JPH04347033A - 内燃機関のギヤ駆動式バランサ - Google Patents

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。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、４気筒内燃機関におけ
るギヤ駆動式バランサのギヤ噛合音低減構造に関する。

【０００２】

【従来の技術】４気筒内燃機関では、１番、４番気筒で
ピストンが上死点位置にあるときには２番、３番気筒の
ピストンは下死点位置にあるが、ピストン／コンロッド
等の往復慣性質量による慣性力の不釣り合いによって上
方に向かうアンバランス力が残り、また２番、３番気筒
のピストンが上死点位置にあるときにも同様の上方に向
かうアンバランス力が残るので、クランクシャフト１回
転につき２回の上下方向振動が生じる。

【０００３】この４気筒特有のピストン／コンロッド等
の往復慣性質量による慣性力のアンバランスによる振動
をとるために、ピストン／コンロッド等の往復慣性質量
による慣性力のアンバランスとつり合うアンバランスマ
スをもつバランスシャフトを設け、クランクシャフト１
回転につき２回転まわすようにしたバランサが設けられ
ることがある。ただし、バランスシャフトを１本だけ設
けると、ピストン／コンロッド等の往復慣性質量による
慣性力の不釣り合いによって発生する上下方向振動はな
くなるものの、バランスシャフト自体のアンバランスマ
スにより左右方向振動が生じるので、これを解消するた
め、バランスシャフトを２本設け、左右に並べて逆回転
させ、左右方向アンバランスを相殺させるようにする。

【０００４】クランクシャフトの下方に２本のバランス
シャフトを配設してクランクシャフトに連動させてバラ
ンスシャフトを回転させる場合、回転伝達方式として、
従来、チェン駆動式、ベルト駆動式、ギヤ駆動式がある
。たとえば、実公昭５８−３５８８０号公報、特開昭５
８−１６０６４７号公報、実開平１−１０２５４５号公
報はギヤ駆動式を示している。ギヤ駆動式は、チェン駆
動式、ベルト駆動式に比べて、機械損失が少ないこと、
既存のバランサなしエンジンのシリンダブロック構造に
大々的変動を加えることなく比較的容易にバランサを加
設できること、等の利点がある反面、次の問題点がある
ので、それに対して対策がたてられなければならない。

【０００５】

【発明が解決しようとする課題】すなわち、ギヤ駆動式
バランサは、ガラガラという比較的大きな騒音（以下、
ガラ音という）を発生する。このガラ音は、クランクギ
ヤとバランサギヤとの間の軸芯間距離が大きくなり、実
質的なギヤ間バックラッシュが大きくなるほど大きい。 とくに、アイドル時に著しい。

【０００６】ガラ音を小にするために、ギヤ間バックラ
ッシュを小さくしようとしても限界がある。たとえば、
バランスシャフトを支持する軸受部にはバランスシャフ
トの回転を許すメタルクリアランスがあり、またバラン
スシャフトはアンバランスマスをもつので、バランスシ
ャフト回転時にメタルクリアランスの範囲内でバランス
シャフト軸芯は円運動し、ギヤ軸芯間距離が変動する。 さらに、ギヤの歯の加工の製作公差があり、したがって
、バランサアッセンブリをエンジンに組付ける際、クラ
ンクギヤ、バランサギヤの或る１つの回転位置でギヤ間
バックラッシュが小になるように設定しても、ギヤが回
転するとバックラッシュが増減してしまい、ガラ音が効
果的に低減しない。

【０００７】しかも、クランクギヤとバランサギヤの軸
芯間距離を小さくし過ぎると、バックラッシュがゼロと
なって、ギヤ破損を生じるおそれがある。このため、従
来は、バックラッシュがゼロにならないように、メタル
クリアランスや製作誤差等を見込んでギヤ間距離を大き
目に設定して、１台１台のエンジンについてのクランク
ギヤとバランサギヤ間距離の調整を行わないで、バラン
サのエンジンシリンダブロックへの取付けを行っていた
。したがって、騒音対策が犠牲にされていた。

【０００８】本発明の目的は、メタルクリアランスや加
工誤差等が存在するにもかかわらず、それらを逆に利用
して、ギヤ噛合音を軽減せしめるようにした内燃機関の
ギヤ駆動式バランサを提供することにある。

【０００９】

【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、本発明の内燃機関のギヤ駆動式クランクにおいては
、クランクシャフトの回転が、クランクシャフトに取付
けたクランクギヤとバランスシャフトに取付けたバラン
サギヤとの噛合により、バランスシャフトに伝達される
ようになっており、前記クランクギヤと前記バランサギ
ヤの少なくとも一方のシャフトへの取付け方向が、該少
なくとも一方のギヤの歯溝の振れの最大部が、前記クラ
ンクシャフトの最減速時に、前記クランクギヤと前記バ
ランサギヤとの噛合位置にくるように、設定されている
。

【００１０】

【作用】ガラ音の発生を解析したところ、ガラ音はクラ
ンクシャフト１回転につき２回発生し、クランクシャフ
ト最減速時（減速から加速に変わる時点）で生じること
がわかった。上記のように作られた本発明のバランサで
は、ガラ音発生タイミング時において、メタルクリアラ
ンスによるバランスシャフトの軸芯変動で、クランクギ
ヤとバランサギヤとの軸芯間距離は拡がるが、丁度その
時に、少なくとも一方のギヤの歯溝の振れの最大部（ピ
ッチ円の回転軸芯に対する振れ量が最大となる部位）が
ギヤ噛合位置にくるので、ギヤ間バックラッシュの増大
が抑えられ、ガラ音を軽減できる。

【００１１】したがって、本発明では、メタルクリアラ
ンスによるギヤ軸芯変動に伴なうギヤ軸芯間距離の変動
や製作公差によるギヤの歯溝の振れは避けがたいものと
してそれらの存在を容認し、それらを逆に利用して、メ
タルクリアランスによってギヤ間距離が拡がろうとする
ときにその拡がりを歯溝の振れで埋め、ギヤ間バックラ
ッシュを小に保つようにしたものである。そして、その
バックラッシュ管理点を、ガラ音発生点に選ぶことによ
り、最も効果的なガラ音抑制をはかっている。

【００１２】

【実施例】図１−図４は本発明の望ましい実施例を示し
ている。図３、図４に示すように、４気筒のエンジンに
おいて、シリンダブロック２にはシム４を介して第１の
バランスシャフトハウジング６と第２のバランスシャフ
トハウジング８が固定されている。シリンダブロック２
にはクランクシャフト１０が回転自在に支持され、第１
のバランスシャフトハウジング６、第２のバランスシャ
フトハウジング８の間には２本のバランスシャフト１２
、１４が回転自在に支持されている。

【００１３】２本のバランスシャフト１２、１４はクラ
ンクシャフト１０の下方に、左右対称に配設される。ク
ランクシャフト１０はエンジン長手方向に延び、２本の
バランスシャフト１２、１４もエンジン長手方向に延び
る。２本のバランスシャフト１２、１４はクランクシャ
フト１０の長手方向中央近傍に配設される。２本のバラ
ンスシャフト１２、１４はそれぞれアンバランスマス１
６、１８をもち、これらアンバランスマス１６、１８の
合計がピストン／コンロッド等の往復慣性質量による慣
性力のアンバランスと、エンジン上下方向につり合う。

【００１４】２本のバランスシャフト１２、１４のうち
一方のバランスシャフト１２はクランクシャフト１０か
らギヤ駆動され、他方のバランスシャフト１４は前記一
方のバランスシャフト１２からギヤ駆動される。２本の
バランスシャフト１２、１４は互いに反対方向に回転さ
れ、これによってアンバランスマス１６、１８を左右方
向につり合わせる。

【００１５】クランクシャフト１０にはクランクギヤ２
０が圧入され、バランスシャフト１２にはバランサギヤ
２２が圧入され、バランスシャフト１４にはバランサギ
ヤ２４が圧入されている。そして、クランクギヤ２０と
バランサギヤ２２が噛合され、バランサギヤ２２とバラ
ンサギヤ２４が噛合される。クランクギヤ２０とバラン
サギヤ２２の噛合部位は、バランサギヤ２２とバランサ
ギヤ２４の噛合部位から、エンジン長手方向にオフセッ
トされている。バランサギヤ２２、２４の回転がエンジ
ンオイルパン２６内のオイルをかきまぜないように、バ
ランサギヤ２２、２４はバランスシャフトハウジング６
、８内に納められている。

【００１６】クランクギヤ２０とバランサギヤ２２との
噛合部にて発生するギヤ騒音、すなわちガラ音は、バラ
ンサギヤ２２の軸芯とクランクギヤ２０の軸芯との間の
距離に応じて、したがってバランサギヤ２２とクランク
ギヤ２０の実質的なギヤ間バックラッシュ量に応じて変
化する。ギヤ軸芯間距離は、シム４の厚さによって調整
されるが、この調整されたギヤ軸芯間距離は、ギヤ軸芯
のメタルクリアランス範囲内での円運動およびギヤ加工
誤差等による歯溝の振れにより、ギヤ回転時に変動する
。ガラ音を低減するためには、シム４の厚さをガラ音抑
制上およびギヤ破損防止上の最適厚さに選定することが
必要なことは勿論であるが、ギヤ軸芯間距離変動成分も
管理することが必要である。そして、このようなガラ音
低減のためのバックラッシュ量の管理を可能にするため
に、バランサのガラ音の発生メカニズムを解析してみた
。

【００１７】図２はエンジンアイドル時の、バランサに
よるガラ音を解析した結果を示している。図２に示すよ
うに、ガラ音はクランクシャフト１０の１回転につき２
回発生し、クランクシャフト１０が１番気筒の上死点位
置から３０°、２１０°回転した位置で発生する。クラ
ンク回転変動でみれば、３０°、２１０°の位置はクラ
ンク最減速点であり、減速から加速に移る点に対応する
。すなわち、減速時にクランクギヤ２０の歯がバランサ
ギヤ２２の歯の回転方向前側面に当っていたところ、加
速時に変わってクランクギヤ２０の歯がバランサギヤ２
２の歯の回転方向後側面に当たるようになるが、ギヤ間
にバックラッシュの隙間があるので、当たりが衝突とな
り、音を発生するものと考えられる。クランクシャフト
１０の３０°、２１０°位置では、バランスシャフト１
２のアンバランスマス１６は図２に示すようにクランク
シャフト１０から遠い側にあり（ただし、最も遠い位置
からは約４０°ずれている）、したがってバランスシャ
フト１２の軸芯は正規の位置に対しクランクシャフト１
０からほぼメタルクリアランス分遠い位置にあり、ギヤ
間バックラッシュが大きい。このため、衝突音が大きく
なる。上記のガラ音解析から、ガラ音発生点である、ク
ランクシャフト最減速点の２点（３０°、２１０°）は
、騒音低減上、バックラッシュを管理する上において、
望ましい基準点になると考えられる。

【００１８】バランスシャフト１２はアンバランスマス
１６をもつため、バランスシャフト１２の軸芯はバラン
スシャフト軸受のメタルクリアランスの範囲内で円運動
を行う。より正確に云えば、バランスシャフト１２は、
アンバランスマス１６による遠心力と、ギヤ２０、２４
の噛合反力と、の合力の方向に軸受メタルに押しつけら
れて、回転摺動し、シャフト軸芯は円運動する。またク
ランクシャフト１０もピストン／コンロッド等の往復慣
性質量によるアンバランスのため、クランクシャフト１
０の軸芯はクランクシャフト軸受のメタルクリアランス
の範囲内で円運動を行う。そして、ピストン／コンロッ
ド等の往復慣性質量によるアンバランスのため慣性力と
バランスシャフト１２のアンバランスマス１６の慣性力
は、上下方向に互いにつり合うようにされているので、
クランクシャフト１０に働くアンバランスマスな力が上
方に向かう時には、バランスシャフト１２のアンバラン
スマス１６による力は下方に向かい、クランクシャフト
１０の軸芯とバランスシャフト１２の軸芯との距離が拡
がろうとする。そして、ガラ音発生タイミングである３
０°、２１０°の位置では、バランスシャフト１２のア
ンバランスマス１６がクランクシャフト１０から遠い側
にあり（ただし、最遠点から約４０°ずれている）、シ
ャフト１０、１２軸芯間距離が図２に示すように拡がる
ときである。

【００１９】一方、クランクギヤ２０、バランサギヤ２
２には必ず製作公差（許容値以下の製作誤差）があり、
その中に歯溝の振れがある。ここで、歯溝の振れは、玉
、ピンなどの接触片を歯溝の両側の歯面に有効歯たけ中
央付近で接触させ、全歯溝接触したときの、半径方向位
置の読みの最大値と最小値との差として定義される量で
あって、実質的にはギヤのピッチ円の回転軸芯（ギヤの
センタ穴の中心）に対する半径方向振れ量に相当する。

【００２０】ギヤ２０、２２を製作した段階で、そして
未だシャフトをギヤのセンタ穴に圧入しない段階で、ギ
ヤの噛合い試験機（固定のマスタギヤに対して試験すべ
きギヤを噛合させて該ギヤのマスタギヤに対する進退量
を測定し、それをギヤの複数の歯について行って歯溝の
振れを決定する試験機）を用いて歯溝の振れを測定し、
最大の歯溝の振れを示した周方向位置にマーキングを付
けておく。

【００２１】そして、ガラ音発生タイミングであるクラ
ンクシャフト上死点後３０°、２１０°に対応する位置
、すなわちクランクシャフト１０で云えばピストン／コ
ンロッド系アンバランスが上死点後３０°または２１０
°にきた角度位置、およびバランサギヤ２２で云えばア
ンバランスマス１６が図２に示す最遠点からバランサギ
ヤの回転方向前方に約４０°ずれた位置にきたときに、
丁度、前記マーキングをつけた歯溝の振れの最大位置が
、クランクギヤ２０とバランサギヤ２２の噛合点にくる
ように、ギヤとシャフトとの相対角度位置を決定し、こ
の位置を保つように、それぞれのギヤ２０、２２にそれ
ぞれのシャフト１０、１２を圧入して一体とする。ただ
し、ギヤとシャフトの取付けは、圧入以外の方法、たと
えば焼ばめ、嵌入とキー、等によってもよい。

【００２２】かくして、クランクギヤ２０とバランサギ
ヤ２２のシャフト１０、１２への取付け方向が、ギヤ２
０、２２の歯溝の振れの最大部が、クランクシャフト最
減速時に、クランクギヤ２０とバランサギヤ２２との噛
合位置にくるように、設定される。この場合、この設定
がクランクギヤ２０とバランサギヤ２２の両方に対して
行われることが望ましいが、場合によっては、クランク
ギヤ２０とバランサギヤ２２の何れか一方に対してのみ
行われてもよく、そのような場合も本発明は含む。

【００２３】図１に示すように、ガラ音発生タイミング
であるクランクシャフト上死点後３０°、２１０°位置
においては、ギヤ２０、２２の軸芯間距離は拡がってい
るが（拡がり量をｄ０　とする）、この時にギヤ２０、
２２の歯溝の振れ最大位置がギヤ噛合位置にきてそれぞ
れの歯溝の振れｄ１　、ｄ２　が前記拡がりｄ０　を埋
めるので、実際の拡がり量は零か、軽微なものとなる。 このため、ギヤ間バックラッシュも増大せず、ガラ音の
増大がないかまたはあっても極く僅かな増大に抑えられ
る。かくして、本発明のガラ音抑制の目的が達成される
。

【００２４】また、本発明の他の作用として、バランス
シャフト１２、１４のアンバランスマス１６、１８同志
が近づくタイミングを考えてみる。この時は、ガラ音発
生タイミング時とは逆に、バランスシャフト１２とバラ
ンスシャフト１４との軸芯が近づき、ギヤ２２、２４間
バックラッシュが極小または零となる場合が生じ、ギヤ
破損防止上好ましくない。しかし、本発明のように歯溝
の振れの最大位置を定めてシャフト１２、１４を圧入し
使用する場合、ガラ音発生タイミング時には、必然的に
ギヤ２２、２４間バックラッシュが拡がり、ギヤ２２、
２４破損を回避できる。

【００２５】

【発明の効果】本発明によれば、クランクギヤ２０とバ
ランサギヤ２２の少なくとも一方の、シャフト１０、１
２への取付け方向を、ギヤ２０、２２の歯溝の振れの最
大がクランクシャフト最減速時（すなわちガラ音発生タ
イミング時）にギヤ２０、２２の噛合位置にくるように
、設定したので、ガラ音発生タイミング時にアンバラン
スマスによるシャフト軸芯偏芯によりシャフト１０、１
２間が拡がっても、歯溝の振れがギヤ間の拡がりを埋め
、実質的にバックラッシュの増大が抑えられ、ガラ音が
軽減される。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の内燃機関のギヤ駆動式バランサの、歯
溝の振れによるギヤ間拡がりの埋まりを示す、概略正面
図である。

【図２】ガラ音の解析状況を示すクランク回転変動とバ
ランスシャフトのアンバランスマスの回転位置とガラ音
の発生タイミングの関係図である。

【図３】本発明の一実施例に係る内燃機関のギヤ駆動式
バランサの正面図である。

【図４】図３の装置の側面図である。

【符号の説明】

２　　シリンダブロック ４　　シム ６　　（第１の）バランスシャフトハウジング８　　（
第２の）バランスシャフトハウジング１０　　クランク
シャフト １２　　バランスシャフト １４　　バランスシャフト １６　　アンバランスマス １８　　アンバランスマス ２０　　クランクギヤ ２２　　バランサギヤ ２４　　バランサギヤ

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】　　クランクシャフトの回転を、クランク
   シャフトに取付けたクランクギヤとバランスシャフトに
   取付けたバランサギヤとの噛合により、バランスシャフ
   トに伝達するようにした内燃機関のギヤ駆動式バランサ
   において、前記クランクギヤと前記バランサギヤの少な
   くとも一方のシャフトへの取付け方向を、該少なくとも
   一方のギヤの歯溝の振れの最大部が、前記クランクシャ
   フトの最減速時に、前記クランクギヤと前記バランサギ
   ヤとの噛合位置にくるように、設定したことを特徴とす
   る内燃機関のギヤ駆動式バランサ。