CN1387616A

CN1387616A - 传动系统中的齿轮机构

Info

Publication number: CN1387616A
Application number: CN00815167A
Authority: CN
Inventors: 堀田祐司; 堀弘平; 石川诚; 细井启志
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 1999-11-01
Filing date: 2000-10-23
Publication date: 2002-12-25
Anticipated expiration: 2020-10-23
Also published as: BR0015183B1; BR0015183A; DE60009120T2; MXPA02004315A; KR100457989B1; CA2387798A1; CN1257351C; WO2001033105A2; ES2216971T3; JP3729006B2; DE60009120D1; EP1226375B1; US6626139B1; WO2001033105A3; EP1226375A2; KR20020059660A; JP2001193794A; CA2387798C

Abstract

本发明公开了一种用在传动系统中的齿轮机构,其包括一个与曲轴工作联接的曲轴齿轮,以及一个第一从动齿轮,其通过一套阻尼机构与一第一平衡轴相联接,其中的阻尼机构能允许从动齿轮与平衡轴之间产生相对转动。该阻尼机构包括一个摩擦阻尼器,当第一从动齿轮和一个中间齿轮之间的相对转动在一个预定的转动相位或转角内时,该摩擦阻尼器产生出摩擦力,其中的中间齿轮固定到第一平衡轴上;阻尼机构还包括一个或多个橡胶挡块,当第一从动齿轮与第一平衡轴之间的相对转动超过预定的转动相位或转角时,橡胶挡块发生弹性变形而产生弹性力。

Description

传动系统中的齿轮机构

本发明背景

1.本发明领域

本发明涉及一种用在传动系统中的齿轮机构，其中的传动系统适于用作内燃机的配重平衡装置。

2.对现有技术的描述

如本领域中所公知的那样：在内燃机的平衡装置中，在一平衡轴上设置了一非平衡配重，该平衡轴通过一套齿轮机构与曲轴实现工作联接，由此将曲轴的转动力传递到该平衡轴上。在这样的平衡装置中，平衡轴与曲轴同步转动，这样就能抵消由发动机活塞往复运动所产生的惯性力，相应地，就能减小发动机的振动。

由于内燃机中的燃烧爆发是间歇性的，所以从曲轴传递到平衡轴的转动力幅值也不是恒定或固定的，而通常是波动的。

本发明人已经证实：转动力幅值波动的各阶频率分量中，由曲轴每转两圈爆发燃烧一次所引起的基频的二阶分量、以及由于曲轴扭振而被放大的六阶分量要相对强于基频分量(一阶分量)，其中，基频是由曲轴的转动速度确定的。

平衡装置所接收到的转动力中包括上述的各个频率分量，因而在齿轮机构中也会出现振动，尤其是在各个齿轮的啮合部分上。这些振动会产生噪音，并降低齿轮的耐久寿命。

因而，现有技术中提出了这样的一种平衡装置：在从曲轴到平衡轴的转动力传递路径中间置一套阻尼机构，以衰减转动力中的振动分量，其中的阻尼机构例如是一个弹簧或多个弹簧。

为了能利用该阻尼机构有效地衰减转动力波动中的高频分量—例如基频的六阶分量，(一个或多个)弹簧的弹簧常数必须被设定成相当低的数值，以降低由该平衡装置所组成的振动系统的固有频率。但是，如果仅是将弹簧常数设定成很低的数值(而不采取其它措施)，则如果从曲轴传来的转动力突然增大时，弹簧的变形量就会过大，其中：例如在发动机加速时就会出现转动力突然增大的情况。这样，就会由该变形而造成阻尼机构的损坏。此外，弹簧的特性也会由于所谓的压彻(深度变形)或类似现象而基本丧失，这样，该阻尼机构也就再不能正确地发挥作用了。

考虑到上述的情况，工程人员设计了其阻尼机构具有非线形特性的平衡装置，例如在日本专利公开文件昭60-192145中就公开了一种这样的平衡装置。

图22中的剖面结构表示了一示例性平衡装置上的一个主要部件。如图22所示，该平衡装置包括与一平衡轴(图中未示出)工作联接的一转动轴100，以及一个基本为圆筒形的齿轮110，其套装在转动轴100的外周面上，并与曲轴(图中未示出)工作联接。转动轴100的外周面上制有多个径向突出的驱动块102。齿轮110的内周面上也制有多个径向突出的驱动块112，并使这些驱动块112位于驱动轴100上对应驱动块102之间。

在转动轴100的各个驱动块102与齿轮110的对应驱动块112之间形成了多个阻尼室，且在各个阻尼室120中布置了弹性元件130。此外，各个弹性元件130和对应驱动块102、112之间存在间隙132。在这种结构的平衡装置中，由驱动块102、112和弹性元件130组成了阻尼机构。

下面将描述该阻尼机构的工作过程，随着转动轴100相对于齿轮110的转动，间隙132就会变小，驱动块102、112就会抵接到对应的弹性元件130上。如果转动轴100相对于齿轮110进一步地转动，弹性体130就会发生弹性变形，由此就能根据相对运动的程度而产生相应的弹性力。该弹性力(更确切来讲，是由该弹性力所产生的扭矩)的作用就是抵抗转动轴100与齿轮110之间的相对转动。

参见图23，图中的实线代表转动轴100与齿轮110之间的相对转动角θr与弹性力(扭矩)T之间的关系。图中的双点划线代表在一个对比实例中，相对转角θr与弹性力T之间的关系。在其中的对比实例中，是提供一种用在传动系统中的齿轮机构，该机构能有利地防止或减少由于对高频和低频分量作出响应而发生共振的现象。

为实现上述目的，本发明举例性地提供了一种用在传动系统中的齿轮机构，其包括相互同轴设置的一个第一转动件和一个第二转动件；以及一套间置在这两个转动件之间的阻尼机构，其中的阻尼机构包括一个阻尼元件，其能产生阻尼力来限制第一、第二转动件之间的相对转动；以及至少一个弹性元件，其主要是在第一、第二转动件之间的相对转角超出某一预定转角时发生弹性变形，从而向两转动件施加与它们的相对转动方向相反的作用力。

上述的齿轮机构可应用在这样的结构中：其包括一个第一齿轮，其与一第一转动轴工作联接，并与一设置在第二转动轴上的第二齿轮啮合，其中的第二齿轮构成了所说的一个转动件，而第二转动轴则形成另一个转动件。

对于具有上述结构的齿轮机构，弹性元件的弹性力主要是在两个同轴布置转动件(在上述应用条件中即为第二齿轮和第二转动轴)之间的相对运动超过预先预定转角时产生的。因而，无须显著降低弹性元件的弹簧常数，就能降低包括该齿轮机构的振动系统的固有频率。结果就是：转动力波动中的高频分量得到了衰减，同时避免了对阻尼机构功能的损害和恶化。在另一方面，如果这两个同轴布置的转动件之间的相对转动在设定转动相位或转角范围内，阻尼元件产生的阻尼力能限制两转动件之间的相对转动。因而，可增强该阻尼机构的阻尼性能，同时还能衰减转动力波动中的低频分量。

这样，即使在传向根据本发明的齿轮机构的转动力中既包括低频振动分量、又包括高频振动分量的条件下，也能有利地防止由于高频分量和低频分量而出现共振的情况，同时也不会对阻尼机构的功能带来任何损害或恶化。

在本发明的一个优选形式中，所说阻尼元件包括一个位于两个转动件之间的摩擦阻尼元件，从而其能随着两转动件的相对转动而产生摩擦力形式的阻尼力。未设置间隙132，且只是通过将弹性元件130的弹性常数设置得较小来降低振动系统的固有频率。

如图23中的实线所示，当相对转角θr在一个设定相位或转角范围内时(θr＜θ1)，弹性元件130不发生弹性变形，由此，弹性力T为零。因而，通过在各个驱动块102、112和对应的弹性元件130之间形成间隙132，就可以形成一个不产生弹性力T的相对转动相位区间。从而无需显著地减小弹性元件130的弹簧常数，就能降低由该平衡装置构成的振动系统的固有频率。

当转动轴100与齿轮110之间的相对转动超过该预定转角时(θr＞θ1)，弹性力T随相对转角θr的增加而增大。相比于对比实例的情况，相对转角θr被限定在较小的数值内(θmax1＜θmax2)—甚至在弹性力T变得非常大的情况下(T＝Tmax)，也就是说，甚至在曲轴传递到平衡装置的转动力变得非常大的情况下。因而，弹性元件130就不会出现变形过度的情况。

这样，对于这种平衡装置，当曲轴传递来的转动力迅速增大时—例如当发动机加速时，在不会对阻尼机构的功能造成任何损害和恶化的前提下，就能将转动力波动中的高频分量衰减掉。

这种具有非线性特性的阻尼机构肯定能降低由平衡装置构成的振动系统的固有频率，并能衰减转动力波动中的高频分量，同时还避免了对该阻尼机构功能造成损害和恶化。

但是，振动系统固有频率的降低会产生如下的问题：固有频率会被降低成等于某一频率值，而该频率值又接近于转动力波动中的低频分量，例如接近发动机基频的二阶分量。结果就是：该平衡装置就会响应于转动力波动中的低频分量而发生共振。因而，就无法避免由共振现象产生的振动。

上述的问题不仅会出现在如上的内燃机平衡装置中，而且普遍存在于用齿轮传递转动力的传动系统齿轮机构中。

本发明概述

本发明是在考虑了上述情形的前提下提出的。因而本发明的目的

对于具有上述构造的齿轮机构，阻尼力的大小不会随两个转动件之间的相对转动速度而发生显著的变化，而基本上可保持恒定。因而，相比于用所谓油阻尼器或类似阻尼器作为阻尼元件的机构，阻尼性能得到了改善，尤其是对于转动力波动中的低频分量。结果是：能进一步有利地抑制或防止受低频分量激励而产生共振现象。

在本发明进一步的优选形式中，所说至少一个弹性元件中的每一个都包括一个主变形部分，其设置在该弹性元件的一个加速侧，主要是在两转动件之间的相对转动超过预定转角、且二者间传递的转动力增大或基本保持不变时发生弹性变形；并包括一个设置在弹性元件一减速侧的副变形部分，该部分主要是在两转动件之间的相对转动超出预定转角、且所传递的转动力减小时发生弹性变形，其中，加速侧的弹性部分比减速侧的弹性部分具有更大的弹性变形限度。

对于上述结构的齿轮机构，当两个转动件之间的相对转动超过预定转角时，不但在转动力增加的情况下、而且在转动力基本保持不变的情况下，加速侧的弹性部分都会发生弹性变形。这样，加速侧弹性部分就起到了在两转动件之间传递转动力的功能。因而，加速侧的弹性部分要比减速侧弹性部分更频繁地发生弹性变形。

考虑到上述情况，本发明的阻尼机构被设计成这样：主变形部分比副变形部分具有更大的弹性变形限度。因而，主变形部分就能发生更大的弹性变形，从而确保了弹性元件的耐久性。

在本发明上述优选形式中，主变形部分和副变形部分可用橡胶材料制造，且主变形部分中可发生弹性变形部分的体积要大于副变形部分上的可弹性变形部分。

两转动件中的至少一个转动件是一个齿轮，该齿轮与相应的中间齿轮相啮合。

在本发明的齿轮机构中，所说齿轮和中间齿轮中的至少一个是树脂齿轮，该齿轮的齿牙是由树脂材料制成。

在上述结构中，作用在啮合齿轮对之间啮合部分上的冲击力被吸收了，因而可降低齿轮啮合噪音。此外，能有利地衰减齿轮之间传递的转动力中的波动量—尤其是高频分量。

同时，在啮合齿轮对中与树脂齿轮相啮合的另一个齿轮为金属齿轮的情况下，即使金属齿轮齿面的加工精度较低，齿轮的啮合噪音也能得到降低。这就可以省去金属齿轮制造过程中通常的某些工艺步骤，例如对金属齿轮进行剃齿和对齿面进行磨光的步骤，以及通过选择和调整填隙片来控制齿隙的步骤。另外，由于在该齿轮机构中，是用树脂齿轮与金属齿轮来配对啮合的，所以也能避免齿轮间发生热粘连等不利情况。

在上述的齿轮机构中，相互啮合齿轮中的一个可以是一个树脂齿轮，其齿牙是由树脂材料制成的，而啮合齿轮中的另一个齿轮则可以是齿牙由金属制成的金属齿轮，且树脂齿轮的齿宽大于金属齿轮的齿宽。

在树脂齿轮与金属齿轮相互啮合的情况下，由于齿轮安装时的误差、转动过程中的振动、或者其它因素，可能会使齿轮上的对应齿牙部分在齿轮的齿宽方向上产生位移。在此情况下，树脂齿轮齿面就只有局部部分抵接着金属齿轮的齿面，从而导致所谓的局部抵接。由于树脂齿轮一般不如金属齿轮耐摩，且耐久性也差些，所以树脂齿轮会由于局部抵接而进一步加剧磨损和/或损坏。

考虑到这一点，可将本发明的齿轮机构设计成这样：树脂齿轮的齿宽要大于金属齿轮的齿宽。因而，即使齿轮间的对应齿牙部分相互发生了位移，齿宽余量也能覆盖该位移量，从而避免树脂齿轮与金属齿轮之间出现局部抵接的现象。结果就是：抑制或避免了由齿牙位移而造成树脂齿轮磨损和损坏，否则的话是会出现这种现象的。

在上述的齿轮机构中，可在两转动件中之一上设置至少一个弹性元件，且在两转动件的另一个上设置至少一个抵接元件，当两转动件之间的相对转动超出预定转角范围时，每个抵接在对应弹性元件上的抵接元件都会造成弹性元件的弹性变形。在这样的设计中，各个抵接元件的强度可被设置成小于啮合齿轮对中那个树脂齿轮齿牙部分的强度。其中抵接元件的强度是以其受对应弹性元件的弹性力作用发生破断时测定的。

在至少一个齿轮为树脂齿轮的情况下，由于树脂齿轮的强度低于金属齿轮的强度，所以当树脂齿轮承受的转动力过大时，其齿牙部分就会发生断裂。这就会造成齿轮轧咬等问题。

在此方面，本发明的齿轮机构是这样进行设计的：使得抵接元件在树脂齿轮的齿牙部分发生破断之前就已断裂，由此来迅速减小两转动件之间的机械结合力。采用这样的设计，就避免了树脂齿轮由于受到太大的转动力而发生齿牙部分断裂，由此在设计时就预防了齿轮轧咬等问题的出现。

在本发明的另一种优选形式中，阻尼机构包括多个弹性元件，它们都与上述的至少一个弹性元件相同，这些弹性元件都设置在两转动件之一上；阻尼机构还包括多个与各个弹性元件对应的抵接元件，它们设置在两转动件中的另一个上，用于在两转动件的相对转动超过预定相对转角时与对应的弹性元件抵接，而造成其发生弹性变形。另外，弹性元件相对于设置弹性元件的那个转动件是这样进行定位的：使得当各个弹性元件依次抵接到对应的抵接元件上时，两转动件之间分别具有不同的相对转角。

采用上述的结构，当两转动件相对转动时，所有的弹性元件作为一个整体而表现出更加非线性的特性。因而，带有该齿轮机构的振动系统的固有频率能被分散或分频成多个频率，由此而进一步提高了阻尼机构的阻尼性能。结果就是：能以更优的方式来抑制共振现象的发生。

在本发明进一步的优选形式中，阻尼机构包括多个弹性元件，这些弹性元件都设置在两转动件之一上；阻尼机构还包括多个与各弹性元件对应的抵接元件，它们设置在两转动件中的另一个上，用于在两转动件之间的相对转动超过预定相对转角范围时与对应的弹性元件抵接，从而造成其发生弹性变形。其中，弹性元件和抵接元件相对于两转动件是这样进行定位的：使得弹性元件与抵接元件在转动件的转动方向上以等间隔相互分隔开，且其中与该齿轮机构联接的齿轮的齿数被设定为弹性元件数目的整数倍。

因而，齿轮进行安装时的自由度就增多了。

在本发明进一步的优选形式中，所说的预定相对转角定义为：从转动件的转动方向上观察，各个抵接元件与其面对的所说至少一个弹性元件对应端面之间的间隔角的总和。

本发明可应用到这样的内燃机上：其具有一曲轴、至少一根平衡轴、以及根据本发明设计的齿轮机构，其中所说的至少一根平衡轴是由曲轴的转动扭矩来驱动的。

在本发明的又一优选形式中，所说齿轮机构被设置在第一平衡轴上，并包括一个布置在第一平衡轴上的从动齿轮，且该齿轮能相对平衡轴转动，其中，从动齿轮是由一固定安装到曲轴上的曲轴齿轮驱动的。

在本发明更进一步的一个优选形式中，所说齿轮机构被设置在曲轴上，并包括一个设置在曲轴上的曲轴齿轮，且该齿轮能相对于曲轴转动，其中，曲轴齿轮驱动一个固定安装到第一平衡轴上的从动齿轮。

内燃机可包括一个第二平衡轴，其与第一平衡轴工作联接。

在本发明的另一种形式中，第二平衡轴可由曲轴通过曲轴齿轮进行驱动，在一中间轴上设置了一轴间传动齿轮，其与曲轴齿轮啮合，在第二平衡轴上设置了一个从动齿轮，其可相对于第二平衡轴转动，并与轴间齿轮啮合，以及一套连接在从动齿轮和第二平衡轴之间的另一齿轮机构(阻尼机构？)。

附图简要描述

图1的侧视图示意地表示了根据本发明第一实施例的齿轮机构的构造，该齿轮机构用在内燃机的平衡装置中；

图2中的轴测视图表示了在本发明第一实施例的齿轮机构中，各个齿轮之间的啮合关系。

图3是一个表示第一实施例中阻尼机构结构的截面视图；

图4是沿图3中的4-4线所作的剖面视图；

图5中的示意图表示了在第一实施例中的齿轮机构中，各个相互啮合的齿轮；

图6表示了第一实施例齿轮机构的理论模型；

图7中的图线表示了平衡轴角加速度的波动量随内燃机转速的变化特性；

图8中的图线表示了平衡轴角速度的波动随内燃机转速的特性；

图9中的图线也表示了平衡轴角速度的波动随内燃机转速的变化特性；

图10中的截面视图表示了在根据本发明第二实施例的齿轮机构中的阻尼机构的构造；

图11A、11B、11C示意地表示了一个树脂齿轮与一个金属齿轮啮合或接合时的状态；

图12中的图线表示了树脂齿轮/金属齿轮的齿宽比与树脂齿轮齿牙部分强度之间的关系；

图13A和13B分别表示了测定树脂齿轮齿牙部分强度的方式、以及测定树脂齿轮上设置的各个突起的断裂强度的方式；

图14中的截面图表示了根据本发明第五实施例设计的齿轮机构中的阻尼机构的结构；

图15中的截面图表示了根据本发明第六实施例的齿轮机构中的阻尼机构的结构；

图16是沿图15中的16-16线所作的剖面视图；

图17中的剖面图表示了第六实施例齿轮机构的一种变型例中的阻尼机构的结构；

图18中的剖面图表示了一种阻尼机构的结构，该阻尼结构用在一种对上述第一到第五实施例的齿轮结构进行变型后的示例中；

图19A和图19B用来示意地表示树脂齿轮的齿牙与金属齿轮齿牙接合时的状态；

图20是一个示意图，其表示了一种根据本发明另一实施例的齿轮机构，在该齿轮机构中，各个齿轮之间相互啮合；

图21的示意图表示了根据本发明又一实施例的齿轮机构，在图示状态下，该齿轮机构的各个齿轮相互啮合；

图22的截面视图表示了现有普通齿轮机构中阻尼机构的构造；

图23中的图线表示在一个阻尼机构中，齿轮之间的相对转动量与相对运动所产生的弹性力之间的关系；

图24中的截面图表示了一个齿轮机构中的阻尼机构，其中的齿轮机构作为本发明第一实施例的变型形式；以及

图25是对图24所示的齿轮机构变型例所作的理论模型。

对优选实施例的详细描述

第一实施例

下面将参照图1到图9对本发明的第一实施例进行描述。在第一实施例中，根据本发明设计的一套齿轮机构被作为一台直列四缸内燃机中的一个平衡装置。

首先，将参照图1和图2对采用本发明齿轮机构的该平衡装置简单进行介绍。图1是一个示意图，其表示了该平衡装置的侧视结构，而图2的示意图则表示了平衡装置中的齿轮布置。

从这两个图中可以看出，平衡装置包括一个作为发动机输出轴的曲轴20，其由发动机的一个缸体11和一个曲轴箱12(见图1)支撑着，在曲轴的下方与其平行地设置了第一平衡轴30和第二平衡轴40。

每根平衡轴30、40都由第一、第二两个径向轴承15、16支撑着，这两个轴承是由曲轴箱12和一个壳体形成的。但需要说明的是：在图1中只表示出了支撑第一平衡轴30的径向轴承15、16，而在图2中则没有表示出用于支撑第一、第二平衡轴30、40的径向轴承15、16。在两平衡轴30、40上各安装了一对非平衡配重33、43，从而使对应的第二径向轴承16就位于配重对33、43之间。

在曲轴20上为每个缸安装了一对平衡重22，也就是说，共有八块平衡重22。另外，在曲轴20上还安装了一个与曲轴20作为一个整体进行转动的曲轴齿轮21，其在曲轴上的安装位置靠近八块平衡重22中之一的中位平衡重22a。

第一平衡轴30上设置有一个第一从动齿轮31。第一从动齿轮31与曲轴齿轮21啮合，并能相对于第一平衡轴30转动。第一从动齿轮31的直径等于曲轴齿轮21的半径。另外，第一平衡轴30上设置有一个中间齿轮32，其位置靠近第一径向轴承15。中间齿轮32被过盈压装到第一平衡轴30上，并与第一平衡轴30接合成可随之一起转动。第一从动齿轮31通过阻尼机构50与中间齿轮32工作联接，从而允许在两齿轮31、32之间出现相对转动。

如图2所示，第二平衡轴40上设置有一个第二从动齿轮41，其位置靠近第一径向轴承15(图2中未示出)。第二从动齿轮41与中间齿轮32相啮合，并可随第二平衡轴40一起转动地与之联接。

在平衡轴30、40的各个端部上，在靠近各第一径向轴承15的位置处设置了止推轴承35、45，以限制对应平衡轴30、40的轴向移动。在相对于对应平衡轴30、40中心轴线、与非平衡配重33、43的重心(即图2中的下侧方位)相对置的部分上，各个止推轴承35、45上形成了一个凹陷35a、45a。类似地，每个中间齿轮32和第二从动齿轮41上都也在某个部位处制有一个凹陷32a、41a，其中的该部位也是相对于对应平衡轴30、40的中心轴线、与非平衡配重33、43的重心(即图2中的下侧方位)相对置。

采用这样形成的凹陷32a、35a、41a和45a，中间齿轮32、第二从动齿轮41以及止推轴承35和45的各自重心位置就偏移或偏心到了与非平衡重33、43重心位置相同的一侧。这样，当中间齿轮32、第二从动齿轮41以及止推轴承35、45与平衡轴30、40一起转动时，它们实质上起到了与非平衡重33、43相同的功能。结果就使得非平衡重33、43的尺寸和重量可以减小相应的量，该减小量对应于凹陷32a、35a、41a和45a的体积。

另外，如上所述，中间齿轮32、第二从动齿轮41以及止推轴承35、45的各自重心从对应平衡轴30、40的中心轴线处偏移开。因而，随着这些元件32、35、41和45的转动，在平衡轴30、40上由对应第一径向轴承15支撑的部分30a、40a处，围绕各自中心轴线，它们受到一个离心力作用。

因此，平衡轴30、40转动时，它们上的受支撑部分30a、40a就受离心力的作用而被压紧在对应第一径向轴承15的内周面上。结果就是：可抑制平衡轴30、40转动时、否则会在受支撑部分30a、40a处产生的不规则或不均匀振动，由此而降低了在每一部分30a、40a与对应第一径向轴承15的内表面之间产生的接触噪音。

图5示意地表示了各齿轮与转动轴之间的关系。采用按照上述形式设计的发动机平衡装置，转动力经曲轴齿轮21、第一从动齿轮31、阻尼机构50、以及中间齿轮32传递到第一平衡轴30，并进一步通过第二从动齿轮41传递到第二平衡轴40。在图5中，附图标识“m1”“m2”“m3”分别指代曲轴20、第一平衡轴30以及第二平衡轴40的中轴线。

下文中，将参照图3和图4对阻尼机构50的结构进行描述，这两个附图都表示了安装在第一平衡轴30上的阻尼机构50的剖面机构。更具体来讲，图3是沿图4中的3-3线所作的剖面图，图4是沿图3中的4-4线所作的剖面图。

如图4所示，第一从动齿轮31包括一个位于径向内侧的环形部分31a，其与第一平衡轴30同轴设置，而设计成可相对于第一平衡轴30转动；以及包括一个位于径向外侧的部分31b，其布置在径向内侧部分31a的外周，从而能与径向内侧部分31a一起转动。径向外侧部分31b的外周部上制有齿牙31c。径向外侧部分31b上的齿牙与曲轴齿轮21外周部上制出的齿牙(图中未示出)相啮合。需要说明的是：在该实施例中，径向外侧部分31b上的齿牙宽度与曲轴齿轮21的齿宽相同。另外，中间齿轮32的齿宽与其所啮合的第二从动齿轮41的齿宽相同。

第一从动齿轮31的径向内侧部分31a是由诸如钢铁等金属制成的，而径向外侧部分31b则是由树脂材料制成的，其中的树脂材料是由用芳族聚酰胺纤维增强的聚酰胺(polyamino amide)或酰胺等热固性树脂组成的。类似地，至少第二从动齿轮41的齿牙是由上述的树脂材料制造的。曲轴齿轮21和中间齿轮32都是用钢铁等金属材料制成的。如图5所示，这些齿轮21、31、32、41都是制有斜螺旋齿的斜齿轮。

第一从动齿轮31的径向内侧部分31a上制有一个凹陷53，其位于与中间齿轮32背对的那一侧。该凹陷是环绕第一平衡轴30的中轴线而制成的，从而在径向上形成凹陷53的该内侧部分31a的内径要大于第一平衡轴30的外径。因而，当第一从动齿轮31与第一平衡轴30接合在一起时，就在第一平衡轴30的外周表面和径向内侧部分31a的内周面(或凹陷53的内壁面)之间形成了一个环形空间。在该环形空间中布置了一对用作阻尼元件的环形摩擦阻尼器54。

每个摩擦阻尼器54都包括一个由弹性材料制成的弹性部分54a以及一个由金属制成的滑动部分54b，其中的弹性材料例如是橡胶材料，而滑动部分则抵压在凹陷53的内壁上。第一从动齿轮31由于受到摩擦阻尼器54弹性部分54a所产生的弹力作用，而在第一平衡轴30的整个圆周上，始终被径向向外偏顶。

相应地，当第一从动齿轮31相对中间齿轮32转动时——也就是说，当第一从动齿轮31相对于第一平衡轴30转动时，就在滑动部分54b和凹陷53的内壁面之间产生了摩擦力，该摩擦力的大小对应于偏压力的大小。该摩擦力作为阻尼力而阻碍第一从动齿轮31与中间齿轮32之间相对转动。

曲轴齿轮21和第一从动齿轮31被制成了斜齿轮。因而，当曲轴齿轮21与第一从动齿轮31相互啮合时，第一从动齿轮31也会在第一平衡轴30的方向上略微移动。这样，第一从动齿轮31就会由于转动力波动变化等因素而在第一平衡轴30的轴向方向上振动，并可能反复地碰触到第一平衡轴30，从而可能产生噪音。摩擦阻尼器54的摩擦力同时还能作为衰减第一从动齿轮31在该方向上振动的阻尼力。

中间齿轮32上制有一个环形凹陷51，其位于正对第一从动齿轮31的那一侧。该凹陷51是环绕第一平衡轴30的中轴线的，从而围绕着第一平衡轴30的外周面。在该凹陷51的内底面51a上以相等的间距环绕第一平衡轴30的中轴线制出了多个接合突起52(如图3所示，在该示例中是设置了四个接合突起)，它们突出向第一从动齿轮31。这些接合部分52的截面形状基本为矩形。另外，在凹陷51的内底面51a上，在每个接合突起52的两侧都制出了一对接合孔57。

另外，在凹陷51中环绕第一平衡轴30的中轴线以相等的间距设置了多个橡胶挡块55(在该示例中为四个)，它们与相应的接合突起52和接合孔57相接合。这些橡胶挡块55的截面形状大体上为梯形。

各个橡胶挡块55都具有一个接合凹陷55c，该凹陷部与对应的接合突起52相接合；以及与对应的接合孔对57相接合的接合块55d。接合突起52与接合凹陷55c之间的接合关系、以及接合块55c与接合孔57之间的接合关系限制了橡胶挡块55在凹陷51中沿圆周方向的移动。在该实施例中，当橡胶挡块55与接合突起52接合在一起时，各个橡胶挡块55上位于对应接合突起52两侧的两部分在圆周方向上具有相同的长度或大小。另外，各个橡胶挡块55的弹簧常数被设定或控制成这样：即使在从曲轴20传递到平衡装置的转动力为最大的条件下，也不会产生过度的变形，从而不发生损坏。

第一从动齿轮31的径向内侧部分31a上设置了多个突起56(在该实施例中为四个)，它们位于正对中间齿轮32的那一侧。这些突伸向中间齿轮32的突起56是绕第一平衡轴30的中轴线等间距地设置的。更具体来讲，每个突起56与相邻的两个橡胶挡块55的相对两端部之间的间隔角分别为设定值θ1和θ2。尽管这两个设定角θ1和θ2会随着第一从动齿轮31和中间齿轮32之间的相对转动而变化，但二者之和(θ1+θ2)却恒定为θmax(θmax＝θ1+θ2)。

相应地，在各个突起56抵接到相邻橡胶挡块55的任一端部上之前，第一从动齿轮31和中间齿轮32之间可发生相对转动的范围是在一个预定转角(等于θmax)内，该预定转角等于设定角θ1和θ2之和(θmax＝θ1+θ2)，换言之，当第一从动齿轮31与中间齿轮32之间的相对转动超过该预定转角θmax时，各个突起56就抵接着对应橡胶挡块55的一端。在本实施例中，该预定转角θmax被设定为16度。

另外，在该实施例中，第一从动齿轮31的齿数31c被设为橡胶挡块55数目的整数倍。具体来讲，齿牙31c的数目“p”与橡胶挡块55的数目“s”之间具有如下的关系式(1)：

p＝n·s ...(1)

式中“s”“n”为大于等于2的整数。

在该平衡装置中，平衡轴30、40需要这样进行安装：使得曲轴20和两平衡轴30、40的各个转动相位具有一种设定的关系。因而，在安装平衡轴30、40时，如果曲轴在转动方向上位置确定，则平衡轴30、40各自在转动方向上的位置也就能唯一地确定了。

在平衡轴30、40各自的位置确定的情况下，当第一从动齿轮31与曲轴齿轮21啮合时，第一从动齿轮31在转动方向上的位置就也被确定了。因而，当随后将中间齿轮32装配到第一平衡轴30上时，就需要将第一从动齿轮31的各个突起布置在中间齿轮32一侧的两相邻橡胶挡块55之间，同时使中间齿轮32与固定安装到第二平衡轴40上的第二从动齿轮41的齿牙相啮合。

如果第一从动齿轮31的齿牙31c的数目“p”与橡胶挡块55数目“s”之间的关系不像在本实施例中那样，而是被设成p≠n·s，则只能有一种形式或方式能将第一从动齿轮31和橡胶挡块55定位成使各个突起56位于相邻橡胶挡块55之间的空间中。因而，如果与曲轴齿轮21啮合的第一从动齿轮31的转角位置是不合适的，则当中间齿轮32与第一平衡轴30如上所述那样相互接合时，各个突起56就不能插入到相邻的两个橡胶挡块55之间。从而，需要第一从动齿轮31与曲轴齿轮21相接合的位置只应当在上述的唯一位置上，只有在该位置上才能在后序步骤中安装上中间齿轮32。

另一方面，在本实施例中，在第一从动齿轮31的圆周方向上，每隔一个角度[360°/(n·s)]就制出一个齿牙31c，且在第一从动齿轮31的圆周方向上，每隔(360°/s)就设置一个突起56。这样，各个突起之间的间隔角就等于各齿牙31c之间间隔角的整数倍。这样，不论突起56位于那一对相邻的橡胶挡块55之间的空间中，第一从动齿轮31的齿牙31c都能处在相同的位置上。结果是：第一从动齿轮31与曲轴齿轮21啮合时就有多个位置(在该实施例中为四个位置)能允许随后对中间齿轮32进行安装，这样就确保了中间齿轮32进行安装时的自由度增多。

具有上述阻尼机构50的该平衡装置可用图6中的理论模型来代表。

首先，当转动力从曲轴20传递到曲轴齿轮21时，第一从动齿轮31相对于中间齿轮32转动，此时只有摩擦阻尼器54的摩擦力作为阻尼力(阻尼系数C2)，直到第一从动齿轮31相对于中间齿轮32的转角超过预定转角θmax时—也就是直到当突起56抵接到对应的橡胶挡块55上时为止。

当第一从动齿轮31相对于中间齿轮32转动的角度超过预定转角θmax时，突起56抵接到橡胶挡块55的对应端部上，由此使橡胶挡块55在圆周方向上发生弹性变形。结果就是：除了摩擦阻尼器54的阻尼力之外，还由橡胶挡块55的弹性力(弹簧常数K1)和阻尼力(阻尼系数C1)来抵抗第一从动齿轮31和中间齿轮32之间的相对转动。这样，传递向第一从动齿轮31的转动力F就通过中间齿轮32传递给了第一平衡轴30，然后再通过第二从动齿轮41从中间齿轮32传递到第二平衡轴40，该转动力即为摩擦阻尼器54的阻尼力与橡胶挡块55的弹性力、阻尼力的合力。

下文中，将参照图7到图9对根据本实施例齿轮机构的振动抑制效果进行描述。

图7中图线所表示的实验结果是关于第一、第二平衡轴30、40的角加速度的波动变化与内燃机转速之间的相对关系。

在图7中，实线代表本实施例的特性，而点划线则代表一个对比实例的特性。在该对比实例中，去掉了阻尼机构50，且第一从动齿轮31和中间齿轮32是直接工作联接的，从而齿轮31、32是一起转动的。

如图7所示，在对比实例的情况中，当发动机转速超过4000转/分时，角加速度幅值的波动有了急剧的增加。该现象的原因如下：由于曲轴20的扭转共振，转动力在从曲轴20传递到平衡轴30、40的过程中，基频六阶分量的幅值被放大了，平衡装置响应于该六阶分量发生了共振。

另一方面，在本实施例中，即使平衡装置所接收的转动力中的六阶基频分量已被放大了，也几乎没有任何由于六阶分量引起的共振现象发生。结果就是保证了能阻挡或防止了六阶分量的传递。

图8中图线所表示的实验结果是关于第一、第二平衡轴30、40的角速度波动变化与内燃机转速之间的关系。在图8中，竖轴代表角速度波动的对数值。

在图8中，实线代表本实施例的特性，在本实施例中，设定的转角范围θmax被设为“16度”，图中的点划线代表一个第一对比实例的特性，在该实例中，转角范围θmax被设定为“8度”。图8中的双点划线代表一个第二对比实例的特性，该实例中转角范围θmax设置为“0度”。也就是说，在第二对比实例中，在空载状态中，当从圆周方向上观察时，各个突起56的相对两端部接抵接在相邻橡胶挡块55的对应端面上。

从图8可以看出，在第二对比实例的情况中，在发动机转速在1000rpm到200rpm的速度区间中，角速度的波动幅值有快速的增大。这是由于从曲轴传递到平衡轴30、40的转动力中的二阶基频分量使得平衡装置发生了共振。

与此对比，在第一对比实例的情况中，在从1000rpm到2000rpm的转速区间内，角速度的波动幅值只是略微地增加，其增加值要小于第二对比实例中的增加值。

该现象的原因如下：由于转角范围θmax被设定成大于“0度”，所以由该平衡系统组成的振动系统的固有频率就降低了，由此在发动机正常转速范围内(大于1000rpm)，可抑制由二阶分量引起的共振现象。另一个原因是作用到振动系统上的阻尼力变得更大了，阻尼力的增大是因为随着第一从动齿轮31和中间齿轮32在转动相位或转角θmax内的相对转动，存在由摩擦阻尼器产生的摩擦力。

在该实施例中，转角θmax被设为“16度”，通过将转角θmax设定成大于“0度”的数值、并通过采用摩擦阻尼器54进一步增强对振动的抑制效果。换言之，当发动机的转速在1000rpm到2000rpm范围内时，角速度波动的幅值不会增加，同时也不会出现上述的共振现象。本发明人通过一个更为详细的实验已经证实：通过将转角θmax设定为“1度”或更大的角度，能抑制由二阶分量造成的共振现象。

图9表示的实验结果被用来证实由摩擦阻尼器54的摩擦力所产生的振动抑制效果。与图8一样，图9中的图线表示了第一、第二角速度波动的幅值相对于内燃机转速的关系。在图9中，竖轴代表的角速度波动是取对数后的数值。

在图9中，实线代表本实施例的特性，而点划线代表一个对比实例的特性。在该对比实例中，去掉了摩擦阻尼器54，且第一从动齿轮31的径向内侧部分31a支撑在第一平衡轴30的方式是这样的：使得其可相对于第一平衡轴30转动。

如图9所示，在该未设置摩擦阻尼器54的对比实例中，当发动机的转速在1000rpm附近时，角速度波动的幅值急剧地达到了一个峰值。也就是说，即使转角θmax被设定成大于“0度”的数值，也不能获得对二阶分量引起的共振现象的抑制效果，除非在第一从动齿轮31与中间齿轮32在该转动相位范围或转角θmax内相对转动时，作用有一个适当大小的阻尼力，该阻尼力例如是摩擦阻尼器54产生的摩擦力。

从上述的实验结果很显然可以看出：在该实施例中，通过将转角θmax设定为“1度”或更大的值，并用摩擦阻尼器54在第一从动齿轮31与中间齿轮32在该转动相位或转角θmax内相对转动时产生的摩擦力作为阻尼力，就可确保对二阶和六阶分量引起的共振现象进行抑制。结果是：橡胶挡块55的弹簧常数可被设定成较大的数值，因而就能防止各个橡胶挡块55发生可能造成损坏的过量变形。

如上文所具体描述的那样，本实施例的齿轮机构能产生如下的效果或优点。

(1)在从曲轴20传递向平衡轴30和40的转动力既包括低频振动分量(二阶分量)、又包括高频振动分量(六阶分量)的情况下，能有利地抑制由各分量引起的共振，同时也不会为阻尼机构50带来任何损坏或功能上的恶化。

(2)由于摩擦阻尼器54产生的摩擦力充当了阻尼机构50的阻尼力，所以阻尼力能大体上保持恒定，其不会随第一从动齿轮31与第一平衡轴30的相对转速而显著改变。相应地，相比于采用所谓的油阻尼器或类似阻尼作阻尼元件的情况，对转动力中的二阶振动分量等低频分量的衰减能力能进一步得到提高。因而，可有利地抑制或消除由低频分量引起的共振现象。

(3)第一从动齿轮31和第二从动齿轮41被制为树脂齿轮，其齿牙是由树脂制成的，因而能吸收曲轴齿轮21与第一从动齿轮31、以及中间齿轮32与第二从动齿轮41啮合时在啮合部分产生的冲击，使得啮合噪音降低。另外，也能有利地衰减在齿轮之间传递的转动力的波动，尤其是其中的高频分量。

(4)对于与树脂齿轮(从动齿轮31、41)啮合的金属齿轮—也就是曲轴齿轮21和中间齿轮32，即使金属齿轮的齿面加工精度有些不佳，也能降低齿轮啮合噪音。这样就可以取消通常用来制造金属齿轮的某些加工步骤—诸如对进行齿轮的齿面进行剃齿或修磨、以及通过选择或调整填隙片来控制齿隙的步骤。另外，由于各个树脂齿轮都分别与金属齿轮啮合，所以可避免齿轮间出现热粘连等不利情况。

(5)通过制出凹陷32a、35a、41a和45a，使得中间齿轮32、第二从动齿轮41和止推轴承35、45的重心在与非平衡重33、43重心相同的一侧上偏离齿轮和轴承的轴线。因而，中间齿轮32、第二从动齿轮41以及止推轴承35、45实质上实现了与非平衡重33、43相同的功能，使得非平衡重33、43的尺寸或重量得以减小。

(6)中间齿轮32、第二从动齿轮41和止推轴承35、45的重心分别偏离于平衡轴30、40的中轴线。因而，平衡轴30、40在受各自第一径向轴承15支撑的部位处会受到一个离心力作用。因此，平衡轴30、40转动时，其受支撑部分被该离心力紧压到对应第一径向轴承15的内周面上。这样，在受支撑部分处的不规则或非均匀振动就会得到抑制，由此降低了在各个受支撑部分与对应第一径向轴承15的内周面之间产生的接触噪音。

(7)第一从动齿轮31的齿牙31c数目被设置成为橡胶挡块55数目的整数倍。因而，在使曲轴齿轮21与第一从动齿轮31啮合、以及经过阻尼机构50将第一从动齿轮31与中间齿轮32或第一平衡轴30装配到一起时的自由度就增加了。因而，本实施例的齿轮机构能高效率地组装起来。

(8)树脂齿轮(第一从动齿轮31和第二从动齿轮41)是由聚酰胺或酰胺等热固性树脂制成的，这些树脂材料还用芳族聚酰胺纤维进行了补强。这样制成的树脂齿轮表现出优异的耐久性。

(9)第一从动齿轮31在第一平衡轴30轴向方向上的振动由摩擦阻尼器54产生的摩擦力所衰减，从而减弱或抑制了由该振动产生的噪音。

图24和图25表示了对第一实施例的一种改型，在此改型中，在橡胶挡块54与突起56的对应端面之间设置了橡胶阻尼器或金属弹簧等弹性体，其弹簧常数和阻尼系数非常小。也就是说，弹性体59实质上只是填塞橡胶挡块54和突起56之间的间隙L(对应于上述的角度θ1、θ2)。其中用K1a和C1a代表橡胶挡块55的弹簧常数和阻尼系数，而K1b和C1b代表弹性体59的弹簧常数和阻尼系数，如图25所示，K1b和C1b分别被设置成远小于K1a和C1a。采用这样的设计，如同在转角θmax被设置成大于0度的情况，同样也能抑制在发动机正常工作转速范围内时、由发动机二阶振动引起的阻尼机构共振。另外，由于在设置了弹性体59的情况下能自动地确定各个齿轮的位置，所以上述的结构还能便于从动齿轮31、中间齿轮32与阻尼机构50的装配。此外，当该改型例中的阻尼机构50被安装到一平衡轴上时，可消除平衡轴上的非平衡重的相位振动或偏移，因而可有效地抑制发动机的二阶振动。

下文中将对本发明的其它实施例进行描述。如同在第一实施例中的情况，下面的各个实施例也用在四缸内燃机的平衡装置中，且其基本结构也与图1、2和5所示的结构相同。在下文中，将主要对各个实施例与第一实施例的不同之处进行讨论。与第一实施例中相同的元件将用相同的数字标号或字母指代，且不对此进行描述。

第二实施例

首先将对根据本发明第二实施例的齿轮机构进行描述。图10表示了该根据第二实施例设计的齿轮机构的具体结构。

如图10所示，第二实施例与第一实施例的区别在于：各个橡胶挡块55上55a部分的长度与55b部分的长度是不同的，其中的55a部分是指在与中间齿轮32转动方向相反的方向上、从对应的接合突起52的一个侧面52a延伸出的一个部分(在下文中，该部分55a将称为“加速侧部分55a”)；而55b部分是指在中间齿轮32的转动方向上、从对应的接合突起52的一个侧面52b延伸出的一个部分(在下文中，该部分55b将称为“减速侧部分55b”)。

减速侧部分55b是这样一个部分：其主要是在发动机的减速过程中，当从曲轴20传递来的转动力减小时，对应的突起56抵接到该部分上。与此相反，加速侧部分55a是这样一个部分：主要是在发动机的加速过程中、当从曲轴20传递来的转动力增加时，对应的突起56抵接到该部分上。更具体来讲，对应的突起56也不止是在发动机的加速过程中抵接到加速侧部分55a上，而且在发动机的稳定工作过程中也是如此，也就是说，当所传递的转动力基本恒定时也抵接到该部分上。因而，相比于减速侧部分55b，加速侧部分55a发生弹性变形的时机更频繁，并易于发生深度变形。因而，需要加速侧部分55a比减速侧部分55b具有更好的耐久性。

因而，在该实施例中，减速侧部分55b的长度Lb被减小了，而加速侧部分55a的长度La则被加大了，其加大量即为长度Lb的减小量。从而，加速侧部分55a的体积要大于减速侧55b的体积，由此使得加速侧55a的弹性变形容限—即弹性变形的最大允许量要大于减速侧部分55b的变形容限。

相应地，加速侧部分55a能有效地缓解和吸收作用在这些部分55a上的冲击，并允许发生更大程度的弹性变形，且不会由于大的变形而招致对其造成损坏—即使在曲轴20传递来的转动力急剧增大的情况下。

在另一方面，由于减速侧55b相比于加速侧55a，发生弹性变形的几率要少一些，且变形量较小，所以该减速侧55b的长度就被设置得短一些。因而，就没有必要随着加速侧部分55a长度La的加大，而增加橡胶挡块55的总体积。

这样，根据该实施例，除了上述第一实施例中的(1)到(9)方面效果，还能实现如下的技术效果。

(10)由于橡胶挡块55的加速侧55a能发生更大程度的弹性变形，所以橡胶挡块55的耐久性得以提高；

(11)由于橡胶挡块55的体积并没有比所要求的体积增大，所以转角θmax能留得足够大，以保持阻尼机构50所希望的阻尼性能。

第三实施例

下文中将对根据本发明第三实施例的齿轮机构进行描述。该第三实施例与第一实施例的区别在下文中介绍。在该第一实施例中，第一从动齿轮31和曲轴齿轮21具有相同的齿宽，而中间齿轮32与第二从动齿轮41的齿宽也是相同的。但在第三实施例中，诸如第一从动齿轮31和第二从动齿轮41等树脂齿轮的齿宽与它们所啮合的曲轴齿轮21、中间齿轮32等金属齿轮的齿宽是不同的。

一般来讲，在一对相互啮合的齿轮间所传递的最大转动力是可知的，各个齿轮的齿宽被设计成当受到最大转动力时，其不会发生断裂或损坏。因而，在金属齿轮与树脂齿轮相啮合的情况中，金属齿轮的齿宽要根据强度较低的树脂齿轮的齿宽来确定。

如图11A所示，如果树脂齿轮Gr和金属齿轮Gm相互啮合时，在齿轮齿宽的方向上能精确地对齐则是很理想的。但是，如图11B或图11C所示，实际情况是树脂齿轮Gr与金属齿轮Gm啮合时，齿轮Gr的齿牙与齿轮Gm的齿牙在它们转动轴线的方向上有一定的错位。

该位移可能是由于齿轮安装时的误差、在转动过程中的振动等因素造成的。另外，在该树脂齿轮和金属齿轮被制成斜齿轮的情况下，在转动过程中，两齿轮上会受到相反方向的推力，从而两齿轮之间的位移量或偏移量会很显著。

在齿宽方向上的该位移会造成金属齿轮和树脂齿轮只是在局部相互抵接。在此情况下，在树脂齿轮和金属齿轮对应齿牙上的接触区就相应地减小了，由此加大了接触压力。因而，耐摩性和耐久性比金属齿轮低的树脂齿轮的磨损或损坏趋势就加大了。

因而在本实施例中，与曲轴齿轮21(金属齿轮)啮合的第一从动齿轮31(树脂齿轮)的齿宽要比曲轴齿轮21的齿宽大。类似地，第二从动齿轮41(树脂齿轮)的齿宽也比中间齿轮32(金属齿轮)的齿宽长。

通过以上述的方式来设置从动齿轮31、41的各个齿宽，就可以避免齿轮间的局部抵接，从而即使齿轮之间在齿宽方向上存在位移或偏移动，也能避免否则的话可能要增大的接触压力。

图12所示的实验结果是关于：在金属齿轮的齿宽Bm保持恒定的情况下，对与金属齿轮啮合的树脂齿轮的齿宽Br进行变化时，树脂齿轮齿牙部分的强度变化。

在图12中，横轴代表树脂齿轮Br的齿宽与金属齿轮齿宽Bm的比值Br/Bm(齿宽比)，竖轴代表树脂齿轮齿牙部分的强度。在图12中，所表示的齿牙部分强度是一个以“1.0”为基准值的相对数值，该基准值代表当齿宽比Br/Bm等于“1.0”时的强度。

从图12可以看出：通过将齿宽比Br/Bm设定成大于“1.0”，可提高齿牙部分的强度。为了能保证增大树脂齿轮齿牙部分的强度，最好是将齿宽比Br/Bm设为“1.1”或更大的数值。但是，一旦齿宽比Br/Bm大于“1.5”之后，齿牙强度的增加就极不明显了。因而，为防止树脂齿轮的尺寸加大，最好将齿宽比Br/Bm设定为：“1.5”或较小的数值。

在该实施例中，基于上述齿宽比Br/Bm与树脂齿轮齿牙部分强度之间的关系，第一从动齿轮31的齿宽被设置为曲轴齿轮21的1.1倍，类似地，第二从动齿轮41的齿宽也被设定为中间齿轮32齿宽的1.1倍。

根据上述的实施例，除了第一实施例所能达到的(1)到(9)效果之外，还能实现如下的效果。

(12)即使第一从动齿轮31与曲轴齿轮21的齿牙位置、或者是第二从动齿轮41和中间齿轮32的齿牙位置在齿宽方向上存在一定的位移或错位，该位移也不会造成齿轮31与21(或齿轮41与32)之间出现局部抵接。相应地，从动齿轮31、41就不会由于上述的局部抵接而出现磨损，并避免了损坏和断裂。

第四实施例

下文将对根据本发明第四实施例的齿轮机构进行描述。

在第一实施例中，尽管第一从动齿轮31和第二从动齿轮41采用的是齿牙部分强度小于金属齿轮的树脂齿轮，但由于上述的阻尼机构50能有利地防止在齿轮间出现共振，所以各个齿轮31、41都能确保有足够的高耐久性。

但是，如果在发动机的变速箱一侧执行了不适当的档位变换，例如，从曲轴20传递到平衡轴30、40的转动力过大而超出了预料范围时，则就可能会造成从动齿轮31、41的齿牙断裂。如果从动齿轮31、41的齿牙发生了断裂，则就可能在曲轴齿轮21和第一从动齿轮31之间、以及中间齿轮32和第二从动齿轮41之间产生轧咬现象。该轧咬会在曲轴20或其它与之转动的其它元件上造成非常大的冲击力，从而可能对曲轴20和其它元件造成损坏。

在本实施例中，当从曲轴20传递向平衡装置的转动力过大时，就强制地切断或断开从曲轴20传递的转动力。

更具体来讲，在该实施例的齿轮机构中，各个突起56的断裂强度被设置成小于第一从动齿轮31齿牙部分的强度，其中的突起56的断裂强度是在其受橡胶挡块55的弹力作用发生断裂(破断)时测定的。

图13A中的示意图表示了测量第一从动齿轮31齿牙部分强度的方法。图13B中的示意图表示了测量各个突起56的断裂强度的方法。

如图13A所示，在测量第一从动齿轮31的齿牙部分强度时，首先将第一从动齿轮31(径向外侧部分31b)固定到一转动轴200上，且在该转动轴200上还固定一杠杆201。另外，设置了一个固定的齿牙件203与该第一从动齿轮31进行啮合，齿牙件203的齿牙202与曲轴齿轮21齿牙的形状相同。然后，在转动方向上向杠杆102的一个端部上施加一个载荷，从而与齿牙件203相接合的第一从动齿轮31的齿牙31c就发生了断裂，测量断裂时所施加的载荷“fmax1”。第一从动齿轮31的齿牙部分的强度被计算为一个扭矩值T1，该扭矩值是通过将载荷力“fmax1”与杠杆201的长度L1(或者是转动轴200的中心点与载荷作用点之间的距离)相乘而得出的(T1＝fmax·L1)。

在另一方面，为了测量突起56的断裂强度。如图13B所示，首先将第一从动齿轮31(径向内侧部分31a)固定到一转动轴204上，并在该转动轴204上再固定一杠杆205。另外，用一个静止的夹具206来限制其中一个突起56在转动方向上的运动。然后，在杠杆205的转动方向上向其端部施加一个载荷，使得突起56发生断裂，在发生断裂时测量所施加的载荷“fmax2”。突起56的断裂强度被定义为一个扭矩值T2，该扭矩值是通过将载荷力“fmax2”、杠杆205的长度L2、以及突起56的数目“h”(在该实施例中n等于4)相乘而得出的(T1＝fmax·L1·n)。

这样，就能适当地确定出用于确定第一从动齿轮31、突起56强度的设计数据—例如齿牙31c和突起56的形状，以使得第一从动齿轮31的齿牙部分的强度T1与突起56的断裂强度具有这样的关系T2＜T1。同样，第二从动齿轮41的齿牙部分的强度被这样进行设置：使得第二从动齿轮41的强度与第一从动齿轮31的强度相同。

在上述该实施例的齿轮机构中，即使有能折断从动齿轮31、41齿牙的过大转动力从曲轴传递到了平衡轴30、40，突起56也会在齿牙发生断裂前就已断裂，由此来强制切断或解除了第一从动齿轮31与中间齿轮32的机械联接关系。结果就是：第一从动齿轮31不再受到平衡轴30、40的惯性力作用，其中该惯性力大于或等于摩擦阻尼器54的摩擦力。相应地，就能保证不出现第一从动齿轮31断裂的情况。

类似地，从曲轴20传来的大于或等于摩擦阻尼器54的摩擦力的转动力就不会传递到第二从动齿轮41。因而，就也能确保第二从动齿轮41不发生断裂。

在上述的该实施例中，除了第一实施例所具有的(1)到(9)方面效果之外，还获得了如下的效果。

(13)当受到过大的转动力作用时，能避免第一、第二从动齿轮31、41的齿牙部分发生断裂，从而就在设计时预先防止了否则的话在齿轮啮合部分发生的轧咬现象以及由轧咬所引起的任何问题，其中的齿轮啮合部分涉及第一和第二从动齿轮31、41。

第五实施例

下文中将对根据本发明第五实施例设计的齿轮机构进行描述。图14表示了该第五实施例的齿轮机构的具体结构。在下文的描述中，橡胶挡块55在中间齿轮32的圆周方向上被依次定义为第一橡胶挡块551、第二橡胶挡块552、第三橡胶挡块553以及第四橡胶挡块554。

在第一橡胶挡块551的加速侧部分551a和第二橡胶挡块552的减速侧部分552b之间的一个突起56被定义为第一突起561。剩下的突起56按照中间齿轮32的圆周方向被依次定义为第二突起562、第三突起563、以及第四突起564。

如图14所示，在该实施例，橡胶挡块551到554加速侧部分551a到554a的各个周长La1、La2、La3、La4被设为不同的数值。类似地，减速侧部分551b到554b的各个周长Lb1、Lb2、Lb3、Lb4也被设为不同的数值。这样，在本实施例中，突起561到564与对应的橡胶挡块551到554的抵接是按照第一从动齿轮31与中间齿轮32之间的相对转动达到不同量时依次发生的。

更具体来讲，橡胶挡块551的加速侧部分551a到554a的长度La1到La4、以及减速侧部分551b-554b的长度Lb1-Lb4被设为如下的关系式：

La1＞La2＞La3＞La4 …(2)

Lb1＞Lb2＞Lb3＞Lb4 …(3)

如图14所示，在突起561到564中没有任何一个抵接到对应橡胶挡块551到554上的情况下，如果第一从动齿轮31在与中间齿轮32转动方向相同的方向上相对于中间齿轮32转动，则首先是第一突起561抵接到第一橡胶挡块551的加速侧部分551a上。随着第一从动齿轮31相对于中间齿轮32进一步地转动，第二突起562就抵接到第二橡胶挡块552的加速侧部分552a上。随着第一从动齿轮31相对于中间齿轮32更进一步地转动，第三突起563就抵接到第三橡胶挡块553的加速侧553a上；在最后，第四突起564抵接到第四橡胶挡块554的加速侧554a上。

类似地，在突起561到564中没有任何一个抵接到对应橡胶挡块551到554上的情况下，如果第一从动齿轮31在与中间齿轮32转动方向相反的方向上相对于中间齿轮32转动，则首先是第四突起564抵接到第一橡胶挡块551的减速侧部分551b上。随着第一从动齿轮31相对于中间齿轮32进一步地转动，第一突起561就抵接到第二橡胶挡块552的减速侧部分552b上。随着第一从动齿轮31相对于中间齿轮32更进一步地转动，第二突起562就抵接到第三橡胶挡块553的减速侧553b上；在最后，第三突起563抵接到第四橡胶挡块554的减速侧554b上。

于是，在本实施例的齿轮机构中，橡胶挡块551到554总的弹簧常数是随着第一从动齿轮31与中间齿轮32的相对转动量而分四个阶段或四级变化的。因而，橡胶挡块551到554具有更为非线形的弹簧特性。结果就是：由平衡装置构成的振动系统固有频率被分散成至少四个频率，因而能进一步增强阻尼机构50的阻尼特性。另外，由于突起561到564是在不同的时刻抵接到各个橡胶挡块551到554上的，所以能减弱它们接触时发出的噪音和振动。

根据上述的该实施例，除了第一实施例中所述的(1)到(9)方面的效果之外，还能实现如下的技术效果。

(14)在由该平衡装置组成的振动系统的固有频率段不易发生共振。从而能有利地防止共振现象的发生。

(15)能减弱、从而降低当突起561到564抵接到各个橡胶挡块551到554上时产生的噪音和振动。

下文将对根据本发明第六实施例的一种齿轮机构进行描述。图15和图16表示了根据第六实施例的齿轮机构的具体结构。该第六实施例与第一实施例的区别仅在于阻尼机构50的结构不同。

具体来讲，在第六实施例中，如图15和图16所示，在第一从动齿轮31和中间齿轮32之间设置了一个结构如下文所述的阻尼机构60。图15是沿图16中的15-15线所作的剖面图，图16是沿图15中的16-16线所作的剖面图。

如图16所示，在与中间齿轮32相对的一侧，第一从动齿轮31的径向内侧部分31a上制有一个突起63。该突起63具有一个凹陷63a，该凹陷63a与第一平衡轴30同轴。在突起63的顶面上还制出了多个突起63b(在该实例中为三个突起63b)，这些突起进一步突伸向中间齿轮32。一个圆环34与第一平衡轴30相接合，该圆环位于第一从动齿轮31与中间齿轮32相对的那一侧。该圆环用来限制第一从动齿轮31的轴向移动。

在中间齿轮32上与第一从动齿轮31正对的那一侧上制有一个环形凹陷61。该环形凹陷环绕着第一平衡轴30的外周。当第一从动齿轮31与第一平衡轴30相接合时，由突起63的外圆周面与形成凹陷61的内壁面61c围成了一个环形空间。在该空间内设置了一个作为阻尼元件的环形摩擦阻尼器64。类似于第一实施例中的摩擦阻尼器54，该摩擦阻尼器64也包括一个由金属制成的滑动部分、以及一个由橡胶等弹性材料制成的弹性部分(在附图中这两部分都没有表示出来)。滑动部分抵接到凹陷61的内壁面61c上，弹性部分抵接到突起63的外周表面上。

如图15所示，在凹陷61的内壁面61a上以设定的间距制出了多个接合槽62(在该实例中为四个接合槽62)，每个接合槽的截面形状都是半圆形的。这些接合槽62被制在第一平衡轴30的径向方向上。在由凹陷61和63a形成的空间中布置了多个金属螺旋弹簧65(在该示例中为三个螺旋弹簧65)。另外，在该空间中还设置了多个限位元件66(在该示例中为三个限位元件66)，用于限制各个螺旋弹簧65相对于第一平衡轴的转动、以及限制螺旋弹簧65的轴向运动。

每个限位元件66都具有一个接合部分66a，该接合部分适于接合到对应的接合槽62中。通过将接合部分66a与对应的接合槽62接合起来，就将各个限位元件66固定成了不能相对于中间齿轮32转动的状态。在凹陷61中，限位元件66和螺旋弹簧65是交替设置的，从而使各个螺旋弹簧65的相对端抵接到相邻两限位元件66的对应两端部分上，由此来防止螺旋弹簧65之间的相对转动。

另外，突起63b是环绕第一平衡轴30的中轴线设置的，这样，各个突起63b就位于相邻的螺旋弹簧65之间，并与相邻螺旋弹簧65的两相对端分别相隔设定的角度θ1和θ2，该设定角θ1和θ2随着第一从动齿轮31与中间齿轮32之间的相对转动而发生改变。但是，这两个设定角(θ1+θ2)之和却是固定值(θmax＝θ1+θ2)

因而，在该实施例中，在各个突起63b抵接到相邻螺旋弹簧65的任一端部上之前，第一从动齿轮31和中间齿轮32也能在一个设定的转动相位范围或转角(θmax)内发生相对转动，其中的预定转角θmax等于设定角度θ1和θ2的和(θmax＝θ1+θ2)。换言之，当第一从动齿轮31与中间齿轮32之间的相对转动超过预定转角θmax时，各个突起63b就抵接到对应螺旋弹簧65的端部上。在该实施例中，该预定转角θmax被设为“10°”。

按照上述该实施例的结构，基本上能实现与第一实施例相同的技术效果。

可以理解：所述的各个实施例都可以通过适当的方式进行改动，在下文中将借助于示例对这些改动方式进行描述。

摩擦阻尼器54、64的安装形式也并不仅限于在上述各个实施例中的方式，只要随着第一平衡轴30和第一从动齿轮31的相对转动能产生大小合适的摩擦力，进行任何适当的改动都是可以的。

在第六实施例中，摩擦阻尼器64被设置在突起63的外周面和凹陷61的内壁面之间，其中的突起63制在第一从动齿轮31的径向内侧部分31a上，而凹陷61是在中间齿轮32中形成的。但是，也可以如图17所示的结构那样进行改动，在该结构中，在第一从动齿轮31的径向内侧部分3 1a的与中间齿轮32相对的侧面上固定了一个环形的支撑元件67，该支撑元件中安装着螺旋弹簧65，并具有一个突起67b，其功能等效于突起63b，且摩擦阻尼器64被布置在支撑元件67和中间齿轮32之间。在图17所示的结构中，与所述第六实施例中元件功能相同或等效的元件用相同的数字标号和字母指代。

在第一到第五实施例中，可以象图18所示那样对齿轮机构进行改动：在第一从动齿轮31径向内侧部分31a的远离中间齿轮32的一侧上固定一个环形的支撑元件58。另外，在第一平衡轴30上固定另一个环形的支撑元件59。然后将一个摩擦阻尼器74布置在支撑元件58、59之间，该摩擦阻尼器的构造类似于第一实施例中所用的摩擦阻尼器54。

尽管在上文实施例以及图18所示的改型中各个摩擦阻尼器54、64、74的机构都是：包括一个滑动部分和一个弹性部分，但作为备选方案，这些摩擦阻尼器54、64、74也可以由一个金属波形垫圈、金属盘形弹簧、金属波形弹簧等元件构成。

在第六实施例中，用螺旋弹簧65来作为弹性元件。但是也可以选择采用具有圆弧形状的弓形弹簧、盘簧等元件。无论在这两种情况的任一中，制造弹簧的材料都不限于金属，而且可以是树脂材料或陶瓷材料。

尽管在上述的实施例中是设置四个橡胶挡块55或三个螺旋弹簧65来作为弹性元件，但也可以设置任何数目的橡胶挡块和螺旋弹簧。

尽管在上述实施例中，第一从动齿轮31和第二从动齿轮41是树脂齿轮，而曲轴齿轮21和中间齿轮32则是金属齿轮，可也可以采用其它的结构：只要相互啮合的齿轮中至少有一个是树脂齿轮即可。例如：可以将曲轴齿轮21和中间齿轮32做成树脂齿轮，或者是将曲轴齿轮21和第二从动齿轮作成树脂齿轮。

如图19A所示意表示的那样，在由相互啮合的树脂斜齿轮和金属斜齿轮组成的齿轮机构中，即使树脂齿轮Gr被制成其齿面曲线方向Dr平行于金属齿轮Gm的齿面曲线方向Dm，Dr也可随温度的升高而发生略微的变化(参见图19A中的双点划线)。

当树脂齿轮Gr的齿面曲线方向Dr发生上述的变化时，就会在树脂齿轮Gr和金属齿轮Gm之间的各个啮合表面上产生不均匀的接触压力。结果就是，树脂齿轮Gr啮合面上上受到高接触压力作用的部分就会出现磨损。

树脂齿轮Gr的温升主要是由从内燃机传来的热量造成的。因而，树脂齿轮Gr的齿面曲线方向Dr的变化应被调整成在发动机启动之后、当发动机温度升高到某个设定水平时达到平衡。这样，齿面曲线方向Dr基本上能保持在调整值上。

因而，如图19B所示，最好是将金属齿轮Gm的齿面曲线方向Dm预先就设置成顺应于树脂齿轮Gr在温升后的齿面曲线合成方向Dr。更具体来讲，在上述的各个实施例中，曲轴齿轮21的齿面曲线方向被设置成与第一从动齿轮31在温升后的齿面曲线方向平行，且可将中间齿轮32的齿面曲线方向设置成与第二从动齿轮41在温升后的齿面曲线方向平行。采用这样的设计，就可以抑制树脂齿轮的局部磨耗、以及由于齿轮间的局部抵接而增大的啮合噪音。

在上述的各个实施例中，如图5所示，齿轮机构被设置成这样：曲轴20的转动力被从曲轴齿轮21传递到第一从动齿轮31，然后经阻尼机构50(60)进一步从第一从动齿轮31传递到中间齿轮32。之后，再从中间齿轮32传递到平衡轴30、40。但该齿轮机构也可以被设计成其它式样。

具体来讲，如图20所示意表示，在曲轴20上设置了一个可相对于曲轴20转动的曲轴齿轮21、以及一个与曲轴一起转动的板件25。曲轴齿轮21与曲轴齿轮21之间通过阻尼机构50(60)实现了可活动的联接。在第一平衡轴30上设置了可与第一平衡轴30一起转动的第一从动齿轮31和中间齿轮32，且第一从动齿轮31与曲轴齿轮21相啮合。

采用这种构造的齿轮机构，曲轴20的转动力就是经过阻尼机构50(60)、板件25、曲轴齿轮21、以及第一从动齿轮31传递到第一平衡轴30的，并经过中间齿轮32和第二从动齿轮41传递到第二平衡轴40。

作为备选方案，曲轴20的转动力也可以是通过独立的两传动路径分别传递到平衡轴30和40。

具体来讲，如图21所示意表示的那样，在第一平衡轴30上设置可相对其转动的第一从动齿轮31、以及可与其一起转动的板件36。第一从动齿轮31与板件36之间通过阻尼机构50(60)实现可活动的联接关系。另外，在第二平衡轴40上安装了可相对其转动的第二从动齿轮41和与之一起转动的一板件44。第二齿轮41与板件44之间用另一个阻尼机构50(60)工作联接起来。另外，安装在一转动轴37上的中间齿轮32与曲轴齿轮21和第二从动齿轮41相啮合，其中的转动轴37并不是第一平衡轴30。

采用这种结构的齿轮机构，曲轴20的转动力就是经第一从动齿轮31、安装在第一平衡轴30上的阻尼机构50(60)、以及板件36从曲轴齿轮21传递到第一平衡轴30的。另外，曲轴20的转动力还经中间齿轮32、第二从动齿轮41、设置在第二平衡轴40上的阻尼机构50(60)、以及板件44从曲轴齿轮21传递到第二平衡轴40。

即使上述实施例中的各个齿轮机构按照上述附图中的形式进行改动，这些改动后的实施例仍然具有与上述实施例相同的效果和优点。

尽管在上述的实施例中，曲轴齿轮21、中间齿轮32以及从动齿轮31和41被制成了斜齿轮，但还可以选择将这些齿轮制为直齿轮。

在第三实施例中，树脂齿轮的齿宽(即第一从动齿轮31、第二从动齿轮41)被设为与其啮合的金属齿轮(曲轴齿轮21、中间齿轮32)齿宽的1.1倍。但是，只要树脂齿轮的齿宽能大于金属齿轮的齿宽，树脂齿轮的齿宽可设置为任意值。为了避免出现树脂齿轮尺寸过大的问题，最好是按照Bm＜Br＜1.5×Bm(式中Bm代表金属齿轮的齿宽)的范围来设定树脂齿轮的齿宽Br。在有多个树脂齿轮与多个金属齿轮分别啮合的情况中，并不需要将各个树脂齿轮对金属齿轮的齿宽比设置成相同的数值。例如，第一从动齿轮31和曲轴齿轮21的齿宽比可以与第二从动齿轮41和中间齿轮32的齿宽比不同。

在第四实施例中，第二从动齿轮41齿牙部分的强度与第一从动齿轮31齿牙部分的强度相同。但是，第二从动齿轮41齿牙部分的强度T3也可以设置成任何值，只要强度T3与突起56的断裂强度T2满足关系式：T2＜T3即可。

在上述实施例中，在两平衡轴30、40上分别设置了两对非平衡重33、43，从而可在它们之间设置对应的第二径向轴承16。但是，非平衡重33、43的位置和数目并不限于上述实施例中的情形，可根据需要进行变动。

上述各实施例中齿轮机构的各种结构可适当地组合起来。例如，还可在根据第二实施例设计的齿轮机构中采用第三实施例中关于树脂齿轮齿宽的设计、第四实施例中用来防止树脂齿轮在受到过大的转动力转动时发生断裂的设计、以及第五实施例中用来将固有频率进行分散或分频的设计。此外，第六实施例的齿轮机构也可以采用上述第二到第五实施例中的各种结构设计。

尽管在上述实施例中，所说齿轮机构是应用在内燃机的平衡装置上的，但本发明并不仅限于这样的应用，作为备选设计，本发明还可以用于内燃机中的其它传动系统。

Claims

1.一种用在传动系统中的齿轮机构，其包括：同轴设置的一个第一转动件和一个第二转动件(31；30，32)；以及一套间置在这两个转动件之间的阻尼机构，其特征在于：所说阻尼机构包括一个阻尼元件(54)，其产生阻尼力来限制第一、第二转动件(31；30，32)之间的相对转动；以及至少一个弹性元件(55)，其主要是在第一、第二转动件之间的相对转角超出某一预定转角时发生弹性变形，从而向两转动件(31；30，32)施加与它们的相对转动方向相反的弹性力。

2.根据权利要求1所述的齿轮机构：其特征在于：所说阻尼元件(54)是由一个摩擦阻尼元件(54a、54b)构成的。

3.根据权利要求2所述的齿轮机构：其特征在于：所说第二转动件(30，32)包括一转动轴(30)，且其中所说摩擦阻尼元件(54a，54b)被设置在所说第一转动件(31)和所说转动轴(30)之间。

4.根据权利要求1到3中任一所述的齿轮机构：其特征在于：所说弹性元件(55)包括一个主变形部分(55a)和一个副变形部分(55b)，且其中主变形部分(55a)比副变形部分(55b)具有更大的弹性变形限度。

5.根据权利要求4所述的齿轮机构：其特征在于：所说主变形部分(55a)和所说副变形部分(55b)是由橡胶材料制成的，所说主变形部分(55a)中可发生弹性变形部分的体积要大于所说副变形部分(55b)中的可弹性变形部分。

6.根据权利要求1到5中之一所述的齿轮机构：其特征在于：所说阻尼机构包括多个弹性元件(55)，这些弹性元件都设置在所说第一、第二转动件(31；30，32)中之一上；阻尼机构还包括与各个弹性元件(55)对应的多个抵接元件(56)，它们设置在所说第一、第二转动件(31；30，32)中的另一个上，用于在第一、第二转动件(31；30，32)之间的相对转动超过设定的相对转角时与对应的弹性元件(55)抵接，而造成其发生弹性变形；以及其中

弹性元件(55)相对于第一、第二转动件(31；30，32)是这样进行定位的：当各个弹性元件依次抵接到对应的抵接元件(56)上时，两转动件(31；30，32)之间分别具有不同的相对转角。

7.根据权利要求1到6中任一所述的齿轮机构：其特征在于：所说第一、第二转动件(31；30，32)中的至少之一是一个齿轮，其与对应的一个中间齿轮(21、41)相啮合。

8.根据权利要求7所述的齿轮机构：其特征在于：所说齿轮(31，32，21，41)中的至少之一是一个树脂齿轮，其齿牙是由树脂材料制成的。

9.根据权利要求8所述的齿轮机构：其特征在于：与所说树脂齿轮啮合的一个对应齿轮是金属齿轮，其齿牙是由金属制成的，且其中所说树脂齿轮的齿宽大于金属齿轮的齿宽。

10.根据权利要求7到9中之一所述的齿轮机构：其特征在于：所说阻尼机构还包括至少一个抵接元件(56)，当第一、第二转动件(31；30，32)之间的相对转动超出设定的相对转角时，抵接元件适于抵接到对应的弹性元件(55)上，从而造成该弹性元件发生弹性变形，且其中各个所说抵接元件(56)的强度被设置成小于所说齿轮齿牙部分的强度，其中抵接元件(56)的强度是以其受对应弹性元件(55)的弹性力作用发生破断时测定的。

11.根据权利要求7到10中之一所述的齿轮机构：其特征在于：所说阻尼机构包括多个弹性元件(55)，这些弹性元件都设置在所说第一、第二转动件(31；30，32)之一上；阻尼机构还包括多个与各弹性元件(55)对应的抵接元件(56)，它们设置在第一、第二转动件(31；30，32)中的另一个上，用于在所说两转动件(31；30，32)之间的相对转动超过预定相对转角时与对应的弹性元件(55)抵接，从而使得其发生弹性变形；其中，

弹性元件(55)和所说抵接元件(56)相对于所说的两个转动件(31；30，32)是这样进行定位的：使得弹性元件(55)与所说抵接元件(56)在所说转动件(31；30，32)的转动方向上以等间隔相互分隔开；且其中

第一转动件(31)是一个与该齿轮机构相联接的齿轮，该齿轮的齿数被设定为弹性元件数目的整数倍。

12.根据权利要求1到11中任一所述的齿轮机构：其特征在于：所说的预定相对转角定义为：从所说转动件(31；30，32)的转动方向上观察，各个所说抵接元件(56)与其面对的所说至少一个弹性元件(55)对应端面之间的间隔角的总和。

13.根据权利要求1到3中任一所述的齿轮机构：其特征在于：所说阻尼机构包括多个第一弹性元件(55)，这些弹性元件都设置在所说第一、第二转动件(31；30，32)之一上；阻尼机构还包括多个与弹性元件(55)对应的抵接元件(56)，它们设置在所说第一、第二转动件(31；30，32)中的另一个上；以及多个第二弹性元件(59)，它们设置在第一弹性元件(55)和抵接元件(56)的对应端面之间；且其中，

各个第一弹性元件(55)的弹簧常数和阻尼系数小于第二弹性元件(59)的对应参数。

14.一种内燃机，其包括：一曲轴(20)；一第一平衡轴(30)；以及一根据上述任一项权利要求的齿轮机构，其中，所说第一平衡轴(30)是由所说曲轴(20)的转动扭矩来驱动的。

15.根据权利要求14所述的内燃机，其特征在于：所说齿轮机构被设置在所说第一平衡轴(30)上，并包括一个布置在所说第一平衡轴(30)上的从动齿轮(31)，且该齿轮能相对于平衡轴转动，其中，所说从动齿轮(31)是由一固定安装到所说曲轴(20)上的曲轴齿轮(21)驱动的。

16.根据权利要求14所述的内燃机，其特征在于：所说齿轮机构被设置在所说曲轴(20)上，并包括一个设置在所说曲轴(20)上的曲轴齿轮(21)，且该齿轮能相对于曲轴转动，其中，所说曲轴齿轮(21)驱动一个固定安装到所说第一平衡轴(30)上的从动齿轮(31)。

17.根据权利要求15或16所述的内燃机，其特征在于：包括一第二平衡轴(40)，其与所说第一平衡轴(30)工作联接。

18.根据权利要求15所述的内燃机，其特征在于：一第二平衡轴(40)由所说曲轴(20)通过所说曲轴齿轮(21)进行驱动，在一中间轴(37)上设置了一中间传动齿轮(32)，其与所说曲轴齿轮(21)啮合，在所说第二平衡轴(40)上设置了一个从动齿轮(41)，其可相对于第二平衡轴转动，并与所说中间齿轮(37)啮合，以及另一套连接在所说从动齿轮(41)和所说第二平衡轴(40)之间的齿轮机构。