JPS584221B2 - ナイネンキカン ノ バランサ− - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 この発明は、等間隔爆発を行う４サイクル直列２気筒、
あるいは２サイクル単気筒往復式内燃機関において、１
次の不釣合慣性力および燃焼ガス圧により発生する偶力
の１次成分の消去あるいは軽減を期した内燃機関のバラ
ンサーに関するものである。

上記の内燃機関においては、１次の往復部分慣性力が不
平衡力として残り、燃焼ガス圧による偶力の１次成分と
ともに振動の主原因となっている。

このうち１次の往復部分慣性力はクランクウエブ部に適
当な釣合おもりを取付け、さらに、バランサーシャフト
を設けることによって振動の軽減に努めているのが現状
であるが、バランサーが１本の場合にはバランサーシャ
フトとクランクシャフトとの中心間距離に比例するクラ
ンクシャフトと平行なベクトルを持つ偶力が残り、これ
が振動の原因となってしまう。

そして、バランサーシャフトを設けたことによりシリン
ダー中心軸と直角な方向に発生する慣性偶力が上記偶力
のうちで大きな割合を占めている。

また、バランサーを２本設ければ、この偶力も消すこと
が可能であるが、構造が複雑となり、スペースも必要と
なり、重量増加、製作コストの増大などの欠点をともな
う。

一方、燃焼ガス圧によって生ずる偶力を第４図で説明す
る。

すなわち、ピストンピンを始点として水平方向で左方に
分力が生じ、クランクシャフト中心軸にもこの力と大き
さが同じで水平方向右方に反力が生ずる。

したがって、ピストンピンとクランクシャフト中心軸と
の距離を偶力の腕とするガス圧による偶力が発生する。

この偶力は、機関のエンジンブロック等の非回転部分に
作用し、この偶力の方向は、第４図の紙面に垂直な方向
、換言すればクランクシャフトと平行で、シリンダ中心
軸と直角な平面方向となる。

これに対する従来の対策としては、機関をマウテイング
する場合、弾性体等を介して機関を設置する方策があげ
られる。

これは振動軽減をもたらすが、同時にマウテイング部の
製作費増加をも招き、満足すべき解決策とはいえない。

この発明は、上述した欠点を改善するためになされたも
ので、１本のバランサーシャフトを従来のものとは異っ
た機関の回転方向に対する位相範囲に配設することによ
り、上記燃焼ガス圧による偶力と、バランサーシャフト
を設けたことによって発生する慣性偶力とを相殺させて
、これらの両偶力をもとに消去できる内燃機関のバラン
サーを提供することを目的とするものである。

以下、この発明を図示の実施例にもとづいて具体的に説
明する。

図において、符号１はシリンダー中心軸であり２はクラ
ンクシャフト、３はバランサーシャフト４はクランクシ
ャフト中心軸、５はバランサー中心軸、６はクランクシ
ャフト中心軸４を一辺としシリンダー中心軸１に対し機
関の回転方向に１７°の角度をもちクランクシャフト中
心を通る直線を他辺とする平面、７および８はクランク
シャフト中心軸４を一辺とし、平面６に対しＢおよび−
Ｂの角度をなす平面である。

ここで角度の表わし方は、機関回転方向を正、その逆方
向を負と規定し、また、平面とは紙面に垂直な面とする
。

この内燃機関におけるバランサ設置の理論的根拠を以下
に説明する。

混合ガスの爆発によってシリンダ内で、燃焼ガス圧がピ
ストンに作用し、ピストンを押し下げる時、この力はコ
ネクチングロツドを介してクランクシャフトに加わる。

上記コネクチングロツドに作用する力Ｆは第４図を参照
すれば理解されるように、 但し、Ａ：ピストン面積、Ｐ：ガス圧 ここで、クランクアームの直角成分Ｆ′とアーム半径の
積は、クランクアームに加わるトルクＴである。

今、コネチングロツドの長さをｌとすると、よって、 ここで、Ｐ（ガス圧）および三角関数の式は共にフーリ
エ級数で表示できる。

また、慣性力によるトルク変動分も加えて最終的に の形で表示されることはよく知られている。

ここで、ａｎ，ｂｎはエンジン回転数、スロットル開度
で異るけれども、４サイクル２気筒または、２サイクル
単気筒では、クランク角３６０°毎に爆発が起こり、１
次の成分が大きく、２次以下のフーリエ級数で示される
項は実質的に無視してよい。

そこで１次の成分について上述の式を変えれば、この式
のＴ１は第５図のようになり、クランク角θ＝αのとき
Ｔ１は最大となり、その値は、である。

なお、となる。

この時、クランク回転と逆回転の方向に反力が生じ、こ
の反力がエンジン本体をクランク回転方向と逆方向に回
そうとする偶力となる。

この偶力が燃焼ガス圧による偶力である。

すなわち、ガス圧による偶力は、第４図から、となる。

ここで、 を上式に代入して これは、（１）式と同じになり、前述のようにＴ１＝ａ
１ｃｏｓθ＋ｂ１ｓｉｎθとなり、この式はαを正の鋭
角とすると、 と表示される。

そこでピストンの慣性力について、改めて考察してみる
と、ピストンの慣性力は、ピストンの加速度と質量の積
であるが、これを数式で示せば、Ｓ＝（ｒ＋ｌ）−（ｒ
ｃｏｓθ＋ｌｃｏｓψ）ここで、Ｓ：ピストンのストロ
ーク ｒ：クランクアーム長さ ｌ：コネクチングロッド長さ である。

今、λ＝ｌ／ｒとすれば、 Ｓ＝（１−ｃｏｓθ）＋λｒ（１−ｃｏｓψ）ここで、
ｌｓｉｎψ＝ｒｓｉｎθであるから、この式を展開する
と、 ピストンの速度をｕとすると、 （ここで、ω：角速度である） また、加速度は、 ここで したがって２次成分以降の値は著しく小さく、１次成分
より影響が少ないので省略してよい。

故に、 加速度α＝ω２ｒｃｏｓθ 慣性力Ｆｉ＝（Ｗ／ｇ）ω２ｒｃｏｓθ （ｇ：重力、Ｗ：往復重量） Ｗ／ｇをハーフバランスさせ、−θ位相で逆回転させた
遠心力の和として表わされる。

今、本発明のようにバランサーシャフトを１軸設ける場
合、クランクシャフト中心から離れている距離によって
モーメントＭが発生する。

このモーメントＭは、今、慣性力の１次成分の釣り合い
で設けたバランサーについてであるから１次成分である
。

偶力は、中心間距離Ｌについて直角成分であるから、第
６図から、 となり、エンジンの右廻りの偶力を発生させる。

前述のガス圧の１次成分の偶力はエンジンの左廻りの偶
力であるから、上記（３）式と（４）式とを等しくすれ
ば、それぞれの偶力を釣り合わせることができる。

そこで（４）式のＷ、ｒ、ωは上述のように一定となる
から、（４）式の（Ｌ・Ｗ／２ｇ・ｒ・ω２）が（３）
式の（√（ａ１２＋ｂ１２））と等しくなるように、（
４）式のＬを定めれば、残るｃｏｓの項のみとなる。

すなわち、次の式が成立すればよい。

θ−α＝θ−（９０−β） すなわちα＝９０−βとなる。

かくして、ガス圧によるトルクＴと上記モーメントＭと
はα＝９０−βの時、位相が一致し、かつそれぞれ互い
に打ち消し合うモーメントとなる。

ここで、βは第６図から明らかなように、バランサーシ
ャフトの中心位置をシリンダ中心軸から機関回転方向に
とって表示した角度である。

実験値による燃焼室指圧線図からのフーリエ解析結果に
よれば、クランクシャフト中心軸４を一辺とし、シリン
ダー中心軸１と機関回転方向β＝１７°の角度をなす直
線を他辺とする平面６上に、機関回転とは逆方向に回転
するバランサーシャフト３を置けば、前述したバランサ
ーシャフトをもうけたことにより発生する偶力と、燃焼
ガス圧による偶力との両偶力の位相差が１８０゜となり
、最も効果的に相殺される。

今、合成偶力とガス圧による偶力との関係を無次元数Φ
で表わすと、次式のようになる。

Φ＝（合成偶力の絶対値）／（ガス圧による偶力（ある
いは慣性による偶力）の絶対値） 今、β−１７°を基準にして第１図のように、そこから
機関回転方向Ｂ°、逆回転方向に−Ｂ°を考えて、Ｂを
パラメータにしてのを求めると、第３図のような曲線が
得られ、Φ＝０の時、換言すれば第２図でＮの回転数の
時、理想的な効果が得られる。

ここで、Ｂはパンサーシャフトの設置有効範囲を示すも
のである。

実験値によれば、上述の１７°という値は、上述の機関
では、全開でも部分負荷でもほとんど変わらない。

この点を第２図で説明すれば、機関の負荷状態、往復部
分の慣性質量とクランク半径との積、クランクシャフト
２とバランサーシャフト３との中心間距離によって定ま
るガス圧と慣性力による偶力の１次成分とが、回転数Ｎ
、例えば機関の最大トルク回転数で消去され、その回転
数付近で最も効果が期待できる。

また、構造上バランサーシャフト３をシリンダー中心軸
１から１７°の平面６上に設けることが不可能な場合で
もその近傍では、同様の効果が得られるのであって、第
３図のように、クランクシャフト中心軸４を一辺として
平面６と±６０°をなす２平面に囲まれた空間にバラン
サーシャフト３を置く場合、Φ＜１となり、すなわちＢ
＜６０°の場合にも効果がある。

一般に、従来のバランサーシャフト３が１本だけ設けら
れている例はシリンダー中心軸１に対して９０°である
ので、第３図からΦ＝１．２となり、Φは１以上になっ
てしまうが、本発明におけるバランサーではＢ＝０°に
すれば、（もちろんＢ＝６０°でも可）大きな向上が期
待できる。

この発明は、以上詳述したように、所定の位置でバラン
サーシャフトを１本設けることによって、往復部分慣性
力の１次成分に対応する通常のバランサーの働きをする
のみならず、燃焼ガス圧による偶力をも、バランサーシ
ャフトを設けたことによって発生する慣性偶力と相殺さ
せて消去または減少させ、機関のマウンテイングにおけ
る振動軽減効果をあげることができ、とくに、一定負荷
、一定回転数で運転する機関の場合に実用効果が大きい
。

【図面の簡単な説明】

第１図はこの発明の一実施例を示す機関の正面図、第２
図は偶力と１次成分と回転数との関係を示す線図、第３
図はバランサーの位置と効果との関係を示す図表、第４
図はクランク回転力を示す図、第５図はクランクの位相
を示す図、第６図はバランサーシャフトとの関係図であ
る。 １・・・・・シリンダー中心軸、２・・・・・・クラン
クシャフト、３・・・・・・バランサーシャフト、４・
・・・・・クランクシャフト、５・・・・・・バランサ
ー中心軸、６・・・・・・平面、７・・・・・・平面、
８・・・・・・平面。

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. １ 等間隔爆発を行なう４サイクル直列２気筒、あるい
   は２サイクル単気筒往復式内燃機関においてクランクシ
   ャフト中心軸を通り、クランクシャフトの上方に位置す
   るシリンダー中心軸に対し機関の回転方向に１７°＋６
   ０°および１７°−６０°の角度をなす２平面に囲まれ
   た空間に、クランクシャフトと逆方向に同一速度で回転
   するバランサーシャフトの中心軸を上記クランクシャフ
   ト中心軸と平行に配設し、上記クランクシャフトに加わ
   るガス圧による偶力の１次成分を打ち消すように上記バ
   ランサーシャフトにおける慣性力による偶力の１次成分
   を作用させることを特徴とする内燃機関のバランサー。