(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１の回転軸に駆動連結された第１のギヤと、第２の回転軸に相対回動を許容する減衰機構を介して同軸上に設けられた第２のギヤとを噛合させ、これら各ギヤ並びに前記減衰機構を介して前記各回転軸間で回転力を伝達させるようにした動力伝達系のギヤ機構において、
前記減衰機構は、前記第２のギヤと前記第２の回転軸とが所定の回動位相範囲で相対回動するときにその相対回動を抑制する減衰力を発生する減衰部材と、前記第２のギヤと前記第２の回転軸とが前記所定の回動位相範囲を超えて相対回動するときにのみ弾性変形しその弾性力により前記相対回動を反付勢する弾性部材とを備えて構成される
ことを特徴とする動力伝達系のギヤ機構。
【請求項２】
請求項１に記載した動力伝達系のギヤ機構において、
前記減衰部材は前記第２のギヤと前記第２の回転軸との間にあってこれらの相対回動により生じる摩擦力を前記減衰力として発生する摩擦減衰部材である
ことを特徴とする動力伝達系のギヤ機構。
【請求項３】
請求項１又は２に記載した動力伝達系のギヤ機構において、
前記弾性部材は、前記各回転軸間で伝達される回転力が増大するのに伴なって前記第２のギヤと前記第２の回転軸とが前記所定の回動位相範囲を超えて相対回動するときに弾性変形する加速側弾性部と、前記回転力が減少するのに伴なって前記第２のギヤと前記第２の回転軸とが前記所定の回動位相範囲を超えて相対回動するときに弾性変形する減速側弾性部とを含み、前記加速側弾性部の弾性変形限度が前記減速側弾性部の弾性変形限度よりも大きく設定されてなる
ことを特徴とする動力伝達系のギヤ機構。
【請求項４】
請求項３に記載した動力伝達系のギヤ機構において、
前記加速側弾性部及び減速側弾性部は、いずれもゴム材料により形成され、前記加速側弾性部においてその弾性変形する部分の体積が前記減速側弾性部においてその弾性変形する部分の体積よりも大きく設定されてなる
ことを特徴とする動力伝達系のギヤ機構。
【請求項５】
請求項１乃至４のいずれかに記載した動力伝達系のギヤ機構において、
前記第１のギヤ及び前記第２のギヤの少なくとも一方はその歯が樹脂材料によって形成される樹脂製ギヤである
ことを特徴とする動力伝達系のギヤ機構。
【請求項６】
請求項５に記載した動力伝達系のギヤ機構において、
前記第１のギヤ及び前記第２のギヤの一方はその歯が樹脂材料によって形成される樹脂製ギヤであるとともに他方は金属製ギヤであり、前記樹脂製ギヤはその歯幅が前記金属製ギヤの歯幅よりも大きく設定されてなる
ことを特徴とする動力伝達系のギヤ機構。
【請求項７】
請求項５又は６に記載した動力伝達系のギヤ機構において、
前記第２のギヤ及び前記第２の回転軸のうち一方には前記弾性部材が配設され、他方には前記所定の回動位相範囲を超えて相対回動するときに前記弾性部材に当接して弾性変形を生じせしめる当接部材が設けられ、
前記当接部材は前記弾性部材の弾性力が作用することにより破損する際の強度が前記第１のギヤ及び前記第２のギヤのうち前記樹脂製ギヤとして構成されるギヤの歯部強度よりも小さく設定されるものである
ことを特徴とする動力伝達系のギヤ機構。
【請求項８】
請求項１乃至６のいずれかに記載した動力伝達系のギヤ機構において、
前記減衰機構は前記弾性部材を複数備えて構成され、
前記第２のギヤ及び前記第２の回転軸のうち一方には前記各弾性部材が配設され、他方には前記各弾性部材に対応する前記所定の回動位相範囲を超えて相対回動するときに前記弾性部材に当接して弾性変形を生じせしめる当接部材が複数設けられ、
前記各弾性部材は前記当接部材が当接する際の前記第２のギヤと前記第２の回転軸との相対回動量を異ならせるようにして前記第２のギヤ及び前記第２の回転軸のうちの一方に配設されるものである
ことを特徴とする動力伝達系のギヤ機構。
【請求項９】
請求項１乃至８のいずれかに記載した動力伝達系のギヤ機構において、
前記動力伝達系は、内燃機関のバランサ装置にあって同機関のクランクシャフトの回転力を第１及び第２のバランスシャフトに伝達させるものであり、前記第１の回転軸としての前記クランクシャフトに前記第１のギヤとしてのクランクギヤが設けられるとともに、前記第２の回転軸としての前記第１のバランスシャフトに前記減衰機構を介して前記第２のギヤとしての被動ギヤが相対回動可能に設けられ、更に前記クランクギヤに前記被動ギヤが噛合され、前記第１のバランスシャフトには前記第２のバランスシャフトが駆動連結されてなる
ことを特徴とする動力伝達系のギヤ機構。
【請求項１０】
請求項１乃至８のいずれかに記載した動力伝達系のギヤ機構において、
前記動力伝達系は、内燃機関のバランサ装置にあって同機関のクランクシャフトの回転力を第１及び第２のバランスシャフトに伝達させるものであり、前記第２の回転軸としての前記クランクシャフトに前記減衰機構を介して前記第２のギヤとしてのクランクギヤが相対回動可能に設けられるとともに、前記第１の回転軸としての前記第１のバランスシャフトに前記第１のギヤとしての被動ギヤが設けられ、更に前記クランクギヤに前記被動ギヤが噛合され、前記第１のバランスシャフトには前記第２のバランスシャフトが駆動連結されてなる
ことを特徴とする動力伝達系のギヤ機構。
【請求項１１】
請求項１乃至８のいずれかに記載した動力伝達系のギヤ機構において、
前記動力伝達系は、内燃機関のバランサ装置にあって同機関のクランクシャフトの回転力を第１のバランスシャフトに伝達させるとともに、同クランクシャフトの回転力を中間ギヤを介して第２のバランスシャフトに伝達させるものであり、前記第１の回転軸としての前記クランクシャフトに前記第１のギヤとしてのクランクギヤが設けられ、そのクランクギヤには同じく前記第１のギヤとして前記中間ギヤが噛合されるとともに、前記第２の回転軸としての前記第１及び第２のバランスシャフトには各別の前記減衰機構を介して前記第２のギヤとしての被動ギヤがそれぞれ相対回動可能に設けられ、更に前記クランクギヤには前記第１のバランスシャフトに設けられた前記被動ギヤが噛合されるとともに、前記中間ギヤには前記第２のバランスシャフトに設けられた前記被動ギヤが噛合されてなる
ことを特徴とする動力伝達系のギヤ機構。
【請求項１２】
請求項９乃至１１のいずれかに記載した動力伝達系のギヤ機構において、
前記減衰機構は前記弾性部材を複数備えて構成され、
前記第２のギヤ及び前記第２の回転軸のうち一方には前記各弾性部材が前記第２の回転軸の回転方向において等角度間隔を隔てて配設され、他方には隣り合う各弾性部材の間に位置し、前記所定の回動位相範囲を超えて相対回動するときに前記弾性部材に当接して弾性変形を生じせしめる当接部材が設けられ、
前記第２のギヤはその歯数が前記弾性部材の数の整数倍に設定されてなる
ことを特徴とする動力伝達系のギヤ機構。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、内燃機関のバランサ装置として好適な動力伝達系のギヤ機構に関する。
【０００２】
【従来の技術】
周知のように、内燃機関のバランサ装置では、アンバランスウエイトが設けられたバランスシャフトをギヤ機構を介してクランクシャフトに駆動連結させることにより、同クランクシャフトの回転力をバランスシャフトに伝達させるようにしている。そして、同バランサ装置によれば、バランスシャフトがクランクシャフトと同期して回転することにより、機関ピストンの往復動に伴なって発生する慣性力が打ち消され、内燃機関の低振動化が図られるようになる。
【０００３】
ところで、内燃機関における爆発燃焼は間欠的に行われているため、クランクシャフトからバランスシャフトに伝達される回転力の大きさは一定にはならず、常に変動している。
【０００４】
特にこうした回転力変動に含まれる周波数成分のうち、クランクシャフトの回転速度に応じて決まる基本振動数成分（１次成分）よりも、機関燃焼がクランクシャフトが２回転する間に一度行われることに起因して発生する基本振動数についての２次成分や、同クランクシャフトの捩じれ共振によって増幅される６次成分が比較的大きくなることが本発明者らによって確認されている。
【０００５】
バランサ装置では、こうした周波数の異なる振動成分を含んだ回転力が入力されることにより、上記ギヤ機構、特にギヤ噛合部において振動が発生し、その振動により騒音の発生やギヤの耐久性の低下を招くおそれがある。
【０００６】
このため、クランクシャフトからバランスシャフトに至るまでの回転力の伝達経路中にバネ等からなる減衰機構を介在させ、同機構によってこうした回転力の振動成分を減衰させるようにしたバランサ装置なども従来より提案されている。
【０００７】
ここで、こうした減衰機構を用いることで上記基本振動数の６次成分のような回転力変動の高周波成分を効果的に減衰させるためには、そのバネのバネ定数を十分に低く設定し、バランサ装置によって構成される振動系の固有振動数を低下させる必要がある。しかしながら、バネのバネ定数を単に低く設定するようにすると、機関加速時のようにクランクシャフトからの回転力が急激に増大した際に、バネに過大な変形が生じるようになり、その損傷を招いたり、いわゆる底づき等によってバネ特性が実質的に失われることで上記減衰機構が機能しなくなるおそれがある。
【０００８】
そこで従来では、例えば特開昭６０−１９２１４５号公報に見られるように、こうした減衰機構のバネとして非線形なバネ特性を有したものを採用するようにしたバランサ装置が提案されている。
【０００９】
図２２は、こうしたバランサ装置の一例についてその要部の断面構造を示している。
同図に示すように、このバランサ装置は、バランスシャフト（図示略）に駆動連結された回転軸１００と、この回転軸１００の外周を覆うようにして設けられ、クランクシャフト（図示略）に駆動連結された略円筒状をなすギヤ１１０とを備えて構成されている。回転軸１００の外周にはその径方向に延びる複数の駆動突片１０２が設けられ、またギヤ１１０の内周にも同様に、その径方向に延びる複数の駆動突片１１２が上記回転軸１００の各駆動突片１０２の間に位置するようにして設けられている。
【００１０】
これら回転軸１００の駆動突片１０２とギヤ１１０の駆動突片１１２との間にはダンパ室１２０がそれぞれ形成されており、それら各ダンパ室１２０内には弾性部材１３０が配設されている。また、これら各弾性部材１３０と上記駆動突片１０２，１１２との間には、隙間１３２がそれぞれ形成されている。このバランサ装置では、これら各駆動突片１０２，１１２と弾性部材１３０とによって上記減衰機構が構成されている。
【００１１】
こうして構成される減衰機構において、回転軸１００がギヤ１１０に対して相対回動すると、まず、その相対回動に伴なって上記隙間１３２が減少し、その後に各駆動突片１０２，１１２が弾性部材１３０に当接するようになる。そして、回転軸１００とギヤ１１０との間における相対回動量が更に大きくなると、弾性部材１３０が弾性変形し、相対回動量の大きさに応じた弾性力が発生するようになる。従って、この弾性力（正確にはこの弾性力に基づくトルク）によって回転軸１００とギヤ１１０との相対回動が反付勢されるようになる。
【００１２】
図２３の実線は、こうした回転軸１００とギヤ１１０との間における相対回動位相θｒと、上記弾性力（トルク）Ｔとの関係を示している。また、同図の二点鎖線は、上記隙間１３２を設定することなく、単に弾性部材１３０のバネ定数を低く設定することで上記振動系の固有振動数を低下させるようにした比較例についての上記相対回動位相θｒと弾性力Ｔとの関係を示している。
【００１３】
同図の実線に示すように、相対回動位相θｒが所定の回動位相範囲にある場合（θｒ＜θ１）には、弾性部材１３０が弾性変形しないために、弾性力Ｔは「０」になる。このように各駆動突片１０２，１１２と弾性部材１３０との間に隙間１３２を設け、弾性力Ｔの発生しない相対回動位相範囲を設定することにより、弾性部材１３０のバネ定数自体をそれほど大きく低下させることなく、上記バランサ装置により構成される振動系の固有振動数を低下させることができる。
【００１４】
一方、回転軸１００とギヤ１１０とが上記所定の回動位相範囲を超えて相対回動する場合（θｒ＞θ１）には、弾性力Ｔはその相対回動位相θｒの大きさに応じて増大するようになる。ここで、上記比較例と比較して、弾性力Ｔが極めて大きくなった場合（Ｔ＝Ｔｍａｘ）、換言すればクランクシャフトからバランサ装置に入力される回転力が極めて大きくなった場合においても、相対回動位相θｒは小さく制限されるようになり、弾性部材１３０に過大な変形が生じるようなこともない（θｍａｘ１＜θｍａｘ２）。
【００１５】
従って、上記バランサ装置によれば、機関加速時のようにクランクシャフトからの回転力が急激に増大した際における減衰機構の損傷や機能低下を招くことなく、回転力変動の高周波成分を減衰させることができるようになる。
【００１６】
【発明が解決しようとする課題】
このように減衰機構に非線形なバネ特性を持たせることで、確かに、上記のような減衰機構の損傷や機能低下を回避しつつ、バランサ装置により構成される振動系の固有振動数を低下させて回転力変動の高周波成分を減衰させることはできる。
【００１７】
しかしながら、このように上記振動系の固有振動数を低下させると、以下のような不都合も無視できないものとなる。即ち、この固有振動数の低下により、同振動数は、上記内燃機関における基本振動数の２次成分のような、回転力変動における低周波成分の振動数近傍に設定されるようになる。その結果、上記バランサ装置では、こうした回転力変動の低周波成分に起因した共振現象が発生するようになり、その共振現象に起因する振動がもはや避けきれないものとなる。
【００１８】
また、こうした不都合は、上述したような内燃機関のバランサ装置に限らず、ギヤを用いて回転力を伝達させるようにした動力伝達系のギヤ機構においても概ね共通したものとなっている。
【００１９】
この発明は、こうした実情に鑑みてなされたものであり、その目的は、振動成分として低周波成分と高周波成分とが混在する回転力が入力される場合であれ、それら低周波成分及び高周波成分に起因する共振現象の発生を、減衰機構の損傷や機能低下を招くことなく好適に抑制することのできる動力伝達系のギヤ機構を提供することにある。
【００２０】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために請求項１に記載の発明では、第１の回転軸に駆動連結された第１のギヤと、第２の回転軸に相対回動を許容する減衰機構を介して同軸上に設けられた第２のギヤとを噛合させ、これら各ギヤ並びに前記減衰機構を介して前記各回転軸間で回転力を伝達させるようにした動力伝達系のギヤ機構において、前記減衰機構は、前記第２のギヤと前記第２の回転軸とが所定の回動位相範囲で相対回動するときにその相対回動を抑制する減衰力を発生する減衰部材と、前記第２のギヤと前記第２の回転軸とが前記所定の回動位相範囲を超えて相対回動するときにのみ弾性変形しその弾性力により前記相対回動を反付勢する弾性部材とを備えて構成されるものであるとしている。
【００２１】
上記構成によれば、第２のギヤと第２の回転軸とが上記所定の回動位相範囲を超えて相対回動するときにのみ、弾性部材の弾性力が発生するようになるため、弾性部材のバネ定数自体をそれほど大きく低下させることなく、ギヤ機構を含む振動系の固有振動数を低下させることができ、減衰機構の損傷や機能低下を回避しつつ、回転力変動の高周波成分を減衰させることができる。またその一方で、第２のギヤと第２の回転軸とが上記所定の回動位相範囲で相対回動する際には、減衰部材によってその相対回動を抑制する減衰力を発生させるようにしたため、減衰機構における減衰能力を高めることができ、回転力変動の低周波成分についてもこれを減衰させることができる。
【００２２】
従って、請求項１に記載した発明の上記構成によれば、振動成分として低周波成分と高周波成分とが混在する回転力が入力される場合であれ、それら低周波成分及び高周波成分に起因する共振現象の発生を、減衰機構の損傷や機能低下を招くことなく好適に抑制することができるようになる。
【００２３】
請求項２に記載した発明では、請求項１に記載した動力伝達系のギヤ機構において、前記減衰部材は前記第２のギヤと前記第２の回転軸との間にあってこれらの相対回動により生じる摩擦力を前記減衰力として発生する摩擦減衰部材であるとしている。
【００２４】
上記構成によれば、減衰力の大きさは、第２のギヤと第２の回転軸とが相対回動する際の回動速度の変化に対してそれほど大きく変化するようなことがなく、略一定に保たれるようになる。従って、減衰部材としていわゆるオイルダンパ等を採用するようにした構成と比較して、回転力変動の特に低周波成分に対する減衰能力をより高めることができ、同低周波成分に起因する共振現象の発生を更に好適に抑制することができるようになる。
【００２５】
請求項３に記載した発明では、請求項１又は２に記載した動力伝達系のギヤ機構において、前記弾性部材は、前記各回転軸間で伝達される回転力が増大するのに伴なって前記第２のギヤと前記第２の回転軸とが前記所定の回動位相範囲を超えて相対回動するときに弾性変形する加速側弾性部と、前記回転力が減少するのに伴なって前記第２のギヤと前記第２の回転軸とが前記所定の回動位相範囲を超えて相対回動するときに弾性変形する減速側弾性部とを含み、前記加速側弾性部の弾性変形限度が前記減速側弾性部の弾性変形限度よりも大きく設定されてなるものであるとしている。
【００２６】
上記構成において、上記加速側弾性部は、回転力が増大するときのみならず、一定の回転力が伝達されることで第２のギヤと第２の回転軸とが上記所定の回動位相範囲を超えて相対回動するときにおいても弾性変形し、第２のギヤと第２の回転軸との間において回転力を伝達させるものとして機能する。このため、加速側弾性部は上記減速側弾性部と比較して弾性変形する頻度が多くなる傾向がある。
【００２７】
この点、上記構成によれば、加速側弾性部の弾性変形限度を減速側弾性部よりも大きく設定するようにしているため、同加速側弾性部が弾性変形する際の余裕度を高めることができ、その耐久性を向上させることができるようになる。
【００２８】
また、上記請求項３に記載した発明にかかる構成の具体的な態様としては、請求項４に記載されるように、前記加速側弾性部及び減速側弾性部は、いずれもゴム材料により形成され、前記加速側弾性部においてその弾性変形する部分の体積が前記減速側弾性部においてその弾性変形する部分の体積よりも大きく設定されてなるといった構成を採用することができる。
【００２９】
即ち、上記構成によれば、加速側弾性部においてその弾性変形する部分の体積を減速側弾性部においてその弾性変形する部分の体積よりも大きく設定することで、同加速側弾性部の弾性変形限度を減速側弾性部よりも大きく設定することができる。
【００３０】
請求項５に記載した発明では、請求項１乃至４のいずれかに記載した動力伝達系のギヤ機構において、前記第１のギヤ及び前記第２のギヤの少なくとも一方はその歯が樹脂材料によって形成される樹脂製ギヤであるとしている。
【００３１】
上記構成によれば、第１のギヤ及び第２のギヤの噛合部における衝撃が吸収され、ギヤ噛合音を低減することができるとともに、各ギヤ間で伝達される回転力の変動、特にその高周波成分を減衰させることができるようになる。
【００３２】
また、この樹脂製ギヤに噛合される第１のギヤ及び第２のギヤのうちの他方を金属製ギヤとした場合には、その歯面の加工精度がある程度低い場合であってもそれらギヤ噛合音の発生を低減することが可能となる。このため、金属製ギヤの歯面に対するシェービング仕上げ、研磨仕上げ等の工程や、金属製ギヤで一般的なシムの選択調整によるバックラッシュ量の管理を省略することが可能になる。更に、これら樹脂製ギヤと金属製ギヤとが互いに噛合されることで、それらギヤ間の熱による凝着等を回避することができる。
【００３３】
請求項６に記載した発明では、請求項５に記載した動力伝達系のギヤ機構において、前記第１のギヤ及び前記第２のギヤの一方はその歯が樹脂材料によって形成される樹脂製ギヤであるとともに他方は金属製ギヤであり、前記樹脂製ギヤはその歯幅が前記金属製ギヤの歯幅よりも大きく設定されてなるものであるとしている。
【００３４】
樹脂製ギヤと金属製ギヤとを噛合させた場合において、例えば組付誤差や回転する際の振動等に起因して、これら各ギヤの歯の位置がそれらの歯幅方向においてずれると、樹脂製ギヤの歯面の一部のみが金属製ギヤの歯面に接触する状態、いわゆる偏当り状態となる。一般に、樹脂製ギヤは金属製ギヤと比較して耐磨耗性や耐久性が低いため、こうした偏当り状態が発生すると、その磨耗や損傷の発生が助長されてしまう懸念がある。
【００３５】
この点、請求項６に記載した発明による上記構成によれば、樹脂製ギヤの歯幅が金属製ギヤの歯幅よりも大きく設定されているため、各ギヤ歯の位置がずれた場合でも、そのずれが吸収されるようになり、偏当り状態が発生することもない。従って、こうしたずれに起因する樹脂製ギヤの磨耗を抑制することができるとともに、その損傷を回避することができるようになる。
【００３６】
請求項７に記載した発明では、請求項５又は６に記載した動力伝達系のギヤ機構において、前記第２のギヤ及び前記第２の回転軸のうち一方には前記弾性部材が配設され、他方には前記所定の回動位相範囲を超えて相対回動するときに前記弾性部材に当接して弾性変形を生じせしめる当接部材が設けられ、前記当接部材は前記弾性部材の弾性力が作用することにより破損する際の強度が前記第１のギヤ及び前記第２のギヤのうち前記樹脂製ギヤとして構成されるギヤの歯部強度よりも小さく設定されるものであるとしている。
【００３７】
各ギヤのうち少なくとも一方を樹脂製ギヤとして構成するようにした場合、同樹脂製ギヤは金属製ギヤと比較してその強度が相対的に低いため、過大な回転力が入力されたときに同樹脂製ギヤの歯部が破損し、各ギヤの噛み込み等の不具合を招く懸念がある。
【００３８】
この点、上記構成によれば、こうした樹脂製ギヤの歯部における破損が発生する前に、上記当接部材が破損し、第２のギヤと第２の回転軸との間の機械的な連結力が急激に低下するようになるため、上記のような過大な回転力が入力されたときの樹脂製ギヤの歯部における破損を回避し、各ギヤの噛み込み等の不具合を未然に防止することができるようになる。
【００３９】
請求項８に記載した発明は、請求項１乃至６のいずれかに記載した動力伝達系のギヤ機構において、前記減衰機構は前記弾性部材を複数備えて構成され、前記第２のギヤ及び前記第２の回転軸のうち一方には前記各弾性部材が配設され、他方には前記各弾性部材に対応する前記所定の回動位相範囲を超えて相対回動するときに前記弾性部材に当接して弾性変形を生じせしめる当接部材が複数設けられ、前記各弾性部材は前記当接部材が当接する際の前記第２のギヤと前記第２の回転軸との相対回動量を異ならせるようにして前記第２のギヤ及び前記第２の回転軸のうちの一方に配設されるものであるとしている。
【００４０】
上記構成によれば、第２のギヤと第２の回転軸との相対回動に対する弾性部材全体の弾性特性がより非線形な傾向を示すようになるため、ギヤ機構を含む振動系の固有振動数が複数の振動数に分散されるとともに、その分散によって減衰機構の減衰能力が更に高められるようになる。その結果、共振現象の発生をより好適に抑制することができるようになる。
【００４１】
請求項９に記載の発明では、請求項１乃至８のいずれかに記載した動力伝達系のギヤ機構において、前記動力伝達系は、内燃機関のバランサ装置にあって同機関のクランクシャフトの回転力を第１及び第２のバランスシャフトに伝達させるものであり、前記第１の回転軸としての前記クランクシャフトに前記第１のギヤとしてのクランクギヤが設けられるとともに、前記第２の回転軸としての前記第１のバランスシャフトに前記減衰機構を介して前記第２のギヤとしての被動ギヤが相対回動可能に設けられ、更に前記クランクギヤに前記被動ギヤが噛合され、前記第１のバランスシャフトには前記第２のバランスシャフトが駆動連結されてなるものであるとしている。
【００４２】
また、請求項１０に記載の発明では、請求項１乃至８のいずれかに記載した動力伝達系のギヤ機構において、前記動力伝達系は、内燃機関のバランサ装置にあって同機関のクランクシャフトの回転力を第１及び第２のバランスシャフトに伝達させるものであり、前記第２の回転軸としての前記クランクシャフトに前記減衰機構を介して前記第２のギヤとしてのクランクギヤが相対回動可能に設けられるとともに、前記第１の回転軸としての前記第１のバランスシャフトに前記第１のギヤとしての被動ギヤが設けられ、更に前記クランクギヤに前記被動ギヤが噛合され、前記第１のバランスシャフトには前記第２のバランスシャフトが駆動連結されてなるものであるとしている。
【００４３】
更に、請求項１１に記載の発明では、請求項１乃至８のいずれかに記載した動力伝達系のギヤ機構において、前記動力伝達系は、内燃機関のバランサ装置にあって同機関のクランクシャフトの回転力を第１のバランスシャフトに伝達させるとともに、同クランクシャフトの回転力を中間ギヤを介して第２のバランスシャフトに伝達させるものであり、前記第１の回転軸としての前記クランクシャフトに前記第１のギヤとしてのクランクギヤが設けられ、そのクランクギヤには同じく前記第１のギヤとして前記中間ギヤが噛合されるとともに、前記第２の回転軸としての前記第１及び第２のバランスシャフトには各別の前記減衰機構を介して前記第２のギヤとしての被動ギヤがそれぞれ相対回動可能に設けられ、更に前記クランクギヤには前記第１のバランスシャフトに設けられた前記被動ギヤが噛合されるとともに、前記中間ギヤには前記第２のバランスシャフトに設けられた前記被動ギヤが噛合されてなるものであるとしている。
【００４４】
上記請求項９乃至１１のいずれかに記載した発明によれば、回転力変動が極めて大きい内燃機関のバランサ装置において、その回転力変動の振動成分における上記２次成分や６次成分に起因する共振現象の発生を減衰機構の損傷や機能低下を招くことなく好適に抑制することができるようになる。
【００４５】
請求項１２に記載した発明では、請求項９乃至１１のいずれかに記載した動力伝達系のギヤ機構において、前記減衰機構は前記弾性部材を複数備えて構成され、前記第２のギヤ及び前記第２の回転軸のうち一方には前記各弾性部材が前記第２の回転軸の回転方向において等角度間隔を隔てて配設され、他方には隣り合う各弾性部材の間に位置し、前記所定の回動位相範囲を超えて相対回動するときに前記弾性部材に当接して弾性変形を生じせしめる当接部材が設けられ、前記第２のギヤはその歯数が前記弾性部材の数の整数倍に設定されてなるものであるとしている。
【００４６】
上記構成によれば、第１のギヤと第２のギヤとを噛合させるとともに、同第２のギヤと第２の回転軸とを減衰機構を介して組み付けるに際しての組付自由度が増大するようになるため、その組み付け性を向上させることができるようになる。
【００４７】
【発明の実施の形態】
［第１の実施形態］
以下、本発明にかかるギヤ機構を直列４気筒内燃機関のバランサ装置に適用した第１の実施形態について、図１〜図９を参照して説明する。
【００４８】
はじめに、図１及び図２を参照して、本実施形態において適用対象となるバランサ装置の概要について説明する。尚、図１は、このバランサ装置の側面構造を示した概略図であり、図２は、同バランサ装置の各ギヤの配置を示した概略図である。
【００４９】
これら各図に示すように、このバランサ装置は、内燃機関のシリンダブロック１１及びクランクケース１２（図１参照）に軸支された機関出力軸としてのクランクシャフト２０と、このクランクシャフト２０の下方に同シャフト２０と平行に設けられた第１のバランスシャフト３０及び第２のバランスシャフト４０とを有している。
【００５０】
これら各バランスシャフト３０，４０は、クランクケース１２及びハウジング１３とにより形成される第１のラジアル軸受１５及び第２のラジアル軸受１６によって軸支されている（尚、図１では、第１のバランスシャフト３０を軸支する各ラジアル軸受１５，１６のみを示し、図２ではこれら各ラジアル軸受１５，１６の図示を省略している）。また、各バランスシャフト３０，４０には、上記第２のラジアル軸受１６を両側から挟む位置に、それぞれ一対のアンバランスウェイト３３，４３が設けられている。
【００５１】
クランクシャフト２０には、各気筒毎に一対ずつ、８個のバランスウェイト２２が設けられている。そして、クランクシャフト２０には、これら８個のバランスウェイト２２のうち、中ほどの１つのバランスウェイト２２ａに隣接する位置にクランクギヤ２１が一体回転可能に設けられている。
【００５２】
第１のバランスシャフト３０には、クランクギヤ２１に噛合されるとともに、同第１のバランスシャフト３０に対して相対回動可能な第１の被動ギヤ３１が設けられている。この第１の被動ギヤ３１は、その直径がクランクギヤ２１の半径と等しく設定されている。また、第１のバランスシャフト３０には、同バランスシャフト３０に圧入されて一体回転可能に連結されたカウンタギヤ３２が上記第１のラジアル軸受１５に隣接して設けられている。第１の被動ギヤ３１は、相対回動を許容する減衰機構５０を介してカウンタギヤ３２に駆動連結されている。
【００５３】
一方、第２のバランスシャフト４０には、図２に示すように、カウンタギヤ３２に噛合されるとともに、同第２のバランスシャフト４０と一体回転可能に連結された第２の被動ギヤ４１が第１のラジアル軸受１５（同図では図示略）に隣接して設けられている。
【００５４】
各バランスシャフト３０，４０の端部には、これら各シャフト３０，４０の軸方向における移動を規制するスラスト軸受３５，４５が上記第１のラジアル軸受１５に隣接してそれぞれ形成されている。これら各スラスト軸受３５，４５において、上記アンバランスウェイト３３，４３の重心が位置する側の部分と各バランスシャフト３０，４０の軸心を挟んで反対側に位置する部分には、凹部３５ａ，４５ａがそれぞれ形成されている。上記カウンタギヤ３２及び第２の被動ギヤ４１においても同様に、上記アンバランスウェイト３３，４３の重心が位置する側（図２において下側）の部分と各バランスシャフト３０，４０の軸心を挟んで反対側に位置する部分に、凹部３２ａ，４１ａがそれぞれ形成されている。
【００５５】
こうした凹部３２ａ，３５ａ，４１ａ，４５ａが形成されることにより、カウンタギヤ３２、第２の被動ギヤ４１、並びに各スラスト軸受３５，４５の重心は上記アンバランスウェイト３３，４３の重心と同じ側に偏心移動するようになる。
【００５６】
従って、これらカウンタギヤ３２、第２の被動ギヤ４１、並びに各スラスト軸受３５，４５が各バランスシャフト３０，４０とともに回転することにより、アンバランスウェイト３３，４３と実質的に同様の機能が奏せられるようになる。その結果、上記各凹部３２ａ，３５ａ，４１ａ，４５ａの体積分だけアンバランスウェイト３３，４３の小型化及び軽量化が図られるようになる。
【００５７】
更に、上記のようにカウンタギヤ３２、第２の被動ギヤ４１、及び各スラスト軸受３５，４５の各重心が各バランスシャフト３０，４０の軸心からずれて設定されることにより、各バランスシャフト３０，４０において第１のラジアル軸受１５によって軸支される部分３０ａ，４０ａには、上記各部３２，３５，４１，４５の回転に伴って各シャフト３０，４０の軸心周りにおける振れ回り力が作用するようになる。
【００５８】
従って、各バランスシャフト３０，４０の上記各軸支部分３０ａ，４０ａは、その振れ回り力によって第１のラジアル軸受１５の内周面に押し付けられた状態のままで回転するようになる。その結果、各バランスシャフト３０，４０が回転する際に、上記各軸支部分３０ａ，４０ａにおいて不規則な振動が発生するのを抑制することができ、同部分３０ａ，４０ａと第１のラジアル軸受１５の内周面との間に発生する接触音を低減することができるようになる。
【００５９】
図５は、上記各ギヤ及び各シャフトの関係を模式的に示したものである。内燃機関のバランサ装置をこのような構成とすることで、同図５に示すように、クランクシャフト２０から伝達される回転力は、クランクギヤ２１、第１の被動ギヤ３１、減衰機構５０、そしてカウンタギヤ３２を介して第１のバランスシャフト３０に伝達されるとともに、同カウンタギヤ３２から第２の被動ギヤ４１を介して第２のバランスシャフト４０にも伝達されるようになる。尚、同図５に示す「ｍ１」、「ｍ２」、及び「ｍ３」は、それぞれクランクシャフト２０、第１のバランスシャフト３０、及び第２のバランスシャフト４０の軸心である。
【００６０】
次に、図３及び図４を参照して、上記減衰機構５０の構成について説明する。尚、これら図３及び図４は、第１のバランスシャフト３０に設けられた減衰機構５０の断面構造を示す図であり、図３は図４の３―３線に沿った断面構造を、図４は図３の４―４線に沿った断面構造をそれぞれ示している。
【００６１】
図４に示すように、第１の被動ギヤ３１は、第１のバランスシャフト３０と同軸上に同シャフト３０と相対回動可能に設けられた環状の内周部３１ａと、この内周部３１ａの外周に一体回転可能に設けられ、その外周に歯３１ｃが形成された外周部３１ｂとを備えて構成されている。この外周部３１ｂの歯３１ｃは、クランクギヤ２１の外周に形成された歯（図示略）と噛合されている。尚、本実施形態では、上記外周部３１ｂにおける歯３１ｃの歯幅と、クランクギヤ２１の歯の歯幅とが等しく設定されており、また、カウンタギヤ３２及び同ギヤ３２に噛合される第２の被動ギヤ４１についても、それらの歯幅が等しく設定されている。
【００６２】
また、第１の被動ギヤ３１の内周部３１ａは鉄等の金属材料によって形成される一方、その外周部３１ｂはアラミド繊維織物によって強化されたポリアミノアミドまたはフェノール等の熱硬化性樹脂からなる樹脂材料によって形成されている。第２の被動ギヤ４１も第１の被動ギヤ３１と同様に、少なくともその歯が上記樹脂材料によって形成されている。これに対して、クランクギヤ２１及びカウンタギヤ３２はいずれも鉄等の金属材料によって形成されている。また、これら各ギヤ２１，３１，３２，４１はいずれも、図５に示すように、それらの各歯がヘリカル状に形成されたヘリカルギヤとなっている。
【００６３】
第１の被動ギヤ３１の内周部３１ａにおいて、カウンタギヤ３２と対向する側面と反対側の側面には、第１のバランスシャフト３０の軸心を中心にして同第１のバランスシャフト３０の外径よりも大きな内径を有する凹部５３が形成されている。このため、第１の被動ギヤ３１を第１のバランスシャフト３０に係合させた状態では、第１のバランスシャフト３０の外周面と凹部５３の内周面との間には環状の空間が形成されることとなる。そして、この環状の空間内には、一対の環状をなすフリクションダンパ５４がそれぞれ減衰部材として配設されている。
【００６４】
これら各フリクションダンパ５４は、金属材料からなり、上記凹部５３の内壁面に当接される摺動部５４ａと、例えばゴム材料等の弾性材料からなる弾性部５４ｂとを備えて構成されている。第１の被動ギヤ３１は、これらフリクションダンパ５４の弾性部５４ｂにおける弾性力により、第１のバランスシャフト３０の全周にわたってその径方向に常時付勢されている。
【００６５】
従って、第１の被動ギヤ３１がカウンタギヤ３２に対して相対回動する際、換言すれば、同第１の被動ギヤ３１が第１のバランスシャフト３０に対して相対回動する際には、摺動部５４ａと凹部５３の内壁面との間に上記付勢力の大きさに応じた摩擦力が発生し、その摩擦力が上記相対回動を抑制する減衰力として作用するようになる。
【００６６】
また、クランクギヤ２１及び第１の被動ギヤ３１はヘリカルギヤとして構成されているため、これらを噛合させた場合においても、第１の被動ギヤ３１は第１のバランスシャフト３０の軸方向において僅かに移動することが可能である。このため、第１の被動ギヤ３１が回転力変動等に起因して上記軸方向において振動し、第１のバランスシャフト３０と接触を繰り返すことで騒音が発生する懸念がある。上記フリクションダンパ５４の摩擦力は、こうした第１の被動ギヤ３１の振動を減衰させる減衰力としても作用するようになる。
【００６７】
一方、カウンタギヤ３２において第１の被動ギヤ３１と対向する側面には、第１のバランスシャフト３０の軸心を中心に同シャフト３０の外周を囲む環状の凹部５１が設けられている。この凹部５１の内底面５１ａには、第１の被動ギヤ３１に向かって突出する断面略矩形状の係止凸部５２が第１のバランスシャフト３０の軸心周りにおいて等角度間隔を隔てて複数個（この例においては図３に示すように４個）設けられている。更に、この凹部５１の内底面５１ａには上記係止凸部５２を挟む位置に一対の係止孔５７が形成されている。
【００６８】
また、凹部５１内には、それぞれ係止凸部５２及び係止孔５７により係止される断面略台形のストッパゴム５５が第１のバランスシャフト３０の軸心周りにおいて等角度間隔を隔てて複数個（この例では同じく４個）設けられている。
【００６９】
このストッパゴム５５は係止凸部５２に係合される係止凹部５５ｃと、係止孔５７に係合される係止片５５ｄとを有している。これら係止凸部５２と係止凹部５５ｃ、係止片５５ｄと係止孔５７とがそれぞれ係合されることにより、同ストッパゴム５５の凹部５１内での周方向への移動が規制されている。尚、本実施形態において、ストッパゴム５５は、係止凸部５２により係止された状態において、同係止凸部５２の両側に位置する各部分の周方向における長さがいずれも等しく設定されている。また、ストッパゴム５５は、クランクシャフト２０からバランサ装置に入力される回転力が最も大きくなった場合であっても、損傷を招く過大な変形が生じないように、そのバネ定数が設定されている。
【００７０】
また、第１の被動ギヤ３１の内周部３１ａにおいてカウンタギヤ３２と対向する側面には、カウンタギヤ３２に向かって突出する複数（この例では４個）の凸部５６が設けられている。この凸部５６は、隣り合うストッパゴム５５の対向する各両端部に対してそれぞれ所定角度θ１，θ２だけ離間して位置するように、第１のバランスシャフト３０の軸心周りにおいて等角度間隔を隔てて設けられている。ここで、上記各所定角度θ１，θ２は、第１の被動ギヤ３１とカウンタギヤ３２とが相対回動することにより変化するが、それらの和（θ１＋θ２）は一定の値θｍａｘをとる（θｍａｘ＝θ１＋θ２）。
【００７１】
従って、各凸部５６が隣り合うストッパゴム５５の端部に当接しない状態を維持したまま最大で上記各所定角度θ１，θ２の和（＝θ１＋θ２）と等しい所定の回動位相範囲（＝θｍａｘ）で、第１の被動ギヤ３１とカウンタギヤ３２とは相対回動が可能である。換言すれば、第１の被動ギヤ３１とカウンタギヤ３２とが上記所定の回動位相範囲θｍａｘを超えて相対回動すると凸部５６とストッパゴム５５の片側の端部とが当接するようになる。尚、本実施形態では、この所定の回動位相範囲θｍａｘを「１６°」に設定するようにしている。
【００７２】
また、本実施形態においては、第１の被動ギヤ３１の歯３１ｃの数が、上記ストッパゴム５５の数の整数倍に設定されている。即ち、上記歯３１ｃの数ｐとストッパゴム５５の数ｓとの間には、以下の式（１）により定義される関係が成立している。
【００７３】
ｐ＝ｎ・ｓ  ・・・（１）
但し、「ｓ」、「ｎ」はいずれも「２」以上の整数
バランサ装置では、クランクシャフト２０の回転位相と各バランスシャフト３０，４０の回転位相とが所定の関係を有するようにして、これら各バランスシャフト３０，４０の組み付けを行う必要がある。このため、各バランスシャフト３０，４０の組み付け時においては、クランクシャフト２０の回転方向における位置が決定されれば、各バランスシャフト３０，４０の回転方向における位置も一義的に決定されることとなる。
【００７４】
そして、このように各バランスシャフト３０，４０の位置が決定された状態で第１の被動ギヤ３１をクランクギヤ２１に噛合させると、同ギヤ３１の回転方向における位置も決定されるようになる。従って、その後に、カウンタギヤ３２を第１のバランスシャフト３０に組み付ける際には、カウンタギヤ３２を第２のバランスシャフト４０に固定された第２の被動ギヤ４１の歯に噛合させつつ、第１の被動ギヤ３１の各凸部５６をカウンタギヤ３２側の隣り合うストッパゴム５５の間に位置させる必要がある。
【００７５】
ここで、本実施形態とは異なり、ｐ≠ｎ・ｓといった関係となるように、第１の被動ギヤ３１の歯数ｐとストッパゴム５５の数ｓとが設定されている構成では、隣り合うストッパゴム５５の間にある各隙間に各凸部５６を位置させる際の組み合わせが一通りしか存在しなくなり、クランクギヤ２１に対する第１の被動ギヤ３１の噛合位置が適切でないと、上記のようにカウンタギヤ３２を第１のバランスシャフト３０に組み付ける際に、凸部５６を隣り合うストッパゴム５５の間に位置させることができなくなる。従って、この構成にあっては、第１の被動ギヤ３１をクランクギヤ２１に噛合させる際には、その後にカウンタギヤ３２が組み付け可能なように唯一の所定位置に位置決めする必要がある。
【００７６】
この点、本実施形態では、第１の被動ギヤ３１の周方向において、その歯３１ｃは、「（３６０／ｎ・ｓ）°」毎に形成されており、各凸部５６は第１の被動ギヤ３１の周方向において、「（３６０／ｓ）°」毎に形成されている。従って、凸部５６の形成される角度間隔は、上記歯３１ｃの形成される角度間隔の整数倍になる。このため、隣り合うストッパゴム５５の間に各凸部５６のいずれを位置させたとしても、第１の被動ギヤ３１の歯３１ｃの位置は同一になる。その結果、後にカウンタギヤ３２が組み付け可能なように、第１の被動ギヤ３１をクランクギヤ２１に噛合させる際の位置が複数（本実施形態では４通り）存在することとなり、その組み付けの際の組付自由度が増大するようになる。
【００７７】
また、上記のような減衰機構５０を有するバランサ装置は、図６に示すようなモデル図で表される。
まず、クランクシャフト２０からクランクギヤ２１に回転力Ｆが伝達されると、第１の被動ギヤ３１は、カウンタギヤ３２との間の相対回動が上記所定の回動位相範囲θｍａｘを超えるまでの間、即ち凸部５６がストッパゴム５５に当接するまでの間、フリクションダンパ５４での摩擦力のみが減衰力（減衰係数Ｃ２）として作用する状態でカウンタギヤ３２に対し相対回動する。
【００７８】
そして、第１の被動ギヤ３１が所定の回動位相範囲θｍａｘを超えてカウンタギヤ３２に対し相対回動すると、凸部５６がストッパゴム５５の端部に当接し、ストッパゴム５５がその周方向において弾性変形するようになる。その結果、フリクションダンパ５４の減衰力に加え、このストッパゴム５５の全体についての弾性力（バネ定数Ｋ１）及び減衰力（減衰係数Ｃ１）によって第１の被動ギヤ３１とカウンタギヤ３２との相対回動が反付勢されるようになる。従って、第１の被動ギヤ３１に伝達された回転力Ｆは、フリクションダンパ５４の減衰力及びストッパゴム５５の弾性力及び減衰力の合力としてカウンタギヤ３２を介し第１のバランスシャフト３０に伝達されるとともに、同カウンタギヤ３２から第２の被動ギヤ４１を介して第２のバランスシャフト４０にも伝達されるようになる。
【００７９】
次に、本実施形態にかかるギヤ機構の振動抑制作用について図７〜図９を参照して説明する。
図７は、内燃機関の回転速度に対する第１のバランスシャフト３０及び第２のバランスシャフト４０の角加速度変動の変化についての実験結果を示したグラフである。
【００８０】
尚、同図７において実線は、本実施形態についての特性を示し、一点鎖線は、上記減衰機構５０を省略し、第１の被動ギヤ３１とカウンタギヤ３２とが一体回転するように、これら各ギヤ３１，３２を直接駆動連結させるようにした比較例についての特性を示している。
【００８１】
同図７に示すように、比較例においては内燃機関の回転速度が４０００ｒｐｍを超えると、上記角加速度の変動の大きさが急激に増大するようになる。これはクランクシャフト２０の捩じれ共振によって同クランクシャフト２０から各バランスシャフト３０，４０に伝達される回転力のうち基本振動数についての６次成分が増幅されて入力され、同成分によってバランサ装置に共振現象が発生しているためである。
【００８２】
一方、本実施形態においては、このように上記６次成分が増幅された回転力が入力される場合であっても、同成分による共振現象は殆ど発生しておらず、同成分の伝達が確実に遮断されていることがわかる。
【００８３】
また、図８は、内燃機関の回転速度に対する第１のバランスシャフト３０及び第２のバランスシャフト４０の角速度変動の変化についての実験結果を示したグラフである（縦軸に示す角速度変動は対数表示してある）。
【００８４】
尚、同図８において実線は、上記所定の回動位相範囲θｍａｘを「１６°」に設定した本実施形態についての特性を示し、一点鎖線は、上記回動位相範囲θｍａｘを「８°」に設定した第１の比較例についての特性を示している。また、同図において二点鎖線は、上記回動位相範囲θｍａｘを「０°」に設定した場合、即ち無負荷状態において凸部５６の周方向の両側面と、これら両側面と隣り合うストッパゴム５５の対向する両端部とをそれぞれ当接させるように構成した第２の比較例についての特性を示している。
【００８５】
同図８に示すように、第２の比較例においては、内燃機関の回転速度が１０００〜２０００ｒｐｍの間にあるときに、角加速度変動が急激に増大する速度領域が存在することがわかる。これはクランクシャフト２０から各バランスシャフト３０，４０に伝達される回転力のうち上記基本振動数の２次成分によってバランサ装置に共振現象が発生しているためである。
【００８６】
これに対して、第１の比較例においては、内燃機関の回転速度が１０００〜２０００ｒｐｍの間にあるときに角加速度変動が僅かに増大する領域が存在するものの、その増大量自体は上記第２の比較例と比較して大きく減少していることがわかる。
【００８７】
これは、上記回動位相範囲θｍａｘを「０°」より大きく設定することで、バランサ装置により構成される振動系の固有振動数が低下し、内燃機関の常用回転速度域（＞１０００ｒｐｍ）における上記２次成分の共振現象の発生が抑制されることに起因している。更に別の理由としては、上記回動位相範囲θｍａｘにおいて第１の被動ギヤ３１とカウンタギヤ３２とが相対回動し、フリクションダンパ５４に摩擦力が発生することで、上記振動系に大きな減衰力が付与されているためであるといえる。
【００８８】
更に本実施形態においては、こうした上記回動位相範囲θｍａｘを「１６°」としているため、同回動位相範囲θｍａｘを「０°」より大きく設定することによる振動抑制効果とフリクションダンパ５４による振動抑制効果が更に顕著に現れるようになる。即ち、内燃機関の回転速度が１０００〜２０００ｒｐｍの間にあるときの角加速度変動の増大は見られず、上記共振現象は発生していないことがわかる。本発明者らによる更に詳細な実験によれば、上記回動位相範囲θｍａｘを「１°」以上に設定することで、上記２次成分の共振現象を抑制する効果が得られることが確認されている。
【００８９】
図９は、上記フリクションダンパ５４の摩擦力による振動抑制効果を確認するために行った実験結果を示すものであって、図８と同様、内燃機関の回転速度に対する第１のバランスシャフト３０及び第２のバランスシャフト４０の角速度変動の変化を示すグラフである（縦軸に示す角速度変動は対数表示してある）。
【００９０】
尚、同図９において実線は、本実施形態についての特性を示し、一点鎖線は、上記フリクションダンパ５４を省略し、第１の被動ギヤ３１の内周部３１ａが第１のバランスシャフト３０において相対回動可能に支持されるように構成した比較例についての特性を示している。
【００９１】
同図９に示すように、フリクションダンパ５４を省略する構成とした上記比較例においては、内燃機関の回転速度が１０００ｒｐｍ近傍にあるときに角速度変動の急峻なピークが存在するようになる。即ち、仮に上記回動位相範囲θｍａｘが「０°」より大きく設定されていても、その回動位相範囲θｍａｘにおいてフリクションダンパ５４の摩擦力等、適切な大きさの減衰力が付与されなければ、もはや上記２次成分についての共振現象を抑制する効果は得られないことがわかる。
【００９２】
以上の実験結果から明らかなように、本実施形態では、回動位相範囲θｍａｘを「１°」以上に設定するとともに、その回動位相範囲θｍａｘで第１の被動ギヤ３１とカウンタギヤ３２とが相対回動する際にフリクションダンパ５４の摩擦力を減衰力として発生させることで、上記２次成分と６次成分の共振現象の発生を確実に抑えることができるようになる。またその結果として、ストッパゴム５５のバネ定数を比較的大きく設定することができ、バランサ装置に入力される回転力が増大した際においても、損傷を招くような過大な変形を各ストッパゴム５５において発生させてしまうおそれもない。
【００９３】
以上詳述したように、この実施形態にかかるギヤ機構によれば、以下に示す作用効果を奏することができるようになる。
（１）クランクシャフト２０から各バランスシャフト３０，４０に伝達される回転力に振動成分として上記低周波成分（上記２次成分）と高周波成分（上記６次成分）が混在するような場合であれ、それら各成分に起因する共振現象の発生を、減衰機構５０の損傷や機能低下を招くことなく好適に抑制することができるようになる。
【００９４】
（２）フリクションダンパ５４に発生する摩擦力を減衰機構５０における減衰力とするようにしたため、その減衰力が第１の被動ギヤ３１と第１のバランスシャフト３０との相対回動速度に依存して大きく変化するようなことがなく、これを略一定に維持することができるようになる。従って、減衰部材としていわゆるオイルダンパ等を採用するようにした構成と比較して、上記２次成分等、回転力変動の低周波成分に対する減衰能力をより高めることができ、同成分に起因する共振現象の発生を更に好適に抑制することができるようになる。
【００９５】
（３）第１の被動ギヤ３１及び第２の被動ギヤ４１を、その歯が樹脂からなる樹脂製ギヤとして構成するようにしたため、クランクギヤ２１と第１の被動ギヤ３１、及びカウンタギヤ３２と第２の被動ギヤ４１との間のギヤ噛合部における衝撃を吸収して噛合音の低減を図ることができるようになる。更に、これら各ギヤ間で伝達される回転力の変動、特にその高周波成分を減衰させることができるようにもなる。
【００９６】
（４）また、樹脂製ギヤである各被動ギヤ３１，４１と噛合する金属製ギヤ、即ちクランクギヤ２１及びカウンタギヤ３２においては、その歯面の加工精度がある程度低い場合であってもギヤ噛合音の発生を低減することが可能となる。このため、金属製ギヤの歯面に対するシェービング仕上げ、研磨仕上げ等の工程や、金属製ギヤで一般的なシムの選択調整によるバックラッシュ量の管理を省略することが可能になる。更に、これら樹脂製ギヤと金属製ギヤとを互いに噛合させるようにしているため、それらギヤ間の熱による凝着等を回避することができるようになる。
【００９７】
（５）また、それぞれに凹部３２ａ，３５ａ，４１ａ，４５ａを形成することにより、カウンタギヤ３２、第２の被動ギヤ４１、並びに各スラスト軸受３５，４５の重心をアンバランスウェイト３３，４３の重心と同じ側に偏心移動させるようにしている。従って、これらカウンタギヤ３２、第２の被動ギヤ４１、並びに各スラスト軸受３５，４５によってアンバランスウェイト３３，４３と実質的に同様の機能が奏せられるようになり、アンバランスウェイト３３，４３の小型化及び軽量化を図ることができるようになる。
【００９８】
（６）更に、カウンタギヤ３２、第２の被動ギヤ４１、及び各スラスト軸受３５，４５の各重心が各バランスシャフト３０，４０の軸心からずれて設定されることで、各バランスシャフト３０，４０において第１のラジアル軸受１５によって軸支される部分には振れ回り力が作用し、この振れ回り力によって第１のラジアル軸受１５の内周面に押し付けられた状態で回転するようになる。その結果、上記各軸支部分において不規則な振動が発生するのを抑制することができ、同部分と第１のラジアル軸受１５の内周面との接触音を低減することができるようになる。
【００９９】
（７）第１の被動ギヤ３１の歯３１ｃの数をストッパゴム５５の数の整数倍に設定するようにしたため、クランクギヤ２１と第１の被動ギヤ３１とを噛合させるとともに、同第１の被動ギヤ３１を減衰機構５０を介してカウンタギヤ３２、換言すれば第１のバランスシャフト３０に組み付けるに際しての組付自由度が増大するようになり、その組み付け性を向上させることができるようになる。
【０１００】
（８）樹脂製ギヤである第１の被動ギヤ３１及び第２の被動ギヤ４１の形成材料として、アラミド繊維織物により強化されたポリアミノアミドまたはフェノール等の熱硬化性樹脂を用いたことで、これら樹脂製ギヤを耐久性に優れるものとすることができる。
【０１０１】
（９）フリクションダンパ５４の摩擦力によって第１のバランスシャフト３０の軸方向における第１の被動ギヤ３１の振動が減衰され、その振動に起因する騒音の発生を抑制することができるようになる。
【０１０２】
次に、本発明にかかるその他の実施形態について説明する。尚、以下に説明する各実施形態も、先の第１の実施形態と同様、４気筒内燃機関のバランサ装置に適用されており、その基本的な構成も、先の図１，図２及び図５に例示した構成と同様である。以下では、第１の実施形態との相違点を中心に説明し、第１の実施形態において説明した構成と同等の構成については同一の符号を付して説明を省略する。
【０１０３】
［第２の実施形態］
まず、本発明にかかるギヤ機構の第２の実施形態について説明する。
図１０は、この第２の実施形態におけるギヤ機構の具体構成を示している。
【０１０４】
同図１０に示すように、本実施形態では、ストッパゴム５５において係止凸部５２の一方の側面５２ａよりもカウンタギヤ３２の回転方向と逆方向側に位置する部分（以下、「加速側部分」という）５５ａと、係止凸部５２の他方の側面５２ｂよりも上記回転方向側に位置する部分（以下、「減速側部分」という）５５ｂとの長さを異なるように設定している点が先の第１の実施形態と相違している。
【０１０５】
ここで、上記減速側部分５５ｂは、主に機関減速時においてクランクシャフト２０から伝達される回転力が減少する際において各凸部５６が当接される部分である。これに対し、上記加速側部分５５ａは、主に機関加速時においてクランクシャフト２０から伝達される回転力が増大する際において各凸部５６が当接される部分である。更に、この加速側部分５５ａは、こうした機関加速時のみならず、機関定常運転時において略一定の回転力が伝達されるときにおいて、各凸部５６が当接される部分でもある。従って、この加速側部分５５ａは減速側部分５５ｂと比較して弾性変形する頻度が多くなり、また変形する際の変形量も大きくなる傾向がある。このため、加速側部分５５ａについては減速側部分５５ｂと比較してより高い耐久性が要求されることとなる。
【０１０６】
そこで、本実施形態では、減速側部分５５ｂの長さＬｂを短くし、その短くした分だけ加速側部分５５ａの長さＬａを長く設定することにより、これら各部分５５ａ，５５ｂの長さＬａ，Ｌｂに関して（Ｌａ＞Ｌｂ）なる関係を成立させるようにしている。その結果、加速側部分５５ａは、その体積が減速側部分５５ｂよりも大きくなり、その弾性変形限度、即ち弾性変形する際の最大許容量が同減速側部分５５ｂよりも大きく設定されることとなる。
【０１０７】
従って、加速側部分５５ａに作用する衝撃を緩和して効果的に吸収することができるとともに、クランクシャフト２０からの回転力の急増に伴って大きく弾性変形する場合においても、損傷を招くことなくその弾性変形を許容することができるようになる。
【０１０８】
また、その一方で、加速側部分５５ａよりも弾性変形する頻度が少なく、変形する際の変形量も小さい減速側部分５５ｂについては、その長さＬｂを短く設定するようにしているため、上記のように加速側部分５５ａの長さＬａをより長く確保する上でストッパゴム５５の体積を必要以上に増大させてしまうことはない。
【０１０９】
このように、本実施形態によれば、先の第１の実施形態において記載した（１）〜（９）の作用効果に加えて、
（１０）ストッパゴム５５の加速側部分５５ａが弾性変形する際の余裕度を高めることができ、同ストッパゴム５５の耐久性を向上させることができるようになる。
【０１１０】
（１１）更に、ストッパゴム５５の体積を必要以上に増大させてしまうことがないため、上記回動位相範囲θｍａｘについても、これを減衰機構５０における所定の減衰能力を維持する上で十分な大きさに確保しておくことができるようになる。
【０１１１】
［第３の実施形態］
次に、本発明にかかるギヤ機構の第３の実施形態について説明する。
先の第１の実施形態では、第１の被動ギヤ３１及びクランクギヤ２１の歯幅を等しく設定し、また、カウンタギヤ３２及び第２の被動ギヤ４１の歯幅についてもこれらを等しく設定するようにしていたが、本実施形態では、第１の被動ギヤ３１、第２の被動ギヤ４１といった樹脂製ギヤの歯幅と、クランクギヤ２１、第２の被動ギヤ４１といった、これら樹脂製ギヤに噛合される金属製ギヤの歯幅を異なるように設定している。
【０１１２】
一般に、噛合される一対のギヤの歯幅を設定する際には、それらギヤ間で伝達される回転力の最大値が求められ、その最大回転力が入力された場合でも歯が破損しないように、これら各ギヤの歯幅が設定される。このため、金属製ギヤと樹脂製ギヤとを噛合させる場合にあっては、歯強度の低い樹脂製ギヤの歯幅に合わせるかたちで金属製ギヤの歯幅が決定されることとなる。
【０１１３】
ここで、図１１（ａ）に示すように、樹脂製ギヤＧｒ及び金属製Ｇｍギヤがそれらの歯幅方向における位置が完全に一致した状態で噛合されていれば特に問題は生じないが、実際の噛合状態においては、同図（ｂ）或いは同図（ｃ）に示すように、樹脂製ギヤＧｒと金属製ギヤＧｍとがそれらの回転軸方向において歯がずれた状態となることがある。
【０１１４】
その要因としては、例えば、組み付けに際しての組み付け誤差や、回転時における振動に起因したずれを挙げることができる。更に、これら樹脂製ギヤ及び金属製ギヤがヘリカルギヤとして構成されている場合には、その回転に伴って各ギヤには向きの異なるスラスト力がそれぞれ作用するため、こうしたスラスト力が作用することによるずれも無視できないものとなる。
【０１１５】
そして、こうした歯幅方向のずれが発生し、金属製ギヤと樹脂製ギヤとが偏当りした状態になると、樹脂製ギヤの歯において金属製ギヤの歯に接触する部分の面積がそのずれ分だけ減少して接触面圧が増大するようになる。このため、金属製ギヤと比較して耐磨耗性や耐久性が低い樹脂製ギヤにあっては、その磨耗や損傷の発生が助長されてしまう懸念がある。
【０１１６】
そこで、本実施形態では、クランクギヤ２１（金属製ギヤ）に噛合される第１の被動ギヤ３１（樹脂製ギヤ）の歯幅を同クランクギヤ２１の歯幅よりも大きく設定するようにしている。同様に、第２の被動ギヤ４１（樹脂製ギヤ）についても、その歯幅をカウンタギヤ３２（金属製ギヤ）の歯幅よりも大きく設定するようにしている。
【０１１７】
このように各被動ギヤ３１，４１の歯幅が設定されることにより、これら各ギヤ間において歯幅方向のずれが生じたとしても、偏当たり状態を回避して、これら各被動ギヤ３１，４１の歯における接触面圧の増大を抑制することができるようになる。
【０１１８】
図１２は、金属製ギヤの歯幅Ｂｍを一定に保持したまま、樹脂製ギヤの歯幅Ｂｒを変化させた場合における樹脂製ギヤの歯部強度の変化を測定した実験結果を示している。
【０１１９】
尚、同図において、横軸は金属製ギヤの歯幅Ｂｍに対する樹脂製ギヤの歯幅Ｂｒの比Ｂｒ／Ｂｍ（歯幅比）を示し、縦軸は樹脂製ギヤの歯部強度を示している。また、この歯部強度は、上記歯幅比Ｂｒ／Ｂｍを「１．０」に設定したときの強度を基準値「１．０」とした場合における相対的な強度である。
【０１２０】
同図に示すように、上記歯幅比Ｂｒ／Ｂｍを「１．０」よりも大きく設定することにより、歯部強度の増大が可能であることがわかる。ここで、樹脂製ギヤの歯部強度を確実に増大させる上では、上記歯幅比Ｂｒ／Ｂｍを「１．１」以上に設定することが望ましい。また、歯幅比Ｂｒ／Ｂｍを「１．５」を超えて増大させても、歯部強度は殆ど増大しないため、樹脂製ギヤの大型化を抑える上では、同歯幅比Ｂｒ／Ｂｍを「１．５」以下に設定することが望ましい。
【０１２１】
本実施形態では、こうした歯幅比Ｂｒ／Ｂｍと樹脂製ギヤの歯部強度との関係に基づき、第１の被動ギヤ３１の歯幅をクランクギヤ２１の歯幅の１．１倍に設定するとともに、第２の被動ギヤ４１の歯幅についても同様に、カウンタギヤ３２の歯幅の１．１倍に設定するようにしている。
【０１２２】
以上説明した本実施形態によれば、先の第１の実施形態において記載した（１）〜（９）の作用効果に加えて、
（１２）第１の被動ギヤ３１とクランクギヤ２１、或いは第２の被動ギヤ４１とカウンタギヤ３２との歯の位置がその歯幅方向にずれた場合でも、そのずれが吸収されるようになり、偏当り状態が発生することもない。従って、こうした偏当り状態の発生に起因する上記各被動ギヤ３１，４１の磨耗を抑制することができるとともに、その損傷や破損を回避することができるようになる。
【０１２３】
［第４の実施形態］
次に、本発明にかかるギヤ機構の第４の実施形態について説明する。
先の第１の実施形態は、第１の被動ギヤ３１及び第２の被動ギヤ４１として、金属製ギヤよりも歯部強度の低い樹脂製ギヤを採用しているものの、上述した減衰機構５０により共振現象の発生が好適に抑制されるため、それら各ギヤ３１，４１の耐久性を確実に確保することができるものとなっている。
【０１２４】
しかしながら例えば、内燃機関の変速機側において不適切なシフト位置変更がなされ、本来ならば入力されるはずのない過大な回転力がクランクシャフト２０から各バランスシャフト３０，４０に入力されることがあると、上記各被動ギヤ３１，４１の歯が破損することもあり得る。そして、このように各被動ギヤ３１，４１の歯が破損すると、クランクギヤ２１と第１の被動ギヤ３１との間や、カウンタギヤ３２と第２の被動ギヤ４１との間において噛み込みが発生することがある。更に、こうした噛み込みが発生すると、クランクシャフト２０、或いは同シャフト２０とともに回転する他の部材に過大な衝撃力が作用することにより、それらクランクシャフト２０や他部材等の損傷を招くおそれがある。
【０１２５】
そこで、本実施形態では、こうした過大な回転力がクランクシャフト２０からバランサ装置に入力される際に、同クランクシャフト２０からの回転力の入力を強制的に遮断する構成を備えるようにしている。
【０１２６】
即ち、本実施形態にかかるギヤ機構では、上記各凸部５６がストッパゴム５５の弾性力が作用することで破損（折損）する際の破損強度を第１の被動ギヤ３１の歯部強度よりも小さく設定するようにしている。
【０１２７】
図１３（ａ）は、こうした第１の被動ギヤ３１の歯部強度を測定する際の概要を、また、同図１３（ｂ）は、各凸部５６の破損強度を測定する際の概要をそれぞれ模式的に示している。
【０１２８】
第１の被動ギヤ３１の歯部強度を測定する際には、図１３（ａ）に示すように、まず第１の被動ギヤ３１（外周部３１ｂ）を回転軸２００に固定するとともに、同回転軸２００にレバー２０１を固定する。更に、この第１の被動ギヤ３１に対し、クランクギヤ２１の歯と同形状の歯２０２が形成された固定歯片２０３を噛合さる。そして、上記レバー２０１の端部にその回転方向の荷重を付与し、第１の被動ギヤ３１の歯３１ｃを破損させるとともに、破損時の荷重ｆｍａｘ１を測定する。第１の被動ギヤ３１の歯部強度は、この荷重ｆｍａｘ１に上記レバー２０１の長さ（回転軸２００の軸心から荷重作用点までの距離）Ｌ１を乗じて得られるトルクＴ１（＝ｆｍａｘ１・Ｌ１）として求められる。
【０１２９】
一方、凸部５６の破損強度を測定する際には、図１３（ｂ）に示すように、まず、第１の被動ギヤ３１（内周部３１ａ）を回転軸２０４に固定するとともに、同回転軸２０４にレバー２０５を固定する。更に、固定治具２０６により１つの凸部５６の回転方向における移動を規制する。そして、上記レバー２０５の端部にその回転方向の荷重を付与して、上記凸部５６を破損させるとともに、その破損時の荷重ｆｍａｘ２を測定する。凸部５６の破損強度は、この荷重ｆｍａｘ２に上記レバー２０５の長さＬ２と凸部５６の数ｎ（本実施形態ではｎ＝４）を乗じて得られるトルクＴ２（＝ｆｍａｘ２・Ｌ２・ｎ）として求められる。
【０１３０】
そして、このようにして求められる第１の被動ギヤ３１の歯部強度Ｔ１と、凸部５６の破損強度Ｔ２とにおいて、Ｔ２＜Ｔ１なる関係が成立するように、第１の被動ギヤ３１の歯３１ｃや凸部５６の形状等、その強度を規定する設計値が適宜設定されている。また、第２の被動ギヤ４１についても第１の被動ギヤ３１と同等の強度を有するように、その歯部強度が設定されている。
【０１３１】
従って、本実施形態にかかるギヤ機構においては、各被動ギヤ３１，４１の歯の破損を招く過大な回転力がクランクシャフト２０から各バランスシャフト３０，４０に入力されるような場合にあっても、こうした歯の破損が発生するよりも前に上記凸部５６が折損し、第１の被動ギヤ３１とカウンタギヤ３２との機械的な連結が強制的に遮断されるようになる。その結果、第１の被動ギヤ３１には各バランスシャフト３０，４０の慣性力が上記フリクションダンパ５４の摩擦力以上の大きさをもって作用することはなくなり、同ギヤ３１の破損が確実に回避されるようになる。
【０１３２】
また第２の被動ギヤ４１についても同様に、上記フリクションダンパ５４の摩擦力以上のクランクシャフト２０の回転力が伝達されることがないため、その破損が確実に回避されるようになる。
【０１３３】
以上説明した本実施形態によれば、先の第１の実施形態において記載した（１）〜（９）の作用効果に加えて、
（１３）過大な回転力が入力されたときの第１の被動ギヤ３１及び第２の被動ギヤ４１の歯部における破損を回避し、これらギヤ３１，４１を含むギヤ噛合部での噛み込みの発生、ひいてはその噛み込みに起因する不具合を未然に防止することができるようになる。
【０１３４】
［第５の実施形態］
次に、本発明にかかるギヤ機構の第５の実施形態について説明する。
図１４は、この第５の実施形態におけるギヤ機構の具体構成を示している。
【０１３５】
尚、以下では、上記各ストッパゴム５５を、カウンタギヤ３２の周方向において順に、第１のストッパゴム５５１、第２のストッパゴム５５２、第３のストッパゴム５５３、及び第４のストッパゴム５５４として区別することとする。
【０１３６】
また、各凸部５６については、上記第１のストッパゴム５５１の加速側部分５５１ａと第２のストッパゴム５５２の減速側部分５５２ｂとの間に位置するものを第１の凸部５６１と、残りの各凸部５６をカウンタギヤ３２の周方向において順に、第２の凸部５６２、第３の凸部５６３、及び第４の凸部５６４として区別することとする。
【０１３７】
同図１４に示すように、本実施形態では、各ストッパゴム５５１〜５５４の加速側部分５５１ａ〜５５４ａの周方向における長さＬａ１，Ｌａ２，Ｌａ３，Ｌａ４を互いに異なる長さに設定するとともに、減速側部分５５１ｂ〜５５４ｂについても同様に、これらの周方向における長さＬｂ１，Ｌｂ２，Ｌｂ３，Ｌｂ４を互いに異なる長さに設定するようにしている。その結果、本実施形態では、各凸部５６１〜５６４が各ストッパゴム５５１〜５５４に当接する際の第１の被動ギヤ３１とカウンタギヤ３２との間の相対回動量が相互に異なるものとなっている。
【０１３８】
より具体的に説明すると、各ストッパゴム５５１〜５５４の加速側部分５５１ａ〜５５４ａの長さＬａ１〜Ｌａ４、並びに減速側部分５５１ｂ〜５５４ｂの長さＬｂ１〜Ｌｂ４は以下の関係が満たされるように設定されている。
【０１３９】
Ｌａ１＞Ｌａ２＞Ｌａ３＞Ｌａ４  ・・・（２）
Ｌｂ１＞Ｌｂ２＞Ｌｂ３＞Ｌｂ４  ・・・（３）
従って、図１４に示すように、各凸部５６１〜５６４がいずれのストッパゴム５５１〜５５４にも当接していない状態から第１の被動ギヤ３１がカウンタギヤ３２の回転方向と同方向に相対回動する場合、まず、第１の凸部５６１が第１のストッパゴム５５１の加速側部分５５１ａに当接する。第１の被動ギヤ３１の相対回動量が増大すると、第２の凸部５６２が第２のストッパゴム５５２の加速側部分５５２ａに当接する。そして、更に第１の被動ギヤ３１の相対回動量が増大すると、第３の凸部５６３が第３のストッパゴム５５３の加速側部分５５３ａに当接し、最後に第４の凸部５６４が第４のストッパゴム５５４の加速側部分５５４ａに当接するようになる。
【０１４０】
一方、同じく各凸部５６１〜５６４がいずれのストッパゴム５５１〜５５４にも当接していない状態から第１の被動ギヤ３１がカウンタギヤ３２の回転方向と逆方向に相対回動する場合、まず、第４の凸部５６４が第１のストッパゴム５５１の減速側部分５５１ｂに当接する。第１の被動ギヤ３１の相対回動量が増大すると、第１の凸部５６１が第２のストッパゴム５５２の減速側部分５５２ｂに当接する。そして、更に第１の被動ギヤ３１の相対回動量が増大すると、第２の凸部５６２が第３のストッパゴム５５３の減速側部分５５３ｂに当接し、最後に第３の凸部５６３が第４のストッパゴム５５４の減速側部分５５４ｂに当接するようになる。
【０１４１】
従って、本実施形態にかかるギヤ機構では、各ストッパゴム５５１〜５５４のの全体のバネ定数が第１の被動ギヤ３１とカウンタギヤ３２との間の相対回動量の大きさに応じて４段階に変化することとなり、より非線形なバネ特性を有するようになる。その結果、バランサ装置により構成される振動系の固有振動数は少なくとも４つの振動数に分散されるとともに、この分散によって減衰機構５０の減衰能力が更に高められるようになる。また、各凸部５６１〜５６４が各ストッパゴム５５１〜５５４に当接するタイミングがずれるため、その接触時の騒音や振動が緩和されるようにもなる。
【０１４２】
以上説明した本実施形態によれば、先の第１の実施形態において記載した（１）〜（９）の作用効果に加えて、
（１４）バランサ装置により構成される振動系の固有振動数での共振現象が発生し難いものとなり、共振現象の発生をより好適に抑制することができるようになる。
【０１４３】
（１５）凸部５６１〜５６４が各ストッパゴム５５１〜５５４に当接する際の騒音や振動を緩和してそれらの低減を図ることができるようになる。
［第６の実施形態］
次に、本発明にかかるギヤ機構の第６の実施形態について説明する。
【０１４４】
図１５及び図１６に、この第６の実施形態にかかるギヤ機構の具体構成を示す。この第６の実施形態は、減衰機構５０の構成のみが先の第１の実施形態と相違している。
【０１４５】
即ち、図１５及び図１６に示すように、この第６の実施形態にあって、前記第１の被動ギヤ３１と前記カウンタギヤ３２との間には、以下のように構成された減衰機構６０が設けられている。ここで、図１５は図１６の１５―１５線に沿った断面構造を示し、図１６は図１５の１６―１６線に沿った断面構造を示す。
【０１４６】
図１６に示すように、第１の被動ギヤ３１の内周部３１ａにおいてカウンタギヤ３２と対向する側面には、第１のバランスシャフト３０を中心に位置する凹部６３ａを有した凸部６３が形成されている。この凸部６３の頂部には、その一部が更にカウンタギヤ３２側に突出する凸部６３ｂが複数個（この例においては３個）形成されている。また、第１のバランスシャフト３０には、第１の被動ギヤ３１に対しカウンタギヤ３２と反対側に位置してリング３４が係止されている。このリング３４により第１の被動ギヤ３１の軸方向の移動が規制されている。
【０１４７】
一方、カウンタギヤ３２において第１の被動ギヤ３１と対向する側面には、第１のバランスシャフト３０の外周を囲む環状の凹部６１が形成されている。第１の被動ギヤ３１を第１のバランスシャフト３０に係合させた状態では、上記凸部６３の外周面とこの凹部６１の内周面６１ａ，６１ｃとにより環状の空間が形成される。この空間内には、減衰部材としての環状をなすフリクションダンパ６４が収容されている。このフリクションダンパ６４も、第１の実施形態におけるフリクションダンパ５４と同様、金属材料からなる摺動部とゴム材料等の弾性材料からなる弾性部（いずれも図示略）とを備えて構成されており、摺動部は凹部６１の内周面６１ｃに、弾性部は上記凸部６３の外周側面にそれぞれ当接されている。
【０１４８】
また、図１５に示すように、上記凹部６１の内周面６１ａ上には、第１のバランスシャフト３０の径方向に向かって窪む断面半円形の係止溝６２が所定間隔をおいて複数個（この例においては４個）設けられている。そしてこの凹部６１と上記凹部６３ａとによって形成される空間内には、金属製のコイルバネ６５が複数個（この例においては３個）設けられている。また、この空間内には、コイルバネ６５の第１のバランスシャフト３０に対する相対回動及びその軸方向の移動をそれぞれ規制する規制部材６６が複数個（この例においては３個）設けられている。
【０１４９】
この規制部材６６は、係止溝６２と係合する係止部６６ａを有し、この係止部６６ａが係止溝６２に係合されることで、カウンタギヤ３２に対して相対回動不能に固定されている。そして上記凹部６１内において、このような規制部材６６をコイルバネ６５と交互に配置するとともに、コイルバネ６５の両端部をこれと隣り合う両規制部材６６の端部の一部に当接するように設けることで、コイルバネ６５の相対回動が不能となる。
【０１５０】
また、上記凸部６３ｂは、隣り合うコイルバネ６５の間に位置するように配置されるとともに、同凸部６３ｂの隣り合うコイルバネ６５の対向する両端部に対してそれぞれ所定角度θ１，θ２だけ離間して位置するように、第１のバランスシャフト３０の軸心周りに設けられている。ここで、上記所定角度θ１，θ２は、第１の被動ギヤ３１とカウンタギヤ３２とが相対回動することにより変化するが、それらの和（θ１＋θ２）は一定の値θｍａｘをとる（θｍａｘ＝θ１＋θ２）。
【０１５１】
従って、本実施形態においても、上記各凸部６３ｂが隣り合うコイルバネ６５の端部に当接しない状態を維持したまま最大で上記各所定角度θ１，θ２の和（＝θ１＋θ２）と等しい所定の回動位相範囲（＝θｍａｘ）で、第１の被動ギヤ３１とカウンタギヤ３２とは相対回動可能である。換言すれば、第１の被動ギヤ３１とカウンタギヤ３２とが上記所定の回動位相範囲θｍａｘを超えて相対回動すると上記各凸部６３ｂとコイルバネ６５の端部とが当接するようになる。尚、本実施形態では、この所定の回動位相範囲θｍａｘを「１０°」に設定するようにしている。
【０１５２】
以上説明した本実施形態の構成によっても、先の第１の実施形態と略同様の作用効果を奏することができるようになる。
尚、上記各実施形態は、例えば以下のようにその構成を適宜変更することもできる。
【０１５３】
・フリクションダンパ５４，６４の配設態様は上記各実施形態において示す態様に限定されず、第１のバランスシャフト３０と第１の被動ギヤ３１とが相対回動する際に適切な大きさの摩擦力を発生させることができるものであれば、適宜変更することができる。
【０１５４】
例えば、第６の実施形態では、第１の被動ギヤ３１の内周部３１ａに形成された凸部６３の外周面とカウンタギヤ３２に形成された凹部６１の内周面との間にフリクションダンパ６４を介在させるようにしたが、例えば図１７に示すように、第１の被動ギヤ３１の内周部３１ａにおいてカウンタギヤ３２と対向する側面に、コイルバネ６５を収容するとともに、上記凸部６３ｂと同等の機能を奏する凸部６７ｂを有した環状の支持部材６７を固定するとともに、この支持部材６７とカウンタギヤ３２との間にフリクションダンパ６４を配設するようにしてもよい。尚、同図１７に示す構成において、第６の実施形態にて説明した構成と同等の機能を有するものについては同一の符号を付している。
【０１５５】
また、例えば上記第１〜５の実施形態においては、図１８に示すように、第１の被動ギヤ３１の内周部３１ａにおいてカウンタギヤ３２と反対側に位置する側面に環状をなす支持部材５８を固定するとともに、第１のバランスシャフト３０には、その支持部材５８に対向する位置に同じく環状をなす別の支持部材５９を固定する。そして、これら各支持部材５８，５９の間に第１の実施形態において説明したフリクションダンパ５４と同様の構成を有するフリクションダンパ７４を配設するようにしてもよい。
【０１５６】
・更に、各実施形態や上記図１８に示す変更例におけるフリクションダンパ５４，６４，７４は、先に示したような摺動部と弾性部とを備える構成のものの他、例えば金属製のウェーブワッシャ、皿バネ、或いはウェーブスプリング等により構成されるものであってもよい。
【０１５７】
・上記第６の実施形態では、弾性部材としてコイルバネ６５を用いるようにしたが、これを例えば、円弧状に形成されたアークスプリング、渦巻きバネ等を用いるようにしてもよい。また、これら各バネの形成材料は、金属材料に限られず、例えば、樹脂材料やセラミックス材料を用いることができる。
【０１５８】
・上記各実施形態では、弾性部材としてストッパゴム５５或いはコイルバネ６５をそれぞれ４個乃至３個設ける構成としたが、この数は任意に設定することができる。
【０１５９】
・上記各実施形態では、第１の被動ギヤ３１及び第２の被動ギヤ４１を樹脂製ギヤとし、クランクギヤ２１及びカウンタギヤ３２を金属製ギヤとする構成としたが、噛合される各ギヤの少なくとも一方を樹脂製ギヤとする構成であればよい。例えば、クランクギヤ２１とカウンタギヤ３２とを樹脂製ギヤとしてもよいし、クランクギヤ２１と第２の被動ギヤ４１とを樹脂製ギヤとしてもよい。
【０１６０】
・ヘリカルギヤとして構成される樹脂製ギヤと金属製ギヤとを噛合させるようにしたギヤ機構にあっては、図１９（ａ）に模式的に示すように、樹脂製ギヤＧｒの歯すじ方向Ｄｒが金属製ギヤＧｍの歯すじ方向Ｄｍと平行となるように形成されていても、温度上昇に伴って、その歯すじ方向Ｄｒが僅かに変化することがある（同図（ａ）の一点鎖線参照）。
【０１６１】
このように樹脂製ギヤＧｒの歯すじ方向Ｄｒが変化すると、樹脂製ギヤＧｒと金属製ギヤＧｍとの噛合面において接触面圧の不均衡が生じる結果、樹脂製ギヤＧｒ側の噛合面において接触面圧の高い部分には磨耗が発生するおそれがある。
【０１６２】
また、こうした樹脂製ギヤＧｒの温度上昇は、主に内燃機関の熱が伝達されることで発生する。このため、こうした樹脂製ギヤＧｒにおける歯すじ方向Ｄｒの変化は、機関始動後、機関温度が所定温度にまで上昇して平衡するのに伴って収束し、その後はほぼその収束値のまま維持されるようになる。
【０１６３】
そこで、同図（ｂ）に示すように、金属製ギヤＧｍの歯すじ方向Ｄｍを、こうした温度上昇後における樹脂製ギヤＧｒの歯すじ方向Ｄｒに合わせて予め設定しておくことが望ましい。即ち、上記各実施形態においては、クランクギヤ２１の歯すじ方向を第１の被動ギヤ３１の温度上昇後における歯すじ方向と平行に、またカウンタギヤ３２の歯すじ方向を第２の被動ギヤ４１の温度上昇後における歯すじ方向と平行にそれぞれ形成するようにする。このように構成することで、樹脂製ギヤにおける偏磨耗の発生や、ギヤの偏当たりに起因する噛合音の増大を抑制することができるようになる。
【０１６４】
・上記各実施形態では、図５に示すように、ギヤ機構として、クランクシャフト２０の回転力がクランクギヤ２１から第１の被動ギヤ３１に伝達され、更に同第１の被動ギヤ３１から減衰機構５０（６０）を介してカウンタギヤ３２に伝達されるとともに、同ギヤ３２から各バランスシャフト３０，４０に伝達されるものを示したが、同ギヤ機構は、以下に記載するような構成とすることもできる。
【０１６５】
即ち、図２０に模式的に示すように、クランクギヤ２１をクランクシャフト２０に対して相対回動可能に設けるとともに、同クランクシャフト２０に一体回転可能なプレート２５を設ける。そして、クランクギヤ２１を減衰機構５０（６０）を介して上記プレート２５に駆動連結させる。また、第１のバランスシャフト３０には、第１の被動ギヤ３１及びカウンタギヤ３２を一体回転可能に設け、同第１の被動ギヤ３１をクランクギヤ２１に噛合させる。
【０１６６】
こうした構成によれば、クランクシャフト２０の回転力が、減衰機構５０（６０）、プレート２５、クランクギヤ２１、第１の被動ギヤ３１を介して第１のバランスシャフト３０に伝達されるとともに、カウンタギヤ３２及び第２の被動ギヤ４１を介して第２のバランスシャフト４０にも伝達される。
【０１６７】
また、クランクシャフト２０の回転力をクランクギヤ２１から各バランスシャフト３０，４０に対して各別の伝達経路を介して伝達させることもできる。
即ち、図２１に模式的に示すように、第１の被動ギヤ３１を第１のバランスシャフト３０に相対回動可能に設けるとともに、同第１のバランスシャフト３０にプレート３６を一体回転可能に設ける。そして、第１の被動ギヤ３１を減衰機構５０（６０）を介して上記プレート３６に駆動連結させる。また、第２の被動ギヤ４１を第２のバランスシャフト４０に相対回動可能に設けるとともに、同第２のバランスシャフト４０にプレート４４を一体回転可能に設ける。そして、第２の被動ギヤ４１を別の減衰機構５０（６０）を介して上記プレート４４に駆動連結させる。更に、第１のバランスシャフト３０とは別の回転軸３７に設けられたカウンタギヤ３２をクランクギヤ２１と第２の被動ギヤ４１とに噛合させる。
【０１６８】
こうした構成によれば、クランクシャフト２０の回転力がクランクギヤ２１から第１の被動ギヤ３１、第１のバランスシャフト３０に設けられた減衰機構５０（６０）、及びプレート３６を介して同シャフト３０に伝達されるとともに、クランクギヤ２１からカウンタギヤ３２、第２の被動ギヤ４１、第２のバランスシャフト４０に設けられた減衰機構５０（６０）、及びプレート４４を介して同シャフト４０にも伝達される。
【０１６９】
これら各図に示すように、各実施形態におけるギヤ機構の構成を変更するようにしても、それら各実施形態において記載した作用効果を奏することはできる。
・上記各実施形態では、クランクギヤ２１、カウンタギヤ３２、及び被動ギヤ３１，３２をいずれもヘリカルギヤとしたがこれらを平歯車として構成するようにしてもよい。
【０１７０】
・上記第３の実施形態では、樹脂製ギヤ（第１の被動ギヤ３１，第２の被動ギヤ４１）の歯幅を同ギヤに噛合される金属製ギヤ（クランクギヤ２１，カウンタギヤ３２）の歯幅の１．１倍に設定するようにしたが、この樹脂製ギヤの歯幅は金属製ギヤの歯幅よりも大きい範囲で任意に設定することができる。但し、樹脂製ギヤの大型化を回避する上では、同樹脂製ギヤの歯幅ＢｒをＢｍ＜Ｂｒ＜１．５×Ｂｍの範囲（Ｂｍ：金属製ギヤの歯幅）で設定することが望ましい。また、複数組の樹脂製ギヤ及び金属製ギヤを噛合させる場合には、これら樹脂製ギヤと金属製ギヤとにおける歯幅の比率は全て一致させておく必要はない。例えば、上記第１の被動ギヤ３１とクランクギヤ２１とにおける歯幅の比率と、第２の被動ギヤ４１とカウンタギヤ３２とにおける歯幅の比率とが異なるように設定されていてもよい。
【０１７１】
・上記第４の実施形態では、第２の被動ギヤ４１の歯部強度を第１の被動ギヤ３１の歯部強度と等しく設定するようにしたが、同ギヤ４１の歯部強度Ｔ３は、各凸部５６の破損強度Ｔ２との間においてＴ２＜Ｔ３なる関係が成立する範囲であれば、任意に設定することができる。
【０１７２】
・上記各実施形態では、アンバランスウェイト３３，４３を各バランスシャフト３０，４０に第２のラジアル軸受１６を挟む位置に２個設けるようにしたが、このアンバランスウェイト３３，４３を設ける位置やその個数は上記の例に限らず、任意に変更することができる。
【０１７３】
・上記各実施形態において示したギヤ機構にかかる各構成を適宜組み合わせることもできる。例えば、第２の実施形態にかかるギヤ機構において更に、第３の実施形態において示した樹脂製ギヤの歯幅に関する構成、第４の実施形態において示した過大な回転力の入力時に樹脂製ギヤの破損を回避するための構成、並びに第５の実施形態において示した固有振動数を分散させるための構成をそれぞれ備えるようにしてもよい。また、第６の実施形態にかかるギヤ機構において、第２〜第５の実施形態において示す各構成を備えるようにしてもよい。
【０１７４】
・上記各実施形態では、その各ギヤ機構を内燃機関のバランサ装置に適用するようにしたが、バランサ装置に限らず、内燃機関のその他の動力伝達系に適用するようにしてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明にかかるギヤ機構を内燃機関のバランサ装置に適用した第１の実施形態についてその概略構成を示す側面図。
【図２】同実施形態のギヤ機構におけるギヤの噛合関係を示す斜視図。
【図３】同実施形態のギヤ機構の減衰機構の構造を示す断面図。
【図４】図３の４―４線に沿った断面図。
【図５】同実施形態のギヤ機構の各ギヤの噛合状態を模式的に示した模式図。
【図６】同実施形態のギヤ機構をモデル化したモデル図。
【図７】内燃機関の回転速度に対するバランスシャフトの角加速度変動特性を示すグラフ。
【図８】内燃機関の回転速度に対するバランスシャフトの角速度変動特性を示すグラフ。
【図９】内燃機関の回転速度に対するバランスシャフトの角速度変動特性を示すグラフ。
【図１０】本発明にかかるギヤ機構の第２の実施形態についてその減衰機構の構造を示す断面図。
【図１１】樹脂製ギヤと金属製ギヤとの噛合状態を説明するための模式図。
【図１２】樹脂製ギヤの歯幅と金属製ギヤの歯幅の比と樹脂製ギヤの歯部強度の関係を示すグラフ。
【図１３】樹脂製ギヤの歯部強度及び同ギヤに設けられる各凸部の破損強度を測定する際の手順を示す説明図。
【図１４】本発明にかかるギヤ機構の第５の実施形態についてその減衰機構の構造を示す断面図。
【図１５】本発明にかかるギヤ機構の第６の実施形態についてその減衰機構の構造を示す断面図。
【図１６】図１５の１６―１６線に沿った断面図。
【図１７】第６の実施形態にかかるギヤ機構の変更例についてその減衰機構の構造を示す断面図。
【図１８】第１〜５の実施形態にかかるギヤ機構の変更例についてその減衰機構の構造を示す断面図。
【図１９】樹脂製ギヤの歯と金属製ギヤの歯の係合状態を説明するための模式図。
【図２０】本発明にかかるギヤ機構のその他の実施形態について各ギヤの噛合状態を模式的に示した模式図。
【図２１】本発明にかかるギヤ機構のその他の実施形態について各ギヤの噛合状態を模式的に示した模式図。
【図２２】従来のギヤ機構についてその減衰機構の構造を示す断面図。
【図２３】ギヤの相対回動量とそれに伴って減衰機構に発生する弾性力との関係を示すグラフ。
【符号の説明】
１１…シリンダブロック、１２…クランクケース、１３…ハウジング、１５…第１のラジアル軸受、１６…第２のラジアル軸受、２０…クランクシャフト、２１…クランクギヤ、２２…バランスウェイト、２５…プレート、３０…第１のバランスシャフト、３１…第１の被動ギヤ、３１ｃ…歯、３２…カウンタギヤ、３３…アンバランスウェイト、４０…第２のバランスシャフト、４１…第２の被動ギヤ、５０…減衰機構、５４…フリクションダンパ、５５…ストッパゴム、５５ａ…加速側部分、５５ｂ…減速側部分、６０…減衰機構、６４…フリクションダンパ、６５…コイルバネ、５５１〜５５４…ストッパゴム、５５１ａ〜５５４ａ…加速側部分、５５１ｂ〜５５４ｂ…減速側部分、５６１〜５６４…凸部。
【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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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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