JPS60245852A - エンジンのバランス機構 - Google Patents
エンジンのバランス機構Info
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- JPS60245852A JPS60245852A JP59099302A JP9930284A JPS60245852A JP S60245852 A JPS60245852 A JP S60245852A JP 59099302 A JP59099302 A JP 59099302A JP 9930284 A JP9930284 A JP 9930284A JP S60245852 A JPS60245852 A JP S60245852A
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- JP
- Japan
- Prior art keywords
- crankshaft
- primary balancer
- center
- balancer
- cylinder
- Prior art date
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- Granted
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B75/00—Other engines
- F02B75/16—Engines characterised by number of cylinders, e.g. single-cylinder engines
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02F—CYLINDERS, PISTONS OR CASINGS, FOR COMBUSTION ENGINES; ARRANGEMENTS OF SEALINGS IN COMBUSTION ENGINES
- F02F7/00—Casings, e.g. crankcases or frames
- F02F7/0002—Cylinder arrangements
- F02F7/0019—Cylinders and crankshaft not in one plane (deaxation)
-
- 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
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B67/00—Engines characterised by the arrangement of auxiliary apparatus not being otherwise provided for, e.g. the apparatus having different functions; Driving auxiliary apparatus from engines, not otherwise provided for
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- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
- Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
- Y10T74/00—Machine element or mechanism
- Y10T74/21—Elements
- Y10T74/2173—Cranks and wrist pins
- Y10T74/2183—Counterbalanced
- Y10T74/2184—Vibration dampers
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- General Engineering & Computer Science (AREA)
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- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Acoustics & Sound (AREA)
- Aviation & Aerospace Engineering (AREA)
- Shafts, Cranks, Connecting Bars, And Related Bearings (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
（産業上の利用分野）
本発明はｌｓ１次バラ／サーを有するエンジンのバラン
ス機構に関する。
ス機構に関する。
（従来技術）
ｌ軸１次バランサーを有する従来エンジンでは、萬１図
に示すよう罠シリンダｌの中心ＭＡＣｏがクランク軸８
の回転中心０１と交わっている。２は１軸１次バランサ
ーであって、クランク軸８と平行例配置されると共に、
１対のギヤを介してクランク軸８に連動連結してお）、
クランク軸８と同速度でかつ逆方向に回転する。
に示すよう罠シリンダｌの中心ＭＡＣｏがクランク軸８
の回転中心０１と交わっている。２は１軸１次バランサ
ーであって、クランク軸８と平行例配置されると共に、
１対のギヤを介してクランク軸８に連動連結してお）、
クランク軸８と同速度でかつ逆方向に回転する。
ところが第１図のように１軸１次バランサー２を備えて
いる場合には、クランク軸回シのモーメントが高くなシ
、クランク軸と直角な平面内での回転振動が大きくなる
という不具合が生じる。
いる場合には、クランク軸回シのモーメントが高くなシ
、クランク軸と直角な平面内での回転振動が大きくなる
という不具合が生じる。
（発明の目的）
本発明の目的は、シリンダ中心線を１次バランサー側へ
偏心させることにょシ、１軸１次バランサーによ）生じ
るクランク軸回シのモーメントを低下させ、クランク軸
と直角な平面内における回転振動を低減させようとする
ことである。
偏心させることにょシ、１軸１次バランサーによ）生じ
るクランク軸回シのモーメントを低下させ、クランク軸
と直角な平面内における回転振動を低減させようとする
ことである。
（発明の構成）
本発明によるバランス機構は、クランク軸と同速でかつ
逆方向に回転するｌ軸１次バランサーを、クランク軸と
平行に備え、シリンダの中心線をクランク軸の回転中心
に対して１次バランサー側へ偏心させたことを特徴とし
ている。
逆方向に回転するｌ軸１次バランサーを、クランク軸と
平行に備え、シリンダの中心線をクランク軸の回転中心
に対して１次バランサー側へ偏心させたことを特徴とし
ている。
（実施例）
第２図において、１０はピストン、１１はシリンダ、１
２はクランク軸、１８はコンロッドであシ、コンロッド
ＩＢの大端部はクランクビン１５に嵌合し、クランクビ
ン１５はクランクウェブ１６を介してクランク軸１２に
連結している。クランクウェブ１６にはカウンタバラン
サー１７が形成されている。カウンタバランサー１７の
重心Ｃ１はクランクビン１５に対して１８００の位相差
で位置している。
２はクランク軸、１８はコンロッドであシ、コンロッド
ＩＢの大端部はクランクビン１５に嵌合し、クランクビ
ン１５はクランクウェブ１６を介してクランク軸１２に
連結している。クランクウェブ１６にはカウンタバラン
サー１７が形成されている。カウンタバランサー１７の
重心Ｃ１はクランクビン１５に対して１８００の位相差
で位置している。
１１１１１１次バランサー２０はクランク軸１２と平行
に配置されておシ、１対のギヤ（図示せず）によ）クラ
ンク軸１２に連動連結し、クランク軸１２と同速度でか
つ逆方向へ回転する。即ちクランク軸１２は矢印Ａ、方
向へ回転し、１次バランサー２０は矢印Ａ２方向へ回転
する。また１次バランサー２０の回転中心０２とクラン
ク軸１２の回転中心Ｃｈｋ結ぶ線はシリンダ１１の中心
線Ｃｏに対して直角である。
に配置されておシ、１対のギヤ（図示せず）によ）クラ
ンク軸１２に連動連結し、クランク軸１２と同速度でか
つ逆方向へ回転する。即ちクランク軸１２は矢印Ａ、方
向へ回転し、１次バランサー２０は矢印Ａ２方向へ回転
する。また１次バランサー２０の回転中心０２とクラン
ク軸１２の回転中心Ｃｈｋ結ぶ線はシリンダ１１の中心
線Ｃｏに対して直角である。
シリンダ中心１１Ａ Ｃｏはクランク軸１２の回転中心
０１に対して、１次バランサー２０側へ偏心量Ｅだけ偏
心している。
０１に対して、１次バランサー２０側へ偏心量Ｅだけ偏
心している。
１次バランサー２０の重心Ｃ２は、カウンタバランサー
１７の重心Ｃ１と対称な位相に位置している。
１７の重心Ｃ１と対称な位相に位置している。
例えばクランク軸回転中心０１と１次バランサー２０の
回転中心０２とを結ぶ線上垂直２等分する対称面に対し
て、１次バランサー２０の重心Ｃ２とカウンタバランサ
ー１７の重心Ｃ１が互いに対称位相に配置されているこ
とになる。
回転中心０２とを結ぶ線上垂直２等分する対称面に対し
て、１次バランサー２０の重心Ｃ２とカウンタバランサ
ー１７の重心Ｃ１が互いに対称位相に配置されているこ
とになる。
（作用）
第２図において、ピストン１０の往復運動によシ、クラ
ンク軸１２は角速度Ｗで矢印Ａ、方向へ回転し、１次バ
ランサー２０は角速度Ｗで矢印Ａ！方向へ回転する。こ
れらエンジン内部の各質点の移動によジエンジン全体は
重心を中心にクランク軸と直角な平面内で回転振動を起
こす。エンジンの重心は時間とともに移動し、解析が複
雑になるため、ここではクランク軸回シの回転起振力’
ｉｚＭＺとし、これによシ回転振動の説明を行う。なお
実際には、ピストン側圧等も回転振動に影響するが、以
下に述べるＭ、Ｚには含まれていない。
ンク軸１２は角速度Ｗで矢印Ａ、方向へ回転し、１次バ
ランサー２０は角速度Ｗで矢印Ａ！方向へ回転する。こ
れらエンジン内部の各質点の移動によジエンジン全体は
重心を中心にクランク軸と直角な平面内で回転振動を起
こす。エンジンの重心は時間とともに移動し、解析が複
雑になるため、ここではクランク軸回シの回転起振力’
ｉｚＭＺとし、これによシ回転振動の説明を行う。なお
実際には、ピストン側圧等も回転振動に影響するが、以
下に述べるＭ、Ｚには含まれていない。
第３図において、１次バランサー２０の回転によりクラ
ンク軸回シの慣性モーメントＭｚａが生じるが、シリン
ダ中心１ｊｔｃｏが１次バランサー２０側へ偏心してい
るので、ピストン１０の往復重量ＷＲεｃＫよるクラン
ク軸回シのモーメントＭが上記モーメン）Ｍｚａｉ打ち
消すように生じ、それによりクランク軸回シの回転起振
力Ｍｚは大幅に減少する。即ちクランク軸１２回シの回
転振動は減少する。なお第３図のＷＨＯｔは回転重量、
Ｗｃｏはカウンタバランサー１７の釣合重量、ＷＴ３工
は１次バランサー２０の釣合重量である。
ンク軸回シの慣性モーメントＭｚａが生じるが、シリン
ダ中心１ｊｔｃｏが１次バランサー２０側へ偏心してい
るので、ピストン１０の往復重量ＷＲεｃＫよるクラン
ク軸回シのモーメントＭが上記モーメン）Ｍｚａｉ打ち
消すように生じ、それによりクランク軸回シの回転起振
力Ｍｚは大幅に減少する。即ちクランク軸１２回シの回
転振動は減少する。なお第３図のＷＨＯｔは回転重量、
Ｗｃｏはカウンタバランサー１７の釣合重量、ＷＴ３工
は１次バランサー２０の釣合重量である。
シリンダ中心線ｃｏヲクランク軸回転中心ｏ１から偏心
させない場合、即ち第１図の従来例のような場合のクラ
ンク軸回シの回転起振力は、第３図の１次バランサー２
０によるクランク軸回シ慣性モーメン）Ｍｚａと等しく
なる。上記従来例の回転起振力ＭＺａと、シリンダ中心
線ｃｏヲ偏心させた場合のクランク軸回シ回転起心力Ｍ
ｚｂ ｋ式で表わすと次のようになる。
させない場合、即ち第１図の従来例のような場合のクラ
ンク軸回シの回転起振力は、第３図の１次バランサー２
０によるクランク軸回シ慣性モーメン）Ｍｚａと等しく
なる。上記従来例の回転起振力ＭＺａと、シリンダ中心
線ｃｏヲ偏心させた場合のクランク軸回シ回転起心力Ｍ
ｚｂ ｋ式で表わすと次のようになる。
Ｍｚａ＝ Ｗ１３：）−ＸＲＷＱＯ８＆／（ｇＸ（Ｙ＋
＋Ｒｆ３ｔＳｉｎθ）Ｗ１３ｉＸＲＷ Ｓｌ］’Ｍ７／
ＱＸ（ＸＩ＋Ｒ′Ｆ３１ｃｏｓθ）Ｍｚｂ ＝ Ｍｚａ
−Ｍ −Ｍｚａ−ＷＦ？臼ＣＸＢＪ（−ＣＯＢθ＋（λｃｏｓ
２θ＋５ｉｎ（７（λＳ立θ−ε）３＋εＳ１ｎθ）／
（１−（λｓｉ ｎ＃−ｅ ）２戸） ７ｇ、 ｘ Ｅ
ＷＲＢＣ・・・往復重量、Ｗｔ＜ｏｒ・・・回転重量、
Ｗ町・・・１次バランサー釣合重量、Ｒ・・・クランク
半径、Ｒｂｉ・・・１次バランサー重心半径、Ｌ・・・
コンロット長、λ・・・連桿比（Ｒ／Ｌ）、ε・・・偏
心比（Ｅ／Ｌ ）、θ・・・クランク角、δ・・オーバ
ーバランス率、ｇ・・重力加速度、ｘ、、ｙ、、、、・
クランク軸回転中心を原点とした場合の１次バランサー
のＸ、Ｙ座標上記２式を比較すると、 ｌ Ｍｚａ ｌ ｍａＸ 、＞ ｌ Ｍｚｂ ｌ ｍａ
Ｘとなる。即ち第３図のバランス機構によると、りラン
ク軸回）回転起振力Ｍｚｂが従来例Ｍｚａに比べて小さ
くなることが上記計算式により立証される。
＋Ｒｆ３ｔＳｉｎθ）Ｗ１３ｉＸＲＷ Ｓｌ］’Ｍ７／
ＱＸ（ＸＩ＋Ｒ′Ｆ３１ｃｏｓθ）Ｍｚｂ ＝ Ｍｚａ
−Ｍ −Ｍｚａ−ＷＦ？臼ＣＸＢＪ（−ＣＯＢθ＋（λｃｏｓ
２θ＋５ｉｎ（７（λＳ立θ−ε）３＋εＳ１ｎθ）／
（１−（λｓｉ ｎ＃−ｅ ）２戸） ７ｇ、 ｘ Ｅ
ＷＲＢＣ・・・往復重量、Ｗｔ＜ｏｒ・・・回転重量、
Ｗ町・・・１次バランサー釣合重量、Ｒ・・・クランク
半径、Ｒｂｉ・・・１次バランサー重心半径、Ｌ・・・
コンロット長、λ・・・連桿比（Ｒ／Ｌ）、ε・・・偏
心比（Ｅ／Ｌ ）、θ・・・クランク角、δ・・オーバ
ーバランス率、ｇ・・重力加速度、ｘ、、ｙ、、、、・
クランク軸回転中心を原点とした場合の１次バランサー
のＸ、Ｙ座標上記２式を比較すると、 ｌ Ｍｚａ ｌ ｍａＸ 、＞ ｌ Ｍｚｂ ｌ ｍａ
Ｘとなる。即ち第３図のバランス機構によると、りラン
ク軸回）回転起振力Ｍｚｂが従来例Ｍｚａに比べて小さ
くなることが上記計算式により立証される。
第４図は従来例の回転起振力Ｍｚａ （破線〕と第３図
のバランス機構による回転起振力Ｍｚｂ（実線）全比較
したグラフである。横軸はクランク角θ、縦軸はクラン
ク軸回シ回転起振方ＭＺである。なお第４図のＭＺａｌ
Ｍｚｂのグラフは、前述のＭｚａ。
のバランス機構による回転起振力Ｍｚｂ（実線）全比較
したグラフである。横軸はクランク角θ、縦軸はクラン
ク軸回シ回転起振方ＭＺである。なお第４図のＭＺａｌ
Ｍｚｂのグラフは、前述のＭｚａ。
Ｍｚｂの式に次の具体的な数値を代入した例である。
ＷＢｆ＝０．１５５ｋｇ、Ｒ＝：ｄ６ｍｒｉ、Ｒ′［３
工＝１８ｍｍ、Ｌ＝１１１１１ｍ 。
工＝１８ｍｍ、Ｌ＝１１１１１ｍ 。
）、＝０．８０５ 、 Ｅ＝＝１２ｍａ、 δ−０，５
、ｇ＝９．８ ｍ／ ２ｓｅａ ％ Ｘ、＝Ｏｍｍ、Ｙｌ ＝ ７ Ｑｍｍ、Ｗｐｓｃ＝ ０
１＆ｇ、Ｗｇｏｔ＝ＯＪ８６５ｋｇまた不発ＥＡを応用
したエンジンを試作し、回転振動全測定すると、従来の
エンジンに比べ１３〜４５％の振動低減が見られた。回
転振動は第５図に示すように自由振動台上で／横方向の
振動加速度を測定し、回転振動成分のみを算出した値と
、回転中心からの距離との比により評価した。結果を第
６図に示す。第６図において実線のグラフは本発明全適
用した場合のグラフ、点線のグラフは従来例である。な
お実験条件は以下のとうりである。
、ｇ＝９．８ ｍ／ ２ｓｅａ ％ Ｘ、＝Ｏｍｍ、Ｙｌ ＝ ７ Ｑｍｍ、Ｗｐｓｃ＝ ０
１＆ｇ、Ｗｇｏｔ＝ＯＪ８６５ｋｇまた不発ＥＡを応用
したエンジンを試作し、回転振動全測定すると、従来の
エンジンに比べ１３〜４５％の振動低減が見られた。回
転振動は第５図に示すように自由振動台上で／横方向の
振動加速度を測定し、回転振動成分のみを算出した値と
、回転中心からの距離との比により評価した。結果を第
６図に示す。第６図において実線のグラフは本発明全適
用した場合のグラフ、点線のグラフは従来例である。な
お実験条件は以下のとうりである。
（別の実施例）
第７図に示す実施例は、カウンタバランサー重心Ｃ１の
位置ヲ、クランクビン１５に対して１８０’の位相差の
位置Ｂ１がら回転方向Ａ１の後方側へ適量ｄθずらし、
また１次バランサー重心ｃ２の位置を、クランクビン１
５に対して１８０’の位相差の位置Ｂ１に対称位相の位
置Ｂ２がら回転方向Ａ２の後方側へ適量ｄθｔずらして
いる。
位置ヲ、クランクビン１５に対して１８０’の位相差の
位置Ｂ１がら回転方向Ａ１の後方側へ適量ｄθずらし、
また１次バランサー重心ｃ２の位置を、クランクビン１
５に対して１８０’の位相差の位置Ｂ１に対称位相の位
置Ｂ２がら回転方向Ａ２の後方側へ適量ｄθｔずらして
いる。
シリンダ中心線ＣＯはクランク軸回転中心０１から１次
バランサー２０側へ偏心量Ｅだけ偏心している。なお第
７図において、第３図に対応する部品あるいは重量表示
等ＶＣは第３図と同じ番号あるいは記号？付している。
バランサー２０側へ偏心量Ｅだけ偏心している。なお第
７図において、第３図に対応する部品あるいは重量表示
等ＶＣは第３図と同じ番号あるいは記号？付している。
（作用）
シリンダ中心線Ｃｏｋ１次バランサー２０側へ偏心させ
ていることによシ、第３図で説明した場合と同様にクラ
ンク軸回）回転起振力Ｍｚは大幅に減少する。
ていることによシ、第３図で説明した場合と同様にクラ
ンク軸回）回転起振力Ｍｚは大幅に減少する。
前記第３図の構造では、シリンダ中心線Ｃｏの偏心によ
る上、下死点のずれによシ、慣性力の位相がずれ、それ
によ９１次慣性力が残り、シリンダ中心線方向起振力Ｆ
Ｘにまだ問題が残る。
る上、下死点のずれによシ、慣性力の位相がずれ、それ
によ９１次慣性力が残り、シリンダ中心線方向起振力Ｆ
Ｘにまだ問題が残る。
第３図の構造に対して第７図の構造では、カウンタバラ
ンサー重心Ｃ１及び１次バランサー重心Ｃ２をそれぞれ
回転方向後方側へずらしているので、シリンダ中心線方
向起振力ＦＸは第３図のものよシ大幅に減少する。即ち
第１図の場合と同程度のシリンダ中心線方向起振力にま
で低゛下させることができる。
ンサー重心Ｃ１及び１次バランサー重心Ｃ２をそれぞれ
回転方向後方側へずらしているので、シリンダ中心線方
向起振力ＦＸは第３図のものよシ大幅に減少する。即ち
第１図の場合と同程度のシリンダ中心線方向起振力にま
で低゛下させることができる。
第７図の構造によるシリンダ中心線方向起振力ＦＸｂと
、第１図の構造によるシリンダ中心線方向起振力ＦＸａ
ｋ式で表わすと次のようになる。
、第１図の構造によるシリンダ中心線方向起振力ＦＸａ
ｋ式で表わすと次のようになる。
＋δｗｒｅｃ）ｘＲｗ２Ｃｏｓ（θシθ）／針δ馳ＥＯ
ＸＲＷ’ ００８ （ｆ）−＜０１ン君Ｆｘａ ＝ Ｗ
ＫＥ ｃ ｘ Ｒｗ ２ｃｏｓ Ｏ／ｇ＋ ｖｔｌＦＯ
ｉ；Ｘ Ｒｗ２ ｃｏｓ／ｇ−（盈Ｏｔ＋δＶ／ｐａｃ
）ＸＲｗ２ｃｏｓθ／ｇ−δＷ、ａ４ｃＸＲｗ２Ｃｏｓ
４／ｇ上記２式を比較すると ＩＦＸｂｌｍａｘ”−ＩＦＸａ）ｍａｘとなる。なお上
式における位相調整角ｄθ、ｄｏｌ、およびオーバーバ
ランス率δば、ＦＸＯ式をフーリエ展開し、２枚以上を
無視した近似式を用いＦＸａ＝ＦＸｂ 、 ＦＹａ＝Ｆ
Ｙｂ＝Ｏとおくことによ請求めることができる。
ＸＲＷ’ ００８ （ｆ）−＜０１ン君Ｆｘａ ＝ Ｗ
ＫＥ ｃ ｘ Ｒｗ ２ｃｏｓ Ｏ／ｇ＋ ｖｔｌＦＯ
ｉ；Ｘ Ｒｗ２ ｃｏｓ／ｇ−（盈Ｏｔ＋δＶ／ｐａｃ
）ＸＲｗ２ｃｏｓθ／ｇ−δＷ、ａ４ｃＸＲｗ２Ｃｏｓ
４／ｇ上記２式を比較すると ＩＦＸｂｌｍａｘ”−ＩＦＸａ）ｍａｘとなる。なお上
式における位相調整角ｄθ、ｄｏｌ、およびオーバーバ
ランス率δば、ＦＸＯ式をフーリエ展開し、２枚以上を
無視した近似式を用いＦＸａ＝ＦＸｂ 、 ＦＹａ＝Ｆ
Ｙｂ＝Ｏとおくことによ請求めることができる。
第８図はシリンダ中心線方向起振力ＦＸの比較グラフで
ある。ＦＸａ（破線）は第１図の構造による起振力、Ｆ
Ｘｂ（実線）は第７図の構造によるシリンダ中心線方向
起振力、ＦＸｃ（仮想線）は第３図の構造によるシリン
ダ中心線方向起振力である。
ある。ＦＸａ（破線）は第１図の構造による起振力、Ｆ
Ｘｂ（実線）は第７図の構造によるシリンダ中心線方向
起振力、ＦＸｃ（仮想線）は第３図の構造によるシリン
ダ中心線方向起振力である。
即ち第３図の構造によると、ｌ ＦＸＣｌ ｍａＸが大
きくなるという問題がまだ残るが、第７図の構造では１
ＦＸｂ ｌ ｍａｘの増加を防止できているのである。
きくなるという問題がまだ残るが、第７図の構造では１
ＦＸｂ ｌ ｍａｘの増加を防止できているのである。
第８図のグラフのＦＸｂは、カウンタバランサーの位相
調整角ｄθを２°にと）、１次バランサーの位相調整角
ｄθｔを６．６°にとった例である。
調整角ｄθを２°にと）、１次バランサーの位相調整角
ｄθｔを６．６°にとった例である。
なお上記両調整角ｄθ、ｃｔＢｔはエンジンの大きさ等
によっても異々るが、少なくとも第７図に示すように、
挟角範囲ａｌ内に収める。挟角範囲α□とは、上死点に
おけるコンロッド中心線Ｌ１の延長線と、クランク軸回
転中心Ｏ１ｋ通多シリンダ中、ａ”ｗｔｃｏと平行な線
Ｌ２との間で形成される範囲α１である。なおオーバー
バランス率δは、ｄθ、のｔの値によシ最適な値に設定
し、バランスさせる。
によっても異々るが、少なくとも第７図に示すように、
挟角範囲ａｌ内に収める。挟角範囲α□とは、上死点に
おけるコンロッド中心線Ｌ１の延長線と、クランク軸回
転中心Ｏ１ｋ通多シリンダ中、ａ”ｗｔｃｏと平行な線
Ｌ２との間で形成される範囲α１である。なおオーバー
バランス率δは、ｄθ、のｔの値によシ最適な値に設定
し、バランスさせる。
（発明の効果）
クランク軸と同速でかつ逆方向に回転する１軸１次バラ
ンサーをクランク軸と平行に備え、シリンダーの中心線
をクランク軸の回転中心に対シて１次バジンサー側へ偏
心させているので、１軸１次バランサーにより生じるク
ランク軸回りのモーメンＩ・に対し、偏心したピストン
等の往復慣性力によシ生じるクランク釉回シ逆方向のモ
ーメントが打ち消すように作用する。従ってクランク軸
回９同転起振力は大幅に減少１−、クランク軸回シの回
転振動が低減する。このため特に低負荷時の振動が著し
く減少する。
ンサーをクランク軸と平行に備え、シリンダーの中心線
をクランク軸の回転中心に対シて１次バジンサー側へ偏
心させているので、１軸１次バランサーにより生じるク
ランク軸回りのモーメンＩ・に対し、偏心したピストン
等の往復慣性力によシ生じるクランク釉回シ逆方向のモ
ーメントが打ち消すように作用する。従ってクランク軸
回９同転起振力は大幅に減少１−、クランク軸回シの回
転振動が低減する。このため特に低負荷時の振動が著し
く減少する。
シリンダ中心線を偏心させることによシ、１次バランサ
ーを２軸備える仁となく、回転振動を低減することがで
きる。部ち特に１次バランサー全２軸備える必要がない
ので、エンジンのコンパクト性を保つことができる。
ーを２軸備える仁となく、回転振動を低減することがで
きる。部ち特に１次バランサー全２軸備える必要がない
ので、エンジンのコンパクト性を保つことができる。
第１図は従来エンジンの縦断面略図、第２図は木兄Ｆ！
Ａを適用したエンジンの縦断面略図、第８図は第２図の
力関係図、第４図はクランク軸回多回転起振力の変化を
示すグラフ、第５図は回転振動の測定方法を示す概略説
明図、第６図はその結果を示すグラフ、第７図は別の実
施例の力関係図、第８図はシリンダ中心線方向起振力の
変化を示すグラフである。１１・・・シリンダ、 １２
・・・クランク軸、２０・−・１＠１次バランサー、ｃ
ｏ・・・シリンダ中心線、０１・・・クランク軸回転中
心 特許出願人 川＃重工業株式会社 第７図 第８図 手続補正書く自発） 昭和６０年１月３１日 昭和５９年 特 許 願 第９９３０２号２、発明の名
称 エンジンのバランス機構 ３、補正をする者 事件との関係 特許出願人 任 所 神戸市中央区東用崎町３丁目１番１号名 称
（０９７）川崎重工業株式会社代表者 長谷用 謙浩 ４、代理人 住所 大阪市北区東天満２丁目９番４号千代田ビル東館
１０階 （〒５３０） ６、補正の対象 明りＩｌ書、図面 ７、補正の内容 （１）明細客第６頁８行の式： ％式％ ］ と補正する。 即ち「ω２」を「Ｗ２」とする補正である。−（２）図
面中東１図を添附図面の通り補正する′。 （但し１軸１次バランザ−２に中心線を加える補正であ
る。） ８、添附書類の目録 図面 １通 以上 第１図
Ａを適用したエンジンの縦断面略図、第８図は第２図の
力関係図、第４図はクランク軸回多回転起振力の変化を
示すグラフ、第５図は回転振動の測定方法を示す概略説
明図、第６図はその結果を示すグラフ、第７図は別の実
施例の力関係図、第８図はシリンダ中心線方向起振力の
変化を示すグラフである。１１・・・シリンダ、 １２
・・・クランク軸、２０・−・１＠１次バランサー、ｃ
ｏ・・・シリンダ中心線、０１・・・クランク軸回転中
心 特許出願人 川＃重工業株式会社 第７図 第８図 手続補正書く自発） 昭和６０年１月３１日 昭和５９年 特 許 願 第９９３０２号２、発明の名
称 エンジンのバランス機構 ３、補正をする者 事件との関係 特許出願人 任 所 神戸市中央区東用崎町３丁目１番１号名 称
（０９７）川崎重工業株式会社代表者 長谷用 謙浩 ４、代理人 住所 大阪市北区東天満２丁目９番４号千代田ビル東館
１０階 （〒５３０） ６、補正の対象 明りＩｌ書、図面 ７、補正の内容 （１）明細客第６頁８行の式： ％式％ ］ と補正する。 即ち「ω２」を「Ｗ２」とする補正である。−（２）図
面中東１図を添附図面の通り補正する′。 （但し１軸１次バランザ−２に中心線を加える補正であ
る。） ８、添附書類の目録 図面 １通 以上 第１図
Claims (2)
- （１） クランク軸と同速でかつ逆方向に回転する１軸
１次バランサーを、クランク軸と平行に備え、シリンダ
の中心線をクランク軸の回転中心に対して１次バランサ
ー側へ偏心させたことを特徴とするエンジンのバランス
機構。 - （２） クランクウェブに設けられるカウンタバランサ
ーの重心を、クラ５ンクピンに対して１８０°の位相差
の位置から回転方向後方側へずらし、１次バランサーの
重心金、クランクビンに対して１８０゜の位相差の上記
位置に対称位相の位置から、１次バランサーの回転方向
後方側へずらしたことを特徴とする特許請求の範囲第１
項に記載のエンジンのバランス機構。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP59099302A JPS60245852A (ja) | 1984-05-16 | 1984-05-16 | エンジンのバランス機構 |
| US06/733,947 US4628876A (en) | 1984-05-16 | 1985-05-14 | Engine balancing system |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP59099302A JPS60245852A (ja) | 1984-05-16 | 1984-05-16 | エンジンのバランス機構 |
Related Child Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP23109490A Division JPH0641777B2 (ja) | 1990-08-31 | 1990-08-31 | エンジンのバランス機構 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS60245852A true JPS60245852A (ja) | 1985-12-05 |
| JPH0321772B2 JPH0321772B2 (ja) | 1991-03-25 |
Family
ID=14243830
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP59099302A Granted JPS60245852A (ja) | 1984-05-16 | 1984-05-16 | エンジンのバランス機構 |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4628876A (ja) |
| JP (1) | JPS60245852A (ja) |
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| US11578647B2 (en) | 2020-03-11 | 2023-02-14 | Arctic Cat Inc. | Engine |
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1984
- 1984-05-16 JP JP59099302A patent/JPS60245852A/ja active Granted
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- 1985-05-14 US US06/733,947 patent/US4628876A/en not_active Expired - Fee Related
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| US4628876A (en) | 1986-12-16 |
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