JP2006183622A - エンジンの振動除去装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 多リンク式の可変圧縮比エンジンのピストンの往復動に伴ってシリンダ軸線に対して傾斜する方向に発生する振動を効果的に除去する。
【解決手段】 多リンク式の可変圧縮比エンジンＥのピストン２１の往復動に伴って発生する二次振動の方向がシリンダ軸線Ｌ１に対して傾斜していても、二次バランサー装置４３が発生する加振力の方向（矢印参照）を前記二次振動の方向に一致するように傾斜させることで、その二次振動を効果的に除去することができる。二次バランサー装置４３は、相互に逆方向に回転する一対のバランサーシャフト４４，４５にそれぞれバランサーウエイト４４ａ，４５ａを支持してなり、それらのバランサーウエイト４４ａ，４５ａの位相をずらすことで、発生する加振力の方向をエンジンＥの二次振動の方向に一致するように傾斜させることができる。
【選択図】 図１

Description

本発明は、ピストンの往復動に伴って発生する振動の方向がシリンダ軸線に対して傾斜しているエンジンの振動をバランサー装置により除去するエンジンの振動除去装置に関する。

シリンダ軸線上に配置したクランクシャフトとピストンとをコネクティングロッドで接続した通常のエンジンでは、その二次振動の方向がシリンダ軸線の方向と平行になるため、二次バランサー装置の一対のバランサーシャフトをクランクシャフトの両側に対称的に配置するのが一般的である。

下記特許文献１に記載されたものは、エンジンの二次振動によるロールモーメントを除去するために、クランクシャフトの両側に配置した一対のバランサーシャフトをシリンダ軸線方向にずらすとともに、それらのバランサーシャフトに設けたバランサーウエイトの位相をシリンダ軸線に対して対称に配置している。
実開昭５６−１１８９０８号公報

ところで、コネクティングロッド以外のリンクを備えた複リンク式エンジンでは、それらのリンクがシリンダ軸線に対して非対称に配置されているため、ピストンの往復動に伴って発生する振動の方向がシリンダ軸線の方向に対して傾斜することになる。したがって、このようなエンジンに従来の二次バランサー装置を装着した場合、前記振動のうちのシリンダ軸線に沿う方向の振動を除去することができても、シリンダ軸線およびクランクシャフトに直交する方向の振動を除去できないという問題がある。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、ピストンの往復動に伴ってシリンダ軸線に対して傾斜する方向に発生するエンジンの振動を効果的に除去することを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、ピストンの往復動に伴って発生する振動の方向がシリンダ軸線に対して傾斜しているエンジンの振動をバランサー装置により除去するエンジンの振動除去装置において、前記バランサー装置が発生する加振力の方向を、ピストンの往復動に伴って発生する振動の方向に向けて傾斜させたことを特徴とするエンジンの振動除去装置が提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、ピストンの往復動に伴って発生する振動の方向がシリンダ軸線に対して傾斜しているエンジンの振動をバランサー装置により除去するエンジンの振動除去装置において、前記エンジンが上死点および下死点の少なくとも一方が変更可能なストローク特性可変エンジンであり、前記バランサー装置が発生する加振力の方向を、ピストンの往復動に伴って発生する振動の方向に向けて傾斜させたことを特徴とするエンジンの振動除去装置が提案される。

また請求項３に記載された発明によれば、請求項１または請求項２の構成に加えて、前記バランサー装置が発生する加振力の方向がシリンダ軸線に対して成す角度を、ピストンの往復動に伴って発生する振動の方向がシリンダ軸線に対して成す角度に一致させたことを特徴とするエンジンの振動除去装置が提案される。

また請求項４に記載された発明によれば、請求項１〜請求項３の何れか１項の構成に加えて、前記バランサー装置は相互に逆方向に回転する一対のバランサーシャフトに支持されたバランサーウエイトを備えており、それらのバランサーウエイトが発生する加振力の方向がピストンの往復動に伴って発生する振動の方向に向けて傾斜するように、該バランサーウエイトの位相を設定したことを特徴とするエンジンの振動除去装置が提案される。

また請求項５に記載された発明によれば、請求項４の構成に加えて、前記一対のバランサーウエイトの一方の位相に対して他方の位相を所定角度ずらしたことを特徴とするエンジンの振動除去装置が提案される。

また請求項６に記載された発明によれば、請求項１〜請求項３の何れか１項の構成に加えて、前記エンジンはシリンダ軸線が鉛直方向に対して傾斜しており、前記バランサー装置は相互に逆方向に回転する一対のバランサーシャフトを備えており、一対のバランサーシャフトの中心を通る直線を水平に配置したことを特徴とするエンジンの振動除去装置が提案される。

尚、実施例の二次バランサー装置４３は本発明のバランサー装置に対応周波数、実施例の第１、第２バランサーシャフト４４，４５は本発明のバランサーシャフトに対応し、実施例の第１、第２バランサーウエイト４４ａ，４５ａは本発明のバランサーウエイトに対応する。

請求項１の構成によれば、ピストンの往復動に伴って発生する振動の方向がシリンダ軸線に対して傾斜していても、バランサー装置が発生する加振力の方向を前記振動の方向に向けて傾斜させたことにより、前記振動を効果的に除去することができる。

請求項２の構成によれば、エンジンが上死点および下死点の少なくとも一方が変更可能なストローク特性可変エンジンであることで、ピストンの往復動に伴って発生する振動の方向がシリンダ軸線に対して傾斜していても、バランサー装置が発生する加振力の方向を前記振動の方向に向けて傾斜させたことにより、前記振動を効果的に除去することができる。

請求項３の構成によれば、バランサー装置が発生する加振力の方向がシリンダ軸線に対して成す角度を、ピストンの往復動に伴って発生する振動の方向がシリンダ軸線に対して成す角度に一致させたので、前記振動をより効果的に除去することができる。

請求項４の構成によれば、相互に逆方向に回転する一対のバランサーシャフトに所定の位相でバランサーウエイトを支持したバランサー装置を設け、それらのバランサーウエイトが発生する加振力の方向をピストンの往復動に伴って発生する振動の方向に向けて傾斜させたので、バランサーウエイトが発生する加振力で前記振動を相殺して除去することができる。

請求項５の構成によれば、一対のバランサーウエイトの一方の位相に対して他方の位相を所定角度ずらしたので、加振力の方向を任意に調整することができる。

請求項６の構成によれば、エンジンのシリンダ軸線が鉛直方向に対して傾斜している場合に、一対のバランサーシャフトの中心を通る直線を水平に配置することで、バランサー装置とオイルパンとの距離を短くすることができる。

以下、本発明の実施の形態を、添付の図面に示した本発明の実施例に基づいて説明する。

図１〜図９は本発明の第１実施例を示すもので、図１は可変圧縮比エンジンの縦断面図（高圧縮比状態）、図２は図１の２−２線矢視図、図３は図１の３−３線矢視図、図４は図１の４方向矢視図、図５は可変圧縮比エンジンの縦断面図（低圧縮比状態）、図６はクランクアングルに対するエンジンの振動の変化を示すグラフ、図７はエンジンの振動の方向を示すグラフ、図８はバランサーウエイトの位相と加振力の方向との関係を示すグラフ、図９は実施例の効果を示すグラフである。

図１〜図４に示すように、複数のリンクを備えることでピストンの上死点あるいは下死点に位置を変更可能なストローク特性可変エンジンの一例である可変圧縮比エンジンＥは、シリンダブロック１１およびクランクケース１２を結合したエンジンブロック１３を備えており、シリンダブロック１１の上部にシリンダヘッド１４およびヘッドカバー１５が結合され、クランクケース１２の下部にオイルパン１６が結合される。シリンダブロック１１およびクランクケース１２の割り面にクランクシャフト１７のメインジャーナル１７ａが回転自在に支持されており、メインジャーナル１７ａから偏心するピンジャーナル１７ｂに概略三角形のロアリンク１８の中間部が揺動自在に枢支される。

シリンダブロック１１に設けたシリンダスリーブ２０にピストン２１が摺動自在に嵌合しており、アッパーリンク２２（コネクティングロッド）の上端がピストンピン２３を介してピストン２１に枢支されるとともに、アッパーリンク２２の下端が第１ピン２４を介してロアリンク１８の一端部に枢支される。

クランクシャフト１７の位置から横方向に偏心したクランクケース１２の下面に、クランク形状のコントロールシャフト２５のメインジャーナル２５ａが、ボルト２６，２６でクランクケース１２の締結されたキャップ２７によって揺動自在に枢支される。コントロールリンク２８は本体部２８ａと、その下端にボルト２９，２９で締結されたキャップ部２８ｂとを備えており、本体部２８ａの上端が第２ピン３０を介してロアリンク１８の他端部に枢支されるとともに、本体部２８ａの下端およびキャップ部２８ｂ間にコントロールシャフト２５のピンジャーナル２５ｂが枢支される。コントロールシャフト２５は、その一端に設けた油圧式のアクチュエータ３１で所定角度の範囲で揺動する。

シリンダヘッド１４の下面に形成された燃焼室１４ａに吸気ポート３２および排気ポート３３が開口しており、吸気ポート３２を開閉する吸気バルブ３４と排気ポート３３を開閉する排気バルブ３５とがシリンダヘッド１４に設けられる。吸気バルブ３４は吸気カムシャフト３６により吸気ロッカーアーム３７を介して開閉駆動され、排気バルブ３５は排気カムシャフト３８により排気ロッカーアーム３９を介して開閉駆動される。

クランクシャフト１７の下方のクランクケース１２に固定された上部バランサーハウジング４０と、その下面にボルト４１…で結合された下部バランサーハウジング４２との間に二次バランサー装置４３が収納される。二次バランサー装置４３は、第１バランサーウエイト４４ａを一体に有する第１バランサーシャフト４４と、第２バランサーウエイト４５ａを一体に有する第２バランサーシャフト４５とを備えており、第１バランサーシャフト４４はクランクシャフト１７に設けた第１ギヤ４６に噛合する第２ギヤ４７により駆動され、第２バランサーシャフト４５は第１バランサーシャフト４４に設けた第３ギヤ４８に噛合する第４ギヤ４９により駆動される。第１ギヤ４６の歯数は第２ギヤ４７の歯数の２倍に設定され、第３ギヤ４８および第４ギヤ４９の歯数は同じに設定されているため、第１、第２バランサーシャフト４４，４５はクランクシャフト１７の２倍の回転数で相互に逆方向に回転し、エンジンＥの二次振動を抑制する。

尚、二次バランサー装置４３は、クランクシャフト１７からチェーンあるいはタイミングベルトを用いて第１、第２バランサーシャフト４４，４５に駆動力を伝達するものであっても良い。

第１、第２バランサーシャフト４４，４５の中心を結ぶ直線Ｌ２は鉛直に配置したシリンダ軸線Ｌ１に対して直交しており、従って前記直線Ｌ２は水平方向に延びている。第２バランサーシャフト４５の第２バランサーウエイト４５ａが鉛直方向上向きになったとき、第１バランサーシャフト４４の第１バランサーウエイト４４ａは、鉛直方向上向き位置から反時計方向に位相がずれるように、第１、第２バランサーウエイト４４ａ，４５ａの位相が設定されている。

次に、上記構成を備えた本発明の第１実施例の作用を説明する。

エンジンＥの運転状態に応じてアクチュエータ３１が駆動され、アクチュエータ３１に接続されたコントロールシャフト２５が図１に示す位置と図５に示す位置との間の任意の位置に回転する。図１に示す位置では、コントロールシャフト２５のメインジャーナル２５ａに対してピンジャーナル２５ｂが下方に位置するため、コントロールリンク２８が引き下げられてロアリンク１８がクランクシャフト１７のピンジャーナル１７ｂを中心に時計方向に揺動し、アッパーリンク２２が押し上げられてピストン２１の位置が高くなることで、エンジンＥが高圧縮比状態になる。

逆に、図５に示す位置では、コントロールシャフト２５のメインジャーナル２５ａに対してピンジャーナル２５ｂが上方に位置するため、コントロールリンク２８が押し上げられてロアリンク１８がクランクシャフト１７のピンジャーナル１７ｂを中心に反時計方向に揺動し、アッパーリンク２２が引き下げられてピストン２１の位置が低くなることで、エンジンＥが低圧縮比状態になる。

このように、コントロールシャフト２５の揺動によってコントロールリンク２８が上下動し、ロアリンク１８の運動拘束条件が変化してピストン２１の上死点位置を含むストローク特性が変化することで、エンジンＥの圧縮比が任意に制御される。

図６には、クランクアングルに対するエンジンの二次振動の加振力の変化特性が示される。即ち、シリンダ軸線上に配置したクランクシャフトとピストンとをコネクティングロッドで接続した従来の通常のエンジンでは、シリンダ軸線方向（Ｚ方向）の加振力（太い破線参照）は正弦波状となり、シリンダ軸線およびクランクシャフトに直交する方向（Ｘ方向）の加振力（細い破線参照）は０である。それに対して、本実施例のエンジンＥはロアリンク１８、アッパーリンク２２およびコントロールリンク２８がシリンダ軸線Ｌ１に対して非対称に配置されているため、シリンダ軸線Ｌ１方向（Ｚ方向）の加振力（太い実線参照）と、シリンダ軸線Ｌ１およびクランクシャフト１７に直交する方向（Ｘ方向）の加振力（細い実線参照）とが同時に発生する。

図７はＸ−Ｚ平面（クランクシャフト１７に直交する平面）における二次振動の加振力ＦＸ，ＦＺの波形を示すもので、破線で示す従来の通常のエンジンではＺ方向の加振力ＦＺだけが発生しているのに対し、実線で示す本実施例のエンジンＥでは、Ｚ方向の加振力ＦＺおよびＸ方向の加振力ＦＸが同時に発生し、主たる加振力の方向がＺ方向に対して角度θだけＸ方向に傾斜していることが分かる。

この角度θだけ傾斜した振動を効果的に打ち消すには、図１に矢印で示すように、二次バランサー装置４３が発生する加振力の方向をシリンダ軸線Ｌ１に対して角度θだけ傾斜させれば良いが、本実施例では第１、第２バランサーシャフト４４，４５の第１、第２バランサーウエイト４４ａ，４５ａの位相を非対称にすることで、これを実現している。

図８（Ｂ）に示すように、相互に逆方向に回転する第１、第２バランサーウエイト４４ａ，４５ａの位相が揃ったとき、その第１、第２バランサーウエイト４４ａ，４５ａの方向に最大の加振力が発生する。しかしながら本実施例では、図８（Ａ）に示すように、シリンダ軸線Ｌ１に対して第２バランサーウエイト４５ａの位相が整列したときに、第１バランサーウエイト４４ａの位相を２θだけ偏倚させることにより、最大の加振力が発生する方向をシリンダ軸線Ｌ１に対してθだけ傾けている。従って、θの値を変更するだけで、二次バランサー装置４３が発生する加振力の方向を任意に設定することができる。

以上のように、多リンク式の可変圧縮比エンジンＥの運転に伴って発生する二次振動の方向がシリンダ軸線Ｌ１に対して傾斜していても、二次バランサー装置４３が発生する加振力の方向を前記二次振動の方向に一致するように傾斜させたことにより、その二次振動を効果的に除去することができる。

図９における２本の破線は、本実施例のエンジンＥから二次バランサー装置４３を除去した比較例の振動特性を示すもので、低圧縮比時および高圧縮比時の両方でＺ方向およびＸ方向の加振力が大きいことが分かる。一方、２本の実線は、本実施例のエンジンＥの振動特性を示すもので、低圧縮比時および高圧縮比時の両方でＺ方向およびＸ方向の加振力が大幅に低減していることが分かる。

次に、図１０に基づいて本発明の第２実施例を説明する。

第１実施例のエンジンＥはシリンダ軸線Ｌ１が鉛直に起立するように配置されるが、図１０に示す第２実施例のエンジンＥはシリンダ軸線Ｌ１が吸気側に角度θだけ傾斜するように配置される。しかしながら、二次バランサー装置４３の第１、第２バランサーシャフト４４，４５の中心を結ぶ直線Ｌ２はオイルパン１６の底面と平行な水平方向に延びている。第１、第２バランサーウエイト４４ａ，４５ａの位相は、それらが同時に鉛直方向上向き、あるいは鉛直方向下向きになるように設定されており、従って二次バランサー装置４３が発生する加振力の方向（矢印参照）は鉛直方向となる。

このエンジンＥのシリンダ軸線Ｌ１は鉛直方向に対して角度θだけ傾斜しているため、二次バランサー装置４３が発生する加振力の方向はシリンダ軸線Ｌ１に対して角度θだけ傾斜することになり、第１実施例と同様にエンジンＥの振動を効果的に除去することができる。しかも、この第２実施例によれば、第１、第２バランサーシャフト４４，４５の中心を結ぶ直線Ｌ２が、シリンダ軸線Ｌ１に直交する方向（Ｘ方向）に対して傾斜しているため、そのＸ方向のエンジンブロック１３の幅を、第１実施例に比べて小さくすることができ、しかも二次バランサー装置４３とオイルパン１６との距離を短くすることができる。但し、エンジンＥのシリンダ軸線Ｌ１方向（Ｚ方向）の寸法をコンパクト化する上では、第１実施例の方が有利である。

次に、図１１に基づいて本発明の第３実施例を説明する。

図１０に示す第２実施例のエンジンＥはシリンダ軸線Ｌ１が吸気側に角度θだけ傾斜するように配置されるが、図１１に示す第３実施例のエンジンＥはシリンダ軸線Ｌ１が排気側に傾斜するように配置される。シリンダ軸線Ｌ１に対する二次バランサー装置４３の位置関係は第２実施例と同じであるため、第１、第２バランサーシャフト４４，４５の中心を結ぶ直線Ｌ２は鉛直方向に対して更に大きく傾斜することになる。

この第３実施例によれば、第１、第２実施例と同様にエンジンＥの振動を効果的に除去することができるだけでなく、シリンダ軸線Ｌ１に直交する方向（Ｘ方向）のエンジンブロック１３の幅を、第２実施例よりも更に小さくすることができるが、シリンダ軸線Ｌ１方向（Ｚ方向）の寸法は若干増大する。

以上、本発明の実施例を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、実施例では可変圧縮比エンジンについて説明したが、同様の構造で各部の寸法を変更することによって、エンジンの圧縮比および排気量の何れか一方または両方を変更可能に構成することができる。本発明は、これらの可変ストローク特性エンジンを含む多リンク式エンジンに対して適用することができる。

可変圧縮比エンジンの縦断面図（高圧縮比状態） 図１の２−２線矢視図 図１の３−３線矢視図 図１の４方向矢視図 可変圧縮比エンジンの縦断面図（低圧縮比状態） クランクアングルに対するエンジンの振動の変化を示すグラフ エンジンの振動力の方向を示すグラフ バランサーウエイトの位相と加振力の方向との関係を示すグラフ 実施例の効果を示すグラフ 本発明の第２実施例に係る可変圧縮比エンジンの縦断面図（高圧縮比状態） 本発明の第３実施例に係る可変圧縮比エンジンの縦断面図（高圧縮比状態）

符号の説明

２１ ピストン
４３ 二次バランサー装置（バランサー装置）
４４ 第１バランサーシャフト（バランサーシャフト）
４４ａ 第１バランサーウエイト（バランサーウエイト）
４５ 第２バランサーシャフト（バランサーシャフト）
４５ａ 第２バランサーウエイト（バランサーウエイト）
Ｅ エンジン
Ｌ１ シリンダ軸線
Ｌ２ 一対のバランサーシャフトの中心を通る直線

Claims (6)

1. ピストン（２１）の往復動に伴って発生する振動の方向がシリンダ軸線（Ｌ１）に対して傾斜しているエンジン（Ｅ）の振動をバランサー装置（４３）により除去するエンジンの振動除去装置において、
   前記バランサー装置（４３）が発生する加振力の方向を、ピストン（２１）の往復動に伴って発生する振動の方向に向けて傾斜させたことを特徴とするエンジンの振動除去装置。
2. ピストン（２１）の往復動に伴って発生する振動の方向がシリンダ軸線（Ｌ１）に対して傾斜しているエンジン（Ｅ）の振動をバランサー装置（４３）により除去するエンジンの振動除去装置において、
   前記エンジン（Ｅ）が上死点および下死点の少なくとも一方が変更可能なストローク特性可変エンジンであり、前記バランサー装置（４３）が発生する加振力の方向を、ピストン（２１）の往復動に伴って発生する振動の方向に向けて傾斜させたことを特徴とするエンジンの振動除去装置。
3. 前記バランサー装置（４３）が発生する加振力の方向がシリンダ軸線（Ｌ１）に対して成す角度を、ピストン（２１）の往復動に伴って発生する振動の方向がシリンダ軸線（Ｌ１）に対して成す角度に一致させたことを特徴とする、請求項１または請求項２に記載のエンジンの振動除去装置。
4. 前記バランサー装置（４３）は相互に逆方向に回転する一対のバランサーシャフト（４４，４５）に支持されたバランサーウエイト（４４ａ，４５ａ）を備えており、それらのバランサーウエイト（４４ａ，４５ａ）が発生する加振力の方向がピストン（２１）の往復動に伴って発生する振動の方向に向けて傾斜するように、該バランサーウエイト（４４ａ，４５ａ）の位相を設定したことを特徴とする、請求項１〜請求項３の何れか１項に記載のエンジンの振動除去装置。
5. 前記一対のバランサーウエイト（４４ａ，４５ａ）の一方の位相に対して他方の位相を所定角度ずらしたことを特徴とする、請求項４に記載のエンジンの振動除去装置。
6. 前記エンジン（Ｅ）はシリンダ軸線（Ｌ１）が鉛直方向に対して傾斜しており、前記バランサー装置（４３）は相互に逆方向に回転する一対のバランサーシャフト（４４，４５）を備えており、一対のバランサーシャフト（４４，４５）の中心を通る直線（Ｌ２）を水平に配置したことを特徴とする、請求項１〜請求項３の何れか１項に記載のエンジンの振動除去装置。
   

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