JP2007046633A

JP2007046633A - Balancer device of engine

Info

Publication number: JP2007046633A
Application number: JP2005229153A
Authority: JP
Inventors: Chiharu Togashi; 千晴富樫
Original assignee: Isuzu Motors Ltd
Current assignee: Isuzu Motors Ltd
Priority date: 2005-08-08
Filing date: 2005-08-08
Publication date: 2007-02-22

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent excessive opposite-direction torque from being generated by a balancer device when the engine rotates at a high speed by providing the balancer device with two balancer shafts and reducing rolling vibration based on explosion reaction torque at the time of engine idling and the like. <P>SOLUTION: The two balancer shafts 61, 62 are mounted on a cylinder block 2 of the engine at positions different in height in a direction of a cylinder shaft. When idling the engine, the balancer shafts are rotated by a crank shaft 5 in accordance with explosion period of the engine and the explosion reaction torque of the engine is balanced out by a balance weight fixed on the balancer shafts 61, 62. A clutch 7 is intervened in a transmission for driving the balancer shafts 61, 62 and when the number of rotation reaches a predetermined value, the rotation of the balancer shafts 61, 62 is stopped. As the balancer shafts 61, 62 can be positioned at arbitral positions of the engine, degree of freedom of arrangement and design of the clutch can be enhanced. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、ディーゼルエンジン又はガソリンエンジンのような、シリンダ内を往復するピストンを備えた往復動式エンジンにおいて、エンジンに周期的に作用する爆発反力トルクによる振動、騒音を低減させるバランサ装置に関する。 The present invention relates to a balancer device that reduces vibration and noise caused by explosion reaction force torque that periodically acts on an engine in a reciprocating engine having a piston that reciprocates in a cylinder, such as a diesel engine or a gasoline engine.

ディーゼルエンジン又はガソリンエンジンに代表される往復動式エンジンは、乗用車、トラック等の各種車両の動力源として、また、産業用機器の動力源として広く用いられているものである。往復動式エンジンは、小型で出力が大きく制御が容易であるなど、動力源としての優れた特性を有しているが、シリンダ内で周期的に燃料を燃焼爆発させてピストンを往復動させる構造であるため、慣性力やシリンダ内の筒内圧変動の反作用（主に爆発反力トルク）が起振力あるいは起振トルクとなって振動、騒音が発生する。ディーゼルエンジンは、ガソリンエンジンに比べて圧縮比が高くピストン等の構造部品の強度、重量が大きい関係上、発生する振動や騒音もガソリンエンジンよりも大きくなる傾向にある。 2. Description of the Related Art A reciprocating engine typified by a diesel engine or a gasoline engine is widely used as a power source for various vehicles such as passenger cars and trucks and as a power source for industrial equipment. The reciprocating engine has excellent characteristics as a power source, such as small size, large output and easy control, but the structure that reciprocates the piston by periodically burning and exploding fuel in the cylinder Therefore, the reaction (mainly the explosion reaction force torque) of the inertia force and the in-cylinder pressure fluctuation in the cylinder becomes the vibration force or vibration torque, and vibration and noise are generated. Diesel engines have a higher compression ratio than gasoline engines, and the strength and weight of structural parts such as pistons are large. Therefore, generated vibrations and noises tend to be larger than gasoline engines.

ピストン等の往復慣性質量に起因する慣性力の大きさは、エンジンの回転数が上昇するほど増大する。これに対して、爆発反力トルクの大きさは、基本的にはエンジンの回転数には関係しない。車両に搭載されたエンジンで生じる振動、騒音は、車両が停止しているエンジンアイドル時に問題となり易く、エンジンアイドル時においては回転数が最小となっているので、その時の振動等は、爆発反力トルクによるクランクシャフト周りのローリング振動が支配的になる。 The magnitude of the inertial force resulting from the reciprocating inertial mass of the piston or the like increases as the engine speed increases. On the other hand, the magnitude of the explosion reaction torque is basically not related to the engine speed. Vibration and noise generated by the engine mounted on the vehicle are likely to be a problem when the engine is idling when the vehicle is stopped. Since the engine speed is minimal when the engine is idling, the vibration at that time is an explosion reaction force. Rolling vibration around the crankshaft due to torque becomes dominant.

エンジンの振動を防止する技術には様々なものがある。例えば、互いに反対方向に回転する２本のバランサ軸を設けてこれにバランス錘を固着し、クランクシャフトの回転数と同一の回転数あるいは２倍の回転数で回転させるバランサ装置は、現実のエンジンにおいても多用されている。これらは、ピストン等の往復慣性質量に基づく慣性力をバランスさせるものであって、クランクシャフトと同一の回転数で回転させると慣性力の１次成分を、２倍の回転数で回転させると２次成分をバランスさせることができる。 There are various techniques for preventing engine vibration. For example, two balancer shafts rotating in opposite directions to each other, a balance weight fixed thereto, and a balancer device that rotates at the same or twice the number of rotations of the crankshaft is an actual engine. Is also frequently used. These balance the inertial force based on the reciprocating inertial mass of the piston or the like, and when rotating at the same rotational speed as the crankshaft, the primary component of the inertial force is 2 when rotating at twice the rotational speed. The next component can be balanced.

爆発反力トルクを相殺することによりエンジンの振動等を減少させる技術としては、実開昭６２−７３１３８号公報に示されるバランサ装置がある。このバランサ装置は、４サイクルエンジンに適用されるもので、エンジンのクランクシャフトの上方にバランス錘を固定したバランサ軸を設ける。バランサ軸は、クランクシャフトの回転数にエンジンの気筒数の１／２を乗じた回転数、例えば４気筒エンジンであればクランクシャフトの２倍の回転数、でクランクシャフトにより回転される。４サイクルエンジンの場合には、各々のシリンダではクランクシャフトの２回転に１回燃焼爆発を生じ、クランクシャフトの１回転当たりではエンジンの気筒数の１／２回の爆発反力トルクが発生するから、上記のバランサ軸に、爆発反力トルクを相殺するよう位相を調整してバランス錘を固定することにより、爆発反力トルクを相殺することができる。 As a technique for reducing engine vibration and the like by canceling out the explosion reaction force torque, there is a balancer device disclosed in Japanese Utility Model Laid-Open No. 62-73138. This balancer device is applied to a four-cycle engine, and a balancer shaft having a balance weight fixed above an engine crankshaft is provided. The balancer shaft is rotated by the crankshaft at a rotational speed obtained by multiplying the rotational speed of the crankshaft by half of the number of cylinders of the engine, for example, a rotational speed twice that of the crankshaft in the case of a 4-cylinder engine. In the case of a four-cycle engine, each cylinder generates a combustion explosion once every two rotations of the crankshaft, and an explosion reaction torque that is 1/2 of the number of cylinders of the engine is generated per one rotation of the crankshaft. The explosion reaction force torque can be canceled by fixing the balance weight to the balancer shaft by adjusting the phase so as to cancel the explosion reaction force torque.

また、特開平６−３１３４６３号公報には、上記の公報に開示されたバランサ装置と同様に、爆発反力トルクによるローリング振動を低減させることを目的とする技術が示されている。この技術は４気筒４サイクルエンジンを前提としたものであり、その公報中には、慣性力の２次成分をバランスさせるバランサ軸の一方を利用して、爆発反力トルクを相殺するバランサ装置が記載されている。このバランサ装置では、図９に示されるように、互いに反対方向にクランクシャフトの２倍の回転数で回転する２本のバランサ軸１０１，１０２を設置した、いわゆる２次バランサを有するエンジンにおいて、歯付きベルト１０３によりクランクシャフトから直接駆動されるバランサ軸１０１と、他のバランサ軸１０２との間にクラッチ１０４を設置する。エンジンアイドル時等の低回転時にはクラッチ１０４を切断し、クランクシャフトから直接駆動されるバランサ軸１０１のみを回転させる。この結果、図９の右下側の図に示されるとおり、回転するバランサ軸１０１によって爆発反力トルクと反対方向のトルクがエンジンに作用し、エンジンアイドル時の振動、騒音を低減させることが可能となる。
実開昭６２−７３１３８号公報特開平６−３１３４６３号公報 Japanese Patent Laid-Open No. 6-313463 discloses a technique aimed at reducing rolling vibration caused by an explosion reaction torque, as in the balancer device disclosed in the above publication. This technology is premised on a four-cylinder four-cycle engine. In the publication, there is a balancer device that uses one of the balancer shafts that balances the secondary component of inertial force to cancel the explosion reaction force torque. Are listed. In this balancer device, as shown in FIG. 9, in an engine having a so-called secondary balancer in which two balancer shafts 101 and 102 are rotated in opposite directions to each other at twice the number of rotations of the crankshaft, A clutch 104 is installed between the balancer shaft 101 directly driven from the crankshaft by the attached belt 103 and the other balancer shaft 102. When the engine is idle, such as when the engine is idling, the clutch 104 is disengaged and only the balancer shaft 101 driven directly from the crankshaft is rotated. As a result, as shown in the lower right diagram of FIG. 9, the rotating balancer shaft 101 exerts a torque in the direction opposite to the explosion reaction torque on the engine, and vibration and noise during engine idling can be reduced. It becomes.
Japanese Utility Model Publication No. 62-73138 JP-A-6-313463

上記のとおり、バランス錘を固定したバランサ軸を回転させ爆発反力トルクをバランスさせることが可能であるが、爆発反力トルクの大きさは、基本的にはエンジンの回転数と無関係である。一方、回転するバランサ軸により生じる「爆発反力トルクと反対方向のトルク」は、バランス錘に働く遠心力に基づくものであるから、バランサ軸の回転数の二乗に比例して、つまり、エンジン回転数の二乗に比例して増加する。このため、例えば特許文献１に示されるバランサ装置を用いてバランス錘をエンジンアイドル時のローリング振動を低減するのに適した質量に設定した場合、エンジンが高回転となるとバランス錘による反対方向のトルクが過大となり、バランス錘に起因して高回転時に反って非常に大きな振動等が発生することとなる。 As described above, it is possible to balance the explosion reaction torque by rotating the balancer shaft with the balance weight fixed, but the magnitude of the explosion reaction torque is basically independent of the engine speed. On the other hand, “torque in the direction opposite to the explosion reaction force torque” generated by the rotating balancer shaft is based on the centrifugal force acting on the balance weight, and is proportional to the square of the balancer shaft rotation speed, that is, engine rotation. It increases in proportion to the square of the number. For this reason, for example, when the balance weight is set to a mass suitable for reducing rolling vibration at the time of engine idling using the balancer device disclosed in Patent Document 1, the torque in the opposite direction by the balance weight when the engine becomes high speed Becomes excessive and warps at the time of high rotation due to the balance weight, and very large vibrations are generated.

特許文献２に記載のバランサ装置では、慣性力の２次成分を相殺する２次バランサを利用し、２次バランサの一方のバランサ軸への駆動力をクラッチによって切断して、エンジンアイドル時等の低回転時において、爆発反力トルクと反対方向のトルクを付与する。したがって、高回転時に過大な反対トルクが生じることはないけれども、切断のためのクラッチは、バランサ軸の端部に取り付けられた伝動用歯車の一方に内蔵して設置されているので、クラッチの大きさあるいは構造が極めて制約されたものとなるとともに、クラッチ断続用ための制御装置の設計や設置場所の設定にも大きな困難が伴う。 In the balancer device described in Patent Document 2, a secondary balancer that cancels the secondary component of the inertial force is used, and the driving force to one balancer shaft of the secondary balancer is disconnected by a clutch, so Torque in the opposite direction to the explosion reaction torque is applied at low rotation. Therefore, although an excessive counter torque is not generated at the time of high rotation, the clutch for cutting is installed in one of the transmission gears attached to the end of the balancer shaft. In addition, the structure is extremely limited, and the design of the control device for clutch engagement and the setting of the installation location is accompanied by great difficulty.

また、特許文献２のバランサ装置は、２次バランサを用いて爆発反力トルクを打ち消すものであるから、爆発反力トルクの周期と２次バランサによる反対方向のトルクの周期が一致するエンジン、つまり４気筒４サイクルエンジンにしか適用することができない。
本発明の課題は、エンジンアイドル時等、エンジンの低回転時における爆発反力トルクに基づくローリング振動を低減させながら、エンジンの高回転時には過大な反対方向のトルクの発生を防止するバランサ装置を提供し、しかも、従来のバランサ装置における上述の問題点を解決することにある。 In addition, since the balancer device of Patent Document 2 uses a secondary balancer to cancel the explosion reaction torque, an engine in which the cycle of the explosion reaction torque matches the cycle of the torque in the opposite direction by the secondary balancer, that is, It can be applied only to a 4-cylinder 4-cycle engine.
An object of the present invention is to provide a balancer device that prevents the occurrence of excessive torque in the opposite direction when the engine is running at high speed while reducing rolling vibration based on the explosion reaction torque when the engine is running at low speed, such as when the engine is idling. And it is in solving the above-mentioned problem in the conventional balancer apparatus.

上記の課題に鑑み、本発明のバランサ装置は、シリンダ軸方向の高さ位置が異なるよう２本のバランサ軸を設置して、これをエンジンの爆発周期に合わせてクランクシャフトにより回転させる伝動装置を設け、かつ、伝動装置の途中にクラッチを介在させるものである。すなわち、本発明は、
「シリンダ内を往復するピストンがクランクシャフトに連結され、前記シリンダ内で燃料の爆発燃焼を行わせる往復動ピストン式エンジンのバランサ装置であって、
バランス錘を取り付けた２本のバランサ軸を、シリンダ軸方向の高さ位置が異なるように設置し、
前記バランサ軸を駆動する伝動装置を設けて、前記バランサ軸を、前記クランクシャフトの回転と位相を合わせて、前記クランクシャフトの回転数に前記クランクシャフト１回転当たりの爆発回数を乗じた回転数で、互いに反対方向に回転させ、さらに、
前記伝動装置には前記バランサ軸への駆動力の伝動を遮断するクラッチを介在させ、前記クランクシャフトの回転数が所定値に達したときは前記クラッチを遮断する」
ことを特徴とするバランサ装置となっている。 In view of the above problems, the balancer device of the present invention is a transmission device in which two balancer shafts are installed so that the height positions in the cylinder axis direction are different and are rotated by the crankshaft in accordance with the explosion cycle of the engine. And a clutch is interposed in the middle of the transmission. That is, the present invention
"A reciprocating piston engine balancer device in which a piston that reciprocates in a cylinder is connected to a crankshaft and performs explosion combustion of fuel in the cylinder,
Install two balancer shafts with balance weights attached so that the height positions in the cylinder axis direction are different.
A transmission device for driving the balancer shaft is provided, and the balancer shaft is aligned with the rotation of the crankshaft, and the number of rotations of the crankshaft is multiplied by the number of explosions per one rotation of the crankshaft. Rotate in opposite directions, and
A clutch for interrupting transmission of the driving force to the balancer shaft is interposed in the transmission device, and the clutch is disconnected when the rotation speed of the crankshaft reaches a predetermined value.
The balancer device is characterized by this.

請求項２に記載のように、前記クラッチには係合突起及び係合溝を設け、これらが係合したときに、前記バランサ軸が前記クランクシャフトの回転と位相を合わせて回転するようにすることができる。 According to a second aspect of the present invention, the clutch is provided with an engagement protrusion and an engagement groove, and when these are engaged, the balancer shaft rotates in phase with the rotation of the crankshaft. be able to.

そして、請求項２に記載のクラッチを設けた場合には、請求項３に記載のように、前記伝動装置は、互いに対向して配置された歯車及びプーリを有し、前記歯車及びプーリの一方には前記係合突起を形成したクラッチ可動部材が摺動可能に挿入され、かつ、前記歯車及びプーリの他方には前記係合溝が形成されたクラッチ係合面が設けられるとともに、前記クラッチ可動部材を摺動させる電磁石が設けられているよう構成することが好ましい。 When the clutch according to claim 2 is provided, as in claim 3, the transmission device has a gear and a pulley arranged to face each other, and one of the gear and the pulley. The clutch movable member formed with the engagement projection is slidably inserted, and the other of the gear and the pulley is provided with a clutch engagement surface formed with the engagement groove, and the clutch movable It is preferable that an electromagnet for sliding the member is provided.

請求項４に記載のように、前記往復動ピストン式エンジンを直列４気筒４サイクルエンジンとし、２本の前記バランサ軸が前記クランクシャフトの回転数の２倍の回転数で、互いに反対方向に回転するよう構成することができる。 As described in claim 4, the reciprocating piston type engine is an in-line four-cylinder four-cycle engine, and the two balancer shafts rotate in directions opposite to each other at twice the number of revolutions of the crankshaft. Can be configured to.

請求項３に記載のように、前記往復動ピストン式エンジンを、車両に搭載されたディーゼルエンジンとし、車載ディーゼルエンジンに本発明のバランサ装置を適用することが好ましい。 As described in claim 3, it is preferable that the reciprocating piston type engine is a diesel engine mounted on a vehicle, and the balancer device of the present invention is applied to the on-board diesel engine.

本発明のバランサ装置では、シリンダ軸方向の高さ位置が異なるよう２本のバランサ軸を設置し、エンジンの爆発周期に合わせてクランクシャフトにより回転させる。これにより、エンジンの爆発反力トルクとは反対方向のトルクをエンジンのシリンダブロックに作用させることが可能となる。バランス軸により生じる反対方向のトルクの大きさは、２本のバランサ軸の取り付けるバランス錘の質量と、バランス軸の高さ位置の差との積によって基本的に決定されるから、これを爆発反力トルクと見合う値に設定すると、エンジンアイドル時等のローリング振動を減少させることができる。この場合、２本のバランス軸はエンジンのシリンダブロック等の任意の位置に配置することが可能であり、エンジン補機などとの干渉を避けながら適正な位置に設置することができる。 In the balancer device of the present invention, two balancer shafts are installed so that the height positions in the cylinder axis direction are different, and are rotated by the crankshaft in accordance with the explosion cycle of the engine. As a result, torque in the direction opposite to the engine explosion reaction torque can be applied to the engine cylinder block. The magnitude of the torque in the opposite direction generated by the balance shaft is basically determined by the product of the mass of the balance weight attached to the two balancer shafts and the difference in the height position of the balance shaft. If the value is set to match the force torque, rolling vibration during engine idling can be reduced. In this case, the two balance shafts can be arranged at arbitrary positions such as the cylinder block of the engine, and can be installed at appropriate positions while avoiding interference with the engine auxiliary equipment and the like.

また、本発明のバランサ装置では、クランクシャフトから２本のバランサ軸を駆動する伝動装置にはクラッチが介在されており、クランクシャフトの回転数が所定値に達したときはクラッチを遮断してバランサ軸の回転を停止する。つまり、本発明のバランサ装置はエンジンアイドル時等の低回転時のみに機能するものであり、エンジン高回転の際、反対方向の過大なトルクに起因する振動等が生じることはない。バランサ軸は、エンジンの任意の位置に配置することができるので、これをクランクシャフトから一定の距離を持たせて配置して伝動装置により連結し、その中間にクラッチを置くことが可能となり、クラッチの大きさや構造に関する制約が少なくなる。その結果、クラッチの耐久性及び断続の確実性が大幅に向上する。 In the balancer device of the present invention, a clutch is interposed in the transmission device that drives the two balancer shafts from the crankshaft. When the number of rotations of the crankshaft reaches a predetermined value, the clutch is disconnected and the balancer is disconnected. Stop rotating the shaft. In other words, the balancer device of the present invention functions only at the time of low rotation such as at the time of engine idling, and vibration or the like due to excessive torque in the opposite direction does not occur at the time of high engine rotation. Since the balancer shaft can be placed at any position of the engine, it can be placed at a certain distance from the crankshaft and connected by a transmission, and a clutch can be placed between them. There are fewer constraints on the size and structure. As a result, the durability of the clutch and the certainty of discontinuity are greatly improved.

爆発反力トルクの発生時期に合わせて反対方向のトルクを生じさせるには、バランサ軸のバランス錘は、その位相をクランクシャフトの位相と合わせて回転する必要がある。請求項２の発明のように、クラッチに係合突起及び係合溝を設け、クラッチを接続したときには、これらが係合してバランサ軸がクランクシャフトにより駆動されるようにすると、常時、既定の位相関係を維持することが可能となる。この場合においては、請求項３の発明のように、クランクシャフトからバランサ軸を駆動する伝動装置に、互いに対向して配置された歯車及びプーリを設置し、これにクラッチの係合突起及び係合溝を形成することが好ましい。つまり、歯車及びプーリの一方には、係合突起を形成したクラッチ可動部材を摺動可能に挿入し、かつ、他方には、係合溝が形成されたクラッチ係合面を設けるとともに、クラッチ可動部材を摺動させる電磁石が設けることにより、クラッチが比較的簡単な構造で堅牢なものとなる。 In order to generate the torque in the opposite direction in accordance with the generation timing of the explosion reaction torque, the balance weight of the balancer shaft needs to rotate in accordance with the phase of the crankshaft. As in the invention of claim 2, when the engagement projection and the engagement groove are provided in the clutch, and the clutch is connected, the balancer shaft is driven by the crankshaft when the clutch is engaged. It becomes possible to maintain the phase relationship. In this case, as in the invention of claim 3, a gear and a pulley arranged opposite to each other are installed in a transmission that drives the balancer shaft from the crankshaft, and the clutch engagement protrusion and engagement It is preferable to form a groove. That is, a clutch movable member having an engagement protrusion is slidably inserted into one of the gear and the pulley, and a clutch engagement surface having an engagement groove is provided on the other and the clutch is movable. By providing an electromagnet that slides the member, the clutch becomes robust with a relatively simple structure.

請求項４の発明のように、本発明のバランサ装置を４気筒４サイクルエンジンに適用すると、２本のバランサ軸は、クランクシャフトの２倍の回転数で互いに反対方向に回転することとなる。４気筒４サイクルエンジンは、車載エンジンとして多用されているものであるが、このエンジンでは、慣性力の１次成分は原理的にはバランスして２次成分が残存しており、２次成分を利用してバランサ装置による反対方向のトルクを助勢できる。 When the balancer device of the present invention is applied to a four-cylinder four-cycle engine as in the fourth aspect of the invention, the two balancer shafts rotate in opposite directions at a rotational speed twice that of the crankshaft. The four-cylinder four-cycle engine is widely used as an in-vehicle engine. However, in this engine, the primary component of inertial force is balanced in principle, and the secondary component remains, and the secondary component is removed. The torque in the opposite direction by the balancer device can be assisted.

前述のとおり、エンジンアイドリング時の振動、騒音は、特に車両に搭載されたディーゼルエンジンにおいて問題となる。したがって、請求項５の発明のように、本発明のバランサ装置は車載ディーゼルエンジンに好適なものである。 As described above, vibration and noise during engine idling become a problem particularly in a diesel engine mounted on a vehicle. Therefore, as in the invention of claim 5, the balancer device of the present invention is suitable for an in-vehicle diesel engine.

以下、図面を参照しながら本発明の実施形態について詳細に説明する。
図１は、本発明のバランサ装置におけるバランサ軸及びバランサ錘の配置を示す図であり、図２は、本発明のバランサ装置の作動原理を示す説明図である。図３及び図４にはバランサ軸を駆動する伝動装置を示す。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
FIG. 1 is a diagram showing the arrangement of balancer shafts and balancer weights in the balancer device of the present invention, and FIG. 2 is an explanatory diagram showing the operating principle of the balancer device of the present invention. 3 and 4 show a transmission device for driving the balancer shaft.

往復動エンジンのピストン１は、シリンダブロック２に形成されたシリンダ３内を往復動するように設置されており、コンロッド４によってクランクシャフト５に連結される。シリンダ３内では燃料が周期的に爆発燃焼してピストン１を往復動させ、クランクシャフト５をクランクシャフト軸心Ｘの周りに回転させる。ここでは、クランクシャフト５の角速度をωとする。 The piston 1 of the reciprocating engine is installed so as to reciprocate in a cylinder 3 formed in the cylinder block 2, and is connected to a crankshaft 5 by a connecting rod 4. In the cylinder 3, fuel periodically explodes and burns to reciprocate the piston 1 and rotate the crankshaft 5 around the crankshaft axis X. Here, the angular velocity of the crankshaft 5 is ω.

シリンダブロック２には２本のバランサ軸６１及び６２が回転可能に設けてあり、それぞれのバランサ軸６１、６２にはバランス錘６１１、６２１が固定されている。２本のバランサ軸６１及び６２は、シリンダ中心線Ｙからほぼ等距離となるよう左右に振り分けられ、さらに、クランクシャフト５の横中心線Ｚからの距離、すなわち高さ位置が異なるよう設置される。図１に示すバランサ装置は、本発明を４気筒４サイクルエンジンに適用したものであり、バランサ軸６１及び６２は、クランクシャフト５の角速度の２倍である２ωで互いに逆方向に回転するが、一般的には、バランサ軸の回転数は、クランクシャフトの回転数にクランクシャフトの１回転当たりの燃焼爆発回数を乗じた値に設定される。また、バランス錘６１１、６２１とピストン１との位相関係は、バランス錘６１１、６２１が垂直上方の位置を占める時に＃１シリンダのピストンが上死点にあるよう設定され、これは、図９に示す２次バランサとは逆の位相関係となっている。 Two balancer shafts 61 and 62 are rotatably provided in the cylinder block 2, and balance weights 611 and 621 are fixed to the balancer shafts 61 and 62, respectively. The two balancer shafts 61 and 62 are distributed to the left and right so as to be substantially equidistant from the cylinder center line Y, and are further installed such that the distance from the lateral center line Z of the crankshaft 5, that is, the height position is different. . The balancer apparatus shown in FIG. 1 is an application of the present invention to a four-cylinder four-cycle engine. Balancer shafts 61 and 62 rotate in opposite directions at 2ω, which is twice the angular velocity of the crankshaft 5, Generally, the rotation speed of the balancer shaft is set to a value obtained by multiplying the rotation speed of the crankshaft by the number of combustion explosions per one rotation of the crankshaft. The phase relationship between the balance weights 611 and 621 and the piston 1 is set so that the piston of the # 1 cylinder is at the top dead center when the balance weights 611 and 621 occupy the vertically upper position. The phase relationship is opposite to that of the secondary balancer shown.

図２に示すように、バランサ軸６１、６２を角速度２ωで回転させると、それぞれのバランス錘にはｍｒ（２ω）^２
の遠心力Ｆが作用する（ｍ：バランス錘の質量、ｒ：バランス錘質量中心までの距離）。この遠心力Ｆによるクランクシャフト中心線Ｘ周りのトルク（モーメント）Ｔは、図２の符号を用いクランクシャフト５の回転方向を正とすると、次式で表される。
Ｔ＝（Ｈ_１＋Ｈ_２）Ｆｓｉｎ２θ−（Ｌ_１−Ｌ_２）Ｆｃｏｓ２θ
バランサ軸６１及び６２は、シリンダ中心線Ｙからほぼ等距離であるから、上式の第２項は非常に小さく、したがって、Ｔは次式で近似できる。
Ｔ≒（Ｈ_１＋Ｈ_２）Ｆｓｉｎ２θ As shown in FIG. 2, when the balancer shafts 61 and 62 are rotated at an angular velocity of 2ω, each balance weight has mr (2ω) ^2.
Centrifugal force F acts (m: mass of balance weight, r: distance to the center of mass of balance weight). The torque (moment) T around the crankshaft centerline X due to the centrifugal force F is expressed by the following equation, where the sign of FIG.
T = (H ₁ + H ₂ ) Fsin 2θ− (L ₁ −L ₂ ) Fcos 2θ
Since the balancer shafts 61 and 62 are substantially equidistant from the cylinder center line Y, the second term of the above equation is very small, and therefore T can be approximated by the following equation.
T≈ (H ₁ + H ₂ ) Fsin 2θ

つまり、本発明のバランサ装置においては、クランクシャフトの回転に関し周期を１８０°とするｓｉｎ関数により変動するトルクを発生する。４気筒４サイクルエンジンではクランクシャフトの２回転に４回の爆発燃焼が行われ、爆発反力トルクが、図２の白抜き矢印の方向に１８０°の周期で生じるので、バランサ装置の発生トルクＴを反対方向に設定しその大きさを調整することによって、爆発反力トルクを相殺することが可能となる。その結果、シリンダブロック２に作用する、エンジンアイドル時等のローリング振動の起振トルクが低減され、振動、騒音を減少することができる。 That is, in the balancer device of the present invention, a torque that varies according to a sin function with a period of 180 ° is generated with respect to rotation of the crankshaft. In a four-cylinder four-cycle engine, explosion combustion is performed four times for two rotations of the crankshaft, and an explosion reaction torque is generated at a cycle of 180 ° in the direction of the white arrow in FIG. It is possible to cancel the explosion reaction force torque by setting in the opposite direction and adjusting the magnitude. As a result, the vibration generating torque of the rolling vibration acting on the cylinder block 2 at the time of engine idling or the like is reduced, and vibration and noise can be reduced.

クランクシャフト５からバランサ軸６１及び６２を駆動するための伝動装置について、図３、図４により説明する。なお、図４は、説明の便宜上、伝動装置の歯車等を垂直方向に展開した形で示すものであり、実際の配置状況は図３に示すとおりである。
４気筒４サイクルエンジンのクランクシャフト５（図４参照）の一端にはタイミングプーリ５１が固定され、タイミングプーリ５１は、歯付きベルト５２によって中間プーリ５３に連結されている。中間プーリ５３は、タイミングプーリ５１と同径であってシリンダブロック２に回転可能に支持されており、クランクシャフト５と同期して位相関係を保持しながら回転駆動される。中間プーリ５３は、後述するクラッチ７を介して、位相関係を保持しながら大径歯車５４を駆動する。さらに、大径歯車５４は、下方のバランサ軸６２に固定された歯車６２２を直接駆動するとともに、アイドラ歯車５５を経て下方のバランサ軸６１に固定された歯車６１２を駆動する。大径歯車５４と、バランサ軸の歯車６１２、６２２との歯車比は２：１に設定されており、したがって、バランサ軸６１はクランクシャフト５と同方向に２倍の角速度で回転し、バランサ軸６２はクランクシャフト５と反対方向に２倍の角速度で回転する。 A transmission device for driving the balancer shafts 61 and 62 from the crankshaft 5 will be described with reference to FIGS. 4 shows the gears and the like of the transmission device in a vertically developed form for convenience of explanation, and the actual arrangement is as shown in FIG.
A timing pulley 51 is fixed to one end of a crankshaft 5 (see FIG. 4) of a four-cylinder four-cycle engine, and the timing pulley 51 is connected to an intermediate pulley 53 by a toothed belt 52. The intermediate pulley 53 has the same diameter as the timing pulley 51 and is rotatably supported by the cylinder block 2, and is driven to rotate while maintaining a phase relationship in synchronization with the crankshaft 5. The intermediate pulley 53 drives the large-diameter gear 54 through the clutch 7 described later while maintaining the phase relationship. Further, the large-diameter gear 54 directly drives the gear 622 fixed to the lower balancer shaft 62 and drives the gear 612 fixed to the lower balancer shaft 61 via the idler gear 55. The gear ratio between the large-diameter gear 54 and the balancer shaft gears 612 and 622 is set to 2: 1. Therefore, the balancer shaft 61 rotates in the same direction as the crankshaft 5 at twice the angular velocity, and the balancer shaft 62 rotates in the opposite direction to the crankshaft 5 at twice the angular velocity.

図５及び図６には、中間プーリ５３と大径歯車５４との間に組み込まれるクラッチ７の構造を示す。シリンダブロック２にベアリングにより回転可能に支持された中間プーリ５３には、その中央にスプラインを形成した孔５３１が穿設されている。孔５３１には、クラッチ可動部材７１のスプライン軸７２が摺動可能にはめ込まれる。クラッチ可動部材７１における、大径歯車５４と対向する部分はクラッチ係合部をなし、ここには、鉄等の磁性材料からなるリング状のアーマチャ７３が固着され、また、外周部には係合突起７４が形成されている。スプライン軸７２の端部と中間プーリの端面との間には、クラッチ可動部材７１を係合から外す方向に押圧するばね７５が配置される。 5 and 6 show the structure of the clutch 7 incorporated between the intermediate pulley 53 and the large-diameter gear 54. FIG. A hole 531 having a spline formed at the center thereof is formed in the intermediate pulley 53 rotatably supported on the cylinder block 2 by a bearing. The spline shaft 72 of the clutch movable member 71 is slidably fitted into the hole 531. A portion of the clutch movable member 71 that faces the large-diameter gear 54 forms a clutch engaging portion, to which a ring-shaped armature 73 made of a magnetic material such as iron is fixed, and is engaged with an outer peripheral portion. A protrusion 74 is formed. Between the end portion of the spline shaft 72 and the end surface of the intermediate pulley, a spring 75 that presses the clutch movable member 71 in a direction to disengage the clutch is disposed.

大径歯車５５は、クラッチ可動部材７１と接続する一体のクラッチ係合面７６を有し、クラッチ係合面７６には、クラッチ可動部材７１の係合突起７４がはまり込む係合溝７７が形成される。図６に示されるように、係合溝７７は、周方向のほぼ全長に亘って設けられている。さらに、大径歯車５４には、クラッチ可動部材７１のアーマチャ７３を吸引する電磁石７８が周方向に複数個取り付けられる。電磁石７８への通電は、大径歯車５５の取り付け軸を介して行われ、図示しない制御装置により制御される。 The large-diameter gear 55 has an integral clutch engagement surface 76 that is connected to the clutch movable member 71, and an engagement groove 77 into which the engagement protrusion 74 of the clutch movable member 71 fits is formed on the clutch engagement surface 76. Is done. As shown in FIG. 6, the engagement groove 77 is provided over substantially the entire length in the circumferential direction. Furthermore, a plurality of electromagnets 78 that attract the armature 73 of the clutch movable member 71 are attached to the large-diameter gear 54 in the circumferential direction. Energization of the electromagnet 78 is performed via the mounting shaft of the large-diameter gear 55 and is controlled by a control device (not shown).

電磁石７８の通電でクラッチ可動部材７１が吸引されたときは、係合突起７４が係合溝７７にはまり込み、係合突起７４の端部７４０が係合溝７７の端面７７０に当たると、大径歯車５５はクラッチ可動部材７１により駆動され、クランクシャフト５と同期して回転する。係合突起７４の端部７４０と係合溝７７の端面７７０の相対的な位置は、大径歯車５４で駆動されるバランス錘６１１、６２１が垂直上方の位置を占めるときに、エンジンの＃１シリンダのピストンが上死点にあるよう位置決めされている。 When the clutch movable member 71 is attracted by energization of the electromagnet 78, the engagement protrusion 74 fits into the engagement groove 77, and when the end portion 740 of the engagement protrusion 74 hits the end surface 770 of the engagement groove 77, the diameter increases. The gear 55 is driven by the clutch movable member 71 and rotates in synchronization with the crankshaft 5. The relative positions of the end portion 740 of the engagement protrusion 74 and the end surface 770 of the engagement groove 77 are such that when the balance weights 611 and 621 driven by the large-diameter gear 54 occupy the vertically upper position, the engine # 1 The cylinder piston is positioned at top dead center.

次いで、本発明のバランサ装置の作動について、エンジン（シリンダブロック）に作用するトルク変動特性を表す図７及び図８を参照しながら説明する。
図７には、バランサ装置を持たない通常の４気筒４サイクルエンジンのエンジンアイドル時における、クランクシャフト２回転分のトルク変動を示す。４サイクルエンジンの各シリンダではクランクシャフト２回転で吸気、圧縮、燃焼及び排気の４行程を行うから、筒内圧の変動による合成トルクは図７の破線のようになる。すなわち、爆発燃焼による衝撃的なトルクが４回生じ、その爆発反力トルクがシリンダブロックに作用してローリング振動の起振トルクとなる。なお、図の一点鎖線に示すとおり、僅かではあるが慣性力の２次成分によるトルクも存在し、これは基本的には筒内圧に基づくトルクを打ち消す方向に作用している。 Next, the operation of the balancer device of the present invention will be described with reference to FIGS. 7 and 8 showing the torque fluctuation characteristics acting on the engine (cylinder block).
FIG. 7 shows torque fluctuations corresponding to two rotations of the crankshaft when the engine is idle in a normal four-cylinder four-cycle engine without a balancer device. Since each cylinder of a 4-cycle engine performs four strokes of intake, compression, combustion, and exhaust by two rotations of the crankshaft, the combined torque due to fluctuations in the in-cylinder pressure is as shown by the broken line in FIG. That is, shocking torque due to explosion combustion is generated four times, and the explosion reaction force torque acts on the cylinder block to become the vibration torque of rolling vibration. Note that, as shown by the one-dot chain line in the figure, there is a slight torque due to the secondary component of the inertia force, which basically acts in the direction of canceling the torque based on the in-cylinder pressure.

本発明のバランサ装置では、エンジンアイドル時等の低回転時には大径歯車５４に取り付けた電磁石７８に通電する。これにより、クラッチ可動部材７１のアーマチャ７３が吸引され、クラッチ可動部材７１のスプライン軸７２が中間スリーブ５３内を摺動して、係合突起７４が係合溝７７にはまり込む。クラッチ可動部材７１が回転し、係合突起７４の端部７４０が係合溝７７の端面７７０に当たると、大径歯車５４が中間スリーブ５３と一体的に回転して、バランサ軸６１、６２を回転駆動する。バランス錘６１１、６２１は、クランクシャフト５と既定の位相関係を保ちながら２倍の回転数で回転し、これによって、爆発反力トルクと反対方向のトルクを発生させる。ここで、係合溝７７は周方向にほぼ全体に亘って形成されているので、係合突起７４が係合溝７７にはまり込むと両方の側壁の間には摩擦力が働き、大径歯車５４は徐々に回転を開始して、端部７４０と端面７７０とが当たる時の衝撃が緩和される。 In the balancer device of the present invention, the electromagnet 78 attached to the large-diameter gear 54 is energized at a low speed such as when the engine is idling. As a result, the armature 73 of the clutch movable member 71 is sucked, the spline shaft 72 of the clutch movable member 71 slides in the intermediate sleeve 53, and the engagement protrusion 74 fits into the engagement groove 77. When the clutch movable member 71 rotates and the end portion 740 of the engagement protrusion 74 hits the end surface 770 of the engagement groove 77, the large-diameter gear 54 rotates integrally with the intermediate sleeve 53 and rotates the balancer shafts 61 and 62. To drive. The balance weights 611 and 621 rotate at twice the number of rotations while maintaining a predetermined phase relationship with the crankshaft 5, thereby generating a torque in a direction opposite to the explosion reaction force torque. Here, since the engaging groove 77 is formed almost entirely in the circumferential direction, when the engaging protrusion 74 fits into the engaging groove 77, a frictional force acts between both side walls, and the large-diameter gear. 54 starts rotating gradually, and the impact when the end portion 740 and the end surface 770 hit each other is reduced.

本発明のバランサ装置を採用したときの、図７に対応するトルク変動の特性図を図８に示す。図８において、破線及び一点鎖線は、それぞれ筒内圧の変動の合成トルク及び慣性力の２次成分によるトルクを表し、これらは図７と同一である。バランサ軸６１、６２の回転によってエンジンに与えられるトルクは２点鎖線で表されており、前述したとおり、これは周期を１８０°とするｓｉｎ関数であって、基本的には、爆発反力トルクが主体である筒内圧の変動トルクを打ち消す方向に作用している。慣性力の２次成分によるトルクは、バランサ軸によるトルクと同一方向に作用する。これらのすべてを合成したトルクは、図の実線のようになり、これから分かるように、本発明のバランサ装置によればトルク変動の幅及びピーク値が大幅に減少する。したがって、エンジンのローリング振動の起振トルクが低下し、エンジンアイドル時等の振動、騒音が大きく低減することとなる。 FIG. 8 shows a characteristic diagram of torque fluctuation corresponding to FIG. 7 when the balancer device of the present invention is employed. In FIG. 8, the broken line and the alternate long and short dash line represent the combined torque of the variation in the in-cylinder pressure and the torque due to the secondary component of the inertial force, respectively, which are the same as those in FIG. The torque applied to the engine by the rotation of the balancer shafts 61 and 62 is represented by a two-dot chain line. As described above, this is a sin function with a cycle of 180 °, and basically, an explosion reaction torque Acts in the direction of canceling out the fluctuation torque of the in-cylinder pressure. The torque due to the secondary component of the inertial force acts in the same direction as the torque due to the balancer shaft. The torque obtained by synthesizing all of these becomes a solid line in the figure. As can be seen from the figure, according to the balancer device of the present invention, the width and peak value of the torque fluctuation are greatly reduced. Therefore, the excitation torque of the rolling vibration of the engine is reduced, and the vibration and noise at the time of engine idling and the like are greatly reduced.

エンジンの回転数が上昇し所定値に達したときは、電磁石７８の通電を停止する。この結果、クラッチ可動部材７１はばね７５に押圧されて後退し、係合突起７４と係合溝７７とのはめ合いが解除され、大径歯車５５への駆動力の伝達は遮断される。したがって、バランサ軸６１、６２の回転は停止し、エンジンの高回転時に、バランス錘の回転に伴う過大なトルクが生じることはない。 When the engine speed increases and reaches a predetermined value, the energization of the electromagnet 78 is stopped. As a result, the clutch movable member 71 is pushed back by the spring 75, the engagement between the engagement protrusion 74 and the engagement groove 77 is released, and transmission of the driving force to the large-diameter gear 55 is interrupted. Therefore, the rotation of the balancer shafts 61 and 62 stops, and no excessive torque is generated due to the rotation of the balance weight at the time of high engine rotation.

以上詳述したように、本発明のバランサ装置は、シリンダ軸方向の高さ位置が異なるよう２本のバランサ軸を設置して、これを駆動する伝動装置にクラッチを介在させ、エンジンアイドル時等の低回転時のみに回転させて爆発反力トルクを相殺するものである。上記の実施例では、４気筒４サイクルエンジンに適用したバランサ装置について述べているけれども、本発明は、バランサ軸をエンジンの爆発周期に合わせて回転させることにより、２サイクルエンジンを含め、等間隔爆発を行う各種のエンジンに適用できることは明らかである。また、バランサ軸を駆動する伝動装置については、実施例に記載のものに限らず、クラッチの設計や配置などを勘案しながら、種々の歯車あるいはベルト伝動装置を採用できることは言うまでもない。 As described above in detail, the balancer device of the present invention has two balancer shafts installed so that the height positions in the cylinder axis direction are different, and a clutch is interposed in the transmission device that drives the balancer shaft. It is made to rotate only at the time of low rotation to cancel out the explosion reaction torque. In the above embodiment, a balancer device applied to a four-cylinder four-cycle engine is described. However, the present invention includes a two-cycle engine by rotating the balancer shaft in accordance with the explosion cycle of the engine, so that the equidistant explosion occurs. Obviously, it can be applied to various engines that perform the above. Needless to say, the transmission device for driving the balancer shaft is not limited to the one described in the embodiment, and various gears or belt transmission devices can be adopted in consideration of the design and arrangement of the clutch.

本発明のバランサ装置におけるバランサ軸の配置を示す図である。It is a figure which shows arrangement | positioning of the balancer axis | shaft in the balancer apparatus of this invention. 本発明のバランサ装置の作動原理を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the principle of operation of the balancer apparatus of this invention. 本発明のバランサ軸を駆動する伝動装置を示す図である。It is a figure which shows the transmission which drives the balancer shaft of this invention. 図３の伝動装置の展開図である。FIG. 4 is a development view of the transmission device of FIG. 3. 本発明のバランサ装置におけるクラッチを示す概略図である。It is the schematic which shows the clutch in the balancer apparatus of this invention. 図５のクラッチの係合面を示す図である。It is a figure which shows the engaging surface of the clutch of FIG. ４気筒４サイクルエンジンのトルク変動を示す図である。It is a figure which shows the torque fluctuation | variation of a 4 cylinder 4 cycle engine. 本発明のバランサ装置を適用したときの４気筒４サイクルエンジンのトルク変動を示す図である。It is a figure which shows the torque fluctuation | variation of a 4-cylinder 4 cycle engine when the balancer apparatus of this invention is applied. 従来のバランサ装置の一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the conventional balancer apparatus.

Explanation of symbols

１ピストン
２シリンダブロック
３シリンダ
５クランクシャフト
５１タイミングプーリ
５３中間プーリ
５４大径歯車
６１、６２バランサ軸
６１１、６２１バランス錘
６１２、６２２歯車（バランサ軸用）
７クラッチ
７１クラッチ可動部材
７２スプライン軸
７４係合突起
７７係合溝
７８電磁石 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Piston 2 Cylinder block 3 Cylinder 5 Crankshaft 51 Timing pulley 53 Intermediate pulley 54 Large diameter gear 61, 62 Balancer shaft 611, 621 Balance weight 612, 622 Gear (for balancer shaft)
7 Clutch 71 Clutch movable member 72 Spline shaft 74 Engagement protrusion 77 Engagement groove 78 Electromagnet

Claims

A piston (1) that reciprocates in a cylinder (3) is connected to a crankshaft (5), and is a balancer device for a reciprocating piston type engine that performs explosive combustion of fuel in the cylinder (3),
Install the two balancer shafts to which the balance weights (611, 621) are attached so that the height positions in the cylinder axis direction are different,
A transmission device for driving the balancer shafts (61, 62) is provided, and the balancer shafts (61, 62) are rotated in phase with the rotation of the crankshaft (5). To the crankshaft (5) multiplied by the number of explosions per revolution, and rotated in opposite directions, and
A clutch (7) for interrupting transmission of driving force to the balancer shaft (61, 62) is interposed in the transmission device, and when the rotational speed of the crankshaft (5) reaches a predetermined value, the clutch ( 7) A balancer device characterized by blocking.

The clutch (7) has an engagement protrusion (74) and an engagement groove (77). When these are engaged, the balancer shaft (61, 62) is in phase with the rotation of the crankshaft (5). The balancer device according to claim 1 that rotates together.

The transmission device includes a gear (54) and a pulley (53) arranged to face each other, and a clutch in which the engagement protrusion (74) is formed on one of the gear (54) and the pulley (53). A movable member (71) is slidably inserted, and the other of the gear (54) and the pulley (53) is provided with a clutch engaging surface (76) in which the engaging groove (77) is formed. The balancer device according to claim 2, further comprising an electromagnet (78) for sliding the clutch movable member (71).

The reciprocating piston type engine is an in-line four-cylinder four-cycle engine, and the two balancer shafts (61, 62) rotate in opposite directions at twice the number of rotations of the crankshaft (5). The balancer device according to any one of claims 1 to 3.

The balancer device according to any one of claims 1 to 4, wherein the reciprocating piston type engine is a diesel engine mounted on a vehicle.