JP6443623B2 - 内燃機関のバランサ装置 - Google Patents

Description

本発明は、内燃機関のバランサ装置に関する。

特許文献１には、オイルポンプと連結された内燃機関のバランサ装置が開示されている。クランクシャフトからのトルクは、駆動側バランサシャフトの一端側に入力され、バランサ駆動ギアおよびバランサ従動ギアを介して従動側バランサシャフトの一端側に伝達される。従動側バランサシャフトの一端側に入力されたトルクは、その他端側に設けられた２つのギアを有する駆動機構を介してオイルポンプに伝達される。

特許第4665638号公報

上記従来技術において、駆動側バランサシャフトのバランサ駆動ギアが設けられた位置から他端までの部分は、クランクシャフトから入力されたトルクを駆動機構に伝達するトルク伝達経路として機能していない。このため、駆動側バランサシャフトおよび従動側バランサシャフトに生じる捻りトルクによるトーションバー効果を十分に発揮できず、駆動機構におけるギア間の歯打ち音を効果的に低減できないという問題があった。
本発明の目的は、駆動機構におけるギア間の歯打ち音を効果的に低減できる内燃機関のバランサ装置を提供することにある。

本発明では、駆動側バランサシャフトおよび従動側バランサシャフトの他端側にバランサ駆動ギアおよびバランサ従動ギアを配置し、従動側バランサシャフトの一端側に駆動機構を介してオイルポンプを配置した。

よって、本発明にあっては、駆動機構におけるギア間の歯打ち音を効果的に低減できる。

実施例１のバランサ装置2を搭載したエンジン100の下部正面図である。 実施例１のバランサ装置2の分解斜視図である。 実施例１のバランサ装置2の要部斜視図である。 実施例１の駆動側バランサシャフト3、従動側バランサシャフト5およびオイルポンプ駆動軸9aの位置関係を示す模式図である。 (a)は従来のバランサ装置のトルク伝達経路を示す模式図、(b)は実施例１のバランサ装置2のトルク伝達経路を示す模式図である。 実施例１の第１端部3aと第２端部3bとの間に生じる捻れ角（捻りトルク）の時系列変化を示す概念図である。 実施例２の駆動側バランサシャフト3、従動側バランサシャフト5およびオイルポンプ駆動軸9aの位置関係を示す模式図である。 実施例３の駆動側バランサシャフト3、従動側バランサシャフト5、中間ギア軸125およびオイルポンプ駆動軸9aの位置関係を示す模式図である。 実施例４のバランサ装置2を搭載したエンジン100の下部正面図である。

〔実施例１〕
図１は、実施例１のバランサ装置2を搭載したエンジン100の下部正面図である。
エンジン（内燃機関）100は、例えば、直列４気筒のレシプロエンジンである。シリンダブロック101の下部には、クランクケース1が固定されている。クランクケース1はアルミニウム合金製である。クランクケース1の下部には、内部にエンジンオイルが貯留される図外のオイルパンが取り付けられている。クランクシャフト102は、クランクケース1および図外のベアリングキャップによりクランクケース1に対し回転自在に支持されている。クランクシャフト102は、その軸方向をエンジン前後方向に沿って配置されている。ベアリングキャップは、図外のベアリングボルトによりシリンダブロック101に固定されている。クランクシャフト102の軸方向における一端側（エンジン100の正面側）の第１端部102aには、クランクスプロケット103が固定されている。クランクスプロケット103の外周には、ギア歯部103aが形成されている。

クランクケース1の下部およびオイルパンにより囲まれた空間には、エンジン100の二次振動を抑制するためのバランサ装置2が収容されている。バランサ装置2は、駆動側バランサシャフト3を有する。駆動側バランサシャフト3の軸方向は、クランクシャフト102の軸方向、すなわち、エンジン前後方向と一致する。駆動側バランサシャフト3の軸方向における一端側の第１端部3aには、バランサスプロケット（チェーン駆動部）104が固定されている。バランサスプロケット104は、スプロケット固定用ボルト104bにより第１端部3aに固定されている。バランサスプロケット104の外周には、ギア歯部104aが形成されている。ギア歯部104aの歯数は、ギア歯部103aの歯数の1/2倍に設定されている。バランサスプロケット104とクランクスプロケット103との間には、駆動チェーン105が掛け渡されている。クランクシャフト102からのトルク（回転力）は、駆動チェーン105を介して駆動側バランサシャフト3の第１端部3aに伝達される。駆動チェーン105は、油圧式のテンショナ106により常に一定の張力を付与されている。テンショナ106は、クランクケース1に支持されている。実施例１では、駆動側バランサシャフト3をチェーン駆動としたため、クランクシャフト102の回転速度を変速して離れた位置にある駆動側バランサシャフト3へ伝達できる。また、ギア駆動と比較して小型化の点で有利である。

図２は実施例１のバランサ装置2の分解斜視図、図３は実施例１のバランサ装置2の要部斜視図である。
バランサ装置2は、ハウジングとしてのクランクケース1およびロアハウジング4、駆動側バランサシャフト3、従動側バランサシャフト5、バランサ駆動ギア6およびバランサ従動ギア7を有する。ロアハウジング4は、6本のハウジング締結ボルト107によりクランクケース1の下部に固定されている。ロアハウジング4の下部は、オイルパンにより覆われている。クランクケース1とロアハウジング4は、上下から互いに対向する合わせ箇所の外周部に左右一対の枠状デッキ部1a,1a,4a,4aがエンジン前後方向に沿って延設されている。ロアハウジング4には、両枠状デッキ部4a,4aを横断する形で結合する前後一対の横梁デッキ部4b,4cが一体に形成されている。一方、クランクケース1にも同様に、両横梁デッキ部4b,4cと対応する位置に両枠状デッキ部1a,1aを横断する前後一対の横梁デッキ部（不図示）が形成されている。両枠状デッキ部4a,4aの外周側の所定位置には、各ハウジング締結ボルト107が挿通されるボルト穴4dが形成されている。クランクケース1には、各ハウジング締結ボルト107がねじ込まれる雌ねじ穴（不図示）が形成されている。

クランクケース1は、正面側から見てU字状に形成されている。クランクケース1は、左右一対の側壁108,109、前端壁110および後端壁111を有する。両側壁108,109は、両枠状デッキ部1a,1aから上方へ立ち上がっている。両側壁108,109の上部であってエンジン前後方向の所定位置には、クランクケース1をシリンダブロック101に取り付けるためのボルト（不図示）が挿通されるボルト穴108a,109aが形成されている。右側壁109の前端側内面には、テンショナ106が取り付けられる支持壁112が一体に結合されている。支持壁112は、正面側から見て略矩形状に形成されている。支持壁112の内部にはオイル供給室112aが形成されている。支持壁112の下部には、前端壁110の上面に結合された補強リブ113が一体に設けられている。補強リブ113は、前端壁110の上面に沿って左側壁108の方向に延設されている。補強リブ113には、駆動側バランサシャフト3が挿通される半円弧状の切り欠き部113aが形成されている。前端壁110は、両側壁108,109の前端側の底部側で両側壁108,109の対向内面間を結合する。前端壁110の補強リブ113と対向する位置には、略へ字状のブリッジ114が設けられている。ブリッジ114の下端部は前端壁110の上面に結合されている。ブリッジ114の上端部は左側壁108に結合されている。ブリッジ114の下部は補強リブ113の先端部と結合されている。ブリッジ114と前端壁110との間には、従動側バランサシャフト5が臨む略三角形状の空間部が形成されている。後端壁111は、その両端縁が両側壁108,109の対向内面に一体に結合されている。後端壁111には、クランクシャフト102の軸受を支持する半円弧状の軸受溝111aが形成されている。

駆動側バランサシャフト3および従動側バランサシャフト5は、クランクケース1の横梁デッキ部とロアハウジング4の横梁デッキ部4b,4cとの間に回転自在に支持されている。従動側バランサシャフト5の軸方向は、駆動側バランサシャフト3の軸方向と一致する。駆動側バランサシャフト3の軸方向における中央と他端側（エンジン100の背面側）の第２端部3b付近には、円柱状の第２および第３ジャーナル部3c,3dが形成されている。両ジャーナル部3c,3dは、２つ割プレーンベアリング115,116を介してクランクケース1およびロアハウジング4に支持されている。従動側バランサシャフト5の軸方向における一端側の第１端部5a付近と他端側の第２端部5b付近には、円柱状の第１および第２ジャーナル部5c,5dが形成されている。第１ジャーナル部5cは、エンジン前後方向において駆動側バランサシャフト3の第２ジャーナル部3cと同じ位置に設けられている。第２ジャーナル部5dは、エンジン前後方向において駆動側バランサシャフト3の第３ジャーナル部3dと同じ位置に設けられている。両ジャーナル部5c,5dは、２つ割プレーンベアリング117,118を介してクランクケース1およびロアハウジング4に支持されている。ロアハウジング4の横梁デッキ部4b,4cには、各２つ割プレーンベアリング115,116,117,118の下側部分が取り付けられる半円弧状の軸受用溝119a,119b,119c,119dが形成されている。一方、クランクケース1の横梁デッキ部にも同様に、各軸受用溝119a,119b,119c,119dと対応する位置に、各２つ割プレーンベアリング115,116,117,118の上側部分が取り付けられる半円弧状の軸受用溝（不図示）が形成されている。また、駆動側バランサシャフト3の第１端部3a付近には、円柱状の第１ジャーナル部3eが形成されている。第１ジャーナル部3eは、ベアリングキャップ120とクランクケース1の下部に形成された図外の軸受用溝を介して回転自在に支持されている。ベアリングキャップ120は、２本のベアリングキャップ締結ボルト120aによりクランクケース1の下部に固定されている。

駆動側バランサシャフト3の軸方向において第２ジャーナル部3cと第３ジャーナル部3dとの間には、半円柱状の駆動側バランスウエイト121が駆動側バランサシャフト3と一体に設けられている。従動側バランサシャフト5の軸方向において第１ジャーナル部5cと第２ジャーナル部5dとの間には、半円柱状の従動側バランスウエイト122が従動側バランサシャフト5と一体に設けられている。駆動側バランサシャフト3の第２端部3bは、バランサ駆動ギア6に圧入固定されている。バランサ駆動ギア6はヘリカルギアである。従動側バランサシャフト5は、その軸長が駆動側バランサシャフト3よりも短く形成されている。従動側バランサシャフト5の第２端部5bには、バランサ従動ギア7が圧入固定されている。バランサ従動ギア7は、バランサ駆動ギア6と噛み合うヘリカルギアである。バランサ駆動ギア6およびバランサ従動ギア7の歯数は一致する。バランサ駆動ギア6およびバランサ従動ギア7としてヘリカルギアを用いたことで、高速高荷重での静粛性を実現できる。

従動側バランサシャフト5の第１端部5aには、駆動機構8を介してオイルポンプ9が連結されている。駆動機構8は、駆動側バランサシャフト3の軸方向において、ロアハウジング4とオイルポンプ9との間の空間に配置されている。駆動機構8は、オイルポンプ駆動ギア8aおよびオイルポンプ従動ギア8bを有する。オイルポンプ駆動ギア8aおよびオイルポンプ従動ギア8bは、互いに噛み合うヘリカルギアである。オイルポンプ駆動ギア8aおよびオイルポンプ従動ギア8bとしてヘリカルギアを用いたことで、高速高荷重での静粛性を実現できる。オイルポンプ駆動ギア8aの歯数N_Aは、オイルポンプ従動ギア8bの歯数N_Bの1/2倍に設定されている。従動側バランサシャフト5の第１端部5aは、オイルポンプ駆動ギア8aに圧入固定されている。オイルポンプ9のオイルポンプ駆動軸9a（図４参照）は、オイルポンプ従動ギア8bに圧入固定されている。
図４は、実施例１の駆動側バランサシャフト3、従動側バランサシャフト5およびオイルポンプ駆動軸9aの位置関係を示す模式図である。図４に示すように、駆動側バランサシャフト3の回転中心O₁、従動側バランサシャフト5の回転中心O₂は、上下方向において同一の位置に配置されている。オイルポンプ駆動軸9aの回転中心O₃は、駆動側バランサシャフト3および従動側バランサシャフト5の回転中心O₁,O₂よりも下方に配置されている。また、オイルポンプ駆動軸9aの回転中心O₃は、エンジン左右方向において駆動側バランサシャフト3の回転中心O₁と従動側バランサシャフト5の回転中心O₂との間に配置されている。つまり、オイルポンプ従動ギア8bは、従動側バランサシャフト5の軸直角方向において、従動側バランサシャフト5よりも駆動側バランサシャフト3側の位置に設けられている。

オイルポンプ9は、所定の状態に応じてポンプ室の容積変化量を変化させる可変容量形オイルポンプである。可変容量形オイルポンプは、ポンプ高回転時にポンプ室の容積変化量を減少させる機構を有するベーンポンプであり、例えば、特開2011-111926号公報等に開示された公知のものを用いる。オイルポンプ9は、駆動側バランサシャフト3の軸方向において、駆動側バランサシャフト3の第１端部3aとオイルポンプ従動ギア8bとの間の空間に配置されている。また、オイルポンプ9は、駆動側バランサシャフト3の軸直角方向において、駆動側バランサシャフト3と従動側バランサシャフト5との間の空間に配置されている。オイルポンプ9は、6本のオイルポンプ締結ボルト123によりロアハウジング4に固定されている。これにより、高い支持剛性が得られる。オイルポンプ9は、オイルパンに貯留されたオイルを吸入して図外のメインオイルギャラリーに吐出する。メインオイルギャラリーに供給されたオイルは、主にエンジン100の各摺動部の潤滑に供される。メインオイルギャラリーに供給されたオイルの一部は、ロアハウジング4に形成された油路（不図示）を経由して各２つ割プレーンベアリング115,116,117,118およびオイル供給室112aに供給される。オイル供給室112aに供給されたオイルは、テンショナ106の押圧力発生に供される。

［トーションバー効果による歯打ち音低減について］
実施例１のバランサ装置2は、エンジン100が始動されてクランクシャフト102が回転駆動すると、クランクスプロケット103、駆動チェーン105およびバランサスプロケット104を介して駆動側バランサシャフト3がクランクシャフト102の2倍の速度で回転する。従動側バランサシャフト5はバランサ駆動ギア6とバランサ従動ギア7の噛み合い回転伝達を経て駆動側バランサシャフト3と反対方向へ同速度で回転する。これにより、駆動側バランスウエイト121および従動側バランスウエイト122も互いに反対方向へ回転しながら駆動側バランサシャフト3および従動側バランサシャフト5自身の左右の遠心力をキャンセルする。このように、駆動側バランサシャフト3および従動側バランサシャフト5の回転に伴い駆動側バランスウエイト121および従動側バランスウエイト122が回転して起振力をエンジン100に伝達することにより、エンジン100の二次振動を抑制できる。

ここで、従動側バランサシャフト5は、オイルポンプ駆動ギア8aおよびオイルポンプ従動ギア8bを有する駆動機構8を介してオイルポンプ9のオイルポンプ駆動軸9aと接続されている。そして、オイルポンプ9は、オイルを吸入し、吐出するための仕事を供給する。よって、オイルポンプ駆動ギア8aとオイルポンプ従動ギア8bとの間には負荷が生じる。この負荷により、駆動側バランサシャフト3の第１端部3aと従動側バランサシャフト5の第１端部5aとの間には捻れ角が生じる。このため、駆動側バランサシャフト3および従動側バランサシャフト5には、捻れ角に起因する捻りトルクが生じることになる。この捻りトルクは、回転負荷方向に対して常に発生する。したがって、この捻りトルクがトーションバー効果を発生させ、回転負荷方向に負荷が掛かることでオイルポンプ駆動ギア8aとオイルポンプ従動ギア8bとが回転負荷方向で歯当たりする。これにより、バックラッシュがゼロとなり、歯打ち音を低減できる。クランクシャフト102からの入力トルクは常に変動しているため、捻れ角が大きいほどより大きなトルク変動に対応できる。つまり、上記のトーションバー効果は、ねじれ角が大きいほど高く、歯打ち音をより効果的に低減できる。

図５(a)は従来のバランサ装置のトルク伝達経路を示す模式図、図５(b)は実施例１のバランサ装置2のトルク伝達経路を示す模式図である。なお、駆動側バランサシャフト3,3'の軸長は共にL₁であり、従動側バランサシャフト5,5'の軸長は共にL₂である。また、クランクシャフトからのトルクは共に駆動側バランサシャフト3,3'の第１端部3a,3a'に入力されるものとする。従来のバランサ装置では、従動側バランサシャフト5'の第１端部5a'にバランサ従動ギア7'が設けられ、第２端部5b'にオイルポンプ駆動ギア8a'が設けられている。バランサ駆動ギア6'は、駆動側バランサシャフト3'の軸方向において、バランサ従動ギア7'と同じ位置、すなわち、第１端部3a'から第２端部3b'側に(L₁-L₂)だけ離れた位置に設けられている。よって、駆動側バランサシャフト3'および従動側バランサシャフト5'において、第１端部3a'から第２端部5b'までのトルク伝達経路の長さは(L₁-L₂)+L₂=L₁となる。つまり、従来のバランサ装置では、駆動側バランサシャフト3'において、バランサ駆動ギア6'の位置から第２端部3b'までの軸長L₂の部分はトルク伝達経路として機能しない。捻れ角はトルク伝達経路長に比例するため、従来のバランサ装置では、捻りトルクによるトーションバー効果を十分に発揮できない。なお、従来のバランサ装置において、軸長L₁,L₂を長くすれば十分なトルク伝達経路長を確保できるものの、装置の大型化を招く。

これに対し、実施例１のバランサ装置2は、駆動側バランサシャフト3および従動側バランサシャフト5の第２端部3b,5bにバランサ駆動ギア6およびバランサ従動ギア7が設けられ、従動側バランサシャフト5の第１端部5aにオイルポンプ駆動ギア8aが設けられている。このため、駆動側バランサシャフト3および従動側バランサシャフト5におけるトルク伝達経路の長さはL₁+L₂となる。つまり、実施例１のバランサ装置2は、駆動側バランサシャフト3および従動側バランサシャフト5の全長をトルク伝達経路として機能させることができる。これにより、軸長L₁,L₂を長くすることなく十分なトルク伝達経路長を確保できる。よって、図６に示すように、捻れ角を最大限確保でき、十分なトーションバー効果を発揮できる。したがって、上記従来のバランサ装置と比べて駆動機構8におけるオイルポンプ駆動ギア8aとオイルポンプ駆動ギア8bとの間の歯打ち音をより効果的に低減できる。

［オイルポンプの減速駆動］
実施例１では、オイルポンプ9として可変容量形を採用している。可変容量形のオイルポンプは、エンジン高回転時の吐出流量を抑制することで燃費の改善を図るというポンプ本来の目的から、回転速度は低い方が好ましい。また、一般的に、オイルポンプのフリクションは低回転時に小さく、高回転時に大きくなるため、低回転で駆動させると燃費の点で有利となる。これに対し、実施例１の駆動機構8では、オイルポンプ駆動ギア8aの歯数N_Aは、オイルポンプ従動ギア8bの歯数N_Bの1/2倍に設定されている。これにより、オイルポンプ駆動軸9aの回転速度は従動側バランサシャフト5の回転速度に対して1/2倍に減速される。よって、オイルポンプ9を比較的低回転で駆動させることができ、燃費の悪化を抑制できる。

実施例１にあっては、以下の作用効果を奏する。
(1-1) クランクシャフト102から、その一端（第１端部3a）側に伝達される回転力に基づいて回転する駆動側バランサシャフト3と、駆動側バランサシャフト3の他端（第２端部3b）側に設けられ、駆動側バランサシャフト3と一体的に回転するバランサ駆動ギア6と、バランサ駆動ギア6と噛み合うバランサ従動ギア7と、バランサ従動ギア7と、その他端側で固定され、駆動側バランサシャフト3の一端側に延出し、バランサ従動ギアと一体的に回転する従動側バランサシャフト5と、従動側バランサシャフト5の一端（第１端部5a）側に設けられた、少なくとも互いに噛み合う２つのギアを有する駆動機構8と、駆動機構8から伝達される回転力に基づいて駆動するオイルポンプ9と、を備えていることを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
よって、駆動側バランサシャフト3および従動側バランサシャフト5の全長を駆動機構8にトルクを伝達するトルク伝達経路として機能させることができるため、駆動機構8におけるギア間の歯打ち音を効果的に低減できる。
(2-2) 上記(1-1)に記載の内燃機関のバランサ装置において、駆動機構8は、従動側バランサシャフト5に設けられたオイルポンプ駆動ギア8aと、オイルポンプ駆動ギア8aと噛み合うオイルポンプ従動ギア8bと、を有することを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
よって、駆動側バランサシャフト3および従動側バランサシャフト5の全長をオイルポンプ駆動ギア8aにトルクを伝達するトルク伝達経路として機能させることができるため、オイルポンプ駆動ギア8aとオイルポンプ従動ギア8bとの間の歯打ち音を効果的に低減できる。

(3-3) 上記(2-2)に記載の内燃機関のバランサ装置において、オイルポンプ従動ギア8bは、従動側バランサシャフト5の軸直角方向（エンジン左右方向）において、駆動側バランサシャフト3側に設けられていることを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
よって、従動側バランサシャフト5の軸直角方向における配置スペースを小さくでき、装置のコンパクト化を実現できる。
(4-4) 上記(3-3)に記載の内燃機関のバランサ装置において、オイルポンプ従動ギア8bに設けられ、オイルポンプ従動ギア8bと一体的に回転するオイルポンプ駆動軸9aは、駆動側バランサシャフト3の軸直角方向において、駆動側バランサシャフト3と従動側バランサシャフト5の間に配置されていることを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
よって、駆動側バランサシャフト3の軸直角方向における配置スペースを小さくでき、装置のコンパクト化を実現できる。
(5-5) 上記(4-4)に記載の内燃機関のバランサ装置において、オイルポンプ9は、駆動側バランサシャフト3の軸方向において、駆動側バランサシャフト3の一端側とオイルポンプ従動ギア8bの間に配置されていることを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
よって、従来はデッドスペースであった駆動側バランサシャフト3の第１端部3aとオイルポンプ従動ギア8bとの間の空間を有効利用できる。これにより、駆動側バランサシャフト3の軸方向における配置スペースを小さくでき、装置のコンパクト化を実現できる。

(6-13) 内燃機関（エンジン100）に取り付けられたハウジング（クランクケース1、ロアハウジング4）と、ハウジングの内部に回転自在に収容された駆動側バランサシャフト3と、駆動側バランサシャフト3の一端側に設けられた、クランクシャフト102から駆動チェーン105を介して回転力が伝達されるチェーン駆動部（バランサスプロケット104）と、駆動側バランサシャフト3の他端側に設けられ、駆動側バランサシャフト3と一体的に回転するバランサ駆動ギア6と、バランサ駆動ギア6と噛み合うバランサ従動ギア7と、バランサ従動ギア7と、その他端側で固定され、駆動側バランサシャフト3の一端側に延出し、バランサ従動ギア7と一体的に回転すると共に、ハウジングの内部に収容された従動側バランサシャフト5と、従動側バランサシャフト5の一端側に設けられ、従動側バランサシャフト5と一体的に回転するオイルポンプ駆動ギア8aと、オイルポンプ駆動ギア8aと噛み合うオイルポンプ従動ギア8bと、オイルポンプ従動ギア8bを介して駆動されるオイルポンプ9と、を備えていることを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
よって、駆動側バランサシャフト3および従動側バランサシャフト5の全長をオイルポンプ駆動ギア8aにトルクを伝達するトルク伝達経路として機能させることができるため、オイルポンプ駆動ギア8aとオイルポンプ従動ギア8bとの間の歯打ち音を効果的に低減できる。
(7-14) 上記(6-13)に記載の内燃機関のバランサ装置において、オイルポンプ9は、ロアハウジング4に取り付けられていることを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
よって、オイルポンプ9の高い支持剛性が得られる。

(8-15) 上記(7-14)に記載の内燃機関のバランサ装置において、オイルポンプ9は、駆動側バランサシャフト3の軸方向において、チェーン駆動部とオイルポンプ従動ギア8bの間に配置されていることを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
よって、従来はデッドスペースであったチェーン駆動部とオイルポンプ従動ギア8bとの間の空間を有効利用できる。これにより、駆動側バランサシャフト3の軸方向における配置スペースを小さくでき、装置のコンパクト化を実現できる。
(9-16) クランクケース1にバランサ装置2が一体的に設けられたクランクケース一体型のバランサ装置であって、クランクシャフト102から駆動チェーン105を介してその一端側に伝達される回転力に基づいて回転する駆動側バランサシャフト3と、駆動側バランサシャフト3の他端側に設けられ、駆動側バランサシャフト3と一体的に回転するバランサ駆動ギア6と、バランサ駆動ギア6と噛み合うバランサ従動ギア7と、バランサ従動ギア7と、その他端側で固定され、前記駆動側バランサシャフト3の一端側に延出し、バランサ従動ギア7と一体的に回転する従動側バランサシャフト5と、従動側バランサシャフト5の一端側に設けられた、少なくとも互いに噛み合う２つのギアを有する駆動機構8と、駆動機構8から伝達される回転力に基づいて駆動するオイルポンプ9と、を備えていることを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
よって、クランクケース一体型のバランサ装置2において、駆動側バランサシャフト3および従動側バランサシャフト5の全長を駆動機構8にトルクを伝達するトルク伝達経路として機能させることができるため、オイルポンプ駆動ギア8aとオイルポンプ従動ギア8bとの間の歯打ち音を効果的に低減できる。

〔実施例２〕
次に実施例２について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。図７は、実施例２の駆動側バランサシャフト3、従動側バランサシャフト5およびオイルポンプ駆動軸9aの位置関係を示す模式図である。実施例２では、オイルポンプ9として、一般的な固定容量形のトロコイドポンプを用いている。オイルポンプ駆動軸9aの回転中心O₃は、従動側バランサシャフト5の軸直角方向において、従動側バランサシャフト5の回転中心O₂に対し、駆動側バランサシャフト3の回転中心O₁の反対側に配置されている。つまり、オイルポンプ従動ギア8bは、従動側バランサシャフト5の軸直角方向において、駆動側バランサシャフト3の反対側に設けられている。また、オイルポンプ駆動ギア8aの歯数N_Aは、オイルポンプ従動ギア8bの歯数N_Bの2倍に設定されている。これにより、オイルポンプ駆動軸9aの回転速度は従動側バランサシャフト5の回転速度に対して2倍に増速される。よって、オイルポンプ9の増速回転を実現できるため、高回転型のオイルポンプを採用して小型化を促進できる。
実施例２にあっては、以下の作用効果を奏する。
(10-6) 上記(2-2)に記載の内燃機関のバランサ装置において、オイルポンプ従動ギア8bは、従動側バランサシャフト5の軸直角方向において、駆動側バランサシャフト3の反対側に設けられていることを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
よって、従動側バランサシャフト5に対し、駆動側バランサシャフト3の反対側にオイルポンプ9をレイアウトできる。

〔実施例３〕
次に実施例３について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。図８は、実施例３の駆動側バランサシャフト3、従動側バランサシャフト5、中間ギア軸125およびオイルポンプ駆動軸9aの位置関係を示す模式図である。実施例３の駆動機構8は、オイルポンプ駆動ギア8aおよびオイルポンプ従動ギア8bに加え、中間ギア124を有する。中間ギア124は、ヘリカルギアであり、オイルポンプ駆動ギア8aおよびオイルポンプ従動ギア8bと噛み合う。中間ギア軸125は、ロアハウジング4に対し回転自在に支持されている。中間ギア軸125の回転中心O₄は、駆動側バランサシャフト3および従動側バランサシャフト5の回転中心O₁,O₂よりも下方、かつ、オイルポンプ従動ギア8bよりも上方に配置されている。また、中間ギア軸125の回転中心O₄は、エンジン左右方向において従動側バランサシャフト5の回転中心O₂とオイルポンプ駆動軸9aの回転中心O₃との間に配置されている。
オイルポンプ駆動ギア8a、オイルポンプ従動ギア8bおよび中間ギア124の歯数は、駆動機構8のトータル減速比が実施例１の駆動機構8の減速比(=2)と一致するように設定されている。実施例３の駆動機構8では、オイルポンプ駆動ギア8aとオイルポンプ従動ギア8bとの間に中間ギア124が介装されているため、個々のギアの小型化を図りつつ、所望の変速比を実現できる。中間ギア124は、中間ギア軸125に固定されている。

〔実施例４〕
次に実施例４について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。図９は、実施例４のバランサ装置2を搭載したエンジン100の下部正面図である。クランクシャフト102の第１端部102aには、バランサシャフト駆動ギア126が固定されている。また、駆動側バランサシャフト3の第１端部3aには、バランサシャフト従動ギア127が固定されている。バランサシャフト従動ギア127は、バランサシャフト駆動ギア126と噛み合う。バランサシャフト従動ギア127の歯数は、バランサシャフト駆動ギア126の歯数の1/2倍に設定されている。駆動側バランサシャフト3をギア駆動としたことで、チェーン駆動の場合に必要となるテンショナを省略できる。また、クランクケース1においてもテンショナの支持構造が不要となるため、クランクケース1の小型化および簡素化を実現できる。

〔他の実施例〕
以上、本発明を実施するための形態を実施例に基づいて説明したが、本発明の具体的な構成は実施例に示した構成に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても本発明に含まれる。
例えば、オイルポンプ駆動ギアとオイルポンプ従動ギアの歯数は同じでもよい。
オイルポンプ駆動ギアとオイルポンプ従動ギアとの間に介装される中間ギアを複数個設定してもよい。

以下に、実施例から把握される特許請求の範囲に記載した発明以外の技術的思想について説明する。
(11-7) 上記(2-2)に記載の内燃機関のバランサ装置において、
前記オイルポンプ駆動ギア、オイルポンプ従動ギアの歯数をそれぞれN_A、N_Bとした場合、以下の式
N_A＜N_B
を満足することを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
よって、オイルポンプの減速回転を実現できる。
(12-8) 上記(2-2)に記載の内燃機関のバランサ装置において、
前記オイルポンプ駆動ギア、オイルポンプ従動ギアの歯数をそれぞれN_A、N_Bとした場合、以下の式
N_A≧N_B
を満足することを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
よって、オイルポンプの等速または増速回転を実現できる。

(13-9) 上記(1-1)に記載の内燃機関のバランサ装置において、
前記駆動機構は、前記従動側バランサシャフトに設けられたオイルポンプ駆動ギアと、
前記オイルポンプ駆動ギアと噛み合う中間ギアと、
前記中間ギアと噛み合うオイルポンプ従動ギアと、
によって構成されていることを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
よって、中間ギアを用いることで、個々のギアの小型化を図りつつ、所望の変速比を実現できる。
(14-17) (9-16)に記載の内燃機関のバランサ装置において、
前記オイルポンプは、前記クランクケースの内部に収容されていることを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
よって、装置のコンパクト化を実現できる。

(15-10) 上記(1-1)に記載の内燃機関のバランサ装置において、
前記ギアはヘリカルギアを用いていることを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
よって、高速高荷重での静粛性を実現できる。
(16-11) 上記(1-1)に記載の内燃機関のバランサ装置において、
前記駆動側バランサシャフトの一端側に伝達される回転力は、チェーンを介してなされていることを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
よって、クランクシャフトの回転速度を変速して離れた位置にある駆動側バランサシャフトへ伝達できる。また、ギア駆動と比較して小型化の点で有利である。
(17-12) 上記(1-1)に記載の内燃機関のバランサ装置において、
前記オイルポンプは、所定の状態に応じてポンプ室の容積変化量を変化させる可変容量形オイルポンプであることを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
よって、エンジン高回転時の吐出流量を抑制して燃費を改善できる。

1 クランクケース（ハウジング）
2 バランサ装置
3 駆動側バランサシャフト
3a 第１端部
3b 第２端部
4 ロアハウジング（ハウジング）
5 従動側バランサシャフト
5a 第１端部
5b 第２端部
6 バランサ駆動ギア
7 バランサ従動ギア
8 駆動機構
8a オイルポンプ駆動ギア
8b オイルポンプ従動ギア
9 オイルポンプ
100 エンジン（内燃機関）
102 クランクシャフト
104 バランサスプロケット（チェーン駆動部）
105 駆動チェーン

Claims (1)

1. 内燃機関のシリンダブロックに取り付けられるバランサ装置において、
   駆動側バランサシャフトであって、前記駆動側バランサシャフトの回転軸線に沿う方向における両端部である駆動側第１端部と駆動側第２端部のうち前記駆動側第１端部に設けられたギアを介して、クランクシャフトからの回転力が伝達される、前記駆動側バランサシャフトと、
   前記駆動側バランサシャフトの前記駆動側第２端部に設けられ、該駆動側バランサシャフトと一体的に回転する、バランサ駆動ギアと、
   従動側バランサシャフトであって、前記従動側バランサシャフトの回転軸線に沿う方向における両端部である従動側第１端部と従動側第２端部と、を有し、前記従動側バランサシャフトの回転軸線に沿う方向における長さが前記駆動側バランサシャフトよりも短く形成され、前記駆動側バランサシャフトの前記駆動側第１端部から前記駆動側第２端部に向かう方向と、前記従動側バランサシャフトの前記従動側第１端部から前記従動側第２端部に向かう方向と、が同じ方向になるように配置された前記従動側バランサシャフトと、
   バランサ従動ギアであって、前記従動側バランサシャフトの前記従動側第２端部に設けられ、前記バランサ駆動ギアと噛み合う、前記バランサ従動ギアと、
   前記従動側バランサシャフトの前記従動側第１端部に設けられたオイルポンプ駆動ギアと、
   前記オイルポンプ駆動ギアと噛み合い、前記オイルポンプ駆動ギアよりも歯数の多いオイルポンプ従動ギアと、
   オイルポンプであって、前記オイルポンプ駆動ギアと繋がるポンプ駆動軸を有し、前記駆動側バランサシャフトの回転軸線に沿う方向において、前記ギアと前記オイルポンプ駆動ギアとの間に設けられ、
   前記駆動側バランサシャフトの回転軸線と前記従動側バランサシャフトの回転軸線とそれぞれ直交する仮想平面において、前記駆動側バランサシャフトの回転軸線と前記従動側バランサシャフトの回転軸線と直交する仮想線を第１仮想線とし、前記駆動側バランサシャフトの回転軸線と前記第１仮想線とそれぞれ直交する仮想線を第２仮想線とし、前記従動側バランサシャフトの回転軸線と前記第１仮想線とそれぞれ直交する仮想線を第３仮想線としたとき、前記ポンプ駆動軸の回転軸線は、前記第２仮想線と前記第３仮想線との間に配置され、前記第１仮想線を基準に前記内燃機関のシリンダブロックの側とは反対の側に配置された、前記オイルポンプと、
   を備えていることを特徴とする内燃機関のバランサ装置。

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