(57)【要約】【課題】  駆動損失の低減やコンパクト化等を実現したバランサ装置を提供する。【解決手段】  図６（ａ）の状態から第１シャフト２３が左方向に９０°の範囲で回転すると、図６（ｂ）〜図６（ｅ）に示すように、第１，第２スライダ２５，２６および第２シャフト２４も第１シャフト２３と同一の角速度をもって回転し、外歯歯車２７を支持した連結支持軸４３（すなわち、オルダム中心Ｏ３）がバランサ中心Ｏを旋回中心とする円Ｃ０上を第１，第２スライダ２５，２６の２倍の角速度をもって旋回する。すると、連結支持軸４３に支持された外歯歯車２７は、歯数が２倍の内歯歯車５２に噛み合っていることから、第１シャフト２３と逆方向（すなわち、右方向）に２倍の角速度をもって自転し、外歯歯車２７の旋回および自転に伴ってバランスウエイト２８が最上部まで上昇する。【選択図】      図６
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
単気筒、直列２気筒、直列４気筒内燃機関に付設されるバランサ装置であって、
装置外郭を構成するハウジングと、
前記ハウジングに回転自在に保持され、前記内燃機関の各シリンダ軸線を含む平面上に当該内燃機関のクランクシャフトと平行に配置されるとともに、当該クランクシャフトによって当該クランクシャフトと同速で駆動される第１シャフトと、
前記ハウジングに回転自在に保持され、前記平面上に前記クランクシャフトと平行に配置されるとともに、前記第１シャフトに対して所定のオフセット量をもってオフセットされた第２シャフトと、
前記第１シャフトと前記第２シャフトとの間に介装され、当該第１シャフトおよび当該第２シャフトにそれぞれ設けられたハブと協働して直交型オルダム継手を構成し、当該第１シャフトの軸心と当該第２シャフトの軸心とを通り、前記オフセット量を直径とする円に沿って旋回するスライダと、
前記スライダの軸心廻りに回転自在に当該スライダに支持され、前記オフセット量を基準円直径とする外歯歯車と、
前記ハウジングに形成され、前記スライダの旋回中心を中心とし、前記オフセット量の２倍を基準円直径として前記外歯歯車に噛み合う内歯歯車と、
前記外歯歯車に形成され、当該外歯歯車の基準円直径上かつ前記平面上にあって、前記内燃機関の２次慣性力を相殺する位置に重心を有するバランスウエイトと
を備えたことを特徴とするバランサ装置。
【請求項２】
前記第１シャフトおよび前記第２シャフトがそれぞれ転がり軸受を介して前記ハウジングに支持されたことを特徴とする、請求項１に記載されたバランサ装置。
【請求項３】
前記外歯歯車が転がり軸受を介して前記スライダに支持されたことを特徴とする、請求項１または請求項２に記載されたバランサ装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、自動車用等のエンジンに付設されるバランサ装置に係り、詳しくは駆動損失の低減やコンパクト化等を実現する技術に関する。
【背景技術】
【０００２】
自動車用のレシプロ式内燃機関（以下、エンジンと記す）では、ピストンやコネクティングロッドの運動によって生じる振動（特に、クランクシャフトのカウンタウエイトで除去不能な直列２気筒や直列４気筒エンジンでの２次振動）を相殺すべく、ランチェスター型のバランサ装置が装着されることが多い。この種のバランサ装置では、シリンダの側方やシリンダブロックの下方（例えば、オイルパン内）に一対のバランサシャフト（偏心ウエイトを有するシャフト）を設置し、クランクシャフトの２倍の回転数をもってこれらバランサシャフトを互いに逆方向に回転させることで２次振動を相殺する（特許文献１，２参照）。
【特許文献１】特開２００５−３０４３２号公報
【特許文献２】特許第３６４６０９１号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
上述したバランサ装置には、以下に述べるような種々の問題点が存在していた。すなわち、２本のバランサシャフトがクランクシャフトの２倍の回転数で回転するが、これが駆動損失の少ないニードルローラベアリングの採用に対する阻害要因となり、一般的には滑り軸受が採用されることで軸受部での駆動損失（フリクションロス）の総和が無視できない大きさとなる。また、両バランサシャフトは互いに逆方向に回転するため、バランサ装置に反転ギヤ等の機構を組み込む必要があり、部品点数の増大やコストおよび重量の増加がもたらされる。また、バランサシャフトをシリンダの側方に配置するものでは、ディーゼルエンジン等の排気浄化デバイス（ディーゼル・パティキュレート・フィルタや酸化触媒、ＥＧＲクーラ等）のレイアウトが難しくなる。そして、バランサシャフトがオイルポンプの駆動軸を兼ねたエンジンでは、オイルポンプがクランクシャフトの回転速の２倍を超える高速回転（例えば、１０，０００ｒｐｍ以上）で作動することなり、オイルポンプの充填効率の低下等がもたらされる。
【０００４】
本発明は、このような背景に鑑みなされたもので、駆動損失の低減やコンパクト化等を実現したバランサ装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
本発明の第１の側面では、単気筒、直列２気筒、直列４気筒内燃機関（１）に付設されるバランサ装置（２１）であって、装置外郭を構成するハウジング（２２）と、前記ハウジングに回転自在に保持され、前記内燃機関の各シリンダ軸線を含む平面（Ｓｈ）上に当該内燃機関のクランクシャフト（１１）と平行に配置されるとともに、当該クランクシャフトによって当該クランクシャフトと同速で駆動される第１シャフト（２３）と、前記ハウジングに回転自在に保持され、前記平面上に前記クランクシャフトと平行に配置されるとともに、前記第１シャフトに対して所定のオフセット量（Ｌ）をもってオフセットされた第２シャフト（２４）と、前記第１シャフトと前記第２シャフトとの間に介装され、当該第１シャフトおよび当該第２シャフトにそれぞれ設けられたハブと協働して直交型オルダム継手を構成し、当該第１シャフトの軸心と当該第２シャフトの軸心とを通り、前記オフセット量を直径とする円に沿って旋回するスライダ（２５，２６）と、前記スライダの軸心（Ｏ３）廻りに回転自在に当該スライダに支持され、前記オフセット量を基準円直径とする外歯歯車（２７）と、前記ハウジングに形成され、前記スライダの旋回中心を中心（Ｏ）とし、前記オフセット量の２倍を基準円直径として前記外歯歯車に噛み合う内歯歯車（５２）と、前記外歯歯車に形成され、当該外歯歯車の基準円直径上かつ前記平面上にあって、前記内燃機関の２次慣性力を相殺する位置に重心を有するバランスウエイト（２８）とを備える。
【０００６】
また、本発明の第２の側面では、前記第１シャフトおよび前記第２シャフトがそれぞれ転がり軸受（３１，３４）を介して前記ハウジングに支持される。
【０００７】
また、本発明の第３の側面では、前記外歯歯車が転がり軸受（５１）を介して前記スライダに支持される。
【発明の効果】
【０００８】
本発明の第１の側面によれば、第１、第２シャフトやスライダがクランクシャフトと同速度で回転するため、軸受支持部での駆動損失の総和が小さくなる他、第１シャフトにオイルポンプの駆動軸を兼ねさせた場合には、オイルポンプの回転数が低くなって駆動損失が抑制される。また、第２，第３の側面によれば、バランサ装置の駆動抵抗が小さくなり、駆動損失が抑制される。
【図面の簡単な説明】
【０００９】
【図１】実施形態に係るエンジンの要部を透視した斜視図である。
【図２】実施形態に係るバランサ装置の縦断面図である。
【図３】図２中のIII−III断面図である。
【図４】実施形態に係るバランサ装置の分解斜視図である。
【図５】実施形態に係る各要素部材の関係を示す簡略図である。
【図６】実施形態に係るバランサ装置の作動を示す説明図である。
【図７】実施形態に係るバランサ装置の作動を示す説明図である
【図８】実施形態に係るスライダ中心の運動を示す模式図である。
【発明を実施するための形態】
【００１０】
以下、本発明を自動車用エンジンのバランサ装置に適用した一実施形態について、図面を参照しながら詳細に説明する。なお、実施形態の説明にあたっては、図１中に前後・左右・上下を矢印で示し、各部材の位置や方向をこれに沿って説明する。
【００１１】
≪実施形態の構成≫
図１に示すように、本実施形態のエンジン１は、自動車に搭載されるＤＯＨＣ４バルブ型の直列４気筒ガソリンエンジン（以下、単にエンジンと記す）であり、シリンダブロック２、シリンダヘッド３、カムカバー４、オイルパン５等からその外郭が構成されている。シリンダブロック２の下部にはクランクシャフト１１が回転自在に支持されており、コネクティングロッド１２を介してクランクシャフト１１に連結されたピストン１３がシリンダブロック２に形成されたシリンダボア内を上下にレシプロ運動する。シリンダヘッド３にはクランクシャフト１１によって回転駆動される吸気カムシャフト１５および排気カムシャフト１６が支持されており、これらカムシャフト１５，１６が各一対の吸気バルブ１７と排気バルブ１８を開閉駆動する。
【００１２】
＜バランサ装置＞
バランサ装置２１は、クランクシャフト１１の下方（すなわち、オイルパン５内）に設置されており、クランクシャフト１１の前端に取り付けられたドライブギヤ１９と、このドライブギヤ１９に同一の歯数をもって噛み合うドリブンギヤ２０とにより、クランクシャフト１１に対して同一回転数で逆方向に回転駆動される。
【００１３】
図２〜図４に示すように、バランサ装置２１は、装置の外郭を構成するハウジング２２、ハウジング２２に保持された第１，第２シャフト２３，２４、両シャフト２３，２４の間に介装された第１，第２スライダ２５，２６、両スライダ２５，２６間に保持された外歯歯車２７、外歯歯車２７と一体に形成された前後一対のバランスウエイト２８を主要構成要素としている。なお、第１，第２シャフト２３，２４は、クランクシャフト１１と平行に配置されるとともに、それぞれの軸心Ｏ１，Ｏ２が各ピストン１３の中心線を含む面Ｓｈ（すなわち、各シリンダ軸線を含む平面）上に配置されている。また、バランスウエイト２８は、気筒列方向でクランクシャフト１１の中間位置（第２シリンダと第３シリンダとの間）に配置されている。
【００１４】
第１シャフト２３は、ニードルローラベアリング３１を介してハウジング２２に回転自在に支持されており、上述したドリブンギヤ２０がその前端に固着される一方、後面に溝３２を有する円板状の第１ハブ３３がその後端に一体化されている。また、第２シャフト２４は、ニードルローラベアリング３４を介してハウジング２２に回転自在に支持され、第１シャフト２３に対してオフセット量Ｌをもって面Ｓｈ上の下方にオフセットして配置されるとともに、前面に溝３５を有する円板状の第２ハブ３６がその前端に一体化されている。
【００１５】
第１スライダ２５は、第１ハブ３３の溝３２に摺動自在に嵌合する突起４１が前面に突設された円板状を呈しており、後端部の外周にセレーション４２を有する連結支持軸４３がその後面中央に突設されている。また、第２スライダ２６は、第２ハブ３６の溝３５に摺動自在に嵌合する突起４５が後面に突設された円板状を呈しており、連結支持軸４３のセレーション４２が圧入されるセレーション孔４６が中央に形成されている。なお、連結支持軸４３のセレーション４２がセレーション孔４６に圧入されることにより、第１スライダ２５と第２スライダ２６とが強固に一体化される。
【００１６】
第１スライダ２５の突起４１と第２スライダ２６の突起４５とは軸方向視で互いの角度位相が９０°ずれており、第１，第２ハブ３３，３６と第１，第２スライダ２５，２６とで直交型オルダム継手を構成している。そして、図５に示すように、第１，第２スライダ２５，２６の中心（すなわち、連結支持軸４３の軸心：以下、オルダム中心Ｏ３と記す）は、第１，第２シャフト２３，２４の軸心Ｏ１，Ｏ２を結ぶ線分の中点Ｏ（以下、バランサ中心Ｏと記す）を旋回中心とし、第１，第２シャフト２３，２４の軸心Ｏ１，Ｏ２を通る円Ｃ０に沿って旋回する。
【００１７】
外歯歯車２７は、ニードルローラベアリング５１を介して連結支持軸４３に回転自在に支持されるとともに、ハウジング２２の中間壁２９に一体に形成された内歯歯車５２に噛み合っている。図５に示すように、外歯歯車２７は、その基準円Ｃ１の直径（基準円直径Ｄ１）および歯数（図３には示さず）が内歯歯車５２の基準円Ｃ２の直径（基準円直径Ｄ２）および歯数（図３には示さず）の１／２に設定されており、第１，第２スライダ２５，２６が左右どちらかの方向に回転すると第１，第２スライダ２５，２６の２倍の回転数をもって逆方向に回転する。内歯歯車５２の基準円Ｃ２の中心はバランサ中心Ｏと一致しており、これにより、外歯歯車２７の基準円Ｃ１上に常にバランサ中心Ｏが位置することになる。
【００１８】
両バランスウエイト２８は、外歯歯車２７の両端面に接するかたちで形成された円板状のものであり、ピストン１３やコネクティングロッド１２の運動によって生じる２次振動を相殺する慣性力を発生させるようにその質量が設定されている。図３，図５に示すように、両バランスウエイト２８の重心Ｇは外歯歯車２７の基準円Ｃ１上に位置しており、図１，図２に示す状態（第１，第４ピストン１３が上死点、第２，第３ピストン１３が下死点にあり、外歯歯車２７が基準円Ｃ２の最下方に位置する状態）では最下部に重心Ｇが位置する。なお、第１，第２スライダ２５，２６と両バランスウエイト２８との間には、円環状のスラストベアリング５５（図４参照）がそれぞれ介装されている。
【００１９】
≪実施形態の作用≫
エンジン１が起動すると、前述したように、ドライブギヤ１９に駆動されたドリブンギヤ２０（すなわち、第１シャフト２３）がクランクシャフト１１と同一の回転数で逆方向に回転し、図６，図７に示すようにバランサ装置２１が稼働し始める。
【００２０】
バランサ装置２１では、図６（ａ）の状態（すなわち、図１〜図５の状態）から第１シャフト２３が左方向に９０°回転すると、図６（ｂ）〜図６（ｅ）に示すように、第１，第２スライダ２５，２６および第２シャフト２４も第１シャフト２３と同一の角速度をもって回転し、外歯歯車２７を支持した連結支持軸４３（すなわち、オルダム中心Ｏ３）がバランサ中心Ｏを旋回中心とする円Ｃ０上を第１，第２スライダ２５，２６の２倍の角速度をもって旋回する。すると、連結支持軸４３に支持された外歯歯車２７は、歯数が２倍の内歯歯車５２に噛み合っていることから、第１シャフト２３と逆方向（すなわち、右方向）に２倍の角速度をもって自転し、外歯歯車２７の旋回および自転に伴ってバランスウエイト２８の重心Ｇが最上部まで上昇する。
【００２１】
図８に示すように、第１シャフト２３の軸心Ｏ１をＡ、第２シャフト２４の軸心Ｏ１をＢ、オルダム中心Ｏ３をＣ、Ｂを通る水平な線分の右端をＤ、連結支持軸４３の旋回角度をθ（ωｔ）とすると、∠ＡＣＢが９０°、△ＡＯＣおよび△ＣＯＢがともに二等辺三角形であることから、下式により∠ＣＢＤがθ、∠ＣＯＢが２θとなる。
∠ＣＢＤ＝９０°−（９０°−θ）
∠ＣＯＢ＝１８０°−（１８０°−２θ）＝２θ
【００２２】
そして、バランスウエイト２８の軌跡は内サイクロイド（ハイポサイクロイド曲線）軌跡であることから、外歯歯車２７の基準円直径Ｄ１をｄ、内歯歯車５２の基準円直径Ｄ２を２ｄとすると、座標（ｘ，ｙ）は、下式によって求められる。
ｘ＝（ｄ−ｄ／２）ｃｏｓθ＋（ｄ／２）・ｃｏｓ（（ｄ−ｄ／２）θ／（ｄ／２））＝ｄｃｏｓθ
ｙ＝（ｄ−ｄ／２）ｓｉｎθ−ｓｉｎ（（ｄ−ｄ／２）／（ｄ／２）θ）＝０
このように、バランスウエイト２８は、上下方向には移動するものの、左右方向については２ωｔの調和振動となって移動しない。
【００２３】
一方、バランサ装置２１では、図７（ａ）の状態（すなわち、図６（ｅ）の状態）から第１シャフト２３が左方向に更に９０°回転すると、図７（ｂ）〜図７（ｅ）に示すように、第１，第２スライダ２５，２６および第２シャフト２４も第１シャフト２３と同一の角速度をもって回転し、外歯歯車２７を支持した連結支持軸４３（すなわち、オルダム中心Ｏ３）がバランサ中心Ｏを旋回中心とする円Ｃ０上を第１，第２スライダ２５，２６の２倍の角速度をもって旋回する。すると、連結支持軸４３に支持された外歯歯車２７は、歯数が２倍の内歯歯車５２に噛み合っていることから、第１シャフト２３と逆方向（すなわち、右方向）に２倍の角速度をもって自転し、外歯歯車２７の旋回および自転に伴ってバランスウエイト２８の重心Ｇが最下部まで下降する。
【００２４】
このように、本実施形態のバランサ装置２１では、クランクシャフト１１が１回転する間に面Ｓｈ内をバランスウエイト２８が２回上下動することにより、ピストン１３の上下動に伴う２次慣性力を相殺する。そして、第１，第２シャフト２３，２４の回転数がクランクシャフト１１の回転数と同一であるため、支持部（ニードルローラベアリング３１，３４）におけるフリクションロスが少なくなり、エンジン１の駆動損失が低減される。また、第１シャフト２３にオイルポンプの駆動軸を兼ねさせた場合、オイルポンプの回転速がクランクシャフト１１の回転速と同一に抑えられ、オイルポンプの充填効率が向上する効果が得られる。
【００２５】
以上で具体的実施形態の説明を終えるが、本発明の態様はこれら実施形態に限られるものではない。例えば、上記実施形態は自動車に搭載される直列４気筒エンジン用のバランサ装置に本発明を適用したものであるが、本発明は単気筒エンジンや直列２気筒エンジンにも当然に適用可能である。また、上記実施形態のバランサ装置は直列４気筒エンジンの気筒列方向中央に１組のバランスウエイトを有するものとしたが、２組あるいは４組のバランスウエイトを有するものであってもよく、２組のバランスウエイトを有する場合には１番気筒−２番気筒間と３番気筒−４番気筒間とにバランスウエイトを配置すればよく、４組のバランスウエイトを有する場合には各気筒の直下にそれぞれバランスウエイトを配置すればよい。また、上記実施形態ではギヤを介してクランクシャフトと逆方向に第１シャフトを回転させるようにしたが、チェーンを介してクランクシャフトと同方向に第１シャフトを回転させるようにしてもよい。その他、バランサ装置の全体構成や各構成部材の形状等についても、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で適宜変更可能である。
【符号の説明】
【００２６】
１      エンジン（内燃機関）
１１    クランクシャフト
１３    ピストン
２１    バランサ装置
２２    ハウジング
２３    第１シャフト
２４    第２シャフト
２５    第１スライダ
２６    第２スライダ
２７    外歯歯車
２８    バランスウエイト
３１    ニードルローラベアリング（転がり軸受）
３４    ニードルローラベアリング（転がり軸受）
５１    ニードルローラベアリング（転がり軸受）
５２    内歯歯車
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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