CN107110292B - 内燃机的平衡器装置 - Google Patents

Abstract

提供一种平衡器装置，其能够减小卷绕式传动机构中的啮合激振力，并减小齿轮式传动机构中的油搅拌产生的摩擦力。具有：输入轴(13)，其经由卷绕式的第1传动机构(16)与曲轴(2)连结；前平衡器轴(12F)，其经由包括彼此啮合的至少一对齿轮(13e、12Fe)的第2传动机构(17)与输入轴(13)连结；以及后平衡器轴(12R)，其经由由彼此啮合的齿数相同的一对齿轮(12Fd、12Rd)构成的第3传动机构(18)与前平衡器轴(12F)连结，将第1及第2传动机构(16、17)的增速比设定为，使得输入轴(13)的旋转速度比曲轴(2)的旋转速度快且比前平衡器轴(12F)的旋转速度慢。

Description

内燃机的平衡器装置

技术领域

本发明涉及消除内燃机的二次振动的平衡器装置。

背景技术

在搭载于汽车等上的往复式发动机(以下仅记载为发动机)中，为了消除活塞产生的二次振动，安装有以下这样的平衡器装置：配置分别具有平衡器配重(对重)的两根平衡器轴，利用经由动力传递机构传递的曲轴的旋转来驱动一根平衡器轴旋转，驱动通过齿轮彼此连结的另一根平衡器轴沿与此相反的方向等速度地旋转。

作为这样的平衡器装置，公知如下的结构：在气缸体的下方的油盘内配置有由容纳一对平衡器轴的上侧壳体及下侧壳体构成的壳体，在下侧壳体上一体成型有油泵体，一对平衡器轴彼此齿轮连接，并且经由设在一根平衡器轴的一端的链轮、环形链条及设在曲轴的一端的链轮从曲轴传递驱动力，两平衡器轴以曲轴的2倍的转速沿彼此相反的方向旋转(参照专利文献1)。

作为其他的结构，还公知如下的结构：将与安装于曲轴上的第1链轮一起卷绕第1链条的第2链轮固定在第1轴上，使固定于第1轴上的第3齿轮与固定于第1平衡器轴上的第4齿轮啮合，并使固定于第1平衡器轴上的第5齿轮与固定于第2平衡器轴上的第6齿轮啮合，将第1及第2链轮的齿数设为相同，使第1轴与曲轴同速地旋转，将第3齿轮的齿数设定成第4齿轮的齿数的2倍，使第1平衡器轴以曲轴的2倍的转速旋转，将第5及第6齿轮的齿数设定为相同，由此使第1及第2平衡器轴沿相反方向以相同转速旋转，在比第1及第2平衡器轴在发动机上下方向(活塞的往复运动方向)上靠下方的位置(从曲轴分离的位置)设置有第1轴(参照专利文献2)。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特许第4072251号公报

专利文献2：日本特许第3707140号公报

发明内容

发明所要解决的课题

但是，如专利文献1的结构那样，利用在驱动侧及从动侧的两个链轮上卷绕有链条的传动机构使曲轴的旋转速度增速至2倍的情况下，由于从动侧(平衡器轴侧)的链轮直径小，轮齿数量(齿数)也少，因此链条的多边形效应(多边形运动引起的链条的位置变化)大。而且，如果从动链轮直径小，则链条对链轮的碰撞速度(链轮径向的碰撞速度)高，碰撞能量大。因此，链条对链轮的啮合激振力大，噪音大。

为了抑制从动链轮的直径减小，使驱动链轮直径增大即可，但使驱动链轮直径增大会使得配置在周围的辅助机构或辅助机构驱动装置(一般由设在曲轴的与平衡器链条相同侧的带轮、带等构成)的布局自由度下降，因此并非优选。

另一方面，如专利文献2的结构那样，有别于一对平衡器轴而设置由曲轴驱动旋转的第1轴，在从第1轴向平衡器轴传递动力时将旋转速度增速至2倍的情况下，能防止固定于第1轴上的从动链轮直径减小，减少噪音。但是，固定于第1轴上的第3齿轮的直径为固定于第1平衡器轴上的第4齿轮的直径的2倍，因此为了确保与曲轴的间隔，不得不将第1轴配置在下方，第3齿轮的入油量(深度)增大，油搅拌产生的摩擦力增大。

本发明鉴于这样的背景，课题在于提供一种内燃机的平衡器装置，其能减小卷绕式传动机构中的啮合激振力，并能减小齿轮式传动机构中的油搅拌产生的摩擦力。

用于解决课题的手段

为了解决这样的课题，本发明是一种平衡器装置(10)，其设于内燃机(1)，使一对平衡器轴(12)以曲轴(2)的2倍的旋转速度向彼此相反的方向旋转，并且构成为具有：输入轴(13)，其经由卷绕式的第1传动机构(16)与所述曲轴连结；第1平衡器轴(12F、12R)，其经由包括彼此啮合的至少一对齿轮(13e、12Fe、51a、51b、12Re)的第2传动机构(17)与所述输入轴连结；以及第2平衡器轴(12R、12F)，其经由由彼此啮合的齿数相同的一对齿轮(12Fd、12Rd)构成的第3传动机构(18)与所述第1平衡器轴连结，所述第1传动机构及所述第2传动机构的增速比被设定为，使得所述输入轴的旋转速度比所述曲轴的旋转速度快且比所述第1平衡器轴的旋转速度慢。

根据该结构，能减小卷绕式第1传动机构中的啮合激振力，并减小齿轮式第2传动机构中的油搅拌产生的摩擦力。

而且，在上述的发明中，优选构成为：所述第1传动机构及所述第2传动机构的增速比被设定为，使得所述输入轴的旋转速度为所述曲轴的旋转速度的1.1倍以上且1.6倍以下。

根据该结构，能够平衡地兼顾啮合激振力的减小与油搅拌产生的摩擦力的减小。

而且，在上述的发明中，优选构成为：所述输入轴被配置为与所述一对平衡器轴中的一根(12R)同轴。

根据该结构，能使得枢转支承输入轴的轴颈轴承的加工容易。

而且，在上述的发明中，优选构成为：所述输入轴13与所述一根平衡器轴(12R)被配置为隔着少许间隙而彼此对峙，该彼此对峙的两端部形成由单个轴颈轴承(22)枢转支承的相同直径的轴颈(13c、12Ra)。

根据该结构，为了枢转支承两个轴颈，形成一个轴颈轴承即可，因此能使加工容易。

而且，在上述的发明中，优选构成为：所述输入轴及所述一根平衡器轴(12R)的所述两个轴颈(13c、12Ra)具有相同程度的长度，在所述轴颈轴承(22)的轴向的中间位置上形成有与所述输入轴和所述一根平衡器轴之间的所述间隙连通的油路(29)。

根据该结构，由于不必在轴颈轴承的各个轴承面上形成油槽，因此能够减小确保支承载荷所必需的轴颈轴承的轴向尺寸。

发明效果

由此根据本发明，能够提供一种内燃机的平衡器装置，其能够减小卷绕式传动机构中的啮合激振力，并减小齿轮式传动机构中的油搅拌产生的摩擦力。

附图说明

图1是沿着后平衡器轴示出实施方式的发动机下部的剖视图。

图2是沿着图1中的II-II线的剖视图。

图3是示出图2所示的平衡器装置的动力传递路径的说明图。

图4的(A)和图4的(B)是链条的多边形效应的说明图。

图5的(A)是示出碰撞能量减少量相对于增速比的相关性的曲线图，图5的(B)是示出齿轮入油深度相对于增速比的相关性的曲线图。

图6是变形实施方式的平衡器装置的示意图。

具体实施方式

以下参照附图，对将本发明的平衡器装置10应用于直列四缸汽车用发动机(以下仅记载为发动机1。)的实施方式详细地进行说明。

如图1所示，发动机1是使曲轴2沿水平方向延伸的直列四缸发动机，以使气缸轴线向后方倾斜的姿势搭载于汽车。上下方向是在发动机1搭载于汽车的状态下确定的，但在以下的说明中，为了容易说明及理解，将大致铅直延伸的气缸轴线方向及与其正交的曲轴方向设为上下和左右，图1中也据此以箭头示出方向。另外，左右方向以搭载有发动机1的汽车的行进方向为基准，与附图的左右方向相反。

发动机1具有：形成气缸并在下部具有裙部的上侧块3；与上侧块3的下部结合并与上侧块3的裙部协同限定曲轴箱4的下侧块5；与下侧块5的下部结合并在曲轴箱4的下方限定油池的油盘6；以及与下侧块5的下部结合并配置在油盘6的内部的平衡器装置10等。以下将上侧块3和下侧块5统称为气缸体7。

曲轴2具有：经由连杆8与滑动自如地设在气缸内的未图示的活塞的活塞销连结的四个曲柄销2a(以下从右侧(图的左侧)依次称作第1～第4曲柄销2a)；设在夹着曲柄销2a的位置上的五个轴颈2b(以下从右侧依次称作第1～第5轴颈2b)；连结轴颈2b与曲柄销2a的曲柄臂2c；以及在曲柄臂2c的与曲柄销2a相反的一侧一体形成的对重2d等。第1及第4曲柄销2a配置在同相位的位置上，第2及第3曲柄销2a配置在与第1及第4曲柄销2a相位相差180度的同相位的位置上。

枢转支承曲轴2的第1及第5轴颈2b的轴承壁由气缸体7的右壁及左壁构成，枢转支承第2～第4轴颈2b的轴承壁由设在曲轴箱4内的隔壁构成。

曲轴2的右端从第1轴颈2b进一步向右方伸出，并从气缸体7的右壁突出。在该突出的部分上，从第1轴颈2b侧依次固定有用于驱动未图示的凸轮轴的直径较小的小链轮2e及用于驱动平衡器装置10的直径较大的大链轮2f(驱动链轮)。在大链轮2f的外侧以使曲轴2贯通的方式设有链条盒9。在位于链条盒9的外侧的曲轴2的右端固定有用于驱动发动机1的辅助机构的曲轴带轮2g。

平衡器装置10减少因活塞的往复运动而产生的发动机1的二次振动。结合图2所示，在本实施方式中，在平衡器装置10中一体地设有用于向发动机1的各部和平衡器装置10的各滑动部压送油的油泵11。平衡器装置10具有：分别与曲轴2平行地配置的前后一对平衡器轴12(前平衡器轴12F、后平衡器轴12R)；与后平衡器轴12R同轴地配置的输入轴13；枢转支承并收纳这两根平衡器轴12F、12R及输入轴13的平衡器外壳14。两平衡器轴12F、12R在气缸轴线方向上配置于相同的高度。

平衡器外壳14由以下部分构成：沿着通过两平衡器轴12F、12R的轴心的平面上下一分为二的上外壳14A及下外壳14B；与下外壳14B及上外壳14A的右端面结合并构成油泵11的泵体11a的右外壳14C。在右外壳14C的泵体11a的右端面结合有泵盖11b。平衡器装置10利用从下方贯穿***设在平衡器外壳14的适当位置的螺栓贯穿***孔中的贯通螺栓紧固于下侧块5的下表面(曲轴2的下方)。

输入轴13被设置成从平衡器外壳14向右方突出，在该突出的部分的在曲轴方向上与大链轮2f对应的位置上固定有从动链轮13a。而且，在输入轴13上，在从动链轮13a的左方形成有第1轴颈13b，在从第1轴颈13b向左方延伸的轴的左端形成有第2轴颈13c。

输入轴13的第1轴颈13b由以贯通右外壳14C的方式形成的第1轴颈轴承21支承，输入轴13的第2轴颈13c由第2轴颈轴承22支承，该第2轴颈轴承22由形成于上外壳14A及下外壳14B上的半开轴承构成。右外壳14C以第1轴颈轴承21与第2轴颈轴承22同轴地配置的方式，组装于上外壳14A及下外壳14B。

在曲轴2的大链轮2f及输入轴13的从动链轮13a上卷绕有滚子链15。即，将曲轴2的旋转力向输入轴13传递的卷绕式的第1传动机构16由大链轮2f、滚子链15及从动链轮13a构成。输入轴13向与曲轴2相同的方向旋转。

在输入轴13的第1轴颈13b的左侧一体地形成有凸缘状的止推板13d(套环)。夹着第1轴颈轴承21的从动链轮13a及止推板13d各自的内表面为止推面。即，构成第1轴颈轴承21的轴承壁兼作支承输入轴13的轴向载荷的止推轴承。而且，在输入轴13的止推板13d与第2轴颈13c之间固定有直径较大的第1斜齿轮13e。

在上外壳14A及下外壳14B上，除了第2轴颈轴承22，还形成有第3轴颈轴承23、第4轴颈轴承24及第5轴颈轴承25，它们与第2轴颈轴承22同样地由形成于上外壳14A及下外壳14B上的半开轴承构成。第3轴颈轴承23配置在与第2轴颈轴承22同轴且从第2轴颈轴承22向左方分离的位置、即曲轴2的第3轴颈2b的下方。第4轴颈轴承24及第5轴颈轴承25配置于在左右方向上分别与第2轴颈轴承22及第3轴颈轴承23相同的位置上，且同轴地配置在它们的前方。形成第2轴颈轴承22与第4轴颈轴承24的轴承壁、以及形成第3轴颈轴承23与第5轴颈轴承25的轴承壁分别构成为沿前后方向连续的一体的壁。第2～第5轴颈轴承22～25为大致相同的宽度尺寸。

上外壳14A及下外壳14B通过六根螺栓(未图示)彼此紧固，这六根螺栓被***到在形成第2及第4轴颈轴承22、24的轴承壁上形成的三个螺栓孔14a和在形成第3及第5轴颈轴承23、25的轴承壁上形成的三个螺栓孔14a中。螺栓孔14a在各轴承壁上配置在两个轴颈轴承之间和两个轴颈轴承的外侧。另外，上外壳14A的螺栓孔14a构成为贯通上外壳14A的螺栓贯穿***孔，下外壳14B的螺栓孔14a构成为使螺栓旋入的有底的内螺纹孔，螺栓从上方***螺栓孔14a中。

两平衡器轴12R、12F分别具有：由对应的第2轴颈轴承22或第4轴颈轴承24枢转支承的第1轴颈12Ra、12Fa；以及由第3轴颈轴承23或第5轴颈轴承25枢转支承的第2轴颈12Rb、12Fb。而且两平衡器轴12R、12F分别具有：实质上同一形状的左右一对平衡器配重12Rc、12Fc，它们设在第2轴颈12Rb、12Fb的左右两侧，使重心位置从旋转中心向径向外侧偏倚；以及第1斜齿轮12Rd、12Fd，其固定在右侧的平衡器配重12Rc、12Fc与第1轴颈12Ra、12Fa之间。在枢转支承左右的平衡器配重12Rc、12Fc间的第2轴颈12Rb、12Fb的第3轴颈轴承23及第5轴颈轴承25上设置有轴承衬瓦28。

第2轴颈轴承22枢转支承输入轴13的第2轴颈13c及后平衡器轴12R的第1轴颈12Ra这两者。输入轴13的第2轴颈13c及后平衡器轴12R的第1轴颈12Ra直径相同且长度相同，并且被配置成在第2轴颈轴承22的长度方向的中间位置上隔着少许的间隙而对峙。因此，后平衡器轴12R的第1轴颈12Ra的长度为后平衡器轴12R的第2轴颈12Rb或前平衡器轴12F的第1轴颈12Fa的长度的一半左右。

在两平衡器轴12R、12F上，左右一对平衡器配重12Rc、12Fc的彼此相对的部分为相对于第2轴颈12Rb、12Fb扩径的凸缘状(参照图1)，该凸缘状部分的相对的内表面为向第3轴颈轴承23或第5轴颈轴承25传递止推力的止推面。即，形成第3及第5轴颈轴承23、25的轴承壁兼作支承两平衡器轴12R、12F的轴向载荷的止推轴承。

如图2所示，后平衡器轴12R的右端由第1轴颈12Ra构成。另一方面，前平衡器轴12F从第1轴颈12Fa进一步向右方伸出，在该伸出的部分上固定有与输入轴13的第1斜齿轮13e彼此啮合的第2斜齿轮12Fe。即，由这些第1斜齿轮13e及第2斜齿轮12Fe构成将输入轴13的旋转力向前平衡器轴12F传递的第2传动机构17。由此，前平衡器轴12F向与输入轴13相反的方向旋转。另外，前平衡器轴12F的第2斜齿轮12Fe及第1斜齿轮12Fd的螺旋方向相同，由此前平衡器轴12F的轴向载荷小。

并且，前平衡器轴12F的第1斜齿轮12Fd及后平衡器轴12R的第1斜齿轮12Rd彼此啮合，由这些第1斜齿轮12Fd、12Rd构成将前平衡器轴12F的旋转力向后平衡器轴12R传递的第3传动机构18。形成第3传动机构18的这些第1斜齿轮12Fd、12Rd直径及齿数相同(增速齿轮比＝1)，两平衡器轴12F、12R向彼此相反的方向以同一旋转速度旋转。

另一方面，第1传动机构16及第2传动机构17的增速比被设定成使得两平衡器轴12F、12R为曲轴2的旋转速度的2倍的旋转速度。具体而言，在本实施方式中，第1传动机构16的链条增速比被设定为4/3，第2传动机构17的增速齿轮比被设定为3/2，第1传动机构16与第2传动机构17相乘而得的机构的增速比为2。

因此，从动链轮13a的直径及轮齿数量(齿数)为大链轮2f的直径及轮齿数量的3/4倍，大于输入轴13的旋转速度为曲轴2的旋转速度的2倍时的比(1/2倍)。另一方面，输入轴13的第1斜齿轮13e的直径及齿数为前平衡器轴12F的第2斜齿轮12Fe的直径及齿数的3/2倍，小于输入轴13的旋转速度与曲轴2的旋转速度相同时的比(2倍)。

前平衡器轴12F的右端从第2斜齿轮12Fe进一步向右方伸出，通过接头与驱动油泵11的泵轴11c连结。油泵11为具有公知的结构的次摆线型，该公知的结构具有：泵体11a，其由右外壳14C与泵盖11b限定圆筒状的泵室；外转子11d及内转子11e，其内置于泵室；以及泵轴11c，其固定于内转子11e。泵轴11c由贯通形成在右外壳14C的壁上的第6轴颈轴承26枢转支承。接头由形成在泵轴11c的左端面上的键槽11f和突出形成于前平衡器轴12F的右端面并与键槽11f嵌合的键12Ff构成，将键12Ff从上方嵌入键槽11f中，由此容易组装前平衡器轴12F。

油泵11从形成于平衡器外壳14的底壁上的未图示的滤油器的吸入口吸入发动机油，经由排出通道向发动机1的各部和平衡器装置10的各滑动部压送发动机油。具体而言，在平衡器装置10中，向第1～第5轴颈轴承21～25供给发动机油。并且，在第1、第3及第5轴颈轴承21、23、25中，流出的发动机油被供给至形成于它们的两侧面的止推轴承。此外，在第2轴颈轴承22中，油路29与形成在输入轴13和后平衡器轴12R之间的间隙连通。

在这样构成的平衡器装置10中，如图3中箭头所示进行动力传递。即，曲轴2的旋转力经由第1传动机构16的大链轮2f(图1)、滚子链15(图1)及从动链轮13a被传递至输入轴13，经由构成第2传动机构17的第1斜齿轮13e及第2斜齿轮12Fe被传递至前平衡器轴12F。如上所述，前平衡器轴12F以曲轴2的2倍的旋转速度向与曲轴2相反的方向旋转。前平衡器轴12F的旋转力经由接头被传递至泵轴11c，并且经由构成第3传动机构18的两个第1斜齿轮12Fd、12Rd被传递至后平衡器轴12R。前后一对平衡器轴12F、12R向彼此相反的方向以同一旋转速度旋转。由此，产生消除发动机1的二次振动的气缸轴线方向的惯性力。

接下来，对第1传动机构16及第2传动机构17的增速比进行说明。

首先，参照图4，对利用传动链(链条)进行链传动的卷绕式的第1传动机构16中的噪音产生的机理进行说明。图4是用于说明滚子链15的多边形效应的示意图，(A)示出滚子链15的半径为最大(在从动链轮13a的旋转速度一定的情况下滚子链15的速度V为最高)的状态，(B)示出滚子链15的半径为最小(在从动链轮13a的旋转速度一定的情况下滚子链15的速度V为最低)的状态。此处，对从动链轮13a具有6处齿部31和6处谷部32且滚子链15的进入侧与退出侧平行(卷绕角为180度)的情况进行说明。从动链轮13a以角速度ω旋转，滚子链15的滚子15a落座于谷部32。从从动链轮13a的旋转中心O至落座于谷部32的滚子15a的中心的距离为最大半径R，从从动链轮13a的旋转中心O相对于将落座于谷部32的滚子15a的中心彼此连接的直线q引出的垂线的长度为最小半径r。

如图4的(A)所示，在从动链轮13a的谷部32位于旋转中心O的正上方及正下方(卷绕的起点及终点)的状态下，滚子链15的速度V达到最大值Vmax＝Rω。另一方面，如图4的(B)所示，在从动链轮13a的齿部31位于旋转中心O的正上方及正下方(卷绕的起点及终点)的状态下，滚子链15的速度V达到最小值Vmin＝rω。即，滚子链15的速度V伴随从动链轮13a的旋转，按从动链轮13a的齿部31的每个间距，在最小值Vmin＝rω至最大值Vmax＝Rω的范围内反复变动。

这样的伴随从动链轮13a的多边形运动而产生的滚子链15的速度V的变动(亦称作“弦位移”。)成为激振力。换言之，在滚子链15的速度V一定的情况下，从动链轮13a中产生的旋转速度的变动成为激振力。该激振力使从动链轮13a的轴承、传动机构的罩壳等振动，成为噪音产生的原因之一。此外，因最大半径R与最小半径r之差(R-r)，从动链轮13a与滚子链15的碰撞增大，产生敲击音，并且使得从动链轮13a的轴承振动，因此产生噪音。

从动链轮13a的半径越小，则轮齿数量(齿数)越少，滚子链15的速度变动量(Rω-rω)及半径差(R-r)越大，因此以这样的原理产生的噪音越大。

因此，在本发明中，增大从动链轮13a的直径，使第1传动机构16的增速比小于2，由此减少以粗线表示的激振力的主要原因、即多边形动作，伴随于此地减小从动链轮13a的旋转速度，从而减少噪音产生。

另一方面，越是因从动链轮13a的直径增大而使第1传动机构16的增速比接近于1，为了使第1及第2传动机构16、17的增速比为2，则越是必须使第2传动机构17的增速比接近于2，输入轴13的第1斜齿轮13e的直径增大。当第1斜齿轮13e的直径增大时，为了确保第1斜齿轮13e与曲轴2的间隔，不得不将输入轴13配置在下方，第1斜齿轮13e的入油量(深度)增大，油搅拌产生的摩擦力增大。

图5的(A)示出与第1传动机构16的增速比对应的碰撞能量减少量(以增速比为2时为基准的碰撞能量的减少量，数值越大，则碰撞能量本身越小)，图5的(B)示出与第1传动机构16的增速比对应的输入轴13的第1斜齿轮13e的入油深度(入油深度越大，则摩擦力越大)。如图5的(A)所示，第1传动机构16的增速比越低，则碰撞能量减少量越大，碰撞能量本身越小。另一方面，如图5的(B)所示，第1传动机构16的增速比越低，则齿轮入油深度越大，摩擦力越大。

为了平衡地兼顾第1传动机构16中的碰撞能量的减少量与第2传动机构17中的油搅拌产生的摩擦力的减少量，优选将第1传动机构16的增速比设为1.1以上且1.6以下。在本实施方式中，为了将油搅拌产生的摩擦力的增大抑制在最小限度，如上所述将第1传动机构16的增速比设定为4/3，将第2传动机构17的增速比设定为3/2。

此外，通过将第1传动机构16的增速比设定为4/3，抑制了图5的(B)所示的齿轮入油深度的增大，与如专利文献2那样将增速比设定为1的卷绕式传动机构相比，第1斜齿轮13e的入油产生的摩擦力减小。

这样，平衡器装置10具有：输入轴13，其经由卷绕式的第1传动机构16与曲轴2连结；第2传动机构17，其由彼此啮合的第1斜齿轮13e及第2斜齿轮12Fe构成，使输入轴13与平衡器轴12中的一根连结，第1传动机构16及第2传动机构17的增速比被设定为，使得输入轴13的旋转速度比曲轴2的旋转速度快且比平衡器轴12的旋转速度慢，由此能减小第1传动机构16的啮合激振力，并减小齿轮式的第2传动机构17中的油搅拌产生的摩擦力。

而且，在本实施方式的平衡器装置10中，能防止第2传动机构17的偏磨损。即，在第2传动机构17的增速齿轮比被设定为1的情况下，输入轴13每旋转一周，前平衡器轴12F的第2斜齿轮12Fe的齿便与彼此啮合的第1斜齿轮13e的一个齿啮合，从而始终与相同的齿啮合。此外，在第2传动机构17的增速齿轮比被设定为2的情况下，输入轴13每旋转两周，上述第2斜齿轮12Fe的齿便与彼此啮合的第1斜齿轮13e的一个齿啮合。这样，对一个齿的啮合频率高会使得因制造误等引起的磨损偏向特定的齿而产生，因此并非优选，但如本实施方式那样，通过将第1传动机构16及第2传动机构17的增速比设定为，使得输入轴13的旋转速度比曲轴2的旋转速度快且比平衡器轴12的旋转速度慢，能够降低对一个齿的啮合频率，防止偏磨损。

如上所述，通过将第1传动机构16及第2传动机构17的增速比设定为，使得输入轴13的旋转速度为曲轴2的旋转速度的1.1倍以上且1.6倍以下，能够平衡地兼顾啮合激振力的减小与油搅拌产生的摩擦力的减小。

并且，输入轴13被配置为与一对平衡器轴12F、12R中的一根同轴，枢转支承输入轴13的第2轴颈轴承22的加工变得容易。

在本实施方式中，输入轴13与后平衡器轴12R被配置为隔着少许间隙而彼此对峙，该彼此对峙的两端部形成由单个第2轴颈轴承22枢转支承的相同直径的第2轴颈13c及第1轴颈12Ra。因此，为了枢转支承两个轴颈13c、12Ra，形成一个第2轴颈轴承22即可，加工变得容易。

在本实施方式中，输入轴13的第2轴颈13c及后平衡器轴12R的第1轴颈12Ra具有相同程度的长度，在第2轴颈轴承22的轴向的中间位置上形成有与输入轴13和后平衡器轴12R之间的间隙连通的油路29。因此，不必在第2轴颈轴承22的各个轴承面上形成油槽，能够减小确保支承载荷所必需的第2轴颈轴承22的轴向尺寸。

《变形实施方式》

接着参照图6，对变形实施方式的平衡器装置10进行说明。另外，对与上述实施方式的形态或功能通用的构件标注同一标号，省略重复的说明。前后左右的方向以上述实施方式(参照图2)为准。

在上述实施方式中，在从曲轴2向一对平衡器轴12F、12R的动力传递中，通过卷绕式的第1传动机构16和由彼此啮合的一对齿轮形成的齿轮式的第2传动机构17进行两阶段的增速，与此相对地在本变形实施方式的平衡器装置10中，第2传动机构17具有两个增速机构(两对齿轮)，进行三阶段的增速。

以下具体进行说明。平衡器装置10除了前后一对平衡器轴12F、12R及输入轴13，还具有与输入轴13平行地配置的中间轴51。在本变形实施方式中，中间轴51被配置为与前平衡器轴12F同轴。在中间轴51上，固定有与输入轴13的第1斜齿轮13e啮合的第1斜齿轮51a，并且在从第1斜齿轮51a向左方离开的位置上固定有第2斜齿轮51b。

一对平衡器轴12F、12R的结构也与上述实施方式不同。具体而言，在前平衡器轴12F中，第1轴颈12Fa形成右端，未设置上述第2斜齿轮12Fe。在后平衡器轴12R中，在第1轴颈12Ra与第1斜齿轮12Rd之间、且在左右方向上与中间轴51的第2斜齿轮51b对应的位置上，固定有与该第2斜齿轮51b啮合的第2斜齿轮12Re。

中间轴51在左端具有第1轴颈51c，并且被配置为在与前平衡器轴12F的右端面之间隔着少许间隙而相对。中间轴51的第1轴颈51c及前平衡器轴12F的第1轴颈12Fa均由第4轴颈轴承24枢转支承。另一方面，输入轴13的第2轴颈13c及后平衡器轴12R的第1轴颈12Ra均由第2轴颈轴承22枢转支承这一点与上述实施方式相同。

由输入轴13的第1斜齿轮13e及中间轴51的第1斜齿轮51a构成第1齿轮机构17A，由中间轴51的第2斜齿轮51b及后平衡器轴12R的第2斜齿轮12Re构成第2齿轮机构17B。并且，由中间轴51、第1齿轮机构17A及第2齿轮机构17B构成第2传动机构17。

在这样构成的平衡器装置10中，如图中箭头所示进行动力传递。即，经由包括从动链轮13a的第1传动机构16向输入轴13传递的曲轴2的旋转力经由第2传动机构17的第1齿轮机构17A被传递至中间轴51。中间轴51的旋转力被传递至泵轴11c，并且经由第2传动机构17的第2齿轮机构17B被传递至后平衡器轴12R，使后平衡器轴12R以曲轴2的2倍的旋转速度向与曲轴2相同的方向旋转。后平衡器轴12R的旋转力经由第3传动机构18被传递至前平衡器轴12F，使前平衡器轴12F向与后平衡器轴12R相反的方向以同一旋转速度旋转。

并且，第1传动机构16的链条增速比被设定为比1大且比2小，使得输入轴13的旋转速度比曲轴2的旋转速度快且比后平衡器轴12R的旋转速度慢。此外，第2传动机构17的第1齿轮机构17A的增速齿轮比被设定为比1大且比2小，使得中间轴51的旋转速度比输入轴13的旋转速度快且比后平衡器轴12R的旋转速度慢。例如，在第1传动机构16的链条增速比被设定为4/3的情况下，第1齿轮机构17A的增速齿轮比被设定为4/3、第2齿轮机构17B的增速齿轮比被设定为9/8，由此平衡器轴12F、12R的旋转速度达到曲轴2的旋转速度的2倍。

上面结束了对具体的实施方式的说明，但本发明并不限定于上述实施方式，能够大幅度地变形并实施。例如，在上述实施方式中，作为一例，对车载用内燃机的平衡器装置10进行了说明，但也能广泛应用于轨道车辆、船舶、飞机等。此外，在上述实施方式中，第2传动机构17、第3传动机构18的齿轮使用斜齿轮，但也可以使用直齿轮或双螺旋齿轮等。此外，在上述实施方式中，卷绕式的第1传动机构16使用滚子链15，但也可以使用套筒链等其他结构的链条。除此之外，只要是在不脱离本发明的主旨的范围内，可以适当变更各部件或部位的具体结构或配置、数量、角度等。另一方面，上述实施方式所示的平衡器装置10的各构件未必均为必需，能够适当选择。

标号说明

1：发动机；

2：曲轴；

2f：大链轮(第1传动机构16的构件)；

10：平衡器装置；

12F：前平衡器轴；

12Fd：第1斜齿轮(第3传动机构18的构件)；

12Fe：第2斜齿轮(第2传动机构17的构件)；

12R：后平衡器轴；

12Ra：第1轴颈；

12Rd：第1斜齿轮(第3传动机构18的构件)；

12Re：第2斜齿轮(第2传动机构17的构件)；

13：输入轴；

13a：从动链轮(第1传动机构16的构件)；

13c：第2轴颈；

13e：第1斜齿轮(第2传动机构17的构件)；

15：滚子链(第1传动机构16的构件)；

16：第1传动机构；

17：第2传动机构；

17A：第1齿轮机构；

17B：第2齿轮机构；

18：第3传动机构；

22：第2轴颈轴承；

29：油路；

51：中间轴(第2传动机构17的构件)；

51a：第1斜齿轮(第2传动机构17的构件)；

51b：第2斜齿轮(第2传动机构17的构件)。

Claims (5)

1.一种内燃机的平衡器装置，该平衡器装置设于内燃机，使一对平衡器轴以曲轴的2倍的旋转速度向彼此相反的方向旋转，

所述内燃机的平衡器装置具有：

输入轴，其经由卷绕式的第1传动机构与所述曲轴连结；

第1平衡器轴，其经由包括彼此啮合的至少一对齿轮的第2传动机构与所述输入轴连结；以及

第2平衡器轴，其经由由彼此啮合的齿数相同的一对齿轮构成的第3传动机构与所述第1平衡器轴连结，

其特征在于，

所述第1传动机构及所述第2传动机构的增速比被设定为，使得所述输入轴的旋转速度比所述曲轴的旋转速度快且比所述第1平衡器轴的旋转速度慢。

2.根据权利要求1所述的内燃机的平衡器装置，其特征在于，

所述第1传动机构及所述第2传动机构的增速比被设定为，使得所述输入轴的旋转速度为所述曲轴的旋转速度的1.1倍以上且1.6倍以下。

3.根据权利要求1或2所述的内燃机的平衡器装置，其特征在于，

所述输入轴被配置为与所述一对平衡器轴中的一根同轴。

4.根据权利要求3所述的内燃机的平衡器装置，其特征在于，

所述输入轴及所述一根平衡器轴被配置为隔着少许间隙而彼此对峙，该彼此对峙的两端部形成由单个轴颈轴承枢转支承的相同直径的轴颈。

5.根据权利要求4所述的内燃机的平衡器装置，其特征在于，

所述输入轴及所述一根平衡器轴的所述两个轴颈具有相同程度的长度，

在所述轴颈轴承的轴向的中间位置上形成有与所述输入轴和所述一根平衡器轴之间的所述间隙连通的油路。