JPH10238595A - エンジンのバランサ装置 - Google Patents
エンジンのバランサ装置Info
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- JPH10238595A JPH10238595A JP9025583A JP2558397A JPH10238595A JP H10238595 A JPH10238595 A JP H10238595A JP 9025583 A JP9025583 A JP 9025583A JP 2558397 A JP2558397 A JP 2558397A JP H10238595 A JPH10238595 A JP H10238595A
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- JP
- Japan
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- crankshaft
- engine
- balance
- balancer
- bearing
- Prior art date
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- Pending
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Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
- F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
- F16F15/22—Compensation of inertia forces
- 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
- F16F15/264—Rotating balancer shafts
Abstract
(57)【要約】
【課題】本発明は、エンジン・ルームでの配置までも含
む総合的な設計の点をも考慮し、軽量化を図れ、スペー
ス効率も高いバランサ装置の提供を課題とする。 【解決手段】複数のシリンダを有する多気筒エンジン
の、複数のクランクアーム軸受け部のうち、トランスミ
ッションの反対側から数えて、第２番目の軸受け部（第
２ジャーナル）＃２に対応した位置に、エンジンの二次
振動を抑制するバランス・ウエイトを集中配置し、ウエ
イト自体の軽量化を図るとともに、エンジン周りのスペ
ース効率を高めた。
む総合的な設計の点をも考慮し、軽量化を図れ、スペー
ス効率も高いバランサ装置の提供を課題とする。 【解決手段】複数のシリンダを有する多気筒エンジン
の、複数のクランクアーム軸受け部のうち、トランスミ
ッションの反対側から数えて、第２番目の軸受け部（第
２ジャーナル）＃２に対応した位置に、エンジンの二次
振動を抑制するバランス・ウエイトを集中配置し、ウエ
イト自体の軽量化を図るとともに、エンジン周りのスペ
ース効率を高めた。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、エンジンのバラン
サ装置に係り、特に、バランス・ウエイトの配置に関す
る。
サ装置に係り、特に、バランス・ウエイトの配置に関す
る。
【０００２】
【従来の技術】直列４気筒エンジンでは、例えば、４つ
のシリンダを直列に配するとともに、各シリンダ内に設
けたピストンにそれぞれコンロッドを連結し、各コンロ
ッドをクランクシャフトのクランクアームに回動自在に
連結し、かつ、クランクシャフトを各クランクアームを
間にして複数の軸受け部で回転自在に支持した構成を備
えている。
のシリンダを直列に配するとともに、各シリンダ内に設
けたピストンにそれぞれコンロッドを連結し、各コンロ
ッドをクランクシャフトのクランクアームに回動自在に
連結し、かつ、クランクシャフトを各クランクアームを
間にして複数の軸受け部で回転自在に支持した構成を備
えている。
【０００３】このようなエンジンでは、エンジンのピス
トン、コンロッド等による慣性力や慣性偶力により、シ
リンダの軸方向（上下方向）に二次振動が生じ、これが
車内こもり音の原因となる。そこで、この二次振動を減
衰させるために、クランクシャフトの回転に伴って回転
駆動されるバランス・ウエイトを備えたバランサ装置を
設けている。
トン、コンロッド等による慣性力や慣性偶力により、シ
リンダの軸方向（上下方向）に二次振動が生じ、これが
車内こもり音の原因となる。そこで、この二次振動を減
衰させるために、クランクシャフトの回転に伴って回転
駆動されるバランス・ウエイトを備えたバランサ装置を
設けている。
【０００４】このようなバランサ装置では、エンジンセ
ンターに対し、エンジン前後方向に複数のバランス・ウ
エイトを対称配置するのが一般的であり、通例、前記軸
受け部に対応した空間部分に配置する。
ンターに対し、エンジン前後方向に複数のバランス・ウ
エイトを対称配置するのが一般的であり、通例、前記軸
受け部に対応した空間部分に配置する。
【０００５】また、特開平４−２２４３３８号公報に示
されたように、４気筒エンジンにおいて、クランクシャ
フトの５つの軸受け部の内、中央に位置する第３の軸受
け部に対応した空間部分にバランス・ウエイトを集中配
置した例も見られる。
されたように、４気筒エンジンにおいて、クランクシャ
フトの５つの軸受け部の内、中央に位置する第３の軸受
け部に対応した空間部分にバランス・ウエイトを集中配
置した例も見られる。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】バランサ装置の理想か
らいえば、バランス率を１００％として、前記二次振動
を完全に抑制できることが望まれる。バランス率とは、
二次不平衡慣性力とバランスシャフト（バランス・ウエ
イト）の慣性力（遠心力）との比のことをいう。さら
に、バランサ装置全体を小型化することも、エンジン設
計上望まれることである。
らいえば、バランス率を１００％として、前記二次振動
を完全に抑制できることが望まれる。バランス率とは、
二次不平衡慣性力とバランスシャフト（バランス・ウエ
イト）の慣性力（遠心力）との比のことをいう。さら
に、バランサ装置全体を小型化することも、エンジン設
計上望まれることである。
【０００７】この点、前記特開平４−２２４３３８号公
報に記載の装置は、エンジン中央に位置する第３の軸受
け部に対応した空間部分にバランス・ウエイトを集中配
置しているので、バランス率を１００％としやすく、ま
た、小型化には資する構成となっている。
報に記載の装置は、エンジン中央に位置する第３の軸受
け部に対応した空間部分にバランス・ウエイトを集中配
置しているので、バランス率を１００％としやすく、ま
た、小型化には資する構成となっている。
【０００８】ところで、バランサ装置の理想からいえ
ば、バランス率を１００％として、前記二次振動を完全
に抑制できることが望まれるが、バランス率は犠牲にし
てでも、ウエイトを軽くすることを優先することが、場
合によっては必要である。
ば、バランス率を１００％として、前記二次振動を完全
に抑制できることが望まれるが、バランス率は犠牲にし
てでも、ウエイトを軽くすることを優先することが、場
合によっては必要である。
【０００９】さらに、最近では、エンジン出力向上のた
めに、排気管の大径化、排気規制強化による触媒の設
置、さらにはボディ剛性強化のための部材の導入等で、
エンジンルームのスペース効率が悪化し、当然バランサ
装置の配置も設計上難しくなってきている。この点、前
記特開平４−２２４３３８号公報に記載の装置では、設
計上不利な面もある。
めに、排気管の大径化、排気規制強化による触媒の設
置、さらにはボディ剛性強化のための部材の導入等で、
エンジンルームのスペース効率が悪化し、当然バランサ
装置の配置も設計上難しくなってきている。この点、前
記特開平４−２２４３３８号公報に記載の装置では、設
計上不利な面もある。
【００１０】本発明は、エンジン・ルームでの配置まで
も含む総合的な設計の点をも考慮し、軽量化を図れ、ス
ペース効率も高いバランサ装置の提供を課題とする。
も含む総合的な設計の点をも考慮し、軽量化を図れ、ス
ペース効率も高いバランサ装置の提供を課題とする。
【００１１】
【課題を解決するための手段】本発明は、前記課題を解
決するため、以下の手段とした。複数のシリンダを有す
るとともに、各シリンダ内に設けたピストンにそれぞれ
コンロッドを連結し、各コンロッドをクランクシャフト
のクランクアームに回動自在に連結し、かつ、クランク
シャフトを各クランクアームを間にして複数の軸受け部
で回転自在に支持し、クランクシャフトの一端側にトラ
ンスミッションを連結してなるとともに、前記ピストン
の往復動に伴い前記シリンダに二次振動を生じる多気筒
エンジンに備えられ、前記クランクシャフトの回転に伴
って回転駆動されるバランス・ウエイトによりエンジン
の二次振動を抑制するバランサ装置において、前記トラ
ンスミッションの反対側から数えて第２番目に位置する
軸受け部に対応した空間部分のみに、前記バランス・ウ
エイトを集中配置したことを特徴とする。
決するため、以下の手段とした。複数のシリンダを有す
るとともに、各シリンダ内に設けたピストンにそれぞれ
コンロッドを連結し、各コンロッドをクランクシャフト
のクランクアームに回動自在に連結し、かつ、クランク
シャフトを各クランクアームを間にして複数の軸受け部
で回転自在に支持し、クランクシャフトの一端側にトラ
ンスミッションを連結してなるとともに、前記ピストン
の往復動に伴い前記シリンダに二次振動を生じる多気筒
エンジンに備えられ、前記クランクシャフトの回転に伴
って回転駆動されるバランス・ウエイトによりエンジン
の二次振動を抑制するバランサ装置において、前記トラ
ンスミッションの反対側から数えて第２番目に位置する
軸受け部に対応した空間部分のみに、前記バランス・ウ
エイトを集中配置したことを特徴とする。
【００１２】本発明は、二次振動の発生するエンジンに
適用できる。このようなエンジンとしては、単気筒エン
ジン、直列２気筒、直列４気筒エンジンやＶ型６気筒エ
ンジン、一部のＶ型８気筒エンジンであるが、前記２番
目の軸受け部を有するエンジンに適用され、とりわけ直
列４気筒エンジンに好適に適用される。
適用できる。このようなエンジンとしては、単気筒エン
ジン、直列２気筒、直列４気筒エンジンやＶ型６気筒エ
ンジン、一部のＶ型８気筒エンジンであるが、前記２番
目の軸受け部を有するエンジンに適用され、とりわけ直
列４気筒エンジンに好適に適用される。
【００１３】その場合、前記多気筒エンジンは、４つの
シリンダを直列に配するとともに、各シリンダ内に設け
たピストンにそれぞれコンロッドを連結し、各コンロッ
ドをクランクシャフトのクランクアームに回動自在に連
結し、かつ、クランクシャフトを各クランクアームを間
にして複数の軸受け部で回転自在に支持し、クランクシ
ャフトの一端側にトランスミッションを連結してなる直
列４気筒エンジンである。
シリンダを直列に配するとともに、各シリンダ内に設け
たピストンにそれぞれコンロッドを連結し、各コンロッ
ドをクランクシャフトのクランクアームに回動自在に連
結し、かつ、クランクシャフトを各クランクアームを間
にして複数の軸受け部で回転自在に支持し、クランクシ
ャフトの一端側にトランスミッションを連結してなる直
列４気筒エンジンである。
【００１４】バランス・ウエイトを前記位置に集中配置
することで、トランスミッション側の軸受け部に対応す
る空間部分が空き、この空間部分に他の部品等を配置で
きる。また、前記位置は、エンジンの中心からずれた位
置であるため、エンジン中心に対応してバランス・ウエ
イトを配置した場合に比べ、軽いウエイトで二次振動を
抑えることができる。
することで、トランスミッション側の軸受け部に対応す
る空間部分が空き、この空間部分に他の部品等を配置で
きる。また、前記位置は、エンジンの中心からずれた位
置であるため、エンジン中心に対応してバランス・ウエ
イトを配置した場合に比べ、軽いウエイトで二次振動を
抑えることができる。
【００１５】
【発明の実施の形態】以下本発明の好適実施例を図面を
参照して説明する。 ＜装置構成の説明＞図１には、いわゆるＦＦ横置き型の
直列４気筒エンジンのクランクシャフト周りの構造が示
されている。
参照して説明する。 ＜装置構成の説明＞図１には、いわゆるＦＦ横置き型の
直列４気筒エンジンのクランクシャフト周りの構造が示
されている。
【００１６】直列４気筒エンジンは、図示していない
が、周知のとおり、４つのシリンダを直列に配するとと
もに、各シリンダ内に設けたピストンにそれぞれコンロ
ッドを連結し、各コンロッドをクランクシャフト１のク
ランクアーム２にクランク軸３にて回動自在に連結して
いる。クランク軸はシリンダ数に対応して４つ存在する
が、これらの位置する部位は、図１の左から順に１番ピ
ンジャーナル〜４番ピンジャーナルと呼ばれている。な
お、クランクアーム２には、クランク軸３の反対側に、
エンジンの縦方向振動（一次振動）を抑制するカウンタ
ーウエイト４が設けられている。さらに、クランクシャ
フト１を各クランクアーム２を間にして、図１の左から
順に、エンジン本体に対し、第１から第５の軸受け部＃
１〜＃５で回転自在に支持している。これら軸受け部＃
１〜＃５は、通称として第１ジャーナル〜第５ジャーナ
ルと呼ばれる。
が、周知のとおり、４つのシリンダを直列に配するとと
もに、各シリンダ内に設けたピストンにそれぞれコンロ
ッドを連結し、各コンロッドをクランクシャフト１のク
ランクアーム２にクランク軸３にて回動自在に連結して
いる。クランク軸はシリンダ数に対応して４つ存在する
が、これらの位置する部位は、図１の左から順に１番ピ
ンジャーナル〜４番ピンジャーナルと呼ばれている。な
お、クランクアーム２には、クランク軸３の反対側に、
エンジンの縦方向振動（一次振動）を抑制するカウンタ
ーウエイト４が設けられている。さらに、クランクシャ
フト１を各クランクアーム２を間にして、図１の左から
順に、エンジン本体に対し、第１から第５の軸受け部＃
１〜＃５で回転自在に支持している。これら軸受け部＃
１〜＃５は、通称として第１ジャーナル〜第５ジャーナ
ルと呼ばれる。
【００１７】クランクシャフトの一端側、図１において
右側には、トランスミッション６等よりなるパワートレ
インが連結され、クランクシャフト１の回転力が、パワ
ートレインを介して車輪に伝達される。
右側には、トランスミッション６等よりなるパワートレ
インが連結され、クランクシャフト１の回転力が、パワ
ートレインを介して車輪に伝達される。
【００１８】エンジンのシリンダ配列方向において、ト
ランスミッションの反対側から順に数えて第２番目の軸
受け部（第２ジャーナル）＃２に対応して、その下方空
間には、前記クランクシャフトの回転に伴って回転駆動
されるバランス・ウエイトによりエンジンの二次振動を
抑制するバランサ装置７が配置されている。
ランスミッションの反対側から順に数えて第２番目の軸
受け部（第２ジャーナル）＃２に対応して、その下方空
間には、前記クランクシャフトの回転に伴って回転駆動
されるバランス・ウエイトによりエンジンの二次振動を
抑制するバランサ装置７が配置されている。
【００１９】このバランサ装置は、装置本体としてハウ
ジングを形成するバランサケース９と、このバランサケ
ース９内に設けた固定軸１５とを有し、重心を偏位した
状態でバランス・ウエイト１３，１４を固定軸周りに、
回転自在に設けてなる。さらに、バランス・ウエイト１
３，１４は、第２軸受け部＃２のクランクシャフト１に
同軸に設けられ、クランクシャフト１の回転により回転
する駆動ギア８によって、被動ギヤ１８、１９を介して
回転駆動されるようになっている。バランス・ウエイト
１３，１４は第２軸受け部＃２に対応し、この部分に対
応した空間部分のみに集中配置され、その結果、他の部
位には、スペースが確保される。
ジングを形成するバランサケース９と、このバランサケ
ース９内に設けた固定軸１５とを有し、重心を偏位した
状態でバランス・ウエイト１３，１４を固定軸周りに、
回転自在に設けてなる。さらに、バランス・ウエイト１
３，１４は、第２軸受け部＃２のクランクシャフト１に
同軸に設けられ、クランクシャフト１の回転により回転
する駆動ギア８によって、被動ギヤ１８、１９を介して
回転駆動されるようになっている。バランス・ウエイト
１３，１４は第２軸受け部＃２に対応し、この部分に対
応した空間部分のみに集中配置され、その結果、他の部
位には、スペースが確保される。
【００２０】図１からは明確ではないが、図２、図３に
示したように、バランス・ウエイト１３，１４は一対設
けられている。バランサ装置をさらに詳細に述べると、
図３に示すように、バランサ装置２の本体であるバラン
サケース９は、互いに平行した状態で左右方向へ延びる
一対の支持片１０，１１と、両支持片１０，１１の対向
する左右端部間を繋ぐ一対の連結片１２とから四角枠状
に形成されている。そして、バランサケース９は、その
四隅においてボルト（図示しない）によってシリンダブ
ロックに固定されている。
示したように、バランス・ウエイト１３，１４は一対設
けられている。バランサ装置をさらに詳細に述べると、
図３に示すように、バランサ装置２の本体であるバラン
サケース９は、互いに平行した状態で左右方向へ延びる
一対の支持片１０，１１と、両支持片１０，１１の対向
する左右端部間を繋ぐ一対の連結片１２とから四角枠状
に形成されている。そして、バランサケース９は、その
四隅においてボルト（図示しない）によってシリンダブ
ロックに固定されている。
【００２１】さらに、バランサケース９には、バランス
・ウエイトとして、第１のウェイト１３及び第２のウェ
イト１４が一対の固定軸１５により回転可能に支持され
ている。すなわち、各固定軸１５の両端部は、前後各支
持片１０，１１に貫設された左右一対の孔１７内に挿入
係止され、回転不能となっている。また、第１及び第２
のウェイト１３，１４は略半円状をなして、重心を固定
軸１５に対し、偏心させており、軸受部１３ａ，１４ａ
にて前記固定軸１５上に回転不能に外嵌されている。
・ウエイトとして、第１のウェイト１３及び第２のウェ
イト１４が一対の固定軸１５により回転可能に支持され
ている。すなわち、各固定軸１５の両端部は、前後各支
持片１０，１１に貫設された左右一対の孔１７内に挿入
係止され、回転不能となっている。また、第１及び第２
のウェイト１３，１４は略半円状をなして、重心を固定
軸１５に対し、偏心させており、軸受部１３ａ，１４ａ
にて前記固定軸１５上に回転不能に外嵌されている。
【００２２】前記第１及び第２のウェイト１３，１４の
後部には、前記駆動ギア８よりも小径状の第１及び第２
の被動ギア１８，１９が外嵌固定されている。両被動ギ
ア１８，１９は、前記第１及び第２のウェイト１３，１
４と一体で前記固定軸１５上を回転可能である。前記両
被動ギア１８，１９は、前記駆動ギア８と同様にはすば
歯車によって構成されている。第１の被動ギア１８のね
じれ方向は右ねじれ（右肩上がり）に、また第２の被動
ギア１９のねじれ方向は左ねじれ（左肩上がり）に設定
されている。
後部には、前記駆動ギア８よりも小径状の第１及び第２
の被動ギア１８，１９が外嵌固定されている。両被動ギ
ア１８，１９は、前記第１及び第２のウェイト１３，１
４と一体で前記固定軸１５上を回転可能である。前記両
被動ギア１８，１９は、前記駆動ギア８と同様にはすば
歯車によって構成されている。第１の被動ギア１８のね
じれ方向は右ねじれ（右肩上がり）に、また第２の被動
ギア１９のねじれ方向は左ねじれ（左肩上がり）に設定
されている。
【００２３】そして、図４に示すように、第１の被動ギ
ア１８が駆動ギア８に噛み合うとともに、同第１の被動
ギア１８の第２の被動ギア１９が噛み合っている。前記
のようにギア同士が噛み合った状態では、図１に示すよ
うに、第１及び第２のウェイト１３，１４が第２ジャー
ナル＃２に対応するエンジン前後方向長さ内に集中配置
されている。
ア１８が駆動ギア８に噛み合うとともに、同第１の被動
ギア１８の第２の被動ギア１９が噛み合っている。前記
のようにギア同士が噛み合った状態では、図１に示すよ
うに、第１及び第２のウェイト１３，１４が第２ジャー
ナル＃２に対応するエンジン前後方向長さ内に集中配置
されている。
【００２４】そして、駆動ギア８がクランクシャフト１
と一体回転すると、その回転は第１の被動ギア１８に伝
達され、第１のウェイト１３が固定軸１５上を回転す
る。また、第１の被動ギア１８の回転は第２の被動ギア
１９に伝達され、第２のウェイト１４が固定軸１５上を
回転する。両ウェイト１３，１４の回転により、ピスト
ン、コンロッド７等による慣性力や慣性偶力を消去する
方向の荷重が発生し、同荷重がクランクシャフト１の振
動を低減させる。
と一体回転すると、その回転は第１の被動ギア１８に伝
達され、第１のウェイト１３が固定軸１５上を回転す
る。また、第１の被動ギア１８の回転は第２の被動ギア
１９に伝達され、第２のウェイト１４が固定軸１５上を
回転する。両ウェイト１３，１４の回転により、ピスト
ン、コンロッド７等による慣性力や慣性偶力を消去する
方向の荷重が発生し、同荷重がクランクシャフト１の振
動を低減させる。
【００２５】なお、バランサ装置を内包する形で、エン
ジンオイルを収容する器状のオイルパン５１がエンジン
下部に設けられている。このため、バランサ装置はオイ
ル内に浸漬され、オイルがバランサ装置に充填される結
果となっている。このオイルパン５１は、外側底面から
みて前記第５から第３軸受け＃５〜＃３部に至る空間部
分に深く入り込むえぐれ部５２を形成している。このよ
うなえぐれ部５２を形成できるのは、バランス・ウエイ
トを第２軸受け部＃２に臨んだ空間部分のみに、集中配
置し、その結果他の部位にスペースを確保したが故の結
果である。よって、エンジンルームのスペース効率が高
くなり、具体的には、えぐれ部５２の外側にあたるエン
ジン下方に、排気装置を形成する排気管５３および触媒
５４やボディ補強のためのセンターメンバー５５を無理
なく配置可能となった。
ジンオイルを収容する器状のオイルパン５１がエンジン
下部に設けられている。このため、バランサ装置はオイ
ル内に浸漬され、オイルがバランサ装置に充填される結
果となっている。このオイルパン５１は、外側底面から
みて前記第５から第３軸受け＃５〜＃３部に至る空間部
分に深く入り込むえぐれ部５２を形成している。このよ
うなえぐれ部５２を形成できるのは、バランス・ウエイ
トを第２軸受け部＃２に臨んだ空間部分のみに、集中配
置し、その結果他の部位にスペースを確保したが故の結
果である。よって、エンジンルームのスペース効率が高
くなり、具体的には、えぐれ部５２の外側にあたるエン
ジン下方に、排気装置を形成する排気管５３および触媒
５４やボディ補強のためのセンターメンバー５５を無理
なく配置可能となった。
【００２６】なお、図３では、固定軸をバランサケース
９に固定し、この固定軸周りにバランス・ウエイトを回
転自在に設けたが、図５に示したように、固定軸の代わ
りに、本体であるバランサケース１９ａ、１９ｂ内に、
回転自在のバランスシャフト２５を設け、このバランス
シャフト２５にバランス・ウエイト１４、１５を固定し
てもよいことは言うまでもない。
９に固定し、この固定軸周りにバランス・ウエイトを回
転自在に設けたが、図５に示したように、固定軸の代わ
りに、本体であるバランサケース１９ａ、１９ｂ内に、
回転自在のバランスシャフト２５を設け、このバランス
シャフト２５にバランス・ウエイト１４、１５を固定し
てもよいことは言うまでもない。
【００２７】また、前記例では駆動ギヤ８でバランス・
ウエイト１４，１５を回転駆動しているが、駆動ギヤを
廃止し、エンジンフロントすなわち図１の左側からクラ
ンクシャフトにより駆動されるチェーンまたはタイミン
グベルトでバランスシャフトを回転駆動するようにして
もよい。この場合は、バランス・ウエイトを回転駆動す
るバランスシャフトをエンジンフロントまで延長する必
要があるが、本発明のように、エンジンフロント側によ
り近い、第２軸受け部に対応して、バランス・ウエイト
を集中配置したので、エンジンフロント側へバランスシ
ャフトを延長する長さを短くすることができる。 ＜二次振動の抑制＞次に、バランス・ウエイトを第２軸
受け部に集中配置することによる二次振動抑制効果につ
いて検討する。
ウエイト１４，１５を回転駆動しているが、駆動ギヤを
廃止し、エンジンフロントすなわち図１の左側からクラ
ンクシャフトにより駆動されるチェーンまたはタイミン
グベルトでバランスシャフトを回転駆動するようにして
もよい。この場合は、バランス・ウエイトを回転駆動す
るバランスシャフトをエンジンフロントまで延長する必
要があるが、本発明のように、エンジンフロント側によ
り近い、第２軸受け部に対応して、バランス・ウエイト
を集中配置したので、エンジンフロント側へバランスシ
ャフトを延長する長さを短くすることができる。 ＜二次振動の抑制＞次に、バランス・ウエイトを第２軸
受け部に集中配置することによる二次振動抑制効果につ
いて検討する。
【００２８】図６から図１０は、エンジンの概略図であ
る。二次振動がどの程度抑制されるかは、左右のエンジ
ンマウントに入力する二次慣性力の大きさによってわか
る。マウントに入力される二次慣性力が小さいほど二次
振動が抑制されたことを意味する。
る。二次振動がどの程度抑制されるかは、左右のエンジ
ンマウントに入力する二次慣性力の大きさによってわか
る。マウントに入力される二次慣性力が小さいほど二次
振動が抑制されたことを意味する。
【００２９】なお、図６から図１０において示したＲｈ
マウント、Ｌｈマウントは、車両の進行方向を基準に左
右を決定したマウントであり、図上での左右を示すもの
ではない。 ＜比較例１＞（バランサ装置無しの場合） 次の仕様のエンジンにおいて、バランサ装置なしの場合
について、二次振動がどのようになるか、試算した（図
６参照）。 ｒ：クランク回転半径（４５．５ｍｍ） ｌ：コンロッド長（１３８ｍｍ） ρ：ｒ／ｌ（０．３３） ｍ：往復運動部重量（６８２ｇ） Ｆ：６０００ｒｐｍ時に発生する２次不平衡慣性力 ＦＲ：Ｒｈマウントへ入力する２次慣性力 ＦＬ：Ｌｈマウントへ入力する２次慣性力 とする。 Ｆ＝ｍｒω2ρ×４ ここで ω＝２πｆ＝２π×６０００／６０ よって、Ｆ＝１６１７２(Ｎ) ………(1) 力の釣り合いより Ｆ＝ＦＲ＋ＦＬ …………(2) モーメントの釣り合いより （３２８．５＋１２２．５）ＦＲ−１２２．５Ｆ＝４２３．５ＦＬ ………(3) (1),(2),(3)より ＦＲ＝１００９７（Ｎ）、ＦＬ＝６０７５（Ｎ） ………(4) これは、左右のエンジンマウントに、大きな二次振動が
入力されていること、すなわち、エンジンの二次振動が
抑制されていないことを意味している。 ＜実施例１＞（８２％バランサ付） 比較例１と同一の仕様のエンジンにおいて、第２軸受け
部（第２ジャーナル）下方にバランス・ウエイト（バラ
ンス率８２％）を集中配置した場合の二次振動抑制効果
を試算した（図７参照）。 ＦＢ：バランス・ウエイトによる遠心力とすると ＦＢ＝０．８２Ｆ ………(5) 力の釣り合いより Ｆ−ＦＢ＝ＦＲ＋ＦＬ ………(6) モーメントの釣り合いより （３２８．５＋１２２．５）ＦＲ＋１２２．５ＦＢ−１２２．５Ｆ ＝４２３．５ＦＬ ………(7) (5),(6),(7)より ＦＲ＝１８１７（Ｎ）、 ＦＬ＝１０９４（Ｎ） ………(8) ＜比較例２＞｛第３軸受け部（第３ジャーナル）下部に
１００％バランサ｝ この例では、仕様が、 ｒ：クランク回転半径（５１ｍｍ） ρ：ｒ／ｌ（０．
３２） ｌ：コンロッド長（１５８ｍｍ） ｍ：往復運動部重
量（５３０ｇ） Ｆ：６０００ｒｐｍ時に発生する２次不平衡慣性力 ＦＲ：Ｒｈマウントへ入力する２次慣性力 ＦＬ：Ｌｈマウントへ入力する２次慣性力 であるエンジンにつき、第３軸受け部（第３ジャーナル
下方にバランス率１００％のバランス・ウエイトを集中
配置した場合の二次振動の抑制度を試算した（図８参
照）。 Ｆ＝ｍｒω2ρ×４ ここで、ω＝２πｆ＝２π× ６０００／６０であり、
よって Ｆ＝１３６５８(Ｎ) ………(9) バランス率１００％であるから Ｆ＝ＦＢ ………(10) （ＦＢ：バランス・ウエイトによる遠心力）そして、力
の釣り合いより Ｆ−ＦＢ＝ＦＲ＋ＦＬ ………(11) モーメントの釣り合いより （３２８．５＋１２２．５）ＦＲ＋１２２．５ＦＢ−１２２．５Ｆ ＝４２３．５ＦＬ ………(12) (9),(10),(11),(12)より ＦＲ＝０（Ｎ）、ＦＬ＝０（Ｎ） ………(13) ＜実施例２＞｛第２軸受け部（第２ジャーナル）下部に
１００％バランサ｝ 比較例２と同様のエンジンで、第２軸受け部下方に１０
０％バランス率のバランス・ウエイトを集中配置した場
合の二次振動抑制度を試算した（図９参照）。まず、こ
こで、 バランス率１００％であるから Ｆ＝ＦＢ ………(14) 力の釣り合いより Ｆ−ＦＢ＝ＦＲ＋ＦＬ ………(15) モーメントの釣り合いより （３２８．５＋１２２．５）ＦＲ＋（１２２．５＋９６）ＦＢ−１２２．５Ｆ ＝４２３．５ＦＬ ………(16) (14),(15),(16)より ＦＲ＝−１５００（Ｎ）、ＦＬ＝ １５００（Ｎ） ………(17) ＜実施例３＞｛第２軸受け部（第２ジャーナル）下部に
α％（１００％未満）バランサ｝ 比較例２と同様のエンジンで、第２軸受け部下方に１０
０％未満のα％バランス率のバランス・ウエイトを集中
配置した場合の二次振動抑制度を試算した（図１０参
照）。バランサ率α％であるから、 ＦＢ＝０．０１αＦ ………(18) 力の釣り合いより Ｆ−ＦＢ＝ＦＲ＋ＦＬ ………(19) モーメントの釣り合いより （３２８．５＋１２２．５）ＦＲ＋（１２２．５＋９６）ＦＢ−１２２．５Ｆ ＝４２３．５ＦＬ ………(20) (18),(19),(20)より ＦＲ＝８５２７．５−１００．３α（Ｎ） ＦＬ＝５１３０．５−３６．３α（Ｎ） ………(21) これをグラフ図とすると、図１１のようになるが、この
図１１よりＲｈマウント入力はバランス率８５．０％で
０（Ｎ）となりＬｈマウント入力はバランス率１４１．
３％で０（Ｎ）となる。バランサーの軽量化、フリクシ
ョンさらにＲｈマウント、Ｌｈマウント合計での入力荷
重を考えると、バランス・ウエイトを第２軸受け部（第
２ジャーナル）下方に配置する場合、バランス率は８
５．０％が最も良いといえる。またこのときのＦＲ，Ｆ
Ｌは ＦＲ＝０（Ｎ） ＦＬ＝２０４５（Ｎ） ………(22) また車内音（こもり音）へはＦＲとＦＬの絶対値の合力が影響する。 Ｆ＝｜ＦＲ｜＋｜ＦＬ｜ ………(23) ＦＲ＝８５２７．５−１００．３α（Ｎ） ＦＬ＝５１３０．５−３６．３α（Ｎ） の各式に、αを６０から１１５に順次変化させて、バラ
ンス値による｜ＦＲ｜、｜ＦＬ｜、｜ＦＲ｜＋｜ＦＬ｜
の値を求め表にしたところ、表１のようになった。
マウント、Ｌｈマウントは、車両の進行方向を基準に左
右を決定したマウントであり、図上での左右を示すもの
ではない。 ＜比較例１＞（バランサ装置無しの場合） 次の仕様のエンジンにおいて、バランサ装置なしの場合
について、二次振動がどのようになるか、試算した（図
６参照）。 ｒ：クランク回転半径（４５．５ｍｍ） ｌ：コンロッド長（１３８ｍｍ） ρ：ｒ／ｌ（０．３３） ｍ：往復運動部重量（６８２ｇ） Ｆ：６０００ｒｐｍ時に発生する２次不平衡慣性力 ＦＲ：Ｒｈマウントへ入力する２次慣性力 ＦＬ：Ｌｈマウントへ入力する２次慣性力 とする。 Ｆ＝ｍｒω2ρ×４ ここで ω＝２πｆ＝２π×６０００／６０ よって、Ｆ＝１６１７２(Ｎ) ………(1) 力の釣り合いより Ｆ＝ＦＲ＋ＦＬ …………(2) モーメントの釣り合いより （３２８．５＋１２２．５）ＦＲ−１２２．５Ｆ＝４２３．５ＦＬ ………(3) (1),(2),(3)より ＦＲ＝１００９７（Ｎ）、ＦＬ＝６０７５（Ｎ） ………(4) これは、左右のエンジンマウントに、大きな二次振動が
入力されていること、すなわち、エンジンの二次振動が
抑制されていないことを意味している。 ＜実施例１＞（８２％バランサ付） 比較例１と同一の仕様のエンジンにおいて、第２軸受け
部（第２ジャーナル）下方にバランス・ウエイト（バラ
ンス率８２％）を集中配置した場合の二次振動抑制効果
を試算した（図７参照）。 ＦＢ：バランス・ウエイトによる遠心力とすると ＦＢ＝０．８２Ｆ ………(5) 力の釣り合いより Ｆ−ＦＢ＝ＦＲ＋ＦＬ ………(6) モーメントの釣り合いより （３２８．５＋１２２．５）ＦＲ＋１２２．５ＦＢ−１２２．５Ｆ ＝４２３．５ＦＬ ………(7) (5),(6),(7)より ＦＲ＝１８１７（Ｎ）、 ＦＬ＝１０９４（Ｎ） ………(8) ＜比較例２＞｛第３軸受け部（第３ジャーナル）下部に
１００％バランサ｝ この例では、仕様が、 ｒ：クランク回転半径（５１ｍｍ） ρ：ｒ／ｌ（０．
３２） ｌ：コンロッド長（１５８ｍｍ） ｍ：往復運動部重
量（５３０ｇ） Ｆ：６０００ｒｐｍ時に発生する２次不平衡慣性力 ＦＲ：Ｒｈマウントへ入力する２次慣性力 ＦＬ：Ｌｈマウントへ入力する２次慣性力 であるエンジンにつき、第３軸受け部（第３ジャーナル
下方にバランス率１００％のバランス・ウエイトを集中
配置した場合の二次振動の抑制度を試算した（図８参
照）。 Ｆ＝ｍｒω2ρ×４ ここで、ω＝２πｆ＝２π× ６０００／６０であり、
よって Ｆ＝１３６５８(Ｎ) ………(9) バランス率１００％であるから Ｆ＝ＦＢ ………(10) （ＦＢ：バランス・ウエイトによる遠心力）そして、力
の釣り合いより Ｆ−ＦＢ＝ＦＲ＋ＦＬ ………(11) モーメントの釣り合いより （３２８．５＋１２２．５）ＦＲ＋１２２．５ＦＢ−１２２．５Ｆ ＝４２３．５ＦＬ ………(12) (9),(10),(11),(12)より ＦＲ＝０（Ｎ）、ＦＬ＝０（Ｎ） ………(13) ＜実施例２＞｛第２軸受け部（第２ジャーナル）下部に
１００％バランサ｝ 比較例２と同様のエンジンで、第２軸受け部下方に１０
０％バランス率のバランス・ウエイトを集中配置した場
合の二次振動抑制度を試算した（図９参照）。まず、こ
こで、 バランス率１００％であるから Ｆ＝ＦＢ ………(14) 力の釣り合いより Ｆ−ＦＢ＝ＦＲ＋ＦＬ ………(15) モーメントの釣り合いより （３２８．５＋１２２．５）ＦＲ＋（１２２．５＋９６）ＦＢ−１２２．５Ｆ ＝４２３．５ＦＬ ………(16) (14),(15),(16)より ＦＲ＝−１５００（Ｎ）、ＦＬ＝ １５００（Ｎ） ………(17) ＜実施例３＞｛第２軸受け部（第２ジャーナル）下部に
α％（１００％未満）バランサ｝ 比較例２と同様のエンジンで、第２軸受け部下方に１０
０％未満のα％バランス率のバランス・ウエイトを集中
配置した場合の二次振動抑制度を試算した（図１０参
照）。バランサ率α％であるから、 ＦＢ＝０．０１αＦ ………(18) 力の釣り合いより Ｆ−ＦＢ＝ＦＲ＋ＦＬ ………(19) モーメントの釣り合いより （３２８．５＋１２２．５）ＦＲ＋（１２２．５＋９６）ＦＢ−１２２．５Ｆ ＝４２３．５ＦＬ ………(20) (18),(19),(20)より ＦＲ＝８５２７．５−１００．３α（Ｎ） ＦＬ＝５１３０．５−３６．３α（Ｎ） ………(21) これをグラフ図とすると、図１１のようになるが、この
図１１よりＲｈマウント入力はバランス率８５．０％で
０（Ｎ）となりＬｈマウント入力はバランス率１４１．
３％で０（Ｎ）となる。バランサーの軽量化、フリクシ
ョンさらにＲｈマウント、Ｌｈマウント合計での入力荷
重を考えると、バランス・ウエイトを第２軸受け部（第
２ジャーナル）下方に配置する場合、バランス率は８
５．０％が最も良いといえる。またこのときのＦＲ，Ｆ
Ｌは ＦＲ＝０（Ｎ） ＦＬ＝２０４５（Ｎ） ………(22) また車内音（こもり音）へはＦＲとＦＬの絶対値の合力が影響する。 Ｆ＝｜ＦＲ｜＋｜ＦＬ｜ ………(23) ＦＲ＝８５２７．５−１００．３α（Ｎ） ＦＬ＝５１３０．５−３６．３α（Ｎ） の各式に、αを６０から１１５に順次変化させて、バラ
ンス値による｜ＦＲ｜、｜ＦＬ｜、｜ＦＲ｜＋｜ＦＬ｜
の値を求め表にしたところ、表１のようになった。
【００３０】
【表１】 以上のことから、車内でのこもり音という観点でみた場
合も、本例では８５％バランス率とするのがよいと理解
できる。なお、図１２に、バランス率と各マウントでの
二次慣性力入力値合計との関係を示すグラフを示す。
合も、本例では８５％バランス率とするのがよいと理解
できる。なお、図１２に、バランス率と各マウントでの
二次慣性力入力値合計との関係を示すグラフを示す。
【００３１】このグラフにおいて、トヨタ自動車株式会
社製実機、型番５ＳＦＥ（１９９２年１１月発行のトヨ
タセプター新型車解説書に示す５Ｓ−ＦＥエンジン）の
車内音（図１３のＡ参照）と同一レベルを確保するとす
るなら、バランス率７９〜９９％とすればよいことがわ
かる。
社製実機、型番５ＳＦＥ（１９９２年１１月発行のトヨ
タセプター新型車解説書に示す５Ｓ−ＦＥエンジン）の
車内音（図１３のＡ参照）と同一レベルを確保するとす
るなら、バランス率７９〜９９％とすればよいことがわ
かる。
【００３２】この程度にすれば、十分実用的な室内音レ
ベルにすることができる。車内騒音は必ずしも０ｄＢに
する必要はなく、ある程度（運転者等の乗員が体感しな
い程度）の騒音は許容されるのである。 ＜実施例と比較例との比較＞ （実施例１と比較例１との比較）式 (4),(8)よりＲｈ
マウントに入力する２次慣性力の大きさの違いをｄＢで
表すと Ｌ＝２０log10 ｛ＦＲ（バランサなし）／ＦＲ（バランサ付）｝ ＝２０log10 ｛１００９７／１８１７｝ ＝１４．９（ｄＢ） である。
ベルにすることができる。車内騒音は必ずしも０ｄＢに
する必要はなく、ある程度（運転者等の乗員が体感しな
い程度）の騒音は許容されるのである。 ＜実施例と比較例との比較＞ （実施例１と比較例１との比較）式 (4),(8)よりＲｈ
マウントに入力する２次慣性力の大きさの違いをｄＢで
表すと Ｌ＝２０log10 ｛ＦＲ（バランサなし）／ＦＲ（バランサ付）｝ ＝２０log10 ｛１００９７／１８１７｝ ＝１４．９（ｄＢ） である。
【００３３】これは、トヨタ自動車株式会社製実機、型
番５ＳＦＥのＲｈマウント付け根での振動レベルの差
（バランサありと無し）に近い値である。ちなみに、型
番５ＳＦＥのエンジンにおけるバランサの有無による車
内音（前席中央部こもり音）の差を図１３に示す。図１
３でＡがバランサなし、Ｂがバランサ（８２％バランス
率）ありである。差は最大１０ｄＢある。このときの、
二次慣性力入力値の合力の差は、１６１７２（Ｎ）−２
９１１（Ｎ）＝１３２６１（Ｎ）でありおよそ１３００
（Ｎ）のマウント入力値の低減で車内音１ｄＢの低減効
果があるので、結果として最大１０ｄＢである。 （実施例３と実施例１及び比較例１との比較）バランス
値による｜ＦＲ｜、｜ＦＬ｜、｜ＦＲ｜＋｜ＦＬ｜の関
係を、実施例１、比較例１についても試算し、実施例３
と比較した。実施例１（８２％バランサ付）では ｜ＦＲ｜：１８１７（Ｎ）、｜ＦＬ｜：１０９４（Ｎ） ｜ＦＲ｜＋｜ＦＬ｜：２９１１（Ｎ） また、比較例１（バランサなし）では ｜ＦＲ｜：１００９７（Ｎ）、｜ＦＬ｜：６０７５
（Ｎ） ｜ＦＲ｜＋｜ＦＬ｜：１６１７２（Ｎ） 以上の結果、マウント入力値１６１７２（Ｎ）と２９１
１（Ｎ）の違いを車内音（こもり音）で見ると最大１０
ｄＢの違いとなる。 （比較例２と実施例２の比較）比較例の(12)式より、モ
ーメントの釣り合いは、 （３２８．５＋１２２．５）ＦＲ＋１２２．５ＦＢ−１
２２．５Ｆ＝４２３．５ＦＬ である。これに対し、実施例２で、モーメントの釣り合
いは、(16)式より、 （３２８．５＋１２２．５）ＦＲ＋（１２２．５＋９
６）ＦＢ−１２２．５Ｆ＝４２３．５ＦＬ である。ここで、各式の第２項に着眼すると、比較例２
では１２２．５ＦＢであるのに対し、実施例２では、
（１２２．５＋９６）ＦＢである。このことは、第２軸
受け部（第２ジャーナル）では、ＦＢ：バランス・ウエ
イトによる遠心力が、第軸受け部（第３ジャーナル）の
場合に比較して、小さい値ですむことを意味する。
番５ＳＦＥのＲｈマウント付け根での振動レベルの差
（バランサありと無し）に近い値である。ちなみに、型
番５ＳＦＥのエンジンにおけるバランサの有無による車
内音（前席中央部こもり音）の差を図１３に示す。図１
３でＡがバランサなし、Ｂがバランサ（８２％バランス
率）ありである。差は最大１０ｄＢある。このときの、
二次慣性力入力値の合力の差は、１６１７２（Ｎ）−２
９１１（Ｎ）＝１３２６１（Ｎ）でありおよそ１３００
（Ｎ）のマウント入力値の低減で車内音１ｄＢの低減効
果があるので、結果として最大１０ｄＢである。 （実施例３と実施例１及び比較例１との比較）バランス
値による｜ＦＲ｜、｜ＦＬ｜、｜ＦＲ｜＋｜ＦＬ｜の関
係を、実施例１、比較例１についても試算し、実施例３
と比較した。実施例１（８２％バランサ付）では ｜ＦＲ｜：１８１７（Ｎ）、｜ＦＬ｜：１０９４（Ｎ） ｜ＦＲ｜＋｜ＦＬ｜：２９１１（Ｎ） また、比較例１（バランサなし）では ｜ＦＲ｜：１００９７（Ｎ）、｜ＦＬ｜：６０７５
（Ｎ） ｜ＦＲ｜＋｜ＦＬ｜：１６１７２（Ｎ） 以上の結果、マウント入力値１６１７２（Ｎ）と２９１
１（Ｎ）の違いを車内音（こもり音）で見ると最大１０
ｄＢの違いとなる。 （比較例２と実施例２の比較）比較例の(12)式より、モ
ーメントの釣り合いは、 （３２８．５＋１２２．５）ＦＲ＋１２２．５ＦＢ−１
２２．５Ｆ＝４２３．５ＦＬ である。これに対し、実施例２で、モーメントの釣り合
いは、(16)式より、 （３２８．５＋１２２．５）ＦＲ＋（１２２．５＋９
６）ＦＢ−１２２．５Ｆ＝４２３．５ＦＬ である。ここで、各式の第２項に着眼すると、比較例２
では１２２．５ＦＢであるのに対し、実施例２では、
（１２２．５＋９６）ＦＢである。このことは、第２軸
受け部（第２ジャーナル）では、ＦＢ：バランス・ウエ
イトによる遠心力が、第軸受け部（第３ジャーナル）の
場合に比較して、小さい値ですむことを意味する。
【００３４】周知のように、遠心力の大きさは、物体の
質量の大きさに比例するので、ＦＢが小さくてよいとい
うのは、とりもなおさずバランス・ウエイトの質量を小
さくすることができることを意味する。
質量の大きさに比例するので、ＦＢが小さくてよいとい
うのは、とりもなおさずバランス・ウエイトの質量を小
さくすることができることを意味する。
【００３５】よって、第２軸受け部（第２ジャーナル）
下方にバランス・ウェイトを配置するなら、バランス・
ウエイトを軽くすることができる。そして、このこと
は、バランサ装置での摩擦を軽くすることに資する。
下方にバランス・ウェイトを配置するなら、バランス・
ウエイトを軽くすることができる。そして、このこと
は、バランサ装置での摩擦を軽くすることに資する。
【００３６】流体潤滑軸受における摩擦モーメントＭは Ｍ＝２π・（ηＶＲ2Ｌ／Ｃ） Ｖ＝Ｒωより ＝２π・（ηＶＲ3Ｌ／Ｃ）（∝Ｒ3） ………(24) で現すことができる。ここで、 Ｃ：バランス・ウエイトとバランサケースとの間の半径
クリアランス Ｒ：バランス・ウエイト軸半径 Ｌ：バランス・ウエイト軸受巾 Ｖ：バランス・ウエイト周速 η：動粘度係数 ω：バランス・ウエイト角速度 である。摩擦モーメントは、軸受け径の３乗及び軸受巾
に比例しクリアランスに反比例する。バランス・ウエイ
トの質量を軽くすると、遠心力が小さくなり、クリアラ
ンスＣを小さくできる。また、 軸受け面圧＝ｍｒω2／２ＲＬ においてｍ（質量）が小さくなるので、ＲＬを小さくで
きる。この結果、(23)式で、Ｃを大きく、ＲＬを小さく
でき、よって、摩擦モーメントを小さくできる。
クリアランス Ｒ：バランス・ウエイト軸半径 Ｌ：バランス・ウエイト軸受巾 Ｖ：バランス・ウエイト周速 η：動粘度係数 ω：バランス・ウエイト角速度 である。摩擦モーメントは、軸受け径の３乗及び軸受巾
に比例しクリアランスに反比例する。バランス・ウエイ
トの質量を軽くすると、遠心力が小さくなり、クリアラ
ンスＣを小さくできる。また、 軸受け面圧＝ｍｒω2／２ＲＬ においてｍ（質量）が小さくなるので、ＲＬを小さくで
きる。この結果、(23)式で、Ｃを大きく、ＲＬを小さく
でき、よって、摩擦モーメントを小さくできる。
【００３７】
【発明の効果】本発明によれば、第２軸受け部に対応し
て、バランス・ウエイトを集中配置したので、スペース
効率のよいエンジン設計とすることができるとともに、
バランス・ウエイトを軽量化でき、バランス・ウエイト
回転時の摩擦等において有利な設計を行うことができ
る。
て、バランス・ウエイトを集中配置したので、スペース
効率のよいエンジン設計とすることができるとともに、
バランス・ウエイトを軽量化でき、バランス・ウエイト
回転時の摩擦等において有利な設計を行うことができ
る。
【図１】本件発明に係るエンジンクランクシャフト周り
の側面断面図
の側面断面図
【図２】本件発明に係るエンジンクランクシャフト周り
の正面断面図
の正面断面図
【図３】バランサ装置の一形態を示す斜視図
【図４】バランサ装置駆動ギヤ系を示した図
【図５】バランサ装置の他の例を示した図
【図６】比較例１の計算のための概念図
【図７】実施例１の計算のための概念図
【図８】比較例２の計算のための概念図
【図９】実施例２の計算のための概念図
【図10】実施例３の計算のための概念図
【図11】実施例３におけるバランス率とマウント入力荷
重との関係を示した図
重との関係を示した図
【図12】実施例３におけるバランス率とマウント入力値
との関係を示したグラフ図
との関係を示したグラフ図
【図13】車内こもり音の大きさをエンジン回転数との関
連で示したグラフ図
連で示したグラフ図
１…クランクシャフト ２…クランクアーム ３…クランク軸 ４…カウンターウエイト ＃１〜＃５…第１から第５の軸受け部（第１ジャーナル
〜第５ジャーナル） ６…トランスミッション ７…バランサ装置 ８…駆動ギヤ ９（１９ａ、１９ｂ）…バランサケース １５…固定軸 １３，１４…バランス・ウエイト １８、１９…被動ギヤ １０，１１…支持片 １２…一対の連結片 １３ａ，１４ａ…軸受部 ２５…バランスシャフト ５１…オイルパン ５２…えぐれ部 ５３…排気管 ５４…触媒 ５５…センターメンバー
〜第５ジャーナル） ６…トランスミッション ７…バランサ装置 ８…駆動ギヤ ９（１９ａ、１９ｂ）…バランサケース １５…固定軸 １３，１４…バランス・ウエイト １８、１９…被動ギヤ １０，１１…支持片 １２…一対の連結片 １３ａ，１４ａ…軸受部 ２５…バランスシャフト ５１…オイルパン ５２…えぐれ部 ５３…排気管 ５４…触媒 ５５…センターメンバー
Claims (2)
- 【請求項１】 複数のシリンダを有するとともに、各シ
リンダ内に設けたピストンにそれぞれコンロッドを連結
し、各コンロッドをクランクシャフトのクランクアーム
に回動自在に連結し、かつ、クランクシャフトを各クラ
ンクアームを間にして複数の軸受け部で回転自在に支持
し、クランクシャフトの一端側にトランスミッションを
連結してなるとともに、前記ピストンの往復動に伴い前
記シリンダに二次振動を生じる多気筒エンジンに備えら
れ、前記クランクシャフトの回転に伴って回転駆動され
るバランス・ウエイトによりエンジンの二次振動を抑制
するバランサ装置において、 前記トランスミッションの反対側から数えて第２番目に
位置する軸受け部に対応した空間部分のみに、前記バラ
ンス・ウエイトを集中配置したことを特徴とするエンジ
ンのバランサ装置。 - 【請求項２】 前記多気筒エンジンは、４つのシリンダ
を直列に配するとともに、各シリンダ内に設けたピスト
ンにそれぞれコンロッドを連結し、各コンロッドをクラ
ンクシャフトのクランクアームに回動自在に連結し、か
つ、クランクシャフトを各クランクアームを間にして複
数の軸受け部で回転自在に支持し、クランクシャフトの
一端側にトランスミッションを連結してなる直列４気筒
エンジンである請求項１記載のバランサ装置。
Priority Applications (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP9025583A JPH10238595A (ja) | 1996-12-27 | 1997-02-07 | エンジンのバランサ装置 |
| EP97114777A EP0851148B1 (en) | 1996-12-27 | 1997-08-26 | Balancer apparatus for an engine |
| DE1997627780 DE69727780T2 (de) | 1996-12-27 | 1997-08-26 | Balanziervorrichtung für ein Triebwerk |
| US08/938,624 US5875753A (en) | 1996-12-27 | 1997-09-26 | Balancer apparatus for engine |
Applications Claiming Priority (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP8-351127 | 1996-12-27 | ||
| JP35112796 | 1996-12-27 | ||
| JP9025583A JPH10238595A (ja) | 1996-12-27 | 1997-02-07 | エンジンのバランサ装置 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH10238595A true JPH10238595A (ja) | 1998-09-08 |
Family
ID=26363220
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP9025583A Pending JPH10238595A (ja) | 1996-12-27 | 1997-02-07 | エンジンのバランサ装置 |
Country Status (4)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5875753A (ja) |
| EP (1) | EP0851148B1 (ja) |
| JP (1) | JPH10238595A (ja) |
| DE (1) | DE69727780T2 (ja) |
Cited By (3)
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| A02 | Decision of refusal |
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