JP2018096213A

JP2018096213A - Balance device of internal combustion engine

Info

Publication number: JP2018096213A
Application number: JP2016238605A
Authority: JP
Inventors: 神庭　千佳; Chika Kanba; 千佳神庭; 神山　栄一; Eiichi Kamiyama; 栄一神山
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2016-12-08
Filing date: 2016-12-08
Publication date: 2018-06-21

Abstract

【課題】バランス軸の回転速度が不等速であることやロッドに作用する曲げ荷重を要因として、回転部分や可動部分に設けられた隙間の大きさが変化することを抑制もしくは回避することができる内燃機関のバランス装置を提供する。【解決手段】バランス軸６と、前記バランス軸６と一体となって回転する偏心ウェイト７と、一方の端部が前記クランク軸６の回転中心６ａから偏心した位置に相対回転可能に連結されたロッド１０と、前記バランス軸６の前記回転中心６ａを挟んで前記偏心ウェイト７の反対側の位置に前記バランス軸６の半径方向に向けて形成された摺動溝１８と、前記摺動溝１８に挿入され、かつ前記ロッド１０の他方の端部に前記バランス軸６に向けて突出した第１軸部１７とを備え、前記第１軸部１７と前記摺動溝１８との接触面に緩衝材２１が設けられている。【選択図】図２[PROBLEMS] To suppress or avoid a change in the size of a gap provided in a rotating part or a movable part due to an uneven speed of a balance shaft and a bending load acting on a rod. Provided is a balance device for an internal combustion engine. A balance shaft, an eccentric weight that rotates integrally with the balance shaft, and one end of the balance shaft are connected to a position eccentric from a rotation center of a crankshaft so as to be relatively rotatable. The slide groove 18 formed in the radial direction of the balance shaft 6 at a position opposite to the eccentric weight 7 across the rotation center 6a of the balance shaft 6 and the slide groove 18 And a first shaft portion 17 projecting toward the balance shaft 6 at the other end of the rod 10, and buffering the contact surface between the first shaft portion 17 and the sliding groove 18. A material 21 is provided. [Selection] Figure 2

Description

この発明は、ピストンの往復運動に起因する振動を打ち消すための加振力を発生する内燃機関のバランス装置に関するものである。 The present invention relates to a balance device for an internal combustion engine that generates an excitation force for canceling vibration caused by reciprocation of a piston.

特許文献１には、ピストンの往復運動に起因する振動を抑制することを目的とした内燃機関のバランス装置が記載されている。この特許文献１に記載されたバランス装置では、それぞれ偏心バランスウェイトを備えた２本のバランス軸および中間軸が、レシプロ式の内燃機関のクランク軸と平行に配置されており、それら２本のバランス軸の間に設けられた歯車機構により、２本のバランス軸が互いに逆方向へ同じ回転数で回転する。また、クランク軸と中間軸との間に設けられた歯車機構により、クランク軸から中間軸へ回転数が２倍に増速されてトルクが伝達される。そして、この特許文献１に記載されたバランス装置は、２本のバランス軸のうちいずれか一方のバランス軸と中間軸との間に、偏心歯車や楕円歯車などを用いた不等速歯車機構が設けられており、バランス軸が中間軸と同じ回転数でかつ不等速で回転するように構成されている。 Patent Document 1 describes a balance device for an internal combustion engine for the purpose of suppressing vibration caused by reciprocating motion of a piston. In the balance device described in Patent Document 1, two balance shafts and intermediate shafts each having an eccentric balance weight are arranged in parallel with the crankshaft of a reciprocating internal combustion engine, and the balance between the two balance shafts is determined. By the gear mechanism provided between the shafts, the two balance shafts rotate in opposite directions at the same rotational speed. In addition, a gear mechanism provided between the crankshaft and the intermediate shaft increases the rotational speed from the crankshaft to the intermediate shaft by a factor of 2, and transmits torque. And the balance apparatus described in this patent document 1 has an inconstant speed gear mechanism using an eccentric gear or an elliptical gear between one of the two balance shafts and the intermediate shaft. The balance shaft is configured to rotate at the same rotational speed as the intermediate shaft and at an unequal speed.

特開２０１０−１６９０４５号公報JP 2010-169045 A

上記の特許文献１に記載されたバランス装置では、不等速歯車機構を用いてバランス軸を回転させることにより、ピストン・クランク機構から生じる振動の起振力とほぼ逆位相の加振力を発生することができ、それら起振力と加振力とをつり合わせることができる。すなわち、バランス装置で発生する加振力により、内燃機関の起振力を打ち消すことができる。そのため、特許文献１に記載されたバランス装置によれば、ピストンの往復運動に起因する内燃機関の振動を有効に抑制することができる。 In the balance device described in Patent Document 1 described above, an excitation force having a phase almost opposite to that of the vibration generated from the piston / crank mechanism is generated by rotating the balance shaft using an inconstant speed gear mechanism. It is possible to balance the excitation force and the excitation force. That is, the excitation force of the internal combustion engine can be canceled out by the excitation force generated by the balance device. Therefore, according to the balance device described in Patent Document 1, it is possible to effectively suppress the vibration of the internal combustion engine caused by the reciprocating motion of the piston.

しかしながら、特許文献１に記載されたバランス装置のように、バランス軸を駆動するための動力伝達に歯車を用いる場合は、クランク軸とバランス軸との間の距離が長いと、歯車の大径化や歯車機構の大型化を招いてしまう。その結果、内燃機関の小型化・軽量化を妨げてしまう。また、動力伝達に歯車を用いることにより、歯車の歯打ち音や噛み合い音に起因する騒音が発生してしまう。そこで、本願出願人は、特願２０１６−０９９０６７において、機構学上のスライダ・クランク機構や両クランク機構などのリンク装置を応用し、１本のロッド（連接棒）を用いてバランス軸を駆動するように構成したバランス装置を提案している。特にスライダ・クランク機構を利用したバランス装置は、クランク軸とそのロッドとによりスライダ・クランク機構を構成しており、すなわち、シリンダブロックには、バランス軸の回転軸線とクランク軸の回転軸線とを結ぶ直線に沿った摺動溝が形成され、ロッドの長手方向における中央部分には、上記の摺動溝に係合する突起部が形成されている。したがって、クランク軸が回転すると、ロッドの中央部分が、摺動溝に沿ってバランス軸の回転軸線とクランク軸の回転軸線とを結ぶ直線上を往復動する。このスライダ・クランク機構を用いたバランス装置によれば、上記の特許文献１に記載されたバランス装置のような歯車機構や不等速歯車機構を使用しないので、内燃機関の小型軽量化を妨げることなく、また、内燃機関の静粛性を低下させることなく、内燃機関の振動を効果的に抑制することができる。 However, when a gear is used for power transmission for driving the balance shaft as in the balance device described in Patent Document 1, if the distance between the crankshaft and the balance shaft is long, the diameter of the gear increases. And an increase in the size of the gear mechanism. As a result, the internal combustion engine is prevented from being reduced in size and weight. Further, by using a gear for power transmission, noise due to gear rattling noise and meshing noise is generated. Therefore, in the Japanese Patent Application No. 2006-099067, the applicant of the present application applies a link device such as a slider-crank mechanism or a double crank mechanism in terms of mechanism to drive the balance shaft using a single rod (connecting rod). A balance device configured as described above is proposed. In particular, a balance device using a slider / crank mechanism forms a slider / crank mechanism with a crankshaft and its rod. That is, the cylinder block connects the rotation axis of the balance shaft and the rotation axis of the crankshaft. A sliding groove along a straight line is formed, and a protrusion that engages with the sliding groove is formed at the central portion in the longitudinal direction of the rod. Therefore, when the crankshaft rotates, the central portion of the rod reciprocates on a straight line connecting the rotation axis of the balance shaft and the rotation axis of the crankshaft along the sliding groove. According to the balance device using the slider / crank mechanism, since the gear mechanism and the inconstant speed gear mechanism like the balance device described in Patent Document 1 are not used, the reduction in size and weight of the internal combustion engine is hindered. In addition, vibration of the internal combustion engine can be effectively suppressed without reducing the quietness of the internal combustion engine.

一方、上記のようなバランス装置は、バランス軸の回転速度が不等速となり、バランス軸に一体化された偏心ウェイトの角加速度に応じた加振力が内燃機関の振動に応じた周期で発生するように構成されている。また、クランク軸の回転によりロッドの中央部分が往復動し、そのロッドのバランス軸側の端部が回転運動することで、バランス軸にトルクを作用するように構成されている。バランス軸には、偏心ウェイトが連結されているため、その慣性は比較的大きくなる。したがって、ロッドのバランス軸に連結された端部には、バランス軸と偏心ウェイトとの慣性に応じた比較的大きな反力が作用することになる。つまり、ロッドには、曲げ荷重が作用する。そして、クランク軸とロッドとの取り付け部、ならびに、バランス軸とロッドとの取り付け部は相対回転するため、円筒軸（軸受）を設けることになる。さらに、このようなリンク装置は複数の回転部分や可動部分を有するため、実際の構造では回転部分や可動部分のそれぞれに不可避的な隙間（クリアランス）が設けられている。そして、上述したスライダ・クランク機構を幾何学的に正規な運動を実現させようとすると、その隙間は、より小さい方が好ましいものの、上述したような曲げ荷重によってロッドが変形する場合には、例えば、円筒軸の軸心がずれたり、もしくは、可動部分の軌道のずれが発生して、その隙間の大きさが変化するおそれがある。そのような場合には、その隙間が設けられた回転部分や可動部分での打音や振動が増大するおそれがあり、ひいてはスライダ・クランク機構の耐久性が低下するおそれがある。 On the other hand, in the balance device as described above, the rotation speed of the balance shaft becomes unequal, and the excitation force corresponding to the angular acceleration of the eccentric weight integrated with the balance shaft is generated in a cycle corresponding to the vibration of the internal combustion engine. Is configured to do. Further, the center portion of the rod is reciprocated by rotation of the crankshaft, and the balance shaft side end portion of the rod is rotationally moved, so that torque is applied to the balance shaft. Since an eccentric weight is connected to the balance shaft, its inertia becomes relatively large. Therefore, a relatively large reaction force corresponding to the inertia of the balance shaft and the eccentric weight acts on the end portion connected to the balance shaft of the rod. That is, a bending load acts on the rod. And since the attaching part of a crankshaft and a rod and the attaching part of a balance shaft and a rod rotate relatively, a cylindrical shaft (bearing) is provided. Further, since such a link device has a plurality of rotating parts and movable parts, in an actual structure, inevitable gaps (clearances) are provided in each of the rotating parts and the movable parts. When the above-described slider / crank mechanism is to achieve a geometrically normal motion, the gap is preferably smaller, but when the rod is deformed by the bending load as described above, for example, The axial center of the cylindrical shaft may be displaced, or the trajectory of the movable part may be displaced, and the size of the gap may change. In such a case, there is a risk that the hitting sound or vibration at the rotating part or the movable part provided with the gap will increase, and as a result, the durability of the slider / crank mechanism may decrease.

この発明は、上記の技術的課題に着目して考え出されたものであり、上述したバランス軸の回転速度が不等速であることやロッドに作用する曲げ荷重を要因として、回転部分や可動部分に設けられた隙間の大きさが変化することを抑制もしくは回避することができる内燃機関のバランス装置を提供することを目的とするものである。 The present invention has been conceived by paying attention to the technical problem described above, and due to the above-mentioned balance shaft rotation speed being unequal and the bending load acting on the rod as factors, It is an object of the present invention to provide a balance device for an internal combustion engine capable of suppressing or avoiding a change in the size of a gap provided in a portion.

上記の目的を達成するために、この発明は、ピストンの往復運動をクランク軸の回転運動に変換してトルクを出力する内燃機関に設けられ、前記内燃機関の振動を打ち消す加振力を発生して前記振動を抑制する内燃機関のバランス装置において、前記クランク軸と平行に配置され、かつ回転自在に支持されたバランス軸と、重心の位置が前記バランス軸の回転中心から偏心しているとともに前記バランス軸と一体となって回転する偏心ウェイトと、一方の端部が前記クランク軸の回転中心から偏心した位置に相対回転可能に連結されたロッドと、前記バランス軸の前記回転中心を挟んで前記偏心ウェイトの反対側の位置に前記バランス軸の半径方向に向けて形成された摺動溝と、前記摺動溝に挿入され、かつ前記ロッドの他方の端部に前記バランス軸に向けて突出した第１軸部と、前記クランク軸の回転中心と前記バランス軸の前記回転中心とを結ぶ直線方向に向けて形成されたガイド溝と、前記ロッドの長手方向における中央部分に形成され、かつ前記ガイド溝に挿入された支持軸と、前記クランク軸の所定の位置に形成された連接孔と、前記連接孔に挿入され、かつ前記ロッドの前記一方の端部に前記クランク軸に向けて突出した第２軸部とを備え、前記第１軸部が摺動する方向で前記第１軸部と前記摺動溝との接触面、または前記支持軸が摺動する方向で前記支持軸と前記ガイド溝との接触面、もしくは前記第２軸部が回転する方向で前記第２軸部と前記連接孔との接触面の少なくともいずれか一つの接触面に緩衝材が設けられていることを特徴とするものである。 In order to achieve the above object, the present invention is provided in an internal combustion engine that outputs torque by converting reciprocating motion of a piston into rotational motion of a crankshaft, and generates an excitation force that cancels vibration of the internal combustion engine. In the balance device for an internal combustion engine that suppresses vibration, the balance shaft that is arranged in parallel with the crankshaft and is rotatably supported, and the position of the center of gravity is eccentric from the rotation center of the balance shaft, and the balance An eccentric weight that rotates integrally with the shaft, a rod that is connected to a position where one end is eccentric from the rotation center of the crankshaft, and the eccentricity across the rotation center of the balance shaft A sliding groove formed in a position opposite to the weight in the radial direction of the balance shaft; and inserted into the sliding groove, and the bar at the other end of the rod. A first shaft portion projecting toward the shaft, a guide groove formed in a linear direction connecting the rotation center of the crankshaft and the rotation center of the balance shaft, and a central portion in the longitudinal direction of the rod And a support shaft inserted into the guide groove, a connecting hole formed at a predetermined position of the crankshaft, and inserted into the connecting hole, and at the one end of the rod, the crank A second shaft portion protruding toward the shaft, and in a direction in which the first shaft portion slides, a contact surface between the first shaft portion and the sliding groove, or a direction in which the support shaft slides. A cushioning material is provided on at least one of the contact surface between the support shaft and the guide groove or the contact surface between the second shaft portion and the connecting hole in the direction in which the second shaft portion rotates. It is characterized by that.

この発明の内燃機関のバランス装置によれば、ロッドの一方の端部がクランク軸における回転中心に対して偏心している位置に連結され、ロッドの中央部分がガイド溝の長手方向に沿って摺動できるように構成されている。すなわち、このバランス装置は、スライダ・クランク機構を用いて構成されている。また、ロッドの他方の端部は、バランス軸に取り付けられており、ロッドの他方の端部の回転運動によりバランス軸を回転させるように構成されている。そして、バランス軸の回転中心を挟んで偏心ウェイトと反対の位置にバランス軸の半径方向に向けて摺動溝が形成されており、その摺動溝には、前記ロッドの他方の端部に形成された第１軸部が挿入されるように構成されている。また、その挿入された第１軸部と摺動溝との接触面には緩衝材が設けられている。そのため、第１軸部が傾斜するようにバランス軸に荷重が作用した場合やロッドが変形した場合には、その緩衝材が振動や打音を吸収することによって、その振動や打音が増大することを抑制もしくは回避することができる。また、このように第１軸部と摺動溝との接触面に緩衝材を設けることによって、上述した回転部分や可動部分に設けられる不可避的な隙間（クリアランス）の大きさが変化することを抑制することができる。そのため、スライダ・クランク機構の正規な動作を阻害することなく耐久性が低下することを抑制もしくは回避することができる。さらに、上記の第１軸部と摺動溝との接触面の他、クランク軸とロッドとの連接部における連接孔と第２軸部との接触面、ならびに、ガイド溝と支持軸との接触面においても、同様にその各接触面に緩衝材を設けることにより上述した打音や振動が増大することを抑制もしくは回避することができる。 According to the balance device for an internal combustion engine of the present invention, one end of the rod is connected to a position eccentric with respect to the rotation center of the crankshaft, and the central portion of the rod slides along the longitudinal direction of the guide groove. It is configured to be able to. That is, this balance device is configured using a slider / crank mechanism. The other end of the rod is attached to the balance shaft, and is configured to rotate the balance shaft by the rotational movement of the other end of the rod. A sliding groove is formed in the radial direction of the balance shaft at a position opposite to the eccentric weight across the rotation center of the balance shaft, and the sliding groove is formed at the other end of the rod. The configured first shaft portion is configured to be inserted. Further, a buffer material is provided on the contact surface between the inserted first shaft portion and the sliding groove. Therefore, when a load is applied to the balance shaft so that the first shaft portion is inclined or when the rod is deformed, the shock absorbing material absorbs vibration and hammering sound, thereby increasing the vibration and hammering sound. This can be suppressed or avoided. In addition, by providing the cushioning material on the contact surface between the first shaft portion and the sliding groove in this way, the size of the inevitable gap (clearance) provided in the rotating portion and the movable portion described above changes. Can be suppressed. Therefore, it is possible to suppress or avoid a decrease in durability without hindering the normal operation of the slider / crank mechanism. Furthermore, in addition to the contact surface between the first shaft portion and the sliding groove, the contact surface between the connection hole and the second shaft portion in the connection portion between the crankshaft and the rod, and the contact between the guide groove and the support shaft. Similarly, in the surface, it is possible to suppress or avoid the increase in the hitting sound and vibration described above by providing a buffer material on each contact surface.

この発明における内燃機関のバランス装置の概略の構成を説明するための図である。It is a figure for demonstrating the schematic structure of the balance apparatus of the internal combustion engine in this invention. 図１に示すバランス装置における分解図であって、バランス軸と軸部とロッドとの関係を説明するための図である。It is an exploded view in the balance apparatus shown in FIG. 1, Comprising: It is a figure for demonstrating the relationship between a balance axis | shaft, a shaft part, and a rod. 図１のバランス装置における軸部と摺動溝との間に緩衝材を設けた一例を示す図である（第１例）。It is a figure which shows an example which provided the shock absorbing material between the axial part and the sliding groove | channel in the balance apparatus of FIG. 1 (1st example). 図１のバランス装置における軸部と摺動溝との間に緩衝材を設けた他の例を示す図である（第２例）。It is a figure which shows the other example which provided the shock absorbing material between the axial part in the balance apparatus of FIG. 1, and a sliding groove | channel (2nd example). 図１のバランス装置における軸部と摺動溝との間に緩衝材を設けた他の例を示す図である（第３例）。It is a figure which shows the other example which provided the shock absorbing material between the axial part in the balance apparatus of FIG. 1, and a sliding groove | channel (3rd example). 図１のバランス装置における軸部と摺動溝との間に緩衝材を設けた他の例を示す図である（第４例）。It is a figure which shows the other example which provided the shock absorbing material between the axial part in the balance apparatus of FIG. 1, and a sliding groove | channel (4th example). 図１のバランス装置における軸部と摺動溝との間に緩衝材を設けた他の例を示す図である（第５例）。It is a figure which shows the other example which provided the shock absorbing material between the axial part in the balance apparatus of FIG. 1, and a sliding groove | channel (5th example). 図１のバランス装置における軸部と摺動溝との間に緩衝材を設けた他の例を示す図である（第６例）。It is a figure which shows the other example which provided the shock absorbing material between the axial part in the balance apparatus of FIG. 1, and a sliding groove | channel (6th example). 図１のバランス装置における軸部と摺動溝との間に緩衝材を設けた他の例を示す図である（第７例）。It is a figure which shows the other example which provided the buffer material between the axial part and the sliding groove | channel in the balance apparatus of FIG. 1 (7th example). 図１のバランス装置における軸部と摺動溝との間に緩衝材を設けた他の例を示す図であって、（ａ）は、ロッドの変形前の状態を示し、（ｂ）は、ロッドの変形後の状態を示すものである（第８例）。It is a figure which shows the other example which provided the shock absorbing material between the axial part and sliding groove | channel in the balance apparatus of FIG. 1, (a) shows the state before a deformation | transformation of a rod, (b) It shows the state after deformation of the rod (eighth example). 図１のバランス装置における摺動溝の一例を説明する図である。It is a figure explaining an example of the sliding groove | channel in the balance apparatus of FIG.

この発明の実施形態を、図を参照して説明する。なお、以下に示す実施形態は、この発明を具体化した場合の一例に過ぎず、この発明を限定するものではない。 Embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. The embodiment described below is merely an example when the present invention is embodied, and does not limit the present invention.

図１に、この発明の実施形態の一例として、エンジン（図示せず）に備え付けたバランス装置１の概略の構成を示してある。この発明の実施形態におけるエンジンは、従来知られている一般的なエンジンであって、ピストンの往復運動をクランク軸の回転運動に変換してトルクを出力するように構成された、いわゆるレシプロ式の内燃機関である。なお、この発明の実施形態では、単気筒もしくは多気筒のいずれの形式の内燃機関であっても対象にすることができる。但し、前掲の特願２０１６−０９９０６７で説明されているように、単気筒の内燃機関は、ピストンを一つしかもたないため、複数のピストンで互いの往復運動の慣性力を打ち消し合うことがない。また、２気筒・４サイクルの内燃機関では、二つのピストンがいずれも同じ位相で往復運動するため、それら二つのピストン同士で互いの往復運動の慣性力を打ち消し合うことがない。したがって、特に、上記のような単気筒の内燃機関、および、２気筒・４サイクルの内燃機関を対象にして、この発明の実施形態におけるバランス装置１でピストンの往復運動による慣性力を打ち消すための加振力を発生することにより、より顕著な制振効果を得ることができる。 FIG. 1 shows a schematic configuration of a balance device 1 provided in an engine (not shown) as an example of an embodiment of the present invention. The engine in the embodiment of the present invention is a conventionally known general engine, which is a so-called reciprocating type engine configured to convert a reciprocating motion of a piston into a rotational motion of a crankshaft and output torque. It is an internal combustion engine. In the embodiment of the present invention, any type of internal combustion engine of single cylinder or multi-cylinder can be targeted. However, as explained in the above-mentioned Japanese Patent Application No. 2006-099067, the single-cylinder internal combustion engine has only one piston, so that the inertial force of reciprocal motion between the pistons does not cancel each other. . In a 2-cylinder, 4-cycle internal combustion engine, since two pistons reciprocate in the same phase, the two pistons do not cancel each other's reciprocal inertial forces. Therefore, particularly for the above-described single-cylinder internal combustion engine and two-cylinder / four-cycle internal combustion engine, the balance device 1 according to the embodiment of the present invention cancels the inertial force caused by the reciprocating motion of the piston. By generating the excitation force, a more remarkable vibration suppression effect can be obtained.

図１に示すバランス装置１は、前掲の特願２０１６−０９９０６７に記載されているバランス装置と同様であって、バランス軸の回転速度が不等速となり、バランス軸に一体化された偏心ウェイトの角加速度に応じた加振力が内燃機関の振動に応じた周期で発生するように構成されている。なお、以下の説明において、バランス装置１の制振性能についての詳細な説明は、前掲の特願２０１６−０９９０６７に記載されているため、ここでは、詳細な説明は省略する。 The balance device 1 shown in FIG. 1 is the same as the balance device described in the above-mentioned Japanese Patent Application No. 2006-099067, and the rotational speed of the balance shaft becomes unequal, and the eccentric weight integrated with the balance shaft is The excitation force according to the angular acceleration is configured to be generated at a period according to the vibration of the internal combustion engine. In addition, in the following description, since the detailed description about the vibration suppression performance of the balance apparatus 1 is described in the above-mentioned Japanese Patent Application No. 2006-099067, detailed description is abbreviate | omitted here.

エンジンは、従来周知の構成であり、主要部として、シリンダブロック、ピストン、コンロッド、クランク軸２、および、クランクケースを備えている。ピストンは、シリンダブロックの内部に組み込まれたシリンダに、シリンダの内周面を摺動して往復運動が可能なように挿入されている。また、ピストンは、コンロッドを介してクランク軸に連結されている。なお、以下の説明では、上記の構成のうち、クランク軸２のみを図１に示している。 The engine has a conventionally well-known configuration, and includes a cylinder block, a piston, a connecting rod, a crankshaft 2, and a crankcase as main parts. The piston is inserted into a cylinder incorporated in the cylinder block so as to reciprocate by sliding on the inner peripheral surface of the cylinder. The piston is connected to the crankshaft via a connecting rod. In the following description, only the crankshaft 2 of the above configuration is shown in FIG.

クランク軸２は、コンロッドが連結されるクランクピン（図示せず）、クランクアーム３、クランク軸２の回転軸として機能するクランクジャーナル４、および、カウンタウェイト５を有している。そのクランク軸２は、シリンダブロックとクランクケースとの間、もしくは、クランクケースに設けられた軸受によって回転自在に支持されている。 The crankshaft 2 has a crankpin (not shown) to which a connecting rod is connected, a crank arm 3, a crank journal 4 that functions as a rotating shaft of the crankshaft 2, and a counterweight 5. The crankshaft 2 is rotatably supported between the cylinder block and the crankcase or by a bearing provided on the crankcase.

クランク軸２のカウンタウェイト５は、重心５ａの位置がクランク軸２の回転中心（すなわち、クランクジャーナル４の軸心）２ａから偏心している。具体的には、カウンタウェイト５は、その重心５ａがクランクジャーナル４を挟んでクランクピンの反対側に位置するように形成されている。カウンタウェイト５は、コンロッドの重量を打ち消すための重量と、ピストンの重量の半分に相当する重量を打ち消すための重量とを合わせた重量を有している。 In the counterweight 5 of the crankshaft 2, the position of the center of gravity 5a is eccentric from the center of rotation of the crankshaft 2 (that is, the axis of the crank journal 4) 2a. Specifically, the counterweight 5 is formed so that the center of gravity 5a is located on the opposite side of the crankpin with the crank journal 4 interposed therebetween. The counterweight 5 has a combined weight of a weight for canceling the weight of the connecting rod and a weight for canceling a weight corresponding to half of the weight of the piston.

上記のようなエンジンの振動を抑制するためのバランス装置１が設けられている。この発明の実施形態におけるバランス装置１は、エンジンが運転される際に、ピストンの往復運動に起因する振動の起振力を打ち消す加振力を発生し、エンジンの振動を抑制するように構成されている。具体的には、バランス装置１は、主要部として、上述したクランク軸２に加えてバランス軸６、偏心ウェイト７、第１連接部８、第２連接部９、ロッド１０、ガイド溝１１、および、スライダ・クランク機構１２を備えている。 A balance device 1 for suppressing the vibration of the engine as described above is provided. The balance device 1 according to the embodiment of the present invention is configured to suppress an engine vibration by generating an excitation force that cancels an excitation force of vibration caused by a reciprocating motion of a piston when the engine is operated. ing. Specifically, the balance device 1 includes a balance shaft 6, an eccentric weight 7, a first connection portion 8, a second connection portion 9, a rod 10, a guide groove 11, and a main portion in addition to the crankshaft 2 described above. The slider / crank mechanism 12 is provided.

バランス軸６は、上述したクランク軸２と平行に配置されている。バランス軸６には、バランス軸６と一体となって回転する偏心ウェイト７が取り付けられている。また、バランス軸６には、第２連接部９がバランス軸６と一体となって回転するように取り付けられている。 The balance shaft 6 is disposed in parallel with the crankshaft 2 described above. An eccentric weight 7 that rotates integrally with the balance shaft 6 is attached to the balance shaft 6. Further, the second connecting portion 9 is attached to the balance shaft 6 so as to rotate integrally with the balance shaft 6.

偏心ウェイト７は、重心７ａの位置がバランス軸６の回転中心６ａから偏心している。具体的には、偏心ウェイト７は、その重心７ａが回転中心６ａを挟んで第２連接部９の反対側に位置するように形成されている。偏心ウェイト７は、概ねピストンの重量の半分に相当する重量を打ち消すための重量を有している。なお、偏心ウェイト７と第２連接部９とを一体に成形し、それら偏心ウェイト７および第２連接部９を、バランス軸６に一体となって回転するように取り付けてもよい。 In the eccentric weight 7, the position of the center of gravity 7 a is eccentric from the rotation center 6 a of the balance shaft 6. Specifically, the eccentric weight 7 is formed such that its center of gravity 7a is located on the opposite side of the second connecting portion 9 with the rotation center 6a interposed therebetween. The eccentric weight 7 has a weight for canceling a weight corresponding to approximately half of the weight of the piston. Alternatively, the eccentric weight 7 and the second connecting portion 9 may be integrally formed, and the eccentric weight 7 and the second connecting portion 9 may be attached so as to rotate integrally with the balance shaft 6.

ロッド１０は、スライダ・クランク機構１２における連接棒として機能し、長手方向における中央部分に支持軸（ピボット）１３を備えている。また、その支持軸１３には円形のガイド部１４が装着され、ロッド１０の長手方向における中央部分に形成されたガイド溝１１を摺動するように構成されている。ガイド溝１１は、例えばシリンダブロックなどの固定部１５に形成され、かつクランク軸２の回転中心２ａとバランス軸６の回転中心６ａとを結ぶ直線方向に沿って形成されており、支持軸１３が、そのガイド溝１１に挿入されるように構成されている。 The rod 10 functions as a connecting rod in the slider / crank mechanism 12 and includes a support shaft (pivot) 13 at the center in the longitudinal direction. In addition, a circular guide portion 14 is mounted on the support shaft 13 and is configured to slide in a guide groove 11 formed in a central portion in the longitudinal direction of the rod 10. The guide groove 11 is formed in a fixed portion 15 such as a cylinder block, for example, and is formed along a linear direction connecting the rotation center 2 a of the crankshaft 2 and the rotation center 6 a of the balance shaft 6. The guide groove 11 is configured to be inserted.

そして、ロッド１０は、一方の端部１０ａが、クランク軸２の回転中心２ａから偏心した位置に形成された第１連接部８と相対回転可能に連結されている。また、他方の端部１０ｂが、バランス軸６の回転中心６ａから偏心した位置に形成された第２連接部９と相対回転可能に連結されている。具体的には、ロッド１０の一方の端部１０ａには、第１連接部８の軸部１６と嵌合する連接孔８ａが形成されている。また、他方の端部１０ｂには、第２連接部９の軸部１７と嵌合する摺動溝１８が形成され、その摺動溝１８の半径方向において相対移動できるように構成されている。 The rod 10 is connected so that one end portion 10a is relatively rotatable with a first connecting portion 8 formed at a position eccentric from the rotation center 2a of the crankshaft 2. The other end portion 10b is connected to a second connecting portion 9 formed at a position eccentric from the rotation center 6a of the balance shaft 6 so as to be relatively rotatable. Specifically, a connecting hole 8 a that fits with the shaft portion 16 of the first connecting portion 8 is formed at one end portion 10 a of the rod 10. The other end portion 10b is formed with a sliding groove 18 that fits with the shaft portion 17 of the second connecting portion 9 and is configured to be relatively movable in the radial direction of the sliding groove 18.

上記の第１連接部８は、クランク軸２の回転軸線方向に垂直な所定の平面上でクランク軸２の回転中心２ａから偏心した位置に、クランク軸２と一体となって回転するように形成されている。例えば、図１に示す例では、第１連接部８は、クランクアーム３の所定の位置に、ロッド１０の一方の端部１０ａに形成された連接孔８ａがはめ込まれる軸部１６状に形成されている。 The first connecting portion 8 is formed so as to rotate integrally with the crankshaft 2 at a position eccentric from the rotation center 2a of the crankshaft 2 on a predetermined plane perpendicular to the rotation axis direction of the crankshaft 2. Has been. For example, in the example shown in FIG. 1, the first connecting portion 8 is formed in the shape of a shaft portion 16 into which a connecting hole 8 a formed in one end portion 10 a of the rod 10 is fitted at a predetermined position of the crank arm 3. ing.

上記の第２連接部９は、バランス軸６の回転軸線方向に垂直な所定の平面上でバランス軸６の回転中心６ａから偏心した位置に、バランス軸６と一体となって回転するように形成されている。例えば、図１に示す例では、第２連接部９は、回転中心６ａを挟んで偏心ウェイト７の反対側の位置に形成され、また、上述したように第２連接部９の軸部１７と嵌合する摺動溝１８が、バランス軸６の回転中心６ａを挟んで偏心ウェイト７の反対側の位置にバランス軸６の半径方向に向けて形成され、その摺動溝１８の半径方向において相対回転できるように構成されている。なお、上述した軸部１７がこの発明の実施形態における「第１軸部」に相当し、軸部１６が「第２軸部」に相当する。 The second connecting portion 9 is formed to rotate integrally with the balance shaft 6 at a position eccentric from the rotation center 6 a of the balance shaft 6 on a predetermined plane perpendicular to the rotation axis direction of the balance shaft 6. Has been. For example, in the example shown in FIG. 1, the second connecting portion 9 is formed at a position on the opposite side of the eccentric weight 7 with the rotation center 6 a interposed therebetween, and as described above, the second connecting portion 9 and the shaft portion 17 of the second connecting portion 9. A sliding groove 18 to be fitted is formed at a position opposite to the eccentric weight 7 across the rotation center 6 a of the balance shaft 6 toward the radial direction of the balance shaft 6, and relative to the radial direction of the sliding groove 18. It is configured to be able to rotate. The shaft portion 17 described above corresponds to the “first shaft portion” in the embodiment of the present invention, and the shaft portion 16 corresponds to the “second shaft portion”.

このように構成されたバランス装置１は、上述したように、バランス軸６の回転速度が不等速となり、バランス軸６に一体化された偏心ウェイト７の角加速度に応じた加振力が内燃機関の振動に応じた周期で発生するように構成されている。また、クランク軸２の回転に伴って、ロッド１０の中央部分が長手方向に直線運動するとともに、上記のバランス軸６側の端部が回転運動する。一方、バランス軸６には、偏心ウェイト７が連結されているため、バランス軸６と偏心ウェイト７との慣性が大きく、そのため、軸部１７には、バランス軸６と偏心ウェイト７との慣性に応じた反力が作用する。すなわち、ロッド１０の一方の端部には、クランク軸２の回転方向の荷重が作用し、ロッド１０の他方の端部には、その端部の回転運動に対抗した反力が作用する。 As described above, in the balance device 1 configured in this way, the rotational speed of the balance shaft 6 becomes unequal, and the excitation force corresponding to the angular acceleration of the eccentric weight 7 integrated with the balance shaft 6 is generated by the internal combustion engine. It is configured to generate at a period corresponding to the vibration of the engine. As the crankshaft 2 rotates, the central portion of the rod 10 linearly moves in the longitudinal direction, and the end portion on the balance shaft 6 side rotates. On the other hand, since the eccentric weight 7 is connected to the balance shaft 6, the inertia between the balance shaft 6 and the eccentric weight 7 is large. Therefore, the shaft portion 17 has the inertia between the balance shaft 6 and the eccentric weight 7. The corresponding reaction force acts. That is, a load in the rotational direction of the crankshaft 2 acts on one end of the rod 10, and a reaction force against the rotational movement of the end acts on the other end of the rod 10.

また、クランク軸２、ロッド１０、支持軸１３、ならびに、ガイド溝１１によりスライダ・クランク機構１２を構成しているため、クランク軸２が回動すると、支持軸１３がガイド溝１１の側面に押圧され、その反力が支持軸１３に作用する。その反力は、支持軸１３を回動させる荷重と対抗している。そのため、ロッド１０には、クランク軸２のトルクに応じたモーメントと、支持軸１３がガイド溝１１から受ける反力に応じたモーメントと、バランス軸６から受ける反力に応じたモーメントとが作用し、つまり、ロッド１０には曲げ荷重が作用する。 Since the crankshaft 2, the rod 10, the support shaft 13, and the guide groove 11 constitute the slider / crank mechanism 12, the support shaft 13 is pressed against the side surface of the guide groove 11 when the crankshaft 2 rotates. The reaction force acts on the support shaft 13. The reaction force opposes the load that rotates the support shaft 13. Therefore, a moment according to the torque of the crankshaft 2, a moment according to the reaction force received by the support shaft 13 from the guide groove 11, and a moment according to the reaction force received from the balance shaft 6 act on the rod 10. That is, a bending load acts on the rod 10.

さらに、軸部１７は、摺動溝１８に対して相対移動もしくは相対回転できるように構成されているため、その軸部１７には、円筒軸（軸受）１９が設けられ、かつ摺動溝１８に嵌合されている。図２は、その軸部１７、摺動溝１８、円筒軸１９、ならびに、ロッド１０の関係を示す図（分解図）である。この円筒軸１９（もしくは軸部１７）と摺動溝１８とには、組付け性を向上させるため、あるいは、回転部分や可動部分に設けられる不可避的な隙間２０が形成されている。なお、この隙間２０は、スライダ・クランク機構１２を幾何学的に正規な運動を実現させようとすると、より小さい方が好ましい。したがって、ロッド１０には、上述した曲げ荷重が作用して、そのロッド１０が曲げ変形すると、摺動溝１８に対して円筒軸１９や軸部１７が傾斜し、その傾斜を要因としてロッド１０に作用するモーメントが増大、ならびに、円筒軸１９や軸部１７に作用するモーメントが増大する。また、そのように円筒軸１９や軸部１７が傾斜すると、上記の隙間２０の大きさが変化したり、あるいは、摺動溝１８に対して円筒軸１９や軸部１７が片当たりする場合があり、ひいては上記の隙間２０が設けられた回転部分や可動部分において打音や振動が増大するおそれがある。 Furthermore, since the shaft portion 17 is configured to be able to move or rotate relative to the sliding groove 18, the shaft portion 17 is provided with a cylindrical shaft (bearing) 19 and the sliding groove 18. Is fitted. FIG. 2 is a diagram (exploded view) showing a relationship among the shaft portion 17, the sliding groove 18, the cylindrical shaft 19, and the rod 10. The cylindrical shaft 19 (or the shaft portion 17) and the sliding groove 18 are formed with inevitable gaps 20 provided to improve the assembling property or provided in the rotating portion and the movable portion. The gap 20 is preferably smaller when the slider / crank mechanism 12 is to achieve a geometrically normal movement. Therefore, when the bending load described above is applied to the rod 10 and the rod 10 is bent and deformed, the cylindrical shaft 19 and the shaft portion 17 are inclined with respect to the sliding groove 18, and the inclination is applied to the rod 10 as a factor. The acting moment increases, and the moment acting on the cylindrical shaft 19 and the shaft portion 17 increases. In addition, when the cylindrical shaft 19 and the shaft portion 17 are inclined as described above, the size of the gap 20 may change, or the cylindrical shaft 19 and the shaft portion 17 may come into contact with the sliding groove 18. In other words, there is a risk that the hitting sound and vibration will increase in the rotating part and the movable part provided with the gap 20.

そのため、この発明の実施形態におけるバランス装置１では、上記の曲げ荷重などを要因とする打音や振動の増大を抑制もしくは回避するために、緩衝材２１が設けられている。この緩衝材２１は、上記の打音や振動を吸収することで、上述した回転部材や可動部材に設けられている隙間２０の大きさが変化することを抑制するための部材であって、図３に示す例では、摺動溝１８における摺動部１８ａと一体となって形成されている。より具体的には、緩衝材２１は、弾性体（例えばゴムや金属メッシュ）２２と硬質材（例えば金属板）２３とから構成されている。すなわち、図３に示すように摺動溝１８と軸部１７との接触面２４が硬質材２３によって形成され、摺動溝１８の長手方向に沿うように（図３における摺動溝１８の左右）に弾性体２２が設けられている。つまり、軸部１７が摺動して摺動溝１８と接触する範囲に弾性体２２が設けられている。そして、上記の硬質材２３が弾性体２２を介して摺動部１８ａと一体となって構成されている。なお、この硬質材２３と摺動部１８ａとが一体とされた構成は、必ずしも接触面２４における全周に亘って一体とされるだけでなく、少なくとも一部で摺動部１８ａと一体とされていればよい。つまり、緩衝材２１を設けることで振動や打音を抑制でき、併せて軸部１７と摺動溝１８との隙間２０の大きさが変化しないように構成されていればよい。また、図３に示す例では、軸部１７と摺動溝１８との関係を示しているものの、上述したように、軸部１７は摺動溝１８に対して相対回転できるように構成されているため、その軸部１７には、円筒軸（軸受）１９が設けられている。したがって、上述した緩衝材２１における弾性体２２は、円筒軸の１９の外周面に設けられてもよい。なお、これ以降の説明では説明の都合上、図示するように軸部１７と摺動溝１８との関係を示して説明する。 Therefore, in the balance device 1 according to the embodiment of the present invention, the buffer material 21 is provided in order to suppress or avoid an increase in the hitting sound and vibration caused by the bending load and the like. The shock absorbing material 21 is a member for suppressing the change in the size of the gap 20 provided in the rotating member and the movable member described above by absorbing the hitting sound and vibration. In the example shown in FIG. 3, the sliding groove 18 is formed integrally with the sliding portion 18a. More specifically, the buffer material 21 includes an elastic body (for example, rubber or metal mesh) 22 and a hard material (for example, metal plate) 23. That is, as shown in FIG. 3, the contact surface 24 between the sliding groove 18 and the shaft portion 17 is formed by the hard material 23 and extends along the longitudinal direction of the sliding groove 18 (left and right of the sliding groove 18 in FIG. 3). ) Is provided with an elastic body 22. That is, the elastic body 22 is provided in a range where the shaft portion 17 slides and contacts the sliding groove 18. The hard material 23 is integrated with the sliding portion 18 a via the elastic body 22. The configuration in which the hard material 23 and the sliding portion 18a are integrated is not necessarily integrated over the entire circumference of the contact surface 24, but at least partially integrated with the sliding portion 18a. It only has to be. In other words, it is only necessary that the buffer material 21 is provided so that vibration and sound can be suppressed, and the size of the gap 20 between the shaft portion 17 and the sliding groove 18 is not changed. In the example shown in FIG. 3, the relationship between the shaft portion 17 and the sliding groove 18 is shown. However, as described above, the shaft portion 17 is configured to be rotatable relative to the sliding groove 18. Therefore, the shaft portion 17 is provided with a cylindrical shaft (bearing) 19. Therefore, the elastic body 22 in the buffer material 21 described above may be provided on the outer peripheral surface of the cylindrical shaft 19. In the following description, for convenience of explanation, the relationship between the shaft portion 17 and the sliding groove 18 is shown and described as shown in the figure.

このように、軸部１７と摺動溝１８との接触面に弾性体２２と硬質材２３とからなる緩衝材２１を設けることによって、軸部１７が傾斜するようにバランス軸６に荷重が作用した場合やロッド１０が変形した場合であっても、上記の緩衝材２１における弾性体２２がつぶれることで振動を吸収することができるため、軸部１７と摺動溝１８とに設けられた隙間２０の大きさが変化することを抑制もしくは回避することができる。これにより、上記の隙間２０の大きさが変化することを要因とした摺動溝１８と軸部１７との打音や振動の増大、ならびに、片当たりすることなどの不都合を抑制もしくは回避することができる。そして、このように隙間２０の大きさが変化することを抑制できることによって、スライダ・クランク機構１２の動作を阻害することなく幾何学的に正規な運動を実現することができる。 Thus, by providing the buffer material 21 made of the elastic body 22 and the hard material 23 on the contact surface between the shaft portion 17 and the sliding groove 18, a load is applied to the balance shaft 6 so that the shaft portion 17 is inclined. Even if the rod 10 is deformed or the rod 10 is deformed, the elastic body 22 in the cushioning material 21 is crushed so that vibration can be absorbed. Therefore, the clearance provided in the shaft portion 17 and the sliding groove 18 It can suppress or avoid that the magnitude | size of 20 changes. This suppresses or avoids inconveniences such as an increase in sound and vibration between the sliding groove 18 and the shaft portion 17 due to a change in the size of the gap 20 and a single contact. Can do. Since the change in the size of the gap 20 can be suppressed in this way, a geometrically normal movement can be realized without hindering the operation of the slider / crank mechanism 12.

上述したように、この発明の実施形態におけるバランス装置１では、緩衝材２１を摺動溝１８に形成して隙間２０の大きさが変化することを抑制するように構成されている。つまり、このバランス装置１では、摺動溝１８と軸部１７との隙間２０の大きさが変化することを抑制できればよい。したがって、図４に示す例では、上記の摺動溝１８側に代えて、軸部１７側に緩衝材２１が設けられている。具体的には、この緩衝材２１が軸部１７と一体となって構成されており、すなわち軸部１７の外周面が硬質材２３によって形成され、その硬質材２３と軸部１７との間に弾性体２２が設けられている。このように軸部１７側に緩衝材２１を設けた場合でも、摺動溝１８と軸部１７との隙間２０の大きさが変化することを抑制もしくは回避することができ、その結果、それに伴う打音や振動が増加することを抑制もしくは回避することができる。なお、この緩衝材２１は、図３および図４に示した例のように、摺動溝１８側もしくは軸部１７側の一方のみに設けるだけでなく、摺動溝１８側と軸部１７側との両方に設けてもよい。 As described above, the balance device 1 according to the embodiment of the present invention is configured to suppress the change in the size of the gap 20 by forming the buffer material 21 in the sliding groove 18. That is, in this balance device 1, it is only necessary to suppress the change in the size of the gap 20 between the sliding groove 18 and the shaft portion 17. Therefore, in the example shown in FIG. 4, the cushioning material 21 is provided on the shaft portion 17 side instead of the sliding groove 18 side. Specifically, the buffer material 21 is configured integrally with the shaft portion 17, that is, the outer peripheral surface of the shaft portion 17 is formed by the hard material 23, and the space between the hard material 23 and the shaft portion 17 is formed. An elastic body 22 is provided. Thus, even when the buffer material 21 is provided on the shaft portion 17 side, it is possible to suppress or avoid a change in the size of the gap 20 between the sliding groove 18 and the shaft portion 17, and as a result, accompany it. It is possible to suppress or avoid an increase in hitting sound and vibration. As shown in the example shown in FIGS. 3 and 4, the buffer material 21 is not only provided on one of the sliding groove 18 side and the shaft portion 17 side, but also on the sliding groove 18 side and the shaft portion 17 side. You may provide in both.

つぎに、この発明の実施形態における他の例を説明する。上述した実施形態では、隙間２０の大きさの変化を抑制しつつ、軸部１７と摺動溝１８との隙間２０における打音や振動を抑制するように構成されている。一方、上述したように、軸部１７は摺動溝１８に対して相対回転するため、その相対回転する範囲、つまり軸部１７が摺動溝１８において摺動する範囲で、より振動や打音を低減させる構成が好ましい。そこで、図５から図９に示す例では、隙間２０の大きさが変化することを抑制しつつ、その軸部１７が摺動する範囲で、より打音や振動を低減させるために、その軸部１７が摺動する範囲において弾性体２２の剛性を低減するように構成されている。 Next, another example in the embodiment of the present invention will be described. In the above-described embodiment, it is configured to suppress the hitting sound and vibration in the gap 20 between the shaft portion 17 and the sliding groove 18 while suppressing the change in the size of the gap 20. On the other hand, as described above, since the shaft portion 17 rotates relative to the sliding groove 18, vibrations and hammering noises are further increased in the relative rotation range, that is, the range in which the shaft portion 17 slides in the sliding groove 18. The structure which reduces is preferable. Therefore, in the example shown in FIGS. 5 to 9, in order to further reduce the sound and vibration in the range in which the shaft portion 17 slides while suppressing the change in the size of the gap 20, the shaft It is configured to reduce the rigidity of the elastic body 22 in the range in which the portion 17 slides.

先ず、図５に示す例では、上述した図３の例の構成に加えて、軸部１７が摺動する部分の弾性体２２の厚さが、硬質材２３側とは反対方向に、すなわち摺動溝１８の摺動部１８ａ側に向けてその厚さが厚くなるように形成されている。このバランス装置１は、上述したように、バランス軸６の回転速度が不等速となり、バランス軸６に一体化された偏心ウェイト７の角加速度に応じた加振力が内燃機関の振動に応じた周期で発生するように構成されている。つまり、その角加速度が大きい場合に打音や振動が大きくなる。また、この発明の実施形態におけるバランス装置１において、その角加速度が大きくなる挙動は、バランス軸６の回転角が０°から１８０°の間や、１８０°から３６０°の間であることが実験等から把握されている。すなわち、バランス軸６の回転角が０°や１８０°の際には比較的角加速度は小さい。つまり、打音や振動が懸念される角加速度が大きい場合には、バランス軸６における軸部１７の節点は、摺動溝１８の中間部分であって、その部分が図５に示すように軸部１７の摺動部分あるいは摺動範囲とされる。 First, in the example shown in FIG. 5, in addition to the configuration of the example of FIG. 3 described above, the thickness of the elastic body 22 where the shaft portion 17 slides is in the opposite direction to the hard material 23 side, that is, the sliding. The moving groove 18 is formed so that its thickness increases toward the sliding portion 18a side. In the balance device 1, as described above, the rotational speed of the balance shaft 6 becomes unequal, and the excitation force according to the angular acceleration of the eccentric weight 7 integrated with the balance shaft 6 responds to the vibration of the internal combustion engine. It is configured to occur at different periods. That is, when the angular acceleration is large, the hitting sound and vibration increase. Further, in the balance device 1 according to the embodiment of the present invention, the behavior in which the angular acceleration increases is an experiment that the rotation angle of the balance shaft 6 is between 0 ° and 180 °, or between 180 ° and 360 °. Etc. That is, the angular acceleration is relatively small when the rotation angle of the balance shaft 6 is 0 ° or 180 °. That is, when the angular acceleration at which the hitting sound or vibration is a concern is large, the node of the shaft portion 17 in the balance shaft 6 is an intermediate portion of the sliding groove 18, and this portion is an axis as shown in FIG. The sliding portion or sliding range of the portion 17 is used.

したがって、このように軸部１７が摺動溝１８において摺動する範囲における弾性体２２の厚さを厚くすることによって、軸部１７の摺動範囲での剛性を低減でき、言い換えればその部分における振動や打音をより低減させることができる。なお、この弾性体２２の厚さを厚くする範囲は、上述したように軸部１７が摺動する範囲であって、その摺動範囲以外に設けられた弾性体２２は、より剛性が高い。つまり、図５に示す例では、弾性体２２が設けられた箇所で剛性が高い箇所は、軸部１７の摺動範囲を囲む四隅であるため、その四隅で摺動溝１８を固定できる。そのため、上記のバランス軸６に作用する振動やロッド１０に作用する曲げ荷重を要因として摺動溝１８が傾くことを抑制でき、その結果、スライダ・クランク機構１２の正規な動作を阻害することを抑制することができる。 Therefore, by increasing the thickness of the elastic body 22 in the range in which the shaft portion 17 slides in the sliding groove 18, the rigidity in the sliding range of the shaft portion 17 can be reduced, in other words, in that portion. Vibration and sound can be further reduced. The range in which the thickness of the elastic body 22 is increased is the range in which the shaft portion 17 slides as described above, and the elastic body 22 provided outside the sliding range has higher rigidity. That is, in the example shown in FIG. 5, the places where the elastic body 22 is provided and the places where the rigidity is high are the four corners surrounding the sliding range of the shaft portion 17, so that the sliding grooves 18 can be fixed at the four corners. Therefore, the sliding groove 18 can be prevented from tilting due to the vibration acting on the balance shaft 6 and the bending load acting on the rod 10, and as a result, the normal operation of the slider / crank mechanism 12 can be hindered. Can be suppressed.

また、図５に示した軸部１７の摺動範囲における弾性体２２の厚さは、図６のように軸部１７の摺動範囲の全てでなく、少なくとも１カ所、あるいは、数カ所その厚さを厚くするように構成されてもよい。さらに、図５の例では、摺動部１８ａ側に向けて弾性体２２の厚さを厚く構成しているが、その厚さの方向は、図７に示すように硬質材２３側に向けて厚くしてもよい。また、その厚さの方向は、図８に示すように摺動範囲で硬質材２３側と摺動部１８ａとの両方向に厚くしてもよい。つまり、この軸部１７の摺動範囲における弾性体２２の厚さや厚くする方向は、想定される打音や振動の大きさによって適宜変更してよい。 Further, the thickness of the elastic body 22 in the sliding range of the shaft portion 17 shown in FIG. 5 is not the entire sliding range of the shaft portion 17 as shown in FIG. 6, but at least one or several thicknesses. May be configured to be thicker. Further, in the example of FIG. 5, the thickness of the elastic body 22 is increased toward the sliding portion 18a, but the direction of the thickness is directed toward the hard member 23 as shown in FIG. It may be thicker. Further, as shown in FIG. 8, the thickness direction may be increased in both directions of the hard material 23 side and the sliding portion 18a in the sliding range. That is, the thickness of the elastic body 22 in the sliding range of the shaft portion 17 and the direction in which the elastic body 22 is increased may be appropriately changed according to the assumed sound and vibration level.

そして、この弾性体２２の剛性は、上述した図５から図８のように軸部１７の摺動範囲で厚さを変更する他に、その摺動範囲と摺動範囲以外とで弾性体２２の材質を変更してもよい。例えば、図９に示す例では、軸部１７の摺動範囲では比較的柔らかい材質の弾性体２２ａを設け、また、それ以外の部分ではその摺動範囲に設けた弾性体２２ａより硬い材質の弾性体２２ｂが設けられている。 The rigidity of the elastic body 22 is not limited to the sliding range of the shaft portion 17 as shown in FIG. 5 to FIG. The material may be changed. For example, in the example shown in FIG. 9, the elastic body 22a made of a relatively soft material is provided in the sliding range of the shaft portion 17, and the elastic material made of a material harder than the elastic body 22a provided in the sliding range is provided in other portions. A body 22b is provided.

つぎに、この発明の実施形態における更に他の例について説明する。図１０は、上述した各実施形態と同様に接触面２４での打音や振動が増大することを抑制するための緩衝材２１が設けられ、その緩衝材２１における弾性体２２がロッド１０に作用する荷重によってつぶれることで、摺動溝１８の溝幅ｈが変化するように構成されている。具体的には、その弾性体２２がつぶれることで、摺動溝１８の溝幅ｈが、軸部１７の軸線方向において、ロッド１０側よりバランス軸６側の方が大きくなるように構成されている。すなわち、この構成によれば、図１０（ａ）から図１０（ｂ）のようにロッド１０が変形した場合であっても、摺動溝１８の溝幅ｈがロッド１０側で小さくなるため、軸部１７（もしくは円筒軸１９）と摺動溝１８との節点２５がロッド側に近づく。そのため、ロッド１０に作用するモーメントにおける腕の長さｅが短くなり、言い換えればロッド１０に作用するモーメントを小さくすることができる。したがって、図１０に示す例では、隙間２０の大きさが変化することを抑制しつつ、打音や振動を抑制できることに加えて、ロッド１０に作用するモーメントが小さくなるため、それに伴って、ロッド１０に作用する曲げ荷重を低減させることができる。 Next, still another example in the embodiment of the present invention will be described. In FIG. 10, as in the above-described embodiments, a buffer material 21 is provided to suppress an increase in sound and vibration on the contact surface 24, and the elastic body 22 in the buffer material 21 acts on the rod 10. The groove width h of the sliding groove 18 is changed by being crushed by the applied load. Specifically, the elastic body 22 is crushed so that the groove width h of the sliding groove 18 is larger on the balance shaft 6 side than on the rod 10 side in the axial direction of the shaft portion 17. Yes. That is, according to this configuration, even when the rod 10 is deformed as shown in FIGS. 10A to 10B, the groove width h of the sliding groove 18 becomes smaller on the rod 10 side. A node 25 between the shaft portion 17 (or the cylindrical shaft 19) and the sliding groove 18 approaches the rod side. Therefore, the arm length e in the moment acting on the rod 10 is shortened, in other words, the moment acting on the rod 10 can be reduced. Therefore, in the example shown in FIG. 10, the moment acting on the rod 10 is reduced in addition to the ability to suppress the hitting sound and vibration while suppressing the change in the size of the gap 20. The bending load acting on 10 can be reduced.

以上、この発明の複数の実施形態について説明したが、この発明は上述した例に限定されないのであって、この発明の目的を達成する範囲で適宜変更してもよい。上述した複数の実施形態では、バランス軸６における軸部１７と摺動溝１８との接触面２４を対象として説明したが、これに代えて、例えばクランク軸２における軸部１６と連接孔８ａとの接触面、あるいは、ガイド溝１１における支持軸１３とそのガイド溝１１との接触面を対象としてもよい。そのような場合であっても、支持軸１３側、軸部１６側もしくはガイド溝１１側、連接孔８ａ側、あるいは、それぞれの両方に緩衝材２１を設けることによって、隙間２０の大きさが変化することを抑制しつつ、打音や振動が増加することを抑制もしくは回避することができる。また、上述した各実施形態では、例えば図３における摺動溝１８の孔が上下方向で閉じた形状から構成されているものの、この構造は、図１１に示すように、一方が閉じた形状から構成されてもよい。 Although a plurality of embodiments of the present invention have been described above, the present invention is not limited to the above-described example, and may be appropriately changed within the scope of achieving the object of the present invention. In the plurality of embodiments described above, the contact surface 24 between the shaft portion 17 and the sliding groove 18 in the balance shaft 6 has been described as an object, but instead, for example, the shaft portion 16 in the crankshaft 2 and the connecting hole 8a. Or the contact surface of the support shaft 13 and the guide groove 11 in the guide groove 11 may be the target. Even in such a case, the size of the gap 20 is changed by providing the buffer material 21 on the support shaft 13 side, the shaft portion 16 side or the guide groove 11 side, the connecting hole 8a side, or both. It is possible to suppress or avoid an increase in the hitting sound and vibration while suppressing this. Moreover, in each embodiment mentioned above, although the hole of the sliding groove 18 in FIG. 3 is comprised from the shape closed up and down, for example, as shown in FIG. It may be configured.

１…バランス装置、２…クランク軸、６…バランス軸、６ａ…（バランス軸の）回転中心、７…偏心ウェイト、７ａ…（偏心ウェイトの）重心、８…第１連接部、８ａ…連接孔、９…第２連接部、１０ロッド、１０ａ…（クランク軸側の）端部、１０ｂ…（バランス軸側の）端部、１１…ガイド溝、１２…スライダ・クランク機構、１３…支持軸、１６，１７…軸部、１８…摺動溝、２０…隙間、２１…緩衝材、２２…弾性体、２３…硬質材、２４…接触面。 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Balance apparatus, 2 ... Crankshaft, 6 ... Balance shaft, 6a ... Center of rotation (of balance shaft), 7 ... Eccentric weight, 7a ... Center of gravity (of eccentric weight), 8 ... First connection part, 8a ... Connection hole 9 ... 2nd connecting part, 10 rod, 10a ... End part (on the crankshaft side), 10b ... End part (on the balance shaft side), 11 ... Guide groove, 12 ... Slider / crank mechanism, 13 ... Support shaft, DESCRIPTION OF SYMBOLS 16, 17 ... Shaft part, 18 ... Sliding groove, 20 ... Gap, 21 ... Buffer material, 22 ... Elastic body, 23 ... Hard material, 24 ... Contact surface.

Claims

In an internal combustion engine balance device that is provided in an internal combustion engine that converts a reciprocating motion of a piston into a rotational motion of a crankshaft and outputs torque, and generates an excitation force that cancels the vibration of the internal combustion engine to suppress the vibration.
A balance shaft arranged in parallel with the crankshaft and rotatably supported; an eccentric weight whose center of gravity is eccentric from the center of rotation of the balance shaft and rotates integrally with the balance shaft; A rod that is rotatably coupled to a position where the end of the crankshaft is eccentric from the rotation center of the crankshaft;
A sliding groove formed in a radial direction of the balance shaft at a position opposite to the eccentric weight across the rotation center of the balance shaft;
A first shaft portion inserted into the sliding groove and projecting toward the balance shaft at the other end of the rod;
A guide groove formed in a linear direction connecting the rotation center of the crankshaft and the rotation center of the balance shaft;
A support shaft formed at a central portion in the longitudinal direction of the rod and inserted into the guide groove;
A connecting hole formed at a predetermined position of the crankshaft;
A second shaft portion inserted into the connecting hole and projecting toward the crankshaft at the one end portion of the rod;
A contact surface between the first shaft portion and the sliding groove in a direction in which the first shaft portion slides; or a contact surface between the support shaft and the guide groove in a direction in which the support shaft slides; or A balance device for an internal combustion engine, wherein a buffer material is provided on at least one contact surface between the second shaft portion and the connecting hole in a direction in which the second shaft portion rotates.