往復機械用振動低減装置及び往復機械
【課題】単一のスライダ・クランク機構から発生する一次振動と二次振動を消去することにより、振動及び騒音を大幅に低減し、静粛な運転を実現する。
【解決手段】スライダ、クランク、及びコネクティングロッド、を有するスライダ・クランク機構と、クランクの反対側に連接されたカウンタウェイトと、第１、及び第２のバランスウェイト機構と、駆動力を各バランスウェイト機構に夫々伝達する駆動力伝達機構と、各構成要素を支持するベース部材と、を備え、第１、及び第２のバランスウェイト機構は、夫々スライダの重心移動経路の延長線に対して対称位置に配置されたバランサ回転軸と、各バランサ回転軸を中心とした軌道に沿って、クランク軸と同一回転数にて互いに逆方向に回転する第一バランスウェイトと、各バランサ回転軸を中心とした軌道に沿って、クランク軸の２倍の回転数にて互いに逆方向に回転する第二バランスウェイトと、を備えた。
【解決手段】スライダ、クランク、及びコネクティングロッド、を有するスライダ・クランク機構と、クランクの反対側に連接されたカウンタウェイトと、第１、及び第２のバランスウェイト機構と、駆動力を各バランスウェイト機構に夫々伝達する駆動力伝達機構と、各構成要素を支持するベース部材と、を備え、第１、及び第２のバランスウェイト機構は、夫々スライダの重心移動経路の延長線に対して対称位置に配置されたバランサ回転軸と、各バランサ回転軸を中心とした軌道に沿って、クランク軸と同一回転数にて互いに逆方向に回転する第一バランスウェイトと、各バランサ回転軸を中心とした軌道に沿って、クランク軸の２倍の回転数にて互いに逆方向に回転する第二バランスウェイトと、を備えた。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、単気筒エンジン、ポンプ、空気圧縮機など、単一のスライダ・クランク機構を利用して、回転運動と往復運動との間の変換を行っている往復機械の振動・騒音を低減する往復機械用振動低減装置、及びこれを備えた往復機械に関する。
【背景技術】
【０００２】
エンジン、ポンプ、空気圧縮機など、回転運動と往復運動との間の変換機構として、スライダ・クランク機構（またはピストン・クランク機構とも呼ばれている）が広く利用されている。このスライダ・クランク機構においては、直線往復運動を行うスライダ（またはピストン）、揺動及び往復運動を行う連接棒（コネクティングロッド）、回転運動を行うクランクの各部の運動に起因した不釣合い慣性力により有害な振動が発生する。この振動は、クランク回転数と同期した一次振動と、その偶数倍の高次振動で構成される。
例えば、多気筒エンジンのように複数のスライダをもつ往復機械においては、各気筒間のクランク回転角の位相をずらすことにより、一次振動の除去が可能であり、二次振動以上の高次振動を低減すればよい。この高次振動の低減のためのバランサとして代表的なものとして、三菱自動車工業株式会社の「サイレントシャフト（登録商標）」が実用化されている。
【０００３】
一方、単気筒エンジンのように単一のスライダのみをもつ往復機械では、一次成分の振動の除去は不可能であり、さらに、クランク回転数の偶数倍の高次振動も同時に発生する。単一のスライダ・クランク機構をもつ往復機械の振動低減法としては、様々なバランサ装着による方法が提案されている。
例えば、特許文献１には、クランク軸により回転駆動されるキャリアと、回転可能なサンギヤを有するサンギヤ回転体と、サンギヤに対して径方向外方に配置されるリングギヤと、キャリアに回転可能に支持されると共に、サンギヤとリングギヤの双方に噛合するプラネタリギヤとを有する遊星歯車機構を備えたバランサ装置の発明が記載されている。このバランサ装置においては、キャリア、プラネタリギヤ、及び第一バランスウェイト部により構成されるキャリア組立体により一次成分の振動を低減し、第二バランスウェイト部を有するサンギヤ回転体により、一次振動よりも高い振動数の高次数振動を低減する。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００９−２８１４５８公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら、特許文献１のバランサ装置においては、振動を低減させる機構が複雑であり、依然として振動低減装置のサイズや重量が大きいという問題がある。
本発明は、上述の事情に鑑みてなされたものであり、単一個のスライダをもつ往復機械に関し、有害な振動の主な原因となる一次振動と二次振動（クランク回転数の２倍の回転角速度）の不釣合い慣性力を単純な機構を用いて消去し、往復機械の運転時に発生する振動及び騒音を大幅に低減し、静粛な運転を実現することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
上記の課題を解決するために、請求項１に記載の発明は、往復直線運動を行うスライダ、クランク軸を中心として回転運動を行うクランク、及び前記スライダの往復直線運動を前記クランクに伝達して前記クランク軸を回転させるコネクティングロッド、を有するスライダ・クランク機構と、前記クランク軸を間に挟んで前記クランクの反対側に連接されたカウンタウェイトと、第１、及び第２のバランスウェイト機構と、前記スライダ・クランク機構からの駆動力を前記第１、及び第２のバランスウェイト機構に夫々伝達する駆動力伝達機構と、前記各構成要素を支持するベース部材と、を備えた往復機械用振動低減装置であって、前記第１、及び第２のバランスウェイト機構は、夫々前記スライダの重心移動経路の延長線に対して対称な前記ベース部材の各部位に配置され、前記第１、及び第２のバランスウェイト機構は、夫々前記スライダの重心移動経路の延長線に対して対称位置に配置されたバランサ回転軸と、該各バランサ回転軸を中心とした円軌道に沿って回転し、且つ前記駆動力伝達機構によって伝達された駆動力により前記クランク軸と同一回転数にて互いに逆方向に回転する第一バランスウェイトと、前記各バランサ回転軸を中心とした円軌道に沿って回転し、且つ前記駆動力伝達機構よって伝達された駆動力により前記クランク軸の２倍の回転数にて互いに逆方向に回転する第二バランスウェイトと、を備えたことを特徴とする。
請求項１の発明では、単一のスライダのみをもつ往復機械の一次及び二次振動を除去するために、クランク軸に取り付けられるカウンタウェイト、２つの一次バランスウェイト、及び２つの二次バランスウェイトの計４つのバランスウェイトを有する振動低減装置を提案した。本発明に係る振動低減装置は、クランクの回転と同期して回転する一次バランスウェイトと、一次バランスウェイトと同一の回転軸を有し、クランク回転数の２倍の回転角速度で回転する二次バランスウェイトを有するものである。この装置の４つのバランスウェイトの回転軸（２つ）を平行に設置し、一次、二次のそれぞれが対となるバランスウェイトを互いに逆回転させることにより、往復機械の一次振動と二次振動を除去する。その結果、往復機械の振動・騒音を大幅に低減することが可能となる。
【０００７】
請求項２に記載の発明は、前記カウンタウェイトの質量及び重心の回転半径は、前記スライダ・クランク機構が前記スライダの重心移動方向と直交する方向に発生させる一次振動を除去するように設定され、前記第一バランスウェイトの質量及び重心の回転半径は、前記スライダ・クランク機構及び前記カウンタウェイトが前記スライダの重心移動方向と平行な方向に発生させる一次振動を除去するように設定され、前記第二バランスウェイトの質量及び重心の回転半径は、前記スライダ・クランク機構が前記スライダの重心移動方向と平行な方向に発生させる二次振動を除去するように設定されている請求項１記載の往復機械用振動低減装置を特徴とする。
請求項２の発明では、スライダ・クランク機構の一次振動と二次振動とを完全に除去するため、まず一次振動をカウンタウェイトと第一バランスウェイトとによって完全に除去し、二次振動を第二バランスウェイトによって完全に除去する構成とした。
【０００８】
請求項３に記載の発明は、前記スライダの重心移動経路の延長線を基準軸として前記クランクの回転角をωｔとしたときに、前記各第一バランスウェイトの位相がπ±ωｔで与えられ、前記各第二バランスウェイトの位相がπ±２ωｔで与えられる請求項１又は２記載の往復機械用振動低減装置を特徴とする。
請求項３の発明では、請求項２と同様に往復機械の一次振動と二次振動とを完全に除去するため、クランクの位相に対して第一バランスウェイトと第二バランスウェイトの位相をそれぞれπ±ωｔ、π±２ωｔとなるようにした。
請求項４に記載の発明は、前記各第一バランスウェイトは、夫々前記各バランサ回転軸を回転軸とする中空筒状部材の重心位置を前記各バランサ回転軸から外径方向にずらした構成を備え、前記各第二バランスウェイトは、夫々前記各バランサ回転軸を回転軸とする軸状部材の重心位置を前記各バランサ回転軸から外径方向にずらした構成を備え、前記各第一バランスウェイトの中空内部には、前記第二バランスウェイトが同軸状且つ相対回転可能に軸支されており、前記駆動力伝達機構は、歯車列を有し、該歯車列は、内歯車及び外歯車を有し、該外歯車同士が噛合し、且つ前記第一バランスウェイトと一体回転する一対のリングギヤと、該各リングギヤの内歯車との歯数比が２：１である外歯車を有し、且つ前記各第二バランスウェイトと一体回転するサンギヤと、前記各リングギヤの内歯車及び前記各サンギヤの外歯車と夫々噛合して自転する軸固定のアイドラギヤと、を備えた請求項１乃至３の何れか一項記載の往復機械用振動低減装置を特徴とする。
請求項４の発明では、一次バランスウェイトを中空筒状とし、一次バランスウェイトの中空内部で二次バランスウェイトが回転するものである。上記のような構造とすることにより、非常に軽量かつ小型化することが可能である。
請求項５に記載の発明は、請求項１乃至４の何れか一項記載の往復機械用振動低減装置を備えた往復機械を特徴とする。
請求項５の発明では、請求項１乃至４の何れか一項記載の往復機械用振動低減装置により、往復機械の振動を大幅に低減することができる。
【発明の効果】
【０００９】
本発明に係る振動低減装置を単一のスライダのみをもつ往復機械に取り付けるだけで、大幅な振動低減が可能となる。本発明に係る振動低減装置は、非常に軽量化且つ小型化することができるため、エンジンを搭載したチェーンソーのような手持ち機械にも搭載することができる。手持ち機械に搭載した場合は作業者の手に伝達する振動を低減できるため、白蝋病などの発生の予防効果も期待できる。また、オートバイ用エンジンから発生する振動低減、ポンプの運転時の振動低減など、産業界で使用されている様々な往復機械にも適用が可能である。
また、機械の共振を避ける一般的な方法として、往復機械の支持部防振ゴムばね定数、機械の質量の調節により一次固有振動を運転振動数域外にはずす手法が用いられる。
しかし往復機械の場合には、一次固有振動数を運転振動数域外の高振動数域側にはずしたとしても、加振力に二次成分が含まれているため、この加振力による二次の共振が運転振動数域で発生することとなる。このような場合においても、本発明の振動低減装置を搭載した場合には、二次加振力が除去されているため、二次共振の発生をも防止できる。このため、往復機械の防振設計に大きな自由度を与えることができ、往復機械の振動低減を実現することが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【００１０】
【図１】スライダ・クランク機構にて駆動される往復機械の原理を示す説明図である。
【図２】本発明に係る振動低減装置の原理を説明する概略図である。
【図３】一次バランサ及び二次バランサを駆動する歯車列を示す図である。
【図４】振動低減装置の斜視図である。
【図５】振動低減装置の上面側断面図である。
【図６】一次バランスシャフトの斜視図である。
【図７】二次バランスシャフトの斜視図である。
【図８】本発明に係る振動低減装置を備えた往復機械（試験機）の要部斜視図である。
【図９】本発明に係る振動低減装置を備えた往復機械（試験機）の振動加速度の周波数応答を示す図であり、（ａ）はｘ軸方向の周波数応答を示し、（ｂ）はｙ軸方向の周波数応答を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１１】
〔１．本発明の概要〕
以下に、本発明で考案した単一のスライダ・クランク機構を有する往復機械用バランサ装置の概要について図１に基づいて説明する。図１は、スライダ・クランク機構にて駆動される往復機械の原理を示す説明図である。
エンジン、ポンプ、空気圧縮機などスライダ・クランク機構１０を用いた往復機械は、非常に多くの産業分野で利用されている。これらの往復機械は、往復直線運動を行う往復運動部１５（スライダ；エンジンではピストンが相当する）、クランク軸１２を中心として回転運動を行うクランク１１、及び往復運動部１５の往復直線運動をクランク１１に伝達してクランク軸１２を回転させるコネクティングロッド１３（連接棒、以下、コンロッドと呼ぶ）から構成され、運転時には、これらの不釣合い慣性カを加振力として有害な振動や騒音が発生する。この不釣合い慣性力は、クランク軸１２の回転と同期した一次成分以外に、クランク軸の１回転あたり偶数回変動する高次成分を有する。
自動車用の多気筒エンジンのように、複数個のスライダ・クランク機構が直列に連結された機械の場合には、各気筒のクランク回転角の位相をずらすことにより不釣合い慣性力の一次成分の釣合わせを行うことができ、振動を低減することができる。一方、単気筒エンジンのように１個のスライダ・クランク機構のみで構成される往復機械の場合は、一次及び高次不釣合い慣性力の釣合わせを行うことは困難である。一般的には、クランク回転軸中心と点対称の位置に適当な大きさのカウンタウェイト（釣合い重り）を取り付けて、一次振動を可能な限り小さくなるようにして調整している（部分釣合わせ）。
本装置は、単気筒エンジンのように１個のスライダ・クランク機構のみで構成される各種往復機械の一次、及び二次不釣合い慣性力の釣合わせを行うことができ、その結果、往復機械の一次、及び二次振動を除去することができる。本発明は、先に提案した装置（特開２００９−２２２１３５号）に改良を加え、釣合わせ用バランサが発生する慣性力の特性を考慮して、バランサ装置を軽量化かつ小型化したことが特徴である。
【００１２】
〔２．往復機械の不釣合い慣性力〕
ここでは図１に示すようなスライダ・クランク機構１０を考える。クランク軸は、一定の角速度ωで回転しているものとする。理解を容易化するため、図１に示すようにＯ−ｘ，ｙ軸を設定し、クランク回転軸をＩ軸と呼ぶ。以下の説明における変数の定義は以下のとおりである。
ｍｐ ：往復運動部（ピストン、ピストンピンなど）の質量
ｍｃ ：コネクティングロッド（コンロッド）の質量
ｍｅ ：クランク部（クランク軸まわりの回転運動部）の質量
ｒ ：クランクアームの長さ
ｒｅ ：クランク部重心の回転半径
ｌ ：コネクティングロッド（コンロッド）の長さ
ａ ：コンロッド重心〜ピストンピンの距離
ｂ ：コンロッド重心〜クランクピンの距離
また、ａ＋ｂ＝ｌの関係がある。往復運動部の質量ｍｐはピストンピンの中心（ｘｐ，０）に、コンロッドの質量ｍｃは（ｘｃ，ｙｃ）に、クランク部の質量ｍｅは（ｘｅ，ｙｅ）にそれぞれ集中しているものとする。
クランク１１、コンロッド１３、往復運動部１５は、それぞれ原点Ｏ回りの回転運動、揺動運動＋往復運動、ｘ方向の往復運動を行う。なお、ｘ軸は往復運動部１５の重心の移動経路及びその延長線上に設定されている。この運動によって、往復機械本体には、次の数式（１）のような不釣合い慣性力が発生し、この力がクランク軸支持部などを通して往復機械自体に有害な振動を発生する。
【００１３】
【数１】
ここで、
【００１４】
【数２】
【００１５】
不釣合い力ｆの第１添字は、不釣合い慣性力の分力の方向、第２添字は不釣合い慣性力の回転速度の次数である。すなわち、ｆｘ，１、ｆｙ，１は、それぞれ不釣合い慣性力のｘ、ｙ軸の方向分力の一次成分、ｆｘ，２は不釣合い慣性力のｘ軸の方向分力の二次成分、ｆｘ，ｎはｘ軸の方向分力のｎ次成分である。数式（１）からわかるように、図１のスライダ・クランク機構を有する往復機械において、ｙ方向には、クランク回転角速度ωと同期した一次成分の加振力のみが発生する。一方、ｘ方向には、一次成分以外にクランク回転角速度ωの偶数倍２ω、４ω、…の加振力が発生する。この加振力は、次数が大きくなるにしたがい、その大きさが急激に小さくなる。したがって、一次と二次成分の不釣合い慣性力を釣合わせれば、往復機械の振動は大幅に低減できる。
【００１６】
〔３．一次振動の除去〕
本発明の振動低減装置の概略図を図２に示す。まず、一次振動の除去について説明する。図２に示すように、Ｏ点に関してコンロッド１３と反対の位置にカウンタウェイト２１をクランク軸１２に取り付ける。カウンタウェイト２１の質量をＭｃ、その重心の回転半径をＲｃとする。
単気筒エンジンでは、ｘ、ｙ方向に均等な大きさの不釣合い量
【００１７】
【数３】
が現れるようにカウンタウェイトの修正量ＭｃＲｃを調整していることが多い（部分釣合せ）。
【００１８】
本発明では、カウンタウェイトの修正量の大きさＭｃＲｃ（ＭｃとＲｃの積）を調整し、不釣合い量のｙ方向成分を完全に釣合わせる。このため、カウンタウェイト２１の重心を、クランク軸１２を間に挟んでクランク１１の反対側に配置する。カウンタウェイト２１の回転数はクランク１１の回転数と同一であり、カウンタウェイト２１の位相は、クランク１１の位相に対してπずらしたものとする。不釣合い量のｙ方向成分を完全に釣合わせるためには、カウンタウェイトの修正量（ＭｃとＲｃの積ＭｃＲｃ）を次式のように設定すればよい。
【００１９】
【数４】
このカウンタウェイトの設置により、ｘ方向の加振力（一次成分）は、
【００２０】
【数５】
と変化する。すなわち、往復機械の発生する加振力（数式１）は、次式となる。
【００２１】
【数６】
ここに、
は往復機械とカウンタウェイトにより発生するｘ方向の加振力の合力一次成分の大きさであり、次式で表される。
【００２２】
【数７】
【００２３】
次に、上式の
を除去するため、２本の一次釣合いおもり（一次バランスウェイト、以後「一次バランサ」と呼ぶ）２３、２３’を設置する。質量が同じである２つの一次バランサ２３、２３’は、ｘ軸に関して対称であるＩＩ、ＩＩ’軸（バランサ回転軸）まわりにそれぞれ回転するように設置する。この２つの一次バランサ２３、２３’は、各バランサ回転軸ＩＩ、ＩＩ’を中心とした円軌道に沿って、互いに逆回転する機構とする。ｘ軸を基準として、クランク１１の回転角がωｔの場合、ＩＩ、ＩＩ’軸まわりに回転する一次バランサ２３、２３’の位相は、それぞれπ−ωｔ、π＋ωｔとする。一次バランサ２３、２３’の質量をＭ１、ＩＩ、ＩＩ’軸から一次バランサ２３、２３’の重心までの半径をＲ１とすると、各バランサが発生する慣性力はＭ１Ｒ１ω２であり、図示の位置における２つの一次バランサの発生する慣性力（遠心力）のｘ方向分力は、
【００２４】
【数８】
となる。一方、ｙ方向分力は
【００２５】
【数９】
であり、一次バランサによるｙ方向分力は互いに相殺する。
数式（８）のｘ方向分カの大きさ２Ｍ１Ｒ１ω２を数式（６）の不釣合い力
と等しくするようにＭ１、Ｒ１の大きさを調整すれば、ｘ方向の加振力は完全に除去することができる。すなわち、
【００２６】
【数１０】
数式（７）、（１０）から、１つの一次バランサの修正量は、次のようにすればよい。（これを１対２本使用する）
【００２７】
【数１１】
以上のように一次不釣合い慣性力を釣合わせるには、Ｍ１とＲ１の積Ｍ１Ｒ１（修正量）の大きさを数式（１１）を満足するように調整すればよい。一次不釣合い慣性力は、他の高次不釣合い慣性力に比較して最も大きいので、振動低減装置を軽量化するためには、Ｒ１を極力大きくし、Ｍ１を小さくすることが望ましい。本発明では、後述の図４乃至図６に示すように、一次バランサとして中空円筒型のシャフトを用い、一次バランサの重心の回転半径Ｒ１を大きくし、Ｍ１を小さくする構造として軽量化を図っている。
【００２８】
〔４．二次振動の除去〕
〔３．一次振動の除去〕で述べたように一次振動を除去できれば、数式（１）［または数式（６）］からわかるように、二次不釣合い力はｘ方向のみにおいて発生し、ｙ方向の不釣合い慣性力は発生しない。
このｘ方向の二次不釣合い力ｆｘ，２を除去するため、クランク回転数の２倍の速度で、かつ互いに逆方向に回転する２本の二次バランサ２５、２５’（二次バランスウェイト、図２参照）を使用する。二次バランサ２５、２５’は、一次バランサ２３、２３’と同一のバランサ回転軸ＩＩ、ＩＩ’まわりに、つまり、バランサ回転軸ＩＩ、ＩＩ’を中心とした円軌道に沿って回転する。二次バランサの位相は、それぞれπ＋２ωｔ、π−２ωｔとする。各二次バランサの質量をＭ２、二次バランサの重心の回転半径をＲ２とする。一次バランサと同様に、二次バランサの慣性力のｙ方向成分は相殺して零となり、ｘ方向成分のみが残る。
すなわち、
【００２９】
【数１２】
【００３０】
【数１３】
このｘ方向成分Ｐｘ，２を式（６）の二次の不釣合いのｙ方向と釣合わせれば、二次成分の加振力が除去できる。すなわち、
【００３１】
【数１４】
となるようにＭ２とＲ２の大きさを調整する。すなわち、数式（２）、（１３）から、一つの二次バランサの修正量Ｍ２Ｒ２を
【００３２】
【数１５】
とする（これを１対２本使用する）。このｘ方向の二次不釣合い力ｆｘ，２は、一次不釣合い慣性力に比較してかなり小さい。それを除去する修正量（Ｍ２Ｒ２）も小さいため、Ｍ２Ｒ２の大きさはともに小さくてよい。このため、二次バランサ２５、２５’は、中空円筒型の一次バランサ２３、２３’内で回転するように設置する（図４及び図５参照）。また、二次バランサ２５、２５’は、円柱のシャフトを面取り加工して、重心をバランサ回転軸ＩＩ、ＩＩ’から偏心させる（図７参照）。このような構造とすることによって、振動低減装置の小型化かつ軽量化を図ることができる。
なお、上記一次バランサと二次バランサは、全て同一平面上、且つ、各バランサをｘ軸に対称となるように設置しているため、これら各バランサによる慣性力のモーメントと、スライダ・クランク機構がもつ不釣り合い慣性力との慣性モーメントは発生しない。
【００３３】
〔５．バランサ駆動方法〕
図３は、〔３．一次振動の除去〕、〔４．二次振動の除去〕で述べた一次、二次それぞれ２本のバランサを回転させる機構の一例である。図３に示すようにバランサ駆動用歯車列３０（駆動力伝達機構）は歯車列であり、内歯車及び外歯車を有し、外歯車同士が噛合し、且つ第一バランスウェイトと一体回転する一対のリングギヤＧｌ、Ｇｌ’と、各リングギヤＧｌ、Ｇｌ’の内歯車との歯数比が２：１である外歯車を有し、且つ各第二バランスウェイトと一体回転するサンギヤＧ２、Ｇ２’と、各リングギヤＧｌ、Ｇｌ’の内歯車及び各サンギヤＧ２、Ｇ２’の外歯車と夫々噛合して自転する位置固定（軸固定）アイドラギヤＧ３、Ｇ３’と、を備えている。
【００３４】
リングギヤＧｌ、Ｇｌ’は一次バランサとともに一体回転し、サンギヤＧ２、Ｇ２’は二次バランサとともに一体回転する。リングギヤＧｌ、Ｇ１’は外周に外歯車、内周に内歯車をもち、サンギヤＧ２、Ｇ２’は外歯車をもつ。また、Ｇ３、Ｇ３’は回転数調整用のアイドラギヤである。
リングギヤＧｌの内歯車の歯数とアイドラギヤＧ３の歯数を４：１、サンギヤＧ２とアイドラギヤＧ３の歯数を２：１とする。この歯数比は一例であって、リングギヤＧｌとサンギヤＧ２（又はリングギヤＧ１’とサンギヤＧ２’）の歯数比が２：１となっていればよく、アイドラギヤＧ３、Ｇ３’の歯数はいくつでもよい。
往復機械のクランク軸の回転を何らかの方法でリングギヤＧ１に伝えれば、リングギヤＧ１とＧ１’の外歯車同士の噛み合い（噛合）によって、２つの一次バランサは、クランク軸と同じ回転数で回転し、互いに逆方向に回転する。さらに、リングギヤＧ１→アイドラギヤＧ３→サンギヤＧ２の歯車列の噛み合いによって、サンギヤＧ２はクランクの回転数の２倍の回転数で回転する。また、サンギヤＧ２’は、サンギヤＧ２と逆方向かつクランクの回転数の２倍の回転数で回転する。なお、本発明においては、アイドラギヤＧ３、Ｇ３’の回転軸の位置を固定し、それぞれ自転させる。
【００３５】
以上の説明はバランサ駆動方法の一例であって、リングギヤＧｌ、Ｇｌ’がクランク軸と同一の回転数で回転するならば、リングギヤＧｌ、サンギヤＧ２，アイドラギヤＧ３のどの歯車を駆動歯車としてもよい。また、本説明では、バランサ回転軸ＩＩ、ＩＩ’をクランク軸１２の下に配置しているが、バランサ回転軸ＩＩ、ＩＩ’は、ｘ軸に関して対称の位置であればどこに配置してもよい。
【００３６】
〔６．高次振動〕
スライダ・クランク機構では、４次以上の高次不釣合い慣性力（数式（１）のｆｘ，ｎ（ｎ＝４，６，８…））も発生するが、これらの高次不釣合い慣性力は、一次と二次不釣合い慣性力に比較して非常に小さいため往復機械の運転時に発生する振動は特に問題とならないため、本発明においては特に考慮しないこととする。
【００３７】
〔７．振動低減装置の構造〕
製作した振動低減装置について、図４乃至７に基づいて説明する。図４は、振動低減装置の斜視図である。図５は、振動低減装置の上面側断面図である。図６は、一次バランスウェイトの斜視図である。図７は、二次バランスウェイトの斜視図である。
図示する振動低減装置２０は、ｘ軸（スライダの重心移動経路の延長線）に対して対称位置に配置されて、それぞれ一次バランサ２３、２３’と二次バランサ２５、２５’とが同一回転軸まわりに相対回転可能に組み合わされた２つのバランスウェイト機構２７、２７’と、ベアリングを備えて各バランスウェイト機構２７、２７’の軸方向両端部を回転自在に支持するハウジング２９（ベース部材）と、各バランスウェイト機構２７、２７’の軸方向一端部に配置されたバランサ駆動用歯車列３０と、ベアリングを備えて、各アイドラギヤＧ３、Ｇ３’を軸位置固定のまま回転自在に支持（軸支）するハウジング３１と、二次バランサ２５と一体回転し、クランク軸の回転を伝達する従動側タイミングプーリ３３と、を備えている。なお、カウンタウェイト２１は、クランク軸１２に取り付けられるため、この図には図示されていない。
【００３８】
各ウェイトの構成は以下の通りである。
カウンタウェイト２１（図８参照）は半円板状であり、クランク軸１２を間に挟んでクランク１１の反対側に連接されている。数式（４）を満たすように、質量ＭＣ及び重心の回転半径ＲＣを設定する。また、重心位置をクランク１１の重心に対してクランク回転軸Ｉを間に挟んだ反対側に設定することにより、重心位置がクランク１１の重心に対して位相差πを生ずるようにする（図２参照）。
一次バランサ２３は、バランサ回転軸ＩＩを回転軸とする中空円筒形のシャフト３５（中空筒状部材）と、シャフト３５の外周に固定された半円筒形のおもり３７と、を備え、重心位置をＩＩ軸から外径方向にずらした構成となっている。数式（１１）を満たすように、質量Ｍ１及び重心の回転半径Ｒ１を設定する。シャフト３５が中空状であればよく、軸方向と交差する方向の断面が円形状や、多角形状、或いはその他の形状であっても良い。
二次バランサ２５は、バランサ回転軸ＩＩを回転軸とする非中空の円柱状部材（軸状部材）の一部を切り欠くことにより、重心位置をバランサ回転軸ＩＩから外径方向にずらした構成となっている。本実施形態においては、軸方向に直交する方向の断面が半円形状となるように円柱状部材の一部を切り欠いている。数式（１５）を満たすように、質量Ｍ２及び重心の回転半径Ｒ２を設定する。なお、上記円柱状部材の軸方向と交差する方向の断面はどんな形状であってもよい。また、数式（１５）を満たすことができれば、上記円柱状部材が非中空状であっても中空状であってもよい。
一次バランサ２３と二次バランサ２５の重心位置が、クランク１１の重心の位相ωｔに対して、それぞれπ±ωｔ、π±２ωｔとなるように、バランサ駆動用歯車列３０の各ギヤを組み付けるとともに、従動側タイミングプーリ３３とクランク軸１２とを接続する。
【００３９】
バランスウェイト機構２７において、修正量Ｍ２Ｒ２の小さい二次バランサ２５は、質量Ｍ２も回転半径Ｒ２も、一次バランサ２３よりも小さくて済む。従って、上述のように一次バランサ２３を空洞にし、その中に二次バランサ２５を設置し、一次バランサ２３の中で二次バランサ２５が回転するような機構を採用した。各バランスウェイト機構２７をｘ軸に対称に一対並べ、一次バランサ２３同士、二次バランサ２５同士ともに互いに逆回転するように歯車列を採用し、リングギヤＧ１は一次バランサ２３、サンギヤＧ２は二次バランサ２５の回転を行う設計を行った。以上により、〔２．往復機械の不釣合い慣性力〕乃至〔４．二次振動の除去〕にて説明した振動低減の理論に沿った運動を一次バランサ２３及び二次バランサ２５が行い、スライダ・クランク機構の振動を低減する。上記の機構を採用することにより、従来の振動低減装置よりも大幅な小型化及び軽量化を実現することができた。
【００４０】
〔８．往復機械の構成〕
図８は、本発明に係る振動低減装置を備えた往復機械（試験機）の要部斜視図である。試験機となる往復機械１は、スライダ・クランク機構１０と、スライダ・クランク機構１０の下方に設置された振動低減装置２０と、を備え、スライダ・クランク機構１０及び振動低減装置２０は、ベースプレート４１（ベース部材）上に設置されている。スライダ・クランク機構１０のクランク軸１２の両端部は、ベアリングを備えたハウジング１７（ベース部材）によって回転自在に支持されている。振動低減装置２０のハウジング２９上にハウジング１７が直接固定されており、スライダ・クランク機構１０の振動がハウジング１７、２９を介して振動低減装置２０に伝わるようになっている。また、クランク軸１２には、駆動側タイミングプーリ５１（駆動力伝達機構）が相対回転不能に取り付けられ、駆動側タイミングプーリ５１及び従動側タイミングプーリ３３（駆動力伝達機構）にはタイミングベルト（不図示、駆動力伝達機構）が巻き掛けられている。クランク軸１２の回転が、従動側タイミングプーリ３３を介して二次バランサ２５に回転数を２倍にして伝達される。
【００４１】
〔９．運転実験〜運転及び実験方法〕
実際の試験には図８に示す試験機（往復機械１）を用い、概略、以下のような構成にて行った。定盤に固定した架台に防振ゴムを設置し、振動低減装置２０を組み込んだ試験機（往復機械１）と駆動用モータとダミーモータとをベースプレート４１に取り付け、ベースプレート４１を防振ゴム上に固定する。駆動用モータとダミーモータは、往復機械１を間に挟んで、図中左右両側にそれぞれ配置した。これにより、コンロッド１３が運動する面内（ｘ−ｙ平面内）での振動がほぼ実現するように工夫した。試験機を固定する架台は等辺山形鋼と溝形鋼を溶接接合した正方４００［ｍｍ］ボックス型ラーメン構造であり、また試験機と架台間に取り付けた防振ゴムのバネ定数は、ｙ方向が９．９［Ｎ／ｍｍ］、ｘ方向が５５［Ｎ／ｍｍ］である。
実験は、試験機に対して、カウンタウェイト２１のみを取り付けた場合、振動低減装置２０による一次成分釣り合わせを行った場合、そして二次成分までの釣り合わせを行った場合について、機械全体を支持するベースプレート４１の、ｘ及びｙ方向の振動加速度の周波数応答を計測する。なお、「一次成分釣り合わせを行った場合」とは、カウンタウェイト２１と一次バランサ２３を装着したことを意味する。また、「二次成分までの釣り合わせを行った場合」とは、カウンタウェイト２１と一次バランサ２３と二次バランサ２５とを装着したことを意味する。モータの運転周波数域は４〜３０［Ｈｚ］で、その１［Ｈｚ］ごとの振動加速度を、共振点付近では０．５［Ｈｚ］ごとの振動加速度をｘ軸と交わるベースプレート上に取り付けた加速度ピックアップ（Ｂ＆Ｋ社製４５０１型）によって計測していく。
【００４２】
〔１０．運転実験〜実験結果〕
図９は、試験機のｘ軸方向及びｙ軸方向の振動加速度の周波数応答を示す図である。同図（ａ）はｘ軸方向の周波数応答を示し、（ｂ）はｙ軸方向の周波数応答を示している。図９の縦軸は振動加速度ａ［ｍ／ｓ２］、横軸はモータの運動周波数ω［Ｈｚ］である。両方向の振動加速度は、共に共振点を除いて振動加速度と運動周波数の相関関係が見られることから、振幅が運転周波数の２乗に比例して大きくなる不釣り合い力による周波数応答の傾向が確かめられる。
図９の（ａ）に示すｘ軸方向の周波数応答については、カウンタウェイトのみを取り付けただけでは１３．５［Ｈｚ］、２３［Ｈｚ］で共振を確認できた。一次バランサを取り付けた場合、これらの共振点付近での振動低減を確認することができた。さらに一次及び二次バランサを取り付け、二次成分まで釣り合わせた場合は２３［Ｈｚ］付近を含め、高い回転数域で一次バランサのみよりも高い振動低減効果を確認することができた。運転領域全体で共振点が無くなり、回転数ωの増加と共に緩やかに振動加速度が大きくなっていることがわかる。
次に図９の（ｂ）に示すｙ軸方向の周波数応答については、（ａ）の５倍のスケールで表示したが、カウンタウェイトによって往復機械の持つｙ軸方向の不釣り合い慣性力は打ち消されており、一次及び二次バランサは影響しないため、全体的にそれぞれ大きな差は確認できない。１８［Ｈｚ］付近は試験機のｙ軸方向の固有振動数であることから、幾分か加速度が高くなっている。カウンタウェイトのみを取り付けた場合の２３［Ｈｚ］は、ｘ軸方向の共振に誘発されたものと考えられる。
【００４３】
〔１１．運転実験〜考察〕
運転実験に使用した試験機は簡易に作成されたものであり、本発明に係る理論を完全に再現できるような構造・機構になっていない。具体的には、以下のような構造上・機構上の問題点を有している。
［１］試験機としては、スライダ（ピストン）の重心が、ピストンピンの位置になるように調整しておく必要がある。その理由は、理論式は、スライダ（ピストン）の重心がピストンピンの位置にあることを前提に定式化されているためである。しかしながら、本試験機では、スライダ（ピストン）の重心位置がそのように調整できていないため、コンロッドの揺動運動に起因してスライダ（ピストン）上部の丸棒部にピストンピンまわりの回転運動が発生し、試験機の上部（スライダ部）に加振力が発生し、その結果、若干ではあるが往復機械の振動を誘発している。そのため、実験結果を示す図９には、完全な状態で実験したものとは異なる結果が現れている。特に図９（ｂ）にその傾向が見られ、水平方向の振動が低減していない。これに比較し、図９（ａ）における垂直方向の振動は、かなり低減している。
［２］試験機では、スライダ（ピストン）を直接駆動しにくいため、クランク回転軸中心を電動モータで回転駆動した。電動モータは装置の片側（図８中、往復機械１の左側）のみに配置されているため、このままでは装置全体に質量のアンバランスを生じる。そこで、装置全体の質量のバランスをとるため、反対側（図８中、往復機械１の右側）にも、同じ質量のダミーモータを設置した。しかし、ダミーモータとクランク回転軸とは連結していないため、その部分の質量が考慮されていないなど、装置全体の重心位置がｘ軸から若干ずれている。このため試験機には、重心まわりのピッチング（ｙ軸まわりの回転振動）が発生している。
【００４４】
［３］スライダ（ピストン）を支えるため、試験機の上部に４本脚で支えた平板構造（不図示）を設けた。しかし、この構造の剛性は十分でない。このため、上記［１］で述べたスライダ部の加振力により、装置上部に振動が発生し、その結果、試験機全体の振動が発生している。この影響が少なからず図９の結果に現れていると考えられる。
［４］また、装置全体の基部を、やわらかい弾性体（防振ゴム）で支えたが、これは装置全体が発生する振動を極力阻害しないためであり、この柔軟支持の採用により、このわずかな加振力に起因して発生する振動を計測できるようにした。
［５］また、試験機全体の重心位置も、ｘ軸（スライダの垂直運動線）に完全に一致していない。これに起因して、ｙ軸まわりの回転振動（ピッチング）が起きている可能性がある。純粋にｘｙ平面内の面内振動のみが起きているか否かの確認はしていない。
このように上記実験結果は、試験機の不備から発明の理論を完全に裏付けるものではないが、傾向として、あるいは、理論の正しさについて裏付けるものではあると考えられる。
【００４５】
〔１２．効果〕
機械の共振を避ける最も一般的な方法として、往復機械の支持部防振ゴムばね定数や、機械の質量の調節により一次固有振動を運転振動数域外にはずす手法が用いられる。
しかし、往復機械の場合には、たとえ一次固有振動数を運転振動数域外の高振動数域側にはずしたとしても、加振力に二次成分が含まれているため、この加振力による二次の共振が運転振動数域で発生することとなる。
本発明では、単一のスライダ・クランク機構をもつ往復機械から発生する不釣り合い慣性力による振動の一次成分及び二次成分について、３種のウェイトを用いて低減する。特に、二次バランサを用いて二次成分まで釣り合わせて、二次加振力を除去するため、二次共振の発生をも防止できる。このため、往復機械の防振設計に大きな自由度を与えることができ、往復機械の振動低減を実現することが可能となる。
さらに、一次バランサ内に二次バランサを回転自在に収容する機構を採用することにより、体積、重量共に大きく低減することができた。
また、本発明に係る振動低減装置を単一のスライダのみをもつ往復機械に取り付けるだけで、大幅な振動低減が可能となる。本発明に係る振動低減装置は、非常に軽量化且つ小型化することができるため、エンジンを搭載したチェーンソーのような手持ち機械に対しても搭載することができる。手持ち機械に搭載した場合は手に伝達する振動を低減できるため、白蝋病などの発生の予防効果も期待できる。また、オートバイ用エンジンから発生する振動低減、ポンプの運転時の振動低減など、産業界で使用されている様々な往復機械にも適用が可能である。
【符号の説明】
【００４６】
１…往復機械、１０…スライダ・クランク機構、１１…クランク、１２…クランク軸、１３…コネクティングロッド（コンロッド）、１５…往復運動部、１７…ハウジング、２０…振動低減装置、２１…カウンタウェイト、２３、２３’…一次バランサ（一次バランスウェイト）、２５、２５’…二次バランサ（二次バランスウェイト）、２７、２７’…バランスウェイト機構、２９…ハウジング、３０…バランサ駆動用歯車列、３１…ハウジング、３３…従動側タイミングプーリ、３５…シャフト、３７…おもり、４１…ベースプレート、５１…駆動側タイミングプーリ、Ｇ１、Ｇ１’…リングギヤ、Ｇ２、Ｇ２’…サンギヤ、Ｇ３、Ｇ３’…アイドラギヤ、Ｉ軸…クランク回転軸、ＩＩ軸、ＩＩ’軸…バランサ回転軸
【技術分野】
【０００１】
本発明は、単気筒エンジン、ポンプ、空気圧縮機など、単一のスライダ・クランク機構を利用して、回転運動と往復運動との間の変換を行っている往復機械の振動・騒音を低減する往復機械用振動低減装置、及びこれを備えた往復機械に関する。
【背景技術】
【０００２】
エンジン、ポンプ、空気圧縮機など、回転運動と往復運動との間の変換機構として、スライダ・クランク機構（またはピストン・クランク機構とも呼ばれている）が広く利用されている。このスライダ・クランク機構においては、直線往復運動を行うスライダ（またはピストン）、揺動及び往復運動を行う連接棒（コネクティングロッド）、回転運動を行うクランクの各部の運動に起因した不釣合い慣性力により有害な振動が発生する。この振動は、クランク回転数と同期した一次振動と、その偶数倍の高次振動で構成される。
例えば、多気筒エンジンのように複数のスライダをもつ往復機械においては、各気筒間のクランク回転角の位相をずらすことにより、一次振動の除去が可能であり、二次振動以上の高次振動を低減すればよい。この高次振動の低減のためのバランサとして代表的なものとして、三菱自動車工業株式会社の「サイレントシャフト（登録商標）」が実用化されている。
【０００３】
一方、単気筒エンジンのように単一のスライダのみをもつ往復機械では、一次成分の振動の除去は不可能であり、さらに、クランク回転数の偶数倍の高次振動も同時に発生する。単一のスライダ・クランク機構をもつ往復機械の振動低減法としては、様々なバランサ装着による方法が提案されている。
例えば、特許文献１には、クランク軸により回転駆動されるキャリアと、回転可能なサンギヤを有するサンギヤ回転体と、サンギヤに対して径方向外方に配置されるリングギヤと、キャリアに回転可能に支持されると共に、サンギヤとリングギヤの双方に噛合するプラネタリギヤとを有する遊星歯車機構を備えたバランサ装置の発明が記載されている。このバランサ装置においては、キャリア、プラネタリギヤ、及び第一バランスウェイト部により構成されるキャリア組立体により一次成分の振動を低減し、第二バランスウェイト部を有するサンギヤ回転体により、一次振動よりも高い振動数の高次数振動を低減する。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００９−２８１４５８公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら、特許文献１のバランサ装置においては、振動を低減させる機構が複雑であり、依然として振動低減装置のサイズや重量が大きいという問題がある。
本発明は、上述の事情に鑑みてなされたものであり、単一個のスライダをもつ往復機械に関し、有害な振動の主な原因となる一次振動と二次振動（クランク回転数の２倍の回転角速度）の不釣合い慣性力を単純な機構を用いて消去し、往復機械の運転時に発生する振動及び騒音を大幅に低減し、静粛な運転を実現することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
上記の課題を解決するために、請求項１に記載の発明は、往復直線運動を行うスライダ、クランク軸を中心として回転運動を行うクランク、及び前記スライダの往復直線運動を前記クランクに伝達して前記クランク軸を回転させるコネクティングロッド、を有するスライダ・クランク機構と、前記クランク軸を間に挟んで前記クランクの反対側に連接されたカウンタウェイトと、第１、及び第２のバランスウェイト機構と、前記スライダ・クランク機構からの駆動力を前記第１、及び第２のバランスウェイト機構に夫々伝達する駆動力伝達機構と、前記各構成要素を支持するベース部材と、を備えた往復機械用振動低減装置であって、前記第１、及び第２のバランスウェイト機構は、夫々前記スライダの重心移動経路の延長線に対して対称な前記ベース部材の各部位に配置され、前記第１、及び第２のバランスウェイト機構は、夫々前記スライダの重心移動経路の延長線に対して対称位置に配置されたバランサ回転軸と、該各バランサ回転軸を中心とした円軌道に沿って回転し、且つ前記駆動力伝達機構によって伝達された駆動力により前記クランク軸と同一回転数にて互いに逆方向に回転する第一バランスウェイトと、前記各バランサ回転軸を中心とした円軌道に沿って回転し、且つ前記駆動力伝達機構よって伝達された駆動力により前記クランク軸の２倍の回転数にて互いに逆方向に回転する第二バランスウェイトと、を備えたことを特徴とする。
請求項１の発明では、単一のスライダのみをもつ往復機械の一次及び二次振動を除去するために、クランク軸に取り付けられるカウンタウェイト、２つの一次バランスウェイト、及び２つの二次バランスウェイトの計４つのバランスウェイトを有する振動低減装置を提案した。本発明に係る振動低減装置は、クランクの回転と同期して回転する一次バランスウェイトと、一次バランスウェイトと同一の回転軸を有し、クランク回転数の２倍の回転角速度で回転する二次バランスウェイトを有するものである。この装置の４つのバランスウェイトの回転軸（２つ）を平行に設置し、一次、二次のそれぞれが対となるバランスウェイトを互いに逆回転させることにより、往復機械の一次振動と二次振動を除去する。その結果、往復機械の振動・騒音を大幅に低減することが可能となる。
【０００７】
請求項２に記載の発明は、前記カウンタウェイトの質量及び重心の回転半径は、前記スライダ・クランク機構が前記スライダの重心移動方向と直交する方向に発生させる一次振動を除去するように設定され、前記第一バランスウェイトの質量及び重心の回転半径は、前記スライダ・クランク機構及び前記カウンタウェイトが前記スライダの重心移動方向と平行な方向に発生させる一次振動を除去するように設定され、前記第二バランスウェイトの質量及び重心の回転半径は、前記スライダ・クランク機構が前記スライダの重心移動方向と平行な方向に発生させる二次振動を除去するように設定されている請求項１記載の往復機械用振動低減装置を特徴とする。
請求項２の発明では、スライダ・クランク機構の一次振動と二次振動とを完全に除去するため、まず一次振動をカウンタウェイトと第一バランスウェイトとによって完全に除去し、二次振動を第二バランスウェイトによって完全に除去する構成とした。
【０００８】
請求項３に記載の発明は、前記スライダの重心移動経路の延長線を基準軸として前記クランクの回転角をωｔとしたときに、前記各第一バランスウェイトの位相がπ±ωｔで与えられ、前記各第二バランスウェイトの位相がπ±２ωｔで与えられる請求項１又は２記載の往復機械用振動低減装置を特徴とする。
請求項３の発明では、請求項２と同様に往復機械の一次振動と二次振動とを完全に除去するため、クランクの位相に対して第一バランスウェイトと第二バランスウェイトの位相をそれぞれπ±ωｔ、π±２ωｔとなるようにした。
請求項４に記載の発明は、前記各第一バランスウェイトは、夫々前記各バランサ回転軸を回転軸とする中空筒状部材の重心位置を前記各バランサ回転軸から外径方向にずらした構成を備え、前記各第二バランスウェイトは、夫々前記各バランサ回転軸を回転軸とする軸状部材の重心位置を前記各バランサ回転軸から外径方向にずらした構成を備え、前記各第一バランスウェイトの中空内部には、前記第二バランスウェイトが同軸状且つ相対回転可能に軸支されており、前記駆動力伝達機構は、歯車列を有し、該歯車列は、内歯車及び外歯車を有し、該外歯車同士が噛合し、且つ前記第一バランスウェイトと一体回転する一対のリングギヤと、該各リングギヤの内歯車との歯数比が２：１である外歯車を有し、且つ前記各第二バランスウェイトと一体回転するサンギヤと、前記各リングギヤの内歯車及び前記各サンギヤの外歯車と夫々噛合して自転する軸固定のアイドラギヤと、を備えた請求項１乃至３の何れか一項記載の往復機械用振動低減装置を特徴とする。
請求項４の発明では、一次バランスウェイトを中空筒状とし、一次バランスウェイトの中空内部で二次バランスウェイトが回転するものである。上記のような構造とすることにより、非常に軽量かつ小型化することが可能である。
請求項５に記載の発明は、請求項１乃至４の何れか一項記載の往復機械用振動低減装置を備えた往復機械を特徴とする。
請求項５の発明では、請求項１乃至４の何れか一項記載の往復機械用振動低減装置により、往復機械の振動を大幅に低減することができる。
【発明の効果】
【０００９】
本発明に係る振動低減装置を単一のスライダのみをもつ往復機械に取り付けるだけで、大幅な振動低減が可能となる。本発明に係る振動低減装置は、非常に軽量化且つ小型化することができるため、エンジンを搭載したチェーンソーのような手持ち機械にも搭載することができる。手持ち機械に搭載した場合は作業者の手に伝達する振動を低減できるため、白蝋病などの発生の予防効果も期待できる。また、オートバイ用エンジンから発生する振動低減、ポンプの運転時の振動低減など、産業界で使用されている様々な往復機械にも適用が可能である。
また、機械の共振を避ける一般的な方法として、往復機械の支持部防振ゴムばね定数、機械の質量の調節により一次固有振動を運転振動数域外にはずす手法が用いられる。
しかし往復機械の場合には、一次固有振動数を運転振動数域外の高振動数域側にはずしたとしても、加振力に二次成分が含まれているため、この加振力による二次の共振が運転振動数域で発生することとなる。このような場合においても、本発明の振動低減装置を搭載した場合には、二次加振力が除去されているため、二次共振の発生をも防止できる。このため、往復機械の防振設計に大きな自由度を与えることができ、往復機械の振動低減を実現することが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【００１０】
【図１】スライダ・クランク機構にて駆動される往復機械の原理を示す説明図である。
【図２】本発明に係る振動低減装置の原理を説明する概略図である。
【図３】一次バランサ及び二次バランサを駆動する歯車列を示す図である。
【図４】振動低減装置の斜視図である。
【図５】振動低減装置の上面側断面図である。
【図６】一次バランスシャフトの斜視図である。
【図７】二次バランスシャフトの斜視図である。
【図８】本発明に係る振動低減装置を備えた往復機械（試験機）の要部斜視図である。
【図９】本発明に係る振動低減装置を備えた往復機械（試験機）の振動加速度の周波数応答を示す図であり、（ａ）はｘ軸方向の周波数応答を示し、（ｂ）はｙ軸方向の周波数応答を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１１】
〔１．本発明の概要〕
以下に、本発明で考案した単一のスライダ・クランク機構を有する往復機械用バランサ装置の概要について図１に基づいて説明する。図１は、スライダ・クランク機構にて駆動される往復機械の原理を示す説明図である。
エンジン、ポンプ、空気圧縮機などスライダ・クランク機構１０を用いた往復機械は、非常に多くの産業分野で利用されている。これらの往復機械は、往復直線運動を行う往復運動部１５（スライダ；エンジンではピストンが相当する）、クランク軸１２を中心として回転運動を行うクランク１１、及び往復運動部１５の往復直線運動をクランク１１に伝達してクランク軸１２を回転させるコネクティングロッド１３（連接棒、以下、コンロッドと呼ぶ）から構成され、運転時には、これらの不釣合い慣性カを加振力として有害な振動や騒音が発生する。この不釣合い慣性力は、クランク軸１２の回転と同期した一次成分以外に、クランク軸の１回転あたり偶数回変動する高次成分を有する。
自動車用の多気筒エンジンのように、複数個のスライダ・クランク機構が直列に連結された機械の場合には、各気筒のクランク回転角の位相をずらすことにより不釣合い慣性力の一次成分の釣合わせを行うことができ、振動を低減することができる。一方、単気筒エンジンのように１個のスライダ・クランク機構のみで構成される往復機械の場合は、一次及び高次不釣合い慣性力の釣合わせを行うことは困難である。一般的には、クランク回転軸中心と点対称の位置に適当な大きさのカウンタウェイト（釣合い重り）を取り付けて、一次振動を可能な限り小さくなるようにして調整している（部分釣合わせ）。
本装置は、単気筒エンジンのように１個のスライダ・クランク機構のみで構成される各種往復機械の一次、及び二次不釣合い慣性力の釣合わせを行うことができ、その結果、往復機械の一次、及び二次振動を除去することができる。本発明は、先に提案した装置（特開２００９−２２２１３５号）に改良を加え、釣合わせ用バランサが発生する慣性力の特性を考慮して、バランサ装置を軽量化かつ小型化したことが特徴である。
【００１２】
〔２．往復機械の不釣合い慣性力〕
ここでは図１に示すようなスライダ・クランク機構１０を考える。クランク軸は、一定の角速度ωで回転しているものとする。理解を容易化するため、図１に示すようにＯ−ｘ，ｙ軸を設定し、クランク回転軸をＩ軸と呼ぶ。以下の説明における変数の定義は以下のとおりである。
ｍｐ ：往復運動部（ピストン、ピストンピンなど）の質量
ｍｃ ：コネクティングロッド（コンロッド）の質量
ｍｅ ：クランク部（クランク軸まわりの回転運動部）の質量
ｒ ：クランクアームの長さ
ｒｅ ：クランク部重心の回転半径
ｌ ：コネクティングロッド（コンロッド）の長さ
ａ ：コンロッド重心〜ピストンピンの距離
ｂ ：コンロッド重心〜クランクピンの距離
また、ａ＋ｂ＝ｌの関係がある。往復運動部の質量ｍｐはピストンピンの中心（ｘｐ，０）に、コンロッドの質量ｍｃは（ｘｃ，ｙｃ）に、クランク部の質量ｍｅは（ｘｅ，ｙｅ）にそれぞれ集中しているものとする。
クランク１１、コンロッド１３、往復運動部１５は、それぞれ原点Ｏ回りの回転運動、揺動運動＋往復運動、ｘ方向の往復運動を行う。なお、ｘ軸は往復運動部１５の重心の移動経路及びその延長線上に設定されている。この運動によって、往復機械本体には、次の数式（１）のような不釣合い慣性力が発生し、この力がクランク軸支持部などを通して往復機械自体に有害な振動を発生する。
【００１３】
【数１】
ここで、
【００１４】
【数２】
【００１５】
不釣合い力ｆの第１添字は、不釣合い慣性力の分力の方向、第２添字は不釣合い慣性力の回転速度の次数である。すなわち、ｆｘ，１、ｆｙ，１は、それぞれ不釣合い慣性力のｘ、ｙ軸の方向分力の一次成分、ｆｘ，２は不釣合い慣性力のｘ軸の方向分力の二次成分、ｆｘ，ｎはｘ軸の方向分力のｎ次成分である。数式（１）からわかるように、図１のスライダ・クランク機構を有する往復機械において、ｙ方向には、クランク回転角速度ωと同期した一次成分の加振力のみが発生する。一方、ｘ方向には、一次成分以外にクランク回転角速度ωの偶数倍２ω、４ω、…の加振力が発生する。この加振力は、次数が大きくなるにしたがい、その大きさが急激に小さくなる。したがって、一次と二次成分の不釣合い慣性力を釣合わせれば、往復機械の振動は大幅に低減できる。
【００１６】
〔３．一次振動の除去〕
本発明の振動低減装置の概略図を図２に示す。まず、一次振動の除去について説明する。図２に示すように、Ｏ点に関してコンロッド１３と反対の位置にカウンタウェイト２１をクランク軸１２に取り付ける。カウンタウェイト２１の質量をＭｃ、その重心の回転半径をＲｃとする。
単気筒エンジンでは、ｘ、ｙ方向に均等な大きさの不釣合い量
【００１７】
【数３】
が現れるようにカウンタウェイトの修正量ＭｃＲｃを調整していることが多い（部分釣合せ）。
【００１８】
本発明では、カウンタウェイトの修正量の大きさＭｃＲｃ（ＭｃとＲｃの積）を調整し、不釣合い量のｙ方向成分を完全に釣合わせる。このため、カウンタウェイト２１の重心を、クランク軸１２を間に挟んでクランク１１の反対側に配置する。カウンタウェイト２１の回転数はクランク１１の回転数と同一であり、カウンタウェイト２１の位相は、クランク１１の位相に対してπずらしたものとする。不釣合い量のｙ方向成分を完全に釣合わせるためには、カウンタウェイトの修正量（ＭｃとＲｃの積ＭｃＲｃ）を次式のように設定すればよい。
【００１９】
【数４】
このカウンタウェイトの設置により、ｘ方向の加振力（一次成分）は、
【００２０】
【数５】
と変化する。すなわち、往復機械の発生する加振力（数式１）は、次式となる。
【００２１】
【数６】
ここに、
は往復機械とカウンタウェイトにより発生するｘ方向の加振力の合力一次成分の大きさであり、次式で表される。
【００２２】
【数７】
【００２３】
次に、上式の
を除去するため、２本の一次釣合いおもり（一次バランスウェイト、以後「一次バランサ」と呼ぶ）２３、２３’を設置する。質量が同じである２つの一次バランサ２３、２３’は、ｘ軸に関して対称であるＩＩ、ＩＩ’軸（バランサ回転軸）まわりにそれぞれ回転するように設置する。この２つの一次バランサ２３、２３’は、各バランサ回転軸ＩＩ、ＩＩ’を中心とした円軌道に沿って、互いに逆回転する機構とする。ｘ軸を基準として、クランク１１の回転角がωｔの場合、ＩＩ、ＩＩ’軸まわりに回転する一次バランサ２３、２３’の位相は、それぞれπ−ωｔ、π＋ωｔとする。一次バランサ２３、２３’の質量をＭ１、ＩＩ、ＩＩ’軸から一次バランサ２３、２３’の重心までの半径をＲ１とすると、各バランサが発生する慣性力はＭ１Ｒ１ω２であり、図示の位置における２つの一次バランサの発生する慣性力（遠心力）のｘ方向分力は、
【００２４】
【数８】
となる。一方、ｙ方向分力は
【００２５】
【数９】
であり、一次バランサによるｙ方向分力は互いに相殺する。
数式（８）のｘ方向分カの大きさ２Ｍ１Ｒ１ω２を数式（６）の不釣合い力
と等しくするようにＭ１、Ｒ１の大きさを調整すれば、ｘ方向の加振力は完全に除去することができる。すなわち、
【００２６】
【数１０】
数式（７）、（１０）から、１つの一次バランサの修正量は、次のようにすればよい。（これを１対２本使用する）
【００２７】
【数１１】
以上のように一次不釣合い慣性力を釣合わせるには、Ｍ１とＲ１の積Ｍ１Ｒ１（修正量）の大きさを数式（１１）を満足するように調整すればよい。一次不釣合い慣性力は、他の高次不釣合い慣性力に比較して最も大きいので、振動低減装置を軽量化するためには、Ｒ１を極力大きくし、Ｍ１を小さくすることが望ましい。本発明では、後述の図４乃至図６に示すように、一次バランサとして中空円筒型のシャフトを用い、一次バランサの重心の回転半径Ｒ１を大きくし、Ｍ１を小さくする構造として軽量化を図っている。
【００２８】
〔４．二次振動の除去〕
〔３．一次振動の除去〕で述べたように一次振動を除去できれば、数式（１）［または数式（６）］からわかるように、二次不釣合い力はｘ方向のみにおいて発生し、ｙ方向の不釣合い慣性力は発生しない。
このｘ方向の二次不釣合い力ｆｘ，２を除去するため、クランク回転数の２倍の速度で、かつ互いに逆方向に回転する２本の二次バランサ２５、２５’（二次バランスウェイト、図２参照）を使用する。二次バランサ２５、２５’は、一次バランサ２３、２３’と同一のバランサ回転軸ＩＩ、ＩＩ’まわりに、つまり、バランサ回転軸ＩＩ、ＩＩ’を中心とした円軌道に沿って回転する。二次バランサの位相は、それぞれπ＋２ωｔ、π−２ωｔとする。各二次バランサの質量をＭ２、二次バランサの重心の回転半径をＲ２とする。一次バランサと同様に、二次バランサの慣性力のｙ方向成分は相殺して零となり、ｘ方向成分のみが残る。
すなわち、
【００２９】
【数１２】
【００３０】
【数１３】
このｘ方向成分Ｐｘ，２を式（６）の二次の不釣合いのｙ方向と釣合わせれば、二次成分の加振力が除去できる。すなわち、
【００３１】
【数１４】
となるようにＭ２とＲ２の大きさを調整する。すなわち、数式（２）、（１３）から、一つの二次バランサの修正量Ｍ２Ｒ２を
【００３２】
【数１５】
とする（これを１対２本使用する）。このｘ方向の二次不釣合い力ｆｘ，２は、一次不釣合い慣性力に比較してかなり小さい。それを除去する修正量（Ｍ２Ｒ２）も小さいため、Ｍ２Ｒ２の大きさはともに小さくてよい。このため、二次バランサ２５、２５’は、中空円筒型の一次バランサ２３、２３’内で回転するように設置する（図４及び図５参照）。また、二次バランサ２５、２５’は、円柱のシャフトを面取り加工して、重心をバランサ回転軸ＩＩ、ＩＩ’から偏心させる（図７参照）。このような構造とすることによって、振動低減装置の小型化かつ軽量化を図ることができる。
なお、上記一次バランサと二次バランサは、全て同一平面上、且つ、各バランサをｘ軸に対称となるように設置しているため、これら各バランサによる慣性力のモーメントと、スライダ・クランク機構がもつ不釣り合い慣性力との慣性モーメントは発生しない。
【００３３】
〔５．バランサ駆動方法〕
図３は、〔３．一次振動の除去〕、〔４．二次振動の除去〕で述べた一次、二次それぞれ２本のバランサを回転させる機構の一例である。図３に示すようにバランサ駆動用歯車列３０（駆動力伝達機構）は歯車列であり、内歯車及び外歯車を有し、外歯車同士が噛合し、且つ第一バランスウェイトと一体回転する一対のリングギヤＧｌ、Ｇｌ’と、各リングギヤＧｌ、Ｇｌ’の内歯車との歯数比が２：１である外歯車を有し、且つ各第二バランスウェイトと一体回転するサンギヤＧ２、Ｇ２’と、各リングギヤＧｌ、Ｇｌ’の内歯車及び各サンギヤＧ２、Ｇ２’の外歯車と夫々噛合して自転する位置固定（軸固定）アイドラギヤＧ３、Ｇ３’と、を備えている。
【００３４】
リングギヤＧｌ、Ｇｌ’は一次バランサとともに一体回転し、サンギヤＧ２、Ｇ２’は二次バランサとともに一体回転する。リングギヤＧｌ、Ｇ１’は外周に外歯車、内周に内歯車をもち、サンギヤＧ２、Ｇ２’は外歯車をもつ。また、Ｇ３、Ｇ３’は回転数調整用のアイドラギヤである。
リングギヤＧｌの内歯車の歯数とアイドラギヤＧ３の歯数を４：１、サンギヤＧ２とアイドラギヤＧ３の歯数を２：１とする。この歯数比は一例であって、リングギヤＧｌとサンギヤＧ２（又はリングギヤＧ１’とサンギヤＧ２’）の歯数比が２：１となっていればよく、アイドラギヤＧ３、Ｇ３’の歯数はいくつでもよい。
往復機械のクランク軸の回転を何らかの方法でリングギヤＧ１に伝えれば、リングギヤＧ１とＧ１’の外歯車同士の噛み合い（噛合）によって、２つの一次バランサは、クランク軸と同じ回転数で回転し、互いに逆方向に回転する。さらに、リングギヤＧ１→アイドラギヤＧ３→サンギヤＧ２の歯車列の噛み合いによって、サンギヤＧ２はクランクの回転数の２倍の回転数で回転する。また、サンギヤＧ２’は、サンギヤＧ２と逆方向かつクランクの回転数の２倍の回転数で回転する。なお、本発明においては、アイドラギヤＧ３、Ｇ３’の回転軸の位置を固定し、それぞれ自転させる。
【００３５】
以上の説明はバランサ駆動方法の一例であって、リングギヤＧｌ、Ｇｌ’がクランク軸と同一の回転数で回転するならば、リングギヤＧｌ、サンギヤＧ２，アイドラギヤＧ３のどの歯車を駆動歯車としてもよい。また、本説明では、バランサ回転軸ＩＩ、ＩＩ’をクランク軸１２の下に配置しているが、バランサ回転軸ＩＩ、ＩＩ’は、ｘ軸に関して対称の位置であればどこに配置してもよい。
【００３６】
〔６．高次振動〕
スライダ・クランク機構では、４次以上の高次不釣合い慣性力（数式（１）のｆｘ，ｎ（ｎ＝４，６，８…））も発生するが、これらの高次不釣合い慣性力は、一次と二次不釣合い慣性力に比較して非常に小さいため往復機械の運転時に発生する振動は特に問題とならないため、本発明においては特に考慮しないこととする。
【００３７】
〔７．振動低減装置の構造〕
製作した振動低減装置について、図４乃至７に基づいて説明する。図４は、振動低減装置の斜視図である。図５は、振動低減装置の上面側断面図である。図６は、一次バランスウェイトの斜視図である。図７は、二次バランスウェイトの斜視図である。
図示する振動低減装置２０は、ｘ軸（スライダの重心移動経路の延長線）に対して対称位置に配置されて、それぞれ一次バランサ２３、２３’と二次バランサ２５、２５’とが同一回転軸まわりに相対回転可能に組み合わされた２つのバランスウェイト機構２７、２７’と、ベアリングを備えて各バランスウェイト機構２７、２７’の軸方向両端部を回転自在に支持するハウジング２９（ベース部材）と、各バランスウェイト機構２７、２７’の軸方向一端部に配置されたバランサ駆動用歯車列３０と、ベアリングを備えて、各アイドラギヤＧ３、Ｇ３’を軸位置固定のまま回転自在に支持（軸支）するハウジング３１と、二次バランサ２５と一体回転し、クランク軸の回転を伝達する従動側タイミングプーリ３３と、を備えている。なお、カウンタウェイト２１は、クランク軸１２に取り付けられるため、この図には図示されていない。
【００３８】
各ウェイトの構成は以下の通りである。
カウンタウェイト２１（図８参照）は半円板状であり、クランク軸１２を間に挟んでクランク１１の反対側に連接されている。数式（４）を満たすように、質量ＭＣ及び重心の回転半径ＲＣを設定する。また、重心位置をクランク１１の重心に対してクランク回転軸Ｉを間に挟んだ反対側に設定することにより、重心位置がクランク１１の重心に対して位相差πを生ずるようにする（図２参照）。
一次バランサ２３は、バランサ回転軸ＩＩを回転軸とする中空円筒形のシャフト３５（中空筒状部材）と、シャフト３５の外周に固定された半円筒形のおもり３７と、を備え、重心位置をＩＩ軸から外径方向にずらした構成となっている。数式（１１）を満たすように、質量Ｍ１及び重心の回転半径Ｒ１を設定する。シャフト３５が中空状であればよく、軸方向と交差する方向の断面が円形状や、多角形状、或いはその他の形状であっても良い。
二次バランサ２５は、バランサ回転軸ＩＩを回転軸とする非中空の円柱状部材（軸状部材）の一部を切り欠くことにより、重心位置をバランサ回転軸ＩＩから外径方向にずらした構成となっている。本実施形態においては、軸方向に直交する方向の断面が半円形状となるように円柱状部材の一部を切り欠いている。数式（１５）を満たすように、質量Ｍ２及び重心の回転半径Ｒ２を設定する。なお、上記円柱状部材の軸方向と交差する方向の断面はどんな形状であってもよい。また、数式（１５）を満たすことができれば、上記円柱状部材が非中空状であっても中空状であってもよい。
一次バランサ２３と二次バランサ２５の重心位置が、クランク１１の重心の位相ωｔに対して、それぞれπ±ωｔ、π±２ωｔとなるように、バランサ駆動用歯車列３０の各ギヤを組み付けるとともに、従動側タイミングプーリ３３とクランク軸１２とを接続する。
【００３９】
バランスウェイト機構２７において、修正量Ｍ２Ｒ２の小さい二次バランサ２５は、質量Ｍ２も回転半径Ｒ２も、一次バランサ２３よりも小さくて済む。従って、上述のように一次バランサ２３を空洞にし、その中に二次バランサ２５を設置し、一次バランサ２３の中で二次バランサ２５が回転するような機構を採用した。各バランスウェイト機構２７をｘ軸に対称に一対並べ、一次バランサ２３同士、二次バランサ２５同士ともに互いに逆回転するように歯車列を採用し、リングギヤＧ１は一次バランサ２３、サンギヤＧ２は二次バランサ２５の回転を行う設計を行った。以上により、〔２．往復機械の不釣合い慣性力〕乃至〔４．二次振動の除去〕にて説明した振動低減の理論に沿った運動を一次バランサ２３及び二次バランサ２５が行い、スライダ・クランク機構の振動を低減する。上記の機構を採用することにより、従来の振動低減装置よりも大幅な小型化及び軽量化を実現することができた。
【００４０】
〔８．往復機械の構成〕
図８は、本発明に係る振動低減装置を備えた往復機械（試験機）の要部斜視図である。試験機となる往復機械１は、スライダ・クランク機構１０と、スライダ・クランク機構１０の下方に設置された振動低減装置２０と、を備え、スライダ・クランク機構１０及び振動低減装置２０は、ベースプレート４１（ベース部材）上に設置されている。スライダ・クランク機構１０のクランク軸１２の両端部は、ベアリングを備えたハウジング１７（ベース部材）によって回転自在に支持されている。振動低減装置２０のハウジング２９上にハウジング１７が直接固定されており、スライダ・クランク機構１０の振動がハウジング１７、２９を介して振動低減装置２０に伝わるようになっている。また、クランク軸１２には、駆動側タイミングプーリ５１（駆動力伝達機構）が相対回転不能に取り付けられ、駆動側タイミングプーリ５１及び従動側タイミングプーリ３３（駆動力伝達機構）にはタイミングベルト（不図示、駆動力伝達機構）が巻き掛けられている。クランク軸１２の回転が、従動側タイミングプーリ３３を介して二次バランサ２５に回転数を２倍にして伝達される。
【００４１】
〔９．運転実験〜運転及び実験方法〕
実際の試験には図８に示す試験機（往復機械１）を用い、概略、以下のような構成にて行った。定盤に固定した架台に防振ゴムを設置し、振動低減装置２０を組み込んだ試験機（往復機械１）と駆動用モータとダミーモータとをベースプレート４１に取り付け、ベースプレート４１を防振ゴム上に固定する。駆動用モータとダミーモータは、往復機械１を間に挟んで、図中左右両側にそれぞれ配置した。これにより、コンロッド１３が運動する面内（ｘ−ｙ平面内）での振動がほぼ実現するように工夫した。試験機を固定する架台は等辺山形鋼と溝形鋼を溶接接合した正方４００［ｍｍ］ボックス型ラーメン構造であり、また試験機と架台間に取り付けた防振ゴムのバネ定数は、ｙ方向が９．９［Ｎ／ｍｍ］、ｘ方向が５５［Ｎ／ｍｍ］である。
実験は、試験機に対して、カウンタウェイト２１のみを取り付けた場合、振動低減装置２０による一次成分釣り合わせを行った場合、そして二次成分までの釣り合わせを行った場合について、機械全体を支持するベースプレート４１の、ｘ及びｙ方向の振動加速度の周波数応答を計測する。なお、「一次成分釣り合わせを行った場合」とは、カウンタウェイト２１と一次バランサ２３を装着したことを意味する。また、「二次成分までの釣り合わせを行った場合」とは、カウンタウェイト２１と一次バランサ２３と二次バランサ２５とを装着したことを意味する。モータの運転周波数域は４〜３０［Ｈｚ］で、その１［Ｈｚ］ごとの振動加速度を、共振点付近では０．５［Ｈｚ］ごとの振動加速度をｘ軸と交わるベースプレート上に取り付けた加速度ピックアップ（Ｂ＆Ｋ社製４５０１型）によって計測していく。
【００４２】
〔１０．運転実験〜実験結果〕
図９は、試験機のｘ軸方向及びｙ軸方向の振動加速度の周波数応答を示す図である。同図（ａ）はｘ軸方向の周波数応答を示し、（ｂ）はｙ軸方向の周波数応答を示している。図９の縦軸は振動加速度ａ［ｍ／ｓ２］、横軸はモータの運動周波数ω［Ｈｚ］である。両方向の振動加速度は、共に共振点を除いて振動加速度と運動周波数の相関関係が見られることから、振幅が運転周波数の２乗に比例して大きくなる不釣り合い力による周波数応答の傾向が確かめられる。
図９の（ａ）に示すｘ軸方向の周波数応答については、カウンタウェイトのみを取り付けただけでは１３．５［Ｈｚ］、２３［Ｈｚ］で共振を確認できた。一次バランサを取り付けた場合、これらの共振点付近での振動低減を確認することができた。さらに一次及び二次バランサを取り付け、二次成分まで釣り合わせた場合は２３［Ｈｚ］付近を含め、高い回転数域で一次バランサのみよりも高い振動低減効果を確認することができた。運転領域全体で共振点が無くなり、回転数ωの増加と共に緩やかに振動加速度が大きくなっていることがわかる。
次に図９の（ｂ）に示すｙ軸方向の周波数応答については、（ａ）の５倍のスケールで表示したが、カウンタウェイトによって往復機械の持つｙ軸方向の不釣り合い慣性力は打ち消されており、一次及び二次バランサは影響しないため、全体的にそれぞれ大きな差は確認できない。１８［Ｈｚ］付近は試験機のｙ軸方向の固有振動数であることから、幾分か加速度が高くなっている。カウンタウェイトのみを取り付けた場合の２３［Ｈｚ］は、ｘ軸方向の共振に誘発されたものと考えられる。
【００４３】
〔１１．運転実験〜考察〕
運転実験に使用した試験機は簡易に作成されたものであり、本発明に係る理論を完全に再現できるような構造・機構になっていない。具体的には、以下のような構造上・機構上の問題点を有している。
［１］試験機としては、スライダ（ピストン）の重心が、ピストンピンの位置になるように調整しておく必要がある。その理由は、理論式は、スライダ（ピストン）の重心がピストンピンの位置にあることを前提に定式化されているためである。しかしながら、本試験機では、スライダ（ピストン）の重心位置がそのように調整できていないため、コンロッドの揺動運動に起因してスライダ（ピストン）上部の丸棒部にピストンピンまわりの回転運動が発生し、試験機の上部（スライダ部）に加振力が発生し、その結果、若干ではあるが往復機械の振動を誘発している。そのため、実験結果を示す図９には、完全な状態で実験したものとは異なる結果が現れている。特に図９（ｂ）にその傾向が見られ、水平方向の振動が低減していない。これに比較し、図９（ａ）における垂直方向の振動は、かなり低減している。
［２］試験機では、スライダ（ピストン）を直接駆動しにくいため、クランク回転軸中心を電動モータで回転駆動した。電動モータは装置の片側（図８中、往復機械１の左側）のみに配置されているため、このままでは装置全体に質量のアンバランスを生じる。そこで、装置全体の質量のバランスをとるため、反対側（図８中、往復機械１の右側）にも、同じ質量のダミーモータを設置した。しかし、ダミーモータとクランク回転軸とは連結していないため、その部分の質量が考慮されていないなど、装置全体の重心位置がｘ軸から若干ずれている。このため試験機には、重心まわりのピッチング（ｙ軸まわりの回転振動）が発生している。
【００４４】
［３］スライダ（ピストン）を支えるため、試験機の上部に４本脚で支えた平板構造（不図示）を設けた。しかし、この構造の剛性は十分でない。このため、上記［１］で述べたスライダ部の加振力により、装置上部に振動が発生し、その結果、試験機全体の振動が発生している。この影響が少なからず図９の結果に現れていると考えられる。
［４］また、装置全体の基部を、やわらかい弾性体（防振ゴム）で支えたが、これは装置全体が発生する振動を極力阻害しないためであり、この柔軟支持の採用により、このわずかな加振力に起因して発生する振動を計測できるようにした。
［５］また、試験機全体の重心位置も、ｘ軸（スライダの垂直運動線）に完全に一致していない。これに起因して、ｙ軸まわりの回転振動（ピッチング）が起きている可能性がある。純粋にｘｙ平面内の面内振動のみが起きているか否かの確認はしていない。
このように上記実験結果は、試験機の不備から発明の理論を完全に裏付けるものではないが、傾向として、あるいは、理論の正しさについて裏付けるものではあると考えられる。
【００４５】
〔１２．効果〕
機械の共振を避ける最も一般的な方法として、往復機械の支持部防振ゴムばね定数や、機械の質量の調節により一次固有振動を運転振動数域外にはずす手法が用いられる。
しかし、往復機械の場合には、たとえ一次固有振動数を運転振動数域外の高振動数域側にはずしたとしても、加振力に二次成分が含まれているため、この加振力による二次の共振が運転振動数域で発生することとなる。
本発明では、単一のスライダ・クランク機構をもつ往復機械から発生する不釣り合い慣性力による振動の一次成分及び二次成分について、３種のウェイトを用いて低減する。特に、二次バランサを用いて二次成分まで釣り合わせて、二次加振力を除去するため、二次共振の発生をも防止できる。このため、往復機械の防振設計に大きな自由度を与えることができ、往復機械の振動低減を実現することが可能となる。
さらに、一次バランサ内に二次バランサを回転自在に収容する機構を採用することにより、体積、重量共に大きく低減することができた。
また、本発明に係る振動低減装置を単一のスライダのみをもつ往復機械に取り付けるだけで、大幅な振動低減が可能となる。本発明に係る振動低減装置は、非常に軽量化且つ小型化することができるため、エンジンを搭載したチェーンソーのような手持ち機械に対しても搭載することができる。手持ち機械に搭載した場合は手に伝達する振動を低減できるため、白蝋病などの発生の予防効果も期待できる。また、オートバイ用エンジンから発生する振動低減、ポンプの運転時の振動低減など、産業界で使用されている様々な往復機械にも適用が可能である。
【符号の説明】
【００４６】
１…往復機械、１０…スライダ・クランク機構、１１…クランク、１２…クランク軸、１３…コネクティングロッド（コンロッド）、１５…往復運動部、１７…ハウジング、２０…振動低減装置、２１…カウンタウェイト、２３、２３’…一次バランサ（一次バランスウェイト）、２５、２５’…二次バランサ（二次バランスウェイト）、２７、２７’…バランスウェイト機構、２９…ハウジング、３０…バランサ駆動用歯車列、３１…ハウジング、３３…従動側タイミングプーリ、３５…シャフト、３７…おもり、４１…ベースプレート、５１…駆動側タイミングプーリ、Ｇ１、Ｇ１’…リングギヤ、Ｇ２、Ｇ２’…サンギヤ、Ｇ３、Ｇ３’…アイドラギヤ、Ｉ軸…クランク回転軸、ＩＩ軸、ＩＩ’軸…バランサ回転軸
【特許請求の範囲】
【請求項１】
往復直線運動を行うスライダ、クランク軸を中心として回転運動を行うクランク、及び前記スライダの往復直線運動を前記クランクに伝達して前記クランク軸を回転させるコネクティングロッド、を有するスライダ・クランク機構と、前記クランク軸を間に挟んで前記クランクの反対側に連接されたカウンタウェイトと、第１、及び第２のバランスウェイト機構と、前記スライダ・クランク機構からの駆動力を前記第１、及び第２のバランスウェイト機構に夫々伝達する駆動力伝達機構と、前記各構成要素を支持するベース部材と、を備えた往復機械用振動低減装置であって、
前記第１、及び第２のバランスウェイト機構は、夫々前記スライダの重心移動経路の延長線に対して対称な前記ベース部材の各部位に配置され、
前記第１、及び第２のバランスウェイト機構は、夫々前記スライダの重心移動経路の延長線に対して対称位置に配置されたバランサ回転軸と、該各バランサ回転軸を中心とした円軌道に沿って回転し、且つ前記駆動力伝達機構によって伝達された駆動力により前記クランク軸と同一回転数にて互いに逆方向に回転する第一バランスウェイトと、前記各バランサ回転軸を中心とした円軌道に沿って回転し、且つ前記駆動力伝達機構よって伝達された駆動力により前記クランク軸の２倍の回転数にて互いに逆方向に回転する第二バランスウェイトと、を備えたことを特徴とする往復機械用振動低減装置。
【請求項２】
前記カウンタウェイトの質量及び重心の回転半径は、前記スライダ・クランク機構が前記スライダの重心移動方向と直交する方向に発生させる一次振動を除去するように設定され、
前記第一バランスウェイトの質量及び重心の回転半径は、前記スライダ・クランク機構及び前記カウンタウェイトが前記スライダの重心移動方向と平行な方向に発生させる一次振動を除去するように設定され、
前記第二バランスウェイトの質量及び重心の回転半径は、前記スライダ・クランク機構が前記スライダの重心移動方向と平行な方向に発生させる二次振動を除去するように設定されていることを特徴とする請求項１記載の往復機械用振動低減装置。
【請求項３】
前記スライダの重心移動経路の延長線を基準軸として前記クランクの回転角をωｔとしたときに、前記各第一バランスウェイトの位相がπ±ωｔで与えられ、前記各第二バランスウェイトの位相がπ±２ωｔで与えられることを特徴とする請求項１又は２記載の往復機械用振動低減装置。
【請求項４】
前記各第一バランスウェイトは、夫々前記各バランサ回転軸を回転軸とする中空筒状部材の重心位置を前記各バランサ回転軸から外径方向にずらした構成を備え、
前記各第二バランスウェイトは、夫々前記各バランサ回転軸を回転軸とする軸状部材の重心位置を前記各バランサ回転軸から外径方向にずらした構成を備え、
前記各第一バランスウェイトの中空内部には、前記第二バランスウェイトが同軸状且つ相対回転可能に軸支されており、
前記駆動力伝達機構は、歯車列を有し、
該歯車列は、内歯車及び外歯車を有し、該外歯車同士が噛合し、且つ前記第一バランスウェイトと一体回転する一対のリングギヤと、該各リングギヤの内歯車との歯数比が２：１である外歯車を有し、且つ前記各第二バランスウェイトと一体回転するサンギヤと、前記各リングギヤの内歯車及び前記各サンギヤの外歯車と夫々噛合して自転する軸固定のアイドラギヤと、を備えたことを特徴とする請求項１乃至３の何れか一項記載の往復機械用振動低減装置。
【請求項５】
請求項１乃至４の何れか一項記載の往復機械用振動低減装置を備えたことを特徴とする往復機械。
【請求項１】
往復直線運動を行うスライダ、クランク軸を中心として回転運動を行うクランク、及び前記スライダの往復直線運動を前記クランクに伝達して前記クランク軸を回転させるコネクティングロッド、を有するスライダ・クランク機構と、前記クランク軸を間に挟んで前記クランクの反対側に連接されたカウンタウェイトと、第１、及び第２のバランスウェイト機構と、前記スライダ・クランク機構からの駆動力を前記第１、及び第２のバランスウェイト機構に夫々伝達する駆動力伝達機構と、前記各構成要素を支持するベース部材と、を備えた往復機械用振動低減装置であって、
前記第１、及び第２のバランスウェイト機構は、夫々前記スライダの重心移動経路の延長線に対して対称な前記ベース部材の各部位に配置され、
前記第１、及び第２のバランスウェイト機構は、夫々前記スライダの重心移動経路の延長線に対して対称位置に配置されたバランサ回転軸と、該各バランサ回転軸を中心とした円軌道に沿って回転し、且つ前記駆動力伝達機構によって伝達された駆動力により前記クランク軸と同一回転数にて互いに逆方向に回転する第一バランスウェイトと、前記各バランサ回転軸を中心とした円軌道に沿って回転し、且つ前記駆動力伝達機構よって伝達された駆動力により前記クランク軸の２倍の回転数にて互いに逆方向に回転する第二バランスウェイトと、を備えたことを特徴とする往復機械用振動低減装置。
【請求項２】
前記カウンタウェイトの質量及び重心の回転半径は、前記スライダ・クランク機構が前記スライダの重心移動方向と直交する方向に発生させる一次振動を除去するように設定され、
前記第一バランスウェイトの質量及び重心の回転半径は、前記スライダ・クランク機構及び前記カウンタウェイトが前記スライダの重心移動方向と平行な方向に発生させる一次振動を除去するように設定され、
前記第二バランスウェイトの質量及び重心の回転半径は、前記スライダ・クランク機構が前記スライダの重心移動方向と平行な方向に発生させる二次振動を除去するように設定されていることを特徴とする請求項１記載の往復機械用振動低減装置。
【請求項３】
前記スライダの重心移動経路の延長線を基準軸として前記クランクの回転角をωｔとしたときに、前記各第一バランスウェイトの位相がπ±ωｔで与えられ、前記各第二バランスウェイトの位相がπ±２ωｔで与えられることを特徴とする請求項１又は２記載の往復機械用振動低減装置。
【請求項４】
前記各第一バランスウェイトは、夫々前記各バランサ回転軸を回転軸とする中空筒状部材の重心位置を前記各バランサ回転軸から外径方向にずらした構成を備え、
前記各第二バランスウェイトは、夫々前記各バランサ回転軸を回転軸とする軸状部材の重心位置を前記各バランサ回転軸から外径方向にずらした構成を備え、
前記各第一バランスウェイトの中空内部には、前記第二バランスウェイトが同軸状且つ相対回転可能に軸支されており、
前記駆動力伝達機構は、歯車列を有し、
該歯車列は、内歯車及び外歯車を有し、該外歯車同士が噛合し、且つ前記第一バランスウェイトと一体回転する一対のリングギヤと、該各リングギヤの内歯車との歯数比が２：１である外歯車を有し、且つ前記各第二バランスウェイトと一体回転するサンギヤと、前記各リングギヤの内歯車及び前記各サンギヤの外歯車と夫々噛合して自転する軸固定のアイドラギヤと、を備えたことを特徴とする請求項１乃至３の何れか一項記載の往復機械用振動低減装置。
【請求項５】
請求項１乃至４の何れか一項記載の往復機械用振動低減装置を備えたことを特徴とする往復機械。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【公開番号】特開２０１３−２３６４（Ｐ２０１３−２３６４Ａ）
【公開日】平成２５年１月７日（２０１３．１．７）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１１−１３４４５２（Ｐ２０１１−１３４４５２）
【出願日】平成２３年６月１６日（２０１１．６．１６）
【出願人】（５０４２２４１５３）国立大学法人 宮崎大学 (239)
【公開日】平成２５年１月７日（２０１３．１．７）
【国際特許分類】
【出願日】平成２３年６月１６日（２０１１．６．１６）
【出願人】（５０４２２４１５３）国立大学法人 宮崎大学 (239)
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