JPS6131332B2 - - Google Patents
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- JPS6131332B2 JPS6131332B2 JP53126008A JP12600878A JPS6131332B2 JP S6131332 B2 JPS6131332 B2 JP S6131332B2 JP 53126008 A JP53126008 A JP 53126008A JP 12600878 A JP12600878 A JP 12600878A JP S6131332 B2 JPS6131332 B2 JP S6131332B2
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- Japan
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- engine
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- balancer
- couple
- vibration
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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
- F02B75/00—Other engines
- F02B75/16—Engines characterised by number of cylinders, e.g. single-cylinder engines
- F02B75/18—Multi-cylinder engines
- F02B75/20—Multi-cylinder engines with cylinders all in one line
-
- 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
- F02B75/00—Other engines
- F02B75/16—Engines characterised by number of cylinders, e.g. single-cylinder engines
- F02B75/18—Multi-cylinder engines
- F02B2075/1804—Number of cylinders
- F02B2075/1816—Number of cylinders four
-
- 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
- F02B3/00—Engines characterised by air compression and subsequent fuel addition
- F02B3/06—Engines characterised by air compression and subsequent fuel addition with compression ignition
-
- 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)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Acoustics & Sound (AREA)
- Aviation & Aerospace Engineering (AREA)
- Shafts, Cranks, Connecting Bars, And Related Bearings (AREA)
Description
本発明は、エンジンの起振力のｎ次成分を相殺
するバランサー装置に関し、その起振力のｎ次成
分を相殺するうえ、起振偶力を発生させずに、バ
ランサー装置をエンジンの起振点となる発動軸を
通る起振方向線から偏つて離れる任意な位置にま
とめて配置できるようにする事を目的とする。 従来では、第１２図に示すように、エンジンの
発動軸（クランク軸）４から生ずる起振力Ｆrを
バランサー装置２１の衡振力Ｆbで相殺するため
に、その起振力Ｆrの起振点Ｏを通る起振方向線
Ｓ上に衡振力Ｆbを実線図のようにできるだけ一
致させるようにしていた。 その理由は、衡振力Ｆbが若し破線図で示すよ
うに、起振方向線Ｓから或る距離ｌを離して位置
させた場合、起振力Ｆrと衡振力Ｆbと離間距離ｌ
との関係から振動偶力Ｍが発生するものであり、
この振動偶力Ｍが発生しないようにするためであ
る。 ところが、これではバランサー装置２１を特定
の位置にしか設置できない。例えば、レシプロ式
エンジンの場合、実線図のようにクランク軸４の
真下か、仮想線図のように真横（起振力の一次成
分Ｆrが、クランクアームの100％カウンターウエ
イトで、横向に変向された場合）に限られる。こ
のため、エンジンの全高又は全幅が無闇に大きく
なる。 本発明は、このような欠点を解消するために、
例えば第１図で示すように、衡振力Fbが起振方
向線Ｓから或る距離ｌを離れる所に位置させ、こ
れにより生ずる振動偶力Ｍをバランサー装置で新
たに発生させる衡偶力Ｍで相殺することにより、
起振偶力がエンジン振動として現われないように
するものである。 以下、本発明の実施例を図面に基き説明する。 図面は水冷縦形４気筒４サイクルデイーゼルエ
ンジンを示す。図中、符号１はクランクケース、
２はシリンダ、３はピストン、１５はガスケツ
ト、１６はシリンダヘツド、２０は燃焼室であ
る。燃焼室２０内での混合気の燃焼により発生す
る膨張力は、ピストン３とコンロツド５を介して
クランク軸４を回転させる。 クランク軸４の回動力の一部で、動弁カム軸１
０及び燃焼噴射カム軸１７が1/2減速で、調時ギ
ヤ６，７，８，９を介して駆動される。動弁カム
軸１０はタペツト１１、プツシユロツド１２及び
ロツカーアーム１３を介して、吸排気弁１４を開
閉する。燃料噴射カム軸１７は燃料噴射ポンプ１
８を駆動し、これにより燃料が噴射弁１９から燃
焼室２０に噴射される。 燃料噴射ポンプ１８のポンプケーシング１８ａ
は、シリンダー２の最前列の左横に突出する状態
にシリンダー２及びクランクケース１と一体に形
成される。ポンプケーシング１８ａの背面にバラ
ンサー装置２１のユニツト２１Ａと作業用油圧ポ
ンプ２２とが直列状に固定される。バランサー装
置ユニツト２１Ａ及び作業用油圧ポンプ２２は、
シリンダー２の左横でポンプケーシング１８ａの
背方のデツドスペース内に配置されている。 バランサー装置２１は、第１図に示すエンジン
の起振力Ｆrと起振偶力Ｍとを相殺するものであ
り、起振力Ｆrを相殺する衡振力Ｆbと起振偶力Ｍ
を相殺する衡偶力−Ｍとを発生させるように、次
のように構成される。 即ち、レシプロ式チサイクル気筒エンジンの起
振力Ｆrは２次調和成分が最も大きく、ここでは
起振力Ｆrの２次調和成分を相殺する場合につい
て説明する。 バランサー装置２１は３個の回転バランサ３
７，３８，３９から成り、各回転バランサ３７，
３８，３９は２段増速歯車３２，３６，４２，４
３及び各バランサギア４４，４５，４６を介し
て、燃料噴射カム軸１７の後端部に連動連結さ
れ、クランク軸４に対しては２倍増速で回転駆動
される。各回転バランサ３７，３８，３９の各回
転軸心はクランク軸４の回転軸心と平行になり、
中央に位置する回転バランサ３７と上下に位置す
る回転バランサ３８，３９とは回転方向が逆にな
る。 各回転バランサ３７，３８，３９のベクトル
F1，F2，F3及びその回転変化は、第１０図（背
面から見た図である）の通りに設定される。即
ち、図上、中央の回転バランサ３７の遠心力のベ
クトルF1は小さくて、左回転し、上下の回転バ
ランサ３８，３９の遠心力のベクトルF2，F3は
大きくて、右回転する。各ベクトルF1，F2，F3
において、符号は初期位相を示し、任意のピス
トン３が上死点にある状態を示す。この状態から
互いに同じ角速度で………………と
順に回転して行く。これにより、これらのベクト
ルF1，F2，F3の合力により、全体として第１図
に示す衡振力Ｆbと衡偶力−Ｍとが発生する。 衡振力Ｆbはエンジンの起振力Ｆrの２次調和成
分を相殺する。衡偶力−Ｍは起振力Ｆrの起振点
Ｏを通る起振方向線Ｓから或る距離ｌを正面から
見て左側に離れる所に位置する。起振力Ｆrと衡
振力Ｆbとが離間距離ｌを距てることから、その
両者間に振動偶力Ｍが発生する。衡偶力−Ｍはこ
の振動偶力Ｍを相殺する偶力の値となるように予
め設定されている。これにより、エンジンの起振
力Ｆr及び振動偶力Ｍがバランサー装置２１で消
され、エンジンには現われないように構成される
とともに、バランサー装置２１をエンジンの任意
な箇所に偏らせてまとめて設置できるように構成
されている。 上記バランサー装置２１を構成する各回転バラ
ンサ３７，３８，３９、各バランサギヤ４４，４
６、及び２段増速ギヤ３２，３６，４２，４３は
独立形成されたバランサケース２４内に組込ま
れ、これによりバランサー装置２１のユニツト２
１Ａが構成され、このユニツト２１Ａが燃焼噴射
ポンプ１８のポンプケース１８ａに着脱自在に固
定される。また、そのユニツト２１Ａに作業用油
圧ポンプ２２が着脱自在に固定され、作業用ポン
プ２２の入力軸４８は一本のバランサー軸に嵌合
伝動部４７で連動連結される。 以下に直列４気筒機関の往復動慣性力による起
振力Ｆを除去する場合を例にとり、本発明バラン
サーの原理を詳述する。 第８図及び第９図に示す直列４気筒気関の往復
動慣性力による起振力Ｆrは、 Ｆr＝Ｆxｅx＋Ｆyｅy＋Ｆzｅz Ｆx＝4mrω２（Ｏ＋A2 cos2θ＋Ｏ ＋A4 cos4θ＋………） Ｆy＝Ｏ Ｆz＝Ｏ ただし、 ｅx、ｅy、ｅz：ｘ、ｙ、ｚ軸方向の基底ベクト
ル Ｆx、Ｆy、Ｆz：ｘ、ｙ、ｚ軸方向の起振力の大
きさでクランク回転角の関数、 ｒ：クランク半径 ｍ：１気筒あたりの往復運質量 θ：任意の気筒に関する上死点よりのクランク軸
回転角、 ｗ：クランク軸回転角速度（ｄθ／dt） ｔ：時間、 ｌ：コンロツド長さ、 Aj：Ｆ／4mrω２の調和成分で、 A2＝ρ＋１／４ρ３＋１５／１２８ρ５＋……… A4＝−１／４ρ３−３／１６ρ５＋……… 。 ρ＝ｒ／ｌ であり、４次以降の起振力は２次に比べ約1/30以
下であるから、この場合相殺すべき起振力として
２次成分のみをとり、 （Ｆr）２＝Ｆrxcos2θｅt ………式 ただし、 Ｆrx＝4mrω２（ρ＋１／４ρ３＋１５／１２８ρ５＋
………） とする。 次に多軸バランサーの遠心力の合力及び偶力に
ついて述べる。 偏心質量ｍBi、偏心量ｒBiの回転ウエイト軸を Ｒi＝xex＋yey の位置にｉ＝１、２、３、………Ｎ本配置し、そ
れらをクランク回転速度の２倍の角速度で回転さ
れた場合各回転ウエイト軸の発生する遠心力は、 Ｆi＝-FBi｛cos2（θ＋αi）ｅx＋sin2ki（θ ＋αi）ｅy｝ ただし、 Ｆsi＝4mBi ｒBiω２ θ＝ωｔ ｍBi：第ｉ回転ウエイト軸の偏心質量 ｒBi：第ｉ回転ウエイト軸の偏心量 αi：第ｉ回転ウエイト軸の初期位相 θ：クランク回転角 ω：クランク回転角速度 ｔ：時間 ｋi：第ｉ回転ウエイト軸の回転方向で右手系に
おいて、正の方向であれば＋１、負の方向であ
れば−１ で、その合力は ただし、 となり、Ｎ本の回転ウエイト軸全体が発生する合
成トルクは、 ただし、 となる。 一方バランサーの満足すべき条件は () ピストンクランク機構が発生する起振力
（Ｆr）oとつり合う起振力（ＦB）oを発生し、 () かつ、（Ｆr）oと（ＦB）oにより形成される振
動偶力（Ｍ）oをＯとすること、ちなみに、クラ
ンク軸のまわりに各回転ウエイト軸の遠心力が
作るモーメントの和が０となることである。 以上２項を式で表現すれば、 であり、これに式乃至を代入して
するバランサー装置に関し、その起振力のｎ次成
分を相殺するうえ、起振偶力を発生させずに、バ
ランサー装置をエンジンの起振点となる発動軸を
通る起振方向線から偏つて離れる任意な位置にま
とめて配置できるようにする事を目的とする。 従来では、第１２図に示すように、エンジンの
発動軸（クランク軸）４から生ずる起振力Ｆrを
バランサー装置２１の衡振力Ｆbで相殺するため
に、その起振力Ｆrの起振点Ｏを通る起振方向線
Ｓ上に衡振力Ｆbを実線図のようにできるだけ一
致させるようにしていた。 その理由は、衡振力Ｆbが若し破線図で示すよ
うに、起振方向線Ｓから或る距離ｌを離して位置
させた場合、起振力Ｆrと衡振力Ｆbと離間距離ｌ
との関係から振動偶力Ｍが発生するものであり、
この振動偶力Ｍが発生しないようにするためであ
る。 ところが、これではバランサー装置２１を特定
の位置にしか設置できない。例えば、レシプロ式
エンジンの場合、実線図のようにクランク軸４の
真下か、仮想線図のように真横（起振力の一次成
分Ｆrが、クランクアームの100％カウンターウエ
イトで、横向に変向された場合）に限られる。こ
のため、エンジンの全高又は全幅が無闇に大きく
なる。 本発明は、このような欠点を解消するために、
例えば第１図で示すように、衡振力Fbが起振方
向線Ｓから或る距離ｌを離れる所に位置させ、こ
れにより生ずる振動偶力Ｍをバランサー装置で新
たに発生させる衡偶力Ｍで相殺することにより、
起振偶力がエンジン振動として現われないように
するものである。 以下、本発明の実施例を図面に基き説明する。 図面は水冷縦形４気筒４サイクルデイーゼルエ
ンジンを示す。図中、符号１はクランクケース、
２はシリンダ、３はピストン、１５はガスケツ
ト、１６はシリンダヘツド、２０は燃焼室であ
る。燃焼室２０内での混合気の燃焼により発生す
る膨張力は、ピストン３とコンロツド５を介して
クランク軸４を回転させる。 クランク軸４の回動力の一部で、動弁カム軸１
０及び燃焼噴射カム軸１７が1/2減速で、調時ギ
ヤ６，７，８，９を介して駆動される。動弁カム
軸１０はタペツト１１、プツシユロツド１２及び
ロツカーアーム１３を介して、吸排気弁１４を開
閉する。燃料噴射カム軸１７は燃料噴射ポンプ１
８を駆動し、これにより燃料が噴射弁１９から燃
焼室２０に噴射される。 燃料噴射ポンプ１８のポンプケーシング１８ａ
は、シリンダー２の最前列の左横に突出する状態
にシリンダー２及びクランクケース１と一体に形
成される。ポンプケーシング１８ａの背面にバラ
ンサー装置２１のユニツト２１Ａと作業用油圧ポ
ンプ２２とが直列状に固定される。バランサー装
置ユニツト２１Ａ及び作業用油圧ポンプ２２は、
シリンダー２の左横でポンプケーシング１８ａの
背方のデツドスペース内に配置されている。 バランサー装置２１は、第１図に示すエンジン
の起振力Ｆrと起振偶力Ｍとを相殺するものであ
り、起振力Ｆrを相殺する衡振力Ｆbと起振偶力Ｍ
を相殺する衡偶力−Ｍとを発生させるように、次
のように構成される。 即ち、レシプロ式チサイクル気筒エンジンの起
振力Ｆrは２次調和成分が最も大きく、ここでは
起振力Ｆrの２次調和成分を相殺する場合につい
て説明する。 バランサー装置２１は３個の回転バランサ３
７，３８，３９から成り、各回転バランサ３７，
３８，３９は２段増速歯車３２，３６，４２，４
３及び各バランサギア４４，４５，４６を介し
て、燃料噴射カム軸１７の後端部に連動連結さ
れ、クランク軸４に対しては２倍増速で回転駆動
される。各回転バランサ３７，３８，３９の各回
転軸心はクランク軸４の回転軸心と平行になり、
中央に位置する回転バランサ３７と上下に位置す
る回転バランサ３８，３９とは回転方向が逆にな
る。 各回転バランサ３７，３８，３９のベクトル
F1，F2，F3及びその回転変化は、第１０図（背
面から見た図である）の通りに設定される。即
ち、図上、中央の回転バランサ３７の遠心力のベ
クトルF1は小さくて、左回転し、上下の回転バ
ランサ３８，３９の遠心力のベクトルF2，F3は
大きくて、右回転する。各ベクトルF1，F2，F3
において、符号は初期位相を示し、任意のピス
トン３が上死点にある状態を示す。この状態から
互いに同じ角速度で………………と
順に回転して行く。これにより、これらのベクト
ルF1，F2，F3の合力により、全体として第１図
に示す衡振力Ｆbと衡偶力−Ｍとが発生する。 衡振力Ｆbはエンジンの起振力Ｆrの２次調和成
分を相殺する。衡偶力−Ｍは起振力Ｆrの起振点
Ｏを通る起振方向線Ｓから或る距離ｌを正面から
見て左側に離れる所に位置する。起振力Ｆrと衡
振力Ｆbとが離間距離ｌを距てることから、その
両者間に振動偶力Ｍが発生する。衡偶力−Ｍはこ
の振動偶力Ｍを相殺する偶力の値となるように予
め設定されている。これにより、エンジンの起振
力Ｆr及び振動偶力Ｍがバランサー装置２１で消
され、エンジンには現われないように構成される
とともに、バランサー装置２１をエンジンの任意
な箇所に偏らせてまとめて設置できるように構成
されている。 上記バランサー装置２１を構成する各回転バラ
ンサ３７，３８，３９、各バランサギヤ４４，４
６、及び２段増速ギヤ３２，３６，４２，４３は
独立形成されたバランサケース２４内に組込ま
れ、これによりバランサー装置２１のユニツト２
１Ａが構成され、このユニツト２１Ａが燃焼噴射
ポンプ１８のポンプケース１８ａに着脱自在に固
定される。また、そのユニツト２１Ａに作業用油
圧ポンプ２２が着脱自在に固定され、作業用ポン
プ２２の入力軸４８は一本のバランサー軸に嵌合
伝動部４７で連動連結される。 以下に直列４気筒機関の往復動慣性力による起
振力Ｆを除去する場合を例にとり、本発明バラン
サーの原理を詳述する。 第８図及び第９図に示す直列４気筒気関の往復
動慣性力による起振力Ｆrは、 Ｆr＝Ｆxｅx＋Ｆyｅy＋Ｆzｅz Ｆx＝4mrω２（Ｏ＋A2 cos2θ＋Ｏ ＋A4 cos4θ＋………） Ｆy＝Ｏ Ｆz＝Ｏ ただし、 ｅx、ｅy、ｅz：ｘ、ｙ、ｚ軸方向の基底ベクト
ル Ｆx、Ｆy、Ｆz：ｘ、ｙ、ｚ軸方向の起振力の大
きさでクランク回転角の関数、 ｒ：クランク半径 ｍ：１気筒あたりの往復運質量 θ：任意の気筒に関する上死点よりのクランク軸
回転角、 ｗ：クランク軸回転角速度（ｄθ／dt） ｔ：時間、 ｌ：コンロツド長さ、 Aj：Ｆ／4mrω２の調和成分で、 A2＝ρ＋１／４ρ３＋１５／１２８ρ５＋……… A4＝−１／４ρ３−３／１６ρ５＋……… 。 ρ＝ｒ／ｌ であり、４次以降の起振力は２次に比べ約1/30以
下であるから、この場合相殺すべき起振力として
２次成分のみをとり、 （Ｆr）２＝Ｆrxcos2θｅt ………式 ただし、 Ｆrx＝4mrω２（ρ＋１／４ρ３＋１５／１２８ρ５＋
………） とする。 次に多軸バランサーの遠心力の合力及び偶力に
ついて述べる。 偏心質量ｍBi、偏心量ｒBiの回転ウエイト軸を Ｒi＝xex＋yey の位置にｉ＝１、２、３、………Ｎ本配置し、そ
れらをクランク回転速度の２倍の角速度で回転さ
れた場合各回転ウエイト軸の発生する遠心力は、 Ｆi＝-FBi｛cos2（θ＋αi）ｅx＋sin2ki（θ ＋αi）ｅy｝ ただし、 Ｆsi＝4mBi ｒBiω２ θ＝ωｔ ｍBi：第ｉ回転ウエイト軸の偏心質量 ｒBi：第ｉ回転ウエイト軸の偏心量 αi：第ｉ回転ウエイト軸の初期位相 θ：クランク回転角 ω：クランク回転角速度 ｔ：時間 ｋi：第ｉ回転ウエイト軸の回転方向で右手系に
おいて、正の方向であれば＋１、負の方向であ
れば−１ で、その合力は ただし、 となり、Ｎ本の回転ウエイト軸全体が発生する合
成トルクは、 ただし、 となる。 一方バランサーの満足すべき条件は () ピストンクランク機構が発生する起振力
（Ｆr）oとつり合う起振力（ＦB）oを発生し、 () かつ、（Ｆr）oと（ＦB）oにより形成される振
動偶力（Ｍ）oをＯとすること、ちなみに、クラ
ンク軸のまわりに各回転ウエイト軸の遠心力が
作るモーメントの和が０となることである。 以上２項を式で表現すれば、 であり、これに式乃至を代入して
【表】
Ｆrx＝4mrω２（ρ＋１／４ρ３＋１５／１２８ρ５
＋…… …） となる。ここで各回転ウエイト軸の位置（ｘi、
ｙi、Ｏ）を既知としてＸciとＸsiについて2N元連
立一次方程式を解き式の Ｘci＝ＦBicos2αi ＦBi＝ｍBｒBω２ Ｘsi＝ＦBisin2αi の関係を使つてＦＢｉ／ω２、２αiを求めれば、任意
の位 置にＮ本のウエイト軸を配置した場合に、それら
が総本として満足すべき条件（）（）を満足
するように各ウエイト軸の付加モーメントｍBi、
ｒBiおよび初期位置αiが決まる。 なお、回転バランサ３７，３８，３９を３本ま
たは３本以上用いる理由は、発明者は次のように
理解している。 起振力Ｆrを相殺する衡振力Ｆbを発生させるに
は、バランサ軸は基本的には２本でよい。そし
て、振動偶力Ｍを相殺する衡偶力−Ｍを発生させ
るには、２本のバランサ軸を上下にずらして位置
させればよいと考えてみた。ところがこの場合、
クランク軸４の回転角度から見ると、衡偶力−Ｍ
が振動偶力Ｍよりも1/4周期（本実施列の場合45
゜）位相が遅れる。この位相の遅れを修正するた
めに、回転バランサをもう１本または２本以上追
加するのである。 上記実施例の変形例として、その一部を次の各
項のように変更することが考えられる。 (A) レシプロ式エンジンが本来有するローリング
モーメントを振動偶力Ｍに加えた合成偶力を相
殺する偶力となるように、衡偶力Ｆbの値を設
定する。 (B) 起振力Ｆrの一次調和成分を相殺する場合に
おいて、各回転バランサ３７，３８，３９のう
ちの一つをクランク軸４に固定する。 (C) 各回転バランサ３７，３８，３９の回転軸心
は、起振方向線Ｓを含む任意な仮想平面とほぼ
直交する事を条件として、エンジンの前、後、
斜め前、又は斜め後に任意な向きに配置する。 (D) エンジンを４気筒以外の多気筒又は単気筒に
する。 (E) バランサー装置２１の衡振力Ｆrの一次成分
又は三次以上の成分を相殺するように設定す
る。 本発明は、上記のように構成されているから、
エンジンの起振力のｎ次成分を相殺し、振動偶力
を発生させることなく、バランサー装置をエンジ
ンの起振点となる発動軸を通る起振方向線から離
れる任意な位置に自由に配置できる。これによ
り、バランサー装置をエンジンのデツドスペース
やその他の望む位置に弊害なく自由に配置して、
エンジン全体を小形コンパクト化することができ
るとともに、バランサー装置への伝動機構をも簡
素化できる。しかも、既存のエンジンにでも、ク
ランクケースやオイルパンを交換したり大改造を
加えたりすることなく、バランサー装置を簡単に
追加して組付ける事ができる。
＋…… …） となる。ここで各回転ウエイト軸の位置（ｘi、
ｙi、Ｏ）を既知としてＸciとＸsiについて2N元連
立一次方程式を解き式の Ｘci＝ＦBicos2αi ＦBi＝ｍBｒBω２ Ｘsi＝ＦBisin2αi の関係を使つてＦＢｉ／ω２、２αiを求めれば、任意
の位 置にＮ本のウエイト軸を配置した場合に、それら
が総本として満足すべき条件（）（）を満足
するように各ウエイト軸の付加モーメントｍBi、
ｒBiおよび初期位置αiが決まる。 なお、回転バランサ３７，３８，３９を３本ま
たは３本以上用いる理由は、発明者は次のように
理解している。 起振力Ｆrを相殺する衡振力Ｆbを発生させるに
は、バランサ軸は基本的には２本でよい。そし
て、振動偶力Ｍを相殺する衡偶力−Ｍを発生させ
るには、２本のバランサ軸を上下にずらして位置
させればよいと考えてみた。ところがこの場合、
クランク軸４の回転角度から見ると、衡偶力−Ｍ
が振動偶力Ｍよりも1/4周期（本実施列の場合45
゜）位相が遅れる。この位相の遅れを修正するた
めに、回転バランサをもう１本または２本以上追
加するのである。 上記実施例の変形例として、その一部を次の各
項のように変更することが考えられる。 (A) レシプロ式エンジンが本来有するローリング
モーメントを振動偶力Ｍに加えた合成偶力を相
殺する偶力となるように、衡偶力Ｆbの値を設
定する。 (B) 起振力Ｆrの一次調和成分を相殺する場合に
おいて、各回転バランサ３７，３８，３９のう
ちの一つをクランク軸４に固定する。 (C) 各回転バランサ３７，３８，３９の回転軸心
は、起振方向線Ｓを含む任意な仮想平面とほぼ
直交する事を条件として、エンジンの前、後、
斜め前、又は斜め後に任意な向きに配置する。 (D) エンジンを４気筒以外の多気筒又は単気筒に
する。 (E) バランサー装置２１の衡振力Ｆrの一次成分
又は三次以上の成分を相殺するように設定す
る。 本発明は、上記のように構成されているから、
エンジンの起振力のｎ次成分を相殺し、振動偶力
を発生させることなく、バランサー装置をエンジ
ンの起振点となる発動軸を通る起振方向線から離
れる任意な位置に自由に配置できる。これによ
り、バランサー装置をエンジンのデツドスペース
やその他の望む位置に弊害なく自由に配置して、
エンジン全体を小形コンパクト化することができ
るとともに、バランサー装置への伝動機構をも簡
素化できる。しかも、既存のエンジンにでも、ク
ランクケースやオイルパンを交換したり大改造を
加えたりすることなく、バランサー装置を簡単に
追加して組付ける事ができる。
図面は本発明の実施例に係る水冷縦形４気筒デ
イーゼルエンジンを示し、第１図は動作原理を示
す正面図、第２図は要部取出し斜視図、第３図は
縦断正面図、第４図は横断平面図、第５図は第２
図Ｖ矢視図、第６図は第５図の横断平面図、第７
図は第５図の縦断側面図、第８図は縦形４気筒デ
イーゼルエンジンの起振動作原理を示す正面図、
第９図は第８図の側面図、第１０図はバランサー
装置の遠心力ベクトル図、第１１図は第１０図の
位相の遠心力ベクトル図、第１２図は従来品の
動作原理を示す正面図である。 ２１……バランサー装置、３７，３８，３９…
…回転バランサ、２１Ａ……バランサーユニツ
ト。
イーゼルエンジンを示し、第１図は動作原理を示
す正面図、第２図は要部取出し斜視図、第３図は
縦断正面図、第４図は横断平面図、第５図は第２
図Ｖ矢視図、第６図は第５図の横断平面図、第７
図は第５図の縦断側面図、第８図は縦形４気筒デ
イーゼルエンジンの起振動作原理を示す正面図、
第９図は第８図の側面図、第１０図はバランサー
装置の遠心力ベクトル図、第１１図は第１０図の
位相の遠心力ベクトル図、第１２図は従来品の
動作原理を示す正面図である。 ２１……バランサー装置、３７，３８，３９…
…回転バランサ、２１Ａ……バランサーユニツ
ト。
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １ エンジンにバランサー装置を付設し、バラン
サー装置は衡振力Ｆbと衡偶力−Ｍとを発生する
ように構成し、衡振力Ｆbはエンジンの起振力Ｆr
のｎ次調和成分を相殺するように設定するととも
に、起振力Ｆrの起振点Ｏを通る起振方向線Ｓか
らある距離ｌを離れた所に位置させ、起振力Ｆr
のｎ次調和成分・衡振力Ｆb・及びこの両者間の
距離ｌから生ずる振動偶力Ｍと、これにエンジン
のローリングモーメントを加えた合成偶力との一
方を相殺する偶力となるように衡偶力−Ｍを設定
した事を特徴とするエンジンのバランサー装置。 ２ 特許請求の範囲第１項に記載したエンジンの
バランサー装置において、バランサー装置が３個
以上の回転バランサーから成り、各回転バランサ
ーの回転中心軸を起振方向線Ｓを含む仮想平面と
ほぼ直交させ、少なくとも１個の回転バランサー
と他の回転バランサーとを互いに逆回転となるよ
うにエンジンの発動軸に連動連結したもの。 ３ 特許請求の範囲第１項又は第２項に記載のエ
ンジンのバランサー装置において、バランサー装
置がユニツトとして構成されて、エンジンに着脱
自在に組付けられたもの。
Priority Applications (9)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP12600878A JPS5554745A (en) | 1978-10-12 | 1978-10-12 | Balancer for engine |
| NZ191400A NZ191400A (en) | 1978-10-12 | 1979-08-27 | Balancing device for reciprocating ic engine with crankshaft |
| CA334,745A CA1113811A (en) | 1978-10-12 | 1979-08-30 | Balancing device for an engine |
| AU50457/79A AU528096B2 (en) | 1978-10-12 | 1979-09-03 | Balancing reciprocating engines |
| PH23027A PH19775A (en) | 1978-10-12 | 1979-09-12 | Balancing device for an engine |
| US06/075,411 US4290395A (en) | 1978-10-12 | 1979-09-14 | Balancing device for an engine |
| FI793113A FI793113A7 (fi) | 1978-10-12 | 1979-10-08 | Koneen tasapainoituslaite. |
| DE7979302190T DE2965864D1 (en) | 1978-10-12 | 1979-10-11 | An internal combustion engine having a balancing device |
| EP79302190A EP0011378B1 (en) | 1978-10-12 | 1979-10-11 | An internal combustion engine having a balancing device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP12600878A JPS5554745A (en) | 1978-10-12 | 1978-10-12 | Balancer for engine |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5554745A JPS5554745A (en) | 1980-04-22 |
| JPS6131332B2 true JPS6131332B2 (ja) | 1986-07-19 |
Family
ID=14924434
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP12600878A Granted JPS5554745A (en) | 1978-10-12 | 1978-10-12 | Balancer for engine |
Country Status (9)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4290395A (ja) |
| EP (1) | EP0011378B1 (ja) |
| JP (1) | JPS5554745A (ja) |
| AU (1) | AU528096B2 (ja) |
| CA (1) | CA1113811A (ja) |
| DE (1) | DE2965864D1 (ja) |
| FI (1) | FI793113A7 (ja) |
| NZ (1) | NZ191400A (ja) |
| PH (1) | PH19775A (ja) |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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| US4414934A (en) * | 1981-03-30 | 1983-11-15 | Briggs & Stratton Corporation | Reciprocating piston-type internal combustion engine with improved balancing system |
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| AT378585B (de) * | 1984-01-16 | 1985-08-26 | Avl Verbrennungskraft Messtech | Brennkraftmaschine mit massenausgleich i. ordnung |
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| CZ2007425A3 (cs) * | 2007-06-21 | 2008-12-29 | Škoda Auto a. s. | Vyvažovací systém pístového stroje |
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| JP5847688B2 (ja) * | 2012-11-08 | 2016-01-27 | 本田技研工業株式会社 | 並列二気筒内燃機関のバランサ装置 |
| RU2601891C2 (ru) * | 2015-01-12 | 2016-11-10 | Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Курганский государственный университет" | Устройство для уравновешивания инерционных сил |
| JP6484576B2 (ja) * | 2016-02-26 | 2019-03-13 | ヤンマー株式会社 | 振動低減装置 |
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| US2304892A (en) * | 1939-06-05 | 1942-12-15 | Gen Motors Corp | Engine balancing |
| US2807249A (en) * | 1953-11-20 | 1957-09-24 | Renault | Two-stroke engine having two opposed cylinders |
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| FR2328842A1 (fr) * | 1975-10-23 | 1977-05-20 | Citroen Sa | Dispositif d'equilibrage pour machine a piston, notamment pour moteur a combustion interne, et machine equipee de ce dispositif |
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1978
- 1978-10-12 JP JP12600878A patent/JPS5554745A/ja active Granted
-
1979
- 1979-08-27 NZ NZ191400A patent/NZ191400A/xx unknown
- 1979-08-30 CA CA334,745A patent/CA1113811A/en not_active Expired
- 1979-09-03 AU AU50457/79A patent/AU528096B2/en not_active Ceased
- 1979-09-12 PH PH23027A patent/PH19775A/en unknown
- 1979-09-14 US US06/075,411 patent/US4290395A/en not_active Expired - Lifetime
- 1979-10-08 FI FI793113A patent/FI793113A7/fi not_active Application Discontinuation
- 1979-10-11 DE DE7979302190T patent/DE2965864D1/de not_active Expired
- 1979-10-11 EP EP79302190A patent/EP0011378B1/en not_active Expired
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| AU5045779A (en) | 1980-04-17 |
| AU528096B2 (en) | 1983-04-14 |
| FI793113A7 (fi) | 1981-01-01 |
| EP0011378B1 (en) | 1983-07-13 |
| CA1113811A (en) | 1981-12-08 |
| NZ191400A (en) | 1983-06-17 |
| US4290395A (en) | 1981-09-22 |
| DE2965864D1 (en) | 1983-08-18 |
| EP0011378A1 (en) | 1980-05-28 |
| JPS5554745A (en) | 1980-04-22 |
| PH19775A (en) | 1986-06-27 |
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