JP2006336622A - Transmission mechanism and starter - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、スタータモータからのトルクをエンジンのクランクシャフトに伝達する伝達機構、および、当該伝達機構を備えたエンジンの始動装置に関する。 The present invention relates to a transmission mechanism that transmits torque from a starter motor to a crankshaft of an engine, and an engine starter that includes the transmission mechanism.
車両等に搭載されるエンジンを始動する際には、当該エンジンのクランクシャフトをスタータモータで回転させてからエンジンに着火する。このとき、クランクシャフトの回転開始から着火までの時間、いわゆる、クランキングの際には、スタータモータの振動や騒音等が生じやすいという問題がある。 When starting an engine mounted on a vehicle or the like, the engine is ignited after the crankshaft of the engine is rotated by a starter motor. At this time, there is a problem that vibration or noise of the starter motor is likely to occur during the time from the start of rotation of the crankshaft to ignition, so-called cranking.
このモータの振動等が生じる大きな原因は、クランクシャフトに生じる反力トルクの変動にある。周知の通り、クランクシャフトは、吸入、圧縮、爆発、排気の四サイクルを繰り返すべく回転するが、このサイクル変化に伴いクランクシャフトに生じる反力トルクも変動する。この反力トルク変動は、エンジン着火前でも当然に生じる。そのため、この変動する反力トルクがモータ等に伝わり、モータの振動や騒音を引き起こす。特に、ハイブリッド車に搭載されるエンジンは、従来のガソリン車用エンジンに比べて、高回転で着火させる必要がある。高回転でクランクシャフトを回転させた場合、トルク変動も大きくなり、結果として、モータの振動等も増加しがちであった。 A major cause of this motor vibration or the like is a variation in reaction torque generated on the crankshaft. As is well known, the crankshaft rotates to repeat four cycles of suction, compression, explosion, and exhaust, but the reaction torque generated on the crankshaft also varies with this cycle change. This reaction torque fluctuation naturally occurs even before engine ignition. For this reason, the fluctuating reaction force torque is transmitted to the motor and the like, causing vibration and noise of the motor. In particular, an engine mounted on a hybrid vehicle needs to be ignited at a higher speed than a conventional gasoline vehicle engine. When the crankshaft is rotated at a high speed, the torque fluctuation increases, and as a result, the motor vibration tends to increase.
そこで、この反力トルクの変動に伴う振動を防止するための技術が従来からいくつか提案されている。例えば、特許文献1には、スタータモータのリンクギヤとクランクシャフトとの間に、一対の非円形歯車を設けた始動装置が開示されている。これは、スタータモータから出力される一定トルクを、一対の非円形歯車、具体的には、一対の楕円歯車を介して、クランクシャフトに伝達する構成となっている。一対の楕円歯車を用いた場合、リンクギヤに接続された楕円歯車は一定速度で回転するが、当該楕円歯車と噛み合う他方の楕円歯車は周期的な角速度変化が生じる。特許文献1では、この他方の楕円歯車の周期的な角速度変化がクランクシャフトのトルク変動を打ち消すように、これら一対の楕円歯車を位置決めすることが開示されている。 In view of this, several techniques for preventing vibration associated with fluctuations in the reaction torque have been proposed. For example, Patent Document 1 discloses a starting device in which a pair of non-circular gears are provided between a link gear of a starter motor and a crankshaft. This is configured to transmit a constant torque output from the starter motor to the crankshaft via a pair of non-circular gears, specifically, a pair of elliptical gears. When a pair of elliptical gears is used, the elliptical gear connected to the link gear rotates at a constant speed, but the other elliptical gear meshing with the elliptical gear undergoes a periodic angular velocity change. Patent Document 1 discloses that the pair of elliptical gears are positioned so that the periodic angular velocity change of the other elliptical gear cancels the torque fluctuation of the crankshaft.
この特許文献1に開示されているような一対の楕円歯車から出力されるトルクは、正弦波状に変動する。したがって、クランクシャフトの反力トルクが、正弦波状に変動している場合には特許文献1の技術は有効である。しかしながら、実際に、エンジンのクランクシャフトに生じる反力トルクは、正弦波状ではないことが多い。例えば、4サイクル4気筒エンジンの場合、クランクシャフトの反力トルクは、一変動周期の間に大きなピークを二つ、小さなピークを二つ有する変形正弦波状に変動することが知られている。かかるエンジンの場合、特許文献1の技術では効果的に反力トルクを打ち消すことはできず、結果としてモータの振動等が生じやすいという問題がある。 Torque output from a pair of elliptical gears as disclosed in Patent Document 1 fluctuates in a sine wave shape. Therefore, the technique of Patent Document 1 is effective when the reaction torque of the crankshaft varies in a sine wave shape. In practice, however, the reaction torque generated on the crankshaft of the engine is often not sinusoidal. For example, in the case of a four-cycle four-cylinder engine, it is known that the reaction torque of the crankshaft fluctuates in a deformed sine wave shape having two large peaks and two small peaks during one fluctuation period. In the case of such an engine, the technique disclosed in Patent Document 1 cannot effectively counteract the reaction torque, resulting in a problem that motor vibration or the like is likely to occur.
そこで、本発明では、エンジン始動時のモータの振動等を、より効果的に防止でき得る伝達機構および始動装置を提供することを目的とする。 Therefore, an object of the present invention is to provide a transmission mechanism and a starting device that can more effectively prevent vibrations of the motor at the time of starting the engine.
本発明の伝達機構は、スタータモータからのトルクを、エンジンのクランクシャフトに伝達する伝達機構であって、少なくとも、一対の非円歯車からなり、当該一対の非円歯車の回転に伴い、トルク伝達比率が第一変動周期で変動する第一歯車対と、第一歯車対に接続された一対の非円歯車からなり、当該一対の非円歯車の回転に伴い、トルク伝達比率が第一変動周期とは異なる周期である第二変動周期で変動する第二歯車対と、を備え、各歯車対同士の変動周期の比率および各歯車対同士の位相角の値は、モータから伝達機構に一定トルクが入力された際に当該伝達機構から出力されるトルクがクランクシャフトに生じる反力トルクに対応するトルクになる値に設定されている。 A transmission mechanism according to the present invention is a transmission mechanism that transmits torque from a starter motor to a crankshaft of an engine. The transmission mechanism includes at least a pair of non-circular gears, and transmits torque as the pair of non-circular gears rotates. A first gear pair whose ratio fluctuates in a first fluctuation cycle and a pair of non-circular gears connected to the first gear pair, and the torque transmission ratio is changed according to the rotation of the pair of non-circular gears. A second gear pair that fluctuates in a second fluctuation period, which is a different period from the motor, and the ratio of the fluctuation period between each gear pair and the value of the phase angle between each gear pair are constant torque from the motor to the transmission mechanism. Is set to a value at which the torque output from the transmission mechanism becomes a torque corresponding to the reaction torque generated in the crankshaft.
好適な態様では、各歯車対のトルク変換比率は、正弦波状に変動する。各歯車対を構成する非円歯車は、楕円歯車であることが望ましい。 In a preferred embodiment, the torque conversion ratio of each gear pair varies sinusoidally. The non-circular gears constituting each gear pair are preferably elliptical gears.
クランクシャフトに生じる反力トルクをF、α,βを定数、θをクランク角としたときにF≒αsinθ+βsin2θが成立する場合、第二変動周期は、第一変動周期の1/2であり、第一歯車対に対する第二歯車対の位相角は、1/4πであることが望ましい。その際、第一歯車対を構成する一対の楕円歯車は、いずれも、同一形状であり、かつ、楕円中心から偏心した点を回転中心とし、第二歯車対を構成する一対の楕円歯車は、いずれも、同一形状であり、かつ、楕円中心を回転中心とすることが、なお、望ましい。これは、クランクシャフトは、4サイクル4気筒エンジンのクランクシャフトである場合に特に好適である。 When F≈αsinθ + βsin2θ holds when the reaction torque generated on the crankshaft is F, α, β are constants, and θ is the crank angle, the second fluctuation period is 1/2 of the first fluctuation period, The phase angle of the second gear pair with respect to one gear pair is preferably 1 / 4π. At that time, the pair of elliptical gears constituting the first gear pair has the same shape, and the point eccentric from the center of the ellipse is the center of rotation, and the pair of elliptical gears constituting the second gear pair is In any case, it is desirable that they have the same shape and have the center of the ellipse as the center of rotation. This is particularly suitable when the crankshaft is a crankshaft of a 4-cycle 4-cylinder engine.
他の本発明である始動装置は、クランクシャフトを強制的に回転させてエンジンを始動させるエンジンの始動装置であって、クランクシャフトの回転の駆動力を出力するスタータモータと、スタータモータから出力されたトルクをクランクシャフトに伝達する伝達機構と、を備え、伝達機構は、少なくとも、一対の非円歯車からなり、当該一対の非円歯車の回転に伴い、トルク伝達比率が第一変動周期で変動する第一歯車対と、第一歯車対に接続された一対の非円歯車からなり、当該一対の非円歯車の回転に伴い、トルク伝達比率が第一変動周期とは異なる周期である第二変動周期で変動する第二歯車対と、を備え、各歯車対同士の変動周期の比率および各歯車対同士の位相角の値は、モータから伝達機構に一定トルクが入力された際に当該伝達機構から出力されるトルクがクランクシャフトに生じる反力トルクに対応するトルクになる値に設定されていることを特徴とする。 Another starter according to the present invention is an engine starter that forcibly rotates a crankshaft to start the engine, and outputs a starter motor that outputs a driving force for rotation of the crankshaft, and is output from the starter motor. A transmission mechanism that transmits the torque to the crankshaft, and the transmission mechanism comprises at least a pair of non-circular gears, and the torque transmission ratio fluctuates in the first fluctuation period as the pair of non-circular gears rotate. And a pair of non-circular gears connected to the first gear pair, and the torque transmission ratio is a period different from the first fluctuation period as the pair of non-circular gears rotates. A second gear pair that fluctuates at a fluctuating period, and the ratio of the fluctuating period between each gear pair and the value of the phase angle between each gear pair are determined when a constant torque is input from the motor to the transmission mechanism. Wherein the torque output from the reach mechanism is set to a value that causes a torque corresponding to the reaction torque generated in the crankshaft.
本発明によれば、互いにトルク伝達比率の変動周期が異なる複数の非円の歯車対を設け、その変動周期の比率および位相角の値を、モータから伝達機構に一定トルクが入力された際に当該伝達機構から出力されるトルクがクランクシャフトに生じる反力トルクに対応するトルクになる値に設定している。そのため、変形正弦波状など、複雑な態様で変動する反力トルクを、より確実に打ち消すことができる。その結果、モータの振動等を効果的に防止できる。 According to the present invention, a plurality of non-circular gear pairs having different torque transmission ratio fluctuation cycles are provided, and when the constant torque is input from the motor to the transmission mechanism, the fluctuation cycle ratio and phase angle value are determined. The torque output from the transmission mechanism is set to a value corresponding to the reaction torque generated on the crankshaft. Therefore, the reaction force torque that varies in a complicated manner, such as a deformed sine wave, can be canceled more reliably. As a result, vibrations of the motor can be effectively prevented.
以下、本発明の実施形態について図面を参照して説明する。図1は、本発明の実施形態である始動装置10の概略構成図である。この始動装置10は、車両に搭載された4サイクル4気筒のエンジン、特に、高回転で着火する必要があるエンジンの始動に好適な構成となっている。ただし、適宜、始動装置10を構成する歯車対の数や取り付け角度等を調整することにより、他の種類のエンジンの始動にも適用できる。
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a
始動装置10は、エンジン50を始動させるために、モータ12の回転力によりエンジン50のクランクシャフト52を強制的に回転させる装置である。本実施形態の始動装置10は、クランクシャフト52の回転の動力源となるモータ12と、当該モータ12からのトルクをクランクシャフト52に伝達する伝達機構15に大別される。モータ12は、図示しない制御装置により制御されている。エンジン50を始動させる際、このモータ12は、高速で回転し、一定のトルクを出力する。このモータ12の回転軸にはピニオン14が取り付けられており、後述するリンクギヤ16と噛み合う。
The
伝達機構15は、モータ12のピニオン14に噛み合うリンクギヤ16と、当該リンクギヤ16からのトルクを所定の形態に変換してクランクシャフト52に伝達する二段歯車18と、を備えている。リンクギヤ16は、モータ12の回転軸に取り付けられたピニオンとの噛み合いにより、モータ12から出力された回転力を減速し、出力トルクを増幅する。増幅されたトルクは、二段歯車18へと伝達される。
The
二段歯車18は、二組の歯車対、すなわち、第一歯車対20および第二歯車対22から構成される。図2は、この二段歯車18の概略構成を示す図である。図2において、実線は第一歯車対20を、破線は第二歯車対22を示す。第一歯車対20は、第一軸32によってリンクギヤ16に接続された第一歯車24と、当該第一歯車24に噛み合う第二歯車26と、からなる。第一歯車24および第二歯車26は、同じ形状の楕円歯車である。この両歯車は、楕円の焦点である点O1,O2を回転中心として回転する。
The two-
ここで、周知の通り、楕円歯車対の場合、回転力はそのまま伝達されず、ある程度、減速されて伝達される。この減速比、換言すれば、トルク伝達比率は、一定ではなく、楕円歯車対の回転に応じて周期的に変動する。第一歯車対20の場合、二つの楕円歯車24,26の回転中心O1,O2は、楕円の焦点であり、楕円中心から偏心しているため、トルク伝達比率の変動周期は一回転(2π)である。また、そのトルク伝達比率の変動波形は、正弦波状である。つまり、第一歯車対に入力されるトルクをTin,第一歯車対20から出力されるトルクをTout、回転角度をθとした場合、Tout=Tin・R・sinθ+M(R,Mは定数)となる。
Here, as is well known, in the case of an elliptical gear pair, the rotational force is not transmitted as it is, but is transmitted after being decelerated to some extent. This reduction ratio, in other words, the torque transmission ratio is not constant, and varies periodically according to the rotation of the elliptical gear pair. In the case of the
第二歯車対22は、第二軸34によって第二歯車26に接続された第三歯車28と、当該第三歯車28に噛み合うとともにクランクシャフト52に接続された第四歯車30と、からなる。第三歯車28および第四歯車30も、第一、第二歯車24,26同様、楕円歯車である。ただし、第一、第二歯車24,26とは異なり、第三歯車28および第四歯車30は、楕円中心O3,O4を回転中心として回転する。また、本実施形態では、第三歯車28の第二歯車26に対する位相角αは、約45度(1/4π)としている。この位相角αの値の意味については後に詳説する。
The
この第二歯車対22においてもトルク伝達比率は、所定の周期で変動しており、その変動波形は正弦波状となる。ただし、第二歯車対22の場合は、二つの楕円歯車28,30の回転中心O3,O4が楕円中心である。そのため、トルク伝達比率の変動周期は半回転(1/2π)となる。したがって、第二歯車対22への入力トルクをTin、第二歯車対22からの出力トルクをTout、回転角度をθとした場合、Tout=Tin・R´・sin2θ+M´(R´,M´は定数)となる。換言すれば、第二歯車対22のトルク伝達比率の変動周期は、第一歯車のそれに対して、1/2となっている。
Also in the
次に、この二段歯車18でのトルク伝達と、クランクシャフト52に生じる反力トルクと、の関係について図3を用いて説明する。図3(A)〜(D)は、それぞれ、クランクシャフト52に生じる反力トルクT、モータ12から出力されるトルクTm、伝達機構15を介してクランクシャフト52に伝達されるトルクTd、モータ12の振動レベル、を示すグラフである。はじめに、クランクシャフト52に生じる反力トルクについて簡単に説明する。周知の通り、4サイクルエンジンにおいて、クランクシャフト52は、二回転(4π)する間に四サイクル、すなわち、圧縮、爆発、排気、吸気を行う。このサイクル変動に伴い、クランクシャフト52に生じる反力トルクも変動する。図3(A)は、この二回転四サイクルの間におけるクランクシャフト52に生じる反力トルクの変動を示すグラフである。図3(A)から明らかなように、反力トルクは、1回転(2π)を1周期とする略正弦波状に変動することが分かる。ただし、正確な正弦波ではなく、1/4πおよび7/4πに大きなピークを、3/4πおよび5/4πに小さなピークを有する変形正弦波状である。この反力トルクTは、次の式(1)で近似することができる。
ここで、Fはピストンにかかる力であり、Lはコンロッド長、rはクランク半径、φはクランク角を示す。また、F,L,rは定数である。このクランクシャフト52に生じる反力トルクTは、モータ12等の振動や騒音の原因となる。かかる振動や騒音は、当該エンジン50が搭載される車両の乗車者にとって不快であるばかりでなく、車両やエンジン50に対しても悪影響を与える恐れがある。そのため、従来から反力トルクTに基づく振動等を低減することが望まれている。特に、ハイブリッド車搭載のエンジンなどは、比較的、高回転で着火されるが、エンジンの回転数が高ければ、生じる反力トルクTも大きくなる。そのため、かかる高回転での着火がなされるエンジンにおいては、反力トルクTに基づく振動等を低減することは重大な課題の一つとなっている。
Here, F is the force applied to the piston, L is the connecting rod length, r is the crank radius, and φ is the crank angle. F, L, and r are constants. The reaction force torque T generated in the
本実施形態では、この反力トルクTに基づく振動等を低減するため、モータ12から出力されたトルクTmを、反力トルクTを打ち消すように変換してクランクシャフト52に伝達している。具体的には、第二歯車対22のトルク伝達比率の変動周期を第一歯車対20のそれに対して1/2とし、さらに、第二歯車対22が第一歯車対20に対して約45度の位相差を有する構成にしている。これにより、反力トルクTを打ち消すことができ、振動等を大幅に低減できる。これについて図4,5を用いて説明する。図4は第一歯車対20の位置関係を、図5は第二歯車対22の位置関係を示す図である。
In the present embodiment, in order to reduce vibration and the like based on the reaction force torque T, the torque Tm output from the
はじめに第一歯車対20のトルク伝達特性について説明する。既述の通り、第一歯車対20を構成する第一歯車24および第二歯車26は、同一形状の楕円歯車であり、その回転中心O1,O2は楕円焦点である。この第一歯車24および第二歯車26にかかるトルクをそれぞれTa,Tb、回転中心から噛み合い点Xまでの距離をそれぞれRa,Rb、回転角度をそれぞれθ,ψとし、両歯車24,26の回転中心間距離をR、両歯車の長軸をm、nとする。なお、初期状態においてはθ=ψ=0とする。このとき、力の釣り合いから式(2)が、楕円の極座標表現から式(3)が成立する。
ここで、R=Ra+Rb(一定)であるから、この式に、上記の式(3)およびθ=ψ=0を代入すれば、式(4)が導ける。
そして、式(2)に式(3)および式(4)を代入し、第二歯車の出力トルクTbを第二歯車の回転角度ψの式で表すと式(5)のようになる。
ここで、第一歯車24にかかるトルクTaは、モータ12から出力され、リンクギヤ16により増幅された一定トルクである(Ta=N・Tm、N:リンクギヤの減速比、Tm:モータの出力トルク)。つまり、回転中心O1,O2が楕円中心から偏心した点(楕円の焦点)である一対の楕円歯車24,26からなる第一歯車対20によれば、モータ12から出力されたトルクTmを、正弦波状に変動する変動トルクに変換できることが分かる。
Here, the torque Ta applied to the
次に、第二歯車対22のトルク伝達特性について図5を用いて説明する。第二歯車対22を構成する第三歯車28および第四歯車30は、同一形状の楕円歯車であり、楕円中心を回転中心O3,O4としている。この第三歯車28および第四歯車30にかかるトルクをそれぞれTc,Td、回転中心O3,O4から噛み合い点X´までの距離をそれぞれRc,Rd、回転角度をそれぞれτ,φ、両歯車28,30の回転中心間距離をR´、両歯車28,30の長軸をm´、n´とする。また、初期状態において、τ=0,φ=1/2πとする。このとき、力の釣り合いから式(6)が、楕円の極座標表現から式(7)が成立する。
ここで、R´=Rc+Rd(一定)である。この式に上記式(7)およびτ=0,φ=1/2πを代入すれば、次の式(8)が導ける。
そして、式(6)に式(7)、式(8)を代入し、第四歯車30の出力トルクTdを第三歯車28の回転角度τの式で表すと式(9)のようになる。
ここで第三歯車28にかかるトルクTcは、すなわち、第二歯車26から出力されたトルクTbであり、Tc=Tbの式が成り立つ。また、第二歯車26と第三歯車28との位相角をαとした場合、ψ=τ−αの式が成立する。したがって、式(9)に式(5)およびψ=τ−αを代入することにより、次の式(10)が得られる。
次に、第三歯車28の角度τと第四歯車30の角度φとの関係は、式(7),(8)から次の式(11)のよう表すことができる。
そして、この式(11)を式(10)に代入すれば、式(12)となる。
ここで、ε、ε´は、定数である。また、リンクギヤ16から伝達されるトルクTaも一定である。したがって、式(12)は、次の式(13)のように書き換えることができる。
Td=Asinφ+Bsin2φ+C (13)
Here, ε and ε ′ are constants. The torque Ta transmitted from the link gear 16 is also constant. Therefore, Expression (12) can be rewritten as the following Expression (13).
Td = Asinφ + Bsin2φ + C (13)
この式(13)は、二段歯車18によるトルクの伝達特性を示している。式(13)から分かるように、二段歯車18は、リンクギヤ16から伝達された一定トルクTaを、変形正弦波状に変換する。
This equation (13) shows the torque transmission characteristic of the two-
ここで、この式(13)と、クランクシャフト52に生じる反力トルクTを示す式(1)と、を比較する。式(13)の第一項および第二項は、式(1)と同じく、sinφおよびsin2φに比例していることが分かる。したがって、A=Fr、B=Fr2/2Lとなるように、ε,ε´,Taを調整すれば、第四歯車30からの出力トルクTdによって反力トルクTを打ち消すことができる。一方、角度に関わらず一定値であるCは、クランクシャフト52を回転させるトルクである。このCに応じたトルクによってクランクシャフト52は回転させられ、エンジンが始動される。
Here, the equation (13) is compared with the equation (1) indicating the reaction torque T generated in the
図3(C)には、この第四歯車30からの出力トルクTdを図示している。この図3(C)と、反力トルクTを図示した図3(A)と、を比較すると、両トルクは、その変動態様が極めて類似していることが分かる。そのため、反力トルクTの殆どは、出力トルクTdによって打ち消される。そして、その結果、モータに生じる振動レベルを、図3(D)に図示の通り、大幅に低減できる。
FIG. 3C shows the output torque Td from the
つまり、始動装置10において、モータ12からのトルクをクランクシャフト52に伝達する伝達機構15に、楕円歯車対を複数設けることにより、複雑に変動する反力トルクを打ち消すことができ、結果として、モータ12の振動等を防止できる。なお、本実施形態では、二対の歯車対を用いているが、より多数の歯車対を用いてもよい。すなわち、本実施形態では、4サイクル4気筒のエンジン50を始動対象としているが、気筒数等が変われば、生じる反力トルクの変動態様も変わってくる。その場合は、その反力トルクの変動態様に応じたトルクが出力でき得るように、歯車対の数や位相角などを調整すればよい。また、必要に応じて、各歯車対の間にギヤを設けてもよい。ギヤを設けることにより、各歯車対のトルク伝達比率の変動周期を柔軟に変えることができるので、より複雑に変動する反力トルクにも対応できる。また、本実施形態では、取り扱いが比較的容易な楕円歯車対を用いているが、トルク伝達比率が所定周期で変動するのであれば、当然、他の形状の非円歯車を用いてもよい。
That is, in the starting
10 始動装置、12 モータ、14 ピニオン、15 伝達機構、16 リンクギヤ、18 二段歯車、20 第一歯車対、22 第二歯車対、24 第一歯車、26 第二歯車、28 第三歯車、30 第四歯車、32 第一軸、34 第二軸、50 エンジン、52 クランクシャフト、O1,O2,O3,O4 回転中心、R,R´ 回転中心間距。 10 starter, 12 motor, 14 pinion, 15 transmission mechanism, 16 link gear, 18 double gear, 20 first gear pair, 22 second gear pair, 24 first gear, 26 second gear, 28 third gear, 30 Fourth gear, 32 First shaft, 34 Second shaft, 50 Engine, 52 Crankshaft, O1, O2, O3, O4 Rotation center, R, R 'Distance between rotation centers.
Claims (7)
一対の非円歯車からなり、当該一対の非円歯車の回転に伴い、トルク伝達比率が第一変動周期で変動する第一歯車対と、
第一歯車対に接続された一対の非円歯車からなり、当該一対の非円歯車の回転に伴い、トルク伝達比率が第一変動周期とは異なる周期である第二変動周期で変動する第二歯車対と、
を備え、
各歯車対同士の変動周期の比率および各歯車対同士の位相角の値は、モータから伝達機構に一定トルクが入力された際に当該伝達機構から出力されるトルクがクランクシャフトに生じる反力トルクに対応するトルクになる値に設定されていることを特徴とする伝達機構。 A transmission mechanism that transmits torque from a starter motor to a crankshaft of an engine,
A first gear pair comprising a pair of non-circular gears, and with the rotation of the pair of non-circular gears, the torque transmission ratio varies in a first variation period;
The second gear is composed of a pair of non-circular gears connected to the first gear pair, and the torque transmission ratio fluctuates in a second fluctuation period that is different from the first fluctuation period as the pair of non-circular gears rotate. A pair of gears,
With
The ratio of the fluctuation period between each gear pair and the value of the phase angle between each gear pair are the reaction force torque generated on the crankshaft by the torque output from the transmission mechanism when a constant torque is input from the motor to the transmission mechanism. A transmission mechanism characterized by being set to a value corresponding to torque.
各歯車対のトルク変換比率は、正弦波状に変動することを特徴とする伝達機構。 The transmission mechanism according to claim 1,
A transmission mechanism characterized in that the torque conversion ratio of each gear pair varies in a sine wave shape.
各歯車対を構成する非円歯車は、楕円歯車であることを特徴とする伝達機構。 The transmission mechanism according to claim 2,
A non-circular gear constituting each gear pair is an elliptical gear.
クランクシャフトに生じる反力トルクをF、α,βを定数、θをクランク角としたときにF≒αsinθ+βsin2θが成立する場合、
第二変動周期は、第一変動周期の1/2であり、
第一歯車対に対する第二歯車対の位相角は、1/4πであることを特徴とする伝達機構。 The transmission mechanism according to claim 3,
When F≈αsinθ + βsin2θ holds when the reaction torque generated in the crankshaft is F, α, β are constants, and θ is the crank angle,
The second fluctuation period is 1/2 of the first fluctuation period,
The phase angle of the second gear pair with respect to the first gear pair is 1 / 4π.
第一歯車対を構成する一対の楕円歯車は、いずれも、同一形状であり、かつ、楕円中心から偏心した点を回転中心とし、
第二歯車対を構成する一対の楕円歯車は、いずれも、同一形状であり、かつ、楕円中心を回転中心とすることを特徴とする伝達機構。 The transmission mechanism according to claim 4,
A pair of elliptical gears constituting the first gear pair are both in the same shape, and a point eccentric from the center of the ellipse is the center of rotation,
A pair of elliptical gears constituting the second gear pair have the same shape, and the transmission mechanism is characterized in that the center of the ellipse is the center of rotation.
クランクシャフトは、4サイクル4気筒エンジンのクランクシャフトであることを特徴とする伝達機構。 The transmission mechanism according to claim 4 or 5,
A transmission mechanism, wherein the crankshaft is a crankshaft of a four-cycle four-cylinder engine.
クランクシャフトの回転の駆動力を出力するスタータモータと、
スタータモータから出力されたトルクをクランクシャフトに伝達する伝達機構と、
を備え、伝達機構は、少なくとも、
一対の非円歯車からなり、当該一対の非円歯車の回転に伴い、トルク伝達比率が第一変動周期で変動する第一歯車対と、
第一歯車対に接続された一対の非円歯車からなり、当該一対の非円歯車の回転に伴い、トルク伝達比率が第一変動周期とは異なる周期である第二変動周期で変動する第二歯車対と、
を備え、
各歯車対同士の変動周期の比率および各歯車対同士の位相角の値は、モータから伝達機構に一定トルクが入力された際に当該伝達機構から出力されるトルクがクランクシャフトに生じる反力トルクに対応するトルクになる値に設定されていることを特徴とする始動装置。 An engine starter that forcibly rotates a crankshaft to start an engine,
A starter motor that outputs the driving force of rotation of the crankshaft;
A transmission mechanism that transmits the torque output from the starter motor to the crankshaft;
And the transmission mechanism is at least
A first gear pair comprising a pair of non-circular gears, and with the rotation of the pair of non-circular gears, the torque transmission ratio varies in a first variation period;
The second gear is composed of a pair of non-circular gears connected to the first gear pair, and the torque transmission ratio fluctuates in a second fluctuation period that is different from the first fluctuation period as the pair of non-circular gears rotate. A pair of gears,
With
The ratio of the fluctuation period between each gear pair and the value of the phase angle between each gear pair are the reaction force torque generated on the crankshaft by the torque output from the transmission mechanism when a constant torque is input from the motor to the transmission mechanism. The starting device is set to a value corresponding to torque.
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---|---|---|---|
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Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
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-
2005
- 2005-06-06 JP JP2005165748A patent/JP2006336622A/en active Pending
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