ES2216971T3 - Mecanismo de engranaje de sistema de transmision de potencia. - Google Patents

Abstract

Un mecanismo de engranaje de un sistema de transmisión de potencia, que comprende un primer miembro giratorio (31) y un segundo miembro giratorio (32) dispuestos coaxialmente entre sí, y un mecanismo de amortiguación interpuesto entre ellos, cuyo mecanismo de amortiguación incluye: - un miembro de amortiguación (54, 64; 74) que genera fuerza de amortiguación para limitar el giro relativo entre los miembros giratorios primero y segundo; y - al menos un miembro elástico (55; 65) que se deforma elásticamente cuando un giro relativo entre los miembros giratorios primero y segundo es superior a un ángulo de giro predeterminado, de modo que se aplique una fuerza elástica sobre los miembros giratorios primero y segundo en una dirección opuesta a la del giro relativo; - en el que dicho miembro de amortiguación está dispuesto entre dicho primer miembro giratorio (31) y dicho segundo miembro giratorio (32), o un árbol giratorio (30) conectado a dicho segundo miembro giratorio (31).

Description

Mecanismo de engranaje de sistema de transmisión de potencia.

Antecedentes de la invención 1. Campo de la invención

La presente invención se refiere a un mecanismo de engranaje de un sistema de transmisión de potencia, que es utilizado favorablemente como aparato equilibrador de un motor de combustión interna.

2. Exposición de la técnica anterior

Como es bien conocido en la técnica, en un aparato equilibrador de un motor de combustión interna, un árbol de equilibrio dotado de un contrapeso desequilibrado está acoplado operativamente a un cigüeñal por intermedio de un mecanismo de engranaje, con lo que la fuerza giratoria del cigüeñal es transmitida al árbol de equilibrio. En el aparato equilibrador, el árbol de equilibrio gira en sincronización con el cigüeñal, con lo que la fuerza de inercia generada por el desplazamiento alternativo del pistón del motor es cancelada, y de acuerdo con ello es reducida la vibración del motor.

Dado que la combustión explosiva en el motor de combustión interna tiene lugar intermitentemente, la magnitud de la fuerza de giro transmitida desde el cigüeñal al árbol de equilibrio no es constante o fija, sino que siempre fluctúa.

Los inventores han confirmado que entre los componentes de frecuencia incluidos en las fluctuaciones de la fuerza de giro, un componente secundario de una frecuencia fundamental que resulta de la combustión del motor, se produce una vez cada dos giros del cigüeñal, y un componente séxtico que es amplificado por la resonancia de torsión del cigüeñal es relativamente grande en comparación con un componente (componente primario) de la frecuencia fundamental, que es determinada de acuerdo con la velocidad de giro del cigüeñal.

El aparato equilibrador recibe la fuerza de giro que incluye los componentes vibratorios de frecuencias diferentes, como antes se ha descrito, y por tanto se produce vibración en el mecanismo de engranaje, en particular en una parte o partes engranadas de dichos engranajes. Dicha vibración puede dar por resultado la producción de ruido y la reducción de la duración de los engranajes.

Por tanto, se ha propuesto un aparato equilibrador en el que un mecanismo de amortiguación formado, por ejemplo, por un resorte o resortes, es insertado en un camino de transmisión de fuerza giratoria desde el cigüeñal al árbol de equilibrio, de modo que se amortigüen los componentes de vibración de la fuerza giratoria.

Con objeto de amortiguar de modo efectivo un componente de alta frecuencia de las fluctuaciones en la fuerza giratoria, tal como el componente séxtico de la frecuencia fundamental, mediante el uso del mecanismo de amortiguación, la constante de resorte del o de los resortes debe ser fijada en un valor suficientemente bajo de modo que se reduzca la frecuencia natural de un sistema de vibración formado por el aparato equilibrador. No obstante, si la constante de resorte se fija simplemente en un valor bajo, el o los resortes pueden ser deformados excesivamente en respuesta a un incremento rápido en la fuerza de giro transmitida desde el cigüeñal, por ejemplo, al acelerar el motor. Por tanto, el mecanismo de amortiguación puede resultar dañado debido a la deformación. Además, las características del resorte pueden perderse sustancialmente debido al denominado aplastamiento o similar, con lo que el mecanismo de amortiguación puede cesar de funcionar adecuadamente.

A la vista de la situación expuesta, se ha propuesto un aparato equilibrador en el que un mecanismo de amortiguación proporciona características de resorte no lineales en, por ejemplo, la Publicación de Patente Japonesa Abierta núm. 60-192145.

La fig. 22 muestra una estructura en corte transversal de una parte principal de un ejemplo de aparato equilibrador. Como se muestra en dicha fig. 22, el aparato equilibrador incluye un árbol giratorio 100 acoplado operativamente a un árbol de equilibrio (no mostrado), y una rueda dentada en general cilíndrica 110 que rodea la periferia exterior del árbol giratorio 100 y acoplado operativamente a un cigüeñal (no mostrado). El árbol giratorio 100 tiene una pluralidad de piezas de conducción 102 que sobresalen radialmente, formadas en su periferia exterior. La rueda dentada 110 tiene también una pluralidad de piezas de conducción 112 que sobresalen radialmente formadas en su periferia interior, de modo que quedan situadas entre las correspondientes piezas de conducción 102 del árbol giratorio 100.

Unas cámaras de amortiguación 120 están formadas entre las respectivas piezas de conducción 102 del árbol giratorio 100, y las correspondientes piezas de conducción 112 de la rueda dentada 110, y un miembro elástico 130 está dispuesto en cada cámara de amortiguación 120. Además, hay unas holguras 132 formadas entre cada miembro elástico 130 y las correspondientes piezas de conducción 102 y 112. En el aparato equilibrador así construido, las piezas de conducción 102 y 112 y los miembros elásticos 130 forman el mecanismo de amortiguación.

Seguidamente se describirá el funcionamiento del mecanismo de amortiguación. Al girar el árbol 100 con relación a la rueda dentada 110, las holguras 132 son reducidas, y las piezas de conducción 102 y 112 topan entonces con los respectivos miembros elásticos 130. Al girar aún más el árbol 100 con relación a la rueda dentada 110, los miembros elásticos 130 son deformados elásticamente, con lo que se genera una fuerza elástica de acuerdo con la cuantía del giro relativo. Esta fuerza elástica (más específicamente, la torsión basada en esta fuerza elástica), actúa contra el giro relativo entre el árbol giratorio 100 y la rueda dentada 110.

Con referencia a la fig. 23, la línea continua indica la relación entre el ángulo \thetar del giro relativo entre el árbol giratorio 100 y la rueda dentada 110, y la fuerza elástica (par de torsión) T. La línea de trazos y dos puntos indica la relación entre el ángulo de giro relativo \thetar y la fuerza elástica T en un ejemplo comparativo. En el ejemplo comparativo, las holguras 132 no están formadas, y la frecuencia natural del sistema de vibración se reduce simplemente mediante el ajuste de la constante de resorte de los miembros elásticos 130 a un valor menor.

Como se indica por la línea continua en la fig. 23, cuando el ángulo de giro relativo \thetar está dentro de un margen de fase de giro predeterminado o ángulo (\thetar < \theta1), los miembros elásticos 130 no son deformados elásticamente, con lo que la fuerza elástica T es "cero". Por tanto, mediante la formación de las holguras 132 entre cada pieza de conducción 102, 112 y los correspondientes miembros elásticos 130, de modo que proporcione un margen de fase de giro relativo en el que no se produzca la fuerza elástica T, la frecuencia natural del sistema de vibración formado por el aparato equilibrador puede ser reducida, sin reducir significativamente la constante de resorte de los miembros elásticos 130.

Cuando el árbol giratorio 100 y la rueda dentada 110 giran entre sí más allá del ángulo de giro predeterminado (\thetar > \theta1), la fuerza elástica T aumenta con el ángulo de giro relativo \thetar. En comparación con el ejemplo comparativo, el ángulo de giro relativo \thetar está limitado a un valor relativamente pequeño aún cuando la fuerza elástica T se haga extremadamente grande (T = Tmax), es decir, cuando la fuerza de giro transmitida desde el cigüeñal al aparato equilibrador se hace extremadamente grande (\thetamáx1 < \thetamáx2). Con ello, los miembros elásticos 130 no son deformados excesivamente.

Por tanto, de acuerdo con el aparato equilibrador, un componente de alta frecuencia de la fluctuación en la fuerza de giro puede ser amortiguado sin causar daño o deterioro algunos en la función del mecanismo de amortiguación, cuando la fuerza giratoria procedente del cigüeñal aumenta rápidamente, por ejemplo, al acelerar el motor.

Dicho mecanismo de amortiguación, que tiene unas características de resorte no lineales, puede reducir con certeza la frecuencia natural del sistema de vibración formado por el aparato equilibrador, y amortiguar el componente de alta frecuencia de las fluctuaciones en la fuerza de giro, al tiempo que evita cualquier daño y deterioro en la función del mecanismo de amortiguación.

No obstante, la reducción en la frecuencia natural del sistema de vibración puede causar el problema siguiente: la frecuencia natural es reducida para ser igual a una frecuencia que está próxima a la de un componente de baja frecuencia, tal como el componente secundario de la frecuencia fundamental del motor, que está incluida en las fluctuaciones de la fuerza de giro. Como resultado, se produce un fenómeno de resonancia en el aparato equilibrador, debido al componente de baja frecuencia de las fluctuaciones en la fuerza de giro. Por tanto, la vibración que resulta del fenómeno de la resonancia no puede ser evitada.

El problema antes expuesto se produce no sólo en el aparato equilibrador antes descrito del motor de combustión interna, sino que se produce en general en un mecanismo de engranaje de un sistema de transmisión de potencia que transmita fuerza giratoria mediante el uso de engranajes.

Además, el documento US 5.033.323 describe un conjunto de eje intermedio que cuenta con un mecanismo de amortiguación de torsión. Este mecanismo de amortiguación incluye un dispositivo amortiguador de fricción y un miembro elástico en forma de barra de torsión. La barra de torsión está sujeta fijamente a un primer miembro de giro (tren de engranajes) por su extremo derecho, y está sujeta fijamente a un segundo miembro giratorio (rueda dentada conducida) por su extremo izquierdo.

De este modo, el miembro elástico genera una fuerza de resorte cuando hay cualquier torsión entre los miembros giratorios primero y segundo. El dispositivo de amortiguación de fricción incluye unas zapatas de fricción que actúan contra la superficie axial. La fuerza axial que presiona sobre las zapatas de fricción contra la superficie axial aumenta al aumentar la torsión transmitida, ya que los engranajes son helicoidales. De acuerdo con ello, la cuantía de la amortiguación de energía o histéresis es proporcional al par de torsión transmitido hasta que el movimiento axial entre el primero y el segundo miembro de giro es impedido por acoplamiento a un cojinete de empuje.

Sumario de la invención

La presente invención se ha desarrollado a la luz de las situaciones anteriores. Por tanto, un objeto de ella es proporcionar un mecanismo de engranaje de un sistema de transmisión de potencia que sea capaz de evitar o reducir favorablemente la producción de un fenómeno de resonancia debido a componentes de alta frecuencia y de baja frecuencia.

Para lograr el objeto expuesto, la presente invención proporciona, por ejemplo, un mecanismo de engranaje de un sistema de transmisión de potencia, que posee las características de acuerdo con la reivindicación 1.

Con el mecanismo de engranaje construido como antes se ha descrito, la fuerza elástica del miembro elástico es generada principalmente cuando los dos miembros de giro dispuestos coaxialmente (el segundo engranaje y el segundo árbol giratorio en la aplicación expuesta) giran entre sí más allá de un ángulo de giro predeterminado. Por tanto, la frecuencia natural de un sistema de vibración que incluye el mecanismo de engranaje puede ser reducida sin reducción significativa en la constante de resorte del miembro elástico. Como resultado, un componente de alta frecuencia de fluctuaciones en la fuerza de giro puede ser amortiguado al tiempo que se evita cualquier daño y degradación en la función del mecanismo de amortiguación. Cuando los dos miembros de giro dispuestos coaxialmente giran entre sí dentro de un margen de fase giratoria o ángulo predeterminados, el miembro de amortiguación genera una fuerza de amortiguación para limitar el giro relativo entre los miembros giratorios. Por tanto, la capacidad de amortiguación del mecanismo de amortiguación puede ser mejorada, y un componente de baja frecuencia de las fluctuaciones en la fuerza de giro puede ser también amortiguado.

Por tanto, aunque la fuerza de giro que incluye ambos componentes, de baja frecuencia y de alta frecuencia, como componentes de vibración, es transmitida al mecanismo de engranaje construido de acuerdo con la presente invención, la producción de un fenómeno de resonancia debido a dichos componentes de baja frecuencia y de alta frecuencia puede ser evitada ventajosamente sin producir daño o degradación algunos en la función del mecanismo de amortiguación.

En una forma preferida de la presente invención, el miembro de amortiguación comprende un miembro amortiguador de fricción que está situado entre los dos miembros giratorios, de modo que genere la fuerza de amortiguación en forma de fuerza de fricción, que surge debida al giro relativo entre los dos miembros giratorios.

Con el mecanismo de engranaje construido como se ha descrito, la fuerza de amortiguación no cambia significativamente con un cambio en la velocidad a la que giran entre sí los dos miembros giratorios, y puede ser mantenida sustancialmente constante. Por tanto, la capacidad de amortiguación en particular, un componente de baja frecuencia de las fluctuaciones en la fuerza de giro, puede ser mejorado en comparación con una estructura que utilice un amortiguador de los denominados de aceite o similar como miembro de amortiguación. Como resultado, la producción de un fenómeno de resonancia debido al componente de baja frecuencia puede ser suprimida o evitada más ventajosamente.

En otra forma preferida de la presente invención, cada uno de los al menos un miembro elástico, comprende una parte de deformación principal dispuesta en un lado de aceleración del miembro elástico, que se deforma elásticamente principalmente cuando los dos miembros giratorios giran entre sí más allá del ángulo de giro predeterminado al aumentar o mantenerse sustancialmente constante la fuerza de giro transmitida entre los dos miembros giratorios, y una parte de subdeformación dispuesta en un lado de deceleración del miembro elástico que se deforma elásticamente principalmente cuando los dos miembros giratorios giran entre sí más allá del ángulo de giro predeterminado al disminuir la fuerza de giro transmitida entre los dos miembros giratorios, la parte elástica del lado de aceleración tiene un límite mayor a su deformación elástica que la de la parte elástica del lado de deceleración.

Con la estructura de engranaje construida como antes se ha descrito, la parte elástica del lado de aceleración se deforma elásticamente cuando los dos miembros giratorios giran entre sí más allá del ángulo de giro predeterminado, no sólo en el caso en que la fuerza de giro aumente, sino también en el caso en que la fuerza de giro se mantenga sustancialmente constante. Así pues, la parte elástica del lado de aceleración funciona para transmitir la fuerza de giro entre los dos miembros giratorios. Por tanto, la parte elástica del lado de aceleración es sometida con más frecuencia a la deformación elástica que la parte elástica del lado de deceleración.

A la vista de lo expuesto, el mecanismo de amortiguación de la invención puede ser construido de modo que la parte de la deformación principal tenga un límite mayor a su deformación elástica que la de la parte de subdeformación. Por tanto, la parte de la deformación principal puede deformarse elásticamente en mayor cuantía, lo que asegura así una durabilidad mejorada del miembro o miembros elásticos.

En la forma antes preferida de la invención, la parte de deformación principal y la parte de subdeformación pueden estar formadas de un material de caucho, y la parte de deformación principal puede tener una parte deformable elásticamente cuyo volumen sea mayor que el de la parte deformable elásticamente de la parte de subdeformación.

Al menos uno de los dos miembros giratorios puede comprender una rueda dentada que engrane con la respectiva rueda dentada intermedia.

En el mecanismo de engranaje de la presente invención, al menos uno de los componentes, rueda dentada y rueda dentada intermedia, pueden ser de resina, y sus dientes comprenden un material de resina.

En la estructura expuesta, el impacto que actúa sobre una parte engranada entre los engranajes es absorbido, y el ruido del engrane puede ser así reducido. Además, las fluctuaciones en la fuerza de giro transmitidas entre las ruedas de engranar, en particular su componente de alta frecuencia, pueden ser amortiguadas ventajosamente.

También, en el caso en que la otra rueda dentada que engrana con la rueda dentada de resina sea de metal, el ruido del engrane puede ser reducido aunque la precisión de trabajo de una superficie de dientes de la rueda dentada de metal sea relativamente baja. Esto hace posible eliminar algunas operaciones del tratamiento, tales como alisar o pulimentar la superficie dentada de la rueda dentada de metal, y control del huelgo por selección y ajuste de una cuña utilizada comúnmente para la formación de ruedas de engranar de metal. Además, dado que las ruedas de engranar de resina engranan respectivamente con ruedas de engranar de metal en el mecanismo de ellas, pueden ser evitadas desventajas tales como la adherencia térmica entre las ruedas de engranar.

En el mecanismo de engranaje antes descrito, una de las ruedas de engranar puede ser de resina, cuyos dientes están formados de un material de resina, mientras que la otra rueda dentada puede ser de metal, con sus dientes formados de metal, y la rueda dentada de resina puede tener una anchura de dientes que sea mayor que la de la rueda dentada de metal.

En el caso de que la rueda dentada de resina y la rueda dentada de metal engranen entre sí, las respectivas posiciones de los dientes de dichas ruedas de engranar pueden ser desplazadas entre sí en la dirección de la anchura de los dientes de dichas ruedas, debido a un error en el montaje de las citadas ruedas de engranar, a la vibración durante el giro, y similares. En tal caso, sólo una parte local de la superficie de los dientes de la rueda de resina apoya sobre la superficie de dientes de la rueda de metal, de lo que resulta el denominado contacto localizado. Dado que la rueda dentada de resina es en general menos resistente al desgaste y menos duradera que la de metal, la rueda de resina puede resultar desgastada y/o dañada como resultado del contacto localizado.

A la vista de lo expuesto, el mecanismo de engranaje de la presente invención puede ser construido de modo que la rueda dentada de resina tenga una anchura de dientes que sea mayor que la de la rueda dentada de metal. Por tanto, aunque las respectivas posiciones de los dientes de las ruedas de engranar estén desplazadas entre sí, el desplazamiento queda cubierto, y se evita el contacto de partes locales de las ruedas de engranar de resina y de metal. Como resultado, el desgaste y el daño de otro modo posible, de la rueda dentada de resina como consecuencia del desplazamiento, puede ser suprimido o evitado.

En el mecanismo de engranaje antes descrito, al menos un miembro elástico puede estar dispuesto sobre uno de los dos miembros giratorios, y al menos un miembro de apoyo puede estar dispuesto en el otro de los dos miembros giratorios, y cada miembro de apoyo topa con el correspondiente miembro elástico para producir su deformación elástica cuando los dos miembros giratorios giran entre sí más allá del ángulo de giro predeterminado. En esta disposición, la resistencia de cada miembro de apoyo, medida al romperse dicho miembro debido a la fuerza elástica del correspondiente miembro elástico que actúa sobre él, puede establecerse para que sea menor que la resistencia de una parte dentada de una de las ruedas engranadas formada de resina.

En el caso de que al menos una de las ruedas de engranar sea de resina, una parte dentada de ella puede ser rota cuando reciba una fuerza de torsión excesiva, ya que la resistencia de la rueda dentada de resina es inferior a la de la rueda metálica. Esto puede dar por resultado un problema tal como el de melladuras en las ruedas de engranar.

A este respecto, el mecanismo de engranaje de la invención puede ser construido de modo que el miembro de apoyo se rompa antes de la rotura de la parte dentada de la rueda dentada de resina, con lo que la fuerza de acoplamiento mecánico entre los dos miembros giratorios se reduce rápidamente. Con esta disposición se evita la rotura de la parte dentada de la rueda dentada de resina al recibir una fuerza de giro excesiva, con lo que el problema de la melladura de las ruedas de engranar puede ser evitado anticipadamente.

En otra forma preferida de la presente invención, el mecanismo de amortiguación comprende una pluralidad de miembros elásticos como antes se ha indicado, al menos uno de ellos, y cada uno de dichos miembros está dotado de uno o dos miembros giratorios, y una pluralidad de miembros de apoyo que corresponden a los respectivos miembros elásticos están dispuestos sobre el otro de los dos miembros giratorios, para apoyar sobre los correspondientes miembros elásticos y producir su deformación elástica cuando los dos miembros giratorios giren entre sí más allá del ángulo de giro predeterminado. Además, los miembros elásticos están situados con respecto a uno de los dos miembros giratorios de modo que se formen ángulos diferentes de giro relativo entre los dos miembros giratorios cuando los respectivos miembros elásticos topen sucesivamente con los correspondientes miembros de apoyo.

Con la disposición expuesta, los miembros elásticos como un todo presentan unas características elásticas no lineales más uniformes cuando los dos miembros giratorios giran entre sí. Por tanto, la frecuencia natural del sistema de vibración que incluye el mecanismo de engranaje, es dispersada o diversificada en una pluralidad de frecuencias, con lo que la capacidad de amortiguación del mecanismo de ésta es mejorada aún más. Como resultado, la producción del fenómeno de resonancia puede ser suprimido de manera más preferible.

En otra forma preferida de la invención, el mecanismo de amortiguación comprende una pluralidad de miembros elásticos, cada uno de los cuales está dotado de uno de los miembros giratorios, y una pluralidad de miembros de apoyo que corresponden a los respectivos miembros elásticos, cada uno de los cuales está dispuesto en el otro de los miembros giratorios para topar con los correspondientes miembros elásticos y producir su deformación elástica cuando dichos miembros giratorios giren entre sí, más allá del ángulo de giro relativo predeterminado, y en la que los miembros elásticos y los miembros de apoyo están situados con respecto a los miembros de giro de modo que dichos miembros elásticos y de apoyo están espaciados entre sí a intervalos iguales en una dirección de giro de los miembros giratorios, y en la que el número de dientes de la rueda dentada acoplada del mecanismo de engranaje se establece para ser un múltiplo entero del número de miembros elásticos.

Así pues, puede conseguirse un aumento en el grado de libertad con el que se monta el engranaje.

En otra forma preferida de la invención, el ángulo de giro relativo predeterminado es definido por la suma de los ángulos mediante los cuales cada miembro de apoyo está separado de las correspondientes caras extremas del al menos un miembro elástico antes citado que queda frente al miembro de apoyo, visto en la dirección de giro de los miembros giratorios.

La presente invención puede ser aplicada a un motor de combustión interna que comprende un cigüeñal, al menos un árbol de equilibrio, y un mecanismo de engranaje de acuerdo con la invención, y en la que dicho al menos un brazo de equilibrio es accionado por el par de torsión del cigüeñal.

En otra forma preferida de la invención, el mecanismo de engranaje está dispuesto en el primer árbol de equilibrio, y comprende una rueda dentada conducida dispuesta sobre el primer árbol de equilibrio y giratoria con relación a él, y en el que dicha rueda dentada conducida lo es por una rueda dentada del cigüeñal sujeta firmemente a éste.

En otra forma preferida más de la invención, el mecanismo de engranaje está dispuesto en el cigüeñal, y comprende una rueda dentada del cigüeñal dispuesta en éste, y giratoria con relación a él, y cuya rueda dentada del cigüeñal acciona una rueda dentada conducida sujeta firmemente al primer árbol de equilibrio.

El motor de combustión interna puede comprender un segundo árbol de equilibrio acoplado operativamente al primer árbol de equilibrio.

En otra forma de la invención, el segundo árbol de equilibrio puede ser accionado por el cigüeñal por intermedio de la rueda dentada del cigüeñal, con una rueda dentada intermedia dispuesta sobre un árbol intermedio y que engrana con la rueda dentada del cigüeñal, y una rueda dentada conducida dispuesta sobre el segundo árbol de equilibrio y giratoria con relación a él, y que engrana con la rueda dentada intermedia, y un mecanismo de engranaje adicional establece la conexión entre la rueda dentada conducida y el segundo árbol de equilibrio.

Breve descripción de los dibujos

La fig. 1 es una vista lateral que muestra esquemáticamente la construcción de un mecanismo de engranaje de acuerdo con la primera realización de la presente invención, cuyo mecanismo se emplea en un aparato equilibrador de un motor de combustión interna.

La fig. 2 es una vista en perspectiva que muestra la relación de engranaje de las ruedas de engranar del mecanismo de engranaje de la primera realización de la presente invención.

La fig. 3 es una vista de un corte transversal que muestra la construcción del mecanismo amortiguador del mecanismo de engranaje de la primera realización.

La fig. 4 es una vista de un corte transversal tomado a lo largo de la línea 4-4 de la fig. 3.

La fig. 5 es un esquema que muestra las ruedas engranadas entre sí en el mecanismo de engranaje de la primera realización.

La fig. 6 es un esquema del modelo de mecanismo de engranaje de la primera realización.

La fig. 7 es un gráfico que muestra una característica de las fluctuaciones en la aceleración angular de un árbol de equilibrio en relación con la velocidad de las revoluciones del motor de combustión interna.

La fig. 8 es un gráfico que muestra una característica de las fluctuaciones en la velocidad angular del árbol de equilibrio, en relación con la velocidad de las revoluciones del motor de combustión interna.

La fig. 9 es una gráfico que muestra una característica de las fluctuaciones en la velocidad angular del árbol de equilibrio, en relación con la velocidad de las revoluciones del motor de combustión interna.

La fig. 10 es una vista de un corte transversal de la construcción de un mecanismo amortiguador en un mecanismo de engranaje, de acuerdo con la segunda realización de la presente invención.

Las figs. 11A, 11B, y 11C son esquemas que muestran los estados engranado o desengranado de las ruedas de engranar de resina y de metal.

La fig. 12 es un gráfico que muestra la relación entre la anchura de dientes de la rueda dentada de resina y la anchura de dientes de la rueda de metal, y la resistencia de la parte dentada de la rueda de resina.

Las figs. 13A y 13B son esquemas que ilustran la manera de medir la resistencia de la parte dentada de la rueda dentada de resina, y la manera de medir la resistencia a la rotura de cada saliente dispuesto en la rueda de resina, respectivamente.

La fig. 14 es una vista de un corte transversal que muestra la construcción de un mecanismo de amortiguación en un mecanismo de engranaje de acuerdo con la quinta realización de la presente invención.

La fig. 15 es una vista de un corte transversal que muestra la construcción de un mecanismo de amortiguación en un mecanismo de engranaje de acuerdo con la sexta realización de la presente invención.

La fig. 16 es una vista de un corte transversal tomado a lo largo de la línea 16-16 de la fig. 15.

La fig. 17 es una vista de un corte transversal que muestra la construcción de un mecanismo de amortiguación en un ejemplo modificado del mecanismo de engranaje de la sexta realización.

La fig. 18 es una vista de un corte transversal que muestra la construcción de un mecanismo de amortiguación en un ejemplo modificado de los mecanismos de engranaje de las realizaciones primera a quinta.

Las figs. 19A y 19B son esquemas útiles para explicar el estado de acoplamiento de los dientes de la rueda dentada de resina con los dientes de la rueda dentada de metal.

La fig. 20 es un esquema que muestra el mecanismo de engranaje en el que las ruedas de engranar engrana entre sí de acuerdo con otra realización de la presente invención.

La fig. 21 es un esquema que muestra un mecanismo de engranaje en el que las ruedas de engranar engranan entre sí de acuerdo con otra realización más de la presente invención.

La fig. 22 es una vista de un corte transversal que muestra la construcción de un mecanismo de amortiguación en un mecanismo de engranaje convencional.

La fig. 23 es un gráfico que muestra la relación entre la cuantía de giro relativo de las ruedas de engranar y la fuerza elástica resultante generada en un mecanismo de amortiguación.

La fig. 24 es una vista de un corte transversal que muestra un mecanismo de amortiguación como un ejemplo modificado de la primera realización de la presente invención; y

La fig. 25 es un esquema del modelo de mecanismo de engranaje del ejemplo modificado de la fig. 24.

Descripción detallada de las realizaciones preferidas

Primera realización

La primera realización de la presente invención será descrita con referencia a las figs. 1 a 9. En ella, un mecanismo de engranaje construido de acuerdo con esta invención es empleado como aparato equilibrador de un motor de combustión interna de cuatro cilindros en línea.

En primer lugar, el aparato equilibrador que emplea el mecanismo de engranaje de la presente invención se describirá brevemente con referencia a las figs. 1 y 2. La fig. 1 es una vista esquemática que muestra la estructura del aparato equilibrador visto desde un lado, y la fig. 2 es una vista esquemática que muestra la disposición de engranaje de dicho aparato equilibrador.

Como se muestra en estas figuras, el aparato equilibrador incluye un cigüeñal 20 como árbol de salida del motor, que es sostenido por un bloque 11 de cilindros y una carcasa 12 (mostrados en la fig. 1) del motor, y unos árboles de equilibrio primero y segundo, 30 y 40, dispuestos bajo el cigüeñal y paralelos a éste.

Cada árbol de equilibrio 30, 40 es sostenido por unos cojinetes radiales primero y segundo 15 y 16, formados por la carcasa 12 y un alojamiento. No obstante, ha de hacerse notar que sólo los cojinetes radiales 15 y 16 que soportan el primer árbol de equilibrio 30 son ilustrados en la fig. 1, y los cojinetes radiales 15 y 16 para los árboles de equilibrio primero y segundo 30, 40, no están ilustrados en la fig. 2. Un par de contrapesos desequilibrados 33, 43 están montados en cada árbol de equilibrio 30, 40, de modo que el correspondiente segundo cojinete radial 16 quede interpuesto entre los contrapesos 33, 43.

Un par de contrapesos 22 de equilibrio por cilindro, es decir, ocho contrapesos de equilibrio 22 en total, están montados en el cigüeñal 20. Además, una rueda dentada 21, que gira como una unidad con el cigüeñal 20, está montada en éste en una posición adyacente al contrapeso de equilibrio intermedio 22a como uno de los contrapesos de equilibrio 22.

El primer árbol de equilibrio 30 está dotado de una primera rueda dentada conducida 31. Dicha primera rueda dentada conducida 31 engrana con la rueda dentada 21 del cigüeñal, y gira con relación al primer árbol de equilibrio 30. La primera rueda dentada conducida 31 tiene un diámetro igual al radio de la rueda dentada 21 del cigüeñal. Además, el primer árbol de equilibrio 30 está dotado de una rueda dentada intermedia 32 situada adyacente al primer cojinete radial 15. Dicha rueda dentada intermedia 32 es instalada a presión sobre el primer árbol de equilibrio 30, y está acoplada para ser giratoria junto con el primer árbol de equilibrio 30. La primera rueda dentada conducida 31 está acoplada operativamente a la rueda dentada intermedia 32 por intermedio de un mecanismo de amortiguación 50, que permite el giro relativo entre las ruedas de engranar 31, 32.

Como se muestra en la fig. 2, el segundo árbol de equilibrio 40 está dotado de una segunda rueda dentada conducida 41, adyacente al primer cojinete radial 15 (no mostrado en la fig. 2). La segunda rueda dentada conducida 41 engrana con la rueda intermedia 32, y está acoplada para ser giratoria junto con el segundo árbol de equilibrio 40.

En los respectivos extremos de los árboles de equilibrio 30 y 40 hay dispuestos unos cojinetes de empuje 35 y 45 para limitar el movimiento axial de los respectivos árboles de equilibrio 30 y 40, adyacentes a los respectivos primeros cojinetes radiales 15. Cada cojinete de empuje 35, 45 tiene un rebaje 35a, 45a formado en su parte situada opuesta al centro de gravedad de los contrapesos desequilibrados 33, 43 (es decir, el lado inferior de la fig. 2) con respecto al eje central del correspondiente árbol de equilibrio 30, 40. De igual modo, cada una de las ruedas de engranar intermedia 32 y segunda rueda dentada conducida 41 tiene un rebaje 32a, 41a formado en su posición situada opuesta al centro de gravedad de los contrapesos desequilibrados 33, 43 (es decir, el lado inferior de la fig. 2) con respecto al eje central del correspondiente árbol de equilibrio 30, 40.

Con los rebajes 32a, 35a, 41a, y 45a así formados, los respectivos centros de gravedad de la rueda dentada intermedia 32, la segunda rueda dentada conducida 41, y los cojinetes de empuje 35 y 45, son desplazados o hechos excéntricos para quedar en el mismo lado que los centros de gravedad de los contrapesos desequilibrados 33 y 43. De acuerdo con ello, la rueda dentada intermedia 32, la segunda rueda dentada conducida 41, y los cojinetes de empuje 35 y 45, cumplen sustancialmente la misma función que los contrapesos desequilibrados 33 y 43, cuando éstos giran junto con los árboles de equilibrio 30 y 40. Como resultado, el tamaño y peso de los contrapesos desequilibrados 33 y 43 puede ser reducido en las cuantías correspondientes al volumen de los rebajes 32a, 35a, 41a, y 45a.

Además, y como antes se ha dicho, los respectivos centros de gravedad de la rueda dentada intermedia 32, la segunda rueda dentada conducida 41, y los cojinetes de empuje 35 y 45, son desplazados de los respectivos ejes centrales de los árboles de equilibrio 30 y 40. Por tanto, al girar los elementos 32, 35, 41, y 45, los árboles de equilibrio 30 y 40 son sometidos a una fuerza centrífuga en torno a los respectivos ejes centrales de los árboles de equilibrio 30 y 40, en sus partes 30a y 40a sostenidas por los correspondientes primeros cojinetes radiales 15.

De acuerdo con ello, los árboles de equilibrio 30 y 40 giran con sus partes sostenidas 30a y 40a presionadas contra las respectivas superficies circunferenciales interiores de los primeros cojinetes radiales 15 por la fuerza centrífuga. Como resultado, una vibración irregular o no uniforme, que de otro modo podría producirse en las partes sostenidas 30a y 40a, puede ser suprimida cuando los árboles de equilibrio 30 y 40 giran, con lo que el ruido de contacto que se produciría entre cada una de las partes 30a y 40a y la superficie interior del correspondiente primer cojinete radial 15 puede ser reducido.

La fig. 5 muestra esquemáticamente la relación entre las ruedas de engranar y los árboles. Con el aparato equilibrador del motor, construido de la manera expuesta, la fuerza de giro es transmitida desde el cigüeñal 20 al primer árbol de equilibrio 30 a través de la rueda dentada 21 del cigüeñal, la primera rueda dentada conducida 31, el mecanismo de amortiguación 50, y la rueda dentada intermedia 32, y es transmitida también desde la rueda dentada intermedia 32 al segundo árbol de equilibrio 40 a través de la segunda rueda dentada conducida 41. En la fig. 5, los caracteres de referencia "m1", "m2", y "m3" indican los ejes centrales del cigüeñal 20, el primer árbol de equilibrio 30, y el segundo árbol de equilibrio 40, respectivamente.

Seguidamente se describirá la estructura del mecanismo de amortiguación 50 con referencia a las figs. 3 y 4, cada una de las cuales muestra un corte transversal de dicho mecanismo 50 montado sobre el primer árbol de equilibrio. Más específicamente, la fig. 3 es un corte transversal tomado por la línea 3-3 de la fig. 4, y la fig. 4 es una vista de un corte transversal tomado a lo largo de la línea 4-4 de la fig. 3.

Como se muestra en la fig. 4, la primera rueda dentada conducida 31 incluye una parte 31a radialmente interior y anular que está dispuesta coaxialmente con el primer árbol de equilibrio 30, de modo que gire con relación a dicho árbol 30, y una parte 31b radialmente exterior que está dispuesta sobre la periferia exterior de la parte 31a radialmente interior, de modo que gire junto con la parte 31a radialmente interior. La parte 31b radialmente exterior tiene unos dientes 31c formados sobre su periferia exterior. Los dientes 31c de la parte radialmente exterior 31b engranan con los dientes (no mostrados) formados sobre la periferia exterior de la rueda dentada 21 del cigüeñal. Nótese que en la presente realización, los dientes 31c de la parte 31b radialmente exterior tienen la misma anchura que los dientes de la rueda dentada 21 del cigüeñal. Además, la rueda dentada intermedia 32 tiene la misma anchura de dientes que la segunda rueda dentada conducida 41, que engrana con dicha rueda intermedia 32.

La parte 31a radialmente interior de la primera rueda dentada conducida 31 está formada de un metal, tal como hierro, mientras que la parte 31b radialmente exterior está formada de un material de resina, que consiste en una resina termocurable, tal como poli(amino amida) o fenol, reforzada mediante un tejido de fibras de aramida. De igual modo, al menos los dientes de la segunda rueda dentada conducida 41 están formados del material de resina descrito. La rueda dentada 21 del cigüeñal y la rueda dentada intermedia 32 están formadas ambas de metal, tal como hierro. Como se muestra en la fig. 5, estas ruedas de engranar 21, 31, 32, y 41 son de engranajes helicoidales formados con dientes helicoidales.

La parte 31a radialmente interior de la primera rueda dentada conducida 31 tiene un rebaje 53 formado sobre el lado opuesto al que queda frente a la rueda dentada intermedia 32. El rebaje 53 está formado en torno al eje central del primer árbol de equilibrio 30, de modo que la parte interior 31a que define radialmente el rebaje 53 tiene un diámetro interior que sea mayor que el diámetro exterior del primer árbol de equilibrio 30. Por tanto, con la primera rueda dentada conducida 31 acoplada al primer árbol de equilibrio 30, se forma un espacio anular entre la superficie circunferencial exterior del primer árbol de equilibrio 30 y la superficie circunferencial interior de la parte radialmente interior 31a (o la pared interior del rebaje 53). Un par de amortiguadores de fricción anulares 54 que sirven como miembros de amortiguación, están dispuestos en el espacio anular.

Cada amortiguador de fricción 54 incluye una parte elástica 54a formada de un material elástico tal como caucho, y una parte deslizable 54b formada de un metal, que topa sobre la superficie de pared interior del rebaje 53. La primera rueda dentada conducida 31 es siempre desplazada hacia fuera en la dirección radial, sobre toda la circunferencia del primer árbol de equilibrio 30, debido a la fuerza elástica generada por las partes elásticas 54a de los amortiguadores de fricción 54.

De acuerdo con ello, cuando la primera rueda dentada conducida 31 gira con relación a la rueda dentada intermedia 32, es decir, cuando dicha primera rueda 31 gira con relación al primer árbol de equilibrio 30, es generada una fuerza de fricción que corresponde a la magnitud de la fuerza de empuje entre las partes deslizantes 54b y la superficie de pared interior del rebaje 53. La fuerza de fricción sirve como fuerza de amortiguación, que actúa contra el giro relativo entre la primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada intermedia 32.

La rueda dentada 21 del cigüeñal y la primera rueda dentada conducida 31 están formadas como engranaje helicoidal. Por tanto, dicha primera rueda 31 puede moverse deslizablemente en la dirección axial del primer árbol de equilibrio 30, incluso con la rueda dentada 21 del cigüeñal y la primera rueda dentada conducida 31 engranadas entre sí. Como resultado, la primera rueda dentada conducida 31 puede vibrar en la dirección axial del primer árbol de equilibrio 30, debido a las fluctuaciones de la fuerza giratoria o similares, u puede ser puesta en contacto repetidamente con el primer árbol de equilibrio 30, lo que posiblemente genera ruido. La fuerza de fricción de los amortiguadores 54 de fricción actúa también como fuerza de amortiguación para amortiguar la vibración de la primera rueda dentada conducida 31.

La rueda dentada intermedia 32 tiene un rebaje anular 51 formado sobre la cara enfrentada a la primera rueda dentada conducida 31. El rebaje 51 está formado en torno al eje central del primer árbol de equilibrio 30, de modo que rodee la periferia exterior de dicho primer árbol de equilibrio 30. Una pluralidad de salientes de acoplamiento 52 (en este ejemplo cuatro, como se muestra en la fig. 3) que sobresalen hacia la primera rueda dentada conducida 31, están formados sobre una superficie interior e inferior 51a del rebaje 51, a intervalos angulares iguales en torno al eje central del primer árbol de equilibrio 30. Estos salientes de acoplamiento 52 tienen una sección transversal de forma en general triangular. Además, un par de orificios de acoplamiento 57 están formados en la superficie interior e inferior 51a del rebaje 51, en posiciones que interponen entre ellas cada uno de los salientes de acoplamiento 52.

Además, una pluralidad de topes de caucho 55 (cuatro en este ejemplo) que se acoplan a los respectivas salientes 52 y orificios 57 de acoplamiento, están dispuestos en el rebaje 51 a intervalos angulares iguales en torno al eje central del primer árbol de equilibrio 30. Estos topes de caucho 55 son de sección transversal en forma en general trapezoidal.

Cada tope de caucho 55 tiene un rebaje de acoplamiento 55c que se acopla al correspondiente saliente de acoplamiento 52, y a las piezas de acoplamiento 55d que se acoplan al par correspondiente de orificios de acoplamiento 57. Dicho acoplamiento entre los salientes de acoplamiento 52 y los rebajes de acoplamiento 55c, y el acoplamiento entre las piezas de acoplamiento 55d y los orificios de acoplamiento 57, limitan el movimiento de los topes de caucho 55 en la dirección circunferencial dentro del rebaje 51. En la presente realización, partes de cada tope de caucho 55 están situadas en ambos lados del correspondiente saliente de acoplamiento 52, mientras que la pieza de caucho 55 se acopla al saliente de acoplamiento 52, que tiene la misma longitud o dimensión en la dirección circunferencial. Además, la constante de resorte de cada tope de caucho 55 se establece o controla de modo que no cause una deformación excesiva que produzca daño, aunque la fuerza de giro máxima se aplique desde el cigüeñal 20 al aparato equilibrador.

La parte radialmente interior 31a de la primera rueda dentada conducida 31 tiene una pluralidad de salientes 56 (cuatro en este ejemplo) formados en la cara enfrentada a la rueda dentada intermedia 32. Dichos salientes 56 que sobresalen hacia la rueda citada 32, están dispuestos a intervalos angulares iguales en torno al eje central del primer árbol de equilibrio 30. Más específicamente, cada saliente 56 está separado de los extremos opuestos de los dos topes de caucho 55 adyacentes unos ángulos predeterminados \theta1 y \theta2, respectivamente. Aunque dichos ángulos predeterminados \theta1 y \theta2 varían al girar entre sí la primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada intermedia 32, la suma (\theta1 + \theta2) de estos ángulos es una valor fijo \thetamáx (\thetamáx = \theta1 + \theta2).

De acuerdo con ello, la primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada intermedia 32 pueden girar entre sí dentro de un ángulo de giro predeterminado ( = \thetamáx), que es igual a la suma de los ángulos predeterminados \theta1 y \theta2 ( = \theta1 + \theta2), antes de que cada saliente 56 tope con cualquier extremo de los topes de caucho adyacentes 55. Dicho en otros términos, cuando la primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada intermedia 32 giran entre sí más allá del ángulo de giro predeterminado \thetamáx, cada saliente 56 topa con un extremo del correspondiente tope de caucho 55. En la presente realización, el ángulo de giro predeterminado \thetamáx se establece en "16º".

Además, en la presente realización, el número de dientes 31c de la primera rueda dentada conducida 31 se establece en un múltiplo entero del número de topes de caucho 55. Más específicamente, el número de dientes 31c "p" y el número de topes de caucho 55 "s" tienen la relación definida por la siguiente ecuación (1):

...(1)p = n . s

donde "s" y "n" son enteros iguales o superiores a 2.

En el aparato equilibrador, los árboles de equilibrio 30 y 40 necesitan ser montados de modo que las fases de giro respectivas del cigüeñal 20 y de cada árbol de equilibrio 30, 40 tengan una relación predeterminada. Por tanto, al montar los árboles de equilibrio 30 y 40, las respectivas posiciones de ellos en su dirección de giro son determinadas únicamente si es determinada la posición del cigüeñal 20 en su dirección de giro.

Cuando la primera rueda dentada conducida 31 engrana con la rueda dentada 21 del cigüeñal, con las respectivas posiciones de los árboles de equilibrio 30 y 40 así determinadas, es determinada también la posición de dicha primera rueda dentada conducida 31 en su dirección de giro. Por tanto, cuando la rueda dentada intermedia 32 es montada subsiguientemente con el primer árbol de equilibrio 30, se requiere situar cada saliente 56 de la primera rueda dentada conducida 31 entre los topes de caucho adyacentes 55, en el lado de la rueda dentada intermedia 32, mientras la rueda intermedia engrana con los dientes de la segunda rueda dentada conducida 41, que está fija al segundo árbol de equilibrio 40.

Si el número "p" de dientes 31c de la primera rueda dentada conducida 31, y el número "s" de topes de caucho 55 se establecen de modo que tengan una relación de p \neq n - s, a diferencia de la presente realización, sólo hay un modo o manera con la que la primera rueda dentada conducida 31 y los topes de caucho 55 queden situados de modo que cada saliente 56 esté situado en un espacio entre los topes de caucho adyacentes 55. De acuerdo con ello, si la posición angular de la primera rueda dentada conducida 31 que engrana con la rueda dentada del cigüeñal no es la apropiada, cada saliente 56 no puede ser situado entre los topes de caucho 55 adyacentes cuando la rueda dentada intermedia 32 es puesta en acoplamiento con el primer árbol de equilibrio 30, como antes se ha descrito. Por tanto, la primera rueda dentada conducida 31 necesita estar acoplada a la rueda dentada 21 del cigüeñal, de modo que se sitúe en la única posición que permite el montaje subsiguiente de la rueda dentada intermedia 32.

Por otra parte, en la presente realización, los dientes 31c están formados cada (360/n - s)º en la dirección circunferencial de la primera rueda dentada conducida 31, y los salientes 56 están formados cada (360/s)º en la dirección circunferencial de la primera rueda dentada conducida 31. De acuerdo con ello, un intervalo angular entre los salientes 56 es una integral múltiple del de entre los dientes 31c. Por tanto, los dientes 31a de la primera rueda dentada conducida 31 están situados en la misma posición, sin considerar que uno de los alientes 56 está situado en un espacio entre topes de caucho adyacentes 55. En consecuencia, la primera rueda dentada conducida 31 puede ser engranada con la rueda dentada 21 del cigüeñal en una pluralidad de posiciones (cuatro, en la presente realización), al tiempo que se permite el montaje subsiguiente de la rueda dentada intermedia 32, lo que asegura así un aumento en el grado de libertad con el que es montada la rueda dentada intermedia 32.

El aparato equilibrador que tiene el mecanismo amortiguador 50 antes descrito, puede ser representado por el modelo ilustrado en la fig. 6.

Primero, cuando la fuerza giratoria F es transmitida desde el cigüeñal 20 a la rueda dentada 21 de dicho cigüeñal, la primera rueda dentada conducida 31 gira con relación a la rueda dentada intermedia 32, y sólo la fuerza de fricción de los amortiguadores de fricción 54 actúa como fuerza de amortiguación (coeficiente de amortiguación C2), hasta que el ángulo de giro de la primera rueda dentada conducida 31 con relación a la rueda dentada intermedia 32 exceda el ángulo de giro predeterminado \thetamáx, es decir, hasta que los salientes 56 topan con los respectivos topes de caucho 55.

Cuando la primera rueda dentada conducida 31 gira con relación a la rueda dentada intermedia 32, más allá del ángulo de giro predeterminado \thetamáx, los salientes 56 topan con los correspondientes extremos de los topes de caucho 53, con lo que éstos son deformados elásticamente en su dirección circunferencial. Como resultado, la fuerza elástica (constante de resorte K1) y la fuerza de amortiguación (coeficiente de amortiguación C1) de los topes de caucho 55 como un todo, además de la fuerza de amortiguación de los amortiguadores de fricción 54, actúan contra el giro relativo entre la primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada intermedia 32. Por tanto, la fuerza de giro F transmitida a la primera rueda dentada conducida 31 es transmitida al primer árbol de equilibrio 30 a través de la rueda dentada intermedia 32, y luego es transmitida desde dicha rueda 32 al segundo árbol de equilibrio 40 a través de la segunda rueda dentada conducida 41, como fuerza resultante de la fuerza de amortiguación de los amortiguadores de fricción 54 y la fuerza elástica y fuerza de amortiguación de los topes de caucho 55.

Seguidamente se describirá un efecto de supresión de vibración del mecanismo de engranaje de acuerdo con la presente realización, con referencia a las figs. 7 a 9.

La fig. 7 es un gráfico que muestra los resultados experimentales relativos a cambios en las fluctuaciones de la aceleración angular de los árboles de equilibrio primero y segundo 30 y 40, con respecto a las revoluciones del motor de combustión interna.

En la fig. 7, la línea continua indica una característica de la presente realización, y la línea de trazos y puntos indica una característica de un ejemplo comparativo. En el ejemplo comparativo, el mecanismo de amortiguación 50 se ha omitido, y la primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada intermedia 32 están acopladas operativamente de modo directo entre sí, de modo que las ruedas dentadas 31 y 32 giren juntas entre sí.

Como se muestra en la fig. 7, en el ejemplo comparativo la magnitud de las fluctuaciones en la aceleración angular aumenta rápidamente cuando la velocidad de las revoluciones del motor excede a las 4.000 rpm. La causa de ello es como sigue: debido a la resonancia de torsión del cigüeñal 20, la fuerza de giro es transmitida desde el cigüeñal 20 a los árboles de equilibrio 30 y 40, de modo que el componente séxtico de su frecuencia fundamental es amplificado, y el aparato equilibrador resuena debido a dicho componente séxtico.

Por otra parte, en la presente realización casi no hay fenómeno de resonancia debido a que el componente séxtico se produce cuando el aparato equilibrador recibe la fuerza de giro cuyo componente séxtico de la frecuencia fundamental es amplificado. De ello se deduce que la transmisión del componente séxtico es con seguridad bloqueada o evitada.

La fig. 8 es un gráfico que muestra los resultados experimentales relativos a cambios en las fluctuaciones de la velocidad angular de los árboles de equilibrio primero y segundo 30 y 40, con respecto a la velocidad de las revoluciones del motor de combustión interna. En dicha fig. 8, el eje vertical indica en logaritmo las fluctuaciones en la velocidad angular.

En la fig. 8, la línea continua indica una característica de la presente realización en la que el ángulo de giro predeterminado \thetamáx se fija en "16º", y la línea de trazos y puntos indica una característica de un primer ejemplo comparativo en el que el ángulo de giro \thetamáx se establece en "8º". La línea de trazos y dos puntos de la fig. 8 indica una característica de un segundo ejemplo comparativo en el que el ángulo de giro \thetamáx se establece en "0º". Es decir, que en el segundo ejemplo comparativo, las caras extremas opuestas de cada saliente 56, visto en la dirección circunferencial, topan con las correspondientes caras extremas de los topes de caucho adyacentes 55, en estado sin carga.

Por la fig. 8 se entiende que en el segundo ejemplo comparativo hay una zona de velocidad dentro de un margen de 1.000 rpm a 2.000 rpm de la velocidad del motor, en cuya zona, la magnitud de las fluctuaciones en la velocidad angular aumenta rápidamente. Esto se debe a que un componente secundario de la frecuencia fundamental de la fuerza de giro transmitida desde el cigüeñal 20 a los árboles de equilibrio 30 y 40, produce resonancia en el aparato equilibrador.

Por el contrario, en el primer ejemplo comparativo hay una zona dentro de un margen de 1.000 rpm a 2.000 rpm en la que la magnitud de las fluctuaciones en la velocidad angular aumenta ligeramente, pero la cuantía de su aumento es mucho menor que la del segundo ejemplo comparativo.

La causa de esto es la siguiente: dado que el ángulo de giro \thetamáx se fija para ser superior a "0º", la frecuencia natural de un sistema de vibración formado por el aparato equilibrador se reduce, con lo que el fenómeno de resonancia debido al componente secundario puede ser suprimido en el margen normal de velocidad de revoluciones del motor (> 1.000 rpm). Otra causa es que se aplica una gran fuerza de amortiguación al sistema de vibración, debido a la fuerza de fricción generada en los amortiguadores de fricción 54 al girar entre sí la primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada intermedia 32 en el margen de fase de giro o ángulo \thetamáx.

En la presente realización, en la que el ángulo de giro \thetamáx se establece en "16º", se mejoran los efectos de supresión de la vibración que se obtienen al fijar dicho ángulo de giro \thetamáx para que sea superior a "0º" y usar los amortiguadores 54 de fricción. Dicho en otros términos, aunque la velocidad de las revoluciones del motor están dentro de un margen de 1.000 rpm a 2.000 rpm, la magnitud de las fluctuaciones en la velocidad angular no aumenta, y no se produce el fenómeno de resonancia antes descrito. Los inventores han confirmado en un experimento más detallado que el fenómeno de la resonancia causado por el componente secundario puede ser suprimido mediante el establecimiento del ángulo de giro \thetamáx en "1º" o más.

La fig. 9 muestra los resultados de un experimento llevado a cabo para confirmar el efecto de supresión de la vibración por la fuerza de fricción de los amortiguadores de fricción 54. Al igual que la fig. 8, la fig. 9 es un gráfico que muestra los cambios en la magnitud de las fluctuaciones en la velocidad angular de los árboles de equilibrio primero y segundo 30 y 40, con respecto a la velocidad de las revoluciones del motor de combustión interna. En la fig. 9, el eje vertical representa en logaritmo las fluctuaciones de la velocidad angular.

En la fig. 9, la línea continua indica una característica de la presente realización, y la línea de puntos y trazos indica una característica de un ejemplo comparativo. En el ejemplo comparativo, los amortiguadores de fricción 54 están omitidos, y la parte radialmente interior 31a de la primera rueda dentada conducida 31 es sostenida sobre el primer árbol de equilibrio 30, de modo que sea giratorio con relación a dicho primer árbol de equilibrio 30.

Como se muestra en la fig. 9, en el ejemplo comparativo que no tiene amortiguador de fricción 54, la magnitud de las fluctuaciones en la velocidad angular alcanza un pico cuando la velocidad de las revoluciones del motor está próxima a las 1.000 rpm. Es decir, que aunque el ángulo de giro \thetamáx se establezca para ser superior a "0º", ya no puede ser obtenido un efecto de supresión del fenómeno de la resonancia debido al componente secundario, a menos que la fuerza de amortiguación sea de una magnitud apropiada tal que la fuerza de fricción de los amortiguadores de fricción 54 sea aplicada cuando la primera rueda dentada 31 y la rueda dentada intermedia 32 giren entre sí dentro del margen de fase de giro o ángulo \thetamáx.

Del resultado experimental expuesto se deduce que en la presente realización, la producción del fenómeno de la resonancia debido a los componentes secundario y séxtico puede ser suprimido con seguridad mediante la fijación del ángulo de giro \thetamáx en "1º" o más, y la generación de la fuerza de fricción de los amortiguadores de fricción 54 como fuerza de amortiguación cuando la primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada intermedia 32 giren entre sí dentro del margen de fase de giro o ángulo \thetamáx. Como resultado, la constante de resorte de los topes de caucho 55 puede ser establecida para que sea relativamente grande, y por tanto se impide que cada tope de caucho 55 sufra una deformación excesiva que podría causarle daños.

Como antes se ha descrito específicamente, el mecanismo de engranaje de la presente realización proporciona los siguientes efectos o ventajas:

1) Cuando la fuerza de giro transmitida desde el cigüeñal 20 a los árboles de equilibrio 30 y 40 incluye tanto un componente de baja frecuencia (componente secundario) como un componente de alta frecuencia (componente séxtico), como componentes de vibración, el fenómeno de resonancia debido a dichos componentes puede ser suprimido favorablemente sin producir daño alguno o deterioro funcional al mecanismo de amortiguación 50.

2) Dado que la fuerza de fricción generada en los amortiguadores de fricción 54 actúa como fuerza de amortiguación del mecanismo de amortiguación 50, dicha fuerza puede mantenerse aproximadamente constante sin cambios significativos, en función de la velocidad de giro relativo entre la primera rueda dentada conducida 31 y el primer árbol de equilibrio 30. De acuerdo con ello, la capacidad de amortiguación del componente de baja frecuencia o componente secundario, como componente de vibración de la fuerza de giro, puede ser mejorada aún más en comparación con una estructura que utilice un amortiguador denominado de aceite o similar, como miembro de amortiguación. Por tanto, la producción de un fenómeno de resonancia debido al componente de baja frecuencia puede ser también suprimido o reducido ventajosamente.

3) La primera y la segunda ruedas de engranar conducidas 31 y 41 están formadas como ruedas de engranar de resina, cuyos dientes están formados de una resina, y son capaces así de absorber el impacto que se produce en las partes engranadas entre la rueda dentada 21 del cigüeñal y la primera rueda dentada conducida 31, y entre la rueda dentada intermedia 32 y la segunda rueda dentada conducida 41, lo que da por resultado una reducción en el ruido de engranaje. Además, las fluctuaciones en la fuerza giratoria transmitida entre las ruedas de engranar, en particular su componente de alta frecuencia, pueden ser amortiguadas ventajosamente.

4) Con respecto a las ruedas de engranar de metal que engranan con las ruedas de resina (ruedas de engranar conducidas 31 y 41), es decir, la rueda dentada 21 del cigüeñal y la rueda dentada intermedia 32, el ruido del engranaje puede ser reducido aunque la precisión del trabajo de las superficies de los dientes de las ruedas dentadas de metal sea algo baja. Por tanto, es posible eliminar algunas etapas del procedimiento, tales como alisar y pulimentar las superficies de los dientes de las ruedas dentadas de metal, y el control de holgura por selección y ajuste de una cuña utilizada comúnmente para la formación de ruedas dentadas de metal. Además, dado que las ruedas dentadas de resina engranan respectivamente con ruedas de metal, puede ser evitadas desventajas tales como las de adherencia térmica entre dichas ruedas dentadas.

5) Mediante la formación de los rebajes 32a, 35a, 41a, y 45a, los respectivos centros de gravedad de la rueda dentada intermedia 32, de la segunda rueda dentada conducida 41, y de los cojinetes de empuje 35 y 45, son desplazados y separados de los ejes de las ruedas dentadas y de los cojinetes, para estar en el mismo lado que los centros de gravedad de los contrapesos desequilibrados 33 y 43. De acuerdo con ello, la rueda dentada intermedia 32, la segunda rueda dentada conducida 41, y los cojinetes de empuje 35 y 45 ejecutan sustancialmente la misma función que los contrapesos desequilibrados 33 y 43, de lo que resulta una reducción en el tamaño y peso de dichos contrapesos 33 y 43.

6) Los centros de gravedad de la rueda dentada intermedia 32, de la segunda rueda dentada conducida 41, y de los cojinetes de empuje 35 y 45 son desplazados respectivamente desde los ejes centrales de los árboles de equilibrio 30 y 40. Por tanto, dicho árboles 30 y 40 están sometidos a la fuerza centrífuga en sus partes sostenidas por los respectivos primeros cojinetes radiales 15, De acuerdo con ello, los árboles de equilibrio 30 y 40 giran con sus partes sostenidas presionadas contra las respectivas superficies circunferenciales interiores de los primeros cojinetes radiales 15 por la fuerza centrífuga. Como resultado, se suprime la vibración irregular o no uniforme en las partes sostenidas, con lo que el ruido de contacto generado entre cada una de las partes y la superficie circunferencial interior del correspondiente primer cojinete radial 15 puede ser suprimido.

7) El número de dientes 31c de la primera rueda dentada conducida 31 se establece para que sea un múltiplo entero del número de topes de caucho 55. Por tanto, el grado de libertad en el engranaje de la rueda dentada 21 del cigüeñal con la primera rueda dentada conducida 31, y el montaje de dicha primera rueda conducida 31 con la rueda dentada intermedia 32, o con el primer árbol de equilibrio 30, por intermedio del mecanismo de amortiguación 50 se aumenta. Por tanto, el mecanismo de engranaje de la presente realización puede ser montado con una eficiencia mejorada.

8) Las ruedas dentadas de resina (las ruedas dentadas conducidas primera 31 y segunda 41) están formadas de una resina termocurable, tal como poli(amino amida) o fenol, que es reforzada con una tela de fibras de aramida. Las ruedas dentadas de resina así formadas presentan una durabilidad excelente.

9) La vibración de la primera rueda dentada conducida 31 en la dirección axial del primer árbol de equilibrio 30. es amortiguada por la fuerza de fricción de los amortiguadores de fricción 54, de lo que resulta una reducción o supresión del ruido causado por la vibración.

Las figs. 24 y 25 muestran un ejemplo modificado de la primera realización, en la que los cuerpos elásticos 59 tales como los amortiguadores de caucho o resortes metálicos, que tienen una constante de resorte y coeficiente de amortiguación extremadamente pequeños, están interpuestos entre las correspondientes caras extremas de los topes de caucho 54 y los salientes 56. Es decir, que los cuerpos elásticos 59 llenan sustancialmente las holguras L (que corresponden a los ángulos anteriores \theta1, \theta2) entre los topes de caucho 54 y los salientes 56. K1a y C1a representan la constante de resorte y coeficiente de amortiguación de los topes de caucho 55, y K1b y C1b representan la constante de resorte y coeficiente de amortiguación de los cuerpos elásticos 59, como se muestra en la fig. 25, y K1b y C1b se disponen para ser significativamente menores que K1a y C1a, respectivamente. Con esta disposición puede ser suprimida también la resonancia del mecanismo de amortiguación debida a la vibración secundaria del motor, en el margen normal de velocidad de revoluciones del motor, como en el caso en que el ángulo de giro \thetamáx se establezca para ser superior a 0º. Además, la disposición anterior puede facilitar el montaje de la rueda dentada conducida 31 y de la rueda dentada intermedia 31 con el mecanismo de amortiguación 50, ya que las posiciones de dichas ruedas dentadas son determinadas automáticamente en presencia de los cuerpos elásticos 59. Además, cuando el mecanismo de amortiguación 50 del ejemplo modificado es montado sobre un árbol de equilibrio, las variaciones o desplazamientos en la fase de los contrapesos desequilibrados del árbol de equilibrio pueden ser eliminadas, y por tanto, la vibración secundaria del motor puede ser suprimida de modo efectivo.

Seguidamente se describirán otras realizaciones de la presente invención. Como en la primera realización, cada una de las siguientes realizaciones es aplicada también a un aparato equilibrador de un motor de combustión interna de cuatro cilindros, y su estructura básica es igual que la mostrada en las figs. 1, 2, y 5. En lo que sigue se describirá principalmente la diferencia entre cada realización y la primera de ellas. Los mismos elementos a los descritos en la primera realización se indican con las mismas referencias numéricas y caracteres, y no se expondrá su descripción.

Segunda realización

Primeramente se describirá un mecanismo de engranaje de acuerdo con la segunda realización de la presente invención. La fig. 10 muestra una construcción específica de un mecanismo de engranaje de acuerdo con dicha segunda realización.

Como se muestra en la fig. 10, la segunda realización difiere de la primera en que una parte 55a de cada tope de caucho 55 que se extiende desde una superficie lateral 52a del correspondiente saliente de acoplamiento 52 en la dirección opuesta a la dirección de giro de la rueda dentada intermedia 32 (citada dicha parte 55a de aquí en adelante como "parte 55a del lado de aceleración"), tiene una longitud diferente a la de una parte 55b de cada tope de caucho 55 que se extiende desde la otra superficie lateral 52b del correspondiente saliente de acoplamiento 52 en la dirección de giro de la rueda dentada intermedia 32 (citada dicha parte 55b de aquí en adelante como "parte 55b del lado de deceleración").

La parte 55b del lado de deceleración es una parte sobre la que topa el saliente correspondiente 56 cuando la fuerza de giro transmitida desde el cigüeñal 20 disminuye principalmente durante la deceleración del motor. Por el contrario, la parte 55a del lado de aceleración es una parte sobre la que topa el saliente correspondiente 56 cuando la fuerza de giro transmitida desde el cigüeñal 20 aumenta principalmente durante la aceleración del motor. Más específicamente, la parte 55a del lado de aceleración es una parte sobre la que topa el correspondiente saliente 56, no sólo durante la aceleración del motor sino también durante el funcionamiento a estado sostenido del motor, es decir, cuando es transmitida una fuerza de giro aproximadamente constante. De acuerdo con ello, las partes 55a del lado de aceleración están sometidas con más frecuencia a la deformación elástica, e igualmente a una mayor cuantía de la deformación, en comparación con las partes 55b del lado de deceleración. De acuerdo con ello, se requiere que las partes 55a del lado de aceleración sean más duraderas que las partes 55b del lado de deceleración.

Por tanto, en la presente realización, la longitud Lb de la parte 55b del lado de deceleración está reducida, y la longitud La de la parte 55a del lado de aceleración está aumentada en la cuantía de la reducción en la longitud Lb, de modo que las longitudes La y Lb de las partes 55a y 55b tengan una relación de La > Lb. Como resultado, el volumen de la parte 55a del lado de aceleración es mayor que el de la parte 55b del lado de deceleración, con lo que el límite de la deformación elástica, es decir, la cuantía máxima permisible de la deformación elástica de la parte 55a del lado de aceleración es mayor que la de la parte 55b del lado de deceleración.

De acuerdo con ello, las partes 55a del lado de aceleración pueden de manera efectiva reducir y absorber el impacto que actúa sobre estas partes 55a, y se permite que se deformen elásticamente en gran cuantía sin incurrir en daño de ellas, aunque la fuerza de giro procedente del cigüeñal 20 sea aumentada rápidamente.

Según otro aspecto, dado que las partes 55b del lado de deceleración están sujetas con menos frecuencia a la deformación elástica, y presentan menor cuantía de deformación en comparación con las partes 55a del lado de aceleración, puede establecerse que la longitud Lb de las partes 55b del lado de deceleración sea más corta. Por tanto, el volumen del tope de caucho 55 no es aumentado innecesariamente como resultado del aumento de la longitud La de la parte 55a del lado de aceleración.

Por tanto, de acuerdo con la presente realización, pueden obtenerse los siguientes efectos, además de los efectos 1) a 9) descritos en la primera realización.

10) Dado que se permite que las partes 55a del lado de aceleración de los topes de caucho 55 se deformen elásticamente en gran cuantía, la duración de dichos topes de caucho 55 puede ser mejorada.

11) Dado que el volumen del tope de caucho 55 no es aumentado en más de lo requerido, el ángulo de giro \thetamáx puede mantenerse bastante grande, para conservar la deseada capacidad de amortiguación del mecanismo 50 de ésta.

Tercera realización

Seguidamente se describirá un mecanismo de engranaje de acuerdo con la tercera realización de la presente invención. Esta tercera realización difiere de la primera como sigue. En la primera realización, la primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada 21 del cigüeñal tienen la misma anchura de dientes, y la rueda dentada intermedia 32 y la segunda rueda dentada conducida 41 tienen también la misma anchura de dientes. Sin embargo, en la tercera realización, las ruedas dentadas de resina, tal como las ruedas dentadas conducidas primera 31 y segunda 41, tienen una anchura de dientes diferente a la de las ruedas de metal, tal como la rueda dentada 21 del cigüeñal y la rueda dentada intermedia 32 que engranan con las ruedas dentadas de resina.

En general, se obtiene la fuerza de giro máxima transmitida entre un par de ruedas engranadas entre sí, y la anchura de dientes de cada una de las ruedas dentadas se establece de modo que los dientes no se rompan o dañen cuando reciben la fuerza de giro máxima. Por tanto, en el caso de que una rueda dentada de metal engrane con una rueda dentada de resina, la anchura de dientes de la rueda de metal es determinada de acuerdo con la anchura de dientes de la rueda dentada de resina, que tiene una resistencia de dientes menor.

Como se muestra en la fig. 11A, sería deseable que una rueda dentada de resina Gr y una rueda dentada de metal Gm engranen entre sí de manera alineada con precisión en la dirección de la anchura de dientes de dichas ruedas dentadas. No obstante, como se muestra en las figs. 11B u 11C, la rueda dentada de resina Gr puede realmente engranar con la rueda metálica Gm con los dientes de la rueda Gr desplazados con respecto a los de la rueda Gm en la dirección de sus ejes de giro.

Dicho desplazamiento puede ser causado por un error en el montaje de las ruedas dentadas, vibración durante el giro, y causas similares. Además, en el caso de que la rueda dentada de resina y la de metal estén formadas con engranajes helicoidales, son aplicados empujes en direcciones diferentes a las respectivas ruedas dentadas durante su giro, y dichas ruedas pueden ser desplazadas o descentradas entre sí en cuantía significativa.

Dicho desplazamiento en la dirección de la anchura de dientes causa un contacto entre sólo partes locales de las ruedas dentadas de resina y de metal. En tal caso, el área de contacto entre los respectivos dientes de dichas ruedas dentadas de resina y de metal se reduce de acuerdo con ello, con lo que la presión de contacto aumenta. En consecuencia, la rueda dentada de resina que tiene menor duración y resistencia al desgaste que la rueda de metal, puede resultar más desgastada y dañada.

Por tanto, en la presente realización, la primera rueda dentada 31 (de resina) que engrana con la rueda dentada 21 (de metal) del cigüeñal, tiene una anchura de dientes mayor que la de dicha rueda dentada 21 del cigüeñal. De igual modo, la segunda rueda dentada 41 (de resina) tiene también una anchura de dientes mayor que la de la rueda dentada intermedia 32 (de metal).

Mediante la fijación de las respectivas anchuras de dientes de las ruedas dentadas conducidas 31 y 41 de la manera expuesta, se evita un contacto parcial entre las ruedas dentadas, y por otra parte el posible aumento de la presión de contacto en los dientes de la ruedas dentadas conducidas 31, 41 puede ser evitado aunque las ruedas dentadas sean desplazadas o descentradas en la dirección de la anchura de los dientes.

La fig. 12 es un resultado experimental relativo a cambios en la resistencia de una parte dentada de una rueda dentada de resina que engrana con una rueda dentada de metal, cuando la anchura de dientes Br de la rueda de resina es cambiada mientras que la anchura de dientes Bm de la rueda de metal se mantiene constante.

En la fig. 2, el eje horizontal indica la relación Br/Bm (relación dientes-anchura) de la anchura de dientes Br de la rueda dentada de resina y la anchura de dientes Bm de la rueda de metal, y el eje vertical indica la resistencia de la parte dentada de la rueda dentada de resina. En la fig. 12, la resistencia de la parte dentada es representada como un valor relativo con respecto a un valor de referencia "1,0", que es la resistencia cuando la relación diente-anchura Br/Bm es igual a "1,0".

En la fig. 12 se apreciará que la resistencia de la parte dentada puede ser aumentada disponiendo que la relación diente-anchura Br/Bm sea superior a "1,0". Para aumentar con seguridad la resistencia de la parte dentada de la rueda dentada de resina, es deseable fijar la relación diente-anchura Br/Bm en "1,1" o más. No obstante, la resistencia de la parte dentada se aumenta difícilmente una vez que la relación diente-anchura Br/Bm es superior a "1,5". Por tanto, para evitar un tamaño aumentado de la rueda dentada de resina, es deseable fijar la relación diente-anchura Br/Bm en "1,5" o menos.

En la presente realización, la anchura de dientes de la primera rueda dentada conducida 31 se fija en 1,1 veces la de la rueda dentada 21 del cigüeñal, en base a la relación entre diente-anchura Br/Bm y la resistencia de la parte dentada de la rueda dentada de resina. De igual modo, la anchura de dientes de la segunda rueda dentada conducida 41 se fija también en 1,1 veces la de la rueda dentada intermedia 32.

De acuerdo con esta realización como se ha descrito, puede ser obtenido el siguiente efecto, además de los efectos 1) a 9) descritos en la primera realización.

12) Aunque las posiciones de diente de la primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada 21 del cigüeñal, o las posiciones de diente de la segunda rueda dentada conducida 41 y de la rueda dentada intermedia 32 sean desplazadas en la dirección de anchura de dientes, dicho desplazamientos no causará un contacto de partes locales de estas ruedas dentadas 31 y 21 (o 41 y 32). De acuerdo con ello, las ruedas dentadas conducidas 31 y 41 no sufren desgaste debido al contacto local como antes se ha dicho, y quedan libres de daños o roturas.

Cuarta realización

Seguidamente se describirá un mecanismo de engranaje de acuerdo con la cuarta realización de la presente invención.

Aunque se utilice una rueda dentada de resina, cuya resistencia de la parte dentada es menor que la de una rueda dentada de metal, como las ruedas dentadas conducidas primera 31 y segunda 41 en la primera realización, cada una de dichas ruedas 31 y 41 asegura un grado de duración suficientemente alto, ya que el mecanismo de amortiguación 50, como antes se ha descrito, evita favorablemente que se produzca resonancia en las ruedas dentadas. No obstante, si la posición de desplazamiento es cambiada inapropiadamente sobre el lado de transmisión del motor, por ejemplo, una excesiva fuerza de giro que no se supone haya de ser recibida, es transmitida desde el cigüeñal 20 a los árboles de equilibrio 30 y 40, con lo que los dientes de las ruedas dentadas conducidas 31 y 34 pueden romperse. Si es así, pueden producirse picaduras entre la rueda dentada 21 del cigüeñal y la primera rueda dentada conducida 31, y entre la rueda dentada intermedia 32 y la segunda rueda dentada conducida 41. Dichas picaduras pueden hacer que una fuerza de impacto excesiva sea aplicada al cigüeñal 20 u otros miembros que giren con él, con lo que posiblemente se daña el cigüeñal y otros miembros.

En la presente realización, cuando una fuerza de giro excesivamente grande es transmitida desde el cigüeñal 20 al aparato de equilibrio, la fuerza de giro procedente del cigüeñal 20 es reducida o bloqueada a la fuerza.

Más específicamente, en el mecanismo de engranaje de la presente realización, la resistencia a la rotura medida al producirse dicha rotura (fractura) de cada uno de los salientes 56 debido a la fuerza elástica de los topes de caucho 55, se fija para que sea menor que la resistencia de la parte dentada de la primera rueda dentada conducida 31.

La fig. 13A es una vista esquemática que ilustra la manera de medir la resistencia de la parte dentada de la primera rueda dentada conducida 31. La fig. 13B es una vista esquemática que ilustra la manera de medir la resistencia a la rotura de cada saliente 56.

Como se muestra en la fig. 13A, al proceder a medir la resistencia de la parte dentada de la primera rueda dentada conducida 31, ésta (la parte 31b radialmente exterior) es fijada primero a un árbol giratorio 200, y una palanca 201 es fijada también a dicho árbol giratorio 200, Además, una pieza dentada estacionaria 203 cuyos dientes 202 tienen la misma forma que los de la rueda dentada 21 del cigüeñal, es engranada con la primera rueda dentada conducida 31. Luego se aplica una carga a una parte extrema de la palanca 102 en su dirección de giro, de modo que los dientes 31c de la primera rueda dentada conducida 31 que se acoplan a la pieza dentada 203 se rompen, y se mide la carga "fmáx1" aplicada en el momento de la rotura. La resistencia de la parte dentada de la primera rueda dentada conducida 31 es calculada como par de torsión T1 (= fmáx1 . L1), que es obtenido por multiplicación de la carga "fmáx1" por una longitud (o distancia desde el eje central del árbol giratorio 200 hasta el punto que está sometido a la carga) L1 de la palanca 201.

Por otra parte, para medir la resistencia a la rotura de los salientes 56, la primera rueda dentada conducida 31 (la parte 31a radialmente interior) es fijada primero a un árbol giratorio 204, y una palanca 205 es fijada también al árbol giratorio 204 como se muestra en la fig. 13B. Además, el movimiento de un saliente 56 en su dirección de giro es limitado por una plantilla de montaje estacionaria 206. Luego se aplica una carga a una parte extrema de la palanca 205 en su dirección de giro, de modo que el saliente 56 se rompa, y se mide la carga "fmáx2" aplicada en el momento de la rotura. La resistencia a la rotura del saliente 56 es calculada como par de torsión T2 (= fmáx2 . L2 . n) que es obtenido por multiplicación de la carga "fmáx2" por una longitud L2 de la palanca 205 y el número de salientes 56 "n" (en la presente realización, n = 4).

Por tanto, los valores de diseño para definir la resistencia de la primera rueda dentada conducida 31 y de los salientes, por ejemplo, las formas de los dientes 31c y de los salientes 56, son determinados adecuadamente de modo que la resistencia T1 de la parte dentada de la primera rueda dentada conducida 31, y la resistencia a la rotura T2 de los salientes 56, tengan una relación de T2 < T1. Igualmente, la resistencia de la parte dentada de la segunda rueda dentada conducida 41 se fija de modo que dicha rueda 41 tenga la misma resistencia que la de la primera rueda dentada conducida 31.

En el mecanismo de engranaje de la presente realización, como antes se ha descrito, aunque dicha fuerza de giro excesiva, que rompiese los dientes de las ruedas dentadas conducidas 31 y 41, es transmitida desde el cigüeñal 20 a los árboles de equilibrio 30 y 40, los salientes 56 se rompen antes de la rotura de los dientes de las ruedas dentadas, con lo que el acoplamiento mecánico entre la primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada intermedia 32 es cortado o eliminado a la fuerza. Como resultado, la primera rueda dentada conducida 31 ya no está sometida a la fuerza de inercia de los árboles de equilibrio 30 y 40, que es igual o mayor que la fuerza de fricción de los amortiguadores de fricción 54. De acuerdo con ello, la rotura de la primera rueda dentada conducida 31 puede ser evitado con seguridad.

De igual modo, la fuerza de giro del cigüeñal 20, que es igual a o mayor que la fuerza de fricción de los amortiguadores de fricción 54, no es transmitida a la segunda rueda dentada conducida 41. Por tanto, la rotura de dicha segunda rueda 41 puede ser también evitada con seguridad.

En la presente realización antes descrita, el efecto siguiente puede ser obtenido además de los efectos 1) a 9) descritos en la primera realización.

13) La rotura de las partes dentadas de las ruedas dentadas primera y segunda 31 y 41 se evita aunque se reciba una fuerza de giro excesiva, y las melladuras que de otro modo se producirían en las partes engranadas de las ruedas, que incluyen las ruedas dentadas primera y segunda 31 y 41, y cualquier otro problema causado por dichas melladuras, puede ser evitado de antemano.

Quinta realización

Seguidamente se describirá un mecanismo de engranaje de acuerdo con la quinta realización de la presente invención. La fig. 14 muestra una estructura específica del mecanismo de engranaje de dicha quina realización. En la descripción siguiente, los topes de caucho 55 son identificados secuencialmente como primer tope de caucho 551, segundo tope de caucho 552, tercer tope de caucho 553, y cuarto tope de caucho 554, en la dirección circunferencial de la rueda dentada intermedia 32.

Uno de los salientes 56 que está situado entre la parte 551a del lado de aceleración del primer tope de caucho 551 y la parte 552b del lado de deceleración del segundo tope de caucho 552, es identificado como primer saliente 561. Los restantes salientes 56 son identificados secuencialmente como segundo saliente 562, tercer saliente 563, y cuarto saliente 564, en la dirección circunferencial de la rueda dentada intermedia 32.

Como se muestra en la fig. 14, en la presente realización los respectivos tramos circunferenciales La1, La2, La3, y La4 de las partes 551a a 554a del lado de aceleración de los topes de caucho 551 a 554, se disponen para que sean diferentes entre sí. De igual modo, los respectivos tramos circunferenciales Lb1, Lb2, Lb3, y Lb4 de las partes 551b a 554b del lado de deceleración se disponen para que sean diferentes entre sí. Como resultado, en la presente realización los salientes 561 a 564 topan con los respectivos topes de caucho 551 a 554 con cuantías diferentes de giro relativo entre la primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada intermedia 32.

Más específicamente, los tramos La1 a La4 de las partes 551a a 554a del lado de aceleración, y los tramos Lb1 a Lb4 de las partes 551b a 554b del lado de deceleración de los topes de caucho 551 a 554, se disponen para que tengan la relación siguiente:

...(2)La1 > La2 > La3 > La4

...(3)Lb1 > Lb2 > Lb3 > Lb4

Cuando la primera rueda dentada conducida 31 gira con respecto a la rueda dentada intermedia 32, en la misma dirección de giro que dicha rueda intermedia 32, mientras que ninguno de los salientes 561 a 564 está topando con los correspondientes topes de caucho 551, 554, como se muestra en la fig. 14, el primer saliente 561 topa inicialmente con la parte 551a del lado de aceleración del primer tope de caucho 551. Al girar más la primera rueda dentada conducida 31 con respecto a la rueda dentada intermedia 32, el segundo saliente 562 topa con la parte 552a del lado de aceleración del segundo tope de caucho 552. Al girar aún más la primera rueda dentada conducida 31 con respecto a la rueda dentada intermedia 32, el tercer saliente 563 topa con la parte 553a del lado de aceleración del tercer tope de caucho 553, y finalmente, el cuarto saliente 564 topa con la parte 554a del lado de aceleración del cuarto tope de caucho 554.

De igual modo, cuando la primera rueda dentada conducida 31 gira con respecto a la rueda dentada intermedia 32 en dirección opuesta a la de giro de dicha rueda 32, mientras que ninguno de los salientes 561 a 564 hace contacto con los correspondientes topes de caucho 551, 554, el cuarto saliente 564 topa inicialmente con la parte 551b del primer tope de caucho 551. Al girar más la primera rueda dentada conducida 31 con respecto a la rueda dentada intermedia 32, el primer saliente 561 topa con la parte 552b del lado de deceleración del segundo tope de caucho 552. Al girar aún más la primera rueda dentada conducida 31 con respecto a la rueda dentada intermedia 32, el segundo saliente 562 topa con la parte 553b del lado de deceleración del tercer tope de caucho 553, y finalmente, el tercer saliente 563 topa con la parte 554b del lado de deceleración del cuarto tope de caucho 554.

De acuerdo con ello, en el mecanismo de engranaje de la presente realización, la constante de resorte general de los topes de caucho 551 a 554 cambia en cuatro pasos o fases, en función de la cuantía del giro relativo entre la primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada intermedia 32. Por tanto, los topes de caucho 551 a 554 presentan unas características de resorte más no lineales. Como resultado, la frecuencia natural del sistema de vibración formado por el aparato equilibrador es diversificada en al menos cuatro frecuencias, y por tanto la capacidad de amortiguación del mecanismo de amortiguación 50 puede ser mejorado aún más. Además, dado que los salientes 561 a 564 topan con los respectivos topes de caucho 551 a 554 en momentos diferentes, se disminuye así el ruido y la vibración causados al contacto entre ellos.

De acuerdo con la presente realización como antes se ha descrito, pueden ser obtenidos los siguientes efectos, además de los efectos 1) a 9) descritos en la primera realización.

14) El fenómeno de resonancia no es probable se produzca a la frecuencia natural del sistema de vibración formado por el aparato equilibrador. Por tanto, la producción del fenómeno de resonancia puede ser evitado favorablemente.

15) El ruido y vibración que se producen al topar los salientes 561 a 564 con los respectivos topes de caucho 551 a 554 puede ser atenuado, y por tanto reducido.

Sexta realización

Seguidamente se describirá un mecanismo de engranaje de acuerdo con la sexta realización de la presente invención. Las figs. 15 y 16 muestran una estructura específica del mecanismo de engranaje según dicha sexta realización. La sexta realización difiere de la primera sólo en la estructura del mecanismo de amortiguación 50.

Más específicamente, en la sexta realización, la estructura de amortiguación 60 construida como de describe seguidamente, está dispuesta entre la primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada intermedia 32, como se muestra en dichas figs. 15 y 16. La fig. 15 es una vista de un corte transversal tomado a lo largo de la línea 15-15 de la fig. 16, y la fig. 16 es una vista de un corte transversal tomado a lo largo de la línea 16-16 de la fig. 15.

Como se muestra en la fig. 16, la parte 31a radialmente interior de la primera rueda dentada conducida 31 tiene un saliente 63 formado en el lado que queda frente a la rueda dentada intermedia 32. El saliente 63 tiene un rebaje 63a formado concéntricamente con el primer árbol de equilibrio 30. Una pluralidad de salientes 63b (tres, en este ejemplo) que sobresalen hacia la rueda dentada intermedia 32, están formados sobre la cara superior del saliente 63. Un anillo 34 se acopla al primer árbol de equilibrio 30, para quedar situado al costado de la primera rueda dentada conducida 31 con respecto a la rueda dentada intermedia 32. El anillo 34 sirve para limitar el movimiento axial de la primera rueda dentada conducida 31.

La rueda dentada intermedia 32 tiene un rebaje anular 61 formado sobre el lado que mira hacia la primera rueda dentada conducida 31. El rebaje anular 61 rodea la periferia exterior del primer árbol de equilibrio 30. Con la primera rueda dentada conducida acoplada al primer árbol de equilibrio 30, un espacio anular es formado por la superficie circunferencial exterior del saliente 63 y una superficie de pared interior 61c que define el rebaje 61. Un amortiguador de fricción anular 64 que sirve como miembro de amortiguación está dispuesto en este espacio. Al igual que el amortiguador de fricción 54 de la primera realización, el amortiguador de fricción 64 incluye también una parte deslizante formada de un metal, y una parte elástica formada de un material elástico tal como material de caucho (ambas partes no son mostradas en las figuras). La parte deslizante apoya sobre la superficie de pared interior 61c del rebaje 61, y la parte elástica apoya sobre la superficie circunferencial exterior del saliente 63.

Como se muestra en la fig. 15, una pluralidad de ranuras de acoplamiento 62 (cuatro, en este ejemplo) cada una de las cuales tiene una sección transversal semicircular, están formadas a intervalos predeterminados en una superficie 61a de pared interior del rebaje 61. Estas ranuras de acoplamiento están formadas en la dirección radial del primer árbol de equilibrio 30. Una pluralidad de resortes helicoidales de metal 65 (tres, en este ejemplo) están dispuestos dentro de un espacio formado por los rebajes 61 y 63a. Además, una pluralidad de miembros limitadores 66 (tres, en este ejemplo) para limitar el giro de los respectivos resortes helicoidales 65 con relación al primer árbol de equilibrio 30, así como el movimiento axial de dichos resortes helicoidales 65, están dispuestos dentro del citado espacio.

Cada miembro limitador 66 tiene una parte de acoplamiento 66a destinada a acoplarse a la correspondiente ranura de acoplamiento 62. Mediante dicho acoplamiento entre la parte 66a y la correspondiente ranura de acoplamiento 62, cada miembro limitador 66 está fijo de modo que no sea giratorio con relación a la rueda dentada intermedia 32. Los miembros limitadores 66 y los resortes helicoidales 65 están dispuestos alternativamente dentro del rebaje 61, de modo que los extremos opuestos de cada resorte helicoidal 65 apoyen sobre partes de los extremos correspondientes de los dos miembros limitadores adyacentes 66, con lo que se evita el movimiento relativo de los resortes helicoidales 65.

Además, los salientes 63b están dispuestos en torno al eje central del primer árbol de equilibrio 30, de modo que cada saliente 63b esté situado entre los resortes helicoidales adyacentes 65 y separados de los extremos opuestos de dichos resortes 65 según los ángulos predeterminados \theta1 y \theta2, respectivamente. Los ángulos predeterminados \theta1 y \theta2 son cambiados al girar entre sí la primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada intermedia 32. No obstante, la suma de los ángulos predeterminados (\theta1 + \theta2) es un valor fijo (\thetamáx = \theta1 + \theta2).

Por tanto, también en la presente realización, la primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada intermedia 32 pueden girar entre sí dentro de un margen de fase de giro predeterminado o ángulo (= \thetamáx), que es igual a la suma de los ángulos predeterminados \theta1 y \theta2 (= \theta1 + \theta2) antes de que cada saliente 63b tope con cualquier extremo de los resortes helicoidales adyacentes 65. Dicho en otros términos, cuando la primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada intermedia 32 giran entre sí, más allá del ángulo de giro predeterminado \thetamáx, cada saliente 63b topa con el extremo del correspondiente resorte helicoidal 65. En la presente realización, el ángulo de giro predeterminado \thetamáx, se establece en "10º".

De acuerdo con la estructura de la presente realización antes descrita, pueden ser obtenidos aproximadamente los mismos efectos que en la primera realización.

Se entiende que cada una de las realizaciones ilustradas puede ser modificada cuando sea apropiado, de las maneras que se describen más adelante a título de ejemplo.

La manera en la que los amortiguadores de fricción 54 y 64 son montados no se limita a la descrita en cada una de las realizaciones ilustradas, sino que puede ser modificada adecuadamente en tanto pueda ser generada una fuerza de fricción de magnitud apropiada, al girar entre sí el primer árbol de equilibrio 30 y la primera rueda dentada conducida 31.

En la sexta realización, el amortiguador de fricción 64 está interpuesto entre la superficie circunferencial exterior del saliente 63 formado sobre la parte 31a radialmente interior de la primera rueda dentada conducida 31 y la superficie de pared interior formada en la rueda dentada intermedia 32. No obstante, es posible modificar la estructura mostrada en la fig. 17, de modo que un miembro anular de caucho 67 que contiene los resortes helicoidales 65 y que tiene un saliente 67b que funciona de modo equivalente al saliente 63b se fije a una superficie lateral de la parte 31a radialmente interior de la primera rueda dentada conducida 31 que queda frente a la rueda dentada intermedia 32, y el amortiguador de fricción 64 está dispuesto entre el miembro de apoyo 67 y la rueda dentada intermedia 32. En la estructura de la fig. 17, los elementos que cumplen las mismas o equivalentes funciones a las de los elementos descritos en la sexta realización son indicados con las mismas referencias y caracteres numéricos.

En las realizaciones primera a quinta, el mecanismo de engranaje puede ser modificado como se muestra en la fig. 18, cuya modificación consiste en que un miembro de apoyo anular 58 se fija a una superficie lateral de la parte radialmente interior 31 de la primera rueda dentada conducida 31 que está situada lejos de la rueda dentada intermedia 32. Además, otro miembro de apoyo anular 59 está fijo al primer árbol de equilibrio 30, de modo que se enfrente al miembro de apoyo 58. Luego, un amortiguador de fricción 74 construido de manera similar al amortiguador de fricción 54 utilizado en la primera realización, es dispuesto entre los miembros de apoyo 58 y 59.

Aunque cada uno de los amortiguadores de fricción 54, 64, y 74 está construido de modo que incluye una parte deslizable y una parte elástica en las realizaciones ilustradas y en la modificación mostrada en la fig. 18, estos amortiguadores de fricción 54, 64, y 74 pueden estar formados alternativamente por una arandela de metal ondulada, un resorte de metal "belleville", un resorte de metal ondulado, o similares.

En la sexta realización, los resortes helicoidales 65 son utilizados como miembros elásticos. No obstante, alternativamente pueden ser utilizados un resorte en arco que tenga forma de arco circular, un resorte en espiral, o similar. En cualquier caso, el material que forma el resorte no se limita a un metal, sino que puede ser un material de resina o un material de cerámica.

Aunque cuatro topes de caucho 55 o tres resortes helicoidales 65 son dispuestos como miembros elásticos en las realizaciones ilustradas, puede emplearse cualquier número de topes de caucho o de resortes helicoidales.

Aunque las ruedas dentadas conducidas primera 31 y segunda 41 son de resina, y la rueda dentada 21 del cigüeñal y la rueda dentada intermedia 32 son de metal en las realizaciones ilustradas, pueden ser empleadas otras estructuras, con tal de que al menos una de las ruedas que engranan entre sí sea de resina. Por ejemplo, la rueda dentada 21 del cigüeñal y la rueda dentada intermedia 32 pueden ser de resina, o la rueda dentada 21 del cigüeñal y la segunda rueda dentada conducida 41 pueden ser de resina.

Como se muestra esquemáticamente en la fig. 19A, en el mecanismo de engranaje en el que una rueda dentada de resina y una rueda dentada de metal con engranajes helicoidales engranan entre sí, una dirección Dr de traza de dientes de la rueda dentada de resina Gr puede ser cambiada ligeramente al elevarse la temperatura (se hace referencia a la línea de trazos y dos puntos de la fig. 19A), aunque la rueda dentada de resina Gr esté formada para tener la dirección Dr de la traza de dientes paralela a la dirección de traza de dientes Dm de la rueda dentada de metal Gm.

Cuando la dirección Dr de la traza de dientes de la rueda de resina Gr es cambiada como antes se ha descrito, una presión de contacto desigual es producida en las respectivas superficies engranadas de la rueda de resina Gr y de la rueda de metal Gm. Como resultado, la superficie engranada de la rueda de resina Gr puede ser desgastada en una parte que está sometida a una alta presión de contacto.

Dicha elevación de temperatura de la rueda de resina Gr es causada principalmente por la transmisión de calor desde el motor de combustión interna. Por tanto, el cambio en la dirección de la traza de dientes Dr de la rueda de resina Gr es establecida al elevarse la temperatura del motor hasta un nivel predeterminado, para conseguir el equilibrio después del arranque del motor. Posteriormente, la dirección de la traza de dientes Dr es mantenida aproximadamente en el valor establecido.

Por tanto y como se muestra en la fig. 19B, es deseable establecer previamente la dirección Dm de la traza de dientes de la rueda dentada de metal Gm, de acuerdo con la dirección Dr de la traza de dientes resultante de la rueda de resina Gr, después de la elevación de la temperatura. Más específicamente, en cada una de las realizaciones ilustradas, la dirección de la traza de dientes de la rueda dentada 21 del cigüeñal puede ser hecha paralela a la dirección de la traza de dientes resultante de la primera rueda dentada conducida 31 después de la elevación de la temperatura, y la dirección de la traza de dientes de la rueda dentada intermedia 32 puede ser hecha paralela a la dirección de la traza de dientes resultante de la segunda rueda dentada conducida 41 después de la elevación de la temperatura. Con esta disposición puede ser suprimido el desgaste localizado de la rueda dentada de resina, así como el ruido del engranaje debido al tope localizado de las ruedas dentadas.

En cada una de las realizaciones ilustradas, como se muestra en la fig. 5, el mecanismo de engranar está construido de modo que la fuerza de giro del cigüeñal 20 sea transmitida desde la rueda dentada 21 del cigüeñal a la primera rueda dentada conducida 31, y luego sea transmitida desde dicha primera rueda 31 a la rueda dentada intermedia 32 a través del engranaje de amortiguación 50 (60), y luego transmitida desde la rueda dentada intermedia 32 a los árboles de equilibrio 30 y 40. No obstante, dicho mecanismo de engranaje puede ser construido de otro modo.

Más específicamente y como se muestra esquemáticamente en la fig. 20, la rueda dentada 21 del cigüeñal que gira con relación a éste, y la placa 25 que gira junto con dicho cigüeñal 20, están dispuestas sobre dicho cigüeñal 20. La rueda dentada 21 del cigüeñal está acoplada operativamente a la placa 25 a través del mecanismo de amortiguación 50 (60). La primera rueda dentada conducida 31 y la rueda dentada intermedia 32, que giran juntas con el primer árbol de equilibrio 30, están dispuestas sobre éste, y la primera rueda dentada conducida 31 está engranada con la rueda dentada 21 del cigüeñal.

Con el mecanismo de engranaje así construido, la fuerza de giro del cigüeñal 20 es transmitida al primer árbol de equilibrio 30 a través del mecanismo de amortiguación 50 (60), la placa 25, la rueda dentada 21 del cigüeñal, y la primera rueda dentada conducida 31, y es transmitida también al segundo árbol de equilibrio 40 a través de la rueda dentada intermedia 32 y de la segunda rueda dentada conducida 41.

La fuerza de giro del cigüeñal 20 puede ser transmitida alternativamente desde la rueda dentada 21 del cigüeñal a cada uno de los árboles de equilibrio 30 y 40 a través de caminos de transmisión separados.

Más específicamente y como se muestra en la fig. 21, la primera rueda dentada conducida 31 que es giratoria con relación al primer árbol de equilibrio 30, y una placa 36 que es giratoria junto con el primer árbol de equilibrio 30, están montadas sobre dicho primer árbol de equilibrio 30. La primera rueda dentada conducida 31 está acoplada operativamente a la placa 36 a través del mecanismo de amortiguación 50 (60). Además, la segunda rueda dentada conducida 41 que gira con relación al segundo árbol de equilibrio 40, y una placa 44 que gira junto con el segundo árbol de equilibrio 40, están montadas sobre el segundo árbol de equilibrio 40. La segunda rueda dentada 41 está acoplada operativamente a la placa 44 por intermedio de otro mecanismo de amortiguación 50 (60). Además, la rueda dentada intermedia 32 que está montada sobre un árbol giratorio 37 diferente del primer árbol de equilibrio 30, está engranada con la rueda dentada 21 del cigüeñal y con la segunda rueda dentada conducida 41.

Con el mecanismo de engranaje así construido, la fuerza de giro del cigüeñal 20 es transmitida desde la rueda dentada 21 de dicho cigüeñal al primer árbol de equilibrio 30, a través de la primera rueda dentada conducida 31, el mecanismo de amortiguación 50 (60) dispuesto sobre el primer árbol de equilibrio 30, y la placa 36. Además, la fuerza de giro del cigüeñal 20 es transmitida también desde la rueda dentada 21 del cigüeñal al segundo árbol de equilibrio 40 a través de la rueda dentada intermedia 32, la segunda rueda dentada conducida 41, el mecanismo de amortiguación 50 (60) dispuesto sobre el segundo árbol de equilibrio 40, y la placa 44.

Aunque el mecanismo de engranaje de cada una de las realizaciones ilustradas es modificado como se muestra en cada una de las figuras antes mencionadas, las realizaciones modificadas proporcionan los mismos efectos o ventajas como se describe en las realizaciones ilustradas.

Aunque la rueda dentada 21 del cigüeñal, la rueda dentada intermedia 32, y las ruedas dentadas conducidas 31 y 41, están formadas todas como engranajes helicoidales en las realizaciones ilustradas, estos engranajes puede estar formados alternativamente como engranajes rectos.

En la tercera realización, la anchura de dientes de las ruedas dentadas de resina (ruedas dentadas conducidas primera 31 y segunda 41) se establece en 1,1 veces la de las ruedas dentadas de metal (rueda dentada 21 del cigüeñal y rueda dentada intermedia 32) que engranan con las ruedas dentadas de resina. No obstante, la anchura de dientes de las ruedas de resina puede establecerse en cualquier valor, en tanto la anchura de dientes de la rueda de resina sea mayor que la de las rueda de metal. Para evitar un aumento en el tamaño de la rueda de resina, es deseable establecer la anchura de dientes Br de la rueda de resina para que esté dentro de un margen de Bm < Br < 1,5 x BM (siendo Bm la anchura de dientes de la rueda dentada de metal). En el caso de que una pluralidad de ruedas de resina engranen respectivamente con una pluralidad de ruedas de metal, las relaciones respectivas de diente-anchura de las ruedas dentadas de resina y las ruedas dentadas de metal no necesitan ser iguales. Por ejemplo, una relación de diente-anchura de la primera rueda dentada conducida 31 con respecto a la rueda dentada 21 del cigüeñal puede ser diferente de la de la segunda rueda dentada conducida 41 con respecto a la rueda dentada intermedia 32.

En la cuarta realización, la resistencia de la parte dentada de la segunda rueda dentada conducida 41 es igual que la de la parte dentada de la primera rueda dentada conducida 31, No obstante, La resistencia T3 de la parte dentada de la segunda rueda dentada conducida 41 puede establecerse en cualquier valor en tanto la resistencia T3, y la resistencia a la rotura T2 de los salientes 56 tengan la relación T2 < T3.

En la realización ilustrada, dos pares de contrapesos desequilibrados 33 y 43 están dispuestos sobre los respectivos árboles de equilibrio 30 y 40, de modo que los correspondientes segundos cojinetes radiales 16 se interpongan entre dichos contrapesos. No obstante, la posición y número de los contrapesos desequilibrados 33 y 43 no se limita a los de las realizaciones anteriores, y pueden ser cambiados como se desee.

Las estructuras respectivas de los mecanismos de engranaje que se muestran en las realizaciones ilustradas pueden ser combinadas cuando resulte apropiado. Por ejemplo, el mecanismo de engranaje de acuerdo con la segunda realización puede estar dotado también de la estructura de la tercera realización con respecto a la anchura de dientes de la rueda dentada de resina, la estructura de la cuarta realización para evitar la rotura de la rueda dentada de resina al aplicar una fuerza de giro excesiva, y la estructura de la quinta realización para distribuir o diversificar la frecuencia natural. Además, el mecanismo de engranaje de la sexta realización puede incluir las estructuras respectivas como se muestra en las realizaciones segunda a quinta.

Aunque el mecanismo de engranaje es aplicado al aparato equilibrador del motor de combustión interna en las realizaciones ilustradas, la presente invención no se limita a esto, sino que el mecanismo de engranaje puede ser aplicado alternativamente a otro sistema de transmisión de potencia del motor de combustión interna.

Todas las modificaciones antes mencionadas pueden ser llevadas a cabo con tal de que queden dentro del alcance de las reivindicaciones adjuntas.

Claims (17)

1. Un mecanismo de engranaje de un sistema de transmisión de potencia, que comprende un primer miembro giratorio (31) y un segundo miembro giratorio (32) dispuestos coaxialmente entre sí, y un mecanismo de amortiguación interpuesto entre ellos, cuyo mecanismo de amortiguación incluye:

- un miembro de amortiguación (54, 64; 74) que genera fuerza de amortiguación para limitar el giro relativo entre los miembros giratorios primero y segundo; y

- al menos un miembro elástico (55; 65) que se deforma elásticamente cuando un giro relativo entre los miembros giratorios primero y segundo es superior a un ángulo de giro predeterminado, de modo que se aplique una fuerza elástica sobre los miembros giratorios primero y segundo en una dirección opuesta a la del giro relativo;

- en el que dicho miembro de amortiguación está dispuesto entre dicho primer miembro giratorio (31) y dicho segundo miembro giratorio (32), o un árbol giratorio (30) conectado a dicho segundo miembro giratorio (31).

2. Un mecanismo de engranaje de acuerdo con la reivindicación 1, en el que dicho miembro de amortiguación (54) comprende un miembro de amortiguación de fricción (54a, 54b).

3. Un mecanismo de engranaje de acuerdo con una cualquiera de las reivindicaciones 1 ó 2, en el que dicho miembro elástico (55) comprende una parte de deformación principal (55a) y una parte de subdeformación (55b), y en el que dicha parte de deformación principal (55a) tiene un límite de deformación mayor que el de la parte de subdeformación (55b).

4. Un mecanismo de engranaje de acuerdo con la reivindicación 3, en el que dicha parte de deformación principal (55a) y dicha parte de subdeformación (55b) comprenden un material de caucho, cuya parte de deformación principal (55a) tiene una parte deformable elásticamente cuyo volumen es mayor que el de una parte deformable elásticamente de dicha parte de subdeformación (55b).

5. Un mecanismo de engranaje de acuerdo con una cualquiera de las reivindicaciones 1 a 4, en el que dicho mecanismo de amortiguación comprende una pluralidad de miembros elásticos (55), cada uno de los cuales está dispuesto en uno de dichos miembros giratorios (31; 32), y una pluralidad de miembros de apoyo (56) que se corresponden con los respectivos miembros elásticos (55), cada uno de los cuales está dispuesto en el otro de dichos miembros giratorios primero y segundo (31; 32) para apoyar sobre los correspondientes miembros elásticos (55) y producir su deformación elástica cuando dichos miembros giratorios primero y segundo (31; 32) giran entre sí más allá de un ángulo de giro relativo predeterminado; y en el que:

- los miembros elásticos (55) están situados con respecto a los miembros giratorios primero y segundo (31; 32) de modo que ángulos diferentes de giro relativo entre los miembros giratorios primero y segundo (31; 32) son formados cuando los respectivos miembros elásticos apoyan sucesivamente sobre los respectivos miembros de apoyo (56).

6. Un mecanismo de engranaje de acuerdo con una cualquiera de las reivindicaciones 1 a 5, en el que al menos uno de dichos miembros giratorios primero y segundo (31; 32) comprende una rueda dentada (31; 41) que engrana con una respectiva rueda dentada intermedia (21, 32).

7. Un mecanismo de engranaje de acuerdo con la reivindicación 6, en el que al menos una de dichas ruedas dentadas (31, 32, 21, 41) es una rueda dentada de resina, cuyos dientes comprenden un material de resina.

8. Un mecanismo de engranaje de acuerdo con la reivindicación 7, en el que una respectiva rueda dentada que engrana con dicha rueda dentada de resina, es una rueda dentada de metal, cuyos dientes comprenden un metal, y en el que dicha rueda dentada de resina tiene una anchura de dientes que es mayor que la de la rueda dentada de metal.

9. Un mecanismo de engranaje de acuerdo con las reivindicaciones 6 a 8, en el que dicho mecanismo de amortiguación comprende además al menos un miembro de apoyo (56) destinado a topar con los correspondientes miembros elásticos (55) para producir su deformación elástica, cuando los miembros giratorios primero y segundo (31; 32) giran entre sí más allá del ángulo de giro relativo predeterminado, y en el que la resistencia de dicho miembro de apoyo (56) medida a la rotura del miembro de apoyo (56) debida a la fuerza elástica del correspondiente miembro elástico (55) que actúa sobre él, se fija para que sea menor que la resistencia de una parte dentada de dichas ruedas dentadas.

10. Un mecanismo de engranaje de acuerdo con una cualquiera de las reivindicaciones 6 a 9, en el que dicho mecanismo de amortiguación comprende una pluralidad de miembros elásticos (55), cada uno de los cuales está dispuesto en uno de dichos miembros giratorios primero y segundo (31; 32), y una pluralidad de miembros de apoyo (56) que corresponden a los respectivos miembros elásticos (55), cada uno de los cuales está dispuesto sobre el otro de dichos miembros giratorios primero y segundo (31; 32) para topar con los correspondientes miembros elásticos (55) y producir la deformación elástica de ellos cuando dichos miembros giratorios (31; 32) giren entre sí más allá del ángulo de giro relativo predeterminado; y en el que:

- los miembros elásticos (55) y dichos miembros de apoyo (56) están situados con respecto a dichos miembros giratorios primero y segundo (31; 32) de modo que dichos miembros elásticos (55) y miembros de apoyo (56) estén separados entre sí a intervalos iguales en una dirección de giro de dichos miembros giratorios (31; 32) y en el que:

- el primer miembro giratorio (31) comprende una rueda dentada para su acoplamiento por el mecanismo de engranaje, y el número de dientes de dicha rueda dentada se establece como un múltiplo entero del número de miembros elásticos.

11. Un mecanismo de engranaje de acuerdo con las reivindicaciones 1 a 10, en el que el ángulo de giro relativo predeterminado es definido por la suma de los ángulos con los que dicho miembro de apoyo (56) está separado de las correspondientes caras extremas de dicho al menos un miembro elástico (55) que queda frente al miembro de apoyo (56), visto en la dirección de giro de dichos miembros giratorios (31; 32).

12. Un mecanismo de engranaje de acuerdo con una cualquiera de las reivindicaciones 1 a 3, en el que dicho mecanismo de amortiguación comprende una pluralidad de primeros miembros elásticos (55) cada uno de los cuales está dispuesto sobre uno de dichos miembros de giro primero y segundo (31; 32), una pluralidad de miembros de apoyo (56) que corresponden a los respectivos miembros elásticos (55) cada uno de los cuales está dispuesto en el otro de dichos miembros giratorios primero y segundo (31; 32); y una pluralidad de segundos miembros elásticos (59) que están interpuestos entre las correspondientes caras extremas de los primeros miembros elásticos (55) y los miembros de apoyo (56); y en el que:

- cada uno de los segundos miembros elásticos (59) tiene una constante de resorte y un coeficiente de amortiguación menores que los de cada uno de los primeros miembros elásticos (55).

13. Un motor de combustión interna que comprende un cigüeñal (20), un primer árbol de equilibrio (30), y un mecanismo de engranaje de acuerdo con una de las reivindicaciones precedentes, en el que dicho primer árbol de equilibrio (30) es accionado por el par de torsión de dicho cigüeñal (20).

14. Un motor de combustión interna de acuerdo con la reivindicación 13, en el que dicho mecanismo de engranaje está dispuesto en dicho primer árbol de equilibrio (30) y comprende una rueda dentada conducida (31) dispuesta sobre dicho primer árbol de equilibrio (30) y giratoria con respecto a él, y en el que dicha rueda dentada conducida (31) es accionada por una rueda dentada (21) del cigüeñal sujeta fijamente a dicho cigüeñal (20).

15. Un motor de combustión interna de acuerdo con la reivindicación 13, en el que dicho mecanismo de engranaje está dispuesto en dicho cigüeñal (20) y comprende una rueda dentada (21) del cigüeñal dispuesta sobre dicho cigüeñal (20) y que gira con relación a él, y en el que dicha rueda dentada (21) del cigüeñal acciona una rueda dentada conducida (31) que está sujeta fijamente sobre dicho primer árbol de equilibrio (30).

16. Un motor de combustión interna de acuerdo con las reivindicaciones 14 o 15, en el que un segundo árbol de equilibrio (40) está acoplado operativamente a dicho primer árbol de equilibrio (30).

17. Un motor de combustión interna de acuerdo con la reivindicación 14, en el que un segundo árbol de equilibrio (40) es accionado por dicho cigüeñal (20) por medio de dicha rueda dentada (21) del cigüeñal, y una rueda dentada intermedia (32) está dispuesta sobre un árbol intermedio (37) que engrana con dicha rueda dentada (21) del cigüeñal, y una rueda dentada conducida (41) está dispuesta sobre dicho segundo árbol de equilibrio (40) y gira con relación a él, y engrana con dicha rueda dentada intermedia (37), y un mecanismo de engranaje adicional conecta dicha rueda dentada conducida (41) y el citado segundo árbol de equilibrio (40) entre sí.