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JP2013181567A - Balancer shaft - Google Patents

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Publication number
JP2013181567A
JP2013181567A JP2012044316A JP2012044316A JP2013181567A JP 2013181567 A JP2013181567 A JP 2013181567A JP 2012044316 A JP2012044316 A JP 2012044316A JP 2012044316 A JP2012044316 A JP 2012044316A JP 2013181567 A JP2013181567 A JP 2013181567A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
balancer shaft
shaft
balancer
crankshaft
diameter portion
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
Application number
JP2012044316A
Other languages
Japanese (ja)
Inventor
Kazuhiro Ikeda
一博 池田
Mitsuyoshi Kamiya
満好 神谷
Noritaka Harada
紀貴 原田
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Honda Motor Co Ltd
Original Assignee
Honda Motor Co Ltd
Priority date (The priority date 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 date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Honda Motor Co Ltd filed Critical Honda Motor Co Ltd
Priority to JP2012044316A priority Critical patent/JP2013181567A/en
Priority to DE102013202179.8A priority patent/DE102013202179B4/en
Publication of JP2013181567A publication Critical patent/JP2013181567A/en
Pending legal-status Critical Current

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    • 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
    • F02F—CYLINDERS, PISTONS OR CASINGS, FOR COMBUSTION ENGINES; ARRANGEMENTS OF SEALINGS IN COMBUSTION ENGINES
    • F02F7/00—Casings, e.g. crankcases or frames
    • F02F7/0043—Arrangements of mechanical drive elements

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  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Shafts, Cranks, Connecting Bars, And Related Bearings (AREA)
  • Cylinder Crankcases Of Internal Combustion Engines (AREA)

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a shape of a balancer shaft (8) in which stress concentration is not generated without uniformly increasing an axial diameter, in the balancer shaft (8) including at least a pair of balance weights (45), both ends of which are rotatably supported by a crank case (2) of an internal combustion engine (1), which are rotated following the rotation of a crankshaft (7) supported by the crank case (2) and are integrally formed apart from each other.SOLUTION: A diameter increasing part (50) having a circular cross section larger than an outer diameter of a balancer shaft (8) is integrally formed at a center position between the pair of balance weights (45).

Description

本発明は、内燃機関に設けられるバランサ軸の形状に関するものである。   The present invention relates to the shape of a balancer shaft provided in an internal combustion engine.

一本の軸に２個のバランスウエイトを備えるバランサ軸の、両バランスウエイトの中間と両バランスウエイトの各外端部とにおいてバランサ軸が支持される場合（例えば、特許文献１参照。）には、バランサ軸に発生するたわみは抑えられるため、問題となるような応力集中は発生しない。しかし、両バランスウエイトの中間の軸支持を廃止し、両バランスウエイトの各外端部においてのみ軸支持した場合には、バランサ軸に撓みが発生し、その結果、バランスウエイトの付け根部の隅アールに応力集中が発生する。そこで、軸支持位置を増やすことなく、且つ前記の隅アールに応力が集中しないようにするため、軸径を太くするなど、軸全体にわたって剛性を高めることが考えられたが、軸径を一律に大きくすると軸受寸法も大きくするなどの対応が必要となり、ひいては、内燃機関全体として、軸配置の変更などの大きな設計変更が必要となり、影響が大きくなるという問題があった。   In the case of a balancer shaft having two balance weights on one shaft, the balancer shaft is supported at the middle of both balance weights and at the outer ends of both balance weights (see, for example, Patent Document 1). Since the deflection generated in the balancer shaft is suppressed, stress concentration that causes a problem does not occur. However, if the shaft support in the middle of both balance weights is abolished and the shaft is supported only at the outer ends of both balance weights, the balancer shaft will bend, resulting in a corner radius at the base of the balance weight. Stress concentration occurs. In order to prevent stress from concentrating on the corner radius without increasing the shaft support position, it was considered to increase the rigidity of the entire shaft, such as increasing the shaft diameter. Increasing the size requires measures such as increasing the bearing size. As a result, the internal combustion engine as a whole requires a major design change such as a change in the shaft arrangement, which increases the effect.

特許４３０９８７５号公報Japanese Patent No. 4309875

本発明は、軸径を一律に大きくすることなく、応力集中が生じないバランサ軸の形状を提供しようとするものである。   The present invention seeks to provide a balancer shaft shape that does not cause stress concentration without uniformly increasing the shaft diameter.

本発明は上記課題を解決したものであって、請求項１に記載の発明は、
両端が内燃機関(１)のクランクケース(２)に回転自在に支持され、
同クランクケース(２)に支持されているクランク軸(７)の回転に連動して回転し、
相互に間隔を空けて一体形成される少なくとも一対のバランスウエイト(45)を備えるバランサ軸(８)において、
前記一対のバランスウエイト(45)の間の中央位置に、前記バランサ軸(８)の外径より大きい円形断面の拡径部(50)が一体形成されことを特徴とするバランサ軸(８)に関するものである。 The present invention solves the above problems, and the invention according to claim 1
Both ends are rotatably supported by the crankcase (2) of the internal combustion engine (1),
It rotates in conjunction with the rotation of the crankshaft (7) supported by the crankcase (2),
In the balancer shaft (8) including at least a pair of balance weights (45) integrally formed with a space therebetween,
The balancer shaft (8) is characterized in that an enlarged diameter portion (50) having a circular cross section larger than the outer diameter of the balancer shaft (8) is integrally formed at a central position between the pair of balance weights (45). Is.

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載のバランサ軸(８)において、
前記拡径部(50)が、前記両バランスウエイト(45)の内端面の間の中央部に位置することを特徴とするものである。 The invention according to claim 2 is the balancer shaft (8) according to claim 1,
The enlarged diameter portion (50) is located in a central portion between the inner end surfaces of the balance weights (45).

請求項３に記載の発明は、請求項２に記載のバランサ軸(８)において、
前記拡径部(50)は円柱形状とし、その軸方向の厚さ(50ｔ)が、前記バランスウエイト(45)のうち軸方向厚さが大きいものの厚さ(45ｔ)より大きいことを特徴とするものである。 The invention according to claim 3 is the balancer shaft (8) according to claim 2,
The enlarged-diameter portion (50) has a cylindrical shape, and its axial thickness (50t) is larger than the thickness (45t) of the balance weight (45) having a larger axial thickness. Is.

請求項４に記載の発明は、請求項１乃至請求項３の何れかに記載のバランサ軸(８)において、
前記拡径部(50)の外径(50ｄ)が、前記バランサ軸(８)の外径(８ｄ)の２倍以上、且つ前記バランスウエイト(45)の外端軌跡の直径(45ｄ)未満であることを特徴とするものである。 According to a fourth aspect of the present invention, in the balancer shaft (8) according to any one of the first to third aspects,
The outer diameter (50d) of the enlarged diameter portion (50) is more than twice the outer diameter (8d) of the balancer shaft (8) and less than the diameter (45d) of the outer end locus of the balance weight (45). It is characterized by being.

請求項５に記載の発明は、請求項１乃至請求項４の何れかに記載のバランサ軸(８)において、
前記拡径部(50)と前記バランサ軸(８)との隣接部に形成された隅アール（50ｒ)の半径は、前記バランスウエイト(45)と前記バランサ軸(８)の隣接部の隅アール（45ｒ)の半径に比して小さいことを特徴とするものである。 The invention according to claim 5 is the balancer shaft (8) according to any one of claims 1 to 4,
The radius of the corner radius (50r) formed in the adjacent portion between the enlarged diameter portion (50) and the balancer shaft (8) is the corner radius of the adjacent portion between the balance weight (45) and the balancer shaft (8). It is characterized by being smaller than the radius of (45r).

請求項６に記載の発明は、請求項５に記載のバランサ軸(８)において、
前記拡径部(50)の隅アール（50ｒ)と前記バランスウエイト(45)の隅アール（45ｒ)との間には平坦な円柱表面(53)が形成されることを特徴とするものである。 The invention described in claim 6 is the balancer shaft (8) according to claim 5,
A flat cylindrical surface (53) is formed between the corner radius (50r) of the enlarged diameter portion (50) and the corner radius (45r) of the balance weight (45). .

請求項７に記載の発明は、請求項１乃至請求項６の何れかに記載のバランサ軸において、
前記クランクケース(２)は、前記クランク軸(７)と前記バランサ軸(８)の両端を支持する左右の両側支持壁(38)と、これらの間において、さらに前記クランク軸(７)のみを支持する中間支持壁(39)を有し、
前記バランサ軸(８)が該中間支持壁(39)に形成された貫通孔(54)を通して組み付けられており、組み付け状態において、前記貫通孔(54)の内部に前記拡径部(50)が位置することを特徴とするものである。 The invention according to claim 7 is the balancer shaft according to any one of claims 1 to 6,
The crankcase (2) has left and right support walls (38) that support both ends of the crankshaft (7) and the balancer shaft (8), and only the crankshaft (7) between them. Having an intermediate support wall (39) to support,
The balancer shaft (8) is assembled through a through hole (54) formed in the intermediate support wall (39), and in the assembled state, the enlarged diameter portion (50) is formed inside the through hole (54). It is characterized by being located.

請求項８に記載の発明は、請求項７に記載のバランサ軸(８)において、
前記中間支持壁(39)の貫通孔(54)が形成される部分の部材の厚さ(54ｔ)は、前記拡径部(50)の軸方向の厚さ(50ｔ)より大きいことを特徴とするものである。 The invention according to claim 8 is the balancer shaft (8) according to claim 7,
The thickness (54t) of the portion of the intermediate support wall (39) where the through hole (54) is formed is larger than the axial thickness (50t) of the enlarged diameter portion (50). To do.

請求項１の発明において、
一対のバランスウエイト(45)の間で、且つこれらの間の中央位置に、バランサ軸(８)の外径より大きい外径を有する拡径部(50)を一体形成したことにより、たわみ量が最も大きくなるバランスウエイト(45)の間の中央部において、軸の剛性を高めてたわみによる変形量を抑えることができる。このため、バランサ軸(８)全体として外径を大きくする必要がなくなり、特に軸受(40)等の変更が不要となり、内燃機関(１)の設計変更への影響が抑えられる。 In the invention of claim 1,
Since the enlarged portion (50) having an outer diameter larger than the outer diameter of the balancer shaft (8) is integrally formed between the pair of balance weights (45) and at a central position between them, the amount of deflection is reduced. In the central portion between the balance weights (45) that become the largest, it is possible to increase the rigidity of the shaft and suppress the deformation due to deflection. For this reason, it is not necessary to increase the outer diameter of the balancer shaft (8) as a whole, and in particular, it is not necessary to change the bearing (40) and the like, and the influence on the design change of the internal combustion engine (1) is suppressed.

請求項２の発明において、
両バランスウエイト(45)の内端面の間の中央部は最もたわみが大きくなる部分であるので、強度が最も弱くなる部位の補強を行なうことができる。 In the invention of claim 2,
Since the central portion between the inner end surfaces of both balance weights (45) is the portion with the largest deflection, the portion with the weakest strength can be reinforced.

請求項３の発明において、
拡径部(50)を円柱形状とし、軸方向厚さを前記バランスウエイト(45)より厚くしたことによって、両バランスウエイト(45)から発生する曲げ荷重に対してバランスウエイト(45)中間部分の軸剛性を高めることができる。 In the invention of claim 3,
The enlarged diameter portion (50) has a cylindrical shape, and the axial thickness is made thicker than the balance weight (45), so that the balance weight (45) intermediate portion against the bending load generated from both balance weights (45). Axial rigidity can be increased.

請求項４の発明において、
前記拡径部(50)の外径を、バランサ軸(８)の外径の２倍以上とすることによって十分な補強効果が得られると共に、バランスウエイト(45)の外端軌跡の直径(45ｄ)未満としたことによって、バランサ軸(８)を回転させるための駆動トルクを低く抑えることができる。 In the invention of claim 4,
A sufficient reinforcing effect can be obtained by setting the outer diameter of the enlarged diameter portion (50) to at least twice the outer diameter of the balancer shaft (8), and the diameter of the outer end locus (45d) of the balance weight (45). ), The driving torque for rotating the balancer shaft (8) can be kept low.

請求項５の発明において、
前記バランサ軸(８)のたわみに起因してバランスウエイト(45)とバランサ軸(８)の隣接部の隅アール（45ｒ)に集中して発生していた過大応力を、拡径部(50)とバランサ軸(８)との隣接部に形成された隅アール（50ｒ)に分散させることが可能となり、結果として各隅アール（45ｒ),(50ｒ)での応力を低減できて、バランサ軸(８)全体としての剛性を確保することができる。 In the invention of claim 5,
Due to the deflection of the balancer shaft (8), the excessively large stress generated in the balance weight (45) and the corner radius (45r) of the adjacent portion of the balancer shaft (8) is increased to the enlarged diameter portion (50). And the balancer shaft (8) can be distributed to the corner radius (50r) formed in the adjacent portion. As a result, the stress at each corner radius (45r), (50r) can be reduced, and the balancer shaft ( 8) The rigidity as a whole can be ensured.

請求項６の発明において、
隅アール（45ｒ),(50ｒ)が交錯しない平坦な円柱表面を形成することによって、隅アール（45ｒ),(50ｒ)の交錯位置に発生しやすい応力集中を回避することができる。 In the invention of claim 6,
By forming a flat cylindrical surface in which the corner radiuses (45r) and (50r) do not intersect, it is possible to avoid stress concentration that tends to occur at the intersection positions of the corner radiuses (45r) and (50r).

請求項７の発明において、
前記中間支持壁(39)に形成された貫通孔(54)を通してバランサ軸(８)を組み付け、この貫通孔(54)に前記拡径部(50)が位置するように配設してあり、上記中間支持壁(39)の両側の近くには内燃機関(１)の部品は配置されていないので、周辺部品との干渉を排除しながらスペースを有効利用しつつ、拡径部(50)を設けることが可能となっている。 In the invention of claim 7,
A balancer shaft (8) is assembled through a through hole (54) formed in the intermediate support wall (39), and the enlarged diameter portion (50) is disposed in the through hole (54). Since the parts of the internal combustion engine (1) are not arranged near both sides of the intermediate support wall (39), the diameter-expanded part (50) can be used while effectively utilizing space while eliminating interference with peripheral parts. It can be provided.

請求項８の発明において、
前記中間支持壁(39)の貫通孔(54)の内部に前記拡径部(50)の全体を収容することが可能となるので、デッドスペースとなりやすかった回転軸の逃げ孔としての貫通孔(54)に拡径部(50)を配置することが可能となり、スペースの有効利用ができる。 In the invention of claim 8,
Since it becomes possible to accommodate the entire enlarged diameter portion (50) inside the through hole (54) of the intermediate support wall (39), a through hole (as a relief hole of the rotating shaft that was likely to become a dead space ( It becomes possible to arrange the enlarged diameter portion (50) in 54), and the space can be used effectively.

本発明の一実施形態に係る２気筒内燃機関１の縦断面の左面図である。1 is a left side view of a longitudinal section of a two-cylinder internal combustion engine 1 according to an embodiment of the present invention. 図１のＩＩ−ＩＩ断面展開図である。FIG. 2 is a developed sectional view taken along the line II-II in FIG. 1. 図１のＩＩＩ−ＩＩＩ断面展開図である。FIG. 3 is a developed sectional view taken along the line III-III in FIG. 1. バランサ軸の斜視図である。It is a perspective view of a balancer shaft. クランク軸と上下のバランサ軸の左面図である。It is a left view of a crankshaft and an upper and lower balancer shaft. 図３に示された上側バランサ軸及びその近辺の拡大図である。FIG. 4 is an enlarged view of an upper balancer shaft and its vicinity shown in FIG. 3. 図６のＶＩＩ−ＶＩＩ断面図である。It is VII-VII sectional drawing of FIG.

図１は、本発明の一実施形態に係る２気筒内燃機関１の縦断面の左面図である。矢印Ｆはこの内燃機関１を自動二輪車に搭載した時の、車両の前方に対応した内燃機関１の前方を示している。この内燃機関１は変速機一体型の内燃機関であって、その殻体は、上部クランクケース２Ａと下部クランクケース２Ｂとからなる上下２分割のクランクケース２、上部クランクケース２Ａと一体成形されているシリンダブロック３、シリンダヘッド４、シリンダヘッドカバー５、及び下部クランクケース２Ｂの下面に取付けられたオイルパン６からなっている。   FIG. 1 is a left side view of a longitudinal section of a two-cylinder internal combustion engine 1 according to an embodiment of the present invention. An arrow F indicates the front of the internal combustion engine 1 corresponding to the front of the vehicle when the internal combustion engine 1 is mounted on a motorcycle. The internal combustion engine 1 is a transmission-integrated internal combustion engine, and its shell is integrally formed with an upper crankcase 2A and an upper crankcase 2A, each of which is divided into an upper crankcase 2A and a lower crankcase 2B. The cylinder block 3, the cylinder head 4, the cylinder head cover 5, and the oil pan 6 attached to the lower surface of the lower crankcase 2 </ b> B.

上下クランクケース２Ａ,２Ｂの分割面に、クランク軸７が設けてある。クランク軸７の斜め後上方に上側バランサ軸８Ａが設けてある。クランク軸７の斜め前下方に下側バランサ軸８Ｂが設けてある。クランク軸７の後方に、常時噛合い式歯車変速機９のメイン軸10とカウンタ軸11とが設けてある。カウンタ軸11は上下クランクケース２Ａ,２Ｂの分割面に設けてある。上記メイン軸10とカウンタ軸11の下方にギヤチェンジ機構12が設けてある。   A crankshaft 7 is provided on the dividing surface of the upper and lower crankcases 2A, 2B. An upper balancer shaft 8 </ b> A is provided obliquely above the crankshaft 7. A lower balancer shaft 8B is provided diagonally forward and downward of the crankshaft 7. A main shaft 10 and a counter shaft 11 of a constantly meshing gear transmission 9 are provided behind the crankshaft 7. The counter shaft 11 is provided on the dividing surface of the upper and lower crankcases 2A and 2B. A gear change mechanism 12 is provided below the main shaft 10 and the counter shaft 11.

シリンダブロック３には２本のシリンダ13（図２）が備えられ、各シリンダ13にピストン14が摺動可能に嵌装されている。シリンダヘッド４には吸気弁15、排気弁16、カム軸17、ロッカー軸18が設けてある。ロッカー軸18には複数のロッカーアーム19が備えてある。２本のシリンダ13の各吸気通路20は、図示していないインテークマニホールドによって１本にまとめられ、１個のスロットルボディに接続されている。各排気通路21は、図示していない排気管を経て、１本のマフラーに接続されている。   The cylinder block 3 is provided with two cylinders 13 (FIG. 2), and a piston 14 is slidably fitted to each cylinder 13. The cylinder head 4 is provided with an intake valve 15, an exhaust valve 16, a cam shaft 17, and a rocker shaft 18. The rocker shaft 18 is provided with a plurality of rocker arms 19. The intake passages 20 of the two cylinders 13 are combined into one by an intake manifold (not shown) and connected to one throttle body. Each exhaust passage 21 is connected to one muffler through an exhaust pipe (not shown).

図２は、図１のＩＩ−ＩＩ断面展開図である。図には、この内燃機関１を車両に搭載したときの車両の左右に対応した内燃機関１の左右が矢印Ｌ、Ｒで示してある。図示されている内燃機関１の殻体は、前述の、上部クランクケース２Ａ、上部クランクケース２Ａと一体のシリンダブロック３、シリンダヘッド４、シリンダヘッドカバー５の外、左クランクケースカバー22Ｌ、及び右クランクケースカバー22Ｒである。クランク軸７の左端には交流発電機23が設けてあり、左クランクケースカバー22Ｌで覆われている。上部クランクケース２Ａと一体のシリンダブロック３の２本のシリンダ13の各々には、ピストン14が摺動可能に嵌装され、それぞれのコンロッド24を介してクランク軸７のクランクピン44と結合されている。ピストン14の上面とシリンダヘッド４の下面との間に燃焼室25が形成されている。シリンダヘッド４には１本のカム軸17が設けてある。カム軸17の上方に複数のロッカーアーム19を備えたロッカー軸18が１本設けてある。カム軸17の左端部には冷却水を循環させるウオーターポンプ26が設けられている。カム軸17の右端にはカム軸従動スプロケット27が設けられ、クランク軸７に設けられたカム軸駆動スプロケット28との間に張られたカムチェーン29を介して回転駆動される。   2 is a developed sectional view taken along the line II-II in FIG. In the figure, arrows L and R indicate the left and right sides of the internal combustion engine 1 corresponding to the left and right sides of the vehicle when the internal combustion engine 1 is mounted on the vehicle. The shell of the internal combustion engine 1 shown in the figure includes the upper crankcase 2A, the cylinder block 3 integral with the upper crankcase 2A, the cylinder head 4, the outside of the cylinder head cover 5, the left crankcase cover 22L, and the right crank. Case cover 22R. An AC generator 23 is provided at the left end of the crankshaft 7 and is covered with a left crankcase cover 22L. A piston 14 is slidably fitted in each of the two cylinders 13 of the cylinder block 3 integral with the upper crankcase 2A, and is coupled to the crankpin 44 of the crankshaft 7 via a respective connecting rod 24. Yes. A combustion chamber 25 is formed between the upper surface of the piston 14 and the lower surface of the cylinder head 4. The cylinder head 4 is provided with one cam shaft 17. One rocker shaft 18 having a plurality of rocker arms 19 is provided above the cam shaft 17. A water pump 26 for circulating cooling water is provided at the left end portion of the cam shaft 17. A camshaft driven sprocket 27 is provided at the right end of the camshaft 17 and is rotationally driven through a cam chain 29 stretched between the camshaft drive sprocket 28 provided on the crankshaft 7.

クランク軸７と平行に変速機９のメイン軸10とカウンタ軸11が設けてある。メイン軸９の右端には多板クラッチ30が設けてあり、右クランクケースカバー22Ｒによって覆われている。クランク軸７の右端のプライマリ駆動ギヤ31から、メイン軸10に空転可能に設けられたプライマリ従動ギヤ32が回転駆動され、プライマリ従動ギヤ32に接続されている多板クラッチ30を介してメイン軸10が回転駆動される。メイン軸10とカウンタ軸11との間には常時噛合い式歯車変速機９が構成されている。カウンタ軸11の左端には車両を駆動する後輪駆動用チェーン33が係合する後輪駆動スプロケット34が設けてある。クランク軸７の２個のクランクピン44に対応する位置にそれぞれ左側クランクウエブ41Ｌと右側クランクウエブ41Ｒが設けてある。なお、説明文において、左右のクランクウエブを区別しない場合は、単にクランクウエブ41と呼ぶ。   A main shaft 10 and a counter shaft 11 of the transmission 9 are provided in parallel with the crankshaft 7. A multi-plate clutch 30 is provided at the right end of the main shaft 9 and is covered with a right crankcase cover 22R. A primary driven gear 32 is rotatably driven from the primary drive gear 31 at the right end of the crankshaft 7 so as to be idled on the main shaft 10, and the main shaft 10 is connected via a multi-plate clutch 30 connected to the primary driven gear 32. Is driven to rotate. Between the main shaft 10 and the counter shaft 11, a constantly meshing gear transmission 9 is configured. At the left end of the counter shaft 11, there is provided a rear wheel drive sprocket 34 with which a rear wheel drive chain 33 for driving the vehicle is engaged. A left crank web 41L and a right crank web 41R are provided at positions corresponding to the two crank pins 44 of the crankshaft 7, respectively. In the description, when the left and right crank webs are not distinguished, they are simply referred to as the crank web 41.

図３は、図１のＩＩＩ−ＩＩＩ断面展開図であり、上側バランサ軸８Ａ、クランク軸７、及び下側バランサ軸８Ｂを含む断面を後方から見た断面展開図である。クランク軸７は左右と中央の３箇所がすべり軸受37を介して支持されている。クランク軸７の左右のすべり軸受37はクランクケース２の両側支持壁38の上下分割面内に設けられ、クランク軸７の中央のすべり軸受37はクランクケースの中央部に形成された中間支持壁39の上下分割面内に設けられている。   FIG. 3 is a developed sectional view taken along the line III-III in FIG. 1, and is a developed sectional view of a section including the upper balancer shaft 8A, the crankshaft 7, and the lower balancer shaft 8B as viewed from the rear. The crankshaft 7 is supported through sliding bearings 37 at the left, right, and center. The left and right sliding bearings 37 of the crankshaft 7 are provided in the upper and lower divided surfaces of the both side support walls 38 of the crankcase 2, and the central sliding bearing 37 of the crankshaft 7 is an intermediate support wall 39 formed at the center of the crankcase. Are provided in the upper and lower divided surfaces.

上下のバランサ軸８Ａ,８Ｂは左右がクランクケース２内の両側支持壁38にボールベアリング40を介して支持されている。上下のバランサ軸８Ａ,８Ｂは、クランク軸７の左側でクランク軸７によって駆動される。クランク軸７の左側すべり軸受37と左側クランクウエブ41Ｌとの間に、バランサ駆動歯車42が設けてある。各バランサ軸８Ａ,８Ｂの左端のボールベアリング40に隣接して、バランサ従動歯車43が設けてある。クランク軸７が回転すると、バランサ駆動歯車42とバランサ従動歯車43とによって、バランサ軸８Ａ,８Ｂは同じ方向へ回転駆動される。前記変速機９のメイン軸10が、クランク軸７の右側でクランク軸７によって駆動されるのに対し、バランサ軸８Ａ,８Ｂはクランク軸７の左側でクランク軸７によって駆動される。下側バランサ軸８Ｂの端にはオイルポンプ46が連結されている。上下のバランサ軸８Ａ,８Ｂには、クランク軸７の２個のクランクピン44に対応する位置にそれぞれ左側バランスウエイト45Ｌと右側バランスウエイト45Ｒが設けてある。なお、説明文において、左右のバランスウエイトを区別しない場合は、単にバランスウエイト45と呼ぶ。   The upper and lower balancer shafts 8A and 8B are supported on both side support walls 38 in the crankcase 2 via ball bearings 40 on the left and right sides. The upper and lower balancer shafts 8A and 8B are driven by the crankshaft 7 on the left side of the crankshaft 7. A balancer drive gear 42 is provided between the left sliding bearing 37 of the crankshaft 7 and the left crank web 41L. A balancer driven gear 43 is provided adjacent to the ball bearing 40 at the left end of each balancer shaft 8A, 8B. When the crankshaft 7 rotates, the balancer shafts 8A and 8B are rotationally driven in the same direction by the balancer drive gear 42 and the balancer driven gear 43. The main shaft 10 of the transmission 9 is driven by the crankshaft 7 on the right side of the crankshaft 7, while the balancer shafts 8A and 8B are driven by the crankshaft 7 on the left side of the crankshaft 7. An oil pump 46 is connected to the end of the lower balancer shaft 8B. The upper and lower balancer shafts 8A and 8B are respectively provided with a left balance weight 45L and a right balance weight 45R at positions corresponding to the two crank pins 44 of the crank shaft 7. In the description, when the left and right balance weights are not distinguished, they are simply referred to as balance weight 45.

図４は１本のバランサ軸８の斜視図である。上下のバランサ軸８Ａ,８Ｂは同形である。以下の説明において、上下のバランサ軸８Ａ,８Ｂを区別しない場合は、単にバランサ軸８と呼ぶ。１本のバランサ軸８には相互に間隔を空けて２個のバランスウエイト45Ｌ,45Ｒが軸に一体形成されている。２個のバランスウエイト45Ｌ,45Ｒの中間に円形断面の拡径部50が一体形成されている。バランサ軸８の左端部にバランサ従動歯車43が取付けられている。バランサ軸軸線方向視で、バランサ軸軸線51から半径方向外方へ向かう２個のバランスウエイト45Ｌ,45Ｒは、互いに異なる方向へ延びている。   FIG. 4 is a perspective view of one balancer shaft 8. The upper and lower balancer shafts 8A and 8B have the same shape. In the following description, when the upper and lower balancer shafts 8A and 8B are not distinguished, they are simply referred to as balancer shafts 8. One balancer shaft 8 is integrally formed with two balance weights 45L and 45R at an interval from each other. An enlarged diameter portion 50 having a circular cross section is integrally formed between the two balance weights 45L and 45R. A balancer driven gear 43 is attached to the left end portion of the balancer shaft 8. The two balance weights 45L and 45R extending outward in the radial direction from the balancer axis 51 are extended in different directions when viewed from the balancer axis.

図５は、クランク軸７と上下のバランサ軸８Ａ,８Ｂの左面図である。クランク軸７の中心52はシリンダ中心線13ｃ上にある。左側クランクウエブ41Ｌと左側バランスウエイト45Ｌにはハッチングが施してある。右側クランクウエブ41Ｒと右側バランスウエイト45Ｒにはハッチングが施してない。クランク軸軸線方向視で、クランク軸軸線52から半径方向外方へ向かう２箇所のクランクウエブ41Ｌ,41Ｒの中心線41Ｌｃ,41Ｒｃは、互いに90度の角度をなして異なる方向へ延びた状態で相互の位置関係は固定されている。バランサ軸軸線方向視で、バランサ軸軸線51から半径方向外方へ向かう２箇所のバランスウエイト45Ｌ,45Ｒの中心線45Ｌｃ,45Ｒｃは、90度の角度を成して互いに異なる方向へ延びた状態で相互の位置関係は固定されている。クランク軸７とバランサ軸８には同径の歯車42,43が設けられ噛合っている。バランサ軸８Ａ,８Ｂはクランク軸７の反対の方向へ回転する。クランクウエブ41Ｌの中心線41Ｌｃの方向がシリンダ中心線13ｃの方向と一致した時、クランクウエブ41Ｌの中心線41Ｌｃとバランスウエイト45Ｌの中心線45Ｌｃは平行になる。   FIG. 5 is a left side view of the crankshaft 7 and the upper and lower balancer shafts 8A and 8B. The center 52 of the crankshaft 7 is on the cylinder center line 13c. The left crank web 41L and the left balance weight 45L are hatched. The right crank web 41R and the right balance weight 45R are not hatched. When viewed from the crankshaft axis direction, the center lines 41Lc and 41Rc of the two crank webs 41L and 41R extending radially outward from the crankshaft axis line 52 extend in different directions at an angle of 90 degrees with each other. The positional relationship of is fixed. When viewed from the balancer shaft axis direction, the center lines 45Lc and 45Rc of the two balance weights 45L and 45R extending radially outward from the balancer shaft axis 51 extend in different directions at an angle of 90 degrees. The mutual positional relationship is fixed. Gears 42 and 43 having the same diameter are provided and meshed with the crankshaft 7 and the balancer shaft 8. The balancer shafts 8A and 8B rotate in the direction opposite to the crankshaft 7. When the direction of the center line 41Lc of the crank web 41L coincides with the direction of the cylinder center line 13c, the center line 41Lc of the crank web 41L and the center line 45Lc of the balance weight 45L become parallel.

図６は、図３に示された上側バランサ軸８Ａ及びその近辺の拡大図である。上下のバランサ軸は同形であるから、以下の説明では上下を区別しない。バランサ軸８に一体形成されている円形断面の拡径部50の外径50ｄはバランサ軸８の外径８ｄより大きい。これによって、たわみ量が最も大きくなるバランスウエイト45Ｌ,45Ｒの間の中央部において、バランサ軸８の剛性を高めて、たわみによる変形量を抑えることができる。このため、バランサ軸８全体として外径を大きくする必要はなく、特にボールベアリング40等の変更、あるいは内燃機関１の設計変更の必要はなくなる。   6 is an enlarged view of the upper balancer shaft 8A shown in FIG. 3 and its vicinity. Since the upper and lower balancer shafts have the same shape, the following description does not distinguish between upper and lower. The outer diameter 50d of the enlarged diameter portion 50 having a circular cross section integrally formed with the balancer shaft 8 is larger than the outer diameter 8d of the balancer shaft 8. As a result, the rigidity of the balancer shaft 8 can be increased at the center portion between the balance weights 45L and 45R where the deflection amount is the largest, and the deformation amount due to the deflection can be suppressed. For this reason, it is not necessary to increase the outer diameter of the balancer shaft 8 as a whole, and it is not particularly necessary to change the ball bearing 40 or the like or to change the design of the internal combustion engine 1.

上記拡径部50は、両バランスウエイト45Ｌ,45Ｒの内端面間の中央部に位置させてある。両バランスウエイト45Ｌ,45Ｒの内端面間の中央部は最もたわみが大きくなる部分であるので、強度が最も弱くなる部位の補強を行なうことができる。   The enlarged diameter portion 50 is located at the center between the inner end surfaces of both balance weights 45L and 45R. Since the central portion between the inner end surfaces of both balance weights 45L and 45R is the portion with the largest deflection, the portion with the weakest strength can be reinforced.

上記拡径部50は円柱形状とし、その軸方向厚さ50ｔを、バランスウエイト45の軸方向厚さ45ｔより大きくしてある。拡径部50を円柱形状とし、軸方向厚さ50ｔをバランスウエイト45の厚さ45ｔより厚くしたことによって、両バランスウエイト45Ｌ,45Ｒから発生する曲げ荷重に対して両バランスウエイト45Ｌ,45Ｒの中間部分のバランサ軸８の剛性を高めることができる。   The diameter-enlarged portion 50 has a cylindrical shape, and its axial thickness 50t is larger than the axial thickness 45t of the balance weight 45. The enlarged diameter part 50 has a cylindrical shape, and the axial thickness 50t is thicker than the balance weight 45 thickness 45t, so that it is intermediate between the balance weights 45L and 45R with respect to the bending load generated from both balance weights 45L and 45R. The rigidity of the partial balancer shaft 8 can be increased.

上記拡径部50の外径50ｄを、バランサ軸８の外径８ｄの２倍以上、且つバランスウエイト45の外端軌跡の直径45ｄ未満としてある。拡径部50の外径50ｄを、バランサ軸８の外径８ｄの２倍以上とすることによって十分な補強効果が得られると共に、バランスウエイト45の外端軌跡の直径45ｄ未満としたことによって、バランサ軸８を回転させるための駆動トルクは低く抑えられる。   The outer diameter 50d of the enlarged diameter portion 50 is set to be not less than twice the outer diameter 8d of the balancer shaft 8 and less than the diameter 45d of the outer end locus of the balance weight 45. By making the outer diameter 50d of the enlarged diameter portion 50 more than twice the outer diameter 8d of the balancer shaft 8, a sufficient reinforcing effect can be obtained, and the outer end locus of the balance weight 45 can be less than the diameter 45d, The driving torque for rotating the balancer shaft 8 is kept low.

上記拡径部50とバランサ軸８との隣接部に形成された隅アール50ｒの半径を、バランスウエイト45とバランサ軸８の隣接部の隅アール45ｒの半径に比して小さくしてある。バランサ軸８のたわみに起因してバランスウエイト45とバランサ軸８の隣接部の隅アール45ｒに集中して発生していた過大応力を、拡径部50とバランサ軸８との隣接部に形成された隅アール50ｒに分散させることが可能となり、結果として各隅アール45ｒ,50ｒでの応力を低減できて、バランサ軸８全体としての剛性を確保することができる。   The radius of the corner radius 50r formed at the adjacent portion between the enlarged diameter portion 50 and the balancer shaft 8 is made smaller than the radius of the corner radius 45r at the adjacent portion of the balance weight 45 and the balancer shaft 8. Excessive stress generated in the corner radius 45r between the balance weight 45 and the balancer shaft 8 due to the deflection of the balancer shaft 8 is formed in the adjacent portion between the enlarged diameter portion 50 and the balancer shaft 8. As a result, the stress at each corner radius 45r, 50r can be reduced, and the rigidity of the balancer shaft 8 as a whole can be ensured.

上記拡径部50の隅アール50ｒとバランスウエイト45の隅アール45ｒとの間には平坦な円柱表面53が形成されている。隅アール45ｒ,50ｒが交錯しない平坦な円柱表面53を形成することによって、隅アール45ｒ,50ｒの交錯位置に発生しやすい応力集中を回避することができる。   A flat cylindrical surface 53 is formed between the corner radius 50r of the enlarged diameter portion 50 and the corner radius 45r of the balance weight 45. By forming the flat cylindrical surface 53 in which the corner radiuses 45r and 50r do not intersect with each other, it is possible to avoid stress concentration that tends to occur at the intersecting positions of the corner radiuses 45r and 50r.

図７は、図６のＶＩＩ−ＶＩＩ断面図である。クランクケース２は、クランク軸７とバランサ軸８の両端を支持する両側支持壁38と、これらの間において、さらに前記クランク軸７のみを支持する中間支持壁39を有しており、前記バランサ軸８は前記中間支持壁39に形成された貫通孔54を通して組み付けられ、前記拡径部50は前記貫通孔54の内部に位置するよう組み付けられている。中間支持壁39の両側の近くには内燃機関１の部品は配置されていないので、拡径部50は周辺部品と干渉することなく、スペースを有効利用しつつ拡径部50を設けることが可能となっている。   7 is a cross-sectional view taken along the line VII-VII in FIG. The crankcase 2 has both side support walls 38 that support both ends of the crankshaft 7 and the balancer shaft 8, and an intermediate support wall 39 that supports only the crankshaft 7 between them. 8 is assembled through a through hole 54 formed in the intermediate support wall 39, and the enlarged diameter portion 50 is assembled so as to be positioned inside the through hole 54. Since the parts of the internal combustion engine 1 are not arranged near both sides of the intermediate support wall 39, the enlarged diameter part 50 can be provided with the effective use of space without interfering with peripheral parts. It has become.

再び図６において、中間支持壁39の貫通孔54が形成される部分の部材の厚さ54ｔを、拡径部50の軸方向の厚さ50ｔより大きくしてある。これによって、中間支持壁39の貫通孔54の内部に拡径部50の全体を収容することが可能となるので、デッドスペースとなりやすかった回転軸の逃げ孔としての貫通孔54に拡径部50を配置することが可能となり、スペースの有効利用ができる。   In FIG. 6 again, the thickness 54t of the portion of the intermediate support wall 39 where the through hole 54 is formed is made larger than the axial thickness 50t of the enlarged diameter portion 50. As a result, the entire enlarged diameter portion 50 can be accommodated in the through hole 54 of the intermediate support wall 39, so that the enlarged diameter portion 50 is formed in the through hole 54 as a relief hole of the rotating shaft that is likely to become a dead space. Can be arranged, and the space can be used effectively.

１…内燃機関、２…クランクケース、７…クランク軸、８…バランサ軸、８ｄ…バランサ軸８の外径、38…両側支持壁、39…中間支持壁、45…バランスウエイト、45ｄ…バランスウエイト外端軌跡の直径、45ｒ…バランスウエイトの隅アール、45ｔ…バランスウエイトの厚さ、50…拡径部、50ｄ…拡径部の外径、50ｒ…拡径部の隅アール、50ｔ…拡径部の軸方向の厚さ、53…バランサ軸の円柱表面、54…貫通孔、54ｔ…貫通孔の部材の厚さ   DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Internal combustion engine, 2 ... Crankcase, 7 ... Crankshaft, 8 ... Balancer shaft, 8d ... Outer diameter of balancer shaft 8, 38 ... Both side support wall, 39 ... Intermediate support wall, 45 ... Balance weight, 45d ... Balance weight Diameter of outer end trajectory, 45r ... Balance weight corner radius, 45t ... Balance weight thickness, 50 ... Expanded diameter part, 50d ... Expanded diameter outer diameter, 50r ... Expanded diameter corner radius, 50t ... Expanded diameter Thickness of the axial direction of the part, 53 ... the cylindrical surface of the balancer shaft, 54 ... the through hole, 54t ... the thickness of the member of the through hole

Claims (8)

両端が内燃機関(１)のクランクケース(２)に回転自在に支持され、
同クランクケース(２)に支持されているクランク軸(７)の回転に連動して回転し、
相互に間隔を空けて一体形成される少なくとも一対のバランスウエイト(45)を備えるバランサ軸(８)において、
前記一対のバランスウエイト(45)の間の中央位置に、前記バランサ軸(８)の外径より大きい円形断面の拡径部(50)が一体形成されたことを特徴とするバランサ軸(８)。 Both ends are rotatably supported by the crankcase (2) of the internal combustion engine (1),
It rotates in conjunction with the rotation of the crankshaft (7) supported by the crankcase (2),
In the balancer shaft (8) including at least a pair of balance weights (45) integrally formed with a space therebetween,
A balancer shaft (8), wherein an enlarged diameter portion (50) having a circular cross section larger than the outer diameter of the balancer shaft (8) is integrally formed at a central position between the pair of balance weights (45). . 前記拡径部(50)が、前記両バランスウエイト(45)の内端面の間の中央部に位置することを特徴とする請求項１に記載のバランサ軸(８)。   2. The balancer shaft (8) according to claim 1, wherein the enlarged diameter portion (50) is located at a central portion between the inner end surfaces of the two balance weights (45). 前記拡径部(50)は円柱形状とし、その軸方向の厚さ(50ｔ)が、前記バランスウエイト(45)のうち軸方向厚さが大きいものの厚さ(45ｔ)より大きいことを特徴とする請求項２に記載のバランサ軸(８)。   The enlarged-diameter portion (50) has a cylindrical shape, and its axial thickness (50t) is larger than the thickness (45t) of the balance weight (45) having a larger axial thickness. Balancer shaft (8) according to claim 2. 前記拡径部(50)の外径(50ｄ)が、前記バランサ軸(８)の外径(８ｄ)の２倍以上、且つ前記バランスウエイト(45)の外端軌跡の直径(45ｄ)未満であることを特徴とする請求項１乃至請求項３の何れかに記載のバランサ軸(８)。   The outer diameter (50d) of the enlarged diameter portion (50) is more than twice the outer diameter (8d) of the balancer shaft (8) and less than the diameter (45d) of the outer end locus of the balance weight (45). The balancer shaft (8) according to any one of claims 1 to 3, wherein the balancer shaft (8) is provided. 前記拡径部(50)と前記バランサ軸(８)との隣接部に形成された隅アール(50ｒ)の半径は、前記バランスウエイト(45)と前記バランサ軸(８)の隣接部の隅アール（45ｒ)の半径に比して小さいことを特徴とする請求項１乃至請求項４の何れかに記載のバランサ軸(８)。   The radius of the corner radius (50r) formed in the adjacent portion between the enlarged diameter portion (50) and the balancer shaft (8) is the corner radius of the adjacent portion between the balance weight (45) and the balancer shaft (8). The balancer shaft (8) according to any one of claims 1 to 4, wherein the balancer shaft (8) is smaller than a radius of (45r). 前記拡径部(50)の隅アール(50ｒ)と前記バランスウエイト(45)の隅アール(45ｒ)との間には平坦な円柱表面(53)が形成されることを特徴とする請求項５に記載のバランサ軸(８)。   A flat cylindrical surface (53) is formed between a corner radius (50r) of the enlarged diameter portion (50) and a corner radius (45r) of the balance weight (45). The balancer shaft (8) described in 1. 前記クランクケース(２)は、前記クランク軸(７)と前記バランサ軸(８)の両端を支持する左右の両側支持壁(38)と、これらの間において、さらに前記クランク軸(７)のみを支持する中間支持壁(39)を有し、
前記バランサ軸(８)が該中間支持壁(39)に形成された貫通孔(54)を通して組み付けられており、組み付け状態において、前記貫通孔(54)の内部に前記拡径部(50)が位置することを特徴とする請求項１乃至請求項６の何れかに記載のバランサ軸(８)。 The crankcase (2) has left and right support walls (38) that support both ends of the crankshaft (7) and the balancer shaft (8), and only the crankshaft (7) between them. Having an intermediate support wall (39) to support,
The balancer shaft (8) is assembled through a through hole (54) formed in the intermediate support wall (39), and in the assembled state, the enlarged diameter portion (50) is formed inside the through hole (54). The balancer shaft (8) according to any one of claims 1 to 6, wherein the balancer shaft (8) is positioned. 前記中間支持壁(39)の貫通孔(54)が形成される部分の部材の厚さ(54ｔ)は、前記拡径部(50)の軸方向の厚さ(50ｔ)より大きいことを特徴とする請求項７に記載のバランサ軸(８)。   The thickness (54t) of the portion of the intermediate support wall (39) where the through hole (54) is formed is larger than the axial thickness (50t) of the enlarged diameter portion (50). The balancer shaft (8) according to claim 7.
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