JP2006207634A - Vibration removing device for engine - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To effectively remove secondary vibration of an engine capable of switching a plurality of operation conditions in which stroke characteristics of a piston are different. <P>SOLUTION: Even if direction of secondary vibration generated in accordance with reciprocating movement of the piston 21 is different depending on the first operation condition and the second operation condition, direction of vibration applying force generated by a secondary balancer device 43 is set to an intermediate part of direction of vibration applying force for suppressing secondary vibration in the first operation condition and direction of vibration applying force for suppressing secondary vibration in the second operation condition to suppress both of secondary vibration in the first and second operation conditions effectively. In particular, since direction of vibration applying force generated by the secondary balancer device 43 is set in such a way that amplitudes of secondary vibration in the first and second operation conditions become substantially equal, both of secondary vibration in the first and second operation conditions can be effectively suppressed further. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

本発明は、ピストンのストローク特性を変更するストローク特性可変機構と、エンジンの運転に伴う振動を低減するバランサー装置とを備えたエンジンの振動除去装置と、ピストンのストローク特性を変更するストローク特性可変機構と、ピストンの往復動に伴う二次振動を低減する二次バランサー装置とを備えたエンジンの振動除去装置とに関する。   The present invention relates to a stroke characteristic variable mechanism that changes a stroke characteristic of a piston, a vibration elimination device for an engine that includes a balancer device that reduces vibration caused by engine operation, and a stroke characteristic variable mechanism that changes a stroke characteristic of the piston. And a vibration elimination device for an engine provided with a secondary balancer device that reduces secondary vibration accompanying reciprocation of a piston.

クランクシャフトのクランクピンにロアリンクを枢支し、このロアリンクをアッパーリンクを介してピストンに連結するとともに、前記ロアリンクをエンジンブロックに支持したコントロールシャフトにコントロールリンクを介して連結し、コントロールシャフトをアクチュエータで回転させてコントロールリンクの一端の位置を変化させることで圧縮比を変更する複リンク式エンジンが、下記特許文献１、２により公知である。
特開２００２−１８８４５５号公報 特開２００２−１７４１３１号公報 A lower link is pivotally supported on the crankpin of the crankshaft, and the lower link is connected to the piston via the upper link, and the lower link is connected to the control shaft supported by the engine block via the control link. Patent Documents 1 and 2 listed below disclose a multi-link engine that changes the compression ratio by changing the position of one end of a control link by rotating the shaft with an actuator.
JP 2002-188455 A JP 2002-174131 A

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二次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。しかも圧縮比を変更すべくコントロールシャフトを回転させると、複数のリンクの配置関係がずれて振動特性、特に二次振動の方向が変化してしまう。   By the way, in the multi-link type engine having links other than the connecting rod, since these links are arranged asymmetrically with respect to the cylinder axis, the direction of the secondary vibration generated by the reciprocation of the piston is the cylinder axis. It will be inclined with respect to the direction. In addition, when the control shaft is rotated to change the compression ratio, the arrangement relationship of the plurality of links is shifted, and the vibration characteristics, particularly the direction of the secondary vibration is changed.

従って、このようなエンジンに二次バランサー装置を装着して二次振動を低減しようとしても、エンジンが高圧縮比状態にあるときの二次振動および低圧縮比状態にあるときの二次振動を共に低減することが難しいという問題がある。   Therefore, even if a secondary balancer device is attached to such an engine to reduce the secondary vibration, the secondary vibration when the engine is in the high compression ratio state and the secondary vibration when the engine is in the low compression ratio state are reduced. There is a problem that it is difficult to reduce both.

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、ピストンのストローク特性が異なる複数の運転状態を切り換え可能なエンジンの振動を効果的に除去できるようにすることを目的とする。   The present invention has been made in view of the above-described circumstances, and an object of the present invention is to effectively remove vibrations of an engine capable of switching a plurality of operating states having different piston stroke characteristics.

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、ピストンのストローク特性を変更するストローク特性可変機構と、エンジンの運転に伴う振動を低減するバランサー装置とを備えた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、運転状態の切り換え時の振動変化を抑制するように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。   In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, there is provided an engine having a stroke characteristic variable mechanism that changes a stroke characteristic of a piston, and a balancer device that reduces vibration caused by engine operation. In the vibration removing apparatus, there is proposed an engine vibration removing apparatus characterized in that the direction of the exciting force generated by the balancer device is set so as to suppress a change in vibration at the time of switching of the operating state.

また請求項２に記載された発明によれば、ピストンのストローク特性を変更するストローク特性可変機構と、ピストンの往復動に伴う二次振動を低減する二次バランサー装置とを備えたエンジンの振動除去装置において、前記二次バランサー装置が発生する加振力の方向を、第１の運転状態での二次振動を抑制する加振力の方向と、第２の運転状態での二次振動を抑制する加振力の方向との中間に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。   According to the second aspect of the present invention, the vibration removal of the engine including the stroke characteristic variable mechanism that changes the stroke characteristic of the piston and the secondary balancer device that reduces the secondary vibration caused by the reciprocating motion of the piston. In the device, the direction of the excitation force generated by the secondary balancer device is controlled by the direction of the excitation force that suppresses the secondary vibration in the first operation state and the secondary vibration in the second operation state. An engine vibration removing device is proposed which is set in the middle of the direction of the exciting force to be applied.

また請求項３に記載された発明によれば、請求項２の構成に加えて、前記二次バランサー装置が発生する加振力の方向を、第１の運転状態での二次振動の振幅と、第２の運転状態での二次振動の振幅とがほぼ等しくなるように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。   According to the invention described in claim 3, in addition to the configuration of claim 2, the direction of the excitation force generated by the secondary balancer device is set to the amplitude of the secondary vibration in the first operating state. An engine vibration removing device is proposed, which is set so that the amplitude of the secondary vibration in the second operating state is substantially equal.

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する。   In addition, the secondary balancer apparatus 43 of an Example respond | corresponds to the balancer apparatus of this invention.

請求項１の構成によれば、エンジンの運転状態の切り換え時に振動状態が変化しても、バランサー装置が発生する加振力の方向が前記変化を抑制するように設定されているので、エンジンの運転状態に関わらずに振動を効果的に抑制することができる。   According to the configuration of claim 1, even if the vibration state changes when the engine operating state is switched, the direction of the excitation force generated by the balancer device is set to suppress the change. Vibration can be effectively suppressed regardless of the operating state.

請求項２の構成によれば、ピストンの往復動に伴って発生する二次振動の方向が第１の運転状態と第２の運転状態とで異なっていても、二次バランサー装置が発生する加振力の方向を、第１の運転状態での二次振動を抑制する加振力の方向と、第２の運転状態での二次振動を抑制する加振力の方向との中間に設定したことにより、第１、第２の運転状態での二次振動の両方を効果的に抑制することができる。   According to the configuration of claim 2, even if the direction of the secondary vibration generated by the reciprocation of the piston is different between the first operation state and the second operation state, the additional force generated by the secondary balancer device is generated. The direction of the vibration force is set between the direction of the excitation force that suppresses the secondary vibration in the first operation state and the direction of the excitation force that suppresses the secondary vibration in the second operation state. Thus, both secondary vibrations in the first and second operating states can be effectively suppressed.

請求項３の構成によれば、二次バランサー装置が発生する加振力の方向を、第１、第２の運転状態での二次振動の振幅がほぼ等しくなるように設定したので、第１、第２の運転状態での二次振動の両方を一層効果的に抑制することができる。   According to the configuration of the third aspect, the direction of the exciting force generated by the secondary balancer device is set so that the amplitudes of the secondary vibrations in the first and second operating states are substantially equal. Both secondary vibrations in the second operating state can be more effectively suppressed.

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。   DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Embodiments of the present invention will be described below based on examples of the present invention shown in the accompanying drawings.

図１〜図８は本発明の一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図、図７はエンジンの二次振動の方向を示すグラフ、図８は二次バランサー装置の効果を示すグラフである。   1 to 8 show an embodiment of the present invention. FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a variable compression ratio engine (high compression ratio state), and FIG. 2 is a view taken along the line 2-2 in FIG. 3 is a view taken along line 3-3 in FIG. 1, FIG. 4 is a view taken in the direction of arrow 4 in FIG. 1, FIG. 5 is a longitudinal sectional view of a variable compression ratio engine (low compression ratio state), and FIG. FIG. 7 is a graph showing the direction of the secondary vibration of the engine, and FIG. 8 is a graph showing the effect of the secondary balancer device.

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。   As shown in FIGS. 1 to 4, the variable compression ratio engine E, which is an example of a variable stroke characteristic engine that can change the position to the top dead center or the bottom dead center of the piston by providing a plurality of links, And an engine block 13 coupled to the crankcase 12. A cylinder head 14 and a head cover 15 are coupled to the upper part of the cylinder block 11, and an oil pan 16 is coupled to the lower part of the crankcase 12. A main journal 17a of the crankshaft 17 is rotatably supported on the split surfaces of the cylinder block 11 and the crankcase 12, and an intermediate portion of a substantially triangular lower link 18 is swingable on a pin journal 17b eccentric from the main journal 17a. It is supported by.

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。   A piston 21 is slidably fitted to a cylinder sleeve 20 provided in the cylinder block 11, and the upper end of an upper link 22 (connecting rod) is pivotally supported by the piston 21 via a piston pin 23. The lower end of 22 is pivotally supported on one end of the lower link 18 via the first pin 24.

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。   A main journal 25a of a crank-shaped control shaft 25 is pivoted on a lower surface of the crankcase 12 that is offset laterally from the position of the crankshaft 17 by a cap 27 fastened to the crankcase 12 by bolts 26 and 26. Be supported. The control link 28 includes a main body portion 28a and a cap portion 28b fastened to the lower end of the main body portion 28a with bolts 29, 29. The upper end of the main body portion 28a is connected to the other end portion of the lower link 18 via the second pin 30. The pin journal 25b of the control shaft 25 is pivotally supported between the lower end of the main body portion 28a and the cap portion 28b. The control shaft 25 swings within a predetermined angle range by a hydraulic actuator 31 provided at one end thereof.

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。   An intake port 32 and an exhaust port 33 are opened in a combustion chamber 14a formed on the lower surface of the cylinder head 14, and an intake valve 34 that opens and closes the intake port 32 and an exhaust valve 35 that opens and closes the exhaust port 33 are provided. Provided. The intake valve 34 is driven to open / close by an intake camshaft 36 via an intake rocker arm 37, and the exhaust valve 35 is driven to open / close by an exhaust camshaft 38 via an exhaust rocker arm 39.

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。   A secondary balancer device 43 is accommodated between an upper balancer housing 40 fixed to the crankcase 12 below the crankshaft 17 and a lower balancer housing 42 coupled to the lower surface thereof by bolts 41. The secondary balancer device 43 includes a first balancer shaft 44 integrally including a first balancer weight 44a and a second balancer shaft 45 integrally including a second balancer weight 45a. The first balancer shaft 44 is a crank. Driven by a second gear 47 that meshes with a first gear 46 provided on the shaft 17, the second balancer shaft 45 is driven by a fourth gear 49 that meshes with a third gear 48 provided on the first balancer shaft 44. Since the number of teeth of the first gear 46 is set to twice the number of teeth of the second gear 47 and the number of teeth of the third gear 48 and the fourth gear 49 are set to be the same, the first and second balancer shafts 44 and 45 rotate in directions opposite to each other at twice the number of rotations of the crankshaft 17 to suppress the secondary vibration of the engine E.

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。   The secondary balancer device 43 may transmit a driving force from the crankshaft 17 to the first and second balancer shafts 44 and 45 using a chain or a timing belt.

次に、上記構成を備えた本発明の実施例の作用を説明する。   Next, the operation of the embodiment of the present invention having the above configuration will be described.

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。   The actuator 31 is driven according to the operating state of the engine E, and the control shaft 25 connected to the actuator 31 rotates to an arbitrary position between the position shown in FIG. 1 and the position shown in FIG. In the position shown in FIG. 1, the pin journal 25 b is positioned below the main journal 25 a of the control shaft 25, so that the control link 28 is pulled down and the lower link 18 is clockwise around the pin journal 17 b of the crankshaft 17. And the upper link 22 is pushed up to raise the position of the piston 21, so that the engine E enters a high compression ratio state.

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。   On the contrary, in the position shown in FIG. 5, the pin journal 25 b is positioned above the main journal 25 a of the control shaft 25, so that the control link 28 is pushed up and the lower link 18 is centered on the pin journal 17 b of the crankshaft 17. When the upper link 22 is pulled down and the position of the piston 21 is lowered, the engine E is in a low compression ratio state.

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。   As described above, the control link 28 moves up and down by the swinging of the control shaft 25, the motion constraint condition of the lower link 18 changes, and the stroke characteristics including the top dead center position of the piston 21 change. The compression ratio is arbitrarily controlled.

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ＦＸ，ＦＺの波形を示すもので、Ｚ方向の二次振動ＦＺおよびＸ方向の二次振動ＦＸが同時に発生し、主たる二次振動の方向がＺ方向に対してＸ方向に角度θ１，θ２だけ傾斜していることが分かる。実線で示す高圧縮比時の二次振動の方向θ１と破線で示す低圧縮比時の二次振動の方向θ２とは、角度αだけずれている。   FIG. 7 shows the waveforms of the secondary vibrations FX and FZ in the XZ plane (a plane perpendicular to the crankshaft 17). The secondary vibrations FZ in the Z direction and the secondary vibrations FX in the X direction are generated simultaneously. It can be seen that the direction of the main secondary vibration is inclined by the angles θ1 and θ2 in the X direction with respect to the Z direction. The direction θ2 of the secondary vibration at the high compression ratio indicated by the solid line and the direction θ2 of the secondary vibration at the low compression ratio indicated by the broken line are shifted by an angle α.

図６に示すように、Ｚ方向に対して傾斜した二次振動を効果的に打ち消すには、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。即ち、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が、そのときの第１、第２ランサーウエイト４４ａ，４５ａの位相をシリンダ軸線Ｌ１に対してθ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。   As shown in FIG. 6, in order to effectively cancel the secondary vibration inclined with respect to the Z direction, the direction of the excitation force generated by the secondary balancer device 43 is inclined by the angle θ with respect to the cylinder axis L1. Just do it. That is, when the phases of the first and second balancer weights 44a and 45a rotating in opposite directions are aligned, the maximum excitation force is generated in the direction of the first and second balancer weights 44a and 45a. By deviating the phase of the first and second lancer weights 44a, 45a by θ relative to the cylinder axis L1, the direction in which the maximum excitation force is generated is inclined by θ relative to the cylinder axis L1. . Therefore, the direction of the exciting force generated by the secondary balancer device 43 can be arbitrarily set by simply changing the value of θ.

しかしながら、高圧縮比時の角度θ１と低圧縮比時の角度θ２とは不一致であり、高圧縮比時の二次振動を有効に抑える角度θ１を採用すると低圧縮比時の二次振動を有効に抑えることができなくなり、逆に低圧縮比時の二次振動を有効に抑える角度θ２を採用すると高圧縮比時の二次振動を有効に抑えることができなくなる問題がある。そこで本実施例では、第１、第２バランサーウエイト４４ａ，４５ａが最大の加振力が発生する方向を、高圧縮比時の二次振動の方向θ１と低圧縮比時の二次振動の方向θ２との中間の方向θに設定している。具体的には、高圧縮比時の二次振動の振幅と低圧縮比時の二次振動の振幅とがほぼ一致するように、第１、第２バランサーウエイト４４ａ，４５ａが最大の加振力が発生する方向θを設定している。これにより、高圧縮比時および低圧縮比時の二次振動の両方を効果的に低減することができる。   However, the angle θ1 at the time of the high compression ratio and the angle θ2 at the time of the low compression ratio are inconsistent. If the angle θ1 that effectively suppresses the secondary vibration at the high compression ratio is adopted, the secondary vibration at the low compression ratio is effective. If the angle θ2 that effectively suppresses the secondary vibration at the low compression ratio is adopted, the secondary vibration at the high compression ratio cannot be effectively suppressed. Therefore, in the present embodiment, the direction in which the first and second balancer weights 44a and 45a generate the maximum excitation force is defined as the direction of the secondary vibration at the high compression ratio θ1 and the direction of the secondary vibration at the low compression ratio. The direction θ is set in the middle of θ2. Specifically, the first and second balancer weights 44a and 45a have the maximum excitation force so that the amplitude of the secondary vibration at the high compression ratio and the amplitude of the secondary vibration at the low compression ratio substantially coincide. The direction θ in which the occurrence occurs is set. Thereby, both the secondary vibration at the time of the high compression ratio and the low compression ratio can be effectively reduced.

エンジンＥの圧縮比を変更しても、二次バランサー装置４３によってエンジンＥの二次振動の方向の変化が極めて小さく抑えられるので、乗員がエンジンＥの運転状態の変化による違和感を覚えることが少なくて済む。   Even if the compression ratio of the engine E is changed, the change in the direction of the secondary vibration of the engine E is suppressed to be extremely small by the secondary balancer device 43, so that the occupant rarely feels uncomfortable due to the change in the operating state of the engine E. I'll do it.

図８における細い実線および細い破線は、二次バランサー装置４３を持たないエンジンＥの高圧縮比時および低圧縮比時の二次振動ＦＺの波形であり、太い実線および太い破線は、二次バランサー装置４３を持つエンジンＥの高圧縮比時および低圧縮比時の二次振動ＦＺの波形である。何れの場合にも、二次バランサー装置４３を設けたことにより二次振動ＦＺが大幅に低減している。   A thin solid line and a thin broken line in FIG. 8 are waveforms of the secondary vibration FZ when the engine E without the secondary balancer device 43 is at a high compression ratio and a low compression ratio, and a thick solid line and a thick broken line are secondary balancers. It is a waveform of the secondary vibration FZ when the engine E having the device 43 is at a high compression ratio and a low compression ratio. In any case, the secondary vibration FZ is significantly reduced by providing the secondary balancer device 43.

図８（Ａ）〜（Ｃ）は、第１、第２バランサーウエイト４４ａ，４５ａが最大の加振力が発生する方向が異なっている。図８（Ａ）は高圧縮比時の二次振動（太い実線）を最も効果的に抑制するように設定したものであり、高圧縮比時の二次振動は充分に低減しているが低圧縮比時の二次振動（太い破線）がかなり残存している。図８（Ｂ）は低圧縮比時の二次振動（太い破線）を最も効果的に抑制するように設定したものであり、低圧縮比時の二次振動は充分に低減しているが高圧縮比時の二次振動（太い実線）がかなり残存している。図８（Ｃ）は高圧縮比時および低圧縮比時の中間の設定（本実施例の設定）であり、高圧縮比時の二次振動（太い実線）の振幅および低圧縮比時の二次振動（太い破線）の振幅が同じ大きさに低減している。   8A to 8C differ in the direction in which the first and second balancer weights 44a and 45a generate the maximum excitation force. FIG. 8 (A) is set so as to most effectively suppress the secondary vibration at the time of high compression ratio (thick solid line), and the secondary vibration at the time of high compression ratio is sufficiently reduced but low. A considerable amount of secondary vibration (thick broken line) remains at the compression ratio. FIG. 8 (B) is set so as to most effectively suppress the secondary vibration (thick broken line) at the time of the low compression ratio. The secondary vibration at the time of the low compression ratio is sufficiently reduced, but is high. A considerable amount of secondary vibration (thick solid line) remains at the compression ratio. FIG. 8C shows an intermediate setting between the high compression ratio and the low compression ratio (setting of this embodiment). The amplitude of the secondary vibration (thick solid line) at the high compression ratio and the two at the low compression ratio. The amplitude of the next vibration (thick broken line) is reduced to the same magnitude.

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。   Although the embodiments of the present invention have been described above, various design changes can be made without departing from the scope of the present invention.

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。   For example, although the variable compression ratio engine has been described in the embodiments, it is possible to change either or both of the compression ratio and the displacement of the engine by changing the dimensions of each part with the same structure. The present invention can be applied to a multi-link engine including these variable stroke characteristics engines.

可変圧縮比エンジンの縦断面図（高圧縮比状態）Vertical section of variable compression ratio engine (high compression ratio state) 図１の２−２線矢視図2-2 line view of FIG. 図１の３−３線矢視図3-3 line view of FIG. 図１の４方向矢視図4 direction view of FIG. 可変圧縮比エンジンの縦断面図（低圧縮比状態）Vertical section of variable compression ratio engine (low compression ratio state) 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図Diagram showing the relationship between the balancer weight phase and the direction of the excitation force エンジンの二次振動の方向を示すグラフGraph showing the direction of secondary vibration of the engine 二次バランサー装置の効果を示すグラフGraph showing the effect of secondary balancer device

符号の説明Explanation of symbols

２１ ピストン
４３ 二次バランサー装置（バランサー装置）
Ｅ エンジン
21 Piston 43 Secondary balancer device (balancer device)
E engine

Claims (3)

ピストン（２１）のストローク特性を変更するストローク特性可変機構と、エンジン（Ｅ）の運転に伴う振動を低減するバランサー装置（４３）とを備えた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、運転状態の切り換え時の振動変化を抑制するように設定したことを特徴とするエンジンの振動除去装置。 In an engine vibration elimination apparatus comprising: a stroke characteristic variable mechanism that changes a stroke characteristic of the piston (21); and a balancer device (43) that reduces vibration associated with operation of the engine (E).
The engine vibration removing device, wherein the direction of the exciting force generated by the balancer device (43) is set so as to suppress a vibration change at the time of switching of the operating state. ピストン（２１）のストローク特性を変更するストローク特性可変機構と、ピストン（２１）の往復動に伴う二次振動を低減する二次バランサー装置（４３）とを備えたエンジンの振動除去装置において、
前記二次バランサー装置（４３）が発生する加振力の方向を、第１の運転状態での二次振動を抑制する加振力の方向と、第２の運転状態での二次振動を抑制する加振力の方向との中間に設定したことを特徴とするエンジンの振動除去装置。 In an engine vibration elimination apparatus comprising: a stroke characteristic variable mechanism that changes a stroke characteristic of a piston (21); and a secondary balancer device (43) that reduces secondary vibration caused by reciprocation of the piston (21).
The direction of the exciting force generated by the secondary balancer device (43), the direction of the exciting force that suppresses the secondary vibration in the first operating state, and the secondary vibration in the second operating state are suppressed. An engine vibration removing device, which is set in the middle of the direction of the exciting force to be applied. 前記二次バランサー装置（４３）が発生する加振力の方向を、第１の運転状態での二次振動の振幅と、第２の運転状態での二次振動の振幅とがほぼ等しくなるように設定したことを特徴とする、請求項２に記載のエンジンの振動除去装置。
The direction of the exciting force generated by the secondary balancer device (43) is such that the amplitude of the secondary vibration in the first operating state is substantially equal to the amplitude of the secondary vibration in the second operating state. The engine vibration elimination device according to claim 2, wherein
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