WO2020188977A1 - バランサ装置および内燃機関 - Google Patents

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WO2020188977A1
WO2020188977A1 PCT/JP2020/001189 JP2020001189W WO2020188977A1 WO 2020188977 A1 WO2020188977 A1 WO 2020188977A1 JP 2020001189 W JP2020001189 W JP 2020001189W WO 2020188977 A1 WO2020188977 A1 WO 2020188977A1
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WO
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balancer
weight
degrees
shaft
crankshaft
Prior art date
Application number
PCT/JP2020/001189
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
崇 平野
Original Assignee
日立オートモティブシステムズ株式会社
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Publication date
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Classifications

    • 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
    • F02B77/00—Component parts, details or accessories, not otherwise provided for
    • 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

Definitions

  • the present invention relates to a balancer device and an internal combustion engine.
  • Patent Document 1 As an example of a conventional internal combustion engine, for example, the internal combustion engine described in Patent Document 1 below is known.
  • the internal combustion engine described in Patent Document 1 is an in-line 4-cylinder internal combustion engine, and has a crankshaft rotatably supported in a crankcase.
  • the crankshaft includes four crank bends that are connected to each piston via a connecting member. These four crank bending portions are arranged so as to be offset by 120 degrees in the rotation direction of the crankshaft, and two of the four crank bending portions are arranged at the same angle.
  • crank bending portions Further, of the four crank bending portions, additional weights are provided on the two crank bending portions located on both ends in the axial direction of the crankshaft.
  • precession motion which is the primary vibration
  • the present invention has been devised in view of the conventional circumstances, and is a balancer capable of suppressing a motion rotating in a direction orthogonal to the vertical direction in an internal combustion engine of a series cylinder having four crank bending portions.
  • One purpose is to provide equipment and internal combustion engines.
  • the four crank bending portions are arranged so as to be offset by 120 degrees, and two of the four crank bending portions are arranged at the same angle in series.
  • the second balancer weight is arranged at a predetermined angle excluding 180 degrees or 360 degrees with respect to the first balancer weight in the rotation direction of the balancer shaft.
  • FIG. 1 It is a front view of the internal combustion engine to which the balancer device of 1st Embodiment is applied. It is sectional drawing of the internal combustion engine cut along the line AA of FIG. It is sectional drawing of the internal combustion engine cut along the line BB of FIG. It is a perspective view of the balancer device of 1st Embodiment. It is a perspective view of the balancer shaft and the like of 1st Embodiment. (A) is a schematic side view of the first embodiment of the crankshaft and the balancer shaft, and (b) is the angular position of the first to fourth crank bending portions when viewed from the axial direction of the crankshaft.
  • (A) is a perspective view of a crankshaft or the like of the prior art, and (b) is a front view showing the angular positions of the first to fourth crank bending portions when viewed from the axial direction of the crankshaft. It is a perspective view of the balancer shaft and the like of the 2nd Embodiment.
  • (A) is a schematic side view of the second embodiment of the crankshaft and the balancer shaft, and (b) is the angular position of the first to fourth crank bending portions when viewed from the axial direction of the crankshaft.
  • (A) is a schematic side view of the fourth embodiment of the crankshaft and the balancer shaft, and (b) is the angular position of the first to fourth crank bending portions when viewed from the axial direction of the crankshaft.
  • (A) is a schematic side view of the fifth embodiment of the crankshaft and the balancer shaft, and (b) is the angular position of the first to fourth crank bending portions when viewed from the axial direction of the crankshaft.
  • FIG. 1 is a front view of an internal combustion engine 1 to which the balancer device 10 of the first embodiment is applied.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the internal combustion engine 1 cut along the line AA of FIG.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of the internal combustion engine 1 cut along the line BB of FIG.
  • FIG. 4 is a perspective view of the balancer device 10 of the first embodiment.
  • the internal combustion engine 1 is, for example, an in-line 4-cylinder gasoline engine, and has a cylinder block 2 made of a metal, for example, an aluminum alloy.
  • the cylinder block 2 includes a first vertical wall portion 2a forming one side wall of the cylinder block 2, a second vertical wall portion 2b forming the other side wall, and first and second vertical wall portions 2a and 2b. It has three inter-cylinder vertical wall portions 2c, 2d, 2e formed between the first and second vertical wall portions 2a, 2b so as to be parallel to. Space between the first and second vertical wall portions 2a and 2b and the intercylinder vertical wall portions 2c and 2e facing the first and second vertical wall portions 2a and 2b, and two intercylinder vertical walls facing each other.
  • the space between the portions 2c and 2d and the space between the vertical wall portions 2d and 2e between the two cylinders are continuous cylinders along the vertical wall portions 2a, 2b, 2c, 2d and 2e.
  • the cylinders are, in order from the first vertical wall portion 2a side, the first cylinder # 1, the second cylinder # 2, the third cylinder # 3, and the fourth cylinder # 4. To do.
  • a rudder frame 3 is attached and fixed to the lower portions of the first and second vertical wall portions 2a and 2b and the vertical wall portions 2c, 2d and 2e between cylinders via a plurality of fixing members (for example, bolts) (not shown). ing. As shown in FIG. 2, five bearing portions 5 that rotatably support the crankshaft 4 are provided between the lower portions of the vertical wall portions 2a, 2b, 2c, 2d, and 2e and the rudder frame 3. ..
  • the crankshaft 4 is arranged so that the direction of its rotation axis coincides with the front-rear direction of the internal combustion engine.
  • the crankshaft 4 rotates clockwise when viewed from the axial direction of the crankshaft 4 from the first cylinder # 1 side to the fourth cylinder # 4 side.
  • the fourth crank bent portion 4d is formed. That is, the first to fourth crank bending portions 4a to 4d are formed in the portions of the crankshaft 4 corresponding to the first to fourth cylinders # 1 to # 4, respectively.
  • the first to fourth counterweights 6a to 6d are integrally formed on the first to fourth crank bending portions 4a to 4d in a well-known manner.
  • the masses of the first to fourth counter weights 6a to 6d convert the reciprocating inertial force due to the movement of the piston and connecting rod (not shown) into an inertial force having a rotation direction opposite to the rotation direction of the crankshaft 4. Is set to.
  • the first to fourth crank bending portions 4a to 4d will be described in detail later.
  • a flywheel 8 that stabilizes the rotation of the crankshaft 4 by inertia is fixed to the other end portion 4f (second end portion) of the crankshaft 4 in the axial direction.
  • An oil pan 9 is attached to the lower part of the cylinder block 2 via a plurality of fixing members (for example, bolts) (not shown).
  • a balancer device 10 that suppresses the primary vibration of the internal combustion engine is provided in the space formed in the oil pan 9.
  • the balancer device 10 includes a balancer shaft 11 in which the rotational force from the crankshaft 4 is transmitted via the crank gear 7 and the balancer gear 13 described later, and a housing 12 that accommodates and rotatably supports the balancer shaft 11. It has.
  • the balancer shaft 11 is arranged below the crankshaft 4 so as to be parallel to the rotation axis of the crankshaft 4.
  • the direction along the longitudinal direction of the balancer shaft 11 is defined as the "axial direction”
  • the direction orthogonal to the axial direction is defined as the "radial direction”.
  • a balancer gear 13 which is a driven helical gear in which the rotational force of the crankshaft 4 is transmitted via the crank gear 7 is fixed to the outer peripheral portion of the axial end portion 11a of the balancer shaft 11.
  • the balancer gear 13 has the same number of teeth as the crank gear 7, so that the balancer shaft 11 rotates in the rotation direction opposite to the rotation direction of the crankshaft 4 at the same rotation speed as the crankshaft 4. It has become.
  • the balancer shaft 11 is located below the first journal portion 11b located below the inter-cylinder vertical wall portion 2e on the second vertical wall portion 2b side and below the inter-cylinder vertical wall portion 2c on the first vertical wall portion 2a side. It has a second journal portion 11c and a third journal portion 11d located below the first vertical wall portion 2a.
  • the balancer shaft 11 is located below the first balancer weight 14a located below the fourth cylinder # 4, the second balancer weight 14b located below the first cylinder # 1, and below the second cylinder # 2. It has a third balancer weight 14c. That is, the balancer shaft 11 is formed at an axial position corresponding to the fourth crank bending portion 4d (a position where the fourth crank bending portion 4d and the balancer shaft 11 overlap in the direction of the rotation axis) of the first balancer weight 14a. A second balance weight 14b formed at an axial position corresponding to the first crank bending portion 4a (a position where the first crank bending portion 4a and the balancer shaft 11 overlap in the direction of the rotation axis) and the second crank.
  • the housing 12 is formed around the balancer shaft 11 by a half-split upper housing portion 12a arranged on the cylinder block 2 side and a half-split lower housing portion 12b arranged below the upper housing portion 12a. It is configured to surround a part of the area of. That is, as shown in FIG. 4, the housing 12 has four openings 15 opened on the crankshaft side (not shown), and the upper half of the balancer shaft 11 surrounds a part of the upper half of the balancer shaft 11.
  • the housing portion 12a and the half-split lower housing portion 12b that surrounds the lower half portion of the balancer shaft 11 are configured to surround a part of the periphery of the balancer shaft 11.
  • the upper housing portions 12a are formed on the flywheel 8 side of the first to third upper deck portions 16a to 16c and the first upper deck portions 16a provided at positions corresponding to the first to third journals 11b to 11d.
  • the first upper deck portion 16a and the fourth upper deck portion 16d facing in the axial direction are provided.
  • the first upper deck portion 16a is formed with a first upper bearing half portion 17a recessed in a semi-circular arc plane with respect to the mating surface with the lower housing portion 12b.
  • the second upper deck portion 16b is formed with a second upper bearing half portion 17b recessed in a semi-circular arc plane with respect to the mating surface with the lower housing portion 12b.
  • the third upper deck portion 16c is formed with a third upper bearing half portion 17c recessed in a semi-circular arc plane with respect to the mating surface with the lower housing portion 12b.
  • the first to third upper deck portions 16a to 16c have the same shape, and the first to third lower sides of the first to third lower deck portions 22a to 22c described later in the lower housing portion 12b.
  • An annular bearing portion is formed together with the deck portions 22a to 22c.
  • the fourth upper deck portion 16d has a flat contact surface 20 that contacts the flat contact surface 19 of the lower housing portion 12b.
  • two fixing member insertion holes 21 into which bolts (not shown) are inserted are formed in the first to fourth upper deck portions 16a to 16d, respectively.
  • the upper housing portion 12a is attached and fixed to the rudder frame 3 by screwing a bolt (not shown) inserted into each fixing member insertion hole 21 to a female screw portion formed on the lower surface of the rudder frame 3.
  • the lower housing portion 12b has first to fourth lower deck portions 22a to 22d provided at positions corresponding to the first to fourth upper deck portions 16a to 16d.
  • the first lower deck portion 22a is recessed in a semi-circular arc surface with respect to the mating surface with the upper housing portion 12a, and together with the first upper bearing half portion 17a, forms a annular bearing portion.
  • 23a is formed.
  • the second lower deck portion 22b is recessed in a semi-circular arc surface with respect to the mating surface with the upper housing portion 12a, and together with the second upper bearing half portion 17b, forms an annular bearing portion on the second lower side.
  • the bearing half portion 23b is formed.
  • the third lower deck portion 22c is recessed in a semi-circular arc surface with respect to the mating surface with the upper housing portion 12a, and together with the third upper bearing half portion 17c, forms an annular bearing portion.
  • the half portion 23c is formed.
  • a pair of half-split plane bearings 18 are provided in each bearing portion so that the first to third journal portions 11b to 11d of the balancer shaft 11 are rotatably supported by the plane bearings 18. It has become.
  • the first to fourth lower deck portions 22a to 22d are attached and fixed to the upper housing portion 12a via a plurality of (eight in this embodiment) fixing members, for example, bolts 24.
  • holes 25 recessed from the contact surface 20 toward the cylinder block 2 are formed on the contact surfaces 20 of the first and third upper deck portions 16a and 16c of the upper housing portion 12a, respectively. ing.
  • Positioning pins 27 are press-fitted into the holes 25 and the holes 26 formed in the contact surfaces 19 of the first and third lower deck portions 22a and 22c of the lower housing portion 12b.
  • the contact surface 28 of the upper housing portions 12a with the lower surface 30 of the rudder frame 3 of the first and third upper deck portions 16a and 16c has the lower housing portion 12b from the corresponding contact surface 28. Holes 29 recessed on the side are formed respectively.
  • a positioning pin 32 is press-fitted into each hole 29 and a hole 31 formed in the lower surface 30 of the rudder frame 3.
  • the rotation axis of the crankshaft 4 and the rotation axis of the balancer shaft 11 are arranged in parallel via an appropriate distance, so that between the crank gear 7 and the balancer gear 13. Is designed to give a moderate amount of backlash.
  • first upper deck portion 16a and the first lower deck portion 22a have a predetermined clearance on the inner thrust surfaces of the pair of annular flange portions 33 formed on both sides of the first journal portion 11b of the balancer shaft 11 in the axial direction. Are in contact with each other. As a result, the axial movement of the balancer shaft 11 with respect to the housing 12 is restricted.
  • a space formed between the first upper deck portion 16a and the first lower deck portion 22a and the fourth upper deck portion 16d and the fourth lower deck portion 22d is formed. It is a first weight accommodation space 34 that accommodates one balancer weight 14a. Similarly, a space formed between the second upper deck portion 16b and the second lower deck portion 22b and the third upper deck portion 16c and the third lower deck portion 22c accommodates the second balance weight 14b. It is a second weight accommodation space 35. Similarly, a space formed between the first upper deck portion 16a and the first lower deck portion 22a and the second upper deck portion 16b and the second lower deck portion 22b accommodates the third balance weight 14c. It has a 3-weight accommodation space 36. The length of the third weight accommodating space 36 along the axial direction of the balancer shaft 11 is larger than the length of the first and second weight accommodating spaces 34 and 35 along the axial direction.
  • FIG. 5 is a perspective view of the crankshaft 4 and the balancer shaft 11 provided in the first embodiment.
  • FIG. 6A is a schematic side view of the crankshaft 4 and the balancer shaft 11, and
  • FIG. 6B is a first to fourth crank bending portions 4a to 4d when viewed from the axial direction of the crankshaft 4. It is a front view which shows the angular position of, and the angular position of the 1st to 3rd balancer weights 14a to 14c when viewed from the axial direction of the balancer shaft 11.
  • the rotation direction of the crankshaft 4 is a clockwise direction
  • the rotation direction of the balancer shaft 11 is a counterclockwise direction.
  • the first crank bending portion 4a is a position corresponding to the top dead center position of the piston (not shown) in the first cylinder # 1, that is, the uppermost position in FIG. 6A. It is in. That is, the first crank bending portion 4a is located at the upper intersection 48 of the upper circle 37 and the vertical axis in FIG. 6B. With reference to the first crank bending portion 4a, the second crank bending portion 4b is arranged at the same angle as the first crank bending portion 4a in the rotation direction (circumferential direction) of the crankshaft 4.
  • crank bending portion 4c is arranged so as to be displaced by 120 degrees with respect to the first and second crank bending portions 4a and 4b in the rotation direction of the crankshaft 4.
  • fourth crank bending portion 4d is arranged so as to be displaced by 120 degrees with respect to the third crank bending portion 4c in the rotation direction of the crankshaft 4. That is, the fourth crank bending portion 4d is arranged so as to be displaced by 240 degrees with respect to the first and second crank bending portions 4a and 4b in the rotation direction of the crankshaft 4.
  • the combustion timing of the third and fourth cylinders # 3 and # 4 is 0 for the first to fourth crank bending portions. It is designed to deviate by 60 degrees from the combustion timing of the third and fourth cylinders of a general balancer device provided at angle positions of degrees, 180 degrees, 180 degrees, and 0 degrees.
  • the in-line 4-cylinder internal combustion engine 1 has a single cylinder composed of the first cylinder # 1 corresponding to the first crank bending portion 4a and a second cylinder corresponding to the second to fourth crank bending portions 4b to 4d. It can be regarded as an internal combustion engine configured by combining three cylinders consisting of the fourth cylinders # 2 to # 4.
  • the second balancer weight 14b formed on the balancer shaft 11 becomes a weight that cancels out the inertial force generated by the first cylinder # 1 corresponding to the single cylinder.
  • the first and third balancer weights 14a and 14c formed on the balancer shaft 11 are weights that cancel out the inertial forces generated by the second to fourth cylinders # 2 to # 4 corresponding to the three cylinders.
  • the first balancer weight 14a is formed in a portion of the balancer shaft 11 corresponding to the fourth crank bending portion 4d, that is, the other end portion 11e in the axial direction of the balancer shaft 11, and is centered on the rotation axis O1 of the balancer shaft 11.
  • the diameter is expanded like a fan in a state of being displaced in the radial direction.
  • the fourth crank bending portion 4d is arranged at a specific angle of 240 degrees from the first crank bending portion 4a in the rotation direction of the crankshaft 4 as shown in FIG. 6B
  • the first balance weight 14a is arranged.
  • 6 (b) is arranged so as to be offset by 30 degrees in the rotation direction of the balancer shaft 11 from the intersection 39 on the upper side of the lower circle 38 and the vertical axis.
  • the second balancer weight 14b is formed in a portion of the balancer shaft 11 corresponding to the first crank bending portion 4a, and has a fan-shaped diameter expansion in a state of being displaced in the radial direction about the rotation axis O1 of the balancer shaft 11. are doing.
  • the second balancer weight 14b is arranged at a predetermined angle with respect to the first balancer weight 14a in the rotation direction of the balancer shaft 11 except for 180 degrees or 360 degrees. That is, the second balancer weight 14b is arranged at an angle that is not 180 degrees (1, 2, 3 ...) times the natural number (1, 2, 3 ...) With respect to the first balancer weight 14a in the rotation direction of the balancer shaft 11. More specifically, as shown in FIG.
  • the second balancer weight The 14b is arranged so that 150 degrees ⁇ ⁇ 1 ⁇ 180 degrees.
  • the second balancer weight 14b is in a position shifted by 180 degrees with respect to the first crank bending portion 4a.
  • the second balancer weight 14b is arranged at an angle of 25 degrees to 35 degrees with respect to the third balancer weight 14c in a direction opposite to the rotation direction of the balancer shaft 11.
  • the second balancer weight 14b is arranged so as to be offset by 30 degrees with respect to the third balancer weight 14c.
  • the lower limit of 25 degrees and the upper limit of 35 degrees of the angle deviation with respect to the third balancer weight 14c are allowed between the second balancer weight 14b and the third balancer weight 14c in the manufacture of the balancer shaft 11. It is set based on possible manufacturing errors.
  • the third balancer weight 14c is formed in a portion of the balancer shaft 11 corresponding to the second crank bending portion 4b, and the diameter is expanded in a fan shape in a state of being displaced in the radial direction about the rotation axis O1 of the balancer shaft 11. are doing.
  • the distance D1 between the second balancer weight 14b and the third balancer weight 14c is set shorter than the distance D2 between the first balancer weight 14a and the third balancer weight 14c. There is. As shown in FIG.
  • the inertial force (precession) generated by the 2nd to 4th cylinders # 2 to # 4 corresponding to the 3 cylinders is provided below the 2nd and 4th cylinders # 2 and # 4 with a predetermined phase difference. It is offset in a well-known manner by the first and third balance weights 14a and 14c.
  • FIG. 7A is a perspective view of a conventional crankshaft 4 or the like used in a 4-cylinder internal combustion engine
  • FIG. 7B is a first to fourth cranks when viewed from the axial direction of the crankshaft 4. It is a front view which shows the angular position of the bent part 4a to 4d.
  • the crankshaft 4 of the prior art includes a first crank bending portion 4a, a second crank bending portion 4b arranged 120 degrees with respect to the first crank bending portion 4a in the rotation direction of the crankshaft 4, and a crankshaft 4.
  • a third crank bending portion 4c arranged 120 degrees with respect to the second crank bending portion 4b in the rotation direction of the above, and a fourth crank bending portion 4d arranged at the same angle as the first crank bending portion 4a.
  • the in-line 4-cylinder internal combustion engine having the first to fourth crank bending portions 4a to 4d arranged in this way is, for example, the three cylinders corresponding to the first to third crank bending portions 4a to 4c and the fourth crank bending. Considering that it is a combination of the single cylinder corresponding to the part 4d, the aging movement occurs from the three cylinders.
  • first and fourth crank bending portions 4a and 4d are provided with additional weights 40 and 41 for suppressing the precession movement.
  • the additional weights 40 and 41 can cancel the vertical component of the precession of the internal combustion engine.
  • the precession movement excluding the vertical component that is, the movement rotating in the direction orthogonal to the vertical direction remains.
  • the two first and second balancer shafts 42 and 43 of a general balancer device that suppresses the primary vibration of the in-line 3-cylinder internal combustion engine are placed on the side of the crankshaft 4. It is possible to place it on the side or below.
  • the first and second balancer shafts 42 and 43 are arranged on the side of the crankshaft 4, as shown in FIG. 7A, the first balancer shaft having the balancer weights 42a and 42b is shown.
  • the 42 and the second balancer shaft 43 having the balancer weights 43a and 43b are connected side by side in the vertical direction via the drive gear 44 and the driven gear 45, and are arranged on the side of the crankshaft 4 (right side in FIG. 7).
  • the balancer weights 42a and 43a are provided at the same angle position, while the balancer weights 42b and 43b are provided at an angle position 180 degrees with respect to the balancer weights 42a and 43a.
  • the balancer device may become larger and heavier, and the cost associated with manufacturing the balancer device may increase.
  • first and second balancer shafts 42 and 43 are used, it is necessary to form the bearing portion of the second balancer shaft 43 in the housing in addition to the bearing portion of the balancer shaft 42, and the friction loss due to the increase of the bearing portion. Was in danger of becoming large.
  • crankshaft 4 when the crankshaft 4 is swung in a direction orthogonal to the vertical direction due to the rotational movement, the crankshaft 4 wears a bearing portion (not shown) that rotatably supports the crankshaft 4, and this bearing. There was a risk that the durability of the part would decrease.
  • the second balancer weight is generally arranged 180 degrees or 360 degrees with respect to the first balancer weight in the rotation direction of the balancer shaft. ..
  • the second balancer weight 14b is arranged at a predetermined angle excluding 180 degrees or 360 degrees with respect to the first balancer weight 14a in the rotation direction of the balancer shaft 11.
  • the arrangement of the first and second balancer weights 14a and 14b of the balancer shaft 11 of the first embodiment is different from the arrangement of the first and second balancer weights of the general balancer shaft.
  • the second balancer weight 14b suppresses the inertial force generated by the first cylinder # 1 corresponding to a single cylinder, and the first, first,
  • the third balance weights 14a and 14c suppress the inertial force (precession) generated by the second to fourth cylinders # 2 to # 4, which correspond to the three cylinders.
  • the crankshaft 4 is less likely to be swung in the direction orthogonal to the vertical direction. Therefore, the bearing portion 5 that rotatably supports the crankshaft 4 is prevented from being worn due to the runout of the crankshaft 4, and the durability of the bearing portion 5 is improved.
  • the balancer device 10 can be made smaller and lighter than the case where the second balancer shafts 42 and 43 are used. As a result, the cost associated with manufacturing the balancer device 10 is reduced.
  • FIG. 8 is a perspective view of the crankshaft 4 and the balancer shaft 11 provided in the second embodiment.
  • FIG. 9A is a schematic side view of the second embodiment of the crankshaft 4 and the balancer shaft 11.
  • 9 (b) shows the angular positions of the first to fourth crank bending portions 4a to 4d when viewed from the axial direction of the crankshaft 4, and the first and second positions when viewed from the axial direction of the balancer shaft 11.
  • It is a front view of the 2nd Embodiment which shows the angular position of balance weights 14a, 14bc.
  • the balancer shaft 11 shown by the broken line of the first embodiment is arranged below FIG.
  • FIGS. 9A and 9B the second and third balance weights 14b and 14c of the first embodiment are shown by broken lines, respectively.
  • the second and third balancer weights 14b and 14c of the first embodiment are integrated and shown as a second balancer weight 14bc which is heavier than the first balancer weight 14a. That is, as shown in FIG. 9A, the second and third balance weights 14b and 14c are located at the central position between the first crank bending portion 4a and the second crank bending portion 4b (of the rotation axis of the crankshaft 4).
  • a second balance weight 14bc, which is heavier than the first balance weight 14a, is formed by being integrated at a position where it overlaps between the first crank bending portion 4a and the second crank bending portion 4b in the direction. ..
  • the second balancer weight 14b of the second embodiment is separated (divided) from the third balancer weight 14c of the first embodiment, the second balancer weight 14b of the first embodiment remains. Become.
  • the second and third balance weights 14b and 14c do not necessarily have to be located directly under the first and second cylinders # 1 and # 2, but are brought close to each other and integrated to form the second balance weight 14bc. Also, the inertial force can be suppressed in the same manner as in the first embodiment. However, in order to suppress the same inertial force, it is a condition that the relational expression described later is constant.
  • the weight of the second balance weight 14 bc be "M1". Further, the distance from the axial center position 46 of the third cylinder # 3 to the axial center position 47 of the second balancer weight 14bc in the axial direction of the balancer shaft 11 is defined as “D3”. Further, the distance from the rotation axis O1 of the balancer shaft 11 to the center of gravity G1 of the second balancer weight 14bc in the radial direction of the balancer shaft 11 is defined as "D4" (second offset distance described later).
  • the second balancer weight 14bc includes the vector B1 from the rotation axis O1 of the balancer shaft 11 to the second balancer weight 14b, and the rotation axis O1 to the third balancer weight of the balancer shaft 11. It is arranged at a position corresponding to the composite vector B3 with the vector B2 up to 14c.
  • the second balancer weight 14bc which also serves as the second balancer weight 14b, is arranged so that ⁇ 1 is 165 degrees, and 150 degrees ⁇ ⁇ 1 ⁇ 180 degrees.
  • the second balancer weight 14bc may be provided at the position of the second balancer weight 14b of the first embodiment, that is, at a position below the first crank bending portion 4a.
  • the distance from the rotation axis O1 of the balancer shaft 11 to the center of gravity G2 of the first balancer weight 14a is defined as "first offset distance D5"
  • the rotation axis O1 to the second balancer The distance of the weight 14 bc to the center of gravity G1 is defined as the "second offset distance D4".
  • the second offset distance D4 is set longer than the first offset distance D5. That is, by setting the second offset distance D4 longer than the first offset distance D5 in this way, the inertial force generated by the first cylinder # 1 and the inertial force generated by the second to fourth cylinders # 2 to # 4 Sufficient couple is generated to suppress the.
  • the amount calculated by multiplying the first offset distance D5 by the weight M2 of the first balancer weight 14a is defined as the "first unbalanced amount”
  • the second offset distance D4 is defined as the weight M1 of the second balancer weight 14bc.
  • the amount calculated by multiplying by is defined as the "second unbalanced amount”.
  • the second unbalanced amount is set to be larger than the first unbalanced amount. That is, by setting the second unbalanced amount to be larger than the first unbalanced amount in this way, the inertial force generated by the first cylinder # 1 and the inertial force generated by the second to fourth cylinders # 2 to # 4 Sufficient couple is generated to suppress the.
  • the second and third balancer weights 14b and 14c are integrated to form the second balancer weight 14bc, which is heavier than the weight of the first balancer weight 14a.
  • the second balance weight 14bc suppresses the inertial force generated by the first cylinder # 1 corresponding to a single cylinder, and in cooperation with the first balance weight 14a, the second to fourth cylinders # corresponding to three cylinders. Suppress precession caused by 2 to # 4.
  • the weight M1 and setting the distance D3 it is possible to reduce the weight of the balancer shaft 11 by the amount of reduction in the weight M1. Therefore, the material cost of the balancer shaft 11 can be reduced, and the weight of the balancer device 10 can be reduced.
  • the second offset distance D4 is set to be longer than the first offset distance D5. Therefore, even if the weight M2 of the first balancer weight 14a is heavier than the weight M1 of the second balancer weight 14bc, the internal combustion engine is satisfied by satisfying the condition that the second offset distance D4 is longer than the first offset distance D5. The inertial force generated in the engine 1 can be suppressed.
  • FIG. 10 is a perspective view of the crankshaft 4 and the balancer shaft 11 provided in the third embodiment.
  • FIG. 11A is a schematic side view of a third embodiment of the crankshaft 4 and the balancer shaft 11.
  • 11 (b) shows the angular positions of the first to fourth crank bending portions 4a to 4d when viewed from the axial direction of the crankshaft 4, and the first to third when viewed from the axial direction of the balancer shaft 11.
  • It is a front view of the 3rd Embodiment which shows the angular position of balance weights 14a to 14c.
  • the first crank bending portion 4a is located in the first cylinder # 1 at a position corresponding to the top dead center position of the piston (not shown), that is, FIG. 11 ( It is in the uppermost position of a). That is, the first crank bending portion 4a is located at the upper intersection 48 of the upper circle 37 and the vertical axis in FIG. 11B.
  • the second crank bending portion 4b is arranged so as to be displaced by 120 degrees from the first crank bending portion 4a in the rotation direction of the crankshaft 4.
  • the third crank bending portion 4c is arranged so as to be displaced by 120 degrees with respect to the second crank bending portion 4b in the rotation direction of the crankshaft 4. That is, the third crank bending portion 4c is arranged so as to be displaced by 240 degrees with respect to the first crank bending portion 4a in the rotation direction of the crankshaft 4. Further, the fourth crank bending portion 4d is arranged so as to be displaced by 120 degrees with respect to the third crank bending portion 4c in the rotation direction of the crankshaft 4, and is positioned at the same angle as the first crank bending portion 4a in the rotation direction of the crankshaft 4. It is located in.
  • the in-line 4-cylinder internal combustion engine 1 includes three cylinders including first to third cylinders # 1 to # 3 corresponding to the first to third crank bending portions 4a to 4c, and a fourth crank. It can be regarded as an internal combustion engine configured by combining a single cylinder composed of a fourth cylinder # 4 corresponding to the bent portion 4d.
  • the second and third balancer weights 14b and 14c that suppress the inertial force generated by the first to third cylinders # 1 to # 3 are provided below the first and third crank bending portions 4a and 4c.
  • the first balancer weight 14a that suppresses the inertial force generated by the fourth cylinder # 4 is provided below the fourth crank bending portion 4d.
  • the first balance weight 14a is located on the lower side shown in FIG. 11 (b) when the fourth crank bending portion 4d is located at the upper intersection 48 of the upper circle 37 shown in FIG. 11 (b) and the vertical axis. It is arranged at the lower intersection 49 of the circle 38 and the vertical axis. That is, the first balancer weight 14a is in a position shifted by 180 degrees, which is a specific angle, with respect to the fourth crank bending portion 4d.
  • the third balance weight 14c is arranged below the third crank bending portion 4c as shown in FIG. 11A. Therefore, in the axial direction of the balancer shaft 11, the distance D1 between the second balancer weight 14b and the third balancer weight 14c is set longer than the distance D2 between the first balancer weight 14a and the third balancer weight 14c. Has been done.
  • the third balancer weight 14c is arranged so that ⁇ 4, which is an angle formed from the second balancer weight 14b to the third balancer weight 14c in the rotation direction of the balancer shaft 11, is 175 degrees ⁇ ⁇ 4 ⁇ 185 degrees. ..
  • a new balancer weight 14ac can be formed by integrating the third balancer weight 14c with the first balancer weight 14a at the central position between the portions 4d.
  • the balancer weight 14ac of the third embodiment corresponds to the second balancer weight 14bc of the second embodiment, and is the first balancer weight 14a side or the third balancer along the axial direction of the balancer shaft 11. It can be appropriately offset to the weight 14c side.
  • the balancer weight 14ac includes the vector B4 from the rotation axis O1 of the balancer shaft 11 to the first balancer weight 14a and the rotation axis O1 to the third balancer weight 14c of the balancer shaft 11. Is arranged at a position corresponding to the composite vector B6 with the vector B5 of. That is, the balancer weight 14ac is arranged so as to be offset by 75 degrees with respect to the third balancer weight 14c in the rotation direction of the balancer shaft 11.
  • FIG. 12 is a perspective view of the crankshaft 4 and the balancer shaft 11 provided in the fourth embodiment.
  • FIG. 13 (a) is a schematic side view of the fourth embodiment of the crankshaft 4 and the balancer shaft 11.
  • 13 (b) shows the angular positions of the first to fourth crank bending portions 4a to 4d when viewed from the axial direction of the crankshaft 4, and the first to third when viewed from the axial direction of the balancer shaft 11.
  • It is a front view of the 4th Embodiment which shows the angular position of balance weights 14a to 14c.
  • the arrangement of the first to fourth crank bending portions 4a to 4d of the fourth embodiment is the same as the arrangement of the first to fourth crank bending portions 4a to 4d of the third embodiment.
  • the in-line 4-cylinder internal combustion engine 1 having the first to fourth crank bending portions 4a to 4d is a single cylinder composed of the first cylinder # 1 corresponding to the first crank bending portion 4a.
  • a second balancer weight 14b that suppresses the inertial force generated by the first cylinder # 1 is provided below the first crank bending portion 4a.
  • the first and third balance weights 14a and 14c that suppress the inertial force generated by the second to fourth cylinders # 2 to # 4 are provided below the fourth and second crank bending portions 4d and 4b. ..
  • the first balancer weight 14a is in a direction opposite to the rotation direction of the balancer shaft 11 when the fourth crank bending portion 4d is located at the upper intersection 48 of the upper circle 37 and the vertical axis shown in FIG. 13B.
  • the circle 38 on the lower side and the intersection 49 on the lower side with the vertical axis are arranged at an angle of 25 degrees to 35 degrees.
  • the first balance weight 14a is arranged so as to be offset by 30 degrees from the intersection 49. In other words, it can be said that the first balancer weight 14a is arranged at a specific angle of 210 degrees from the first crank bending portion 4a in the rotation direction of the crankshaft 4.
  • first crank bending portion 4a and the second crank bending portion 4a and the second crank bending are performed as shown in FIG. 13A, similarly to the second and third balance weights 14b and 14c described in the second embodiment.
  • a new second balancer weight 14bc can be formed by integrating the third balancer weight 14c with the second balancer weight 14b at the central position between the portions 4b.
  • the second balancer weight 14bc includes a vector B7 from the rotation axis O1 of the balancer shaft 11 to the second balancer weight 14b, and the rotation axis O1 to the third balancer weight of the balancer shaft 11. It is arranged at a position corresponding to the combined vector B9 with the vector B8 up to 14c. That is, the second balancer weight 14bc is arranged so as to be displaced by 75 degrees from the second balancer weight 14b in the rotation direction of the balancer shaft 11.
  • FIG. 14 is a perspective view of the crankshaft 4 and the balancer shaft 11 provided in the fifth embodiment.
  • FIG. 15 (a) is a schematic side view of a fifth embodiment of the crankshaft 4 and the balancer shaft 11.
  • 15 (b) shows the angular positions of the first to fourth crank bending portions 4a to 4d when viewed from the axial direction of the crankshaft 4, and the first to third when viewed from the axial direction of the balancer shaft 11.
  • It is a front view of the 5th Embodiment which shows the angular position of balance weights 14a to 14c.
  • the first crank bending portion 4a is a position corresponding to the top dead center position of the piston (not shown) in the first cylinder # 1, that is, FIG. 15 ( It is in the uppermost position of a). That is, the first crank bending portion 4a is located at the upper intersection 48 of the upper circle 37 and the vertical axis in FIG. 15B. Further, the second crank bending portion 4b is arranged so as to be displaced by 120 degrees with respect to the first crank bending portion 4a in a direction opposite to the rotation direction of the crankshaft 4.
  • crank bending portion 4c is arranged so as to be displaced by 120 degrees with respect to the second crank bending portion 4b in the rotation direction of the crankshaft 4, and is arranged at the same angle position as the first crank bending portion 4a.
  • fourth crank bending portion 4d is arranged so as to be displaced by 120 degrees with respect to the first and third crank bending portions 4a and 4c in the rotation direction of the crankshaft 4.
  • the in-line 4-cylinder internal combustion engine 1 corresponds to a single cylinder composed of the first cylinder # 1 corresponding to the first crank bending portion 4a and the second to fourth crank bending portions 4b to 4d. It can be regarded as an internal combustion engine configured by combining three cylinders consisting of second to fourth cylinders # 2 to # 4.
  • a second balancer weight 14b that suppresses the inertial force generated by the first cylinder # 1 is provided below the first crank bending portion 4a.
  • the first and third balancer weights 14a and 14c that suppress the inertial force generated by the second to fourth cylinders # 2 to # 4 are provided below the fourth and second crank bending portions 4d and 4b. ..
  • the first balancer weight 14a is located at a position where the fourth crank bending portion 4d is deviated by 120 degrees in the rotational direction of the crankshaft 4 from the upper intersection 48 of the upper circle 37 and the vertical axis shown in FIG. 15 (b). 15 (b) is arranged at the intersection 50 on the right side of the lower circle 38 and the horizontal axis. In other words, it can be said that the first balancer weight 14a is arranged at a specific angle of 90 degrees from the first crank bending portion 4a in the rotation direction of the crankshaft 4.
  • the second balancer weight 14b is arranged at an angle in the range of 85 degrees to 95 degrees with respect to the first balancer weight 14a in the direction opposite to the rotation direction of the balancer shaft 11.
  • the second balancer weight 14b is arranged at an angle of 85 degrees to 95 degrees with respect to the third balancer weight 14c in the rotation direction of the balancer shaft 11.
  • the lower limit of 85 degrees and the upper limit of 95 degrees of the deviation amount of the second balancer weight 14b are the same as the second balancer weight 14b and the first and third balancer weights 14a and 14c in the manufacture of the balancer shaft 11. It is set based on the manufacturing error that can be tolerated between them.
  • the second balancer weight 14b is arranged so as to be offset by 90 degrees with respect to the first balancer weight 14a in the direction opposite to the rotation direction of the balancer shaft 11. That is, the second balancer weight 14b is arranged so as to be offset by 90 degrees with respect to the third balancer weight 14c in the rotation direction of the balancer shaft 11.
  • a new second balancer weight 14bc can be formed by integrating the third balancer weight 14c with the second balancer weight 14b at the central position between the portions 4b.
  • the second balancer weight 14bc includes the vector B10 from the rotation axis O1 of the balancer shaft 11 to the second balancer weight 14b, and the rotation axis O1 to the third balancer weight of the balancer shaft 11. It is arranged at a position corresponding to the composite vector B12 with the vector B11 up to 14c. That is, the second balancer weight 14bc is arranged so as to be displaced by 45 degrees with respect to the third balancer weight 14c in the rotation direction of the balancer shaft 11.
  • the upper housing portion 12a is formed separately from the cylinder block 2 and the rudder frame 3 has been disclosed, but the upper housing portion 12a is integrally formed with the cylinder block 2 and the rudder frame 3. May be done.
  • the balancer shaft 11 is arranged in a horizontal position not below the crankshaft 4 but on the side of the crankshaft 4, and further, the housing portion is covered from the side of the balancer shaft 11 to cover the cylinder block 2 and the rudder. It can be attached to the frame 3.
  • the configuration in which the upper housing portion 12a has the opening 15 is disclosed, but the configuration in which the upper housing portion 12a does not have the opening 15 can also be applied to the present invention.
  • balancer device based on the embodiment described above, for example, the one described below can be considered.
  • a first crank bending portion of a crankshaft which is arranged so that the respective angles are shifted by 120 degrees in the direction of the rotation axis of the crankshaft in order from the end of the crankshaft in the rotation direction of the crankshaft.
  • a series cylinder comprising four bends formed with a second crank bend, a third crank bend and a fourth crank bend, of which two crankshafts have the crankshaft provided at the same angle.
  • a balancer shaft that is arranged parallel to the rotation axis of the crankshaft and transmits a rotational force in a direction opposite to the rotation direction of the crankshaft, and the balancer shaft.
  • the first balancer weight is provided on the balancershaft at a position where it overlaps at least between the first crank bending portion and the third crank bending portion in the direction of the rotation axis of the balancershaft. It includes a second balancer weight that is arranged at a predetermined angle other than 180 degrees or 360 degrees with respect to the first balancer weight in the rotation direction of the balancer shaft.
  • the weight of the second balancer weight is larger than the weight of the first balancer weight.
  • the second offset distance which is the distance from the rotation axis to the center of gravity of the second balancer weight in the radial direction of the balancer shaft with respect to the rotation axis, is the said. It is longer than the first offset distance, which is the distance from the rotation axis to the center of gravity of the first balance weight.
  • the second unbalanced amount calculated by multiplying the second offset distance by the weight of the second balancer weight is the first offset distance. It is larger than the first unbalanced amount calculated by multiplying the weight of the first balance weight.
  • the second balancer weight has a third balancer weight separated from the second balancer weight, and the third balancer weight is the balancer shaft.
  • the angle provided between the first balancer weight and the second balancer weight on the rotation axis of the above and formed from the first balancer weight to the third balancer weight in the rotation direction of the balancer shaft is set to ⁇ 2. Occasionally, it is arranged so that 175 degrees ⁇ ⁇ 2 ⁇ 185 degrees.
  • 150 degrees where ⁇ 1 is the predetermined angle formed from the first balancer weight to the second balancer weight in the direction of rotation of the balancer shaft. ⁇ 1 ⁇ 180 degrees.
  • 0 degrees when the predetermined angle formed from the first balancer weight to the second balancer weight in the rotation direction of the balancer shaft is ⁇ 3. ⁇ 3 ⁇ 30 degrees.
  • the first crank bend is provided on the balancer shaft at the same angle as the second crank bend in the direction of rotation of the crankshaft.
  • the third crank bending portion is provided on the balancer shaft at a deviation of 120 degrees from the second crank bending portion in the rotation direction of the crankshaft, and the fourth crank bending portion is provided in the rotation direction of the crankshaft.
  • the balancer shaft is provided with a deviation of 120 degrees from the bent portion of the third crank.
  • the first crank bend is provided on the balancer shaft at the same angle as the fourth crank bend in the direction of rotation of the crankshaft.
  • the second crank bending portion is provided on the balancer shaft at a deviation of 120 degrees from the first crank bending portion in the rotation direction of the crankshaft, and the third crank bending portion is provided in the rotation direction of the crankshaft.
  • the balancer shaft is provided with a deviation of 120 degrees from the bent portion of the second crank.
  • the first crankshaft is provided on the balancershaft at the same angle as the third crankshaft in the direction of rotation of the crankshaft.
  • the second crank bending portion is provided on the balancer shaft at a distance of 120 degrees from the first crank bending portion in a direction opposite to the rotation direction of the crank shaft, and the fourth crank bending portion is provided on the balancer shaft.
  • the balancer shaft is provided with a deviation of 120 degrees from the bent portion of the first crank in the direction of rotation.
  • the particular angle is 240 degrees, 180 degrees, 210 degrees or 90 degrees.
  • balancer device based on the embodiment described above, for example, the device described below can be considered.
  • a balancer device applied to an in-line 4-cylinder internal combustion engine having a combustion interval of not 180 degrees is, as one embodiment, a housing, a balancer shaft housed in the housing and rotationally driven by the internal combustion engine, and the balancer shaft.
  • the first balancer provided on the balancer shaft and the first balancer provided on the balancer shaft at a position separated from the first balancer weight in the direction of the rotation axis of the balancer shaft and in the circumferential direction with respect to the rotation axis.
  • a second balancer weight arranged at a predetermined angle not a natural number of 180 degrees with respect to the weight, and the first balancer weight and the second balancer provided on the balancer shaft in the direction of the rotation axis of the balancer shaft.
  • a third balancer weight which is arranged at a position separated from the weight and is arranged at an angle in the range of 175 degrees to 185 degrees excluding 180 degrees with respect to the first balancer weight in the circumferential direction of the rotation axis. Be prepared.
  • the balancer shaft includes a gear to which rotational force from the internal combustion engine is transmitted, a second balancer weight, and the balancer shaft in order from one end in the direction of the rotation axis of the balancer shaft.
  • a third balance weight and the first balance weight are provided.
  • the second balancer weight is from 25 degrees to the first balancer weight or the third balancer weight in the circumferential direction of the rotation axis of the balancer shaft. They are staggered at an angle in the range of 35 degrees.
  • the second balancer weight is from 85 degrees to the first balancer weight or the third balancer weight in the circumferential direction of the rotation axis of the balancer shaft. They are staggered at an angle in the range of 95 degrees.
  • the third balancer weight has a distance between the second balancer weight and the third balancer weight in the direction of the rotation axis of the balancer shaft.
  • the balancer shaft is provided so as to be shorter than the distance between the first balancer weight and the third balancer weight.
  • the third balancer weight has a distance between the second balancer weight and the third balancer weight in the direction of the rotation axis of the balancer shaft.
  • the balancer shaft is provided so as to be longer than the distance between the first balancer weight and the third balancer weight.
  • a crankshaft having four crank bending portions is provided, and the angles of the four crank bending portions are shifted by 120 degrees in the rotation direction of the crank shaft, and two crank bending portions out of the four crank bending portions are arranged.
  • An in-line cylinder internal combustion engine in which is arranged at the same angle is, as one aspect, a balancer shaft which is arranged parallel to the rotation axis of the crankshaft and rotates in a direction opposite to the rotation direction of the crankshaft, and the balancer shaft.

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Abstract

クランクシャフト（４）が、クランクシャフト（４）の回転方向において同じ角度で配置された第１、第２クランク屈曲部（４ａ，４ｂ）と、クランク屈曲部（４ａ，４ｂ）に対して１２０度ずらして配置された第３クランク屈曲部（４ｃ）と、第３クランク屈曲部（４ｃ）に対して１２０度ずらして配置された第４クランク屈曲部（４ｄ）とを有する。バランサシャフト（１１）が、第１、第２クランク屈曲部（４ａ，４ｂ）の間の中央位置に設けられ、下側の円（３８）と縦軸との上側の交点（３９）からバランサシャフト（１１）の回転方向に３０度ずらして配置された第１バランサウエイト（１４ａ）と、バランサシャフト（１１）の回転方向において第１バランサウエイト（１４ａ）から１５０度以上でかつ１８０度未満の範囲の角度ずらして配置された第２バランサウエイト（１４ｂｃ）とを有する。

Description

バランサ装置および内燃機関
　本発明は、バランサ装置および内燃機関に関する。
　従来の内燃機関の一例として、例えば以下の特許文献１に記載された内燃機関が知られている。
　特許文献１に記載の内燃機関は、直列４気筒の内燃機関であり、クランクケース内に回転可能に支持されたクランクシャフトを有している。このクランクシャフトは、連結部材を介して各ピストンと連結される４つのクランク屈曲部を備えている。これらの４つのクランク屈曲部は、クランクシャフトの回転方向において１２０度ずらして配置され、さらに、４つのクランク屈曲部のうち２つのクランク屈曲部が同じ角度で配置されている。
　また、４つのクランク屈曲部のうちクランクシャフトの軸方向両端側に位置する２つのクランク屈曲部には、付加ウエイトが設けられている。
特表２０１８－５１０２９４号公報
　上記のようにクランク屈曲部に付加ウエイトを設けた構成は、１次振動である所謂みそすり運動（以下、歳差運動とする）の鉛直方向の成分を相殺することはできるが、歳差運動から鉛直方向の成分を除いた運動、つまり鉛直方向に直交する方向に回動する運動が残ってしまう虞があった。
　上記回動運動を抑制するためには、クランクシャフトの下方に直列４気筒内燃機関用の従来のバランサ装置を適用することが考えられるが、当該直列４気筒内燃機関用の従来のバランサ装置では、上記回動運動を抑制することは困難である。
　本発明は、従来の実情に鑑みて案出されたもので、４つのクランク屈曲部を有する直列気筒の内燃機関において、鉛直方向に直交する方向に回動する運動を抑制することが可能なバランサ装置および内燃機関を提供することを一つの目的としている。
　本発明の好ましい態様の一つとしては、４つのクランク屈曲部のそれぞれの角度が１２０度ずらして配置され、前記４つのクランク屈曲部のうち２つのクランク屈曲部が同じ角度で配置される、直列気筒の内燃機関のバランサ装置において、第２バランサウエイトが、バランサシャフトの回転方向において第１バランサウエイトに対して１８０度または３６０度を除く所定角度ずれて配置されている。
　本発明の好ましい態様によれば、４つのクランク屈曲部を有する直列気筒の内燃機関において、鉛直方向に直交する方向に回動する運動を抑制することができる。
第１の実施形態のバランサ装置が適用される内燃機関の正面図である。 図１の線Ａ－Ａに沿って切断した内燃機関の断面図である。 図１の線Ｂ－Ｂに沿って切断した内燃機関の断面図である。 第１の実施形態のバランサ装置の斜視図である。 第１の実施形態のバランサシャフト等の斜視図である。 （ａ）は、クランクシャフトおよびバランサシャフトの第１の実施形態の概略的な側面図、（ｂ）は、クランクシャフトの軸方向から見たときの第１～第４クランク屈曲部の角度位置と、バランサシャフトの軸方向から見たときの第１～第３バランサウエイトの角度位置とを示す正面図である。 （ａ）は、従来技術のクランクシャフト等の斜視図、（ｂ）は、クランクシャフトの軸方向から見たときの第１～第４クランク屈曲部の角度位置を示す正面図である。 第２の実施形態のバランサシャフト等の斜視図である。 （ａ）は、クランクシャフトおよびバランサシャフトの第２の実施形態の概略的な側面図、（ｂ）は、クランクシャフトの軸方向から見たときの第１～第４クランク屈曲部の角度位置と、バランサシャフトの軸方向から見たときの第１、第２バランサウエイトの角度位置を示す第２の実施形態の正面図である。 第３の実施形態のバランサシャフト等の斜視図である。 （ａ）は、クランクシャフトおよびバランサシャフトの第３の実施形態の概略的な側面図、（ｂ）は、クランクシャフトの軸方向から見たときの第１～第４クランク屈曲部の角度位置と、バランサシャフトの軸方向から見たときの第１～第３バランサウエイトの角度位置とを示す第３の実施形態の正面図である。 第４の実施形態のバランサシャフト等の斜視図である。 （ａ）は、クランクシャフトおよびバランサシャフトの第４の実施形態の概略的な側面図、（ｂ）は、クランクシャフトの軸方向から見たときの第１～第４クランク屈曲部の角度位置と、バランサシャフトの軸方向から見たときの第１～第３バランサウエイトの角度位置とを示す第４の実施形態の正面図である。 第５の実施形態のバランサシャフト等の斜視図である。 （ａ）は、クランクシャフトおよびバランサシャフトの第５の実施形態の概略的な側面図、（ｂ）は、クランクシャフトの軸方向から見たときの第１～第４クランク屈曲部の角度位置と、バランサシャフトの軸方向から見たときの第１～第３バランサウエイトの角度位置とを示す第５の実施形態の正面図である。
　以下、本発明のバランサ装置の実施形態を図面に基づき説明する。
　［第１の実施形態］
　［バランサ装置の構成］
　図１は、第１の実施形態のバランサ装置１０が適用される内燃機関１の正面図である。図２は、図１の線Ａ－Ａに沿って切断した内燃機関１の断面図である。図３は、図１の線Ｂ－Ｂに沿って切断した内燃機関１の断面図である。図４は、第１の実施形態のバランサ装置１０の斜視図である。
　内燃機関１は、例えば直列４気筒のガソリンエンジンであり、金属、例えばアルミニウム合金からなるシリンダブロック２を有している。このシリンダブロック２は、該シリンダブロック２の一方の側壁を構成する第１縦壁部２ａと、他方の側壁を構成する第２縦壁部２ｂと、第１、第２縦壁部２ａ，２ｂと平行になるように該第１、第２縦壁部２ａ，２ｂの間に形成された３つの気筒間縦壁部２ｃ，２ｄ，２ｅとを有している。第１、第２縦壁部２ａ，２ｂと該第１、第２縦壁部２ａ，２ｂと対向する気筒間縦壁部２ｃ，２ｅとの間の空間、互いに対向する２つの気筒間縦壁部２ｃ，２ｄの間の空間や２つの気筒間縦壁部２ｄ，２ｅの間の空間は、縦壁部２ａ，２ｂ，２ｃ，２ｄ，２ｅに沿って連続する気筒となっている。図２に示すように、本実施形態では、各気筒を、第１縦壁部２ａ側から順に、第１気筒＃１、第２気筒＃２、第３気筒＃３および第４気筒＃４とする。
　また、第１、第２縦壁部２ａ，２ｂおよび各気筒間縦壁部２ｃ，２ｄ，２ｅの下部には、図示せぬ複数の固定部材、例えばボルトを介してラダーフレーム３が取付固定されている。図２に示すように、縦壁部２ａ，２ｂ，２ｃ，２ｄ，２ｅの下部とラダーフレーム３との間には、クランクシャフト４を回転可能に支持する５つの軸受部５が設けられている。
　クランクシャフト４は、その回転軸線の方向が内燃機関の前後方向と一致するように配置されている。クランクシャフト４は、第１気筒＃１側から第４気筒＃４側へ向かってクランクシャフト４の軸方向から見たときに、時計回りに回転する。クランクシャフト４には、該クランクシャフト４の軸方向一端部（第１端部、端部）４ｅ側から順に、第１クランク屈曲部４ａ、第２クランク屈曲部４ｂ、第３クランク屈曲部４ｃおよび第４クランク屈曲部４ｄが形成されている。つまり、クランクシャフト４のうち第１～第４気筒＃１～＃４に対応した部位には、第１～第４クランク屈曲部４ａ～４ｄがそれぞれ形成されている。第１～第４クランク屈曲部４ａ～４ｄには、第１～第４カウンタウエイト６ａ～６ｄが周知の態様で一体に形成されている。第１～第４カウンタウエイト６ａ～６ｄの質量は、図示せぬピストンおよびコンロッドの運動に伴う往復方向の慣性力をクランクシャフト４の回転方向とは逆向きの回転方向を有する慣性力に変換するように設定されている。なお、第１～第４クランク屈曲部４ａ～４ｄについては、後に詳細に説明される。
　クランクシャフト４の軸方向一端部４ｅ寄りの部位の外周部には、クランクシャフト４からの回転力を後述するバランサギア１３へ伝達するヘリカルギアであるクランクギア７が固定されている。
　また、クランクシャフト４の軸方向他端部４ｆ（第２端部）には、慣性によってクランクシャフト４の回転を安定させるフライホイール８が固定されている。
　シリンダブロック２の下部には、図示せぬ複数の固定部材、例えばボルトを介してオイルパン９が取り付けられている。このオイルパン９内に形成された空間に、内燃機関の一次振動を抑制するバランサ装置１０が設けられている。バランサ装置１０は、クランクシャフト４からの回転力がクランクギア７および後述するバランサギア１３を介して伝達されるバランサシャフト１１と、該バランサシャフト１１を収容すると共に、回転可能に支持するハウジング１２とを備えている。
　バランサシャフト１１は、クランクシャフト４の回転軸線と平行となるように、クランクシャフト４の下方に配置されている。ここで、以下の説明の便宜上、バランサシャフト１１の長手方向に沿った方向を「軸方向」と定義し、該軸方向と直交する方向を「径方向」と定義する。
　バランサシャフト１１の軸方向一端部１１ａの外周部には、クランクシャフト４の回転力がクランクギア７を介して伝達される従動側のヘリカルギアであるバランサギア１３が固定されている。バランサギア１３は、クランクギア７と同じ歯数を有しており、これにより、バランサシャフト１１は、クランクシャフト４の回転方向とは反対の回転方向へクランクシャフト４と同じ回転速度で回転するようになっている。バランサシャフト１１は、第２縦壁部２ｂ側の気筒間縦壁部２ｅの下方に位置する第１ジャーナル部１１ｂと、第１縦壁部２ａ側の気筒間縦壁部２ｃの下方に位置する第２ジャーナル部１１ｃと、第１縦壁部２ａの下方に位置する第３ジャーナル部１１ｄとを有している。
　また、バランサシャフト１１は、第４気筒＃４の下方に位置する第１バランサウエイト１４ａと、第１気筒＃１の下方に位置する第２バランサウエイト１４ｂと、第２気筒＃２の下方に位置する第３バランサウエイト１４ｃとを有している。つまり、バランサシャフト１１は、第４クランク屈曲部４ｄに対応した軸方向位置（第４クランク屈曲部４ｄとバランサシャフト１１の回転軸線の方向においてオーバーラップする位置）に形成された第１バランサウエイト１４ａと、第１クランク屈曲部４ａに対応した軸方向位置（第１クランク屈曲部４ａとバランサシャフト１１の回転軸線の方向においてオーバーラップする位置）に形成された第２バランサウエイト１４ｂと、第２クランク屈曲部４ｂに対応した軸方向位置（第２クランク屈曲部４ｂとバランサシャフト１１の回転軸線の方向においてオーバーラップする位置）に形成された第３バランサウエイト１４ｃとを有している。第１～第３バランサウエイト１４ａ～１４ｃについては、後に詳細に説明される。
　ハウジング１２は、シリンダブロック２側に配置される半割状の上側ハウジング部１２ａと、該上側ハウジング部１２ａの下方に配置される半割状の下側ハウジング部１２ｂとによって、バランサシャフト１１の周囲の一部の領域を囲むように構成されている。つまり、ハウジング１２は、図４に示すように、図外のクランクシャフト側に開口した４つの開口部１５を有し、バランサシャフト１１の上側半部の一部の領域を囲む半割状の上側ハウジング部１２ａと、バランサシャフト１１の下側半部を囲む半割状の下側ハウジング部１２ｂとによってバランサシャフト１１の周囲の一部の領域を囲むように構成されている。
　上側ハウジング部１２ａは、第１～第３ジャーナル１１ｂ～１１ｄと対応する位置に設けられた第１～第３上側デッキ部１６ａ～１６ｃと、第１上側デッキ部１６ａよりもフライホイール８側に形成され、第１上側デッキ部１６ａと軸方向に対向する第４上側デッキ部１６ｄとを有している。第１上側デッキ部１６ａには、下側ハウジング部１２ｂとの合わせ面に対して半円弧面状に凹んだ第１上側軸受半部１７ａが形成されている。同様に、第２上側デッキ部１６ｂには、下側ハウジング部１２ｂとの合わせ面に対して半円弧面状に凹んだ第２上側軸受半部１７ｂが形成されている。同じく、第３上側デッキ部１６ｃには、下側ハウジング部１２ｂとの合わせ面に対して半円弧面状に凹んだ第３上側軸受半部１７ｃが形成されている。第１～第３上側デッキ部１６ａ～１６ｃは、同様の形状を有しており、下側ハウジング部１２ｂの後述する第１～第３下側デッキ部２２ａ～２２ｃの第１～第３下側デッキ部２２ａ～２２ｃと共に環状の軸受部をそれぞれ構成する。また、第４上側デッキ部１６ｄは、下側ハウジング部１２ｂの平坦な当接面１９に当接する平坦な当接面２０を有している。
　また、第１～第４上側デッキ部１６ａ～１６ｄには、図示せぬボルトが挿入される２つの固定部材挿入孔２１がそれぞれ形成されている。各固定部材挿入孔２１に挿入される図示せぬボルトがラダーフレーム３の下面に形成された雌ねじ部にねじ留めされることで、上側ハウジング部１２ａがラダーフレーム３に取付固定される。
　下側ハウジング部１２ｂは、第１～第４上側デッキ部１６ａ～１６ｄに対応した位置に設けられた第１～第４下側デッキ部２２ａ～２２ｄを有している。第１下側デッキ部２２ａには、上側ハウジング部１２ａとの合わせ面に対して半円弧面状に凹み、第１上側軸受半部１７ａと共に環状の軸受部を構成する第１下側軸受半部２３ａが形成されている。同様に、第２下側デッキ部２２ｂには、上側ハウジング部１２ａとの合わせ面に対して半円弧面状に凹み、第２上側軸受半部１７ｂと共に環状の軸受部を構成する第２下側軸受半部２３ｂが形成されている。同じく、第３下側デッキ部２２ｃには、上側ハウジング部１２ａとの合わせ面に対して半円弧面状に凹み、第３上側軸受半部１７ｃと共に環状の軸受部を構成する第３下側軸受半部２３ｃが形成されている。各軸受部には、一対の半割状のプレーンベアリング１８が設けられており、該プレーンベアリング１８によって、バランサシャフト１１の第１～第３ジャーナル部１１ｂ～１１ｄが回転可能に軸受けされるようになっている。また、第１～第４下側デッキ部２２ａ～２２ｄは、複数（本実施形態では８つ）の固定部材、例えばボルト２４を介して上側ハウジング部１２ａに取付固定されている。
　図３に示すように、上側ハウジング部１２ａの第１、第３上側デッキ部１６ａ，１６ｃの当接面２０には、該当接面２０からシリンダブロック２側に凹んだ穴部２５がそれぞれ形成されている。各穴部２５と、下側ハウジング部１２ｂの第１、第３下側デッキ部２２ａ，２２ｃの当接面１９に形成された各穴部２６とには、位置決めピン２７が圧入されている。この位置決めピン２７を介した上側ハウジング部１２ａと下側ハウジング部１２ｂとの位置決めにより、第１～第３上側軸受半部１７ａ～１７ｃに配置されたプレーンベアリング１８と、第１～第３下側軸受半部２３ａ～２３ｃに配置されたプレーンベアリング１８の軸方向位置のずれを抑制するようになっている。
　同じく図３に示すように、上側ハウジング部１２ａの第１、第３上側デッキ部１６ａ，１６ｃのラダーフレーム３の下面３０との当接面２８には、該当接面２８から下側ハウジング部１２ｂ側に凹んだ穴部２９がそれぞれ形成されている。各穴部２９と、ラダーフレーム３の下面３０に形成された穴部３１とには、位置決めピン３２が圧入されている。この位置決めピン３２を介した上側ハウジング部１２ａとラダーフレーム３との位置決めにより、クランクシャフト４とバランサシャフト１１とが互いに平行に配置されるようになっている。さらに、位置決めピン３２による位置決めにより、クランクシャフト４の回転軸線とバランサシャフト１１の回転軸線とは適度な距離を介して平行に配置されることになるので、クランクギア７とバランサギア１３との間に適度なバックラッシが与えられるようになっている。
　また、第１上側デッキ部１６ａおよび第１下側デッキ部２２ａは、バランサシャフト１１の第１ジャーナル部１１ｂの軸方向両側に形成された環状の一対のフランジ部３３の内側スラスト面に所定のクリアランスをもって当接している。これにより、ハウジング１２に対するバランサシャフト１１の軸方向の移動が規制されるようになっている。
　このように構成されたハウジング１２では、第１上側デッキ部１６ａおよび第１下側デッキ部２２ａと第４上側デッキ部１６ｄおよび第４下側デッキ部２２ｄとの間に形成された空間が、第１バランサウエイト１４ａを収容する第１ウエイト収容空間３４となっている。同様に、第２上側デッキ部１６ｂおよび第２下側デッキ部２２ｂと第３上側デッキ部１６ｃおよび第３下側デッキ部２２ｃとの間に形成された空間が、第２バランサウエイト１４ｂを収容する第２ウエイト収容空間３５となっている。同じく、第１上側デッキ部１６ａおよび第１下側デッキ部２２ａと第２上側デッキ部１６ｂおよび第２下側デッキ部２２ｂとの間に形成された空間が、第３バランサウエイト１４ｃを収容する第３ウエイト収容空間３６となっている。バランサシャフト１１の軸方向に沿った第３ウエイト収容空間３６の長さは、軸方向に沿った第１、第２ウエイト収容空間３４，３５の長さよりも大きくなっている。
　図５は、第１の実施形態に供されるクランクシャフト４およびバランサシャフト１１の斜視図である。図６（ａ）は、クランクシャフト４およびバランサシャフト１１の概略的な側面図、図６（ｂ）は、クランクシャフト４の軸方向から見たときの第１～第４クランク屈曲部４ａ～４ｄの角度位置と、バランサシャフト１１の軸方向から見たときの第１～第３バランサウエイト１４ａ～１４ｃの角度位置とを示す正面図である。なお、図６（ｂ）において、クランクシャフト４の回転方向は時計回りの方向であり、一方、バランサシャフト１１の回転方向は反時計回りの方向である。
　図６（ａ）に示すように、第１クランク屈曲部４ａは、第１気筒＃１内の図示せぬピストンの上死点位置に対応する位置、つまり図６（ａ）の最も上方の位置にある。即ち、第１クランク屈曲部４ａは、図６（ｂ）の上側の円３７と縦軸との上側の交点４８に位置している。この第１クランク屈曲部４ａを基準とすると、第２クランク屈曲部４ｂは、クランクシャフト４の回転方向（周方向）において第１クランク屈曲部４ａと同じ角度で配置されている。また、第３クランク屈曲部４ｃは、クランクシャフト４の回転方向において第１、第２クランク屈曲部４ａ，４ｂに対して１２０度ずらして配置されている。また、第４クランク屈曲部４ｄは、クランクシャフト４の回転方向において第３クランク屈曲部４ｃに対して１２０度ずらして配置されている。つまり、第４クランク屈曲部４ｄは、クランクシャフト４の回転方向において第１、第２クランク屈曲部４ａ，４ｂに対して２４０度ずらして配置されている。このように構成された第１～第４クランク屈曲部４ａ～４ｄを有するバランサ装置１０では、第３、第４気筒＃３，＃４の燃焼タイミングが、第１～第４クランク屈曲部が０度、１８０度、１８０度、０度の角度位置に設けられた一般的なバランサ装置の第３、第４気筒の燃焼タイミングに対して６０度ずれるようになっている。
　以上の構成から、直列４気筒の内燃機関１は、第１クランク屈曲部４ａに対応する第１気筒＃１からなる単気筒と、第２～第４クランク屈曲部４ｂ～４ｄに対応する第２～第４気筒＃２～＃４からなる３気筒とを組み合わせて構成された内燃機関とみなすことができる。
　すると、バランサシャフト１１に形成された第２バランサウエイト１４ｂが、単気筒に相当する第１気筒＃１により生じる慣性力を相殺するウエイトとなる。一方、バランサシャフト１１に形成された第１、第３バランサウエイト１４ａ，１４ｃは、３気筒に相当する第２～第４気筒＃２～＃４により生じる慣性力を相殺するウエイトとなる。
　第１バランサウエイト１４ａは、バランサシャフト１１のうち第４クランク屈曲部４ｄに対応する部位、つまりバランサシャフト１１の軸方向他端部１１ｅに形成されており、バランサシャフト１１の回転軸線Ｏ１を中心として径方向に偏位した状態で扇状に拡径している。第１バランサウエイト１４ａは、第４クランク屈曲部４ｄが図６（ｂ）に示すようにクランクシャフト４の回転方向において第１クランク屈曲部４ａから特定角度である２４０度ずれて配置されているときに、図６（ｂ）の下側の円３８と縦軸との上側の交点３９からバランサシャフト１１の回転方向に３０度ずらして配置されている。
　第２バランサウエイト１４ｂは、バランサシャフト１１のうち第１クランク屈曲部４ａに対応する部位に形成されており、バランサシャフト１１の回転軸線Ｏ１を中心として径方向に偏位した状態で扇状に拡径している。第２バランサウエイト１４ｂは、バランサシャフト１１の回転方向において第１バランサウエイト１４ａに対して１８０度または３６０度を除く所定角度ずらして配置されている。即ち、第２バランサウエイト１４ｂは、バランサシャフト１１の回転方向において第１バランサウエイト１４ａに対して１８０度の自然数（１，２，３・・・）倍でない角度ずらして配置されている。より詳細には、図６（ｂ）に示すように、バランサシャフト１１の回転方向において第１バランサウエイト１４ａから第２バランサウエイト１４ｂまでに形成される角度を「θ１」とすると、第２バランサウエイト１４ｂは、１５０度≦θ１＜１８０度となるように配置される。本実施形態では、第２バランサウエイト１４ｂは、θ１＝１５０度となるように配置されている。このとき、第２バランサウエイト１４ｂは、第１クランク屈曲部４ａに対して１８０度位相がずれた位置にある。また、第２バランサウエイト１４ｂは、バランサシャフト１１の回転方向とは反対方向において第３バランサウエイト１４ｃに対して２５度から３５度の範囲の角度ずらして配置される。本実施形態では、第２バランサウエイト１４ｂは、第３バランサウエイト１４ｃに対して３０度ずらして配置されている。なお、第３バランサウエイト１４ｃに対する角度のずれ量の下限値である２５度と上限値である３５度は、バランサシャフト１１の製造において第２バランサウエイト１４ｂと第３バランサウエイト１４ｃとの間で許容し得る製造誤差に基づいて設定されている。
　第３バランサウエイト１４ｃは、バランサシャフト１１のうち第２クランク屈曲部４ｂに対応する部位に形成されており、バランサシャフト１１の回転軸線Ｏ１を中心として径方向に偏位した状態で扇状に拡径している。バランサシャフト１１の軸方向において、第２バランサウエイト１４ｂと第３バランサウエイト１４ｃとの間の距離Ｄ１は、第１バランサウエイト１４ａと第３バランサウエイト１４ｃとの間の距離Ｄ２よりも短く設定されている。図６（ｂ）に示すように、バランサシャフト１１の回転方向において第１バランサウエイト１４ａから第３バランサウエイト１４ｃまでに形成される角度を「θ２」としたときに、第３バランサウエイト１４ｃは、１７５度≦θ２≦１８５度となるように配置されている。本実施形態では、第３バランサウエイト１４ｃは、θ２＝１８０度となるように配置されている。なお、θ２の下限値である１７５度とθ２の上限値である１８５度は、バランサシャフト１１の製造において第１バランサウエイト１４ａと第３バランサウエイト１４ｃとの間で許容し得る製造誤差に基づいて設定されている。
　かかる内燃機関において、クランクシャフト４が回転すると、クランクシャフト４の回転力がクランクギア７およびバランサギア１３を介してバランサシャフト１１に伝達される。そして、バランサシャフト１１は、クランクシャフト４の回転方向とは反対の回転方向へクランクシャフト４と同じ回転速度で回転する。このとき、単気筒に相当する第１気筒＃１により生じる慣性力は、第１気筒＃１に対応する第１クランク屈曲部４ａと１８０度位相がずれて配置された第２バランサウエイト１４ｂによって周知の態様で相殺される。同時に、３気筒に相当する第２～第４気筒＃２～＃４により生じる慣性力（歳差運動）は、第２、第４気筒＃２，＃４の下方に所定の位相差をもって設けられた第１、第３バランサウエイト１４ａ，１４ｃによって周知の態様で相殺される。
　［第１の実施形態の効果］
　図７（ａ）は、４気筒内燃機関に供される従来技術のクランクシャフト４等の斜視図、図７（ｂ）は、クランクシャフト４の軸方向から見たときの第１～第４クランク屈曲部４ａ～４ｄの角度位置を示す正面図である。
　従来技術のクランクシャフト４は、第１クランク屈曲部４ａと、クランクシャフト４の回転方向において第１クランク屈曲部４ａに対して１２０度ずらして配置された第２クランク屈曲部４ｂと、クランクシャフト４の回転方向において第２クランク屈曲部４ｂに対して１２０度ずらして配置された第３クランク屈曲部４ｃと、第１クランク屈曲部４ａと同じ角度で配置された第４クランク屈曲部４ｄと、を備えている。このように配置された第１～第４クランク屈曲部４ａ～４ｄを有する直列４気筒内燃機関を、例えば、第１～第３クランク屈曲部４ａ～４ｃに対応する３気筒と、第４クランク屈曲部４ｄに対応する単気筒とを組み合わせたものと考えると、３気筒から歳差運動が生じることになる。
　また、第１、第４クランク屈曲部４ａ，４ｄには、上記歳差運動を抑制する付加ウエイト４０，４１が設けられている。
　上記クランクシャフト４の回転時には、付加ウエイト４０，４１によって、内燃機関の歳差運動のうち上下方向の成分を相殺することはできる。しかし、図７（ａ）に矢印Ｐで示すように、歳差運動から鉛直方向の成分を除いた運動、つまり鉛直方向に直交する方向に回動する運動が残ってしまう虞があった。
　上記回動運動を抑制する１つの方法としては、直列４気筒内燃機関用の一般的なバランサ装置の１つのバランサシャフトをクランクシャフト４の下方に設けることが考えられるが、この方法では、上記回動運動を抑制することは困難である。
　また、上記回動運動を抑制する別の方法としては、直列３気筒内燃機関の一次振動を抑制する一般的なバランサ装置の２つの第１、第２バランサシャフト４２，４３をクランクシャフト４の側方または下方に配置することが考えられる。一例として、クランクシャフト４の側方に第１、第２バランサシャフト４２，４３が配置される例を示すと、図７（ａ）に示すように、バランサウエイト４２ａ，４２ｂを有する第１バランサシャフト４２と、バランサウエイト４３ａ，４３ｂを有する第２バランサシャフト４３とを駆動ギア４４および従動ギア４５を介して鉛直方向に並べて接続し、クランクシャフト４の側方（図７の右側）に配置する。ここで、バランサウエイト４２ａ，４３ａは、同じ角度位置に設けられており、一方、バランサウエイト４２ｂ，４３ｂは、バランサウエイト４２ａ，４３ａに対して１８０度ずれた角度位置に設けられている。
　しかし、このように２つの第１、第２バランサシャフト４２，４３を配置すると、バランサ装置の大型化や重量の増加が生じ、バランサ装置の製造に伴うコストが増加する虞があった。
　さらに、第１、第２バランサシャフト４２，４３を用いると、バランサシャフト４２の軸受部に加えて、第２バランサシャフト４３の軸受部をハウジングに形成する必要があり、軸受部の増加により摩擦損失が大きくなってしまう虞があった。
　また、上記回動運動に伴いクランクシャフト４が鉛直方向に直交する方向に振られることで、クランクシャフト４により、該クランクシャフト４を回転可能に支持する図示せぬ軸受部が摩耗し、この軸受部の耐久性が低下する虞があった。
　従来の直列４気筒内燃機関に適用されるバランサシャフトにおいては、一般的に、第２バランサウエイトが、バランサシャフトの回転方向において第１バランサウエイトに対して１８０度または３６０度ずらして配置されている。
　これに対し、第１の実施形態では、第２バランサウエイト１４ｂは、バランサシャフト１１の回転方向において第１バランサウエイト１４ａに対して１８０度または３６０度を除く所定角度ずらして配置されている。
　従って、第１の実施形態のバランサシャフト１１の第１、第２バランサウエイト１４ａ，１４ｂの配置は、一般的なバランサシャフトの第１、第２バランサウエイトの配置とは異なっている。このように構成されたバランサシャフト１１を有する第１の実施形態のバランサ装置１０では、第２バランサウエイト１４ｂが、単気筒に相当する第１気筒＃１により生じる慣性力を抑制し、第１、第３バランサウエイト１４ａ，１４ｃが、３気筒に相当する第２～第４気筒＃２～＃４により生じる慣性力（歳差運動）を抑制するようになっている。このように第１、第３バランサウエイト１４ａ，１４ｃによって歳差運動を抑制することにより、従来技術のクランクシャフト４に設けられた付加ウエイト４０，４１によって抑制することができなかった上記回動運動を抑制することができる。従って、内燃機関１の作動が安定化する。
　さらに、上記回動運動が抑制されることにより、クランクシャフト４が鉛直方向に直交する方向に振られ難くなる。従って、クランクシャフト４を回転可能に支持する軸受部５がクランクシャフト４の振れにより摩耗することが抑制され、上記軸受部５の耐久性が向上する。
　また、第１の実施形態では、単一のバランサシャフト１１によって内燃機関１に生じる慣性力を抑制するので、従来技術の課題の１つである上記回動運動を抑制するために２つの第１、第２バランサシャフト４２，４３を用いる場合と比べて、バランサ装置１０を小型化並びに軽量化することができる。これにより、バランサ装置１０の製造に伴うコストが削減される。
　［第２の実施形態］
　図８は、第２の実施形態に供されるクランクシャフト４およびバランサシャフト１１の斜視図である。図９（ａ）は、クランクシャフト４およびバランサシャフト１１の第２の実施形態の概略的な側面図である。図９（ｂ）は、クランクシャフト４の軸方向から見たときの第１～第４クランク屈曲部４ａ～４ｄの角度位置と、バランサシャフト１１の軸方向から見たときの第１、第２バランサウエイト１４ａ，１４ｂｃの角度位置を示す第２の実施形態の正面図である。なお、説明の便宜上、図８の下方には、第１の実施形態の破線で示したバランサシャフト１１を配置してある。また、図９（ａ）および図９（ｂ）には、第１の実施形態の第２、第３バランサウエイト１４ｂ，１４ｃを破線の丸でそれぞれ示してある。
　第２の実施形態では、第１の実施形態の第２、第３バランサウエイト１４ｂ，１４ｃが一体化され、第１バランサウエイト１４ａよりも重量が大きい第２バランサウエイト１４ｂｃとして示されている。つまり、第２、第３バランサウエイト１４ｂ，１４ｃは、図９（ａ）に示すように第１クランク屈曲部４ａと第２クランク屈曲部４ｂとの間の中央位置（クランクシャフト４の回転軸線の方向において、第１クランク屈曲部４ａと第２クランク屈曲部４ｂとの間とオーバーラップする位置）で一体化され、第１バランサウエイト１４ａよりも重量が大きい第２バランサウエイト１４ｂｃが形成されている。逆に言えば、第２の実施形態の第２バランサウエイト１４ｂｃから第１の実施形態の第３バランサウエイト１４ｃが分離する（分かれる）と第１の実施形態の第２バランサウエイト１４ｂが残ることになる。
　以下に、第２、第３バランサウエイト１４ｂ，１４ｃの一体化可能なメカニズムについて説明する。
　第２、第３バランサウエイト１４ｂ，１４ｃは、必ずしも第１、第２気筒＃１，＃２の真下に位置している必要はなく、互いに近づけて一体化し、第２バランサウエイト１４ｂｃを構成しても第１の実施形態と同様の慣性力の抑制が図れるようになっている。しかし、同様の慣性力の抑制を図るには、後述する関係式が一定となることが条件となる。
　まず、第２バランサウエイト１４ｂｃの重量を「Ｍ１」とする。また、バランサシャフト１１の軸方向において第３気筒＃３の軸方向中央位置４６から第２バランサウエイト１４ｂｃの軸方向中央位置４７までの距離を「Ｄ３」とする。さらに、バランサシャフト１１の径方向においてバランサシャフト１１の回転軸線Ｏ１から第２バランサウエイト１４ｂｃの重心Ｇ１までの距離を「Ｄ４」（後述する第２オフセット距離）とする。
　第２バランサウエイト１４ｂｃは、Ｍ１×Ｄ３×Ｄ４＝一定という関係式を満たすように設定されることで、バランサシャフト１１の軸方向位置や重量に自由度を持たせることが可能となっている。
　また、図９（ｂ）に示すように、第２バランサウエイト１４ｂｃは、バランサシャフト１１の回転軸線Ｏ１から第２バランサウエイト１４ｂまでのベクトルＢ１と、バランサシャフト１１の回転軸線Ｏ１から第３バランサウエイト１４ｃまでのベクトルＢ２との合成ベクトルＢ３に対応する位置に配置されている。本実施形態では、第２バランサウエイト１４ｂを兼ねる第２バランサウエイト１４ｂｃは、θ１が１６５度となるように配置され、１５０度≦θ１＜１８０度となるように配置されている。なお、第２バランサウエイト１４ｂｃは、必ずしもθ１＝１６５度の位置に設けられている必要はなく、この位置から第２バランサウエイト１４ｂ側や第３バランサウエイト１４ｃ側にずれた位置に設けられていても良い。例えば、第２バランサウエイト１４ｂｃは、第１の実施形態の第２バランサウエイト１４ｂの位置、つまり第１クランク屈曲部４ａの下方の位置に設けられていても良い。
　また、本実施形態のバランサシャフト１１において、該バランサシャフト１１の回転軸線Ｏ１から第１バランサウエイト１４ａの重心Ｇ２までの距離を「第１オフセット距離Ｄ５」と定義し、回転軸線Ｏ１から第２バランサウエイト１４ｂｃの重心Ｇ１までの距離を「第２オフセット距離Ｄ４」と定義する。第２オフセット距離Ｄ４は、第１オフセット距離Ｄ５よりも長く設定されている。すなわち、このように第２オフセット距離Ｄ４が第１オフセット距離Ｄ５よりも長く設定されることで、第１気筒＃１により生じる慣性力および第２～第４気筒＃２～＃４により生じる慣性力を抑制するのに十分な偶力が発生するようになっている。
　さらに、第１オフセット距離Ｄ５に第１バランサウエイト１４ａの重量Ｍ２を乗じることにより算出される量を「第１アンバランス量」と定義し、第２オフセット距離Ｄ４に第２バランサウエイト１４ｂｃの重量Ｍ１を乗じることにより算出される量を「第２アンバランス量」と定義する。第２アンバランス量は、第１アンバランス量よりも大きく設定されている。すなわち、このように第２アンバランス量が第１アンバランス量よりも大きく設定されることで、第１気筒＃１により生じる慣性力および第２～第４気筒＃２～＃４により生じる慣性力を抑制するのに十分な偶力が発生するようになっている。
　［第２の実施形態の効果］
　上記のように、第２の実施形態では、第２、第３バランサウエイト１４ｂ，１４ｃを一体化することにより、第１バランサウエイト１４ａの重量よりも重量が大きい第２バランサウエイト１４ｂｃを形成している。この第２バランサウエイト１４ｂｃは、単気筒に相当する第１気筒＃１により生じる慣性力を抑制すると共に、第１バランサウエイト１４ａと協働して、３気筒に相当する第２～第４気筒＃２～＃４により生じる歳差運動を抑制する。このように第１、第２バランサウエイト１４ａ，１４ｂｃによって歳差運動を抑制することにより、従来技術のクランクシャフト４に設けられた付加ウエイト４０，４１によって抑制することができなかった上記回動運動を抑制することができる。
　また、上記Ｍ１×Ｄ３×Ｄ４＝一定という関係式を満たす範囲で第２バランサウエイト１４ｂｃを設けることで、第２バランサウエイト１４ｂｃの軸方方向位置、つまり距離Ｄ３や重量Ｍ１に自由度を持たせることができる。例えば、重量Ｍ１を軽くし、かつ距離Ｄ３を長く設定することで、重量Ｍ１の減少分だけバランサシャフト１１を軽量化することが可能となる。従って、バランサシャフト１１の材料コストが削減できると共に、バランサ装置１０の軽量化にも供する。
　さらに、第２の実施形態では、第２オフセット距離Ｄ４は、第１オフセット距離Ｄ５よりも長くなるように設定されている。このため、仮に第１バランサウエイト１４ａの重量Ｍ２が第２バランサウエイト１４ｂｃの重量Ｍ１よりも重かったとしても、第２オフセット距離Ｄ４が第１オフセット距離Ｄ５よりも長いという条件を満たすことで、内燃機関１に生じる慣性力を抑制することができる。
　［第３の実施形態］
　図１０は、第３の実施形態に供されるクランクシャフト４およびバランサシャフト１１の斜視図である。図１１（ａ）は、クランクシャフト４およびバランサシャフト１１の第３の実施形態の概略的な側面図である。図１１（ｂ）は、クランクシャフト４の軸方向から見たときの第１～第４クランク屈曲部４ａ～４ｄの角度位置と、バランサシャフト１１の軸方向から見たときの第１～第３バランサウエイト１４ａ～１４ｃの角度位置とを示す第３の実施形態の正面図である。
　第３の実施形態では、図１１（ａ）に示すように、第１クランク屈曲部４ａは、第１気筒＃１内の図示せぬピストンの上死点位置に対応する位置、つまり図１１（ａ）の最も上方の位置にある。即ち、第１クランク屈曲部４ａは、図１１（ｂ）の上側の円３７と縦軸との上側の交点４８に位置している。この第１クランク屈曲部４ａを基準とすると、第２クランク屈曲部４ｂは、クランクシャフト４の回転方向において第１クランク屈曲部４ａに対して１２０度ずらして配置されている。また、第３クランク屈曲部４ｃは、クランクシャフト４の回転方向において第２クランク屈曲部４ｂに対して１２０度ずらして配置されている。つまり、第３クランク屈曲部４ｃは、クランクシャフト４の回転方向において第１クランク屈曲部４ａに対して２４０度ずらして配置されている。また、第４クランク屈曲部４ｄは、クランクシャフト４の回転方向において第３クランク屈曲部４ｃに対して１２０度ずらして配置され、クランクシャフト４の回転方向において第１クランク屈曲部４ａと同じ角度位置に配置されている。
　第３の実施形態では、直列４気筒の内燃機関１は、第１～第３クランク屈曲部４ａ～４ｃに対応する第１～第３気筒＃１～＃３からなる３気筒と、第４クランク屈曲部４ｄに対応する第４気筒＃４からなる単気筒とを組み合わせて構成された内燃機関とみなすことができる。
　このため、第１～第３気筒＃１～＃３により生じる慣性力を抑制する第２、第３バランサウエイト１４ｂ，１４ｃは、第１、第３クランク屈曲部４ａ，４ｃの下方に設けられている。一方、第４気筒＃４により生じる慣性力を抑制する第１バランサウエイト１４ａは、第４クランク屈曲部４ｄの下方に設けられている。
　第１バランサウエイト１４ａは、第４クランク屈曲部４ｄが図１１（ｂ）に示す上側の円３７と縦軸との上側の交点４８に位置するときに、図１１（ｂ）に示す下側の円３８と縦軸との下側の交点４９に配置されている。つまり、第１バランサウエイト１４ａは、第４クランク屈曲部４ｄに対して特定角度である１８０度位相がずれた位置にある。
　第２バランサウエイト１４ｂは、バランサシャフト１１の回転方向において第１バランサウエイト１４ａから第２バランサウエイト１４ｂまでに形成される角度をθ３としたときに、０＜θ３≦３０となるように配置される。本実施形態では、第２バランサウエイト１４ｂは、θ３＝３０となるように配置されている。
　第３バランサウエイト１４ｃは、第１の実施形態と異なり、図１１（ａ）に示すように第３クランク屈曲部４ｃの下方に配置されている。従って、バランサシャフト１１の軸方向において、第２バランサウエイト１４ｂと第３バランサウエイト１４ｃとの間の距離Ｄ１は、第１バランサウエイト１４ａと第３バランサウエイト１４ｃとの間の距離Ｄ２よりも長く設定されている。第３バランサウエイト１４ｃは、バランサシャフト１１の回転方向において第２バランサウエイト１４ｂから第３バランサウエイト１４ｃまでに形成される角度であるθ４が、１７５度≦θ４≦１８５度となるように配置される。本実施形態では、第３バランサウエイト１４ｃは、θ４＝１８０度となるように配置されている。
　また、本実施形態においても、第２の実施形態で説明した第２、第３バランサウエイト１４ｂ，１４ｃと同様に、図１１（ａ）に示すように第３クランク屈曲部４ｃと第４クランク屈曲部４ｄとの間の中央位置で第１バランサウエイト１４ａに第３バランサウエイト１４ｃを一体化して新たなバランサウエイト１４ａｃを形成することができる。なお、第３の実施形態のバランサウエイト１４ａｃは、第２の実施形態の第２バランサウエイト１４ｂｃに該当するものであり、バランサシャフト１１の軸方向に沿って第１バランサウエイト１４ａ側や第３バランサウエイト１４ｃ側に適宜オフセットさせることができる。
　また、図１１（ｂ）に示すように、バランサウエイト１４ａｃは、バランサシャフト１１の回転軸線Ｏ１から第１バランサウエイト１４ａまでのベクトルＢ４と、バランサシャフト１１の回転軸線Ｏ１から第３バランサウエイト１４ｃまでのベクトルＢ５との合成ベクトルＢ６に対応する位置に配置される。すなわち、バランサウエイト１４ａｃは、バランサシャフト１１の回転方向において第３バランサウエイト１４ｃに対して７５度ずらして配置される。
　［第３の実施形態の効果］
　上記第１～第３バランサウエイト１４ａ～１４ｃやバランサウエイト１４ａｃを有するバランサシャフト１１を第３の実施形態の内燃機関１に適用することによっても、第１、第２の実施形態と同様に、内燃機関１に生じる上記回動運動を抑制するとともに、軸受部５の耐久性を向上させることができる。従って、内燃機関１の作動が安定化する。
　［第４の実施形態］
　図１２は、第４の実施形態に供されるクランクシャフト４およびバランサシャフト１１の斜視図である。図１３（ａ）は、クランクシャフト４およびバランサシャフト１１の第４の実施形態の概略的な側面図である。図１３（ｂ）は、クランクシャフト４の軸方向から見たときの第１～第４クランク屈曲部４ａ～４ｄの角度位置と、バランサシャフト１１の軸方向から見たときの第１～第３バランサウエイト１４ａ～１４ｃの角度位置とを示す第４の実施形態の正面図である。
　第４の実施形態の第１～第４クランク屈曲部４ａ～４ｄの配置は、第３の実施形態の第１～第４クランク屈曲部４ａ～４ｄの配置と同様である。しかし、第４の実施形態では、第１～第４クランク屈曲部４ａ～４ｄを有する直列４気筒の内燃機関１は、第１クランク屈曲部４ａに対応する第１気筒＃１からなる単気筒と、第２～第４クランク屈曲部４ｂ～４ｄに対応する第２～第４気筒＃２～＃４からなる３気筒とを組み合わせて構成された内燃機関とみなすことができる。
　このため、第１気筒＃１により生じる慣性力を抑制する第２バランサウエイト１４ｂが、第１クランク屈曲部４ａの下方に設けられている。一方、第２～第４気筒＃２～＃４により生じる慣性力を抑制する第１、第３バランサウエイト１４ａ，１４ｃが、第４、第２クランク屈曲部４ｄ，４ｂの下方に設けられている。
　第１バランサウエイト１４ａは、第４クランク屈曲部４ｄが図１３（ｂ）に示す上側の円３７と縦軸との上側の交点４８に位置するときに、バランサシャフト１１の回転方向とは反対方向において図１３（ｂ）の下側の円３８と縦軸との下側の交点４９に対して２５度から３５度の範囲の角度ずらして配置される。本実施形態では、第１バランサウエイト１４ａは、交点４９から３０度ずらして配置されている。換言すれば、第１バランサウエイト１４ａは、クランクシャフト４の回転方向において第１クランク屈曲部４ａから特定角度である２１０度ずらして配置されているとも言える。
　第２バランサウエイト１４ｂは、交点４９の角度位置に位置しており、バランサシャフト１１の回転方向において第１バランサウエイト１４ａから第２バランサウエイト１４ｂまでに形成される角度をθ３としたときに、０度＜θ３≦３０度となるように配置される。本実施形態では、第２バランサウエイト１４ｂは、θ３＝３０度となるように配置されている。
　第３バランサウエイト１４ｃは、バランサシャフト１１の回転方向において第１バランサウエイト１４ａから第３バランサウエイト１４ｃまでに形成される角度であるθ２が、１７５度≦θ２≦１８５度となるように配置される。本実施形態では、第３バランサウエイト１４ｃは、θ２＝１８０度となるように配置されている。
　また、本実施形態においても、第２の実施形態で説明した第２、第３バランサウエイト１４ｂ，１４ｃと同様に、図１３（ａ）に示すように第１クランク屈曲部４ａと第２クランク屈曲部４ｂとの間の中央位置で第２バランサウエイト１４ｂに第３バランサウエイト１４ｃを一体化して新たな第２バランサウエイト１４ｂｃを形成することができる。
　また、図１３（ｂ）に示すように、第２バランサウエイト１４ｂｃは、バランサシャフト１１の回転軸線Ｏ１から第２バランサウエイト１４ｂまでのベクトルＢ７と、バランサシャフト１１の回転軸線Ｏ１から第３バランサウエイト１４ｃまでのベクトルＢ８との合成ベクトルＢ９に対応する位置に配置される。すなわち、第２バランサウエイト１４ｂｃは、バランサシャフト１１の回転方向において第２バランサウエイト１４ｂから７５度ずらして配置される。
　［第４の実施形態の効果］
　上記第１～第３バランサウエイト１４ａ～１４ｃや第２バランサウエイト１４ｂｃを有するバランサシャフト１１を第４の実施形態の内燃機関１に適用することによっても、第１～３の実施形態と同様に、内燃機関１に生じる上記回動運動を抑制するとともに、軸受部５の耐久性を向上させることができる。従って、内燃機関１の作動が安定化する。
　［第５の実施形態］
　図１４は、第５の実施形態に供されるクランクシャフト４およびバランサシャフト１１の斜視図である。図１５（ａ）は、クランクシャフト４およびバランサシャフト１１の第５の実施形態の概略的な側面図である。図１５（ｂ）は、クランクシャフト４の軸方向から見たときの第１～第４クランク屈曲部４ａ～４ｄの角度位置と、バランサシャフト１１の軸方向から見たときの第１～第３バランサウエイト１４ａ～１４ｃの角度位置とを示す第５の実施形態の正面図である。
　第５の実施形態では、図１５（ａ）に示すように、第１クランク屈曲部４ａは、第１気筒＃１内の図示せぬピストンの上死点位置に対応する位置、つまり図１５（ａ）の最も上方の位置にある。即ち、第１クランク屈曲部４ａは、図１５（ｂ）の上側の円３７と縦軸との上側の交点４８に位置している。また、第２クランク屈曲部４ｂは、クランクシャフト４の回転方向とは反対方向において第１クランク屈曲部４ａに対して１２０度ずらして配置されている。また、第３クランク屈曲部４ｃは、クランクシャフト４の回転方向において第２クランク屈曲部４ｂに対して１２０度ずらして配置され、第１クランク屈曲部４ａと同じ角度位置に配置されている。また、第４クランク屈曲部４ｄは、クランクシャフト４の回転方向において第１、第３クランク屈曲部４ａ，４ｃに対して１２０度ずらして配置されている。
　第５の実施形態では、直列４気筒の内燃機関１は、第１クランク屈曲部４ａに対応する第１気筒＃１からなる単気筒と、第２～第４クランク屈曲部４ｂ～４ｄに対応する第２～第４気筒＃２～＃４からなる３気筒とを組み合わせて構成された内燃機関とみなすことができる。
　このため、第１気筒＃１により生じる慣性力を抑制する第２バランサウエイト１４ｂが、第１クランク屈曲部４ａの下方に設けられている。一方、第２～第４気筒＃２～＃４により生じる慣性力を抑制する第１、第３バランサウエイト１４ａ，１４ｃは、第４、第２クランク屈曲部４ｄ，４ｂの下方に設けられている。
　第１バランサウエイト１４ａは、第４クランク屈曲部４ｄが図１５（ｂ）に示す上側の円３７と縦軸との上側の交点４８からクランクシャフト４の回転方向へ１２０度ずれた位置にあるときに、図１５（ｂ）の下側の円３８と横軸との右側の交点５０に配置されている。換言すれば、第１バランサウエイト１４ａは、クランクシャフト４の回転方向において第１クランク屈曲部４ａから特定角度である９０度ずれて配置されているとも言える。
　第３バランサウエイト１４ｃは、バランサシャフト１１の回転方向において第１バランサウエイト１４ａから第３バランサウエイト１４ｃまでに形成される角度であるθ２が、１７５度≦θ２≦１８５度となるように配置される。本実施形態では、第３バランサウエイト１４ｃは、θ２＝１８０度となるように配置されている。
　第２バランサウエイト１４ｂは、バランサシャフト１１の回転方向とは反対方向において第１バランサウエイト１４ａに対して８５度から９５度の範囲の角度ずらして配置される。換言すれば、第２バランサウエイト１４ｂは、バランサシャフト１１の回転方向において第３バランサウエイト１４ｃに対して８５度から９５度の範囲の角度ずらして配置される。なお、第２バランサウエイト１４ｂのずれ量の下限値である８５度と上限値である９５度は、バランサシャフト１１の製造において第２バランサウエイト１４ｂと第１、第３バランサウエイト１４ａ，１４ｃとの間で許容し得る製造誤差に基づいて設定されている。本実施形態では、第２バランサウエイト１４ｂは、バランサシャフト１１の回転方向とは反対方向において第１バランサウエイト１４ａに対して９０度ずらして配置されている。つまり、第２バランサウエイト１４ｂは、バランサシャフト１１の回転方向において第３バランサウエイト１４ｃに対して９０度ずらして配置されている。
　また、本実施形態においても、第２の実施形態で説明した第２、第３バランサウエイト１４ｂ，１４ｃと同様に、図１５（ａ）に示すように第１クランク屈曲部４ａと第２クランク屈曲部４ｂとの間の中央位置で第２バランサウエイト１４ｂに第３バランサウエイト１４ｃを一体化して新たな第２バランサウエイト１４ｂｃを形成することができる。
　また、図１５（ｂ）に示すように、第２バランサウエイト１４ｂｃは、バランサシャフト１１の回転軸線Ｏ１から第２バランサウエイト１４ｂまでのベクトルＢ１０と、バランサシャフト１１の回転軸線Ｏ１から第３バランサウエイト１４ｃまでのベクトルＢ１１との合成ベクトルＢ１２に対応する位置に配置される。すなわち、第２バランサウエイト１４ｂｃは、バランサシャフト１１の回転方向において第３バランサウエイト１４ｃに対して４５度ずらして配置される。
　［第５の実施形態の効果］
　上記第１～第３バランサウエイト１４ａ～１４ｃや第２バランサウエイト１４ｂｃを有するバランサシャフト１１を第５の実施形態の内燃機関１に適用することによっても、第１～４の実施形態と同様に、内燃機関１に生じる上記回動運動を抑制するとともに、軸受部５の耐久性を向上させることができる。従って、内燃機関１の作動が安定化する。
　なお、上記各実施形態では、上側ハウジング部１２ａがシリンダブロック２やラダーフレーム３と別体に形成された例を開示したが、上側ハウジング部１２ａは、シリンダブロック２やラダーフレーム３と一体に形成されても良い。この場合、バランサシャフト１１を、クランクシャフト４の下方ではなく、クランクシャフト４の側方に横置きの姿勢で配置し、さらに、バランサシャフト１１の側方からハウジング部を被せてシリンダブロック２やラダーフレーム３に取り付けることが可能となる。
　また、上記各実施形態では、上側ハウジング部１２ａが開口部１５を有した構成を開示したが、上側ハウジング部１２ａが開口部１５を有していない構成も本発明に適用することができる。
　さらに、上記各実施形態では、バランサシャフト１１がクランクギア７およびバランサギア１３を介して回転駆動される例を開示したが、バランサシャフト１１は、ギア７，１３を介さずにモータによって回転駆動されても良い。
　以上説明した実施形態に基づくバランサ装置としては、例えば以下に述べる態様のものが考えられる。
　クランクシャフトであって、該クランクシャフトの回転方向において、前記クランクシャフトの端部から順に、前記クランクシャフトの回転軸線の方向において、それぞれの角度が１２０度ずらして配置された、第１クランク屈曲部、第２クランク屈曲部、第３クランク屈曲部および第４クランク屈曲部が形成された４つの屈曲部を含み、そのうち２つのクランク屈曲部が同じ角度で設けられた前記クランクシャフトを有する、直列気筒の内燃機関に適用されるバランサ装置において、その一態様として、前記クランクシャフトの回転軸線と平行に配置され、前記クランクシャフトの回転方向とは逆方向の回転力が伝達されるバランサシャフトと、前記バランサシャフトの回転軸線の方向において、前記第４クランク屈曲部とオーバーラップする位置における前記バランサシャフト上に設けられ、前記クランクシャフトの回転方向において前記第１クランク屈曲部に対して特定角度ずらして配置された第１バランサウエイトと、前記バランサシャフトの回転軸線の方向において、少なくとも前記第１クランク屈曲部と前記第３クランク屈曲部との間とオーバーラップする位置における前記バランサシャフト上に設けられ、前記バランサシャフトの回転方向において前記第１バランサウエイトに対して１８０度または３６０度を除く所定角度ずらして配置された第２バランサウエイトと、を備える。
　前記バランサ装置の好ましい態様において、前記所定角度をθ１としたときに、１５０度≦θ１＜１８０度である。
　別の好ましい態様では、前記バランサ装置の態様のいずれかにおいて、前記第２バランサウエイトの重量が、前記第１バランサウエイトの重量よりも大きい。
　別の好ましい態様では、前記バランサ装置の態様のいずれかにおいて、前記バランサシャフトの回転軸線に対する径方向において、前記回転軸線から前記第２バランサウエイトの重心までの距離である第２オフセット距離は、前記回転軸線から前記第１バランサウエイトの重心までの距離である第１オフセット距離よりも長い。
　別の好ましい態様では、前記バランサ装置の態様のいずれかにおいて、前記第２オフセット距離に前記第２バランサウエイトの重量を乗じることにより算出される第２アンバランス量は、前記第１オフセット距離に前記第１バランサウエイトの重量を乗じることにより算出される第１アンバランス量よりも大きい。
　別の好ましい態様では、前記バランサ装置の態様のいずれかにおいて、前記第２バランサウエイトは、該第２バランサウエイトから分けられた第３バランサウエイトを有し、前記第３バランサウエイトは、前記バランサシャフトの回転軸線において前記第１バランサウエイトと前記第２バランサウエイトとの間に設けられ、前記バランサシャフトの回転方向において前記第１バランサウエイトから前記第３バランサウエイトまでに形成される角度をθ２としたときに、１７５度≦θ２≦１８５度となるように配置される。
　別の好ましい態様では、前記バランサ装置の態様のいずれかにおいて、前記バランサシャフトの回転方向において前記第１バランサウエイトから前記第２バランサウエイトまでに形成される所定角度をθ１としたときに、１５０度≦θ１＜１８０度である。
　別の好ましい態様では、前記バランサ装置の態様のいずれかにおいて、前記バランサシャフトの回転方向において前記第１バランサウエイトから前記第２バランサウエイトまでに形成される所定角度をθ３としたときに、０度＜θ３≦３０度である。
　別の好ましい態様では、前記バランサ装置の態様のいずれかにおいて、前記第１クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向において、前記第２クランク屈曲部と同じ角度で前記バランサシャフトに設けられ、前記第３クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向において、前記第２クランク屈曲部に対して１２０度ずらして前記バランサシャフトに設けられ、前記第４クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向において、前記第３クランク屈曲部に対して１２０度ずらして前記バランサシャフトに設けられている。
　別の好ましい態様では、前記バランサ装置の態様のいずれかにおいて、前記第１クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向において、前記第４クランク屈曲部と同じ角度で前記バランサシャフトに設けられ、前記第２クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向において、前記第１クランク屈曲部に対して１２０度ずらして前記バランサシャフトに設けられ、前記第３クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向において、前記第２クランク屈曲部に対して１２０度ずらして前記バランサシャフトに設けられている。
　別の好ましい態様では、前記バランサ装置の態様のいずれかにおいて、前記第１クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向において、前記第３クランク屈曲部と同じ角度で前記バランサシャフトに設けられ、前記第２クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向とは逆方向において、前記第１クランク屈曲部に対して１２０度ずらして前記バランサシャフトに設けられ、前記第４クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向において、前記第１クランク屈曲部に対して１２０度ずらして前記バランサシャフトに設けられている。
　別の好ましい態様では、前記バランサ装置の態様のいずれかにおいて、前記特定角度は、２４０度、１８０度、２１０度または９０度である。
　また、以上説明した実施形態に基づく他のバランサ装置としては、例えば以下に述べる態様のものが考えられる。
　燃焼間隔が１８０度間隔でない直列４気筒の内燃機関に適用されるバランサ装置は、その一態様として、ハウジングと、前記ハウジングに収容され、前記内燃機関により回転駆動されるバランサシャフトと、前記バランサシャフトに設けられた第１バランサウエイトと、前記バランサシャフトに設けられ、前記バランサシャフトの回転軸線の方向において前記第１バランサウエイトから離間した位置に配置され、前記回転軸線に対する周方向において前記第１バランサウエイトに対して１８０度の自然数倍でない所定角度ずれて配置された第２バランサウエイトと、前記バランサシャフトに設けられ、前記バランサシャフトの回転軸線の方向において前記第１バランサウエイトおよび前記第２バランサウエイトから離間した位置に配置され、前記回転軸線の周方向において前記第１バランサウエイトに対して１８０度を除く１７５度から１８５度の範囲の角度でずらして配置された第３バランサウエイトと、を備える。
　前記バランサ装置の好ましい態様において、前記バランサシャフトには、該バランサシャフトの回転軸線の方向における一端部から順に、前記内燃機関からの回転力が伝達されるギアと、前記第２バランサウエイトと、前記第３バランサウエイトと、前記第１バランサウエイトとが設けられている。
　別の好ましい態様では、前記バランサ装置の態様のいずれかにおいて、前記第２バランサウエイトは、前記バランサシャフトの回転軸線の周方向において前記第１バランサウエイトまたは前記第３バランサウエイトに対して２５度から３５度の範囲の角度でずらして配置される。
　別の好ましい態様では、前記バランサ装置の態様のいずれかにおいて、前記第２バランサウエイトは、前記バランサシャフトの回転軸線の周方向において前記第１バランサウエイトまたは前記第３バランサウエイトに対して８５度から９５度の範囲の角度でずらして配置される。
　別の好ましい態様では、前記バランサ装置の態様のいずれかにおいて、前記第３バランサウエイトは、前記バランサシャフトの回転軸線の方向において、前記第２バランサウエイトと前記第３バランサウエイトとの間の距離が前記第１バランサウエイトと前記第３バランサウエイトとの間の距離よりも短くなるように前記バランサシャフトに設けられている。
　別の好ましい態様では、前記バランサ装置の態様のいずれかにおいて、前記第３バランサウエイトは、前記バランサシャフトの回転軸線の方向において、前記第２バランサウエイトと前記第３バランサウエイトとの間の距離が前記第１バランサウエイトと前記第３バランサウエイトとの間の距離よりも長くなるように前記バランサシャフトに設けられている。
　さらに、以上説明した実施形態に基づく内燃機関としては、例えば以下に述べる態様のものが考えられる。
　４つのクランク屈曲部を有するクランクシャフトを備え、該クランクシャフトの回転方向において前記４つのクランク屈曲部のそれぞれの角度が１２０度ずらして配置され、前記４つのクランク屈曲部のうち２つのクランク屈曲部が同じ角度に配置される、直列気筒の内燃機関は、その一態様として、前記クランクシャフトの回転軸線と平行に配置され、前記クランクシャフトの回転方向とは逆方向に回転するバランサシャフトと、前記バランサシャフトに設けられた第１バランサウエイトと、前記バランサシャフトに設けられ、該バランサシャフトの回転軸線の方向において前記第１バランサウエイトから離間した位置に配置され、前記バランサシャフトの回転方向において前記第１バランサウエイトに対して１８０度または３６０度を除く所定角度ずらして配置された第２バランサウエイトと、を備える。

Claims (19)

  1. 　クランクシャフトであって、該クランクシャフトの回転方向において、前記クランクシャフトの端部から順に、前記クランクシャフトの回転軸線の方向において、それぞれの角度が１２０度ずらして配置された、第１クランク屈曲部、第２クランク屈曲部、第３クランク屈曲部および第４クランク屈曲部が形成された４つの屈曲部を含み、そのうち２つのクランク屈曲部が同じ角度で設けられた前記クランクシャフトを有する、直列気筒の内燃機関に適用されるバランサ装置において、
    　前記クランクシャフトの回転軸線と平行に配置され、前記クランクシャフトの回転方向とは逆方向の回転力が伝達されるバランサシャフトと、
    　前記バランサシャフトの回転軸線の方向において、前記第４クランク屈曲部とオーバーラップする位置における前記バランサシャフト上に設けられ、前記クランクシャフトの回転方向において前記第１クランク屈曲部に対して特定角度ずらして配置された第１バランサウエイトと、
    　前記バランサシャフトの回転軸線の方向において、少なくとも前記第１クランク屈曲部と前記第３クランク屈曲部との間とオーバーラップする位置における前記バランサシャフト上に設けられ、前記バランサシャフトの回転方向において前記第１バランサウエイトに対して１８０度または３６０度を除く所定角度ずらして配置された第２バランサウエイトと、
    　を備えたバランサ装置。
  2. 　前記所定角度をθ１としたときに、１５０度≦θ１＜１８０度であることを特徴とする請求項１に記載のバランサ装置。
  3. 　前記第２バランサウエイトの重量が、前記第１バランサウエイトの重量よりも大きいことを特徴とする請求項１に記載のバランサ装置。
  4. 　前記バランサシャフトの回転軸線に対する径方向において、前記回転軸線から前記第２バランサウエイトの重心までの距離である第２オフセット距離は、前記回転軸線から前記第１バランサウエイトの重心までの距離である第１オフセット距離よりも長いことを特徴とする請求項１に記載のバランサ装置。
  5. 　前記第２オフセット距離に前記第２バランサウエイトの重量を乗じることにより算出される第２アンバランス量は、前記第１オフセット距離に前記第１バランサウエイトの重量を乗じることにより算出される第１アンバランス量よりも大きいことを特徴とする請求項４に記載のバランサ装置。
  6. 　前記第２バランサウエイトは、該第２バランサウエイトから分けられた第３バランサウエイトを有し、前記第３バランサウエイトは、前記バランサシャフトの回転軸線において前記第１バランサウエイトと前記第２バランサウエイトとの間に設けられ、前記バランサシャフトの回転方向において前記第１バランサウエイトから前記第３バランサウエイトまでに形成される角度をθ２としたときに、１７５度≦θ２≦１８５度となるように配置されることを特徴とする請求項１に記載のバランサ装置。
  7. 　前記バランサシャフトの回転方向において前記第１バランサウエイトから前記第２バランサウエイトまでに形成される所定角度をθ１としたときに、１５０度≦θ１＜１８０度であることを特徴とする請求項６に記載のバランサ装置。
  8. 　前記バランサシャフトの回転方向において前記第１バランサウエイトから前記第２バランサウエイトまでに形成される所定角度をθ３としたときに、０度＜θ３≦３０度であることを特徴とする請求項６に記載のバランサ装置。
  9. 　前記第１クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向において、前記第２クランク屈曲部と同じ角度で前記バランサシャフトに設けられ、
    　前記第３クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向において、前記第２クランク屈曲部に対して１２０度ずらして前記バランサシャフトに設けられ、
    　前記第４クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向において、前記第３クランク屈曲部に対して１２０度ずらして前記バランサシャフトに設けられた、ことを特徴とする請求項１に記載のバランサ装置。
  10. 　前記第１クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向において、前記第４クランク屈曲部と同じ角度で前記バランサシャフトに設けられ、
    　前記第２クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向において、前記第１クランク屈曲部に対して１２０度ずらして前記バランサシャフトに設けられ、
    　前記第３クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向において、前記第２クランク屈曲部に対して１２０度ずらして前記バランサシャフトに設けられた、ことを特徴とする請求項１に記載のバランサ装置。
  11. 　前記第１クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向において、前記第３クランク屈曲部と同じ角度で前記バランサシャフトに設けられ、
    　前記第２クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向とは逆方向において、前記第１クランク屈曲部に対して１２０度ずらして前記バランサシャフトに設けられ、
    　前記第４クランク屈曲部は、前記クランクシャフトの回転方向において、前記第１クランク屈曲部に対して１２０度ずらして前記バランサシャフトに設けられた、ことを特徴とする請求項１に記載のバランサ装置。
  12. 　前記特定角度は、２４０度、１８０度、２１０度または９０度であることを特徴とする請求項１に記載のバランサ装置。
  13. 　燃焼間隔が１８０度間隔でない直列４気筒の内燃機関に適用されるバランサ装置であって、
    　ハウジングと、
    　前記ハウジングに収容され、前記内燃機関により回転駆動されるバランサシャフトと、
    　前記バランサシャフトに設けられた第１バランサウエイトと、
    　前記バランサシャフトに設けられ、前記バランサシャフトの回転軸線の方向において前記第１バランサウエイトから離間した位置に配置され、前記回転軸線に対する周方向において前記第１バランサウエイトに対して１８０度の自然数倍でない所定角度ずれて配置された第２バランサウエイトと、
    　前記バランサシャフトに設けられ、前記バランサシャフトの回転軸線の方向において前記第１バランサウエイトおよび前記第２バランサウエイトから離間した位置に配置され、前記回転軸線の周方向において前記第１バランサウエイトに対して１８０度を除く１７５度から１８５度の範囲の角度でずらして配置された第３バランサウエイトと、
    　を備えたバランサ装置。
  14. 　前記バランサシャフトには、該バランサシャフトの回転軸線の方向における一端部から順に、前記内燃機関からの回転力が伝達されるギアと、前記第２バランサウエイトと、前記第３バランサウエイトと、前記第１バランサウエイトとが設けられていることを特徴とする請求項１３に記載のバランサ装置。
  15. 　前記第２バランサウエイトは、前記バランサシャフトの回転軸線の周方向において前記第１バランサウエイトまたは前記第３バランサウエイトに対して２５度から３５度の範囲の角度でずらして配置されることを特徴とする請求項１３に記載のバランサ装置。
  16. 　前記第２バランサウエイトは、前記バランサシャフトの回転軸線の周方向において前記第１バランサウエイトまたは前記第３バランサウエイトに対して８５度から９５度の範囲の角度でずらして配置されることを特徴とする請求項１４に記載のバランサ装置。
  17. 　前記第３バランサウエイトは、前記バランサシャフトの回転軸線の方向において、前記第２バランサウエイトと前記第３バランサウエイトとの間の距離が前記第１バランサウエイトと前記第３バランサウエイトとの間の距離よりも短くなるように前記バランサシャフトに設けられていることを特徴とする請求項１３に記載のバランサ装置。
  18. 　前記第３バランサウエイトは、前記バランサシャフトの回転軸線の方向において、前記第２バランサウエイトと前記第３バランサウエイトとの間の距離が前記第１バランサウエイトと前記第３バランサウエイトとの間の距離よりも長くなるように前記バランサシャフトに設けられていることを特徴とする請求項１３に記載のバランサ装置。
  19. 　４つのクランク屈曲部を有するクランクシャフトを備え、該クランクシャフトの回転方向において前記４つのクランク屈曲部のそれぞれの角度が１２０度ずらして配置され、前記４つのクランク屈曲部のうち２つのクランク屈曲部が同じ角度に配置される、直列気筒の内燃機関であって、
    　前記クランクシャフトの回転軸線と平行に配置され、前記クランクシャフトの回転方向とは逆方向に回転するバランサシャフトと、
    　前記バランサシャフトに設けられた第１バランサウエイトと、
    　前記バランサシャフトに設けられ、該バランサシャフトの回転軸線の方向において前記第１バランサウエイトから離間した位置に配置され、前記バランサシャフトの回転方向において前記第１バランサウエイトに対して１８０度または３６０度を除く所定角度ずらして配置された第２バランサウエイトと、
    　を備えた内燃機関。
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