JPH0681900A - 内燃機関の振動低減装置 - Google Patents
内燃機関の振動低減装置Info
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- JPH0681900A JPH0681900A JP23185192A JP23185192A JPH0681900A JP H0681900 A JPH0681900 A JP H0681900A JP 23185192 A JP23185192 A JP 23185192A JP 23185192 A JP23185192 A JP 23185192A JP H0681900 A JPH0681900 A JP H0681900A
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- Japan
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- crankshaft
- piston
- balance shaft
- engine
- reaction torque
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- Shafts, Cranks, Connecting Bars, And Related Bearings (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【目的】 機関回転数の全領域に亘って機関の振動を低
減する。 【構成】 クランクシャフト３と同期して回転すると共
にクランクシャフト３の軸線と平行な軸線回りを回転す
るバランスシャフト６を具備し、バランスシャフト６に
アンバランス質量７を取付ける。機関回転数が低いとき
にはピストン２の慣性力が最大になったときにバランス
シャフト６のアンバランス方向がこの慣性力を打ち消す
方向となり機関回転数が高いときにはクランクシャフト
３回りに発生する反動トルクが最大になったときにバラ
ンスシャフト６のアンバランス方向がこの反動トルクを
打ち消す方向となるようにクランクシャフト３に対する
バランスシャフト６の相対位置を制御する。
減する。 【構成】 クランクシャフト３と同期して回転すると共
にクランクシャフト３の軸線と平行な軸線回りを回転す
るバランスシャフト６を具備し、バランスシャフト６に
アンバランス質量７を取付ける。機関回転数が低いとき
にはピストン２の慣性力が最大になったときにバランス
シャフト６のアンバランス方向がこの慣性力を打ち消す
方向となり機関回転数が高いときにはクランクシャフト
３回りに発生する反動トルクが最大になったときにバラ
ンスシャフト６のアンバランス方向がこの反動トルクを
打ち消す方向となるようにクランクシャフト３に対する
バランスシャフト６の相対位置を制御する。
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は内燃機関の振動低減装置
に関する。
に関する。
【０００２】
【従来の技術】内燃機関ではピストンが上死点に近づく
とピストンの上昇速度が急激に減速されるためにピスト
ンの慣性力によって機関本体はピストンの上昇方向に加
振される。従ってピストンが往復動を繰返すとピストン
の慣性力によって機関本体が振動せしめられる。この場
合、ピストンの慣性力は機関回転数の２乗に比例するの
でピストンの慣性力により生ずる機関本体の振動は機関
回転数が高くなるほど激しくなる。
とピストンの上昇速度が急激に減速されるためにピスト
ンの慣性力によって機関本体はピストンの上昇方向に加
振される。従ってピストンが往復動を繰返すとピストン
の慣性力によって機関本体が振動せしめられる。この場
合、ピストンの慣性力は機関回転数の２乗に比例するの
でピストンの慣性力により生ずる機関本体の振動は機関
回転数が高くなるほど激しくなる。
【０００３】そこでクランクシャフトと同期して回転す
ると共にクランクシャフトの軸線と平行な軸線回りを回
転するバランスシャフトを具備し、バランスシャフトに
一対のアンバランス質量を取付け、機関回転数が高いと
きにはピストンの往復動により発生する慣性力が最大に
なったときにバランスシャフトのアンバランス方向がこ
の慣性力を打ち消す方向となるようにして機関本体の振
動を低減し、ピストンの慣性力によっては大きな振動を
生じなくなる機関低回転時には一対のアンバランス質量
を互いにバランスする位置に移動してバランスシャフト
の回転により機関が加振されないようにした内燃機関が
公知である（トヨタ技術公開集第４３８８号参照）。こ
の内燃機関では機関高回転時にピストンの慣性力によっ
て機関本体が激しく振動するのを阻止することができ
る。
ると共にクランクシャフトの軸線と平行な軸線回りを回
転するバランスシャフトを具備し、バランスシャフトに
一対のアンバランス質量を取付け、機関回転数が高いと
きにはピストンの往復動により発生する慣性力が最大に
なったときにバランスシャフトのアンバランス方向がこ
の慣性力を打ち消す方向となるようにして機関本体の振
動を低減し、ピストンの慣性力によっては大きな振動を
生じなくなる機関低回転時には一対のアンバランス質量
を互いにバランスする位置に移動してバランスシャフト
の回転により機関が加振されないようにした内燃機関が
公知である（トヨタ技術公開集第４３８８号参照）。こ
の内燃機関では機関高回転時にピストンの慣性力によっ
て機関本体が激しく振動するのを阻止することができ
る。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら内燃機関
では爆発が行われてピストンに燃焼圧が加わるとクラン
クシャフトには急激に回転方向の大きなトルクが加わ
り、この反力として機関本体には回転方向と逆向きのク
ランクシャフト回りの反動トルクが作用する。従って機
関運転時にはこの反動トルクによって機関本体がクラン
クシャフト回りに振動せしめられる。反動トルクにより
生ずる機関本体の振動の大きさは機関回転数の影響をほ
とんど受けず、従ってこの振動は機関回転数によらずに
ほぼ一定となる。
では爆発が行われてピストンに燃焼圧が加わるとクラン
クシャフトには急激に回転方向の大きなトルクが加わ
り、この反力として機関本体には回転方向と逆向きのク
ランクシャフト回りの反動トルクが作用する。従って機
関運転時にはこの反動トルクによって機関本体がクラン
クシャフト回りに振動せしめられる。反動トルクにより
生ずる機関本体の振動の大きさは機関回転数の影響をほ
とんど受けず、従ってこの振動は機関回転数によらずに
ほぼ一定となる。
【０００５】ところで反動トルクにより生ずる機関本体
の振動は機関回転数が高いときにはピストンの慣性力に
より生ずる機関本体の振動よりも弱いが機関回転数が低
下してピストンの慣性力により生ずる機関本体の振動が
弱くなると反動トルクにより生ずる機関本体の振動の方
が強くなる。即ち、機関高回転時には機関本体の振動は
ピストンの慣性力によって支配されるが機関低回転時に
は機関本体の振動は反動トルクによって支配されること
になる。従って上述の内燃機関におけるように機関低回
転時に一対のアンバランス質量をバランスさせてバラン
スシャフトの回転により機関が加振されないようにして
も反動トルクによって機関本体が大きく振動せしめられ
るという問題を生ずる。
の振動は機関回転数が高いときにはピストンの慣性力に
より生ずる機関本体の振動よりも弱いが機関回転数が低
下してピストンの慣性力により生ずる機関本体の振動が
弱くなると反動トルクにより生ずる機関本体の振動の方
が強くなる。即ち、機関高回転時には機関本体の振動は
ピストンの慣性力によって支配されるが機関低回転時に
は機関本体の振動は反動トルクによって支配されること
になる。従って上述の内燃機関におけるように機関低回
転時に一対のアンバランス質量をバランスさせてバラン
スシャフトの回転により機関が加振されないようにして
も反動トルクによって機関本体が大きく振動せしめられ
るという問題を生ずる。
【０００６】
【課題を解決するための手段】上記問題点を解決するた
めに本発明によれば、クランクシャフトと同期して回転
すると共にクランクシャフトの軸線とほぼ平行な軸線回
りを回転するバランスシャフトを具備し、バランスシャ
フトにアンバランス質量を取付けた内燃機関において、
機関回転数が高いときにはピストンの往復動によりピス
トンの移動方向に発生する慣性力が最大になったときに
バランスシャフトのアンバランス方向がこの慣性力を打
ち消す方向となり機関回転数が低いときには燃焼圧によ
りクランクシャフト回りに発生する反動トルクが最大に
なったときにバランスシャフトのアンバランス方向がこ
の反動トルクを打ち消す方向となるようにクランクシャ
フトに対するアンバランス質量の相対位置を制御するア
ンバランス質量制御装置を具備している。
めに本発明によれば、クランクシャフトと同期して回転
すると共にクランクシャフトの軸線とほぼ平行な軸線回
りを回転するバランスシャフトを具備し、バランスシャ
フトにアンバランス質量を取付けた内燃機関において、
機関回転数が高いときにはピストンの往復動によりピス
トンの移動方向に発生する慣性力が最大になったときに
バランスシャフトのアンバランス方向がこの慣性力を打
ち消す方向となり機関回転数が低いときには燃焼圧によ
りクランクシャフト回りに発生する反動トルクが最大に
なったときにバランスシャフトのアンバランス方向がこ
の反動トルクを打ち消す方向となるようにクランクシャ
フトに対するアンバランス質量の相対位置を制御するア
ンバランス質量制御装置を具備している。
【０００７】
【作用】機関本体の振動の発生に対してピストンの慣性
力が支配的となる機関高回転時にはピストンの慣性力を
打ち消すようにクランクシャフトに対するアンバランス
質量の相対位置が変化せしめられ、機関本体の振動の発
生に対して反動トルクが支配的となる機関低回転時には
反動トルクを打ち消すようにクランクシャフトに対する
アンバランス質量の相対位置が変化せしめられる。
力が支配的となる機関高回転時にはピストンの慣性力を
打ち消すようにクランクシャフトに対するアンバランス
質量の相対位置が変化せしめられ、機関本体の振動の発
生に対して反動トルクが支配的となる機関低回転時には
反動トルクを打ち消すようにクランクシャフトに対する
アンバランス質量の相対位置が変化せしめられる。
【０００８】
【実施例】まず初めに図１から図３を参照して本発明の
基本となる考え方を２サイクル単気筒機関を例にとって
説明する。なお、図１から図３において１はシリンダ、
２はシリンダ１内で往復動するピストン、３はクランク
シャフト、４はクランクシャフトピン、５はピストン２
とクランクシャフトピン４とを連結するコネクティング
ロッド、６はバランスシャフト、７はアンバランス質量
を夫々示し、バランスシャフト６はクランクシャフト３
の回転方向Ｒと逆方向ｒにクランクシャフト３と同一速
度で回転せしめられる。
基本となる考え方を２サイクル単気筒機関を例にとって
説明する。なお、図１から図３において１はシリンダ、
２はシリンダ１内で往復動するピストン、３はクランク
シャフト、４はクランクシャフトピン、５はピストン２
とクランクシャフトピン４とを連結するコネクティング
ロッド、６はバランスシャフト、７はアンバランス質量
を夫々示し、バランスシャフト６はクランクシャフト３
の回転方向Ｒと逆方向ｒにクランクシャフト３と同一速
度で回転せしめられる。
【０００９】ピストン２が上死点に近づくとピストン２
の上昇速度が急激に減速されるためにピストン２の慣性
力によって機関本体はピストン２の上昇方向に加振され
る。ピストン２の減速度が最大となるのはピストン２が
上死点に達したときであり、従ってこのときピストン２
による慣性力は最大となる。一方、ピストン２が下死点
に近づくとピストン２の下降速度が急激に減速されるた
めにピストン２の慣性力によって機関本体はピストン２
の下降方向に加振され、このときにはピストン２が下死
点に達したときにピストン２による慣性力は最大とな
る。従ってピストン上昇方向の慣性力Ｆを正とし、ピス
トン２が上死点位置にあるときのクランク角（ＣＡ）を
０°とすると慣性力Ｆは図１（Ｂ）に示されるようにク
ランク角（ＣＡ）に応じて変化する。
の上昇速度が急激に減速されるためにピストン２の慣性
力によって機関本体はピストン２の上昇方向に加振され
る。ピストン２の減速度が最大となるのはピストン２が
上死点に達したときであり、従ってこのときピストン２
による慣性力は最大となる。一方、ピストン２が下死点
に近づくとピストン２の下降速度が急激に減速されるた
めにピストン２の慣性力によって機関本体はピストン２
の下降方向に加振され、このときにはピストン２が下死
点に達したときにピストン２による慣性力は最大とな
る。従ってピストン上昇方向の慣性力Ｆを正とし、ピス
トン２が上死点位置にあるときのクランク角（ＣＡ）を
０°とすると慣性力Ｆは図１（Ｂ）に示されるようにク
ランク角（ＣＡ）に応じて変化する。
【００１０】一方、バランスシャフト６が回転するとア
ンバランス質量７による遠心力が発生する。従って図１
（Ａ）に示されるようにピストン２が上死点に達したと
きにアンバランス質量７がバランスシャフト６の真下に
位置するとアンバランス質量７の遠心力Ｍはピストン２
による慣性力Ｆと逆向きになる。このとき遠心力Ｍと慣
性力Ｆが等しくなるようにアンバランス質量７によるバ
ランスシャフト６のアンバランス量を定めておければ慣
性力Ｆが遠心力Ｍにより打ち消され、斯くして機関本体
は慣性力Ｆによってピストン２の上昇方向に加振されな
くなる。また、前述したようにクランクシャフト３とバ
ランスシャフト６とは同一の回転速度で回転せしめられ
ているので図１において破線で示されるようにピストン
２が下死点に達したときにはアンバランス質量７はバラ
ンスシャフト６の真上に位置し、斯くしてこのときにも
ピストン２による慣性力Ｆが遠心力Ｍによって打ち消さ
れることになる。即ち、バランスシャフト６をクランク
シャフト３と同一回転速度で回転させかつピストン２が
上死点に達したときにアンバランス質量Ｍがバランスシ
ャフト６の真下に位置するようにすればピストン２の慣
性力により生ずる機関本体の振動を低減できることにな
る。
ンバランス質量７による遠心力が発生する。従って図１
（Ａ）に示されるようにピストン２が上死点に達したと
きにアンバランス質量７がバランスシャフト６の真下に
位置するとアンバランス質量７の遠心力Ｍはピストン２
による慣性力Ｆと逆向きになる。このとき遠心力Ｍと慣
性力Ｆが等しくなるようにアンバランス質量７によるバ
ランスシャフト６のアンバランス量を定めておければ慣
性力Ｆが遠心力Ｍにより打ち消され、斯くして機関本体
は慣性力Ｆによってピストン２の上昇方向に加振されな
くなる。また、前述したようにクランクシャフト３とバ
ランスシャフト６とは同一の回転速度で回転せしめられ
ているので図１において破線で示されるようにピストン
２が下死点に達したときにはアンバランス質量７はバラ
ンスシャフト６の真上に位置し、斯くしてこのときにも
ピストン２による慣性力Ｆが遠心力Ｍによって打ち消さ
れることになる。即ち、バランスシャフト６をクランク
シャフト３と同一回転速度で回転させかつピストン２が
上死点に達したときにアンバランス質量Ｍがバランスシ
ャフト６の真下に位置するようにすればピストン２の慣
性力により生ずる機関本体の振動を低減できることにな
る。
【００１１】一方、爆発が行われてピストン２に燃焼圧
が加わるとクランクシャフト３には急激に回転方向Ｒの
大きなトルクが加わり、この反力として機関本体には図
２（Ａ）に示されるように回転方向Ｒとは逆向きのクラ
ンクシャフト３回りの反動トルクＴが発生する。クラン
クシャフト３の回転方向Ｒと反対向きの反動トルクＴを
正にとるとこの反動トルクＴは図２（Ｂ）に示されるよ
うに上死点（クランク角０°）後３０°〜４５°程度の
クランク角ＣＡで最大となる。この最大の反動トルクＴ
を打ち消すには図２（Ａ）において破線で示すように反
動トルクＴと反対向きのクランクシャフト３回りのトル
クＴ′を発生させてやればよく、そのためには図２
（Ａ）に示されるようにクランク角ＣＡが３０°〜４５
°程度のときにアンバランス質量Ｍがバランスシャフト
６の右側に位置すればよいことになる。このときバラン
スシャフト６のアンバランスの量およびバランスシャフ
ト６とクランクシャフト３間の距離を反動トルクＴとト
ルクＴ′とが等しくなるように定めれば反動トルクＴが
アンバランス質量７の遠心力Ｍによって打ち消されるこ
とになる。
が加わるとクランクシャフト３には急激に回転方向Ｒの
大きなトルクが加わり、この反力として機関本体には図
２（Ａ）に示されるように回転方向Ｒとは逆向きのクラ
ンクシャフト３回りの反動トルクＴが発生する。クラン
クシャフト３の回転方向Ｒと反対向きの反動トルクＴを
正にとるとこの反動トルクＴは図２（Ｂ）に示されるよ
うに上死点（クランク角０°）後３０°〜４５°程度の
クランク角ＣＡで最大となる。この最大の反動トルクＴ
を打ち消すには図２（Ａ）において破線で示すように反
動トルクＴと反対向きのクランクシャフト３回りのトル
クＴ′を発生させてやればよく、そのためには図２
（Ａ）に示されるようにクランク角ＣＡが３０°〜４５
°程度のときにアンバランス質量Ｍがバランスシャフト
６の右側に位置すればよいことになる。このときバラン
スシャフト６のアンバランスの量およびバランスシャフ
ト６とクランクシャフト３間の距離を反動トルクＴとト
ルクＴ′とが等しくなるように定めれば反動トルクＴが
アンバランス質量７の遠心力Ｍによって打ち消されるこ
とになる。
【００１２】ところで図３に示されるようにピストン２
の慣性力Ｆによる機関本体の加振力は機関回転数Ｎの２
乗に比例して増大し、これに対して反動トルクＴによる
機関本体の加振力は機関負荷が一定であるとすると機関
回転数Ｎによらずにほぼ一定となる。更に機関回転数Ｎ
が高くなると（Ｎ＞Ｎo ）慣性力Ｆによる加振力の方が
反動トルクＴによる加振力よりも大きくなり、機関回転
数Ｎが低くなると（Ｎ＜Ｎo ）反動トルクＴによる加振
力の方が慣性力Ｆによる加振力よりも大きくなる。従っ
て機関回転数Ｎが高いときには（Ｎ＞Ｎo ）慣性力Ｆを
アンバランス質量７の遠心力Ｍによって積極的に打ち消
し、機関回転数Ｎが低いときには（Ｎ＜Ｎo ）反動トル
クＴをアンバランス質量Ｍの遠心力Ｍによって積極的に
打ち消せばあらゆる機関回転数Ｎに対して機関本体が振
動するのを良好に低減できることになる。そのためには
図３（Ｂ）に示されるように機関回転数Ｎが高いときに
は（Ｎ＞Ｎo ）ピストン２が上死点に達したときにはア
ンバランス質量７がバランスシャフト６の真下に位置す
るようにし、即ちバランスシャフト６のアンバランスの
方向が下向きとなるようにし、機関回転数Ｎが低いとき
には図３（Ｂ）において破線で示されるようにピストン
２が上死点に達したときのアンバランス質量７の位置を
バランスシャフト６の回転方向ｒへ４５°〜６０°ずら
してクランク角ＣＡが３０°〜４５°程度になったとき
にアンバランス質量７がバランスシャフト６の右側に位
置する、即ちバランスシャフト６のアンバランス方向が
右方向となるようにすればよいことになる。このように
機関回転数Ｎに応じてクランクシャフト３に対するアン
バランス質量７の相対位置を変えると慣性力Ｆと反動ト
ルクＴの大きい方をアンバランス質量７の遠心力Ｍによ
って打ち消せることになる。これが本発明における基本
となる考え方である。
の慣性力Ｆによる機関本体の加振力は機関回転数Ｎの２
乗に比例して増大し、これに対して反動トルクＴによる
機関本体の加振力は機関負荷が一定であるとすると機関
回転数Ｎによらずにほぼ一定となる。更に機関回転数Ｎ
が高くなると（Ｎ＞Ｎo ）慣性力Ｆによる加振力の方が
反動トルクＴによる加振力よりも大きくなり、機関回転
数Ｎが低くなると（Ｎ＜Ｎo ）反動トルクＴによる加振
力の方が慣性力Ｆによる加振力よりも大きくなる。従っ
て機関回転数Ｎが高いときには（Ｎ＞Ｎo ）慣性力Ｆを
アンバランス質量７の遠心力Ｍによって積極的に打ち消
し、機関回転数Ｎが低いときには（Ｎ＜Ｎo ）反動トル
クＴをアンバランス質量Ｍの遠心力Ｍによって積極的に
打ち消せばあらゆる機関回転数Ｎに対して機関本体が振
動するのを良好に低減できることになる。そのためには
図３（Ｂ）に示されるように機関回転数Ｎが高いときに
は（Ｎ＞Ｎo ）ピストン２が上死点に達したときにはア
ンバランス質量７がバランスシャフト６の真下に位置す
るようにし、即ちバランスシャフト６のアンバランスの
方向が下向きとなるようにし、機関回転数Ｎが低いとき
には図３（Ｂ）において破線で示されるようにピストン
２が上死点に達したときのアンバランス質量７の位置を
バランスシャフト６の回転方向ｒへ４５°〜６０°ずら
してクランク角ＣＡが３０°〜４５°程度になったとき
にアンバランス質量７がバランスシャフト６の右側に位
置する、即ちバランスシャフト６のアンバランス方向が
右方向となるようにすればよいことになる。このように
機関回転数Ｎに応じてクランクシャフト３に対するアン
バランス質量７の相対位置を変えると慣性力Ｆと反動ト
ルクＴの大きい方をアンバランス質量７の遠心力Ｍによ
って打ち消せることになる。これが本発明における基本
となる考え方である。
【００１３】このような考え方は２サイクル単気筒機関
ばかりでなく、２サイクルの２気筒機関、４気筒機関、
６気筒機関等、或いは４サイクルの単気筒機関、４気筒
機関、６気筒機関等にも適用できる。次にこの考え方を
４サイクル４気筒機関に適用した具体的な例について説
明する。図４および図５を参照すると、１０は機関本
体、＃１〜＃４は１番気筒から４番気筒を夫々示してお
り、これら気筒＃１〜＃４の点火順序は１−３−４−２
となっている。機関本体１０の長手軸線の両側には夫々
対称的にバランスシャフト６ａ，６ｂが配置されてお
り、これらバランスシャフト６ａ，６ｂは夫々対応する
一対の軸受１１によって機関本体１０により支承されて
いる。これらのバランスシャフト６ａ，６ｂはクランク
シャフト３の軸線と平行をなしている。バランスシャフ
ト６ａの両端部近傍には図５に示されるような一対のセ
クター状をなすアンバランス質量７ａが一体形成されて
おり、これらアンバランス質量７ａはバランスシャフト
６ａから同一半径方向に突出している。また、バランス
シャフト６ｂの両端部近傍にも一対のセクター状をなす
アンバランス質量７ｂが一体形成されており、これらア
ンバランス質量７ｂもバランスシャフト６ｂから同一半
径方向に突出している。なお、各バランスシャフト６
ａ，６ｂが回転したときに機関本体１０の長手方向にお
ける重心Ｇ回りにおいて機関本体１０が加振されないよ
うに各アンバランス質量７ａは重心Ｇから等距離（ｌ1
＝ｌ2 ）に配置され、各アンバランス質量７ｂも重心Ｇ
から等距離に配置されている。
ばかりでなく、２サイクルの２気筒機関、４気筒機関、
６気筒機関等、或いは４サイクルの単気筒機関、４気筒
機関、６気筒機関等にも適用できる。次にこの考え方を
４サイクル４気筒機関に適用した具体的な例について説
明する。図４および図５を参照すると、１０は機関本
体、＃１〜＃４は１番気筒から４番気筒を夫々示してお
り、これら気筒＃１〜＃４の点火順序は１−３−４−２
となっている。機関本体１０の長手軸線の両側には夫々
対称的にバランスシャフト６ａ，６ｂが配置されてお
り、これらバランスシャフト６ａ，６ｂは夫々対応する
一対の軸受１１によって機関本体１０により支承されて
いる。これらのバランスシャフト６ａ，６ｂはクランク
シャフト３の軸線と平行をなしている。バランスシャフ
ト６ａの両端部近傍には図５に示されるような一対のセ
クター状をなすアンバランス質量７ａが一体形成されて
おり、これらアンバランス質量７ａはバランスシャフト
６ａから同一半径方向に突出している。また、バランス
シャフト６ｂの両端部近傍にも一対のセクター状をなす
アンバランス質量７ｂが一体形成されており、これらア
ンバランス質量７ｂもバランスシャフト６ｂから同一半
径方向に突出している。なお、各バランスシャフト６
ａ，６ｂが回転したときに機関本体１０の長手方向にお
ける重心Ｇ回りにおいて機関本体１０が加振されないよ
うに各アンバランス質量７ａは重心Ｇから等距離（ｌ1
＝ｌ2 ）に配置され、各アンバランス質量７ｂも重心Ｇ
から等距離に配置されている。
【００１４】バランスシャフト７ａの端部には可変タイ
ミング機構を内蔵したプーリ１２ａが取付けられ、バラ
ンスシャフト６ｂの端部にも可変タイミング機構を内蔵
したプーリ１２ｂが取付けられている。また、図５に示
されるようにクランクシャフト３には駆動プーリ１３が
取付けられ、駆動プーリ１３、一対のプーリ１２ａ，１
２ｂおよびアイドラー１４周りにかけられたベルト１５
によって各プーリ１２ａ，１２ｂが駆動される。図５か
らわかるように駆動プーリ１３はプーリ１２ａ，１２ｂ
の２倍の径を有しており、従って各プーリ１２ａ，１２
ｂは駆動プーリ１３の、即ちクランクシャフト３の２倍
の速度で回転せしめられる。更にこのとき各駆動プーリ
１２ａ，１２ｂは互いに反対方向ｒに回転せしめられ、
従って各バランスシャフト６ａ，６ｂは互いに反対方向
に回転せしめられる。
ミング機構を内蔵したプーリ１２ａが取付けられ、バラ
ンスシャフト６ｂの端部にも可変タイミング機構を内蔵
したプーリ１２ｂが取付けられている。また、図５に示
されるようにクランクシャフト３には駆動プーリ１３が
取付けられ、駆動プーリ１３、一対のプーリ１２ａ，１
２ｂおよびアイドラー１４周りにかけられたベルト１５
によって各プーリ１２ａ，１２ｂが駆動される。図５か
らわかるように駆動プーリ１３はプーリ１２ａ，１２ｂ
の２倍の径を有しており、従って各プーリ１２ａ，１２
ｂは駆動プーリ１３の、即ちクランクシャフト３の２倍
の速度で回転せしめられる。更にこのとき各駆動プーリ
１２ａ，１２ｂは互いに反対方向ｒに回転せしめられ、
従って各バランスシャフト６ａ，６ｂは互いに反対方向
に回転せしめられる。
【００１５】図６はプーリ１２ａに内蔵されている可変
タイミング機構を示している。図６からわかるようにプ
ーリ１２ａは軸受１６を介して回転可能に支承されてお
り、バランスシャフト６ａとプーリ１２ａ間には環状の
ピストン１７がバランスシャフト６ａの軸線方向に摺動
可能に挿入されている。ピストン１７の内周面はバラン
スシャフト６ａの外周面とスプライン嵌合１８してお
り、ピストン１７の外周面はプーリ１２ａのハブ部内周
面とスプライン嵌合１９している。各スプライン嵌合１
８，１９におけるスプラインはバランスシャフト６ａの
軸線方向に対して互いに反対方向に向けて斜めに延びて
おり、従ってピストン１７がバランスシャフト６ａの軸
線方向に移動するとバランスシャフト６ａはプーリ１２
ａに対して相対的に回転せしめられる。
タイミング機構を示している。図６からわかるようにプ
ーリ１２ａは軸受１６を介して回転可能に支承されてお
り、バランスシャフト６ａとプーリ１２ａ間には環状の
ピストン１７がバランスシャフト６ａの軸線方向に摺動
可能に挿入されている。ピストン１７の内周面はバラン
スシャフト６ａの外周面とスプライン嵌合１８してお
り、ピストン１７の外周面はプーリ１２ａのハブ部内周
面とスプライン嵌合１９している。各スプライン嵌合１
８，１９におけるスプラインはバランスシャフト６ａの
軸線方向に対して互いに反対方向に向けて斜めに延びて
おり、従ってピストン１７がバランスシャフト６ａの軸
線方向に移動するとバランスシャフト６ａはプーリ１２
ａに対して相対的に回転せしめられる。
【００１６】プーリ１２ａのハブ部内には油圧室２０が
形成され、ピストン１７は圧縮ばね２１のばね力により
油圧室２０に向けて押圧される。油圧室２０はオイル通
路２２、電磁切換弁２３およびオイルポンプ２４を介し
てオイルタンク２５に連結され、この電磁切換弁２３は
回転数センサ２６の出力信号に基づいて制御装置２７に
より制御される。図６は油圧室２０が電磁切換弁２３を
介してオイルタンク２５内に直接連結されているところ
を示している。油圧室２０が電磁切換弁２３を介してオ
イルポンプ２４に接続されると油圧室２０内に加圧オイ
ルが供給され、その結果ピストン１７がアンバランス質
量７ａに向けて移動するためにバランスシャフト６ａは
プーリ１２ａに対して相対回転せしめられる。従って電
磁切換弁２３の切換作用によってバランスシャフト６ａ
のアンバランス方向を変化させることができることにな
る。なお、プーリ１２ｂの可変タイミング機構も図６と
同様な構造を有するのでこれについては説明を省略す
る。
形成され、ピストン１７は圧縮ばね２１のばね力により
油圧室２０に向けて押圧される。油圧室２０はオイル通
路２２、電磁切換弁２３およびオイルポンプ２４を介し
てオイルタンク２５に連結され、この電磁切換弁２３は
回転数センサ２６の出力信号に基づいて制御装置２７に
より制御される。図６は油圧室２０が電磁切換弁２３を
介してオイルタンク２５内に直接連結されているところ
を示している。油圧室２０が電磁切換弁２３を介してオ
イルポンプ２４に接続されると油圧室２０内に加圧オイ
ルが供給され、その結果ピストン１７がアンバランス質
量７ａに向けて移動するためにバランスシャフト６ａは
プーリ１２ａに対して相対回転せしめられる。従って電
磁切換弁２３の切換作用によってバランスシャフト６ａ
のアンバランス方向を変化させることができることにな
る。なお、プーリ１２ｂの可変タイミング機構も図６と
同様な構造を有するのでこれについては説明を省略す
る。
【００１７】図７は１番気筒＃１から４番気筒＃４のク
ランクシャフトピン４の相対位置関係を示している。図
７からわかるようにクランクシャフトピン４がこのよう
な相対位置関係を有すると４気筒のうちの２気筒が上死
点位置に達したときに残りの２気筒は下死点位置にな
り、このときピストン２の上昇方向に向けて慣性力Ｆが
発生する。次にこのことについて図８を参照しつつ簡単
に説明する。
ランクシャフトピン４の相対位置関係を示している。図
７からわかるようにクランクシャフトピン４がこのよう
な相対位置関係を有すると４気筒のうちの２気筒が上死
点位置に達したときに残りの２気筒は下死点位置にな
り、このときピストン２の上昇方向に向けて慣性力Ｆが
発生する。次にこのことについて図８を参照しつつ簡単
に説明する。
【００１８】図８（Ａ）はクランク角度ＣＡが上死点前
ΔΘ°のときを示しており、図８（Ｂ）はクランク角度
が下死点前ΔΘ°のときを示している。また図８（Ａ）
および（Ｂ）において鎖線Ｄはコネクティングロッド５
の長さｌを半径とする円を表わしている。図８（Ａ）に
示す状態からピストン２が上死点に達するまでにはピス
トン２はΔｌ１だけ上昇し、図８（Ｂ）に示す状態から
ピストン２が下死点に達するまでにはピストン２はΔｌ
２だけ下降する。Δｌ１とΔｌ２とを比較するとΔｌ１
のほうがΔｌ２よりも明らかに大きく、従ってピストン
２が上死点に達したときの減速度の方がピストン２が下
死点に達したときの減速度よりも大きくなる。この場
合、減速度の大きいピストン２の移動方向に慣性力が生
じ、斯くしてクランクシャフトピン４が図７に示すよう
な相対位置関係を有する場合にはいずれか２つのピスト
ン２が上死点に達したときにピストン２の上昇方向に慣
性力が生ずることになる。
ΔΘ°のときを示しており、図８（Ｂ）はクランク角度
が下死点前ΔΘ°のときを示している。また図８（Ａ）
および（Ｂ）において鎖線Ｄはコネクティングロッド５
の長さｌを半径とする円を表わしている。図８（Ａ）に
示す状態からピストン２が上死点に達するまでにはピス
トン２はΔｌ１だけ上昇し、図８（Ｂ）に示す状態から
ピストン２が下死点に達するまでにはピストン２はΔｌ
２だけ下降する。Δｌ１とΔｌ２とを比較するとΔｌ１
のほうがΔｌ２よりも明らかに大きく、従ってピストン
２が上死点に達したときの減速度の方がピストン２が下
死点に達したときの減速度よりも大きくなる。この場
合、減速度の大きいピストン２の移動方向に慣性力が生
じ、斯くしてクランクシャフトピン４が図７に示すよう
な相対位置関係を有する場合にはいずれか２つのピスト
ン２が上死点に達したときにピストン２の上昇方向に慣
性力が生ずることになる。
【００１９】即ち、４気筒内燃機関では図９に示される
ようにピストン２の慣性力Ｆによる機関本体１０への加
振力は１８０クランク角度毎にピークが生ずる。従って
この慣性力Ｆを打ち消したい場合にはいずれか２つのピ
ストン２が上死点に達したときに各アンバランス質量７
ａ，７ｂがバランスシャフト６ａ，６ｂの真下に位置す
るようにクランクシャフト３に対する各バランスシャフ
ト６ａ，６ｂの相対位置が定められる。なお、この場
合、一対のアンバランス質量７ａ，７ｂによる遠心力Ｍ
の和が慣性力Ｆと等しくなるように定めれば慣性力Ｆは
遠心力Ｍによって打ち消される。また、云うまでもない
が１８０クランク角度経過すると各アンバランス質量７
ａ，７ｂは図９（Ｂ）に示す位置に再び戻る。
ようにピストン２の慣性力Ｆによる機関本体１０への加
振力は１８０クランク角度毎にピークが生ずる。従って
この慣性力Ｆを打ち消したい場合にはいずれか２つのピ
ストン２が上死点に達したときに各アンバランス質量７
ａ，７ｂがバランスシャフト６ａ，６ｂの真下に位置す
るようにクランクシャフト３に対する各バランスシャフ
ト６ａ，６ｂの相対位置が定められる。なお、この場
合、一対のアンバランス質量７ａ，７ｂによる遠心力Ｍ
の和が慣性力Ｆと等しくなるように定めれば慣性力Ｆは
遠心力Ｍによって打ち消される。また、云うまでもない
が１８０クランク角度経過すると各アンバランス質量７
ａ，７ｂは図９（Ｂ）に示す位置に再び戻る。
【００２０】一方、前述したように反動トルクＴによる
機関本体１０への加振力は上死点後３０°〜４５°程度
のクランク角ＣＡで最大となるので機関本体１０への加
振力は図１０（Ａ）に示されるように１８０クランク角
度毎にピークが表われる。従ってこの反動トルクＴを打
ち消したい場合には図１０（Ｂ）に示されるようにいず
れかの気筒が爆発行程における上死点後３０°〜４５°
程度のクランク角ＣＡになったときにアンバランス質量
７ａ，７ｂが共に対応するバランスシャフト６ａ，６ｂ
の右側に位置するようにクランクシャフト３に対する各
バランスシャフト６ａ，６ｂの相対位置が定められる。
なお、この場合、一対のアンバランス質量７ａ，７ｂの
遠心力ＭによるトルクＴ′が反動トルクＴと等しくなる
ように定めれば反動トルクＴは遠心力Ｍによって打ち消
される。無論、この場合も１８０クランク角度経過する
と各アンバランス質量７ａ，７ｂは図１０（Ｂ）に示す
位置に再び戻る。
機関本体１０への加振力は上死点後３０°〜４５°程度
のクランク角ＣＡで最大となるので機関本体１０への加
振力は図１０（Ａ）に示されるように１８０クランク角
度毎にピークが表われる。従ってこの反動トルクＴを打
ち消したい場合には図１０（Ｂ）に示されるようにいず
れかの気筒が爆発行程における上死点後３０°〜４５°
程度のクランク角ＣＡになったときにアンバランス質量
７ａ，７ｂが共に対応するバランスシャフト６ａ，６ｂ
の右側に位置するようにクランクシャフト３に対する各
バランスシャフト６ａ，６ｂの相対位置が定められる。
なお、この場合、一対のアンバランス質量７ａ，７ｂの
遠心力ＭによるトルクＴ′が反動トルクＴと等しくなる
ように定めれば反動トルクＴは遠心力Ｍによって打ち消
される。無論、この場合も１８０クランク角度経過する
と各アンバランス質量７ａ，７ｂは図１０（Ｂ）に示す
位置に再び戻る。
【００２１】即ち、図４から図６に示される実施例では
機関回転数ＮがＮo （図３）よりも高いときには油圧室
２０が電磁切換弁２３を介してオイルタンク２５に直接
接続される。このときには図１１において実線で示され
るようにいずれか２つのピストン２が上死点に達したと
きに各アンバランス質量７ａ，７ｂが各バランスシャフ
ト６ａ，６ｂの真下となり、斯くしてピストン２による
慣性力がアンバランス質量７ａ，７ｂによって打ち消さ
れることになる。
機関回転数ＮがＮo （図３）よりも高いときには油圧室
２０が電磁切換弁２３を介してオイルタンク２５に直接
接続される。このときには図１１において実線で示され
るようにいずれか２つのピストン２が上死点に達したと
きに各アンバランス質量７ａ，７ｂが各バランスシャフ
ト６ａ，６ｂの真下となり、斯くしてピストン２による
慣性力がアンバランス質量７ａ，７ｂによって打ち消さ
れることになる。
【００２２】一方、機関回転数ＮがＮo （図３）よりも
低くなると油圧室２０が電磁切換弁２３を介してオイル
ポンプ２４に接続される。このときには各アンバランス
質量７ａ，７ｂが図１０（Ｂ）に示す位置をとるように
バランスシャフト６ａはプーリ１２ａの可変タイミング
機構によりΘ1 （図１１）だけ回転せしめられ、バラン
スシャフト６ｂはプーリ１２ｂの可変バルブタイミング
機構によりΘ2 （図１１）だけ回転せしめられる。その
結果、反動トルクがアンバランス質量７ａ，７ｂによっ
て打ち消されることになる。
低くなると油圧室２０が電磁切換弁２３を介してオイル
ポンプ２４に接続される。このときには各アンバランス
質量７ａ，７ｂが図１０（Ｂ）に示す位置をとるように
バランスシャフト６ａはプーリ１２ａの可変タイミング
機構によりΘ1 （図１１）だけ回転せしめられ、バラン
スシャフト６ｂはプーリ１２ｂの可変バルブタイミング
機構によりΘ2 （図１１）だけ回転せしめられる。その
結果、反動トルクがアンバランス質量７ａ，７ｂによっ
て打ち消されることになる。
【００２３】
【発明の効果】機関回転数の全領域に亘って機関の振動
を低減することができる。
を低減することができる。
【図１】慣性力を打ち消すための基本的な考え方を説明
するための図である。
するための図である。
【図２】反動トルクを打ち消すための基本的な考え方を
説明するための図である。
説明するための図である。
【図３】慣性力および反動トルクを打ち消すための基本
的な考え方を説明するための図である。
的な考え方を説明するための図である。
【図４】機関本体の平面図である。
【図５】機関本体の図解的に示した正面図である。
【図６】バランスシャフトの一部断面平面図である。
【図７】図解的に示したクランクシャフトの斜視図であ
る。
る。
【図８】慣性力の発生を説明するための図である。
【図９】慣性力の打ち消し方を説明するための図であ
る。
る。
【図１０】反動トルクの打ち消し方を説明するための図
である。
である。
【図１１】慣性力および反動トルクの打ち消し方を説明
するための図である。
するための図である。
２…ピストン ３…クランクシャフト ６…バランスシャフト ７…アンバランス質量
Claims (1)
- 【請求項１】 クランクシャフトと同期して回転すると
共にクランクシャフトの軸線とほぼ平行な軸線回りを回
転するバランスシャフトを具備し、バランスシャフトに
アンバランス質量を取付けた内燃機関において、機関回
転数が高いときにはピストンの往復動によりピストンの
移動方向に発生する慣性力が最大になったときにバラン
スシャフトのアンバランス方向がこの慣性力を打ち消す
方向となり機関回転数が低いときには燃焼圧によりクラ
ンクシャフト回りに発生する反動トルクが最大になった
ときにバランスシャフトのアンバランス方向がこの反動
トルクを打ち消す方向となるようにクランクシャフトに
対するアンバランス質量の相対位置を制御するアンバラ
ンス質量制御装置を具備した内燃機関の振動低減装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP23185192A JPH0681900A (ja) | 1992-08-31 | 1992-08-31 | 内燃機関の振動低減装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP23185192A JPH0681900A (ja) | 1992-08-31 | 1992-08-31 | 内燃機関の振動低減装置 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0681900A true JPH0681900A (ja) | 1994-03-22 |
Family
ID=16930012
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP23185192A Pending JPH0681900A (ja) | 1992-08-31 | 1992-08-31 | 内燃機関の振動低減装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0681900A (ja) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2005172215A (ja) * | 2003-03-18 | 2005-06-30 | Kubota Corp | レシプロ式直列４気筒エンジン |
| KR100507162B1 (ko) * | 2002-10-02 | 2005-08-09 | 현대자동차주식회사 | 엔진의 밸런스샤프트 장치 |
| US7905210B2 (en) | 2004-11-08 | 2011-03-15 | Honda Motor Co., Ltd. | Engine vibration elimination system and variable stroke characteristic engine |
-
1992
- 1992-08-31 JP JP23185192A patent/JPH0681900A/ja active Pending
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR100507162B1 (ko) * | 2002-10-02 | 2005-08-09 | 현대자동차주식회사 | 엔진의 밸런스샤프트 장치 |
| JP2005172215A (ja) * | 2003-03-18 | 2005-06-30 | Kubota Corp | レシプロ式直列４気筒エンジン |
| US7905210B2 (en) | 2004-11-08 | 2011-03-15 | Honda Motor Co., Ltd. | Engine vibration elimination system and variable stroke characteristic engine |
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