JPH081235B2 - Engine balancer shaft - Google Patents

Engine balancer shaft

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JPH081235B2
JPH081235B2 JP61035886A JP3588686A JPH081235B2 JP H081235 B2 JPH081235 B2 JP H081235B2 JP 61035886 A JP61035886 A JP 61035886A JP 3588686 A JP3588686 A JP 3588686A JP H081235 B2 JPH081235 B2 JP H081235B2
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JP
Japan
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bearing
unbalanced
shaft
engine
balancer shaft
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博一 田窪
一雄 諌山
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Mazda Motor Corp
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Publication date
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Publication of JPH081235B2 publication Critical patent/JPH081235B2/en
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    • F16F15/26—Compensation of inertia forces of crankshaft systems using solid masses, other than the ordinary pistons, moving with the system, i.e. masses connected through a kinematic mechanism or gear system
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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
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Description

【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は往復ピストンエンジンのバランサシャフト、
特に該シャフトの軸受構造に関するものである。TECHNICAL FIELD The present invention relates to a balancer shaft for a reciprocating piston engine,
Particularly, it relates to a bearing structure of the shaft.

（従来の技術） 往復ピストンエンジンにおいては、クランクシャフト
におけるクランクアームやクランクピン等の偏心回転部
分に作用する遠心力、或いはピストンやピストンピン等
の往復運動部分に作用する慣性力等に起因して起振力が
発生するという問題がある。このような起振力に対して
は、クランクアームにバランスウェイトを設ける等によ
り反対方向の起振力を生じさせて、その両者を釣合せる
ことが行なわれているが、例えば最も基本的なエンジン
形式である直列４気筒４サイクルエンジンにおいては、
上記の如きバランスウェイトだけでは往復運動部分の慣
性力による２次の起振力（振動数がクランクシャフト回
転数の２倍の起振力）を打ち消すことができない。(Prior Art) In a reciprocating piston engine, due to a centrifugal force acting on an eccentric rotating part of a crankshaft or a crankpin of a crankshaft, an inertial force acting on a reciprocating part of a piston or a piston pin, or the like. There is a problem that vibration force is generated. For such an exciting force, a balance weight is provided on the crank arm or the like to generate an exciting force in the opposite direction to balance the two. For example, the most basic engine In the in-line 4-cylinder 4-cycle engine,
The balance weight as described above cannot cancel the secondary excitation force (the oscillation frequency is twice the crankshaft rotation number) due to the inertial force of the reciprocating portion.

この問題に対しては、例えば特公昭57−44863号公報
に示されているようなエンジンのバランサ装置が従来か
ら知られている。これは、アンバランス部を有するバラ
ンサシャフトをクランク軸に平行に配置して該クランク
シャフトにより駆動するようにしたもので、上記アンバ
ランス部のクランクシャフトに対する位相を適切に設定
すると共に、例えば直列４気筒４サイクルエンジンの場
合はクランクシャフト回転数の２倍の回転速度で駆動す
ることにより、上記の如き往復運動部分の慣性力による
２次の起振力を相殺するようにしたものである。With respect to this problem, an engine balancer device such as that disclosed in Japanese Patent Publication No. 57-44863 is conventionally known. This is a structure in which a balancer shaft having an unbalanced portion is arranged in parallel with the crankshaft so that the balancer shaft is driven by the crankshaft. The phase of the unbalanced portion with respect to the crankshaft is appropriately set and, for example, in series 4 In the case of a four-cylinder cylinder engine, the secondary excitation force due to the inertial force of the reciprocating motion portion as described above is offset by driving at a rotation speed twice the crankshaft rotation speed.

然して、このバランサシャフトをエンジンに備える場
合、上記アンバランス部によってピッチングモーメント
等の新たな起振力が生じないように該アンバランス部を
エンジン長手方向の中央部に配置することが必要である
と共に、該シャフトの軸受部をシリンダブロックにおけ
る剛性の高い箇所、即ち隣接気筒間の隔壁部に設けるこ
とが必要である。そこで、従来においては、このアンバ
ランス部ないし軸受部の構造に関して、例えば直列４気
筒エンジンを例にとれば、第４図（ａ）〜（ｃ）に示す
ような構造が提案され或いは採用されている。However, when an engine is equipped with this balancer shaft, it is necessary to dispose the unbalanced portion at the center in the longitudinal direction of the engine so that a new exciting force such as a pitching moment is not generated by the unbalanced portion. It is necessary to provide the bearing portion of the shaft at a highly rigid portion of the cylinder block, that is, at a partition wall portion between adjacent cylinders. Therefore, in the related art, regarding the structure of the unbalanced portion or the bearing portion, for example, in the case of an in-line four-cylinder engine, the structure shown in FIGS. 4 (a) to 4 (c) has been proposed or adopted. There is.

即ち、第４図（ａ）に示すものは、バランサシャフト
１におけるアンバランス部２をエンジン長手方向の中央
部に位置する第２、第３気筒32,33の側方に配置すると
共に、該アンバランス部２の両端に第1,第２軸受部41,4
2を設け、これらの軸受部41、42をシリンダブロックに
おける第1,第２気筒31,32間の隔壁51及び第3,第４気筒3
3,34間の隔壁53に夫々軸受させる。また、アンバランス
部２の一端側に駆動機構（図示せず）に連結される延長
軸部６を設けると共に、該軸部６の端部に第３軸受部43
を設けて、この軸受部43をシリンダブロックにおける当
該端部の壁部54に軸支させた構造である。That is, as shown in FIG. 4 (a), the unbalanced portion 2 of the balancer shaft 1 is arranged laterally of the second and third cylinders 3 2 and 3 3 located at the central portion in the longitudinal direction of the engine. first, second bearing portions at both ends of the unbalanced portion 2 4 1, 4
2 is provided, these bearing portions 4 1, 4 2 first in the cylinder block, the second cylinder 3 1, 3 between the two partition walls 5 1 and the third, fourth cylinder 3
Bearings are respectively applied to the partition walls 5 3 between 3 and 3 4 . Further, an extension shaft portion 6 connected to a drive mechanism (not shown) is provided at one end side of the unbalanced portion 2, and a third bearing portion 4 3 is provided at an end portion of the shaft portion 6.
The provided, the bearing part 4 3 is a structure in which is journaled in the wall portion 5 4 of the end portion of the cylinder block.

また、第４図（ｂ）に示すものは、上記第４図（ａ）
の構成に加えて、アンバランス部２′の中間部に第４軸
受部44′を設けると共に、この軸受部44′をシリンダブ
ロックにおける第2,第３気筒32,33間の隔壁52に軸支さ
せた構造である。即ち、この構造においては、バランサ
シャフト１′に、アンバランス部両端の第1,第２軸受部
41′,42′と、延長軸部６′の端部の第３軸受部43′
と、上記第４軸受部44′の合計４箇の軸受部が設けられ
る。Moreover, what is shown in FIG. 4 (b) is the same as that shown in FIG. 4 (a).
In addition to the above structure, a fourth bearing portion 4 4 ′ is provided in the intermediate portion of the unbalanced portion 2 ′, and this bearing portion 4 4 ′ is a partition wall between the second and third cylinders 3 2 and 3 3 in the cylinder block. 5 is a 2 to was axially supported structure. That is, in this structure, the balancer shaft 1'is provided with the first and second bearing portions at both ends of the unbalanced portion.
4 1 ′, 4 2 ′ and the third bearing portion 4 3 ′ at the end of the extension shaft portion 6 ′
And a total of four bearing portions of the fourth bearing portion 4 4 ′ are provided.

更に、第４図（ｃ）に示すものは、第４図（ｂ）にお
ける第１、第２軸受部41′,42′を廃止したもので、こ
の構造においては、バランサシャフト１″にアンバラン
ス部２″の中間の第１軸受部41″と、延長軸部６″の端
部の第２軸受部42″の２個の軸受部が設けられる。尚、
この構造は前記公報に開示されたものである。Further, the one shown in FIG. 4 (c), first in the fourth diagram (b), the second bearing portion 4 1 ', 4 2' which was abolished, in this structure, the balancer shaft 1 " Two bearing parts are provided, a first bearing part 4 1 ″ in the middle of the unbalanced part 2 ″ and a second bearing part 4 2 ″ at the end of the extension shaft part 6 ″.
This structure is that disclosed in the above publication.

（発明が解決しようとする問題点） ところで、上記第４図（ａ）〜（ｃ）に示すバランサ
シャフトの各軸受構造については、夫々次のような問題
点がある。(Problems to be Solved by the Invention) The bearing structures of the balancer shafts shown in FIGS. 4 (a) to 4 (c) have the following problems, respectively.

即ち、第４図（ａ）に示す構造では、アンバランス部
２の両端の第１、第２軸受部41,42間のスパンが長くな
るため、該アンバランス部２に遠心力に起因する大きな
曲げモーメントが作用することになり、そのため上記第
１、第２軸受部41,42及びこれらが嵌合される隔壁51,53
の軸受孔（もしくは該孔に装着された軸受メタル）が偏
耗摩したり焼付いたりし易くなるのである。That is, in the structure shown in FIG. 4 (a), the span between the first and second bearing portions 4 1 , 4 2 at both ends of the unbalanced portion 2 becomes long, so that the unbalanced portion 2 is caused by centrifugal force. And a large bending moment acts on the partition walls 5 1 , 5 3 to which the first and second bearing portions 4 1 , 4 2 and these are fitted.
The bearing hole (or the bearing metal attached to the hole) is easily abraded and seized easily.

また、第４図（ｂ）に示す構造では、アンバランス部
２′の中間部に第４軸受部44′が設けられているので、
該アンバランス部２′に作用する曲げモーメントによる
上記の如き弊害が防止もしくは軽減されるが、その反面
において軸受部の数が多くなるため、各軸受部での摺動
抵抗に起因する駆動損失が増大することになる。Further, in the structure shown in FIG. 4 (b), since the fourth bearing portion 4 4 ′ is provided in the intermediate portion of the unbalanced portion 2 ′,
Although the above-mentioned adverse effects due to the bending moment acting on the unbalanced portion 2'are prevented or reduced, on the other hand, since the number of bearings is increased, the drive loss due to the sliding resistance in each bearing is increased. Will increase.

更に、第４図（ｃ）に示す構造では、軸受部の数が少
いので駆動損失が低減され、またアンバランス部２″の
中間部に設けられた第１軸受部41″により該アンバラン
ス部２″に作用する遠心力による大きな曲げモーメント
の発生が抑制されるが、この構造においては、アンバラ
ンス部２″の反延長軸部側の部分2a″が片持ち状となる
ため、該部分2a″が振れ回ることになって、第１軸受部
41″及びこれが嵌合された軸受孔における偏摩耗等の弊
害が却って著しくなるのである。Furthermore, in the structure shown in FIG. 4 (c), the drive loss since the number of the bearing portion is small can be reduced, the Ann by "first bearing portion 4 1 provided in the middle portion of the" unbalanced part 2 The generation of a large bending moment due to the centrifugal force acting on the balance portion 2 ″ is suppressed, but in this structure, the portion 2a ″ on the side of the anti-extension shaft portion of the unbalance portion 2 ″ is cantilevered. The part 2a ″ swings around, and the first bearing part
4 1 "and this negative effects such as uneven wear in the mated bearing hole is of rather becomes remarkable.

（問題点を解決するための手段） 本発明はエンジンのバランサシャフト、特に該シャフ
トの軸受構造に関する上記のような問題点を解決して、
駆動損失が少く、しかも軸受部における偏摩耗や焼付き
等のないバランサシャフトの実現を目的とするもので、
この目的達成のため、次のように構成したことを特徴と
する。(Means for Solving Problems) The present invention solves the above problems related to the balancer shaft of an engine, particularly the bearing structure of the shaft,
The purpose is to realize a balancer shaft with low drive loss and without uneven wear or seizure in the bearing.
In order to achieve this object, it is characterized by having the following configuration.

即ち、本発明に係るエンジンのバランサシャフトは、
アンバランス部をエンジン長手方向の中央部に配置し、
且つ該アンバランス部の一端側に延長軸部を連設して駆
動機構に連結すると共に、該延長軸部の上記一端側に第
１軸受部を、上記アンバランス部の反延長軸部側の端部
に第２軸受部を、該アンバランス部の中間部に第３軸受
部を夫々設け、隣り合う第１軸受部と第３軸受部との離
間距離を、隣り合う第３軸受部と第２軸受部との離間距
離より長く設定する。そして、上記第１軸受部の軸受面
積が第２軸受部の軸受面積より広くなるように、該第１
軸受部の軸受幅及び径の少なくとも一方を第２軸受部の
それより大きく設定する。That is, the balancer shaft of the engine according to the present invention is
Place the unbalanced part in the center of the engine in the longitudinal direction,
Further, an extension shaft portion is connected to the drive mechanism by connecting one end side of the unbalanced portion to the drive mechanism, and a first bearing portion is provided on the one end side of the extension shaft portion on the side opposite to the extension shaft portion of the unbalanced portion. A second bearing portion is provided at an end portion, and a third bearing portion is provided at an intermediate portion of the unbalanced portion, and a distance between the first bearing portion and the third bearing portion that are adjacent to each other is set to a distance between the third bearing portion and the third bearing portion that are adjacent to each other. 2 Set longer than the distance from the bearing. The first bearing portion has a bearing area larger than that of the second bearing portion.
At least one of the bearing width and the diameter of the bearing portion is set larger than that of the second bearing portion.

（作用） 上記の構成によれば、アンバランス部をエンジン長手
方向の中央部に配置したバランサシャフトにおいて、上
記アンバランス部の中間部に設けた第３軸受部により該
アンバランス部に作用する遠心力に起因する曲げモーメ
ントが抑制されると共に、該アンバランス部に片持ち状
の部分がないから振れ回りによる曲げモーメントが発生
することも防止される。また、軸受部の箇数が３箇であ
るから、当該バランサシャフトを駆動するための駆動損
失も比較的小さくて済むことになる。(Operation) According to the above configuration, in the balancer shaft in which the unbalanced portion is arranged at the center in the longitudinal direction of the engine, the centrifugal force acting on the unbalanced portion by the third bearing portion provided in the intermediate portion of the unbalanced portion. The bending moment caused by the force is suppressed, and the occurrence of the bending moment due to whirling is also prevented because the unbalanced portion has no cantilevered portion. In addition, since the number of bearings is three, the drive loss for driving the balancer shaft can be relatively small.

そして、特に本発明によれば、延長軸部の端部の第１
軸受部、即ちアンバランス部中間の第３軸受部との間の
スパンが長いために大きな曲げモーメントが作用する方
の軸受部については、第３軸受部との間のスパンガ短い
第２軸受部より軸受面積が広くなるように軸受幅及び径
の少なくとも一方が大きくされているから、この第１軸
受部と第２軸受部との単位軸受面積当りの荷重が均等化
されることになる。And in particular according to the invention, the first end of the extension shaft is
The bearing part, that is, the bearing part on which a large bending moment acts due to the long span between the third bearing part in the middle of the unbalanced part, is shorter than the second bearing part with a shorter spanga between it and the third bearing part. Since at least one of the bearing width and the diameter is increased so that the bearing area is widened, the load per unit bearing area of the first bearing portion and the second bearing portion is equalized.

（実 施 例） 以下、本発明の実施例を図面に基いて説明する。尚、
この実施例は直列４気筒４サイクルエンジンに関するも
ので、ピストン等の往復運動部分の慣性力による２次の
起振力に対処するものである。(Examples) Hereinafter, examples of the present invention will be described with reference to the drawings. still,
This embodiment relates to an in-line four-cylinder four-cycle engine, and deals with secondary vibration force due to inertial force of reciprocating motion parts such as pistons.

第１図に示すように、エンジン10のシリンダブロック
11には各隣接気筒間に隔壁12が設けられていると共に、
該シリンダブロック11のスカート部中央には気筒列方向
にクランクシャフト13が配設されている。このクランク
シャフト13は、上記各隔壁12及びシリンダブロック両端
の端壁（図示せず）と、これらの壁に取付けられた軸受
キャップ14とで構成される主軸受15により各クランクジ
ャーナル部が夫々回転自在に支持されていると共に、図
示しないが、クランクアームを介して偏心位置に設けら
れたクランクピンに連接棒を介して各気筒のピストンが
連結されている。また、このエンジン10のシリンダブロ
ック11には左右一対のバランサシャフト30,30が備えら
れている。これらのバランサシャフト30,30は、上記ク
ランクシャフト13の左右両側方の稍上方において該シャ
フト13に平行に且つ左右対象的に支持されていると共
に、クランクシャフト13により図示しない駆動機構を介
して該シャフト13の２倍の回転速度で互いに逆方向に駆
動されるようになっている。As shown in FIG. 1, the cylinder block of the engine 10
A partition 12 is provided between each adjacent cylinder in the 11,
A crankshaft 13 is arranged at the center of the skirt of the cylinder block 11 in the cylinder row direction. The crankshaft 13 is rotated by a main bearing 15 composed of the partition walls 12 and end walls (not shown) at both ends of the cylinder block, and bearing caps 14 attached to these walls. Although not shown, the piston of each cylinder is connected to a crank pin provided at an eccentric position via a crank arm via a connecting rod, which is freely supported. Further, the cylinder block 11 of the engine 10 is provided with a pair of left and right balancer shafts 30, 30. These balancer shafts 30, 30 are supported symmetrically in parallel with the shaft 13 above and below the left and right sides of the crankshaft 13, and are supported by the crankshaft 13 via a drive mechanism (not shown). The shafts 13 are driven in opposite directions at a rotation speed twice that of the shaft 13.

次に、このバランサシャフト30の構成及び該シャフト
30の軸受構造を第２図により説明すると、該シャフト30
は、軸心に対して偏心位置に設けられたアンバランス部
31と、該アンバランス部31の一端側に連設された延長軸
部32とで構成されていると共に、該延長軸部32の端部に
は第１ジャーナル部33が、上記アンバランス部31の反延
長軸部側の端部には第２ジャーナル部34が、またアンバ
ランス部31の中間部には第３ジャーナル部35が夫々設け
られている。そして、上記アンバランス部31がエンジン
10の長手方向中央部における第２、第３気筒102,103の
側方に配置されていると共に、第１ジャーナル部33がシ
リンダブロック11の第４気筒104側の端壁16に形成され
た第１軸受孔17に、また第２ジャーナル部34が第１、第
２気筒101,102間の隔壁121に形成された第２軸受孔18
に、更に第３シャーナル部35が第2,第３気筒102,103間
の隔壁122に形成された第３軸受孔19に、夫々軸受メタ
ル20,21,22を介して回転自在に嵌合され、これらにより
第１〜第３軸受部I,II,IIIが構成されている。また、こ
のバランサシャフト30における第１ジャーナル部33側の
端部には上記シリンダブロック端壁16から突出する突出
軸部36が設けられ、この軸部36にクランクシャフト13と
の間の駆動機構を構成するギヤ37が固着されている。Next, the configuration of the balancer shaft 30 and the shaft
The bearing structure of the shaft 30 will be described with reference to FIG.
Is an unbalanced part that is provided at an eccentric position with respect to the axis.
31 and an extension shaft portion 32 that is connected to one end of the unbalanced portion 31, and a first journal portion 33 is provided at the end portion of the extension shaft portion 32. A second journal portion 34 is provided at the end portion on the side of the anti-extension shaft portion, and a third journal portion 35 is provided at the intermediate portion of the unbalanced portion 31. The unbalanced section 31 is the engine
The first journal portion 33 is formed on the side wall of the second and third cylinders 10 2 and 10 3 in the central portion of the cylinder 10 in the longitudinal direction, and the first journal portion 33 is formed on the end wall 16 of the cylinder block 11 on the fourth cylinder 10 4 side. Second bearing hole 18 in which the second journal portion 34 is formed in the partition wall 12 1 between the first and second cylinders 10 1 and 10 2.
In addition, the third shaft portion 35 is rotatably mounted in the third bearing hole 19 formed in the partition wall 12 2 between the second and third cylinders 10 2 and 10 3 via the bearing metals 20, 21 and 22, respectively. The first to third bearing portions I, II, and III are formed by fitting. Further, a projecting shaft portion 36 projecting from the cylinder block end wall 16 is provided at an end portion of the balancer shaft 30 on the side of the first journal portion 33, and a drive mechanism between the shaft portion 36 and the crankshaft 13 is provided. The constituent gear 37 is fixed.

ここで上記シリンダブロック11の端壁16及び隔壁121,
122には第１図に示すオイルギャラリ23から導かれたオ
イル通路24,25,26が設けられ、上記各軸受部I,II,IIIに
おける第１〜第３ジャーナル部33,34,35とこれらのジャ
ーナル部が嵌合された第１〜第３軸受孔17,18,19（軸受
メタル20,21,22）との間の軸受摺動面に潤滑オイルを供
給するようになっていると共に、上記各オイル通路24,2
5,26のシリンダブロック外面に開口する端部はブライン
ドプラグ27…27によって閉鎖されている。また、上記端
壁16及び隔壁122には第１、第３軸受部I,IIIを覆うバッ
フル28,28が設けられているが、これらは各軸受部I,III
から流出するオイルがシリンダブロック11内に飛散して
オイルミストとなることを防止するためものである。Here, the end wall 16 of the cylinder block 11 and the partition wall 12 1 ,
12 second oil passage 24, 25, 26 derived from the oil gallery 23 shown in Figure 1 is provided in the above the bearings I, II, and first to third journal portion 33, 34 in the III The lubricating oil is supplied to the bearing sliding surfaces between the first to third bearing holes 17,18,19 (bearing metal 20,21,22) in which these journals are fitted. , The above oil passages 24, 2
The ends of the cylinder blocks 5, 26 that open to the outer surface of the cylinder block are closed by blind plugs 27. Further, the end wall 16 and the first to the partition wall 12 2, the third bearing part I, but baffle 28 which covers the III is provided, these are the bearings I, III
This is to prevent the oil flowing out of the cylinder block 11 from scattering and becoming an oil mist.

然して、上記第1,第２軸受部I,IIのうち、アンバラン
ス部31の中間の第３軸受部IIIとの間のスパンが長い方
の第１軸受部Ｉについては、ジャーナル部33が第２軸受
部IIにおけるジャーナル部34より大径とされていると共
に、軸受幅、即ち軸受メタル20の長さも第２軸受部IIの
メタル21より長くされ、これにより第１軸受部Ｉの軸受
面積が第２軸受部IIの軸受面積より広くされている。
尚、上記径及び軸受幅のうち一方のみを大きくすること
により、第１軸受部Ｉの軸受面積を第２軸受部IIより広
くするようにしてもよい。However, of the first and second bearing portions I and II, the journal portion 33 is the first bearing portion I having the longer span between the intermediate third bearing portion III and the unbalanced portion 31. In addition to having a larger diameter than the journal portion 34 in the second bearing portion II, the bearing width, that is, the length of the bearing metal 20 is also longer than that of the metal 21 of the second bearing portion II, whereby the bearing area of the first bearing portion I is increased. It is made wider than the bearing area of the second bearing portion II.
The bearing area of the first bearing portion I may be made larger than that of the second bearing portion II by increasing only one of the diameter and the bearing width.

次に、この実施例の作用を説明する。 Next, the operation of this embodiment will be described.

先ず、エンジン10の運転時には、ピストンやピストン
ピン等の往復運動部分に作用する慣性力によって２次の
起振力が発生するのであるが、この起振力は左右一対の
バランサシャフト30,30により次のようにして打ち消さ
れる。つまり、これらのバランサシャフト30,30は左右
対象的に配置され且つクランクシャフト13の回転数の２
倍の速度で互いに逆方向に駆動されるので、両バランサ
シャフト30,30のアンバランス部31,31に作用する遠心力
の合力はクランクシャフト13の回転周期の半分の周期で
上下方向に変動することになる。従って、クランクシャ
フト13と両バランサシャフト30,30の位相を適切に設定
しておくことにより、上記往復運動部分の慣性力による
起振力が上向きの時にアンバランス部31,31に作用する
遠心力の合力を下向きに生じさせ、また上記起振力が下
向きの時にこの合力を上向きに生じさせることが可能と
なり、これにより上記起振力が打ち消されることにな
る。その場合に、両バランサシャフト30,30は左右対象
的に配置され、且つ同一速度で逆方向に駆動されるか
ら、アンバランス部31,31に作用する遠心力の水平方向
の分力による新たな起振力が生じることがなく、またア
ンバランス部31,31はエンジン10の長手方向中央部に配
置されているから、このアンバランス部31,31に作用す
る遠心力によってピッチングモーメントが生じることも
なく、このようにしてエンジン10の振動が低減されるこ
とになるのである。First, when the engine 10 is in operation, a secondary vibration force is generated by the inertial force acting on the reciprocating motion parts such as the piston and the piston pin. This vibration force is generated by the pair of left and right balancer shafts 30, 30. It is canceled as follows. In other words, these balancer shafts 30, 30 are symmetrically arranged, and the number of rotations of the crankshaft 13 is 2
Since they are driven in opposite directions at twice the speed, the resultant force of the centrifugal forces acting on the unbalanced parts 31, 31 of both balancer shafts 30, 30 fluctuates up and down in a cycle that is half the rotation cycle of the crankshaft 13. It will be. Therefore, by setting the phases of the crankshaft 13 and both balancer shafts 30, 30 appropriately, the centrifugal force acting on the unbalanced parts 31, 31 when the exciting force due to the inertial force of the reciprocating part is upward. The resultant force can be generated downward, and the resultant force can be generated upward when the exciting force is downward, so that the exciting force is canceled. In that case, since both balancer shafts 30, 30 are symmetrically arranged and driven in the opposite directions at the same speed, a new centrifugal force acting on the unbalanced parts 31, 31 causes a new force. Since no vibration force is generated and the unbalanced portions 31, 31 are arranged in the central portion in the longitudinal direction of the engine 10, a centrifugal force acting on the unbalanced portions 31, 31 may generate a pitching moment. Instead, the vibration of the engine 10 is reduced in this way.

然してこの種のバランサシャフトにおいては、アンバ
ランス部に作用する遠心力に起因する曲げモーメントが
発生し、この曲げモーメントが軸受部に荷重として作用
するのであるが、上記バランサシャフト30は、アンバラ
ンス部31の中間部の第３ジャーナル部35と、該ジャーナ
ル部35が嵌合された第３軸受孔19とで構成される第３軸
受部IIIにより該アンバランス部31の中間部が支持され
ているから、該アンバランス部31に作用する曲げモーメ
ントが抑制されて、該シャフト30の両端における第１、
第２軸受部I,IIに作用する荷重が低減されることにな
る。また、このアンバランス部31の反延長軸部側の端部
には上記第２軸受部IIが設けられているから、アンバラ
ンス部31の第２、第３ジャーナル部34,35間の部分が振
れ回って第３軸受部IIIに大きな荷重が作用するといっ
たこともない。However, in this type of balancer shaft, a bending moment is generated due to the centrifugal force that acts on the unbalanced portion, and this bending moment acts as a load on the bearing portion. The intermediate portion of the unbalanced portion 31 is supported by the third bearing portion III including the third journal portion 35 at the intermediate portion of 31 and the third bearing hole 19 into which the journal portion 35 is fitted. Therefore, the bending moment acting on the unbalanced portion 31 is suppressed, and the first and
The load acting on the second bearing portions I and II is reduced. Further, since the second bearing portion II is provided at the end portion of the unbalanced portion 31 on the side opposite to the extension shaft portion, the portion between the second and third journal portions 34, 35 of the unbalanced portion 31 is It does not run around and a large load acts on the third bearing portion III.

そして、特にこのバランサシャフト30においては、両
端の第１、第２軸受部I,IIのうちの第３軸受部IIIとの
間のスパンが長い方の第１軸受部Ｉについては径及び軸
受幅が大きくされて、軸受面積が第２軸受部IIより広く
されている。そのため、該バランサシャフト30における
軸方向寸法の長い第１、第３ジャーナル部33、35間の部
分301に軸方向寸法の短い第２、第３ジャーナル部34、3
5間の部分302より大きな曲げモーメントが作用し、これ
に伴って第１軸受部Ｉに第２軸受部IIより大きな荷重が
作用しても、両軸受部I,IIにおける単位面積当りの荷重
が均等化されることになる。これにより、両軸受部I,II
における軸受メタル20,21の摩耗量や摩耗の進行状況等
も均等化されて、一方のみが著しく摩耗するといった事
態が防止され、バランサシャフト30の軸受構造の全体と
しての耐久性が向上されることになる。In particular, in the balancer shaft 30, the diameter and the bearing width of the first bearing portion I, which has a longer span between the third bearing portion III of the first and second bearing portions I and II at both ends. Is larger and the bearing area is wider than that of the second bearing portion II. Therefore, in the portion 30 1 between the first and third journal portions 33 and 35 having a long axial dimension in the balancer shaft 30, the second and third journal portions 34 and 3 having a short axial dimension are provided.
5 between portions 30 large bending moment than 2 acts of, even when a large load acts from the second bearing part II the first bearing part I Accordingly, the load per unit area at the bearing portions I, II Will be equalized. As a result, both bearing parts I, II
The amount of wear of the bearing metals 20, 21 and the progress of wear are equalized to prevent the situation where one of them is significantly worn, and the durability of the bearing structure of the balancer shaft 30 as a whole is improved. become.

尚、第３図は第２軸受部の他の実施例を示すもので、
この実施例においては該第２軸受部II′における軸受孔
18′がシリンダブロック11′の外部まで貫通されている
と共に、この貫通部にブラインドプラグ29′が装着され
ている。Incidentally, FIG. 3 shows another embodiment of the second bearing portion,
In this embodiment, the bearing hole in the second bearing portion II '
18 'penetrates to the outside of the cylinder block 11', and a blind plug 29 'is attached to this penetrating portion.

ところで、このような軸受構造によると、軸受孔18′
のプラグ29′側に閉じた空間ａが形成されるため、オイ
ル通路25′からジャーナル部34′と軸受メタル21′との
間に供給された潤滑オイルが反プラグ側のシリンダブロ
ック11′の内部空間ｂ側にのみ流れることになり、軸受
面のプラグ29′側の部分に対する潤滑性が悪化すること
になる。そこで、この実施例においては、バランサシャ
フト30′における当該ジャーナル部34′に軸方向に貫通
する連通孔38′を設け、該孔38′により上記空間ａをシ
リンダブロック11′の内部空間ｂに連通させて、軸受部
に供給される潤滑オイルを両空間a,b側に均等に流すよ
うに図られている。By the way, according to such a bearing structure, the bearing hole 18 '
Since the closed space a is formed on the plug 29 'side of the cylinder block 11', the lubricating oil supplied from the oil passage 25 'between the journal portion 34' and the bearing metal 21 'is inside the cylinder block 11' on the opposite side. It will flow only to the space b side, and the lubricity for the portion of the bearing surface on the plug 29 'side will deteriorate. Therefore, in this embodiment, the journal portion 34 'of the balancer shaft 30' is provided with a communicating hole 38 'penetrating in the axial direction, and the space a is communicated with the internal space b of the cylinder block 11' by the hole 38 '. Thus, the lubricating oil supplied to the bearing portion is made to flow evenly to both the spaces a and b.

（発明の効果） 以上のように本発明によれば、アンバランス部を有す
るバランサシャフトをクランクシャフトにより駆動して
振動を低減させるようにしたエンジンにおいて、軸受部
の箇数を徒らに多くすることなく、上記アンバランス部
に作用する遠心力に起因する曲げモーメントを効果的に
抑制することが可能となると共に、特に両端の軸受部に
大きさの異なる荷重が作用しても単位軸受面積当りの荷
重が均等化されることになる。これにより各軸受部にお
ける著しい摩耗や焼付けが防止されると共に、各軸受部
の摩耗状況が均等化されることになって、この種のバラ
ンサシャフトの軸受構造の耐久性が向上されることにな
る。As described above, according to the present invention, in the engine in which the balancer shaft having the unbalanced portion is driven by the crankshaft to reduce the vibration, the number of bearing portions is unnecessarily increased. It is possible to effectively suppress the bending moment caused by the centrifugal force acting on the unbalanced portion, and especially per unit bearing area even if loads of different sizes act on the bearing portions at both ends. The load will be equalized. This prevents significant wear and seizure on each bearing, and evens out the wear on each bearing, improving the durability of the bearing structure of this type of balancer shaft. .

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

第１図は本発明の実施例を示すエンジンの要部縦断正面
図、第２図は該エンジンに備えられたバランサシャフト
及びその周辺の構成を示す第１図II−II線による要部拡
大横断平面図、第３図は軸受部の他の実施例を示す要部
横断平面図、第４図（ａ）〜（ｃ）はバランサシャフト
の従来の軸受構造を夫々示す概略図である。 10……エンジン、13……クランクシャフト、30……バラ
ンサシャフト、31……アンバランス部、32……延長軸
部、Ｉ〜III……第１〜第３軸受部。FIG. 1 is a longitudinal sectional front view of an essential part of an engine showing an embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a balancer shaft provided in the engine and an enlarged cross section of the essential part taken along line II-II in FIG. FIG. 3 is a plan view, FIG. 3 is a cross-sectional plan view of essential parts showing another embodiment of the bearing portion, and FIGS. 4 (a) to 4 (c) are schematic views showing a conventional bearing structure of a balancer shaft. 10 ... Engine, 13 ... Crank shaft, 30 ... Balancer shaft, 31 ... Unbalanced part, 32 ... Extension shaft part, I-III ... First to third bearing parts.

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】クランクシャフトに平行に配設されて該ク
ランクシャフトにより駆動され且つアンバランス部を有
するエンジンのバランサシャフトであって、上記アンバ
ランス部がエンジンの長手方向の中央部に配置されてい
ると共に、該アンバランス部の一端側に延長軸部が連設
されて駆動機構に連結されており、且つ該延長軸部の上
記一端側に第１軸受部が、上記アンバランス部の反延長
軸部側の端部に第２軸受部が、該アンバランス部の中間
部に第３軸受部が夫々設けられ、隣り合う第１軸受部と
第３軸受部との離間距離が、隣り合う第３軸受部と第２
軸受部との離間距離より長く設定されていると共に、上
記第１軸受部の軸受面積が第２軸受部の軸受面積より広
くなるように該第１軸受部の軸受幅及び径の少なくとも
一方が第２軸受部のそれより大きく設定されていること
を特徴とするエンジンのバランサシャフト。1. A balancer shaft for an engine, which is arranged parallel to a crankshaft and is driven by the crankshaft and has an unbalanced portion, wherein the unbalanced portion is arranged at a central portion in the longitudinal direction of the engine. In addition, an extension shaft portion is connected to the drive mechanism by connecting one end side of the unbalanced portion to the drive mechanism, and a first bearing portion is provided on the one end side of the extension shaft portion and is an anti-extension of the unbalanced portion. A second bearing portion is provided at an end portion on the shaft portion side, and a third bearing portion is provided at an intermediate portion of the unbalanced portion, and a distance between a first bearing portion and a third bearing portion that are adjacent to each other is set to be equal to each other. 3 bearings and 2nd
At least one of the bearing width and the diameter of the first bearing portion is set so that the bearing area of the first bearing portion is larger than the bearing area of the second bearing portion. The balancer shaft of the engine, which is set to be larger than that of the two bearings.
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DE19873705346 DE3705346A1 (en) 1986-02-19 1987-02-19 COMPENSATING SHAFT FOR USE IN A MULTI-CYLINDER ENGINE

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JPS59147941U (en) * 1983-03-24 1984-10-03 ヤンマーディーゼル株式会社 balancer device

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