(57)【要約】【課題】第１バランサギヤと第２バランサギヤとの歯打ち音を低減させるバランサ装置を提供すること。【解決手段】第１バランサギヤ１２を有する第１バランサシャフト１１と、第１バランサギヤ１２と噛み合う第２バランサギヤ２２を有し、オイルポンプ２と結合された第２バランサシャフト２１とを有するバランサ装置において、エンジンの回転変動速度の位相と、オイルポンプの回転変動速度の位相とが同位相になるように第１バランサギヤ１２と第２バランサギヤ２２とを噛み合わせるようにした。【選択図】      図１
2006046456.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
一端に原動機からの動力が伝達され、他端に第１バランサギヤを有する第１バランサシャフトと、
一端に前記第１バランサギヤと噛み合う第２バランサギヤを有し、他端をオイルポンプと結合された第２バランサシャフトと、
を有するバランサ装置において、
前記原動機の回転変動速度の位相と、前記オイルポンプの回転変動速度の位相と、が同位相になるように前記第２バランサシャフトと前記オイルポンプとを結合したことを特徴とするバランサ装置。
【請求項２】
一端に原動機からの動力が伝達され、他端に第１バランサギヤを有する第１バランサシャフトと、
一端に前記第１バランサギヤと噛み合う第２バランサギヤを有し、他端をオイルポンプと結合された第２バランサシャフトと、
を有するバランサ装置において、
前記原動機の回転変動速度の変化量が負になるときに、前記オイルポンプの回転変動速度の変化量が前記原動機の回転変動速度の変化量より負側で大きくなるように、前記第２バランサシャフトと前記オイルポンプとを結合したことを特徴とするバランサ装置。
【請求項３】
請求項２に記載のバランサ装置において、
前記第１バランサギヤと前記第２バランサギヤとを、前記原動機の回転変動速度の変化量が負なるときに、前記オイルポンプの回転変動速度の変化量が負側に最も大きくなるように前記第２バランサシャフトと前記オイルポンプとを結合したことを特徴とするバランサ装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、原動機やオイルポンプの回転変動により生じる振動を抑制するためのバランサシャフトを用いたバランサ装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
この種の技術としては、次のものが公知である。4サイクル4気筒エンジンは、3000rpm以上でクランク軸の角加速度は大きいが角変位は微小であり、3000rpm以下では角加速度は微小であるが角変位は大きく、3000rpmにおける角変位が0.2度である。第１バランサシャフトには樹脂製の第１バランサギヤが取り付けられており、クランク軸に取り付けられた金属製のクランクギヤと噛合している。第２クランシャフトには第１バランサギヤと噛合する第２バランサギヤが結合されている。クランクギヤと第１バランサギヤとのバックラッシュと、第１バランサギヤと第２バランサギヤとのバックラッシュとをクランク軸の角変位の換算値で0.2度以上になるように設定し、3000rpmより高回転の範囲では、クランク軸の角変位がバックラッシュより小さいので歯打ちが発生しない。3000rpmより低下移転の範囲では、クランク軸の回転変動速度の角変位がバックラッシュより大きいので歯打ちが発生するが、角加速度が小さいので歯打ちの衝撃を小さくできる（例えば、特許文献１参照）。
【特許文献１】特開平１１−３２５１８５号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
しかしながら、特許文献１に記載された従来技術にあっては、第１バランサギヤと第２バランサギヤとのバックラッシュを、クランク軸の角変位より大きく設定しているだけなので、クランク軸の回転変動速度が下降側になると第１バランサギヤの歯面と第２バランサギヤの歯面とが離れて、再びクランク軸の回転変動速度が上昇側になると第１バランサギヤの歯面と第２バランサギヤの歯面とが接触し、歯打ち音が発生することがあるという問題があった。
【０００４】
本発明は、上記問題に着目してなされたもので、その目的とするところは、第１バランサギヤと第２バランサギヤとの歯打ち音を低減させるバランサ装置を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
上記の目的を達成するため、第１の発明では、一端を原動機と一体に回転するように結合され、他端に第１バランサギヤを有する第１バランサシャフトと、一端に前記第１バランサギヤと噛み合う第２バランサギヤを有し、他端をオイルポンプと結合された第２バランサシャフトと、を有するバランサ装置において、原動機の回転変動速度の位相と、前記オイルポンプの回転変動速度の位相と、が同位相になるように第２バランサシャフトとオイルポンプとを結合するようにした。
【０００６】
第２の発明では、一端を原動機と一体に回転するように結合され、他端に第１バランサギヤを有する第１バランサシャフトと、一端に前記第１バランサギヤと噛み合う第２バランサギヤを有するバランサ装置において、原動機の回転変動速度の変化量が負になるときに、前記オイルポンプの回転変動速度の変化量が前記原動機の回転変動速度の変化量より負側で大きくなるように、第２バランサシャフトとオイルポンプとを結合するようにした。
【発明の効果】
【０００７】
第１の発明及び第２の発明では、バランサ装置にあっては、第１バランサギヤと第２バランサギヤとの歯打ち音を低減できる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００８】
以下、第１の発明のバランサ装置を実施するための最良の形態を実施例１において、第２の発明のバランサ装置を実施するための最良の形態を実施例２において、それぞれ図面に基づき説明する。
【実施例１】
【０００９】
まず、構成を説明する。
【００１０】
図１は本発明のバランサ装置の斜視図である。バランサ装置は、バランサハウジング１が第１バランサシャフト１１と第２バランサシャフト２１とを回転自在に支持している。
【００１１】
第１バランサシャフト１１の一端は図示しないクランクシャフトからギヤ等を介して動力が伝達され、クランクシャフトと第１バランサシャフト１１の回転速度比が1:2となるように接続され、他端は第１バランサギヤ１２と結合される。
【００１２】
第２バランサシャフト２１の一端は第１バランサギヤ１２と噛み合う第２バランサギヤ２２が結合され、他端はオイルポンプ２と接続する。なお、第１バランサギヤ１２と第２バランサギヤ２２とはエンジンの回転変動速度Veの位相とオイルポンプの回転変動速度Vo2の位相が同位相となるように、第２バランサシャフトとオイルポンプとを結合し、また第２バランサシャフト２１とオイルポンプ２の回転速度は4:1となるように結合する。
【００１３】
第１バランスシャフト１１の回転と第２バランスシャフト２１の回転とは、第１バランスギヤ１２と第２バランスギヤ２２を介して接続されているので同期している。
【００１４】
第１バランサシャフト１１と第２バランサシャフト２１には、エンジンの燃焼行程で発生する振動を吸収するための第１バランサウェイト１１ａと第２バランサウェイト２１ａとが一体に形成されている。
【００１５】
次に、作用を説明する。
【００１６】
エンジンが駆動するとクランクシャフトを介して、第１バランサシャフト１１に動力が伝達される。第１バランサシャフト１１に伝達された動力は、図２（ａ）の第１バランサギヤ１２と第２バランサギヤ２２との噛み合い部分の拡大図が示すように、第１バランサギヤ１２歯面のギヤ回転正方向側の第１バランサギヤ歯面１２ａが、第２バランサギヤ２２歯面のギヤ回転負方向側の第２バランサギヤ歯面２２ａに接触して動力を伝達する。エンジンの回転数変動が生じたときには、図２（ｂ）が示すように第１バランサギヤ歯面１２ａと第２バランサギヤ歯面２２ａとが接触せず隙間が空くことがある。以下ではこの隙間の距離を駆動面相対距離とする。第２バランサギヤ２２に伝達された動力は、第２バランサシャフト２１を介してオイルポンプ２を駆動する。
【００１７】
このとき、第１バランサシャフト１１と第２バランサシャフト２１は互いに反対方向に回転され、第１バランサシャフトに設けられた第１バランサウェイト１１ａと第２バランサウェイト２１ａとの回転慣性により、エンジンから発生する振動が抑制される。
【００１８】
図３は第１バランサシャフト１１の回転角度と、エンジンの回転変動速度、オイルポンプの回転変動速度との関係を示したグラフであり、実線がエンジンの回転変動速度Veを、一点鎖線が本実施例１におけるオイルポンプの回転変動速度Vo1を示し、エンジンの回転変動速度Veの位相とオイルの回転変動速度Vo1の位相とは同位相となる。
【００１９】
図４はエンジンの回転変動速度Veの位相とオイルポンプの回転変動速度Vo1の位相とが同位相となるときの第１バランサシャフト１１の回転角度と、クランクシャフトの回転変動速度Vc1と第２バランサシャフトの回転変動速度Vb1と、の関係を示した図であり、図４（ａ）では更に第１バランサシャフト１１の回転角度と、第１バランサギヤ歯面１２ａと第２バランサギヤ歯面２２ａとの駆動面相対距離Dt1の関係を示し、図４（ｂ）では更に第１バランサシャフト１１の回転角度と、第１バランサギヤ１２の歯と第２バランサギヤ２２の歯が接触するときに生じる歯打ち力Ft1と、の関係を示す。第１バランサシャフト１１の角度はクランクシャフトの回転変動速度が0で角加速度が正のときを0[deg]としている。なお、クランクシャフトと、第１バランサシャフト１１、第１バランサギヤ１２との回転変動速度はほぼ等しく、また第２バランサシャフト２１と第２バランサギヤ２２との回転変動速度は等しい。
【００２０】
クランクシャフトの回転変動速度Vc1はエンジンの回転変動速度Veと同様の位相変化を生じるが、第２バランサシャフト２１の回転変動速度Vb1は、第２バランサシャフト２１の慣性力とオイルポンプ２の回転変動速度Vb1によりクランクシャフトの回転変動速度Vc1と異なる位相変化が生じる。つまり、第１バランサギヤ１２と第２バランサギヤ２２は、常に一定の回転速度で回転はせず、場合によっては歯面同士が離れたり、歯打ちを生じたりすることがある。以下、このクランクシャフトの回転変動速度Vc1と第２バランサシャフトの回転変動速度Vb1とについて詳しく述べる。
【００２１】
第１バランサシャフト１１の回転角度が20[deg]のときに第１バランサギヤ歯面１２ａと第２バランサギヤ歯面２２ａとが衝突し、歯打ち力Ft1が発生する。第１バランサシャフト１１の回転角度が20[deg]を超え90[deg]以下では、第１バランサギヤ歯面１２ａが第２バランサギヤ歯面２２ａを接触しながら駆動するので、第２バランサシャフト２１はクランクシャフトの回転変動速度に追従して回転する。第１バランサシャフト１１の回転角度が90[deg]を超え270[deg]以下では、クランクシャフトの回転変動速度Vc1はエンジンの回転変動速度Veの下降により減少する。第２バランサシャフトもオイルポンプ２の回転変動速度の下降により減少するが、第２バランサシャフト２１の回転慣性力により第２バランサシャフト２１の回転変動速度減少は、クランクシャフトの回転変動減少よりも小さい。そのため、第１バランサギヤ歯面１２ａより第２バランサギヤ歯面２２ａの方が先行し、駆動歯面相対距離Dt1は増加する。第１バランサシャフト１１の回転角度が270[deg]を超え380[deg]未満までは、クランクシャフトの回転変動速度Vc1が上昇し、第２バランサシャフト２１の回転変動速度Vb1は、第２バランサギヤ２２の歯が第１バランサギヤ１２の歯と接触していないため減少を続け、駆動歯面相対距離Dt1は減少する。第１バランサシャフト１１の回転角度が380[deg]のときに駆動歯面相対距離Dt1が0となり、このとき第１バランサギヤ１２の第１バランサギヤ歯面１２ａと第２バランサギヤ２２の第２バランサギヤ歯面２２ａとの接触により歯打ち力Ft1が発生する。以降360[deg]ごとに上記の現象を繰り返す。
【００２２】
次に本実施例との比較のために、第１バランサギヤ１２と第２バランサギヤ２２とを、図２の実線で示すエンジンの回転変動速度Veの位相より点線で示すオイルポンプ２の回転変動速度Vo2の位相が90[deg]進んだ状態になるように噛み合わせた場合の作用を述べる。
【００２３】
図５はエンジンの回転変動速度Veの位相よりオイルポンプの回転変動速度Vo2の位相が90[deg]進んだ状態となるときの第１バランサシャフト１１の回転角度と、クランクシャフトの回転変動速度Vc2と第２バランサシャフトの回転変動速度Vb2と、の関係を示した図であり、図５（ａ）では更に第１バランサシャフト１１の回転角度と、歯面１２ａと歯面２１ａとの駆動面相対距離Dt2の関係を示し、図５（ｂ）では更に第１バランサシャフト１１の回転角度と、第１バランサギヤ１２の歯と第２バランサギヤ２２の歯が接触するときに生じる歯打ち力Ft2と、の関係を示す。
【００２４】
クランクシャフトの回転変動速度Vc2はエンジンの回転変動速度Veと同様の位相変化を生じるが、第２バランサシャフト２１の回転変動速度Vb2は、第２バランサシャフト２１の慣性力とオイルポンプ２の回転変動速度によりクランクシャフトの回転変動速度Vc2と異なる位相変化が生じる。以下、このクランクシャフトの回転変動速度Vc2と第２バランサシャフトの回転変動速度Vb2とについて詳しく述べる。
【００２５】
第１バランサシャフト１１の回転角度が45[deg]のときに第１バランサギヤ歯面１２ａと第２バランサギヤ歯面２２ａとが衝突し、歯打ち力Ft2が発生する。第１バランサギヤ歯面１２ａと第２バランサギヤ歯面２２ａとの歯面衝突時のクランクシャフトの回転変動速度Vc2と第２バランサシャフト１１の回転変動速度Vb2との速度差は、実施例１の場合の第１バランサギヤ歯面１２ａと第２バランサギヤ歯面２２ａとの歯面衝突時のクランクシャフトの回転変動速度Vc1と第２バランサシャフト１１の回転変動速度Vb1との速度差と比べると大きく、歯打ち力Ft2も実施例１の場合の歯打ち力Ft1と比較して大きくなる。第１バランサシャフト１１の回転角度が45[deg]を超え90[deg]以下では、第２バランサシャフト２１はクランクシャフトの回転変動速度に追従して回転する。第１バランサシャフト１１の回転角度が90[deg]を超え225[deg]以下では、クランクシャフトの回転変動速度Vc2はエンジンの回転変動速度Veの下降により減少し、第２バランサシャフトの回転変動速度Vb2は第２バランサシャフト２１の回転慣性力とオイルポンプ２の回転変動速度Vo2の上昇により第２バランサシャフト２１の回転変動速度減少は、実施例１の場合と比べてさらに小さいものとなる。そのため、第１バランサギヤ歯面１２ａより第２バランサギヤ歯面２２ａの方が先行し、駆動歯面相対距離Dt2は増加する。第１バランサシャフト１１の回転角度が225[deg]では、駆動歯面相対距離Dt2は第１バランサギヤ１２と第２バランサギヤとのバックラッシュと等しい大きさとなり、図２に示す第１バランサギヤ１２歯面のギヤ回転負方向側の第１バランサギヤ歯面１２ｂと第２バランサギヤ２２歯面のギヤ回転正方向側の第２バランサギヤ歯面２２ｂとが衝突し、歯打ち力Ft2が生じる。第１バランサシャフト１１の回転角度が225[deg]を超え270[deg]以下では第２バランサシャフト２１の回転変動速度Vb2はクランクシャフトの回転変動速度Vc2に抑えられ、第１バランサギヤ歯面１２ｂと第２バランサギヤ歯面２２ｂとが接触した状態で回転を行う。第１バランサシャフト１１の回転角度が270[deg]を超え405[deg]未満ではクランクシャフトの回転変動速度Vc2はエンジンの回転変動速度Veが上昇するので増加するが、第２バランサシャフト２１の回転変動速度Vb2はオイルポンプの回転変動速度Vo2が下降しているので減少する。第１バランサシャフト１１の回転角度が405[deg]のときに駆動歯面相対距離Dt2が0となり、このとき第１バランサギヤ１２の第１バランサギヤ歯面１２ａと第２バランサギヤ２２の第２バランサギヤ歯面２２ａとの接触により歯打ち力Ft２が発生する。以降360[deg]ごとに上記の現象を繰り返す。
【００２６】
なお、本実施例１の説明に用いた図３、図４及び図５は説明のために強調や省略して示した部分もあり、それぞれの関係を精確に示すものではない。
【００２７】
次に本実施例のバランサ装置の効果を説明する。
【００２８】
（１）エンジンの回転変動速度Veの位相とオイルポンプの回転変動速度Vo1の位相とを同位相となるように、第１バランサギヤ１２と第２バランサギヤ２２とを噛み合せたので、クランクシャフトの回転変動速度Vc1が下降するときにオイルポンプの回転変動速度Vo1が下降し、慣性力により一定回転変動速度を続けようとする第２バランサシャフト２１の回転変動速度Vb1をオイルポンプの回転変動速度Vo1により減少させることができる。したがって、衝突時の速度差を小さくできるので、歯打ち力Ft1を小さくすることができ歯打ち音が低減される。また、ギヤの衝突による劣化を抑えることができる。
【００２９】
（２）エンジンの回転変動速度Veの位相とオイルポンプの回転変動速度Vo1の位相とを同位相となるように、第１バランサギヤ１２と第２バランサギヤ２２とを噛み合せたので、クランクシャフトの回転変動速度Vc1が下降するときにオイルポンプの回転変動速度Vo1が下降するので、慣性力により一定回転変動速度を続けようとする第２バランサシャフト２１の回転変動速度Vb1をオイルポンプの回転変動速度Vo1により減少させることができる。したがって、最大の駆動歯面相対距離はバックラッシュよりも小さくできるので、第１バランサギヤ歯面１２ｂと第２バランサギヤ歯面２２ｂとの衝突が起きず、歯打ち音の発生の回数を低減することができる。また、ギヤの衝突による劣化を抑えることができる。
【実施例２】
【００３０】
本実施例のバランサ装置の構成要素は、実施例１のバランサ装置の構成要素と同様であるものの、第１バランサギヤ１２と第２バランサギヤ２２との噛み合せ方が異なる。すなわち、本実施例においてはオイルポンプの回転変動速度の位相をエンジンの回転変動速度の位相に対して270[deg]進めて、第２バランサシャフト２１とオイルポンプ２を結合する
【００３１】
なお、実施例１と同様の構成については実施例１と同一の符号を付してそれらの説明を省略する。
【００３２】
次に、作用を説明する。
【００３３】
エンジンが駆動するとクランクシャフトを介して、第１バランサシャフト１１に動力が伝達される。第１バランサシャフト１１に伝達された動力は、図２（ａ）の第１バランサギヤ１２と第２バランサギヤ２２との噛み合い部分の拡大図が示すように、第１バランサギヤ１２歯面のギヤ回転正方向側の第１バランサギヤ歯面１２ａが、第２バランサギヤ２２歯面のギヤ回転負方向側の第２バランサギヤ歯面２２ａに接触して動力を伝達する。エンジンの回転数変動が生じたときには、図２（ｂ）が示すように第１バランサギヤ歯面１２ａと第２バランサギヤ歯面２２ａとが接触せず隙間が空くことがある。以下ではこの隙間の距離を駆動面相対距離とする。第２バランサギヤ２２に伝達された動力は、第２バランサシャフト２１を介してオイルポンプ２を駆動する。
【００３４】
このとき、第１バランサシャフト１１と第２バランサシャフト２１は互いに反対方向に回転され、第１バランサシャフトに設けられた第１バランサウェイト１１ａと第２バランサウェイト２１ａとの回転慣性により、エンジンから発生する振動が抑制される。
【００３５】
図３は第１バランサシャフト１１の回転角度と、エンジンの回転変動速度、オイルポンプの回転変動速度との関係を示したグラフであり、実線がエンジンの回転変動速度Veを、二点鎖線が本実施例２におけるオイルポンプの回転変動速度Vo3を示し、オイルの回転変動速度Vo3の位相はエンジンの回転変動速度Veの位相に対し270[deg]進んだ位相となる。
【００３６】
図６は本実施例における第１バランサシャフト１１の回転角度と、クランクシャフトの回転変動速度Vc1と第２バランサシャフトの回転変動速度Vb1と、の関係を示した図であり、図６（ａ）では更に第１バランサシャフト１１の回転角度と、歯面１２ａと歯面２１ａとの駆動面相対距離Dt3の関係を示し、図6（ｂ）では更に第１バランサシャフト１１の回転角度と、第１バランサギヤ１２の歯と第２バランサギヤ２２の歯が接触するときに生じる歯打ち力Ft3と、の関係を示す。第１バランサシャフト１１の角度はクランクシャフトの回転変動速度が0で角加速度が正のときを0[deg]としている。なお、クランクシャフトと、第１バランサシャフト１１、第１バランサギヤ１２との回転変動速度はほぼ等しく、また第２バランサシャフト２１と第に２バランサギヤ２２との回転変動速度は等しい。
【００３７】
クランクシャフトの回転変動速度Vc3はエンジンの回転変動速度Veと同様の位相変化を生じるが、第２バランサシャフト２１の回転変動速度Vb3は、第２バランサシャフト２１の慣性力とオイルポンプ２の回転変動速度Vb3によりクランクシャフトの回転変動速度Vc1と異なる位相変化が生じる。つまり、第１バランサギヤ１２と第２バランサギヤ２２は、常に一定の回転速度で回転はせず、場合によっては歯面同士が離れたり、歯打ちを生じたりすることがある。以下、このクランクシャフトの回転変動速度Vc3と第２バランサシャフトの回転変動速度Vb3とについて詳しく述べる。
【００３８】
第１バランサシャフト１１の回転角度が0[deg]以上90[deg]以下では、第１バランサギヤ歯面１２ａが第２バランサギヤ歯面２２ａを接触しながら駆動するので、第２バランサシャフト２１はクランクシャフトの回転変動速度に追従して回転する。第１バランサシャフト１１の回転角度が90[deg]を超え270[deg]以下では、クランクシャフトの回転変動速度Vc3はエンジンの回転変動速度Veの下降により減少する。第２バランサシャフトの回転変動速度Vb3は第２バランサシャフト２１の回転慣性力により回転変動速度を保とうとするが、オイルポンプ２の回転変動速度の下降により減少する。本実施例２ではエンジンの回転変動速度Veが減少し始めるときに、オイルポンプの回転変動速度Vo3が最も減速するように位相を合わせているので、第２バランサシャフトの回転変動速度Vb3の減少は、実施例１の場合と比べて大きくなる。そのため、第１バランサギヤ歯面１２ａより第２バランサギヤ歯面２２ａの方が先行し、駆動歯面相対距離Dt3は増加するが、その最大距離は実施例１の場合と比べて小さくなる。第１バランサシャフト１１の回転角度が270[deg]を超え310[deg]未満までは、クランクシャフトの回転変動速度Vc3が上昇し、第２バランサシャフト２１の回転変動速度Vb1は、第２バランサギヤ２２の歯が第１バランサギヤ１２の歯と接触していないため減少を続け、駆動歯面相対距離Dt3は減少する。第１バランサシャフト１１の回転角度が310[deg]のときに駆動歯面相対距離Dt3が0となり、このとき第１バランサギヤ１２の第１バランサギヤ歯面１２ａと第２バランサギヤ２２の第２バランサギヤ歯面２２ａとの接触により歯打ち力Ft3が発生する。以降360[deg]ごとに上記の現象を繰り返す。
【００３９】
なお、本実施例２の説明に用いた図６は説明のために強調や省略して示した部分もあり、それぞれの関係を精確に示すものではない。
【００４０】
次に本実施例のバランサ装置の効果を説明する。
【００４１】
（３）エンジンの回転変動速度Veの位相に対して、オイルポンプの回転変動速度Vo3の位相が270[deg]進むように第１バランサギヤ１２と第２バランサギヤ２２とを噛み合せたので、クランクシャフトの回転変動速度Vc1が下降し始めるときにオイルポンプの回転変動速度Vo1が最も下降するので、慣性力により一定回転変動速度を続けようとする第２バランサシャフト２１の回転変動速度Vb1をオイルポンプの回転変動速度Vo1によりより減少させることができる。したがって、衝突時の速度差を小さくできるので、歯打ち力Ft1を小さくすることができ歯打ち音が低減される。また、ギヤの衝突による劣化を抑えることができる。
【００４２】
以上、第１発明のバランサ装置を実施例１に基づき、第２発明のバランサ装置を実施例２に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加は許容される。
【産業上の利用可能性】
【００４３】
本願は、2つ以上のギヤの間で歯打ちを減少させる構造において利用できる。
【図面の簡単な説明】
【００４４】
【図１】バランサ装置を示す図である。
【図２】第１バランサギヤと第２バランサギヤとの噛み合い部分の拡大図である。
【図３】第１バランサシャフトと、エンジンの回転変動速度及びオイルポンプの回転変動速度との関係を示す図である。
【図４】実施例１に係る、第１バランサシャフトと、クランクシャフトの回転変動速度、第２バランサシャフトの回転変動速度、駆動歯面相対距離及び歯打ち力との関係を示す図である。
【図５】実施例１との比較のための、第１バランサシャフトと、クランクシャフトの回転変動速度、第２バランサシャフトの回転変動速度、駆動歯面相対距離及び歯打ち力との関係を示す図である。
【図６】実施例２に係る、第１バランサシャフトと、クランクシャフトの回転変動速度、第２バランサシャフトの回転変動速度、駆動歯面相対距離及び歯打ち力との関係を示す図である。
【符号の説明】
【００４５】
１  バランサハウジング
２  オイルポンプ
１１  第１バランサシャフト
１２  第１バランサギヤ
２１  第2バランサシャフト
２２  第2バランサギヤ
【図１】
2006046456.tif 000003
【図２】
2006046456.tif 000004
【図３】
2006046456.tif 000005
【図４】
2006046456.tif 000006
【図５】
2006046456.tif 000007
【図６】
2006046456.tif 000008