JP6816570B2

JP6816570B2 - Balance weight and crankshaft

Info

Publication number: JP6816570B2
Application number: JP2017042641A
Authority: JP
Inventors: 健太景山
Original assignee: Aichi Steel Corp
Current assignee: Aichi Steel Corp
Priority date: 2017-03-07
Filing date: 2017-03-07
Publication date: 2021-01-20
Anticipated expiration: 2037-03-07
Also published as: JP2018146051A

Description

本発明は、回転軸の回転バランスを維持するために用いられるバランスウェイト、および当該バランスウェイトを備えるクランクシャフトに関する。 The present invention relates to a balance weight used to maintain a rotational balance of a rotating shaft, and a crankshaft having the balance weight.

例えば特許文献１に示すように、クランクシャフトは、回転軸とピンとアームとを備えている。回転軸は、軸受により、回転可能に支持されている。アームは、ショルダーとカウンターウェイトとを備えている。ショルダーは、回転軸とピンとを連結している。カウンターウェイトは、回転軸を挟んで、ショルダーの径方向反対側に配置されている。クランクシャフトには、燃費向上等の観点から、軽量化が要求されている。クランクシャフト軽量化の一つの方策として、カウンターウェイトの軽量化が考えられる。 For example, as shown in Patent Document 1, the crankshaft includes a rotating shaft, a pin, and an arm. The rotating shaft is rotatably supported by bearings. The arm has a shoulder and a counterweight. The shoulder connects the axis of rotation and the pin. The counterweight is arranged on the opposite side of the shoulder in the radial direction with the rotation axis in between. The crankshaft is required to be lighter in weight from the viewpoint of improving fuel efficiency. One way to reduce the weight of the crankshaft is to reduce the weight of the counterweight.

特開２０１６−９８８６２号公報Japanese Unexamined Patent Publication No. 2016-98862

しかしながら、カウンターウェイトは、ピン、ショルダーの慣性力（遠心力）を、打ち消す機能を有している。このため、ピン、ショルダーの形状をそのままにしてカウンターウェイトのみを軽量化すると、慣性力のバランスが崩れ、クランクシャフトに対する、ピン、ショルダーの慣性力の影響が大きくなってしまう。したがって、軸受に加わる荷重（軸受荷重）が大きくなってしまう。そこで、本発明は、軸受荷重の増加を抑えながら、軽量化が可能なバランスウェイト、および当該バランスウェイトを備えるクランクシャフトを提供することを目的とする。 However, the counterweight has a function of canceling the inertial force (centrifugal force) of the pin and the shoulder. Therefore, if only the counterweight is made lighter while keeping the shape of the pin and shoulder as it is, the balance of the inertial force is lost and the influence of the inertial force of the pin and shoulder on the crankshaft becomes large. Therefore, the load applied to the bearing (bearing load) becomes large. Therefore, an object of the present invention is to provide a balance weight capable of reducing weight while suppressing an increase in bearing load, and a crankshaft provided with the balance weight.

上記課題を解決するため、本発明のバランスウェイトは、回転軸に配置され、ウェイト本体と、前記ウェイト本体の径方向外側に配置されるマス部と、前記ウェイト本体と前記マス部とを連結し、前記ウェイト本体および前記マス部よりも径方向のばね定数が小さいばね部と、を備えることを特徴とする。 In order to solve the above problems, the balance weight of the present invention is arranged on the rotation axis, and the weight body, the mass portion arranged radially outside the weight body, and the weight body and the mass portion are connected to each other. The weight body and the spring portion having a smaller radial spring constant than the mass portion are provided.

また、上記課題を解決するため、本発明のクランクシャフトは、回転軸と、前記回転軸に対して平行に配置されるピンと、前記回転軸と前記ピンとを径方向に連結するショルダーと、前記回転軸を挟んで前記ショルダーの径方向反対側に配置されるカウンターウェイトと、を有するアームと、を備えるクランクシャフトであって、少なくとも一つの前記カウンターウェイトは、前記バランスウェイトであることを特徴とする。 Further, in order to solve the above problems, the crankshaft of the present invention includes a rotation shaft, a pin arranged parallel to the rotation shaft, a shoulder connecting the rotation shaft and the pin in the radial direction, and the rotation. A crankshaft comprising a counterweight having a counterweight arranged on the radial opposite side of the shoulder across the shaft, wherein at least one counterweight is the balance weight. ..

本発明のバランスウェイトのばね部は、回転軸の径方向に弾性的に変形することができる。このため、回転軸の回転に伴って、遠心力により、ばね部は、径方向に弾性的に伸張することができる。並びに、マス部は、径方向外側に移動することができる。したがって、バランスウェイトの重心を、径方向外側に移動させることができる。 The spring portion of the balance weight of the present invention can be elastically deformed in the radial direction of the rotating shaft. Therefore, as the rotation shaft rotates, the spring portion can be elastically stretched in the radial direction due to the centrifugal force. In addition, the mass portion can move outward in the radial direction. Therefore, the center of gravity of the balance weight can be moved outward in the radial direction.

このように、本発明のバランスウェイトによると、回転軸の回転により発生する遠心力を利用して、重心を径方向外側に移動させることができる。このため、バランスウェイトを軽量化しても、従来のバランスウェイトと同等の回転バランス（クランクシャフトに作用する慣性力のバランス）を確保することができる。よって、本発明のバランスウェイトによると、軸受荷重の増加を抑えながら、バランスウェイトを軽量化することができる。すなわち、バランスウェイトの軽量化と、回転バランスの維持と、を両立することができる。また、本発明のクランクシャフト（本発明のバランスウェイトを少なくとも一つのカウンターウェイトとして用いるクランクシャフト）によると、カウンターウェイト、延いてはクランクシャフト自体を軽量化することができる。 As described above, according to the balance weight of the present invention, the center of gravity can be moved outward in the radial direction by utilizing the centrifugal force generated by the rotation of the rotation shaft. Therefore, even if the weight of the balance weight is reduced, the rotational balance (balance of the inertial force acting on the crankshaft) equivalent to that of the conventional balance weight can be secured. Therefore, according to the balance weight of the present invention, the weight of the balance weight can be reduced while suppressing an increase in the bearing load. That is, it is possible to achieve both weight reduction of the balance weight and maintenance of the rotational balance. Further, according to the crankshaft of the present invention (a crankshaft in which the balance weight of the present invention is used as at least one counterweight), the weight of the counterweight, and thus the crankshaft itself, can be reduced.

本発明の一実施形態のクランクシャフトの前面図である。It is a front view of the crankshaft of one Embodiment of this invention. 図１のＩＩ−ＩＩ方向断面図である。FIG. 1 is a sectional view taken along the line II-II of FIG. （ａ）は、従来のクランクシャフトの単一のスパンの前面図である。（ｂ）は、同クランクシャフトのカウンターウェイトを小型化した場合の単一のスパンの前面図である。(A) is a front view of a single span of a conventional crankshaft. (B) is a front view of a single span when the counterweight of the crankshaft is miniaturized. （ａ）は、本発明の一実施形態のクランクシャフトの静止状態における単一のスパンの前面図である。（ｂ）は、同クランクシャフトの回転状態における単一のスパンの前面図である。(A) is a front view of a single span in a stationary state of the crankshaft according to the embodiment of the present invention. (B) is a front view of a single span in a rotating state of the crankshaft. （ａ）〜（ｃ）は、その他の実施形態（その１〜その３）のクランクシャフトの径方向断面図である。(A) to (c) are radial cross-sectional views of the crankshaft of another embodiment (No. 1 to No. 3). 任意の軸受に加わる１サイクル分の軸受荷重の模式図である。It is a schematic diagram of the bearing load for one cycle applied to an arbitrary bearing. （ａ）は、解析１における軸受♯１Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。（ｂ）は、解析１における軸受♯１Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。(A) is a graph showing the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 1J in the analysis 1. (B) is a graph showing the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 1J in the analysis 1. （ａ）は、解析１における軸受♯２Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。（ｂ）は、解析１における軸受♯２Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。(A) is a graph showing the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 2J in the analysis 1. (B) is a graph showing the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 2J in the analysis 1. （ａ）は、解析１における軸受♯３Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。（ｂ）は、解析１における軸受♯３Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。(A) is a graph showing the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 3J in the analysis 1. (B) is a graph showing the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 3J in the analysis 1. （ａ）は、解析１における軸受♯４Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。（ｂ）は、解析１における軸受♯４Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。(A) is a graph showing the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 4J in the analysis 1. (B) is a graph showing the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 4J in the analysis 1. （ａ）は、解析１における軸受♯５Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。（ｂ）は、解析１における軸受♯５Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。(A) is a graph showing the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 5J in the analysis 1. (B) is a graph showing the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 5J in the analysis 1. （ａ）は、解析２における軸受♯１Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。（ｂ）は、解析２における軸受♯１Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。(A) is a graph showing the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 1J in the analysis 2. (B) is a graph showing the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 1J in the analysis 2. （ａ）は、解析２における軸受♯３Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。（ｂ）は、解析２における軸受♯３Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。(A) is a graph showing the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 3J in the analysis 2. (B) is a graph showing the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 3J in the analysis 2. （ａ）は、解析２における軸受♯５Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。（ｂ）は、解析２における軸受♯５Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。(A) is a graph showing the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 5J in the analysis 2. (B) is a graph showing the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 5J in the analysis 2. （ａ）は、解析３における軸受♯１Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。（ｂ）は、解析３における軸受♯１Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。(A) is a graph showing the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 1J in the analysis 3. (B) is a graph showing the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 1J in the analysis 3. （ａ）は、解析３における軸受♯３Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。（ｂ）は、解析３における軸受♯３Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。(A) is a graph showing the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 3J in the analysis 3. (B) is a graph showing the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 3J in the analysis 3. （ａ）は、解析３における軸受♯５Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。（ｂ）は、解析３における軸受♯５Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示すグラフである。(A) is a graph showing the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 5J in the analysis 3. (B) is a graph showing the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 5J in the analysis 3.

以下、本発明のバランスウェイトおよびクランクシャフトの実施の形態について説明する。 Hereinafter, embodiments of the balance weight and the crankshaft of the present invention will be described.

＜クランクシャフトの構成＞
まず、本実施形態のクランクシャフトの構成について説明する。図１に、本実施形態のクランクシャフトの前面図を示す。図２に、図１のＩＩ−ＩＩ方向断面図を示す。図１、図２に示すように、本実施形態のクランクシャフト１は、直列４気筒のエンジン用のクランクシャフトである。クランクシャフト１は、５つの回転軸２と、４つのピン３と、８つのアーム４と、を備えている。クランクシャフト１の左側には、プーリ（図略）が配置されている。クランクシャフト１の右側には、フライホイール（図略）が配置されている。回転軸２は、左右方向に延在している。５つの回転軸２は、各々、軸受５により、自身の軸周りに回転可能に支持されている。 <Crankshaft configuration>
First, the configuration of the crankshaft of this embodiment will be described. FIG. 1 shows a front view of the crankshaft of this embodiment. FIG. 2 shows a sectional view in the II-II direction of FIG. As shown in FIGS. 1 and 2, the crankshaft 1 of the present embodiment is a crankshaft for an in-line 4-cylinder engine. The crankshaft 1 includes five rotating shafts 2, four pins 3, and eight arms 4. A pulley (not shown) is arranged on the left side of the crankshaft 1. A flywheel (not shown) is arranged on the right side of the crankshaft 1. The rotation shaft 2 extends in the left-right direction. Each of the five rotating shafts 2 is rotatably supported around its own axis by a bearing 5.

ピン３は、左右方向に延在している。ピン３には、軸受（図略）を介して、コンロッド（図略）が装着されている。ピン３には、上側から、ピストン（図略）の質量、コンロッドの質量、燃焼室（図略）からの燃焼荷重が加わる。左側または右側（軸方向）から見て、左から１番目、４番目の２つのピン３と、左から２番目、３番目の２つのピン３と、は逆位相である。すなわち、左から１番目、４番目の２つのピン３と、左から２番目、３番目の２つのピン３と、は回転軸２の軸心Ｏに対して、１８０°ずれて配置されている。 The pin 3 extends in the left-right direction. A connecting rod (not shown) is attached to the pin 3 via a bearing (not shown). From the upper side, the mass of the piston (not shown), the mass of the connecting rod, and the combustion load from the combustion chamber (not shown) are applied to the pin 3. When viewed from the left side or the right side (axial direction), the first and fourth two pins 3 from the left and the second and third two pins 3 from the left are out of phase. That is, the first and fourth two pins 3 from the left and the second and third two pins 3 from the left are arranged 180 ° with respect to the axis O of the rotation axis 2. ..

アーム４は、回転軸２とピン３との間に介在している。アーム４は、ショルダー４０と、カウンターウェイト４１と、を備えている。ショルダー４０は、任意のピン３の左右両側に配置されている。 The arm 4 is interposed between the rotation shaft 2 and the pin 3. The arm 4 includes a shoulder 40 and a counterweight 41. Shoulders 40 are arranged on the left and right sides of any pin 3.

カウンターウェイト４１は、ウェイト本体４１０と、マス部４１１と、ばね部４１２と、を備えている。ウェイト本体４１０は、金属製であって、回転軸２の軸心Ｏを挟んで、ショルダー４０の径方向（回転軸２の軸方向に対する径方向）反対側に配置されている。マス部４１１は、金属製であって、ショルダー４０の径方向外側に配置されている。ばね部４１２は、エラストマー製であって、径方向内側のウェイト本体４１０と、径方向外側のマス部４１１と、を径方向に連結している。ばね部４１２と、ウェイト本体４１０およびマス部４１１と、は架橋接着されている。ばね部４１２を形成する材料（エラストマー）は、ウェイト本体４１０およびマス部４１１を形成する材料（金属）よりも、ヤング率が小さい。このため、ばね部４１２は、ウェイト本体４１０およびマス部４１１よりも、径方向のばね定数が小さい。 The counter weight 41 includes a weight body 410, a mass portion 411, and a spring portion 412. The weight body 410 is made of metal and is arranged on the side opposite to the radial direction of the shoulder 40 (the radial direction with respect to the axial direction of the rotating shaft 2) with the axial center O of the rotating shaft 2 interposed therebetween. The mass portion 411 is made of metal and is arranged on the outer side in the radial direction of the shoulder 40. The spring portion 412 is made of an elastomer and connects the weight body 410 on the inner side in the radial direction and the mass portion 411 on the outer side in the radial direction in the radial direction. The spring portion 412, the weight body 410, and the mass portion 411 are cross-linked and bonded. The material (elastomer) forming the spring portion 412 has a smaller Young's modulus than the material (metal) forming the weight body 410 and the mass portion 411. Therefore, the spring portion 412 has a smaller radial spring constant than the weight body 410 and the mass portion 411.

＜作用効果＞
次に、本実施形態のクランクシャフトの作用効果について説明する。まず、クランクシャフト１の回転慣性釣合率について説明する。回転慣性釣合率とは、回転軸２の軸心Ｏを中心とする、上下方向（軸心Ｏを挟んで、ショルダー４０と、カウンターウェイト４１と、が並ぶ方向）の慣性力の釣合率である。図１に示す単一のスパン（任意の単一の気筒に対応する部分）Ｓについて考えると、回転慣性釣合率（スパン回転慣性釣合率）Ｂは以下の式（１）から導かれる。
Ｂ＝（Ｍｃ１×Ｒｃ１）＋（Ｍｃ２×Ｒｃ２）／｛（Ｍｓ１×Ｒｓ１）＋（Ｍｓ２×Ｒｓ２）＋（Ｍｐ×Ｒｐ）｝×１００・・・式（１）
なお、Ｒｐは、ピン３の重心Ｇｐと、軸心Ｏと、の間の径方向距離である。Ｒｓ１は、ピン３の左側のショルダー４０の重心Ｇｓ１と、軸心Ｏと、の間の径方向距離である。Ｒｃ１は、ピン３の左側のカウンターウェイト４１の重心Ｇｃ１と、軸心Ｏと、の間の径方向距離である。Ｒｓ２は、ピン３の右側のショルダー４０の重心Ｇｓ２と、軸心Ｏと、の間の径方向距離である。Ｒｃ２は、ピン３の右側のカウンターウェイト４１の重心Ｇｃ２と、軸心Ｏと、の間の径方向距離である。Ｍｐは、ピン３の質量とコンロッドの大端部質量との合計質量である。Ｍｓ１は、ピン３の左側のショルダー４０の質量である。Ｍｃ１は、ピン３の左側のカウンターウェイト４１の質量である。Ｍｓ２は、ピン３の右側のショルダー４０の質量である。Ｍｃ２は、ピン３の右側のカウンターウェイト４１の質量である。式（１）の分子は、回転軸２に対して下向きに加わる慣性力に対応している。式（１）の分母は、回転軸２に対して上向きに加わる慣性力に対応している。ピン３には、上側から、ピストンの質量、コンロッドの質量、燃焼室からの燃焼荷重が加わる。このため、理想的な回転慣性釣合率Ｂは１００％であるものの、実際の回転慣性釣合率Ｂは、ピン３に加わる荷重を考慮して、ガソリンエンジンでは６０〜８０％程度に設定されることが多い。 <Effect>
Next, the action and effect of the crankshaft of the present embodiment will be described. First, the rotational inertia balance ratio of the crankshaft 1 will be described. The rotational inertia balance is the inertial force balance in the vertical direction (the direction in which the shoulder 40 and the counterweight 41 are lined up with the axial center O in between) centered on the axial center O of the rotary shaft 2. Is. Considering the single span (portion corresponding to any single cylinder) S shown in FIG. 1, the rotational inertia balance ratio (span rotational inertia equilibrium ratio) B is derived from the following equation (1).
B = (Mc1 × Rc1) + (Mc2 × Rc2) / {(Ms1 × Rs1) + (Ms2 × Rs2) + (Mp × Rp)} × 100 ・・・ Equation (1)
Rp is the radial distance between the center of gravity Gp of the pin 3 and the axis O. Rs1 is the radial distance between the center of gravity Gs1 of the shoulder 40 on the left side of the pin 3 and the axis O. Rc1 is the radial distance between the center of gravity Gc1 of the counterweight 41 on the left side of the pin 3 and the axis O. Rs2 is the radial distance between the center of gravity Gs2 of the shoulder 40 on the right side of the pin 3 and the axis O. Rc2 is the radial distance between the center of gravity Gc2 of the counterweight 41 on the right side of the pin 3 and the axis O. Mp is the total mass of the mass of the pin 3 and the mass of the large end of the connecting rod. Ms1 is the mass of the shoulder 40 on the left side of the pin 3. Mc1 is the mass of the counterweight 41 on the left side of the pin 3. Ms2 is the mass of the shoulder 40 on the right side of the pin 3. Mc2 is the mass of the counterweight 41 on the right side of the pin 3. The molecule of formula (1) corresponds to the inertial force applied downward with respect to the rotation axis 2. The denominator of equation (1) corresponds to the inertial force applied upward with respect to the rotating shaft 2. The mass of the piston, the mass of the connecting rod, and the combustion load from the combustion chamber are applied to the pin 3 from above. Therefore, although the ideal rotational inertia balance B is 100%, the actual rotational inertia balance B is set to about 60 to 80% in the gasoline engine in consideration of the load applied to the pin 3. Often.

図３（ａ）に、従来のクランクシャフトの単一のスパンの前面図を示す。図３（ｂ）に、同クランクシャフトのカウンターウェイトを小型化した場合の単一のスパンの前面図を示す。図４（ａ）に、本実施形態のクランクシャフトの静止状態における単一のスパンの前面図を示す。図４（ｂ）に、同クランクシャフトの回転状態における単一のスパンの前面図を示す。 FIG. 3A shows a front view of a single span of a conventional crankshaft. FIG. 3B shows a front view of a single span when the counterweight of the crankshaft is miniaturized. FIG. 4A shows a front view of a single span of the crankshaft of this embodiment in a stationary state. FIG. 4B shows a front view of a single span in a rotating state of the crankshaft.

図３（ａ）、図３（ｂ）に示すように（図１参照）、従来のクランクシャフト１ａは、本実施形態のクランクシャフト１と同様に、５つの回転軸２ａと、４つのピン３ａと、８つのアーム４ａと、を備えている。アーム４ａは、ショルダー４０ａと、カウンターウェイト４１ａと、を備えている。従来のクランクシャフト１ａは、金属製の一体物である。 As shown in FIGS. 3 (a) and 3 (b) (see FIG. 1), the conventional crankshaft 1a has five rotating shafts 2a and four pins 3a, similarly to the crankshaft 1 of the present embodiment. And eight arms 4a. The arm 4a includes a shoulder 40a and a counterweight 41a. The conventional crankshaft 1a is a metal integral body.

図３（ａ）、図３（ｂ）、式（１）に示すように、従来のクランクシャフト１ａの場合、カウンターウェイト４１ａを、径方向長さＬ１ａ分だけ、軽量化（小型化）すると、質量Ｍｃ１、Ｍｃ２が小さくなる。また、重心Ｇｃ１、Ｇｃ２が径方向内側に移動する。すなわち、径方向距離Ｒｃ１、Ｒｃ２が短くなる。このため、上向きの慣性力（式（１）の分母に対応）に対して、下向きの慣性力（式（１）の分子に対応）が小さくなってしまう。したがって、回転慣性釣合率Ｂが低下してしまう。よって、軸受５ａに加わる荷重が大きくなってしまう。 As shown in FIGS. 3A, 3B, and 1), in the case of the conventional crankshaft 1a, when the counterweight 41a is reduced in weight (miniaturization) by the radial length L1a, The masses Mc1 and Mc2 become smaller. Further, the centers of gravity Gc1 and Gc2 move inward in the radial direction. That is, the radial distances Rc1 and Rc2 become shorter. Therefore, the downward inertial force (corresponding to the numerator of the equation (1)) becomes smaller than the upward inertial force (corresponding to the denominator of the equation (1)). Therefore, the rotational inertia balance ratio B is lowered. Therefore, the load applied to the bearing 5a becomes large.

これに対して、図４（ａ）、図４（ｂ）に示すように、本実施形態のクランクシャフト１のカウンターウェイト４１は、図３（ａ）に示す従来のクランクシャフト１ａのカウンターウェイト４１ａに対して軽量化（小型化）されている。この点については、図３（ｂ）に示すクランクシャフト１ａ同様である。 On the other hand, as shown in FIGS. 4A and 4B, the counterweight 41 of the crankshaft 1 of the present embodiment is the counterweight 41a of the conventional crankshaft 1a shown in FIG. 3A. It is lighter (miniaturized) than the other. This point is the same as that of the crankshaft 1a shown in FIG. 3 (b).

しかしながら、本実施形態のクランクシャフト１のカウンターウェイト４１は、図３（ａ）に示すカウンターウェイト４１ａのような金属製の一体物ではない。本実施形態のクランクシャフト１のカウンターウェイト４１は、マス部４１１、ばね部４１２を備えている。図４（ａ）、図４（ｂ）に示すように、回転状態において、ばね部４１２は、クランクシャフト１の回転に伴う慣性力により、径方向外側に伸張する。このため、回転状態において、マス部４１１を、径方向長さＬ１分だけ、径方向外側に移動させることができる。したがって、カウンターウェイト４１の重心Ｇｃ１、Ｇｃ２を、径方向外側に移動させることができる。 However, the counterweight 41 of the crankshaft 1 of the present embodiment is not a metal integral body like the counterweight 41a shown in FIG. 3A. The counterweight 41 of the crankshaft 1 of the present embodiment includes a mass portion 411 and a spring portion 412. As shown in FIGS. 4 (a) and 4 (b), in the rotating state, the spring portion 412 extends radially outward due to the inertial force accompanying the rotation of the crankshaft 1. Therefore, in the rotating state, the mass portion 411 can be moved radially outward by the radial length L1. Therefore, the centers of gravity Gc1 and Gc2 of the counterweight 41 can be moved outward in the radial direction.

このように、本実施形態のクランクシャフト１によると、回転状態において、式（１）に示す質量Ｍｃ１、Ｍｃ２の軽量化分を、径方向距離Ｒｃ１、Ｒｃ２を伸張させることにより、相殺することができる。このため、軸受荷重の増加を抑えながら、カウンターウェイト４１を軽量化（小型化）することができる。したがって、クランクシャフト１を軽量化しながら、従来のクランクシャフト１ａ同等の回転慣性釣合率Ｂを維持することができる。 As described above, according to the crankshaft 1 of the present embodiment, the weight reduction of the masses Mc1 and Mc2 represented by the formula (1) can be offset by extending the radial distances Rc1 and Rc2 in the rotating state. it can. Therefore, the weight of the counterweight 41 can be reduced (miniaturized) while suppressing the increase in the bearing load. Therefore, it is possible to maintain the rotational inertia balance ratio B equivalent to that of the conventional crankshaft 1a while reducing the weight of the crankshaft 1.

また、従来のカウンターウェイト４１ａ同等の質量のカウンターウェイト４１を配置すると、回転状態において、重心Ｇｃ１、Ｇｃ２を、より径方向外側に移動させることができる。このため、エンジンの回転数が高い高回転領域において、クランクシャフト１の回転バランスを向上させることができる。つまりは、従来と同等質量で軸受への負荷を低減することも可能である。 Further, when the counterweight 41 having the same mass as the conventional counterweight 41a is arranged, the centers of gravity Gc1 and Gc2 can be moved more radially outward in the rotating state. Therefore, the rotational balance of the crankshaft 1 can be improved in the high rotation speed region where the engine speed is high. That is, it is possible to reduce the load on the bearing with the same mass as the conventional one.

また、ばね部４１２は、エラストマー製である。このため、ばね部４１２が金属製の場合（この場合も、本願の権利範囲に含まれる）と比較して、材料固有の物性であるヤング率を利用することにより、簡単に、ばね部４１２を径方向に弾性的に変形させることができる。 The spring portion 412 is made of an elastomer. Therefore, as compared with the case where the spring portion 412 is made of metal (also included in the scope of rights of the present application), the spring portion 412 can be easily formed by utilizing the Young's modulus which is a physical property peculiar to the material. It can be elastically deformed in the radial direction.

エンジンの回転数が低い低回転領域（例えば、０ｒｐｍ超過２０００ｒｐｍ以下）においては、クランクシャフト１の回転数も低い。このため、低回転領域において、軸受５に加わる荷重の大部分を占めるのは、慣性力ではなく、燃焼室の燃焼荷重である。この点、本実施形態のクランクシャフト１によると、図４（ａ）に示すように、カウンターウェイト４１を軽量化することができる。このため、低回転領域において、軸受５に加わる荷重を小さくすることができる。 In the low rotation speed region where the engine speed is low (for example, more than 0 rpm and 2000 rpm or less), the rotation speed of the crankshaft 1 is also low. Therefore, in the low rotation region, it is not the inertial force but the combustion load of the combustion chamber that occupies most of the load applied to the bearing 5. In this regard, according to the crankshaft 1 of the present embodiment, the weight of the counterweight 41 can be reduced as shown in FIG. 4A. Therefore, the load applied to the bearing 5 can be reduced in the low rotation region.

一方、エンジンの回転数が高い高回転領域（例えば、４０００ｒｐｍ以上レッドゾーン未満）においては、クランクシャフト１の回転数も高い。このため、高回転領域において、軸受５に加わる荷重の大部分を占めるのは、燃焼室の燃焼荷重ではなく、慣性力である。この点、本実施形態のクランクシャフト１によると、図４（ｂ）に示すように、マス部４１１を径方向外側に移動させることができる。このため、従来のクランクシャフト１ａ同等の回転慣性釣合率Ｂを維持することができる。 On the other hand, in the high rotation speed region where the engine speed is high (for example, 4000 rpm or more and less than the red zone), the rotation speed of the crankshaft 1 is also high. Therefore, in the high rotation region, it is not the combustion load of the combustion chamber but the inertial force that occupies most of the load applied to the bearing 5. In this regard, according to the crankshaft 1 of the present embodiment, as shown in FIG. 4B, the mass portion 411 can be moved outward in the radial direction. Therefore, the rotational inertia balance ratio B equivalent to that of the conventional crankshaft 1a can be maintained.

また、図４（ａ）、図４（ｂ）に示すように、ウェイト本体４１０、マス部４１１、ばね部４１２の左右方向長さ（軸方向長さ）Ｌ２は同一である。すなわち、マス部４１１、ばね部４１２は、ウェイト本体４１０の左右方向長さＬ２内に収まっている。このため、マス部４１１、ばね部４１２がウェイト本体４１０から左右方向に突出している場合と比較して、カウンターウェイト４１の回転抵抗が小さくなる。例えば、クランクシャフト１がオイルパンに溜まったオイルを撹拌しながら回転している場合は、撹拌抵抗が小さくなる。 Further, as shown in FIGS. 4A and 4B, the weight body 410, the mass portion 411, and the spring portion 412 have the same left-right length (axial length) L2. That is, the mass portion 411 and the spring portion 412 are housed in the lateral length L2 of the weight body 410. Therefore, the rotational resistance of the counterweight 41 is smaller than that in the case where the mass portion 411 and the spring portion 412 project from the weight body 410 in the left-right direction. For example, when the crankshaft 1 rotates while stirring the oil accumulated in the oil pan, the stirring resistance becomes small.

また、カウンターウェイト４１の小型化により、図２に実線で示す静止状態において、マス部４１１と、最寄りの隣接部材９０（図２に一点鎖線ハッチングで示す）と、の間には隙間Ｃが確保されている。隙間Ｃは、ばね部４１２の伸び代である。このため、図２に点線で示す回転状態において、隣接部材９０にマス部４１１が干渉しにくい。 Further, due to the miniaturization of the counterweight 41, a gap C is secured between the mass portion 411 and the nearest adjacent member 90 (shown by the alternate long and short dash line hatching in FIG. 2) in the stationary state shown by the solid line in FIG. Has been done. The gap C is the extension allowance of the spring portion 412. Therefore, in the rotating state shown by the dotted line in FIG. 2, the mass portion 411 is unlikely to interfere with the adjacent member 90.

また、ウェイト本体４１０とばね部４１２とは接着されている。並びに、マス部４１１とばね部４１２とは接着されている。すなわち、ウェイト本体４１０とばね部４１２とマス部４１１とは一体化されている。このため、ウェイト本体４１０、ばね部４１２、マス部４１１のうち少なくとも一つが別体化されている場合と比較して（この場合も、本願の権利範囲に含まれる）、カウンターウェイト４１の部品点数を少なくすることができる。 Further, the weight body 410 and the spring portion 412 are adhered to each other. In addition, the mass portion 411 and the spring portion 412 are adhered to each other. That is, the weight body 410, the spring portion 412, and the mass portion 411 are integrated. Therefore, compared to the case where at least one of the weight body 410, the spring portion 412, and the mass portion 411 is separated (also included in the scope of rights of the present application), the number of parts of the counterweight 41 is increased. Can be reduced.

＜その他＞
以上、本発明のバランスウェイトおよびクランクシャフトの実施の形態について説明した。しかしながら、実施の形態は上記形態に特に限定されるものではない。当業者が行いうる種々の変形的形態、改良的形態で実施することも可能である。 <Others>
The embodiment of the balance weight and the crankshaft of the present invention has been described above. However, the embodiment is not particularly limited to the above embodiment. It is also possible to carry out in various modified forms and improved forms that can be performed by those skilled in the art.

図５（ａ）〜（ｃ）に、その他の実施形態（その１〜その３）のクランクシャフトの径方向断面図を示す。なお、図２と対応する部位については、同じ符号で示す。図５（ａ）に示すように、径方向のばね定数が異なる複数のばね部４１２ａ、４１２ｂを、積層して配置してもよい。こうすると、回転数の変化（慣性力の変化）に応じて、段階的にマス部４１１を移動させることができる。図５（ｂ）に示すように、ばね部４１２の径方向内面、径方向外面に、釘状（茸状）のアンカー部４１２ｃを形成してもよい。こうすると、ウェイト本体４１０から、ばね部４１２が脱落しにくい。また、ばね部４１２から、マス部４１１が脱落しにくい。図５（ｃ）に示すように、ウェイト本体４１０とマス部４１１との間に空間Ｓを配置してもよい。こうすると、ばね部４１２（空間Ｓを含む）の径方向のばね定数を小さくすることができる。 5 (a) to 5 (c) show radial cross-sectional views of the crankshafts of other embodiments (Nos. 1 to 3). The parts corresponding to FIG. 2 are indicated by the same reference numerals. As shown in FIG. 5A, a plurality of spring portions 412a and 412b having different radial spring constants may be stacked and arranged. In this way, the mass portion 411 can be moved stepwise according to the change in the rotation speed (change in the inertial force). As shown in FIG. 5B, a nail-shaped (mushroom-shaped) anchor portion 412c may be formed on the radial inner surface and the radial outer surface of the spring portion 412. In this way, the spring portion 412 is unlikely to fall off from the weight body 410. Further, the mass portion 411 is unlikely to fall off from the spring portion 412. As shown in FIG. 5C, the space S may be arranged between the weight body 410 and the mass portion 411. In this way, the radial spring constant of the spring portion 412 (including the space S) can be reduced.

マス部４１１の材質は特に限定しない。好ましくは、マス部４１１を形成する材料は、ウェイト本体４１０を形成する材料よりも、密度が高い方がよい。例えば、鋳鉄製のウェイト本体４１０に対して、タングステン製のマス部４１１を配置してもよい。こうすると、マス部４１１を形成する材料が、ウェイト本体４１０を形成する材料と、密度が同じ場合と比較して、同じ質量を確保しながら、よりマス部４１１を小型化することができる。具体的には、マス部４１１を径方向に薄肉化することができる。このため、ばね部４１２の伸び代（図２の隙間Ｃ）を、大きくすることができる。したがって、回転状態において、カウンターウェイト４１の重心Ｇｃ１、Ｇｃ２を、径方向外側に大きく移動させることができる。 The material of the mass portion 411 is not particularly limited. Preferably, the material forming the mass portion 411 should have a higher density than the material forming the weight body 410. For example, a tungsten mass portion 411 may be arranged with respect to the cast iron weight body 410. In this way, the mass portion 411 can be further miniaturized while ensuring the same mass as the material forming the mass portion 411 as compared with the case where the material forming the weight body 410 has the same density. Specifically, the mass portion 411 can be thinned in the radial direction. Therefore, the extension allowance of the spring portion 412 (gap C in FIG. 2) can be increased. Therefore, in the rotating state, the centers of gravity Gc1 and Gc2 of the counterweight 41 can be largely moved outward in the radial direction.

クランクシャフト１の種類は特に限定しない。図１に示すように、フルカウンターウェイトタイプ（全てのアーム４がカウンターウェイト４１を備えるタイプ）のクランクシャフト１を用いてもよい。また、セミカウンターウェイトタイプ（一部のアーム４だけがカウンターウェイト４１を備えるタイプ）のクランクシャフトを用いてもよい。また、クランクシャフト１に対して、カウンターウェイト４１が着脱可能であってもよい。 The type of the crankshaft 1 is not particularly limited. As shown in FIG. 1, a crankshaft 1 of a full counterweight type (a type in which all arms 4 are provided with a counterweight 41) may be used. Further, a semi-counterweight type crankshaft (a type in which only a part of the arms 4 have a counterweight 41) may be used. Further, the counterweight 41 may be attached to and detached from the crankshaft 1.

ばね部４１２の材質は特に限定しない。エラストマー（ゴム、ＴＰＥ（熱可塑性エラストマー））、樹脂、金属などであってもよい。径方向に弾性的に変形すればよい。ばね部４１２の材質（物性）により、弾性を確保してもよい。例えば、ばね部４１２を、エラストマー製などとしてもよい。ばね部４１２の構造により、弾性を確保してもよい。例えば、ばね部４１２を、コイルばね、板ばねなどとしてもよい。 The material of the spring portion 412 is not particularly limited. It may be an elastomer (rubber, TPE (thermoplastic elastomer)), resin, metal or the like. It may be elastically deformed in the radial direction. Elasticity may be ensured depending on the material (physical properties) of the spring portion 412. For example, the spring portion 412 may be made of an elastomer or the like. Elasticity may be ensured by the structure of the spring portion 412. For example, the spring portion 412 may be a coil spring, a leaf spring, or the like.

ウェイト本体４１０とばね部４１２との接合構造は特に限定しない。溶接、接着などにより、ウェイト本体４１０とばね部４１２とを接合してもよい。また、接合具（ボルト、ナット、クリップ、クランプ、両面テープなど）を用いてもよい。ウェイト本体４１０が金属製であってばね部４１２がエラストマー製の場合は、例えば、加硫接着、架橋接着、接着剤などにより、ウェイト本体４１０とばね部４１２とを接合してもよい。また、接合面を粗面化する（例えば、凹凸形状を付与する）ことにより、接合面積を広くしてもよい。ウェイト本体４１０が金属製であってばね部４１２が樹脂製の場合は、例えば、インサート成形、接着剤などにより、ウェイト本体４１０とばね部４１２とを接合してもよい。また、接合面を粗面化することにより、接合面積を広くしてもよい。マス部４１１とばね部４１２との接合構造についても同様である。 The joining structure between the weight body 410 and the spring portion 412 is not particularly limited. The weight body 410 and the spring portion 412 may be joined by welding, adhesion, or the like. Further, a joining tool (bolt, nut, clip, clamp, double-sided tape, etc.) may be used. When the weight body 410 is made of metal and the spring portion 412 is made of elastomer, the weight body 410 and the spring portion 412 may be joined by, for example, vulcanization adhesion, cross-linking adhesion, or an adhesive. Further, the joint area may be widened by roughening the joint surface (for example, imparting an uneven shape). When the weight body 410 is made of metal and the spring portion 412 is made of resin, the weight body 410 and the spring portion 412 may be joined by, for example, insert molding or an adhesive. Further, the joint area may be widened by roughening the joint surface. The same applies to the joint structure between the mass portion 411 and the spring portion 412.

単一のクランクシャフト１の複数のカウンターウェイト４１間において、マス部４１１、ばね部４１２が共通でなくてもよい。例えば、クランクシャフト１のうち、特に回転慣性釣合率Ｂが低下しやすい部分に、密度が高いマス部４１１を配置してもよい。また、当該部分に、径方向のばね定数が小さいばね部４１２を配置してもよい。 The mass portion 411 and the spring portion 412 do not have to be common among the plurality of counterweights 41 of the single crankshaft 1. For example, a mass portion 411 having a high density may be arranged in a portion of the crankshaft 1 in which the rotational inertia balance ratio B is likely to decrease. Further, a spring portion 412 having a small radial spring constant may be arranged in the portion.

本発明のバランスウェイトを配置する回転軸の種類は特に限定しない。例えば、クランクシャフト、エキセントリックシャフト、バランスシャフトなどであってもよい。エンジンの用途（クランクシャフト１の用途）は特に限定しない。車両用の他、船舶用、航空機用のエンジンであってもよい。また、ピストンのストローク方向（上記実施形態の場合は上下方向）は、特に限定しない。ストローク方向は、例えば、上下方向に対して±３０°、±４５°、±６０°、±９０°傾斜した方向などであってもよい。すなわち、エンジンの種類は、直列型、Ｖ型、水平対向型などであってもよい。 The type of rotating shaft on which the balance weight of the present invention is arranged is not particularly limited. For example, it may be a crankshaft, an eccentric shaft, a balance shaft, or the like. The use of the engine (use of the crankshaft 1) is not particularly limited. The engine may be for a vehicle, a ship, or an aircraft. Further, the stroke direction of the piston (vertical direction in the case of the above embodiment) is not particularly limited. The stroke direction may be, for example, a direction inclined by ± 30 °, ± 45 °, ± 60 °, ± 90 ° with respect to the vertical direction. That is, the type of engine may be an in-line type, a V type, a horizontally opposed type, or the like.

以下、本発明のクランクシャフトについて行ったＣＡＥ（Ｃｏｍｐｕｔｅｒ−ＡｉｄｅｄＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ）解析について説明する。 Hereinafter, CAE (Computer-Aided Engineering) analysis performed on the crankshaft of the present invention will be described.

＜解析１＞
解析１においては、図１に示すクランクシャフト１を、実施例１として用いた。また、図３（ａ）に示す従来のクランクシャフト１ａを、比較例として用いた。実施例１、比較例は、いずれも、直列４気筒の２リッターガソリンエンジン用のクランクシャフトである。実施例１の全てのカウンターウェイト４１には、本発明のバランスウェイトが採用されている。すなわち、全てのカウンターウェイト４１は、各々、ウェイト本体４１０、マス部４１１、ばね部４１２を備えている。ばね部４１２のヤング率は１１．９ＭＰａ（シリコ−ンゴム相当）とした。実施例１のばね部４１２以外の部分は、鋳鉄製とした。比較例の全てのカウンターウェイト４１ａは、一体物であって、ウェイト本体、マス部、ばね部に分かれていない。比較例は鋳鉄製とした。実施例１、比較例の質量は、共に１３．４１ｋｇとした。実施例１、比較例の静止状態における回転慣性釣合率Ｂは、共に６５％とした。 <Analysis 1>
In Analysis 1, the crankshaft 1 shown in FIG. 1 was used as Example 1. Further, the conventional crankshaft 1a shown in FIG. 3A was used as a comparative example. Both Example 1 and Comparative Example are crankshafts for an in-line 4-cylinder 2-liter gasoline engine. The balance weights of the present invention are adopted for all the counterweights 41 of the first embodiment. That is, each of the counterweights 41 includes a weight body 410, a mass portion 411, and a spring portion 412, respectively. The Young's modulus of the spring portion 412 was 11.9 MPa (equivalent to silicone rubber). The portion other than the spring portion 412 of Example 1 was made of cast iron. All the counter weights 41a in the comparative example are one piece and are not divided into a weight body, a mass portion, and a spring portion. The comparative example was made of cast iron. The masses of both Example 1 and Comparative Example were 13.41 kg. The rotational inertia balance ratio B in the stationary state of Example 1 and Comparative Example was set to 65%.

図６に、任意の軸受に加わる１サイクル分の軸受荷重の模式図を示す。解析１においては、実施例１、比較例の各々について、５つの軸受５、５ａに加わる軸受荷重を解析した。また、図６にハッチングで示すように、１サイクル分（クランクシャフト１の２回転分）の軸受荷重（絶対値）の総計値を、評価指標とした。なお、総計値が小さい方が、軸受荷重が小さいため、回転バランスが良好である。解析に用いたエンジン回転数は、２０００ｒｐｍ、４０００ｒｐｍ、６０００ｒｐｍの３条件とした。また、解析に用いた荷重の方向は、垂直軸方向（図１における上下方向）、水平軸方向（図１における前後方向）とした。なお、コンロッドの質量、ピストンの質量、燃焼室の燃焼荷重等のデータについては、実機のエンジンの計測データを用いた。 FIG. 6 shows a schematic diagram of the bearing load for one cycle applied to an arbitrary bearing. In Analysis 1, the bearing loads applied to the five bearings 5, 5a were analyzed for each of Example 1 and Comparative Example. Further, as shown by hatching in FIG. 6, the total value of the bearing load (absolute value) for one cycle (two rotations of the crankshaft 1) was used as an evaluation index. The smaller the total value, the smaller the bearing load, and the better the rotational balance. The engine speed used in the analysis was set to three conditions of 2000 rpm, 4000 rpm, and 6000 rpm. The directions of the loads used in the analysis were the vertical axis direction (vertical direction in FIG. 1) and the horizontal axis direction (front-back direction in FIG. 1). For the data such as the mass of the connecting rod, the mass of the piston, and the combustion load in the combustion chamber, the measurement data of the engine of the actual machine was used.

以下、図１に示すように、５つの軸受５、５ａを、左側（プーリ側）から順に、♯１Ｊ〜♯５Ｊと定義する。並びに、８つのカウンターウェイト４１、４１ａを、左側から順に、♯１Ｃ〜♯８Ｃと定義する。 Hereinafter, as shown in FIG. 1, the five bearings 5, 5a are defined as # 1J to # 5J in order from the left side (pulley side). In addition, the eight counterweights 41 and 41a are defined as # 1C to # 8C in order from the left side.

以降に示すグラフの縦軸の軸受荷重は、任意単位（Ａは自然数）である。図７（ａ）に、解析１における軸受♯１Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値（図６参照）を示す。図７（ｂ）に、解析１における軸受♯１Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示す。図８（ａ）に、解析１における軸受♯２Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示す。図８（ｂ）に、解析１における軸受♯２Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示す。図９（ａ）に、解析１における軸受♯３Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示す。図９（ｂ）に、解析１における軸受♯３Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示す。図１０（ａ）に、解析１における軸受♯４Ｊの垂直軸方向の軸受荷の総計値重を示す。図１０（ｂ）に、解析１における軸受♯４Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示す。図１１（ａ）に、解析１における軸受♯５Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示す。図１１（ｂ）に、解析１における軸受♯５Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示す。 The bearing load on the vertical axis of the graphs shown below is in an arbitrary unit (A is a natural number). FIG. 7A shows the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 1J in Analysis 1 (see FIG. 6). FIG. 7B shows the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 1J in Analysis 1. FIG. 8A shows the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 2J in Analysis 1. FIG. 8B shows the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 2J in Analysis 1. FIG. 9A shows the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 3J in Analysis 1. FIG. 9B shows the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 3J in Analysis 1. FIG. 10A shows the total value weight of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 4J in Analysis 1. FIG. 10B shows the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 4J in Analysis 1. FIG. 11A shows the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 5J in Analysis 1. FIG. 11B shows the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 5J in Analysis 1.

図７（ａ）〜図１１（ｂ）に示すように、本発明のバランスウェイトを全てのカウンターウェイト♯１Ｃ〜♯８Ｃに採用した場合、軸受♯１Ｊ、♯３Ｊ、♯５Ｊにおいて、かつエンジン回転数４０００ｒｐｍ、６０００ｒｐｍにおいて、比較例よりも実施例１の方が、軸受荷重の総計値が小さくなることが判った。すなわち、軸受荷重低減効果が大きいことが判った。 As shown in FIGS. 7 (a) to 11 (b), when the balance weight of the present invention is adopted for all the counter weights # 1C to # 8C, the bearings # 1J, # 3J, # 5J and the engine speed are used. It was found that the total value of the bearing load was smaller in Example 1 than in Comparative Example at several 4000 rpm and 6000 rpm. That is, it was found that the bearing load reduction effect was large.

エンジン回転数２０００ｒｐｍにおいて、軸受荷重低減効果が小さいのは、以下の理由による。すなわち、エンジンの回転数が低い低回転領域においては、クランクシャフト１の回転数も低い。このため、慣性力も小さい。したがって、低回転領域において、軸受５に加わる荷重の大部分を占めるのは、慣性力ではなく、燃焼室の燃焼荷重だからである。 The bearing load reduction effect is small at an engine speed of 2000 rpm for the following reasons. That is, in the low rotation speed region where the engine speed is low, the rotation speed of the crankshaft 1 is also low. Therefore, the inertial force is also small. Therefore, in the low rotation region, it is not the inertial force but the combustion load of the combustion chamber that occupies most of the load applied to the bearing 5.

軸受♯２Ｊ、♯４Ｊにおいて、軸受荷重低減効果が小さいのは、以下の理由による。すなわち、図１に示すように、軸受♯２Ｊに着目すると、隣接する一対のカウンターウェイト♯２Ｃ、♯３Ｃが、互いに逆位相に（１８０°離間して）配置されている。このため、カウンターウェイト♯２Ｃ、♯３Ｃから加わる慣性力は、互いに相殺される。したがって、図８（ａ）、図８（ｂ）に示すように、本来的に、軸受荷重の総計値が小さい。また、エンジン回転数の変化に伴う、軸受荷重の総計値の変化が小さい。このため、軸受荷重低減効果が小さくなる。図１０（ａ）、図１０（ｂ）に示すように、軸受♯４Ｊについても同様である。 The bearing load reduction effect of the bearings # 2J and # 4J is small for the following reasons. That is, as shown in FIG. 1, focusing on the bearing # 2J, a pair of adjacent counterweights # 2C and # 3C are arranged in opposite phases (180 ° apart) from each other. Therefore, the inertial forces applied from the counterweights # 2C and # 3C cancel each other out. Therefore, as shown in FIGS. 8A and 8B, the total value of the bearing load is inherently small. In addition, the change in the total value of the bearing load due to the change in the engine speed is small. Therefore, the bearing load reduction effect is reduced. As shown in FIGS. 10 (a) and 10 (b), the same applies to the bearing # 4J.

特に、軸受♯３Ｊにおいて軸受荷重低減効果が大きいのは、以下の理由による。すなわち、図１に示すように、軸受♯３Ｊに着目すると、隣接する一対のカウンターウェイト♯４Ｃ、♯５Ｃが、互いに同位相に配置されている。このため、カウンターウェイト♯４Ｃ、♯５Ｃから加わる慣性力は、大きくなる。したがって、図９（ａ）、図９（ｂ）に示すように、本来的に、軸受荷重の総計値が大きい。また、エンジン回転数の変化に伴う、軸受荷重の総計値の変化が大きい。このため、軸受荷重低減効果が大きくなる。このように、本発明のバランスウェイトは、同位相の一対のカウンターウェイト間に配置される軸受の軸受荷重低減用として、好適である。 In particular, the bearing load reduction effect of bearing # 3J is large for the following reasons. That is, as shown in FIG. 1, focusing on the bearing # 3J, a pair of adjacent counterweights # 4C and # 5C are arranged in phase with each other. Therefore, the inertial force applied from the counterweights # 4C and # 5C becomes large. Therefore, as shown in FIGS. 9A and 9B, the total value of the bearing load is inherently large. In addition, the total value of the bearing load changes significantly with the change in engine speed. Therefore, the bearing load reduction effect is increased. As described above, the balance weight of the present invention is suitable for reducing the bearing load of the bearing arranged between the pair of counterweights having the same phase.

また、比較例の場合、エンジン回転数０ｒｐｍ、６０００ｒｐｍにおける回転慣性釣合率Ｂは、共に６５％だった。一方、実施例１の場合、エンジン回転数０ｒｐｍにおける回転慣性釣合率Ｂが６５％だったのに対して、６０００ｒｐｍにおける回転慣性釣合率Ｂは、７０％だった。このように、実施例１、比較例の質量が同じ場合、比較例よりも実施例１の方が、回転慣性釣合率Ｂが向上することが判った。逆に言えば、実施例１、比較例の６０００ｒｐｍにおける回転慣性釣合率Ｂが同じ場合、比較例よりも実施例１の方が、軽量化可能であることが判った。具体的には、実施例１、比較例の６０００ｒｐｍにおける回転慣性釣合率Ｂが同じ場合、実施例１の質量を、−０．２６ｋｇ（＝１３．１５ｋｇ−１３．４１ｋｇ）軽量化できることが判った。 Further, in the case of the comparative example, the rotational inertia balance ratio B at the engine speeds of 0 rpm and 6000 rpm was 65%. On the other hand, in the case of Example 1, the rotational inertia balance B at 0 rpm of the engine was 65%, whereas the rotational inertia balance B at 6000 rpm was 70%. As described above, when the masses of Example 1 and Comparative Example are the same, it was found that the rotational inertia balance ratio B was improved in Example 1 as compared with Comparative Example. Conversely, when the rotational inertia balance ratio B at 6000 rpm of Example 1 and Comparative Example is the same, it was found that the weight of Example 1 can be reduced as compared with that of Comparative Example. Specifically, it was found that when the rotational inertia balance ratio B at 6000 rpm of Example 1 and Comparative Example is the same, the mass of Example 1 can be reduced by −0.26 kg (= 13.15 kg-13.41 kg). It was.

＜解析２＞
実施例２と実施例１との相違点は、図１に示す軸受♯３Ｊの左右方向両側のカウンターウェイト♯４Ｃ、♯５Ｃだけに、本発明のバランスウェイトが採用されている点である。図１２（ａ）に、解析２における軸受♯１Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示す。図１２（ｂ）に、解析２における軸受♯１Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示す。図１３（ａ）に、解析２における軸受♯３Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示す。図１３（ｂ）に、解析２における軸受♯３Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示す。図１４（ａ）に、解析２における軸受♯５Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示す。図１４（ｂ）に、解析２における軸受♯５Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示す。 <Analysis 2>
The difference between the second embodiment and the first embodiment is that the balance weights of the present invention are adopted only for the counterweights # 4C and # 5C on both the left and right sides of the bearing # 3J shown in FIG. FIG. 12A shows the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 1J in the analysis 2. FIG. 12B shows the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 1J in the analysis 2. FIG. 13A shows the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 3J in the analysis 2. FIG. 13B shows the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 3J in the analysis 2. FIG. 14A shows the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 5J in the analysis 2. FIG. 14B shows the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 5J in Analysis 2.

図１２（ａ）〜図１４（ｂ）に示すように、本発明のバランスウェイトを２つのカウンターウェイト♯４Ｃ、♯５Ｃに採用した場合、二つのカウンターウェイト♯４Ｃ、♯５Ｃの間の軸受♯３Ｊにおいて、かつエンジン回転数４０００ｒｐｍ、６０００ｒｐｍにおいて、比較例よりも実施例２の方が、軸受荷重の総計値が小さくなることが判った。また、二つのカウンターウェイト♯４Ｃ、♯５Ｃから離間した軸受♯１Ｊ、♯５Ｊにおいて、かつエンジン回転数４０００ｒｐｍ、６０００ｒｐｍにおいて、比較例よりも実施例２の方が、軸受荷重の総計値が小さくなることが判った。 As shown in FIGS. 12A to 14B, when the balance weight of the present invention is adopted for the two counterweights # 4C and # 5C, the bearing # between the two counterweights # 4C and # 5C It was found that the total value of the bearing load was smaller in Example 2 than in Comparative Example at 3J and at engine speeds of 4000 rpm and 6000 rpm. Further, at bearings # 1J and # 5J separated from the two counterweights # 4C and # 5C, and at engine speeds of 4000 rpm and 6000 rpm, the total value of the bearing load is smaller in Example 2 than in Comparative Example. It turned out.

また、比較例の場合、エンジン回転数０ｒｐｍ、６０００ｒｐｍにおける回転慣性釣合率Ｂは、共に６５％だった。一方、実施例２の場合、エンジン回転数０ｒｐｍにおける回転慣性釣合率Ｂが６５％だったのに対して、６０００ｒｐｍにおける回転慣性釣合率Ｂは、７５％だった。このように、実施例２、比較例の質量が同じ場合、比較例よりも実施例２の方が、回転慣性釣合率Ｂが向上することが判った。逆に言えば、実施例２、比較例の６０００ｒｐｍにおける回転慣性釣合率Ｂが同じ場合、比較例よりも実施例２の方が、軽量化可能であることが判った。 Further, in the case of the comparative example, the rotational inertia balance ratio B at the engine speeds of 0 rpm and 6000 rpm was 65%. On the other hand, in the case of Example 2, the rotational inertia balance B at 0 rpm of the engine was 65%, whereas the rotational inertia balance B at 6000 rpm was 75%. As described above, when the masses of Example 2 and Comparative Example are the same, it was found that the rotational inertia balance ratio B was improved in Example 2 as compared with Comparative Example. Conversely, when the rotational inertia balance ratio B at 6000 rpm of Example 2 and Comparative Example is the same, it was found that the weight of Example 2 can be reduced as compared with that of Comparative Example.

＜解析３＞
実施例３と実施例１との相違点は、図１に示すカウンターウェイト♯１Ｃ、♯４Ｃ、♯５Ｃ、♯８Ｃだけに、本発明のバランスウェイトが採用されている点である。図１５（ａ）に、解析３における軸受♯１Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示す。図１５（ｂ）に、解析３における軸受♯１Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示す。図１６（ａ）に、解析３における軸受♯３Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示す。図１６（ｂ）に、解析３における軸受♯３Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示す。図１７（ａ）に、解析３における軸受♯５Ｊの垂直軸方向の軸受荷重の総計値を示す。図１７（ｂ）に、解析３における軸受♯５Ｊの水平軸方向の軸受荷重の総計値を示す。 <Analysis 3>
The difference between the third embodiment and the first embodiment is that the balance weight of the present invention is adopted only for the counterweights # 1C, # 4C, # 5C, and # 8C shown in FIG. FIG. 15A shows the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 1J in the analysis 3. FIG. 15B shows the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 1J in the analysis 3. FIG. 16A shows the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 3J in the analysis 3. FIG. 16B shows the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 3J in the analysis 3. FIG. 17A shows the total value of the bearing load in the vertical axis direction of the bearing # 5J in the analysis 3. FIG. 17B shows the total value of the bearing load in the horizontal axis direction of the bearing # 5J in Analysis 3.

図１５（ａ）〜図１７（ｂ）に示すように、本発明のバランスウェイトを４つのカウンターウェイト♯１Ｃ、♯４Ｃ、♯５Ｃ、♯８Ｃに採用した場合、これらのカウンターウェイト♯１Ｃ、♯４Ｃ、♯５Ｃ、♯８Ｃに近接する軸受♯１Ｊ、♯３Ｊ、♯５Ｊにおいて、かつエンジン回転数４０００ｒｐｍ、６０００ｒｐｍにおいて、比較例よりも実施例３の方が、軸受荷重の総計値が小さくなることが判った。 As shown in FIGS. 15A to 17B, when the balance weight of the present invention is adopted for the four counterweights # 1C, # 4C, # 5C, and # 8C, these counterweights # 1C, # At bearings # 1J, # 3J, # 5J close to 4C, # 5C, and # 8C, and at engine speeds of 4000 rpm and 6000 rpm, the total value of the bearing load in Example 3 is smaller than that in Comparative Example. I found out.

＜解析４＞
実施例４と実施例１との相違点は、マス部４１１の材質を、鋳鉄からタングステンに変更した点である。すなわち、マス部４１１を高密度化した点である。実施例４、比較例の６０００ｒｐｍにおける回転慣性釣合率Ｂが同じ場合、比較例よりも実施例４の方が、軽量化可能であることが判った。具体的には、実施例４、比較例の６０００ｒｐｍにおける回転慣性釣合率Ｂが同じ場合、実施例４の質量を、−０．５８ｋｇ（＝１２．８３−１３．４１ｋｇ）軽量化できることが判った。 <Analysis 4>
The difference between Example 4 and Example 1 is that the material of the mass portion 411 is changed from cast iron to tungsten. That is, the mass portion 411 is densified. It was found that when the rotational inertia balance ratio B at 6000 rpm of Example 4 and Comparative Example was the same, the weight of Example 4 could be reduced as compared with that of Comparative Example. Specifically, it was found that when the rotational inertia balance ratio B at 6000 rpm of Example 4 and Comparative Example is the same, the mass of Example 4 can be reduced by −0.58 kg (= 12.83-13.41 kg). It was.

１：クランクシャフト、１ａ：クランクシャフト、２：回転軸、２ａ：回転軸、３：ピン、３ａ：ピン、４：アーム、４ａ：アーム、５：軸受、５ａ：軸受、４０：ショルダー、４０ａ：ショルダー、４１：カウンターウェイト、４１ａ：カウンターウェイト、９０：隣接部材、４１０：ウェイト本体、４１１：マス部、４１２：ばね部、４１２ａ：ばね部、４１２ｂ：ばね部、４１２ｃ：アンカー部、Ｂ：回転慣性釣合率、Ｃ：隙間、Ｇｃ１：重心、Ｇｃ２：重心、Ｇｐ：重心、Ｇｓ１：重心、Ｇｓ２：重心、Ｌ１：径方向長さ、Ｌ１ａ：径方向長さ、Ｌ２：左右方向長さ、Ｏ：軸心、Ｒｃ１：径方向距離、Ｒｃ２：径方向距離、Ｓ：空間 1: Crankshaft, 1a: Crankshaft, 2: Rotating shaft, 2a: Rotating shaft, 3: Pin, 3a: Pin, 4: Arm, 4a: Arm, 5: Bearing, 5a: Bearing, 40: Shoulder, 40a: Shoulder, 41: Counter weight, 41a: Counter weight, 90: Adjacent member, 410: Weight body, 411: Mass part, 412: Spring part, 412a: Spring part, 412b: Spring part, 412c: Anchor part, B: Rotation Inertial balance, C: clearance, Gc1: center of gravity, Gc2: center of gravity, Gp: center of gravity, Gs1: center of gravity, Gs2: center of gravity, L1: radial length, L1a: radial length, L2: left-right length, O: axial center, Rc1: radial distance, Rc2: radial distance, S: space

Claims

Placed on the axis of rotation,
With the weight body
A mass portion arranged on the outer side in the radial direction of the weight body and
A spring portion that connects the weight body and the mass portion and has a smaller radial spring constant than the weight body and the mass portion.
Equipped with a,
The balance weight only spring portion Ru is disposed between the weight body and the mass portion.

The balance weight according to claim 1, wherein the spring portion is made of an elastomer.

The axis of rotation and
Pins arranged parallel to the axis of rotation and
An arm having a shoulder that connects the rotating shaft and the pin in the radial direction, and a counter weight that is arranged on the opposite side of the shoulder in the radial direction with the rotating shaft in between.
It is a crankshaft equipped with
A crankshaft, wherein at least one counterweight is the balance weight according to claim 1 or 2.

The direction from the rotation axis to the shoulder is upward, and the direction from the rotation axis to the counterweight is downward.
For the part corresponding to any single cylinder
Rotational inertia balance = (inertia force applied downward with respect to the rotating shaft / inertial force applied upward with respect to the rotating shaft) × 100
The crankshaft according to claim 3, wherein the rotational inertia balance ratio is improved when the engine is rotating as compared with when the engine is not rotating.