(57)【要約】【課題】クランクシャフトの曲げによるギア間の噛み合い状態の変動を回避することができるカムギアトレーン式エンジンを提供する。【解決手段】エンジン１に回転自在に支持されるクランクシャフト２に設けたドライブギア４４のギア中心を、クランクシャフト２の曲げによる変位が最大となる角度で、クランクシャフト２の中心Ｃ１に対して、その変位によるドライブギア４４の変位と反対方向にオフセットした。【選択図】図１
2010236461.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンに回転自在に支持されるクランクシャフトに設けたドライブギアと、カムシャフトに設けたドリブンギアと、ドライブギアとドリブンギアとの間に設けられるアイドルギアとを備えるカムギアトレーン式エンジンにおいて、
前記ドライブギアのギア中心を、前記クランクシャフトの曲げによる変位が最大となる角度で、前記クランクシャフトの中心に対して、その変位による前記ドライブギアの変位と反対方向にオフセットしたことを特徴とするカムギアトレーン式エンジン。
【請求項２】
前記クランクシャフトの外周面に切り欠き面を設け、この切り欠き面を有する軸部に前記ドライブギアを取付自在に形成すると共に、このドライブギアに、前記クランクシャフトのクランクピンの位置に合わせる合わせマークを設けたことを特徴とする請求項１乃至３のいずれか一項に記載のカムギアトレーン式エンジン。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、カムギアトレーン式の調時伝達機構を備えたエンジンに関する。
【背景技術】
【０００２】
自動二輪車等の鞍乗り型車両に搭載されるエンジンには、エンジンに回転自在に支持されるクランクシャフトの回転をカムシャフトに伝達する調時伝達機構が設けられている。この調時伝達機構には、カムギアトレーン式があり、カムギアトレーン式の調時伝達機構では、各ギア間のバックラッシュを適当な量にしないとギアの噛み合い騒音が大きくなる等の事態が生じる。
従来、エンジンの熱膨張の影響を低減してギア間の噛み合い状態を適正に保つべく、クランクシャフトおよびカムシャフトの一方に支持板の一端を支持し、この支持板の他端を弾性部材を介してエンジン本体に支持し、この支持板に、調時伝達機構のアイドルギアを軸支した構成が提案されている（例えば、特許文献１参照）。
【特許文献１】特開昭６３−１２９１０７号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
しかしながら、従来の構成は、エンジンの熱膨張の影響によるギア間の噛み合い状態の変動を回避するものであり、クランクシャフトの曲げの影響によるギア間の噛み合い状態の変動を回避することはできない。このため、例えば、高性能エンジンでは、エンジン回転数の増加に伴い、ピストンからクランクシャフトへ作用する曲げ荷重が増大し、この曲げ荷重によりクランクシャフトが弾性変形して湾曲し、ギア間の噛み合い状態が変動するおそれが生じる。
【０００４】
本発明は、上述した事情を鑑みてなされたものであり、クランクシャフトの曲げによるギア間の噛み合い状態の変動を回避することができるカムギアトレーン式エンジンを提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
上述した課題を解決するため、本発明は、エンジンに回転自在に支持されるクランクシャフトに設けたドライブギアと、カムシャフトに設けたドリブンギアと、ドライブギアとドリブンギアとの間に設けられるアイドルギアとを備えるカムギアトレーン式エンジンにおいて、前記ドライブギアのギア中心を、前記クランクシャフトの曲げによる変位が最大となる角度で、前記クランクシャフトの中心に対して、その変位による前記ドライブギアの変位と反対方向にオフセットしたことを特徴とする。
この発明によれば、クランクシャフトに設けたドライブギアのギア中心を、クランクシャフトの曲げによる変位が最大となる角度で、クランクシャフトの中心に対して、その変位によるドライブギアの変位と反対方向にオフセットしたので、クランクシャフトの曲げによるギア間の噛み合い状態の変動を回避することができる。これによれば、カムギアトレーン機構のギア音の増大を回避でき、かつ、ギアの耐久性を向上することが可能になると共に、バルブ開閉特性を正確に維持できる。
【０００６】
上記構成において、前記クランクシャフトの外周面に切り欠き面を設け、この切り欠き面を有する軸部に前記ドライブギアを取付自在に形成すると共に、このドライブギアに、前記クランクシャフトのクランクピンの位置に合わせる合わせマークを設けるようにしてもよい。この構成によれば、ドライブギアを、その合わせマークをクランクピンの位置に合わせてクランクシャフトに取り付ける、といった簡易な作業で、ドライブギアの位相を間違えずにクランクシャフトに結合することができる。
【０００７】
また、上記構成において、前記ドライブギアは、前記クランクシャフトの曲げによる変位が最大となる角度範囲のときに前記アイドルギアと噛み合うギアのギア中心を、前記クランクシャフトの中心に対してオフセットし、他のギアのギア中心を、前記クランクシャフトの中心に揃えるようにしてもよい。この構成によれば、クランクシャフトに作用する曲げ力の影響によるギア間の噛み合い状態の変動を回避しつつ、その曲げ力の影響が殆どないときのギア間の噛み合い状態を適正に維持できる。
また、上記構成において、前記ドライブギアは、エンジン燃焼工程中にアイドルギアと噛み合うギアのギア中心を、クランクシャフトの中心に対してオフセットするようにしてもよい。この構成によれば、燃焼工程を有するエンジンに用いられるカムギアトレーン機構のギア間の噛み合い状態の変動を回避することができる。
【発明の効果】
【０００８】
本発明では、クランクシャフトに設けたドライブギアのギア中心を、クランクシャフトの曲げによる変位が最大となる角度で、クランクシャフトの中心に対して、その変位によるドライブギアの変位と反対方向にオフセットしたので、クランクシャフトの曲げによるギア間の噛み合い状態の変動を回避することができる。
また、クランクシャフトの外周面に切り欠き面を設け、この切り欠き面を有する軸部にドライブギアを取付自在に形成すると共に、このドライブギアに、クランクシャフトのクランクピンの位置に合わせる合わせマークを設けるようにしたので、簡易な作業でドライブギアの位相を間違えずにクランクシャフトに結合することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００９】
以下、本発明の一実施形態を添付した図面を参照して説明する。なお、以下の説明中、前後左右および上下といった方向の記載は、特に記載がなければ車両における向きと同一とする。また、図中、矢印Ｆｒは車両前方を、矢印Ｌｈは車両左方を、矢印Ｕｐは車両上方をそれぞれ示す。
＜第１実施形態＞
図１は、本発明のカムギアトレーン式エンジンの第１実施形態に係るエンジンを示す図である。
このエンジン（内燃機関とも言う）１は、水冷４ストロークＶ型４気筒エンジンであり、例えば、自動二輪車の原動機としてそのクランクシャフト２の回転中心Ｃ１を車両進行方向と直交させて（横向きに）車体に搭載される。
このエンジン１のクランクケース３の前部上側には、斜め前上方に向けて前シリンダ４が立設され、その直ぐ後方には斜め後上方に向けて後シリンダ５が立設される。クランクケース３の前部内側には、クランクシャフト２が配設される。クランクケース３の後部内側には不図示の変速機が収容される。また、このクランクケース３は上下分割構造に形成され、図中、符号３Ａはクランクケース３の分割面である。
【００１０】
前シリンダ４の後面側および後シリンダ５の前面側には、不図示のスロットルボディに連なる吸気管取り付け部８が設けられ、前シリンダ４の前面側および後シリンダ５の後面側には、不図示の排気管に連なる排気管取り付け部９が設けられる。クランクケース３の下側にはオイルパン１０が取り付けられる。
前後シリンダ４，５は、それぞれクランクケース３の前部上側に一体に設けられるシリンダ本体１２と、該各シリンダ本体１２の先端側に取り付けられるシリンダヘッド１３と、該各シリンダヘッド１３の先端側に取り付けられるヘッドカバー１４とを備える。また、各シリンダ本体１２内に形成される不図示のシリンダボア内には、ピストン１６が往復動可能に配置される。
【００１１】
図２は、エンジン１の内部構成を下方から示す図である。
各ピストン１６（図１参照）には、それぞれコンロッド１７の小端部が揺動自在に連結される。各コンロッド１７の大端部は、クランクシャフト２の各クランクピン１８，１９に回転自在に連結される。なお、図２中、符号ＣＬは、エンジン１の左右中心を示す。
クランクシャフト２は、左右一対のクランクピン１８，１９を有し、左クランクピン１８には、前後シリンダ４，５左側の気筒における各コンロッド１７が連結され、右クランクピン１９には、前後シリンダ４，５右側の気筒における各コンロッド１７が連結される。また、クランクシャフト２の左端部には、ジェネレータ２０が同軸配置され、このジェネレータ２０は、クランクケース３の一部をなすカップ状のジェネレータカバー２１により覆われる。
【００１２】
各シリンダヘッド１３（図１参照）は、各シリンダボアの先端開口を閉塞してピストン１６と共に燃焼室を形成する。この実施例におけるエンジン１はＤＯＨＣ４バルブであり、燃焼室の天井部には吸気ポートおよび排気ポートにおける燃焼室側開口が２つずつ形成され、これら各燃焼室側開口がそれぞれ吸気バルブ２４又は排気バルブ２５により開閉される。
各バルブ２４，２５のステム（軸部）は、シリンダヘッド１３先端側に向けて側面視Ｖ字状をなして延び、その先端が不図示のバルブリフタを介して吸気用又は排気用カムシャフト２６，２７の各カム山にそれぞれ摺接する。各カムシャフト２６，２７は、クランクシャフト２と平行に（左右方向に沿って）延在し、これら各カムシャフト２６，２７の回転駆動により、各バルブ２４，２５がそのステムに沿って往復動して各ポートの燃焼室側開口を開閉させる。これら各バルブ２４，２５およびカムシャフト２６，２７を主要部とする動弁機構は、シリンダヘッド１３およびヘッドカバー１４で形成される動弁室内に収容される。
【００１３】
各カムシャフト２６，２７は、各シリンダ４，５右側に配設されるカムギアトレーン機構（ギア式調時伝達機構とも言う）２９を介して、クランクシャフト２と連係駆動して各バルブ２４，２５を開閉させる。カムギアトレーン機構２９は、各シリンダ４，５右側内部に形成されたギアトレーン室（調時伝達室）３２内に収容される。ギアトレーン室３２は、上記動弁室内に供給されたエンジンオイルのクランクケース３内への戻り通路としても機能する。
図２に示すように、クランクシャフト２は、その左右両側および左右中央にそれぞれクランクジャーナル３３，３４，３５を有し、各クランクジャーナル３３，３４，３５がクランクケース３における左右および中央クランク軸受３６，３７，３８にそれぞれメタルベアリング３６ａ，３７ａ，３８ａを介して回転自在に支持される。
【００１４】
左および中央のクランクジャーナル３３，３４間には、左右一対の左クランクウェブ（クランクアーム）３９を介して左クランクピン１８が支持され、中央および右クランクジャーナル３４，３５間には、左右一対の右クランクウェブ４０を介して右クランクピン１９が支持される。
クランクシャフト２の右側部には、右ジャーナル３５右側に隣接してプライマリドライブギア４１が同軸に設けられ、このプライマリドライブギア４１右側に隣接してカムドライブギア４４が同軸に設けられる。
また、このカムドライブギア４４右側に隣接してパルサーロータ４２が同軸に設けられる。
【００１５】
カムドライブギア４４は、カムギアトレーン機構２９の一部をなすものであり、図１に示すように、このカムドライブギア４４からの回転駆動力は、その上方に位置する単一のセカンドギア（アイドルギア）４５に伝達され、この後、シリンダ本体１２右側に位置する前後一対のサードギア（アイドルギア）４６に振り分けて伝達される。そして、各サードギア４６からシリンダヘッド１３右側に位置する前後一対のフォースギア（アイドルギア）４７に伝達された後、さらに、各フォースギア４７から各カムシャフト２６，２７の右側端に同軸固定された吸気用および排気用カムドリブンギア４８，４９に各々振り分けて伝達される。
【００１６】
すなわち、セカンドギア４５、サードギア４６およびフォースギア４７は、カムドライブギア４４とカムドリブンギア４８，４９との間の動力伝達を中継するアイドルギアを構成している。これによって、クランクシャフト２と共に回転するカムドライブギア４４の回転が、複数ギアからなるアイドルギアを介してクランクシャフト２から離れた前後一対のカムシャフト２６，２７に精度良く伝達されるようになっている。
なお、このカムギアトレーン機構２９は、クランクシャフト２が２回転（＝カムドライブギア４４が２回転）する毎にカムシャフト２６，２７を１回転させており、本構成では、カムドライブギア４４とセカンドギア（アイドルギア）４５との歯数比を１：２に設定することによって上記回転比とされる。
【００１７】
クランクシャフト２におけるパルサーロータ４２の右側には、パルサーロータ４２、カムドライブギア４４およびプライマリドライブギア４１を固定するナットを螺着可能な雄ねじ部５２が突設され、この雄ねじ部５２のさらに右側には雄ねじ部５２よりも小径の円筒部５３が突設される。
クランクシャフト２の左側部には、左クランクジャーナル３３の左側に隣接して左バランサドライブギア５４が同軸に設けられ、この左バランサドライブギア５４は、クランクケース３の前部左側に位置する左バランサ７７用の駆動ギアとして機能する。
また、クランクシャフト２における左バランサドライブギア５４の左側の部位は、左側ほど緩やかに縮径するテーパ部５５とされ、このテーパ部５５には、上記ジェネレータ２０の例えばアウタロータが嵌合固定される。テーパ部５５の左側には、ジェネレータ２０を固定するナットを螺着可能な雄ねじ部５６が突設され、この雄ねじ部５６のさらに左側には雄ねじ部５６よりも小径の左円筒部５７が突設される。
【００１８】
クランクケース３の後部内側には、メインシャフト５９が横置きで回転自在に支持される（図１参照）。なお、図１中、符号Ｃ４はメインシャフト５９の回転中心を示している。このメインシャフト５９は、不図示のカウンタシャフトと共に変速ギア群を支持して変速機を構成する軸部材である。
また、メインシャフト５９の右側部には、上記プライマリドライブギア４１（図２参照）と噛み合う比較的大径のプライマリドリブンギア６２が同軸かつ相対回転自在に設けられており、クランクシャフト２の回転駆動力は、プライマリドライブギア４１、プライマリドリブンギア６２および不図示のクラッチ機構を介してメインシャフト５９に伝達される。
【００１９】
また、上記プライマリドライブギア４１は、クランクケース３の前部右側に位置する右バランサ７８用の駆動ギアとしても機能する。すなわち、図２に示すように、クランクケース３の前端側の左右両側部は、前方に膨出して左右バランサ室７５，７６が形成されており、各バランサ室７５，７６内には、クランクシャフト２に連係駆動する左右バランサ７７，７８が設けられる。左右バランサ７７，７８は、所定のウエイトの外周にプライマリドライブギア４１および左バランサドライブギア５４に噛み合うギアを一体に形成してなり、エンジン１運転時の振動を抑制すると共に、各気筒の異なる燃焼タイミングに対して逆位相の反力を発生させることで、クランクシャフト２の捻りモーメントを打ち消すモーメントバランサとしても機能する。左右バランサ７７，７８は、その中央部を貫通する左右バランサ軸７９，８０に回転自在に支持され、各バランサ軸７９，８０は、その両端部がクランクケース３に固定支持される。
【００２０】
クランクケース３の下部内側には、エンジン１内の各オイル通路にエンジンオイルを圧送するオイルポンプ６８が配設される。オイルポンプ６８は、メインシャフト５９に同軸固定されたポンプドライブスプロケット６９と不図示のチェーンを介して連係され、クランクシャフト２の回転駆動に伴い作動する。オイルポンプ６８の下部からは、オイルパン１０内に向けてオイルストレーナ７０が延出し、オイルポンプ６８の前部からは、クランクケース３の下部前側に設けられた不図示のオイルフィルタに向けて吐出通路７１が延出する。
エンジン運転中はオイルポンプ６８が作動し、まず、オイルストレーナ７０を介してオイルパン１０内に貯留されるエンジンオイルが吸引され、オイルが吐出通路７１を介してオイルフィルタ内に吐出され、エンジン各部の給油箇所に圧送される。各給油箇所に圧送されたオイルは、重力による自然滴下等によりオイルパン１０内に戻り、再びオイルポンプ６８により圧送されることでエンジン１内を循環する。
【００２１】
ところで、エンジン運転時には、ピストン１６からクランクシャフト２へ曲げ荷重が作用する。一般に、エンジン出力はエンジン回転数の増加に伴って増大するため、エンジン回転数の増加に伴ってクランクシャフト２へ作用する曲げ荷重も増大することになる。
この曲げ荷重によりクランクシャフト２が弾性変形してわずかに湾曲した場合には、クランクシャフト２に設けられたカムドライブギア４４の位置が若干変動するため、カムギアトレーン機構２９のギア間のバックラッシュが僅かではあるが変動してしまう。
そこで、本実施形態では、このバックラッシュの変動を回避すべく、クランクシャフト２に設けられるカムドライブギア４４のギア中心を、クランクシャフト２の回転中心Ｃ１に対して、クランクシャフト２の曲げによるカムドライブギア４４のギア中心のずれを相殺する位置にオフセット、つまり、偏心させている。
【００２２】
以下、カムドライブギア４４を説明する。
図３（Ａ）は、カムドライブギア４４の断面図であり、図３（Ｂ）は側面図である。また、図４は、カムドライブギア４４の拡大図である。なお、図４下方には、カムドライブギア４４のギア中心Ｇ０（＝クランクシャフト２の中心Ｃ１と一致する）部分を更に拡大した拡大図を示している。
カムドライブギア４４は、クランクシャフト挿通孔４４Ａを有する平歯車に形成されており、一般的な平歯車に対し、各ギア９１のギア中心Ｇ１（図４参照）が、クランクシャフト２の回転中心Ｃ１と一致するギア中心Ｇ０（図４参照）に対してオフセットされて形成されている。
【００２３】
ここで、カムドライブギア４４は、クランクシャフト２へ作用する曲げ力が他の工程（吸気行程、圧縮行程、排気行程）のときと比べて大きくなる燃焼工程中にセカンドギア（アイドルギア）４５に噛み合うギアであり、それ以外は一般の平歯車と同様に形成される。つまり、このカムドライブギア４４は、通常のギア諸元の平歯車に対し、上記ギア９１のギア中心Ｇ１だけを本来のギア中心Ｇ０（＝回転中心Ｃ１）からオフセットした歯車に形成されている。なお、図４中、符号αは基準ピッチ円直径を示し、符号βは基礎円直径を示している。
【００２４】
エンジン１の燃焼工程によりクランクシャフト２が曲げ荷重を受けて変形し、カムドライブギア４４の中心のセカンドギア４５に対する距離は周期性を持って変化する。本願のようなＶ型４気筒エンジンでは、カムドライブギア４４に近い気筒の燃焼工程における、点火後のある一定の位相後に最も大きく影響を受ける。この影響を最小限とするため、カムドライブギア４４の全周に渡りギア間のバックラッシュが適正な範囲に収まるように、カムドライブギア４４の中心をクランクシャフト２の中心に対してオフセットさせる量および方向を設定している。
【００２５】
また、カムドライブギア４４に設けられるクランクシャフト挿通孔４４Ａは、図３（Ｂ）に示すように、クランクシャフト２との結合位置を位置決め自在な非円形の孔形状とされる。
このクランクシャフト挿通孔４４Ａは、クランクシャフト２のカムドライブギア取付部分となる軸部に嵌合する孔形状に形成されている。つまり、つまり、クランクシャフト２のカムドライブギア取付部分には、その外周面に、回転中心Ｃ１を中心を挟んで対向する平行な切り欠き面２Ｍ、２Ｎが形成されており（図３（Ａ）参照）、クランクシャフト挿通孔４４Ａは、この平行な切り欠き面２Ｍ、２Ｎに面接触する平行な切り欠き面４４Ｍ、４４Ｎを有する孔形状とされる。
【００２６】
このように非円形の孔と軸とでカムドライブギア４４とクランクシャフト２とを結合するので、カムドライブギア４４とクランクシャフト２との回転ずれを回避できる。しかも、これら非円形の孔と軸とは、カムドライブギア４４のギア中心Ｇ０およびクランクシャフト２の回転中心Ｃ１に対して点対称形状であり、カムドライブギア４４とクランクシャフト２とを連結した場合に各中心Ｇ０，Ｃ１が一致するようになっている。
このため、カムドライブギア４４とクランクシャフト２とを結合した場合、カムドライブギア４４とクランクシャフト２との重心位置が揃い、これらの回転バランスを容易にとることができる。
【００２７】
一方、上記結合構造では、各中心Ｇ０，Ｃ１を横切る面に対して孔と軸とが面対称形状のため、カムドライブギア４４とクランクシャフト２とは、正しい結合位置と、この結合位置から１８０度位相が異なる結合位置とで結合可能となっている。つまり、正しい結合位置を、カムドライブギア４４内側の一方の切り欠き面４４Ｍが、クランクシャフト２外側の一方の切り欠き面２Ｍに接触する位置とした場合、カムドライブギア４４内側の一方の切り欠き面４４Ｍを、クランクシャフト２外側の他方の切り欠き面２Ｎに面接触する位置にも結合できてしまう。
そこで、カムドライブギア４４の側面には、クランクシャフト２のクランクピン１８、１９の位置に合わせる合わせマーク４４Ｘが設けられており、この合わせマーク４４Ｘによってカムドライブギア４４の位相を間違えずにクランクシャフト２とカムドライブギア４４とを適切に結合することができるようになっている。
なお、実際にこのカムドライブギア４４を製造する場合には、カムドライブギア４４のギア中心Ｇ１に丸孔を開けて通常の歯切りを行う工程の後に、歯面基準で固定して偏心孔（上記クランクシャフト挿通孔４４Ａ）をワイヤーカットで形成する工程を行うことでカムドライブギア４４が製造される。
【００２８】
次に、カムドライブギア４４のギア中心Ｇ１を説明する。
まず、図４中、符号ＧＺは、ギア９１Ａがセカンドギア４５と噛み合う燃焼工程のときにクランクシャフト２がピストン１６から最大の曲げ力を受けて湾曲した場合における、クランクシャフト２のドライブギア取付部分における回転中心Ｃ１の変位後の位置である。つまり、この位置ＧＺは、クランクシャフト２の変位が最大のときのカムドライブギア４４のギア中心Ｇ０の変位位置と一致する。
そして、カムドライブギア４４のギア中心Ｇ１は、クランクシャフト２の回転中心Ｃ１に対して上記位置ＧＺと反対方向にオフセットした位置とされる。つまり、ギア９１のギア中心Ｇ１は、クランクシャフト２の回転中心Ｃ１に対して上記位置ＧＸと位相が１８０度異なり、かつ、回転中心Ｃ１からの距離が、回転中心Ｃ１から上記位置ＧＺまでの距離と同一とされる。
【００２９】
このように、カムドライブギア４４のギア中心Ｇ１を、クランクシャフト２の弾性変形による変位が最大となる角度で、クランクシャフト２の回転中心Ｃ１に対して、その変位によるカムドライブギア４４の変位と反対方向にオフセットした位置としたので、クランクシャフト２の曲げによるカムドライブギア４４の変位を相殺でき、カムドライブギア４４のギア中心のずれを回避することができる。
従って、クランクシャフト２の弾性変形により回転中心Ｃ１が位置ＧＺへと変位した場合には、ギア９１のギア中心Ｇ１が移動前の回転中心Ｃ１の位置と一致した位置となり、カムドライブギア４４とセカンドギア４５との軸間距離を一定に保つことができる。これにより、バックラッシュの変動が回避され、カムギアトレーン機構２９のギア音の増大を回避できると共にギアの耐久性を向上することができる。
しかも、このエンジン１は、多気筒エンジンであるため、ある気筒が吸排気バルブを閉じた燃焼工程の間、他の気筒では吸排気バルブの開閉を行っているので、ある気筒の燃焼力によりクランクシャフト２に作用する曲げ力が、他の気筒のバルブ開閉タイミングに影響する事態を回避することができる。すなわち、本構成のエンジン１は、各気筒のバルブ開閉特性を所望の特性に正確に維持することが可能になる。
【００３０】
＜第２実施形態＞
第２実施形態ではカムドライブギア４４が異なる。
図５（Ａ）は、カムドライブギア４４の断面図であり、図５（Ｂ）は側面図である。また、図６は、カムドライブギア４４の拡大図である。なお、図６下方には、カムドライブギア４４のギア中心Ｇ０（＝クランクシャフト２の中心Ｃ１と一致する）部分を更に拡大した拡大図を示している。
このカムドライブギア４４では、所定のギア９１のギア中心Ｇ１（図６参照）が、クランクシャフト２の回転中心Ｃ１と一致する他のギア９２のギア中心Ｇ０（図６参照）に対してオフセットされて形成されている。
【００３１】
ここで、所定のギア９１は、クランクシャフト２へ作用する曲げ力が他の工程（吸気行程、圧縮行程、排気行程）のときと比べて大きくなる燃焼工程中にセカンドギア（アイドルギア）４５に噛み合うギアであり、それ以外は通常のギア諸元の平歯車と同様に形成される。
上記したように本エンジン１は、多気筒エンジンであるため、気筒毎の燃焼タイミングが異なっている。このため、燃焼工程中に噛み合うギア９１が複数箇所に存在することになる。
より具体的には、本エンジン１は、４気筒の各気筒が等間隔で燃焼工程に至る１８０度クランクとされており、この場合には、燃焼工程中に噛み合うギア９１が１８０度の位相角度で存在するため、４気筒の１番目と３番目の気筒が燃焼工程のときにセカンドギア４５と噛み合う複数（本例では３個）のギア９１Ａと、２番目と４番目の気筒が燃焼工程のときにセカンドギア４５と噛み合う複数（本例では３個）のギア９１Ｂとが存在する（図５（Ｂ）参照）。
【００３２】
さらに、本実施形態では、上記ギア９１Ａ，９１Ｂが、燃焼工程時に噛み合う全てのギア（１８０度範囲内に存在する多数のギア）ではなく、燃焼工程中のうちでもクランクシャフト２に曲げ力が大きく作用するときにセカンドギア４５に噛み合うギアだけとされる。この場合、クランクシャフト２の曲げによる変位が予め定めた許容値以上となる最大範囲となるギアとすることで、本例では、燃焼工程中の所定タイミングにおける略４５度範囲内に存在する３つのギアとされる。なお、上記許容値未満が、ギア間のバックラッシュが許容範囲内であり、許容値以上が、ギア間のバックラッシュが許容範囲を超える範囲である。
このため、燃焼工程中であってもクランクシャフト２に作用する曲げ力が少ないギアについては通常の平歯車と同一に形成される。
【００３３】
次に、各ギア９１Ａ，９１Ｂのギア中心Ｇ１を説明する。なお、ギア９１Ａのギア中心Ｇ１とギア９１Ｂのギア中心Ｇ１とは、各ギア９１Ａ、９１Ｂがセカンドギア４５と噛み合っているときにクランクシャフト２の曲げによるカムドライブギア４４のギア中心のずれを相殺する位置にオフセットされる点で同じであり、以下、ギア９１Ａのギア中心Ｇ１についてのみ説明する。
なお、図６中、符号ＧＺは、ギア９１Ａがセカンドギア４５と噛み合う燃焼工程のときにクランクシャフト２がピストン１６から最大の曲げ力を受けて湾曲した場合における、クランクシャフト２のドライブギア取付部分における回転中心Ｃ１の変位後の位置である。つまり、この位置ＧＺは、クランクシャフト２の変位が最大のときのカムドライブギア４４のギア中心Ｇ０の変位位置と一致する。
そして、ギア９１Ａのギア中心Ｇ１は、クランクシャフト２の回転中心Ｃ１に対して上記位置ＧＺと反対方向にオフセットした位置とされる。つまり、ギア９１のギア中心Ｇ１は、クランクシャフト２の回転中心Ｃ１に対して上記位置ＧＸと位相が１８０度異なり、かつ、回転中心Ｃ１からの距離が、回転中心Ｃ１から上記位置ＧＺまでの距離と同一とされる。
【００３４】
このように、ギア９１Ａのギア中心Ｇ１を、クランクシャフト２の回転中心Ｃ１に対して、クランクシャフト２の曲げによるカムドライブギア４４のギア中心のずれを相殺する位置にオフセットしたので、第１実施形態と同様の各種効果を奏する。
また、本実施形態では、エンジン燃焼工程の全域でセカンドギア４５と噛み合うギアを回転中心Ｃ１に対してオフセットするのではなく、燃焼工程の中でもクランクシャフト２の曲げによる変位が最大となる角度範囲のときにセカンドギア４５と噛み合うギア９１のギア中心Ｇ１を、クランクシャフト２の曲げによる変位が最大となる角度で、クランクシャフト２の中心Ｃ１に対して、その変位によるカムドライブギア４４の変位（図４に示す位置Ｃ１から位置ＧＺへの変位）と反対方向にオフセットしているので、クランクシャフト２の曲げによる変位が最大のときのカムギアトレーン機構２９のギア間の噛み合い状態の変動を確実に回避することができる。
従って、燃焼工程を有するエンジンに用いられるカムギアトレーン機構２９のギア間の噛み合い状態の変動を効率よく回避することができる。
【００３５】
さらに、本実施形態では、上記ギア９１を除く他のギア９２のギア中心Ｇ２を、クランクシャフト２の回転中心Ｃ１に揃えるので、クランクシャフト２に作用する曲げ力の影響によるギア間の噛み合い状態の変動を回避しつつ、その曲げ力の影響が殆どないときのギア間の噛み合い状態を適正に維持できる。また、この場合、通常の平歯車からの形状変更が最小限ですむので、カムドライブギア４４の製造も容易である。
さらに、本実施形態では、クランクシャフト２の外周面に平行な切り欠き面２Ｍ，２Ｎを設け、この切り欠き面２Ｍ，２Ｎを有する軸部にカムドライブギア４４を取付自在に形成すると共に、このカムドライブギア４４に、クランクシャフト２のクランクピン１８，１９の位置に合わせる合わせマーク４４Ｘを設けるので、カムドライブギア４４を、その合わせマークをクランクピン１８，１９の位置（上下位置）に合わせてクランクシャフト２に取り付ける、といった簡易な作業で、ギア４４の位相を間違えずにクランクシャフト２に結合することができる。
【００３６】
以上、一実施形態に基づいて本発明を説明したが、本発明はこれに限定されるものでない。例えば、上述の各実施形態では、エンジン回転数が比較的高い領域で高出力となる高性能エンジンに本発明を適用する場合について説明したが、これに限らない、例えば、クランクシャフト２への曲げ力が相対的に大きくなる大排気量のエンジンにも本発明の適用が有効である。
また、上述の実施形態では、カムドライブギア４４の全ギア９１のギア中心Ｇ１をオフセットする場合、および、エンジン燃焼工程中でも特にクランクシャフト２への曲げ力が所定値以上となるときに噛み合うギア９１だけをオフセットする場合を説明したが、これに限らない。要は、クランクシャフトの曲げによる変位が、その変位がバルブ開閉特性、ギア音、ギア耐久性等に影響を与える所定値以上となる角度で、カムドライブギア４４のギア中心を、その変位と反対方向にオフセットさせればよい。
さらに、上述の実施形態では、自動二輪車に搭載されるカムギアトレーン式の多気筒エンジンに本発明を適用する場合を説明したが、これに限らず、単気筒エンジンに本発明を適用してもよく、また、自動二輪車以外の車両等に搭載されるカムギアトレーン式エンジンに本発明を広く適用可能である。なお、単気筒エンジンの場合、カムギアトレーン機構のギア音を低減でき、かつ、ギアの耐久性を向上できる等のメリットがある。
【図面の簡単な説明】
【００３７】
【図１】本発明のカムギアトレーン式エンジンの第１実施形態に係るエンジンを示す図である。
【図２】エンジンの内部構成を下方から示す図である。
【図３】（Ａ）はカムドライブギアの断面図であり、（Ｂ）は側面図である。
【図４】カムドライブギアの拡大図である。
【図５】（Ａ）は第２実施形態のカムドライブギアの断面図であり、（Ｂ）は側面図である。
【図６】カムドライブギアの拡大図である。
【符号の説明】
【００３８】
１  エンジン（カムギアトレーン式エンジン）
２  クランクシャフト
３  クランクケース
１８、１９  クランクピン
２６，２７  カムシャフト
２９  カムギアトレーン機構（ギア式調時伝達機構）
４４  カムドライブギア（ドライブギア）
４５  セカンドギア（アイドルギア）
４６  サードギア（アイドルギア）
４７  フォースギア（アイドルギア）
４８  吸気用カムドリブンギア
４９  排気用カムドリブンギア
５９  メインシャフト
９１Ａ，９１Ｂ  ギア
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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