JP2009204056A

JP2009204056A - バランスシャフト機構における一対のギヤの噛合い構造

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Publication number: JP2009204056A
Application number: JP2008045967A
Authority: JP
Inventors: Masafumi Yamauchi; 雅文山内; Makoto Ishikawa; 誠石川; Jun Hattori; 純服部
Original assignee: Otics Corp
Current assignee: Otics Corp
Priority date: 2008-02-27
Filing date: 2008-02-27
Publication date: 2009-09-10
Anticipated expiration: 2028-02-27
Also published as: JP5028300B2

Abstract

【課題】樹脂製の歯面を備えたドリブン側ギヤの耐久信頼性を向上させることができるバランスシャフト機構における一対のギヤの噛合い構造を提供すること。
【解決手段】バランスシャフト機構１における一対のギヤの噛合い構造は、レシプロエンジンのクランクシャフトに設けた金属製のドライブ側ギヤ１２と、ドライブ側ギヤ１２に噛合する樹脂製の歯面を備え、一対のバランスシャフトを従動回転させるためのドリブン側ギヤ３との噛合い構造である。そして、この噛合い構造においては、ドライブ側ギヤ１２の圧力角α１を、ドリブン側ギヤ３の圧力角α２よりも大きくしている。
【選択図】図５

Description

本発明は、バランスシャフト機構における一対のギヤの噛合い構造に関する。

レシプロエンジンに用いるバランサ機構等においては、駆動する一方のギヤを金属製とし、ギヤ音（ギヤの噛合いにより生じる騒音）を低減する等の目的から、駆動される他方のギヤの歯面を、樹脂製とすることが行われている。
例えば、特許文献１の動力伝達系のギヤ機構においては、金属製の第１のギヤに対して樹脂製の歯面を有する第２のギヤを噛合させ、第２のギヤに設けた減衰機構によって、ギヤの噛合いに伴う共振現象の発生を抑制している。

そして、従来の一対のギヤの噛合い構造においては、いずれのギヤの圧力角も、２０°等の標準の圧力角にしている。
しかしながら、ドライブ側のギヤにエンジンの出力による入力トルクが加わったときには、ドライブ側のギヤの歯面における歯先部分が、ドリブン側のギヤの歯面の歯底部分に強く当接する。そのため、ドリブン側のギヤにおける樹脂製の歯面の摩耗が多くなってしまい、その歯幅（厚み）を大きくせざるを得なかった。

特開２００１−１９３７９４号公報

本発明は、かかる従来の問題点に鑑みてなされたもので、樹脂製の歯面を備えたドリブン側ギヤの耐久信頼性を向上させることができるバランスシャフト機構における一対のギヤの噛合い構造を提供しようとするものである。

第１の発明は、レシプロエンジンのクランクシャフトに設けた金属製のドライブ側ギヤと、該ドライブ側ギヤに噛合する樹脂製の歯面を備え、一対のバランスシャフトを従動回転させるためのドリブン側ギヤとの噛合い構造において、
上記ドライブ側ギヤの圧力角を、上記ドリブン側ギヤの圧力角よりも大きくしたことを特徴とするバランスシャフト機構における一対のギヤの噛合い構造にある（請求項１）。

本発明の一対のギヤの噛合い構造においては、クランクシャフトに設けたドライブ側ギヤの圧力角を、バランスシャフトに設けたドリブン側ギヤの圧力角よりも大きくしている。これにより、ドライブ側ギヤにエンジンの出力による入力トルクが加わったときでも、ドライブ側ギヤの歯面における歯先部分だけが、ドリブン側ギヤの歯面の歯底部分に対して局所的に強く当接することを緩和することができる。そのため、ドリブン側ギヤにおける樹脂製の歯面の摩耗を少なくすることができる。

それ故、本発明のバランスシャフト機構における一対のギヤの噛合い構造によれば、樹脂製の歯面を備えたドリブン側ギヤの耐久信頼性を向上させることができる。

第２の発明は、レシプロエンジンのクランクシャフトの回転を受けて従動回転する一方のバランスシャフトに設けた金属製のドライブ側ギヤと、該ドライブ側ギヤに噛合する樹脂製の歯面を備え、他方のバランスシャフトを従動回転させるためのドリブン側ギヤとの噛合い構造において、
上記ドライブ側ギヤの圧力角を、上記ドリブン側ギヤの圧力角よりも大きくしたことを特徴とするバランスシャフト機構における一対のギヤの噛合い構造にある（請求項２）。

本発明の一対のギヤの噛合い構造においては、一方のバランスシャフトに設けたドライブ側ギヤの圧力角を、他方のバランスシャフトに設けたドリブン側ギヤの圧力角よりも大きくしている。これにより、ドライブ側ギヤにエンジンの出力による入力トルクが加わったときでも、ドライブ側ギヤの歯面における歯先部分だけが、ドリブン側ギヤの歯面の歯底部分に対して局所的に強く当接することを緩和することができる。そのため、ドリブン側ギヤにおける樹脂製の歯面の摩耗を少なくすることができる。

それ故、本発明のバランスシャフト機構における一対のギヤの噛合い構造によっても、樹脂製の歯面を備えたドリブン側ギヤの耐久信頼性を向上させることができる。

上述した第１、第２の発明における好ましい実施の形態につき説明する。
第１、第２の発明において、上記圧力角とは、歯面の倒れ角度のことをいい、半径線と、歯面における基準ピッチ円上の点に対する接線とがなす角（噛合い圧力の作用線と、基準ピッチ円の接線とがなす角）のことをいう（図５参照）。
また、上記ドライブ側ギヤの圧力角は、上記ドリブン側ギヤの圧力角よりも０．２〜０．６°大きくすることができる。
あるいは、上記ドライブ側ギヤの圧力角が上記ドリブン側ギヤの圧力角よりも大きい状態は、ドライブ側ギヤの歯面の刃先における周方向長さ（図５の寸法線Ｌを参照）を、ドリブン側ギヤの歯面の刃先における周方向長さよりも、２０〜５０μｍ短くして形成することができる。

また、ドライブ側ギヤへの入力トルクが大きく設定されているときほど、ドライブ側ギヤの圧力角をドリブン側ギヤの圧力角よりも大きくする量を大きく設定しておくことができる。また、樹脂製の歯面を有するドリブン側ギヤは、熱により歯面が変形するため、熱変形も考慮して、ドライブ側ギヤの圧力角をドリブン側ギヤの圧力角よりも大きくする量を設定することができる。

また、上記ドリブン側ギヤは、圧力角が２０°である標準のギヤから構成し、上記ドライブ側ギヤは、上記標準のギヤよりも圧力角を大きくしたギヤから構成することができる（請求項３）。
この場合には、ドライブ側ギヤの圧力角を調整することによって、容易に、ドライブ側ギヤの圧力角がドリブン側ギヤの圧力角よりも大きい状態を形成することができる。
なお、ドリブン側ギヤは、上記以外にも種々の圧力角のギヤから構成することができる。

また、上記ドライブ側ギヤは、圧力角が２０°である標準のギヤから構成し、上記ドリブン側ギヤは、上記標準のギヤよりも圧力角を小さくしたギヤから構成することもできる（請求項４）。
この場合には、ドリブン側ギヤの圧力角を調整することによって、容易に、ドライブ側ギヤの圧力角がドリブン側ギヤの圧力角よりも大きい状態を形成することができる。
なお、ドライブ側ギヤは、上記以外にも種々の圧力角のギヤから構成することができる。

以下に、本発明のバランスシャフト機構における一対のギヤの噛合い構造にかかる実施例につき、図面と共に説明する。
本例のバランスシャフト機構１における一対のギヤの噛合い構造は、図１〜図４に示すごとく、レシプロエンジン１０のクランクシャフト１１に設けた金属製のドライブ側ギヤ１２と、ドライブ側ギヤ１２に噛合する樹脂製の歯面を備え、一対のバランスシャフト４を従動回転させるためのドリブン側ギヤ３との噛合い構造である。そして、この噛合い構造においては、図５に示すごとく、ドライブ側ギヤ１２の圧力角α１を、ドリブン側ギヤ３の圧力角α２よりも大きくしている。
なお、同図に示すごとく、この圧力角α１、α２とは、半径線Ｒと、歯面における基準ピッチ円Ｃ上の点に対する接線Ａとがなす角（噛合い圧力の作用線Ｂと、基準ピッチ円Ｃの接線Ｄとがなす角）のことをいう。

以下に、本例のバランスシャフト機構１における一対のギヤの噛合い構造につき、図１〜図６を参照して詳説する。
図１〜図４に示すごとく、本例の一対のギヤの噛合い構造は、レシプロエンジン１０の二次振動の発生を低減させるために用いるバランスシャフト機構１に採用している。バランスシャフト機構１は、レシプロエンジン１０のクランクシャフト１１の回転を受けて従動回転する一対のバランスシャフト４をハウジング２に対して回転可能に支持してなる。一対のバランスシャフト４は、互いに噛合して回転するギヤ４１と、偏心荷重を形成するバランスウェイト４２とを、シャフト部４３に設けて構成されている。ハウジング２には、一対のバランスシャフト４のシャフト部４３を回転可能に支持する軸受部２１が形成されている。

本例のクランクシャフト１１におけるドライブ側ギヤ１２及び一方のバランスシャフト４Ａにおけるドリブン側ギヤ３と、一対のギヤ４１とは、いずれもヘリカルギヤ（はすば歯車）によって構成されている。本例のドリブン側ギヤ３は、その全体が樹脂から構成してある。なお、ドリブン側ギヤ３は、金属製の内周部に対して、歯面を有する樹脂製の外周部を嵌合又は結合して形成したものとすることもできる。
また、ギヤ騒音を低減するために、ドリブン側ギヤ３を設けた一方のバランスシャフト４Ａに設けた一方のギヤ４１Ａは金属製であり、他方のバランスシャフト４Ｂに設けた他方のギヤ４１Ｂは樹脂製である。なお、他方のギヤ４１Ｂは、金属製の内周部に対して、歯面を有する樹脂製の外周部を嵌合又は結合して形成したものとすることもできる。

また、本例においては、図５に示すごとく、ドライブ側ギヤ１２の圧力角α１を調整することによって、ドライブ側ギヤ１２の圧力角α１がドリブン側ギヤ３の圧力角α２よりも大きい状態を形成した。すなわち、本例のドリブン側ギヤ３は、圧力角α２が２０°である標準のギヤから構成してあり、本例のドライブ側ギヤ１２は、上記標準のギヤよりも圧力角α１を大きくしたギヤから構成してある。
同図において、ドライブ側ギヤ１２において、標準のギヤの各歯面を二点鎖線Ｐで示し、圧力角α１を大きくした状態を実線Ｑで示す。噛合いの作用線Ｂの終端部分に存在するドライブ側ギヤ１２の歯面の刃先部分（同図のａ点付近）においては、ドライブ側ギヤ１２の歯面の圧力角α１を大きくすることにより、この歯面の刃先部分と、ドリブン側ギヤ３の歯面とが当接し難くなることがわかる。

これに対し、図６に示すごとく、ドライブ側ギヤ１２の圧力角α１がドリブン側ギヤ３の圧力角α２よりも大きい状態は、ドリブン側ギヤ３の圧力角α２を調整することによっても形成することができる。この場合には、ドライブ側ギヤ１２を、圧力角α１が２０°である標準のギヤから構成し、ドリブン側ギヤ３を、上記標準のギヤよりも圧力角α２を小さくしたギヤから構成することができる。
同図において、ドリブン側ギヤ３において、標準のギヤの各歯面を二点鎖線Ｘで示し、圧力角α２を小さくした状態を実線Ｙで示す。噛合いの作用線Ｂの終端部分に存在するドライブ側ギヤ１２の歯面の刃先部分（同図のａ点付近）においては、ドリブン側ギヤ３の歯面の圧力角α２を小さくすることにより、ドライブ側ギヤ１２の歯面の刃先部分と、ドリブン側ギヤ３の歯面とが当接し難くなることがわかる。

図２に示すごとく、本例のレシプロエンジン１０は、直列４気筒のレシプロエンジン１０であり、２つのピストン１３が上死点Ｕに位置するときに、残りの２つのピストン１３が下死点Ｌに位置するよう構成されている。また、各ピストン１３は、クランクシャフト１１に設けられたクランクアーム１１１に、コンロッド１４を介して接続されている。また、クランクアーム１１１には、コンロッド１４を接続した側と反対側にカウンターウェイト１１２が形成されている。

また、図１に示すごとく、バランスシャフト機構１は、ドリブン側ギヤ３をドライブ側ギヤ１２に噛合させ、ハウジング２をエンジンのシリンダーブロック５に螺合することによって、エンジンに取り付けられる。
本例のドライブ側ギヤ１２及びドリブン側ギヤ３は、クランクシャフト１１において、４つのピストン１３のうち最も外側に位置するピストン１３とその内側に位置するピストン１３との間に対応する位置に設けてある。

また、ドリブン側ギヤ３の基準ピッチ円直径及び歯数は、ドライブ側ギヤ１２の基準ピッチ円直径及び歯数の半分になっている。また、一対のバランスシャフト４のギヤ４１は、基準ピッチ円直径及び歯数が互いに同じになっている。そして、クランクシャフト１１が１回転すると、ドリブン側ギヤ３及び一対のバランスシャフト４のギヤ４１が２回転するようになっている。

また、図１に示すごとく、バランスウェイト４２は、クランクシャフト１１に接続される各ピストン１３が上死点Ｕ又は下死点Ｌにあるときに、ピストン１３から離れる方向にバランス力を作用させるよう構成されている。
すなわち、本例においては、図２に示すごとく、４気筒の両端に位置する第１、第４ピストン１３Ａ、Ｄが上死点Ｕにあり、残りの第２、第３ピストン１３Ｂ、Ｃが下死点Ｌにあるときに、バランスウェイト４２は、各ピストン１３から離れる方向にバランス力を発生させる。また、図示は省略するが、第１、第４ピストン１３Ａ、Ｄが下死点Ｌにあり、第２、第３ピストン１３Ｂ、Ｃが上死点Ｕにあるときにも、バランスウェイト４２は、各ピストン１３Ａ〜Ｄから離れる方向にバランス力を発生させる。

一方、図３に示すごとく、第１〜第４ピストン１３Ａ〜Ｄが上死点Ｕと下死点Ｌとの中間位置Ｍにあるときには、バランスウェイト４２は、各ピストン１３Ａ〜Ｄに近づく方向にバランス力を発生させる。また、一対のバランスシャフト４が互いに逆方向に回転することにより、一対のバランスウェイト４２は、互いに最も接近する位置関係と、互いに最も離れる位置関係とを形成する。
こうして、各ピストン１３Ａ〜Ｄ及びコンロッド１４の往復運動により発生する慣性力及び慣性偶力等の作用方向とは逆方向にバランスウェイト４２によるバランス力（慣性力）を作用させて、レシプロエンジン１０の二次振動の発生を低減させることができる。

本例の一対のギヤの噛合い構造においては、クランクシャフト１１に設けたドライブ側ギヤ１２の圧力角α１を、一方のバランスシャフト４Ａに設けたドリブン側ギヤ３の圧力角α２よりも大きくしている。これにより、ドライブ側ギヤ１２にエンジンの出力による入力トルクが加わったときでも、ドライブ側ギヤ１２の歯面における歯先部分だけが、ドリブン側ギヤ３の歯面の歯底部分に対して局所的に強く当接することを緩和することができる（図５参照）。そのため、一方のバランスシャフト４Ａのドリブン側ギヤ３における樹脂製の歯面の摩耗を少なくすることができる。

また、上記のごとく、一方のバランスシャフト４Ａに設けたドライブ側ギヤ４１Ａは金属製であり、他方のバランスシャフト４Ｂに設けたドリブン側ギヤ４１Ｂの歯面は樹脂製である。そして、上記クランクシャフト１１と一方のバランスシャフト４Ａとの関係と同様に、一方のバランスシャフト４Ａにおけるドライブ側ギヤ４１Ａの圧力角を、他方のバランスシャフト４Ｂにおけるドリブン側ギヤ４１Ｂの圧力角よりも大きくすることもできる。

これにより、一方のバランスシャフト４Ａにおけるドライブ側ギヤ４１Ａにエンジンの出力による入力トルクが加わったときでも、ドライブ側ギヤ４１Ａの歯面における歯先部分だけが、他方のバランスシャフト４Ｂにおけるドリブン側ギヤ４１Ｂの歯面の歯底部分に対して局所的に強く当接することを緩和することができる。そのため、他方のバランスシャフト４Ｂのドリブン側ギヤ４１Ｂにおける樹脂製の歯面の摩耗を小さくすることができる。

それ故、本例のバランスシャフト機構１における一対のギヤの噛合い構造によれば、樹脂製の歯面を備えたドリブン側ギヤ３、４１Ｂの耐久信頼性を向上させることができる。

実施例における、バランスシャフト機構をクランクシャフトの軸方向から見た状態で示す説明図。実施例における、レシプロエンジンに取り付けたバランスシャフト機構を、クランクシャフトの側方から見た状態で示す説明図。実施例における、レシプロエンジンに取り付けたバランスシャフト機構を、クランクシャフトの側方から見た状態で示す説明図。実施例における、バランスシャフト機構をクランクシャフトの方向から見た状態の断面で示す説明図。実施例における、クランクシャフトのドライブ側ギヤと一方のバランスシャフトのドリブン側ギヤとが噛合う状態を示す説明図。実施例における、クランクシャフトのドライブ側ギヤと一方のバランスシャフトのドリブン側ギヤとが噛合う状態を示す説明図。

符号の説明

１バランスシャフト機構
１０レシプロエンジン
１１クランクシャフト
１２ドライブ側ギヤ
２ハウジング
３ドリブン側ギヤ
４バランスシャフト
４１ギヤ
４２バランスウェイト
α１、α２圧力角

Claims

レシプロエンジンのクランクシャフトに設けた金属製のドライブ側ギヤと、該ドライブ側ギヤに噛合する樹脂製の歯面を備え、一対のバランスシャフトを従動回転させるためのドリブン側ギヤとの噛合い構造において、
上記ドライブ側ギヤの圧力角を、上記ドリブン側ギヤの圧力角よりも大きくしたことを特徴とするバランスシャフト機構における一対のギヤの噛合い構造。
レシプロエンジンのクランクシャフトの回転を受けて従動回転する一方のバランスシャフトに設けた金属製のドライブ側ギヤと、該ドライブ側ギヤに噛合する樹脂製の歯面を備え、他方のバランスシャフトを従動回転させるためのドリブン側ギヤとの噛合い構造において、
上記ドライブ側ギヤの圧力角を、上記ドリブン側ギヤの圧力角よりも大きくしたことを特徴とするバランスシャフト機構における一対のギヤの噛合い構造。
請求項１又は２において、上記ドリブン側ギヤは、圧力角が２０°である標準のギヤからなり、
上記ドライブ側ギヤは、上記標準のギヤよりも圧力角を大きくしたギヤからなることを特徴とするバランスシャフト機構における一対のギヤの噛合い構造。
請求項１又は２において、上記ドライブ側ギヤは、圧力角が２０°である標準のギヤからなり、
上記ドリブン側ギヤは、上記標準のギヤよりも圧力角を小さくしたギヤからなることを特徴とするバランスシャフト機構における一対のギヤの噛合い構造。