JP2018071587A

JP2018071587A - Balance shaft

Info

Publication number: JP2018071587A
Application number: JP2016209072A
Authority: JP
Inventors: 杉村　一昭; Kazuaki Sugimura; 一昭杉村
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2016-10-25
Filing date: 2016-10-25
Publication date: 2018-05-10

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a balance shaft which is simple in a structure, and can be employed to a variety of engines having different specifications.SOLUTION: A balance shaft comprises: a shaft which rotates in conjunction with a crankshaft of an internal combustion engine; a pair of first masses which are constituted of members different from that of the shaft, arranged at both sides of the center of gravity of the shaft, and fixable to the shaft at an arbitrary angle; and a pair of second masses arranged at both the sides of the center of gravity of the shaft. When setting a mass of the first mass as m1, a rotation radius of the center of gravity of the first mass as r1, a distance between the center of gravity of the first mass and the center of gravity of the shaft in an axial direction of the shaft as L1, a mass of the second mass as m2, a rotation radius of the center of gravity of the second mass as r2, and a distance between the center of gravity of the second mass and the center of gravity of the shaft in the axial direction of the shaft as L2, a relationship of m1×r1×L1=m2×r2×L2 is established.SELECTED DRAWING: Figure 3

Description

本発明は、バランスシャフトに関する。 The present invention relates to a balance shaft.

内燃機関においては、ピストンの往復運動により生じる慣性力によって振動が生じる。当該振動が車体に伝達すると、車体を構成する鋼板より放射される、こもり音と呼ばれる騒音が発生する。このため、回転軸に対して不平衡質量を有する１本または複数のバランスシャフトを回転させることにより、慣性力や慣性偶力を打ち消したり、また慣性力などの向きを変えたりすることにより車体に伝達する振動の低減が図られている。 In an internal combustion engine, vibration is generated by an inertial force generated by a reciprocating motion of a piston. When the vibration is transmitted to the vehicle body, a noise called a booming sound is generated that is radiated from the steel plates constituting the vehicle body. For this reason, by rotating one or more balance shafts having an unbalanced mass with respect to the rotating shaft, the inertia force or the inertia couple is canceled or the direction of the inertia force is changed. The transmitted vibration is reduced.

ところで、内燃機関の振動は、ピストンやコネクティングロッドの慣性力によってその大きさが変化するため、内燃機関が異なるとその振動特性も変化する。そのため、通常、内燃機関の振動特性に応じて、不平衡質量の質量や重心位置を変更したバランスシャフトを準備しなければならず、バランスシャフトの種類が多くなってしまう。そこで、部品の共通化をはかるため、異なる振動特性の内燃機関に適用可能なバランスシャフトが提案されている（例えば、特許文献１）。 By the way, since the magnitude of the vibration of the internal combustion engine changes depending on the inertial force of the piston and the connecting rod, the vibration characteristics change depending on the internal combustion engine. Therefore, normally, a balance shaft in which the mass of the unbalanced mass and the position of the center of gravity are changed according to the vibration characteristics of the internal combustion engine must be prepared, and the types of balance shafts increase. Therefore, in order to make parts common, a balance shaft applicable to an internal combustion engine having different vibration characteristics has been proposed (for example, Patent Document 1).

特開２０００−１８６７４５号公報JP 2000-186745 A

しかしながら、特許文献１に記載のバランスシャフトは、シャフトの軸心に対して偏心するウェイト部を、板状のウェイトプレートをシャフトの軸方向に複数枚重ね合わせることによって構成しており、構造が複雑となっている。 However, the balance shaft described in Patent Document 1 is configured with a plurality of plate-shaped weight plates stacked in the axial direction of the shaft, with a weight portion that is eccentric with respect to the shaft center, and the structure is complicated. It has become.

そこで、本明細書開示のバランスシャフトは、簡易な構造で、異なる仕様のエンジンに適用可能なバランスシャフトを提供することを課題とする。 Therefore, an object of the balance shaft disclosed in this specification is to provide a balance shaft that has a simple structure and can be applied to engines having different specifications.

かかる課題を解決するために、本明細書に開示されたバランスシャフトは、内燃機関のクランク軸に連動して回転するシャフトと、前記シャフトとは別部材で構成され、前記シャフトの重心の両側に設けられ、任意の角度で前記シャフトに固定可能な１組の第１マスと、前記シャフトの重心の両側に設けられた１組の第２マスと、を備え、前記第１マスの質量をｍ１、前記第１マスの重心の回転半径をｒ１、前記シャフトの軸方向における前記第１マスの重心と前記シャフトの重心との間の距離をＬ１とし、前記第２マスの質量をｍ２、前記第２マスの重心の回転半径をｒ２、前記シャフトの軸方向における前記第２マスの重心と前記シャフトの重心との間の距離をＬ２としたとき、ｍ１×ｒ１×Ｌ１＝ｍ２×ｒ２×Ｌ２の関係が成立するバランスシャフトである。 In order to solve such a problem, the balance shaft disclosed in the present specification is composed of a shaft that rotates in conjunction with a crankshaft of an internal combustion engine, and a separate member from the shaft, and is provided on both sides of the center of gravity of the shaft. A set of first masses that can be fixed to the shaft at an arbitrary angle, and a set of second masses provided on both sides of the center of gravity of the shaft, the mass of the first mass being m1 The radius of rotation of the center of gravity of the first mass is r1, the distance between the center of gravity of the first mass and the center of gravity of the shaft in the axial direction of the shaft is L1, the mass of the second mass is m2, and the first mass When the radius of rotation of the center of gravity of the two masses is r2, and the distance between the center of gravity of the second mass and the center of gravity of the shaft in the axial direction of the shaft is L2, m1 × r1 × L1 = m2 × r2 × L2 Roses where the relationship is established It is a scan shaft.

本明細書開示のバランスシャフトは、簡易な構造で、異なる仕様のエンジンに適用することができる。 The balance shaft disclosed in the present specification has a simple structure and can be applied to engines having different specifications.

図１は、一実施形態に係るバランスシャフトの配置の一例を示す図である。Drawing 1 is a figure showing an example of arrangement of a balance shaft concerning one embodiment. 図２は、一実施形態に係るバランスシャフトの外観を示す斜視図である。FIG. 2 is a perspective view illustrating an appearance of a balance shaft according to an embodiment. 図３（ａ）は、往復質量が最も重い仕様のエンジンに適用したときのバランスシャフトの構成を示すモデル図であり、図３（ｂ）は、図３（ａ）の構成を有するバランスシャフトにおける慣性力を示す図であり、図３（ｃ）は、図３（ａ）の構成を有するバランスシャフトにおける慣性偶力を示す図である。FIG. 3A is a model diagram showing a configuration of a balance shaft when applied to an engine having the heaviest reciprocating mass, and FIG. 3B is a diagram of a balance shaft having the configuration of FIG. It is a figure which shows an inertia force, FIG.3 (c) is a figure which shows the inertia couple in the balance shaft which has the structure of Fig.3 (a). 図４（ａ）は、往復質量が軽い仕様のエンジンに適用したときのバランスシャフトの構成を示すモデル図であり、図４（ｂ）は、図４（ａ）の構成を有するバランスシャフトにおける慣性力を示す図であり、図４（ｃ）は、図４（ａ）の構成を有するバランスシャフトにおける慣性偶力を示す図である。FIG. 4A is a model diagram showing a configuration of a balance shaft when applied to an engine having a light reciprocating mass, and FIG. 4B is an inertia in the balance shaft having the configuration of FIG. FIG. 4C is a diagram showing the inertia couple in the balance shaft having the configuration of FIG. 図５（ａ）〜図５（ｄ）は、タイミングマークの位相角について説明する図である。FIG. 5A to FIG. 5D are diagrams for explaining the phase angle of the timing mark.

以下、本発明の実施形態について、添付図面を参照しつつ説明する。ただし、図面中、各部の寸法、比率等は、実際のものと完全に一致するようには図示されていない場合がある。また、図面によっては細部が省略されて描かれている場合もある。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings. However, in the drawings, the dimensions, ratios, and the like of each part may not be shown so as to completely match the actual ones. In some cases, details are omitted in some drawings.

図１〜図４を参照し、一実施形態に係るバランスシャフトについて説明する。 With reference to FIGS. 1-4, the balance shaft which concerns on one Embodiment is demonstrated.

図１は、一実施形態に係るバランスシャフト１０の配置の一例を示す図である。図１の例では、内燃機関の一例であるエンジンのクランクシャフト５０の回転がチェーン（又は、歯付きベルト）５２を介してアイドラシャフト６０に伝達されて、アイドラシャフト６０が回転駆動する。アイドラシャフト６０には、アイドラギヤ６１が連結されており、アイドラギヤ６１は、バランスシャフト１０に連結されたギヤ２０と噛合している。これにより、クランクシャフト５０の回転に連動して、バランスシャフト１０が回転する。なお、バランスシャフト１０の駆動方法は、本実施形態に限られるものではない。アイドラシャフト６０を省略し、バランスシャフト１０を、ギヤを介してクランクシャフト５０から直接駆動するようにしてもよいし、チェーン及びスプロケットを介して直接駆動するようにしてもよい。 Drawing 1 is a figure showing an example of arrangement of balance shaft 10 concerning one embodiment. In the example of FIG. 1, rotation of a crankshaft 50 of an engine that is an example of an internal combustion engine is transmitted to an idler shaft 60 via a chain (or a toothed belt) 52, and the idler shaft 60 is rotationally driven. An idler gear 61 is connected to the idler shaft 60, and the idler gear 61 meshes with the gear 20 connected to the balance shaft 10. Thereby, the balance shaft 10 rotates in conjunction with the rotation of the crankshaft 50. In addition, the drive method of the balance shaft 10 is not restricted to this embodiment. The idler shaft 60 may be omitted, and the balance shaft 10 may be directly driven from the crankshaft 50 via a gear, or may be directly driven via a chain and a sprocket.

図２は、実施形態に係るバランスシャフト１０の外観を示す斜視図である。 FIG. 2 is a perspective view showing an appearance of the balance shaft 10 according to the embodiment.

バランスシャフト１０には、ギヤ２０が組み付けられている。ギヤ２０は、図１で示したように、クランクシャフト５０の回転をバランスシャフト１０に伝達する。ギヤ２０には、タイミングマーク４０が形成されている。ギヤ２０はタイミングマーク４０の位置をずらしてバランスシャフト１０に組み付けできるようボルト７０やノックピン等で組み付けられる。 A gear 20 is assembled to the balance shaft 10. The gear 20 transmits the rotation of the crankshaft 50 to the balance shaft 10 as shown in FIG. A timing mark 40 is formed on the gear 20. The gear 20 is assembled with a bolt 70, a knock pin, or the like so that the timing mark 40 can be displaced and assembled to the balance shaft 10.

バランスシャフト１０は、シャフト１１、ジャーナル部１４、並びに１組の固定バランスマス１３及び１組の組立バランスマス１５を備えている。 The balance shaft 10 includes a shaft 11, a journal portion 14, a set of fixed balance masses 13, and a set of assembly balance masses 15.

シャフト１１は、クランクシャフト５０に連動して回転する。 The shaft 11 rotates in conjunction with the crankshaft 50.

ジャーナル部１４は、不図示のジャーナル軸受により支持される。 The journal part 14 is supported by a journal bearing (not shown).

１組の固定バランスマス１３は、シャフト１１の重心Ｇの両側に、位相を１８０度ずらした状態で設けられている。固定バランスマス１３は、シャフト１１と一体に形成されている。１組の固定バランスマス１３は、１組の第２マスの一例である。 The set of fixed balance masses 13 is provided on both sides of the center of gravity G of the shaft 11 with the phase shifted by 180 degrees. The fixed balance mass 13 is formed integrally with the shaft 11. One set of fixed balance masses 13 is an example of one set of second masses.

１組の組立バランスマス１５は、シャフト１１の重心Ｇの両側に、位相を１８０度ずらした状態で設けられている。組立バランスマス１５は、シャフト１１とは別部材で構成されており、任意の角度でシャフト１１に固定可能となっている。より詳細には、組立バランスマス１５は、後述する条件を満たすように、対応する固定バランスマス１３に対する位相角を変えて、例えばノックピンやボルト等によってシャフト１１に固定される。１組の組立バランスマス１５は、１組の第１マスの一例である。 One set of assembly balance masses 15 is provided on both sides of the center of gravity G of the shaft 11 with a phase shifted by 180 degrees. The assembly balance mass 15 is composed of a member different from the shaft 11 and can be fixed to the shaft 11 at an arbitrary angle. More specifically, the assembly balance mass 15 is fixed to the shaft 11 by, for example, a knock pin, a bolt, or the like while changing the phase angle with respect to the corresponding fixed balance mass 13 so as to satisfy the conditions described later. One set of assembly balance mass 15 is an example of one set of first mass.

前述したように、エンジンの振動は、ピストンやコネクティングロッドの慣性力によってその大きさが変化する。したがって、同じ排気量のエンジンであっても、エンジンの仕様が異なる場合、各仕様に応じてピストン、コネクティングロッド等を最適設計すると、バランスシャフトでキャンセルすべき回転１次モーメント量も変化する。例えば、同排気量の直列３気筒エンジンであっても、過給機を備える場合、自然吸気の場合、ハイブリッドの場合では、ピストン及びコネクティングロッド等の使用条件が異なるため、ピストン及びコネクティングロッドの仕様も異なる。例えば、過給機を備えるエンジンでは筒内圧が高くなるため、強度を維持するために往復運動部品は重くなる。また、圧縮比が異なれば、ピストン頂面の形状も変わり、ピストンの質量も変わる。 As described above, the magnitude of the engine vibration changes depending on the inertial force of the piston and the connecting rod. Therefore, even if the engine has the same displacement, if the engine specifications are different, the amount of primary moment of rotation that should be canceled by the balance shaft will change if the piston, connecting rod, etc. are optimally designed according to each specification. For example, even with an in-line three-cylinder engine with the same displacement, when using a turbocharger, in the case of natural intake, in the case of a hybrid, the usage conditions of the piston and connecting rod differ, so the specifications of the piston and connecting rod Is also different. For example, in an engine equipped with a supercharger, the in-cylinder pressure becomes high, so that the reciprocating parts become heavy to maintain the strength. Further, if the compression ratio is different, the shape of the piston top surface is also changed, and the mass of the piston is also changed.

したがって、異なる仕様のエンジンにおいて、バランス率が１００％となるようにバランスシャフトを設計すると、エンジンの仕様（過給機付き、自然吸気、ハイブリッド等）毎にバランスシャフトを準備する必要があり、バランスシャフトの種類が増え、生産効率が悪くなる。 Therefore, if the balance shaft is designed so that the balance ratio is 100% for engines with different specifications, it is necessary to prepare a balance shaft for each engine specification (with turbocharger, natural intake, hybrid, etc.). The number of types of shafts increases, resulting in poor production efficiency.

本実施形態のバランスシャフト１０は、組立バランスマス１５の配置及びギヤ２０の配置を変更することによって、仕様の異なるエンジンに適用可能となっている。 The balance shaft 10 of the present embodiment can be applied to engines having different specifications by changing the arrangement of the assembly balance mass 15 and the arrangement of the gear 20.

以下、組立バランスマス１５の配置及びギヤ２０の配置の適合方法について説明する。 Hereinafter, a method for adapting the arrangement of the assembly balance mass 15 and the arrangement of the gear 20 will be described.

まず、１組の固定バランスマス１３及び１組の組立バランスマス１５の質量及びシャフト１１上での配置の決定方法について説明する。 First, a method for determining the mass of one set of fixed balance mass 13 and one set of assembly balance mass 15 and the arrangement on the shaft 11 will be described.

図３（ａ）は、所定の排気量の直列３気筒エンジンの中で、往復質量が最も重い仕様のエンジン（例えば、過給機付きのエンジン）に適用したときのバランスシャフト１０の構成を示すモデル図である。図中の黒丸は、固定バランスマス１３及び組立バランスマス１５の重心を表している。 FIG. 3A shows a configuration of the balance shaft 10 when applied to an engine having a heaviest reciprocating mass (for example, an engine with a supercharger) among in-line three-cylinder engines having a predetermined displacement. It is a model figure. Black circles in the figure represent the centers of gravity of the fixed balance mass 13 and the assembly balance mass 15.

図３（ａ）に示すように、組立バランスマス１５の質量をｍ１、組立バランスマス１５の重心の回転半径をｒ１、シャフト１１の軸方向におけるシャフト１１の重心Ｇから組立バランスマス１５の重心までの距離をＬ１とする。また、固定バランスマス１３の質量をｍ２、固定バランスマス１３の重心の回転半径をｒ２、シャフト１１の軸方向におけるシャフト１１の重心Ｇから固定バランスマス１３の重心までの距離をＬ２とする。なお、図中の▽及び△は、軸受部を表すが、軸受部は、組立バランスマス１５が組み付け可能であれば、どの位置にあってもよい。 As shown in FIG. 3A, the mass of the assembly balance mass 15 is m1, the rotation radius of the center of gravity of the assembly balance mass 15 is r1, and the center of gravity G of the shaft 11 in the axial direction of the shaft 11 to the center of gravity of the assembly balance mass 15 Let L1 be the distance. Further, the mass of the fixed balance mass 13 is m2, the rotation radius of the center of gravity of the fixed balance mass 13 is r2, and the distance from the center of gravity G of the shaft 11 to the center of gravity of the fixed balance mass 13 in the axial direction of the shaft 11 is L2. In the figure, ▽ and Δ represent bearing portions, but the bearing portions may be located at any position as long as the assembly balance mass 15 can be assembled.

直列３気筒エンジンにおいて往復質量が最も重い仕様のエンジンにおけるバランスシャフトのターゲットモーメントＭ１は、一般に次式（１）で表される。 The target moment M1 of the balance shaft in the engine having the heaviest reciprocating mass in the in-line three-cylinder engine is generally expressed by the following equation (1).

ここで、Ｗｒｅｃは、ピストン、ピストンリング、スナップリングを含むピストンピン、及びコネクティングロッドの小端側（ピストンピン側）を含む往復運動部品の質量の総和である往復質量を表す。また、ｒはクランク半径、ωはクランク角速度（ｒａｄ／ｓｅｃ）、Ｌはボアピッチを表す。 Here, Wrec represents a reciprocating mass which is a sum of masses of reciprocating parts including a piston, a piston ring, a piston pin including a snap ring, and a small end side (piston pin side) of a connecting rod. R represents a crank radius, ω represents a crank angular velocity (rad / sec), and L represents a bore pitch.

図３（ａ）に示すバランスシャフト１０では、図３（ｂ）に示すように、慣性力は、
ｍ１×ｒ１＋ｍ２×ｒ２＝ｍ１×ｒ１＋ｍ２×ｒ２
となり、つりあっている。 In the balance shaft 10 shown in FIG. 3 (a), as shown in FIG. 3 (b), the inertial force is
m1 * r1 + m2 * r2 = m1 * r1 + m2 * r2
It ’s balanced.

一方、慣性偶力は、図３（ｃ）に示すように、
ｍ１×ｒ１×Ｌ１＋ｍ２×ｒ２×Ｌ２＋ｍ１×ｒ１×Ｌ１＋ｍ２×ｒ２×Ｌ２
＝（ｍ１×ｒ１×Ｌ１＋ｍ２×ｒ２×Ｌ２）×２
となる。 On the other hand, as shown in FIG.
m1 * r1 * L1 + m2 * r2 * L2 + m1 * r1 * L1 + m2 * r2 * L2
= (M1 * r1 * L1 + m2 * r2 * L2) * 2
It becomes.

したがって、式（１）に示すターゲットモーメントＭ１とのバランス率を１００％とするには、ｍ１、ｒ１、Ｌ１、ｍ２、ｒ２、及びＬ２が次式（２）を満たせばよい。
Ｍ１＝ωｂ^２×（ｍ１×ｒ１×Ｌ１＋ｍ２×ｒ２×Ｌ２）×２（２）
ここで、ωｂは、バランスシャフト１０の回転速度（ｒａｄ／ｓｅｃ）であり、直列３気筒のバランスシャフトにおいてはクランクシャフトと回転方向が逆である。 Therefore, in order to set the balance ratio with the target moment M1 shown in Expression (1) to 100%, m1, r1, L1, m2, r2, and L2 may satisfy the following Expression (2).
M1 = ωb ² × (m1 × r1 × L1 + m2 × r2 × L2) × 2 (2)
Here, ωb is the rotation speed (rad / sec) of the balance shaft 10, and the rotation direction of the in-line three-cylinder balance shaft is opposite to that of the crankshaft.

本実施形態では、ｍ１、ｒ１、Ｌ１、ｍ２、ｒ２、及びＬ２が、更に、次式（３）を満たすようにバランスシャフト１０を設計する。
ｍ１×ｒ１×Ｌ１＝ｍ２×ｒ２×Ｌ２（３） In the present embodiment, the balance shaft 10 is designed so that m1, r1, L1, m2, r2, and L2 further satisfy the following expression (3).
m1 * r1 * L1 = m2 * r2 * L2 (3)

図３（ａ）から明らかなように、Ｌ１＞Ｌ２のため、（ｍ１×ｒ１）と（ｍ２×ｒ２）との比率をＬ１とＬ２との比に合わせれば、ｍ１，ｒ１，ｍ２，ｒ２の値は、周辺部品との隙間を確保する等の制約の中で自由に変更することができる。 As apparent from FIG. 3A, since L1> L2, if the ratio of (m1 × r1) and (m2 × r2) is matched to the ratio of L1 and L2, m1, r1, m2, and r2 The value can be freely changed within a constraint such as ensuring a gap with peripheral parts.

次に、上述の式（２）及び式（３）を満たすようにｍ１、ｒ１、Ｌ１、ｍ２、ｒ２、及びＬ２が決定されたバランスシャフト１０を、往復質量が軽い仕様のエンジンに適用する場合について説明する。なお、往復質量が軽いとは、往復運動部品の質量が、往復質量が最も重い仕様のエンジンの往復運動部品の質量と比較して軽いということを意味する。 Next, when the balance shaft 10 in which m1, r1, L1, m2, r2, and L2 are determined so as to satisfy the above formulas (2) and (3) is applied to an engine having a light reciprocating mass. Will be described. The light reciprocating mass means that the mass of the reciprocating component is light compared to the mass of the reciprocating component of the engine having the heaviest reciprocating mass.

図４（ａ）は、所定の排気量の直列３気筒エンジンの中で、往復質量が軽い仕様のエンジン（例えば、自然吸気のエンジン）に適用したときのバランスシャフト１０の構成を示すモデル図である。図４（ａ）に示すように、往復質量が軽い仕様のエンジンでは、組立バランスマス１５が、固定バランスマス１３に対して位相をα度ずらしてシャフト１１に組み付けられている。また、ギヤ２０は、タイミングマーク４０が往復質量が最も重い仕様のエンジンにおいて取り付けられているギヤ２０のタイミングマーク４０に対し位相がγ度ずれた状態で、組み付けられている。以下、位相角α及びγの設定について説明する。 FIG. 4A is a model diagram showing a configuration of the balance shaft 10 when applied to an engine with a small reciprocating mass (for example, a naturally aspirated engine) in an in-line three-cylinder engine having a predetermined displacement. is there. As shown in FIG. 4A, in an engine having a light reciprocating mass, the assembly balance mass 15 is assembled to the shaft 11 with a phase shifted by α degrees with respect to the fixed balance mass 13. Further, the gear 20 is assembled in a state where the phase is shifted by γ degrees with respect to the timing mark 40 of the gear 20 attached to the engine having the specification in which the timing mark 40 has the heaviest reciprocating mass. Hereinafter, setting of the phase angles α and γ will be described.

まず、位相角αについて説明する。 First, the phase angle α will be described.

図４（ａ）に示すバランスシャフト１０において、慣性力は、図４（ｂ）に示すように、位相角αにかかわらずつりあい状態を保つ。 In the balance shaft 10 shown in FIG. 4A, the inertial force maintains a balanced state regardless of the phase angle α, as shown in FIG. 4B.

往復質量が軽い仕様のエンジンでのターゲットモーメントＭ２は、式（１）に基づき、往復質量が最も重い仕様のエンジンの往復運動部品の質量と往復質量が軽い仕様のエンジンの往復運動部品の質量との比を表すＡを用いて、式（４）で表される。
Ｍ２＝Ａ×Ｍ１（４）
ここで、
Ａ＝（往復質量が軽い仕様のエンジンの往復質量）／
（往復質量が最も重い仕様のエンジンの往復質量）（５）
である。ただし、往復質量が最も重い仕様のエンジンと、往復質量が軽い仕様のエンジンとでボアピッチＬが異なる場合、ターゲットモーメントにはボアピッチ比も影響するため、それぞれのエンジンの仕様に基づいて、式（１）に従ってＭ１とＭ２とを求め、Ａ＝Ｍ２／Ｍ１とする。 Based on Equation (1), the target moment M2 for an engine with a light reciprocating mass is calculated based on the equation (1). It is represented by Formula (4) using A representing the ratio of
M2 = A × M1 (4)
here,
A = (reciprocating mass of engine with light reciprocating mass) /
(The reciprocating mass of the engine with the heaviest reciprocating mass) (5)
It is. However, when the bore pitch L is different between the engine with the heaviest reciprocating mass and the engine with the lighter reciprocating mass, the bore pitch ratio also affects the target moment. Therefore, based on the specifications of each engine, the formula (1 ) To obtain M1 and M2, and set A = M2 / M1.

一方、合成慣性偶力は、図４（ｃ）の矢印Ａ１で示され、その値は、
[（ｍ１×ｒ１×Ｌ１×ｃｏｓα＋ｍ１×ｒ１×Ｌ１＋ｍ１×ｒ１×Ｌ１＋ｍ１×ｒ１×Ｌ１×ｃｏｓα）^２＋（ｍ１×ｒ１×Ｌ１×ｓｉｎα＋ｍ１×ｒ１×Ｌ１×ｓｉｎα）^２]^０．５
で表される。 On the other hand, the combined inertia couple is indicated by an arrow A1 in FIG.
[(M1 × r1 × L1 × cos α + m1 × r1 × L1 + m1 × r1 × L1 + m1 × r1 × L1 × cosα) ² + (m1 × r1 × L1 × sin α + m1 × r1 × L1 × sin α) ² ] ^0.5
It is represented by

ここで、
Ｍ２＝Ａ×Ｍ１＝（ｍ１×ｒ１×Ｌ１＋ｍ２×ｒ２×Ｌ２）×２Ａ
＝４Ａ×（ｍ１×ｒ１×Ｌ１）
であるため、
[（ｍ１×ｒ１×Ｌ１×ｃｏｓα＋ｍ１×ｒ１×Ｌ１＋ｍ１×ｒ１×Ｌ１＋ｍ１×ｒ１×Ｌ１×ｃｏｓα）^２＋（ｍ１×ｒ１×Ｌ１×ｓｉｎα＋ｍ１×ｒ１×Ｌ１×ｓｉｎα）^２]^０．５＝４Ａ×（ｍ１×ｒ１×Ｌ１）
が成り立つ。
上式を整理すると、
ｃｏｓα＝２Ａ^２−１
となり、
α＝ｃｏｓ^−１（２Ａ^２−１）（６）
が導かれる。 here,
M2 = A × M1 = (m1 × r1 × L1 + m2 × r2 × L2) × 2A
= 4A × (m1 × r1 × L1)
Because
[(M1 × r1 × L1 × cos α + m1 × r1 × L1 + m1 × r1 × L1 + m1 × r1 × L1 × cosα) ² + (m1 × r1 × L1 × sin α + m1 × r1 × L1 × sin α) ² ] ^0.5 = 4A × ( m1 × r1 × L1)
Holds.
Organizing the above formula,
cos α = 2A ² −1
And
α = cos ⁻¹ (2A ² −1) (6)
Is guided.

したがって、組立バランスマス１５を、固定バランスマス１３に対して位相をα＝ｃｏｓ^−１（２Ａ^２−１）度ずらしてシャフト１１に組み付けることによって、組立バランスマス１５及び固定バランスマス１３の合成慣性偶力を、往復質量が軽い仕様のエンジンでのターゲットモーメントＭ２とバランスさせることができる。 Therefore, the assembly balance mass 15 and the fixed balance mass 13 are combined with each other by assembling the assembly balance mass 15 on the shaft 11 with a phase shifted by α = cos ⁻¹ (2A ² −1) degrees with respect to the fixed balance mass 13. The couple can be balanced with the target moment M2 in an engine having a light reciprocating mass specification.

次に、位相角γについて説明する。ここで、図５（ａ）に示すように、往復質量が最も重い仕様のエンジンにおいて、例えば、クランクシャフトの＃１気筒のクランクピンを上死点方向（真上方向）にしたときに、組立バランスマス１５及び固定バランスマス１３の重心が垂直方向に対し所定の角度β（一般的に、３０度）傾いた方向となるようにし、タイミングマーク４０の位置を決定したとする。ここで、図５（ｂ）に示すように、往復質量が軽い仕様のエンジンに適用するために組立バランスマス１５を固定バランスマス１３に対し角度αずらして設置したバランスシャフト１０において、タイミングマーク４０の位相を往復質量が最も重い仕様のエンジンにおけるタイミングマーク４０の位相と同じにしたままギヤ２０を組み付けたとする。この場合、組立バランスマス１５と固定バランスマス１３の合成慣性偶力の向きは、図５（ｂ）に示す方向となり、本来＃１気筒のクランクピンが上死点にあるときに満たすべき合成慣性偶力の方向（図５（ａ）参照）とずれてしまう。そこで、往復質量が軽い仕様のエンジンでは、図５（ｃ）に示すように、タイミングマーク４０の位置を、往復質量が最も重い仕様のエンジンのタイミングマーク４０の位置に対し、合成慣性偶力の方向がずれた分だけずらす必要がある。これにより、図５（ｄ）に示すように、往復質量が軽い仕様のエンジンにおいて、＃１気筒のクランクピンが上死点にあるときに、組立バランスマス１５と固定バランスマス１３の合成慣性偶力の向きが、満たすべき合成慣性偶力の方向と一致する。 Next, the phase angle γ will be described. Here, as shown in FIG. 5 (a), in the engine having the heaviest reciprocating mass, for example, when the crankpin of the # 1 cylinder of the crankshaft is set to the top dead center direction (directly upward direction) It is assumed that the center of gravity of the balance mass 15 and the fixed balance mass 13 is in a direction inclined by a predetermined angle β (generally 30 degrees) with respect to the vertical direction, and the position of the timing mark 40 is determined. Here, as shown in FIG. 5 (b), the timing mark 40 is provided on the balance shaft 10 in which the assembly balance mass 15 is installed at an angle α with respect to the fixed balance mass 13 in order to be applied to an engine having a light reciprocating mass. Is the same as the phase of the timing mark 40 in the engine having the heaviest reciprocating mass. In this case, the direction of the combined inertia couple of the assembly balance mass 15 and the fixed balance mass 13 is the direction shown in FIG. 5B, and the combined inertia to be satisfied when the crank pin of the # 1 cylinder is originally at the top dead center. It will deviate from the direction of the couple (see FIG. 5A). Therefore, in an engine with a specification that the reciprocating mass is light, as shown in FIG. 5C, the position of the timing mark 40 is set to be equal to the position of the timing mark 40 of the engine having the heaviest reciprocating mass. It is necessary to shift by the amount that the direction has shifted. As a result, as shown in FIG. 5 (d), in an engine having a light reciprocating mass, when the crankpin of the # 1 cylinder is at the top dead center, the combined inertia mass of the assembly balance mass 15 and the fixed balance mass 13 is The direction of the force coincides with the direction of the combined inertia couple to be satisfied.

ここで、合成慣性偶力の方向のずれを、角度γであらわすと、次式（７）が成立する（図４（ｃ）参照）。
ｔａｎγ＝（ｍ１×ｒ１×Ｌ１×ｓｉｎα＋ｍ１×ｒ１×Ｌ１×ｓｉｎα）／
（ｍ１×ｒ１×Ｌ１×ｃｏｓα＋ｍ１×ｒ１×Ｌ１＋ｍ１×ｒ１×Ｌ１＋ｍ１×ｒ１×Ｌ１×ｃｏｓα）
＝ｓｉｎα／（１＋ｃｏｓα）（７）
式（７）を整理すると、
ｔａｎ^２γ＝ｓｉｎ^２α／（１＋ｃｏｓα）^２
＝（１−ｃｏｓ^２α）／（１＋ｃｏｓα）^２
＝（１＋ｃｏｓα）（１−ｃｏｓα）／（１＋ｃｏｓα）^２
＝（１−ｃｏｓα）／（１＋ｃｏｓα）
＝［（１−ｃｏｓα）／２］／［（１＋ｃｏｓα）／２］
＝ｓｉｎ^２（α／２）／ｃｏｓ^２（α／２）＝ｔａｎ^２（α／２）
となり、
γ＝α／２（８）
が導かれる。 Here, when the shift in the direction of the combined inertia couple is expressed by the angle γ, the following expression (7) is established (see FIG. 4C).
tan γ = (m1 × r1 × L1 × sin α + m1 × r1 × L1 × sin α) /
(M1 × r1 × L1 × cos α + m1 × r1 × L1 + m1 × r1 × L1 + m1 × r1 × L1 × cos α)
= Sin α / (1 + cos α) (7)
Organizing equation (7)
tan ² γ = sin ² α / (1 + cos α) ²
= (1-cos ² α) / (1 + cos α) ²
= (1 + cosα) (1-cosα) / (1 + cosα) ²
= (1-cosα) / (1 + cosα)
= [(1-cosα) / 2] / [(1 + cosα) / 2]
= Sin ² (α / 2) / cos ² (α / 2) = tan ² (α / 2)
And
γ = α / 2 (8)
Is guided.

したがって、往復質量が軽い仕様のエンジンでは、タイミングマーク４０を、往復質量が最も重いエンジンのタイミングマーク４０に対しγ＝α／２度位相をずらしてギヤ２０を組み付ける。 Therefore, in an engine with a specification that the reciprocating mass is light, the timing mark 40 is assembled with the gear 20 being shifted in phase by γ = α / 2 degrees with respect to the timing mark 40 of the engine having the heaviest reciprocating mass.

このように、本実施形態に係るバランスシャフト１０では、往復質量が最も重い仕様のエンジンにおいて、式（２）及び（３）を満たすように、組立バランスマス１５及び固定バランスマス１３の重量及び位置を設計する。これにより、往復質量が軽い仕様のエンジンにおいては、往復質量が最も重い仕様のエンジンの往復質量との比率に基づいて、組立バランスマス１５の固定バランスマス１３に対する位相角α、及び、ギヤ２０のタイミングマーク４０の、往復質量が最も重いエンジンにおけるタイミングマーク４０に対する位相角γとを容易に算出することができる。また、算出された角度α及びγに基づいて組立バランスマス１５及びギヤ２０をそれぞれ組み付けることにより、往復質量が軽い仕様のエンジンにおいて発生する慣性偶力とのバランス率を１００％とすることができる。これにより、バランスシャフト１０を異なる仕様のエンジンに適用することができ、部品の共通化を図ることができる。 As described above, in the balance shaft 10 according to the present embodiment, in the engine having the heaviest reciprocating mass, the weight and position of the assembly balance mass 15 and the fixed balance mass 13 so as to satisfy the expressions (2) and (3). To design. As a result, in an engine having a light reciprocating mass specification, the phase angle α of the assembly balance mass 15 with respect to the fixed balance mass 13 and the gear 20 is determined based on the ratio of the reciprocating mass of the engine having the heaviest reciprocating mass. The phase angle γ of the timing mark 40 with respect to the timing mark 40 in the engine having the heaviest reciprocating mass can be easily calculated. Further, by assembling the assembly balance mass 15 and the gear 20 based on the calculated angles α and γ, the balance ratio with the inertia couple generated in the engine having a light reciprocating mass can be set to 100%. . As a result, the balance shaft 10 can be applied to engines having different specifications, and parts can be shared.

上述の説明から明らかなように、本実施形態に係るバランスシャフトは、エンジンのクランクシャフト５０に連動して回転するシャフト１１と、シャフト１１とは別部材で構成され、シャフト１１の重心Ｇの両側に設けられ、任意の角度でシャフト１１に固定可能な１組の組立バランスマス１５と、シャフト１１の重心Ｇの両側に設けられた１組の固定バランスマス１３と、を備え、組立バランスマス１５の質量をｍ１、組立バランスマス１５の重心の回転半径をｒ１、シャフト１１の軸方向における組立バランスマス１５の重心とシャフト１１の重心Ｇとの間の距離をＬ１とし、固定バランスマス１３の質量をｍ２、固定バランスマス１３の重心の回転半径をｒ２、シャフト１１の軸方向における固定バランスマス１３の重心とシャフト１１の重心Ｇとの間の距離をＬ２としたとき、ｍ１×ｒ１×Ｌ１＝ｍ２×ｒ２×Ｌ２の関係が成立する。これにより、基準となるエンジン機種（例えば、所定の排気量の直列３気筒エンジンのうち一番往復質量が重い仕様のエンジン）の往復運動部品の質量と、バランスシャフト１０を適用しようとする他のエンジン機種（例えば、所定の排気量の直列３気筒エンジンのうち往復質量が軽いエンジン）の往復運動部品の質量との比率に基づいて、バランスシャフト１０の組立バランスマス１５の配置及びギヤ２０の配置（位相角α及びγ）を容易に算出し、バランスシャフト１０を他のエンジン機種に適合させることができる。すなわち、組立バランスマス１５及びギヤ２０の組み付けを変更することにより、バランスシャフト１０を異なる仕様のエンジンに適用することができ、かつ、部品の共通化を図ることができる。 As is clear from the above description, the balance shaft according to the present embodiment is composed of a shaft 11 that rotates in conjunction with the crankshaft 50 of the engine, and a separate member from the shaft 11, and both sides of the center of gravity G of the shaft 11. A set of assembly balance masses 15 that can be fixed to the shaft 11 at an arbitrary angle, and a set of fixed balance masses 13 provided on both sides of the center of gravity G of the shaft 11. The mass of the fixed balance mass 13 is m1, the rotation radius of the center of gravity of the assembly balance mass 15 is r1, the distance between the center of gravity of the assembly balance mass 15 and the center of gravity G of the shaft 11 in the axial direction of the shaft 11 is L1. M2, the rotation radius of the center of gravity of the fixed balance mass 13 is r2, the center of gravity of the fixed balance mass 13 in the axial direction of the shaft 11 and the shaft 1 When the distance between the center of gravity G L2 of the relationship m1 × r1 × L1 = m2 × r2 × L2 is satisfied. Thereby, the mass of the reciprocating parts of the reference engine model (for example, the engine having the heaviest reciprocating mass among the in-line three-cylinder engines having a predetermined displacement) and the balance shaft 10 can be applied. The arrangement of the assembly balance mass 15 and the arrangement of the gear 20 of the balance shaft 10 based on the ratio to the mass of the reciprocating parts of an engine model (for example, an engine having a small reciprocating mass among inline three-cylinder engines having a predetermined displacement). (Phase angles α and γ) can be easily calculated, and the balance shaft 10 can be adapted to other engine models. That is, by changing the assembly of the assembly balance mass 15 and the gear 20, the balance shaft 10 can be applied to engines having different specifications, and parts can be shared.

なお、上記実施形態では、固定バランスマス１３をシャフト１１の重心Ｇ側に配置したが、上述した式（２）及び式（３）を満足できるのであれば、組立バランスマス１５をシャフト１１の重心Ｇ側に配置してもよい。 In the above embodiment, the fixed balance mass 13 is arranged on the center of gravity G side of the shaft 11. However, if the above-described equations (2) and (3) can be satisfied, the assembly balance mass 15 is arranged on the center of gravity of the shaft 11. It may be arranged on the G side.

なお、上記実施形態では、直列３気筒エンジンの例について説明したが、気筒数は上記実施形態に限られるものではなく、気筒数が３未満また気筒数が４以上のエンジンにも本発明を適用することができる。 In the above embodiment, an example of an in-line three cylinder engine has been described. However, the number of cylinders is not limited to the above embodiment, and the present invention is also applied to an engine having less than three cylinders and four or more cylinders. can do.

上記実施形態は本発明を実施するための例にすぎず、本発明はこれらに限定されるものではなく、これらの実施例を種々変形することは本発明の範囲内であり、更に本発明の範囲内において、他の様々な実施例が可能であることは上記記載から自明である。 The above-described embodiments are merely examples for carrying out the present invention, and the present invention is not limited to these. Various modifications of these embodiments are within the scope of the present invention, and It is apparent from the above description that various other embodiments are possible within the scope.

１０バランスシャフト
１１シャフト
１３固定バランスマス（第２マス）
１５組立バランスマス（第１マス）
５０クランクシャフト（クランク軸）
10 Balance shaft 11 Shaft 13 Fixed balance mass (second mass)
15 Assembly balance mass (first mass)
50 Crankshaft (Crankshaft)

Claims

内燃機関のクランク軸に連動して回転するシャフトと、
前記シャフトとは別部材で構成され、前記シャフトの重心の両側に設けられ、任意の角度で前記シャフトに固定可能な１組の第１マスと、
前記シャフトの重心の両側に設けられた１組の第２マスと、
を備え、
前記第１マスの質量をｍ１、前記第１マスの重心の回転半径をｒ１、前記シャフトの軸方向における前記第１マスの重心と前記シャフトの重心との間の距離をＬ１とし、前記第２マスの質量をｍ２、前記第２マスの重心の回転半径をｒ２、前記シャフトの軸方向における前記第２マスの重心と前記シャフトの重心との間の距離をＬ２としたとき、
ｍ１×ｒ１×Ｌ１＝ｍ２×ｒ２×Ｌ２
の関係が成立することを特徴とするバランスシャフト。
A shaft that rotates in conjunction with the crankshaft of the internal combustion engine;
A set of first masses that are formed of members different from the shaft, are provided on both sides of the center of gravity of the shaft, and can be fixed to the shaft at an arbitrary angle;
A set of second masses provided on both sides of the center of gravity of the shaft;
With
The mass of the first mass is m1, the rotational radius of the center of gravity of the first mass is r1, the distance between the center of gravity of the first mass and the center of gravity of the shaft in the axial direction of the shaft is L1, and the second When the mass of the mass is m2, the rotation radius of the center of gravity of the second mass is r2, and the distance between the center of gravity of the second mass and the center of gravity of the shaft in the axial direction of the shaft is L2,
m1 * r1 * L1 = m2 * r2 * L2
A balance shaft characterized by that