(57)【要約】【課題】  チェーンを介して第１バランサギヤに動力を入力するバランサ装置において、チェーンの共振による第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】  エンジン８が発生する振動の基本次数成分と、チェーン３の固有振動成分とが一致しないように、テンション荷重を調節するようにした。【選択図】        図１
2009030627.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
原動機からの動力を伝達する動力伝達ギヤと、
一端に巻回帯を介して前記動力伝達ギヤと接続する動力被伝達ギヤを有し、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第２バランサシャフトと、
前記巻回帯に荷重を付与するテンショナと、
を有するバランサ装置において、
前記原動機の回転数から共振が発生することを予測または検出する共振判断手段と、
前記共振が発生することを予測または検出すると、前記荷重を変更するテンション変更手段と、
を備えたことを特徴とするバランサ装置。
【請求項２】
請求項１に記載のバランサ装置において、
前記テンショナは、前記原動機の回転数が大きくなるほど前記荷重が大きくなる手段であって、
前記テンション変更手段は、前記原動機の回転数が設定値以上になると、前記荷重を低下させることを特徴とするバランサ装置。
【請求項３】
請求項１または請求項２に記載のバランサ装置において、
前記原動機からの動力に応じて圧油を発生するオイルポンプを有し、
前記テンショナは、前記オイルポンプから供給される前記圧油によって前記荷重を発生させる手段であって、
前記テンション変更手段は、前記オイルポンプから前記テンショナに供給される圧油を排出して前記荷重を調節する手段であることを特徴とするバランサ機構。
【請求項４】
請求項１または請求項２に記載のバランサ装置において、
負圧を発生させる負圧発生手段と、
前記テンショナを前記巻回帯側に付勢して前記荷重を発生させる付勢手段と、
を有し、
前記テンション変更手段は、前記テンショナに負圧を作用させて前記荷重を調節する手段であることを特徴とするバランサ装置。
【請求項５】
原動機からの動力を伝達する動力伝達ギヤと、
一端に巻回帯を介して前記動力伝達ギヤと接続する動力被伝達ギヤを有し、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第２バランサシャフトと、
前記巻回帯に荷重を付与するテンショナと、
を有するバランサ装置において、
前記原動機の振動の基本次数成分と、前記巻回帯の固有振動成分とが近似した場合、前記荷重を調節し、前記巻回帯の共振点を移動させる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、特許文献１に記載の技術が開示されている。この公報では、第１バランサシャフトに設けられた第１バランサギヤと、第２バランサシャフトに設けられた第２バランサギヤとのバックラッシュを所定回転数における回転変動の角変位量よりも大きく設定している。そのため、所定回転数よりも高回転の範囲では、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。また、所定回転数よりもり低回転の範囲では、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、角加速度が小さいため歯打ちの衝撃を小さくできる。
【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、クランク軸からチェーン等の巻回帯を介して第１バランサシャフトを駆動している場合、チェーンの共振によって第１バランサシャフトへ入力される回転変動が増幅され。歯打ち音が増大することがあるといった問題があった。
【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、巻回帯を介して第１バランサギヤに動力を入力するバランサ装置において、巻回帯の共振による第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、本発明では、原動機の回転数から共振が発生することを予測または検出する共振判断手段と、共振が発生することを予測または検出すると、荷重を変更するテンション変更手段と、を備えた。
【発明の効果】
【０００６】
そのため、巻回帯の共振点が移動するため、巻回帯の共振の発生を防止したり、共振の発生時間を短くしたりすることが可能となる。よって、巻回帯から第１バランサシャフトへの振動の伝達を抑制することができ、第１バランサギヤと第２バランサギヤとの歯打ち音の発生を抑制することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００７】
以下、本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および実施例２において図面に基づき説明する。
【実施例１】
【０００８】
まず、構成を説明する。
［全体構成］
図１は実施例１のバランサ装置１とその他の装置の全体構成を示す模式図である。エンジン８からの動力はチェーン３を介してバランサ装置１に伝達されている。バランサ装置１に伝達された動力はオイルポンプ６に入力されて、この動力によりオイルポンプ６が駆動される。そのため、オイルポンプ６が吐出する圧油は、エンジン回転数が高くなるほど多くなる。オイルポンプの駆動により発生した圧油はテンショナ５に供給されて、チェーン３の張り具合を調節する方向に付与する荷重（以下、テンショナ荷重と称する）を発生させる。なお、実施例１ではエンジン８は４気筒エンジンである。また、エンジン８は本発明の原動機に相当する。
【０００９】
［バランサ装置の構成］
図２は本発明のバランサ装置１の斜視図である。バランサ装置１は、第１バランサシャフト１０と第２バランサシャフト２０から構成されている。第１バランサシャフト１０と第２バランサシャフト２０は、バランサハウジング４に回転自在に支持されている。
第１バランサシャフト１０は一端に動力被伝達ギヤ１２を有しており、この動力被伝達ギヤ１２はチェーン３を介して、エンジン８からの動力を伝達する動力伝達ギヤ２と接続している。第２バランサシャフト２０の一端は図示しないオイルポンプが接続される。第１バランサシャフト１０の他端と第２バランサシャフト２０の他端は、それぞれ互いに噛み合う第１バランサギヤ１１と第２バランサギヤ２１が設けられている。
【００１０】
第１バランサシャフト１０と第２バランサシャフト２０の中央部付近にはそれぞれ第１バランサウェイト１３、第２バランサウェイト２３が設けられている。この第１バランサウェイト１３と第２バランサウェイト２３とによって、第１バランサシャフト１０と第２バランサシャフト２０のぞれぞれの重心は回転中心位置からずれた位置となる。エンジン８からの動力が伝達されると、第１バランサシャフト１０と第２バランサシャフト２０は互いに反対方向に回転され、第１バランサウェイト１３と第２バランサウェイト２３との回転慣性により、エンジンが発生する振動を抑制する。
チェーン３は、動力伝達ギヤ２と動力被伝達ギヤ１２との間に巻回されており、テンショナ５のプランジャ５０によってテンショナ荷重が付与される。
【００１１】
［テンショナの構成］
図３はテンショナ５の模式図である。テンショナ５は、プランジャスプリング５１とプランジャ圧室５９内の圧油によって、プランジャ５０にテンショナ荷重を発生させる。プランジャ圧室５９は一端に開口部を有し、この開口部にはプランジャ５０がプランジャ圧室５９に挿入されている。プランジャスプリング５１は一端はプランジャ５０と接続され、他端はプランジャ圧室５９の他端と接続される。圧油はエンジン８により駆動されるオイルポンプ６によって供給される。プランジャ圧室５９とオイルポンプ６との間には、供給油路５２が設けられている。この供給油路５２を介してオイルポンプ６からプランジャ圧室５９に圧油が供給される。またプランジャ圧室５９には排出油路５３が設けられている。
【００１２】
供給油路５２と排出油路５３には油圧ライン切替バルブ５６が設けられている。この油圧ライン切替バルブ５６は、一端にリターンスプリング５７が設けられており、他端にはバルブ圧室５８が設けられている。バルブ圧室５８にはオイルポンプ６からの圧油が供給される。オイルポンプ６が駆動していないとき、または駆動していてもバルブ圧室５８の圧油による付勢力がリターンスプリング５７の付勢力よりも小さいときには、リターンスプリング５７によって油圧ライン切替バルブ５６は供給油路５２を連通し、排出油路５３を遮断する位置に配置される。また、オイルポンプ６が駆動しバルブ圧室５８の圧油による付勢力がリターンスプリング５７の付勢力よりも大きいときには、リターンスプリング５７によって油圧ライン切替バルブ５６は供給油路５２を遮断し、排出油路５３を連通する位置に配置される。
【００１３】
油圧ライン切替バルブ５６およびリターンスプリング５７は、エンジン８の振動の基本次数成分とチェーン３の固有振動成分とが一致することで共振が発生すると予測または判断されるエンジン回転数のときにオイルポンプ６から供給される圧油によって、油圧ライン切替バルブ５６が供給油路５２を遮断し、排出油路５３を連通するように設定される。なお、油圧ライン切替バルブ５６およびリターンスプリング５７は、本発明の共振判断手段に相当する。
【００１４】
また排出油路５３にはチェックバルブ５４が設けられており、チェックバルブスプリング５５によって排出油路５３を遮断する方向に付勢されている。チェックバルブ５４は、排出油路５３の圧油の圧力が所定圧よりも高いときに開放し、プランジャ圧室５９を一定に保つ。なお、このチェックバルブ５４およびチェックバルブスプリング５５は、本発明のテンション変更手段に相当する。
【００１５】
［チェーンの共振による歯打ち音の増加］
エンジン８の振動とチェーン３の固有振動数が一致するとチェーン３が共振し、第１バランサシャフト１０に共振した振動が伝達して、第１バランサギヤ１１と第２バランサギヤ２１との歯打ち音が増大することがある。
【００１６】
図４はエンジン回転数Neに対するチェーン３が共振を起こすエンジン回転数NeSを示すグラフである。エンジン８の振動数はエンジン回転数Neによって決定される。例えば４気筒のエンジン８の回転数が3000[rpm]のときには、発生する振動数は100[Hz]となる。
チェーン３の固有振動数は、テンショナ荷重が大きいほど高くなる。また、テンショナ荷重はオイルポンプ６からの圧油によって発生しているため、エンジン回転数Neが大きいほどテンショナ荷重は高くなる。よって、図４に示すようにエンジン回転数Neが大きくなるほど、チェーン３の固有振動と一致するエンジン回転数NeSは高くなる。ところで、一般にエンジン回転数Neの増加率に対して、チェーン３の固有振動と一致するエンジン回転数NeSの増加率は小さい。そのためエンジン回転数Ne1のときに、チェーン３の固有振動と一致し、チェーン３が共振を起こしてしまう。
【００１７】
図５はエンジン回転数に対する第１バランサシャフト１０の２次変動回転数を示すグラフである。図６はエンジン回転数に対するエンジン前方１[m]付近での騒音レベルを示すグラフである。エンジン８は４気筒エンジンであるため、クランクが１回転する毎に２回の爆発が行われ、発生する振動の基本次成分は２次成分となる。
【００１８】
図５に示すように、第１バランサシャフト１０の２次変動回転数は、エンジン回転数が3000[rpm]付近で急上昇する。これは、チェーン３の固有振動数がエンジン回転数3000[rpm]付近で一致し、共振により増幅した振動が第１バランサシャフト１０に入力されたためである。また図６に示すように、騒音レベルもエンジン回転数が3000[rpm]付近で急上昇する。これは、チェーン３の共振により増幅した振動が第１バランサシャフト１０に入力され、第１バランサギヤ１１と第２バランサギヤ２１との歯打ち音が大きくなるためである。
そこで実施例１では、エンジン８が発生する振動の基本次数成分と、チェーン３の固有振動成分とが近似した場合に、テンショナ荷重を低下させ、チェーン３の共振点がエンジン８の回転数より低くなるように調節した。
【００１９】
［歯打ち音の発生原理］
図７は、第１バランサギヤ１１と第２バランサギヤ２１との噛み合い部分付近の拡大図である。
エンジンが駆動するとエンジンの駆動力が動力伝達ギヤ２、チェーン３、動力被伝達ギヤ１２を介して、第１バランサシャフト１０に伝達される。第１バランサシャフト１０に伝達された動力は、第１バランサギヤ１１、第２バランサギヤ２１を介して第２バランサシャフト２０に伝達される。このとき図７（ａ）に示すように、第１バランサギヤ１１の回転正方向側の歯面である第１駆動歯面１１ａと第２バランサギヤの回転負方向側の歯面である第２駆動歯面２１ａとが接触して、第１バランサシャフト１０から第２バランサシャフト２０へ動力を伝達する。また、第１バランサギヤ１１の回転負方向側の歯面である第１非駆動歯面１１ｂと第２バランサギヤの回転正方向側の歯面である第２非駆動歯面２１ｂとは離れており、この距離がバックラッシュとなる。
【００２０】
第１バランサシャフト１０および第２バランサシャフト２０の回転速度は、第１バランサウェイト１３、第２バランサウェイト２３を有し、回転中心に対して重心がずれていることや、エンジンの回転変動によって一定していない。そのため第１バランサギヤ１１の回転速度が第２バランサギヤ２１の回転速度に対して遅くなると、図７（ｂ）に示すように第１駆動歯面１１ａと第２駆動は面２１ａとが離れてしまう。以下、第１駆動歯面１１ａと第２駆動は面２１ａとの距離を駆動歯面相対距離と称する。
【００２１】
第１バランサギヤ１１の回転速度が第２バランサギヤ２１の回転速度に対して遅れ続けると、第２非駆動歯面１１ｂが第１非駆動歯面２１ｂと接触して歯打ち音が発生する。一方、第１バランサギヤ１１の回転速度が第２バランサギヤ２１の回転速度よりも大きくなると、再び第１駆動歯面１１ａと第２駆動歯面２１ａとが接触して歯打ち音が発生する。
【００２２】
図８（ａ）は第１バランサシャフト１０の回転角度に対するクランク変動回転数Rc、第２バランサシャフト変動回転数R2、駆動歯面相対距離Dtを示すグラフである。また、図８（ｂ）は第１バランサシャフト１０の回転角度に対するクランク変動回転数Rc、第２バランサシャフト変動回転数R2、歯打ち力Ftを示すグラフである。以下では、第１バランサシャフト１０はクランクとチェーン３を介して接続しているため、クランク変動回転数Rcと第１バランサシャフト変動回転数R1とは一致しているとして説明する。厳密には、第１バランサシャフト１０には後述するチェーン３の振動による変動回転数が入力されるため、クランクの回転変動と第１バランサシャフト１０の回転変動とは一致しない。また第１バランサシャフト１０の回転角度は、クランクの変動回転数が0[rpm]であって角加速度が正であるときを0[deg]として設定している。
【００２３】
第１バランサシャフト１０の変動回転数の変化と、第２バランサシャフト２０の変動回転数の変化が異なるため、駆動歯面相対距離Dtは0[μm]〜20[μm]の範囲で変化する。20[μm]はバックラッシュの幅である。歯打ち音は、駆動歯面相対距離Dtが0[μm]となったときに第１バランサギヤ１１の第１駆動歯面１１ａと第２バランサギヤ２１の第２駆動歯面２１ａとが接触し、駆動歯面相対距離Dtが20[μm]となったときに第１バランサギヤ１１の第１非駆動歯面１１ｂと第２バランサギヤ２１の第２非駆動歯面２１ｂとが接触することにより発生する。
【００２４】
図８に示す区間Aでは、第１バランサギヤ１１の第１駆動歯面１１ａが第２バランサギヤ２１の第２駆動歯面２１ａと接触して動力を伝達する。点Bにおいて第１バランサシャフト１０の変動回転数の変化が正から負となるため、第１バランサギヤ１１の第１駆動歯面１１ａが第２バランサギヤ２１の第２駆動歯面２１ａから離れる。区間Cでは第２バランサシャフト２０の変動回転数の減少に対し、第１バランサシャフト１０の変動回転数の減少が大きいため、駆動歯面相対距離Dtが大きくなる。点Eにおいて駆動歯面相対距離Dtが20[μm]となり、第１バランサギヤ１１の第１非駆動歯面１１ｂと第２バランサギヤ２１の第２非駆動歯面２１ｂとが接触する。第１バランサギヤ１１の第１非駆動歯面１１ｂと第２バランサギヤ２１の第２非駆動歯面２１ｂとが接触すると、第２バランサシャフト２０の変動回転数は、第１バランサシャフト１０の変動回転数と一致して点Gまで急減少する。
【００２５】
区間Hでは、第１バランサギヤ１１の第１非駆動歯面１１ｂと第２バランサギヤ２１の第２非駆動歯面２１ｂとが接触して回転する。点Iにおいて第１バランサシャフト１０の変動回転数が変化が負から正となるため、第１バランサギヤ１１の第１非駆動歯面１１ｂが第２バランサギヤ２１の第２非駆動歯面２１ｂから離れる。区間Jでは第２バランサシャフト２０の変動回転数は減少するのに対し、第１バランサシャフト１０の変動回転数が増加するため、駆動歯面相対距離Dtが小さくなる。点Kにおいて駆動歯面相対距離DtがO[μm]となり、第１バランサギヤ１１の第１駆動歯面１１ａと第２バランサギヤ２１の第２駆動歯面２１ａとが接触する。第１バランサギヤ１１の第１駆動歯面１１ａと第２バランサギヤ２１の第２駆動歯面２１ａとが接触すると、第２バランサシャフト２０の変動回転数は、第１バランサシャフト１０の変動回転数と一致して点Lまで急増加する。
【００２６】
図８（ｂ）に示すように、第１バランサギヤ１１の第１非駆動歯面１１ｂと第２バランサギヤ２１の第２非駆動歯面２１ｂとが接触するとき（点E,G）、第１バランサギヤ１１の第１駆動歯面１１ａと第２バランサギヤ２１の第２駆動歯面２１ａとが接触するとき（点K,L）において歯打ち力Ftが発生し歯打ち音が発生する。
【００２７】
[実施例１の構成に基づく作用]
図９はテンショナ５の作用を示す図であり、図１０はエンジン回転数と、テンショナ荷重との関係を示すグラフである。図９の色が濃い部分は圧油が供給されている部分を示す。図１０の示す区間（ａ），（ｂ），（ｃ）はそれぞれテンショナ５が図９（ａ），（ｂ），（ｃ）に示す状態にあるときのテンショナ荷重を示す。
【００２８】
図９（ａ）はエンジン回転数が比較的低く、オイルポンプ６からテンショナ５に供給される圧油が少ないときのテンショナ５の状態を示す。このとき油圧ライン切替バルブ５６に作用する力は、バルブ圧室５８の圧油による力に対して、リターンスプリング５７の付勢力の方が大きいため、供給油路５２は連通し排出油路５３は遮断される。そのため、図１０の区間（ａ）に示すように、エンジン回転数の上昇に応じてテンショナ荷重が上昇する。
【００２９】
図９（ｂ）はエンジン回転数が比較的高く、オイルポンプ６からテンショナ５に供給される圧油が多いときのテンショナ５の状態を示す。このとき油圧ライン切替バルブ５６に作用する力は、バルブ圧室５８の圧油による力に対して、リターンスプリング５７の付勢力の方が小さいため、供給油路５２は連通し排出油路５３は遮断される。排出される圧油によって、チェックバルブ５４は排出油路５３を開放する。そのため、図１０の区間（ｂ）に示すように、テンショナ荷重が急減する。
【００３０】
図９（ｃ）はエンジン回転数が更に高く、オイルポンプ６からテンショナ５に供給される圧油が多いときのテンショナ５の状態を示す。このとき油圧ライン切替バルブ５６に作用する力は、バルブ圧室５８の圧油による力に対して、リターンスプリング５７の付勢力の方が小さいため、供給油路５２は連通し排出油路５３は遮断され続ける。プランジャ圧室５９の圧力はチェックバルブスプリング５５の付勢力より小さいため、チェックバルブ５４は排出油路５３を遮断する。そのため、図１０の区間（ｃ）に示すように、テンショナ荷重は一定となる。
【００３１】
図１１は、エンジンが発生する振動の基本次数成分とチェーンの固有振動成分とが一致するエンジン回転数においてプランジャ圧室５９の圧油を排出させた場合と、圧油を排出させなかった場合とを比較する図である。図１１（ａ）では、実線は圧油を排出させた場合のチェーン３の共振点を示し、点線は圧油を排出させなかった場合のチェーン３の共振点を示す。また、図１１（ｂ）では、実線は圧油を排出させた場合のテンショナ荷重の変化を示し、点線は圧油を排出させなかった場合のテンショナ荷重の変化を示す。
【００３２】
図１１（ａ），（ｂ）に示すように、圧油を排出させない場合には、エンジン回転数3000[rpm]を超えるとチェーン３が共振を始める。特にエンジン回転数3000[rpm]付近は自動車が一定速で走行するときのエンジン回転数と一致し、チェーン３の共振が長時間続くこととなる。一方、チェーン３が共振を始めるエンジン回転数3000[rpm]付近で圧油を排出しテンショナ荷重を低下させる場合、チェーン３の共振点がエンジン回転数3000[rpm]より大きい位置から小さい位置へ移動する。そのため、チェーン３の共振点が移動するときにエンジンの回転数とチェーン３の共振点とが一致することがあるが、一致する時間は極短時間である。よって、チェーン３から第１バランサシャフト１０への振動の伝達を抑制することができ、第１バランサギヤ１１と第２バランサギヤ２１との歯打ち音の発生を抑制することができる。
【００３３】
また、エンジン８が発生する振動の基本次数成分と、チェーン３の固有振動成分とが一致しないようにするために、テンショナ荷重を低下させるようにした。エンジン８が発生する振動の基本次数成分と、チェーン３の固有振動成分とが一致しないようにするためには、テンショナ荷重を増加させるようにしても良い。しかしながら、テンショナ荷重を増加させようとすると、エンジン８により駆動するオイルポンプ６以外に、電動オイルポンプ等の他の付勢手段を備える必要があった。実施例１では、プランジャ圧室５１の圧油を排出するという簡単な構成によって、エンジン８が発生する振動の基本次数成分と、チェーン３の固有振動成分とが一致しないようにすることを実現できる。
【００３４】
［実施例１の効果］
次に実施例１の効果について述べる。
（１）エンジン８からの動力を伝達する動力伝達ギヤ２と、一端にチェーン３を介して動力伝達ギヤ２と接続する動力被伝達ギヤ１２を有し、他端に第１バランサギヤ１１を有する第１バランサシャフト１０と、一端に第１バランサギヤ１１と噛み合う第２バランサギヤ２１を有する第２バランサシャフト２０と、チェーン３の張り具合を調節する方向にテンショナ荷重を付与するテンショナ５と、を有するバランサ装置１において、エンジン８の回転数から、共振が発生する回転数となることを判断する油圧ライン切替バルブ５６およびリターンスプリング５７と、共振が発生すると判断するとテンショナ荷重を変更するチェックバルブ５４およびチェックバルブスプリング５５とを備えた。
【００３５】
そのため、チェーン３の共振点が移動するとため、チェーン３の共振の発生を防止することが可能となる。よって、チェーン３から第１バランサシャフト１０への振動の伝達を抑制することができ、第１バランサギヤ１１と第２バランサギヤ２１との歯打ち音の発生を抑制することができる。
【００３６】
（２）テンショナ５は、エンジン８の回転数が大きくなるほどチェーン３に付与するテンショナ荷重が大きくなる手段であって、チェックバルブ５４およびチェックバルブスプリング５５は、エンジン８の回転数が設定値以上になるとテンショナ荷重を低下させるようにした。
テンショナ荷重を増加させるためには新たにテンショナ荷重を発生させるためにエネルギが必要となるが。テンショナ荷重を低下させるためにはテンショナ荷重を増加させるときに比べてエネルギが必要ない。そのため、エネルギ消費を抑制することができる。
【００３７】
（３）エンジン８からの動力に応じて圧油を発生するオイルポンプ６を有し、テンショナ５は、オイルポンプ６から供給される圧油によってテンショナ荷重を発生させる手段であって、チェックバルブ５４およびチェックバルブスプリング５５は、オイルポンプ６からテンショナ５に供給される圧油を排出してテンショナ荷重を調節する手段とした。
よって、圧油を排出するという簡単な構成によってテンショナ荷重を調節することが可能となり、装置全体の大きさ、コストの抑制できる。
【実施例２】
【００３８】
実施例１では、テンショナ５はオイルポンプ６が発生する圧油によってテンショナ荷重を発生させ、圧油を排出することによってテンショナ荷重を調整していた。これに対し、実施例２では、テンショナ５はスライド板スプリング６３およびプランジャスプリング６１によってテンショナ荷重を発生させ、スライド板スプリング６３が取り付けられたスライド板６２に負圧を作用させることによってテンショナ荷重を調整する点において異なる。
次に実施例２の構成について説明する。実施例１と同様の構成は同一の符号を付して説明を省略する。
【００３９】
［テンショナの構成］
図１２は実施例２のテンショナ５の構成を示す模式図である。テンショナ５はプランジャスプリング６１とスライド板スプリング６３によって、プランジャ５０にテンショナ荷重を発生させる。プランジャ室６９は一端に開口部を有し、プランジャ室６９内にスライド板スプリング６３とスライド板６２とプランジャスプリング６１が収装されている。プランジャ室６９の開口部にはプランジャ６０がプランジャ室６９に挿入されている。プランジャスプリング６１は一端がプランジャ６０と接続されて、他端はスライド板６２と接続されている。またスライド板スプリング６３は、一端がスライド板６２に接続されて、他端がプランジャ室６９の他端に接続されている。
【００４０】
プランジャ室６９の他端側には吸気通路６４を介してエンジン８の負圧タンク６８と接続されている。吸気通路６４には大気開放した大気通路６５が接続され、吸気通路６４と大気通路６５との接続部分に、負圧タンク６８と吸気通路６４または負圧タンク６８と大気通路６５との接続を切り替える切替バルブ６６が設けられる。この切替バルブ６６は、コントローラ６７によって制御される。
【００４１】
［共振判断・テンション変更処理］
図１３は、コントローラ６７において行われる処理の流れを示すフローチャートである。
ステップＳ１では、現在のエンジン回転数を読み込み、ステップＳ２へ移行する。
ステップＳ２では、現在のテンショナ荷重を読み込み、ステップＳ３へ移行する。
ステップＳ３では、現在のテンショナ５荷重に応じてチェーン３が共振を始めるエンジン回転数を算出する。
【００４２】
ステップＳ４では、現在のエンジン回転数と、チェーン３が共振を始めるエンジン回転数とが一致したか否かを判断して、一致した場合にはステップＳ５へ移行し、一致しなかった場合には処理を終了する。
ステップＳ５では、切替バルブ６６を制御して、負圧タンク６８と吸気通路６４とを接続する。
【００４３】
[実施例２の構成に基づく作用]
図１４はテンショナ５の作用を示す図であり、図１５はエンジン回転数と、テンショナ荷重との関係を示すグラフである。図１４の色が濃い部分は負圧が作用している部分を示す。図１５の示す区間（ａ），（ｂ）はそれぞれテンショナ５が図９（ａ），（ｂ）に示す状態にあるときのテンショナ荷重を示す。
【００４４】
図１４（ａ）は負圧タンク６８と大気通路６５とが接続されているときのテンショナ５の状態を示す。このときテンショナ荷重は、プランジャスプリング６１とスライド板スプリング６３によって発生する。図１４（ｂ）は負圧タンク６８と吸気通路６４とが接続されているときのテンショナ５の状態を示す。このときスライド板６２は負圧によって、スライド板スプリング６３側に移動し、スライド板スプリング６３を押圧するため、テンショナ荷重は、プランジャスプリング６１のみによって発生する。
コントローラ６７は、現在のエンジン回転数と、チェーン３が共振を始めるエンジン回転数とが一致したと判断すると、切替バルブ６６を切り替えて負圧タンク６８と吸気通路６４とを接続し、図１５に示すようにテンショナ荷重を低下させる。
【００４５】
負圧をスライド板６２側に作用させ、プランジャスプリング６１とスライド板スプリング６３とによって発生させている状態からプランジャスプリング６１のみで発生させる状態へ変化させることによって、テンショナ荷重を調節することが可能となる。そのためテンショナ荷重を増加させてテンション荷重を変化させる場合に対して、新たにテンション荷重を発生させる機構を要しない。よって、エンジン８が発生する振動の基本次数成分と、チェーン３の固有振動成分とが一致しないようにテンション荷重を調節することを、負圧を作用させるという簡単な構成によって実現できる。
【００４６】
［実施例２の効果］
次に実施例２の効果について述べる。
（４）負圧を発生させる負圧タンク６８と、プランジャ６０およびスライド板６２をチェーン３側に付勢してテンショナ荷重を発生させるプランジャスプリング６１およびスライド板スプリング６３とを有し、コントローラ６７は、スライド板６２に負圧を作用させてテンション荷重を調節する手段とした。
【００４７】
よって、エンジン８が発生する振動の基本次数成分と、チェーン３の固有振動成分とが一致しないようにテンション荷重を調節することを、負圧を作用させるという簡単な構成によって実現できる。
【００４８】
以上、本発明のバランサ装置を実施例１および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。
【図面の簡単な説明】
【００４９】
【図１】実施例１のバランサ装置の全体構成を示す模式図である。
【図２】実施例１のバランサ装置の斜視図である。
【図３】実施例１のテンショナの模式図である。
【図４】実施例１のエンジン回転数に対するチェーンが共振を起こすエンジン回転数を示すグラフである。
【図５】実施例１のエンジン回転数に対する第１バランサシャフトの２次変動回転数を示すグラフである。
【図６】実施例１のエンジン回転数に対するエンジン前方１[m]付近での騒音レベルを示すグラフである。
【図７】実施例１の第１バランサギヤと第２バランサギヤとの噛み合い部分付近の拡大図である。
【図８】実施例１のクランク変動回転数、第２バランサシャフト変動回転数、駆動歯面相対距離、歯打ち力を示すグラフである。
【図９】実施例１のテンショナの作用を示す図である。
【図１０】実施例１のエンジン回転数と、テンショナ荷重との関係を示すグラフである。
【図１１】実施例１のプランジャ圧室の圧油を排出させた場合と、圧油を排出させなかった場合とを比較する図である。
【図１２】実施例２のテンショナの構成を示す模式図である。
【図１３】実施例２コントローラにおいて行われる処理の流れを示すフローチャートである。
【図１４】実施例２のテンショナの作用を示す図である
【図１５】実施例２のテンショナ荷重との関係を示すグラフである。
【符号の説明】
【００５０】
１    バランサ装置
３    チェーン
５    テンショナ
６    オイルポンプ
８    エンジン
１０    第１バランサシャフト
１１    第１バランサギヤ
２０    第２バランサシャフト
２１    第２バランサギヤ
５０    プランジャ
５１    プランジャスプリング
５１    プランジャ圧室
５４    チェックバルブ
５５    チェックバルブスプリング
５６    油圧ライン切替バルブ
５７    リターンスプリング
６０    プランジャ
６１    プランジャスプリング
６２    スライド板
６３    スライド板スプリング
６４    吸気通路
６５    大気通路
６６    切替バルブ
６７    コントローラ
６８    負圧タンク
【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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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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