WO2016075917A1 - 内燃機関のバランサ装置 - Google Patents

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翔太朗 瀧
圭 上田
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本田技研工業株式会社
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    • F16F15/264Rotating balancer shafts
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    • F16F15/264Rotating balancer shafts
    • F16F15/267Rotating balancer shafts characterised by bearing support of balancer shafts; Lubrication arrangements

Definitions

  • balancer shafts each having a balancer weight (counter weight) are arranged to cancel the secondary vibration generated by the piston, thereby transmitting power.
  • a balancer device is installed to drive one balancer shaft by rotation of the crankshaft transmitted through the mechanism and to drive the other balancer shaft connected to each other by gears at the same speed in the opposite direction. May be.
  • a balancer device for an internal combustion engine that can reduce the meshing excitation force in the winding transmission mechanism and the friction caused by oil agitation in the gear transmission mechanism.
  • the crankshaft 2 has four crankpins 2a (hereinafter referred to as the right side (the left side in the drawing) sequentially connected from a piston pin (not shown) of a piston (not shown) slidably provided in the cylinder.
  • Crank journal 2b (hereinafter referred to as the first to fifth journals 2b in order from the right side), a crank connecting the journal 2b and the crank pin 2a.
  • the arm 2c and the crank arm 2c are provided with a counterweight 2d integrally formed on the side opposite to the crankpin 2a.
  • the first and fourth crankpins 2a are disposed at the same phase position, and the second and third crankpins 2a are disposed at the same phase position that is 180 degrees out of phase with the first and fourth crankpins 2a. .
  • the second journal bearing 22 pivotally supports both the second journal 13c of the input shaft 13 and the first journal 12Ra of the rear balancer shaft 12R.
  • the second journal 13c of the input shaft 13 and the first journal 12Ra of the rear balancer shaft 12R have the same diameter and the same length, and face each other with a slight gap at an intermediate position in the length direction of the second journal bearing 22.
  • the first journal 12Ra of the rear balancer shaft 12R is about half the length of the second journal 12Rb of the rear balancer shaft 12R and the first journal 12Fa of the front balancer shaft 12F.
  • the first helical gear 12Fd of the front balancer shaft 12F and the first helical gear 12Rd of the rear balancer shaft 12R are engaged with each other, and the rotational force of the front balancer shaft 12F is applied to the rear balancer shaft 12R by these first helical gears 12Fd, 12Rd.
  • a third transmission mechanism 18 for transmission is configured.
  • the right end of the front balancer shaft 12F extends further to the right from the second helical gear 12Fe and is connected to a pump shaft 11c that drives the oil pump 11 via a joint.
  • the oil pump 11 includes a pump body 11a defining a cylindrical pump chamber by a right housing 14C and a pump cover 11b, an outer rotor 11d and an inner rotor 11e built in the pump chamber, and a pump shaft 11c fixed to the inner rotor 11e. It is a trochoid type which has a publicly known composition provided with.
  • the pump shaft 11c is pivotally supported by a sixth journal bearing 26 formed through the wall of the right housing 14C.
  • a high meshing frequency with respect to one tooth is not preferable because wear due to a manufacturing error or the like is biased to a specific tooth, but the rotational speed of the input shaft 13 is not cranked as in the present embodiment.
  • the meshing frequency for one tooth is set. Can be reduced and uneven wear can be prevented.

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Abstract

巻き掛け式の伝動機構における噛み合い起振力を低減すると共に、ギヤ式の伝動機構におけるオイル撹拌によるフリクションを低減できるバランサ装置を提供する。 巻き掛け式の第1伝動機構(16)を介してクランクシャフト(2)に連結されたインプットシャフト(13)と、互いに噛み合う少なくとも1対の歯車(13e、12Fe)を含む第2伝動機構(17)を介してインプットシャフト(13)に連結された前バランサシャフト(12)Fと、互いに噛み合う歯数が同一の1対の歯車(12Fd、12Rd)からなる第3伝動機構(18)を介して前バランサシャフト(12F)に連結された後バランサシャフト(12R)とを備え、インプットシャフト(13)の回転速度がクランクシャフト(2)の回転速度よりも速くかつ前バランサシャフト(12F)の回転速度よりも遅くなるように、第1及び第2伝動機構(16、17)の増速比を設定する。

Description

内燃機関のバランサ装置
 本発明は、内燃機関の二次振動を打ち消すバランサ装置に関する。
 自動車等に搭載されるレシプロエンジン(以下、単にエンジンと記す)では、ピストンが発生する二次振動を打ち消すために、それぞれバランサウェイト(カウンタウェイト)を有する2本のバランサシャフトを配置し、動力伝達機構を介して伝達されるクランクシャフトの回転によって一方のバランサシャフトを回転駆動し、ギヤで互いに連結する他方のバランサシャフトをこれとは反対方向に等速度で回転駆動するようにしたバランサ装置が取り付けられることがある。
 このようなバランサ装置として、シリンダブロックの下方のオイルパン内に1対のバランサシャフトを受容する上側ケーシング及び下側ケーシングからなるケーシングが配置され、下側ケーシングにはオイルポンプボディが一体成形され、1対のバランサシャフトは互いにギヤ接続されると共に、一方のバランサシャフトの一端に設けられたスプロケット、無端チェーン及びクランクシャフトの一端に設けられたスプロケットを介してクランクシャフトから駆動力が伝達され、両バランサシャフトがクランクシャフトの2倍の回転数で互いに逆方向に回転するようにされた構成が公知である(特許文献1参照)。
 他の構成として、クランクシャフトに取り付けられた第1スプロケットと共に第1チェーンが巻き掛けられる第2スプロケットを第1軸に固定し、第1軸に固定した第3歯車を、第1バランサシャフトに固定した第4歯車と噛み合わせ、第1バランサシャフトに固定した第5歯車と第2バランサシャフトに固定した第6歯車とを噛み合わせ、第1及び第2スプロケットの歯数を同数として第1軸をクランクシャフトと同速で回転させ、第3歯車の歯数を第4歯車の歯数の2倍に設定して第1バランサシャフトをクランクシャフトの2倍の回転数で回転させ、第5及び第6歯車の歯数を同数に設定することで第1及び第2バランサシャフトを反対方向に同じ回転数で回転させるようにし、第1及び第2バランサシャフトよりもエンジン上下方向(ピストンの往復運動方向)において下方(クランクシャフトから離間した位置)に第1軸を設けた構成も公知である(特許文献2参照)。
特許第4072251号公報 特許第3707140号公報
 しかしながら、特許文献1の構成のようにドライブ側及びドリブン側の2つのスプロケットにチェーンを巻き掛けた伝動機構によってクランクシャフトの回転速度を2倍に増速する場合、ドリブン側(バランサシャフト側)のスプロケットが小径になり、丁数(歯数)も少なくなるため、チェーンのコーダルアクション(多角形運動によるチェーンの位置変化)が大きくなる。また、ドリブンスプロケットが小径であると、チェーンのスプロケットへの衝突速度(スプロケット径方向の衝突速度)が高くなり、衝突エネルギーが大きくなる。そのため、スプロケットに対するチェーンの噛み合い起振力が大きく、騒音が大きくなる。
 ドリブンスプロケットの小径化を抑制するためにはドライブスプロケットを大径化すればよいが、ドライブスプロケットを大径化することは、周辺に配置される補機や補機駆動装置(一般に、クランクシャフトのバランサチェーンと同じ側に設けられるプーリやベルト等によって構成される)のレイアウトの自由度を低下させるため好ましくない。
 一方、特許文献2の構成のように1対のバランサシャフトとは別にクランクシャフトによって回転駆動される第1軸を設け、第1軸からバランサシャフトへの動力伝達の際に回転速度を2倍に増速する場合、第1軸に固定されるドリブンスプロケットの小径化を防止し、騒音を低減することができる。しかしながら、第1軸に固定される第3ギヤの直径が第1バランサシャフトに固定された第4ギヤの直径の2倍になるため、クランクシャフトとの間隔を確保するためには第1軸を下方に配置せざるを得ず、第3ギヤの油没量(深さ)が大きくなり、オイル撹拌によるフリクションが増大する。
 本発明は、このような背景に鑑み、巻き掛け式の伝動機構における噛み合い起振力を低減すると共に、ギヤ式の伝動機構におけるオイル撹拌によるフリクションを低減できる内燃機関のバランサ装置を提供することを課題とする。
 このような課題を解決するために、本発明は、内燃機関(1)に設けられ、クランクシャフト(2)の2倍の回転速度で1対のバランサシャフト(12)を互いに反対方向に回転させるバランサ装置(10)であって、巻き掛け式の第1伝動機構(16)を介して前記クランクシャフトに連結されたインプットシャフト(13)と、互いに噛み合う少なくとも1対の歯車(13e、12Fe、51a、51b、12Re)を含む第2伝動機構(17)を介して前記インプットシャフトに連結された第1バランサシャフト(12F、12R)と、互いに噛み合う歯数が同一の1対の歯車(12Fd、12Rd)からなる第3伝動機構(18)を介して前記第1バランサシャフトに連結された第2バランサシャフト(12R、12F)とを備え、前記インプットシャフトの回転速度が前記クランクシャフトの回転速度よりも速くかつ前記第1バランサシャフトの回転速度よりも遅くなるように、前記第1伝動機構及び前記第2伝動機構の増速比が設定されている構成とする。
 この構成によれば、巻き掛け式の第1伝動機構における噛み合い起振力を低減すると共に、ギヤ式の第2伝動機構におけるオイル撹拌によるフリクションを低減することができる。
 また、上記の発明において、前記インプットシャフトの回転速度が前記クランクシャフトの回転速度の1.1倍以上かつ1.6倍以下となるように、前記第1伝動機構及び前記第2伝動機構の増速比が設定されている構成とするとよい。
 この構成によれば、噛み合い起振力の低減とオイル撹拌によるフリクションの低減とをバランスよく両立させることができる。
 また、上記の発明において、前記インプットシャフトが前記1対のバランサシャフトの一方(12R)と同軸上に配置されている構成とするとよい。
 この構成によれば、インプットシャフトを軸支するジャーナル軸受の加工を容易にすることができる。
 また、上記の発明において、前記インプットシャフト13と前記一方のバランサシャフト(12R)とは、若干の隙間を空けて互いに対峙するように配置され、当該互いに対峙する両端部が単一のジャーナル軸受(22)によって軸支される同一径のジャーナル(13c、12Ra)をなす構成とするとよい。
 この構成によれば、2つのジャーナルを軸支するために1つのジャーナル軸受を形成すればよいため、加工を容易にすることができる。
 また、上記の発明において、前記インプットシャフト及び前記一方のバランサシャフト(12R)の前記両ジャーナル(13c、12Ra)が同程度の長さを有し、前記ジャーナル軸受(22)の軸方向の中間位置には、前記インプットシャフトと前記一方のバランサシャフトとの間の前記隙間に連通する油路(29)が形成されている構成とするとよい。
 この構成によれば、ジャーナル軸受の軸受面のそれぞれに油溝を形成する必要がないため、支持荷重を確保するために必要なジャーナル軸受の軸方向寸法を小さくすることができる。
 このように本発明によれば、巻き掛け式の伝動機構における噛み合い起振力を低減すると共に、ギヤ式の伝動機構におけるオイル撹拌によるフリクションを低減できる内燃機関のバランサ装置を提供することができる。
実施形態に係るエンジン下部を後バランサシャフトに沿って示す断面図 図1中のII-II線に沿う断面図 図2に示すバランサ装置の動力伝達経路を示す説明図 チェーンのコーダルアクションの説明図 増速比に対する(A)衝突エネルギー低減量の相関(B)ギヤ油没深さの相関を示すグラフ 変形実施形態に係るバランサ装置の模式図
 以下、図面を参照して、本発明に係るバランサ装置10を、直列4気筒自動車用エンジン(以下、単にエンジン1と記す。)に適用した実施形態について詳細に説明する。
 図1に示すように、エンジン1は、クランクシャフト2を水平方向に延在させた直列4気筒エンジンであり、シリンダ軸線を後方に傾斜させた姿勢で自動車に搭載される。上下の方向はエンジン1が自動車に搭載された状態で定まるものであるが、以下の説明では、説明及び理解を容易にするために、概ね鉛直に延びるシリンダ軸線方向及びこれに直交するクランク軸方向を上下・左右とするものとし、図1中にもこれに従って矢印で方向を示している。なお、左右の方向は、エンジン1が搭載される自動車の進行方向を基準としており、図面の左右と逆向きとなっている。
 エンジン1は、シリンダを形成すると共に下部にスカート部を有するアッパブロック3や、アッパブロック3の下部に結合され、アッパブロック3のスカート部と協働してクランク室4を画成するロアブロック5、ロアブロック5の下部に結合され、クランク室4の下方にオイル溜まりを画成するオイルパン6、ロアブロック5の下部に結合され、オイルパン6の内部に配置されたバランサ装置10等を備えている。以下、アッパブロック3とロアブロック5とを併せてシリンダブロック7と称する。
 クランクシャフト2は、シリンダ内に摺動自在に設けられた図示しないピストンのピストンピンとコンロッド8を介して連結される4つのクランクピン2a(以下、右側(図の左側)から順に第1~第4クランクピン2aと称する)や、クランクピン2aを挟む位置に設けられた5つのジャーナル2b(以下、右側から順に第1~第5ジャーナル2bと称する)、ジャーナル2bとクランクピン2aとを連結するクランクアーム2c、クランクアーム2cにクランクピン2aと相反する側に一体形成されたカウンタウェイト2d等を備えている。第1及び第4クランクピン2aは同位相の位置に配置され、第2及び第3クランクピン2aは、第1及び第4クランクピン2aと位相が180度異なる同位相の位置に配置されている。
 クランクシャフト2の第1及び第5ジャーナル2bを軸支する軸受壁はシリンダブロック7の右壁及び左壁により構成され、第2~第4ジャーナル2bを軸支する軸受壁はクランク室4内に設けられた隔壁により構成されている。
 クランクシャフト2の右端は、第1ジャーナル2bから更に右方に延出し、シリンダブロック7の右壁から突出している。この突出した部分には、図示しないカムシャフトを駆動するための比較的小径の小スプロケット2e及びバランサ装置10を駆動するための比較的大径の大スプロケット2f(ドライブスプロケット)が第1ジャーナル2b側からこの順に固定されている。大スプロケット2fの外側にはクランクシャフト2を貫通させるようにチェーンケース9が設けられている。チェーンケース9の外側に位置するクランクシャフト2の右端には、エンジン1の補機を駆動するためのクランクプーリ2gが固定されている。
 バランサ装置10は、ピストンの往復運動に起因して発生するエンジン1の二次振動を低減する。図2に併せて示すように、本実施形態ではバランサ装置10に、エンジン1の各部やバランサ装置10の各摺動部へオイルを圧送するためのオイルポンプ11が一体的に設けられている。バランサ装置10は、それぞれクランクシャフト2と平行に配置された前後1対のバランサシャフト12(前バランサシャフト12F、後バランサシャフト12R)と、後バランサシャフト12Rと同軸上に配置されるインプットシャフト13と、これら2本のバランサシャフト12F、12R及びインプットシャフト13を軸支すると共に収容するバランサハウジング14とを備えている。両バランサシャフト12F、12Rは、シリンダ軸線方向において同じ高さに配置される。
 バランサハウジング14は、両バランサシャフト12F、12Rの軸心を通る平面に沿って上下に2分割された上ハウジング14A及び下ハウジング14Bと、下ハウジング14B及び上ハウジング14Aの右端面に結合され、オイルポンプ11のポンプボディ11aを構成する右ハウジング14Cとにより構成される。右ハウジング14Cのポンプボディ11aの右端面には、ポンプカバー11bが結合される。バランサ装置10は、バランサハウジング14の適所に設けられたボルト挿通孔に下方から挿通される通しボルトによってロアブロック5の下面(クランクシャフト2の下方)に締結される。
 インプットシャフト13は、バランサハウジング14から右方に突出するように設けられ、この突出した部分のクランク軸方向において大スプロケット2fと対応する位置にはドリブンスプロケット13aが固定されている。また、インプットシャフト13には、ドリブンスプロケット13aの左方に第1ジャーナル13bが形成され、第1ジャーナル13bから左方に延びるシャフトの左端に第2ジャーナル13cが形成されている。
 インプットシャフト13の第1ジャーナル13bは、右ハウジング14Cを貫通するように形成された第1ジャーナル軸受21によって支持され、インプットシャフト13の第2ジャーナル13cは、上ハウジング14A及び下ハウジング14Bに形成された半割りの軸受によって構成される第2ジャーナル軸受22によって支持される。右ハウジング14Cは、第1ジャーナル軸受21と第2ジャーナル軸受22とが同軸上に配置されるように上ハウジング14A及び下ハウジング14Bに組み付けられる。
 クランクシャフト2の大スプロケット2f及びインプットシャフト13のドリブンスプロケット13aにはローラチェーン15が巻き掛けられる。即ち、大スプロケット2f、ローラチェーン15及びドリブンスプロケット13aにより、クランクシャフト2の回転力をインプットシャフト13に伝達する巻き掛け式の第1伝動機構16が構成される。インプットシャフト13はクランクシャフト2と同方向に回転する。
 インプットシャフト13の第1ジャーナル13bの左側には鍔状のスラストプレート13d(カラー)が一体形成されている。第1ジャーナル軸受21を挟むドリブンスプロケット13a及びスラストプレート13dのそれぞれの内面がスラスト面になっている。つまり、第1ジャーナル軸受21を構成する軸受壁がインプットシャフト13の軸方向荷重を支持するスラスト軸受を兼ねている。また、インプットシャフト13のスラストプレート13dと第2ジャーナル13cとの間には比較的大径の第1ヘリカルギヤ13eが固定されている。
 上ハウジング14A及び下ハウジング14Bには、第2ジャーナル軸受22に加え、第2ジャーナル軸受22と同様に上ハウジング14A及び下ハウジング14Bに形成された半割りの軸受によって構成される第3ジャーナル軸受23、第4ジャーナル軸受24及び第5ジャーナル軸受25が形成されている。第3ジャーナル軸受23は、第2ジャーナル軸受22と同軸上にかつ第2ジャーナル軸受22から左方に離間した位置であってクランクシャフト2の第3ジャーナル2bの下方に配置されている。第4ジャーナル軸受24及び第5ジャーナル軸受25は、それぞれ第2ジャーナル軸受22及び第3ジャーナル軸受23と左右方向について同一の位置でこれらの前方に同軸に配置されている。第2ジャーナル軸受22と第4ジャーナル軸受24とを形成する軸受壁、及び第3ジャーナル軸受23と第5ジャーナル軸受25とを形成する軸受壁は、それぞれ前後方向に連続する一体の壁として構成される。第2~第5ジャーナル軸受22~25は概ね同一の幅寸法とされている。
 上ハウジング14A及び下ハウジング14Bは、第2及び第4ジャーナル軸受22、24を形成する軸受壁に形成された3つのボルト孔14aと、第3及び第5ジャーナル軸受23、25を形成する軸受壁に形成された3つのボルト孔14aとに挿入される6本のボルト(図示せず)によって互いに締結される。ボルト孔14aは、各軸受壁において2つのジャーナル軸受の間と2つのジャーナル軸受の外側とに配置されている。なお、上ハウジング14Aのボルト孔14aは、上ハウジング14Aを貫通するボルト挿通孔として構成され、下ハウジング14Bのボルト孔14aは、ボルトを螺着させる有底の雌ねじ孔として構成され、ボルトは上からボルト孔14aに挿入される。
 両バランサシャフト12R、12Fは、それぞれ対応する第2ジャーナル軸受22又は第4ジャーナル軸受24によって軸支される第1ジャーナル12Ra、12Faと、第3ジャーナル軸受23又は第5ジャーナル軸受25によって軸支される第2ジャーナル12Rb、12Fbとを備えている。また両バランサシャフト12R、12Fは、それぞれ第2ジャーナル12Rb、12Fbの左右両側に設けられ、回転中心から径方向外側に重心位置を偏倚させた実質的に同一形状の左右1対のバランサウェイト12Rc、12Fcと、右側のバランサウェイト12Rc、12Fcと第1ジャーナル12Ra、12Faとの間に固定された第1ヘリカルギヤ12Rd、12Fdとを備えている。左右のバランサウェイト12Rc、12Fc間の第2ジャーナル12Rb、12Fbを軸支する第3ジャーナル軸受23及び第5ジャーナル軸受25には、軸受メタル28が設置されている。
 第2ジャーナル軸受22は、インプットシャフト13の第2ジャーナル13c及び後バランサシャフト12Rの第1ジャーナル12Raの両方を軸支している。インプットシャフト13の第2ジャーナル13c及び後バランサシャフト12Rの第1ジャーナル12Raは、同一径かつ同程度の長さとされ、第2ジャーナル軸受22の長さ方向の中間位置において若干の隙間を空けて対峙するように配置されている。従って、後バランサシャフト12Rの第1ジャーナル12Raは、後バランサシャフト12Rの第2ジャーナル12Rbや前バランサシャフト12Fの第1ジャーナル12Faの長さの半分程度の長さとされている。
 両バランサシャフト12R、12Fにおいては、左右1対のバランサウェイト12Rc、12Fcの互いに対向する部分が第2ジャーナル12Rb、12Fbに対して拡径された鍔状とされており(図1参照)、この鍔状部分の対向する内面が第3ジャーナル軸受23又は第5ジャーナル軸受25にスラスト力を伝達するスラスト面になっている。つまり、第3及び第5ジャーナル軸受23、25を形成する軸受壁が両バランサシャフト12R、12Fの軸方向荷重を支持するスラスト軸受を兼ねている。
 図2に示すように、後バランサシャフト12Rは、第1ジャーナル12Raが右端を構成している。一方、前バランサシャフト12Fは、第1ジャーナル12Faから更に右方に延出しており、この延出した部分にはインプットシャフト13の第1ヘリカルギヤ13eと互いに噛み合う第2ヘリカルギヤ12Feが固定されている。即ち、これらの第1ヘリカルギヤ13e及び第2ヘリカルギヤ12Feにより、インプットシャフト13の回転力を前バランサシャフト12Fに伝達する第2伝動機構17が構成される。これにより、前バランサシャフト12Fはインプットシャフト13と逆方向に回転する。なお、前バランサシャフト12Fの第2ヘリカルギヤ12Fe及び第1ヘリカルギヤ12Fdのねじれの向きは同一とされており、これによって前バランサシャフト12Fの軸方向荷重が小さくなっている。
 そして、前バランサシャフト12Fの第1ヘリカルギヤ12Fd及び後バランサシャフト12Rの第1ヘリカルギヤ12Rdは互いに噛み合っており、これらの第1ヘリカルギヤ12Fd、12Rdにより、前バランサシャフト12Fの回転力を後バランサシャフト12Rに伝達する第3伝動機構18が構成される。第3伝動機構18をなすこれらの第1ヘリカルギヤ12Fd、12Rdは、同一径及び同一歯数とされており(増速ギヤ比=1)、両バランサシャフト12F、12Rは、互いに相反する方向に同一回転速度で回転する。
 一方、第1伝動機構16及び第2伝動機構17の増速比は、両バランサシャフト12F、12Rがクランクシャフト2の回転速度の2倍の回転速度となるように設定されている。具体的には、本実施形態では、第1伝動機構16のチェーン増速比は4/3に設定され、第2伝動機構17の増速ギヤ比は3/2に設定され、第1伝動機構16と第2伝動機構17とを掛け合わせた機構の増速比が2となっている。
 従って、ドリブンスプロケット13aの直径及び丁数(歯数)は大スプロケット2fの直径及び丁数の3/4倍とされており、インプットシャフト13の回転速度がクランクシャフト2の回転速度の2倍になるときの比(1/2倍)よりも大きくなっている。一方、インプットシャフト13の第1ヘリカルギヤ13eの直径及び歯数は、前バランサシャフト12Fの第2ヘリカルギヤ12Feの直径及び歯数の3/2倍とされており、インプットシャフト13の回転速度がクランクシャフト2の回転速度と同一になるときの比(2倍)よりも小さくなっている。
 前バランサシャフト12Fの右端は、第2ヘリカルギヤ12Feから更に右方に延出し、オイルポンプ11を駆動するポンプシャフト11cと継手を介して連結している。オイルポンプ11は、右ハウジング14Cとポンプカバー11bとによって円筒状のポンプ室を画成するポンプボディ11aと、ポンプ室に内蔵されたアウタロータ11d及びインナロータ11eと、インナロータ11eに固定されたポンプシャフト11cを備えた公知の構成を有するトロコイド式である。ポンプシャフト11cは、右ハウジング14Cの壁に貫通形成された第6ジャーナル軸受26により軸支されている。継手は、ポンプシャフト11cの左端面に形成されたキー溝11fと、前バランサシャフト12Fの右端面に突出形成され、キー溝11fに嵌合するキー12Ffとから構成されており、キー12Ffを上からキー溝11fに嵌め込むことで前バランサシャフト12Fを容易に組み付けられるようになっている。
 オイルポンプ11は、バランサハウジング14の底壁に形成された図示しないオイルストレーナの吸入口からエンジンオイルを吸い込み、吐出通路を介してエンジン1の各部やバランサ装置10の各摺動部にエンジンオイルを圧送する。具体的には、バランサ装置10においては、第1~第5ジャーナル軸受21~25にエンジンオイルが供給される。そして、第1、第3及び第5ジャーナル軸受21、23、25においては、流れ出るエンジンオイルがこれらの両側面に形成されたスラスト軸受に供給される。また、第2ジャーナル軸受22においては、インプットシャフト13と後バランサシャフト12Rとの間に形成された隙間に油路29が連通している。
 このように構成されたバランサ装置10では、図3中に矢印で示すように動力伝達が行われる。即ち、クランクシャフト2の回転力は、第1伝動機構16の大スプロケット2f(図1)、ローラチェーン15(図1)及びドリブンスプロケット13aを介してインプットシャフト13に伝達され、第2伝動機構17を構成する第1ヘリカルギヤ13e及び第2ヘリカルギヤ12Feを介して前バランサシャフト12Fに伝達される。上記のように、前バランサシャフト12Fはクランクシャフト2の2倍の回転速度でクランクシャフト2と逆方向に回転する。前バランサシャフト12Fの回転力は、継手を介してポンプシャフト11cに伝達されると共に、第3伝動機構18を構成する両第1ヘリカルギヤ12Fd、12Rdを介して後バランサシャフト12Rに伝達される。前後1対のバランサシャフト12F、12Rは、互いに相反する方向に同一の回転速度で回転する。これにより、エンジン1の二次振動を打ち消すシリンダ軸線方向の慣性力が発生する。
 次に、第1伝動機構16及び第2伝動機構17の増速比について説明する。
 まず、図4を参照して、伝動鎖(チェーン)によって鎖伝動を行う巻き掛け式の第1伝動機構16における騒音発生のメカニズムについて説明する。図4は、ローラチェーン15のコーダルアクションを説明するための模式図であり、(A)はローラチェーン15の半径が最も大きい(ドリブンスプロケット13aの回転速度が一定の場合にローラチェーン15の速度Vが最も高い)状態を、(B)ローラチェーン15の半径が最も小さい(ドリブンスプロケット13aの回転速度が一定の場合にローラチェーン15の速度Vが最も低い)状態をそれぞれ示している。ここでは、ドリブンスプロケット13aが6箇所の歯部31と6箇所の谷部32とを有し、ローラチェーン15の進入側と退出側とが平行(巻き掛け角が180度)であるものとして説明する。ドリブンスプロケット13aは、角速度ωで回転しており、ローラチェーン15のローラ15aは谷部32に着座する。ドリブンスプロケット13aの回転中心Oから谷部32に着座したローラ15aの中心までの距離が最大半径Rとなり、ドリブンスプロケット13aの回転中心Oから谷部32に着座したローラ15aの中心同士を結んだ直線qに対して引いた垂線の長さが最小半径rとなる。
 図4(A)に示すように、ドリブンスプロケット13aの谷部32が回転中心Oの真上及び真下(巻き掛けの始点及び終点)に位置している状態では、ローラチェーン15の速度Vは、最大値Vmax=Rωとなる。一方、図4(B)に示すように、ドリブンスプロケット13aの歯部31が回転中心Oの真上及び真下(巻き掛けの始点及び終点)に位置している状態では、ローラチェーン15の速度Vは、最小値Vmin=rωとなる。つまり、ローラチェーン15の速度Vは、ドリブンスプロケット13aの回転に伴い、ドリブンスプロケット13aの歯部31のピッチ毎に最小値Vmin=rωから最大値Vmax=Rωの範囲で繰り返し変動している。
 このようなドリブンスプロケット13aの多角形運動に伴うローラチェーン15の速度Vの変動(「弦変位」ともいう。)が起振力となる。言い換えれば、ローラチェーン15の速度Vが一定の場合にドリブンスプロケット13aに生じる回転速度の変動が起振力となる。この起振力が、ドリブンスプロケット13aの軸受や伝動機構のカバー等を加振し、騒音発生の原因の1つとなっている。また、最大半径Rと最小半径rの差(R-r)によって、ドリブンスプロケット13aとローラチェーン15の衝突が大きくなり、打音が発生すると共に、ドリブンスプロケット13aの軸受を加振するため、騒音が発生することとなる。
 このような原理で発生する騒音は、ドリブンスプロケット13aの半径が小さいほど、丁数(歯数)が少なくなってローラチェーン15の速度変動量(Rω-rω)及び半径差(R-r)が大きくなるために大きくなる。
 そこで、本発明では、ドリブンスプロケット13aを大径化し、第1伝動機構16の増速比を2よりも小さくすることで、太線で示す起振力の要因である多角形挙動を低減し、これに伴ってドリブンスプロケット13aの回転速度を低減することで、騒音発生を低減する。
 一方、ドリブンスプロケット13aに大径化によって第1伝動機構16の増速比を1に近づけるほど、第1及び第2伝動機構16、17の増速比を2にするためには第2伝動機構17の増速比を2に近づけなければならず、インプットシャフト13の第1ヘリカルギヤ13eが大径化する。第1ヘリカルギヤ13eが大径化すると、第1ヘリカルギヤ13eとクランクシャフト2との間隔を確保するためにインプットシャフト13を下方に配置せざるを得ず、第1ヘリカルギヤ13eの油没量(深さ)が大きくなり、オイル撹拌によるフリクションが増大する。
 図5(A)は第1伝動機構16の増速比に対する衝突エネルギー低減量(増速比が2のときを基準とした衝突エネルギーの低減量であり、数値が大きいほど衝突エネルギー自体は小さくなる)を示し、図5(B)は第1伝動機構16の増速比に対するインプットシャフト13の第1ヘリカルギヤ13eの油没深さ(油没深さが大きいほどフリクションが増大する)を示している。図5(A)に示すように、第1伝動機構16の増速比が低下するほど、衝突エネルギー低減量は大きくなり、衝突エネルギー自体は小さくなっている。一方、図5(B)に示すように、第1伝動機構16の増速比が低下するほど、ギヤ油没深さは大きくなり、フリクションが増大している。
 第1伝動機構16における衝突エネルギーの低減量と第2伝動機構17におけるオイル撹拌によるフリクションの低減量とをバランスよく両立させるためには、第1伝動機構16の増速比を1.1以上かつ1.6以下とするのが好ましい。本実施形態では、オイル撹拌によるフリクションの増大を最小限に抑えるために、上記のように第1伝動機構16の増速比を4/3に、第2伝動機構17の増速比を3/2に設定した。
 また、第1伝動機構16の増速比が4/3に設定されたことで、図5(B)に示したギヤ油没深さの増大を抑制し、特許文献2のように増速比が1に設定された巻き掛け式の伝動機構に比べ、第1ヘリカルギヤ13eの油没によるフリクションが低減する。
 このように、バランサ装置10が、巻き掛け式の第1伝動機構16を介してクランクシャフト2に連結されたインプットシャフト13と、互いに噛み合う第1ヘリカルギヤ13e及び第2ヘリカルギヤ12Feからなり、インプットシャフト13とバランサシャフト12の一方とを連結させる第2伝動機構17とを備え、インプットシャフト13の回転速度がクランクシャフト2の回転速度よりも速くかつバランサシャフト12の回転速度よりも遅くなるように、第1伝動機構16及び第2伝動機構17の増速比が設定されることにより、第1伝動機構16における噛み合い起振力を低減すると共に、ギヤ式の第2伝動機構17におけるオイル撹拌によるフリクションを低減することができる。
 また、本実施形態のバランサ装置10では、第2伝動機構17の偏磨耗を防止することができる。即ち、第2伝動機構17の増速ギヤ比が1に設定された場合、前バランサシャフト12Fの第2ヘリカルギヤ12Feの歯は、互いに噛み合う第1ヘリカルギヤ13eの1つの歯に対し、インプットシャフト13が1回転する毎に噛み合うことになり、常に同じ歯と噛み合う。また、第2伝動機構17の増速ギヤ比が2に設定された場合、上記第2ヘリカルギヤ12Feの歯は、互いに噛み合う第1ヘリカルギヤ13eの1つの歯に対し、インプットシャフト13が2回転する毎に噛み合うことになる。このように、1つの歯に対する噛み合い頻度が高いことは、製造誤差等に起因する磨耗を特定の歯に偏って生じさせるため好ましくないが、本実施形態のようにインプットシャフト13の回転速度がクランクシャフト2の回転速度よりも速くかつバランサシャフト12の回転速度よりも遅くなるように、第1伝動機構16及び第2伝動機構17の増速比が設定されることにより、1つの歯に対する噛み合い頻度を低減し、偏磨耗を防止することができる。
 上記のように、インプットシャフト13の回転速度がクランクシャフト2の回転速度の1.1倍以上かつ1.6倍以下となるように、第1伝動機構16及び第2伝動機構17の増速比が設定されることにより、噛み合い起振力の低減とオイル撹拌によるフリクションの低減とをバランスよく両立させることができる。
 更に、インプットシャフト13が1対のバランサシャフト12F、12Rの一方と同軸上に配置されることにより、インプットシャフト13を軸支する第2ジャーナル軸受22の加工が容易になる。
 本実施形態では、インプットシャフト13と後バランサシャフト12Rとは、若干の隙間を空けて互いに対峙するように配置され、当該互いに対峙する両端部が、単一の第2ジャーナル軸受22によって軸支される同一径の第2ジャーナル13c及び第1ジャーナル12Raをなしている。そのため、2つのジャーナル13c、12Raを軸支するために1つの第2ジャーナル軸受22を形成すればよく、加工が容易になる。
 本実施形態では、インプットシャフト13の第2ジャーナル13c及び後バランサシャフト12Rの第1ジャーナル12Raが同程度の長さを有し、第2ジャーナル軸受22の軸方向の中間位置には、インプットシャフト13と後バランサシャフト12Rとの間の隙間に連通する油路29が形成されている。そのため、第2ジャーナル軸受22の軸受面のそれぞれに油溝を形成する必要がなく、支持荷重を確保するために必要な第2ジャーナル軸受22の軸方向寸法を小さくできる。
≪変形実施形態≫
 次に、図6を参照して変形実施形態に係るバランサ装置10について説明する。なお、上記実施形態と形態又は機能が共通する要素には同一の符号を付し、重複する説明は省略する。前後左右の方向は上記実施形態(図2参照)に準じる。
 上記実施形態では、クランクシャフト2から1対のバランサシャフト12F、12Rへの動力伝達において、巻き掛け式の第1伝動機構16と互いに噛み合う1対の歯車からなる歯車式の第2伝動機構17とによって2段階の増速が行われていたのに対し、本変形実施形態のバランサ装置10では、第2伝動機構17が2つの増速機構(2対の歯車)を備え、3段階の増速が行われる。
 以下、具体的に説明する。バランサ装置10は、前後1対のバランサシャフト12F、12R及びインプットシャフト13に加え、インプットシャフト13と平行に配置された中間シャフト51を備えている。本変形実施形態では、中間シャフト51は、前バランサシャフト12Fと同軸上に配置されている。中間シャフト51には、インプットシャフト13の第1ヘリカルギヤ13eに噛み合う第1ヘリカルギヤ51aが固定されると共に、第1ヘリカルギヤ51aから左方に離間した位置に第2ヘリカルギヤ51bが固定されている。
 1対のバランサシャフト12F、12Rの構成も上記実施形態と異なっている。具体的には、前バランサシャフト12Fにおいては、第1ジャーナル12Faが右端をなし、上記第2ヘリカルギヤ12Feは設けられていない。後バランサシャフト12Rにおいては、第1ジャーナル12Raと第1ヘリカルギヤ12Rdとの間であって、左右方向において中間シャフト51の第2ヘリカルギヤ51bと対応する位置に、当該第2ヘリカルギヤ51bと噛み合う第2ヘリカルギヤ12Reが固定されている。
 中間シャフト51は、左端に第1ジャーナル51cを備え、前バランサシャフト12Fの右端面との間に若干の隙間を空けて対向するように配置される。中間シャフト51の第1ジャーナル51c及び前バランサシャフト12Fの第1ジャーナル12Faは共に第4ジャーナル軸受24により軸支される。一方、インプットシャフト13の第2ジャーナル13c及び後バランサシャフト12Rの第1ジャーナル12Raが共に第2ジャーナル軸受22によって軸支される点は上記実施形態と同様である。
 インプットシャフト13の第1ヘリカルギヤ13e及び中間シャフト51の第1ヘリカルギヤ51aによって第1歯車機構17Aが構成され、中間シャフト51の第2ヘリカルギヤ51b及び後バランサシャフト12Rの第2ヘリカルギヤ12Reによって第2歯車機構17Bが構成される。そして、中間シャフト51、第1歯車機構17A及び第2歯車機構17Bによって第2伝動機構17が構成される。
 このように構成されたバランサ装置10では、図中に矢印で示すように動力伝達が行われる。即ち、ドリブンスプロケット13aを含む第1伝動機構16を介してインプットシャフト13に伝達されたクランクシャフト2の回転力は、第2伝動機構17の第1歯車機構17Aを介して中間シャフト51に伝達される。中間シャフト51の回転力は、ポンプシャフト11cに伝達されると共に、第2伝動機構17の第2歯車機構17Bを介して後バランサシャフト12Rに伝達され、後バランサシャフト12Rをクランクシャフト2の2倍の回転速度でクランクシャフト2と同方向に回転させる。後バランサシャフト12Rの回転力は、第3伝動機構18を介して前バランサシャフト12Fに伝達され、前バランサシャフト12Fを後バランサシャフト12Rと相反する方向に同一の回転速度で回転させる。
 そして、第1伝動機構16のチェーン増速比は、インプットシャフト13の回転速度がクランクシャフト2の回転速度よりも速くかつ後バランサシャフト12Rの回転速度よりも遅くなるように、1よりも大きくかつ2よりも小さく設定される。また、第2伝動機構17の第1歯車機構17Aの増速ギヤ比は、中間シャフト51の回転速度がインプットシャフト13の回転速度よりも速くかつ後バランサシャフト12Rの回転速度よりも遅くなるように、1よりも大きくかつ2よりも小さく設定される。例えば、第1伝動機構16のチェーン増速比が4/3に設定される場合、第1歯車機構17Aの増速ギヤ比が4/3、第2歯車機構17Bの増速ギヤ比が9/8に設定されることにより、バランサシャフト12F、12Rの回転速度がクランクシャフト2の回転速度の2倍になる。
 以上で具体的実施形態の説明を終えるが、本発明は上記実施形態に限定されることなく幅広く変形実施することができる。例えば、上記実施形態では、一例として車載用内燃機関のバランサ装置10として説明を行ったが、鉄道車両や船舶、航空機等にも広く適用することができる。また、上記実施形態では、第2伝動機構17や第3伝動機構18の歯車にヘリカルギヤを用いているが、平歯車ややまば歯車等を用いてもよい。また、上記実施形態では、巻き掛け式の第1伝動機構16にローラチェーン15を用いているが、ブッシュチェーン等の他の構造のチェーンを用いてもよい。この他、各部材や部位の具体的構成や配置、数量、角度等、本発明の趣旨を逸脱しない範囲であれば適宜変更可能である。一方、上記実施形態に示したバランサ装置10の各要素は必ずしも全てが必須ではなく、適宜選択することができる。
 1   エンジン
 2   クランクシャフト
 2f  大スプロケット(第1伝動機構16の要素)
 10  バランサ装置
 12F 前バランサシャフト
 12Fd 第1ヘリカルギヤ(第3伝動機構18の要素)
 12Fe 第2ヘリカルギヤ(第2伝動機構17の要素)
 12R 後バランサシャフト
 12Ra 第1ジャーナル
 12Rd 第1ヘリカルギヤ(第3伝動機構18の要素)
 12Re 第2ヘリカルギヤ(第2伝動機構17の要素)
 13  インプットシャフト
 13a ドリブンスプロケット(第1伝動機構16の要素)
 13c 第2ジャーナル
 13e 第1ヘリカルギヤ(第2伝動機構17の要素)
 15  ローラチェーン(第1伝動機構16の要素)
 16  第1伝動機構
 17  第2伝動機構
 17A 第1歯車機構
 17B 第2歯車機構
 18  第3伝動機構
 22  第2ジャーナル軸受
 29  油路
 51  中間シャフト(第2伝動機構17の要素)
 51a 第1ヘリカルギヤ(第2伝動機構17の要素)
 51b 第2ヘリカルギヤ(第2伝動機構17の要素)

Claims (5)

  1.  内燃機関に設けられ、クランクシャフトの2倍の回転速度で1対のバランサシャフトを互いに反対方向に回転させるバランサ装置であって、
     巻き掛け式の第1伝動機構を介して前記クランクシャフトに連結されたインプットシャフトと、
     互いに噛み合う少なくとも1対の歯車を含む第2伝動機構を介して前記インプットシャフトに連結された第1バランサシャフトと、
     互いに噛み合う歯数が同一の1対の歯車からなる第3伝動機構を介して前記第1バランサシャフトに連結された第2バランサシャフトとを備え、
     前記インプットシャフトの回転速度が前記クランクシャフトの回転速度よりも速くかつ前記第1バランサシャフトの回転速度よりも遅くなるように、前記第1伝動機構及び前記第2伝動機構の増速比が設定されていることを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
  2.  前記インプットシャフトの回転速度が前記クランクシャフトの回転速度の1.1倍以上かつ1.6倍以下となるように、前記第1伝動機構及び前記第2伝動機構の増速比が設定されていることを特徴とする請求項1に記載の内燃機関のバランサ装置。
  3.  前記インプットシャフトが前記1対のバランサシャフトの一方と同軸上に配置されていることを特徴とする請求項1又は請求項2に記載の内燃機関のバランサ装置。
  4.  前記インプットシャフト及び前記一方のバランサシャフトは、若干の隙間を空けて互いに対峙するように配置され、当該互いに対峙する両端部が単一のジャーナル軸受によって軸支される同一径のジャーナルをなすことを特徴とする請求項3に記載の内燃機関のバランサ装置。
  5.  前記インプットシャフト及び前記一方のバランサシャフトの前記両ジャーナルが同程度の長さを有し、
     前記ジャーナル軸受の軸方向の中間位置には、前記インプットシャフトと前記一方のバランサシャフトとの間の前記隙間に連通する油路が形成されていることを特徴とする請求項4に記載の内燃機関のバランサ装置。
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