JPS62177333A - Balancer device for engine transmission system - Google Patents
Balancer device for engine transmission systemInfo
- Publication number
- JPS62177333A JPS62177333A JP1692886A JP1692886A JPS62177333A JP S62177333 A JPS62177333 A JP S62177333A JP 1692886 A JP1692886 A JP 1692886A JP 1692886 A JP1692886 A JP 1692886A JP S62177333 A JPS62177333 A JP S62177333A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- balancer
- engine
- output shaft
- bending vibration
- pulley
- 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.)
- Pending
Links
- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 title claims description 19
- 238000005452 bending Methods 0.000 claims abstract description 24
- 230000005284 excitation Effects 0.000 claims description 22
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 4
- 241001071861 Lethrinus genivittatus Species 0.000 description 1
- 238000010276 construction Methods 0.000 description 1
- 230000002542 deteriorative effect Effects 0.000 description 1
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 1
- 239000000446 fuel Substances 0.000 description 1
- 239000002689 soil Substances 0.000 description 1
- 125000006850 spacer group Chemical group 0.000 description 1
Classifications
-
- 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
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Acoustics & Sound (AREA)
- Aviation & Aerospace Engineering (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Arrangement Or Mounting Of Propulsion Units For Vehicles (AREA)
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
（産業上の利用分野）
本発明は、エンジン出力軸方向において互いに直列に結
合されてなるエンジン・トランスミッション系の曲げ振
動を低減するようにしたエンジン・トランスミッション
系のバランサ装置に関するものである。Detailed Description of the Invention (Field of Industrial Application) The present invention relates to a balancer device for an engine transmission system that reduces bending vibration of an engine transmission system that is connected in series in the direction of the engine output shaft. It is related to.
（従来技術およびその問題点）
エンジンとトランスミッションとを該エンジンの出力軸
方向において互いに直列に結合してなるエンジン・トラ
ンスミッション系すなわちパワープラント系にあっては
、一つの弾性体としてみることができ、エンジンの運転
に伴なって発生するエンジン起振力によって、上記出方
軸方向と直角方向に振れるような曲げ振動モードを有す
る。この曲げ振動モードは、重量物であるトランスミッ
ションがエンジン出力軸方向の一端部に位置する関係上
、一般には、エンジンとトランスミッションとの結合部
付近で折れ曲がる（振幅が大きくなる）ようなものとな
る。そして、このような曲げ振動モードを有するパワー
プラント系は、エンジン起振力によって共振されると、
車室内へ伝播されて不快なこもり音の発生の大きな原因
となる。(Prior art and its problems) In an engine-transmission system, that is, a power plant system, in which an engine and a transmission are connected in series with each other in the direction of the output shaft of the engine, they can be viewed as one elastic body. It has a bending vibration mode in which it oscillates in a direction perpendicular to the direction of the exit axis due to the engine vibration force generated as the engine operates. Since the transmission, which is a heavy object, is located at one end in the direction of the engine output shaft, this bending vibration mode generally bends (the amplitude increases) near the joint between the engine and the transmission. When a power plant system having such a bending vibration mode is resonated by the engine excitation force,
This is a major cause of unpleasant muffled noise that is transmitted into the vehicle interior.
上記こもり音を低減、すなわちパワープラント系の曲げ
振動を極力小さくするため、従来、実開昭５９−６８１
６６号公報に示すように、エンジンとトランスミッショ
ンとの結合剛性を高めるような工夫がとられているも、
最近のようにエンジンの高出力化、高回転化が行われて
いる現状では、必らずしも十分に満足のいく結果が得ら
れないものである。In order to reduce the muffled noise mentioned above, that is, to minimize the bending vibration of the power plant system,
As shown in Publication No. 66, although measures have been taken to increase the rigidity of the connection between the engine and transmission,
In the current situation where engines are increasing in output and speed, it is not always possible to obtain fully satisfactory results.
ところで、パワープラント系に曲げ振動を発生させる原
因となるエンジン起振力そのものは、エンジン出力軸と
同期回転するバランサを設けることによってほぼ完全に
打ち消すことが可能である。すなわち、例えばエンジン
が４サイクルの直列４気筒の場合、特開昭５１−４６６
０７号公報に示すように、エンジン出力軸に対してそれ
ぞれ倍速でかつ互いに逆回転される一対のバランサを設
けて、このバランサの発生する起振力によって、エンジ
ン起振力として残る成分のうち最も問題となる２次成分
による起振力を打ち消すことができる。しかしながら、
このように、工〉′ジン起振力そものを相殺するような
バランサは、その起振力の大きさそのものをエンジン起
振力（の合成力〕と同じ太ささとする必要があるため、
その質量は極めて大きなものになってしまう。そして、
この極めて大きな質量を有するバランサのため、エンジ
ン全体の大型化、重量化、駆動抵抗増大（燃費悪化）、
バランサからの騒音発生等の極めて好ましくない！ｇ態
を生じ、このため、この種のバランサを設けることの利
点は良く認識されつつも、実際に採用し難いのが現状と
なっている。Incidentally, the engine excitation force itself, which causes bending vibrations in the power plant system, can be almost completely canceled out by providing a balancer that rotates in synchronization with the engine output shaft. That is, for example, if the engine is a 4-cycle in-line 4-cylinder engine, JP-A-51-466
As shown in Publication No. 07, a pair of balancers are provided that are rotated at twice the speed and in opposite directions relative to the engine output shaft, and the excitation force generated by the balancers is used to generate the most of the components remaining as the engine excitation force. The problematic vibrational force caused by the secondary component can be canceled out. however,
In this way, a balancer that cancels the engine vibration force itself needs to have the same thickness as the engine vibration force (combined force).
Its mass becomes extremely large. and,
This balancer has an extremely large mass, making the entire engine larger and heavier, increasing driving resistance (deteriorating fuel efficiency),
Extremely undesirable noise generation from the balancer! Therefore, although the advantage of providing this type of balancer is well recognized, it is currently difficult to actually employ it.
本発明は以上のような事情を勘案してなされたもので、
エンジンとトランスミッションとが該エンジンの出力軸
方向において互いに直列に結合されて、上記エンジンの
運転に伴なって発生するエンジン起振力によって前記出
力軸方向と直角方向に振れる曲げ振動モードを有するエ
ンジン・トランスミッション系において、エンジン出力
軸と同期回転するバランサによって上記曲げ振動を低減
すると共に、このバランサの質量を極めて小さくするこ
とができるようにしたエンジン・トランスミッション系
のバランサ装置を提供することを目的とする。The present invention was made in consideration of the above circumstances, and
An engine and a transmission are connected in series in the direction of the output shaft of the engine, and have a bending vibration mode that swings in a direction perpendicular to the direction of the output shaft due to engine excitation force generated as the engine operates. An object of the present invention is to provide a balancer device for an engine/transmission system in which the above-mentioned bending vibration is reduced by a balancer that rotates synchronously with the engine output shaft, and the mass of this balancer can be made extremely small. .
（問題点を解決するための手段、作用）前述の目的を達
成するため、本発明においては、次のような構成としで
ある。すなわち、エンジン出力軸と同期回転して、前記
曲げ振動モードの振れと反対方向に起振力を発生させる
バランサが設けられ、
前記バランサによる起振力が、前記出力軸方向において
、前記エンジン起振力の合成力が作用する位置よりも前
記曲げ振動モードの振幅が大きくなる位置に作用するよ
うに設定されている、ような構成としである。(Means and operations for solving the problems) In order to achieve the above-mentioned object, the present invention has the following configuration. That is, a balancer is provided that rotates synchronously with the engine output shaft and generates an excitation force in a direction opposite to the deflection of the bending vibration mode, and the excitation force by the balancer increases the vibration of the engine in the direction of the output shaft. The configuration is such that the force is set to act on a position where the amplitude of the bending vibration mode is larger than the position where the resultant force of the forces acts.
このように、本発明においては、パワープラント系の有
する曲げ振動モードのうち、エンジン起振力の合成力が
作用する位置の振幅よりもバラン゛ サ起振力が作用
する位置の振幅の方が大きくなるように設定しであるの
で、曲げ振動低減の効果が、小さいバランサによっても
効果的に得られることになる。すなわち、エンジン起振
力の合成力の大きさをＦｌ 、この合成力Ｆ、の作用す
る位置の振幅をｘｌ 、バランサによる起振力が作用す
る位置の振幅をｘ２とすると、上記Ｆ１を打ち消すため
に必要なバランサの起振力Ｆ２は、Ｆ２ ＝Ｆｔ Ｘ
（Ｘｔ ／Ｘ２ ）となり、ｒｘ１／Ｘ２ Ｊはｌより
はるかに小さい（実用上１／４〜１／８程度にすること
ができる）ので、バランサの質量を極めて小さくするこ
とができる。In this way, in the present invention, among the bending vibration modes of the power plant system, the amplitude at the position where the balancer excitation force acts is higher than the amplitude at the position where the combined force of the engine excitation force acts. Since the balancer is set to be large, the effect of reducing bending vibration can be effectively obtained even with a small balancer. That is, if the magnitude of the resultant force of the engine vibrational force is Fl, the amplitude at the position where this resultant force F acts is xl, and the amplitude at the position where the vibrational force from the balancer acts is x2, then in order to cancel the above F1, The excitation force F2 of the balancer required for is F2 = Ft
(Xt /X2), and rx1/X2 J is much smaller than l (in practice, it can be reduced to about 1/4 to 1/8), so the mass of the balancer can be made extremely small.
（実施例） 以下本発明の実施例を添付した図面に基いて説明する。(Example) Embodiments of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings.
第１図において、ｌはエンジンで、このエンジン１は、
実施例では、互いに直列に４つのピストン２ａ〜２ｄを
有するＯＨＣ型の４サイクル直列４気筒とされ、かつＦ
Ｆ車用としてプロペラシャフトが結合されていないもの
とされている。In FIG. 1, l is an engine, and this engine 1 is
In the embodiment, an OHC type 4-stroke in-line 4-cylinder cylinder having four pistons 2a to 2d in series with each other is used.
It is said that the propeller shaft is not connected for F cars.
このようなエンジン１（のシリンダブロック１ａ）後端
部には、クラッチ３を介してトランスミッション４が例
えばボルトを利用して周知のように結合されて、エンジ
ン・トランスミッション系すなわちパワープラント系Ｐ
が構成されている。A transmission 4 is coupled to the rear end of the engine 1 (of the cylinder block 1a) via a clutch 3 using bolts, for example, in a well-known manner, and the engine-transmission system, that is, the power plant system P.
is configured.
上述のようなパワープラント系Ｐは、その曲げ振動モー
ドとして、Ｍとして示すようなモードシェープを有する
。すなわち、このモードシェープＭは、実施例ではエン
ジン出力軸方向（第１図左右方向）において２つのノー
ド（節）α、βを有して、ノードαは、４つのピストン
２ａ〜２ｄの配列方向はぼ中間部分よりも若干エンジン
前方側（第１図左方側）に位置し、また、ノードβは、
トランスミッション４の後端部付近に位置している。そ
して、エンジン起振力の合成力Ｆ１は、４つのピストン
２ｄ〜２ｄのほぼ中間部分、すなわちノードαよりも若
干ノードβ側外寄った位置にあり、エンジン１のある運
転条件下におけるこの合成力Ｆ１が作用する位置の振幅
は、ｘｌで示すような大きさである。なお、第１図文は
モードシェープＭの基準線である
エンジン１の前端部には、本発明によるバランサ１１が
組込まれている。このバランサ１１により起振力Ｆ２は
、モードシェープＭの前端部分（第１図左端部分）にお
いて作用するようになっている。そして、この起振力Ｆ
２が作用するときのモードシェープＭの振幅Ｘ２は、モ
ードシェープＭの形状からして、合成力Ｆ１の作用する
位置の振幅Ｘ１よりもはるかに大きくなっている。した
がって、合成力Ｆ１を打ち消すために必要なバランサ１
１の起振力（遠心力）Ｆ２は、Ｆ２ ＝Ｆｔ Ｘ （Ｘ
ｉ ／Ｘ２ ）となり、合成力Ｆ１の「数分の１程度」
の極めて小さなものとされている。勿論、このバランサ
１１による起振力Ｆ２は、パワープラント系Ｐに対して
合成力Ｆ１とは反対方向に曲げ振動を生じさせるものと
なっている。The power plant system P as described above has a mode shape shown as M as its bending vibration mode. That is, in the embodiment, this mode shape M has two nodes α and β in the engine output shaft direction (horizontal direction in FIG. 1), and the node α is in the arrangement direction of the four pistons 2a to 2d. The node β is located slightly in front of the engine (on the left side in Figure 1) than the middle part, and the node β is
It is located near the rear end of the transmission 4. The resultant force F1 of the engine excitation force is located approximately in the middle of the four pistons 2d to 2d, that is, at a position slightly outside the node β side than the node α, and this resultant force under a certain operating condition of the engine 1 The amplitude at the position where F1 acts has a magnitude as shown by xl. Note that the balancer 11 according to the present invention is incorporated in the front end of the engine 1, which is the reference line of the mode shape M shown in FIG. This balancer 11 causes the vibration force F2 to act on the front end portion of the mode shape M (the left end portion in FIG. 1). And this excitation force F
Considering the shape of the mode shape M, the amplitude X2 of the mode shape M when F2 acts is much larger than the amplitude X1 at the position where the resultant force F1 acts. Therefore, the balancer 1 required to cancel the resultant force F1
The excitation force (centrifugal force) F2 of 1 is F2 = Ft
i /X2), which is about a fraction of the resultant force F1.
It is considered to be extremely small. Of course, the excitation force F2 generated by the balancer 11 causes bending vibration in the power plant system P in the opposite direction to the resultant force F1.
さて次に、第２図、第３図を参照しつつ、バランサ１１
の具体例について説明するが、このバランサ１１は、エ
ンジンｌが４サイクル直列４気筒とされている関係上、
エンジン出力軸（クランク軸）に一体重に設けられるバ
ランサによっては除去されない２次成分を打ち消すため
のものとなっている。Now, referring to Figures 2 and 3, the balancer 11
A specific example will be explained, but since the engine l is a 4-cycle in-line 4-cylinder, this balancer 11 is
This is to cancel out secondary components that are not removed by the balancer that is integrally installed on the engine output shaft (crankshaft).
上述のことを前提として、エンジン出力軸５の前端部に
設けられたプーリ（歯付プーリ）１２と、カムシャフト
１８に設けたプーリ１３との間にタイミングベルト（歯
付ベル））１４が巻回され、このタイミングベルト１４
を介して、バランサ装置Ｂがエンジン出力軸５と同期し
て回転駆動されるようになっている。このバランサ装置
Ｂは、それぞれ回転自在として互いに並列にエンジンｌ
（のシリンダブロックｌａ）に保持されたバランサ１１
、すなわち第１．第２の２つの略半円状のバランサｌｌ
ａ、ｌｌｂを有する。この第１パランサｌｌａは、タイ
ミングベルト１４と係合するプーリ１５に一体化される
一方、このプーリ１５には第１歯車１６が一体化されて
いる。Based on the above, a timing belt (toothed bell) 14 is wound between a pulley (toothed pulley) 12 provided on the front end of the engine output shaft 5 and a pulley 13 provided on the camshaft 18. This timing belt 14
The balancer device B is rotationally driven in synchronization with the engine output shaft 5 via the engine output shaft 5. This balancer device B is rotatable and is connected to the engine l in parallel with each other.
Balancer 11 held in (cylinder block la)
, that is, the first. Second two approximately semicircular balancers
It has a, llb. The first balancer lla is integrated with a pulley 15 that engages with the timing belt 14, and a first gear 16 is integrated with the pulley 15.
また、この第１歯車１６と噛合する第２歯車１７が、第
２バランサｌｌｂに一体化されている。Further, a second gear 17 that meshes with the first gear 16 is integrated into the second balancer llb.
これにより、エンジン出力軸５の回転に同期して、タイ
ミングベルト１４を介してプーリ１５すなわち第１パラ
ンサｌｌａが回転されると共に、両歯車１６．１７を介
して、第２バランサｌｌｂが第１パランサｌｌａとは逆
方向に回転されることになる。勿論１両バランサｌｌａ
とｌｌｂとは、互いに同速（方向は逆）で、かつエンジ
ン出力軸５の回転の２倍の速さで回転されるようになっ
ている。そして、この両パランサｌｌａと１１ｂとの回
転に伴う遠心力の合力が、前述したバランサの起振力Ｆ
２として作用することになる。As a result, in synchronization with the rotation of the engine output shaft 5, the pulley 15, that is, the first balancer lla is rotated via the timing belt 14, and the second balancer llb is rotated by the first balancer lla via both gears 16 and 17. It will be rotated in the opposite direction to lla. Of course 1 car balancer lla
and llb are rotated at the same speed (in opposite directions) and at twice the rotation speed of the engine output shaft 5. Then, the resultant force of the centrifugal force accompanying the rotation of both balancers lla and 11b is the excitation force F of the balancer mentioned above.
It will act as 2.
なお、バランサ１１は、エンジンｌの２次成分に対応し
たものとなっている関係上、その位相（エンジン出力軸
５に対する位相）の設定等は従来から知られているので
、これ以上な詳細説明は省略する。また、第２図、第３
図中１９はテンションプーリ、２０はアイドルプーリで
ある。Since the balancer 11 corresponds to the second-order component of the engine 1, the settings of its phase (phase with respect to the engine output shaft 5), etc. have been known for a long time, so no further detailed explanation will be given. is omitted. Also, Figures 2 and 3
In the figure, 19 is a tension pulley, and 20 is an idle pulley.
第４図は、前述したようなバランサ１１を設けることに
よって得られる効果を、振動レベルとして示したもので
、図中破線がバランサ１１が無い従来のものを、また図
中実線がバランサ１１を有する本発明のものを示してい
る。この第４図から明らかなように、本発明においては
、特に共振回転数域となるエンジン高回転域で、大幅に
振動レベルか低減されることが理解される。なお、エン
ジンｌの駆動抵抗減少のため、例えばバランサ１１の駆
動糸路途中に電磁クラッチを介在させて、共振回転域か
ら外れた運転領域では、この電磁クラッチを切断してバ
ランサ１１の駆動を停止させるようにすることもできる
。FIG. 4 shows the effect obtained by providing the balancer 11 as described above as a vibration level. The broken line in the figure shows the conventional one without the balancer 11, and the solid line in the figure shows the conventional one without the balancer 11. The invention is shown. As is clear from FIG. 4, it is understood that in the present invention, the vibration level is significantly reduced, particularly in the high engine rotation range, which is the resonance rotation speed range. In order to reduce the driving resistance of the engine 1, for example, an electromagnetic clutch is interposed in the drive path of the balancer 11, and in an operating range outside of the resonance rotation range, this electromagnetic clutch is disconnected to stop the drive of the balancer 11. It is also possible to do so.
第５図は本発明の他の実施例を示すもので、前記実施例
と同一構成要素には同一符号を付してその説明は省略す
る（このことは以下のさらに他の実施例についても同じ
）。FIG. 5 shows another embodiment of the present invention, and the same components as those in the previous embodiment are given the same reference numerals and their explanations are omitted (this also applies to other embodiments below). ).
本実施例では、エンジンｌの前端部に設けられる補機類
２１、例えばオルタネータ、オイルポンプ、コンプレッ
サ等の被動プーリ２２に、バランサ１１（ｌｌａあるい
は１ ｌ ｂ）を一体重に設けるようにしたものである
。すなわち、本発明におけるバランサ１１はその質量が
極めて小さくて済むため、従来からある補機類２１の被
動プーリ２２に設けることが可能となる。In this embodiment, a balancer 11 (lla or 1lb) is integrally installed on a driven pulley 22 of an auxiliary device 21 provided at the front end of an engine l, such as an alternator, an oil pump, a compressor, etc. It is. That is, since the balancer 11 according to the present invention has an extremely small mass, it can be provided on the driven pulley 22 of the conventional auxiliary equipment 21.
第６図、第７図はバランサ装置Ｂを構成する場合のさら
に他の実施例を示すものである。本実施例では、エンジ
ン１（のシリンダブロックｌａ）より立設した支軸３１
にこの軸心方向に間隔をあけて第１、！＄２の２つのス
リーブ３２．３３を回転自在に嵌合させ、第１スリーブ
３２に対しては、プーリ３４、第１バランサｌｌａ、第
１歯車３５を一体化する一方、第２スリーブ３３には、
第２バランサｌｌｂ、第２歯車３６を一体化しである。FIGS. 6 and 7 show still another embodiment of the balancer device B. FIG. In this embodiment, a support shaft 31 is provided upright from the engine 1 (cylinder block la).
The first, spaced apart in the axial direction! The two sleeves 32 and 33 of $2 are rotatably fitted, and the pulley 34, first balancer lla, and first gear 35 are integrated with the first sleeve 32, while the second sleeve 33 is ,
The second balancer llb and the second gear 36 are integrated.
また、エンジンｌには、支軸３１の側方において、互い
に噛合する２つの中間歯車３７．３８を回転自在に保持
させて、一方の中間歯車を第１歯車３５に、また他方の
中間歯車３８を第２歯車３６に噛合させである、これに
より、タイミングベル）１４によりプーリ３４が回転さ
れると、第１バランサｌｌａが回転されると共に、第１
歯車３５、中間歯車３７．３８、第２歯車３６を介して
、第２バランサｌｌｂが第１バランサｌｌａと逆方向に
回転されることになる。このようにして、第２図、第３
図に示す場合と同じような作用を行うバランサ装置Ｂが
構成される。In addition, the engine l has two intermediate gears 37 and 38 rotatably held in mesh with each other on the sides of the support shaft 31, so that one intermediate gear is connected to the first gear 35 and the other intermediate gear 38 is connected to the first gear 35. is meshed with the second gear 36, so that when the pulley 34 is rotated by the timing bell (14), the first balancer lla is rotated and the first
The second balancer llb is rotated in the opposite direction to the first balancer lla via the gear 35, intermediate gears 37, 38, and second gear 36. In this way, Figures 2 and 3
A balancer device B is constructed which performs the same function as the case shown in the figure.
なお、第７図では、第１歯車３５と第２歯車３．６との
存在を明確にするため、その径を変えてかつ一方を破線
で示しであるが、実際には、第１、第２の両歯車３５と
３６は互いに同径であり、同様に丙申間歯車−３７と３
８も互いに同径である。In addition, in FIG. 7, in order to clarify the existence of the first gear 35 and the second gear 3.6, their diameters are changed and one is shown with a broken line, but in reality, the first gear 35 and the second gear 3.6 are shown with broken lines. The two gears 35 and 36 have the same diameter, and similarly the gears 37 and 3 have the same diameter.
8 also have the same diameter.
また、図中３９はスペーサ、４０は抜は土用ナツトであ
る。Further, in the figure, numeral 39 is a spacer, and numeral 40 is a soil nut.
以上実施例について説明したが、本発明は・これに限ら
ず例えば次のような場合をも含むものである。Although the embodiments have been described above, the present invention is not limited to this, and includes, for example, the following cases.
■トランスミッション４としては、例えばトルクコンバ
ータ付きの自動変速機であってもよい。(2) The transmission 4 may be, for example, an automatic transmission equipped with a torque converter.
■エンジンｌとしては、適宜の形式のもの、例えば直列
２や、２サイクルのもの等にも同様に適用することがで
きる。この場合、バランサ１１は、エンジン形式に応じ
て、パワープラント系Ｐの曲げ振動の原因となるエンジ
ン起振力のうち、問題となる成分に対応だ形式のものと
して構成すればよい。(2) The engine 1 may be of any suitable type, such as an in-line 2 or 2-cycle engine. In this case, the balancer 11 may be configured to correspond to the problematic component of the engine excitation force that causes bending vibration of the power plant system P, depending on the engine type.
■バランサ１１の起振力が作用する位置は、エンジン起
振力Ｆ１の作用する位置よりも振幅が大きい位置であれ
ばよく１例えば第１図Ｆ２ ’で示すように、ノードα
とβとのほぼ中間部分に作用させるようにしてもよい、
勿論、この場合は、Ｆ２ ’の作用する方向は、Ｆ２と
は反対方向となる。■The position where the vibrational force of the balancer 11 acts may be a position where the amplitude is larger than the position where the engine vibrational force F1 acts.1 For example, as shown in FIG.
It may be made to act approximately in the middle between and β.
Of course, in this case, the direction in which F2' acts is opposite to F2.
（発明の効果）
本発明は以上述べたことから明らかなように、エンジン
・トランスミッション系の曲げ振動を大幅に低減するこ
とができると共に、この曲げ振動低減のために用いるバ
ランサの質量を極めて小さなものとすることができる。(Effects of the Invention) As is clear from the above description, the present invention can significantly reduce the bending vibration of the engine/transmission system, and the mass of the balancer used for reducing the bending vibration can be extremely small. It can be done.
第１図は本発明の一実施例を示すもので、エンジン・ト
ランスミッション系をその曲げ振動のモードシェープと
共に示す図。
第２図はバランサ装置の一例をエンジン出力軸方向から
見た正面図。
第３図は第２図の右側面図。
第４図は本発明の効果を図式的に示すグラフ。
第５図はバランサの設は方の他の例を示す斜視図。
第６図は、バランサ装置のさらに他の例を示す側面断面
図。
第７図は第６図の歯車連動関係を示す簡略正面図。
Ｐ：パワープラント系
Ｂ：バランサ装置
Ｍ：モードシェープ
α、β：ノード（節）
Ｆｌ ：エンジン起振力（の合成力）
Ｆ２．Ｆ２’：バランサの起振力
１：エンジン
４ニドランスミツシヨン
５：エンジン出力軸
１１ニア九ランサ
１１ａ：第１パランサ
１１ｂ＝第２バランサ
第２図 第３図
第４図
工−ジ二回車スでて （ｒｐｍ）
第５図FIG. 1 shows an embodiment of the present invention, and is a diagram showing an engine/transmission system together with its bending vibration mode shape. FIG. 2 is a front view of an example of a balancer device viewed from the direction of the engine output shaft. Figure 3 is a right side view of Figure 2. FIG. 4 is a graph schematically showing the effects of the present invention. FIG. 5 is a perspective view showing another example of how the balancer is installed. FIG. 6 is a side sectional view showing still another example of the balancer device. FIG. 7 is a simplified front view showing the interlocking relationship of the gears in FIG. 6. P: Power plant system B: Balancer device M: Mode shapes α, β: Nodes (nodes) Fl: Engine excitation force (combined force) F2. F2': Excitation force of balancer 1: Engine 4 Nidoran transmission 5: Engine output shaft 11 near 9 Lancer 11a: 1st balancer 11b = 2nd balancer Figure 2 Figure 3 Figure 4 Construction - Ji double wheel Out (rpm) Figure 5
Claims (1)
出力軸方向において互いに直列に結合され、上記エンジ
ンの運転に伴なって発生するエンジン起振力によって前
記出力軸方向と直角方向に振れる曲げ振動モードを有す
るエンジン・トランスミッション系において、 エンジン出力軸と同期回転して、前記曲げ振動モードの
振れと反対方向に起振力を発生させるバランサが設けら
れ、 前記バランサによる起振力が、前記出力軸方向において
、前記エンジン起振力の合成力が作用する位置よりも前
記曲げ振動モードの振幅が大きくなる位置に作用するよ
うに設定されている、ことを特徴とするエンジン・トラ
ンスミッション系のバランサ装置。(1) An engine and a transmission are connected in series with each other in the direction of the output shaft of the engine, and have a bending vibration mode that swings in a direction perpendicular to the direction of the output shaft due to engine excitation force generated as the engine operates. In the engine/transmission system, a balancer is provided that rotates synchronously with the engine output shaft to generate an excitation force in a direction opposite to the deflection of the bending vibration mode, and the excitation force by the balancer is generated in the direction of the output shaft. A balancer device for an engine/transmission system, characterized in that the balancer device is set to act on a position where the amplitude of the bending vibration mode is larger than a position where a resultant force of the engine excitation force acts.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1692886A JPS62177333A (en) | 1986-01-30 | 1986-01-30 | Balancer device for engine transmission system |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1692886A JPS62177333A (en) | 1986-01-30 | 1986-01-30 | Balancer device for engine transmission system |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS62177333A true JPS62177333A (en) | 1987-08-04 |
Family
ID=11929791
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1692886A Pending JPS62177333A (en) | 1986-01-30 | 1986-01-30 | Balancer device for engine transmission system |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS62177333A (en) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5205190A (en) * | 1992-08-03 | 1993-04-27 | Cincinnati Milacron, Inc. | Stability high gain and dynamic stiffness servo axis drive system and method |
| US5239886A (en) * | 1992-08-03 | 1993-08-31 | Cincinnati Milacron Inc. | Stability high gain and dynamic stiffness servo axis drive system and method |
| JP2006316625A (en) * | 2005-05-10 | 2006-11-24 | Nissan Motor Co Ltd | Vibration reducer of internal combustion engine |
-
1986
- 1986-01-30 JP JP1692886A patent/JPS62177333A/en active Pending
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5205190A (en) * | 1992-08-03 | 1993-04-27 | Cincinnati Milacron, Inc. | Stability high gain and dynamic stiffness servo axis drive system and method |
| US5239886A (en) * | 1992-08-03 | 1993-08-31 | Cincinnati Milacron Inc. | Stability high gain and dynamic stiffness servo axis drive system and method |
| JP2006316625A (en) * | 2005-05-10 | 2006-11-24 | Nissan Motor Co Ltd | Vibration reducer of internal combustion engine |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US20060234829A1 (en) | System and method for inertial torque reaction management | |
| JP6658685B2 (en) | Series type hybrid drive | |
| US5875753A (en) | Balancer apparatus for engine | |
| JPH0221045A (en) | Balancer device for internal combustion engine | |
| JPS62177333A (en) | Balancer device for engine transmission system | |
| JPS62180132A (en) | Balancer device of engine-transmission system | |
| JP2020147174A (en) | Vibration control device of hybrid vehicle | |
| JPS62184260A (en) | Balancer device in engine-transmission system | |
| JPH059556Y2 (en) | ||
| JP2000249191A (en) | Arrangement for mass balance and/or moment balance of reciprocating internal-combustion engine | |
| JPH0610691A (en) | Power transmission device for engine | |
| JP7322913B2 (en) | Rolling vibration reduction device for internal combustion engine | |
| JPS62180133A (en) | Balancer device of engine-transmission system | |
| JPH04325721A (en) | Power plant and mounting structure thereof | |
| JPH06213279A (en) | Internal combustion engine driven generator | |
| JPH0633989A (en) | Engine equipped with balancer shaft | |
| JPS58203252A (en) | Speed change gear for motorcycle | |
| WO2022196290A1 (en) | Generator motor, power generating device comprising said generator motor, and mobile body | |
| JPS58109745A (en) | Axial vibration eliminator | |
| JPH0633990A (en) | Device for eliminating rolling moment of internal combustion engine | |
| JP3731352B2 (en) | Power plant balancer equipment | |
| JP2010060075A (en) | Balancer device | |
| JP3955161B2 (en) | Engine with sub-chain | |
| JPS62184259A (en) | Balancer device in engine-transmission system | |
| JPS62184258A (en) | Balancer device in engine-transmission system |