JPH0223741B2 - - Google Patents
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- JPH0223741B2 JPH0223741B2 JP55078229A JP7822980A JPH0223741B2 JP H0223741 B2 JPH0223741 B2 JP H0223741B2 JP 55078229 A JP55078229 A JP 55078229A JP 7822980 A JP7822980 A JP 7822980A JP H0223741 B2 JPH0223741 B2 JP H0223741B2
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- balancer device
- excitation
- rotating eccentric
- force
- eccentric weights
- Prior art date
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
- F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
- F16F15/22—Compensation of inertia forces
- F16F15/26—Compensation of inertia forces of crankshaft systems using solid masses, other than the ordinary pistons, moving with the system, i.e. masses connected through a kinematic mechanism or gear system
- F16F15/264—Rotating balancer shafts
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B67/00—Engines characterised by the arrangement of auxiliary apparatus not being otherwise provided for, e.g. the apparatus having different functions; Driving auxiliary apparatus from engines, not otherwise provided for
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Acoustics & Sound (AREA)
- Aviation & Aerospace Engineering (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Shafts, Cranks, Connecting Bars, And Related Bearings (AREA)
Description
本発明は内燃機関のクランク、ピストン機構の
往復動慣性力に起因する起振力の任意のｎ次成分
を相殺する回転偏心錘式バランサ装置に関するも
のである。第１発明は、内燃機関のクランク軸と
ピストン中心軸とを通る起振方向面から一定距離
隔ててバランサ装置を設け、その多軸回転偏心錘
の遠心力の合力によつて起振力の任意のｎ次成分
を打ち消すと同時に、上記遠心力の合力と起振力
のｎ次成分とで発生する偶力による起振モーメン
トを上記遠心力による全合成モーメントで打ち消
すようなバランサ装置を提供し、かつ、回転偏心
錘の回転運動空間は干渉させながら、回転偏心錘
の初期位相差を利用して回転偏心錘の干渉を防ぐ
ことにより、回転偏心錘の軸心間距離を極力小さ
く設定して、バランサ装置の小型化を図ることを
目的とする。 第２発明は第１発明のバランサ装置をユニツト
に組込み、そのユニツトを水冷デイーゼル機関の
外側部に突設された燃料噴射ポンプの背部に設
け、バランサ装置を噴射ポンプのカム軸を介して
クランク軸に連動連結することによつてデイーゼ
ル機関の外側部のデツドスペースを利用してバラ
ンサ装置を装備することを目的とするものであ
る。 直列型内燃機関は、シリンダ数やシリンダ径を
種々変えることにより、出力のバリエーシヨンが
得られるので、各種産業用機械のエンジンとして
広範に使用されて来たが、その出力性能以外に振
動・騒音が重要な課題となつて来ている。例え
ば、農業機械等においては、エンジンが防振支持
される構造になつておらず、主要な起振源である
エンジン振動そのものの低減が機械各部の振動低
減のきめ手となつている。 こうした問題に対して、多気筒化によつてエン
ジン振動を低減する方法も考えられるが、１気筒
当りの排気量が小さくなつて、燃費が増加するの
で多気筒化にも限界がある。 従つて、エンジン振動低減の為には、結局バラ
ンサ装置の装着が必要となるが、既存のバランサ
装置には、次のような問題がある。 先ず既存の内燃機関において、ピストン、クラ
ンク機構の往復動慣性力の振動による上下方向起
振力の１次成分を緩和する為に、一般にクランク
アーム外側にクランクピン部分に対するカウンタ
ーウエイトを付加した構造である。しかし、この
カウンターウエイトによつては、起振力の２次以
上の高次成分を打ち消すことが出来ない。そこ
で、従来起振力の例えば２次成分を打ち消すた
め、第１２図に仮想線で示すように、クランク軸
Ｓ直下に１対の回転偏心錘Ｗを設け、この回転偏
心錘Ｗの遠心力の合力を、クランク軸Ｓとピスト
ン中心軸とで規定される起振方向面Ｖ内に発生さ
せる構造のバランサ装置B′が用いられていた。
しかし、この構造の場合、バランサ装置B′をク
ランク軸直下に装備するので、機関の高さがかな
り高くなつてしまうという欠点が避けられない。 そこで、仮にバランサ装置を内燃機関の側部に
設けるものとすると、上下方向の起振力は回転偏
心錘の遠心力の合力で打ち消されるものの、起振
力と遠心力とが偶力をなし、起振モーメントが発
生してしまい、機関の振動源となる。もつとも、
クランクアーム部に100％カウンターウエイトを
付加する場合には、起振力が水平方向に振り向け
られるので、起振力の例えば２次成分を打ち消す
ためのバランサ装置は符号B″で示すように機関
のクランク軸Ｓの真横に装着することが出来る
が、この構造の場合機関の横幅が相当増加してし
まうという欠点が避けられない。 本発明は、偏置多軸回転偏心錘式バランサ装置
によつて上記の諸欠点を解決し、かつ、バランサ
装置を小型化するものである。即ち、起振方向面
Ｖから所定距離ｄだけ隔てて少なくとも３軸以上
の多軸回転偏心錘式のバランサ装置Ｂを設け、こ
れら回転偏心錘の複数の遠心力の合力で機関の起
振力の所望のｎ次成分Ｆ→Eに釣合せると同時に、
遠心力の合力と起振力のｎ次成分Ｆ→Eとから成る
起振偶力による起振モーメントＭ→Vに、遠心力の
全合成モーメントＭ→Bを釣合わせ、かつ、バラン
サ装置の各回転偏心錘のうち、隣り合う少なくと
も２個の回転偏心錘の各回転運動空間が相互に干
渉するように、その軸心間距離を短かく設定し、
両回転偏心錘はその初期位相αの差により干渉す
ることなく回転できるように互いに等回転速度で
逆方向に回転するように連動連結することを特徴
とするものである。 次に、本発明の実施例を図に基き説明する。 第１図、第２図は、水冷立型直列４気筒デイー
ゼル機関Ｅの概略図を示し、クランクケースＣの
上部にシリンダブロツクＤが一体に形成され、こ
のシリンダブロツクＤの上部にシリンダヘツドブ
ロツクＨ・動弁カム室Ｍ・燃料噴射弁Ｎが装備さ
れ、機関の前端部にはギヤケースＧが配設されて
いる。シリンダブロツクＤ内部にはウオークジヤ
ケツトが配設され、その中心部にシリンダが形成
されている。このシリンダのウオータジヤケツト
横外壁１の前寄部から燃料噴射ポンプＦのハウジ
ング２を横外側に向つて一体に突設し、このハウ
ジング２の背部にバランサ装置Ｂが配置され、ハ
ウジング２の取付座へボルトで固定される。ま
た、燃料噴射ポンプＦの下部にはバランサ装置Ｂ
の前面に作業用油圧ポンプＰ２が装置されると共
に、バランサ装置Ｂの後面にも作業用油圧ポンプ
Ｐ１が装着される。 そして、バランサ装置Ｂはクランク軸端のクラ
ンクギヤ３から調時ギヤ４，５を介して回転駆動
される噴射ポンプカム軸６に連動連結される。 バランサ装置Ｂは、第３図〜第６図に示すよう
に、３軸の回転偏心錘７，８，９及びこれらを駆
動するためのギヤ類をケーシング３０内に組込ん
だ構造の独立したユニツトに形成され、クランク
軸Ｓに平行且つ上中下３段にバランサ軸１９，２
０，２１が配置され、各バランサ軸１９，２０，
２１の中央部には各偏心錘７，８，９が装着され
る。 但し、各バランサ軸１９，２０，２１のクラン
ク軸Ｓに対する位置及び各偏心錘７，８，９の偏
心質量は後述の計算方法で設定される。各バラン
サ軸１９，２０，２１の後端部には同径のバラン
サギヤ１６，１７，１８が装着され、これらが噛
み合つて同じ回転数で回転するように連動連結さ
れている。 他方、クランク軸Ｓの回転角速度をωとする
と、調時ギヤ４，５を介して噴射ポンプカム軸６
が1/2ωでクランク軸と同方向に回転駆動され、
この噴射ポンプカム軸６後端からバランサ装置Ｂ
に回転駆動力が入力される。 即ち、噴射ポンプカム軸６後端には第１ギヤ１
０、油圧ポンプ駆動軸２２の前端には同軸上に第
２ギヤ１１・第３ギヤ１２、中段のバランサ軸２
０前端には第４ギヤ１３が装着されており、第１
ギヤ１０から第２ギヤ１１へは２倍増速で回転駆
動力が入力され、この回転駆動力が第３ギヤ１２
から第４ギヤ１３へ２倍増速で入力される。そし
て、バランサ軸１９，２０，２１後端のバランサ
ギア１６，１７，１８を介して各バランサ軸１
９，２０，２１は等速且つ隣り合うバランサ軸１
９，２０，２１が逆回転するよう連動連結されて
いるので、結局、各バランサ軸１９，２０，２１
は噴射ポンプカム軸６の４倍の回転角速度（即
ち、2ω）で回転駆動し、中段のバランサ軸２０
はクランク軸Ｓと同方向に、上下段のバランサ軸
１９，２１はクランク軸Ｓと反対方向に回転駆動
されるように形成される。 また、各バランサ軸１９，２０，２１及び油圧
ポンプ駆動軸２２は、その前端部及び後端部をボ
ールベアリング２３，２４を介してケーシング３
０に支持される。 バランサ装置Ｂの後部の作業用油圧ポンプＰ１
の入力軸２５は油圧ポンプ駆動軸２２の後端に連
動連結され、バランサ装置Ｂのケーシング３０の
後端側に形成された補機取付座２６に油圧ポンプ
Ｐ１がボルトで固定される。また、前側の作業用
油圧ポンプＰ２は第４ギヤ１３・第５ギヤ１４、
第６ギヤ１５を介して中段のバランサ軸２０に連
動連結され、この油圧ポンプＰ２もバランサ装置
Ｂのケーシング３０に固定される。 更に、バランサ軸１９，２０，２１間の距離を
極力小さく設定して、バランサ装置Ｂの小型化を
図る為に、次のように形成される。第７図に示す
ように、隣り合う回転偏心錘７，８，９の回転運
動空間２７，２８，２９が干渉するようにバラン
サ軸１９，２０，２１間距離を小さく設定する
が、隣り合う回転偏心錘７，８，９の初期位相α
（後記の計算方法により決定される）の差により、
回転偏心錘７，８，９相互の干渉は起らないよう
に形成される。ここで、回転偏心錘７，８，９相
互の干渉を起りにくくする為、各回転偏心錘７，
８，９の両側の始端部７ａ，８ａ，９ａ及び終端
部７ｂ，８ｂ，９ｂを扁平にし、回転運動空間２
７，２８，２９の外周面より内側に退かせて形成
する。 次に、上記の偏置多軸回転偏心錘式のバランサ
装置Ｂによつて、内燃機関の起振力の任意のｎ次
成分Ｆ→Eを打ち消す力学的構成について説明する。
第８図に示し且つ後記のように、ｘ軸・ｙ軸・ｚ
軸を設定し、第１２図に示すように、クランク軸
軸心Ｏとピストン中心軸とで規定される起振方向
面Ｖを設定する。シリンダブロツクＤの横外側に
装着されているバランサ装置Ｂは、起振方向面Ｖ
から一定距離ｄだけ隔てて配設されている。そし
て、上中下の各回転偏心錘７，８，９の遠心力の
全合力のうち、そのｘ軸分力が内燃機関Ｅの起振
力の任意のｎ次成分Ｆ→E（但し、実施例の場合ｎ
＝２）と比べて、その大きさがほぼ等しく方向が
逆となるように設定されており、上記ｘ軸分力で
起振力のｎ次成分Ｆ→Eが打ち消される。また、全
合力のｙ軸成分は殆んど発生せず、ほぼ０に等し
くなるように設定される。そして、上記全合力の
ｘ軸分力と起振力のｎ次成分Ｆ→Eとが所定距離ｄ
隔てられているために偶力をなし、この起振偶力
によつて生じる起振モーメントＭ→Vを、複数の回
転偏心錘７，８，９の複数の遠心力による回転モ
ーメントの全合成モーメントＭ→Bで打ち消す、つ
まり両者の大きさがほぼ等しく回転方向が逆とな
るように設定される。 このように、内燃機関Ｅの起振力のｎ次成分Ｆ→
Ｅは、偏置多軸回転偏心錘式バランサ装置Ｂで打
ち消され、且つ起振モーメントも発生しないの
で、内燃機関Ｅの機械振動が大幅に軽減され、そ
の振動、騒音が格段と改善される。尚、ｎは正整
数である。 次に、上記偏置多軸回転偏心錘式バランサ装置
Ｂの主要諸元、即ちバランサ軸１９，２０，２１
のクランク軸Ｓに対する位置、偏心錘７，８，９
の偏心質量mi、偏心錘の偏心距離ri、偏心錘の初
期位相αi等を設定する為の計算方法について詳細
に説明する。 (1) 直列機関の起振力 第８図に示すように、機関の重心を通りシリ
ンダ軸方向にｘ軸、クランク軸方向にｚ軸、こ
れら２軸に直角な方向にｙ軸（ただし以後の計
算の便宜上、座標系が右手系となるようにそれ
ぞれの正負の方向を決める）をとると、直列機
関には一般に第８図に示すような各軸方向の併
進振動および各軸まわりの回転振動を合成した
振動が生起する。これは、 Ｆ→＝Fxｅ→x＋Fyｅ→y＋Fzｅ→z ………(1) Ｍ→＝Mxｅ→x＋Myｅ→y＋Mzｅ→z ………(2) Mz＝MIz＋MGz ………(3) なる起振力Ｆ→と起振偶力Ｍ→によるものであり
（ただしMzについては、後の便宜のためMIzと
MGzの２成分に分けた）各成分はそれぞれ次の
ようになる。 Fx＝L 〓l=1 （Fx）l ………(4) Fy＝L 〓l=1 （Fy）l ………(5) Fz＝L 〓l=1 （Fz）l ………(6) Mx＝L 〓l=1 Zl・（Fy）l ………(7) My＝L 〓l=1 Zl・（Fx）l ………(8) MIz＝L 〓l=1 （MIz）l ………(9) MGz＝L 〓l=1 （MGz）l ………(10) ここに （Fx）l＝（ｍ＋m0）ω2rcos（θ＋αl） ＋mω2r∞ 〓n=1 C2ocos2n（θ＋αl） ………(11) （Fy）l＝m0ω2rsin（θ＋αl） ………(12) （Fz）l＝０ ………(13) （MIz）l＝−mω2r2 ∞ 〓n=1 Doｎ／２sin ｎ（θ＋αl）−I1ω2 ∞ 〓n=1 ｎ・H2osin2n（θ＋αl） −I1ω2 ∞ 〓n=1 G2o+1sin（2n＋１）（θ＋αl） ………(14) （MGz）l＝−πD2／４・ｒ｛∞ 〓n=1 bo/2cosｎ／２（θ＋βl）＋∞ 〓n=1 ao/2sinｎ／２（θ＋βl）｝ ………(15) ｅ→x，ｅ→y，ｅ→z：ｘ、ｙ、ｚ方向基底ベクトル （Fx）l，（Fy）l，（Fz）l：第１番目気筒のｘ、ｙ
、
ｚ軸方向の起振力 （Mx）l、（My）l：第１番目気筒のｘ、ｙ、軸ま
わりの起振偶力 （MIz）l：第１番目気筒の往復運動部質量およ
び修正慣性モーメントによるｚ軸まわりの起
振偶力 （MGz）l：第１番目気筒のガス圧力によるｚ軸
まわりの起振偶力 Ｌ：気筒数 Ｄ：シリンダ径 ｒ：クランク半径 ｍ：１気筒あたりの往復運動部質量 m0：１気筒あたりの回転運動部質量 θ：第１気筒上死点よりのクランク軸回転角 ω：クランク軸回転角速度（dθ／dt） Zl：１番目気筒のｚ座標 αl：１番目気筒と１番目気筒のクランク位相差
（クランク角） βl：１番目気筒と１番目気筒の着火間隔位相差
（クランク角） I1：１気筒あたりのコンロツド修正慣性モーメ
ント ρ：ｒ／lo（lo：コンロツドの長さ）
往復動慣性力に起因する起振力の任意のｎ次成分
を相殺する回転偏心錘式バランサ装置に関するも
のである。第１発明は、内燃機関のクランク軸と
ピストン中心軸とを通る起振方向面から一定距離
隔ててバランサ装置を設け、その多軸回転偏心錘
の遠心力の合力によつて起振力の任意のｎ次成分
を打ち消すと同時に、上記遠心力の合力と起振力
のｎ次成分とで発生する偶力による起振モーメン
トを上記遠心力による全合成モーメントで打ち消
すようなバランサ装置を提供し、かつ、回転偏心
錘の回転運動空間は干渉させながら、回転偏心錘
の初期位相差を利用して回転偏心錘の干渉を防ぐ
ことにより、回転偏心錘の軸心間距離を極力小さ
く設定して、バランサ装置の小型化を図ることを
目的とする。 第２発明は第１発明のバランサ装置をユニツト
に組込み、そのユニツトを水冷デイーゼル機関の
外側部に突設された燃料噴射ポンプの背部に設
け、バランサ装置を噴射ポンプのカム軸を介して
クランク軸に連動連結することによつてデイーゼ
ル機関の外側部のデツドスペースを利用してバラ
ンサ装置を装備することを目的とするものであ
る。 直列型内燃機関は、シリンダ数やシリンダ径を
種々変えることにより、出力のバリエーシヨンが
得られるので、各種産業用機械のエンジンとして
広範に使用されて来たが、その出力性能以外に振
動・騒音が重要な課題となつて来ている。例え
ば、農業機械等においては、エンジンが防振支持
される構造になつておらず、主要な起振源である
エンジン振動そのものの低減が機械各部の振動低
減のきめ手となつている。 こうした問題に対して、多気筒化によつてエン
ジン振動を低減する方法も考えられるが、１気筒
当りの排気量が小さくなつて、燃費が増加するの
で多気筒化にも限界がある。 従つて、エンジン振動低減の為には、結局バラ
ンサ装置の装着が必要となるが、既存のバランサ
装置には、次のような問題がある。 先ず既存の内燃機関において、ピストン、クラ
ンク機構の往復動慣性力の振動による上下方向起
振力の１次成分を緩和する為に、一般にクランク
アーム外側にクランクピン部分に対するカウンタ
ーウエイトを付加した構造である。しかし、この
カウンターウエイトによつては、起振力の２次以
上の高次成分を打ち消すことが出来ない。そこ
で、従来起振力の例えば２次成分を打ち消すた
め、第１２図に仮想線で示すように、クランク軸
Ｓ直下に１対の回転偏心錘Ｗを設け、この回転偏
心錘Ｗの遠心力の合力を、クランク軸Ｓとピスト
ン中心軸とで規定される起振方向面Ｖ内に発生さ
せる構造のバランサ装置B′が用いられていた。
しかし、この構造の場合、バランサ装置B′をク
ランク軸直下に装備するので、機関の高さがかな
り高くなつてしまうという欠点が避けられない。 そこで、仮にバランサ装置を内燃機関の側部に
設けるものとすると、上下方向の起振力は回転偏
心錘の遠心力の合力で打ち消されるものの、起振
力と遠心力とが偶力をなし、起振モーメントが発
生してしまい、機関の振動源となる。もつとも、
クランクアーム部に100％カウンターウエイトを
付加する場合には、起振力が水平方向に振り向け
られるので、起振力の例えば２次成分を打ち消す
ためのバランサ装置は符号B″で示すように機関
のクランク軸Ｓの真横に装着することが出来る
が、この構造の場合機関の横幅が相当増加してし
まうという欠点が避けられない。 本発明は、偏置多軸回転偏心錘式バランサ装置
によつて上記の諸欠点を解決し、かつ、バランサ
装置を小型化するものである。即ち、起振方向面
Ｖから所定距離ｄだけ隔てて少なくとも３軸以上
の多軸回転偏心錘式のバランサ装置Ｂを設け、こ
れら回転偏心錘の複数の遠心力の合力で機関の起
振力の所望のｎ次成分Ｆ→Eに釣合せると同時に、
遠心力の合力と起振力のｎ次成分Ｆ→Eとから成る
起振偶力による起振モーメントＭ→Vに、遠心力の
全合成モーメントＭ→Bを釣合わせ、かつ、バラン
サ装置の各回転偏心錘のうち、隣り合う少なくと
も２個の回転偏心錘の各回転運動空間が相互に干
渉するように、その軸心間距離を短かく設定し、
両回転偏心錘はその初期位相αの差により干渉す
ることなく回転できるように互いに等回転速度で
逆方向に回転するように連動連結することを特徴
とするものである。 次に、本発明の実施例を図に基き説明する。 第１図、第２図は、水冷立型直列４気筒デイー
ゼル機関Ｅの概略図を示し、クランクケースＣの
上部にシリンダブロツクＤが一体に形成され、こ
のシリンダブロツクＤの上部にシリンダヘツドブ
ロツクＨ・動弁カム室Ｍ・燃料噴射弁Ｎが装備さ
れ、機関の前端部にはギヤケースＧが配設されて
いる。シリンダブロツクＤ内部にはウオークジヤ
ケツトが配設され、その中心部にシリンダが形成
されている。このシリンダのウオータジヤケツト
横外壁１の前寄部から燃料噴射ポンプＦのハウジ
ング２を横外側に向つて一体に突設し、このハウ
ジング２の背部にバランサ装置Ｂが配置され、ハ
ウジング２の取付座へボルトで固定される。ま
た、燃料噴射ポンプＦの下部にはバランサ装置Ｂ
の前面に作業用油圧ポンプＰ２が装置されると共
に、バランサ装置Ｂの後面にも作業用油圧ポンプ
Ｐ１が装着される。 そして、バランサ装置Ｂはクランク軸端のクラ
ンクギヤ３から調時ギヤ４，５を介して回転駆動
される噴射ポンプカム軸６に連動連結される。 バランサ装置Ｂは、第３図〜第６図に示すよう
に、３軸の回転偏心錘７，８，９及びこれらを駆
動するためのギヤ類をケーシング３０内に組込ん
だ構造の独立したユニツトに形成され、クランク
軸Ｓに平行且つ上中下３段にバランサ軸１９，２
０，２１が配置され、各バランサ軸１９，２０，
２１の中央部には各偏心錘７，８，９が装着され
る。 但し、各バランサ軸１９，２０，２１のクラン
ク軸Ｓに対する位置及び各偏心錘７，８，９の偏
心質量は後述の計算方法で設定される。各バラン
サ軸１９，２０，２１の後端部には同径のバラン
サギヤ１６，１７，１８が装着され、これらが噛
み合つて同じ回転数で回転するように連動連結さ
れている。 他方、クランク軸Ｓの回転角速度をωとする
と、調時ギヤ４，５を介して噴射ポンプカム軸６
が1/2ωでクランク軸と同方向に回転駆動され、
この噴射ポンプカム軸６後端からバランサ装置Ｂ
に回転駆動力が入力される。 即ち、噴射ポンプカム軸６後端には第１ギヤ１
０、油圧ポンプ駆動軸２２の前端には同軸上に第
２ギヤ１１・第３ギヤ１２、中段のバランサ軸２
０前端には第４ギヤ１３が装着されており、第１
ギヤ１０から第２ギヤ１１へは２倍増速で回転駆
動力が入力され、この回転駆動力が第３ギヤ１２
から第４ギヤ１３へ２倍増速で入力される。そし
て、バランサ軸１９，２０，２１後端のバランサ
ギア１６，１７，１８を介して各バランサ軸１
９，２０，２１は等速且つ隣り合うバランサ軸１
９，２０，２１が逆回転するよう連動連結されて
いるので、結局、各バランサ軸１９，２０，２１
は噴射ポンプカム軸６の４倍の回転角速度（即
ち、2ω）で回転駆動し、中段のバランサ軸２０
はクランク軸Ｓと同方向に、上下段のバランサ軸
１９，２１はクランク軸Ｓと反対方向に回転駆動
されるように形成される。 また、各バランサ軸１９，２０，２１及び油圧
ポンプ駆動軸２２は、その前端部及び後端部をボ
ールベアリング２３，２４を介してケーシング３
０に支持される。 バランサ装置Ｂの後部の作業用油圧ポンプＰ１
の入力軸２５は油圧ポンプ駆動軸２２の後端に連
動連結され、バランサ装置Ｂのケーシング３０の
後端側に形成された補機取付座２６に油圧ポンプ
Ｐ１がボルトで固定される。また、前側の作業用
油圧ポンプＰ２は第４ギヤ１３・第５ギヤ１４、
第６ギヤ１５を介して中段のバランサ軸２０に連
動連結され、この油圧ポンプＰ２もバランサ装置
Ｂのケーシング３０に固定される。 更に、バランサ軸１９，２０，２１間の距離を
極力小さく設定して、バランサ装置Ｂの小型化を
図る為に、次のように形成される。第７図に示す
ように、隣り合う回転偏心錘７，８，９の回転運
動空間２７，２８，２９が干渉するようにバラン
サ軸１９，２０，２１間距離を小さく設定する
が、隣り合う回転偏心錘７，８，９の初期位相α
（後記の計算方法により決定される）の差により、
回転偏心錘７，８，９相互の干渉は起らないよう
に形成される。ここで、回転偏心錘７，８，９相
互の干渉を起りにくくする為、各回転偏心錘７，
８，９の両側の始端部７ａ，８ａ，９ａ及び終端
部７ｂ，８ｂ，９ｂを扁平にし、回転運動空間２
７，２８，２９の外周面より内側に退かせて形成
する。 次に、上記の偏置多軸回転偏心錘式のバランサ
装置Ｂによつて、内燃機関の起振力の任意のｎ次
成分Ｆ→Eを打ち消す力学的構成について説明する。
第８図に示し且つ後記のように、ｘ軸・ｙ軸・ｚ
軸を設定し、第１２図に示すように、クランク軸
軸心Ｏとピストン中心軸とで規定される起振方向
面Ｖを設定する。シリンダブロツクＤの横外側に
装着されているバランサ装置Ｂは、起振方向面Ｖ
から一定距離ｄだけ隔てて配設されている。そし
て、上中下の各回転偏心錘７，８，９の遠心力の
全合力のうち、そのｘ軸分力が内燃機関Ｅの起振
力の任意のｎ次成分Ｆ→E（但し、実施例の場合ｎ
＝２）と比べて、その大きさがほぼ等しく方向が
逆となるように設定されており、上記ｘ軸分力で
起振力のｎ次成分Ｆ→Eが打ち消される。また、全
合力のｙ軸成分は殆んど発生せず、ほぼ０に等し
くなるように設定される。そして、上記全合力の
ｘ軸分力と起振力のｎ次成分Ｆ→Eとが所定距離ｄ
隔てられているために偶力をなし、この起振偶力
によつて生じる起振モーメントＭ→Vを、複数の回
転偏心錘７，８，９の複数の遠心力による回転モ
ーメントの全合成モーメントＭ→Bで打ち消す、つ
まり両者の大きさがほぼ等しく回転方向が逆とな
るように設定される。 このように、内燃機関Ｅの起振力のｎ次成分Ｆ→
Ｅは、偏置多軸回転偏心錘式バランサ装置Ｂで打
ち消され、且つ起振モーメントも発生しないの
で、内燃機関Ｅの機械振動が大幅に軽減され、そ
の振動、騒音が格段と改善される。尚、ｎは正整
数である。 次に、上記偏置多軸回転偏心錘式バランサ装置
Ｂの主要諸元、即ちバランサ軸１９，２０，２１
のクランク軸Ｓに対する位置、偏心錘７，８，９
の偏心質量mi、偏心錘の偏心距離ri、偏心錘の初
期位相αi等を設定する為の計算方法について詳細
に説明する。 (1) 直列機関の起振力 第８図に示すように、機関の重心を通りシリ
ンダ軸方向にｘ軸、クランク軸方向にｚ軸、こ
れら２軸に直角な方向にｙ軸（ただし以後の計
算の便宜上、座標系が右手系となるようにそれ
ぞれの正負の方向を決める）をとると、直列機
関には一般に第８図に示すような各軸方向の併
進振動および各軸まわりの回転振動を合成した
振動が生起する。これは、 Ｆ→＝Fxｅ→x＋Fyｅ→y＋Fzｅ→z ………(1) Ｍ→＝Mxｅ→x＋Myｅ→y＋Mzｅ→z ………(2) Mz＝MIz＋MGz ………(3) なる起振力Ｆ→と起振偶力Ｍ→によるものであり
（ただしMzについては、後の便宜のためMIzと
MGzの２成分に分けた）各成分はそれぞれ次の
ようになる。 Fx＝L 〓l=1 （Fx）l ………(4) Fy＝L 〓l=1 （Fy）l ………(5) Fz＝L 〓l=1 （Fz）l ………(6) Mx＝L 〓l=1 Zl・（Fy）l ………(7) My＝L 〓l=1 Zl・（Fx）l ………(8) MIz＝L 〓l=1 （MIz）l ………(9) MGz＝L 〓l=1 （MGz）l ………(10) ここに （Fx）l＝（ｍ＋m0）ω2rcos（θ＋αl） ＋mω2r∞ 〓n=1 C2ocos2n（θ＋αl） ………(11) （Fy）l＝m0ω2rsin（θ＋αl） ………(12) （Fz）l＝０ ………(13) （MIz）l＝−mω2r2 ∞ 〓n=1 Doｎ／２sin ｎ（θ＋αl）−I1ω2 ∞ 〓n=1 ｎ・H2osin2n（θ＋αl） −I1ω2 ∞ 〓n=1 G2o+1sin（2n＋１）（θ＋αl） ………(14) （MGz）l＝−πD2／４・ｒ｛∞ 〓n=1 bo/2cosｎ／２（θ＋βl）＋∞ 〓n=1 ao/2sinｎ／２（θ＋βl）｝ ………(15) ｅ→x，ｅ→y，ｅ→z：ｘ、ｙ、ｚ方向基底ベクトル （Fx）l，（Fy）l，（Fz）l：第１番目気筒のｘ、ｙ
、
ｚ軸方向の起振力 （Mx）l、（My）l：第１番目気筒のｘ、ｙ、軸ま
わりの起振偶力 （MIz）l：第１番目気筒の往復運動部質量およ
び修正慣性モーメントによるｚ軸まわりの起
振偶力 （MGz）l：第１番目気筒のガス圧力によるｚ軸
まわりの起振偶力 Ｌ：気筒数 Ｄ：シリンダ径 ｒ：クランク半径 ｍ：１気筒あたりの往復運動部質量 m0：１気筒あたりの回転運動部質量 θ：第１気筒上死点よりのクランク軸回転角 ω：クランク軸回転角速度（dθ／dt） Zl：１番目気筒のｚ座標 αl：１番目気筒と１番目気筒のクランク位相差
（クランク角） βl：１番目気筒と１番目気筒の着火間隔位相差
（クランク角） I1：１気筒あたりのコンロツド修正慣性モーメ
ント ρ：ｒ／lo（lo：コンロツドの長さ）
【表】
…
…
〓 １ 3
…
〓 １ 3
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １ 内燃機関Ｅの起振力が作用する起振方向面Ｖ
として、クランク軸Ｓの軸心Ｏとピストン中心軸
とを通る起振方向面Ｖを想定し、起振方向面Ｖか
ら片側に所定の距離ｄを隔ててバランサ装置Ｂを
配置し、バランサ装置Ｂを機関本体Ｅに相対固定
し、バランサ装置Ｂは少なくとも３軸以上の回転
偏心錘７，８，９をクランク軸Ｓで回転駆動可能
に構成し、これらの回転偏心錘７，８，９の遠心
力の全合力のうち、ピストン運動方向と平行なｘ
軸分力が機関Ｅの起振力の任意のｎ次成分Ｆ→Eと
比べて大きさがほぼ等しく方向が逆となる値に設
定するとともに、これに直交するｙ軸分力がほぼ
０となるように設定し、且つそれらの回転偏心錘
７，８，９の遠心力によつて発生する全合成モー
メントＭ→Bが、機関Ｅの起振力の任意のｎ次成分
Ｆ→E、前記ｘ軸分力、及びこれら両者間の距離ｄ
の関係から生ずる起振偶力による起振モーメント
Ｍ→Vと比べて、その大きさがほぼ等しく回転方向
が逆となるように設定し、バランサ装置Ｂの各回
転偏心錘７，８，９のうち、隣り合う少なくとも
２個の回転偏心錘７，８，９の各回転運動空間２
７，２８，２９が相互に干渉するように、その軸
心間距離を短かく設定し、両回転偏心錘７，８，
９はその初期位相αの差により干渉することなく
回転できるように互いに等回転速度で逆方向に回
転するように連動連結した事を特徴とする内燃機
関の回転偏心錘式バランサ装置。 ２ 特許請求の範囲第１項に記載したバランサ装
置において、回転偏心錘７，８，９による全合成
モーメントＭ→Bが起振偶力による起振モーメント
Ｍ→Vに機関Ｅのクランク軸Ｓに平行なＺ軸回りの
起振モーメントの任意のｎ次成分Ｍ→Eを加えたも
のと比べて、その大きさがほぼ等しく回転方向が
逆となるように設定したもの。 ３ 特許請求の範囲第１項又は第２項に記載した
バランサ装置において、回転偏心錘７，８，９が
３本あり、そのうちの１本を他の２本と回転方向
が逆となるようにしたもの。 ４ 特許請求の範囲第１項、第２項又は第３項に
記載したバランサ装置において、回転運動空間２
７，２８，２９が干渉し合う各回転偏心錘７，
８，９の回転方向の始端部７ａ，８ａ，９ａ及び
終端部７ｂ，８ｂ，９ｂを、その回転偏心錘７，
８，９の回転運動空間２７，２８，２９の外周面
よりも内側に退かせて形成したもの。 ５ 特許請求の範囲第１項乃至第４項のどれか一
項に記載したバランサ装置において、内燃機関Ｅ
が水冷式のものであり、そのシリンダのウオータ
ジヤケツトの横外壁１の横外側にバランサ装置Ｂ
を配置したもの。 ６ 特許請求の範囲第１項乃至第５項のどれか一
項に記載したバランサ装置において、バランサ装
置Ｂはケーシング３０に各回転偏心錘７，８，９
を内装したユニツトとして独立に構成し、このバ
ランサ装置ユニツトを機関本体Ｅに固定したも
の。 ７ 内燃機関Ｅの起振力が作用する起振方向面Ｖ
として、クランク軸Ｓの軸心Ｏとピストン中心軸
とを通る起振方向面Ｖを想定し、起振方向面Ｖか
ら片側に所定の距離ｄを隔ててバランサ装置Ｂを
配置し、バランサ装置Ｂを機関本体Ｅに相対固定
し、バランサ装置Ｂは少なくとも３本以上の回転
偏心錘７，８，９をクランク軸Ｓで回転駆動可能
に構成し、これらの回転偏心錘７，８，９の遠心
力の全合力のうち、ピストン運動方向と平行なｘ
軸分力が機関Ｅの起振力の任意のｎ次成分Ｆ→Eと
比べて大きさがほぼ等しく方向が逆となる値に設
定するとともに、これに直交するｙ軸分力がほぼ
０となるように設定し、且つそれらの回転偏心錘
７，８，９の遠心力が発生する全合成モーメント
Ｍ→Bが、機関Ｅの起振力の任意のｎ次成分Ｆ→E及び
前記ｘ軸分力及びこれら両者間の距離ｄとの関係
から生ずる起振偶力による起振モーメントＭ→Vと
比べて、その大きさがほぼ等しく回転方向が逆と
なるように設定し、バランサ装置Ｂの各回転偏心
錘７，８，９のうち、隣り合う少なくとも２個の
回転偏心錘７，８，９の各回転運動空間２７，２
８，２９が相互に干渉するように、その軸心間距
離を短かく設定し、両回転偏心錘７，８，９はそ
の初期位相αの差により干渉することなく回転で
きるように互いに等回転速度で逆方向に回転する
ように連動連結し、内燃機関Ｅは水冷デイーゼル
内燃機関を用い、そのシリンダのウオークジヤケ
ツト横外壁１の前寄部から燃料噴射ポンプＦのハ
ウジング２を横外側に向つて一体に突設し、バラ
ンサ装置Ｂはケーシング３０に各回転偏心錘７，
８，９を内装したユニツトとして独立に構成し、
このバランサ装置ユニツトを燃料噴射ポンプＦの
ハウジング２の背部に配置して、そのポンプハウ
ジング２に固定し、バランサ装置Ｂの各回転偏心
錘７，８，９を燃料噴射ポンプカム軸６を介して
クランク軸Ｓに連動連結した事を特徴とする内燃
機関の回転偏心錘式バランサ装置。 ８ 特許請求の範囲第７項に記載したバランサ装
置において、回転偏心錘７，８，９による全合成
モーメントＭ→Bが起振偶力による起振モーメント
Ｍ→Vに機関Ｅのクランク軸Ｓに平行なＺ軸回りの
起振モーメントの任意のｎ次成分Ｍ→Eを加えたも
のと比べて、その大きさがほぼ等しく、回転方向
が逆となるように設定したもの。 ９ 特許請求の範囲第７項又は第８項に記載した
バランサ装置において、回転偏心錘７，８，９が
３本あり、そのうちの１本を他の２本と回転方向
が逆となるようにしたもの。 １０ 特許請求の範囲第７項、第８項又は第９項
に記載したバランサ装置において、バランサ装置
Ｂのケーシング３０の外面に補機取付座２６を形
成し、各回転偏心錘７，８，９の回転伝動機構に
補機駆動軸２２を付設し、補機駆動軸２２を補機
取付座２６に臨ませたもの。 １１ 特許請求の範囲第７項乃至第１０項のどれ
か一項に記載したバランサ装置において、水冷デ
イーゼル内燃機関が直列多気筒型であるもの。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP7822980A JPS576142A (en) | 1980-06-09 | 1980-06-09 | Rotary eccentric weight type balancer apparatus of internal combustion engine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP7822980A JPS576142A (en) | 1980-06-09 | 1980-06-09 | Rotary eccentric weight type balancer apparatus of internal combustion engine |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS576142A JPS576142A (en) | 1982-01-13 |
| JPH0223741B2 true JPH0223741B2 (ja) | 1990-05-25 |
Family
ID=13656209
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP7822980A Granted JPS576142A (en) | 1980-06-09 | 1980-06-09 | Rotary eccentric weight type balancer apparatus of internal combustion engine |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS576142A (ja) |
Families Citing this family (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS58157598A (ja) * | 1982-03-16 | 1983-09-19 | Aida Eng Ltd | 機械プレスの平衡装置 |
| JP2582064B2 (ja) * | 1987-02-03 | 1997-02-19 | 本田技研工業株式会社 | バランサを備えたエンジン |
| JP2816608B2 (ja) * | 1991-04-19 | 1998-10-27 | 株式会社クボタ | バランサ付きエンジン |
| JP2009167974A (ja) * | 2008-01-18 | 2009-07-30 | Toyota Motor Corp | 内燃機関およびその製造方法 |
| DE102010049897A1 (de) * | 2010-10-28 | 2012-05-03 | Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg | Massenausgleichsgetriebe und Verfahren zu dessen Montage |
Family Cites Families (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS601312Y2 (ja) * | 1978-05-26 | 1985-01-16 | 株式会社小松製作所 | バランサ |
| JPS5554745A (en) * | 1978-10-12 | 1980-04-22 | Kubota Ltd | Balancer for engine |
-
1980
- 1980-06-09 JP JP7822980A patent/JPS576142A/ja active Granted
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS576142A (en) | 1982-01-13 |
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