JPS62177332A - 多気筒エンジン - Google Patents
多気筒エンジンInfo
- Publication number
- JPS62177332A JPS62177332A JP1692986A JP1692986A JPS62177332A JP S62177332 A JPS62177332 A JP S62177332A JP 1692986 A JP1692986 A JP 1692986A JP 1692986 A JP1692986 A JP 1692986A JP S62177332 A JPS62177332 A JP S62177332A
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- JP
- Japan
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- engine
- cylinder
- bending vibration
- output shaft
- transmission
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
- 238000005452 bending Methods 0.000 claims abstract description 26
- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 claims abstract description 18
- 230000005284 excitation Effects 0.000 claims description 20
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 5
- 230000015572 biosynthetic process Effects 0.000 description 1
- 239000002131 composite material Substances 0.000 description 1
- 230000006866 deterioration Effects 0.000 description 1
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 1
- 239000000446 fuel Substances 0.000 description 1
- 230000000644 propagated effect Effects 0.000 description 1
- 238000003786 synthesis reaction Methods 0.000 description 1
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
- F16F15/24—Compensation of inertia forces of crankshaft systems by particular disposition of cranks, pistons, or the like
-
- 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
- F02B75/18—Multi-cylinder engines
- F02B2075/1804—Number of cylinders
- F02B2075/1816—Number of cylinders four
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
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- Acoustics & Sound (AREA)
- Aviation & Aerospace Engineering (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Vibration Prevention Devices (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、エンジン出力軸方向において互いに直列に結
合されてなるエンジン・トランスミッション系の曲げ振
動を低減するようにした多気筒エンジンに関するもので
ある。
合されてなるエンジン・トランスミッション系の曲げ振
動を低減するようにした多気筒エンジンに関するもので
ある。
（従来技術およびその問題点）
エンジンとトランスミッションとを該エンジンの出力軸
方向において互いに結合してなるエンジン・トランスミ
ッション系すなわちパワープラント系にあっては、一つ
の弾性体してみることができ、エンジンの運転に伴って
発生するエンジン起振力によって、上記出力軸方向と直
角方向に振れる曲げ振動モードを有する。この曲げ振動
モードは、重量物であるトランスミッションがエンジン
出力軸方向の一端部に位置する関係上、一般には、エン
ジンとトランスミッションとの結合付近で折れ曲がる（
振幅が大きくなる）ようなものとなる。そして、このよ
うな曲げ振動モードを有するパワープラント系は、エン
ジン起振力によって共振されると、車室内へ伝播されて
不快なこもり音の発生の大きな原因となる。
方向において互いに結合してなるエンジン・トランスミ
ッション系すなわちパワープラント系にあっては、一つ
の弾性体してみることができ、エンジンの運転に伴って
発生するエンジン起振力によって、上記出力軸方向と直
角方向に振れる曲げ振動モードを有する。この曲げ振動
モードは、重量物であるトランスミッションがエンジン
出力軸方向の一端部に位置する関係上、一般には、エン
ジンとトランスミッションとの結合付近で折れ曲がる（
振幅が大きくなる）ようなものとなる。そして、このよ
うな曲げ振動モードを有するパワープラント系は、エン
ジン起振力によって共振されると、車室内へ伝播されて
不快なこもり音の発生の大きな原因となる。
勿論、上記エンジン起振力は、エンジンがその出力軸方
向に複数の気筒を有する多気筒エンジンにおっては、各
気筒（の往復慣性質量）からの起振力の合成力となる。
向に複数の気筒を有する多気筒エンジンにおっては、各
気筒（の往復慣性質量）からの起振力の合成力となる。
上記こもり音を低減、すなわちパワープラント系の曲げ
振動を極力小さくするため、従来、実開昭５９−６８１
６６号公報に示すように、エンジンとトランスミッショ
ンとの結合剛性を高めるような工夫がとられているも、
最近のようにエンジン゛の高出力化、高回転化が行われ
ている現状では、必らすしも十分に満足のいく結果が得
られないものである。
振動を極力小さくするため、従来、実開昭５９−６８１
６６号公報に示すように、エンジンとトランスミッショ
ンとの結合剛性を高めるような工夫がとられているも、
最近のようにエンジン゛の高出力化、高回転化が行われ
ている現状では、必らすしも十分に満足のいく結果が得
られないものである。
ところで、パワープラント系に曲げ振動を発生させる原
因となるエンジン起振力そのものは、エンジン出力軸と
同期回転するバランサを設けることによってほぼ完全に
打ち消すことが可能である。すなわち、例えばエンジン
４サイクルの直列４気筒の場合、特開昭５１−４６６０
７号公報に示すように、エンジン出力軸に対してそれぞ
れ倍速でかつ互いに逆回転される一対のバランサを設け
て、このバランサの発生する起振力によって、エンジン
起振力として残る成分のうち最も問題となる２次成分に
よる起振力（往復質量の２次起振力）を打ち消すここと
ができる。しかしながら、このような、エンジン起振力
そのものを相殺するようなバランサは、その起振力の大
きさそのものをエンジン起振力（の合成力）と同じ大き
さとする必要があるため、その質量は極めて大きな質量
を有するバランサのため、エンジン全体の大型化、重量
化、駆動抵抗増大（燃費悪化）、バランサからの騒音発
生等の極めて好ましくない事態を生じ、このため、この
種のバランサを設けることの利点は良く認識されつつも
、実際に採用し難いものが現状となっている。
因となるエンジン起振力そのものは、エンジン出力軸と
同期回転するバランサを設けることによってほぼ完全に
打ち消すことが可能である。すなわち、例えばエンジン
４サイクルの直列４気筒の場合、特開昭５１−４６６０
７号公報に示すように、エンジン出力軸に対してそれぞ
れ倍速でかつ互いに逆回転される一対のバランサを設け
て、このバランサの発生する起振力によって、エンジン
起振力として残る成分のうち最も問題となる２次成分に
よる起振力（往復質量の２次起振力）を打ち消すここと
ができる。しかしながら、このような、エンジン起振力
そのものを相殺するようなバランサは、その起振力の大
きさそのものをエンジン起振力（の合成力）と同じ大き
さとする必要があるため、その質量は極めて大きな質量
を有するバランサのため、エンジン全体の大型化、重量
化、駆動抵抗増大（燃費悪化）、バランサからの騒音発
生等の極めて好ましくない事態を生じ、このため、この
種のバランサを設けることの利点は良く認識されつつも
、実際に採用し難いものが現状となっている。
本発明は以上のような事情を勘案してなされたもので、
エンジン出力軸と同期回転するバランサを別途設けるこ
となく、エンジン出力軸方向に複数の気筒を有する多気
筒エンジンとトランスミッションとからなるパワープラ
ント系の曲げ振動を ′低減し得るようにした多気
筒エンジンを提供することにある。
エンジン出力軸と同期回転するバランサを別途設けるこ
となく、エンジン出力軸方向に複数の気筒を有する多気
筒エンジンとトランスミッションとからなるパワープラ
ント系の曲げ振動を ′低減し得るようにした多気
筒エンジンを提供することにある。
（問題点を解決するための手段、作用）本発明は、曲げ
振動モードがノード（節で振幅が零になる位置）を有す
る一方、この曲げ振動モードにしたがうような曲げ振動
は、結局エンジン起振力の合成力が当該ノードよりずれ
ている点に作用することに着目して、この合成力の作用
位置を振幅がより小さくなる方向にあるノードにより近
づいて曲げ振動モードの振幅が小さくなるように、この
エンジン起振力の原因となる各気筒における往復慣性質
量の大きさを調整するようにしである。具体的には、 エンジン出力軸方向において複数の気筒を有する多叉筒
エンジンに対してトランスミッションが該出力軸方向直
列に結合されてることによりエンジン・トランスミッシ
ョン系が構成され、上記エンジンの運転に伴って発生す
るエンジン起振力によって該出力軸方向と直角方向に振
れる曲げ振動モードを有するものにおいて、 前記エンジンの各気筒における往復慣性質量が、前記曲
げ振動が小さくなるように、前記出力軸方向一端部側と
他端部側とで大小異なるように設定されている、 ような構成としである。
振動モードがノード（節で振幅が零になる位置）を有す
る一方、この曲げ振動モードにしたがうような曲げ振動
は、結局エンジン起振力の合成力が当該ノードよりずれ
ている点に作用することに着目して、この合成力の作用
位置を振幅がより小さくなる方向にあるノードにより近
づいて曲げ振動モードの振幅が小さくなるように、この
エンジン起振力の原因となる各気筒における往復慣性質
量の大きさを調整するようにしである。具体的には、 エンジン出力軸方向において複数の気筒を有する多叉筒
エンジンに対してトランスミッションが該出力軸方向直
列に結合されてることによりエンジン・トランスミッシ
ョン系が構成され、上記エンジンの運転に伴って発生す
るエンジン起振力によって該出力軸方向と直角方向に振
れる曲げ振動モードを有するものにおいて、 前記エンジンの各気筒における往復慣性質量が、前記曲
げ振動が小さくなるように、前記出力軸方向一端部側と
他端部側とで大小異なるように設定されている、 ような構成としである。
このような構成とすることにより、エンジン出力軸方向
における各気筒の往復慣性質量を従来のように全て実質
的に同じように設定した場合に比して、本発明において
はエンジン起振力の合成力が作用する位置を結果として
より曲げ振動モードの振幅の小さい位置へと変化、換言
すれば、同じ位置に起振力が作用したと考えた場合はこ
の起振力をより小さいものに変化させたのと同じ効果を
得て、曲げ振動モードを低減することができる。
における各気筒の往復慣性質量を従来のように全て実質
的に同じように設定した場合に比して、本発明において
はエンジン起振力の合成力が作用する位置を結果として
より曲げ振動モードの振幅の小さい位置へと変化、換言
すれば、同じ位置に起振力が作用したと考えた場合はこ
の起振力をより小さいものに変化させたのと同じ効果を
得て、曲げ振動モードを低減することができる。
（実施例）
以下本発明の実施例を添付した図面に基いて説明する。
図において、１はエンジンで、このエンジンｌは、実施
例では、互いに直列に４つのピストン２ａ〜２ｄを有す
るＯＨＣ型の４サイクル直列４気筒とされている。この
ようなエンジン１（のシリンダブロックｌａ）後端部に
は、クラッチ３を介してトランスミッンヨン４が例えば
ボルトを利用して周知のように結合されて、ニンジン・
トランスミッション系すなわちパワープラント系Ｐが構
成されている。そして、実施例では、上記パワープラン
ト系Ｐは、プロペラシャフトが結合されないＦＦ車用と
して設定されている。
例では、互いに直列に４つのピストン２ａ〜２ｄを有す
るＯＨＣ型の４サイクル直列４気筒とされている。この
ようなエンジン１（のシリンダブロックｌａ）後端部に
は、クラッチ３を介してトランスミッンヨン４が例えば
ボルトを利用して周知のように結合されて、ニンジン・
トランスミッション系すなわちパワープラント系Ｐが構
成されている。そして、実施例では、上記パワープラン
ト系Ｐは、プロペラシャフトが結合されないＦＦ車用と
して設定されている。
上述のようなパワープラント系Ｐは、各気筒５ａ〜５ｄ
の往復慣性質量を全て同一とした場合に、その曲げ振動
モードとして、Ｍとして示すようなモードシェーブを有
する。すなわち、このモードシェーブＭは、実施例では
エンジン出力軸方向（図中左右方向）において２つのメ
ート（節）α、βを有して、ノードαは、４つのピスト
ン２ａ〜２ｄの配列方向はぼ中間部分よりも若干エンジ
ン前方側（図中左方側）に位置し、また、ノードβは、
トランスミッション４の後端部付近に位置している。そ
して、エンジン起振力の合成力Ｆ１は、４つのピストン
２ｄ〜２ｄのほぼ中間部分、すなわちノードαよりも若
干メートβ側へ富っだ位置にあり、エンジン１のある運
転条件下におけるこの合成力Ｆｌが作用する位置の振幅
は、Ｘｌで示すような大きさである。なお、第１図文は
モードシェーブＭの基Ｗ、線である。
の往復慣性質量を全て同一とした場合に、その曲げ振動
モードとして、Ｍとして示すようなモードシェーブを有
する。すなわち、このモードシェーブＭは、実施例では
エンジン出力軸方向（図中左右方向）において２つのメ
ート（節）α、βを有して、ノードαは、４つのピスト
ン２ａ〜２ｄの配列方向はぼ中間部分よりも若干エンジ
ン前方側（図中左方側）に位置し、また、ノードβは、
トランスミッション４の後端部付近に位置している。そ
して、エンジン起振力の合成力Ｆ１は、４つのピストン
２ｄ〜２ｄのほぼ中間部分、すなわちノードαよりも若
干メートβ側へ富っだ位置にあり、エンジン１のある運
転条件下におけるこの合成力Ｆｌが作用する位置の振幅
は、Ｘｌで示すような大きさである。なお、第１図文は
モードシェーブＭの基Ｗ、線である。
」二連のような出力軸方向における複数の気筒５ａ〜５
ｄのうち、エンジン１の最も前端部にある気筒（１番気
筒）５ａのピストン２ａのみが、他の気筒（２〜４番気
筒）のピストン２ｂ〜２ｄよりも重くされ、これにより
、１番気筒５ａの往復慣性￥ｉ、ｉが、他の気筒５ｂ〜
５ｄの往復慣性質量よりも大きくされている。このよう
に、１番気筒５ａの往復慣性質量が大きくされることに
より、この大きくされた分だけ、新たなエンジン起振力
Ｆ２が、前記Ｆ、の他に作用することになる。そしてこ
のＦ２は、ノードαを境として、合成力Ｆ１が作用する
位置とは反対側に作用、すなわち曲げ振動を低減する方
向に作用することになる。
ｄのうち、エンジン１の最も前端部にある気筒（１番気
筒）５ａのピストン２ａのみが、他の気筒（２〜４番気
筒）のピストン２ｂ〜２ｄよりも重くされ、これにより
、１番気筒５ａの往復慣性￥ｉ、ｉが、他の気筒５ｂ〜
５ｄの往復慣性質量よりも大きくされている。このよう
に、１番気筒５ａの往復慣性質量が大きくされることに
より、この大きくされた分だけ、新たなエンジン起振力
Ｆ２が、前記Ｆ、の他に作用することになる。そしてこ
のＦ２は、ノードαを境として、合成力Ｆ１が作用する
位置とは反対側に作用、すなわち曲げ振動を低減する方
向に作用することになる。
特に、１番気筒５ａの往復慣性質量による起振力Ｆ２の
作用する位置の振幅Ｘ２は、かなり大きなものとなるた
め、小さいＦ２によっても曲げ振動を低減する効果は大
きいものとなる。
作用する位置の振幅Ｘ２は、かなり大きなものとなるた
め、小さいＦ２によっても曲げ振動を低減する効果は大
きいものとなる。
以上実施例について説明したが、本発明はこれに限らず
例えば次のような場合をも含むものである。
例えば次のような場合をも含むものである。
■トランスミッション４としては、例えばトルクコンバ
ータ付きの自動変速機であってもよい。
ータ付きの自動変速機であってもよい。
■エンジン１としては、適宜の形式のもの、例えば直列
２気筒や、２サイクルのもの等にも同様に適用すること
ができる。
２気筒や、２サイクルのもの等にも同様に適用すること
ができる。
■各気筒５ａ〜５ｄのうち、４気筒５ｄの例えばピスト
ン２ｄのみを軽くすることによっても同様の効果を奏す
る。もつとも、ピストン等の往復慣性質量を小さくする
ことはコストや技術上の観点から難しいことが多い反面
、往復慣性質量を大きくすることは容易にできるので、
実施例のように１番気筒の往復慣性質量を他の気筒の往
復慣性質量よりも大きくすることが実用上有利であり、
これに加えて、通常、４番気筒５ｄ位置の振幅は１番気
筒５ａ位置の振幅よりも小さいので、往復慣性質量の大
小を調整する効果は１番気筒５ａ側で行なう方が有利で
ある。また、ノードαよりもエンジン１の前方（図中左
方）側にある１番気筒５ａと２番気筒２ｂとの往復慣性
質量を大きくする・一方、合わせて３番気筒５Ｃと４番
気筒５ｄの往復慣性質量を小さくするようにしてもよい
。勿論、往復慣性質量の調整としては、ピストン以外に
、コンロッド等によって調整することもできる。
ン２ｄのみを軽くすることによっても同様の効果を奏す
る。もつとも、ピストン等の往復慣性質量を小さくする
ことはコストや技術上の観点から難しいことが多い反面
、往復慣性質量を大きくすることは容易にできるので、
実施例のように１番気筒の往復慣性質量を他の気筒の往
復慣性質量よりも大きくすることが実用上有利であり、
これに加えて、通常、４番気筒５ｄ位置の振幅は１番気
筒５ａ位置の振幅よりも小さいので、往復慣性質量の大
小を調整する効果は１番気筒５ａ側で行なう方が有利で
ある。また、ノードαよりもエンジン１の前方（図中左
方）側にある１番気筒５ａと２番気筒２ｂとの往復慣性
質量を大きくする・一方、合わせて３番気筒５Ｃと４番
気筒５ｄの往復慣性質量を小さくするようにしてもよい
。勿論、往復慣性質量の調整としては、ピストン以外に
、コンロッド等によって調整することもできる。
（発明の効果）
本発明は以上述べたことから明らかなように、エンジン
出力軸方向に配列された複数の気筒における往復慣性質
量を調整するという極めて簡単な構成により、エンジン
・トランスミッション系の曲げ振動を低減することがで
きる。
出力軸方向に配列された複数の気筒における往復慣性質
量を調整するという極めて簡単な構成により、エンジン
・トランスミッション系の曲げ振動を低減することがで
きる。
図は本発明の一実施例を示すもので、エンジン書トラン
スミッション系をその曲げ振動のモードシェーブと共に
示す図。 Ｐ：パワープラント系 Ｍ：モードシェープ α、β：ノード（節） Ｆｌ ：従来のエンジン起振力（の合成力）Ｆ２：往復
慣性質量の大きい気筒の起振力２ａ〜２ｄ：ピストン ５ａ〜５ｄ：気筒
スミッション系をその曲げ振動のモードシェーブと共に
示す図。 Ｐ：パワープラント系 Ｍ：モードシェープ α、β：ノード（節） Ｆｌ ：従来のエンジン起振力（の合成力）Ｆ２：往復
慣性質量の大きい気筒の起振力２ａ〜２ｄ：ピストン ５ａ〜５ｄ：気筒
Claims (1)
- （１）エンジン出力軸方向において複数の気筒を有する
多気筒エンジンに対してトランスミッションが該出力軸
方向直列に結合されてることによりエンジン・トランス
ミッション系が構成され、上記エンジンの運転に伴って
発生するエンジン起振力によって該出力軸方向と直角方
向に振れる曲げ振動モードを有するものにおいて、 前記エンジンの各気筒における往復慣性質量が、前記曲
げ振動が小さくなるように、前記出力軸方向一端部側と
他端部側とで大小異なるように設定されている、 ことを特徴とする多気筒エンジン。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1692986A JPS62177332A (ja) | 1986-01-30 | 1986-01-30 | 多気筒エンジン |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1692986A JPS62177332A (ja) | 1986-01-30 | 1986-01-30 | 多気筒エンジン |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS62177332A true JPS62177332A (ja) | 1987-08-04 |
Family
ID=11929815
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1692986A Pending JPS62177332A (ja) | 1986-01-30 | 1986-01-30 | 多気筒エンジン |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS62177332A (ja) |
-
1986
- 1986-01-30 JP JP1692986A patent/JPS62177332A/ja active Pending
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