JPH03115745A - エンジンのバランス機構 - Google Patents
エンジンのバランス機構Info
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- JPH03115745A JPH03115745A JP23109490A JP23109490A JPH03115745A JP H03115745 A JPH03115745 A JP H03115745A JP 23109490 A JP23109490 A JP 23109490A JP 23109490 A JP23109490 A JP 23109490A JP H03115745 A JPH03115745 A JP H03115745A
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- JP
- Japan
- Prior art keywords
- crankshaft
- balancer
- center
- primary
- cylinder
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
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Links
Landscapes
- Shafts, Cranks, Connecting Bars, And Related Bearings (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
（産業上の利用分野）
本発明は１軸１次バランサーを有するエンジンのバラン
ス機構に関する。
ス機構に関する。
（従来の技術）
１軸１次バランサーを有する従来エンジンでは、第７図
に示すようにシリンダ１の中心線ＣＯがクランク軸３の
回転中心Ｏｆと交わっている。２は１軸１次バランサー
であって、クランク軸３と平行に配置されると共に、１
対のギヤを介してクランク軸３に連動連結しており、ク
ランク軸３と同速度でかつ逆方向に回転する。
に示すようにシリンダ１の中心線ＣＯがクランク軸３の
回転中心Ｏｆと交わっている。２は１軸１次バランサー
であって、クランク軸３と平行に配置されると共に、１
対のギヤを介してクランク軸３に連動連結しており、ク
ランク軸３と同速度でかつ逆方向に回転する。
このような方法により、ピストン等の往復運動により生
じるＸ軸方向の振動成分のうち、クランク軸３回りのカ
ウンタバランサー７が相殺した残りの部分とカウンタバ
ランサー７により生じるＹ軸方向の振動の両方を打ち消
し、Ｘ１Ｙ軸方向の振動の１次成分をほとんど無くすこ
とが可能となっている。
じるＸ軸方向の振動成分のうち、クランク軸３回りのカ
ウンタバランサー７が相殺した残りの部分とカウンタバ
ランサー７により生じるＹ軸方向の振動の両方を打ち消
し、Ｘ１Ｙ軸方向の振動の１次成分をほとんど無くすこ
とが可能となっている。
ところが第７図のように１軸１次バランサー２を備えて
いる場合には、上述のＸ、Ｙ軸方向の振動の１次成分を
打ち消すことができるが、１軸１次バランサー２による
遠心力は、クランク軸心０１から距ＭＯ１〜０２だけ離
れたところで作用する為、クランク軸心Ｏ１を中心にバ
ランサー２による遠心力の、直線０１０２に対する直角
方向成分と距離Ｏ１〜０２をかけ合わせた大きさのモー
メントが作用し、クランク軸３と直角な平面内での回転
振動が発生するという新たな課題が生じる。
いる場合には、上述のＸ、Ｙ軸方向の振動の１次成分を
打ち消すことができるが、１軸１次バランサー２による
遠心力は、クランク軸心０１から距ＭＯ１〜０２だけ離
れたところで作用する為、クランク軸心Ｏ１を中心にバ
ランサー２による遠心力の、直線０１０２に対する直角
方向成分と距離Ｏ１〜０２をかけ合わせた大きさのモー
メントが作用し、クランク軸３と直角な平面内での回転
振動が発生するという新たな課題が生じる。
また従来この回転振動をなくす為に、１次バランサーを
２軸とし、出力軸をはさんだ両側に配置するものもある
が、コスト高や、コンパクト性に欠けるという課題があ
る。
２軸とし、出力軸をはさんだ両側に配置するものもある
が、コスト高や、コンパクト性に欠けるという課題があ
る。
このような課題に対して例えばシリンダ中心線をクラン
ク軸回転中心から１次バランサー側に偏心させることに
より、回転振動は押えられるようになるが、今度はシリ
ンダ中心線方向の振動が増加するという課題が残る。
ク軸回転中心から１次バランサー側に偏心させることに
より、回転振動は押えられるようになるが、今度はシリ
ンダ中心線方向の振動が増加するという課題が残る。
（発明の目的）
本発明の目的は、シリンダ中心線を１次バランサー側へ
偏心させることにより、１軸１次バランサーにより生じ
るクランク軸回りのモーメントをピストン等の往復運動
により生じるクランク軸回りのモーメントで相殺し、ク
ランク軸と直角な平面内における回転振動を低減させる
と共に、バランサーの重心位置を工夫することにより、
シリンダ中心線方向の振動の増加を防ぐことである。
偏心させることにより、１軸１次バランサーにより生じ
るクランク軸回りのモーメントをピストン等の往復運動
により生じるクランク軸回りのモーメントで相殺し、ク
ランク軸と直角な平面内における回転振動を低減させる
と共に、バランサーの重心位置を工夫することにより、
シリンダ中心線方向の振動の増加を防ぐことである。
（発明の構成）
クランク軸と同速でかつ逆方向に回転する１軸１次バラ
ンサーを、クランク軸と平行に備え、シリンダ中心線を
クランク軸の回転中心に対して１次バランサー側へ偏心
させ、クランクウェブに設けられるカウンタバランサー
の重心を、クランクピンに対して１８０”の位相差の位
置から回転方向後方へずらし、１次バランサーの重心を
、クランクピンに対して１８０°の位相差の上記位置に
対称位相の位置から、１次バランサーの回転方向後方側
へずらしたことを特徴としている。
ンサーを、クランク軸と平行に備え、シリンダ中心線を
クランク軸の回転中心に対して１次バランサー側へ偏心
させ、クランクウェブに設けられるカウンタバランサー
の重心を、クランクピンに対して１８０”の位相差の位
置から回転方向後方へずらし、１次バランサーの重心を
、クランクピンに対して１８０°の位相差の上記位置に
対称位相の位置から、１次バランサーの回転方向後方側
へずらしたことを特徴としている。
（実施例）
本発明を適用したエンジンのバランス機構を示す第１図
において、１０はピストン、１１はシリンダ、１２はク
ランク軸、１３はフンロッドである。フンロッド１３の
大端部はクランクピン１５に嵌合し、クランクピン１５
はクランクウェブ１６を介してクランク軸１２に連結し
ている。クランクウェブ１６にはカウンターバランサー
１７が形成されている。
において、１０はピストン、１１はシリンダ、１２はク
ランク軸、１３はフンロッドである。フンロッド１３の
大端部はクランクピン１５に嵌合し、クランクピン１５
はクランクウェブ１６を介してクランク軸１２に連結し
ている。クランクウェブ１６にはカウンターバランサー
１７が形成されている。
１軸１次バランサー２０はクランク軸１２と平行に配置
されており、１対のギヤ（図示せず）によりクランク軸
に連動連結し、クランク軸１２と同速度でかつ逆方向に
回転する。即ちクランク軸１２は矢印Ａ１方向へ回転し
、１次バランサー２０は矢印Ａ２方向へ回転する。また
１次バランサー２０の回転中心０２とクランク軸１２の
回転中心０１を結ぶ線はシリンダ１１の中心線ＣＯに対
して直角である。
されており、１対のギヤ（図示せず）によりクランク軸
に連動連結し、クランク軸１２と同速度でかつ逆方向に
回転する。即ちクランク軸１２は矢印Ａ１方向へ回転し
、１次バランサー２０は矢印Ａ２方向へ回転する。また
１次バランサー２０の回転中心０２とクランク軸１２の
回転中心０１を結ぶ線はシリンダ１１の中心線ＣＯに対
して直角である。
シリンダ中心線ＣＯはクランク軸１２の回転中心０１に
対して、１次バランサー２０側へ偏心量Ｅだけ偏心して
いる。
対して、１次バランサー２０側へ偏心量Ｅだけ偏心して
いる。
第２図において、カウンタバランサー重心Ｃ１の位置を
、クランプピン１５に対して１８０’の位相差の位置Ｂ
１から回転方向Ａ１の後方側へ適ｆｆ１ｄθずらし、又
１次バランサー重心Ｃ２の位置を、クランクピン１５に
対して１８０°の位相差の位置Ｂ１に対称位相の位置Ｂ
２から回転方向Ａ２の後方側へ適量ｄｅｔずらしている
。
、クランプピン１５に対して１８０’の位相差の位置Ｂ
１から回転方向Ａ１の後方側へ適ｆｆ１ｄθずらし、又
１次バランサー重心Ｃ２の位置を、クランクピン１５に
対して１８０°の位相差の位置Ｂ１に対称位相の位置Ｂ
２から回転方向Ａ２の後方側へ適量ｄｅｔずらしている
。
（作用）
まずクランク軸回りの回転起振力を減少させる作用につ
いて説明する。第２図において、ピストン１０の往復運
動により、クランク軸１２は角速度Ｗで矢印Ａ１方向へ
回転し、１次バランサー２０は角速度Ｗで矢印Ａ２方向
へ回転する。これらエンジン内部の各質点の移動により
エンジン全体は重心を中心にクランク軸と直角な平面内
で回転振動を起こす。エンジンの重心は時間とともに移
動し、解析が複雑になるため、ここではクランク軸回り
の回転起振力をＭｚとし、これにより回転振動の説明を
行なう。なお実際には、ピストン側圧等も回転振動に影
響するが、以下に述べるＭｚには含まれていない。
いて説明する。第２図において、ピストン１０の往復運
動により、クランク軸１２は角速度Ｗで矢印Ａ１方向へ
回転し、１次バランサー２０は角速度Ｗで矢印Ａ２方向
へ回転する。これらエンジン内部の各質点の移動により
エンジン全体は重心を中心にクランク軸と直角な平面内
で回転振動を起こす。エンジンの重心は時間とともに移
動し、解析が複雑になるため、ここではクランク軸回り
の回転起振力をＭｚとし、これにより回転振動の説明を
行なう。なお実際には、ピストン側圧等も回転振動に影
響するが、以下に述べるＭｚには含まれていない。
１次バランサー２０の回転によりクランク軸回りの慣性
モーメントＭｚａが生じるが、シリンダ中心線ＣＯが１
次バランサー２０側へ偏心しているので、ピストン１０
の往復重量ＷＲＥｃによるクランク軸回りのモーメント
Ｍが上記モーメントＭｚａを打ち消すように生じ、それ
によりクランク軸回りの回転起振力Ｍｚは大幅に減少す
る。なお第２図のＷ ＲＯＴは回転重量、Ｗｃｏはカウ
ンターバランサー１７の釣合重量、ＷＢＩは１次バラン
サー２０の釣合重量である。
モーメントＭｚａが生じるが、シリンダ中心線ＣＯが１
次バランサー２０側へ偏心しているので、ピストン１０
の往復重量ＷＲＥｃによるクランク軸回りのモーメント
Ｍが上記モーメントＭｚａを打ち消すように生じ、それ
によりクランク軸回りの回転起振力Ｍｚは大幅に減少す
る。なお第２図のＷ ＲＯＴは回転重量、Ｗｃｏはカウ
ンターバランサー１７の釣合重量、ＷＢＩは１次バラン
サー２０の釣合重量である。
シリンダ中心線ＣＯを従来の第６図のようにクランク軸
回転中心０１から偏心させない場合、クランク軸回りの
回転起振力は、第２図の１次バランサー２０によるクラ
ンク軸回り慣性モーメントＭｚａと等しくなる。上記従
来例の回転起振力Ｍｚａと、シリンダ中心線ＣＯを偏心
させた場合のクランク軸回りの回転起振力Ｍｚｂを式で
表すと次のようになる。
回転中心０１から偏心させない場合、クランク軸回りの
回転起振力は、第２図の１次バランサー２０によるクラ
ンク軸回り慣性モーメントＭｚａと等しくなる。上記従
来例の回転起振力Ｍｚａと、シリンダ中心線ＣＯを偏心
させた場合のクランク軸回りの回転起振力Ｍｚｂを式で
表すと次のようになる。
Ｍｚａ −ＷＢＩ Ｘ ＲＷ２ｃｏｓθ／ ｇ Ｘ （
Ｙｌ＋ＲＢＩｓｉｎθ）−ＷＢＩｘＲＷ２ｓｉｎθ／ｇ
Ｘ （−Ｘｉ ＋ＲＢＩｃｏｓθ） Ｍｚｂ−Ｍｚａ−Ｍ −Ｍｚａ−ＷＲＥＣｘＲＷ２［ｃｏｓＯ＋（λｃｏｓ
２θ＋ｓ １．ｎθ（λｓｉｎθ−ε）３＋ｇｓｉｎθ
）３１２ ／ ｆｌ−（λｓｉｎθ−ε）ｌ］ｇｘＥＷＲＥＣ・・
・往復重量、Ｗ ｌ？ＯＴ・・・回転重量、ＷＢＩ・・
・１次バランサー釣合重量、Ｒ・・・クランク半径、Ｒ
ＢＩ・・・１次バランサー重心半径、Ｌ・・・コンロッ
ド長、λ・・・連桿比（Ｒ／Ｌ） 、ε・・・偏心比（
Ｅ／Ｌ）、θ・・・クランク角、δ・・・オーバーバラ
ンス率、ｇ・・・重力加速度、Ｘｌ、Ｙｌ・・・クラン
ク軸回転中心を原点とした場合の１次バランサーのＸ、
Ｙ座標上記２式を比較すると、 Ｍｚａ ｌ ｗａｘ ＞ ｌ Ｍｚｂ ｌ ＩＩａｘと
なる。
Ｙｌ＋ＲＢＩｓｉｎθ）−ＷＢＩｘＲＷ２ｓｉｎθ／ｇ
Ｘ （−Ｘｉ ＋ＲＢＩｃｏｓθ） Ｍｚｂ−Ｍｚａ−Ｍ −Ｍｚａ−ＷＲＥＣｘＲＷ２［ｃｏｓＯ＋（λｃｏｓ
２θ＋ｓ １．ｎθ（λｓｉｎθ−ε）３＋ｇｓｉｎθ
）３１２ ／ ｆｌ−（λｓｉｎθ−ε）ｌ］ｇｘＥＷＲＥＣ・・
・往復重量、Ｗ ｌ？ＯＴ・・・回転重量、ＷＢＩ・・
・１次バランサー釣合重量、Ｒ・・・クランク半径、Ｒ
ＢＩ・・・１次バランサー重心半径、Ｌ・・・コンロッ
ド長、λ・・・連桿比（Ｒ／Ｌ） 、ε・・・偏心比（
Ｅ／Ｌ）、θ・・・クランク角、δ・・・オーバーバラ
ンス率、ｇ・・・重力加速度、Ｘｌ、Ｙｌ・・・クラン
ク軸回転中心を原点とした場合の１次バランサーのＸ、
Ｙ座標上記２式を比較すると、 Ｍｚａ ｌ ｗａｘ ＞ ｌ Ｍｚｂ ｌ ＩＩａｘと
なる。
通常、１次バランサー２０の釣合重量ＷＢ１は往復型ｆ
ｌＷＲＥｃの概ねｌ／２に設定する為、例えばシリンダ
中心線ＣＯの偏心量Ｅを距離０１〜０２の１／２にする
と、 Ｍｚｂ ｌ ｍａｘ ｚ Ｏ 偏心量Ｅを距離０１〜０２の１／４にすると、Ｍｚｂ
Ｉ ｌ１ａｘ ｘｉ／２ Ｘ Ｉ Ｍｚａ ｌ ｍａｘ
となり、第２図のバランス機構によるクランク軸回り回
転起振力Ｍｚｂは、従来例Ｍｚａに比べて著しく小さく
することが可能となる。
ｌＷＲＥｃの概ねｌ／２に設定する為、例えばシリンダ
中心線ＣＯの偏心量Ｅを距離０１〜０２の１／２にする
と、 Ｍｚｂ ｌ ｍａｘ ｚ Ｏ 偏心量Ｅを距離０１〜０２の１／４にすると、Ｍｚｂ
Ｉ ｌ１ａｘ ｘｉ／２ Ｘ Ｉ Ｍｚａ ｌ ｍａｘ
となり、第２図のバランス機構によるクランク軸回り回
転起振力Ｍｚｂは、従来例Ｍｚａに比べて著しく小さく
することが可能となる。
第３図は従来例の回転起振力Ｍｚａ（破線）と第２図の
バランス機構による回転起振力ＭＺｂ（実線）を比較し
たグラフである。横軸はクランク角θ、縦軸はクランク
軸回りＭｚである。なお第３図のＭｚａＳＭｚｂのグラ
フは、前述のＭｚａＳＭｚｂの式に次の具体的な数値を
代入した例である。
バランス機構による回転起振力ＭＺｂ（実線）を比較し
たグラフである。横軸はクランク角θ、縦軸はクランク
軸回りＭｚである。なお第３図のＭｚａＳＭｚｂのグラ
フは、前述のＭｚａＳＭｚｂの式に次の具体的な数値を
代入した例である。
ＷＢＩ＝ ０． １５５ｋｇ５Ｒ−３６ｍｍ、ＲＢＩ−
１３ｍｍ、Ｌ−１１８器、λ−０，３０５、Ｅ緯１２ｍ
ｍ、δ−０，５、ｇ−９，８ｍ／ｓｅｅ ２、Ｘｌ−０
ｍｍ、Ｙｌ ＝７２ｍｍ、 ＷＲＥＣ−０，３１ｋｇ、
ＷＲＯＴ −０゜８６５ｋｇ 第３図によると、クランク軸１２回りの回転振動の起振
モーメントは、従来例Ｍｚａに比べ本案によるＭｚｂの
方がクランク角０″から３６０’にかけてほぼ全領域で
その絶対値が小さく、かつピークでの絶対値が最も低減
幅が大きく、振動低減に大きく寄与することがわかる。
１３ｍｍ、Ｌ−１１８器、λ−０，３０５、Ｅ緯１２ｍ
ｍ、δ−０，５、ｇ−９，８ｍ／ｓｅｅ ２、Ｘｌ−０
ｍｍ、Ｙｌ ＝７２ｍｍ、 ＷＲＥＣ−０，３１ｋｇ、
ＷＲＯＴ −０゜８６５ｋｇ 第３図によると、クランク軸１２回りの回転振動の起振
モーメントは、従来例Ｍｚａに比べ本案によるＭｚｂの
方がクランク角０″から３６０’にかけてほぼ全領域で
その絶対値が小さく、かつピークでの絶対値が最も低減
幅が大きく、振動低減に大きく寄与することがわかる。
またエンジンを試作し、回転振動を測定すると、従来の
エンジンに比べ１３〜４５％の振動低減が見られた。回
転振動は第４図に示すように自由振動台上で横方向の振
動加速度を測定し、平行振動成分を減じた値を回転中心
からの距離で除した値で評価した。結果を第５図に示す
。第５図において実線のグラフは本発明を適用した場合
のグラフ、点線のグラフは従来例である。なお実験条件
は以下の通りである。
エンジンに比べ１３〜４５％の振動低減が見られた。回
転振動は第４図に示すように自由振動台上で横方向の振
動加速度を測定し、平行振動成分を減じた値を回転中心
からの距離で除した値で評価した。結果を第５図に示す
。第５図において実線のグラフは本発明を適用した場合
のグラフ、点線のグラフは従来例である。なお実験条件
は以下の通りである。
新案と従来例の共通条件
コンロッド長さＬ−１２０ｍｍ
クランク半径Ｒ−５４ｍｍ
１次ダイナミックバランサー座標Ｙｌ −６７゜６■
１次ダイナミックバランサー座標Ｘｉ −−１８新案と
従来例との異なる条件 新案の偏心量Ｅ＝１２ｍｍ 従来の偏心量Ｅ ＝ Ｏｍｍ 次にシリンダ中心線方向起振力の増加防止作用について
説明する。
従来例との異なる条件 新案の偏心量Ｅ＝１２ｍｍ 従来の偏心量Ｅ ＝ Ｏｍｍ 次にシリンダ中心線方向起振力の増加防止作用について
説明する。
上記のようにシリンダ中心線ＣＯをクランク軸回転中心
Ｏ１から偏心させた場合において、仮に、カウンタバラ
ンサー重心Ｃ１の位置を、クランクピン１５に対して１
．８０”の位相差の位置Ｂ１に一致させ、かつ１次バラ
ンサー重心Ｃ２の位置を、クランクピン１５に対して１
８０°の位相差の位置Ｂ１に対称位相の位置Ｂ２に一致
させるとすると、シリンダ中心線ＣＯの偏心による上、
下死点のずれにより、慣性力の位相がずれ、それにより
１次慣性力が残り、シリンダ中心方向起振力ＦＸにまだ
課題が残る。
Ｏ１から偏心させた場合において、仮に、カウンタバラ
ンサー重心Ｃ１の位置を、クランクピン１５に対して１
．８０”の位相差の位置Ｂ１に一致させ、かつ１次バラ
ンサー重心Ｃ２の位置を、クランクピン１５に対して１
８０°の位相差の位置Ｂ１に対称位相の位置Ｂ２に一致
させるとすると、シリンダ中心線ＣＯの偏心による上、
下死点のずれにより、慣性力の位相がずれ、それにより
１次慣性力が残り、シリンダ中心方向起振力ＦＸにまだ
課題が残る。
これに対して本発明のようにカウンタバランサー重心Ｃ
１及び１次バランサー重心Ｃ２をそれぞれ回転方向後方
へずらすことにより、カウンタバランサー１７及び１次
バランサー２０と往復重量ＷＩＩＥＣの１次振動成分の
位相を合わせることが可能となり、シリンダ中心線方向
起振力ＦＸの発生を押えることができる。即ち第７図の
場合より回転起振力Ｍｚを大幅に減じさせ、かつシリン
ダ中心線方向起振力ＦＸは増加させないことが可能とな
る。
１及び１次バランサー重心Ｃ２をそれぞれ回転方向後方
へずらすことにより、カウンタバランサー１７及び１次
バランサー２０と往復重量ＷＩＩＥＣの１次振動成分の
位相を合わせることが可能となり、シリンダ中心線方向
起振力ＦＸの発生を押えることができる。即ち第７図の
場合より回転起振力Ｍｚを大幅に減じさせ、かつシリン
ダ中心線方向起振力ＦＸは増加させないことが可能とな
る。
このことを詳しく説明する。第２図の構造によるシリン
ダ中心線方向起振力Ｆｘｂと、第７図の構造によるシリ
ンダ中心線方向起振力Ｆｘａを式で表すと次のようにな
る。
ダ中心線方向起振力Ｆｘｂと、第７図の構造によるシリ
ンダ中心線方向起振力Ｆｘａを式で表すと次のようにな
る。
Ｆｘｂ−ＷＲＥＣＸＲＷ２［ｃｏｓθ＋（λｃｏｓ ２
θ＋ ｓｉｎθ（λｓｉｎθ−ε）３＋ＥＳ１ｎθ）／
（１−（λｓ１ｎθ−ε） ２） ３／２］ ／ｇ＋Ｗ
ＲＯＴ ＸＲＷ２ｃｏｓθ／ ｇ −（ＷＲＯＴ＋６Ｗ
ｒｅｃ） ｘ ＲＷ ２ｃ。
θ＋ ｓｉｎθ（λｓｉｎθ−ε）３＋ＥＳ１ｎθ）／
（１−（λｓ１ｎθ−ε） ２） ３／２］ ／ｇ＋Ｗ
ＲＯＴ ＸＲＷ２ｃｏｓθ／ ｇ −（ＷＲＯＴ＋６Ｗ
ｒｅｃ） ｘ ＲＷ ２ｃ。
Ｓ （θ−ｄθ）７ｇ−δＷＲＥＣｘＲＷ２ｃｏｓ （
θ−ｄθ１）７ｇ Ｆ Ｘａ −ＷＲＥＣＸ ＲＷ２ｃｏｓ θ／ ｇ ＋
ＷＲＯＴ ＸＲＷ２ｃｏｓθ／ｇ−（ＷＩ？ＯＴ＋δＷ
ｒｅｃ） ｘ ＲＷ ２ｅＯ８θ／ｇ 上記２式を比較すると ＦＸｂ ｌ ｗａｘ ｚ Ｉ ＦＸａ Ｉ ｌ１ａｘと
なる。なお上式における位相調整角ｄθ、ｄθ１、及び
オーバーバランス率δは、ＦＸの式をフーリエ展開し、
２次以上を無視した近似式を用い、Ｆ Ｘａ −Ｆ Ｘ
ｂ、 Ｆ Ｙａ −Ｆ Ｙｂ −０とおくことにより、
求めることができる。
θ−ｄθ１）７ｇ Ｆ Ｘａ −ＷＲＥＣＸ ＲＷ２ｃｏｓ θ／ ｇ ＋
ＷＲＯＴ ＸＲＷ２ｃｏｓθ／ｇ−（ＷＩ？ＯＴ＋δＷ
ｒｅｃ） ｘ ＲＷ ２ｅＯ８θ／ｇ 上記２式を比較すると ＦＸｂ ｌ ｗａｘ ｚ Ｉ ＦＸａ Ｉ ｌ１ａｘと
なる。なお上式における位相調整角ｄθ、ｄθ１、及び
オーバーバランス率δは、ＦＸの式をフーリエ展開し、
２次以上を無視した近似式を用い、Ｆ Ｘａ −Ｆ Ｘ
ｂ、 Ｆ Ｙａ −Ｆ Ｙｂ −０とおくことにより、
求めることができる。
第６図はシリンダ中心線方向起振力ＦＸの比較グラフで
ある。ＦＸａ （破線）は第７図の構造によるシリン
ダ中心線方向起振力、ＦＸｂ（実線）は第１図の構造に
よるシリンダ中心線方向起振力、ＦＸｃ（仮想線）はバ
ランサー重心ＣＩ、Ｃ２をそれぞれ例えば第１図の位置
Ｂｌ、Ｂ２に一致させた場合のシリンダ中心線方向起振
力である。即ちバランサー重心ＣＬ、Ｃ２をそれぞれ第
１図の位置Ｂｌ、Ｂ２に一致させた場合にはＩＦＸｃ
ｌ １１ａｘが大きくなるという課題が残るが、第１図
の構造ではｌ ＦＸｂ ｌ ＩＩａｘの増加を防止でき
ているのである。
ある。ＦＸａ （破線）は第７図の構造によるシリン
ダ中心線方向起振力、ＦＸｂ（実線）は第１図の構造に
よるシリンダ中心線方向起振力、ＦＸｃ（仮想線）はバ
ランサー重心ＣＩ、Ｃ２をそれぞれ例えば第１図の位置
Ｂｌ、Ｂ２に一致させた場合のシリンダ中心線方向起振
力である。即ちバランサー重心ＣＬ、Ｃ２をそれぞれ第
１図の位置Ｂｌ、Ｂ２に一致させた場合にはＩＦＸｃ
ｌ １１ａｘが大きくなるという課題が残るが、第１図
の構造ではｌ ＦＸｂ ｌ ＩＩａｘの増加を防止でき
ているのである。
第６図のグラフのＦＸｂは、カウンタバランサーの位相
調整角ｄθを２″にとり、１次バランサーの位相調整角
ｄθｔを６．６°にとった例である。
調整角ｄθを２″にとり、１次バランサーの位相調整角
ｄθｔを６．６°にとった例である。
なお上記両調整角ｄθ、ｄθ【はエンジンの大きさ等に
よっても異なるが、少なくとも第２図に示すように、挟
角範囲α１内に収める。挟角範囲αＩとは、上死点にお
けるコンロッド中心線Ｌｌの延長線と、クランク軸回転
中心０１を通りシリンダ中心線ＣＯと平行な線Ｌ２との
間で形成される範囲αｌである。なおオーバーバランス
率δは、ｄθ、ｄθｔの値により最適な値に設定し、バ
ランスさせる。
よっても異なるが、少なくとも第２図に示すように、挟
角範囲α１内に収める。挟角範囲αＩとは、上死点にお
けるコンロッド中心線Ｌｌの延長線と、クランク軸回転
中心０１を通りシリンダ中心線ＣＯと平行な線Ｌ２との
間で形成される範囲αｌである。なおオーバーバランス
率δは、ｄθ、ｄθｔの値により最適な値に設定し、バ
ランスさせる。
（発明の効果）
以上説明したように本発明によると、
（１）バランサーにより生じるクランク軸回りのモーメ
ントに対し、偏心したピストン等の往復慣性力により生
じるクランク軸回り逆方向のモーメントが打ち消すよう
に作用する。従ってクランク軸回りの回転振動が低減す
る。このため特に低付加時の振動が減少する。シリンダ
中心線を偏心させることにより、１次バランサーを２軸
備えることなく、回転振動を低減することができる。即
ち特に１次バランサーを２軸備える必要がないので、エ
ンジンのコンパクト化を保ち、かつコストの増加を抑制
することができる。
ントに対し、偏心したピストン等の往復慣性力により生
じるクランク軸回り逆方向のモーメントが打ち消すよう
に作用する。従ってクランク軸回りの回転振動が低減す
る。このため特に低付加時の振動が減少する。シリンダ
中心線を偏心させることにより、１次バランサーを２軸
備えることなく、回転振動を低減することができる。即
ち特に１次バランサーを２軸備える必要がないので、エ
ンジンのコンパクト化を保ち、かつコストの増加を抑制
することができる。
（２）クランクウェブに設けられ企カウンタバランサー
の重心を、クランクピンに対して１８０６の位相差の位
置から回転方向後方へずらし、１次バランサーの重心を
、クランクピンに対して１８０°の位相差の上記位置に
対称位相の位置から、１次バランサーの回転方向後方側
へずらしているので、カウンターバランサー１７及び１
次バランサー２０と往復重量Ｗ ＲＥＣの１次振動成分
の位相を合わせることが可能となり、シリンダ中心線方
向起振力ＦＸの増加を防ぐことができる。即ち第７図の
場合より回転起振力ＭＺを大幅に減じさせ、かつシリン
ダ中心線方向起振力ＦＸは増加させないことが可能とな
る。
の重心を、クランクピンに対して１８０６の位相差の位
置から回転方向後方へずらし、１次バランサーの重心を
、クランクピンに対して１８０°の位相差の上記位置に
対称位相の位置から、１次バランサーの回転方向後方側
へずらしているので、カウンターバランサー１７及び１
次バランサー２０と往復重量Ｗ ＲＥＣの１次振動成分
の位相を合わせることが可能となり、シリンダ中心線方
向起振力ＦＸの増加を防ぐことができる。即ち第７図の
場合より回転起振力ＭＺを大幅に減じさせ、かつシリン
ダ中心線方向起振力ＦＸは増加させないことが可能とな
る。
第１図は本発明を適用したエンジンの縦断面略図、第２
図は第１図の力関係図、第３図はクランク軸回り回転起
振力の変化を示すグラフ、第４図は回転振動の測定方法
を示す概略図、第５図はその結果を示すグラフ、第６図
はシリンダ中心線方向起振力の変化を示すグラフ、第７
図は従来例の縦断面図である。１１・・・シリンダ、１
２・・・クランク軸、１５−・・クランクピン、１６・
・・クランクウェブ、１７・・・カウンタバランサー、
２０・・・１軸１次バランサー、ＣＯ・・・シリンダ中
心線、Ｏｌ・・・クランク軸回転半径中心、Ｃ１・・・
カウンタバランサーの重心、Ｃ２・・・１次バランサー
の重心口戦皿、Ｉ）＋ｔｇｙ、ｒ）） 圀
図は第１図の力関係図、第３図はクランク軸回り回転起
振力の変化を示すグラフ、第４図は回転振動の測定方法
を示す概略図、第５図はその結果を示すグラフ、第６図
はシリンダ中心線方向起振力の変化を示すグラフ、第７
図は従来例の縦断面図である。１１・・・シリンダ、１
２・・・クランク軸、１５−・・クランクピン、１６・
・・クランクウェブ、１７・・・カウンタバランサー、
２０・・・１軸１次バランサー、ＣＯ・・・シリンダ中
心線、Ｏｌ・・・クランク軸回転半径中心、Ｃ１・・・
カウンタバランサーの重心、Ｃ２・・・１次バランサー
の重心口戦皿、Ｉ）＋ｔｇｙ、ｒ）） 圀
Claims (1)
- （１）クランク軸と同速でかつ逆方向に回転する１軸１
次バランサーを、クランク軸と平行に備え、シリンダ中
心線をクランク軸の回転中心に対、して１次バランサー
側へ偏心させ、クランクウェブに設けられるカウンタバ
ランサーの重心を、クランクピンに対して１８０°の位
相差の位置から回転方向後方へずらし、１次バランサー
の重心を、クランクピンに対して１８０°の位相差の上
記位置に対称位相の位置から、１次バランサーの回転方
向後方側へずらしたことを特徴とするエンジンのバラン
ス機構。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP23109490A JPH0641777B2 (ja) | 1990-08-31 | 1990-08-31 | エンジンのバランス機構 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP23109490A JPH0641777B2 (ja) | 1990-08-31 | 1990-08-31 | エンジンのバランス機構 |
Related Parent Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP59099302A Division JPS60245852A (ja) | 1984-05-16 | 1984-05-16 | エンジンのバランス機構 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH03115745A true JPH03115745A (ja) | 1991-05-16 |
| JPH0641777B2 JPH0641777B2 (ja) | 1994-06-01 |
Family
ID=16918201
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP23109490A Expired - Lifetime JPH0641777B2 (ja) | 1990-08-31 | 1990-08-31 | エンジンのバランス機構 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0641777B2 (ja) |
-
1990
- 1990-08-31 JP JP23109490A patent/JPH0641777B2/ja not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0641777B2 (ja) | 1994-06-01 |
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