JP2005201365A - 動力伝達系のギヤ機構及びそれを用いた内燃機関用バランサ装置 - Google Patents

Abstract

【課題】低回転高負荷時に減衰機構で共振が発生しても異音の発生やギヤの破損を抑制することのできる動力伝達系のギヤ機構を提供する。
【解決手段】内燃機関用バランサ装置１６は、内燃機関のクランクシャフト（駆動軸）１１の回転力を、クランクギヤ１５及び第１被動ギヤ２５を介して第１バランスシャフト１７に伝達し、クランクギヤ１５、第１被動ギヤ２５及び第２被動ギヤ２８を介して第２バランスシャフト１８に伝達する。バランサ装置１６において第２被動ギヤ２８を第２バランスシャフト１８に一体回転可能に連結する一方で、第１被動ギヤ２５を減衰機構２７を介して第１バランスシャフト１７に連結する。減衰機構２７には、第１被動ギヤ２５及び第１バランスシャフト１７が所定の回動位相範囲内で相対回動するのを許容し、かつ回動位相範囲を越えて相対回動するときには弾性変形するストッパゴム（弾性部材）を設ける。
【選択図】 図５

Description

本発明は、複数のギヤにより駆動軸の回転力を２つの被動軸に伝達するようにした動力伝達系のギヤ機構、及びそのギヤ機構を用いることにより、機関ピストンの往復動に伴って発生する慣性力を打消して内燃機関の振動を低減するようにした内燃機関用バランサ装置に関するものである。

内燃機関用バランサ装置としては、例えば図９に示すように、アンバランスウェイト５１が設けられた第１バランスシャフト５２と、アンバランスウェイト５３が設けられた第２バランスシャフト５４とをそれぞれ内燃機関のクランクシャフト５５に平行に配置したものがある。クランクシャフト５５にはクランクギヤ５６が固定され、第１バランスシャフト５２には第１被動ギヤ５７及びカウンタギヤ５８がそれぞれ設けられており、この第１被動ギヤ５７がクランクギヤ５６に噛合されている。また、第２バランスシャフト５４には第２被動ギヤ５９が設けられており、この第２被動ギヤ５９がカウンタギヤ５８に噛合されている。

このバランサ装置６１では、クランクシャフト５５の回転力がクランクギヤ５６、第１被動ギヤ５７及びカウンタギヤ５８を通じて第１バランスシャフト５２に伝達されるとともに、カウンタギヤ５８の回転が第２被動ギヤ５９を通じて第２バランスシャフト５４に伝達される。両バランスシャフト５２，５４の回転により、機関ピストンの往復動に伴って発生する慣性力が打消され、内燃機関の低振動化が図られる。

ところで、内燃機関における爆発燃焼は間欠的に行われるため、クランクシャフト５５から両バランスシャフト５２，５４に伝達される回転力の大きさは一定にはならず常に変動している。この回転力変動には複数の周波数成分が含まれている。

バランサ装置６１では、こうした周波数の異なる振動成分を含んだ回転力が入力されることにより、上記ギヤ５６，５７の噛合部分で振動が発生し、その振動により騒音の発生やギヤ５６，５７の耐久性の低下を招くおそれがある。

このため、クランクシャフト５５からバランスシャフト５２，５４に至るまでの回転力の伝達経路中に減衰機構６２を介在させ、同減衰機構６２によって回転力の振動成分を減衰させることが従来より提案されている（例えば特許文献１参照）。

図１０は、減衰機構６２が組込まれたバランサ装置６１についてその要部の断面構造を示している。
バランサ装置６１は、カウンタギヤ５８（図９参照）に連結された回転軸６３と、この回転軸６３の外周を覆うようにして設けられた第１被動ギヤ５７とを備えて構成されている。回転軸６３の外周には複数の駆動突片６５が設けられ、また第１被動ギヤ５７の内周にも同様に、複数の駆動突片６６が上記回転軸６３の各駆動突片６５間に位置するようにして設けられている。

これらの駆動突片６５，６６間にはダンパ室６７がそれぞれ形成されており、各ダンパ室６７内に弾性部材６８が配設されている。また、各弾性部材６８と駆動突片６５，６６との間には隙間６９がそれぞれ形成されている。そして、各駆動突片６５，６６と弾性部材６８とによって減衰機構６２が構成されている。

こうした減衰機構６２において、回転軸６３が第１被動ギヤ５７に対して相対回動すると、上記隙間６９が減少する。回転軸６３と第１被動ギヤ５７との間における相対回動位相θｒが所定の回動位相範囲θｍａｘにあると、弾性部材６８が弾性変形しないことから弾性力が「０」になる。このため、弾性部材６８のばね定数自体をそれほど大きく低下させることなく、上記バランサ装置６１により構成される振動系の固有振動数を低下させることができる。

一方、回転軸６３と第１被動ギヤ５７とが上記回動位相範囲θｍａｘを越えて相対回動すると、各駆動突片６５，６６が弾性部材６８に当接する。そして、回転軸６３と第１被動ギヤ５７との相対回動量がさらに大きくなると弾性部材６８が弾性変形し、相対回動量の大きさに応じた弾性力が発生する。この弾性力により回転軸６３と第１被動ギヤ５７との相対回動が反付勢され、回転力変動の高周波成分が減衰される。
特開２００１−１９３７９４号公報

ところで、クランクシャフト５５の回転力に対する回転成分のうち、低周波成分、例えばクランクシャフト５５が１回転する間に２回振動する成分である回転２次成分については、その角変位が機関回転速度が低くなるに従い大きくなる傾向にある。すなわち、振動の振幅が大きくなる。このため、機関低回転時、特に低回転高負荷時には、回転軸６３と第１被動ギヤ５７とが上記回動位相範囲θｍａｘを越えて相対回動し、駆動突片６５，６６が回動方向についての片側の弾性部材６８に当り、弾性力によって跳ね返されて反対側の弾性部材６８に当る。このようにして、駆動突片６５，６６が回動方向についての両側の弾性部材６８，６８に当ることを繰り返す現象が起こる。すなわち、バランスシャフト５２，５４をマスとし、減衰機構６２をばねとする共振が発生する。そして、この共振に伴いギヤ５６，５７の噛合部分に大きな力が加わる。この際、図９に示すように、動力伝達経路における減衰機構６２の下流側に第１及び第２の２本のバランスシャフト５２，５４が配置されていることから、両バランスシャフト５２，５４のマスに対応した非常に大きな力がギヤ５６，５７の噛合部分に作用する。その結果、異音が発生したりギヤ５６，５７が破損したりするおそれがある。こうした現象は、ガソリン機関よりも燃焼圧力が高く、低回転高負荷時での回転力変動の大きなディーゼル機関で特に起こりやすい。

本発明はこのような実情に鑑みてなされたものであって、その目的は、回転力変動の高周波成分を減衰させる減衰機構を用いた動力伝達系のギヤ機構において、低回転高負荷時に減衰機構で共振が発生しても異音の発生やギヤの破損を抑制することにある。また、本発明の別の目的は、上記ギヤ機構を用いた内燃機関用バランサ装置を提供することにある。

以下、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記載する。
請求項１に記載の発明では、駆動軸上に一体回転可能に連結された駆動ギヤと、前記駆動ギヤに噛合された状態で第１被動軸上に設けられた第１被動ギヤと、前記第１被動ギヤに噛合された状態で第２被動軸上に設けられた第２被動ギヤとを備え、前記駆動軸の回転力を、前記駆動ギヤ及び前記第１被動ギヤを介して前記第１被動軸に伝達するとともに、前記駆動ギヤ、前記第１被動ギヤ及び前記第２被動ギヤを介して前記第２被動軸に伝達するようにした動力伝達系のギヤ機構であって、前記第１被動軸と前記第１被動ギヤとの組合わせ、及び前記第２被動軸と前記第２被動ギヤとの組合わせの一方については、その組合わせにおける被動ギヤを被動軸に一体回転可能に連結し、他方については、その組合わせにおける被動ギヤを減衰機構を介して被動軸に連結し、さらに同減衰機構には、前記被動ギヤ及び被動軸が所定の回動位相範囲内で相対回動するのを許容し、かつ同回動位相範囲を越えて相対回動するときには弾性変形する弾性部材を回動方向毎に設けるものとする。

上記の構成によれば、駆動軸が回転すると、その回転力は駆動ギヤ及び第１被動ギヤを介して第１被動軸に伝達される。また、上記駆動軸の回転力は、駆動ギヤ、第１被動ギヤ及び第２被動ギヤを介して第２被動軸に伝達される。被動ギヤと、減衰機構を介して同被動ギヤに連結された被動軸との組合わせにあっては、前記回転伝達により被動ギヤが被動軸に対し相対回動する。

被動軸が被動ギヤに対し回動位相範囲を越えて相対回動すると、その回動方向に対応する弾性部材が弾性変形し、相対回動量の大きさに応じた弾性力を発生する。この弾性力により、被動ギヤと被動軸との相対回動が反付勢され、振動成分が減衰される。

ここで、駆動ギヤの回転力変動の振動成分のうち高周波成分については角変位量が少ない。このため、回動方向毎に設けられた弾性部材のうち、弾性変形した片側の弾性部材の弾性力によって跳ね返されることはあっても、反対側の弾性部材には当らない。両弾性部材に交互に当って、いわゆる共振を起こすことはない。このようにして振動成分のうちの高周波成分が減衰される。

これに対し、例えば高い負荷が加えられた状態で駆動軸が低速回転しているときの、駆動ギヤの回転力変動の振動成分のうち低周波成分についは角変位量が多い。このため、被動ギヤの回動方向毎の弾性部材に交互に当って振動し、被動軸をマスとし減衰機構をばねとする共振が発生する。そして、この共振に伴い発生する力が駆動ギヤ及び第１被動ギヤの噛合部分に作用する。減衰機構の設けられていない被動軸及び被動ギヤ側ではこうした共振は起こらない。

ここで、請求項１に記載の発明では、動力伝達経路における減衰機構の下流側には、２本ある被動軸のうち一方しか存在しない。このため、上記共振時において駆動ギヤ及び第１被動ギヤの噛合部分に作用する力は、動力伝達経路における減衰機構の下流側に被動軸が２本とも存在する場合の略半分となる。すなわち、上記噛合部分には比較的小さな力しか作用しない。

なお、被動ギヤと、同被動ギヤに固定された被動軸との組合わせにあっては、上記のように被動ギヤに伝達された回転力は同被動ギヤを介して同被動軸にそのまま伝達され、両者が一体となって回転する。

このように請求項１に記載の発明によると、減衰機構により回転力変動の高周波成分を減衰させることができるだけでなく、低回転高負荷時に減衰機構で共振が発生しても異音の発生やギヤの破損を抑制することができる。

請求項２に記載の発明では、請求項１に記載の発明において、前記減衰機構は、前記組合わせにおける被動ギヤ及び被動軸の一方に設けられた弾性部材と、他方に設けられ、かつ前記回動位相範囲を越えて相対回動するときに一方の弾性部材に当接して弾性変形させる当接部材とを備えるものとする。

上記の構成によれば、被動ギヤ及び被動軸の相対回動に伴い当接部材が弾性部材に接近・離間する。駆動軸の回転力変動の振動成分のうち角変位量の少ない高周波成分については、被動ギヤ及び被動軸が回動位相範囲を越えて相対回動し、弾性部材が当接部材と当接して弾性変形することにより減衰される。

これに対し、角変位量の多い振動成分、例えば高い負荷が加えられた状態で駆動軸が低速回転しているときの回転２次成分等の低周波成分については、共振が発生するおそれがある。すなわち、被動ギヤ及び被動軸が所定の回動位相範囲を越えて相対回動すると、当接部材が、その回動方向毎の弾性部材に交互に当接して振幅する。被動軸をマスとし減衰機構をばねとする共振が発生して、同共振に伴い発生する力がギヤの噛合部分に作用する。

しかし、前述したように、減衰機構の下流側に一方の被動軸（マス）しか設けられていないことから、前記噛合部分に作用する力が略半分となる。従って、上記請求項１に記載の発明の効果が確実なものとなる。

請求項３に記載の発明では、第１バランスシャフト及び第２バランスシャフトを内燃機関のクランクシャフトと同期して回転させることにより機関ピストンの往復動に伴って発生する慣性力を打消すようにした内燃機関用バランサ装置であり、前記クランクシャフトを前記駆動軸とし、前記クランクシャフトに固定されたクランクギヤを前記駆動ギヤとし、前記第１バランスシャフトを前記第１被動軸とし、前記第２バランスシャフトを前記第２被動軸とし、請求項１又は２に記載の動力伝達系のギヤ機構を用いて前記クランクシャフトの回転力を前記第１バランスシャフト及び前記第２バランスシャフトにそれぞれ伝達するものとする。

上記の構成によれば、バランサ装置では、内燃機関のクランクシャフトが請求項１又は２に記載の発明における駆動軸として機能し、クランクギヤが駆動ギヤとして機能する。また、バランサ装置における第１バランスシャフトが第１被動軸として機能し、第２バランスシャフトが第２被動軸として機能する。そのため、クランクシャフトが回転すると、その回転力はクランクギヤ及び第１被動ギヤを介して第１バランスシャフトに伝達される。また、上記クランクシャフトの回転は、クランクギヤ、第１被動ギヤ及び第２被動ギヤを介して第２被動軸に伝達される。減衰機構を介して被動ギヤに連結されたバランスシャフトにあっては、前記回転力により同被動ギヤが同バランスシャフトに対し相対回動する。そして、両バランスシャフトがクランクシャフトと同期して回転することにより、機関ピストンの往復動に伴って発生する慣性力が打消される。

ここで、請求項３に記載の発明では、動力伝達経路における減衰機構の下流側に、２本あるバランスシャフトのうち一方しか存在しない。このため、上記共振時においてクランクギヤ及び被動ギヤの噛合部分に作用する力は、動力伝達経路における減衰機構の下流側にバランスシャフトが２本とも存在する場合の略半分となる。すなわち、上記噛合部分には比較的小さな力しか作用しない。従って、内燃機関の低回転高負荷時に減衰機構で共振が発生しても異音の発生やギヤの破損を抑制することができる。

以下、本発明に係るギヤ機構を内燃機関用バランサ装置に適用した一実施形態について、図１〜図７を参照して説明する。
図１及び図２に示すように、内燃機関の出力軸であるクランクシャフト１１は、シリンダブロック１２及びクランクケース１３（図１参照）に回転自在に支持されている。クランクシャフト１１には、気筒毎にバランスウェイト１４が一対ずつ設けられている。クランクシャフト１１において中ほどのバランスウェイト１４Ａに隣接する位置には、ヘリカルギヤからなるクランクギヤ１５が一体回転可能に設けられている。

内燃機関には、クランクシャフト１１を駆動軸とし、クランクギヤ１５を駆動ギヤとし、このクランクギヤ１５を通じて伝達されるクランクシャフト１１の回転力により作動するバランサ装置１６が設けられている。バランサ装置１６は、第１被動軸としての第１バランスシャフト１７と、第２被動軸としての第２バランスシャフト１８とを備えている。両各バランスシャフト１７，１８は、クランクシャフト１１の下方において、それぞれ同クランクシャフト１１と平行に配置されている。

各バランスシャフト１７，１８は、クランクケース１３及びハウジング１９により形成される第１ラジアル軸受２１及び第２ラジアル軸受２２によって支持されている。なお、図１では、第１バランスシャフト１７を支持する各ラジアル軸受２１，２２のみを示し、図２ではこれら各ラジアル軸受２１，２２の図示を省略している。また、各バランスシャフト１７，１８において、第２ラジアル軸受２２を両側から挟む箇所には、それぞれ一対のアンバランスウェイト２３，２４が設けられている。アンバランスウェイト２３は第１バランスシャフト１７に対応し、アンバランスウェイト２４は第２バランスシャフト１８に対応するものである。

第１バランスシャフト１７には、ヘリカルギヤからなる第１被動ギヤ２５が相対回動可能に設けられており、この第１被動ギヤ２５がクランクギヤ１５に噛合されている。第１バランスシャフト１７上であって第１被動ギヤ２５の側方近傍には環状の補助部材２６が相対回動可能に設けられている。第１被動ギヤ２５は減衰機構２７を介して補助部材２６に駆動連結されている。

一方、第２バランスシャフト１８の第１ラジアル軸受２１（図１では図示略）に隣接する箇所には、図２に示すように、ヘリカルギヤからなる第２被動ギヤ２８が一体回転可能に連結されている。この第２被動ギヤ２８は第１被動ギヤ２５に噛合されているが、クランクギヤ１５には噛合されていない。

第１及び第２の各バランスシャフト１７，１８の一方（図１の左方）の端部には、スラスト軸受３１，３２が上記第１ラジアル軸受２１に隣接してそれぞれ形成されており、これらスラスト軸受３１，３２により各バランスシャフト１７，１８の軸方向における移動が規制されている。

図５は、上記各ギヤ１５，２５，２８及び各シャフト１１，１７，１８の関係を模式的に示したものである。バランサ装置１６をこのような構成とすることで、クランクシャフト１１から伝達される回転力は、クランクギヤ１５、第１被動ギヤ２５、減衰機構２７及び補助部材２６を介して第１バランスシャフト１７に伝達され、同第１バランスシャフト１７がクランクシャフト１１とは逆方向へ回転する。また、クランクシャフト１１の回転力は、クランクギヤ１５、第１被動ギヤ２５及び第２被動ギヤ２８を介して第２バランスシャフト１８にも伝達され、同第２バランスシャフト１８がクランクシャフト１１と同一方向へ回転する。なお、図５に示す「ｍ１」、「ｍ２」及び「ｍ３」は、クランクシャフト１１、第１バランスシャフト１７及び第２バランスシャフト１８の各軸心である。

次に、図３及び図４を参照して、上記減衰機構２７の構成について説明する。なお、これら図３及び図４は、第１バランスシャフト１７に設けられた減衰機構２７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。

図３に示すように、補助部材２６において第１バランスシャフト１７の回りには、第１被動ギヤ２５とは反対側の側面（図３の右側面）において開口する凹部３３が形成されている。第１バランスシャフト１７の外周面と凹部３３の内周面との間には、一対のフリクションダンパ３４がそれぞれ減衰部材として配設されている。

各フリクションダンパ３４は、金属等の弾性変形しにくい材料からなる摺動部３４Ａと、ゴム等の弾性変形しやすい材料からなる弾性部３４Ｂとを備えて構成されており、摺動部３４Ａが上記凹部３３の内壁面に当接し、弾性部３４Ｂが第１バランスシャフト１７の外周面に当接している。補助部材２６は、各弾性部３４Ｂの弾性力により、第１バランスシャフト１７の全周にわたってその径方向に常時付勢されている。従って、補助部材２６が第１被動ギヤ２５や第１バランスシャフト１７に対して相対回動する際には、摺動部３４Ａと凹部３３の内壁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。

一方、第１被動ギヤ２５において第１バランスシャフト１７の回りには凹部３５が設けられている。凹部３５は第１被動ギヤ２５の補助部材２６と対向する側面（図３の右側面）において開口している。凹部３５の内底面３５Ａには、略矩形の断面形状を有する係止突部３６が複数（この例においては図４に示すように４つ）設けられている。これらの係止突部３６は、第１バランスシャフト１７の軸心ｍ２周りにおいて等角度間隔を隔てた箇所に位置している。さらに、内底面３５Ａの各係止突部３６を挟む箇所には、係止孔３７が一対ずつ形成されている。

また、凹部３５内には、弾性部材としてのストッパゴム３８が複数（この例では同じく４個）設けられている。これらのストッパゴム３８は第１バランスシャフト１７の軸心ｍ２周りにおいて等角度間隔を隔てた箇所に位置している。各ストッパゴム３８には、その内周面において開口する係止凹部３８Ａが形成されており、この係止凹部３８Ａにおいて各ストッパゴム３８が係止突部３６に係合されている。また、各ストッパゴム３８には補助部材２６から遠ざかる方向（図３の左方）へ突出する係止片３８Ｂが形成されており、この係止片３８Ｂが前記第１被動ギヤ２５の係止孔３７内に係合されている。そして、係止凹部３８Ａの係止突部３６との係合、係止片３８Ｂの係止孔３７との係合により、各ストッパゴム３８の周方向への移動が規制されている。

なお、本実施形態では、ストッパゴム３８は、係止突部３６により係止された状態において、同係止突部３６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、ストッパゴム３８のばね定数は、クランクシャフト１１からバランサ装置１６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、ストッパゴム３８に損傷を招く過大な変形が生じないように設定されている。

補助部材２６において第１被動ギヤ２５と対向する側面には、複数（この例では４個）の突部３９が当接部材として設けられている。各突部３９は、隣り合うストッパゴム３８の対向する各両端部に対してそれぞれ角度θ１，θ２だけ離間して位置するように、第１バランスシャフト１７の軸心ｍ２周りにおいて等角度間隔を隔てて設けられている。ここで、上記各角度θ１，θ２は、第１被動ギヤ２５と補助部材２６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を採る（θｍａｘ＝θ１＋θ２）。

従って、第１被動ギヤ２５及び補助部材２６は、各突部３９が隣り合うストッパゴム３８の端部に当接しない状態を維持したまま最大で上記各所定角度θ１，θ２の和（＝θ１＋θ２）と等しい回動位相範囲θｍａｘで相対回動可能である。第１被動ギヤ２５と補助部材２６とが回動位相範囲θｍａｘを越えて相対回動すると突部３９がストッパゴム３８に当接する。なお、この回動位相範囲θｍａｘとしては、例えば「１６°」に設定することができる。

次に、前記のように構成された本実施形態のバランサ装置１６の作用について図６及び図７を参照して説明する。
図６は、機関全負荷時における機関回転速度に対するクランクギヤ１５の角加速度の変化についての実験結果を示したグラフである。また、図７は機関全負荷時における機関回転速度に対するクランクギヤ１５の角変位（上記図６の角加速度を２回積分した値）の変化についての実験結果を示したグラフである。図６及び図７中の「２次」は、クランクシャフト１１の回転力に対する回転成分のうち、同クランクシャフト１１が１回転する間に２回振動する成分である回転２次成分を示している。「４次」、「６次」、「８次」は同様に回転４次成分、回転６次成分、回転８次成分をそれぞれ示している。

内燃機関の作動に伴いクランクシャフト１１がクランクギヤ１５と一体で回転すると、その回転力はクランクギヤ１５に噛合された第１被動ギヤ２５に伝達される。ここで、第１被動ギヤ２５が減衰機構２７を介して補助部材２６に連結されている。また、補助部材２６はフリクションダンパ３４を介して第１バランスシャフト１７に連結されている。これらのことから、前記回転力により第１被動ギヤ２５が補助部材２６に対し相対回動し、それに伴って突部３９がストッパゴム３８に接近・離間する。そして、上記相対回動が回動位相範囲θｍａｘを越えるまでの間、すなわち突部３９がストッパゴム３８に当接するまでの間、フリクションダンパ３４での摩擦力のみが減衰力として作用する。

補助部材２６が第１被動ギヤ２５に対し回動位相範囲θｍａｘを越えて相対回動すると、突部３９がストッパゴム３８に当接し、ストッパゴム３８がその周方向に弾性変形する。その結果、フリクションダンパ３４の減衰力に加え、このストッパゴム３８の全体についての弾性力及び減衰力によって補助部材２６と第１被動ギヤ２５との相対回動が反付勢される。従って、第１被動ギヤ２５に伝達された回転力は、フリクションダンパ３４の減衰力と、ストッパゴム３８の弾性力及び減衰力との合力として第１被動ギヤ２５を介し第１バランスシャフト１７に伝達される。

ここで、第１被動ギヤ２５が補助部材２６（第１バランスシャフト１７）に対し相対回動した場合、クランクシャフト１１の回転力変動の振動成分のうち角変位量の少ない高周波成分（６次成分、８次成分等）については、図７に示すように角変位量が非常に少ない。このため、突部３９が、回動方向毎に設けられたストッパゴム３８のうちの片側のストッパゴム３８に当り、その弾性力によって跳ね返されることはあっても、角変位量が少ないことから反対側のストッパゴム３８に当って共振を起こすことはない。このようにして、振動成分のうち高周波成分が減衰される。

これに対し、例えば高い負荷が加えられた状態でクランクシャフト１１が低速回転しているときの回転２次成分等の低周波成分についは、図７に示すように角変位量が多い。このため、突部３９が第１被動ギヤ２５の回動方向毎のストッパゴム３８に交互に当接して振幅し、第１バランスシャフト１７をマスとし減衰機構２７をばねとする共振が発生する。そして、この共振に伴い発生する力がクランクギヤ１５及び第１被動ギヤ２５の噛合部分に作用する。減衰機構２７の設けられていない第２バランスシャフト１８及び第２被動ギヤ２８側ではこうした共振は起こらない。

この点、本実施形態では、動力伝達経路における減衰機構２７の下流側には、２本あるバランスシャフト１７，１８のうち一方（第１バランスシャフト１７）しか存在しない。このため、上記共振時においてクランクギヤ１５及び第１被動ギヤ２５の噛合部分に作用する力は、動力伝達経路における減衰機構２７の下流側に両方のバランスシャフト１７，１８が存在する場合の略半分となり、上記噛合部分には比較的小さな力しか作用しない。

なお、第２バランスシャフト１８では第２被動ギヤ２８が固定されていることから、上記のように第１被動ギヤ２５に伝達された回転力は第２被動ギヤ２８を介して第２バランスシャフト１８にそのまま伝達され、同第２バランスシャフト１８が第２被動ギヤ２８と一体となって回転する。

以上詳述したように、本実施形態のバランサ装置１６によれば、次に示す効果が得られる。
（１）第２被動ギヤ２８を第２バランスシャフト１８に一体回転可能に連結するとともに、第１被動ギヤ２５を減衰機構２７及び補助部材２６を介して第１バランスシャフト１７に連結している。減衰機構２７には、第１被動ギヤ２５及び補助部材２６が回動位相範囲θｍａｘ内で相対回動するのを許容し、かつ同回動位相範囲θｍａｘを越えて相対回動するときには弾性変形するストッパゴム３８を回動方向毎に設けている。共振におけるマスを第１バランスシャフト１７の１本にとどめている。このため、減衰機構２７により回転力変動の高周波成分を減衰させることができるだけでなく、さらに低回転高負荷時に減衰機構２７に共振が発生しても異音の発生やギヤ１５，２５の破損を抑制することができる。

（２）こうした共振に起因する異音発生やギヤ破損を抑制するために、各ストッパゴム３８と突部３９との間の隙間を大きくしたり、ストッパゴム３８を多く用いる等の対策が考えられる。しかし、スペースの制約があるためこの対策の実現は難しい。一方、本実施形態では、こうした対策を採っておらず減衰機構２７の位置を工夫することで、動力伝達経路の減衰機構２７の下流側に一方のバランスシャフト（第１バランスシャフト１７）のみ配置しているに過ぎない。このため、上記のようなスペースの制約があっても、上記異音発生やギヤ破損の抑制を実現することができる。

なお、本発明は次に示す別の実施形態に具体化することができる。
・図８に示すように、第１被動ギヤ２５を第１バランスシャフト１７に一体回転可能に連結するとともに、第２被動ギヤ２８を減衰機構２７及び補助部材２６を介して第２バランスシャフト１８に連結してもよい。このようにしても共振におけるマスを小さくすることができ、前記実施形態と同様に、機関低回転高負荷時に減衰機構２７で共振が発生しても異音の発生やギヤの破損を抑制することができる。

要は、第１バランスシャフト１７と第１被動ギヤ２５との組合わせ、及び第２バランスシャフト１８と第２被動ギヤ２８との組合わせの一方については、その組合わせにおける被動ギヤが被動軸に一体回転可能に連結され、他方については、その組合わせにおける被動ギヤが減衰機構２７を介して被動軸に連結されればよい。

・前記実施形態におけるフリクションダンパ３４を省略してもよい。また、「第１バランスシャフト１７と第１被動ギヤ２５とが相対回動する際に適切な大きさの摩擦力を発生させること」を条件にフリクションダンパ３４の配設態様を適宜変更してもよい。

・フリクションダンパ３４としては、先に示したような摺動部３４Ａと弾性部３４Ｂとを備える構成のもののほか、例えば金属製のウェーブワッシャ、皿ばね、あるいはウェーブばね等により構成されるものであってもよい。

・弾性部材（ストッパゴム３８）として、前述したゴム部材以外の部材、例えばコイルばね等のばねを用いてもよい。この場合の各ばねの形成材料としては、金属材料に限られず、樹脂材料やセラミックス材料等を用いることができる。

・クランクギヤ１５及び第１及び第２の両被動ギヤ２５，２８を、ヘリカルギヤに代えて平歯車により構成してもよい。
・前記実施形態におけるアンバランスウェイト２３，２４の位置や個数を適宜変更してもよい。

・本発明のギヤ機構は、前述したバランサ装置１６に限らず、内燃機関のその他の動力伝達系に適用することが可能である。

本発明を内燃機関用バランサ装置に適用した一実施形態についてその概略構成を示す側面図。 同実施形態のギヤ機構におけるギヤの噛合関係を示す斜視図。 同実施形態のギヤ機構における減衰機構の構造を示す断面図。 図３の４−４線に沿った断面図。 同実施形態のギヤ機構における各ギヤの噛合状態を模式的に示す模式図。 機関回転速度とクランクギヤの角加速度との関係を示すグラフ。 機関回転速度とクランクギヤの角変位との関係を示すグラフ。 本発明のギヤ機構の別の実施形態について各ギヤの噛合状態を模式的に示す模式図。 従来のギヤ機構におけるギヤの噛合関係を模式的に示す模式図。 従来のギヤ機構についてその減衰機構の構造を示す断面図。

符号の説明

１１…クランクシャフト（駆動軸）、１５…クランクギヤ（駆動ギヤ）、１６…バランサ装置、１７…第１バランスシャフト（第１被動軸）、１８…第２バランスシャフト（第２被動軸）、２５…第１被動ギヤ、２７…減衰機構、２８…第２被動ギヤ、３８…ストッパゴム（弾性部材）、３９…突部（当接部材）、θｍａｘ…回動位相範囲。

Claims (3)

1. 駆動軸上に一体回転可能に連結された駆動ギヤと、
   前記駆動ギヤに噛合された状態で第１被動軸上に設けられた第１被動ギヤと、
   前記第１被動ギヤに噛合された状態で第２被動軸上に設けられた第２被動ギヤと
   を備え、前記駆動軸の回転力を、前記駆動ギヤ及び前記第１被動ギヤを介して前記第１被動軸に伝達するとともに、前記駆動ギヤ、前記第１被動ギヤ及び前記第２被動ギヤを介して前記第２被動軸に伝達するようにした動力伝達系のギヤ機構であって、
   前記第１被動軸と前記第１被動ギヤとの組合わせ、及び前記第２被動軸と前記第２被動ギヤとの組合わせの一方については、その組合わせにおける被動ギヤを被動軸に一体回転可能に連結し、他方については、その組合わせにおける被動ギヤを減衰機構を介して被動軸に連結し、さらに同減衰機構には、前記被動ギヤ及び被動軸が所定の回動位相範囲内で相対回動するのを許容し、かつ同回動位相範囲を越えて相対回動するときには弾性変形する弾性部材を回動方向毎に設けることを特徴とする動力伝達系のギヤ機構。
2. 前記減衰機構は、前記組合わせにおける被動ギヤ及び被動軸の一方に設けられた弾性部材と、他方に設けられ、かつ前記回動位相範囲を越えて相対回動するときに一方の弾性部材に当接して弾性変形させる当接部材とを備える請求項１に記載の動力伝達系のギヤ機構。
3. 第１バランスシャフト及び第２バランスシャフトを内燃機関のクランクシャフトと同期して回転させることにより機関ピストンの往復動に伴って発生する慣性力を打消すようにした内燃機関用バランサ装置であり、
   前記クランクシャフトを前記駆動軸とし、前記クランクシャフトに固定されたクランクギヤを前記駆動ギヤとし、前記第１バランスシャフトを前記第１被動軸とし、前記第２バランスシャフトを前記第２被動軸とし、請求項１又は２に記載の動力伝達系のギヤ機構を用いて前記クランクシャフトの回転力を前記第１バランスシャフト及び前記第２バランスシャフトにそれぞれ伝達することを特徴とする内燃機関用バランサ装置。

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