JP2023156661A - 内燃機関のバランサ構造 - Google Patents

Abstract

【課題】バランサ従動ギアの変形に起因する噛み合い音が、バランサ従動ギアとバランサ駆動ギアとの間で発生することを抑制できるバランス構造を提供すること。【解決手段】バランス構造は、第１バランスシャフト３０と、第２バランスシャフト４０と、第１バランスシャフト３０に設けられた第１バランサウェイト３３と、第２バランスシャフト４０に設けられた第２バランサウェイト４２と、クランクシャフト１２に設けられた伝達駆動ギア２１と、第１バランスシャフト３０に設けられた伝達従動ギア３１と、第１バランスシャフト３０に設けられたバランサ駆動ギア３２と、第２バランスシャフト４０に設けられたバランサ従動ギア４１と、第１バランスシャフト３０に設けられているとともに、オイルポンプ１５にトルクを出力する出力ギア３４とを備えている。【選択図】図２

Description

本発明は、内燃機関のバランサ構造に関する。

特許文献１には、クランクシャフトに沿う方向に延びる駆動側バランスシャフト及び従動側バランスシャフトを備えた内燃機関のバランサ構造が開示されている。このバランサ構造において、駆動側バランスシャフトは、クランクシャフトから駆動トルクが入力されることによって回転する。従動側バランスシャフトは、駆動側バランスシャフトから駆動トルクが入力されることによって回転する。具体的には、バランサ構造は、駆動側バランスシャフトと一体回転するバランサ駆動ギアと、バランサ駆動ギアに噛み合うとともに従動側バランスシャフトと一体回転するバランサ従動ギアとをさらに備えている。

なお、上記文献１のバランサ機構において、従動側バランスシャフトには、駆動機構を介してオイルポンプが連結されている。

特開２０１６－１６１０５９号公報

オイルポンプが駆動機構を介して従動側バランスシャフトに連結されている構成では、従動側バランスシャフトにとってオイルポンプが負荷となる。そのため、両バランスシャフトが回転している場合、従動側バランスシャフトに設けられているバランサ従動ギアの歯が、バランサ駆動ギアの歯によって押されることによって変形する。この際、負荷が大きいほど、バランサ従動ギアの変形度合いが大きくなる。そして、バランサ従動ギアとバランサ駆動ギアとの間では、変形したバランサ従動ギアの形状が元に戻ることに起因する異音である噛み合い音が発生する。なお、噛み合い音は、駆動側バランサシャフトから従動側バランサシャフトに伝達される駆動トルクが大きいほど大きくなりやすい。

上記課題を解決するための内燃機関のバランサ構造は、内燃機関のクランクシャフトに沿う方向に延びている第１バランスシャフトと、前記クランクシャフトに沿う方向に延びている第２バランスシャフトと、前記第１バランスシャフトに一体回転可能な状態で設けられた第１バランサウェイトと、前記第２バランスシャフトに一体回転可能な状態で設けられた第２バランサウェイトと、前記クランクシャフトに一体回転可能な状態で設けられた伝達駆動ギアと、前記第１バランスシャフトに一体回転可能な状態で設けられているとともに、前記伝達駆動ギアと噛み合う伝達従動ギアと、前記第１バランスシャフトに一体回転可能な状態で設けられたバランサ駆動ギアと、前記第２バランスシャフトに一体回転可能な状態で設けられているとともに、前記バランサ駆動ギアと噛み合うバランサ従動ギアと、前記第１バランスシャフトに設けられているとともに、機関駆動式の補機にトルクを出力する出力部と、を備えている。

上記のバランサ構造では、機関駆動式の補機が、出力部を介して第１バランスシャフトに連結される。そのため、当該補機を駆動させる際の負荷は、第２バランスシャフトではなくて第１バランスシャフトに入力される。これにより、第１バランスシャフトと第２バランスシャフトとのうち、回転させられる側のシャフトである第２バランスシャフトの負荷を小さくできる。そのため、クランクシャフトの回転と同期して両バランスシャフトが回転している場合、バランサ従動ギアの歯がバランサ駆動ギアの歯によって押されてもバランサ従動ギアが変形しにくい。バランサ従動ギアの変形度合いが小さいほど、バランサ従動ギアの変形に起因する噛み合い音が発生しにくい。したがって、バランサ従動ギアの変形に起因する噛み合い音が、バランサ従動ギアとバランサ駆動ギアとの間で発生することを抑制できるようになる。

上記バランサ構造の一例において、前記バランサ駆動ギアの直径及び前記バランサ従動ギアの直径は、前記伝達駆動ギアの直径よりも小さい。
クランクシャフトの回転速度は振動するため、クランクシャフトの回転と同期して回転する第１バランスシャフトの回転速度も振動する。第１バランスシャフトの回転速度が振動すると、バランサ駆動ギアとバランサ従動ギアとの間で歯打ち音が発生するおそれがある。そこで、上記のバランサ構造では、バランサ駆動ギアの直径及びバランサ従動ギアの直径を、伝達駆動ギアの直径よりも小さくした。これにより、バランサ駆動ギアとバランサ従動ギアとの間で歯打ち音が発生することを抑制できる。

上記バランサ構造の一例において、前記バランサ駆動ギアは、前記第１バランスシャフトの延びる方向において、当該バランサ駆動ギアと前記出力部との間に前記伝達従動ギアが位置するように設置されている。

上記のバランサ構造では、第１バランスシャフトの延びる方向において、出力部と伝達従動ギアとの間にバランサ駆動ギアを配置する場合と比較し、第１バランスシャフトを長くできる。その結果、第１バランスシャフトに設ける第１バランサウェイトの径を小さくできるとともに、第１バランスシャフトの延びる方向における第１バランサウェイトの長さを長くできる。すなわち、第１バランサウェイトの径を小さくしつつ、第１バランサウェイトのイナーシャを大きくできる。これにより、バランサ駆動ギアとバランサ従動ギアとの間で歯打ち音が発生することの抑制効果を大きくできる。

上記バランサ構造の一例において、前記補機がオイルポンプであるとき、前記第１バランスシャフトは、前記出力部を介してトルクを前記オイルポンプに出力する。

図１は、第１実施形態のバランサ構造を備える内燃機関を示す構成図である。 図２は、第１実施形態のバランサ構造を示す模式図である。 図３は、第１実施形態のバランサ構造と比較例のバランサ構造とで噛み合い音の騒音レベルの相違を示すグラフである。 図４は、第１実施形態のバランサ構造と比較例のバランサ構造とで歯打ち音の騒音レベルの相違を示すグラフである。 図５は、第２実施形態のバランサ構造を示す模式図である。

（第１実施形態）
以下、内燃機関のバランサ機構の第１実施形態を図１～図４に従って説明する。なお、以降では、内燃機関のバランサ構造を単に「バランサ構造」という。

図１は、本実施形態のバランサ構造を備える内燃機関１０を図示している。図１に示す内燃機関１０は直列４気筒の内燃機関である。こうした内燃機関１０は、オイルパン１１とクランクシャフト１２とを備えている。オイルパン１１は内燃機関１０の下部を構成しているとともに、オイルパン１１内には内燃機関１０内を循環するオイルが貯留されている。クランクシャフト１２は、内燃機関１０の出力軸であって、オイルパン１１よりも上方に配置されている。

＜バランサ構造＞
図１及び図２を参照し、バランサ構造の構成について説明する。
図１に示すように、バランサ構造は、クランクシャフト１２に沿う方向に延びる第１バランスシャフト３０及び第２バランスシャフト４０を備えている。なお、「沿う」とは、実質的に平行関係にあればよく、製造誤差などによって僅かに傾いているものも含んでいる。

第１バランスシャフト３０及び第２バランスシャフト４０は、クランクシャフト１２よりも下方にそれぞれ配置されている。詳しくは、第１バランスシャフト３０及び第２バランスシャフト４０は、オイルパン１１の内部にそれぞれ配置されている。また、内燃機関１０の上下方向Ｘ及びクランクシャフト１２の延びる方向の双方と直交する軸Ｚに沿う方向のうち、一方を「第１横方向Ｚ１」とし、第１横方向Ｚ１の反対方向を「第２横方向Ｚ２」とする。このとき、第１バランスシャフト３０は、クランクシャフト１２よりも第１横方向Ｚ１に位置している一方、第２バランスシャフト４０は、クランクシャフト１２よりも第２横方向Ｚ２に位置している。

図１及び図２に示すように、バランサ構造は、伝達駆動ギア２１と伝達従動ギア３１とを備えている。伝達駆動ギア２１は、クランクシャフト１２に一体回転可能な状態で設けられている。伝達従動ギア３１は、第１バランスシャフト３０に一体回転可能な状態で設けられている。また、伝達従動ギア３１は伝達駆動ギア２１と噛み合う。そのため、クランクシャフト１２が回転すると、伝達駆動ギア２１及び伝達従動ギア３１を介してトルクがクランクシャフト１２から第１バランスシャフト３０に入力される。これにより、第１バランスシャフト３０が回転する。

バランサ構造は、バランサ駆動ギア３２とバランサ従動ギア４１とを備えている。バランサ駆動ギア３２の直径及びバランサ従動ギア４１の直径は、伝達駆動ギア２１の直径よりも小さい。

バランサ駆動ギア３２は、第１バランスシャフト３０に一体回転可能な状態で設けられている。バランサ従動ギア４１は、第２バランスシャフト４０に一体回転可能な状態で設けられている。また、バランサ従動ギア４１はバランサ駆動ギア３２と噛み合う。そのため、第１バランスシャフト３０が回転すると、バランサ駆動ギア３２及びバランサ従動ギア４１を介してトルクが第１バランスシャフト３０から第２バランスシャフト４０に入力される。これにより、第２バランスシャフト４０が回転する。この際の第２バランスシャフト４０の回転方向は、第１バランスシャフト３０の回転方向の逆方向である。しかも、第２バランスシャフト４０の回転速度は、第１バランスシャフト３０の回転速度と等しい。

バランサ構造は、第１バランサウェイト３３と第２バランサウェイト４２とを備えている。第１バランサウェイト３３は、第１バランスシャフト３０に一体回転可能な状態で設けられたウェイトである。第２バランサウェイト４２は、第２バランスシャフト４０に一体回転可能な状態で設けられたウェイトである。上述したように第２バランスシャフト４０の回転方向は第１バランスシャフト３０の回転方向の逆方向である。そのため、第１バランサウェイト３３及び第２バランサウェイト４２は、互いに反対方向に回転しながら第１バランスシャフト３０及び第２バランスシャフト４０の遠心力をキャンセルする。これにより、内燃機関１０で二次振動が発生することが抑制される。

なお、内燃機関１０は、機関駆動式の補機としてオイルポンプ１５を備えている。本実施形態では、第１バランスシャフト３０からオイルポンプ１５に駆動トルクが入力されるようになっている。すなわち、第１バランスシャフト３０には、出力ギア３４が一体回転可能な状態で設けられている。出力ギア３４が「出力部」に対応する。出力ギア３４は、第１バランスシャフト３０のうち、バランサ駆動ギア３２を挟んだ伝達従動ギア３１の反対側の端部に設置されている。オイルポンプ１５の駆動軸１６には入力ギア１７が一体回転可能な状態で設けられている。入力ギア１７は出力ギア３４と噛み合う。そのため、第１バランスシャフト３０が回転する場合、出力ギア３４及び入力ギア１７を介してトルクが第１バランスシャフト３０からオイルポンプ１５にトルクが入力される。これにより、オイルポンプ１５が駆動する。

＜本実施形態の作用及び効果＞
図３を参照し、本実施形態の作用を説明する。図３は、バランサ駆動ギア３２とバランサ従動ギア４１との間で発生する噛み合い音の騒音レベルと当該噛み合い音の周波数との関係を示している。図３において、実線は本実施形態のバランサ構造における噛み合い音の騒音レベルと周波数との関係を示している一方、一点鎖線は比較例のバランサ構造における噛み合い音の騒音レベルと周波数との関係を示している。

比較例のバランサ構造は、第１バランスシャフト３０ではなく第２バランスシャフト４０に出力ギア３４が設けられている点で本実施形態のバランサ構造と相違するものの、それ以外の部分は本実施形態のバランサ構造と略同一の構成である。

図３に示すように、本実施形態のバランサ構造では、比較例のバランサ構造と比較し、バランサ駆動ギア３２とバランサ従動ギア４１との間で発生する噛み合い音の騒音レベルが低い。以下にその理由を記載する。

クランクシャフト１２の回転に同期して両バランスシャフト３０，４０が回転している場合、バランサ駆動ギア３２の歯にバランサ従動ギア４１の歯が押されることによってバランサ従動ギア４１が変形する。バランサ駆動ギア３２とバランサ従動ギア４１との間では、変形したバランサ従動ギア４１の形状が元に戻ることに起因する噛み合い音が発生する。比較例のバランサ構造のように第２バランスシャフト４０にオイルポンプ１５が連結されている場合、オイルポンプ１５を駆動させる際の負荷が第２バランスシャフト４０に入力される。こうした負荷は第２バランスシャフト４０の回転を抑制する力として第２バランスシャフト４０に作用する。そのため、バランサ駆動ギア３２にバランサ従動ギア４１が押された際における当該バランサ従動ギア４１の変形度合いが大きくなりやすい。バランサ従動ギア４１の変形度合いが大きいほど、噛み合い音の騒音レベルが高くなりやすい。

これに対し、本実施形態のバランサ構造では、第２バランスシャフト４０ではなく第１バランスシャフト３０にオイルポンプ１５が連結されている。そのため、オイルポンプ１５を駆動させる際の負荷は、第２バランスシャフト４０ではなく第１バランスシャフト３０に入力される。その結果、第２バランスシャフト４０の回転を抑制する力を、比較例のバランサ構造と比較して小さくできる。これにより、バランサ駆動ギア３２にバランサ従動ギア４１が押された際の当該バランサ従動ギア４１の変形度合いが、比較例のバランサ構造と比較して大きくなりにくい。よって、バランサ駆動ギア３２とバランサ従動ギア４１との間で発生する噛み合い音の騒音レベルを、比較例のバランサ構造と比較して低くできる。

したがって、本実施形態のバランサ構造は、バランサ従動ギア４１の変形に起因する噛み合い音が、バランサ従動ギア４１とバランサ駆動ギア３２との間で発生することを抑制できる。

なお、図４には、伝達駆動ギア２１と伝達従動ギア３１との間で発生する歯打ち音の騒音レベルと当該歯打ち音の周波数との関係を示している。図４において、実線は本実施形態のバランサ構造における歯打ち音の騒音レベルと周波数との関係を示している一方、一点鎖線は比較例のバランサ構造における歯打ち音の騒音レベルと周波数との関係を示している。図４に示すように、本実施形態のバランサ構造では、比較例のバランサ構造と比較し、伝達駆動ギア２１と伝達従動ギア３１との間で発生する歯打ち音の騒音レベルを低くできる。

本実施形態では、以下に示す効果をさらに得ることができる。
（１－１）内燃機関１０では、複数の気筒内で混合気を燃焼させることによって生じた力によってクランクシャフト１２が回転されるため、クランクシャフト１２の回転速度が振動する。クランクシャフト１２の回転速度が振動すると、クランクシャフト１２の回転と同期して回転する第１バランスシャフト３０の回転速度も振動する。第１バランスシャフト３０の回転速度が振動すると、バランサ従動ギア４１の回転速度を基準とするバランサ駆動ギア３２の相対的な回転速度が変動する。その結果、バランサ駆動ギア３２の歯がバランサ従動ギア４１の歯に接触したり離間したりするため、バランサ駆動ギア３２とバランサ従動ギア４１との間で歯打ち音が発生するおそれがある。

本実施形態のバランサ構造では、バランサ駆動ギア３２及びバランサ従動ギア４１として、伝達駆動ギア２１の直径よりも小さいギアを用いている。これにより、バランサ駆動ギア３２とバランサ従動ギア４１との間で歯打ち音が発生することを抑制できる。

（第２実施形態）
バランサ構造の第２実施形態を図５に従って説明する。以下の説明においては、第１実施形態と相違する部分について主に説明するものとし、第１実施形態と同一の部材構成には同一符号を付して重複説明を省略するものとする。

図５に示すように、本実施形態のバランサ構造は、クランクシャフト１２に沿う方向に延びる第１バランスシャフト３０Ａ及び第２バランスシャフト４０Ａを備えている。本実施形態のバランサ構造では、上記第１実施形態のバランサ構造とは第１バランスシャフトに設けた複数のギア３１，３２，３４の配置が相違している。すなわち、第１バランスシャフト３０Ａの延びる方向を「シャフト延伸方向Ｙ」とする。このとき、バランサ駆動ギア３２は、シャフト延伸方向Ｙにおいて、バランサ駆動ギア３２と出力ギア３４との間に伝達従動ギア３１が位置するように設置されている。

このように複数のギア３１，３２，３４の配置を変更することにより、第１バランスシャフト３０Ａが、上記第１実施形態の第１バランスシャフト３０よりも長くなる。そのため、第１バランサウェイト３３Ａとして、第１実施形態における第１バランサウェイト３３と比較し、径が小さいとともにシャフト延伸方向Ｙにおける寸法が大きいウェイトを採用できる。

さらに、本実施形態では、第２バランスシャフト４０Ａが、上記第１実施形態の第２バランスシャフト４０よりも長くなる。そのため、第２バランサウェイト４２Ａとして、第１実施形態における第２バランサウェイト４２と比較し、径が小さいとともにシャフト延伸方向Ｙにおける寸法が大きいウェイトを採用できる。

つまり、本実施形態では、第１バランサウェイト３３Ａ及び第２バランサウェイト４２Ａの径を小さくできるとともに、第１バランサウェイト３３Ａ及び第２バランサウェイト４２Ａのイナーシャを大きくできる。

したがって、本実施形態では、上記第１実施形態と同等の効果に加え、以下に示す効果をさらに得ることができる。
（２－１）本実施形態のバランサ構造では、シャフト延伸方向Ｙにおいて、出力ギア３４と伝達従動ギア３１との間にバランサ駆動ギア３２を配置する場合と比較し、第１バランサウェイト３３Ａの径を小さくできるとともに、シャフト延伸方向Ｙにおける第１バランサウェイト３３Ａの長さを長くできる。すなわち、第１バランサウェイト３３Ａの径を小さくしつつ、第１バランサウェイト３３Ａのイナーシャを大きくできる。また、第２バランサウェイト４２Ａの径を小さくしつつ、第２バランサウェイト４２Ａのイナーシャを大きくできる。これにより、バランサ駆動ギア３２とバランサ従動ギア４１との間で歯打ち音が発生することの抑制効果を大きくできる。

（変更例）
上記複数の実施形態は、以下のように変更して実施することができる。上記複数の実施形態及び以下の変更例は、技術的に矛盾しない範囲で互いに組み合わせて実施することができる。

・第１バランスシャフトに設けた複数のギア３１，３２，３４の配置は、上記複数の実施形態で説明した配置とは異なる配置であってもよい。
・出力部を介して第１バランスシャフト３０，３０Ａに連結される機関駆動式の補機は、オイルポンプ１５でなくてもよい。

・バランサ駆動ギア３２の直径及びバランサ従動ギア４１の直径は、伝達駆動ギア２１の直径よりも小さくなくてもよい。

１０…内燃機関
１２…クランクシャフト
１５…オイルポンプ
２１…伝達駆動ギア
３０，３０Ａ…第１バランスシャフト
３１…伝達従動ギア
３２…バランサ駆動ギア
３３，３３Ａ…第１バランサウェイト
３４…出力ギア
４０，４０Ａ…第２バランスシャフト
４１…バランサ従動ギア
４２，４２Ａ…第２バランサウェイト

Claims (4)

1. 内燃機関のクランクシャフトに沿う方向に延びている第１バランスシャフトと、
   前記クランクシャフトに沿う方向に延びている第２バランスシャフトと、
   前記第１バランスシャフトに一体回転可能な状態で設けられた第１バランサウェイトと、
   前記第２バランスシャフトに一体回転可能な状態で設けられた第２バランサウェイトと、
   前記クランクシャフトに一体回転可能な状態で設けられた伝達駆動ギアと、
   前記第１バランスシャフトに一体回転可能な状態で設けられているとともに、前記伝達駆動ギアと噛み合う伝達従動ギアと、
   前記第１バランスシャフトに一体回転可能な状態で設けられたバランサ駆動ギアと、
   前記第２バランスシャフトに一体回転可能な状態で設けられているとともに、前記バランサ駆動ギアと噛み合うバランサ従動ギアと、
   前記第１バランスシャフトに設けられているとともに、機関駆動式の補機にトルクを出力する出力部と、を備える
   内燃機関のバランサ構造。
2. 前記バランサ駆動ギアの直径及び前記バランサ従動ギアの直径は、前記伝達駆動ギアの直径よりも小さい
   請求項１に記載の内燃機関のバランサ構造。
3. 前記バランサ駆動ギアは、前記第１バランスシャフトの延びる方向において、当該バランサ駆動ギアと前記出力部との間に前記伝達従動ギアが位置するように設置されている
   請求項２に記載の内燃機関のバランサ構造。
4. 前記補機はオイルポンプであり、
   前記第１バランスシャフトは、前記出力部を介してトルクを前記オイルポンプに出力する
   請求項１～請求項３のうち何れか一項に記載の内燃機関のバランサ構造。

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