JPS621471Y2 - - Google Patents
Info
- Publication number
- JPS621471Y2 JPS621471Y2 JP10812379U JP10812379U JPS621471Y2 JP S621471 Y2 JPS621471 Y2 JP S621471Y2 JP 10812379 U JP10812379 U JP 10812379U JP 10812379 U JP10812379 U JP 10812379U JP S621471 Y2 JPS621471 Y2 JP S621471Y2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- engine
- shaft
- bracket
- engine body
- power take
- 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.)
- Expired
Links
- 238000002485 combustion reaction Methods 0.000 claims description 11
- 238000000605 extraction Methods 0.000 claims 1
- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 description 13
- 230000005284 excitation Effects 0.000 description 13
- 239000000463 material Substances 0.000 description 9
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 6
- 238000006243 chemical reaction Methods 0.000 description 4
- 239000006096 absorbing agent Substances 0.000 description 3
- 230000035939 shock Effects 0.000 description 3
- 230000005484 gravity Effects 0.000 description 2
- 230000002238 attenuated effect Effects 0.000 description 1
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 1
- 230000005855 radiation Effects 0.000 description 1
- 239000007787 solid Substances 0.000 description 1
Landscapes
- Cylinder Crankcases Of Internal Combustion Engines (AREA)
- Shafts, Cranks, Connecting Bars, And Related Bearings (AREA)
- Vibration Prevention Devices (AREA)
Description
本案は内燃機関の防振装置の改良に関するもの
である。 従来の内燃機関の防振装置を第１図により説明
すると、ａがエンジン本体、ｂが動力取出軸（一
般にはクランク軸）、ｃが駆動側プーリ、ｄが動
力伝達ベルト、ｅが被駆動側プーリ、ｆがエンジ
ンを搭載する作業機のエンジンベツド、ｇが緩衝
材で、クランク軸の回転を動力取出軸ｂ駆動側プ
ーリｃ動力伝達ベルトｄを介し被駆動側プーリｅ
に伝えて、同プーリｅを回転するように、また往
復運動によるエンジン起振力、トルク変動による
反力等を緩衝材ｇにより吸収して、エンジンベツ
ドｆ側に伝えないようにしている。 前記エンジンの防振装置では、緩衝材ｇが前記
作用のために柔かく、エンジン本体ａが往復運動
によるエンジン起振力やベルトｄに加わる伝達ト
ルクにより矢印Ａ，Ｂ方向に動揺し、プーリｃ，
ｅの中心距離Ｌが常に一定に保持されなくて、ベ
ルトｄに充分な張力が与えられなかつたり、与え
られたとしても断続的であつたりし、ベルトｄに
張力の変動、スリツプが生じて、安定した動力の
伝達ができないという問題があつた。 本案は前記の問題点に対処するもので、クラン
ク軸に対して偏心するようにエンジン本体に軸支
された動力取出軸と、機関のオイルパンを囲繞す
るように箱状に形成され且つ基端部側が架台等の
静止部材に固着されたブラケツトと、同ブラケツ
トに前記エンジン本体を前記動力取出軸の軸線を
中心とした回転を可能に支持する円筒状軸受と、
同ブラケツトの内面と前記エンジン本体との間に
介装された緩衝部材とよりなることを特徴とした
内燃機関の防振装置に係り、その目的とする処
は、バランサ軸、歯車等よりなる複雑、高価な動
力伝達機構を使用せずにベルトを使用しても動力
を安定的に伝達できる。往復慣性質量によるエン
ジン起振力の静止部材に対する伝達のみならずト
ルク変動による振動の静止部材に対する伝達を高
速回転時ほど軽減できる。さらに騒音放散源とし
て大きなウエイトを占めているオイルパン部から
大気中への騒音の放散を低減できる改良された内
燃機関の防振装置を供する点にある。 次に本案の内燃機関の防振装置を第２図に示す
一実施例により説明すると、１がエンジン本体、
２がクランク軸、３が同クランク軸２に対して軸
間距離だけ偏心するように前記エンジン本体１
に軸支された動力取出軸である。なお前記クラン
ク軸２から同動力取出軸３への動力の伝達は、エ
ンジン内部で行うものとし、動力取出軸３が例え
ばカム軸の場合には、歯数比が１：２の歯車、チ
エーン等を使用するが、その機構はこの例に限定
されない。また４が円筒状軸受、５が前記エンジ
ン本体１のオイルパン部１ａを囲繞するように箱
状の形成されたブラケツトで、同ブラケツト５の
基端部側（下端部側）がエンジンベース（架台等
の静止部材）にボルトその他の締結具により固定
されている。また上記円筒状軸受４により前記エ
ンジン本体１の両側部が同ブラケツト５の両側部
に前記動力取出軸３の軸線を中心とした回転を可
能に支持されている。また６が１個または複数個
の緩衝材例えばゴム材で、同緩衝部材６は前記エ
ンジン本体１のオイルパン部１ａの全周を取り囲
むように同オイルパン部１ａと前記ブラケツト５
との間に介装されている。なお同緩衝材６は、エ
ンジン起振力に対する反力作用線がエンジンのシ
リンダ軸線Ｓとほぼ一致するように配設されてい
る。その場合、クランク軸２と動力取出軸３とが
距離だけ偏心してエンジン本体１に設けられ且
つ同エンジン本体１が円筒状軸受４を介してブラ
ケツト５に回転可能に支承されているので、エン
ジン本体１がエンジンベース７及びエンジンブラ
ケツト５に対して動力取出軸３の軸心を中心とし
て上下方向に振動するが、緩衝材６が上記位置に
配設されており、この振動が同緩衝材６により減
衰される。 次に前記内燃機関の防振装置の作用を説明す
る。エンジンベース７に伝達される力としては、
往復運動による起振力Ｆとトルク変動による起振
力Ｔとがあるが、起振力の運動モデルＦを第３図
に、起振力の運動モデルＴを第４図に、それぞれ
示しており、以下では上記運転モデルに基づいて
作用効果を説明する。エンジンの重心はピストン
の往復運動の中心線上にあるのが一般的である。
同エンジンの重心は、クランク軸２と動力取出軸
３とが軸間距離だけ偏心して設けられ且つエン
ジンがシリンダ軸線にほぼ一致した線上に設置さ
れた緩衝材６を介してブラケツト５に支承されて
いるので、ピストンの往復運動に基づく起振力に
より動力取出軸３の軸線周りにを半径として回
動するが、この回動の振幅は上記軸間距離に比
べて非常に小さいので、ピストンの往復運動と同
様な直軸運動とみなされる。また上記のように緩
衝材６のエンジン起振力に対する反力作用線はエ
ンジンのシリンダ軸線Ｓにほぼ一致しているの
で、エンジンの運動モデルは第３図と等価であ
る。ここで、ｍ：エンジンの質量（Kg−ｍ／
s2）、Ｋ：緩衝材のバネ常数（Kg／ｍ）、Ｆ：往復
運動のエンジン起振力
である。 従来の内燃機関の防振装置を第１図により説明
すると、ａがエンジン本体、ｂが動力取出軸（一
般にはクランク軸）、ｃが駆動側プーリ、ｄが動
力伝達ベルト、ｅが被駆動側プーリ、ｆがエンジ
ンを搭載する作業機のエンジンベツド、ｇが緩衝
材で、クランク軸の回転を動力取出軸ｂ駆動側プ
ーリｃ動力伝達ベルトｄを介し被駆動側プーリｅ
に伝えて、同プーリｅを回転するように、また往
復運動によるエンジン起振力、トルク変動による
反力等を緩衝材ｇにより吸収して、エンジンベツ
ドｆ側に伝えないようにしている。 前記エンジンの防振装置では、緩衝材ｇが前記
作用のために柔かく、エンジン本体ａが往復運動
によるエンジン起振力やベルトｄに加わる伝達ト
ルクにより矢印Ａ，Ｂ方向に動揺し、プーリｃ，
ｅの中心距離Ｌが常に一定に保持されなくて、ベ
ルトｄに充分な張力が与えられなかつたり、与え
られたとしても断続的であつたりし、ベルトｄに
張力の変動、スリツプが生じて、安定した動力の
伝達ができないという問題があつた。 本案は前記の問題点に対処するもので、クラン
ク軸に対して偏心するようにエンジン本体に軸支
された動力取出軸と、機関のオイルパンを囲繞す
るように箱状に形成され且つ基端部側が架台等の
静止部材に固着されたブラケツトと、同ブラケツ
トに前記エンジン本体を前記動力取出軸の軸線を
中心とした回転を可能に支持する円筒状軸受と、
同ブラケツトの内面と前記エンジン本体との間に
介装された緩衝部材とよりなることを特徴とした
内燃機関の防振装置に係り、その目的とする処
は、バランサ軸、歯車等よりなる複雑、高価な動
力伝達機構を使用せずにベルトを使用しても動力
を安定的に伝達できる。往復慣性質量によるエン
ジン起振力の静止部材に対する伝達のみならずト
ルク変動による振動の静止部材に対する伝達を高
速回転時ほど軽減できる。さらに騒音放散源とし
て大きなウエイトを占めているオイルパン部から
大気中への騒音の放散を低減できる改良された内
燃機関の防振装置を供する点にある。 次に本案の内燃機関の防振装置を第２図に示す
一実施例により説明すると、１がエンジン本体、
２がクランク軸、３が同クランク軸２に対して軸
間距離だけ偏心するように前記エンジン本体１
に軸支された動力取出軸である。なお前記クラン
ク軸２から同動力取出軸３への動力の伝達は、エ
ンジン内部で行うものとし、動力取出軸３が例え
ばカム軸の場合には、歯数比が１：２の歯車、チ
エーン等を使用するが、その機構はこの例に限定
されない。また４が円筒状軸受、５が前記エンジ
ン本体１のオイルパン部１ａを囲繞するように箱
状の形成されたブラケツトで、同ブラケツト５の
基端部側（下端部側）がエンジンベース（架台等
の静止部材）にボルトその他の締結具により固定
されている。また上記円筒状軸受４により前記エ
ンジン本体１の両側部が同ブラケツト５の両側部
に前記動力取出軸３の軸線を中心とした回転を可
能に支持されている。また６が１個または複数個
の緩衝材例えばゴム材で、同緩衝部材６は前記エ
ンジン本体１のオイルパン部１ａの全周を取り囲
むように同オイルパン部１ａと前記ブラケツト５
との間に介装されている。なお同緩衝材６は、エ
ンジン起振力に対する反力作用線がエンジンのシ
リンダ軸線Ｓとほぼ一致するように配設されてい
る。その場合、クランク軸２と動力取出軸３とが
距離だけ偏心してエンジン本体１に設けられ且
つ同エンジン本体１が円筒状軸受４を介してブラ
ケツト５に回転可能に支承されているので、エン
ジン本体１がエンジンベース７及びエンジンブラ
ケツト５に対して動力取出軸３の軸心を中心とし
て上下方向に振動するが、緩衝材６が上記位置に
配設されており、この振動が同緩衝材６により減
衰される。 次に前記内燃機関の防振装置の作用を説明す
る。エンジンベース７に伝達される力としては、
往復運動による起振力Ｆとトルク変動による起振
力Ｔとがあるが、起振力の運動モデルＦを第３図
に、起振力の運動モデルＴを第４図に、それぞれ
示しており、以下では上記運転モデルに基づいて
作用効果を説明する。エンジンの重心はピストン
の往復運動の中心線上にあるのが一般的である。
同エンジンの重心は、クランク軸２と動力取出軸
３とが軸間距離だけ偏心して設けられ且つエン
ジンがシリンダ軸線にほぼ一致した線上に設置さ
れた緩衝材６を介してブラケツト５に支承されて
いるので、ピストンの往復運動に基づく起振力に
より動力取出軸３の軸線周りにを半径として回
動するが、この回動の振幅は上記軸間距離に比
べて非常に小さいので、ピストンの往復運動と同
様な直軸運動とみなされる。また上記のように緩
衝材６のエンジン起振力に対する反力作用線はエ
ンジンのシリンダ軸線Ｓにほぼ一致しているの
で、エンジンの運動モデルは第３図と等価であ
る。ここで、ｍ：エンジンの質量（Kg−ｍ／
s2）、Ｋ：緩衝材のバネ常数（Kg／ｍ）、Ｆ：往復
運動のエンジン起振力
【式】o：往復
運動のエンジン起振力のｎ次成分（Kg）、ω：ク
ランク軸の回転角速度（rad／ｓ）、ｎ：１，２，
３……（整数）、ｔ：時間、o：位相差、エンジ
ンベース７に伝達される力を公知の如くF′とす
れば、 ｎω／ωｏ＞√２とすればＦ′／Ｆ＜１となり、往復
慣性質 量によるエンジン起振力のエンジンベース７への
伝達が軽減される。またこの軽減効果は、ｎが大
きい程、即ち、高周波成分ほど大きいし、ωが大
きい程、即ち、高回転時ほど大きい。 次にトルク変動による振動のエンジンベース７
への伝達軽減作用を説明する。動力を動力伝達軸
３から取り出せば、その反トルクがエンジン本体
１に生ずる。この反トルクは、エンジン本体１を
エンジンベース７に固定すれば、そのままエンジ
ンベース７に伝わつて、振動、騒音の基になる。
第４図に示すように動力取出軸３のまわりのエン
ジンの慣性モーメントをＩ（Kg−ｍ／s2）、緩衝
材の動力取出軸３のまわりの弾性による捩りのバ
ネ常数をＲ（Kg−ｍ／rad）とし、Ｔ：トルク変
動の起振トルク tm：トルク変動の起振トルクのｍ次成分、ω：
クランク軸の回転角速度（rad／ｓ）、ｍ：1/2、
１、１1/2、２……、ｔ：時間、：位相差とす
れば、エンジンベース７に伝達されるトルク
T′とＴとの比は、 ｍω／ωｏ＞√２とすればＴ′／Ｔ＜１ となり、 トルク変動による振動のエンジンベース７への伝
達が軽減される。またこの軽減効果は、ｍが大き
い程、即ち、高周波成分ほど大きいし、ωが大き
い程、即ち、高回転時ほど大きい。さらに動力取
出軸３の軸線のエンジンベース７に対する位置が
不変であるため、動力をベルトにより取り出す
際、駆動側プーリと被駆動側プーリとの中心距離
も不変で、ベルトにスリツプ等が生じない。 次にオイルパン部１ａから大気中への騒音の放
散低減作用を説明する。機関の燃焼、各部材の衝
突等により生じた振動は、固体中を伝播して、機
関表面から大気中へ騒音として放散されるが、機
関騒音の大気中への放散源として大きなウエイト
を占めているオイルパン部１ａがブラケツト５に
より囲繞されているし、上記振動が緩衝材６によ
り吸収されるので、オイルパン部１ａから大気中
への騒音の放散が低減する。 本案の内燃機関の防振装置は前記のようにクラ
ンク軸２と動力取出軸３とが距離だけ偏心して
エンジン本体１に設けられ且つ同動力取出軸３が
静止部材７側のブラケツト５に円筒状軸受４を介
して回転可能に支承されているので、エンジン本
体１がブラケツト５に対して動力取出軸３の軸心
を中心に振動することになるが、エンジン起振力
に対する反力作用線がエンジンのシリンダ軸線Ｓ
とほぼ一致するように緩衝部材６が箱状に形成さ
れた上記ブラケツト５と上記エンジン本体１との
間に介装されており、エンジン本体１の振動が効
果的に減衰され、その結果、１バランサ軸、歯車
等よりなる複雑、高価な動力伝達機構を使用せず
にベルトを使用しても動力を安定的に伝達でき
る。２また往復慣性質量によるエンジン起振力の
静止部材に対する伝達のみならずトルク変動によ
る振動の静止部材に対する伝達を高速回転時ほど
軽減できる。 また箱状のブラケツト５によりオイルパン１ａ
を囲繞するとともに同ブラケツト５とエンジン本
体１との間に緩衝部材６を設けたので、エンジン
の振動を充分に減衰できる点と相俟つてオイルパ
ン１ａから外部への騒音の放散を低減できる効果
がある。
ランク軸の回転角速度（rad／ｓ）、ｎ：１，２，
３……（整数）、ｔ：時間、o：位相差、エンジ
ンベース７に伝達される力を公知の如くF′とす
れば、 ｎω／ωｏ＞√２とすればＦ′／Ｆ＜１となり、往復
慣性質 量によるエンジン起振力のエンジンベース７への
伝達が軽減される。またこの軽減効果は、ｎが大
きい程、即ち、高周波成分ほど大きいし、ωが大
きい程、即ち、高回転時ほど大きい。 次にトルク変動による振動のエンジンベース７
への伝達軽減作用を説明する。動力を動力伝達軸
３から取り出せば、その反トルクがエンジン本体
１に生ずる。この反トルクは、エンジン本体１を
エンジンベース７に固定すれば、そのままエンジ
ンベース７に伝わつて、振動、騒音の基になる。
第４図に示すように動力取出軸３のまわりのエン
ジンの慣性モーメントをＩ（Kg−ｍ／s2）、緩衝
材の動力取出軸３のまわりの弾性による捩りのバ
ネ常数をＲ（Kg−ｍ／rad）とし、Ｔ：トルク変
動の起振トルク tm：トルク変動の起振トルクのｍ次成分、ω：
クランク軸の回転角速度（rad／ｓ）、ｍ：1/2、
１、１1/2、２……、ｔ：時間、：位相差とす
れば、エンジンベース７に伝達されるトルク
T′とＴとの比は、 ｍω／ωｏ＞√２とすればＴ′／Ｔ＜１ となり、 トルク変動による振動のエンジンベース７への伝
達が軽減される。またこの軽減効果は、ｍが大き
い程、即ち、高周波成分ほど大きいし、ωが大き
い程、即ち、高回転時ほど大きい。さらに動力取
出軸３の軸線のエンジンベース７に対する位置が
不変であるため、動力をベルトにより取り出す
際、駆動側プーリと被駆動側プーリとの中心距離
も不変で、ベルトにスリツプ等が生じない。 次にオイルパン部１ａから大気中への騒音の放
散低減作用を説明する。機関の燃焼、各部材の衝
突等により生じた振動は、固体中を伝播して、機
関表面から大気中へ騒音として放散されるが、機
関騒音の大気中への放散源として大きなウエイト
を占めているオイルパン部１ａがブラケツト５に
より囲繞されているし、上記振動が緩衝材６によ
り吸収されるので、オイルパン部１ａから大気中
への騒音の放散が低減する。 本案の内燃機関の防振装置は前記のようにクラ
ンク軸２と動力取出軸３とが距離だけ偏心して
エンジン本体１に設けられ且つ同動力取出軸３が
静止部材７側のブラケツト５に円筒状軸受４を介
して回転可能に支承されているので、エンジン本
体１がブラケツト５に対して動力取出軸３の軸心
を中心に振動することになるが、エンジン起振力
に対する反力作用線がエンジンのシリンダ軸線Ｓ
とほぼ一致するように緩衝部材６が箱状に形成さ
れた上記ブラケツト５と上記エンジン本体１との
間に介装されており、エンジン本体１の振動が効
果的に減衰され、その結果、１バランサ軸、歯車
等よりなる複雑、高価な動力伝達機構を使用せず
にベルトを使用しても動力を安定的に伝達でき
る。２また往復慣性質量によるエンジン起振力の
静止部材に対する伝達のみならずトルク変動によ
る振動の静止部材に対する伝達を高速回転時ほど
軽減できる。 また箱状のブラケツト５によりオイルパン１ａ
を囲繞するとともに同ブラケツト５とエンジン本
体１との間に緩衝部材６を設けたので、エンジン
の振動を充分に減衰できる点と相俟つてオイルパ
ン１ａから外部への騒音の放散を低減できる効果
がある。
第１図は従来の内燃機関の防振装置を示す側面
図、第２図は本案に係る内燃機関の防振装置の一
実施例を示す縦断正面図、第２図はその側面
図、第３、４図は作用説明図である。 １……エンジン本体、１ａ……オイルパン部、
２……クランク軸、３………動力取出軸、４……
円筒状軸受、５……ブラケツト、６……緩衝部
材、７……静止部材。
図、第２図は本案に係る内燃機関の防振装置の一
実施例を示す縦断正面図、第２図はその側面
図、第３、４図は作用説明図である。 １……エンジン本体、１ａ……オイルパン部、
２……クランク軸、３………動力取出軸、４……
円筒状軸受、５……ブラケツト、６……緩衝部
材、７……静止部材。
Claims (1)
- クランク軸に対して偏心するようにエンジン本
体に軸支された動力取出軸と、機関のオイルパン
を囲繞するように箱状に形成され且つ基端部側が
架台等の静止部材に固着されたブラケツトと、同
ブラケツトに前記エンジン本体を前記動力取出軸
の軸線を中心とした回転を可能に支持する円筒状
軸受と、同ブラケツトの内面と前記エンジン本体
との間に介装された緩衝部材とよりなることを特
徴とした内燃機関の防振装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP10812379U JPS621471Y2 (ja) | 1979-08-07 | 1979-08-07 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP10812379U JPS621471Y2 (ja) | 1979-08-07 | 1979-08-07 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5625850U JPS5625850U (ja) | 1981-03-10 |
| JPS621471Y2 true JPS621471Y2 (ja) | 1987-01-14 |
Family
ID=29340724
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP10812379U Expired JPS621471Y2 (ja) | 1979-08-07 | 1979-08-07 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS621471Y2 (ja) |
-
1979
- 1979-08-07 JP JP10812379U patent/JPS621471Y2/ja not_active Expired
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS5625850U (ja) | 1981-03-10 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP3307964B2 (ja) | 釣合い式往復駆動機構及び往復動式鋸 | |
| GB2096705A (en) | Balancing reciprocating-piston ic engines | |
| JP2003293701A (ja) | 手動作業機械の内燃機関 | |
| US6655340B2 (en) | Engine with balancer for second order pitching couple | |
| CN1063839C (zh) | 交变转矩的平衡装置 | |
| JPS621470Y2 (ja) | ||
| JPH10184799A (ja) | 増速型振り子式動吸振器 | |
| US4290319A (en) | Device for the balancing of inertia forces of reciprocating piston-crankshaft engines | |
| JP3206114B2 (ja) | バランサシャフト付きエンジン | |
| JP2954375B2 (ja) | 車両用直列４気筒内燃機関におけるバランサ装置 | |
| CN115182966B (zh) | 一种新型内燃机平衡结构及内燃机 | |
| JPH0439443A (ja) | 内燃機関のフライホィール装置 | |
| JPH11303938A (ja) | 内燃機関の振動低減装置 | |
| JPS639796Y2 (ja) | ||
| JPH0681900A (ja) | 内燃機関の振動低減装置 | |
| CZ297752B6 (cs) | Multifunkcní vyvazovací systém | |
| JPS58109745A (ja) | 軸系捩り振動消振機 | |
| JPH04325722A (ja) | エンジン構造 | |
| JPH0532679Y2 (ja) | ||
| JPH0633990A (ja) | 内燃機関のローリングモーメント消去装置 | |
| SU1209313A1 (ru) | Вибровозбудитель | |
| KR100199135B1 (ko) | 차량의 럼블노이즈 저감장치 | |
| KR20030039473A (ko) | 엔진의 운전 조건에 따라 가변적 불평형 질량을 갖는밸런스 샤프트 장치 | |
| JP2845806B2 (ja) | 船外機 | |
| JPH027326Y2 (ja) |