(57)【要約】【課題】第１軸線まわりに回転することを可能として支持体に支承される第１歯車と、第１軸線よりも上方の第２軸線まわりに回転することを可能として前記支持体に支承されるとともに第１歯車に噛合する第２歯車とを備える歯車伝動装置において、寸法精度を比較的粗く設定することを可能としつつバックラッシュを小さく抑制する。【解決手段】第１および第２歯車３３，３４への荷重非作用状態での第２軸線Ｃ２に対する第２歯車３４の回転中心Ｒ２の上下方向でのずれ量が、荷重非作用状態での第１軸線Ｃ１に対する第１歯車３３の回転中心Ｒ１の上下方向でのずれ量よりも大きく設定される。【選択図】　　　　図４
2004100885.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１軸線（Ｃ１）まわりに回転することを可能として支持体（７）に支承される第１歯車（３３）と、第１軸線（Ｃ１）よりも上方の第２軸線（Ｃ２）まわりに回転することを可能として前記支持体（７）に支承されるとともに第１歯車（３３）に噛合する第２歯車（３４）とを備える歯車伝動装置において、第１および第２歯車（３３，３４）への荷重非作用状態での第２軸線（Ｃ２）に対する第２歯車（３４）の回転中心（Ｒ２）の上下方向でのずれ量が、前記荷重非作用状態での第１軸線（Ｃ１）に対する第１歯車（３３）の回転中心（Ｒ１）の上下方向でのずれ量よりも大きく設定されることを特徴とする歯車伝動装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、第１軸線まわりに回転することを可能として支持体に支承される第１歯車と、第１軸線よりも上方の第２軸線まわりに回転することを可能として前記支持体に支承されるとともに第１歯車に噛合する第２歯車とを備える歯車伝動装置に関し、特に、第１および第２歯車間のバックラッシュを抑制するための歯車伝動装置の改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、たとえばエンジンの出力を変速機に伝達するために上下に配置された一対の歯車を相互に噛合させて成る歯車伝動装置が知られている（たとえば特許文献１参照。）。
【０００３】
【特許文献１】
実公昭６２−７８７５号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、このような歯車伝動装置では、歯打ち音の発生を抑制するためにバックラッシュを小さく抑えることが望ましいが、上記従来のものでは、各歯車の回転中心を支持体側で設定される第１および第２軸線に合わせるように寸法を厳密に設定した上で、バックラッシュの管理を行なうようにしており、寸法精度を向上する必要がある。
【０００５】
本発明は、かかる事情に鑑みてなされたものであり、寸法精度を比較的粗く設定することを可能としつつバックラッシュを小さく抑制するようにした歯車伝動装置を提供することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明は、第１軸線まわりに回転することを可能として支持体に支承される第１歯車と、第１軸線よりも上方の第２軸線まわりに回転することを可能として前記支持体に支承されるとともに第１歯車に噛合する第２歯車とを備える歯車伝動装置において、第１および第２歯車への荷重非作用状態での第２軸線に対する第２歯車の回転中心の上下方向でのずれ量が、前記荷重非作用状態での第１軸線に対する第１歯車の回転中心の上下方向でのずれ量よりも大きく設定されることを特徴とする。
【０００７】
このような構成によれば、第１および第２歯車に荷重が作用していない静的な状態では、上方の第２歯車の回転中心の第２軸線から下方へのずれ量が、下方の第１歯車の回転中心の第１軸線から下方へのずれ量よりも大きくなり、第１および第２歯車の回転中心間の距離が第１および第２軸線間の距離よりも小さくなり、バックラッシュが小さくなる。これにより、第１および第２歯車に大きな荷重が作用しない運転状態では第１および第２歯車間のバックラッシュを小さく抑えて歯打ち音の発生を極力抑制することができ、しかもバックラッシュを小さく抑えるにあたって寸法精度を向上することは不要である。
【０００８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を、添付の図面に示した本発明の一実施例に基づいて説明する。
【０００９】
図１〜図５は本発明の一実施例を示すものであり、図１はエンジンの正面図、図２は図１の２−２線断面図、図３は図２の３−３線断面図、図４は第１および第２歯車の回転中心間の距離演算を説明するための図、図５はがたの大きさに応じたせり音および歯打ち音の変化を示す図である。
【００１０】
先ず図１において、この多気筒エンジンのエンジンブロック５は、水平線ＨＬに対して傾斜したシリンダ軸線を有するとともに、その下部にケース半部５ａを一体に備えており、ケース半部５ａに下部ケース半体６が結合されることでクランクケース７が構成される。またエンジンブロック５の上部にシリンダヘッド８が結合され、クランクケース７のケース半体６にはオイルパン９が結合される。
【００１１】
図２および図３を併せて参照して、クランクケース７に設けられる複数のジャーナル壁１０，１０…には、第１軸線Ｃ１を中心とする複数の第１軸孔１１，１１…が同軸にそれぞれ設けられており、それらの第１軸孔１１，１１…との間に滑り軸受１２，１２…を介在させるようにして、クランクシャフト１３が各ジャーナル壁１０，１０…で回転自在に支承される。
【００１２】
クランクシャフト１３の軸方向に沿う一端側のジャーナル壁１０から突出したクランクシャフト１３の一端部には、オーバーランニングクラッチ１７が装着されており、始動モータ１４からの動力は減速歯車列１５、リングギヤ１６およびオーバーランニングクラッチ１７を介してクランクシャフト１３に入力されることになる。
【００１３】
減速歯車列１５は、始動モータ１４の出力軸４１に固定されるピニオン４２と、該ピニオン４２に噛合する大径歯車４３と、大径歯車４３と一体に回転する小径歯車４４と、小径歯車４４に噛合するアイドル歯車４５と、アイドル歯車４５に噛合するようにしてオーバーランニングクラッチ１７のクラッチインナ１７ａに固着されるリング歯車１６とを備え、大径歯車４３および小径歯車４４は、クランクケース７およびカバー３９によって回転自在に支承される回転軸４６の両端部にそれぞれ固着されており、アイドル歯車４５は、クランクケース７およびカバー３９で支持される支軸４７で回転自在に支承される。
【００１４】
また前記一端側のジャーナル壁１０および前記オーバーランニングクラッチ１７間でクランクシャフト１３には、駆動スプロケット１８が固定される。
【００１５】
一方、シリンダヘッド８には、動弁装置の一部を構成する一対のカムシャフト１９，２０が前記クランクシャフト１３と平行な軸線まわりに回転可能に支承されており、前記駆動スプロケット１８と、前記両カムシャフト１９，２０にそれぞれ固定される被動スプロケット２１，２２と、駆動スプロケット１８および被動スプロケット２１，２２に巻き掛けられるカムチェーン２３とで、両カムシャフト１９，２０にクランクシャフト１３からの動力を１／２に減速して伝達するための調時伝動機構２４が構成される。
【００１６】
前記クランクシャフト１３の動力は、クランクシャフト１３と平行にして該クランクシャフト１３の斜め上方に配置されるメインシャフト２５と、該メインシャフト２５と平行な軸線を有してメインシャフト２５の斜め下方に配置されるカウンタシャフト２６とを備えてクランクケース７内に収容される変速機２７に伝達される。
【００１７】
メインシャフト２５の一端側は、第１軸線Ｃ１と平行な第２軸線Ｃ２を中心としてクランクケース７に設けられた第２軸孔２８を貫通するものであり、メインシャフト２５の外面および第２軸孔２８の内面間にはボール軸受２９が介装される。このボール軸受２９から突出した部分でメインシャフト２５には、発進クラッチ３０のクラッチインナ３１が相対回転不能に結合される。
【００１８】
また前記一端側のジャーナル壁１０よりも内側でクランクシャフト１３には、第１歯車である駆動歯車３３が一体に形成され、第２歯車である被動歯車３４がメインシャフト２５に相対回転自在に支承されるとともに駆動歯車３３に噛合される。
【００１９】
被動歯車３４に対応する部分でメインシャフト２５には円筒状のスリーブ３５が軸方向の相対移動を阻止されるようにして装着されており、被動歯車３４および前記スリーブ３５間にローラ軸受３６が介装されている。
【００２０】
前記被動歯車３４は、前記発進クラッチ３０のクラッチアウタ３２にダンパばね３７および弾性材３８を介して連結されるものであり、発進クラッチ３０が接続状態となったときに、クランクシャフト１３からの動力が駆動歯車３３、被動歯車３４および発進クラッチ３０を介してメインシャフト２５に伝達されることになる。
【００２１】
前記調時伝動機構２４の一部および発進クラッチ３０等を覆うようにして、エンジンブロック５およびケース半体６の端壁にはカバー３９が結合される。
【００２２】
ところで、複数の第１軸孔１１，１１…の中心である第１軸線Ｃ１まわりに回転することを可能としてクランクケース７に支承される第１歯車としての駆動歯車３３と、第１軸線Ｃ１よりも上方の第２軸線Ｃ２すなわち第２軸孔２８の中心まわりに回転することを可能として前記クランクケース７に支承される第２歯車としての被動歯車３４は、相互に噛合されて本発明に従う歯車伝動装置を構成するものである。
【００２３】
このような歯車伝動装置において、図４で示すように、駆動および被動歯車３３，３４への荷重非作用状態での第２軸線Ｃ２に対する被動歯車３４の回転中心Ｒ２の上下方向でのずれ量δ２が、前記荷重非作用状態での第１軸線Ｃ１に対する駆動歯車３３の回転中心Ｒ１の上下方向でのずれ量δ１よりも大きく設定される。
【００２４】
たとえば駆動歯車３３側のずれ量δ１は、滑り軸受１２でのがたを例えば２０〜３０μｍとすると１０〜１５μｍであり、それに対してクランクケース７およびメインシャフト２５間のがたを例えば０〜３０μｍとし、ローラ軸受３６でのがたを例えば１５〜４５μｍとすることで全体のがたは例えば１５〜７５μｍとなり、被動歯車３４側のずれ量δ２は７．５〜３７．５μｍとなるので、そのような範囲でずれ量δ２＞ずれ量δ１となるように、前記各部のがたを設定すればよい。このようなずれ量δ１，δ２の差を生じさせるために、この実施例では、たとえば被動歯車３４およびメインシャフト２５間に介装されているスリーブ３５の外径もしくは内径が調節される。
【００２５】
ところで、第１および第２軸線Ｃ１，Ｃ２間の水平方向の距離をＬ、上下方向の距離をＨとしたときに、第１および第２軸線Ｃ１，Ｃ２間の距離ＡＸＣは、
ＡＸＣ＝（Ｌ２　＋Ｈ２　）１／２　
で得ることができる。それに対し、荷重非作用状態で駆動および被動歯車３３，３４の回転中心が第１および第２軸線Ｃ１，Ｃ２から下方にそれぞれδ１，δ２だけ重力によってずれたときの両回転中心Ｒ１，Ｒ２間の距離ＡＸＲは、
ＡＸＲ＝｛Ｌ２　＋（Ｈ＋δ１−δ２）２　｝１／２　
で得ることができる。しかもδ１＜δ２であるので、ＡＸＲ＜ＡＸＣである。
【００２６】
このように荷重非作用状態で駆動および被動歯車３３，３４の回転中心Ｒ１，Ｒ２が第１および第２軸線Ｃ１，Ｃ２から下方にそれぞれδ１，δ２だけ重力によってずれたときの両回転中心Ｒ１，Ｒ２間の距離ＡＸＲが、第１および第２軸線Ｃ１，Ｃ２間の距離ＡＸＣよりも小さくなることにより、駆動および被動歯車３３，３４に荷重が作用していない静的な状態では、バックラッシュが小さくなる。
【００２７】
したがって駆動および被動歯車３３，３４に大きな荷重が作用しない運転状態では駆動および被動歯車３３，３４間のバックラッシュを小さく抑えて歯打ち音の発生を極力抑制することができ、しかもバックラッシュを小さく抑えるにあたって寸法精度を向上することは不要である。
【００２８】
ところで、歯車伝動装置の作動に伴って生じる音としては、歯打ち音と、せり音とがあり、図５で示すように、がたが大きくなるのに応じて歯打ち音が大きくなるのに対して、せり音はがたが大きくなるのに応じて小さくなるものであり、歯打ち音およびせり音がともに小さくなるように、がたの大きさ、すなわち前記ずれ量δ１，δ２を図５の斜線で示す範囲に設定する必要がある。
【００２９】
以上、本発明の実施例を説明したが、本発明は上記実施例に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明を逸脱することなく種々の設計変更を行うことが可能である。
【００３０】
たとえば上記実施例では、クランクシャフト１３と、変速機２７のメインシャフト２５との間の歯車伝動装置に適用した場合について説明したが、本発明は、第１歯車と、第１歯車よりも上方に配置されて第１歯車に噛合される第２歯車とが共通の支持体に回転自在に支承される歯車伝動装置について広く適用可能である。
【００３１】
【発明の効果】
以上のように本発明によれば、第１および第２歯車に大きな荷重が作用しない運転状態では第１および第２歯車間のバックラッシュを小さく抑えて歯打ち音の発生を極力抑制することができ、しかもバックラッシュを小さく抑えるにあたって寸法精度を向上することは不要である。
【図面の簡単な説明】
【図１】エンジンの正面図である。
【図２】図１の２−２線断面図である。
【図３】図１の３−３線断面図である。
【図４】第１および第２歯車の回転中心間の距離演算を説明するための図である。
【図５】がたの大きさに応じたせり音および歯打ち音の変化を示す図である。
【符号の説明】
７・・・支持体としてのクランクケース
３３・・・第１歯車としての駆動歯車
３４・・・第２歯車としての被動歯車
Ｃ１・・・第１軸線
Ｃ２・・・第２軸線
Ｒ１・・・第１歯車の回転中心
Ｒ２・・・第２歯車の回転中心
【図１】
2004100885.tif 000003
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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