(57)【要約】【課題】同軸上に配列された複数のはすば歯車（第１の減速ギヤ１４と第２の減速ギヤ１５）を有し、この複数のはすば歯車に発生する総スラスト力が略０になる様に構成する。【解決手段】同軸上に配列される第１の減速ギヤ１４と第２の減速ギヤ１５は、歯筋のねじれ方向が同一であり、それぞれに発生するスラスト力の合計（総スラスト力）が略０になる様に、ねじれ角およびピッチ円半径が設定される。例えば、要求される減速比を固定して、総スラスト力が略０になる様に、第２の減速ギヤ１５のねじれ角を設定する。これにより、スラスト用の軸受を使用する必要はなく、且つ中間軸２３を支持するハウジング２２の軸受部（フランジ部２２ｂ）の強度を必要以上に大きくしなくても良いため、軸受構造を簡素化でき、コストダウンが可能である。【選択図】図１
2006170143.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
回転力を発生するモータと、
このモータの回転を減速する減速手段とを備え、
前記減速手段で増大された回転力をエンジンのクランク軸に伝達して前記エンジンを始動させるスタータであって、
前記減速手段は、同軸上に配列された複数のはすば歯車を有し、各はすば歯車に発生するスラスト力の合計が略０になる様に、各はすば歯車のピッチ円半径、ねじれ角、およびねじれ方向が設定されていることを特徴とするスタータ。
【請求項２】
請求項１に記載したスタータにおいて、
前記減速手段は、要求される減速比が得られる様に前記複数のはすば歯車のピッチ円半径をそれぞれ適宜に設定した上で、各はすば歯車に発生するスラスト力の合計が略０になる様に、各はすば歯車のねじれ角が設定されることを特徴とするスタータ。
【請求項３】
請求項１に記載したスタータにおいて、
前記減速手段は、前記複数のはすば歯車のねじれ角をそれぞれ任意に設定した上で、各はすば歯車に発生するスラスト力の合計が略０になる様に、各はすば歯車のピッチ円半径が設定されることを特徴とするスタータ。
【請求項４】
請求項１に記載したスタータにおいて、
前記減速手段は、前記複数のはすば歯車のねじれ角を全て同一に設定した上で、各はすば歯車に発生するスラスト力の合計が略０になる様に、各はすば歯車のピッチ円半径が設定されることを特徴とするスタータ。
【請求項５】
回転力を発生するモータと、
このモータの回転を出力する出力軸と、
この出力軸の外周に係合して前記出力軸と一体に回転するスタータギヤと、
両端部がハウジングに支持されて前記出力軸と平行に配置される中間軸と、
この中間軸に軸受を介して回転自在に支持され、前記スタータギヤに噛み合って回転する第１の減速ギヤと、
この第１の減速ギヤと同軸上にクラッチを介して配置され、前記第１の減速ギヤの回転が前記クラッチを介して伝達される第２の減速ギヤとを備え、
前記第２の減速ギヤが、エンジンのクランク軸に設けられたクランクギヤに噛み合わされ、前記第２の減速ギヤから前記クランクギヤに回転力を伝達して前記エンジンを始動させるスタータであって、
前記スタータギヤ、前記第１の減速ギヤ、および前記第２の減速ギヤには、それぞれはすば歯車が用いられると共に、前記第１の減速ギヤと前記第２の減速ギヤは、歯筋のねじれ方向が同一であり、且つ前記第１の減速ギヤに作用するスラスト力と前記第２の減速ギヤに作用するスラスト力との合計が略０になる様に、両者のピッチ円半径およびねじれ角が設定されていることを特徴とするスタータ。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、複数のはすば歯車が同軸上に配列される減速装置を備えたスタータに関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、減速装置を用いてモータの回転力を増大することで、モータを小型軽量化した減速型スタータが知られている（特許文献１参照）。しかし、減速型スタータに多く用いられる遊星歯車減速機構等の様に、歯車同士が噛み合う減速装置では、歯車の噛み合い騒音が発生する問題がある。
これに対し、減速装置にヘリカルギヤ（はすば歯車）を用いると、スバーギヤ（平歯車）を使用した場合と比較して、噛み合い率が向上するため、動力の伝達が滑らかであり、騒音を低減できることが知られている。
【特許文献１】特開２００３−７４４４９号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
ところが、はすば歯車を用いた減速装置では、歯筋のねじれ角に応じて軸方向にスラスト力が発生するため、そのスラスト力を考慮した軸受構造が必要である。具体的には、スラスト用の軸受を使用する、歯車軸を支持するハウジング軸受部の強度を大きくする等の対応が要求される。その結果、軸受構造が複雑になり、コストが高くなるという問題を生じる。また、スラスト力を受けるスラスト用の軸受が、ハウジング等の壁面に摺接して回転ロスを生じると、スタータの性能低下（エンジン始動性の低下）を招く恐れがある。
本発明は、上記事情に基づいて成されたもので、その目的は、同軸上に配列された複数のはすば歯車を有する減速装置を備え、複数のはすば歯車に発生するスラスト力の合計が略０になる様に構成されたスタータを提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００４】
（請求項１の発明）
本発明は、回転力を発生するモータと、このモータの回転を減速する減速手段とを備え、減速手段で増大された回転力をエンジンのクランク軸に伝達してエンジンを始動させるスタータであって、減速手段は、同軸上に配列された複数のはすば歯車を有し、各はすば歯車に発生するスラスト力の合計が略０になる様に、各はすば歯車のピッチ円半径、ねじれ角、およびねじれ方向が設定されていることを特徴とする。
【０００５】
上記の構成によれば、各はすば歯車に発生するスラスト力の合計が略０になるので、スラスト力を考慮した軸受構造を採用する必要がない。つまり、スラスト用の軸受を使用する必要はなく、歯車軸を支持する軸受部の強度を必要以上に大きくしなくても良いため、軸受構造を簡素化でき、コストダウンが可能である。
また、スラスト用の軸受を廃止できるので、回転ロスが発生することもなく、スタータの性能低下を防止できる。
【０００６】
（請求項２の発明）
請求項１に記載したスタータにおいて、減速手段は、要求される減速比が得られる様に、複数のはすば歯車のピッチ円半径をそれぞれ適宜に設定した上で、各はすば歯車に発生するスラスト力の合計が略０になる様に、各はすば歯車のねじれ角が設定されることを特徴とする。
この場合、複数のはすば歯車のピッチ円半径を固定できるので、スタータの大幅な設計変更を必要とすることはなく、各はすば歯車に発生するスラスト力の合計が略０になる様に、各はすば歯車のねじれ角を設定すれば良い。
【０００７】
（請求項３の発明）
請求項１に記載したスタータにおいて、減速手段は、複数のはすば歯車のねじれ角をそれぞれ任意に設定した上で、各はすば歯車に発生するスラスト力の合計が略０になる様に、各はすば歯車のピッチ円半径が設定されることを特徴とする。
この場合、複数のはすば歯車のねじれ角を固定できるので、既存の歯切カッターを用いて歯切加工できる。
【０００８】
（請求項４の発明）
請求項１に記載したスタータにおいて、減速手段は、複数のはすば歯車のねじれ角を全て同一に設定した上で、各はすば歯車に発生するスラスト力の合計が略０になる様に、各はすば歯車のピッチ円半径が設定されることを特徴とする。
この場合、複数のはすば歯車のねじれ角を同一にできることから、全てのはすば歯車を同一の歯切カッターで歯切加工できるため、生産性が向上する。
【０００９】
（請求項５の発明）
本発明は、回転力を発生するモータと、このモータの回転を出力する出力軸と、この出力軸の外周に係合して出力軸と一体に回転するスタータギヤと、両端部がハウジングに支持されて出力軸と平行に配置される中間軸と、この中間軸に軸受を介して回転自在に支持され、スタータギヤに噛み合って回転する第１の減速ギヤと、この第１の減速ギヤと同軸上にクラッチを介して配置され、第１の減速ギヤの回転がクラッチを介して伝達される第２の減速ギヤとを備え、第２の減速ギヤが、エンジンのクランク軸に設けられたクランクギヤに噛み合わされ、第２の減速ギヤからクランクギヤに回転力を伝達してエンジンを始動させるスタータであって、スタータギヤ、第１の減速ギヤ、および第２の減速ギヤには、それぞれはすば歯車が用いられている。また、第１の減速ギヤと第２の減速ギヤは、歯筋のねじれ方向が同一であり、且つ第１の減速ギヤに作用するスラスト力と第２の減速ギヤに作用するスラスト力との合計が略０になる様に、両者のピッチ円半径およびねじれ角が設定されていることを特徴とする。
【００１０】
上記の構成によれば、第１の減速ギヤに発生するスラスト力と第２の減速ギヤに発生するスラスト力との合計が略０になるので、スラスト力を考慮した軸受構造を採用する必要がない。つまり、スラスト用の軸受を使用する必要はなく、中間軸を支持するハウジング軸受部の強度を必要以上に大きくしなくても良いため、軸受構造を簡素化でき、コストダウンが可能である。
また、スラスト用の軸受を廃止できるので、回転ロスが発生することもなく、スタータの性能低下を防止できる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１１】
本発明を実施するための最良の形態を以下の実施例により詳細に説明する。
【実施例１】
【００１２】
図１はスタータ１の半断面図である。
実施例１に係るスタータ１は、図２に示す様に、回転力を発生するモータ２と、このモータ２の通電回路に設けられるモータ接点（図示せず）を開閉する電磁スイッチ３と、モータ２の回転を減速してエンジンのクランクギヤ４に伝達する減速手段（後述する）等より構成される。
モータ２は、磁束を発生する界磁５と、整流子６を有する電機子７、および整流子６上に配置されるブラシ８等を有する周知の直流電動機であり、電磁スイッチ３によってモータ接点が閉成すると、バッテリ（図示せず）から給電されて、電機子７に回転力を発生する。
【００１３】
電磁スイッチ３は、例えば、運転者が手動操作する始動スイッチ（図示せず）の閉操作によってバッテリから通電される励磁コイルと、この励磁コイルが発生する磁力を受けて作動するプランジャと、このプランジャと一体に、またはプランジャの動きに連動して可動する可動接点と、２本の外部端子９、１０（図１参照）を介してモータ２の通電回路に接続される一組の固定接点等を内蔵し、可動接点が一組の固定接点に当接して、両固定接点間を導通することでモータ接点が閉状態となり、可動接点が一組の固定接点から離れて、両固定接点間の導通が遮断されることでモータ接点が開状態となる。
【００１４】
減速手段は、電機子７の回転を減速して出力軸１１に伝達する減速装置１２と、出力軸１１の外周に係合して出力軸１１と一体に回転するスタータギヤ１３と、このスタータギヤ１３に噛み合って回転する第１の減速ギヤ１４と、この第１の減速ギヤ１４と同軸上に配置される第２の減速ギヤ１５とを備え、この第２の減速ギヤ１５が、エンジンのクランク軸１６（図１参照）に設けられたクランクギヤ４に常時噛み合わされ、第２の減速ギヤ１５からクランクギヤ４に回転力が伝達される。なお、クランクギヤ４は、エンジンのクランク軸１６を支持するクランクケース（図示せず）の内部に配設されている。
【００１５】
減速装置１２は、電機子軸７ａに形成された太陽ギヤ１７と、緩衝装置（以下に説明する）を介して回転規制された内歯ギヤ１８とに噛み合う複数の遊星ギヤ１９を有し、この遊星ギヤ１９が自転しながら太陽ギヤ１７の周囲を公転する周知の遊星歯車減速機であり、遊星ギヤ１９の公転運動が出力軸１１に伝達される。
緩衝装置は、摩擦力によって回転規制された回転ディスク２０を有し、この回転ディスク２０の静止トルクを越える過大トルクが内歯ギヤ１８に加わると、回転ディスク２０が滑る（回転する）ことで、内歯ギヤ１８の回転が許容されて過大トルクを吸収する。
【００１６】
スタータギヤ１３は、出力軸１１の先端部に直スプライン結合されると共に、一組の軸受２１を介して、スタータ１のハウジング２２に回転自在に支持されている。
第１の減速ギヤ１４は、出力軸１１と平行に配置された中間軸２３に軸受２４を介して回転自在に支持されている。この第１の減速ギヤ１４は、スタータギヤ１３よりピッチ円半径が大きく、歯数が多く設けられている。
中間軸２３は、図２に示す様に、ハウジング２２の取付け面２２ａよりクランクケースの内部あるいはオイルパンの内部へ突き出るフランジ部２２ｂに固定されている。
【００１７】
第２の減速ギヤ１５は、クラッチ２５を介して第１の減速ギヤ１４に連結され、この第１の減速ギヤ１４と回転中心が同一、つまり中間軸２３を中心にして配設されている。この第２の減速ギヤ１５は、図３に示す様に、第１の減速ギヤ１４よりピッチ円半径が小さく、歯数が少なく設けられている（図３において、第１の減速ギヤ１４のピッチ円半径をｒ１、第２の減速ギヤ１５のピッチ円半径をｒ２で表す）。
【００１８】
上記のスタータギヤ１３、第１の減速ギヤ１４、および第２の減速ギヤ１５には、歯筋がねじれたヘリカルギヤ（はすば歯車）が用いられている。このはすば歯車を使用すると、はすば歯車同士が噛み合って回転する際に、接線方向と軸方向および半径方向にそれぞれ分力が発生する。例えば、図４に示す様に、スタータギヤ１３に噛み合う第１の減速ギヤ１４には、歯筋のねじれ角β１に応じて、接線方向分力（垂直荷重Ｋｔ１）と、軸方向分力（スラスト力Ｋａ１）、および半径方向分力Ｋｒ１が発生する。同様に、クランクギヤ４に噛み合う第２の減速ギヤ１５には、接線方向分力（垂直荷重Ｋｔ２）と、軸方向分力（スラスト力Ｋａ２）、および半径方向分力Ｋｒ２が発生する（図５参照）。
【００１９】
ここで、第１の減速ギヤ１４に発生するスラスト力Ｋａ１と、第２の減速ギヤ１５に発生するスラスト力Ｋａ２とに注目すると、図５（ｂ）に示す様に、両ギヤ１４、１５の歯筋のねじれ方向を同一にすると、Ｋａ１の向きとＫａ２の向きとが反対になるため、Ｋａ１とＫａ２の大きさを略等しくできれば、総スラスト力（Ｋａ１＋Ｋａ２）を略０にできる。そこで、実施例１では、第１の減速ギヤ１４と第２の減速ギヤ１５の歯筋のねじれ方向が同一（実施例１では共に左）であり、且つ、Ｋａ１とＫａ２との合計、つまり総スラスト力が略０になる様に、両ギヤ１４、１５のピッチ円半径ｒ１、ｒ２およびねじれ角β１、β２が設定されている（後述する）。
【００２０】
クラッチ２５は、図３に示す様に、第１の減速ギヤ１４と一体に回転するインナ部２５ａと、第２の減速ギヤ１５と一体に回転するアウタ部２５ｂ、およびインナ部２５ａとアウタ部２５ｂとの間のトルク伝達を断続する複数のスプラグ２５ｃ等より構成される。
インナ部２５ａは、第１の減速ギヤ１４のボス部と一体に設けられ、そのボス部から軸方向に延出して、反ボス部側の端部が中間軸２３に軸受２６を介して回転自在に支持されている。アウタ部２５ｂは、第２の減速ギヤ１５の内周に圧入等により固定されている。このアウタ部２５ｂとインナ部２５ａは、スプラグ２５ｃの軸方向両側に配設される一組のボールベアリング２７を介して相対回転可能に設けられている。
【００２１】
このクラッチ２５は、スプラグ２５ｃを介してインナ部２５ａからアウタ部２５ｂにトルク伝達を行うと共に、アウタ部２５ｂからインナ部２５ａへのトルク伝達を遮断する一方向クラッチ２５として構成されている。従って、エンジンの始動により第２の減速ギヤ１５の回転速度が第１の減速ギヤ１４の回転速度を上回ると、スプラグ２５ｃが空転してアウタ部２５ｂからインナ部２５ａへのトルク伝達が遮断されることで、第１の減速ギヤ１４の回転が第２の減速ギヤ１５に伝達されることを防止できる。
【００２２】
次に、スタータ１の作動を説明する。
電磁スイッチ３によりモータ接点が閉じて電機子７に給電されると、電機子７に回転力が発生し、その電機子７の回転が減速装置１２で減速されて出力軸１１に伝達される。出力軸１１の回転は、スタータギヤ１３に噛み合う第１の減速ギヤ１４によって減速され、更にクラッチ２５を介して第２の減速ギヤ１５に伝達されることにより、第２の減速ギヤ１５からクランクギヤ４に回転力が伝達されて、エンジン２がクランキングする。
エンジン始動後は、クランクギヤ４に常時噛み合う第２の減速ギヤ１５がエンジン２によって高速で回されると、クラッチ２５が切り離される（スプラグ２５ｃが空転する）ことで、第２の減速ギヤ１５から第１の減速ギヤ１４へのトルク伝達が遮断されて、第２の減速ギヤ１５のみ回転する。
【００２３】
続いて、第１の減速ギヤ１４に発生するスラスト力ｋａ１と、第２の減速ギヤ１５に発生するスラスト力ｋａ２について説明する。
一般的なガソリンエンジン（排気量が０．６６〜３．０Ｌ）では、クランキング時の必要トルクが、エンジンのクランク軸１６上で、およそ２０〜２００Ｎｍまで変化することが知られている。ここで、クランクギヤ４の歯数を６１枚、第２の減速ギヤ１５の歯数を１８枚と仮定すると、減速比が３．３９（≒６１／１８）となるため、中間軸２３上でクランキングに必要な軸トルクは５．９〜５９Ｎｍ（≒２０／３．３９〜２００／３．３９）となる。
【００２４】
この軸トルクの値、すなわち第１の減速ギヤ１４に働く軸モーメントＭ１は、第１の減速ギヤ１４の接線方向に発生する垂直荷重Ｋｔ１と、第１の減速ギヤ１４のピッチ円半径ｒ１との積である。従って、ｒ１を例えば５０ｍｍに設定して、以下の（１）式よりＫｔ１求めると、Ｋｔ１＝１１８〜１１８０Ｎとなる。
Ｋｔ１＝Ｍ１／ｒ１……………………………………………………………（１）
【００２５】
また、第１の減速ギヤ１４に働く軸モーメントＭ１は、第２の減速ギヤ１５に働く軸モーメントＭ２と大きさが同じであるが、第１の減速ギヤ１４に発生する垂直荷重Ｋｔ１と、第２の減速ギヤ１５に発生する垂直荷重Ｋｔ２とのベクトルが反対（図５参照）であるため、以下の（２）式に示す様に、Ｍ１とＭ２の合計は０になる。
Ｍ１＋Ｍ２＝Ｋｔ１×ｒ１＋Ｋｔ２×ｒ２＝０……………………………（２）
そこで、上記（１）式で求められるＫｔ１を入力として、第１の減速ギヤ１４と第２の減速ギヤ１５のピッチ円半径ｒ１、ｒ２を任意に設定すると、（２）式よりＫｔ２を求めることができる。
【００２６】
第１の減速ギヤ１４に発生するスラスト力Ｋａ１、および第２の減速ギヤ１５に発生するスラスト力Ｋａ２は、それぞれ以下の（３）、（４）式で表される。
Ｋａ１＝Ｋｔ１×ｔａｎβ１…………………………………………………（３）
Ｋａ２＝Ｋｔ２×ｔａｎβ２…………………………………………………（４）
そこで、第１の減速ギヤ１４と第２の減速ギヤ１５の諸元を下記表（１）のように仮定してスラスト力Ｋａ１、Ｋａ２を求め、総スラスト力（Ｋａ１＋Ｋａ２）が回転角度に応じて変化する様子をグラフに表すと、図６の様になる。この場合、最大で６７０Ｎｍの総スラスト力が発生するため、この荷重に耐え得る軸受構造と強度が必要となる。
【００２７】
【表１】
2006170143.tif 000003
【００２８】
次に、総スラスト力（Ｋａ１＋Ｋａ２）が略０になる様に、要求される減速比を固定して、第２の減速ギヤ１５のねじれ角β２を設定する方法について説明する。
第１の減速ギヤ１４の垂直荷重Ｋｔ１は、上述した様に、ピッチ円半径ｒ１を５０ｍｍに設定した場合に、Ｋｔ１＝１１８〜１１８０Ｎとなる。
ここでは、Ｋｔ１＝１１８０Ｎ（最大）の時を例として、上記（２）式を基にＫｔ２を求める。
Ｋｔ２＝（１１８０×５０／１０００）／（−２５／１０００）＝−２３６０（Ｎ）
なお、第１の減速ギヤ１４のねじれ角β１とピッチ円半径ｒ１、および第２の減速ギヤ１５のピッチ円半径ｒ２は、上記の場合と同じである。
【００２９】
総スラスト力（Ｋａ１＋Ｋａ２）が０になるためには、以下の（５）式が成立する。
Ｋａ１＋Ｋａ２＝Ｋｔ１×ｔａｎβ１＋Ｋｔ２×ｔａｎβ２
＝１１８０×ｔａｎ２０°−２３６０×ｔａｎβ２＝０………………（５）
この（５）式からｔａｎ-1β２を求める以下の（６）式に変換して、β２を求める。
ｔａｎ-1β２＝１１８０×ｔａｎ２０°／２３６０………………………（６）
β２＝−１０．３１４°
【００３０】
これにより、下記表（２）に示される第１の減速ギヤ１４および第２の減速ギヤ１５の諸元を基に、スラスト力Ｋａ１、Ｋａ２を求め、総スラスト力（Ｋａ１＋Ｋａ２）が回転角度に応じて変化する様子をグラフに表すと、図７の様になる。このグラフからも分かる様に、第１の減速ギヤ１４に発生するスラスト力Ｋａ１と、第２の減速ギヤ１５に発生するスラスト力Ｋａ２とが略同じ大きさとなり、両者の荷重方向（ベクトル）が反対であるため、総スラスト力（Ｋａ１＋Ｋａ２）は限りなく０に近くなる。
【００３１】
【表２】
2006170143.tif 000004
【００３２】
（実施例１の効果）
実施例１に示すスタータ１は、第１の減速ギヤ１４に発生するスラスト力Ｋａ１と、第２の減速ギヤ１５に発生するスラスト力Ｋａ２との合計が略０になるので、スラスト力を考慮した軸受構造を採用する必要がない。つまり、スラスト用の軸受を使用する必要はなく、且つ中間軸２３を支持するハウジング２２の軸受部（フランジ部２２ｂ）の強度を必要以上に大きくしなくても良いため、軸受構造を簡素化でき、コストダウンが可能である。
【００３３】
また、スラスト用の軸受を廃止できるので、回転ロスが発生することもなく、スタータ１の性能低下を防止できる。
さらに、第２の減速ギヤ１５のピッチ円半径ｒ２を固定した上で、総スラスト力が略０になる様に、第２の減速ギヤ１５のねじれ角β２を求めているので、軸間距離（出力軸１１と中間軸２３との距離、および中間軸２３とクランク軸１６との距離）を変更する必要がなく、本発明の構成を低コストに実現できる。
【実施例２】
【００３４】
この実施例２では、第２の減速ギヤ１５のねじれ角β２を固定して、総スラスト力が略０になる様に、第２の減速ギヤ１５のピッチ円半径ｒ２を求める方法について説明する。  Ｋｔ１＝１１８Ｎ（最小）の時を例にとると、第２の減速ギヤ１５の垂直荷重Ｋｔ２は、上記（２）式を変換して、以下の（７）式で表される。
Ｋｔ２＝−Ｋｔ１×ｒ１／ｒ２
＝（−１１８×５０／１０００）／（ｒ２／１０００）………………（７）
【００３５】
また、実施例１と同様に、上記（３）、（４）、（５）式が成立する。
Ｋａ１＝Ｋｔ１×ｔａｎβ１…………………………………………………（３）
Ｋａ２＝Ｋｔ２×ｔａｎβ２…………………………………………………（４）
Ｋａ１＋Ｋａ２＝Ｋｔ１×ｔａｎβ１＋Ｋｔ２×ｔａｎβ２＝０………（５）
ここで、第２の減速ギヤ１５のねじれ角β２を２５°に固定して、Ｋｔ１、β１、およびＫｔ２と共に、上記（５）式に代入すると、以下の（８）式が得られる。
Ｋａ１＋Ｋａ２＝１１８×ｔａｎ２０°＋Ｋｔ２×ｔａｎ２５°
＝１１８×ｔａｎ２０°＋｛（−１１８×５０／１０００）／（ｒ２／１０００）｝    ×ｔａｎ２５°＝０…………………………………………………………（８）
【００３６】
この（８）式よりｒ２を求める。
ｒ２＝１１８×５０／１０００×ｔａｎ２５°／（１１８×ｔａｎ２０°）
＝６４．０６（ｍｍ）。
これにより、下記表（３）に示される第１の減速ギヤ１４および第２の減速ギヤ１５の諸元を基に、スラスト力Ｋａ１、Ｋａ２を求め、総スラスト力（Ｋａ１＋Ｋａ２）が回転角度に応じて変化する様子をグラフに表すと、図８の様になる。
【００３７】
【表３】
2006170143.tif 000005
【００３８】
この実施例２においても、図８に示すグラフから分かる様に、第１の減速ギヤ１４に発生するスラスト力Ｋａ１と、第２の減速ギヤ１５に発生するスラスト力Ｋａ２とが略同じ大きさとなり、両者の荷重方向（ベクトル）が反対であるため、総スラスト力（Ｋａ１＋Ｋａ２）は限りなく０に近くなる。従って、実施例１と同様に、スラスト用の軸受を使用する必要はなく、且つ中間軸２３を支持するハウジング２２の軸受部（フランジ部２２ｂ）の強度を必要以上に大きくしなくても良いため、軸受構造を簡素化でき、コストダウンが可能である。
【００３９】
また、スラスト用の軸受を廃止できるので、回転ロスが発生することもなく、スタータ１の性能低下を防止できる。
さらに、この実施例２の方法では、第２の減速ギヤ１５のねじれ角β２を固定できるので、既存の歯切カッターを用いて歯切加工できる。また、第１の減速ギヤ１４のねじれ角β１と、第２の減速ギヤ１５のねじれ角β２とを同一に設定すれば、同一の歯切カッターで歯切加工できるため、生産性が向上する。
【００４０】
（変形例）
実施例１および実施例２では、同軸上に配列される２個のはすば歯車、つまり第１の減速ギヤ１４と第２の減速ギヤ１５とに発生する総スラスト力が略０になる様に、第１の減速ギヤ１４と第２の減速ギヤ１５のねじれ角およびピッチ円半径を設定しているが、請求項１〜４に係わる何れかの発明は、同軸上に３個以上のはすば歯車を有する構成にも適用できる。
【図面の簡単な説明】
【００４１】
【図１】スタータの半断面図である。
【図２】軸方向から見たスタータの正面図である。
【図３】第１の減速ギヤと第２の減速ギヤのねじれ角およびピッチ円半径を説明する図面である。
【図４】第１の減速ギヤに発生する分力の説明図である。
【図５】（ａ）第１の減速ギヤと第２の減速ギヤとに発生する分力を示すスタータの軸方向正面図、（ｂ）第１の減速ギヤと第２の減速ギヤとに発生する分力を示すスタータの一部断面図である。
【図６】総スラスト力（総スラスト力≠０）の変化をグラフ化した図面である。
【図７】総スラスト力の変化をグラフ化した図面である（実施例１）。
【図８】総スラスト力の変化をグラフ化した図面である（実施例２）。
【符号の説明】
【００４２】
１  スタータ
２  モータ
４  クランクギヤ
１１  出力軸
１２  減速装置（減速手段）
１３  スタータギヤ
１４  第１の減速ギヤ（はすば歯車／減速手段）
１５  第２の減速ギヤ（はすば歯車／減速手段）
１６  クランク軸
２２  ハウジング
２３  中間軸
２４  軸受
２５  クラッチ
【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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