(57)【要約】【課題】  内燃機関のバランサ装置において、駆動損失の低減及びコンパクト化を図る。【解決手段】  エンジン１に設けられるバランサ装置２０であって、ハウジング２１と、シリンダの軸線を含む平面Ｓｈ上にクランクシャフトと平行に配置された第１軸部３１、及び第２軸部３３を有してクランク形状をなし、第１軸部においてハウジングに回転可能に支持され、クランクシャフトの２倍の角速度で回転するバランサ軸２２と、第１軸部の軸線と同軸にハウジングに形成された内歯歯車２４と、第２軸部に回転可能に支持され、内歯歯車に対して１／２の基準円直径を有し、内歯歯車に噛み合う外歯歯車２３と、外歯歯車に設けられたバランスウエイト２５とを有し、バランスウエイトの重心Ｇは、外歯歯車の基準円Ｃ１上かつ平面上にあり、バランサ軸の回転に応じてシリンダの軸線と平行に往復運動するようにした。【選択図】    図２
2014139470.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
シリンダに往復運動可能に収容されたピストンと、前記ピストンにコネクティングロッドを介して連結されたクランクシャフトとを有する内燃機関に設けら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、
前記シリンダの軸線及び前記クランクシャフトの軸線のいずれにも平行な平面上に前記クランクシャフトと平行に配置された第１軸部、及び前記第１軸部に対して軸線が平行にオフセットされた第２軸部を有してクランク形状をなし、前記第１軸部において前記ハウジングに回転可能に支持され、前記クランクシャフトの２倍の角速度で回転するバランサ軸と、
前記第１軸部の軸線と同軸に前記ハウジングに形成された内歯歯車と、
前記第２軸部に回転可能に支持され、前記内歯歯車に対して１／２の基準円直径を有し、前記内歯歯車に噛み合う外歯歯車と、
前記外歯歯車に設けられたバランスウエイトと
を有し、
前記バランスウエイトの重心は、前記外歯歯車の基準円上かつ前記平面上にあり、前記バランサ軸の回転に応じて前記シリンダの軸線と平行に往復運動することを特徴とするバランサ装置。
【請求項２】
前記バランサ軸は、前記バランスウエイトを除き、前記外歯歯車を含む重心が前記第１軸部上に位置するように、前記第１軸部の軸線に対して前記第２軸部側と相反する側にカウンターウエイトを有することを特徴とする請求項１に記載のバランサ装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、自動車用等の内燃機関に設けら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ー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ある。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）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【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】
【０００４】
上述したバランサ装置には、以下のような問題点が存在する。バランサシャフトは偏心ウエイトを有するため、回転によってシリンダ軸線と直交する方向の慣性力（振動）を生じる。バランサ装置は、この慣性力を相殺するために、バランサシャフトを一対有し、互いに逆回転させている。すなわち、ランチェスター型のバランス装置では、２本のバランサシャフトが必須となる。バランサシャフトを２本設けることによって、重量の増大、及び摩擦損失を含む駆動損失の増大が問題となる。また、両バランサシャフトを互いに逆方向に回転させるため、バランサ装置にギヤ等の反転機構を組み込む必要があり、部品点数及び重量が増大する。また、バランサシャフトをシリンダの側方に配置する場合には、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。
【０００５】
本発明は、以上の背景を鑑みてなされたものであって、内燃機関のバランサ装置において、駆動損失の低減及びコンパクト化を図ることを課題とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
上記課題を解決するために、本発明は、シリンダ（７）に往復運動可能に収容されたピストン（１７）と、前記ピストンにコネクティングロッド（１６）を介して連結されたクランクシャフト（１１）とを有する内燃機関（１）に設けられるバランサ装置（２０）であって、装置外郭を構成するハウジング（２１）と、前記シリンダの軸線及び前記クランクシャフトの軸線のいずれにも平行な平面（Ｓｈ）上に前記クランクシャフトと平行に配置された第１軸部（３１）、及び前記第１軸部に対して軸線が平行にオフセットされた第２軸部（３３）を有してクランク形状をなし、前記第１軸部において前記ハウジングに回転可能に支持され、前記クランクシャフトの２倍の角速度で回転するバランサ軸（２２）と、前記第１軸部の軸線と同軸に前記ハウジングに形成された内歯歯車（２４）と、前記第２軸部に回転可能に支持され、前記内歯歯車に対して１／２の基準円直径を有し、前記内歯歯車に噛み合う外歯歯車（２３）と、前記外歯歯車に設けられたバランスウエイト（２５）とを有し、前記バランスウエイトの重心（Ｇ）は、前記外歯歯車の基準円（Ｃ１）上かつ前記平面上にあり、前記バランサ軸の回転に応じて前記シリンダの軸線と平行に往復運動することを特徴とする。
【０００７】
この構成によれば、バランスウエイトの重心（Ｇ）がシリンダの軸線と平行に往復運動するため、バランスウエイトはシリンダ軸線を含む平面（Ｓｈ）と直交する方向への慣性力の変動を生じない。従来のランチェスター型バランサ装置は、バランサ軸のアンバランス質量が発生する不用な振動を抑制するために、バランサ軸を２本にし、互いに振動を相殺する必要があったが、本発明のバランサ装置はバランサ軸を１本にすることができる。バランサ軸を１本にすることによって、駆動損失（摩擦損失）及び重量の低減が図れ、内燃機関の燃費を向上させることができる。また、部品点数の削減及び内燃機関のコンパクト化が図れる。
【０００８】
また、上記の発明において、前記バランサ軸は、前記バランスウエイトを除き、前記外歯歯車を含む重心が前記第１軸部上に位置するように、前記第１軸部の軸線に対して前記第２軸部側と相反する側にカウンターウエイト（５１）を有することが好ましい。
【０００９】
この構成によれば、バランサ軸が回転する際に、シリンダ軸線を含む平面（Ｓｈ）と直交する方向へのバランサ軸及び外歯歯車に起因する慣性力の変動が抑制される。すなわち、バランサ軸及び外歯歯車による回転質量の釣り合いが取られる。そのため、バランサ軸を１本にしても、バランサ装置が生じる不用な振動がより一層低減される。
【発明の効果】
【００１０】
以上の構成によれば、内燃機関のバランサ装置において、駆動損失の低減及びコンパクト化を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１１】
【図１】実施形態に係るエンジンの要部を透視した斜視図
【図２】実施形態に係るバランサ装置の縦断面図
【図３】図２のIII−III断面図
【図４】実施形態に係るバランサ装置の分解斜視図
【図５】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。
【発明を実施するための形態】
【００１２】
以下、図面を参照して本発明に係るバランサ装置を自動車の内燃機関に適用した実施形態について詳細に説明する。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。
【００１３】
図１は、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バルブの直列４気筒ガソリンエンジン（以下、単にエンジン１と記す）であり、シリンダブロック２と、シリンダブロック２の上部に設けられたシリンダヘッド３、シリンダヘッド３の上部に設けられたヘッドカバー４、シリンダブロック２の下部に設けられたオイルパン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の上部には４つのシリンダ７が形成されており、シリンダブロック２の下部には各シリンダ７に連通し、下方に向けて開口したクランクケース８が形成されている。クランクケース８の下部はオイルパン５によって閉じられている。４つのシリンダ７は、それぞれの軸線が上下に延在し、前後方向に沿って列設されている。すなわち、シリンダ軸線の方向は上下に沿い、シリンダ列の方向は前後に沿っている。
【００１４】
クランクケース８にはクランクシャフト１１が回転自在に支持されている。クランクシャフト１１は、その軸線がシリンダ列と平行（前後）に延在し、軸線と同軸に配置され、回転軸となるクランクジャーナル１２と、クランクジャーナル１２の軸線に対して径方向外方に平行に偏倚して配置されたクランクピン部（不図示）と、クランクジャーナル１２とクランクピン部とを連結するクランクアーム部１４とを有している。クランクシャフト１１は、クランクジャーナル１２において、クランクケース８に設けられたジャーナル支持壁（不図示）にベアリングを介して支持される。
【００１５】
クランクシャフト１１のクランクピン部には、コネクティングロッド１６を介してピストン１７が連結され、ピストン１７がシリンダ７内を上下に往復運動することによって、クランクシャフト１１が回転する。
【００１６】
バランサ装置２０は、クランクケース８とオイルパン５によって画成されたクランク室１９内であって、クランクシャフト１１の下方に設置されている。
【００１７】
図２は実施形態に係るバランサ装置の縦断面図であり、図３は図２のIII−III断面図であり、図４は実施形態に係るバランサ装置の分解斜視図である。図２〜図４に示すように、バランサ装置２０は、装置の外郭を構成するハウジング２１と、ハウジング２１に回転可能に支持されたバランサ軸２２と、バランサ軸２２に回転可能に支持された外歯歯車２３と、ハウジング２１に形成され、外歯歯車２３と噛み合う内歯歯車２４と、外歯歯車２３に取り付けられた一対のバランスウエイト２５とを有する。
【００１８】
バランサ軸２２は、クランク形状に形成された軸であって、互いに同軸に配置された前後一対の第１軸部３１と、第１軸部３１の互いに対向する端部のそれぞれから第１軸部３１の径方向であって同じ方向に突出した前後一対のアーム部３２と、第１軸部３１と平行になるように前後一対のアーム部３２の先端間に掛け渡された第２軸部３３とを有している。第１軸部３１の軸線Ｏ１と、第２軸部３３の軸線Ｏ２とは、互いに平行であり、距離Ｒオフセットしている。
【００１９】
アーム部３２は、第１軸部３１の端部に一体に形成されている。第２軸部３３は、両端部の外周面にセレーション３４を有しており、各アーム部３２には、前記第２軸部３３のセレーション３４を回転不能に受容するセレーション孔３５が形成されている。第２軸部３３は、外歯歯車２３及びバランスウエイト２５を支持した後に、セレーション３４がセレーション孔３５に圧入されることによって各アーム部３２に接合される。
【００２０】
ハウジング２１は、面が前後を向く前後一対の支持壁３６を有しており、各支持壁３６には貫通孔である軸受孔３７が同軸に形成されている。前後の第１軸部３１は、各軸受孔３７に軸受３８（例えば、ニードルローラベアリング）を介して回転可能に支持される。これにより、第１軸部３１の軸線Ｏ１は、バランサ軸２２の回転軸線となる。バランサ軸２２が回転する際には、第２軸部３３の軸線Ｏ２は第１軸部３１の軸線Ｏ１を中心として距離Ｒの半径をもって回転（公転）する。
【００２１】
図３に示すように、４つのシリンダ７の軸線及びクランクシャフト１１の軸線（クランクジャーナル１２の軸線）のいずれにも平行な平面を平面Ｓｈとする。本実施形態では、平面Ｓｈは、上下方向に延びる軸線及び前後方向に延びる軸線を含む。また、平面Ｓｈ上に４つのシリンダ７の軸線の全てが配置されている。他の実施形態では、４つのシリンダ７の軸線は平面Ｓｈ上に配置されていなくてもよい。第１軸部３１の軸線Ｏ１が平面Ｓｈ上に配置され、かつクランクシャフト１１の軸線と平行になるように、バランサ装置２０はクランク室１９内に配置される。
【００２２】
図１に示すように、前側の第１軸部３１は、前端部（外端部）がハウジング２１の外方に延出している。前側の第１軸部３１の前端部には、平歯車であるドリブンギヤ３９が設けられている。クランクシャフト１１の前端部には、ドリブンギヤ３９に噛み合う平歯車であるドライブギヤ４０が設けられている。ドリブンギヤ３９は、ドライブギヤ４０に対して、基準円直径（ピッチ円直径）及び歯数が１／２である。これにより、バランサ軸２２は、クランクシャフト１１に対して、逆方向に２倍の角速度をもって回転する。
【００２３】
図３に示すように、外歯歯車２３は、基準円（ピッチ円）Ｃ１の直径（基準円直径、ピッチ円直径）がＤ１であり、所定の歯数を有する平歯車である。外歯歯車２３の基準円直径Ｄ１は、第１軸部３１の軸線Ｏ１と第２軸部３３の軸線Ｏ２との距離Ｒの２倍に設定されている。図２及び図３に示すように、外歯歯車２３の中心部には、外歯歯車２３の軸線Ｏ３と同軸に、貫通孔である歯車側挿通孔４１が形成されている。歯車側挿通孔４１の両開口の周囲には環状のボス４２が突設されている。
【００２４】
図４に示すように、バランスウエイト２５は、一対の扁平な円柱体（円板）であり、外歯歯車２３を軸線方向から挟むように設けられる。各バランスウエイト２５は、一方の端面であって、自身の中心から偏倚した部分において外歯歯車２３のボス４２の突出端面に当接し、外歯歯車２３に相対回転不能かつ相対変位不能に接合される。一対のバランスウエイト２５と外歯歯車２３との接合は、溶接やボルト締結等によって行われている。バランスウエイト２５は、歯車側挿通孔４１に対向する部分に、歯車側挿通孔４１と同軸かつ同径に形成されたウエイト側挿通孔４４を有している。図３に示すように、各バランスウエイト２５が外歯歯車２３に接合された状態において、各バランスウエイト２５の重心Ｇは前後方向から見て外歯歯車２３の基準円Ｃ１上に位置している。
【００２５】
図２〜図４に示すように、歯車側挿通孔４１及び一対のウエイト側挿通孔４４には、軸受４６（例えば、ニードルローラベアリング）を介して第２軸部３３が挿入され、外歯歯車２３及び一対のバランスウエイト２５は第２軸部３３に回転可能に支持される。第２軸部３３は、外歯歯車２３及び一対のバランスウエイト２５を支持した状態でセレーション孔３５に圧入され、アーム部３２に接合される。前側のバランスウエイト２５と前側のアーム部３２との間、及び後側のバランスウエイト２５と後側のアーム部３２との間には、第２軸部３３に支持されたワッシャ４７が介装される。
【００２６】
図２に示すように、ハウジング２１は、一対の支持壁３６の間に面が前後を向く中間壁部４９を有している。中間壁部４９には、軸受孔３７と同軸の軸線を有し、前後に貫通する貫通孔５０が形成されている。貫通孔５０には、リング状の内歯歯車２４が圧入され、固定されている。図２及び図３に示すように、内歯歯車２４は、その軸線Ｏ４が第１軸部３１の軸線Ｏ１と一致するように配置され、その基準円Ｃ２の直径である基準円直径Ｄ２が外歯歯車２３の基準円直径Ｄ１の２倍（距離Ｒの４倍）となっている。また、内歯歯車２４は、外歯歯車２３に対して歯数が２倍になっている。バランサ軸２２は内歯歯車２４を通過して中間壁部４９を貫通するように配置され、外歯歯車２３が内歯歯車２４に噛み合い、一対のバランスウエイト２５は中間壁部４９の前面及び後面に隙間を介して対向するように配置される。バランサ軸２２の回転によって、外歯歯車２３は内歯歯車２４との噛み合いを維持しつつ、軸線Ｏ１を中心として半径Ｒで回転（公転）すると共に、自身の軸線Ｏ３を中心として回転（自転）する。外歯歯車２３は、軸線Ｏ１を中心として１回転公転する間に、自身の軸線Ｏ３を中心として逆方向に２回転自転する。
【００２７】
図２〜図４に示すように、各アーム部３２の第１軸部３１側の端部には、カウンターウエイト５１が設けられている。一対のカウンターウエイト５１は、アーム部３２の第１軸部３１側の端部から第２軸部３３側と相反する側に突出している。一対のカウンターウエイト５１の重量及び形状は、第１軸部３１、アーム部３２、第２軸部３３、外歯歯車２３、ワッシャ４７、及びカウンターウエイト５１の重心が軸線Ｏ１上に位置するように設定されている。すなわち、バランスウエイト２５を除いた場合に、外歯歯車２３等を含むバランサ軸２２の回転質量の釣り合いがとれ、バランサ軸２２の回転に伴う慣性力の変動、すなわち振動が生じないように設定されている。
【００２８】
両バランスウエイト２５は、ピストン１７やコネクティングロッド１６の運動によって生じる慣性力の２次成分（２次振動）を相殺する慣性力を発生させるようにその重量が設定されている。４つのピストン１７を前側から順に第１、第２、第３及び第４とすると、図１、図２及び図４に示すように、第１及び第４のピストン１７が上死点にあり、第２及び第３のピストン１７が下死点にある状態において、外歯歯車２３が内歯歯車２４内において最も下方に位置し（外歯歯車２３の軸線Ｏ３が内歯歯車２４の軸線Ｏ４の直下方に位置し）、バランスウエイト２５が外歯歯車２３に対して最も下方に位置する（バランスウエイト２５の重心Ｇが外歯歯車２３の軸線Ｏ３の直下方に位置する）ように、バランサ軸２２のクランクシャフト１１に対する位相が定められる。
【００２９】
図１及び図２に示すように、本実施形態では、ハウジング２１は箱形に形成され、オイルパン５に貯留されたオイルから外歯歯車２３、内歯歯車２４及びバランスウエイト２５を隔離するように、内部に収容している。ハウジング２１は、一部がオイルパン５のオイル内に浸漬されていてもよい。オイルと外歯歯車２３及びバランスウエイト２５等の接触を避けることによって、バランサ軸２２の回転抵抗を低減することができる。なお、他の実施形態では、ハウジングは、箱形でなくてもよく、支持壁３６及び中間壁部４９等を互いに連結したものであってもよい。この場合には、外歯歯車２３、内歯歯車２４及びバランスウエイト２５がオイルパン５に貯留されたオイル内に浸漬されていてもよい。
【００３０】
図１に示すように、本実施形態では、一対のバランスウエイト２５は、シリンダ列方向において第２のシリンダ７と第３のシリンダ７との間に対応する位置（第２のシリンダ７と第３のシリンダ７との境界の下方）に配置される。換言すると、一対のバランスウエイト（及び外歯歯車２３、第２軸部３３）は、第２のピストン１７と第３のピストン１７にそれぞれ対応するクランクピン部の間に配置されるクランクジャーナル１２の下方に配置される。
【００３１】
以下に、図５及び図６を参照してバランサ装置２０の作動について説明する。図５及び図６は、実施形態に係るバランサ装置の作動を示す説明図であって、バランサ軸２２に沿って前側から見た際の外歯歯車２３、内歯歯車２４、及び後側のバランスウエイト２５の位置関係を示す。以下の説明では、バランサ軸２２に沿って前側から見た状態を基準として、時計回り方向及び反時計回り方向を定める。
【００３２】
エンジン１が駆動し、クランクシャフト１１が回転すると、ドライブギヤ４０及びドリブンギヤ３９の噛み合いによって、バランサ軸２２がクランクシャフト１１に対して逆方向に２倍の回転数をもって回転する。
【００３３】
図５Ａに示すように、初期位置では、第２軸部３３の軸線Ｏ２、外歯歯車２３の軸線Ｏ３及びバランスウエイト２５の重心Ｇは、平面Ｓｈ上に位置し、第１軸部３１の軸線Ｏ１の直下方に位置している。また、重心Ｇは軸線Ｏ２の直下方に位置し、内歯歯車２４の基準円Ｃ２上に位置している。
【００３４】
図５Ｂ及び図５Ｃに示すように、図５Ａに示す初期状態からバランサ軸２２が軸線Ｏ１を中心として反時計方向に９０°回転すると、第２軸部３３及び外歯歯車２３は軸線Ｏ１を中心として共に回転する。このとき、外歯歯車２３は内歯歯車２４に噛み合っているため、外歯歯車２３はバランスウエイト２５と共に軸線Ｏ３を中心として時計回りに９０°回転する。これにより、バランスウエイト２５の重心Ｇは、平面Ｓｈに沿って直上方に移動し、図５（Ｃ）に示すように、軸線Ｏ１と一致する。外歯歯車２３は、その基準円Ｃ１が内歯歯車２４の基準円Ｃ２及び軸線Ｏ１に接するように移動する。
【００３５】
図５Ｄ及び図５Ｅに示すように、図５Ｃに示す状態からバランサ軸２２が軸線Ｏ１を中心として反時計方向に更に９０°（初期状態から１８０°）回転すると、第２軸部３３及び外歯歯車２３は軸線Ｏ１を中心として共に回転し、外歯歯車２３は内歯歯車２４との噛み合いによって、バランスウエイト２５と共に軸線Ｏ３を中心として時計回りに９０°回転する。これにより、バランスウエイト２５の重心Ｇは、平面Ｓｈに沿って直上方に移動し、軸線Ｏ１の直上方かつ内歯歯車２４の基準円Ｃ２上に位置する。
【００３６】
図６Ｆ〜図６Ｈ及び図５Ａに示すように、図５Ｅに示す状態からバランサ軸２２が軸線Ｏ１を中心として反時計方向に更に１８０°（初期状態から３６０°）回転すると、第２軸部３３及び外歯歯車２３は軸線Ｏ１を中心として共に１８０°回転し、外歯歯車２３は内歯歯車２４との噛み合いによって、バランスウエイト２５と共に軸線Ｏ３を中心として時計回りに１８０°回転する。これにより、バランスウエイト２５の重心Ｇは、平面Ｓｈに沿って直下方に移動し、初期状態に戻る。
【００３７】
以上のように、バランサ軸２２が回転すると、バランスウエイト２５の重心Ｇは、図５Ａに示す最も下方に配置された位置と、図５Ｅに示す最も上方に配置された位置との間で、平面Ｓｈに沿って上下、すなわちシリンダ７の軸線方向に移動する。重心Ｇは外歯歯車２３の基準円Ｃ１上に位置するため、重心Ｇの軌跡は、内歯歯車２４の基準円Ｃ２を定円、外歯歯車２３の基準円Ｃ１を動円、定円に対する動円の半径の比が１／２とした内サイクロイド（ハイポサイクロイド）として表される。シリンダ７の軸線方向をＸ軸方向、平面Ｓｈに直交する方向をＹ軸方向、定円（内歯歯車２４の基準円Ｃ２）の半径をｄ、バランサ軸２２の回転角をθ（初期状態をθ＝０）とすると、重心Ｇの位置（ｘ，ｙ）は、下式によって求められる。
ｘ＝ｄｃｏｓθ  ・・・（式１）
ｙ＝０  ・・・（式２）
【００３８】
式２よりｙ成分は常に０となるため、重心Ｇは平面Ｓｈに沿って上下に移動する。バランサ軸２２は、クランクシャフト１１に対して２倍の角速度を有するため、クランクシャフト１１が１回転する間にバランスウエイト２５の重心Ｇは、上下方向に２回往復運動する。このため、バランスウエイト２５は、ピストン１７及びコネクティングロッド１６により構成される往復運動部質量に起因した振動の２次成分（２次振動）を相殺することができる。
【００３９】
バランスウエイト２５は、ｙ成分が常に０となるため、平面Ｓｈと直交する方向（水平方向）への振動を発生しない。従来のランチェスター型のバランサ装置では、一対のバランサ軸を逆方向に回転させることによってｙ成分の振動を相殺するが、本実施形態に係るバランサ装置２０はバランスウエイト２５がｙ成分の振動を発生させないため、バランサ軸２２を１本とすることができる。
【００４０】
また、一対のバランスウエイト２５を除いた状態で、外歯歯車２３、第２軸部３３、アーム部３２、及びワッシャ４７を含むバランサ軸２２は、カウンターウエイト５１によって回転質量の釣り合いが取られ、重心が軸線Ｏ１上にあるため、軸線Ｏ１を中心として回転しても振動を発生しない。そのため、バランスウエイト２５及び外歯歯車２３等が組み付けられたバランサ軸２２の回転によっても、平面Ｓｈと直交する方向への振動は生じない。
【００４１】
上述したようにバランスウエイト２５は、ピストン１７及びコネクティングロッド１６により構成される往復運動部質量と釣り合いが取られるため、バランサ軸２２の回転に伴って新たな振動が発生することがない。そのため、バランサ装置２０は、１本のバランサ軸２２で機能することでき、従来のランチェスター型のバランサ装置のように２本のバランサ軸を必要としない。バランサ軸２２を１本にすることによって、摩擦損失を含む駆動損失を低減することができると共に、装置の重量を低減することができる。また、１対のバランサ軸間を連結する駆動力伝達機構を省略することができる。
【００４２】
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２０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２０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２５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２５を有するものとしてもよく、２組のバランスウエイト２５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２５を配置すればよく、４組のバランスウエイト２５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２５を配置すればよい。また、上記実施形態ではドライブギヤ４０及びドリブンギヤ３９を介してクランクシャフト１１と逆方向にバランサ軸２２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１１と同方向にバランサ軸２２を回転させるようにしてもよい。その他、バランサ装置２０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】
【００４３】
１…エンジン（内燃機関）、７…シリンダ、１１…クランクシャフト、１２…クランクジャーナル、１６…コネクティングロッド、１７…ピストン、２０…バランサ装置、２１…ハウジング、２２…バランサ軸、２３…外歯歯車、２４…内歯歯車、２５…バランスウエイト、３１…第１軸部、３２…アーム部、３３…第２軸部、４１…歯車側挿通孔、４４…ウエイト側挿通孔、５１…カウンターウエイト、Ｃ１…外歯歯車の基準円、Ｃ２…内歯歯車の基準円、Ｄ１…外歯歯車の基準円直径、Ｄ２…内歯歯車の基準円直径、Ｇ…重心、Ｏ１…第１軸部の軸線、Ｏ２…第２軸部の軸線、Ｏ３…外歯歯車の軸線、Ｏ４…内歯歯車の軸線、Ｒ…軸線Ｏ１と軸線Ｏ２との距離、Ｓｈ…平面
【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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