JPH0321772B2 - - Google Patents
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- Publication number
- JPH0321772B2 JPH0321772B2 JP59099302A JP9930284A JPH0321772B2 JP H0321772 B2 JPH0321772 B2 JP H0321772B2 JP 59099302 A JP59099302 A JP 59099302A JP 9930284 A JP9930284 A JP 9930284A JP H0321772 B2 JPH0321772 B2 JP H0321772B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- crankshaft
- balancer
- primary
- around
- mza
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Lifetime
Links
- 230000005284 excitation Effects 0.000 description 9
- 230000005484 gravity Effects 0.000 description 9
- 230000001133 acceleration Effects 0.000 description 2
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 2
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 2
- 238000000034 method Methods 0.000 description 2
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B75/00—Other engines
- F02B75/16—Engines characterised by number of cylinders, e.g. single-cylinder engines
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02F—CYLINDERS, PISTONS OR CASINGS, FOR COMBUSTION ENGINES; ARRANGEMENTS OF SEALINGS IN COMBUSTION ENGINES
- F02F7/00—Casings, e.g. crankcases or frames
- F02F7/0002—Cylinder arrangements
- F02F7/0019—Cylinders and crankshaft not in one plane (deaxation)
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
- F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
- F16F15/22—Compensation of inertia forces
- F16F15/26—Compensation of inertia forces of crankshaft systems using solid masses, other than the ordinary pistons, moving with the system, i.e. masses connected through a kinematic mechanism or gear system
- F16F15/264—Rotating balancer shafts
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B67/00—Engines characterised by the arrangement of auxiliary apparatus not being otherwise provided for, e.g. the apparatus having different functions; Driving auxiliary apparatus from engines, not otherwise provided for
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
- Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
- Y10T74/00—Machine element or mechanism
- Y10T74/21—Elements
- Y10T74/2173—Cranks and wrist pins
- Y10T74/2183—Counterbalanced
- Y10T74/2184—Vibration dampers
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Acoustics & Sound (AREA)
- Aviation & Aerospace Engineering (AREA)
- Shafts, Cranks, Connecting Bars, And Related Bearings (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】
（産業上の利用分野）
本発明は、１軸１次バランサーを有するエンジ
ンのバランス機構に関する。
ンのバランス機構に関する。
（従来の技術）
１軸１次バランサーを有する従来エンジンで
は、第１図に示すようにシリンダ１の中心線Ｃ０
がクランク軸３の回転中心Ｏ１と交わつている。
２は１軸１次バランサーであつて、クランク軸３
と平行に配置されると共に、１対のギヤを介して
クランク軸３に連動連結しており、クランク軸３
と同速度でかつ逆方向に回転する。
は、第１図に示すようにシリンダ１の中心線Ｃ０
がクランク軸３の回転中心Ｏ１と交わつている。
２は１軸１次バランサーであつて、クランク軸３
と平行に配置されると共に、１対のギヤを介して
クランク軸３に連動連結しており、クランク軸３
と同速度でかつ逆方向に回転する。
このような方法により、ピストン等の往復運動
により生じるＸ軸方向の振動成分のうち、クラン
ク軸３回りのカウンタバランサー７が相殺した残
りの部分とカウンタバランサー７により生じるＹ
軸方向の振動の両方を打ち消し、Ｘ、Ｙ軸方向の
振動の１次成分をほとんど無くすことが可能とな
つている。
により生じるＸ軸方向の振動成分のうち、クラン
ク軸３回りのカウンタバランサー７が相殺した残
りの部分とカウンタバランサー７により生じるＹ
軸方向の振動の両方を打ち消し、Ｘ、Ｙ軸方向の
振動の１次成分をほとんど無くすことが可能とな
つている。
ところが第１図のように１軸１次バランサー２
を備えている場合には、上述のＸ、Ｙ軸方向の振
動の１次成分を打ち消すことができるが、１軸１
次バランサー２による遠心力は、クランク軸心Ｏ
１から距離Ｏ１〜Ｏ２だけ離れたところで作用す
る為、クランク軸Ｏ１を中心にバランサー２によ
る遠心力の、直線Ｏ１，Ｏ２に対する直角方向成
分と距離Ｏ１〜Ｏ２をかけ合わせた大きさのモー
メントが作用し、クランク軸３と直角な平面内で
の回転振動が発生するという新たな課題が生じ
る。また従来この回転振動をなくす為に、１次バ
ランサーを２軸とし、出力軸をはさんだ両側に配
置するものもあるが、コスト高や、コンパクト性
に欠けるという課題がある。
を備えている場合には、上述のＸ、Ｙ軸方向の振
動の１次成分を打ち消すことができるが、１軸１
次バランサー２による遠心力は、クランク軸心Ｏ
１から距離Ｏ１〜Ｏ２だけ離れたところで作用す
る為、クランク軸Ｏ１を中心にバランサー２によ
る遠心力の、直線Ｏ１，Ｏ２に対する直角方向成
分と距離Ｏ１〜Ｏ２をかけ合わせた大きさのモー
メントが作用し、クランク軸３と直角な平面内で
の回転振動が発生するという新たな課題が生じ
る。また従来この回転振動をなくす為に、１次バ
ランサーを２軸とし、出力軸をはさんだ両側に配
置するものもあるが、コスト高や、コンパクト性
に欠けるという課題がある。
（発明の目的）
本発明の目的は、シリンダ中心線を１次バラン
サー側へ偏心させることにより、１軸１次バラン
サーにより生じるクランク軸回りのモーメントを
ピストン等の往復運動により生じるクランク軸回
りのモーメントで相殺し、クランク軸と直角な平
面内における回転振動を低減させ、１軸バランサ
ーで、２軸バランサーに近いバランス効果を得よ
うとするものである。
サー側へ偏心させることにより、１軸１次バラン
サーにより生じるクランク軸回りのモーメントを
ピストン等の往復運動により生じるクランク軸回
りのモーメントで相殺し、クランク軸と直角な平
面内における回転振動を低減させ、１軸バランサ
ーで、２軸バランサーに近いバランス効果を得よ
うとするものである。
（発明の構成）
クランク軸と同速でかつ逆方向に回転する１軸
１次バランサーを、クランク軸と平行に備え、シ
リンダ中心線をクランク軸の回転中心に対して１
次バランサー側へ偏心させたことを特徴としてい
る。
１次バランサーを、クランク軸と平行に備え、シ
リンダ中心線をクランク軸の回転中心に対して１
次バランサー側へ偏心させたことを特徴としてい
る。
（実施例）
本発明を適用したエンジンのバランス機構を示
す第２図において、１０はピストン、１１はシリ
ンダ、１２はクランク軸、１３はコンロツドであ
る。コンロツド１３の大端部はクランクピン１５
に嵌合し、クランクピン１５はクランクウエブ１
６を介してクランク軸１２に連結している。クラ
ンクウエブ１６にはカウンターバランサー１７が
形成されている。カウンターバランサー１７の重
心Ｃ１はクランクピン１５に対して180゜の位相差
で位置している。
す第２図において、１０はピストン、１１はシリ
ンダ、１２はクランク軸、１３はコンロツドであ
る。コンロツド１３の大端部はクランクピン１５
に嵌合し、クランクピン１５はクランクウエブ１
６を介してクランク軸１２に連結している。クラ
ンクウエブ１６にはカウンターバランサー１７が
形成されている。カウンターバランサー１７の重
心Ｃ１はクランクピン１５に対して180゜の位相差
で位置している。
１軸１次バランサー２０はクランク軸１２と平
行に配置されており、１対のギヤ（図示せず）に
よりクランク軸に連動連結し、クランク軸１２と
同速度でかつ逆方向に回転する。即ちクランク軸
１２は矢印Ａ１方向へ回転し、１次バランサー２
０は矢印Ａ２方向へ回転する。また１次バランサ
ー２０の回転中心Ｏ２とクランク軸１２の回転中
心Ｏ１を結ぶ線はシリンダ１１の中心線Ｃ０に対
して直角である。
行に配置されており、１対のギヤ（図示せず）に
よりクランク軸に連動連結し、クランク軸１２と
同速度でかつ逆方向に回転する。即ちクランク軸
１２は矢印Ａ１方向へ回転し、１次バランサー２
０は矢印Ａ２方向へ回転する。また１次バランサ
ー２０の回転中心Ｏ２とクランク軸１２の回転中
心Ｏ１を結ぶ線はシリンダ１１の中心線Ｃ０に対
して直角である。
シリンダ中心線Ｃ０はクランク軸１２の回転中
心Ｏ１に対して、１次バランサー２０側へ偏心量
Ｅだけ偏心している。
心Ｏ１に対して、１次バランサー２０側へ偏心量
Ｅだけ偏心している。
１次バランサー２０の重心Ｃ２は、カウンタバ
ランサー１７の重心Ｃ１と対称な位相に位置して
いる。
ランサー１７の重心Ｃ１と対称な位相に位置して
いる。
例えばクランク軸回転中心Ｏ１と１次バランサ
ー２０の回転中心Ｏ２とを結ぶ線を垂直２等分す
る対称面に対して、１次バランサー２０の重心Ｃ
２とカウンタバランサー１７の重心Ｃ１が互いに
対称位相に配置されていることになる。
ー２０の回転中心Ｏ２とを結ぶ線を垂直２等分す
る対称面に対して、１次バランサー２０の重心Ｃ
２とカウンタバランサー１７の重心Ｃ１が互いに
対称位相に配置されていることになる。
（作用）
第２図において、ピストン１０の往復運動によ
り、クランク１２は角速度Ｗで矢印Ａ１方向へ回
転し、１次バランサー２０は角速度Ｗで矢印Ａ２
方向へ回転する。これらエンジン内部の各質点の
移動によりエンジン全体は重心を中心にクランク
軸と直角な平面内で回転振動を起こす。エンジン
の重心は時間とともに移動し、解析が複雑になる
ため、ここではクランク軸回りの回転起振力を
MZとし、これにより回転振動の説明を行なう。
なお実際には、ピストン側圧等も回転振動に影響
するが、以下に述べるMzには含まれていない。
り、クランク１２は角速度Ｗで矢印Ａ１方向へ回
転し、１次バランサー２０は角速度Ｗで矢印Ａ２
方向へ回転する。これらエンジン内部の各質点の
移動によりエンジン全体は重心を中心にクランク
軸と直角な平面内で回転振動を起こす。エンジン
の重心は時間とともに移動し、解析が複雑になる
ため、ここではクランク軸回りの回転起振力を
MZとし、これにより回転振動の説明を行なう。
なお実際には、ピストン側圧等も回転振動に影響
するが、以下に述べるMzには含まれていない。
第３図において、１次バランサー２０の回転に
よりクランク軸回りの慣性モーメントMzaが生
じるが、シリンダ中心線Ｃ０が１次バランサー２
０側へ偏心しているので、ピストン１０の往復重
量WRECによるクランク軸回りのモーメントＭ
が上記モーメントMzaを消すように生じ、それ
によりクランク軸回りの回転起振力Mzは大幅に
減少する。なお第３図のWROTは回転重量、
Wcoはカウンターバランサー１７の釣合重量、
WBIは１次バランサー２０の釣合重量である。
よりクランク軸回りの慣性モーメントMzaが生
じるが、シリンダ中心線Ｃ０が１次バランサー２
０側へ偏心しているので、ピストン１０の往復重
量WRECによるクランク軸回りのモーメントＭ
が上記モーメントMzaを消すように生じ、それ
によりクランク軸回りの回転起振力Mzは大幅に
減少する。なお第３図のWROTは回転重量、
Wcoはカウンターバランサー１７の釣合重量、
WBIは１次バランサー２０の釣合重量である。
シリンダ中心線Ｃ０をクランク軸回転中心Ｏ１
ａ偏心させない場合、即ち第１図の従来例のよう
な場合のクランク軸回りの回転起振力は、第３図
の１次バランサー２０によるクランク軸回り慣性
モーメントMzaを等しくなる。上記従来例の回
転起振力Mzaと、シリンダ中心線Ｃ０を偏心さ
せた場合のクランク軸回りの回転起振力Mzbを
式で表すと次のようになる。
ａ偏心させない場合、即ち第１図の従来例のよう
な場合のクランク軸回りの回転起振力は、第３図
の１次バランサー２０によるクランク軸回り慣性
モーメントMzaを等しくなる。上記従来例の回
転起振力Mzaと、シリンダ中心線Ｃ０を偏心さ
せた場合のクランク軸回りの回転起振力Mzbを
式で表すと次のようになる。
Mza＝WBI×RW2cosθ／ｇ×（Y1＋RBIsinθ）
−WBI×RW2sinθ／ｇ×（−X1＋RBIcosθ） Mzb＝Mza−Ｍ ＝Mza−WREC RW2［cosθ＋｛λcos2θ
＋sinθ（λsinθ−ε）3＋εsinθ｝／｛１−（λsin
θ−
ε）2｝3/2］ｇ×Ｅ WREC…往復重量、WROT…回転重量、WBI…
１次バランサー釣合重量、Ｒ…クランク半径、
RBI…１次バランサー重心半径、Ｌ…コンロツド
長、λ…連桿比（Ｒ／Ｌ）、ε…偏心比（Ｅ／
Ｌ）、θ…クランク角、δ…オーバーバランス率、
ｇ…重力加速度、Ｘ１，Ｙ１…クランク軸回転中
心を原点とした場合の１次バランサーのＸ，Ｙ座
標 上記２式を比較すると、する ｜Mza｜max＞｜Mzb｜maxCOとなる。
−WBI×RW2sinθ／ｇ×（−X1＋RBIcosθ） Mzb＝Mza−Ｍ ＝Mza−WREC RW2［cosθ＋｛λcos2θ
＋sinθ（λsinθ−ε）3＋εsinθ｝／｛１−（λsin
θ−
ε）2｝3/2］ｇ×Ｅ WREC…往復重量、WROT…回転重量、WBI…
１次バランサー釣合重量、Ｒ…クランク半径、
RBI…１次バランサー重心半径、Ｌ…コンロツド
長、λ…連桿比（Ｒ／Ｌ）、ε…偏心比（Ｅ／
Ｌ）、θ…クランク角、δ…オーバーバランス率、
ｇ…重力加速度、Ｘ１，Ｙ１…クランク軸回転中
心を原点とした場合の１次バランサーのＸ，Ｙ座
標 上記２式を比較すると、する ｜Mza｜max＞｜Mzb｜maxCOとなる。
通常、１次バランサー２０の釣合重量WB1は
往復重量WRECの概ね1/2に設定する為、例えば
シリンダ中心線Ｃ０の偏心量Ｅを距離Ｏ１〜Ｏ２
の1/2にすると、 ｜Mzb｜max〜０ 偏心量Ｅを距離Ｏ１〜Ｏ２の1/4にすると、 ｜Mzb｜max〜1/2×｜Mza｜max となり、第３図のバランス機構によるクランク軸
回り回転起振力Mzbは、従来例Mzaに比べて著
しく小さくすることが可能となる。
往復重量WRECの概ね1/2に設定する為、例えば
シリンダ中心線Ｃ０の偏心量Ｅを距離Ｏ１〜Ｏ２
の1/2にすると、 ｜Mzb｜max〜０ 偏心量Ｅを距離Ｏ１〜Ｏ２の1/4にすると、 ｜Mzb｜max〜1/2×｜Mza｜max となり、第３図のバランス機構によるクランク軸
回り回転起振力Mzbは、従来例Mzaに比べて著
しく小さくすることが可能となる。
第４図は従来例の回転起振力Mza（破線）と第
３図のバランス機構による回転起振力Mzb（実
線）を比較したグラフである。横軸はクランク角
θ、縦軸はクランク軸回りMzである。なお第４
図のMza、Mzbのグラフは、前述のMza、Mzb
の式に次の具体的な数値を代入した例である。
３図のバランス機構による回転起振力Mzb（実
線）を比較したグラフである。横軸はクランク角
θ、縦軸はクランク軸回りMzである。なお第４
図のMza、Mzbのグラフは、前述のMza、Mzb
の式に次の具体的な数値を代入した例である。
WBI＝0.155Kg、Ｒ＝36mm、RBI＝13mm、Ｌ＝
118mm、λ＝0.305、Ｅ＝12mm、δ＝0.5、ｇ＝
9.8／sec2、X1＝０mm、Y1＝72mm、WREC＝0.31
Kg、WROT＝0.3865Kg 第４図によると、クランク軸１２回りの回転振
動の起振モーモントは、従来例Mzaに比べ本案
によるMzbの方がクランク角0゜から360゜にかけて
ほぼ全領域でその絶対値が小さく、かつピークで
の絶対値が最も低減幅が大きく、振動低減に大き
く寄与することがわかる。
118mm、λ＝0.305、Ｅ＝12mm、δ＝0.5、ｇ＝
9.8／sec2、X1＝０mm、Y1＝72mm、WREC＝0.31
Kg、WROT＝0.3865Kg 第４図によると、クランク軸１２回りの回転振
動の起振モーモントは、従来例Mzaに比べ本案
によるMzbの方がクランク角0゜から360゜にかけて
ほぼ全領域でその絶対値が小さく、かつピークで
の絶対値が最も低減幅が大きく、振動低減に大き
く寄与することがわかる。
また本発明を応用したエンジンを試作し、回転
振動を測定すると、従来のエンジンに比べ13〜45
％の振動低減が見られた。回転振動は第５図に示
すように自由振動台上で横方向の振動加速度を測
定し、平行振動成分を減じた値を回転中心からの
距離で除した値で評価した。結果を第６図に示
す。第６図において実線のグラフは本発明を適用
した場合のグラフ、点線のグラフは従来例であ
る。なお実験条件は以下の通りである。
振動を測定すると、従来のエンジンに比べ13〜45
％の振動低減が見られた。回転振動は第５図に示
すように自由振動台上で横方向の振動加速度を測
定し、平行振動成分を減じた値を回転中心からの
距離で除した値で評価した。結果を第６図に示
す。第６図において実線のグラフは本発明を適用
した場合のグラフ、点線のグラフは従来例であ
る。なお実験条件は以下の通りである。
新案と従来例の共通条件
コンロツド長さＬ＝120mm
クランク半径Ｒ＝34mm
１次ダイナミツクバランサー座標Y1＝67.6mm
１次ダイナミツクバランサー座標X1＝−18mm
新案と従来例との異なる条件
新案の偏心量Ｅ＝12mm
従来の偏心量Ｅ＝０mm
（発明の効果）
クランク軸と同速でかつ逆方向に回転する１軸
１次バランサーを、クランク軸と平行に備え、シ
リンダ中心線をクランク軸の回転中心に対して１
次バランサー側へ偏心させているので、１軸１次
バランサーにより生じるクランク軸回りのモーモ
ントに対し、偏心したピストン等の往復慣性力に
より生じるクランク軸回り逆方向のモーメントが
打ち消すように作用する。従つてクランク軸回り
の回転振動が低減する。このため特に低付加時の
振動が減少する。シリンダ中心線を偏心させるこ
とにより、１次バランサーを２軸備えることな
く、回転振動を低減することができる。即ち特に
１次バランサーを２軸備える必要がないので、エ
ンジンのコンパクト化を保ち、かつコストの増加
を抑制することができる。
１次バランサーを、クランク軸と平行に備え、シ
リンダ中心線をクランク軸の回転中心に対して１
次バランサー側へ偏心させているので、１軸１次
バランサーにより生じるクランク軸回りのモーモ
ントに対し、偏心したピストン等の往復慣性力に
より生じるクランク軸回り逆方向のモーメントが
打ち消すように作用する。従つてクランク軸回り
の回転振動が低減する。このため特に低付加時の
振動が減少する。シリンダ中心線を偏心させるこ
とにより、１次バランサーを２軸備えることな
く、回転振動を低減することができる。即ち特に
１次バランサーを２軸備える必要がないので、エ
ンジンのコンパクト化を保ち、かつコストの増加
を抑制することができる。
第１図は従来エンジンの縦断面略図、第２図は
本発明を適用したエンジンの縦断面略図、第３図
は第２図の力関係図、第４図はクランク軸回り回
転起振力の変化を示すグラフ、第５図は回転振動
の測定方法を示す概略図、第６図はその結果を示
すグラフである。 １１……シリンダ、１２……クランク軸、２０
……１軸１次バランサー、Ｃ０……シリンダ中心
線、Ｏ１……クランク軸回転半径中心。
本発明を適用したエンジンの縦断面略図、第３図
は第２図の力関係図、第４図はクランク軸回り回
転起振力の変化を示すグラフ、第５図は回転振動
の測定方法を示す概略図、第６図はその結果を示
すグラフである。 １１……シリンダ、１２……クランク軸、２０
……１軸１次バランサー、Ｃ０……シリンダ中心
線、Ｏ１……クランク軸回転半径中心。
Claims (1)
- １ クランク軸と同速でかつ逆方向に回転する１
軸１次バランサーを、クランク軸と平行に備え、
シリンダ中心線をクランク軸の回転中心に対して
１次バランサー側へ偏心させたことを特徴とする
エンジンのバランス機構。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP59099302A JPS60245852A (ja) | 1984-05-16 | 1984-05-16 | エンジンのバランス機構 |
| US06/733,947 US4628876A (en) | 1984-05-16 | 1985-05-14 | Engine balancing system |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP59099302A JPS60245852A (ja) | 1984-05-16 | 1984-05-16 | エンジンのバランス機構 |
Related Child Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP23109490A Division JPH0641777B2 (ja) | 1990-08-31 | 1990-08-31 | エンジンのバランス機構 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS60245852A JPS60245852A (ja) | 1985-12-05 |
| JPH0321772B2 true JPH0321772B2 (ja) | 1991-03-25 |
Family
ID=14243830
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP59099302A Granted JPS60245852A (ja) | 1984-05-16 | 1984-05-16 | エンジンのバランス機構 |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4628876A (ja) |
| JP (1) | JPS60245852A (ja) |
Families Citing this family (26)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5076220A (en) * | 1980-12-02 | 1991-12-31 | Hugh G. Evans | Internal combustion engine |
| US4819593A (en) * | 1988-04-28 | 1989-04-11 | Briggs & Stratton Corporation | Pivoting balancer system |
| GB2244116B (en) * | 1990-05-16 | 1994-06-01 | Cmb Foodcan Plc | A balanced press machine |
| US5038727A (en) * | 1991-01-10 | 1991-08-13 | Briggs & Stratton Corporation | Engine balancing system having freely rotatable single counterbalance weight |
| US5282397A (en) * | 1992-03-19 | 1994-02-01 | Briggs & Stratton Corporation | Engine balancing system having at least one pivoting counterbalance weight |
| AU7315394A (en) * | 1993-07-15 | 1995-02-13 | Onan Corporation | Auxiliary power system for hybrid electric vehicle |
| AU7335194A (en) * | 1993-07-15 | 1995-02-13 | Onan Corporation | Balanced engine driven generator set |
| US5368000A (en) * | 1993-07-15 | 1994-11-29 | Onan Corporation | Engine efficiency improvement system |
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