JP6154003B2 - エンジンバランサ - Google Patents

Description

本発明は、エンジンの振動を低減するためのエンジンバランサに係わり、特に、遊星歯車機構を備えたエンジンバランサに関する。

車両に搭載される４気筒エンジンにおいては、例えばピストンの上下方向の往復運動によって振動が発生するため、この振動を低減させる振動低減装置がエンジン本体に装着されることがある。

この種の従来の振動低減装置の一例としては、例えばオルタネータ等のエンジン補機を利用することでエンジンの振動を低減させる振動低減装置が提案されている（例えば、特許文献１参照。）。

上記特許文献１記載の従来の振動低減装置は、エンジンのクランクシャフトに遊星歯車機構を介して連結されたクランクプーリをクランクシャフトの回転に対して逆方向に増速回転させるようになっている。このクランクプーリを介して駆動されるエンジン補機には、クランクシャフトの回転に伴ってエンジン本体に作用する主慣性モーメントに対して逆方向に回転する副慣性モーメントが発生するようになっている。

上記従来の振動低減装置は、エンジンのクランクシャフトの回転に伴う主慣性モーメントに対して逆方向に回転する副慣性モーメントをエンジン補機に発生させるようになっているため、副慣性モーメントが主慣性モーメントによるエンジンの振動を打ち消すように作用し、エンジンの振動を低減させるとしている。

特開平７−３５１９９号公報

上記従来の振動低減装置は、エンジンの振動を打ち消すための副慣性モーメントをエンジン補機に依存している。しかしながら、エンジン補機をクランクシャフトの回転に対して逆方向に増速回転させるためには、エンジン補機の設計変更などが必要になり、既存のエンジン補機を効果的に適用することはできない場合がある。

一方、一つの遊星歯車機構によりエンジンの振動低減を図る場合には、振動低減効果が得られにくい。他の種類の遊星歯車機構を備える場合は、軽量化及びコンパクト化が図りにくくなるという問題点があった。

従って、本発明の目的は、軽量化及びコンパクト化を図ることを可能としたエンジンバランサを提供することにある。

［１］本発明は、エンジンブロックの内部に往復移動可能に設けられるピストンによって回転駆動するクランクシャフトと、前記クランクシャフトの回転に対して回転可能とされ、前記クランクシャフトに対して同軸上に配置される遊星歯車機構と、前記遊星歯車機構を介して前記クランクシャフトの回転に伴う慣性力による振動を減少させるバランスウエイトと、を備えており、前記遊星歯車機構は、前記クランクシャフトに固定される出力部材と、前記出力部材に固定されるリングギヤと、前記リングギヤに噛み合う複数のピニオンギヤと、前記複数のピニオンギヤを保持し、前記エンジンブロックに固定されるキャリヤと、前記複数のピニオンギヤに噛み合うことで前記リングギヤの回転に対して逆方向に増速回転するサンギヤとを備え、前記バランスウエイトは、前記クランクシャフトの軸回りに所定の間隔をもって配置されるとともに、前記クランクシャフトの回転角度に対応してアンバランス量を調整するように前記出力部材と前記サンギヤとに対して移動可能に取り付けられていることを特徴とするエンジンバランサにある。

［２］上記［１］に記載の発明にあって、前記遊星歯車機構は、前記クランクシャフトの回転の２倍の回転数になるように歯数を設定した機構としたことを特徴とする。

［３］上記［１］又は［２］に記載の発明にあって、前記遊星歯車機構及び前記バランスウエイトは、前記エンジンブロックのクランクプーリ側にあって、前記クランクシャフトに固定されたクランクプーリの内部又は前記サンギヤに固定されたクランクプーリの内部に配置されてなることを特徴とする。

［４］上記［１］又は［２］に記載の発明にあって、前記遊星歯車機構及び前記バランスウエイトは、前記エンジンブロックのトランスミッション側にあって、前記エンジンブロックとトランスミッションの間に配置されてなることを特徴とする。

［５］上記［１］又は［２］に記載の発明にあって、前記遊星歯車機構及び前記バランスウエイトは、前記エンジンブロックのクランクプーリ側と前記エンジンブロックのトランスミッション側の両側に配置されてなることを特徴とする。

［６］上記［１］〜［５］のいずれかに記載の発明にあって、前記サンギヤのバランスウエイト側対向面には、前記出力部材の回転に伴い逆方向に増速回転する一対の第１の駆動ピンが設けられ、前記バランスウエイトには、前記第１の駆動ピンによって前記バランスウエイト自身の移動を規制する一対のカム溝が形成されてなり、前記バランスウエイトの出力部材側対向面には、前記出力部材の回転とは逆方向に増速回転する第２の駆動ピンが設けられ、前記出力部材のバランスウエイト側対向面には、前記第２の駆動ピンの移動を規制するカム面が形成されてなることを特徴とする。

［７］上記［６］に記載の発明にあって、前記カム溝は、前記バランスウエイトの回転中心を通る中心線に平行に延びる直線状に形成され、前記第１の駆動ピンが直線方向のみに移動可能な長溝形状を有してなることを特徴とする。

［８］上記［６］又は［７］に記載の発明にあって、前記カム溝内には、前記バランスウエイトを直線方向に押す弾性部材が配置されてなることを特徴とする。

［９］上記［６］に記載の発明にあって、前記出力部材の前記カム面は、前記クランクシャフトが０°、９０°、１８０°、２７０°、及び３６０°の９０°ごとの回転位置で前記クランクシャフトの回転に伴う慣性力が最大になったとき、前記バランスウエイトが前記クランクシャフトに対して最大の移動量となるアンバランス方向に移動可能なように、前記出力部材の回転中心を通る中心線に対して対称形状に形成されたことを特徴とする。

［１０］上記［６］又は［９］に記載の発明にあって、前記第２の駆動ピンと前記カム面とに基づく前記バランスウエイトのクランクシャフト回転中心からの移動量は、前記バランスウエイトの質量と移動量との積が前記クランクシャフトの往復移動で発生するアンバランス量となるように設定されたことを特徴とする。

［１１］上記［５］記載の発明にあって、前記バランスウエイトのクランクプーリ側のアンバランス量及び前記バランスウエイトのトランスミッション側のアンバランス量のそれぞれは、前記クランクシャフトの往復移動で発生するアンバランス量の略半分となるように設定されたことを特徴とする。

［１２］上記［６］に記載の発明にあって、前記第１の駆動ピン及び前記第２の駆動ピンの少なくとも一方には、ブッシュを介してベアリングが固定されてなることを特徴とする。

本発明によると、軽量化及びコンパクト化を図りながら、振動低減効果を確保することができる。

本発明の代表的な第１の実施の形態に係るエンジンバランサの全体構成を示す模式図である。 エンジンバランサの一構成部品であるバランスウエイトの動作を説明するための図である。 図２Ａの次の動作を説明するための図である。 図２Ｂの次の動作を説明するための図である。 図２Ｃの次の動作を説明するための図である。 図２Ｄの次の動作を説明するための図である。 図２Ｅの次の動作を説明するための図である。 図２Ｆの次の動作を説明するための図である。 図２Ｇの次の動作を説明するための図である。 図２Ｈの次の動作を説明するための図である。 エンジン回転角度とアンバランス量との関係を説明するための図である。 第２の実施の形態に係るエンジンバランサの全体構成を示す模式図である。 エンジンバランサの一構成部品であるバランスウエイトの動作を説明するための図である。 図５Ａの次の動作を説明するための図である。 図５Ｂの次の動作を説明するための図である。 図５Ｃの次の動作を説明するための図である。 図５Ｄの次の動作を説明するための図である。 エンジンバランサの一構成部品である遊星歯車機構のサンギヤを説明するための要部断面模式図である。

以下、本発明の好適な実施の形態を添付図面に基づいて具体的に説明する。

［第１の実施の形態］
（エンジンバランサの全体構成）
図１において、全体を示す符号１０は、この第１の実施の形態に係る典型的なエンジンバランサを模式的に示している。このエンジンバランサ１０は、例えば図示しないトランスミッションに連結される多気筒内燃機関である直列４気筒型のエンジン１００に装着されている。

このエンジン１００の外郭を構成するエンジンブロック１０１の内部には、図１に示すように、第１〜第４気筒のピストン１０２〜１０５がコネクティングロッド１０６〜１０９を介してクランクシャフト１１０に連結されている。

このクランクシャフト１１０の一端部には、図１に示すように、エンジン１００の回転駆動力を図示しないエンジン補機に無端状ベルト１１１を介して伝達するクランクプーリ１１２が固定されている。クランクシャフト１１０の他端部側には、エンジンブロック１０１のトランスミッション側の図示しないメインクラッチやトルクコンバータなどが備えられている。

このクランクシャフト１１０のクランクプーリ１１２側には、図１に示すように、往復運動するピストン１０２〜１０５の振動により生じる慣性力（遠心力）を減少させるための振動低減機構であるエンジンバランサ１０が取り付けられている。

このエンジンバランサ１０は、図１に示すように、クランクシャフト１１０の回転に対しては逆方向に回転する変速機構２０と、この変速機構２０を介してクランクシャフト１１０の回転方向とは逆方向に回転する慣性体であるバランスウエイト３０とを備えている。この変速機構２０とバランスウエイト３０とは、クランクプーリ１１２の内部に集約化して配置されている。

この変速機構２０は、図１に示すように、クランクシャフト１１０に対して同軸上に配置された遊星歯車機構２１により構成されている。この遊星歯車機構２１は、クランクシャフト１１０に固定される円盤状の出力部材２２と、この出力部材２２に固定されるリングギヤ２３と、このリングギヤ２３の回転に対して逆方向に増速回転するサンギヤ２４と、このリングギヤ２３及びサンギヤ２４に噛み合う複数のピニオンギヤ２５，…，２５とを備えている。

このピニオンギヤ２５は、図１に示すように、エンジンブロック１０１に固定されるキャリヤ２６に回転可能に支持されている。ピニオンギヤ２５に噛み合うリングギヤ２３は、出力部材２２を介してクランクシャフト１１０に固定されていることから、リングギヤ２３の回転出力は、ピニオンギヤ２５を介して、リングギヤ２３とは逆方向の回転としてサンギヤ２４に伝達される。

このサンギヤ２４の回転出力は、クランクシャフト１１０の回転方向とは逆方向の回転としてバランスウエイト３０に伝達される。このサンギヤ２４の歯数は、リングギヤ２３の歯数よりも少なく設定されている。サンギヤ２４の歯数及びリングギヤ２３の歯数を適宜に選択することで、変速機構２０のギヤ比を所要の値に設定することができる。

このリングギヤ２３の歯数に対してサンギヤ２４の歯数を少なく設定することで、バランスウエイト３０には、増速された回転が生じる。この第１の実施の形態では、特に限定するものではないが、クランクシャフト１１０の２倍の回転数となる回転力がサンギヤ２４に伝達される構成となっている。これにより、ピストン１０２〜１０５の振動を打ち消すための慣性力の作用が高められており、エンジンバランサ１０の振動低減機能を向上させることができる。

（アンバランス量調整構造）
このピストン１０２〜１０５の振動を低減させるためには、クランクシャフト１１０の回転に対してエンジンバランサ１０のアンバランス量を調整することが肝要である。この第１の実施の形態に係るエンジンバランサ１０において最も基本的な構成は、クランクシャフト１１０の回転に対してアンバランス量を調整する構造にある。

図示例によると、このアンバランス量調整構造は、遊星歯車機構２１の出力部材２２及びサンギヤ２４と、バランスウエイト３０とにより構成される。この出力部材２２の回転角度に対応してバランスウエイト３０とクランクシャフト１１０との間の距離を変動させることで、このエンジンバランサ１０には、往復するピストン１０２〜１０５の振動により生じる慣性力を低減する方向及び大きさの慣性力が発生する。

このバランスウエイト３０は、図１に示すように、クランクシャフト挿入用の軸孔３０ａを有する円柱状のブロック体からなる。その軸孔３０ａは、クランクシャフト１１０の軸回りに所定の間隔をもって配置されており、バランスウエイト３０が、クランクシャフト１１０の回転中心から放射方向のアンバランス量を調整するように移動可能に出力部材２２とサンギヤ２４とに対して取り付けられている。

このサンギヤ２４のバランスウエイト側対向面には、図１及び図２Ａに示すように、サンギヤ２４の回転軸線を中心に一対の第１の駆動ピン２４ａ，２４ａが突出して形成されている。一方のバランスウエイト３０には、一対の第１の駆動ピン２４ａに対応して一対のカム溝３０ｂ，３０ｂが形成されている。この一対のカム溝３０ｂは、バランスウエイト３０の回転中心を通る中心線の両側に１８０°の位相差をもって互いに平行に延びる直線状に形成されており、一対の第１の駆動ピン２４ａが直線方向のみに移動可能な長溝形状を有している。

このカム溝３０ｂの内部には、図２Ａに示すように、押圧手段２７が組み付けられている。この押圧手段２７は、カム溝３０ｂの内部に圧縮状態で組み付けられる弾性部材である圧縮コイルスプリング２８と、この圧縮コイルスプリング２８の押圧力をサンギヤ２４の駆動ピン２４ａに付与する接触部材２９とからなる。

このサンギヤ２４の駆動ピン２４ａは、バランスウエイト３０のカム溝３０ｂをクランクシャフト１１０と連動する出力部材２２の回転に対して逆方向に回転させる。このカム溝３０ｂは、バランスウエイト３０の回転角度に応じて駆動ピン２４ａを介してバランスウエイト自身の移動を規制する。エンジン前方からみたときのバランスウエイト３０の縦方向の移動はカム溝３０ｂを介して案内されるが、バランスウエイト３０の横方向の移動は、カム溝３０ｂによって規制される。これにより、エンジン前方からみたときの横方向のアンバランス量の発生が低減される。

このバランスウエイト３０の出力部材側対向面には、図１及び図２Ａに示すように、バランスウエイト３０の回転軸線を中心に一対の第２の駆動ピン３０ｃ，３０ｃが固定されている。この駆動ピン３０ｃは、サンギヤ２４の駆動ピン２４ａとは略直角の位相差をもって配置されている。

一方の出力部材２２のバランスウエイト側対向面には、図１及び図２Ａに示すように、バランスウエイト３０の駆動ピン３０ｃの移動を規制するカム面２２ａが形成されている。このカム面２２ａは、環状の波形カム面からなり、出力部材２２の内周面に円周方向に沿って突出する４つの内方突出部２２ｂ及び４つの外方突出部２２ｃを有している。この内方突出部２２ｂ及び外方突出部２２ｃのそれぞれは、互いに同一円周上に９０°の位相差をもって形成されている。

この外方突出部２２ｃは、図２Ａに示すように、クランクシャフト１１０の回転に伴う慣性力が最大になったとき、バランスウエイト３０をクランクシャフト１１０に対して最大の移動量となるアンバランス方向及びアンバランス位置に移動可能な突出量を有している。

一方の内方突出部２２ｂは、図２Ｃに示すように、クランクシャフト１１０に対するバランスウエイト３０のアンバランス量が発生しない状態となったとき、バランスウエイト３０の駆動ピン３０ｃの移動を規制可能な突出量を有している。

この駆動ピン３０ｃとカム面２２ａとに基づいてバランスウエイト３０のクランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂からの移動量（距離）ｄが設定される。この距離ｄとしては、バランスウエイト３０の質量と移動量との積がクランクシャフト１１０の往復移動で発生するアンバランス量となるように設定することが好適である。カム面２２ａの突出量を適宜に選択することで、駆動ピン３０ｃの移動量を所要の値に設定することができる。

（バランスウエイトの動作）
上記のように構成されたアンバランス量調整構造を備えたエンジンバランサ１０は、図２Ａ〜図２Ｉに示すように、クランクシャフト１１０と連動する出力部材２２の回転角度に対応してバランスウエイト３０の回転中心Ｃ₁とクランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂との間の距離を変動させることで、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂から放射方向のアンバランス量の発生を調整するように構成されている。

このバランスウエイト３０の回転中心Ｃ₁とクランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂との間の距離ｄは、図２Ａ〜図２Ｉに示すように、サンギヤ２４の駆動ピン２４ａに対するバランスウエイト３０のカム溝３０ｂと、出力部材２２のカム面２２ａに対するバランスウエイト３０の駆動ピン３０ｃとにより調整される。

ここで、図３を参照すると、同図には、エンジン回転角度とアンバランス量との関係が示されている。同図において、エンジン回転角度０°に対応するアンバランス量は、図２Ａに示すバランスウエイト３０の回転角度０°に、エンジン回転角度２２．５°に対応するアンバランス量は、図２Ｂに示すバランスウエイト３０の回転角度４５°に、エンジン回転角度４５°に対応するアンバランス量は、図２Ｃに示すバランスウエイト３０の回転角度９０°にそれぞれに対応している。

図３において、エンジン回転角度６７．５°に対応するアンバランス量は、図２Ｄに示すバランスウエイト３０の回転角度１３５°に、エンジン回転角度９０°に対応するアンバランス量は、図２Ｅに示すバランスウエイト３０の回転角度１８０°にそれぞれに対応している。

図３において、エンジン回転角度１１２．５°に対応するアンバランス量は、図２Ｆに示すバランスウエイト３０の回転角度２２５°に、エンジン回転角度１３５°に対応するアンバランス量は、図２Ｇに示すバランスウエイト３０の回転角度２７０°にそれぞれに対応している。

図３において、エンジン回転角度１５７．５°に対応するアンバランス量は、図２Ｈに示すバランスウエイト３０の回転角度３１５°に、エンジン回転角度１８０°に対応するアンバランス量は、図２Ｉに示すバランスウエイト３０の回転角度３６０°にそれぞれに対応している。

このエンジン回転角度に対応して、クランクシャフト１１０は、図３に示すように、０°、９０°、１８０°、２７０°、及び３６０°の９０°ごとの回転位置でクランクシャフト１１０の回転に伴う慣性力が最大になる。このとき、バランスウエイト３０がクランクシャフト１１０に対して最大の移動量となるアンバランス方向及びアンバランス位置に移動する。

次に、図２Ａ〜図２Ｉを参照しながら、バランスウエイト３０の動作について説明する。

図２Ａにおいて、エンジン回転角度が０°である場合は、バランスウエイト３０の回転中心Ｃ₁とクランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂とが、エンジン前方からみたときの縦方向の軸線上にあって、バランスウエイト３０の回転中心Ｃ₁は、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂の真下に離れている。

このサンギヤ２４の駆動ピン２４ａは、バランスウエイト３０のカム溝３０ｂの一端部に接触し、バランスウエイト３０の駆動ピン３０ｃが出力部材２２のカム面２２ａの外方突出部２２ｃに接触している。バランスウエイト３０は、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂から最も遠い距離ｄのアンバランス位置に移動した状態にある。

図２Ａ〜図２Ｃにおいて、エンジン回転角度０°〜４５°の増加に応じて、バランスウエイト３０が０°〜９０°で回転する。バランスウエイト３０の回転中心Ｃ₁は、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂の下側から上側へ向けて次第に近づく。

図２Ｃにおいて、バランスウエイト３０が９０°に回転したとき、バランスウエイト３０の回転中心Ｃ₁は、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂に最も近づくことになる。サンギヤ２４の駆動ピン２４ａは、バランスウエイト３０のカム溝３０ｂの中心部分に接触するとともに、バランスウエイト３０の駆動ピン３０ｃは、出力部材２２の内方突出部２２ｂに接触することから、アンバランス量が発生しない状態となる。

図２Ｃ〜図２Ｅにおいて、エンジン回転角度４５°〜９０°の増加に伴い、バランスウエイト３０が９０°〜１８０°で回転する。バランスウエイト３０の回転中心Ｃ₁は、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂の上側へ向けて次第に遠ざかることとなる。

図２Ｅにおいて、クランクシャフト１１０がエンジン回転角度９０°で回転したとき、クランクシャフト１１０の回転に伴う慣性力が最大になる。バランスウエイト３０の回転中心Ｃ₁は、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂の真上に移動する。バランスウエイト３０の駆動ピン３０ｃは、出力部材２２の外方突出部２２ｃに接触することから、バランスウエイト３０は、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂から最も遠い距離ｄのアンバランス位置に移動した状態になる。

図２Ｅ〜図２Ｇにおいて、エンジン回転角度９０°〜１３５°の増加に伴って、バランスウエイト３０は１８０°〜２７０°で回転する。バランスウエイト３０の回転中心Ｃ₁は、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂の上側から下側に向けて次第に近づく。

図２Ｇにおいて、バランスウエイト３０が２７０°に回転したとき、バランスウエイト３０の回転中心Ｃ₁は、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂に最も近づくことになる。サンギヤ２４の駆動ピン２４ａは、バランスウエイト３０のカム溝３０ｂの中心部分に接触する。バランスウエイト３０の駆動ピン３０ｃは、出力部材２２の内方突出部２２ｂに接触することから、アンバランス量が発生しない状態となる。

図２Ｇ〜図２Ｉにおいて、エンジン回転角度１３５°〜１８０°の増加に伴って、バランスウエイト３０は２７０°〜３６０°で回転する。バランスウエイト３０の回転中心Ｃ₁は、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂から下側に向けて次第に遠ざかる。

図２Ｉにおいて、クランクシャフト１１０がエンジン回転角度１８０°に回転したとき、クランクシャフト１１０の回転に伴う慣性力が最大になる。このとき、バランスウエイト３０が３６０°に回転する。エンジンバランサ１０は、図２Ａと同様に、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂から最も遠い距離ｄのアンバランス位置に戻り、上記操作を繰り返す。

このエンジンバランサ１０のアンバランス量は、図３に示すように、エンジン回転角度に対応して発生するピストン１０２〜１０５の振動とは逆相の状態で変動する。バランスウエイト３０の慣性力とピストン１０２〜１０５の振動により生じる慣性力とが釣り合うこととなり、エンジン１００の振動を低減することが可能となる。

（第１の実施の形態の効果）
以上のように構成された第１の実施の形態に係るエンジンバランサ１０は、エンジン１００のクランクシャフト１１０の回転角度に応じて、バランスウエイト３０のアンバランス量を調整するように移動する構成となっていることから、上記効果に加えて、以下の効果が得られる。

（１）既存のエンジンにクランクプーリ１１２の配置領域を追加して装着するだけでエンジンバランサ１０を配置することが可能となり、エンジン１００の共有化を図ることができるようになる。
（２）既存の車両にエンジンバランサ１０を追加して装着することができるようになる。

［第２の実施の形態］
図４及び図５Ａ〜図５Ｅには、第２の実施の形態であるエンジンバランサの一構成例が例示されている。なお、これらの図において、上記第１の実施の形態と実質的に同じ部材には同一の部材名と符号を付している。従って、上記第１の実施の形態と実質的に同じ部材に関する詳細な説明は省略する。

この第２の実施の形態において上記第１の実施の形態と異なるところは、上記第１の実施の形態では、バランスウエイト３０の出力部材側対向面に一対の第２の駆動ピン３０ｃを備えた構成であったものを、バランスウエイト３０の出力部材側対向面に回転軸線とは同一軸線上に固定された第２の駆動ピン３０ｄを備えている点にある。

図４及び図５Ａにおいて、円盤状の出力部材２２のバランスウエイト側対向面には、第２の駆動ピン３０ｄの移動を規制するカム面２２ｄが形成されている。このカム面２２ｄは、環状のクローバ形カム面からなる。このクローバ形カム面は、出力部材２２の内周面の円周方向に沿って突出する４つの外方突出部２２ｅ，…，２２ｅを有している。

この４つの外方突出部２２ｅは、図５Ａに示すように、互いに同一円周上に９０°の位相差をもって形成されている。この外方突出部２２ｅにあっても、上記第１の実施の形態におけるアンバランス量調整構造と同様に、バランスウエイト３０をクランクシャフト１１０に対して最大の移動量となるアンバランス方向及びアンバランス位置に移動可能な突出量を有している。

図５Ａ〜図５Ｅを参照すると、これらの図には、第２の実施の形態に係るエンジンバランサ１０の動作の一例が例示されている。

図５Ａにおいて、エンジンバランサ１０がエンジン回転角度０°にあるとき、サンギヤ２４の駆動ピン２４ａがバランスウエイト３０のカム溝３０ｂの中心部分にあり、バランスウエイト３０の駆動ピン３０ｄが出力部材２２のカム面２２ｄの外方突出部２２ｅに接触している。バランスウエイト３０の回転中心Ｃ₁は、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂の真下にあり、バランスウエイト３０は、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂から最も遠い距離ｄのアンバランス位置に移動した状態にある。

図５Ａ〜図５Ｃにおいて、エンジン回転角度０°〜４５°の増加に応じて、バランスウエイトが０°〜９０°で回転している間は、サンギヤ２４の駆動ピン２４ａに対するバランスウエイト３０のカム溝３０ｂの移動と、出力部材２２のカム面２２ｄに対するバランスウエイト３０の駆動ピン３０ｄの移動とにより調整される。バランスウエイト３０の回転中心Ｃ₁は、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂の下側から上側へ向けて次第に近づく。

図５Ｃにおいて、このバランスウエイト３０が９０°に回転したとき、バランスウエイト３０の回転中心Ｃ₁は、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂に最も近づくことになり、アンバランス量が発生しない状態となる。

このとき、バランスウエイト３０のカム溝３０ｂに対するサンギヤ２４の一対の駆動ピン２４ａの回転位置と、出力部材２２のカム面２２ｄに対するバランスウエイト３０の駆動ピン３０ｄの回転位置とが多少は変動して位置ずれを生じるが、図５Ｃに符号Ｓ₁，Ｓ₂で示す移動範囲内であれば、エンジンバランサ１０のアンバランス量としては問題にならないレベルであり、そのアンバランス量を抑制することができる。

図５Ｃ〜図５Ｅにおいて、エンジン回転角度４５°〜９０°の増加に伴い、バランスウエイト３０が９０°〜１８０°で回転している間は、バランスウエイト３０の回転中心Ｃ₁がクランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂から上側に向けて次第に遠ざかる。バランスウエイト３０の移動は、サンギヤ２４の駆動ピン２４ａに対するバランスウエイト３０のカム溝３０ｂと、出力部材２２のカム面２２ｄに対するバランスウエイト３０の駆動ピン３０ｄとにより調整される。

図５Ｅにおいて、クランクシャフト１１０がエンジン回転角度９０°に回転したとき、クランクシャフト１１０の回転に伴う慣性力が最大になる。バランスウエイト３０の回転中心Ｃ₁は、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂の真上に移動する。サンギヤ２４の駆動ピン２４ａがバランスウエイト３０のカム溝３０ｂの中心部分に接触するとともに、バランスウエイト３０の駆動ピン３０ｄは出力部材２２のカム面２２ｄの外方突出部２２ｅに接触する。

このバランスウエイト３０は、クランクシャフト１１０に対して最大の移動量となるアンバランス方向に移動することで、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂から最も遠い距離ｄのアンバランス位置に移動した状態になる。

更にエンジン回転角度９０°〜１８０°の増加に伴い、バランスウエイト３０は１８０°〜３６０°で回転する。バランスウエイト３０が１８０°〜３６０°で回転している間は、アンバランス量を調整しながら、クランクシャフト１１０の回転中心Ｃ₂の上側から下側に向けて回転する。このバランスウエイト３０が３６０°に回転したとき、エンジンバランサ１０は、図５Ａに示すアンバランス位置に戻り、上記操作を繰り返す。

（第２の実施の形態の効果）
上記第２の実施の形態に係るエンジンバランサ１０にあっても、エンジン回転角度とアンバランス量との関係を表す図３に示す特性と同様に、エンジン回転角度に対応して、バランスウエイト３０のアンバランス量が、ピストン１０２〜１０５の振動とは逆相の状態で変動する。

バランスウエイト３０の慣性力とピストン１０２〜１０５の振動により生じる慣性力とが上下方向に釣り合うこととなり、上記第１の実施の形態と同様に、エンジン１００の上下方向の振動を効果的に低減することが可能となる。

［変形例］
以上より、本発明に係るエンジンバランサ１０の代表的な構成例を上記各実施の形態及び図示例を挙げて説明したが、エンジンバランサ１０は、次に示すような変形例も可能である。

遊星歯車機構２１のサンギヤ２４は、図６に示すように、例えばバランスウエイト側対向面に突出して形成される第１の駆動ピン２４ａにブッシュ４０を介してニードルベアリング等のベアリング４１を固定した構成となっている。これにより、フリクションロスを低減させることができるようになり、振動低減効果の向上を図ることが可能となる。

なお、バランスウエイト３０の出力部材側対向面に固定される第２の駆動ピン３０ｃ，３０ｄにブッシュを介してベアリングを固定してもよいことは勿論である。

本発明に係るエンジンバランサ１０は更に、次に示すような変形例も可能である。

（１）変速機構２０及びバランスウエイト３０は、エンジンブロック１０１とエンジンブロック１０１のトランスミッションの間に配置されてもよい。
（２）変速機構２０及びバランスウエイト３０は、エンジンブロック１０１のクランクプーリ側とトランスミッション側の両側に配置されても構わない。バランスウエイト３０のクランクプーリ側のアンバランス量及びトランスミッション側のアンバランス量としては、クランクシャフト１１０の往復移動で発生するアンバランス量の略半分となるように設定することが好適である。これにより、モーメントバランスを取ることができる。
（３）クランクプーリ１１２は、遊星歯車機構２１のサンギヤ２４に固定される構成であってもよい。
（４）出力部材２２の内周面に４つの外方突出部２２ｃ，２２ｅを形成する構成に限らず、クランクシャフト１１０の回転に伴う慣性力が最大になるアンバランス方向及びアンバランス位置に同じ位相差をもって外方突出部２２ｃ，２２ｅを形成することができる。
（５）アンバランス量調整構造としては、サンギヤ２４のバランスウエイト側対向面にカム溝等の凹部又は駆動ピン等の凸部が形成され、一方のバランスウエイト３０にサンギヤ２４の凹部又は凸部と嵌合する凸部又は凹部が形成される構成であっても構わない。
（６）バランスウエイト３０の出力部材側対向面にカム面等の凹部又は駆動ピン等の凸部が形成され、一方の出力部材２２にバランスウエイト３０の凹部又は凸部と嵌合する凸部又は凹部が形成される構成であっても構わない。
（７）直列４気筒エンジン以外の他の多気筒型のエンジンに採用することができることは勿論である。農業機械、建設土木機械、運搬機械等の作業用車両、不整地用四輪走行車（ＡＴＶ）、鉄道等の各種の車両、各種の産業機械や工作機械等のエンジンにも適用可能であり、本発明の初期の目的を十分に達成することができる。

本発明に係るエンジンバランサ１０は、各種のエンジンに用いることができることから、産業上の利用可能性を高めることができる。

以上の説明からも明らかなように、上記各実施の形態、変形例及び図示例の中で説明した特徴の組合せの全てが本発明の課題を解決するための手段に必須であるとは限らない点に留意すべきであり、本発明の技術思想の範囲内において種々の構成が可能であることは勿論である。

１０…エンジンバランサ、２０…変速機構、２１…遊星歯車機構、２２…出力部材、２２ａ，２２ｄ…カム面、２２ｂ…内方突出部、２２ｃ，２２ｅ…外方突出部、２３…リングギヤ、２４…サンギヤ、２４ａ，３０ｃ，３０ｄ…駆動ピン、２５…ピニオンギヤ、２６…キャリヤ、２７…押圧手段、２８…圧縮コイルスプリング、２９…接触部材、３０…バランスウエイト、３０ａ…軸孔、３０ｂ…カム溝、４０…ブッシュ、４１…ベアリング、１００…エンジン、１０１…エンジンブロック、１０２〜１０５…ピストン、１０６〜１０９…コネクティングロッド、１１０…クランクシャフト、１１１…無端状ベルト、１１２…クランクプーリ、Ｃ₁，Ｃ₂…回転中心、ｄ…距離

Claims (12)

1. エンジンブロックの内部に往復移動可能に設けられるピストンによって回転駆動するクランクシャフトと、
   前記クランクシャフトの回転に対して回転可能とされ、前記クランクシャフトに対して同軸上に配置される遊星歯車機構と、
   前記遊星歯車機構を介して前記クランクシャフトの回転に伴う慣性力による振動を減少させるバランスウエイトと、
   を備えており、
   前記遊星歯車機構は、前記クランクシャフトに固定される出力部材と、前記出力部材に固定されるリングギヤと、前記リングギヤに噛み合う複数のピニオンギヤと、前記複数のピニオンギヤを保持し、前記エンジンブロックに固定されるキャリヤと、前記複数のピニオンギヤに噛み合うことで前記リングギヤの回転に対して逆方向に増速回転するサンギヤとを備え、
   前記バランスウエイトは、前記クランクシャフトの軸回りに所定の間隔をもって配置されるとともに、前記クランクシャフトの回転角度に対応してアンバランス量を調整するように前記出力部材と前記サンギヤとに対して移動可能に取り付けられていることを特徴とするエンジンバランサ。
2. 前記遊星歯車機構は、前記クランクシャフトの回転の２倍の回転数になるように歯数を設定した機構としたことを特徴とする請求項１に記載のエンジンバランサ。
3. 前記遊星歯車機構及び前記バランスウエイトは、前記エンジンブロックのクランクプーリ側にあって、前記クランクシャフトに固定されたクランクプーリの内部又は前記サンギヤに固定されたクランクプーリの内部に配置されてなることを特徴とする請求項１又は２に記載のエンジンバランサ。
4. 前記遊星歯車機構及び前記バランスウエイトは、前記エンジンブロックのトランスミッション側にあって、前記エンジンブロックとトランスミッションの間に配置されてなることを特徴とする請求項１又は２に記載のエンジンバランサ。
5. 前記遊星歯車機構及び前記バランスウエイトは、前記エンジンブロックのクランクプーリ側と前記エンジンブロックのトランスミッション側の両側に配置されてなることを特徴とする請求項１又は２に記載のエンジンバランサ。
6. 前記サンギヤのバランスウエイト側対向面には、前記出力部材の回転に伴い逆方向に増速回転する一対の第１の駆動ピンが設けられ、
   前記バランスウエイトには、前記第１の駆動ピンによって前記バランスウエイト自身の移動を規制する一対のカム溝が形成されてなり、
   前記バランスウエイトの出力部材側対向面には、前記出力部材の回転とは逆方向に増速回転する第２の駆動ピンが設けられ、
   前記出力部材のバランスウエイト側対向面には、前記第２の駆動ピンの移動を規制するカム面が形成されてなることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載のエンジンバランサ。
7. 前記カム溝は、前記バランスウエイトの回転中心を通る中心線に平行に延びる直線状に形成され、前記第１の駆動ピンが直線方向のみに移動可能な長溝形状を有してなることを特徴とする請求項６に記載のエンジンバランサ。
8. 前記カム溝内には、前記バランスウエイトを直線方向に押す弾性部材が配置されてなることを特徴とする請求項６又は７に記載のエンジンバランサ。
9. 前記出力部材の前記カム面は、前記クランクシャフトが０°、９０°、１８０°、２７０°、及び３６０°の９０°ごとの回転位置で前記クランクシャフトの回転に伴う慣性力が最大になったとき、前記バランスウエイトが前記クランクシャフトに対して最大の移動量となるアンバランス方向に移動可能なように、前記出力部材の回転中心を通る中心線に対して対称形状に形成されたことを特徴とする請求項６に記載のエンジンバランサ。
10. 前記第２の駆動ピンと前記カム面とに基づく前記バランスウエイトのクランクシャフト回転中心からの移動量は、前記バランスウエイトの質量と移動量との積が前記クランクシャフトの往復移動で発生するアンバランス量となるように設定されたことを特徴とする請求項６又は９に記載のエンジンバランサ。
11. 前記バランスウエイトのクランクプーリ側のアンバランス量及び前記バランスウエイトのトランスミッション側のアンバランス量のそれぞれは、前記クランクシャフトの往復移動で発生するアンバランス量の略半分となるように設定されたことを特徴とする請求項５に記載のエンジンバランサ。
12. 前記第１の駆動ピン及び前記第２の駆動ピンの少なくとも一方には、ブッシュを介してベアリングが固定されてなることを特徴とする請求項６に記載のエンジンバランサ。

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