JP4380322B2 - エンジンのバランサ装置 - Google Patents

Description

本発明は、エンジンのバランサ装置に関し、エンジンの振動騒音対策の技術分野に属する。

自動車用等の４気筒エンジンは、その運転時にピストンやコンロッド等の往復運動系の上下方向慣性力（特に２次起振力）により振動を生じることから、これを抑制するためにバランサ装置が備えられることがある。このバランサ装置としては、例えば、エンジンのクランクシャフトの軸心と平行に一対のバランサシャフトを設けて、これらのバランサシャフトをクランクシャフトの２倍速で互いに逆方向に回転させることにより、上記上下方向慣性力と逆方向の上下方向慣性力を発生してこれら両慣性力を相殺し、これにより、上下振動を抑制するようにしたものが広く知られている。

ところで、エンジンの運転時には、上記上下振動以外にも、上記往復運動系の横方向慣性力がシリンダブロック等に加わり、これがクランク軸心に平行なローリング中心軸（仮想軸）まわりのローリングモーメントとして作用して、エンジンがローリング振動を生じることがある。これに対しては、上記一対のバランサウェイトの重量の合計値を維持しつつ、シャフトごとのバランサウェイトの重量を異ならせることにより、該一対のバランサシャフトにより上記ローリング中心軸まわりに、上記横方向慣性力によるローリングモーメントとは逆方向のローリングモーメントを生じさせさて、ローリング中心軸まわりのローリングモメントを相殺し、上下振動に加えローリング振動を抑制するようにしたものが特許文献１に開示されている。

また、特許文献２には、バランサシャフトを１本にすることにより、２本のバランサシャフトを有するバランサ装置よりも軽量化しつつ、上記上下振動及びローリング振動を抑制可能なバランサ装置が開示されている。これは、バランサシャフトの取付位置がエンジンのローリング振動の中心軸よりも下方の場合はクランクシャフトの回転方向と逆方向にクランクシャフトの２倍速で回転させ、取付位置が上記中心軸よりも上方の場合はクランクシャフトの回転方向と同方向にクランクシャフトの２倍速で回転させるように構成したものである。

特開昭５６−６３１４８号公報 特開昭６０−２４３３７号公報

ところで、上記特許文献１、２に記載の技術を用いれば、エンジン振動を抑制することができるが、乗車時の快適性を実質的に大きく左右するこもり音の低減という観点から見ると、バランサ装置が設けられていない場合よりもいずれもエンジン重量が大きく増大する割には、必ずしも十分なこもり音低減効果が得られるものではなかった。

そこで、本発明は、エンジン重量の増大を抑制しつつ、エンジン振動によるこもり音等の騒音を効果的に低減することができるエンジンのバランサ装置を提供することを課題とする。

本発明は、次のように構成したことを特徴とする。

まず、本願の請求項１に記載の発明（以下、第１発明という）は、弾性体を介して車体にマウントされると共に、クランクシャフトの２倍速で回転される１軸のバランサシャフトが備えられたエンジンのバランサ装置であって、上記バランサシャフトは、該シャフトの取付位置がエンジンのローリング振動の中心軸よりも下方の場合はクランクシャフトの回転方向と逆方向に回転され、上記取付位置が上記中心軸よりも上方の場合はクランクシャフトの回転方向と同方向に回転されると共に、該バランサシャフトのアンバランス質量は、上記マウント部位にほぼ同じ大きさの横方向力と上下方向力とが交互に略等時間間隔で作用してエンジン端面側から見た上記弾性体へのエンジンマウント部位の移動軌跡が略円状となる質量に設定されていることを特徴とする。

また、本願の請求項２に記載の発明（以下、第２発明という）は、上記第１発明において、マウント部位にほぼ同じ大きさの横方向力と上下方向力とを交互に略等時間間隔で作用させるバランサシャフトのアンバランス質量は、該バランサシャフトによる上下方向慣性力がエンジンの往復運動系による上下方向慣性力に対して３０％〜５０％の大きさとなる質量であることを特徴とする。

さらに、本願の請求項３に記載の発明（以下、第３発明という）は、上記第１発明又は第２発明において、エンジンの一端側に変速機が取り付けられている場合において、バランサシャフトによる上下方向慣性力の中心は、往復運動系による上下方向慣性力の中心とエンジンの長手方向においてピッチング中心に対して同じ側で、往復運動系による上下方向慣性力の中心よりもピッチング中心から離れた位置に設けられていることを特徴とする。

そして、本願の請求項４に記載の発明（以下、第４発明という）は、上記第１発明から第３発明のいずれか１項において、クランクシャフトの軸心がシリンダの中心軸に対してオフセットされていることを特徴とする。

次に、本願の請求項５に記載の発明（以下、第５発明という）は、弾性体を介して車体にマウントされると共に、クランクシャフトの２倍速で互いに逆回転され互いに異なるアンバランス質量とした２軸のバランサシャフトが備えられたエンジンのバランサ装置であって、これらのバランサシャフトは、該バランサシャフトの取付位置がエンジンのローリング振動の中心軸よりも下方の場合はアンバランス質量の大きい方のバランサシャフトがクランクシャフトの回転方向と逆方向に回転され、該取付位置が上記中心軸よりも上方の場合はアンバランス質量の大きい方のバランサシャフトがクランクシャフトの回転方向と同方向に回転されると共に、これらのバランサシャフトのアンバランス質量は、上記マウント部位にほぼ同じ大きさの横方向力と上下方向力とが交互に略等時間間隔で作用してエンジン端面側から見た上記弾性体へのエンジンマウント部位の移動軌跡が略円状となる質量に設定されていることを特徴とする。

そして、本願の請求項６に記載の発明（以下、第６発明という）は、上記第５発明において、マウント部位にほぼ同じ大きさの横方向力と上下方向力とを交互に略等時間間隔で作用させる一対のバランサシャフトのアンバランス質量は、バランサシャフトによる上下方向慣性力がエンジンの往復運動系による上下方向慣性力に対して３０％〜５０％の大きさとなる質量であることを特徴とする。

さらに、本願の請求項７に記載の発明（以下、第７発明という）は、上記第５発明又は第６発明において、エンジンの一端側に変速機が取り付けられている場合において、バランサシャフトによる上下方向慣性力の中心は、往復運動系による上下方向慣性力の中心とエンジンの長手方向においてピッチング中心に対して同じ側で、往復運動系による上下方向慣性力の中心よりもピッチング中心から離れた位置に設けられていることを特徴とする。

また、本願の請求項８に記載の発明（以下、第８発明という）は、上記第５発明から第７発明のいずれか１項において、クランクシャフトの軸心がシリンダの中心軸に対してオフセットされていることを特徴とする。

本発明の効果について図１、図２等を用いて説明する。図１は、エンジンが弾性体を介して車体に支持された状態の説明図であり、図２は、マウント部にかかる上下方向力及び水平方向力の時間変化を示す図である。なお、本発明の作用はこの図の例に限定されるものではない。

まず、第１発明によれば、図１、図２に例示するように、弾性体とエンジンとの接続部の一箇所であるマウント部位Ｐには、上下方向力Ｆ１と前後方向力Ｆ２（横方向力として前後方向の力を用いて説明）とが、位相がほぼ９０°ずれた状態で周期的に作用する。すなわち、ほぼ同じ大きさの上下方向の力ｆ１，−ｆ１（−符号がついているのは下向きの力という意味）と前後方向の力ｆ２，−ｆ２（−符号がついているのは後向きの力という意味）とが交互に時刻ｔ１，ｔ２，ｔ３，ｔ４…というように略等時間間隔で作用する。

その場合に、時刻ｔ１には、上下方向の力Ｆ１が上向きにｆ１で前後方向の力Ｆ２がゼロであるので、弾性体は点線で示すように圧縮されて、エンジン端面側から見たマウント部位Ｐの位置はＰ１となると共に、弾性体を介して上記上向きの力ｆ１の残存力が車体に対して同方向に加わり、この力は車体を上側に膨らませようとする。

また、時刻ｔ２には、上下方向の力Ｆ１がゼロで前後方向の力Ｆ２が前向きに（図面左方向に）ｆ２であるので、弾性体は２点鎖線で示すように左側に倒れ、エンジン端面側から見たマウント部位Ｐの位置はＰ２となると共に、弾性体を介して上記前向きの力ｆ２の残存力が車体に対して同方向に加わり、車体を前方向に（図上左側に）引っ張ろうとする。

また、時刻ｔ３には、上下方向の力Ｆ１が下向きに−ｆ１で前後方向の力Ｆ２がゼロであるので、弾性体は１点鎖線で示すように伸長され、エンジン端面側から見たマウント部位Ｐの位置はＰ３となると共に、弾性体を介して上記下向きの力−ｆ１の残存力が車体に対して同方向に加わり、車体を下側に膨らませようとする。

また、時刻ｔ４には、上下方向の力Ｆ１がゼロで前後方向の力Ｆ２が後方向に（図面右方向に）−ｆ２であるので、弾性体は右側に倒れ、エンジン端面側から見たマウント部位Ｐの位置はＰ４となると共に、弾性体を介して上記後向きの力−ｆ２の残存力が車体に対して同方向に加わり、車体を後方向に（図上右側に）引っ張ろうとする。

そして、このマウント部Ｐの位置の移動軌跡を時間を追って連続的にとらえれば、太い点線で示すように略円状となる。また、車体に加わる残存力の方向も同様に回転することから、車体は上向きに膨らみ、右側に引っ張られ、下向きに膨らみ、左側に引っ張られという状態を繰り返すこととなる。つまり、車体の構成部材が、単純に一方向に偏って振動しにくくなり、こもり音の発生が抑制されることとなる。

また、この思想によれば、往復運動系の上下方向慣性力を完全に抑制する必要がないので、これと同じ大きさで反対方向の上下方向慣性力をバランサシャフトで発生させる必要がなく、バランサシャフトのアンバランス質量を小さくすることができる。

また、第２発明によれば、上記第１発明で説明した作用効果を最も効果的に実現することができる。

そして、第３発明によれば、エンジンの一端側に変速機が取り付けられている場合において、バランサシャフトによる上下方向慣性力の中心は、往復運動系による上下方向慣性力の中心とエンジンの長手方向においてピッチング中心に対して同じ側で、往復運動系による上下方向慣性力の中心よりもピッチング中心から離れた位置に設けられているから、両中心がエンジン前後方向において同じ位置にしている場合よりもバランサシャフトのアンバランス質量を小さくしつつ、両中心がエンジン前後方向において同じ位置に位置している場合と同等のピッチング振動抑制効果を得ることができる。

さらに、第４発明によれば、クランクシャフトの軸心がシリンダの中心軸に対してオフセット配置されているから、上死点通過後に燃焼圧が最大圧になった場合におけるシリンダに対するピストンのサイドフォースが減少すると共に、このサイドフォースによりマウント部に一時的に大きな力が加わるのが防止され、弾性体が不均一に圧縮されることによる振動吸収の阻害が防止される。また、この結果、振動が良好に吸収され、こもり音が良好に抑制される。

次に、第５発明によれば、一対のバランサシャフトを有するバランサ装置が備えられたエンジンにおいて、第１発明の上記効果と同様な効果が得られる。特に、一対のバランサシャフトを有するバランサ装置によれば、一対のアンバランス質量は一定のままでもその比率を適切な値に設定すれば、マウント部位の移動軌跡をより真円状に近くすることができる。つまり、こもり音をより効果的に抑制することができる。

また、第６発明から第８発明によれば、第２発明から第４発明の上記効果と同様な効果が得られる。

以下、本発明を実施するための最良の形態に係るエンジンのバランサ装置について説明する。

図３（ａ）、（ｂ）、（ｃ）は、本実施の形態に係るエンジン１の一端側に変速機２が取付られたパワープラント３の車体４への搭載状態を示す平面図、側面図（図３（ａ）のＸ方向矢視図）、及び端面図（図３（ａ）のＹ方向矢視図）である。該パワープラント３は、これらの図に示すように、ラバー部材（弾性体）を有するマウント機構５，６，７を介して車体４に３点で支持されている。マウント機構５は、エンジン１における、変速機２が取り付けられていない側の端面上部側に配置されて、パワープラント３を車体４に吊り下げ支持するもので、マウント機構６は、変速機２における、エンジン１が取り付けられていない側の端部の上方に配置されて、パワープラント３を車体４に吊り下げ支持するもので、マウント機構７は、変速機２における、エンジン１が取り付けられている側の端部の下方に配置されて、パワープラント３を車体４に支持するものである。なお、マウント機構５，６，７にはラバー以外の弾性体を用いてもよい。

本実施の形態に係るエンジン１は、これらの図に示すように、ＦＦ横置搭載タイプの直列４気筒エンジンであり、上記エンジン１を構成するシリンダブロック１１の下部は、オイルパン１２が取り付けられ、該シリンダブロック１１とオイルパン１２とで画成される空間内にバランサ装置２０が設けられている。

ここで、図３に示すＧはパワープラント３の重心を示し、Ｃｒは、クランクシャフト１３の軸心に平行でパワープラント４の重心Ｇを通るローリング振動の中心軸を示し、Ｃｐは、これらの軸に直交しパワープラント４の重心Ｇを通るピッチング振動の中心軸を示す。パワープラント３の重心Ｇは、エンジン１単体の重心Ｇｇよりも変速機２側に位置している（図６参照）。

図４は、バランサ装置２０を、図３（ａ）、（ｂ）に示すＺ方向から見た斜視図である。符号Ｆで示す方向が図３（ｂ）における左方向である。この図４に示すように、バランサ装置２０は、バランサシャフト２１を収容するアッパケース２２及びロワケース２３を有する。該アッパケース２２から上方にシリンダブロック１１への取り付け用脚部２４，２５，２６，２７が延びている。また、アッパケース２２の側部にはオイルパン１２への取り付け用ボス２８，２９（図５参照）が設けられている。

図５は、バランサ装置を、ロワケース２３を取り外して下面側（図４のＷ方向）から見た図であり、該図５に示すように、バランサシャフト２１は、アッパケース２２及びロワケース２３に形成された軸受部３０，３１により回動可能に支持されている。バランサシャフト２１の一端には、クランクシャフト１３に固着されたドライブギヤ１４（図６参照）に噛合するドリブンギヤ３２が設けられている。ドライブギヤ１４とドリブンギヤ３２とのギヤ比は２：１に設定されており、クランクシャフト１３が回転すると、バランサシャフト２１はクランクシャフト１３の回転方向と逆方向にクランクシャフト１３の２倍速で連動回転されるように構成されている。バランサシャフト２１の長手方向ほぼ中央には断面扇状（図７（ａ）参照）のウェイト部３３が設けられている。このウェイト部３３は、図７（ａ）に示すように、ピストン１６が上死点に位置したときに、下向きになるように構成されている。バランサシャフト２１は、ローリング振動の中心軸Ｃｒよりも下方に配置されている。

その場合に、このウェイト部３３の質量（アンバランス質量）は、本実施の形態においては、発明の効果の欄でも説明したが、図１、図２に示すように、上記マウント部位Ｐにほぼ同じ大きさの上下方向力Ｆ１と前後方向力Ｆ２（横方向力）とが交互に略等時間間隔で作用してエンジン１の端面側から見た上記弾性体へのエンジンマウント部位Ｐの移動軌跡が略円状となる質量に設定されている。

具体的には、図７（ａ）に示すように、ピストン１６が上死点に位置したときにおけるバランサシャフト２１の上下方向慣性力Ｆｂｚ（バランサシャフト２１の慣性力の上下方向成分）の大きさ（Ｆｂｚの絶対値）が、これと同時点の往復運動系１５（ピストン１６及びコンロッド１７等の往復部材）の上下方向慣性力Ｆｅｚ（往復運動系１５の慣性力の上下方向成分）の大きさ（Ｆｅｚの絶対値）よりも小さくなる質量で、かつ、図７（ｂ）に示すように、エンジン１の往復運動系１５及びバランサシャフト２１によるローリング中心軸ＣｒまわりのローリングモーメントＭｒ（以下、残留モーメントＭｒという）の大きさが、バランサシャフト２１がない場合よりも増大される質量とされている（後で詳述する）。これによれば、エンジン１の上下方向振動は、バランサシャフト２１のアンバランス質量を両上下方向慣性力Ｆｅｚ，Ｆｂｚの大きさがバランスする（同じとなる）質量とした場合よりも増加するが、バランサシャフトが設けられていない場合よりは減少する。一方、エンジン１のローリング振動は、バランサシャフトが設けられていない場合よりも増加する。

ここで、上記残留ローリングモーメントＭｒは、図７（ｂ）に示すように、クランクシャフト１３が図７（ａ）の状態からＲ方向に４５度回転した時点のもので、往復運動系１５の横方向慣性力Ｆｅｘ（往復運動系１５の慣性力の横方向成分。クランクシャフト１３がＲ方向に４５度回転した時点においてはコンロッド１７の軸心が鉛直でなく、例えば、ピストンがシリンダ内面を押し付ける力として作用する）によるローリングモーメントＭｒｅと、バランサシャフト２１の横方向慣性力Ｆｂｘ（バランサシャフト２１の慣性力の横方向成分）によるローリングモーメントＭｒｂとの合成モーメントである。ここで、クランクシャフト１３が図７（ａ）の状態からＲ方向に４５度回転したときとは、往復慣性系１５の横方向慣性力Ｆｅｘが最大となって、往復慣性系１５の横方向慣性力ＦｅｘによるローリングモーメントＭｒｅの大きさが最も大きくなるときであり、また、図７（ｂ）に示すように、バランサシャフト２１が図７（ａ）の状態からＳ方向に９０°回転した状態となって、バランサシャフト２１による横方向慣性力Ｆｂｘの大きさが最大となり、バランサシャフト２１の横方向慣性力ＦｂｘによるローリングモーメントＭｒｂの大きさが最も大きくなるときである。この残留ローリングモーメントＭｒの大きさは、往復慣性系１５の横方向慣性力ＦｅｘによるローリングモーメントＭｒｅの大きさ（Ｍｒｅの絶対値｜Ｍｒｅ｜）と、バランサシャフト２１の横方向慣性力ＦｂｘによるローリングモーメントＭｒｂの大きさ（Ｍｒｂの絶対値｜Ｍｒｂ｜）との差（上記ローリングモーメントＭｒｅの方向とＭｒｂの方向とが反対であるため）の絶対値｜｜Ｍｒｅ｜−｜Ｍｒｂ｜｜となる。

ここで、アンバランス質量と、該質量による上下方向慣性力Ｆｂｚ及び残留上下方向慣性力Ｆｚとの理論的関係を図８に示す。バランス率は、往復慣性系１５の上下方向慣性力Ｆｅｚの大きさに対するバランサシャフト２１のアンバランス質量による上下方向慣性力Ｆｂｚの大きさの比（上下方向慣性力Ｆｅｚの最大値と上下方向慣性力Ｆｂｚの最小値の絶対値との比）である。例えば、バランス率が１００％のときは、両上下方向慣性力Ｆｂｚ，Ｆｅｚは、大きさが等しく（方向は逆）なって相殺され、エンジン１全体として見ると上下方向慣性力Ｆｚが生じていないのと等しい状態となる。また、バランス率が５０％のときは、バランサシャフト２１の上下方向慣性力Ｆｂｚの大きさが、往復運動系１５の上下方向慣性力Ｆｅｚの大きさの５０％となり、該慣性力Ｆｅｚの５０％が残留する。そして、バランス率が４０％のときは、バランサシャフト２１による上下方向慣性力Ｆｂｚの大きさが、往復運動系１５の上下方向慣性力Ｆｅｚの大きさの４０％となり、該慣性力Ｆｅｚの６０％が残留する。同様に、バランス率が３０％のときは、往復運動系１５の上下方向慣性力Ｆｅｚの７０％が残留する。

図９は、アンバランス質量とローリングモーメントとの理論的関係の一例を示す。（なお、一例としたのは、バランサシャフトのアンバランス質量が同じ場合でも、バランサシャフト２１とローリング中心軸Ｃｒとの距離によってはローリングモーメントの大きさが変化することによる）。この図９に示すように、バランサシャフト２１のアンバランス質量が増大すると、該アンバランス質量による横方向慣性力Ｆｂｘの大きさが大きくなり、バランサシャフト２１によるローリングモーメントＭｒｂの大きさは、マイナス側に大きくなる。そして、上記残留ローリングモーメントＭｒの大きさは、アンバランス質量が増大すると（バランス率が増大すると）小さくなり、バランス率が所定値Ｂ０％のときに一旦ゼロ、すなわち、ローリング振動が生じない状態となる。そして、バランス率が所定値Ｂ０％より大きくなると（アンバランス質量がさらに増大すると）、残留ローリングモーメントＭｒが負の値となり、ローリング中心軸Ｃｒを中心としてバランス率が０％〜Ｂ０％のときとはエンジン１を逆方向に回転させる力として作用する。そして、バランス率が所定値Ｂ１％以上となると、残留モーメントＭｒの大きさ（絶対値）は往復運動系１５によるローリングモーメントＭｒｅの大きさより大きくなり、バランサ装置が設けられていない場合よりも大きなローリング振動が生じることとなる（振動方向は逆方向）。

図１０は、上記残留上下方向慣性力Ｆｚ及び残留ローリングモーメントＭｒによりマウント機構５，６，７の弾性体に生じる上下方向加速度及び前後方向加速度を示したものである。この図１０に示すように、これらの加速度の大きさは、上記残留上下方向慣性力Ｆｚ及びローリングモーメントＭｒに比例する。残留上下方向加速度は、バランス率が大きくなるほど小さくなり、バランス率が１００％のときにゼロとなる。前後方向加速度の大きさ（絶対値）は、バランス率が０％〜Ｂ０％のときはバランス率が大きくなるほど減少する。一方、Ｂ０％より大きいときはバランス率が大きくなるほど増大し、Ｂ１％より大きくなると、バランス率がゼロのとき（バランサ装置がないとき）よりも大きくなる。また、前後方向加速度の大きさと上下方向加速度の大きさとは、バランス率が約４０％のときにほぼ等しくなる。

図１１は、上記エンジン１のマウント機構５において前後方向加速度及び上下方向加速度を実測し、横軸に前後方向加速度、縦軸に上下方向加速度として加速度変化の軌跡を表したものである。例えば、符号アは、ある時刻において前後方向加速度が０で上下方向加速度がａであったことを示し、符号イは、ある時刻において前後方向加速度がｂで上下方向加速度がｃであったことを示し、符号ウは、ある時刻において前後方向加速度がｄで上下方向加速度が０であったことを示す。そして、前後方向加速度及び上下方向加速度データを連続的に表示すると、その軌跡は、点線で示す楕円状や、実線で示す略円状となる。

ここで、この点線で示す楕円状の時間軌跡は、バランス率が０％のとき（バランサシャフトがないとき）のものであり、実線で示す略円状の時間軌跡は、バランス率が３７．５％のときのものである。そして、この軌跡は、前述のマウント機構５のラバーマウント部Ｐの移動軌跡にほぼ一致する。すなわち、バランス率をこのように適切な値に設定すれば、上記マウント部Ｐの加速度を前後方向及び上下方向にほぼ等しい略円状とすることができる。

図１２は、バランス率とこもり音のＳＰＬ（Ｐａ）との関係を示す。このこもり音ＳＰＬ（Ｐａ）は、該こもり音ＳＰＬ（Ｐａ）と比例関係にある、上記マウント機構５，６，７に生じた加速度の実測値の単純平均値に、加速度−こもり音ＳＰＬ（Ｐａ）換算係数を乗じることにより算出したものである。

この図１２から明らかなように、バランス率が３７．５％や５０％のときでも、マウント機構５，６，７における前後方向加速度及び上下方向加速度の軌跡が前述のように略円状となるようにすることで、バランス率が１００％の２軸バランサ装置と同等のＳＰＬを得られることがわかる。換言すれば、バランス率を１００％にしなくても、バランサ装置の軽量化、及び低騒音化を達成することができるものである。

なお、本発明に係る思想は、ローリング振動の中心軸ＣｒまわりのローリングモーメントＭｒの大きさを、ゼロもしくはバランサ装置が設けられていない場合よりも小さな値にするものではなく、バランサ装置が設けられていない場合よりも逆に増大させるものであるから、バランサシャフトの回転方向を、ローリング振動の中心軸Ｃｒの高さとバランサシャフトの高さとの関係により規定する必要はない。つまり、バランサシャフトの回転方向は、バランサシャフトの設置可能位置等を勘案して、最も振動や騒音（こもり音）を小さくすることができる方向に設定すればよい。

例えば、前述の構成のままで（なお、回転方向を反転させるための機構は別途必要となる）、バランサシャフトのクランクシャフトに対する回転方向を逆方向（すなわち、クランクシャフトの回転方向と同方向）にしてもよい。その場合における、図９、図１０相当の図を、図１３、図１４に示す。この場合、残留モーメントは、アンバランス質量の増加、すなわちバランス率の増加と共に増加する点で、バランサシャフトをクランクシャフトの回転方向と同方向に回転させた場合と異なる。そして、この場合は、バランス率が小さい段階で、つまり、アンバランス質量が小さい段階で、マウントに生じる加速度の軌跡は円状になる。一方、逆方向に回転させた場合は、これよりもバランス率が大きくなってから、つまり、アンバランス質量が大きくなってから、マウントに生じる加速度の軌跡は円状になるが、この場合、略円状の移動軌跡の半径が小さくなり、こもり音を効果的に低減することができる。

ところで、図６に示す通り、本実施の形態のようにエンジン１の後部に変速機２が取り付けられていると、パワープラント３の重心Ｇが、エンジンの重心Ｇｇと一致しなくなることから、バランサシャフト２１が設けられていない場合、前述した往復運動系１５の上下方向慣性力Ｆｅｚによりピッチング中心軸Ｃｐを中心として、ピッチング振動が生じる。これに対しては、例えば、往復運動系１５の上下方向慣性力Ｆｅｚの鉛直線上で下方にバランサシャフトの上下方向慣性力の中心が位置するように設けると共に、そのバランス率を１００％とすれば、残留上下方向慣性力が生じないようにすることができる。

しかしながら、このように両上下方向慣性力の中心をエンジン長手方向において同じ位置に設けると、バランサ装置の軽量化のために、本実施の形態のように、バランサシャフト２１のアンバランス質量を小さくしている場合（バランス率を小さくしている場合）、そのままでは、エンジン１のピッチング振動を抑制することができない。

そこで、本実施の形態においては、バランサシャフト２１の上下方向慣性力Ｆｂｚの中心を（アンバランス質量の中心を）、ピッチング中心軸Ｃｐに対して、往復運動系１５の上下方向慣性力Ｆｅｚの中心とエンジン１の長手方向に同じ側で、往復運動系１５の上下方向慣性力Ｆｅｚの中心よりもさらにピッチング中心軸Ｃｐから所定長ΔＬ離れた位置に設けている。

つまり、図６に示すように、往復運動系１５の上下方向慣性力Ｆｅｚの中心は、ピッチング中心軸Ｃｐからエンジンの長手方向にＬｅ離れた位置に位置するが、バランサシャフト２１の上下方向慣性力Ｆｂｚの中心は、ピッチング中心軸Ｃｐからエンジンの長手方向にＬｅ離れた位置に位置させて、これにより、往復運動系１５の上下方向慣性力Ｆｅｚによりピッチング中心軸Ｃｐを中心として生じるピッチングモーメントＭｐｅの大きさと、バランサシャフト２１の上下方向慣性力Ｆｂｚによりピッチング中心軸Ｃｐを中心として生じるピッチングモーメントＭｐｂの大きさとが等しくなるようにしている（方向は反対）。これによれば、バランサシャフト２１を軽量化しつつ（アンバンランス質量を小さくしつつ）、ピッチングを良好に抑制することができる。

ところで、気筒内での燃焼ガスの圧力は、ピストンが上死点から若干下がったときに最大値となり、このときピストンに最も大きな力が加わるが、通常このときはコンロッドの軸心が鉛直な状態でないため、ピストンからシリンダ内壁に対しての大きなサイドフォースが発生する。そして、このとき、マウント機構のラバーに対しては、図１５に点線で示すような力として作用する。なお、マウント機構のラバーに作用する力がプラスのときは弾性体が伸びた状態で、力がマイナスのときは弾性体が縮んだ状態である。つまり、点線の場合は、力がマイナス側に大きく偏っており、マウント機構のラバーは大きく縮んだ状態となっているわけであるが、このような場合、弾性体の弾性が小さくなり、振動を吸収しにくくなる。

そこで、本実施の形態においては、図１６に示すように、シリンダ中心軸Ｃｓに対して、クランクシャフト１３の軸心Ｃｃを所定量Ｄオフセットさせている。 こうすることにより、上死点通過後に燃焼圧が最大圧になった場合におけるシリンダ内壁１１′に対するピストン１６のサイドフォースが減少すると共に、このサイドフォースによりマウント機構に一時的に大きな力が加わるのが防止される。そして、この結果、図１５に実線で示すように、マウント機構のラバーに作用する力がプラス方向とマイナス方向とでほぼ等しくなり、マウント機構のラバーが一方に大きく縮んだ状態で伸縮するのが解消されて、ラバーが振動を吸収しやすくなる。つまり、パワープラント３の振動が車体４に伝達されるのが軽減され、こもり音が軽減される。

以上のように、本実施の形態に係るエンジン１のバランサ装置２０によれば、発明の効果の欄で説明した通り、図１に示すように、マウント部Ｐの位置の移動軌跡は、時間を追って連続的にとらえれば、太い点線で示すように略円状となる。また、車体４に加わる残存力の方向も同様に回転することから、車体４は上向きに膨らみ、右側に引っ張られ、下向きに膨らみ、左側に引っ張られという状態を繰り返すこととなる。つまり、車体４の構成部材が、単純に一方向に偏って振動することがなくなり、こもり音の発生が抑制される。

また、往復運動系１５の上下方向慣性力Ｆｅｚを完全に抑制する必要がないので、これと同じ大きさで反対方向の上下方向慣性力をバランサシャフトで発生させる必要がない。つまり、バランサシャフト２１のアンバランス質量を、該バランサシャフト２１の上下方向慣性力Ｆｂｚの大きさが往復運動系１５の上下方向慣性力Ｆｅｚの大きさよりも小さくなる質量にすることができる。そして、両上下方向慣性力Ｆｂｚ，Ｆｅｚの大きさをバランスさせる場合よりもバランサ装置重量ひいてはエンジン重量の増大が抑制される。

そして、バランサシャフト２１は、該シャフト２１の取付位置がエンジン１のローリング振動の中心軸Ｃｒよりも下方の場合はクランクシャフトの回転方向と逆方向に回転され、上記取付位置が上記中心軸Ｃｒよりも上方の場合はクランクシャフト１３の回転方向と同方向に回転されるので、バランスシャフト２１をこれとは逆方向に回転させる場合よりも、略円状の移動軌跡の半径が小さくなり、こもり音を効果的に低減することができる。

そして、バランサシャフト２１の上下方向慣性力Ｆｂｚの中心は、往復運動系１５による上下方向慣性力Ｆｅｚの中心とエンジン１の長手方向においてピッチング中心軸Ｃｐに対して同じ側で、往復運動系１５の上下方向慣性力Ｆｅｚの中心よりもピッチング中心軸Ｃｐから離れた位置に設けられているから、両力Ｆｂｚ，Ｆｅｚの中心がエンジン前後方向において同じ位置にしている場合よりもバランサシャフト２１のアンバランス質量を小さくしつつ、両中心がエンジン前後方向において同じ位置にしている場合と同等のピッチング振動の抑制効果を得ることができる。

さらに、クランクシャフト１３の軸心Ｃｃがシリンダ中心軸Ｃｓに対してオフセット配置されているから、上死点通過後に燃焼圧が最大圧になった場合におけるシリンダ内壁１１’に対するピストン１６のサイドフォースが減少すると共に、このサイドフォースによりマウント機構に一時的に大きな力が加わるのが防止される。そして、この結果、弾性体が不均一に圧縮されることによる振動吸収の阻害が防止されると共に、振動が良好に吸収され、こもり音が良好に抑制される。

なお、以上の実施の形態においては、バランサシャフト２１がクランクシャフト１３との間に介設されたギヤ１４，３２により駆動されるものについて説明したが、図１７に示すように、シリンダブロックに設けられた軸受部４１に回動可能に支持されたクランクシャフト４２の一端、及びバランサ装置のケースの軸受部４３，４３に回動可能に支持されたバランサシャフト４５の一端にそれぞれスプロケット４６，４７を設けると共に、両スプロケット４６，４７間にチェーン４８を掛け渡して、バランサシャフト４５を駆動するようにしてもよい。なお、その場合においても、マウント機構５，６，７のラバーに作用する前後方向加速度（前後方向力）の大きさと上下方向加速度（上下方向力）の大きさとが等しくなるようにアンバランス質量を設定することで、上記実施の形態同様、振動及び騒音を同様に抑制することができる。なお、図１４の例においては、チェーン駆動であるので、クランクシャフト４２とバランサシャフト４５とは同方向に回転することになる。

その場合に、ウェイト部４９は、軸受部４４をはさんで前部４９ａと後部４９ｂとに２分割され、これらの中心線は、第１気筒（変速機５から最も遠い気筒）と第２気筒との中間線上に位置している。つまり、バランサシャフト４３による上下方向慣性力の中心は、往復運動系による上下方向慣性力の中心よりも、ピッチング中心からエンジン長手方向に同じ側でピッチング中心よりも離れた位置に位置している。これによれば、ピッチング抑制の効果が、前述の場合同様に得られる。

次に、他の実施の形態について説明する。

図１８に示すように、その他の実施の形態に係るバランサ装置５０は、一対のバランサシャフト５１，５２を有する２軸タイプのバランサ装置である。バランサシャフト５１には、クランクシャフトに設けられたドライブギヤに駆動されるドリブンギヤ５３が設けられている。ドライブギヤとドリブンギヤ５３とのギヤ比は２：１に設定されている。バランサシャフト５１，５２の一端には、それぞれギヤ５４，５５が設けられ、これらが互いに噛合している。これらのギヤ５４，５５のギヤ比は１：１とされている。これによれば、クランクシャフト１３が図１９（ａ）に示すようにＲ方向に回転すると、バランサシャフト５１はクランクシャフト１３と逆のＳ方向に２倍速で連動回転し、バランサシャフト５２は、バランサシャフト５１と逆のＴ方向に同速度で連動回転することとなる。バランサシャフト５１，５２は、ローリング振動の中心軸Ｃｒよりも下方に配置されている（図１９（ａ）参照）。

両バランサシャフト５１，５２には、それぞれアンバランス質量を構成するウェイト部５６，５７が設けられている。これらのウェイト部３３は、図１９（ａ）に示すように、ピストン１６が上死点に位置したときに、下向きになるように構成されている。アンバランス質量はウェイト部５６の方がウェイト部５７よりも大きくされている。これによれば、図１９（ａ）に示すように、バランスシャフト５１，５２の上下方向慣性力Ｆｂ１ｚ，Ｆｂ２ｚは、方向は同じで、大きさ（１軸の場合同様、ピストン１６が上死点に位置したときにおける大きさ。Ｆｅｚについても同様）はバランサシャフト５１の方が大きくなる。そして、両バランサシャフト５１，５２による上下方向慣性力Ｆｂｚの大きさは、上下方向慣性力Ｆｂ１ｚ，Ｆｂ２ｚの方向が同じであるから、Ｆｂ１ｚ＋Ｆｂ２ｚとなる。他方、図１９（ｂ）に示すように、バランスシャフト５１，５２の横方向慣性力Ｆｂ１ｘ，Ｆｂ２ｘの大きさ（１軸の場合同様、クランクシャフト１３が図１９（ａ）の状態からＲ方向に４５度回転した時点のもの）は、上下方向の場合同様、バランサシャフト５１の方が大きくなるが、その方向は逆となる。そして、両バランサシャフト５１，５２分の横方向慣性力Ｆｂｘの大きさは、方向が逆なので、図上右方向を基準とすると、｜｜Ｆｂ１ｘ｜−｜Ｆｂ２ｘ｜｜となる。

その場合に、このバランサ装置５０においては、先の実施の形態で説明した１軸タイプのバランサ装置２０同様、マウント機構における加速度が上下方向と前後方向とで等しくなり、エンジン端面側から見たマウント機構５，６，７のマウント部の移動軌跡が略円状となるようにされている。すなわち、往復運動系１５の上下方向慣性力Ｆｅｚの大きさに対する上記Ｆｂｚの大きさの割合、すなわちバランス率は５０％とされている。また、往復運動系１５及び両バランサシャフト５１，５２によるローリング中心軸ＣｒまわりのローリングモーメントＭｒの大きさが、バランサシャフト５１，５２がない場合よりも増大される質量とされている。ここで、この残留ローリングモーメントＭｒの大きさは、往復慣性系１５の横方向慣性力ＦｅｘによるローリングモーメントＭｒｅの大きさ（Ｍｒｅの絶対値｜Ｍｒｅ｜）と、バランサシャフト５１，５２の横方向慣性力ＦｂｘによるローリングモーメントＭｒｂの大きさ（Ｍｒｂの絶対値｜Ｍｒｂ｜）との差（上記ローリングモーメントＭｒｅの方向とＭｒｂの方向とが反対であるため）の絶対値｜｜Ｍｒｅ｜−｜Ｍｒｂ｜｜となる。

そして、特に、２軸のバランサ装置５０によれば、アンバランス質量の合計値が同じままで、左右のバランスシャフトの質量比を変更することが可能であり、そうすることにより、両バランサシャフト５１，５２の横方向慣性力Ｆｂｘの大きさを任意に設定でき、弾性体中心の移動軌跡をより真円に近くすることができる。また、バランス率を変更しても、バランスシャフト５１，５２の質量比を変更すれば、同様に、上記軌跡をより真円に近くすることができる。

なお、この実施の形態においても、第１の実施の形態同様、オフセットクランク方式を採用すれば、第１の実施の形態同様の効果が達成される。

以上のように、この実施の形態に係るエンジンのバランサ装置５０によれば、先に説明した実施の形態で説明した効果に加えて、マウント機構のラバーの移動軌跡をより真円に近くすることができる。すなわち、よりこもり音及び振動を確実に抑制することができる。

本発明は、エンジンのバランサ装置に広く適用することができる。

エンジンが弾性体を介して車体に支持された状態の説明図である。 マウント部にかかる上下方向力及び水平方向力の時間変化を示す図である。 本発明の実施の形態に係るエンジンのバランサ装置を有するパワープラントの説明図である。 バランサ装置の斜視図である。 ロワブロックを取り外したバランサ装置の底面図である。 パワープラントの拡大側面図である。 上下方向慣性力及びローリングモーメントの説明図である。 バランス率と上下方向慣性力との関係図である。 バランス率とローリングモーメントとの関係図である。 バランス率とマウント部に生じる加速度との関係図である。 マウント部に生じた前後方向加速度変化及び上下方向加速度変化の実測図である。 バランス率とＳＰＬとの関係の実測図である。 バランス率とローリングモーメントとの関係図である（バランサシャフトの回転方向を変更した場合）。 バランス率とマウント部に生じる加速度との関係図である（バランサシャフトの回転方向を変更した場合）。 オフセットクランクエンジンにおける燃焼を考慮したサイドフォースの説明図である。 オフセットクランクエンジンにおけるサイドフォースの実測図である。 チェーン駆動タイプの１軸バランサ装置の一例である。 ２軸バランサ装置の場合の図５相当の図である。 ２軸バランサ装置における上下方向慣性力及びローリングモーメントの説明図である。

符号の説明

１ エンジン
２ 変速機
３ パワープラント
４ 車体
５，６，７ マウント機構
１１ シリンダブロック
１３ クランクシャフト
１５ 往復運動系
２０ バランサ装置
２１ バランサシャフト
Ｃｐ ピッチング中心軸
Ｃｒ ローリング中心軸
Ｇ 重心
Ｍｒ ロ―リングモーメント
Ｍｒｅ 往復運動系によるローリングモーメント
Ｍｒｂ バランサシャフトによるローリングモーメント
Ｆｅｚ 往復運動系による上下方向慣性力
Ｆｂｚ バランサシャフトによる上下方向慣性力

Claims (8)

1. 弾性体を介して車体にマウントされると共に、クランクシャフトの２倍速で回転される１軸のバランサシャフトが備えられたエンジンのバランサ装置であって、上記バランサシャフトは、該シャフトの取付位置がエンジンのローリング振動の中心軸よりも下方の場合はクランクシャフトの回転方向と逆方向に回転され、上記取付位置が上記中心軸よりも上方の場合はクランクシャフトの回転方向と同方向に回転されると共に、該バランサシャフトのアンバランス質量は、上記マウント部位にほぼ同じ大きさの横方向力と上下方向力とが交互に略等時間間隔で作用してエンジン端面側から見た上記弾性体へのエンジンマウント部位の移動軌跡が略円状となる質量に設定されていることを特徴とするエンジンのバランサ装置。
2. マウント部位にほぼ同じ大きさの横方向力と上下方向力とを交互に略等時間間隔で作用させるバランサシャフトのアンバランス質量は、該バランサシャフトによる上下方向慣性力がエンジンの往復運動系による上下方向慣性力に対して３０％〜５０％の大きさとなる質量であることを特徴とする請求項１に記載のエンジンのバランサ装置。
3. エンジンの一端側に変速機が取り付けられている場合において、バランサシャフトによる上下方向慣性力の中心は、往復運動系による上下方向慣性力の中心とエンジンの長手方向においてピッチング中心に対して同じ側で、往復運動系による上下方向慣性力の中心よりもピッチング中心から離れた位置に設けられていることを特徴とする請求項１又は請求項２に記載のエンジンのバランサ装置。
4. クランクシャフトの軸心がシリンダの中心軸に対してオフセットされていることを特徴とする請求項１から請求項３のいずれか１項に記載のエンジンのバランサ装置。
5. 弾性体を介して車体にマウントされると共に、クランクシャフトの２倍速で互いに逆回転され互いに異なるアンバランス質量とした２軸のバランサシャフトが備えられたエンジンのバランサ装置であって、これらのバランサシャフトは、該バランスシャフトの取付位置がエンジンのローリング振動の中心軸よりも下方の場合はアンバランス質量の大きい方のバランサシャフトがクランクシャフトの回転方向と逆方向に回転され、該取付位置が上記中心軸よりも上方の場合はアンバランス質量の大きい方のバランサシャフトがクランクシャフトの回転方向と同方向に回転されると共に、これらのバランサシャフトのアンバランス質量は、上記マウント部位にほぼ同じ大きさの横方向力と上下方向力とが交互に略等時間間隔で作用してエンジン端面側から見た上記弾性体へのエンジンマウント部位の移動軌跡が略円状となる質量に設定されていることを特徴とするエンジンのバランサ装置。
6. マウント部位にほぼ同じ大きさの横方向力と上下方向力とを交互に略等時間間隔で作用させる一対のバランサシャフトのアンバランス質量は、バランサシャフトによる上下方向慣性力がエンジンの往復運動系による上下方向慣性力に対して３０％〜５０％の大きさとなる質量であることを特徴とする請求項５に記載のエンジンのバランサ装置。
7. エンジンの一端側に変速機が取り付けられている場合において、バランサシャフトによる上下方向慣性力の中心は、往復運動系による上下方向慣性力の中心とエンジンの長手方向においてピッチング中心に対して同じ側で、往復運動系による上下方向慣性力の中心よりもピッチング中心から離れた位置に設けられていることを特徴とする請求項５又は請求項６に記載のエンジンのバランサ装置。
8. クランクシャフトの軸心がシリンダの中心軸に対してオフセットされていることを特徴とする請求項５から請求項７のいずれか１項に記載のエンジンのバランサ装置。

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