(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１の軸部に設けた金属製のドライブギヤと、樹脂製の歯面を備え、上記ドライブギヤに噛合する状態で、第２の軸部に設けたドリブンギヤとの噛合い構造において、
上記第１の軸部と上記第２の軸部とは、レシプロエンジンにおけるクランクシャフトと該クランクシャフトの回転を受けて従動回転するバランスシャフトとであるか、又は上記クランクシャフトの回転を受けて従動回転する第１のバランスシャフトと該第１のバランスシャフトの回転を受けて従動回転する第２のバランスシャフトとであり、
上記第２の軸部には、円盤形状の回転部材が固定してあり、
該回転部材内には、周方向の複数箇所に等間隔でストッパゴムが設けてあり、
該ストッパゴム同士の間には、上記ドリブンギヤの軸方向端面から突出形成した衝突突起部が、周方向に空間を形成した状態で配置してあり、
上記ストッパゴムは、上記回転部材内において軸方向へ突出形成した支持部によって支持してあると共に、該支持部の周方向の両側に弾性変形部をそれぞれ配置してなり、
該一対の弾性変形部は、上記衝突突起部と上記支持部との間に挟まれて弾性変形するよう構成してあると共に、上記ドライブギヤの回転を受けて上記ドリブンギヤが加速する際に上記衝突突起部が衝突する側に位置する加速側弾性変形部と、上記ドライブギヤの回転を受けて上記ドリブンギヤが減速する際に上記衝突突起部が衝突する側に位置する減速側弾性変形部とからなり、
上記加速側弾性変形部において上記衝突突起部と上記支持部との間に挟まれる部分の周方向長さは、上記減速側弾性変形部において上記衝突突起部と上記支持部との間に挟まれる部分の周方向長さの２〜５倍になっており、
上記加速側弾性変形部において上記衝突突起部が衝突する周方向外側端面の径方向長さは、上記減速側弾性変形部において上記衝突突起部が衝突する周方向外側端面の径方向長さよりも長いことを特徴とする動力伝達機構におけるギヤの噛合い構造。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、動力伝達機構におけるドライブギヤとドリブンギヤとの噛合い構造に関する。
【背景技術】
【０００２】
レシプロエンジンに用いるバランサ機構等の動力伝達機構においては、駆動する一方のギヤを金属製とし、ギヤ音（ギヤの噛合いにより生じる騒音）を低減する等の目的から、駆動される他方のギヤの歯面を、樹脂製とすることが行われている。
また、例えば、特許文献１の動力伝達系のギヤ機構においては、金属製の第１のギヤに対して樹脂製の歯面を有する第２のギヤを噛合させ、第２のギヤに設けた減衰機構によって、ギヤの噛合いに伴う共振現象の発生を抑制している。
【０００３】
また、特許文献１には、バランスシャフトに設けたカウンタギヤ内にストッパゴムを設け、このストッパゴムの周方向端面に、突起を衝突させる構成が開示されている。そして、ストッパゴムにおいて周方向一方側に位置する加速側弾性部の体積を、周方向他方側に位置する減速側弾性部の体積よりも大きくしている。これにより、減速側弾性部に比べて大きな荷重が加わる加速側弾性部を保護することができ、ストッパゴムの耐久性を向上させている。
【０００４】
しかしながら、ストッパゴムを破損等からより効果的に保護するためには、上記特許文献１においても十分ではない。すなわち、ストッパゴムを破損等からより効果的に保護するためには、ストッパゴムの形状に更なる工夫が必要とされる。
【０００５】
【特許文献１】特開２００１−１９３７９４号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
本発明は、かかる従来の問題点に鑑みてなされたもので、ストッパゴム全体としての体積を増加させることなく、大きな衝突力が加わる加速側弾性変形部を破損等からより効果的に保護することができる動力伝達機構におけるギヤの噛合い構造を提供しようとするものである。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
本発明は、第１の軸部に設けた金属製のドライブギヤと、樹脂製の歯面を備え、上記ドライブギヤに噛合する状態で第２の軸部に設けたドリブンギヤとの噛合い構造において、
上記第１の軸部と上記第２の軸部とは、レシプロエンジンにおけるクランクシャフトと該クランクシャフトの回転を受けて従動回転するバランスシャフトとであるか、又は上記クランクシャフトの回転を受けて従動回転する第１のバランスシャフトと該第１のバランスシャフトの回転を受けて従動回転する第２のバランスシャフトとであり、
上記第２の軸部には、円盤形状の回転部材が固定してあり、
該回転部材内には、周方向の複数箇所に等間隔でストッパゴムが設けてあり、
該ストッパゴム同士の間には、上記ドリブンギヤの軸方向端面から突出形成した衝突突起部が、周方向に空間を形成した状態で配置してあり、
上記ストッパゴムは、上記回転部材内において軸方向へ突出形成した支持部によって支持してあると共に、該支持部の周方向の両側に弾性変形部をそれぞれ配置してなり、
該一対の弾性変形部は、上記衝突突起部と上記支持部との間に挟まれて弾性変形するよう構成してあると共に、上記ドライブギヤの回転を受けて上記ドリブンギヤが加速する際に上記衝突突起部が衝突する側に位置する加速側弾性変形部と、上記ドライブギヤの回転を受けて上記ドリブンギヤが減速する際に上記衝突突起部が衝突する側に位置する減速側弾性変形部とからなり、
上記加速側弾性変形部において上記衝突突起部と上記支持部との間に挟まれる部分の周方向長さは、上記減速側弾性変形部において上記衝突突起部と上記支持部との間に挟まれる部分の周方向長さの２〜５倍になっており、
上記加速側弾性変形部において上記衝突突起部が衝突する周方向外側端面の径方向長さは、上記減速側弾性変形部において上記衝突突起部が衝突する周方向外側端面の径方向長さよりも長いことを特徴とする動力伝達機構におけるギヤの噛合い構造にある（請求項１）。
【０００８】
本発明の動力伝達機構におけるギヤの噛合い構造は、ストッパゴムを構成する加速側弾性変形部と減速側弾性変形部との形状に工夫を行っている。
具体的には、加速側弾性変形部の上記周方向長さは、減速側弾性変形部の上記周方向長さの２〜５倍に設定してある。また、加速側弾性変形部の上記周方向外側端面の径方向長さは、減速側弾性変形部の上記周方向外側端面の径方向長さよりも長く設定してある。
【０００９】
これにより、加速側弾性変形部の体積をより効果的に減速側弾性変形部の体積よりも大きくすることができる。そして、ドリブンギヤの加速時に衝突突起部が加速側弾性変形部に衝突する力は、ドリブンギヤの減速時に衝突突起部が減速側弾性変形部に衝突する力よりも大きいことに対応して、ドリブンギヤの加速時には、衝突突起部は大きな体積の加速側弾性変形部に衝突させて、その弾性変形可能量を大きく確保することができるのに対し、ドリブンギヤの減速時には、衝突突起部は小さな体積の減速側弾性変形部に衝突させて、その弾性変形可能量は小さくすることができる。
そのため、大きな衝突力が加わる加速側弾性変形部を破損等からより効果的に保護することができる。
【００１０】
また、加速側弾性変形部の体積を増加させている一方、減速側弾性変形部の体積を減少させていることにより、ストッパゴム全体としての体積が増加することを防止することができる。
それ故、本発明の動力伝達機構におけるギヤの噛合い構造によれば、ストッパゴム全体としての体積を増加させることなく、大きな衝突力が加わる加速側弾性変形部を破損等からより効果的に保護することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１１】
上述した本発明における好ましい実施の形態につき説明する。
本発明において、上記加速側弾性変形部において上記衝突突起部と上記支持部との間に挟まれる部分の周方向長さが、上記減速側弾性変形部において上記衝突突起部と上記支持部との間に挟まれる部分の周方向長さの２倍未満の場合には、加速側弾性変形部の体積を十分に増加できず、加速側弾性変形部を破損等から十分に保護することができない。
一方、上記加速側弾性変形部において上記衝突突起部と上記支持部との間に挟まれる部分の周方向長さが、上記減速側弾性変形部において上記衝突突起部と上記支持部との間に挟まれる部分の周方向長さの５倍を超える場合には、減速側弾性変形部の体積が小さくなり過ぎてしまい、減速側弾性変形部に必要な剛性を維持することができなくなる。
また、上記加速側弾性変形部において上記衝突突起部が衝突する周方向外側端面の径方向長さが、上記減速側弾性変形部において上記衝突突起部が衝突する周方向外側端面の径方向長さ以下である場合には、加速側弾性変形部の体積を十分に増加させ難くなる。
【００１２】
また、上記第１の軸部は、レシプロエンジンにおけるクランクシャフトとし、上記第２の軸部は、上記クランクシャフトの回転を受けて従動回転するバランスシャフトとすることができる。
この場合には、クランクシャフトにおけるドライブギヤと、バランスシャフトにおけるドリブンギヤとの噛合いにおいて、ストッパゴムを破損等から保護することができる。
【００１３】
また、上記第１の軸部は、レシプロエンジンにおけるクランクシャフトの回転を受けて従動回転する第１のバランスシャフトとし、上記第２の軸部は、上記第１のバランスシャフトの回転を受けて従動回転する第２のバランスシャフトとすることもできる。
この場合には、第１のバランスシャフトにおけるギヤと、第２のバランスシャフトにおけるギヤとの噛合いにおいて、ストッパゴムを破損等から保護することができる。
【実施例】
【００１４】
以下に、本発明の動力伝達機構におけるギヤの噛合い構造にかかる実施例につき、図面と共に説明する。
本例の動力伝達機構１におけるギヤの噛合い構造は、図１、図２に示すごとく、ギヤが噛み合うときに生じるギヤ騒音の低減等を図るために、第１の軸部としてのクランクシャフト１１に設けた金属製の（鉄材料からなる）ドライブギヤ１２と、樹脂製の（樹脂材料からなる）歯面を備え、ドライブギヤ１２に噛合する状態で第２の軸部としてのバランスシャフト４に設けたドリブンギヤ３との噛合い構造に関する。
【００１５】
図４、図５に示すごとく、バランスシャフト４には、円盤形状の回転部材５が固定してあり、回転部材５内には、周方向Ｃの複数箇所に等間隔でストッパゴム６が設けてある。ストッパゴム６同士の間には、ドリブンギヤ３の軸方向端面から突出形成した衝突突起部３１が、周方向Ｃに空間５５を形成した状態で配置してある。ストッパゴム６は、回転部材５内において軸方向へ突出形成した支持部５３によって支持してあると共に、支持部５３の周方向Ｃの両側に弾性変形部６１をそれぞれ配置してなる。
【００１６】
図５に示すごとく、一対の弾性変形部６１は、衝突突起部３１と支持部５３との間に挟まれて弾性変形するよう構成してあると共に、ドライブギヤ１２の回転を受けてドリブンギヤ３が加速する際に衝突突起部３１が衝突する側に位置する加速側弾性変形部６１Ａと、ドライブギヤ１２の回転を受けてドリブンギヤ３が減速する際に衝突突起部３１が衝突する側に位置する減速側弾性変形部６１Ｂとからなる。
【００１７】
また、図６に示すごとく、加速側弾性変形部６１Ａにおいて衝突突起部３１と支持部５３との間に挟まれる部分の周方向長さＣ１は、減速側弾性変形部６１Ｂにおいて衝突突起部３１と支持部５３との間に挟まれる部分の周方向長さＣ２の２〜５倍になっている。また、加速側弾性変形部６１Ａにおいて衝突突起部３１が衝突する周方向外側端面６１１の径方向長さＲ１は、減速側弾性変形部６１Ｂにおいて衝突突起部３１が衝突する周方向外側端面６１１の径方向長さＲ２よりも長くなっている。
なお、図５、図６において、周方向を矢印Ｃで示し、径方向を矢印Ｒで示す。
【００１８】
以下に、本例の動力伝達機構１におけるギヤの噛合い構造につき、図１〜図７を参照して詳説する。
図１、図４に示すごとく、本例のギヤの噛合い構造を採用した動力伝達機構１は、レシプロエンジンの一次振動及び二次振動の発生を低減させるために用いるバランスシャフト機構１である。バランスシャフト機構１は、レシプロエンジンのクランクシャフト１１の回転を受けて従動回転する一対のバランスシャフト４をハウジング２に回転可能に支持してなる。一対のバランスシャフト４は、互いに噛合して回転するギヤ４１と、偏心荷重を形成するバランスウェイト４２とを、シャフト部４３に設けて構成されている。ハウジング２には、一対のバランスシャフト４のシャフト部４３を回転可能に支持する軸受部２１が形成されている。
また、ギヤ騒音を低減するために、ドリブンギヤ３を設けた一方のバランスシャフト４に設けたギヤ４１は金属製であり、他方のバランスシャフト４に設けたギヤ４１は樹脂製である。
【００１９】
図１、図２に示すごとく、本例の第１の軸部は、レシプロエンジンにおけるクランクシャフト１１であり、本例の第２の軸部は、クランクシャフト１１の回転を受けて従動回転する一方のバランスシャフト４である。本例のドライブギヤ１２はクランクシャフト１１に設けてあり、本例のドリブンギヤ３は一方のバランスシャフト４に設けてある。
図４、図５に示すごとく、本例のドライブギヤ１２及びドリブンギヤ３と一対のギヤ４１とは、はすば歯車によって構成されている。ドリブンギヤ３は、その全体が樹脂から構成してあり、その軸方向端面には、ストッパゴム６の弾性変形部６１に衝突することができる衝突突起部３１が形成してある。また、ドリブンギヤ３は、金属製の内周部に対して、歯面を有する樹脂製の外周部を嵌合又は結合して形成したものとすることもできる。また、ドリブンギヤ３は、摩擦減衰を行うフリクションダンパー３２を介して一方のバランスシャフト４に設けてある。
【００２０】
図４に示すごとく、本例の回転部材５は、一方のバランスシャフト４においてドリブンギヤ３に隣接する端部において固定してあり、ストッパゴム６を内部に収容する形状、すなわちストッパゴム６の軸方向端面に対面する底部５１と、ストッパゴム６の外周面に対面するよう底部５１の全周から立設した立設部５２とを有している。回転部材５の内周側には、ストッパゴム６を支持するための支持部５３が形成されている。
【００２１】
図５に示すごとく、本例のストッパゴム６は、一対の弾性変形部６１を連結部６２によって連結して形成したものを、回転部材５に対して周方向Ｃに等間隔に複数個（本例では４個）配置してなる。なお、ストッパゴム６は、円環形状のベース部に対して、周方向Ｃの複数箇所に等間隔で弾性変形部６１を一体成形したものとすることもできる。
【００２２】
また、ストッパゴム６における複数の一対の弾性変形部６１は、回転部材５の周方向Ｃの一方側に加速側弾性変形部６１Ａを配置し、回転部材５の周方向Ｃの他方側に減速側弾性変形部６１Ｂを配置してなる。
本例の回転部材５における支持部５３は、立設部５２の内周面から形成されており（回転部材５における外周側の位置に形成されており）、ストッパゴム６は、その一対の弾性変形部６１同士の間の外周側部分を切り欠き、その内周側部分を連結部６２によって連結して形成されている。
なお、支持部５３の形成位置を変更し、図７に示すごとく、ストッパゴム６は、その一対の弾性変形部６１同士の間の内周側部分を切り欠き、その外周側部分を連結して形成することもできる。
【００２３】
図２、図３に示すごとく、本例のレシプロエンジンは、直列４気筒のレシプロエンジンであり、２つのピストン１３が上死点Ｕに位置するときに、残りの２つのピストン１３が下死点Ｌに位置するよう構成されている。また、各ピストン１３は、クランクシャフト１１に設けられたクランクアーム１１１に、コンロッド１４を介して接続されている。また、クランクアーム１１１には、コンロッド１４を接続した側と反対側にカウンターウェイト１１２が形成されている。
また、図１に示すごとく、バランスシャフト機構１は、ドリブンギヤ３をドライブギヤ１２に噛合させ、ハウジング２をエンジンのシリンダーブロック５に螺合することによって、エンジンに取り付けられる。
本例のドライブギヤ１２及びドリブンギヤ３は、クランクシャフト１１において、４つのピストン１３のうち最も外側に位置するピストン１３とその内側に位置するピストン１３との間に対応する位置に設けてある。
【００２４】
また、ドリブンギヤ３の基準ピッチ円直径及び歯数は、ドライブギヤ１２の基準ピッチ円直径及び歯数の半分になっている。また、一対のバランスシャフト４のギヤ４１は、基準ピッチ円直径及び歯数が互いに同じになっている。そして、クランクシャフト１１が１回転すると、ドリブンギヤ３及び一対のバランスシャフト４のギヤ４１が２回転するようになっている。
【００２５】
また、図１に示すごとく、バランスウェイト４２は、クランクシャフト１１に接続される各ピストン１３が上死点Ｕ又は下死点Ｌにあるときに、ピストン１３から離れる方向にバランス力を作用させるよう構成されている。
すなわち、本例においては、図２に示すごとく、４気筒の両端に位置する第１、第４ピストン１３Ａ、Ｄが上死点Ｕにあり、残りの第２、第３ピストン１３Ｂ、Ｃが下死点Ｌにあるときに、バランスウェイト４２は、各ピストン１３から離れる方向にバランス力を発生させる。また、図示は省略するが、第１、第４ピストン１３Ａ、Ｄが下死点Ｌにあり、第２、第３ピストン１３Ｂ、Ｃが上死点Ｕにあるときにも、バランスウェイト４２は、各ピストン１３Ａ〜Ｄから離れる方向にバランス力を発生させる。
【００２６】
一方、図３に示すごとく、第１〜第４ピストン１３Ａ〜Ｄが上死点Ｕと下死点Ｌとの中間位置Ｍにあるときには、バランスウェイト４２は、各ピストン１３Ａ〜Ｄに近づく方向にバランス力を発生させる。また、一対のバランスシャフト４が互いに逆回転することにより、一対のバランスウェイト４２は、互いに最も接近する位置関係と、互いに最も離れる位置関係とを形成する。
こうして、各ピストン１３Ａ〜Ｄ及びコンロッド１４の往復運動により発生する慣性力及び慣性偶力等の作用方向とは逆方向にバランスウェイト４２によるバランス力（慣性力）を作用させて、レシプロエンジン１の二次振動の発生を低減させることができる。
【００２７】
次に、レシプロエンジン及びバランスシャフト機構（動力伝達機構）１の動作につき説明する。
レシプロエンジンが加速するときには、クランクシャフト１１に設けたドライブギヤ１２の回転速度が増加し、ドライブギヤ１２に噛合するドリブンギヤ３が従動回転する。このとき、ドリブンギヤ３は、フリクションダンパー３２による減衰を受けながら、その衝突突起部３１が回転部材５に収容したストッパゴム６の加速側弾性変形部６１Ａに衝突するまで空転する。そして、衝突突起部３１が加速側弾性変形部６１Ａに衝突した状態で、ドリブンギヤ３によって一方のバランスシャフト４が回転し、一対のギヤ４１を介して他方のバランスシャフト４が従動回転する。
【００２８】
これに対し、レシプロエンジンが減速するときには、クランクシャフト１１に設けたドライブギヤ１２の回転速度及びドライブギヤ１２に噛合するドリブンギヤ３の回転速度が減少する一方で、一対のバランスシャフト４が慣性力により減速前の回転速度で回転し続けようとする。このとき、一対のバランスシャフト４は、回転部材５に収容したストッパゴム６の減速側弾性変形部６１Ｂがドリブンギヤ３の衝突突起部３１に衝突するまで空転する。そして、減速側弾性変形部６１Ｂが衝突突起部３１に衝突した状態で、一対のバランスシャフト４の回転速度が減速し、その後、ドライブギヤ１２及びドリブンギヤ３の回転に応じて一対のバランスシャフト４が回転する。
【００２９】
上記のごとく、上記ストッパゴム６においては、加速側弾性変形部６１Ａの上記周方向長さＣ１は、減速側弾性変形部６１Ｂの上記周方向長さＣ２の２〜５倍に設定してあり、加速側弾性変形部６１Ａの上記周方向外側端面６１１の径方向長さＲ１は、減速側弾性変形部６１Ｂの上記周方向外側端面６１１の径方向長さＲ２よりも長く設定してある。
これにより、加速側弾性変形部６１Ａの体積をより効果的に減速側弾性変形部６１Ｂの体積よりも大きくすることができる。そして、ドリブンギヤ３の加速時に衝突突起部３１が加速側弾性変形部６１Ａに衝突する力は、ドリブンギヤ３の減速時に衝突突起部３１が減速側弾性変形部６１Ｂに衝突する力よりも大きいことに対応して、ドリブンギヤ３の加速時には、衝突突起部３１は大きな体積の加速側弾性変形部６１Ａに衝突させて、その弾性変形可能量を大きく確保することができるのに対し、ドリブンギヤ３の減速時には、衝突突起部３１は小さな体積の減速側弾性変形部６１Ｂに衝突させて、その弾性変形可能量は小さくすることができる。
そのため、大きな衝突力が加わる加速側弾性変形部６１Ａを破損等からより効果的に保護することができる。
【００３０】
また、加速側弾性変形部６１Ａの体積を増加させている一方、減速側弾性変形部６１Ｂの体積を減少させていることにより、ストッパゴム６全体としての体積が増加することを防止することができる。
それ故、本例の動力伝達機構１におけるギヤの噛合い構造によれば、ストッパゴム６全体としての体積を増加させることなく、大きな衝突力が加わる加速側弾性変形部６１Ａを破損等からより効果的に保護することができる。
【図面の簡単な説明】
【００３１】
【図１】実施例における、動力伝達機構をクランクシャフトの軸方向から見た状態で示す説明図。
【図２】実施例における、レシプロエンジンに取り付けた動力伝達機構を、クランクシャフトの側方から見た状態で示す説明図。
【図３】実施例における、レシプロエンジンに取り付けた動力伝達機構を、クランクシャフトの側方から見た状態で示す説明図。
【図４】実施例における、動力伝達機構をクランクシャフトの方向から見た状態の断面で示す説明図。
【図５】実施例における、回転部材にストッパゴムを配置した状態を、バランスシャフトの軸方向から見た状態の断面で示す説明図。
【図６】実施例における、ストッパゴムを示す説明図。
【図７】実施例における、他のストッパゴムを示す説明図。
【符号の説明】
【００３２】
１  バランスシャフト機構（動力伝達機構）
１１  クランクシャフト（第１の軸部）
１２  ドライブギヤ
２  ハウジング
３  ドリブンギヤ
３１  衝突突起部
４  バランスシャフト（第２の軸部）
４１  ギヤ
４２  バランスウェイト
４３  シャフト部
５  回転部材
５３  支持部
５５  空間
６  ストッパゴム
６１Ａ  加速側弾性変形部
６１Ｂ  減速側弾性変形部
【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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