JP6336115B2 - 内燃機関のバランサ装置 - Google Patents

Description

本発明は、内燃機関の二次振動を打ち消すバランサ装置に関する。

自動車等に搭載されるレシプロエンジン（以下、単にエンジンと記す）では、ピストンが発生する二次振動を打ち消すために、それぞれバランサウェイト（カウンタウェイト）を有する２本のバランサシャフトを配置し、動力伝達機構を介して伝達されるクランクシャフトの回転によって一方のバランサシャフトを回転駆動し、ギヤで互いに連結する他方のバランサシャフトをこれとは反対方向に等速度で回転駆動するようにしたバランサ装置が取り付けられることがある。

このようなバランサ装置として、シリンダブロックの下方のオイルパン内に１対のバランサシャフトを受容する上側ケーシング及び下側ケーシングからなるケーシングが配置され、下側ケーシングにはオイルポンプボディが一体成形され、１対のバランサシャフトは互いにギヤ接続されると共に、一方のバランサシャフトの一端に設けられたスプロケット、無端チェーン及びクランクシャフトの一端に設けられたスプロケットを介してクランクシャフトから駆動力が伝達され、両バランサシャフトがクランクシャフトの２倍の回転数で互いに逆方向に回転するようにされた構成が公知である（特許文献１参照）。

他の構成として、クランクシャフトに取り付けられた第１スプロケットと共に第１チェーンが巻き掛けられる第２スプロケットを第１軸に固定し、第１軸に固定した第３歯車を、第１バランサシャフトに固定した第４歯車と噛み合わせ、第１バランサシャフトに固定した第５歯車と第２バランサシャフトに固定した第６歯車とを噛み合わせ、第１及び第２スプロケットの歯数を同数として第１軸をクランクシャフトと同速で回転させ、第３歯車の歯数を第４歯車の歯数の２倍に設定して第１バランサシャフトをクランクシャフトの２倍の回転数で回転させ、第５及び第６歯車の歯数を同数に設定することで第１及び第２バランサシャフトを反対方向に同じ回転数で回転させるようにし、第１及び第２バランサシャフトよりもエンジン上下方向（ピストンの往復運動方向）において下方（クランクシャフトから離間した位置）に第１軸を設けた構成も公知である（特許文献２参照）。

特許第４０７２２５１号公報 特許第３７０７１４０号公報

しかしながら、特許文献１の構成のようにドライブ側及びドリブン側の２つのスプロケットにチェーンを巻き掛けた伝動機構によってクランクシャフトの回転速度を２倍に増速する場合、ドリブン側（バランサシャフト側）のスプロケットが小径になり、丁数（歯数）も少なくなるため、チェーンのコーダルアクション（多角形運動によるチェーンの位置変化）が大きくなる。また、ドリブンスプロケットが小径であると、チェーンのスプロケットへの衝突速度（スプロケット径方向の衝突速度）が高くなり、衝突エネルギーが大きくなる。そのため、スプロケットに対するチェーンの噛み合い起振力が大きく、騒音が大きくなる。

ドリブンスプロケットの小径化を抑制するためにはドライブスプロケットを大径化すればよいが、ドライブスプロケットを大径化することは、周辺に配置される補機や補機駆動装置（一般に、クランクシャフトのバランサチェーンと同じ側に設けられるプーリやベルト等によって構成される）のレイアウトの自由度を低下させるため好ましくない。

一方、特許文献２の構成のように１対のバランサシャフトとは別にクランクシャフトによって回転駆動される第１軸を設け、第１軸からバランサシャフトへの動力伝達の際に回転速度を２倍に増速する場合、第１軸に固定されるドリブンスプロケットの小径化を防止し、騒音を低減することができる。しかしながら、第１軸に固定される第３ギヤの直径が第１バランサシャフトに固定された第４ギヤの直径の２倍になるため、クランクシャフトとの間隔を確保するためには第１軸を下方に配置せざるを得ず、第３ギヤの油没量（深さ）が大きくなり、オイル撹拌によるフリクションが増大する。

本発明は、このような背景に鑑み、巻き掛け式の伝動機構における噛み合い起振力を低減すると共に、ギヤ式の伝動機構におけるオイル撹拌によるフリクションを低減できる内燃機関のバランサ装置を提供することを課題とする。

このような課題を解決するために、本発明は、内燃機関（１）に設けられ、クランクシャフト（２）の２倍の回転速度で１対のバランサシャフト（１２）を互いに反対方向に回転させるバランサ装置（１０）であって、巻き掛け式の第１伝動機構（１６）を介して前記クランクシャフトに連結されたインプットシャフト（１３）と、互いに噛み合う少なくとも１対の歯車（１３ｅ、１２Ｆｅ、５１ａ、５１ｂ、１２Ｒｅ）を含む第２伝動機構（１７）を介して前記インプットシャフトに連結された第１バランサシャフト（１２Ｆ、１２Ｒ）と、互いに噛み合う歯数が同一の１対の歯車（１２Ｆｄ、１２Ｒｄ）からなる第３伝動機構（１８）を介して前記第１バランサシャフトに連結された第２バランサシャフト（１２Ｒ、１２Ｆ）とを備え、前記インプットシャフトの回転速度が前記クランクシャフトの回転速度よりも速くかつ前記第１バランサシャフトの回転速度よりも遅くなるように、前記第１伝動機構及び前記第２伝動機構の増速比が設定されている構成とする。

この構成によれば、巻き掛け式の第１伝動機構における噛み合い起振力を低減すると共に、ギヤ式の第２伝動機構におけるオイル撹拌によるフリクションを低減することができる。

また、上記の発明において、前記インプットシャフトの回転速度が前記クランクシャフトの回転速度の１．１倍以上かつ１．６倍以下となるように、前記第１伝動機構及び前記第２伝動機構の増速比が設定されている構成とするとよい。

この構成によれば、噛み合い起振力の低減とオイル撹拌によるフリクションの低減とをバランスよく両立させることができる。

また、上記の発明において、前記インプットシャフトが前記１対のバランサシャフトの一方（１２Ｒ）と同軸上に配置されている構成とするとよい。

この構成によれば、インプットシャフトを軸支するジャーナル軸受の加工を容易にすることができる。

また、上記の発明において、前記インプットシャフト１３と前記一方のバランサシャフト（１２Ｒ）とは、若干の隙間を空けて互いに対峙するように配置され、当該互いに対峙する両端部が単一のジャーナル軸受（２２）によって軸支される同一径のジャーナル（１３ｃ、１２Ｒａ）をなす構成とするとよい。

この構成によれば、２つのジャーナルを軸支するために１つのジャーナル軸受を形成すればよいため、加工を容易にすることができる。

また、上記の発明において、前記インプットシャフト及び前記一方のバランサシャフト（１２Ｒ）の前記両ジャーナル（１３ｃ、１２Ｒａ）が同程度の長さを有し、前記ジャーナル軸受（２２）の軸方向の中間位置には、前記インプットシャフトと前記一方のバランサシャフトとの間の前記隙間に連通する油路（２９）が形成されている構成とするとよい。

この構成によれば、ジャーナル軸受の軸受面のそれぞれに油溝を形成する必要がないため、支持荷重を確保するために必要なジャーナル軸受の軸方向寸法を小さくすることができる。

このように本発明によれば、巻き掛け式の伝動機構における噛み合い起振力を低減すると共に、ギヤ式の伝動機構におけるオイル撹拌によるフリクションを低減できる内燃機関のバランサ装置を提供することができる。

実施形態に係るエンジン下部を後バランサシャフトに沿って示す断面図 図１中のII−II線に沿う断面図 図２に示すバランサ装置の動力伝達経路を示す説明図 チェーンのコーダルアクションの説明図 増速比に対する（Ａ）衝突エネルギー低減量の相関（Ｂ）ギヤ油没深さの相関を示すグラフ 変形実施形態に係るバランサ装置の模式図

以下、図面を参照して、本発明に係るバランサ装置１０を、直列４気筒自動車用エンジン（以下、単にエンジン１と記す。）に適用した実施形態について詳細に説明する。

図１に示すように、エンジン１は、クランクシャフト２を水平方向に延在させた直列４気筒エンジンであり、シリンダ軸線を後方に傾斜させた姿勢で自動車に搭載される。上下の方向はエンジン１が自動車に搭載された状態で定まるものであるが、以下の説明では、説明及び理解を容易にするために、概ね鉛直に延びるシリンダ軸線方向及びこれに直交するクランク軸方向を上下・左右とするものとし、図１中にもこれに従って矢印で方向を示している。なお、左右の方向は、エンジン１が搭載される自動車の進行方向を基準としており、図面の左右と逆向きとなっている。

エンジン１は、シリンダを形成すると共に下部にスカート部を有するアッパブロック３や、アッパブロック３の下部に結合され、アッパブロック３のスカート部と協働してクランク室４を画成するロアブロック５、ロアブロック５の下部に結合され、クランク室４の下方にオイル溜まりを画成するオイルパン６、ロアブロック５の下部に結合され、オイルパン６の内部に配置されたバランサ装置１０等を備えている。以下、アッパブロック３とロアブロック５とを併せてシリンダブロック７と称する。

クランクシャフト２は、シリンダ内に摺動自在に設けられた図示しないピストンのピストンピンとコンロッド８を介して連結される４つのクランクピン２ａ（以下、右側（図の左側）から順に第１〜第４クランクピン２ａと称する）や、クランクピン２ａを挟む位置に設けられた５つのジャーナル２ｂ（以下、右側から順に第１〜第５ジャーナル２ｂと称する）、ジャーナル２ｂとクランクピン２ａとを連結するクランクアーム２ｃ、クランクアーム２ｃにクランクピン２ａと相反する側に一体形成されたカウンタウェイト２ｄ等を備えている。第１及び第４クランクピン２ａは同位相の位置に配置され、第２及び第３クランクピン２ａは、第１及び第４クランクピン２ａと位相が１８０度異なる同位相の位置に配置されている。

クランクシャフト２の第１及び第５ジャーナル２ｂを軸支する軸受壁はシリンダブロック７の右壁及び左壁により構成され、第２〜第４ジャーナル２ｂを軸支する軸受壁はクランク室４内に設けられた隔壁により構成されている。

クランクシャフト２の右端は、第１ジャーナル２ｂから更に右方に延出し、シリンダブロック７の右壁から突出している。この突出した部分には、図示しないカムシャフトを駆動するための比較的小径の小スプロケット２ｅ及びバランサ装置１０を駆動するための比較的大径の大スプロケット２ｆ（ドライブスプロケット）が第１ジャーナル２ｂ側からこの順に固定されている。大スプロケット２ｆの外側にはクランクシャフト２を貫通させるようにチェーンケース９が設けられている。チェーンケース９の外側に位置するクランクシャフト２の右端には、エンジン１の補機を駆動するためのクランクプーリ２ｇが固定されている。

バランサ装置１０は、ピストンの往復運動に起因して発生するエンジン１の二次振動を低減する。図２に併せて示すように、本実施形態ではバランサ装置１０に、エンジン１の各部やバランサ装置１０の各摺動部へオイルを圧送するためのオイルポンプ１１が一体的に設けられている。バランサ装置１０は、それぞれクランクシャフト２と平行に配置された前後１対のバランサシャフト１２（前バランサシャフト１２Ｆ、後バランサシャフト１２Ｒ）と、後バランサシャフト１２Ｒと同軸上に配置されるインプットシャフト１３と、これら２本のバランサシャフト１２Ｆ、１２Ｒ及びインプットシャフト１３を軸支すると共に収容するバランサハウジング１４とを備えている。両バランサシャフト１２Ｆ、１２Ｒは、シリンダ軸線方向において同じ高さに配置される。

バランサハウジング１４は、両バランサシャフト１２Ｆ、１２Ｒの軸心を通る平面に沿って上下に２分割された上ハウジング１４Ａ及び下ハウジング１４Ｂと、下ハウジング１４Ｂ及び上ハウジング１４Ａの右端面に結合され、オイルポンプ１１のポンプボディ１１ａを構成する右ハウジング１４Ｃとにより構成される。右ハウジング１４Ｃのポンプボディ１１ａの右端面には、ポンプカバー１１ｂが結合される。バランサ装置１０は、バランサハウジング１４の適所に設けられたボルト挿通孔に下方から挿通される通しボルトによってロアブロック５の下面（クランクシャフト２の下方）に締結される。

インプットシャフト１３は、バランサハウジング１４から右方に突出するように設けられ、この突出した部分のクランク軸方向において大スプロケット２ｆと対応する位置にはドリブンスプロケット１３ａが固定されている。また、インプットシャフト１３には、ドリブンスプロケット１３ａの左方に第１ジャーナル１３ｂが形成され、第１ジャーナル１３ｂから左方に延びるシャフトの左端に第２ジャーナル１３ｃが形成されている。

インプットシャフト１３の第１ジャーナル１３ｂは、右ハウジング１４Ｃを貫通するように形成された第１ジャーナル軸受２１によって支持され、インプットシャフト１３の第２ジャーナル１３ｃは、上ハウジング１４Ａ及び下ハウジング１４Ｂに形成された半割りの軸受によって構成される第２ジャーナル軸受２２によって支持される。右ハウジング１４Ｃは、第１ジャーナル軸受２１と第２ジャーナル軸受２２とが同軸上に配置されるように上ハウジング１４Ａ及び下ハウジング１４Ｂに組み付けられる。

クランクシャフト２の大スプロケット２ｆ及びインプットシャフト１３のドリブンスプロケット１３ａにはローラチェーン１５が巻き掛けられる。即ち、大スプロケット２ｆ、ローラチェーン１５及びドリブンスプロケット１３ａにより、クランクシャフト２の回転力をインプットシャフト１３に伝達する巻き掛け式の第１伝動機構１６が構成される。インプットシャフト１３はクランクシャフト２と同方向に回転する。

インプットシャフト１３の第１ジャーナル１３ｂの左側には鍔状のスラストプレート１３ｄ（カラー）が一体形成されている。第１ジャーナル軸受２１を挟むドリブンスプロケット１３ａ及びスラストプレート１３ｄのそれぞれの内面がスラスト面になっている。つまり、第１ジャーナル軸受２１を構成する軸受壁がインプットシャフト１３の軸方向荷重を支持するスラスト軸受を兼ねている。また、インプットシャフト１３のスラストプレート１３ｄと第２ジャーナル１３ｃとの間には比較的大径の第１ヘリカルギヤ１３ｅが固定されている。

上ハウジング１４Ａ及び下ハウジング１４Ｂには、第２ジャーナル軸受２２に加え、第２ジャーナル軸受２２と同様に上ハウジング１４Ａ及び下ハウジング１４Ｂに形成された半割りの軸受によって構成される第３ジャーナル軸受２３、第４ジャーナル軸受２４及び第５ジャーナル軸受２５が形成されている。第３ジャーナル軸受２３は、第２ジャーナル軸受２２と同軸上にかつ第２ジャーナル軸受２２から左方に離間した位置であってクランクシャフト２の第３ジャーナル２ｂの下方に配置されている。第４ジャーナル軸受２４及び第５ジャーナル軸受２５は、それぞれ第２ジャーナル軸受２２及び第３ジャーナル軸受２３と左右方向について同一の位置でこれらの前方に同軸に配置されている。第２ジャーナル軸受２２と第４ジャーナル軸受２４とを形成する軸受壁、及び第３ジャーナル軸受２３と第５ジャーナル軸受２５とを形成する軸受壁は、それぞれ前後方向に連続する一体の壁として構成される。第２〜第５ジャーナル軸受２２〜２５は概ね同一の幅寸法とされている。

上ハウジング１４Ａ及び下ハウジング１４Ｂは、第２及び第４ジャーナル軸受２２、２４を形成する軸受壁に形成された３つのボルト孔１４ａと、第３及び第５ジャーナル軸受２３、２５を形成する軸受壁に形成された３つのボルト孔１４ａとに挿入される６本のボルト（図示せず）によって互いに締結される。ボルト孔１４ａは、各軸受壁において２つのジャーナル軸受の間と２つのジャーナル軸受の外側とに配置されている。なお、上ハウジング１４Ａのボルト孔１４ａは、上ハウジング１４Ａを貫通するボルト挿通孔として構成され、下ハウジング１４Ｂのボルト孔１４ａは、ボルトを螺着させる有底の雌ねじ孔として構成され、ボルトは上からボルト孔１４ａに挿入される。

両バランサシャフト１２Ｒ、１２Ｆは、それぞれ対応する第２ジャーナル軸受２２又は第４ジャーナル軸受２４によって軸支される第１ジャーナル１２Ｒａ、１２Ｆａと、第３ジャーナル軸受２３又は第５ジャーナル軸受２５によって軸支される第２ジャーナル１２Ｒｂ、１２Ｆｂとを備えている。また両バランサシャフト１２Ｒ、１２Ｆは、それぞれ第２ジャーナル１２Ｒｂ、１２Ｆｂの左右両側に設けられ、回転中心から径方向外側に重心位置を偏倚させた実質的に同一形状の左右１対のバランサウェイト１２Ｒｃ、１２Ｆｃと、右側のバランサウェイト１２Ｒｃ、１２Ｆｃと第１ジャーナル１２Ｒａ、１２Ｆａとの間に固定された第１ヘリカルギヤ１２Ｒｄ、１２Ｆｄとを備えている。左右のバランサウェイト１２Ｒｃ、１２Ｆｃ間の第２ジャーナル１２Ｒｂ、１２Ｆｂを軸支する第３ジャーナル軸受２３及び第５ジャーナル軸受２５には、軸受メタル２８が設置されている。

第２ジャーナル軸受２２は、インプットシャフト１３の第２ジャーナル１３ｃ及び後バランサシャフト１２Ｒの第１ジャーナル１２Ｒａの両方を軸支している。インプットシャフト１３の第２ジャーナル１３ｃ及び後バランサシャフト１２Ｒの第１ジャーナル１２Ｒａは、同一径かつ同程度の長さとされ、第２ジャーナル軸受２２の長さ方向の中間位置において若干の隙間を空けて対峙するように配置されている。従って、後バランサシャフト１２Ｒの第１ジャーナル１２Ｒａは、後バランサシャフト１２Ｒの第２ジャーナル１２Ｒｂや前バランサシャフト１２Ｆの第１ジャーナル１２Ｆａの長さの半分程度の長さとされている。

両バランサシャフト１２Ｒ、１２Ｆにおいては、左右１対のバランサウェイト１２Ｒｃ、１２Ｆｃの互いに対向する部分が第２ジャーナル１２Ｒｂ、１２Ｆｂに対して拡径された鍔状とされており（図１参照）、この鍔状部分の対向する内面が第３ジャーナル軸受２３又は第５ジャーナル軸受２５にスラスト力を伝達するスラスト面になっている。つまり、第３及び第５ジャーナル軸受２３、２５を形成する軸受壁が両バランサシャフト１２Ｒ、１２Ｆの軸方向荷重を支持するスラスト軸受を兼ねている。

図２に示すように、後バランサシャフト１２Ｒは、第１ジャーナル１２Ｒａが右端を構成している。一方、前バランサシャフト１２Ｆは、第１ジャーナル１２Ｆａから更に右方に延出しており、この延出した部分にはインプットシャフト１３の第１ヘリカルギヤ１３ｅと互いに噛み合う第２ヘリカルギヤ１２Ｆｅが固定されている。即ち、これらの第１ヘリカルギヤ１３ｅ及び第２ヘリカルギヤ１２Ｆｅにより、インプットシャフト１３の回転力を前バランサシャフト１２Ｆに伝達する第２伝動機構１７が構成される。これにより、前バランサシャフト１２Ｆはインプットシャフト１３と逆方向に回転する。なお、前バランサシャフト１２Ｆの第２ヘリカルギヤ１２Ｆｅ及び第１ヘリカルギヤ１２Ｆｄのねじれの向きは同一とされており、これによって前バランサシャフト１２Ｆの軸方向荷重が小さくなっている。

そして、前バランサシャフト１２Ｆの第１ヘリカルギヤ１２Ｆｄ及び後バランサシャフト１２Ｒの第１ヘリカルギヤ１２Ｒｄは互いに噛み合っており、これらの第１ヘリカルギヤ１２Ｆｄ、１２Ｒｄにより、前バランサシャフト１２Ｆの回転力を後バランサシャフト１２Ｒに伝達する第３伝動機構１８が構成される。第３伝動機構１８をなすこれらの第１ヘリカルギヤ１２Ｆｄ、１２Ｒｄは、同一径及び同一歯数とされており（増速ギヤ比＝１）、両バランサシャフト１２Ｆ、１２Ｒは、互いに相反する方向に同一回転速度で回転する。

一方、第１伝動機構１６及び第２伝動機構１７の増速比は、両バランサシャフト１２Ｆ、１２Ｒがクランクシャフト２の回転速度の２倍の回転速度となるように設定されている。具体的には、本実施形態では、第１伝動機構１６のチェーン増速比は４／３に設定され、第２伝動機構１７の増速ギヤ比は３／２に設定され、第１伝動機構１６と第２伝動機構１７とを掛け合わせた機構の増速比が２となっている。

従って、ドリブンスプロケット１３ａの直径及び丁数（歯数）は大スプロケット２ｆの直径及び丁数の３／４倍とされており、インプットシャフト１３の回転速度がクランクシャフト２の回転速度の２倍になるときの比（１／２倍）よりも大きくなっている。一方、インプットシャフト１３の第１ヘリカルギヤ１３ｅの直径及び歯数は、前バランサシャフト１２Ｆの第２ヘリカルギヤ１２Ｆｅの直径及び歯数の３／２倍とされており、インプットシャフト１３の回転速度がクランクシャフト２の回転速度と同一になるときの比（２倍）よりも小さくなっている。

前バランサシャフト１２Ｆの右端は、第２ヘリカルギヤ１２Ｆｅから更に右方に延出し、オイルポンプ１１を駆動するポンプシャフト１１ｃと継手を介して連結している。オイルポンプ１１は、右ハウジング１４Ｃとポンプカバー１１ｂとによって円筒状のポンプ室を画成するポンプボディ１１ａと、ポンプ室に内蔵されたアウタロータ１１ｄ及びインナロータ１１ｅと、インナロータ１１ｅに固定されたポンプシャフト１１ｃを備えた公知の構成を有するトロコイド式である。ポンプシャフト１１ｃは、右ハウジング１４Ｃの壁に貫通形成された第６ジャーナル軸受２６により軸支されている。継手は、ポンプシャフト１１ｃの左端面に形成されたキー溝１１ｆと、前バランサシャフト１２Ｆの右端面に突出形成され、キー溝１１ｆに嵌合するキー１２Ｆｆとから構成されており、キー１２Ｆｆを上からキー溝１１ｆに嵌め込むことで前バランサシャフト１２Ｆを容易に組み付けられるようになっている。

オイルポンプ１１は、バランサハウジング１４の底壁に形成された図示しないオイルストレーナの吸入口からエンジンオイルを吸い込み、吐出通路を介してエンジン１の各部やバランサ装置１０の各摺動部にエンジンオイルを圧送する。具体的には、バランサ装置１０においては、第１〜第５ジャーナル軸受２１〜２５にエンジンオイルが供給される。そして、第１、第３及び第５ジャーナル軸受２１、２３、２５においては、流れ出るエンジンオイルがこれらの両側面に形成されたスラスト軸受に供給される。また、第２ジャーナル軸受２２においては、インプットシャフト１３と後バランサシャフト１２Ｒとの間に形成された隙間に油路２９が連通している。

このように構成されたバランサ装置１０では、図３中に矢印で示すように動力伝達が行われる。即ち、クランクシャフト２の回転力は、第１伝動機構１６の大スプロケット２ｆ（図１）、ローラチェーン１５（図１）及びドリブンスプロケット１３ａを介してインプットシャフト１３に伝達され、第２伝動機構１７を構成する第１ヘリカルギヤ１３ｅ及び第２ヘリカルギヤ１２Ｆｅを介して前バランサシャフト１２Ｆに伝達される。上記のように、前バランサシャフト１２Ｆはクランクシャフト２の２倍の回転速度でクランクシャフト２と逆方向に回転する。前バランサシャフト１２Ｆの回転力は、継手を介してポンプシャフト１１ｃに伝達されると共に、第３伝動機構１８を構成する両第１ヘリカルギヤ１２Ｆｄ、１２Ｒｄを介して後バランサシャフト１２Ｒに伝達される。前後１対のバランサシャフト１２Ｆ、１２Ｒは、互いに相反する方向に同一の回転速度で回転する。これにより、エンジン１の二次振動を打ち消すシリンダ軸線方向の慣性力が発生する。

次に、第１伝動機構１６及び第２伝動機構１７の増速比について説明する。

まず、図４を参照して、伝動鎖（チェーン）によって鎖伝動を行う巻き掛け式の第１伝動機構１６における騒音発生のメカニズムについて説明する。図４は、ローラチェーン１５のコーダルアクションを説明するための模式図であり、（Ａ）はローラチェーン１５の半径が最も大きい（ドリブンスプロケット１３ａの回転速度が一定の場合にローラチェーン１５の速度Ｖが最も高い）状態を、（Ｂ）ローラチェーン１５の半径が最も小さい（ドリブンスプロケット１３ａの回転速度が一定の場合にローラチェーン１５の速度Ｖが最も低い）状態をそれぞれ示している。ここでは、ドリブンスプロケット１３ａが６箇所の歯部３１と６箇所の谷部３２とを有し、ローラチェーン１５の進入側と退出側とが平行（巻き掛け角が１８０度）であるものとして説明する。ドリブンスプロケット１３ａは、角速度ωで回転しており、ローラチェーン１５のローラ１５ａは谷部３２に着座する。ドリブンスプロケット１３ａの回転中心Ｏから谷部３２に着座したローラ１５ａの中心までの距離が最大半径Ｒとなり、ドリブンスプロケット１３ａの回転中心Ｏから谷部３２に着座したローラ１５ａの中心同士を結んだ直線ｑに対して引いた垂線の長さが最小半径ｒとなる。

図４（Ａ）に示すように、ドリブンスプロケット１３ａの谷部３２が回転中心Ｏの真上及び真下（巻き掛けの始点及び終点）に位置している状態では、ローラチェーン１５の速度Ｖは、最大値Ｖｍａｘ＝Ｒωとなる。一方、図４（Ｂ）に示すように、ドリブンスプロケット１３ａの歯部３１が回転中心Ｏの真上及び真下（巻き掛けの始点及び終点）に位置している状態では、ローラチェーン１５の速度Ｖは、最小値Ｖｍｉｎ＝ｒωとなる。つまり、ローラチェーン１５の速度Ｖは、ドリブンスプロケット１３ａの回転に伴い、ドリブンスプロケット１３ａの歯部３１のピッチ毎に最小値Ｖｍｉｎ＝ｒωから最大値Ｖｍａｘ＝Ｒωの範囲で繰り返し変動している。

このようなドリブンスプロケット１３ａの多角形運動に伴うローラチェーン１５の速度Ｖの変動（「弦変位」ともいう。）が起振力となる。言い換えれば、ローラチェーン１５の速度Ｖが一定の場合にドリブンスプロケット１３ａに生じる回転速度の変動が起振力となる。この起振力が、ドリブンスプロケット１３ａの軸受や伝動機構のカバー等を加振し、騒音発生の原因の１つとなっている。また、最大半径Ｒと最小半径ｒの差（Ｒ−ｒ）によって、ドリブンスプロケット１３ａとローラチェーン１５の衝突が大きくなり、打音が発生すると共に、ドリブンスプロケット１３ａの軸受を加振するため、騒音が発生することとなる。

このような原理で発生する騒音は、ドリブンスプロケット１３ａの半径が小さいほど、丁数（歯数）が少なくなってローラチェーン１５の速度変動量（Ｒω−ｒω）及び半径差（Ｒ−ｒ）が大きくなるために大きくなる。

そこで、本発明では、ドリブンスプロケット１３ａを大径化し、第１伝動機構１６の増速比を２よりも小さくすることで、太線で示す起振力の要因である多角形挙動を低減し、これに伴ってドリブンスプロケット１３ａの回転速度を低減することで、騒音発生を低減する。

一方、ドリブンスプロケット１３ａに大径化によって第１伝動機構１６の増速比を１に近づけるほど、第１及び第２伝動機構１６、１７の増速比を２にするためには第２伝動機構１７の増速比を２に近づけなければならず、インプットシャフト１３の第１ヘリカルギヤ１３ｅが大径化する。第１ヘリカルギヤ１３ｅが大径化すると、第１ヘリカルギヤ１３ｅとクランクシャフト２との間隔を確保するためにインプットシャフト１３を下方に配置せざるを得ず、第１ヘリカルギヤ１３ｅの油没量（深さ）が大きくなり、オイル撹拌によるフリクションが増大する。

図５（Ａ）は第１伝動機構１６の増速比に対する衝突エネルギー低減量（増速比が２のときを基準とした衝突エネルギーの低減量であり、数値が大きいほど衝突エネルギー自体は小さくなる）を示し、図５（Ｂ）は第１伝動機構１６の増速比に対するインプットシャフト１３の第１ヘリカルギヤ１３ｅの油没深さ（油没深さが大きいほどフリクションが増大する）を示している。図５（Ａ）に示すように、第１伝動機構１６の増速比が低下するほど、衝突エネルギー低減量は大きくなり、衝突エネルギー自体は小さくなっている。一方、図５（Ｂ）に示すように、第１伝動機構１６の増速比が低下するほど、ギヤ油没深さは大きくなり、フリクションが増大している。

第１伝動機構１６における衝突エネルギーの低減量と第２伝動機構１７におけるオイル撹拌によるフリクションの低減量とをバランスよく両立させるためには、第１伝動機構１６の増速比を１．１以上かつ１．６以下とするのが好ましい。本実施形態では、オイル撹拌によるフリクションの増大を最小限に抑えるために、上記のように第１伝動機構１６の増速比を４／３に、第２伝動機構１７の増速比を３／２に設定した。

また、第１伝動機構１６の増速比が４／３に設定されたことで、図５（Ｂ）に示したギヤ油没深さの増大を抑制し、特許文献２のように増速比が１に設定された巻き掛け式の伝動機構に比べ、第１ヘリカルギヤ１３ｅの油没によるフリクションが低減する。

このように、バランサ装置１０が、巻き掛け式の第１伝動機構１６を介してクランクシャフト２に連結されたインプットシャフト１３と、互いに噛み合う第１ヘリカルギヤ１３ｅ及び第２ヘリカルギヤ１２Ｆｅからなり、インプットシャフト１３とバランサシャフト１２の一方とを連結させる第２伝動機構１７とを備え、インプットシャフト１３の回転速度がクランクシャフト２の回転速度よりも速くかつバランサシャフト１２の回転速度よりも遅くなるように、第１伝動機構１６及び第２伝動機構１７の増速比が設定されることにより、第１伝動機構１６における噛み合い起振力を低減すると共に、ギヤ式の第２伝動機構１７におけるオイル撹拌によるフリクションを低減することができる。

また、本実施形態のバランサ装置１０では、第２伝動機構１７の偏磨耗を防止することができる。即ち、第２伝動機構１７の増速ギヤ比が１に設定された場合、前バランサシャフト１２Ｆの第２ヘリカルギヤ１２Ｆｅの歯は、互いに噛み合う第１ヘリカルギヤ１３ｅの１つの歯に対し、インプットシャフト１３が１回転する毎に噛み合うことになり、常に同じ歯と噛み合う。また、第２伝動機構１７の増速ギヤ比が２に設定された場合、上記第２ヘリカルギヤ１２Ｆｅの歯は、互いに噛み合う第１ヘリカルギヤ１３ｅの１つの歯に対し、インプットシャフト１３が２回転する毎に噛み合うことになる。このように、１つの歯に対する噛み合い頻度が高いことは、製造誤差等に起因する磨耗を特定の歯に偏って生じさせるため好ましくないが、本実施形態のようにインプットシャフト１３の回転速度がクランクシャフト２の回転速度よりも速くかつバランサシャフト１２の回転速度よりも遅くなるように、第１伝動機構１６及び第２伝動機構１７の増速比が設定されることにより、１つの歯に対する噛み合い頻度を低減し、偏磨耗を防止することができる。

上記のように、インプットシャフト１３の回転速度がクランクシャフト２の回転速度の１．１倍以上かつ１．６倍以下となるように、第１伝動機構１６及び第２伝動機構１７の増速比が設定されることにより、噛み合い起振力の低減とオイル撹拌によるフリクションの低減とをバランスよく両立させることができる。

更に、インプットシャフト１３が１対のバランサシャフト１２Ｆ、１２Ｒの一方と同軸上に配置されることにより、インプットシャフト１３を軸支する第２ジャーナル軸受２２の加工が容易になる。

本実施形態では、インプットシャフト１３と後バランサシャフト１２Ｒとは、若干の隙間を空けて互いに対峙するように配置され、当該互いに対峙する両端部が、単一の第２ジャーナル軸受２２によって軸支される同一径の第２ジャーナル１３ｃ及び第１ジャーナル１２Ｒａをなしている。そのため、２つのジャーナル１３ｃ、１２Ｒａを軸支するために１つの第２ジャーナル軸受２２を形成すればよく、加工が容易になる。

本実施形態では、インプットシャフト１３の第２ジャーナル１３ｃ及び後バランサシャフト１２Ｒの第１ジャーナル１２Ｒａが同程度の長さを有し、第２ジャーナル軸受２２の軸方向の中間位置には、インプットシャフト１３と後バランサシャフト１２Ｒとの間の隙間に連通する油路２９が形成されている。そのため、第２ジャーナル軸受２２の軸受面のそれぞれに油溝を形成する必要がなく、支持荷重を確保するために必要な第２ジャーナル軸受２２の軸方向寸法を小さくできる。

≪変形実施形態≫
次に、図６を参照して変形実施形態に係るバランサ装置１０について説明する。なお、上記実施形態と形態又は機能が共通する要素には同一の符号を付し、重複する説明は省略する。前後左右の方向は上記実施形態（図２参照）に準じる。

上記実施形態では、クランクシャフト２から１対のバランサシャフト１２Ｆ、１２Ｒへの動力伝達において、巻き掛け式の第１伝動機構１６と互いに噛み合う１対の歯車からなる歯車式の第２伝動機構１７とによって２段階の増速が行われていたのに対し、本変形実施形態のバランサ装置１０では、第２伝動機構１７が２つの増速機構（２対の歯車）を備え、３段階の増速が行われる。

以下、具体的に説明する。バランサ装置１０は、前後１対のバランサシャフト１２Ｆ、１２Ｒ及びインプットシャフト１３に加え、インプットシャフト１３と平行に配置された中間シャフト５１を備えている。本変形実施形態では、中間シャフト５１は、前バランサシャフト１２Ｆと同軸上に配置されている。中間シャフト５１には、インプットシャフト１３の第１ヘリカルギヤ１３ｅに噛み合う第１ヘリカルギヤ５１ａが固定されると共に、第１ヘリカルギヤ５１ａから左方に離間した位置に第２ヘリカルギヤ５１ｂが固定されている。

１対のバランサシャフト１２Ｆ、１２Ｒの構成も上記実施形態と異なっている。具体的には、前バランサシャフト１２Ｆにおいては、第１ジャーナル１２Ｆａが右端をなし、上記第２ヘリカルギヤ１２Ｆｅは設けられていない。後バランサシャフト１２Ｒにおいては、第１ジャーナル１２Ｒａと第１ヘリカルギヤ１２Ｒｄとの間であって、左右方向において中間シャフト５１の第２ヘリカルギヤ５１ｂと対応する位置に、当該第２ヘリカルギヤ５１ｂと噛み合う第２ヘリカルギヤ１２Ｒｅが固定されている。

中間シャフト５１は、左端に第１ジャーナル５１ｃを備え、前バランサシャフト１２Ｆの右端面との間に若干の隙間を空けて対向するように配置される。中間シャフト５１の第１ジャーナル５１ｃ及び前バランサシャフト１２Ｆの第１ジャーナル１２Ｆａは共に第４ジャーナル軸受２４により軸支される。一方、インプットシャフト１３の第２ジャーナル１３ｃ及び後バランサシャフト１２Ｒの第１ジャーナル１２Ｒａが共に第２ジャーナル軸受２２によって軸支される点は上記実施形態と同様である。

インプットシャフト１３の第１ヘリカルギヤ１３ｅ及び中間シャフト５１の第１ヘリカルギヤ５１ａによって第１歯車機構１７Ａが構成され、中間シャフト５１の第２ヘリカルギヤ５１ｂ及び後バランサシャフト１２Ｒの第２ヘリカルギヤ１２Ｒｅによって第２歯車機構１７Ｂが構成される。そして、中間シャフト５１、第１歯車機構１７Ａ及び第２歯車機構１７Ｂによって第２伝動機構１７が構成される。

このように構成されたバランサ装置１０では、図中に矢印で示すように動力伝達が行われる。即ち、ドリブンスプロケット１３ａを含む第１伝動機構１６を介してインプットシャフト１３に伝達されたクランクシャフト２の回転力は、第２伝動機構１７の第１歯車機構１７Ａを介して中間シャフト５１に伝達される。中間シャフト５１の回転力は、ポンプシャフト１１ｃに伝達されると共に、第２伝動機構１７の第２歯車機構１７Ｂを介して後バランサシャフト１２Ｒに伝達され、後バランサシャフト１２Ｒをクランクシャフト２の２倍の回転速度でクランクシャフト２と同方向に回転させる。後バランサシャフト１２Ｒの回転力は、第３伝動機構１８を介して前バランサシャフト１２Ｆに伝達され、前バランサシャフト１２Ｆを後バランサシャフト１２Ｒと相反する方向に同一の回転速度で回転させる。

そして、第１伝動機構１６のチェーン増速比は、インプットシャフト１３の回転速度がクランクシャフト２の回転速度よりも速くかつ後バランサシャフト１２Ｒの回転速度よりも遅くなるように、１よりも大きくかつ２よりも小さく設定される。また、第２伝動機構１７の第１歯車機構１７Ａの増速ギヤ比は、中間シャフト５１の回転速度がインプットシャフト１３の回転速度よりも速くかつ後バランサシャフト１２Ｒの回転速度よりも遅くなるように、１よりも大きくかつ２よりも小さく設定される。例えば、第１伝動機構１６のチェーン増速比が４／３に設定される場合、第１歯車機構１７Ａの増速ギヤ比が４／３、第２歯車機構１７Ｂの増速ギヤ比が９／８に設定されることにより、バランサシャフト１２Ｆ、１２Ｒの回転速度がクランクシャフト２の回転速度の２倍になる。

以上で具体的実施形態の説明を終えるが、本発明は上記実施形態に限定されることなく幅広く変形実施することができる。例えば、上記実施形態では、一例として車載用内燃機関のバランサ装置１０として説明を行ったが、鉄道車両や船舶、航空機等にも広く適用することができる。また、上記実施形態では、第２伝動機構１７や第３伝動機構１８の歯車にヘリカルギヤを用いているが、平歯車ややまば歯車等を用いてもよい。また、上記実施形態では、巻き掛け式の第１伝動機構１６にローラチェーン１５を用いているが、ブッシュチェーン等の他の構造のチェーンを用いてもよい。この他、各部材や部位の具体的構成や配置、数量、角度等、本発明の趣旨を逸脱しない範囲であれば適宜変更可能である。一方、上記実施形態に示したバランサ装置１０の各要素は必ずしも全てが必須ではなく、適宜選択することができる。

１ エンジン
２ クランクシャフト
２ｆ 大スプロケット（第１伝動機構１６の要素）
１０ バランサ装置
１２Ｆ 前バランサシャフト
１２Ｆｄ 第１ヘリカルギヤ（第３伝動機構１８の要素）
１２Ｆｅ 第２ヘリカルギヤ（第２伝動機構１７の要素）
１２Ｒ 後バランサシャフト
１２Ｒａ 第１ジャーナル
１２Ｒｄ 第１ヘリカルギヤ（第３伝動機構１８の要素）
１２Ｒｅ 第２ヘリカルギヤ（第２伝動機構１７の要素）
１３ インプットシャフト
１３ａ ドリブンスプロケット（第１伝動機構１６の要素）
１３ｃ 第２ジャーナル
１３ｅ 第１ヘリカルギヤ（第２伝動機構１７の要素）
１５ ローラチェーン（第１伝動機構１６の要素）
１６ 第１伝動機構
１７ 第２伝動機構
１７Ａ 第１歯車機構
１７Ｂ 第２歯車機構
１８ 第３伝動機構
２２ 第２ジャーナル軸受
２９ 油路
５１ 中間シャフト（第２伝動機構１７の要素）
５１ａ 第１ヘリカルギヤ（第２伝動機構１７の要素）
５１ｂ 第２ヘリカルギヤ（第２伝動機構１７の要素）

Claims (6)

1. 内燃機関に設けられ、クランクシャフトの２倍の回転速度で１対のバランサシャフトを互いに反対方向に回転させるバランサ装置であって、
   巻き掛け式の第１伝動機構を介して前記クランクシャフトに連結されたインプットシャフトと、
   互いに噛み合う少なくとも１対の歯車を含む第２伝動機構を介して前記インプットシャフトに連結された第１バランサシャフトと、
   互いに噛み合う歯数が同一の１対の歯車からなる第３伝動機構を介して前記第１バランサシャフトに連結された第２バランサシャフトとを備え、
   前記インプットシャフトの回転速度が前記クランクシャフトの回転速度よりも速くかつ前記第１バランサシャフトの回転速度よりも遅くなるように、前記第１伝動機構及び前記第２伝動機構の増速比が設定され、前記第１伝動機構及び前記第２伝動機構が共に増速機構をなすことを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
2. 前記インプットシャフトの回転速度が前記クランクシャフトの回転速度の１．１倍以上かつ１．６倍以下となるように、前記第１伝動機構及び前記第２伝動機構の増速比が設定されていることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関のバランサ装置。
3. 前記インプットシャフトが前記１対のバランサシャフトの一方と同軸上に配置されていることを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の内燃機関のバランサ装置。
4. 前記インプットシャフト及び前記一方のバランサシャフトは、若干の隙間を空けて互いに対峙するように配置され、当該互いに対峙する両端部が単一のジャーナル軸受によって軸支される同一径のジャーナルをなすことを特徴とする請求項３に記載の内燃機関のバランサ装置。
5. 前記インプットシャフト及び前記一方のバランサシャフトの前記両ジャーナルが同程度の長さを有し、
   前記ジャーナル軸受の軸方向の中間位置には、前記インプットシャフトと前記一方のバランサシャフトとの間の前記隙間に連通する油路が形成されていることを特徴とする請求項４に記載の内燃機関のバランサ装置。
6. 前記１対のバランサシャフトの他方と同軸上にオイルポンプを駆動するポンプシャフトが配置され、前記ポンプシャフトが前記１対のバランサシャフトの前記他方と同一回転速度で回転するように継手を介して前記１対のバランサシャフトの前記他方に連結されたことを特徴とする請求項３に記載の内燃機関のバランサ装置。

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