JP2002139130A - 動力伝達系のギア機構 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】樹脂製のギアが用いられる場合であれ、その耐
久性等を容易に確保することのできる動力伝達系のギア
機構を提供する。 【解決手段】ギア機構は、クランクシャフト２０に駆動
連結されたクランクギア２１と、第１のバランスシャフ
ト３０に相対回動を許容する減衰機構５０を介して連結
された第１の被動ギア３１とを備える。減衰機構５０
は、第１の被動ギア３１と第１のバランスシャフト３０
に固定されたカウンタギア３２とが相対回動したとき、
弾性力によりその相対回動を反付勢する第１のストッパ
ゴム５５及び同第２のストッパゴム５８と、摩擦トルク
によりその相対回動を減衰させるフリクションダンパ５
４とを備えて構成される。第２のストッパゴム５８のば
ね定数及び減衰係数が第１のストッパゴム５５よりも十
分に小さく設定されている。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、内燃機関のバラン
サ装置等動力伝達系のギア機構に関するものである。

【０００２】

【従来の技術】周知のように、上記動力伝達系には多く
のギア機構が採用されている。そして、これらギア機構
に用いられるギアは、上述した内燃機関の出力伝達系や
車両変速機の変速系等、大きな動力が伝達される系に採
用される都合上、高い耐久性、耐衝撃性、そして耐摩耗
性が要求されている。このため、通常、上記動力伝達系
のギア機構には金属製のギアが用いられることが多かっ
た。

【０００３】

【発明が解決しようとする課題】このように、上記ギア
機構に金属製のギアを用いることとすれば、その耐久性
や耐衝撃性、耐摩耗性も確かに確保されるようになる。

【０００４】ところが、このような金属ギアによるギア
機構が前記内燃機関、特に車載内燃機関の出力伝達系に
用いられる場合には、機関出力軸の回転変動や各ギア噛
合部のバックラッシュに起因する歯打ち音、あるいは噛
合するギアの各歯の歯面同士がこすれ合う噛合音等が発
生する原因ともなっている。

【０００５】そこで近年は、このような歯打ち音あるい
は噛合音を低減するために、樹脂製のギアを用いたギア
機構も提案されている（例えば特開平８―１７４６８９
号公報等参照）。

【０００６】ただし、上記内燃機関の出力伝達系にこの
ような樹脂ギアを用いたギア機構を採用した場合、歯打
ち音や噛合音を低減することは可能となるものの、前記
金属ギアほどの耐久性を確保することが困難となる。特
に、内燃機関のバランサ装置等のように、ギアに高負荷
のかかる動力伝達系では、こうした樹脂ギアの耐久性を
確保することが極めて困難となる。またこうした傾向
は、機関出力軸の出力が機関回転速度に応じた振動数を
もって変動し、それに伴ってバランサ装置にいわゆる共
振現象が発生するとき及び機関出力軸の捩り共振時の変
動が入力するときなどにおいては一層顕著なものとな
る。

【０００７】本発明は、こうした実情に鑑みてなされた
ものであり、その目的は、たとえ樹脂製のギアが用いら
れる場合であれ、その耐久性等を容易に確保することの
できる動力伝達系のギア機構を提供することにある。

【０００８】

【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
の手段及びその作用効果について以下に記載する。請求
項１に記載の発明は、同軸上に設けられた第１，第２回
転部材とこれらの間に介在する減衰機構を有する動力伝
達系のギア機構において、前記減衰機構は、ばね定数の
異なる複数の種類の弾性体を備え、同複数の弾性体は、
前記第１，第２の回転部材との間に直列に配列され、そ
れら第１，第２の回転部材の相対回動に応じて弾性変形
し、前記第１，第２の回転部材を前記相対回動の方向と
逆方向に反付勢することを要旨とする。

【０００９】上記構成によれば、第１の回転部材及び第
２の回転部材との間で回転力が伝達される際に、第２の
回転部材が第１の回転部材に対して相対回動すると、複
数の弾性体のうちばね定数が相対的に小さいものほど大
きな変形量をもって弾性変形するようになる。そして、
相対回動量が増大すると、複数の弾性体のうちばね定数
が相対的に小さいものはやがて弾性限界に達するように
なる。このように一部の弾性体が弾性限界に達した後、
上記相対回動量が更に増大すると、その弾性限界に達し
た弾性体はもはやそれ以上弾性変形せず、最も弾性変形
した状態を保ったまま、ばね定数が相対的に大きいその
他の弾性体のみが弾性変形するようになる。従って、相
対回動量と複数の弾性体の全体としてのばね定数との関
係は、同相対回動量に応じて変化するようになり、非線
形性を有したものとなる。そして、このように非線形性
を有することにより、ギア機構の固有振動数が複数存在
するようになるため、同機構における共振現象の発生が
抑制されるようになる。その結果、ギア機構を構成する
各回転部材にかかる負荷を好適に軽減することができる
ようになり、それら各回転部材の耐久性を向上させるこ
とができるようになる。

【００１０】請求項２に記載の発明は、請求項１に記載
の動力伝達系のギア機構において、前記複数の弾性体
は、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間に
隙間のない状態で配設されることを要旨とする。

【００１１】上記構成によれば、第１の回転部材と第２
の回転部材との間に隙間なく配設された複数の弾性体に
よって第１の回転部材に対する第２の回転部材の位置が
固定されるようになるため、同第１の回転部材に対して
第２の回転部材を組み付ける際の作業性を向上させるこ
とができるようになる。

【００１２】請求項３に記載の発明は、請求項１または
２に記載の動力伝達系のギア機構において、前記減衰機
構は、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材とが相
対回動するときにその相対回動を抑制する減衰力を発生
する減衰部材を更に備えてなることを要旨とする。

【００１３】上記構成によれば、第１の回転部材と第２
の回転部材との間に相対回動が生じる際に、減衰部材に
減衰力が発生するため、その減衰力によってこれら第
１，第２の回転部材との間の振動が減衰されるようにな
る。その結果、ギア機構を構成する各回転部材にかかる
負荷を的確に軽減することができるとともに、それら各
回転部材の耐久性を好適に向上させることができるよう
になる。

【００１４】請求項４に記載の発明は、請求項１〜３の
いずれか一項に記載の動力伝達系のギア機構において、
前記ギア機構は、第１の回転軸に駆動連結された第１の
ギアと、前記第１の回転部材としての第２の回転軸に相
対回動を許容する減衰機構を介して同軸上に設けられた
前記第２の回転部材としての第２のギアとを備え、これ
ら第１のギアと第２のギアとが噛合され、これら各ギア
並びに前記減衰機構を介して前記各回転軸間で回転力が
伝達されることを要旨とする。

【００１５】上記構成によれば、第１，第２の回転軸間
で伝達される回転力の変動があったとしても、第１，第
２のギアにかかる負荷を軽減して、その耐久性を向上さ
せることができるようなり、ひいてはそれらギアに樹脂
製のギアが用いられる場合であっても、その耐久性等を
確保することが容易となる。

【００１６】請求項５に記載の発明は、請求項４に記載
の動力伝達系のギア機構において、前記動力伝達系は、
内燃機関のバランサ装置にあって同機関のクランクシャ
フトの回転力を第１及び第２のバランスシャフトに伝達
させるものであり、前記第１の回転軸としての前記クラ
ンクシャフトに前記第１のギアとしてのクランクギアが
設けられるとともに、前記第２の回転軸としての前記第
１のバランスシャフトに前記減衰機構を介して前記第２
のギアとしての被動ギアが相対回動可能に設けられ、更
に前記クランクギアに前記被動ギアが噛合され、前記第
１のバランスシャフトには前記第２のバランスシャフト
が駆動連結されてなることを要旨とする。

【００１７】また、請求項６に記載の発明は、請求項４
に記載した動力伝達系のギア機構において、前記動力伝
達系は、内燃機関のバランサ装置にあって同機関のクラ
ンクシャフトの回転力を第１及び第２のバランスシャフ
トに伝達させるものであり、前記第２の回転軸としての
前記クランクシャフトに前記減衰機構を介して前記第２
のギアとしてのクランクギアが相対回動可能に設けられ
るとともに、前記第１の回転軸としての前記第１のバラ
ンスシャフトに前記第１のギアとしての被動ギアが設け
られ、更に前記クランクギアに前記被動ギアが噛合さ
れ、前記第１のバランスシャフトには前記第２のバラン
スシャフトが駆動連結されてなることを要旨とする。

【００１８】また、請求項７に記載の発明は、請求項４
に記載した動力伝達系のギア機構において、前記動力伝
達系は、内燃機関のバランサ装置にあって同機関のクラ
ンクシャフトの回転力を第１のバランスシャフトに伝達
させるとともに、同クランクシャフトの回転力を中間ギ
アを介して第２のバランスシャフトに伝達させるもので
あり、前記第１の回転軸としての前記クランクシャフト
に前記第１のギアとしてのクランクギアが設けられ、そ
のクランクギアには同じく前記第１のギアとして前記中
間ギアが噛合されるとともに、前記第２の回転軸として
の前記第１及び第２のバランスシャフトには各別の前記
減衰機構を介して前記第２のギアとしての被動ギアがそ
れぞれ相対回動可能に設けられ、更に前記クランクギア
には前記第１のバランスシャフトに設けられた前記被動
ギアが噛合されるとともに、前記中間ギアには前記第２
のバランスシャフトに設けられた前記被動ギアが噛合さ
れてなることを要旨とする。

【００１９】これら各構成によれば、回転力変動が極め
て大きい内燃機関のバランサ装置にあっても、各ギアに
かかる負荷を軽減して、その耐久性を向上させることが
できるようなる。そして、このようなバランサ装置につ
いても上記樹脂製ギアを用いることを可能としてその耐
久性を確保することができるようになる。

【００２０】請求項８に記載の発明は、請求項４〜７の
いずれかに記載した動力伝達系のギア機構において、前
記第１のギア及び前記第２のギアの少なくとも一方はそ
の歯が樹脂材料によって形成される樹脂製ギアであるこ
とを要旨とする。

【００２１】上記構成によれば、第１のギア及び第２の
ギアの噛合部における衝撃が吸収され、ギア噛合音を低
減することができるようになる。また、この樹脂製ギア
に噛合される第１のギア及び第２のギアのうちの他方を
金属製ギアとした場合には、その歯面の加工精度がある
程度低い場合であってもそれらギア噛合音の発生を低減
することが可能となる。このため、金属製ギアの歯面に
対するシェービング仕上げ、研磨仕上げ等の工程や、金
属製ギアで一般的なシムの選択調整によるバックラッシ
ュ量の管理を省略或いは簡略化することが可能になる。
更に、これら樹脂製ギアと金属製ギアとが互いに噛合さ
れることで、それらギア間の熱による凝着等を回避する
ことができる。

【００２２】

【発明の実施の形態】以下、本発明にかかるギア機構を
直列４気筒内燃機関のバランサ装置に適用した一実施の
形態について、図１〜図９を参照して説明する。

【００２３】はじめに、図１及び図２を参照して、本実
施形態において適用対象となるバランサ装置の概要につ
いて説明する。尚、図１は、このバランサ装置の側面構
造を示した概略図であり、図２は、同バランサ装置の各
ギアの配置を示した概略図である。

【００２４】これら各図に示すように、このバランサ装
置は、内燃機関のシリンダブロック１１及びクランクケ
ース１２（図１参照）に軸支された機関出力軸としての
クランクシャフト２０と、このクランクシャフト２０の
下方に同シャフト２０と平行に設けられた第１のバラン
スシャフト３０及び第２のバランスシャフト４０とを有
している。

【００２５】これら各バランスシャフト３０，４０は、
クランクケース１２及びバランサ装置の下部を覆うハウ
ジング１３によって軸支されている。また、各バランス
シャフト３０，４０には、それぞれ一対のアンバランス
ウェイト３３，４３が設けられている。

【００２６】クランクシャフト２０には、各気筒毎に一
対ずつ、８個のバランスウェイト２２が設けられてい
る。そして、クランクシャフト２０には、これら８個の
バランスウェイト２２のうち、中ほどの１つのバランス
ウェイト２２ａに隣接する位置にクランクギア２１が一
体回転可能に設けられている。

【００２７】第１のバランスシャフト３０には、クラン
クギア２１に噛合されるとともに、同第１のバランスシ
ャフト３０に対して相対回動可能な第１の被動ギア３１
が設けられている。この第１の被動ギア３１は、その直
径がクランクギア２１の半径と等しく設定されている。
また、第１のバランスシャフト３０には、一体回転可能
にカウンタギア３２が設けられている。第１の被動ギア
３１は、その相対回動を許容する減衰機構５０を介して
カウンタギア３２に駆動連結されている。

【００２８】一方、第２のバランスシャフト４０には、
図２に示すように、カウンタギア３２に噛合されるとと
もに、同第２のバランスシャフト４０と一体回転可能な
第２の被動ギア４１が設けられている。

【００２９】次に、図３及び図４を参照して、上記減衰
機構５０の構成について説明する。尚、これら図３及び
図４は、第１のバランスシャフト３０に設けられた減衰
機構５０の断面構造を示す図であり、図３は図４の３―
３線に沿った断面構造を、図４は図３の４―４線に沿っ
た断面構造をそれぞれ示している。

【００３０】図３に示すように、第１の被動ギア３１
は、第１のバランスシャフト３０と同軸上に同シャフト
３０と相対回動可能に設けられた環状の内周部３１ａ
と、この内周部３１ａの外周に一体回転可能に設けら
れ、その外周に歯３１ｃが形成された外周部３１ｂとを
備えて構成されている。この外周部３１ｂの歯３１ｃ
は、クランクギア２１の外周に形成された歯（図示略）
と噛合されている。

【００３１】第１の被動ギア３１の内周部３１ａは鉄等
の金属材料によって形成される一方、その外周部３１ｂ
は例えば、アラミド繊維織物によって強化されたポリア
ミノアミドまたはフェノール等の熱硬化性樹脂からなる
樹脂材料によって形成されている。第２の被動ギア４１
も第１の被動ギア３１と同様に、少なくともその歯が上
記樹脂材料によって形成されている。これに対して、ク
ランクギア２１及びカウンタギア３２はいずれも鉄等の
金属材料によって形成されている。また、これら各ギア
２１，３１，３２，４１はいずれも、図２に示すよう
に、それらの各歯がヘリカル状に形成されたヘリカルギ
アとなっている。

【００３２】第１の被動ギア３１の内周部３１ａにおい
て、カウンタギア３２と対向する側面と反対側の側面に
は、第１のバランスシャフト３０の軸心を中心にして同
第１のバランスシャフト３０の外径よりも大きな内径を
有する凹部５３が形成されている。このため、第１の被
動ギア３１を第１のバランスシャフト３０に係合させた
状態では、第１のバランスシャフト３０の外周面と凹部
５３の内周面との間には環状の空間が形成されることと
なる。そして、この環状の空間内には、環状をなす一対
のフリクションダンパ５４がそれぞれ減衰部材として配
設されている。

【００３３】これら各フリクションダンパ５４は、上記
凹部５３の内周面に当接される金属製の摺動部５４ａ
と、例えばゴム材料等の弾性材料からなる弾性部５４ｂ
とを備えて構成されている。第１の被動ギア３１は、こ
れらフリクションダンパ５４の弾性部５４ｂに発生する
弾性力により、第１のバランスシャフト３０の全周にわ
たってその径方向に常時付勢されている。

【００３４】従って、第１の被動ギア３１がカウンタギ
ア３２に対して相対回動する際、換言すれば、同第１の
被動ギア３１が第１のバランスシャフト３０に対して相
対回動する際には、摺動部５４ａと凹部５３の内周面と
の間に上記付勢力の大きさに応じた摩擦力が発生し、そ
の摩擦力が上記相対回動を抑制する減衰力として作用す
るようになる。

【００３５】また、クランクギア２１及び第１の被動ギ
ア３１はヘリカルギアとして構成されており、これらを
噛合させた場合においても、第１の被動ギア３１は第１
のバランスシャフト３０の軸方向において僅かに移動す
ることが可能である。このため、第１の被動ギア３１が
回転力変動等に起因して上記軸方向において振動し、第
１のバランスシャフト３０との接触を繰り返すことで騒
音が発生する懸念がある。上記フリクションダンパ５４
の摩擦力は、こうした第１の被動ギア３１の振動を減衰
させる減衰力としても作用するようになる。

【００３６】一方、カウンタギア３２において第１の被
動ギア３１と対向する側面には、第１のバランスシャフ
ト３０の軸心を中心に同シャフト３０の外周を囲む環状
の凹部５１が設けられている。この凹部５１の内底面５
１ａには、第１の被動ギア３１に向かって突出する断面
略矩形状の係止凸部５２が設けられている。この係止凸
部５２は第１のバランスシャフト３０の軸心周りにおい
て等角度間隔を隔てて複数個（この例においては図４に
示すように４個）設けられている。更に、この凹部５１
の内底面５１ａには上記係止凸部５２を挟む位置に一対
の係止孔５７が形成されている。

【００３７】また、凹部５１内には、それぞれ係止凸部
５２及び係止孔５７により係止される断面略コ字状の第
１のストッパゴム５５が設けられている。この第１のス
トッパゴム５５は第１のバランスシャフト３０の軸心周
りにおいて等角度間隔を隔てて複数個（この例では同じ
く４個）設けられている。また、第１のストッパゴム５
５はそれぞれ、所定の弾性力（ばね定数Ｋ１）及び減衰
力（減衰係数Ｃ１）を有している。

【００３８】この第１のストッパゴム５５は係止凸部５
２に係合される係止凹部５５ａと、この係止凹部５５ａ
の両側に位置し係止孔５７に係合される一対の係止片５
５ｂとを有している。これら係止凸部５２と係止凹部５
５ａ、係止片５５ｂと係止孔５７とがそれぞれ係合され
ることにより、同第１のストッパゴム５５の凹部５１内
での移動が規制されている。尚、第１のストッパゴム５
５は、係止凸部５２により係止された状態において、同
係止凸部５２の両側に位置する各部分の周方向における
長さがいずれも等しく設定されている。また、第１のス
トッパゴム５５は、クランクシャフト２０からバランサ
装置に入力される回転力が最も大きくなった場合であっ
ても、損傷を招く過大な変形が生じないように、そのば
ね定数が設定されている。

【００３９】また、第１の被動ギア３１の内周部３１ａ
においてカウンタギア３２と対向する側面には、カウン
タギア３２に向かって突出する複数（この例では４個）
の凸部５６が設けられている。この凸部５６は、隣り合
う第１のストッパゴム５５の対向する各両端部に対して
それぞれ所定角度θ１，θ２だけ離間して位置するよう
に、第１のバランスシャフト３０の軸心周りにおいて等
角度（θ０）の間隔を隔てて設けられている。ここで、
上記各所定角度θ１，θ２は、第１の被動ギア３１とカ
ウンタギア３２とが相対回動することにより変化する
が、それらの和（θ１＋θ２）は一定の値θｍａｘをと
る（θｍａｘ＝θ１＋θ２）。尚、本実施形態では、こ
の所定の回動位相範囲θｍａｘを「θ０／４」に設定す
るようにしている。

【００４０】また、凸部５６の周方向の側面と第１のス
トッパゴム５５の端部との各対向面間には、各面に当接
するように複数（この例では８個）の第２のストッパゴ
ム５８が第１のストッパゴム５５と直列に設けられてい
る。この第２のストッパゴム５８はそれぞれ、所定のば
ね定数Ｋ２及び減衰係数Ｃ２を有しており、これらばね
定数Ｋ２及び減衰係数Ｃ２はそれぞれ、上記第１のスト
ッパゴム５５のばね定数Ｋ１及び減衰係数Ｃ１よりも十
分に小さい値（例えば１／１００以下）に設定されてい
る。

【００４１】図５及び図６は、上記各ギア２１，３１，
３２，４１、各シャフト２０，３０，４０並びに減衰機
構５０を構成するフリクションダンパ５４、第１のスト
ッパゴム５５、第２のストッパゴム５８の関係を模式的
に示したものである。内燃機関のバランサ装置をこのよ
うな構成とすることで、同図５及び図６に示すように、
クランクシャフト２０から伝達される回転力は、クラン
クギア２１、第１の被動ギア３１、減衰機構５０のフリ
クションダンパ５４、第１のストッパゴム５５、第２の
ストッパゴム５８、そしてカウンタギア３２を介して第
１のバランスシャフト３０に伝達されるとともに、同カ
ウンタギア３２から第２の被動ギア４１を介して第２の
バランスシャフト４０にも伝達されるようになる。尚、
同図５に示す「ｍ１」、「ｍ２」、及び「ｍ３」は、そ
れぞれクランクシャフト２０、第１のバランスシャフト
３０、及び第２のバランスシャフト４０の軸心であり、
「Ｋ１」、「Ｋ２」は、それぞれ第１のストッパゴム５
５及び第２のストッパゴム５８のばね定数であり、そし
て、「Ｃ１」、「Ｃ２」、及び「Ｃ３」は、それぞれ第
１のストッパゴム５５、第２のストッパゴム５８、及び
フリクションダンパ５４の減衰係数である。

【００４２】バランサ装置にクランクシャフト２０から
回転力が入力され、第１の被動ギア３１が第１のバラン
スシャフト３０に対して相対回動すると、第１の被動ギ
ア３１の凸部５６よりもその回転方向側に位置する第１
のストッパゴム５５及び第２のストッパゴム５８が弾性
変形するようになる。ここで、第２のストッパゴム５８
は、第１のストッパゴム５５よりもそのばね定数が十分
に小さいため、第１の被動ギア３１と第１のバランスシ
ャフト３０との相対回動量が小さい段階では、第１のス
トッパゴム５５よりも大きな変形量をもって弾性変形す
るようになる。そして、第１の被動ギア３１と第１のバ
ランスシャフト３０との上記相対回動量が増大して所定
値に達すると、第２のストッパゴム５８は弾性限界に達
し、もはやそれ以上弾性変形しなくなる。その後、上記
相対回動量が更に増大すると、第２のストッパゴム５８
は最も弾性変形した状態となったまま、第１のストッパ
ゴム５５のみが弾性変形するようになる。このため、第
１の被動ギア３１と第１のバランスシャフト３０との相
対回動に対する各ストッパゴム５５，５８の全体の弾性
特性が非線形な傾向を示すようになる。すなわち、図７
に示されるように、第１のストッパゴム５５のばね定数
を「Ｋ１」、第２のストッパゴム５８のばね定数を「Ｋ
２」とした場合、各ストッパゴム５５，５８全体の合成
ばね定数Ｋは、上記相対回動量が小さい段階では「Ｋ１
・Ｋ２／（Ｋ１＋Ｋ２）」となる一方、相対回動量が増
大して第２のストッパゴム５８が弾性限界に達した後は
第１のストッパゴム５５のばね定数である「Ｋ１（＞Ｋ
１・Ｋ２／（Ｋ１＋Ｋ２））」と略等しくなる。

【００４３】そして、このような非線形性を有すること
により、バランサ装置により構成される振動系の固有振
動数が複数の振動数に分散されて複数存在するようにな
る。その結果、バランサ装置を構成する各ギア２１，３
１，３２，４１にかかる負荷が好適に低減されるように
なる。

【００４４】また、バランサ装置では、クランクシャフ
ト２０の回転位相と各バランスシャフト３０，４０の回
転位相とが所定の関係を有するようにして、これら各バ
ランスシャフト３０，４０の組み付けを行う必要があ
る。このため、各バランスシャフト３０，４０の組み付
け時においては、クランクシャフト２０の回転方向にお
ける位置が決定されれば、各バランスシャフト３０，４
０の回転方向における位置も一義的に決定されることと
なる。

【００４５】そして、このように各バランスシャフト３
０，４０の位置が決定された状態で第１の被動ギア３１
をクランクギア２１に噛合させると、同ギア３１の回転
方向における位置も決定されるようになる。従って、そ
の後に、カウンタギア３２を第１のバランスシャフト３
０に組み付ける際には、カウンタギア３２を第２のバラ
ンスシャフト４０に固定された第２の被動ギア４１の歯
に噛合させつつ、同カウンタギア３２を第１のバランス
シャフト３０の回転方向における所定の位置で固定する
必要がある。このため、例えば第２のストッパゴム５８
を省略した構成など、凸部５６の周方向の両端面と第１
のストッパゴム５５の端面との対向面間に隙間がある場
合には、凸部５６をこれと隣り合う第１のストッパゴム
５５の一方に当接させつつその位置決めをするという作
業が必要となる。

【００４６】この点、本実施の形態にあっては、各スト
ッパゴム５５，５８をカウンタギア３２の凹部５１内に
装着した状態において、隣り合う各第２のストッパゴム
５８の対向面の幅が第１の被動ギア３１の凸部５６の周
方向の幅と略同寸に設けられている。このため、第１の
被動ギア３１の凸部５６を第２のストッパゴム５８の対
向面間に挿入すれば、第１のストッパゴム５５及び第２
のストッパゴム５８の弾性力によって自ずとカウンタギ
ア３２の第１のバランスシャフト３０及び第１の被動ギ
ア３１に対する回転方向の取付け位置が決定されるよう
になる。この結果、カウンタギア３２を第１のバランス
シャフト３０及び第１の被動ギア３１に組み付ける際の
位置決めにかかる作業工数を低減でき、ひいては生産性
の向上を図ることができるようになる。

【００４７】また、第１の被動ギア３１と第１のバラン
スシャフト３０との間に相対回動が生じる際に、フリク
ションダンパ５４に減衰力が発生するため、その減衰力
によってこれら第１の被動ギア３１と第１のバランスシ
ャフト３０との間の振動が減衰されるようになる。その
結果、バランサ装置を構成する各ギア２１，３１，３
２，４１にかかる負荷を的確に軽減することができると
ともに、それら各ギア２１，３１，３２，４１の耐久性
を好適に向上させることができるようになる。

【００４８】次に、本実施の形態にかかるギア機構の振
動抑制作用について図８及び図９を参照して更に詳細に
説明する。図８は、内燃機関の回転速度に対する第１の
被動ギア３１の角速度変動の変化についての実験結果を
示したグラフである（縦軸に示す角速度変動は対数表示
してある）。

【００４９】尚、同図８において実線は、上記所定の回
動位相範囲θｍａｘを「θ０／４」に設定した本実施形
態についての特性を示し、一点鎖線は、上記回動位相範
囲θｍａｘを「θ０／８」に設定した第１の比較例につ
いての特性を示している。また、同図において二点鎖線
は、上記回動位相範囲θｍａｘを「０°」に設定した場
合、即ち、第２のストッパゴム５８を設けずに、無負荷
状態において凸部５６の周方向の両側面と、これら両側
面と隣り合う第１のストッパゴム５５の対向する両端部
とをそれぞれ当接させるように構成した第２の比較例に
ついての特性を示している。

【００５０】同図８に示すように、第２の比較例におい
ては、内燃機関の回転速度が１０００〜２０００ｒｐｍ
の間にあるときに、角速度変動が急激に増大することが
わかる。これはクランクシャフト２０から各バランスシ
ャフト３０，４０に伝達される回転力によってバランサ
装置に共振現象（二次共振）が発生しているためであ
る。

【００５１】これに対して、第１の比較例においては、
内燃機関の回転速度が１０００〜２０００ｒｐｍの間に
あるときに角速度変動が僅かに増大する領域が存在する
ものの、その増大量自体は上記第２の比較例と比較して
大きく減少していることがわかる。

【００５２】これは、上記回動位相範囲θｍａｘを「０
°」より大きく設定することにより、バランサ装置によ
り構成される振動系の固有振動数が低下するとともに、
第２のストッパゴム５８の存在により同固有振動数が複
数に分散されるため、内燃機関の常用回転速度域（＞１
０００ｒｐｍ）における共振現象の発生が抑制されるこ
とに起因している。

【００５３】更に本実施形態においては、上記回動位相
範囲θｍａｘを「θ０／４」としているため、こうした
振動抑制効果が一層顕著に現れるようになる。即ち、内
燃機関の回転速度が１０００〜２０００ｒｐｍの間にあ
るときの角速度変動の増大は見られず、上記共振現象は
発生していないことがわかる。従って、バランサ装置の
共振現象を抑える上では、上記回動位相範囲θｍａｘを
「θ０／８以上」に設定するのが望ましく、「θ０／４
以上」にするのが最も好ましい。

【００５４】図９は、上記フリクションダンパ５４の摩
擦力による振動抑制効果を確認するために行った実験結
果を示すものであって、図８と同様、内燃機関の回転速
度に対する第１の被動ギア３１の角速度変動の変化を示
すグラフである（縦軸に示す角速度変動は対数表示して
ある）。

【００５５】尚、同図９において実線は、本実施形態、
すなわちフリクションダンパ５４として、雰囲気温度
「８０℃」中で「０．３Ｎｍ以上」の摩擦トルクを得ら
れることが予め確認されたものを用いた場合の特性を示
している。また、一点鎖線は、同じくフリクションダン
パ５４として、雰囲気温度「８０℃」中で「０．３Ｎｍ
未満」のトルクしか得られないことが予め確認されたも
のを用いた場合の比較例についての特性を示している。
尚、上記雰囲気温度は、バランサ装置の通常の使用状況
に合わせて「８０℃」に設定されている。

【００５６】同図９に示すように、上記比較例において
は、内燃機関の回転速度が１０００ｒｐｍ近傍にあると
きに角速度変動の急峻なピークが存在するようになる。
即ち、仮に上記回動位相範囲θｍａｘが「０°」より大
きく設定されていても、その回動位相範囲θｍａｘにお
いてフリクションダンパ５４の摩擦トルクにより適切な
大きさの減衰力が付与されなければ、上記共振現象の抑
制効果が減少することがわかる。

【００５７】以上の実験結果から明らかなように、雰囲
気温度を「８０℃」とした状況下でフリクションダンパ
５４において「０．３Ｎｍ以上」の摩擦トルクを発生さ
せることで、上記共振現象の発生を確実に抑えることが
できるようになる。

【００５８】以上詳述したように、この実施の形態にか
かるギア機構によれば、以下に示すような優れた効果が
得られるようになる。 （１）バランサ装置の減衰機構５０において、ばね定数
及び減衰係数のそれぞれ異なる第１のストッパゴム５５
と第２のストッパゴム５８とを備える構成とした。この
ため、バランサ装置における共振現象の発生を抑制して
同装置を構成する各ギア２１，３１，３２，４１にかか
る負荷を好適に軽減することができるようになり、それ
ら各ギア２１，３１，３２，４１、特に樹脂製ギアであ
る第１の被動ギア３１及び第２の被動ギア４１において
もその耐久性を十分に向上させることができるようにな
る。

【００５９】（２）第１の被動ギア３１の凸部５６とカ
ウンタギア３２の係止凸部５２との間において各ストッ
パゴム５５，５８を隙間なく配設するようにしたため、
これら各ストッパゴム５５，５８によってカウンタギア
３２を第１のバランスシャフト３０及び第１の被動ギア
３１に対して組み付ける際の位置が固定されるようにな
り、その位置決め作業の工数を低減でき、ひいては生産
性の向上を図ることができるようになる。

【００６０】（３）フリクションダンパ５４の摩擦トル
クによる減衰力が付与されることで各ギア２１，３１，
３２，４１にかかる負荷を更に軽減することができるよ
うになるとともに、それら各ギア２１，３１，３２，４
１の耐久性を好適に向上させることができるようにもな
る。

【００６１】（４）回動位相範囲θｍａｘを「θ０／
４」に設定するとともに、フリクションダンパ５４の摩
擦トルクを減衰力として雰囲気温度「８０℃」中で
「０．３Ｎｍ以上」の摩擦トルクを発生させることで、
共振現象の発生を確実に抑えることができるようにな
る。このため、クランクギア２１と第１の被動ギア３１
との間、及びカウンタギア３２と第２の被動ギア４１と
の間の各ギア間のギア歯打ち音の発生を回避することが
できるようになる。

【００６２】（５）回転力変動が極めて大きい内燃機関
のバランサ装置にあっても、各ギア２１，３１，３２，
４１にかかる負荷を軽減して、その耐久性を向上させる
ことができるようなる。

【００６３】（６）第１の被動ギア３１及び第２の被動
ギア４１の各ギア歯を樹脂により形成したため、クラン
クギア２１及び第１の被動ギア３１とカウンタギア３２
及び第２の被動ギア４１との各噛合部における衝撃が吸
収され、これによってギア歯打ち音を低減することがで
きるようになる。また、金属製のクランクギア２１及び
カウンタギア３２の各歯面の加工精度がある程度低くて
も上記歯打ち音の発生を低減することが可能となる。こ
のため、クランクギア２１及びカウンタギア３２の各歯
面に対するシェービング仕上げ、研磨仕上げ等の工程
や、金属製ギアで一般的なシムの選択調整によるバック
ラッシュ量の管理を省略或いは簡略化することが可能に
なる。更に、金属製のクランクギア２１と樹脂製の第１
の被動ギア３１とを、そして金属製のカウンタギア３２
と樹脂製の第２の被動ギア４１とをそれぞれ互いに噛合
させることで、それら各ギア２１，３１，３２，４１間
の熱による凝着等を回避することができる。

【００６４】尚、上記実施の形態は、例えば、以下のよ
うにその構成を適宜変更することもできる。 ・上記実施の形態では、アンバランスウェイト３３，４
３を各バランスシャフト３０，４０に２個設けるように
したが、このアンバランスウェイト３３，４３を設ける
位置やその個数は上記の例に限らず、任意に変更するこ
とができる。

【００６５】・フリクションダンパ５４の配設態様は上
記実施の形態において示す態様に限定されず、第１のバ
ランスシャフト３０と第１の被動ギア３１とが相対回動
する際に適切な大きさの摩擦トルクを発生させることが
できるものであれば、適宜変更することができる。

【００６６】・また、上記実施の形態におけるフリクシ
ョンダンパ５４は、摺動部５４ａと弾性部５４ｂとを備
える構成のものの他、例えば金属製のウェーブワッシ
ャ、皿ばね、或いはウェーブスプリング等により構成さ
れるものであってもよい。

【００６７】・上記実施の形態では、クランクギア２
１、カウンタギア３２、及び第１及び第２の被動ギア３
１，４１をいずれもヘリカルギアとしたがこれらを平歯
車として構成するようにしてもよい。

【００６８】・上記実施の形態では、第１の被動ギア３
１及び第２の被動ギア４１を樹脂製ギアとし、クランク
ギア２１及びカウンタギア３２を金属製ギアとする構成
としたが、例えば、クランクギア２１とカウンタギア３
２とを樹脂製ギアとしてもよいし、クランクギア２１と
第２の被動ギア４１とを樹脂製ギアとしてもよい。また
一方で、全てのギアを金属製ギアとしてもよい。

【００６９】・上記実施の形態では、弾性部材として第
２のストッパゴム５８を凸部５６の両側に設ける構成と
したが、例えば、図１０に減衰機構の断面構造を示すよ
うに、凸部５６の両側に配設されていた第２のストッパ
ゴム５８の一方を省略し、同凸部５６における周方向の
一方の側面をこれと隣り合う第１のストッパゴム５５の
端面に当接させるようにしてもよい。

【００７０】・上記実施の形態では、ばね定数と減衰係
数とがともに異なる２種類の弾性体、すなわち、第１の
ストッパゴム５５及び第２のストッパゴム５８を用いる
構成としたが、この弾性体の種類は任意であり、３種類
以上の弾性体を用いる構成としてもよい。

【００７１】・上記実施の形態では、弾性体の１つとし
てゴム材料からなる第２のストッパゴム５８を用いる構
成としたが、この弾性体の材質はゴム材料には限定され
ず、例えばばね材を用いる構成としてもよい。

【００７２】・上記実施の形態では、図５に示すよう
に、ギア機構として、クランクシャフト２０の回転力が
クランクギア２１から第１の被動ギア３１に伝達され、
更に同第１の被動ギア３１から減衰機構５０を介してカ
ウンタギア３２に伝達されるとともに、同ギア３２から
各バランスシャフト３０，４０に伝達されるバランサ装
置の例を示したが、本発明のギア機構は、以下に記載す
るような構成のバランサ装置にも適用することもでき
る。

【００７３】即ち、図１１に模式的に示すように、クラ
ンクギア２１をクランクシャフト２０に対して相対回動
可能に設けるとともに、同クランクシャフト２０にプレ
ート２５を一体回転可能に設ける。そして、クランクギ
ア２１を減衰機構５０を介して上記プレート２５に駆動
連結させる。また、第１のバランスシャフト３０には、
第１の被動ギア３１及びカウンタギア３２を一体回転可
能に設け、同第１の被動ギア３１をクランクギア２１に
噛合させる。

【００７４】こうした構成によれば、クランクシャフト
２０の回転力が、プレート２５、減衰機構５０、クラン
クギア２１、第１の被動ギア３１を順に介して第１のバ
ランスシャフト３０に伝達されるとともに、カウンタギ
ア３２及び第２の被動ギア４１を介して第２のバランス
シャフト４０にも伝達される。

【００７５】また、クランクシャフト２０の回転力をク
ランクギア２１から各バランスシャフト３０，４０に対
して各別の伝達経路を介して伝達させることもできる。
即ち、図１１に模式的に示すように、第１の被動ギア３
１を第１のバランスシャフト３０に相対回動可能に設け
るとともに、同第１のバランスシャフト３０にプレート
３６を一体回転可能に設ける。そして、第１の被動ギア
３１を減衰機構５０を介して上記プレート３６に駆動連
結させる。また、第２の被動ギア４１を第２のバランス
シャフト４０に相対回動可能に設けるとともに、同第２
のバランスシャフト４０にプレート４４を一体回転可能
に設ける。そして、第２の被動ギア４１を別の減衰機構
５０を介して上記プレート４４に駆動連結させる。更
に、第１のバランスシャフト３０とは別の回転軸３７に
設けられたカウンタギア３２をクランクギア２１及び第
２の被動ギア４１の双方に噛合させる。

【００７６】こうした構成によれば、クランクシャフト
２０の回転力がクランクギア２１から第１の被動ギア３
１、第１のバランスシャフト３０に設けられた減衰機構
５０、及びプレート３６を介して同シャフト３０に伝達
されるとともに、クランクギア２１からカウンタギア３
２、第２の被動ギア４１、第２のバランスシャフト４０
に設けられた減衰機構５０、及びプレート４４を介して
同シャフト４０にも伝達される。

【００７７】これら各図に示すように、ギア機構の構成
を変更するようにしても、上記実施の形態に準じた作用
効果を奏することはできる。・上記実施の形態では、ギ
ア機構を直列４気筒内燃機関のバランサ装置に適用した
例を示したが、本発明のギア機構は、気筒の配列及び気
筒数に関係なく、任意の配列及び気筒数の内燃機関のバ
ランサ装置に適用することができる。

【００７８】・上記実施の形態では、ギア機構を内燃機
関のバランサ装置に適用するようにしたが、バランサ装
置に限らず、内燃機関のその他の動力伝達系に適用する
ようにしてもよい。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明にかかるギア機構を内燃機関のバランサ
装置に適用した一実施の形態についてその概略構成を示
す側面図。

【図２】同実施の形態のギア機構におけるギアの噛合関
係を示す斜視図。

【図３】同実施の形態のギア機構の減衰機構の構造を示
す断面図。

【図４】図３の４―４線に沿った断面図。

【図５】同実施の形態のギア機構の各ギアの噛合状態を
模式的に示した模式図。

【図６】同実施の形態のギア機構をモデル化したモデル
図。

【図７】相対回動量に対する各ストッパゴムの合成弾性
力を示すグラフ。

【図８】内燃機関の回転速度に対するバランスシャフト
の角速度変動特性を示すグラフ。

【図９】内燃機関の回転速度に対するバランスシャフト
の角速度変動特性を示すグラフ。

【図１０】他の例のギア機構の減衰機構の構造を示す断
面図。

【図１１】他のギア機構の構成例を示す模式図。

【図１２】他のギア機構の構成例を示す模式図。

【符号の説明】

１１…シリンダブロック、１２…クランクケース、１３
…ハウジング、２０…クランクシャフト、２１…クラン
クギア、２２…バランスウェイト、２５…プレート、３
０…第１のバランスシャフト、３１…第１の被動ギア、
３１ｃ…歯、３２…カウンタギア、３３…アンバランス
ウェイト、３６…プレート、４０…第２のバランスシャ
フト、４１…第２の被動ギア、４４…プレート、５０…
減衰機構、５４…フリクションダンパ、５５…第１のス
トッパゴム、５７…係止孔、５８…第２のストッパゴ
ム。

Claims (8)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】同軸上に設けられた第１，第２回転部材と
   これらの間に介在する減衰機構を有する動力伝達系のギ
   ア機構において、 前記減衰機構は、ばね定数の異なる複数の種類の弾性体
   を備え、同複数の弾性体は、前記第１，第２の回転部材
   との間に直列に配列され、それら第１，第２の回転部材
   の相対回動に応じて弾性変形し、前記第１，第２の回転
   部材を前記相対回動の方向と逆方向に反付勢することを
   特徴とする動力伝達系のギア機構。
2. 【請求項２】請求項１に記載の動力伝達系のギア機構に
   おいて、 前記複数の弾性体は、前記第１の回転部材と前記第２の
   回転部材との間に隙間のない状態で配設されることを特
   徴とする動力伝達系のギア機構。
3. 【請求項３】請求項１または２に記載の動力伝達系のギ
   ア機構において、 前記減衰機構は、前記第１の回転部材と前記第２の回転
   部材とが相対回動するときにその相対回動を抑制する減
   衰力を発生する減衰部材を更に備えてなることを特徴と
   する動力伝達系のギア機構。
4. 【請求項４】請求項１〜３のいずれかに記載した動力伝
   達系のギア機構において、 前記ギア機構は、第１の回転軸に駆動連結された第１の
   ギアと、前記第１の回転部材としての第２の回転軸に相
   対回動を許容する減衰機構を介して同軸上に設けられた
   前記第２の回転部材としての第２のギアとを備え、これ
   ら第１のギアと第２のギアとが噛合され、これら各ギア
   並びに前記減衰機構を介して前記各回転軸間で回転力が
   伝達されることを特徴とする動力伝達系のギア機構。
5. 【請求項５】請求項４に記載した動力伝達系のギア機構
   において、 前記動力伝達系は、内燃機関のバランサ装置にあって同
   機関のクランクシャフトの回転力を第１及び第２のバラ
   ンスシャフトに伝達させるものであり、前記第１の回転
   軸としての前記クランクシャフトに前記第１のギアとし
   てのクランクギアが設けられるとともに、前記第２の回
   転軸としての前記第１のバランスシャフトに前記減衰機
   構を介して前記第２のギアとしての被動ギアが相対回動
   可能に設けられ、更に前記クランクギアに前記被動ギア
   が噛合され、前記第１のバランスシャフトには前記第２
   のバランスシャフトが駆動連結されてなることを特徴と
   する動力伝達系のギア機構。
6. 【請求項６】請求項４に記載した動力伝達系のギア機構
   において、 前記動力伝達系は、内燃機関のバランサ装置にあって同
   機関のクランクシャフトの回転力を第１及び第２のバラ
   ンスシャフトに伝達させるものであり、前記第２の回転
   軸としての前記クランクシャフトに前記減衰機構を介し
   て前記第２のギアとしてのクランクギアが相対回動可能
   に設けられるとともに、前記第１の回転軸としての前記
   第１のバランスシャフトに前記第１のギアとしての被動
   ギアが設けられ、更に前記クランクギアに前記被動ギア
   が噛合され、前記第１のバランスシャフトには前記第２
   のバランスシャフトが駆動連結されてなることを特徴と
   する動力伝達系のギア機構。
7. 【請求項７】請求項４に記載した動力伝達系のギア機構
   において、 前記動力伝達系は、内燃機関のバランサ装置にあって同
   機関のクランクシャフトの回転力を第１のバランスシャ
   フトに伝達させるとともに、同クランクシャフトの回転
   力を中間ギアを介して第２のバランスシャフトに伝達さ
   せるものであり、前記第１の回転軸としての前記クラン
   クシャフトに前記第１のギアとしてのクランクギアが設
   けられ、そのクランクギアには同じく前記第１のギアと
   して前記中間ギアが噛合されるとともに、前記第２の回
   転軸としての前記第１及び第２のバランスシャフトには
   各別の前記減衰機構を介して前記第２のギアとしての被
   動ギアがそれぞれ相対回動可能に設けられ、更に前記ク
   ランクギアには前記第１のバランスシャフトに設けられ
   た前記被動ギアが噛合されるとともに、前記中間ギアに
   は前記第２のバランスシャフトに設けられた前記被動ギ
   アが噛合されてなることを特徴とする動力伝達系のギア
   機構。
8. 【請求項８】請求項４〜７のいずれか一項に記載の動力
   伝達系のギア機構において、 前記第１のギア及び前記第２のギアの少なくとも一方は
   その歯が樹脂材料によって形成される樹脂製ギアである
   ことを特徴とする動力伝達系のギア機構。