(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１の回転軸に一体回転可能に設けられた第１のギアと、第２の回転軸に相対回動可能に設けられた第２のギアと、前記第２の回転軸に一体回転可能に設けられた回転部材と、前記第２のギアと前記回転部材との間に介在する減衰機構とを有し、前記第１のギアと前記第２のギアとが噛合され、これら各ギアと前記減衰機構並びに前記回転部材を介して前記各回転軸間で回転力が伝達される動力伝達系のギア機構において、
前記減衰機構は、ばね定数の異なる複数の種類の弾性体と、前記第２のギアと前記回転部材とが相対回動するときにその相対回動を抑制する減衰力を摩擦力によって発生するフリクションダンパとを備え、前記複数の弾性体は、前記第２のギアと前記回転部材との間に直列に配列され、それら第２のギア及び回転部材の相対回動に応じて弾性変形し、前記第２のギア及び前記回転部材を前記相対回動の方向と逆方向に反付勢し、前記複数の弾性体の一方のばね定数は他方のばね定数の１／１００以下に設定され、
前記第１のギア及び前記第２のギア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アである
ことを特徴とする動力伝達系のギア機構。
【請求項２】
請求項１に記載の動力伝達系のギア機構において、
前記複数の弾性体は、前記第２のギアと前記回転部材との間に隙間のない状態で配設される
ことを特徴とする動力伝達系のギア機構。
【請求項３】
請求項１または２に記載の動力伝達系のギア機構において、
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のギアとしてのクランクギア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第２のギアとしての被動ギアが前記減衰機構を介して前記第１のバランスシャフトと相対回動可能に設けられ、更に前記クランクギアに前記被動ギアが噛合され、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ア機構。
【請求項４】
請求項１または２に記載した動力伝達系のギア機構において、
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第２のギアとしてのクランクギアが前記減衰機構を介して前記クランクシャフトと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のギアとしての被動ギアが設けられ、更に前記クランクギアに前記被動ギアが噛合され、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ア機構。
【請求項５】
請求項１または２に記載した動力伝達系のギア機構において、
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アを介して第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のギアとしてのクランクギアが設けられ、そのクランクギアには同じく前記第１のギアとして前記中間ギア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のギアとしての被動ギアがそれぞれのバランスシャフトと相対回動可能に設けられ、更に前記クランクギアには前記第１のバランスシャフトに設けられた前記被動ギアが噛合されるとともに、前記中間ギアには前記第２のバランスシャフトに設けられた前記被動ギアが噛合されてなる
ことを特徴とする動力伝達系のギア機構。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、内燃機関のバランサ装置等動力伝達系のギア機構に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
周知のように、上記動力伝達系には多くのギア機構が採用されている。そして、これらギア機構に用いられるギアは、上述した内燃機関の出力伝達系や車両変速機の変速系等、大きな動力が伝達される系に採用される都合上、高い耐久性、耐衝撃性、そして耐摩耗性が要求されている。このため、通常、上記動力伝達系のギア機構には金属製のギアが用いられることが多かった。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
このように、上記ギア機構に金属製のギアを用いることとすれば、その耐久性や耐衝撃性、耐摩耗性も確かに確保されるようになる。
【０００４】
ところが、このような金属ギアによるギア機構が前記内燃機関、特に車載内燃機関の出力伝達系に用いられる場合には、機関出力軸の回転変動や各ギア噛合部のバックラッシュに起因する歯打ち音、あるいは噛合するギアの各歯の歯面同士がこすれ合う噛合音等が発生する原因ともなっている。
【０００５】
そこで近年は、このような歯打ち音あるいは噛合音を低減するために、樹脂製のギアを用いたギア機構も提案されている（例えば特開平８―１７４６８９号公報等参照）。
【０００６】
ただし、上記内燃機関の出力伝達系にこのような樹脂ギアを用いたギア機構を採用した場合、歯打ち音や噛合音を低減することは可能となるものの、前記金属ギアほどの耐久性を確保することが困難となる。特に、内燃機関のバランサ装置等のように、ギアに高負荷のかかる動力伝達系では、こうした樹脂ギアの耐久性を確保することが極めて困難となる。またこうした傾向は、機関出力軸の出力が機関回転速度に応じた振動数をもって変動し、それに伴ってバランサ装置にいわゆる共振現象が発生するとき及び機関出力軸の捩り共振時の変動が入力するときなどにおいては一層顕著なものとなる。
【０００７】
本発明は、こうした実情に鑑みてなされたものであり、その目的は、たとえ樹脂製のギアが用いられる場合であれ、その耐久性等を容易に確保することのできる動力伝達系のギア機構を提供することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するための手段及びその作用効果について以下に記載する。
請求項１に記載の発明は、第１の回転軸に一体回転可能に設けられた第１のギアと、第２の回転軸に相対回動可能に設けられた第２のギアと、前記第２の回転軸に一体回転可能に設けられた回転部材と、前記第２のギアと前記回転部材との間に介在する減衰機構とを有し、前記第１のギアと前記第２のギアとが噛合され、これら各ギアと前記減衰機構並びに前記回転部材を介して前記各回転軸間で回転力が伝達される動力伝達系のギア機構において、前記減衰機構は、ばね定数の異なる複数の種類の弾性体と、前記第２のギアと前記回転部材とが相対回動するときにその相対回動を抑制する減衰力を摩擦力によって発生するフリクションダンパとを備え、前記複数の弾性体は、前記第２のギアと前記回転部材との間に直列に配列され、それら第２のギア及び回転部材の相対回動に応じて弾性変形し、前記第２のギア及び前記回転部材を前記相対回動の方向と逆方向に反付勢し、前記複数の弾性体の一方のばね定数は他方のばね定数の１／１００以下に設定され、前記第１のギア及び前記第２のギア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アであることを要旨とする。
【０００９】
上記構成によれば、第２のギア及び回転部材との間で回転力が伝達される際に、回転部材が第２のギアに対して相対回動すると、複数の弾性体のうちばね定数が相対的に小さいものほど大きな変形量をもって弾性変形するようになる。そして、相対回動量が増大すると、複数の弾性体のうちばね定数が相対的に小さいものはやがて弾性限界に達するようになる。このように一部の弾性体が弾性限界に達した後、上記相対回動量が更に増大すると、その弾性限界に達した弾性体はもはやそれ以上弾性変形せず、最も弾性変形した状態を保ったまま、ばね定数が相対的に大きいその他の弾性体のみが弾性変形するようになる。従って、相対回動量と複数の弾性体の全体としてのばね定数との関係は、同相対回動量に応じて変化するようになり、非線形性を有したものとなる。そして、このように非線形性を有することにより、ギア機構の固有振動数が複数存在するようになるため、同機構における共振現象の発生が抑制されるようになる。その結果、ギア機構を構成する各ギアにかかる負荷を好適に軽減することができるようになり、それら各ギアの耐久性を向上させることができるようになる。
さらに、第１，第２の回転軸間で伝達される回転力の変動があったとしても、第１，第２のギアにかかる負荷を軽減して、その耐久性を向上させることができるようなる。
また、第２のギアと回転部材との間に相対回動が生じる際に、フリクションダンパによって減衰力が発生するため、その減衰力によってこれら第２のギアと回転部材との間の振動が減衰されるようになる。その結果、ギア機構を構成する各ギアにかかる負荷を的確に軽減することができるとともに、それら各ギアの耐久性を好適に向上させることができるようになる。
加えて、第１のギア及び第２のギアの噛合部における衝撃が吸収され、ギア噛合音を低減することができるようになる。また、この樹脂製ギアに噛合される第１のギア及び第２のギアのうちの他方を金属製ギアとした場合には、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ア噛合音の発生を低減することが可能となる。このため、金属製ギア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、金属製ギア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或いは簡略化することが可能になる。更に、これら樹脂製ギアと金属製ギアとが互いに噛合されることで、それらギア間の熱による凝着等を回避することができる。
【００１１】
請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の動力伝達系のギア機構において、前記複数の弾性体は、前記第２のギアと前記回転部材との間に隙間のない状態で配設されることを要旨とする。
上記構成によれば、第２のギアと回転部材との間に隙間なく配設された複数の弾性体によって第２のギアに対する回転部材の位置が固定されるようになるため、同第２のギアに対して回転部材を組み付ける際の作業性を向上させることができるようになる。
【００１６】
請求項３に記載の発明は、請求項１または２に記載の動力伝達系のギア機構において、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のギアとしてのクランクギア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第２のギアとしての被動ギアが前記減衰機構を介して前記第１のバランスシャフトと相対回動可能に設けられ、更に前記クランクギアに前記被動ギアが噛合され、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要旨とする。
【００１７】
また、請求項４に記載の発明は、請求項１または２に記載した動力伝達系のギア機構において、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第２のギアとしてのクランクギアが前記減衰機構を介して前記クランクシャフトと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のギアとしての被動ギアが設けられ、更に前記クランクギアに前記被動ギアが噛合され、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要旨とする。
【００１８】
また、請求項５に記載の発明は、請求項１または２に記載した動力伝達系のギア機構において、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アを介して第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のギアとしてのクランクギアが設けられ、そのクランクギアには同じく前記第１のギアとして前記中間ギア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のギアとしての被動ギアがそれぞれのバランスシャフトと相対回動可能に設けられ、更に前記クランクギアには前記第１のバランスシャフトに設けられた前記被動ギアが噛合されるとともに、前記中間ギアには前記第２のバランスシャフトに設けられた前記被動ギアが噛合されてなることを要旨とする。
【００１９】
これら各構成によれば、回転力変動が極めて大きい内燃機関のバランサ装置にあっても、各ギアにかかる負荷を軽減して、その耐久性を向上させることができるようなる。そして、このようなバランサ装置についても上記樹脂製ギアを用いることを可能としてその耐久性を確保することができるようになる。
【００２２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明にかかるギア機構を直列４気筒内燃機関のバランサ装置に適用した一実施の形態について、図１〜図９を参照して説明する。
【００２３】
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アの配置を示した概略図である。
【００２４】
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。
【００２５】
これら各バランスシャフト３０，４０は、クランクケース１２及びバランサ装置の下部を覆うハウジング１３によって軸支されている。また、各バランスシャフト３０，４０には、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。
【００２６】
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ア２１が一体回転可能に設けられている。
【００２７】
第１のバランスシャフト３０には、クランクギア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の被動ギア３１が設けられている。この第１の被動ギア３１は、その直径がクランクギア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、一体回転可能にカウンタギア３２が設けられている。第１の被動ギア３１は、その相対回動を許容する減衰機構５０を介してカウンタギア３２に駆動連結されている。
【００２８】
一方、第２のバランスシャフト４０には、図２に示すように、カウンタギア３２に噛合されるとともに、同第２のバランスシャフト４０と一体回転可能な第２の被動ギア４１が設けられている。
【００２９】
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。
【００３０】
図３に示すように、第１の被動ギア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、クランクギア２１の外周に形成された歯（図示略）と噛合されている。
【００３１】
第１の被動ギア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は例えば、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の被動ギア４１も第１の被動ギア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、クランクギア２１及びカウンタギア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、これら各ギア２１，３１，３２，４１はいずれも、図２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アとなっている。
【００３２】
第１の被動ギア３１の内周部３１ａにおいて、カウンタギア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の被動ギア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、環状をなす一対の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。
【００３３】
これら各フリクションダンパ５４は、上記凹部５３の内周面に当接される金属製の摺動部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の被動ギア３１は、これらフリクションダンパ５４の弾性部５４ｂに発生する弾性力により、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。
【００３４】
従って、第１の被動ギア３１がカウンタギア３２に対して相対回動する際、換言すれば、同第１の被動ギア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の内周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。
【００３５】
また、クランクギア２１及び第１の被動ギア３１はヘリカルギアとして構成されており、これらを噛合させた場合においても、第１の被動ギア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の被動ギア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との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の被動ギア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。
【００３６】
一方、カウンタギア３２において第１の被動ギア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の被動ギア３１に向かって突出する断面略矩形状の係止凸部５２が設けられている。この係止凸部５２は第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４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。
【００３７】
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コ字状の第１のストッパゴム５５が設けられている。この第１のストッパゴム５５は第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。また、第１のストッパゴム５５はそれぞれ、所定の弾性力（ばね定数Ｋ１）及び減衰力（減衰係数Ｃ１）を有している。
【００３８】
この第１のストッパゴム５５は係止凸部５２に係合される係止凹部５５ａと、この係止凹部５５ａの両側に位置し係止孔５７に係合される一対の係止片５５ｂとを有している。これら係止凸部５２と係止凹部５５ａ、係止片５５ｂと係止孔５７とがそれぞれ係合されることにより、同第１のストッパゴム５５の凹部５１内での移動が規制されている。尚、第１のストッパゴム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、第１のストッパゴム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、そのばね定数が設定されている。
【００３９】
また、第１の被動ギア３１の内周部３１ａにおいてカウンタギア３２と対向する側面には、カウンタギア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、隣り合う第１のストッパゴム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（θ０）の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の被動ギア３１とカウンタギア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）。尚、本実施形態では、この所定の回動位相範囲θｍａｘを「θ０／４」に設定するようにしている。
【００４０】
また、凸部５６の周方向の側面と第１のストッパゴム５５の端部との各対向面間には、各面に当接するように複数（この例では８個）の第２のストッパゴム５８が第１のストッパゴム５５と直列に設けられている。この第２のストッパゴム５８はそれぞれ、所定のばね定数Ｋ２及び減衰係数Ｃ２を有しており、これらばね定数Ｋ２及び減衰係数Ｃ２はそれぞれ、上記第１のストッパゴム５５のばね定数Ｋ１及び減衰係数Ｃ１よりも十分に小さい値（例えば１／１００以下）に設定されている。
【００４１】
図５及び図６は、上記各ギア２１，３１，３２，４１、各シャフト２０，３０，４０並びに減衰機構５０を構成するフリクションダンパ５４、第１のストッパゴム５５、第２のストッパゴム５８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及び図６に示すように、クランクシャフト２０（第１の回転軸）から伝達される回転力は、クランクギア２１（第１のギア）、第１の被動ギア３１（第２のギア）、減衰機構５０のフリクションダンパ５４、第１のストッパゴム５５、第２のストッパゴム５８、そしてカウンタギア３２（回転部材）を介して第１のバランスシャフト３０（第２の回転軸）に伝達されるとともに、同カウンタギア３２から第２の被動ギア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の軸心であり、「Ｋ１」、「Ｋ２」は、それぞれ第１のストッパゴム５５及び第２のストッパゴム５８のばね定数であり、そして、「Ｃ１」、「Ｃ２」、及び「Ｃ３」は、それぞれ第１のストッパゴム５５、第２のストッパゴム５８、及びフリクションダンパ５４の減衰係数である。
【００４２】
バランサ装置にクランクシャフト２０から回転力が入力され、第１の被動ギア３１が第１のバランスシャフト３０に対して相対回動すると、第１の被動ギア３１の凸部５６よりもその回転方向側に位置する第１のストッパゴム５５及び第２のストッパゴム５８が弾性変形するようになる。ここで、第２のストッパゴム５８は、第１のストッパゴム５５よりもそのばね定数が十分に小さいため、第１の被動ギア３１と第１のバランスシャフト３０との相対回動量が小さい段階では、第１のストッパゴム５５よりも大きな変形量をもって弾性変形するようになる。そして、第１の被動ギア３１と第１のバランスシャフト３０との上記相対回動量が増大して所定値に達すると、第２のストッパゴム５８は弾性限界に達し、もはやそれ以上弾性変形しなくなる。その後、上記相対回動量が更に増大すると、第２のストッパゴム５８は最も弾性変形した状態となったまま、第１のストッパゴム５５のみが弾性変形するようになる。このため、第１の被動ギア３１と第１のバランスシャフト３０との相対回動に対する各ストッパゴム５５，５８の全体の弾性特性が非線形な傾向を示すようになる。すなわち、図７に示されるように、第１のストッパゴム５５のばね定数を「Ｋ１」、第２のストッパゴム５８のばね定数を「Ｋ２」とした場合、各ストッパゴム５５，５８全体の合成ばね定数Ｋは、上記相対回動量が小さい段階では「Ｋ１・Ｋ２／（Ｋ１＋Ｋ２）」となる一方、相対回動量が増大して第２のストッパゴム５８が弾性限界に達した後は第１のストッパゴム５５のばね定数である「Ｋ１（＞Ｋ１・Ｋ２／（Ｋ１＋Ｋ２））」と略等しくなる。
【００４３】
そして、このような非線形性を有することにより、バランサ装置により構成される振動系の固有振動数が複数の振動数に分散されて複数存在するようになる。その結果、バランサ装置を構成する各ギア２１，３１，３２，４１にかかる負荷が好適に低減されるようになる。
【００４４】
また、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。
【００４５】
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の被動ギア３１をクランクギア２１に噛合させると、同ギア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、カウンタギア３２を第１のバランスシャフト３０に組み付ける際には、カウンタギア３２を第２のバランスシャフト４０に固定された第２の被動ギア４１の歯に噛合させつつ、同カウンタギア３２を第１のバランスシャフト３０の回転方向における所定の位置で固定する必要がある。このため、例えば第２のストッパゴム５８を省略した構成など、凸部５６の周方向の両端面と第１のストッパゴム５５の端面との対向面間に隙間がある場合には、凸部５６をこれと隣り合う第１のストッパゴム５５の一方に当接させつつその位置決めをするという作業が必要となる。
【００４６】
この点、本実施の形態にあっては、各ストッパゴム５５，５８をカウンタギア３２の凹部５１内に装着した状態において、隣り合う各第２のストッパゴム５８の対向面の幅が第１の被動ギア３１の凸部５６の周方向の幅と略同寸に設けられている。このため、第１の被動ギア３１の凸部５６を第２のストッパゴム５８の対向面間に挿入すれば、第１のストッパゴム５５及び第２のストッパゴム５８の弾性力によって自ずとカウンタギア３２の第１のバランスシャフト３０及び第１の被動ギア３１に対する回転方向の取付け位置が決定されるようになる。この結果、カウンタギア３２を第１のバランスシャフト３０及び第１の被動ギア３１に組み付ける際の位置決めにかかる作業工数を低減でき、ひいては生産性の向上を図ることができるようになる。
【００４７】
また、第１の被動ギア３１と第１のバランスシャフト３０との間に相対回動が生じる際に、フリクションダンパ５４に減衰力が発生するため、その減衰力によってこれら第１の被動ギア３１と第１のバランスシャフト３０との間の振動が減衰されるようになる。その結果、バランサ装置を構成する各ギア２１，３１，３２，４１にかかる負荷を的確に軽減することができるとともに、それら各ギア２１，３１，３２，４１の耐久性を好適に向上させることができるようになる。
【００４８】
次に、本実施の形態にかかるギア機構の振動抑制作用について図８及び図９を参照して更に詳細に説明する。
図８は、内燃機関の回転速度に対する第１の被動ギア３１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）。
【００４９】
尚、同図８において実線は、上記所定の回動位相範囲θｍａｘを「θ０／４」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「θ０／８」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、第２のストッパゴム５８を設けずに、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第１のストッパゴム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。
【００５０】
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、角速度変動が急激に増大することがわかる。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によってバランサ装置に共振現象（二次共振）が発生しているためである。
【００５１】
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。
【００５２】
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により、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するとともに、第２のストッパゴム５８の存在により同固有振動数が複数に分散されるため、内燃機関の常用回転速度域（＞１０００ｒｐｍ）における共振現象の発生が抑制されることに起因している。
【００５３】
更に本実施形態においては、上記回動位相範囲θｍａｘを「θ０／４」としているため、こうした振動抑制効果が一層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。従って、バランサ装置の共振現象を抑える上では、上記回動位相範囲θｍａｘを「θ０／８以上」に設定するのが望ましく、「θ０／４以上」にするのが最も好ましい。
【００５４】
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の被動ギア３１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）。
【００５５】
尚、同図９において実線は、本実施形態、すなわちフリクションダンパ５４として、雰囲気温度「８０℃」中で「０．３Ｎｍ以上」の摩擦トルクを得られることが予め確認されたものを用いた場合の特性を示している。また、一点鎖線は、同じくフリクションダンパ５４として、雰囲気温度「８０℃」中で「０．３Ｎｍ未満」のトルクしか得られないことが予め確認されたものを用いた場合の比較例についての特性を示している。尚、上記雰囲気温度は、バランサ装置の通常の使用状況に合わせて「８０℃」に設定されている。
【００５６】
同図９に示すように、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の摩擦トルクにより適切な大きさの減衰力が付与されなければ、上記共振現象の抑制効果が減少することがわかる。
【００５７】
以上の実験結果から明らかなように、雰囲気温度を「８０℃」とした状況下でフリクションダンパ５４において「０．３Ｎｍ以上」の摩擦トルクを発生させることで、上記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。
【００５８】
以上詳述したように、この実施の形態にかかるギア機構によれば、以下に示すような優れた効果が得られるようになる。
（１）バランサ装置の減衰機構５０において、ばね定数及び減衰係数のそれぞれ異なる第１のストッパゴム５５と第２のストッパゴム５８とを備える構成とした。このため、バランサ装置における共振現象の発生を抑制して同装置を構成する各ギア２１，３１，３２，４１にかかる負荷を好適に軽減することができるようになり、それら各ギア２１，３１，３２，４１、特に樹脂製ギアである第１の被動ギア３１及び第２の被動ギア４１においてもその耐久性を十分に向上させることができるようになる。
【００５９】
（２）第１の被動ギア３１の凸部５６とカウンタギア３２の係止凸部５２との間において各ストッパゴム５５，５８を隙間なく配設するようにしたため、これら各ストッパゴム５５，５８によってカウンタギア３２を第１のバランスシャフト３０及び第１の被動ギア３１に対して組み付ける際の位置が固定されるようになり、その位置決め作業の工数を低減でき、ひいては生産性の向上を図ることができるようになる。
【００６０】
（３）フリクションダンパ５４の摩擦トルクによる減衰力が付与されることで各ギア２１，３１，３２，４１にかかる負荷を更に軽減することができるようになるとともに、それら各ギア２１，３１，３２，４１の耐久性を好適に向上させることができるようにもなる。
【００６１】
（４）回動位相範囲θｍａｘを「θ０／４」に設定するとともに、フリクションダンパ５４の摩擦トルクを減衰力として雰囲気温度「８０℃」中で「０．３Ｎｍ以上」の摩擦トルクを発生させることで、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。このため、クランクギア２１と第１の被動ギア３１との間、及びカウンタギア３２と第２の被動ギア４１との間の各ギア間のギア歯打ち音の発生を回避することができるようになる。
【００６２】
（５）回転力変動が極めて大きい内燃機関のバランサ装置にあっても、各ギア２１，３１，３２，４１にかかる負荷を軽減して、その耐久性を向上させることができるようなる。
【００６３】
（６）第１の被動ギア３１及び第２の被動ギア４１の各ギア歯を樹脂により形成したため、クランクギア２１及び第１の被動ギア３１とカウンタギア３２及び第２の被動ギア４１との各噛合部における衝撃が吸収され、これによってギア歯打ち音を低減することができるようになる。また、金属製のクランクギア２１及びカウンタギア３２の各歯面の加工精度がある程度低くても上記歯打ち音の発生を低減することが可能となる。このため、クランクギア２１及びカウンタギア３２の各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、金属製ギア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或いは簡略化することが可能になる。更に、金属製のクランクギア２１と樹脂製の第１の被動ギア３１とを、そして金属製のカウンタギア３２と樹脂製の第２の被動ギア４１とをそれぞれ互いに噛合させることで、それら各ギア２１，３１，３２，４１間の熱による凝着等を回避することができる。
【００６４】
尚、上記実施の形態は、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。
・上記実施の形態では、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。
【００６５】
・フリクションダンパ５４の配設態様は上記実施の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の被動ギア３１とが相対回動する際に適切な大きさの摩擦トルク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。
【００６６】
・また、上記実施の形態におけるフリクションダンパ５４は、摺動部５４ａと弾性部５４ｂ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、皿ばね、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。
【００６７】
・上記実施の形態では、クランクギア２１、カウンタギア３２、及び第１及び第２の被動ギア３１，４１をいずれもヘリカルギア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。
【００６８】
・上記実施の形態では、第１の被動ギア３１及び第２の被動ギア４１を樹脂製ギアとし、クランクギア２１及びカウンタギア３２を金属製ギアとする構成としたが、例えば、クランクギア２１とカウンタギア３２とを樹脂製ギアとしてもよいし、クランクギア２１と第２の被動ギア４１とを樹脂製ギアとしてもよい。また一方で、全てのギアを金属製ギアとしてもよい。
【００６９】
・上記実施の形態では、弾性部材として第２のストッパゴム５８を凸部５６の両側に設ける構成としたが、例えば、図１０に減衰機構の断面構造を示すように、凸部５６の両側に配設されていた第２のストッパゴム５８の一方を省略し、同凸部５６における周方向の一方の側面をこれと隣り合う第１のストッパゴム５５の端面に当接させるようにしてもよい。
【００７０】
・上記実施の形態では、ばね定数と減衰係数とがともに異なる２種類の弾性体、すなわち、第１のストッパゴム５５及び第２のストッパゴム５８を用いる構成としたが、この弾性体の種類は任意であり、３種類以上の弾性体を用いる構成としてもよい。
【００７１】
・上記実施の形態では、弾性体の１つとしてゴム材料からなる第２のストッパゴム５８を用いる構成としたが、この弾性体の材質はゴム材料には限定されず、例えばばね材を用いる構成としてもよい。
【００７２】
・上記実施の形態では、図５に示すように、ギア機構として、クランクシャフト２０の回転力がクランクギア２１から第１の被動ギア３１に伝達され、更に同第１の被動ギア３１から減衰機構５０を介してカウンタギア３２に伝達されるとともに、同ギア３２から各バランスシャフト３０，４０に伝達されるバランサ装置の例を示したが、本発明のギア機構は、以下に記載するような構成のバランサ装置にも適用することもできる。
【００７３】
即ち、図１１に模式的に示すように、クランクギア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にプレート２５を一体回転可能に設ける。そして、クランクギア２１を減衰機構５０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の被動ギア３１及びカウンタギア３２を一体回転可能に設け、同第１の被動ギア３１をクランクギア２１に噛合させる。
【００７４】
こうした構成によれば、クランクシャフト２０（第２の回転軸）の回転力が、プレート２５（回転部材）、減衰機構５０、クランクギア２１（第２のギア）、第１の被動ギア３１（第１のギア）を順に介して第１のバランスシャフト３０（第１の回転軸）に伝達されるとともに、カウンタギア３２及び第２の被動ギア４１を介して第２のバランスシャフト４０にも伝達される。
【００７５】
また、クランクシャフト２０の回転力をクランクギア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１２に模式的に示すように、第１の被動ギア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の被動ギア３１を減衰機構５０を介して上記プレート３６に駆動連結させる。また、第２の被動ギア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の被動ギア４１を別の減衰機構５０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ア３２をクランクギア２１及び第２の被動ギア４１の双方に噛合させる。
【００７６】
こうした構成によれば、クランクシャフト２０（第１の回転軸）の回転力がクランクギア２１（第１のギア）から第１の被動ギア３１（第２のギア）、第１のバランスシャフト３０（第２の回転軸）に設けられた減衰機構５０、及びプレート３６（回転部材）を介して同シャフト３０に伝達されるとともに、クランクギア２１からカウンタギア３２（第１のギア）、第２の被動ギア４１（第２のギア）、第２のバランスシャフト４０（第２の回転軸）に設けられた減衰機構５０、及びプレート４４（回転部材）を介して同シャフト４０にも伝達される。
【００７７】
これら各図に示すように、ギア機構の構成を変更するようにしても、上記実施の形態に準じた作用効果を奏することはできる。
・上記実施の形態では、ギア機構を直列４気筒内燃機関のバランサ装置に適用した例を示したが、本発明のギア機構は、気筒の配列及び気筒数に関係なく、任意の配列及び気筒数の内燃機関のバランサ装置に適用することができる。
【００７８】
・上記実施の形態では、ギア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】本発明にかかるギア機構を内燃機関のバランサ装置に適用した一実施の形態についてその概略構成を示す側面図。
【図２】同実施の形態のギア機構におけるギアの噛合関係を示す斜視図。
【図３】同実施の形態のギア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】同実施の形態のギア機構の各ギアの噛合状態を模式的に示した模式図。
【図６】同実施の形態のギア機構をモデル化したモデル図。
【図７】相対回動量に対する各ストッパゴムの合成弾性力を示すグラフ。
【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】他の例のギア機構の減衰機構の構造を示す断面図。
【図１１】他のギア機構の構成例を示す模式図。
【図１２】他のギア機構の構成例を示す模式図。
【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、２０…クランクシャフト、２１…クランクギア、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の被動ギア、３１ｃ…歯、３２…カウンタギア、３３…アンバランスウェイト、３６…プレート、４０…第２のバランスシャフト、４１…第２の被動ギア、４４…プレート、５０…減衰機構、５４…フリクションダンパ、５５…第１のストッパゴム、５７…係止孔、５８…第２のストッパゴム。
【図１】
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【図２】
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【図３】
0004088409.tif 000004
【図４】
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【図５】
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【図６】
0004088409.tif 000007
【図７】
0004088409.tif 000008
【図８】
0004088409.tif 000009
【図９】
0004088409.tif 000010
【図１０】
0004088409.tif 000011
【図１１】
0004088409.tif 000012
【図１２】
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