JPS62184258A - エンジン・トランスミツシヨン系のバサンサ装置 - Google Patents
エンジン・トランスミツシヨン系のバサンサ装置Info
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- JPS62184258A JPS62184258A JP2570086A JP2570086A JPS62184258A JP S62184258 A JPS62184258 A JP S62184258A JP 2570086 A JP2570086 A JP 2570086A JP 2570086 A JP2570086 A JP 2570086A JP S62184258 A JPS62184258 A JP S62184258A
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- balancer
- output shaft
- balancers
- torsional vibration
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-
- 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
- F16F15/265—Arrangement of two or more 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
- 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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- Acoustics & Sound (AREA)
- Aviation & Aerospace Engineering (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Arrangement Or Mounting Of Propulsion Units For Vehicles (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、エンジン出力軸方向において互いに直列に結
合されてなるエンジン・トランスミッション系のねじれ
振動を低減するようにしたエンジン−トランスミッショ
ン系のバランサ装置に関するものである。
合されてなるエンジン・トランスミッション系のねじれ
振動を低減するようにしたエンジン−トランスミッショ
ン系のバランサ装置に関するものである。
（従来技術およびその問題点）
エンジンとトランスミッションとを該エンジンの出力軸
方向において互いに直列に結合してなるエンジン・トラ
ンスミッション系すなわちパワープラント系にあっては
、一つの弾性体としてみることができ、エンジンの運転
に伴なって発生するエンジン起振力によって、ねじれ振
動モードを有する。このねじれ振動モードは、一般にエ
ンジン出力軸とほぼ平行に伸びるねじり中心軸を中心と
して、上記パワープラント系の一端側と他端側とが互い
に逆方向にねじられるようなものとなる。
方向において互いに直列に結合してなるエンジン・トラ
ンスミッション系すなわちパワープラント系にあっては
、一つの弾性体としてみることができ、エンジンの運転
に伴なって発生するエンジン起振力によって、ねじれ振
動モードを有する。このねじれ振動モードは、一般にエ
ンジン出力軸とほぼ平行に伸びるねじり中心軸を中心と
して、上記パワープラント系の一端側と他端側とが互い
に逆方向にねじられるようなものとなる。
特に、ＦＦ車の駆動系としてみられるようにトランスミ
ッションの側端面にさらにデファレンシャルギアを結合
したもの、さらには常時４輪駆動車においてみられるよ
うにセンターデファレンシャルギア（トランスファー）
をも結合したものにあっては、これ等の部分も前記ねじ
りに伴なってかなり大きくねじられることになる。
ッションの側端面にさらにデファレンシャルギアを結合
したもの、さらには常時４輪駆動車においてみられるよ
うにセンターデファレンシャルギア（トランスファー）
をも結合したものにあっては、これ等の部分も前記ねじ
りに伴なってかなり大きくねじられることになる。
このようなねじれ振動モードを有するパワープラント系
は、エンジン起振力によって共振されると、車室内へ伝
播されて不快なこもり音の発生の大きな原因となる。
は、エンジン起振力によって共振されると、車室内へ伝
播されて不快なこもり音の発生の大きな原因となる。
上記こもり音を低減、すなわちパワープラント系のねじ
れ振動を極力小さくするため、従来、実開昭５９−６８
１６６号公報に示すように、エンジンとトランスミッシ
ョンとの結合剛性を高めるような工夫がとられているも
、最近のようにエンジンの高出力化、高回転化が行われ
ている現状では、必らずしも十分に満足のいく結果が得
られないものである。
れ振動を極力小さくするため、従来、実開昭５９−６８
１６６号公報に示すように、エンジンとトランスミッシ
ョンとの結合剛性を高めるような工夫がとられているも
、最近のようにエンジンの高出力化、高回転化が行われ
ている現状では、必らずしも十分に満足のいく結果が得
られないものである。
本発明は以上のような事情を勘案してなされたモノマ、
エンジンとトランスミッションとが該エンジンの出力軸
方向において互いに直列に結合されて、上記エンジンの
運転に伴なって発生するエンジン起振力によってねじれ
振動モードを有するエンジン−トランスミッション系に
おいて、ねじれ振動を効果的に低減することができるよ
うにしたエンジン書トランスミッション系のバランサ装
置を提供することを目的とする。
エンジンとトランスミッションとが該エンジンの出力軸
方向において互いに直列に結合されて、上記エンジンの
運転に伴なって発生するエンジン起振力によってねじれ
振動モードを有するエンジン−トランスミッション系に
おいて、ねじれ振動を効果的に低減することができるよ
うにしたエンジン書トランスミッション系のバランサ装
置を提供することを目的とする。
（問題点を解決するための手段、作用）前述の目的を達
成するため、本発明においては、次のような構成としで
ある。すなわち、エンジンとトランスミッションとが該
エンジンの出力軸方向において互いに直列に結合され、
上記エンジンの運転に伴なって発生するエンジン起振力
によってねじり振動モードを有するエンジン・トランス
ミッション系において、 エンジン出力軸と同期回転して前記ねじれ振動モードの
ねじれと反対方向に起振力を発生させ、ねじれ振動を打
消す作用が可変とされた可変バランサと、 前記可変バランサによるねじれ振動の打消作用を、エン
ジンの負荷が小さくなる程大きくさせるバランサ制御手
段と、 とを備えた構成としである。
成するため、本発明においては、次のような構成としで
ある。すなわち、エンジンとトランスミッションとが該
エンジンの出力軸方向において互いに直列に結合され、
上記エンジンの運転に伴なって発生するエンジン起振力
によってねじり振動モードを有するエンジン・トランス
ミッション系において、 エンジン出力軸と同期回転して前記ねじれ振動モードの
ねじれと反対方向に起振力を発生させ、ねじれ振動を打
消す作用が可変とされた可変バランサと、 前記可変バランサによるねじれ振動の打消作用を、エン
ジンの負荷が小さくなる程大きくさせるバランサ制御手
段と、 とを備えた構成としである。
このように、本発明においては、パワープラント系の有
するねじれ振動をバランサによって低減することができ
る。特に、ねじれ振動を発生させる原因となるエンジン
起振力は、往復質量の慣性力（４サイクル４気筒エンジ
ンの場合２次慣性力）と燃焼圧とによて影響を受けるが
、このエンジン起振力はエンジン負荷に依存する点すな
わちエンジン負荷が小さい程大きくなる点に着目して、
バランサを可変バランサとして、エンジン負荷が小さく
なるほどこの可変バランサによるねじれ振動の打消作用
が大きくなるようにしである。
するねじれ振動をバランサによって低減することができ
る。特に、ねじれ振動を発生させる原因となるエンジン
起振力は、往復質量の慣性力（４サイクル４気筒エンジ
ンの場合２次慣性力）と燃焼圧とによて影響を受けるが
、このエンジン起振力はエンジン負荷に依存する点すな
わちエンジン負荷が小さい程大きくなる点に着目して、
バランサを可変バランサとして、エンジン負荷が小さく
なるほどこの可変バランサによるねじれ振動の打消作用
が大きくなるようにしである。
なお、可変バランサによるねじれ振動の打消作用の調整
は、例えば、このバランサの重心をその回転半径方向に
調整可能として、同じ回転数であれが発生する遠心力（
起振力）そのもの大きさを可変とすることにより、ある
いはエンジン出力軸方向に変位可能として、このバラン
サによる起振力が作用する位置、すなわちねじれ振動モ
ードの振幅が異なる位置に作用するように調整する等に
よって行うことができる。
は、例えば、このバランサの重心をその回転半径方向に
調整可能として、同じ回転数であれが発生する遠心力（
起振力）そのもの大きさを可変とすることにより、ある
いはエンジン出力軸方向に変位可能として、このバラン
サによる起振力が作用する位置、すなわちねじれ振動モ
ードの振幅が異なる位置に作用するように調整する等に
よって行うことができる。
（実施例）
以下本発明の実施例を添付した図面に基いて説明するが
、本実施例では、バランサによって、エンジン・トラン
スミッションとの結合体であるパワープラント系のねじ
れ振動の他、エンジン出力軸方向と直交する方向に揺れ
る曲げ振動をも打消すようにしである。
、本実施例では、バランサによって、エンジン・トラン
スミッションとの結合体であるパワープラント系のねじ
れ振動の他、エンジン出力軸方向と直交する方向に揺れ
る曲げ振動をも打消すようにしである。
８１図、ｆｆ１２図において、１はエンジンで、このエ
ンジンｌは、実施例では、互いに直列に４つのピストン
を有するＯＨＣ型の４サイクル直列４気筒とされている
。このようなエンジン１（のシリンダブロック）後端部
には、トランスミッション２（クラッチをも内包したハ
ウジング）が例えばボルトを利用して周知のように結合
されて、エンジン・トランスミッション系すなわちパワ
ープラント系Ｐが構成されている。そして、このパワー
プラント系Ｐが、ＦＦ車とされている関係上、トランス
ミッション２の一側面には、デファレイシャルボックス
３が結合されている。
ンジンｌは、実施例では、互いに直列に４つのピストン
を有するＯＨＣ型の４サイクル直列４気筒とされている
。このようなエンジン１（のシリンダブロック）後端部
には、トランスミッション２（クラッチをも内包したハ
ウジング）が例えばボルトを利用して周知のように結合
されて、エンジン・トランスミッション系すなわちパワ
ープラント系Ｐが構成されている。そして、このパワー
プラント系Ｐが、ＦＦ車とされている関係上、トランス
ミッション２の一側面には、デファレイシャルボックス
３が結合されている。
上述のようなパワープラント系Ｐは、エンジンｌの運転
に伴って生じるエンジン起振力、特に４サイクル４気筒
とされている関係上その出力軸（クランク軸）に設けた
バランスウェイトでは除去されない２次成分（往復質量
の慣性力および燃焼圧）によって、第１図に示すように
、エンジン出力軸とほぼ平行のねじり中心軸を中心とし
て、当該出力軸方向一端側と他端側とが反対方向にＸ、
−Ｘで示すようなねじり作用を受ける。また、デファレ
ンシャルギアボックス３は、Ｙで示すようなねじり変形
を受けることになる。上述のようにＸ、−Ｘで示すよう
なねじれ振動モードのモードシェープを第２図Ｍｌとし
て示してあり、図中αはそのノード（節）を示し、また
ｉｔがねじり中心軸を示している。
に伴って生じるエンジン起振力、特に４サイクル４気筒
とされている関係上その出力軸（クランク軸）に設けた
バランスウェイトでは除去されない２次成分（往復質量
の慣性力および燃焼圧）によって、第１図に示すように
、エンジン出力軸とほぼ平行のねじり中心軸を中心とし
て、当該出力軸方向一端側と他端側とが反対方向にＸ、
−Ｘで示すようなねじり作用を受ける。また、デファレ
ンシャルギアボックス３は、Ｙで示すようなねじり変形
を受けることになる。上述のようにＸ、−Ｘで示すよう
なねじれ振動モードのモードシェープを第２図Ｍｌとし
て示してあり、図中αはそのノード（節）を示し、また
ｉｔがねじり中心軸を示している。
また、パワープラント系Ｐは、その曲げ振動モードとし
て、第２図Ｍ２として示すようなモードシェープを有す
る。すなわち、このモードシェープＭ２は、実施例では
エンジン出力軸方向（第２図左右方向）において２つの
ノード（ｆｆｉ）β、γを有して、ノードβは、４つの
ピストンの配列方向はぼ中間部分よりも若干エンジン前
方側（第２図右方側）に位置し、また、ノードγは、ト
ランスミッシゴン２の後端部より若干エンジン１側に位
置している。そして、曲げ振動を生じさせるエンジン起
振力の合成力Ｆ３は、４つのピストンのほぼ中間部分、
すなわちノードβよりも若干ノードγ側へ寄った位置に
あり、エンジン１のある運転条件下におけるこの合成力
Ｆ３が作用する位置の振幅は、ｘ３で示すような大きさ
である。なお、第１図２２はモードシェープＭ２の基準
線である。
て、第２図Ｍ２として示すようなモードシェープを有す
る。すなわち、このモードシェープＭ２は、実施例では
エンジン出力軸方向（第２図左右方向）において２つの
ノード（ｆｆｉ）β、γを有して、ノードβは、４つの
ピストンの配列方向はぼ中間部分よりも若干エンジン前
方側（第２図右方側）に位置し、また、ノードγは、ト
ランスミッシゴン２の後端部より若干エンジン１側に位
置している。そして、曲げ振動を生じさせるエンジン起
振力の合成力Ｆ３は、４つのピストンのほぼ中間部分、
すなわちノードβよりも若干ノードγ側へ寄った位置に
あり、エンジン１のある運転条件下におけるこの合成力
Ｆ３が作用する位置の振幅は、ｘ３で示すような大きさ
である。なお、第１図２２はモードシェープＭ２の基準
線である。
エンジンｌの前端部には１本発明によるバランサ１１が
組込まれている。このバランサ１１は、後述するように
、エンジン１の運転条件特にエンジン回転数に応じて、
ねじれ振動低減用と曲げ振動低減用とに切換えられるも
のであり、このバランサ１１によるねじれ振動低減用の
起振力を第２図Ｆ２として、また曲げ振動低減用の起振
力を第２図Ｆ４として示しである。
組込まれている。このバランサ１１は、後述するように
、エンジン１の運転条件特にエンジン回転数に応じて、
ねじれ振動低減用と曲げ振動低減用とに切換えられるも
のであり、このバランサ１１によるねじれ振動低減用の
起振力を第２図Ｆ２として、また曲げ振動低減用の起振
力を第２図Ｆ４として示しである。
いま、バランサ１工によるねじれ振動低減用の起振力Ｆ
２について着目すると、このＦ２は、ノードαより極力
離れた位置でねじれ振動モードＭｌの振幅が極力大きい
位置に作用させるのが効果的となる。すなわち、いま、
振幅ｘ１の位置におけるねじれ振動低減用の起振力をＦ
ｌ、エンジン前端部に設けた場合のねじれ振動低減用の
前記起振力Ｆ２が作用する位置の一幅をｘ２とすると、 Ｆ２ ＝ ＦＩ ＸＸｔ ／Ｘ２ −（１）と
なり、Ｘｉ ／Ｘ２はｌよりはるかに小さいので、振幅
の大きい位置にバランサｌｌによるねじれ振動低減用の
起振力を作用させる方が、当該バランサ１１を大幅に軽
量化することができる。このようなＦ２の作用する位置
の振幅の大きさの関係上、エンジン出力軸方向に当該起
振力Ｆ２が作用する位置を微調整すれば、起振力Ｆ２の
大きさそのものを変えなくとも、ねじれ振動を打消す作
用が大、小変更されることになる。そして、本実施例で
は、後述するようにエンジン負荷が小さい程エンジン起
振力によるねじれ振動が大きくなる点を勘案して、この
エンジン負荷が小さいときには、大きい場合よりもバラ
ンサ１１をよりエンジン出力軸方向前方側（第２図右方
側）へ移動させるようにしである。
２について着目すると、このＦ２は、ノードαより極力
離れた位置でねじれ振動モードＭｌの振幅が極力大きい
位置に作用させるのが効果的となる。すなわち、いま、
振幅ｘ１の位置におけるねじれ振動低減用の起振力をＦ
ｌ、エンジン前端部に設けた場合のねじれ振動低減用の
前記起振力Ｆ２が作用する位置の一幅をｘ２とすると、 Ｆ２ ＝ ＦＩ ＸＸｔ ／Ｘ２ −（１）と
なり、Ｘｉ ／Ｘ２はｌよりはるかに小さいので、振幅
の大きい位置にバランサｌｌによるねじれ振動低減用の
起振力を作用させる方が、当該バランサ１１を大幅に軽
量化することができる。このようなＦ２の作用する位置
の振幅の大きさの関係上、エンジン出力軸方向に当該起
振力Ｆ２が作用する位置を微調整すれば、起振力Ｆ２の
大きさそのものを変えなくとも、ねじれ振動を打消す作
用が大、小変更されることになる。そして、本実施例で
は、後述するようにエンジン負荷が小さい程エンジン起
振力によるねじれ振動が大きくなる点を勘案して、この
エンジン負荷が小さいときには、大きい場合よりもバラ
ンサ１１をよりエンジン出力軸方向前方側（第２図右方
側）へ移動させるようにしである。
上記ねじれ振動を生じさせるエンジン起振力は、４サイ
クル４気筒の場合、２次回転起振モーメントであり、こ
れは往復質量の慣性力と、この慣性力とは逆方向に作用
する燃焼圧によるものである。そして、この慣性力はエ
ンジン回転数のみに依存する一方、燃焼圧はエンジン負
荷に依存することになり、低回転高負荷では燃焼圧が支
配的となり、高回転低負荷では慣性力によるものが支配
的となる。そして、ねじれ振動による共振によって不快
な騒音が問題となるのは、高回転域であり、このような
高回転域では、２次回転起振モーメントは無負荷はど大
きくなり、高負荷はど小さくなる。したがって、前述し
たように、エンジン負荷が小さくなるほど、バランサ１
１によるねじれ振動低減用の起振力Ｆ２による打消作用
を大きくすることにより、このエンジン負荷に対応して
ねじれ振動を常に過不足なしに打消すことが可能となる
。
クル４気筒の場合、２次回転起振モーメントであり、こ
れは往復質量の慣性力と、この慣性力とは逆方向に作用
する燃焼圧によるものである。そして、この慣性力はエ
ンジン回転数のみに依存する一方、燃焼圧はエンジン負
荷に依存することになり、低回転高負荷では燃焼圧が支
配的となり、高回転低負荷では慣性力によるものが支配
的となる。そして、ねじれ振動による共振によって不快
な騒音が問題となるのは、高回転域であり、このような
高回転域では、２次回転起振モーメントは無負荷はど大
きくなり、高負荷はど小さくなる。したがって、前述し
たように、エンジン負荷が小さくなるほど、バランサ１
１によるねじれ振動低減用の起振力Ｆ２による打消作用
を大きくすることにより、このエンジン負荷に対応して
ねじれ振動を常に過不足なしに打消すことが可能となる
。
次に１曲げ振動の点について着目すると、いま曲げ振動
を生じさせるエンジン負荷起振力の合成力（往復慣性質
量の２吹成分）を第２図Ｆ３として示してあり、このＦ
３は、ノードβよりも若干γ側に寄った位置にあり、こ
のときの曲げ振動の振幅をＸ３として示しである。そし
て、バランサ１１は、エンジン前方、すなわち、振＠Ｘ
３よりもはるかに大きな振＠ｘ４の位置に作用させるよ
うにしであるので、 Ｆ４ ＝ Ｆ３ ＸＸ３ ／Ｘ４ −（２）となり、Ｘ
３／Ｘ４は１よりはるかに小さい「数分のｌ」程度とす
ることができるので、この合成力Ｆ３すなわち曲げ振動
を打ち消すのに必要なバランサｔｉは極めて軽量で済む
ことになる。そして、この曲げ振動による共振によって
不快な騒音が生じるのは、ねじれ振動が問題となるエン
ジン回転領域よりもさらに高回転域であり、このため、
本実施例では、共に高回転域であることを前提としてい
るが、バランサ１１による起振力として、相対的に低い
回転領域のときをねじれ振動低減用としてＦ２を発生さ
せ、また相対的に高い回転領域のときを曲げ振動低減用
としてＦ４を発生させるようにしである。
を生じさせるエンジン負荷起振力の合成力（往復慣性質
量の２吹成分）を第２図Ｆ３として示してあり、このＦ
３は、ノードβよりも若干γ側に寄った位置にあり、こ
のときの曲げ振動の振幅をＸ３として示しである。そし
て、バランサ１１は、エンジン前方、すなわち、振＠Ｘ
３よりもはるかに大きな振＠ｘ４の位置に作用させるよ
うにしであるので、 Ｆ４ ＝ Ｆ３ ＸＸ３ ／Ｘ４ −（２）となり、Ｘ
３／Ｘ４は１よりはるかに小さい「数分のｌ」程度とす
ることができるので、この合成力Ｆ３すなわち曲げ振動
を打ち消すのに必要なバランサｔｉは極めて軽量で済む
ことになる。そして、この曲げ振動による共振によって
不快な騒音が生じるのは、ねじれ振動が問題となるエン
ジン回転領域よりもさらに高回転域であり、このため、
本実施例では、共に高回転域であることを前提としてい
るが、バランサ１１による起振力として、相対的に低い
回転領域のときをねじれ振動低減用としてＦ２を発生さ
せ、また相対的に高い回転領域のときを曲げ振動低減用
としてＦ４を発生させるようにしである。
さて次に、前述したバランサ１１の具体例について、第
３図、第４図を参照しつつ説明すると、エンジン出力軸
１２に設けたプーリ（歯付プーリ）１３と、カムシャフ
ト１４に設けたプーリ１５との間にタイミングベル）１
６が巻回されている。一方、前記バランサ１１は、第１
、第２のバランサ（偏心質量）ｌｌａ、ｆｌｂとを有し
、この両バランサｌｌａ、ｌｌｂとは、上記両シャフ）
１２と１３とを結ぶ線に対してほぼ左右対称位置に配置
されている。このバランサｌｌａとｌｌｂとは、共に可
変バランサとされてエンジン出力軸方向に変位可能とさ
れ、この変位可能とするための機構について第４図に基
づいて説明するが。
３図、第４図を参照しつつ説明すると、エンジン出力軸
１２に設けたプーリ（歯付プーリ）１３と、カムシャフ
ト１４に設けたプーリ１５との間にタイミングベル）１
６が巻回されている。一方、前記バランサ１１は、第１
、第２のバランサ（偏心質量）ｌｌａ、ｆｌｂとを有し
、この両バランサｌｌａ、ｌｌｂとは、上記両シャフ）
１２と１３とを結ぶ線に対してほぼ左右対称位置に配置
されている。このバランサｌｌａとｌｌｂとは、共に可
変バランサとされてエンジン出力軸方向に変位可能とさ
れ、この変位可能とするための機構について第４図に基
づいて説明するが。
両バランサｌｌａ、ｆｌｂ共に同じように構成されてい
るので、第１バランサｌｌａのみに着目して以下の説明
を行うこととする。
るので、第１バランサｌｌａのみに着目して以下の説明
を行うこととする。
先ず、エンジン出力軸方向に伸びる、バランサ保持軸２
０が軸受２１によってエンジンｌ（のシリンダブロック
）に回転自在に保持され、この保持軸２０に対して、バ
ランサｌａがスプライン嵌合されている。上記保持軸２
０は、同期モータ２２に直結されて、これにより同期モ
ータ２２を駆動することによりバランサＬｌａが当該モ
ータ２２の回転方向に回転される。エンジン１には、ま
た、エンジン出力軸方向に伸びる油圧シリンダ２３のシ
リンダ２３ａが固定され、ガイド２４を介してエンジン
ｌに案内されるそのピストンロッド２３ｂ前端には、ス
ライダ２５の基端部が固定されている。このスライダ２
５の先端部は、ベアリング２６を介してバランサｌｌａ
の後方に位置される一方、バランサｌｌａ自体は、ベア
リング２７を介して、スプリング２８により常時後方へ
付勢されている。これにより、バランサｌｌａは、油圧
シリンダ２３の伸縮動に応じて、エンジン出力軸方向に
変位されることになる。
０が軸受２１によってエンジンｌ（のシリンダブロック
）に回転自在に保持され、この保持軸２０に対して、バ
ランサｌａがスプライン嵌合されている。上記保持軸２
０は、同期モータ２２に直結されて、これにより同期モ
ータ２２を駆動することによりバランサＬｌａが当該モ
ータ２２の回転方向に回転される。エンジン１には、ま
た、エンジン出力軸方向に伸びる油圧シリンダ２３のシ
リンダ２３ａが固定され、ガイド２４を介してエンジン
ｌに案内されるそのピストンロッド２３ｂ前端には、ス
ライダ２５の基端部が固定されている。このスライダ２
５の先端部は、ベアリング２６を介してバランサｌｌａ
の後方に位置される一方、バランサｌｌａ自体は、ベア
リング２７を介して、スプリング２８により常時後方へ
付勢されている。これにより、バランサｌｌａは、油圧
シリンダ２３の伸縮動に応じて、エンジン出力軸方向に
変位されることになる。
上記油圧シリンダ２３に対しては、オイルポンプ２９よ
り汲み上げられたオイルパン３０内のオイルが、電磁切
換弁等からなる切換手段３１を介して供給され、この切
換手段３１によるオイルの供給態様に応じて、油圧シリ
ンダ２３は適宜の伸縮位訝で停止されることになる。
り汲み上げられたオイルパン３０内のオイルが、電磁切
換弁等からなる切換手段３１を介して供給され、この切
換手段３１によるオイルの供給態様に応じて、油圧シリ
ンダ２３は適宜の伸縮位訝で停止されることになる。
なお、第３図、第４図中１７はテンションプーリであり
、また第３図では、バランサｌｌｂの部分を簡略化して
示しであるが、両バランサｌｌａとｆｌｂとは、常にエ
ンジン出力軸方向同位置にあるように設定されるもので
ある。
、また第３図では、バランサｌｌｂの部分を簡略化して
示しであるが、両バランサｌｌａとｆｌｂとは、常にエ
ンジン出力軸方向同位置にあるように設定されるもので
ある。
第４図中３２は、マイクロコンピュータによって構成さ
れた制御ユニットで、この制御ユニット３２によって、
同期モータ２２（バランサ１１）の駆動および油圧シリ
ンダ２３すなわちバランサ１１ （１１ａ、 ｌ ｌ
ｂ）のエンジン出力軸方向位置が制御される。そして
、この制御ユニット３２には、クラントップ信号を検出
するクランク角センサ３３、例えば吸気負圧等のエンジ
ン負荷を検出する負荷センサ３４からの信号が入力され
るようになっている。
れた制御ユニットで、この制御ユニット３２によって、
同期モータ２２（バランサ１１）の駆動および油圧シリ
ンダ２３すなわちバランサ１１ （１１ａ、 ｌ ｌ
ｂ）のエンジン出力軸方向位置が制御される。そして
、この制御ユニット３２には、クラントップ信号を検出
するクランク角センサ３３、例えば吸気負圧等のエンジ
ン負荷を検出する負荷センサ３４からの信号が入力され
るようになっている。
制御ユニット３２の制御内容について、第５図に示すフ
ローチャートを参照しつつ説明すると、先ず、ステップ
Ｓ１において、エンジン回転数が読込まれる（クランク
トップ信号に応じて演算）。次いで、ステップＳ２にお
いて、第６図に示すようなエンジン回転数に応じた領域
設定に応じて、現在のエンジン回転数Ｎが、曲げモード
領域（第６図Ｂ領域）であるか否か、すなわちＮ２＜Ｎ
＜Ｎ３であるか否かが判別される。この判別でＮ２＜Ｎ
＜Ｎ３ではないと判別されたときは、ステップＳ３にお
いて、現在のエンジン回転数Ｎがねじれ振動モード領域
（第６図Ａ領域）であるか否か、すなわちＮｌ ＜Ｎ≦
Ｎ２であるか否かが判別される。そして、Ｎｌ ＜Ｎ≦
Ｎ２ではないとされたときは、バランサ１１によるねじ
れ振動あるいは曲げ振動の低減を行う必要の無い運転領
域であるとして、ステップＳ４に移行して、同期モータ
２２を停止、すなわちバランサ１１（１１ａ、１ｌｂ）
を回転させることなく停止させておく。
ローチャートを参照しつつ説明すると、先ず、ステップ
Ｓ１において、エンジン回転数が読込まれる（クランク
トップ信号に応じて演算）。次いで、ステップＳ２にお
いて、第６図に示すようなエンジン回転数に応じた領域
設定に応じて、現在のエンジン回転数Ｎが、曲げモード
領域（第６図Ｂ領域）であるか否か、すなわちＮ２＜Ｎ
＜Ｎ３であるか否かが判別される。この判別でＮ２＜Ｎ
＜Ｎ３ではないと判別されたときは、ステップＳ３にお
いて、現在のエンジン回転数Ｎがねじれ振動モード領域
（第６図Ａ領域）であるか否か、すなわちＮｌ ＜Ｎ≦
Ｎ２であるか否かが判別される。そして、Ｎｌ ＜Ｎ≦
Ｎ２ではないとされたときは、バランサ１１によるねじ
れ振動あるいは曲げ振動の低減を行う必要の無い運転領
域であるとして、ステップＳ４に移行して、同期モータ
２２を停止、すなわちバランサ１１（１１ａ、１ｌｂ）
を回転させることなく停止させておく。
前記ステップＳ３において、ねじれ振動モード領域すな
わちＮｌ ＜Ｎ≦Ｎ２であると判別されたときは、ステ
ップＳ５において現在のエンジン負荷か読込まれた後、
ステップＳ６において、エンジン負荷に応じてあらかじ
め作成されたマツプに基づいてバランサ１１（ｌｌａ、
１１ｂ）のエンジン出力軸方向位置が決定されて、この
決定された位置となるように、バランサ１１が油圧シリ
ンダ２３によって変位される。勿論、この変位は、同じ
エンジン回転数であれば、エンジン負荷が小さいほどエ
ンジン前方側、すなわちねじれ振動モードＭ１の振幅が
大きい位置へ向けて変位される。この後、ステップＳ７
において、ねじれ振動を低減するように同期モータ２２
によってバランサ１１が回転される。これにより、振動
レベルが、第６図実線で示すような大きな状態から第６
図破線で示すような小さな状態へと低下されることにな
る。
わちＮｌ ＜Ｎ≦Ｎ２であると判別されたときは、ステ
ップＳ５において現在のエンジン負荷か読込まれた後、
ステップＳ６において、エンジン負荷に応じてあらかじ
め作成されたマツプに基づいてバランサ１１（ｌｌａ、
１１ｂ）のエンジン出力軸方向位置が決定されて、この
決定された位置となるように、バランサ１１が油圧シリ
ンダ２３によって変位される。勿論、この変位は、同じ
エンジン回転数であれば、エンジン負荷が小さいほどエ
ンジン前方側、すなわちねじれ振動モードＭ１の振幅が
大きい位置へ向けて変位される。この後、ステップＳ７
において、ねじれ振動を低減するように同期モータ２２
によってバランサ１１が回転される。これにより、振動
レベルが、第６図実線で示すような大きな状態から第６
図破線で示すような小さな状態へと低下されることにな
る。
勿論、このときの両バランサｌｌａとｆｌｂとは、ねじ
れ振動を打ち消すモーメントを発生すべく第７図に示す
ように、互いに同方向でかつエンジンの２倍の速さで回
転される。すなわち、この第７図中、４１はピストン４
２と連接棒４３とを連結するピストンピン、４４は連接
棒４３とエンジン出力軸１２とを連結するクランクビン
であり、この両ビン４１と４４とエンジン出力軸１２と
が互いに同一直線上となるクランク死点位置（上死点、
下死点）において、バランサ１１による前述した起振力
Ｆ２ （回転起振モーメント）が最も小さく（零）な
るように設定される。
れ振動を打ち消すモーメントを発生すべく第７図に示す
ように、互いに同方向でかつエンジンの２倍の速さで回
転される。すなわち、この第７図中、４１はピストン４
２と連接棒４３とを連結するピストンピン、４４は連接
棒４３とエンジン出力軸１２とを連結するクランクビン
であり、この両ビン４１と４４とエンジン出力軸１２と
が互いに同一直線上となるクランク死点位置（上死点、
下死点）において、バランサ１１による前述した起振力
Ｆ２ （回転起振モーメント）が最も小さく（零）な
るように設定される。
一方、前記ステップＳ２において、現在曲げ振動モード
領域すなわちＮ２ ＜Ｎ＜Ｎ３であると判別されたとき
は、ステップＳ６に移行して、バランサのエンジン出力
軸方向位置を所定位置に設定する（ステップＳ６に対応
）。なお、このエンジン出力軸方向位置は、ある特定の
位置に一律に決定される。そして、ステップＳ９におい
て、同期モータ２２すなわちバランサ１１（ｌｌａ、１
１ｂ）を回転駆動させて、曲げ振動を打ち消すための前
述した起振力Ｆ４を発生させる。これにより、振動レベ
ルが、第６図実線で示すような大きな状態から第６図破
線で示すような小さな状態へと低下されることになる。
領域すなわちＮ２ ＜Ｎ＜Ｎ３であると判別されたとき
は、ステップＳ６に移行して、バランサのエンジン出力
軸方向位置を所定位置に設定する（ステップＳ６に対応
）。なお、このエンジン出力軸方向位置は、ある特定の
位置に一律に決定される。そして、ステップＳ９におい
て、同期モータ２２すなわちバランサ１１（ｌｌａ、１
１ｂ）を回転駆動させて、曲げ振動を打ち消すための前
述した起振力Ｆ４を発生させる。これにより、振動レベ
ルが、第６図実線で示すような大きな状態から第６図破
線で示すような小さな状態へと低下されることになる。
なお、このとき、バランサｌｌａとｌｌｂとは、第８図
に示すように、互いに逆方向でかつエンジン出力軸１２
に対して倍の速さで回転される。勿論、曲げ振動が、気
筒軸心方向において、クランク死点位置において最大と
なるのに対応すべき、上記Ｆ４はこのクランク死点位置
で最大となるように設定される。
に示すように、互いに逆方向でかつエンジン出力軸１２
に対して倍の速さで回転される。勿論、曲げ振動が、気
筒軸心方向において、クランク死点位置において最大と
なるのに対応すべき、上記Ｆ４はこのクランク死点位置
で最大となるように設定される。
以上実施例について説明したが、本発明はこれに限らず
例えば次のような場合をも含むものである。
例えば次のような場合をも含むものである。
゛■トランスミッション２としては、例えばトルクコン
バータ付きの自動変速機であってもよい。
バータ付きの自動変速機であってもよい。
■エンジンｌとしては、適宜の形式のもの、例えば直列
２気筒や、２サイクルのもの等にも同様に適用すること
ができる。この場合、バランサ１１は、エンジン形式に
応じて、パワープラント系Ｐのねじれ振動の原因となる
エンジン起振力のうち、問題となる成分に対応だ形式の
ものとして構成すればよい。
２気筒や、２サイクルのもの等にも同様に適用すること
ができる。この場合、バランサ１１は、エンジン形式に
応じて、パワープラント系Ｐのねじれ振動の原因となる
エンジン起振力のうち、問題となる成分に対応だ形式の
ものとして構成すればよい。
■バランサ１１は、トランスミッションの後端部のよう
に、ねじれおよび曲げ共にその振動モードの振幅が大き
くなるような位置に設けることもできる。勿論、バラン
サ１１は、ねじれ振動低減用としてのみ構成してもよく
、この場合は、バランサ１１をエンジン出力軸１２によ
って機械的に駆動するようにしてもよい。
に、ねじれおよび曲げ共にその振動モードの振幅が大き
くなるような位置に設けることもできる。勿論、バラン
サ１１は、ねじれ振動低減用としてのみ構成してもよく
、この場合は、バランサ１１をエンジン出力軸１２によ
って機械的に駆動するようにしてもよい。
（発明の効果）
本発明は以上述べたことから明らかなように、エンジン
の運転状態の変化に対応しつつ、エンジン・トランスミ
ッション系のねじれ振動を効果的に低減することができ
る。
の運転状態の変化に対応しつつ、エンジン・トランスミ
ッション系のねじれ振動を効果的に低減することができ
る。
１ｔｌＮはエンジン・トランスミッション系の一例を示
す簡略斜視図。 第２図はエンジン争トランスミッション系の一例をねじ
れ振動のモードシェープおよび曲げ振動のモードシェー
プと共に示す図。 第３図はバランサの一例を示す正面図。 第４図は第３図に右側側面図。 第５図は本発明の制御例を示すフローチャート。 第６図はエンジンの運転状態に応じた振動低減の領域設
定を示すグラフ。 第７図はねじれ振動を低減しているときのバランサの様
子を示す図。 第８図は曲げ振動を低減しているときのバランサの様子
を示す図。 Ｐ：パワープラント系 Ｍｌ：モードシェープ（ねじれ振動） Ｍ２：モードシェープ（曲げ振動） α、β、γ：ノード（節〕 Ｆ２ ：バランサの起振力 （ねじれ振動低減用） Ｆ４：バランサの起振力 （曲げ振動低減用） ｌ：エンジン ２ニドランスミツシヨン ｌｌ：バランサ ｌｌａ：第１バランサ １１ｂ：第２バランサ １２：エンジン出力軸 ２０：保持軸 ２２：同期モータ ２３：油圧シリンダ（バランサ変位用）３２：制御ユニ
ット ３４：センサ（エンジン負荷） 第４図 第５図
す簡略斜視図。 第２図はエンジン争トランスミッション系の一例をねじ
れ振動のモードシェープおよび曲げ振動のモードシェー
プと共に示す図。 第３図はバランサの一例を示す正面図。 第４図は第３図に右側側面図。 第５図は本発明の制御例を示すフローチャート。 第６図はエンジンの運転状態に応じた振動低減の領域設
定を示すグラフ。 第７図はねじれ振動を低減しているときのバランサの様
子を示す図。 第８図は曲げ振動を低減しているときのバランサの様子
を示す図。 Ｐ：パワープラント系 Ｍｌ：モードシェープ（ねじれ振動） Ｍ２：モードシェープ（曲げ振動） α、β、γ：ノード（節〕 Ｆ２ ：バランサの起振力 （ねじれ振動低減用） Ｆ４：バランサの起振力 （曲げ振動低減用） ｌ：エンジン ２ニドランスミツシヨン ｌｌ：バランサ ｌｌａ：第１バランサ １１ｂ：第２バランサ １２：エンジン出力軸 ２０：保持軸 ２２：同期モータ ２３：油圧シリンダ（バランサ変位用）３２：制御ユニ
ット ３４：センサ（エンジン負荷） 第４図 第５図
Claims (1)
- （１）エンジンとトランスミッションとが該エンジンの
出力軸方向において互いに直列に結合され、上記エンジ
ンの運転に伴なって発生するエンジン起振力によってね
じり振動モードを有するエンジン・トランスミッション
系において、 エンジン出力軸と同期回転して前記ねじれ振動モードの
ねじれと反対方向に起振力を発生させ、ねじれ振動を打
消す作用が可変とされた可変バランサと、 前記可変バランサによるねじれ振動の打消作用を、エン
ジンの負荷が小さくなる程大きくさせるバランサ制御手
段と、 を備えていることを特徴とするエンジン・トランスミッ
ション系のバランサ装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2570086A JPS62184258A (ja) | 1986-02-10 | 1986-02-10 | エンジン・トランスミツシヨン系のバサンサ装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2570086A JPS62184258A (ja) | 1986-02-10 | 1986-02-10 | エンジン・トランスミツシヨン系のバサンサ装置 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS62184258A true JPS62184258A (ja) | 1987-08-12 |
Family
ID=12173063
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2570086A Pending JPS62184258A (ja) | 1986-02-10 | 1986-02-10 | エンジン・トランスミツシヨン系のバサンサ装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS62184258A (ja) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR100412565B1 (ko) * | 2001-10-10 | 2003-12-31 | 현대자동차주식회사 | 엔진 보기류를 이용하여 엔진 외부에 장착하는 밸런스샤프트 장치 |
| GB2556896A (en) * | 2016-11-23 | 2018-06-13 | Ford Global Tech Llc | An engine assembly |
Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5849047B2 (ja) * | 1979-03-27 | 1983-11-01 | 三菱電機株式会社 | 波形整形回路 |
-
1986
- 1986-02-10 JP JP2570086A patent/JPS62184258A/ja active Pending
Patent Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5849047B2 (ja) * | 1979-03-27 | 1983-11-01 | 三菱電機株式会社 | 波形整形回路 |
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR100412565B1 (ko) * | 2001-10-10 | 2003-12-31 | 현대자동차주식회사 | 엔진 보기류를 이용하여 엔진 외부에 장착하는 밸런스샤프트 장치 |
| GB2556896A (en) * | 2016-11-23 | 2018-06-13 | Ford Global Tech Llc | An engine assembly |
| GB2556896B (en) * | 2016-11-23 | 2019-02-20 | Ford Global Tech Llc | An engine assembly |
| US10604143B2 (en) | 2016-11-23 | 2020-03-31 | Ford Global Technologies, Llc | Engine assembly |
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