JP2010078043A - 動力伝達装置及びその設計方法 - Google Patents

Abstract

【課題】チェーンのピン間のピッチの相違に起因する騒音を低減すること。
【解決手段】一対の内側プレート及び前記内側プレートの両端部間にそれぞれ設けられたブッシュを備えた内側リンクと、一対の外側プレートを備えた外側リンクとを、前記ブッシュを挿通するピンにより交互に連結したエンドレスチェーンと、第１及び第２のスプロケットを少なくとも含み、前記エンドレスチェーンが巻き回される複数のスプロケットと、前記エンドレスチェーンのうち、前記第１のスプロケットと前記第２のスプロケットとの間の走行部分の一部に当接する当接部材と、を備えた動力伝達装置において、前記当接部材と前記エンドレスチェーンとの当接部分の端部のうち、前記第２のスプロケット側の端部から、前記第２のスプロケットと前記エンドレスチェーンとの噛み合い部分の端部のうち、前記当接部材側の端部までの区間における前記内側リンク及び前記外側リンクの総数が偶数であることを特徴とする。
【選択図】図２

Description

本発明は、チェーン駆動による動力伝達装置の騒音低減技術に関する。

チェーン駆動の動力伝達装置では、チェーンがスプロケットに噛み合う時の衝撃に起因して騒音が発生する。この騒音を低減するために、例えば、特許文献１にはスプロケットに衝撃吸収用のリングを設けたものが開示されている。また、チェーンの張力を調節するテンショナや、チェーンの走行を案内するガイドを設けてチェーンのたるみ等を防止することにより、騒音を低減するものも知られている。

特開平１１−２３１２号公報

一般に、ブッシュチェーンやローラチェーンは、内側リンクと外側リンクとを、ピンを用いて、交互に連結して構成されており、内側リンクのプレートの両端部間には、それぞれ、ピンが挿通するブッシュが設けられている。このブッシュの外周面は内側リンクの孔との摩擦により、また、内周面はピンとの摩擦により、磨耗する。この磨耗に起因して、チェーンの使用により、内側リンクのピン間のピッチは長くなる傾向にあり、チェーン全長が長くなる。そこで、通常は、設計上、ブッシュの磨耗を見込んで、内側リンクのピン間のピッチが、外側リンクのピン間のピッチよりも長く設定されており、チェーンの使用によるブッシュの磨耗の進行に伴って、これらのピッチが略一致するようにされている。

上述したテンショナやガイドは、騒音低減に一定の効果があるが、使用時の初期段階において騒音の発生が認められる場合があり、この騒音は、上述したピン間のピッチの相違と相関があると考えた。

本発明の目的は、チェーンのピン間のピッチの相違に起因する騒音を低減することにある。

本発明によれば、一対の内側プレート及び前記内側プレートの両端部間にそれぞれ設けられたブッシュを備えた内側リンクと、一対の外側プレートを備えた外側リンクとを、前記ブッシュを挿通するピンにより交互に連結したエンドレスチェーンと、第１及び第２のスプロケットを少なくとも含み、前記エンドレスチェーンが巻き回される複数のスプロケットと、前記エンドレスチェーンのうち、前記第１のスプロケットと前記第２のスプロケットとの間の走行部分の一部に当接する当接部材と、を備えた動力伝達装置において、前記当接部材と前記エンドレスチェーンとの当接部分の端部のうち、前記第２のスプロケット側の端部から、前記第２のスプロケットと前記エンドレスチェーンとの噛み合い部分の端部のうち、前記当接部材側の端部までの区間における前記内側リンク及び前記外側リンクの総数が偶数であることを特徴とする動力伝達装置が提供される。

この動力伝達装置では、前記区間における前記内側リンク及び前記外側リンクの総数が偶数である。仮に奇数とすると、該区間において、前記内側リンクの数が前記外側リンクの数よりも多い状態と、その逆の状態とが交互に発生し、該区間における前記チェーンの長さが変動する。この変動が騒音の要因となるところ、本発明は、該区間における前記チェーンの長さが一定となるため、騒音を低減できる。

本発明においては、前記第１のスプロケットが、相対的に大径の駆動側スプロケットであり、前記第２のスプロケットが、相対的に小径の従動側スプロケットであり、前記エンドレスチェーンの前記走行部分の走行方向が、前記第１のスプロケットから前記第２のスプロケットへ向かう方向であり、前記当接部材が、前記エンドレスチェーンの張力を調整するテンショナを構成する可動の部材であってもよい。

この構成によれば、チェーンの振れが生じ易く、振動が生じ易い部位において、騒音を低減できる。

また、本発明においては、前記動力伝達装置は、エンジンのクランクシャフトと、前記エンジンのバランサシャフトとの間で動力を伝達し、前記第１のスプロケットが前記クランクシャフトに取り付けられ、前記第２のスプロケットが前記バランサシャフトに取り付けられてもよい。

この構成によれば、回転変化が激しいエンジンにおいて、チェーン騒音が発生し易い機構について、騒音を低減できる。

また、本発明においては、前記エンドレスチェーンは、前記ブッシュが挿通するローラを有するローラチェーンであってもよい。また、該ローラを有しないブッシュチェーンであってもよい。

また、本発明によれば、一対の内側プレート及び前記内側プレートの両端部間にそれぞれ設けられたブッシュを備えた内側リンクと、一対の外側プレートを備えた外側リンクとを、前記ブッシュを挿通するピンにより交互に連結したエンドレスチェーンと、第１及び第２のスプロケットを少なくとも含み、前記エンドレスチェーンが巻き回される複数のスプロケットと、前記エンドレスチェーンのうち、前記第１のスプロケットと前記第２のスプロケットとの間の走行部分の一部に当接する当接部材と、を備えた動力伝達装置の設計方法において、前記当接部材と前記エンドレスチェーンとの当接部分の端部のうち、前記第２のスプロケット側の端部から、前記第２のスプロケットと前記エンドレスチェーンとの噛み合い部分の端部のうち、前記当接部材側の端部までの区間における前記内側リンク及び前記外側リンクの総数を偶数とすることを特徴とする動力伝達装置の設計方法が提供される。

以上述べた通り、本発明によれば、チェーンのピン間のピッチの相違に起因する騒音を低減することができる。

＜動力伝達装置の構成例＞
図１は本発明の一実施形態に係る動力伝達装置Ａを適用したエンジン１００の概略図である。軸受構造が適用されたエンジンＡの概略図である。エンジン１００は、４サイクル直列４気筒ガソリンレシプロエンジンであるが、本発明は、他の気筒列配置、気筒数、或いはディーゼル形式等、他の種類のエンジンにも適用可能である。また、本発明はエンジン以外の装置にも適用可能である。

エンジン１００は、シリンダヘッド１０１、シリンダブロック１０２を備える。シリンダヘッド１０１には、吸気側のカム軸１０３と、排気側のカム軸１０４とが回転自在に支持されており、クランクシャフト１０５の駆動力が不図示の動力伝達機構により伝達されて回転し、それぞれ吸気バルブ１０３ａ、排気バルブ１０４ａを往復運動させる。本実施形態では、動弁機構がＤＯＨＣ形式に構成されており、吸気バルブ１０３ａ、排気バルブ１０４ａは１気筒あたりそれぞれ２つずつ設けられて、燃焼室に臨む吸気ポート、排気ポートを開閉する。

シリンダブロック１０２には、気筒列方向に延びるクランクシャフト１０５が回転自在に支持されている。クランクシャフト１０５のクランクピン１０５ａにはコンロッド１０６の下端が回転自在に連結され、コンロッド１０６の上端にはピストン１０７が揺動自在に連結されている。図１においてコンロッド１０６及びピストン１０７は１気筒分のみ図示している。

クランクシャフト１０５の下方には、気筒列方向と直交する方向に並設され、気筒列方向に延びる一対のバランサシャフト１１０、１２０が設けられている。バランサシャフト１１０、１２０は、それぞれ、その軸心から偏心して設けられたウエイト部１１１、１２１と、互いに噛合するギヤ部１１２、１２２と、を備える。ウエイト部１１１、１２１は、気筒列方向最前端の気筒（つまり、第１気筒）と、最後端の気筒（つまり、第４気筒）との間に位置しており、本実施形態では、第２気筒の下方に位置している。ギヤ部１１２、１２２は、例えば、ヘリカルギヤであり、歯数は同数とされて、バランサシャフト１１０、１２０を同期的に回転させる。バランサシャフト１１０は、ギヤ部１１２から気筒列方向前側に延設された延長軸部１１０ａを有している。

動力伝達装置Ａは、ローラチェーン１０と、スプロケット１及び２と、チェーンガイド２０及びチェーンレバー３０を備える。スプロケット１は、クランクシャフト１０５の端部に固定された駆動側のスプロケットであり、スプロケット２は、バランサシャフト１１０の延長軸部１１０ａの端部に固定された従動側のスプロケットである。ローラチェーン１０は、スプロケット１及び２に巻き回されたエンドレスチェーンであり、クランクシャフト１０５の回転力をバランサシャフト１１０に伝達する。これにより、バランサシャフト１１０は回転し、また、ギヤ部１１２、１２２を介してバランサシャフト１２０もバランサシャフト１１０と同期的に回転する。バランシャシャフト１１０、１２０の回転により、エンジン１００の振動を低減することができる。

図２は、シリンダブロック１０２の前端面を示す図及び要部拡大図であり、動力伝達装置Ａ周辺の構成を示す。スプロケット１とスプロケット２とは、スプロケット１が、相対的に大径、スプロケット２が、相対的に小径となっており、本実施形態の場合、スプロケット２の直径はスプロケット１の直径の約１／２となっている。したがって、バランサシャフト１１０及び１２０は、クランクシャフト１０５の回転数の２倍速で回転されることになる。

図２において、矢印ｄ１はスプロケット１の回転方向（つまり、クランクシャフト１０５の回転方向）を示し、矢印ｄ２はローラチェーン１０の走行方向を示す。スプロケット１は時計回りに回転している。このため、スプロケット１の軸心とスプロケット２の軸心とを通る線を仮想した場合、その仮想線の右側はローラチェーン１０の緩み側、左側はローラチェーンの緊張側となる。そして、ローラチェーン１０の走行方向は、上記仮想線の右側では、スプロケット１からスプロケット２へ向かう方向となり、左側では、スプロケット２からスプロケット１へ向かう方向となる。

チェーンガイド２０及びチェーンレバー３０は、それぞれ、ローラチェーン１０が摺接する当接面２０ａ、３０ａを有し、スプロケット１とスプロケット２との間のローラチェーン１０の走行部分の一部に当接する当接部材である。チェーンガイド２０は、ローラチェーン１０の緊張側に配置されており、シリンダブロック１０２に不動に固定されている。チェーンレバー３０は、ローラチェーン１０の緩み側に配置されており、取付部材３１を介してシリンダブロック１０２に、該取付部材３１を回動中心として回動可能に固定された可動の部材である。

チェーンレバー３０の近傍には、アクチュエータ４０が配置されている。アクチュエータ４０は、その内部にスプリングを有し、該スプリングの付勢力でピストン４０ａが矢印ｄ３にチェーンレバー３０を押圧する。つまり、チェーンレバー３０とアクチュエータ４０とは、ローラチェーン１０の張力を調整するチェーンテンショナを構成してローラチェーン１０の緩み側において、たるみの発生を防止する。アクチュエータ４０にはエンジン１００内を循環するオイルが供給され、ローラチェーン１０からの反力によるピストン４０ａの振動を減衰する。

次に、図３（ａ）を参照してローラチェーン１０の構成を説明する。図３（ａ）はローラチェーン１０の分解斜視図である。ローラチェーン１０は、一般的なローラチェーンであり、内側リンク１１と、外側リンク１２と、をピン１３により交互に連結して構成されている。

内側リンク１１は、一対の内側プレート１１ａと、ブッシュ１１ｂと、ローラ１１ｃと、を備える。ブッシュ１１ｂは、内側プレート１１ａの両端部間にそれぞれ設けられ、内側プレート１１ａの孔に圧入される。ローラ１１ｃには、ブッシュ１１ｂが挿通し、一対の内側プレート１１ａ間に保持される。外側リンク１２は、一対の外側プレート１２ａを備える。しかして、ブッシュ１１ｂにピン１３を挿通し、かつ、外側プレート１２ａの孔にピン１３を圧入することで、内側リンク１１と外側リンク１２とが連結される。

ここで、ローラチェーン１０はその使用によりブッシュ１１ｂの両端部外周面及び内周面が磨耗することが知られている。ブッシュ１１ｂの両端部外周面は内側リンク１１の孔の周壁との摩擦により、また、ブッシュ１１ｂの内周面はピン１３との摩擦により、それぞれ磨耗する。その結果、ローラチェーン１０の使用により、内側リンク１１について、ピン１３間のピッチが長くなる。

そこで、一般には、設計上、図３に示す内側リンク１１のピン１３間のピッチＰｉは、外側リンク１２のピン１３間のピッチＰｏよりも僅かに小さくされている。ローラチェーン１０の使用により上述した磨耗が進行すると、ピッチＰｉが徐々に長くなり、磨耗の進行が治まる頃にピッチＰｏに略等しくなる。

本発明は、このピッチＰｉ、Ｐｏの相違に起因して、特に新品のローラチェーン１０の使用開始後の一定の期間に騒音が生じ易いことに着目したものである。

ローラチェーン１０の騒音は、その緊張側よりも緩み側で生じ易く、特に、従動側のスプロケット２の、ローラチェーン１０の噛み始め部分においては、スプロケット２の歯とローラチェーン１０との衝突により、騒音が生じ易い。

図２の要部拡大図は、スプロケット２の、ローラチェーン１０の噛み始め部分近傍の破線円Ｒで囲む領域の拡大図である。本実施形態では、チェーンレバー３０の当接面３０ａとローラチェーン１０との当接部分の端部のうち、スプロケット２側の端部から、スプロケット２とローラチェーン１０との噛み合い部分の端部のうち、チェーンレバー３０の端部までの区間ＦＳにおける内側リンク１１及び外側リンク１２の総数を偶数としている。これにより、スプロケット２の、ローラチェーン１０の噛み始め部分において生じる騒音を低減できる。その理由は以下の通りである。

区間ＦＳは、チェーンレバー３０及びスプロケット２による拘束がない、自由域であるため、区間ＦＳ内でローラチェーン１０は振動し得る。この振動を抑制できれば、騒音を低減できることになる。

区間ＦＳにおける内側リンク１１及び外側リンク１２の総数が奇数であると、これらのリンクのうち、いずれか一方のリンクの数が多くなるため、区間ＦＳでのローラチェーン１０の長さＬは、ピッチＰｉ、Ｐｏの相違分だけ、ローラチェーン１０の走行により時間的に変動する。つまり、区間ＦＳにおける内側リンク１１及び外側リンク１２の総数をＮ＋１個とすると（Ｎは偶数）、
Ｌ＝Ｎ／２×（Ｐｉ＋Ｐｏ）＋Ｐｏ、又は、
Ｌ＝Ｎ／２×（Ｐｉ＋Ｐｏ）＋Ｐｉ
となり、このような長さが異なる状態が交互に繰り返され、ローラチェーン１０の張力変動が生じる。その結果、区間ＦＳ内でローラチェーン１０は弦振動を生じえる。

一方、区間ＦＳにおける内側リンク１１及び外側リンク１２の総数が偶数（Ｎ）であると、
Ｌ＝Ｎ／２×（Ｐｉ＋Ｐｏ）
となり、時間的に変動せず、一定である。よって、騒音を低減できる。

図２の例の場合、区間ＦＳにおける内側リンク１１及び外側リンク１２の総数は４つとしており、内側リンク１１が２つ（＃２、＃４）、外側リンク１２も２つ（＃３、＃４）である。区間ＦＳは、ローラチェーン１０がチェーンレバー３０及びスプロケット２による実質的に拘束されない区間を基準として特定する。

このため、チェーンレバー３０の当接面３０ａとローラチェーン１０との当接部分の端部のうち、スプロケット２側の端部は、ローラチェーン１０の走行方向で、当接面３０ａに当接する最先頭のリンク（図２の例では、外側リンク１２（＃１）が当接する部分とする。

また、スプロケット２とローラチェーン１０との噛み合い部分の端部のうち、ローラ１１ｃがスプロケット２と最初に完全に噛み合っている部分（図２の例では、内側リンク１１（＃４）のローラ１１ｃのうち、ローラチェーン１０の走行方向前方側のローラ１１ｃ）とする。なお、本実施形態では、ローラチェーン１０を採用した場合を例示しているが、これに代えてブッシュチェーン（ローラチェーンのローラが無いもの）も採用可能であり、この場合、ブッシュがスプロケット２と完全に噛み合っている部分とする。

次に、動力伝達装置Ａを設計するにあたり、区間ＦＳにおける内側リンク１１及び外側リンク１２の総数は、例えば、
○スプロケット１とスプロケット２との軸間距離、
○チェーンレバー３０の当接面３０ａの形状、
○アクチュエータ４０によるローラチェーン１０の付勢力（ピストン４０ａの突出量）、
により調整できる。

通常、動力伝達装置Ａが駆動中の場合と、停止中の場合とでは、ローラチェーン１０の長さが異なる。つまり、停止中の場合、ローラチェーン１０には張力が発生していないため、駆動中の場合と、区間ＦＳにおける内側リンク１１及び外側リンク１２の総数が変わる場合がある。よって、区間ＦＳにおける内側リンク１１及び外側リンク１２の総数は、動力伝達装置Ａが駆動中の場合を基準として設計する。この設計のため、動力伝達装置Ａが駆動中の場合の、内側リンク１１及び外側リンク１２の総数の確認は、例えば、
○コンピュータシミュレーションにより確認する、
○区間ＦＳにおけるローラチェーン１０を高速カメラで撮影し、その画像から確認する、
ことが挙げられる。

次に、図３（ｂ）は、区間ＦＳにおける内側リンク１１及び外側リンク１２の総数（以下、総リンク数という）が異なるエンジン１００を作成し、その騒音レベルを測定した実験結果を示す。総リンク数は、スプロケット１とスプロケット２との軸間距離の変更、及び、ローラチェーン１０の伸び率（ピストン４０ａの突出量）を変えることで設定し、仕様が同じローラチェーン１０を使用した。

スプロケット１とスプロケット２との軸間距離は、総リンク数が３つのものと、４つのものとで共通であり、ローラチェーン１０の伸び率は総リンク数が４つのものと５つのものとで共通である。騒音レベルは、エンジン１００の回転数を１７００から２４００ｒｐｍまで段階的に変更し、各回転数での騒音レベルの平均値とした。

図３（ｂ）の実験結果から、総リンク数が偶数（４つ）の場合に、騒音レベルの低下が見られ、総リンク数が偶数か、奇数かであることと、騒音レベルとの間に相関関係があることが実験上でも明らかになった。

次に、上記の通り、区間ＦＳにおける内側リンク１１及び外側リンク１２の総数を偶数とすることで、騒音低減に効果があるが、区間ＦＳにおける内側リンク１１及び外側リンク１２の総数は、より少ない方が好ましい。ローラチェーン１０は、ピン１３を曲折点とするため、リンク数が多いほど、曲折点数が多くなり、振動モードの次数が増加する。

図４（ａ）乃至（ｃ）は振動モードの説明図であり、内側リンク１１及び外側リンク１２をそれぞれ２つ、総数で４つのリンクの振動モードを示している。図４（ａ）は１次振動モード、図４（ｂ）は２次振動モード、図４（ｃ）は３次振動モードを示している。総数を４つとした場合、このように１次〜３次の振動モードで振動し得る。総数を５つとした場合は、１次〜４次の振動モードで振動し得る。こうして、リンクの総数が多いほど、振動モードの次数が増加する。振動モードの次数が多いということは、共振回転数領域の数がそれだけ多くなる。よって、区間ＦＳにおける内側リンク１１及び外側リンク１２の総数を、より少なくすることは、共振回転数領域の数を減らすという意味において騒音低減効果がある。但し、リンクの総数を余り少なくすると、駆動抵抗が大きくなる場合がある。このため、区間ＦＳにおける内側リンク１１及び外側リンク１２の総数は、４以上であることが好ましく、４つが最適である。

次に、本実施形態では、チェーンレバー３０とスプロケット２との間の区間ＦＳについて、内側リンク１１及び外側リンク１２の総数を偶数としたが、スプロケット２とチェーンガイド２０との間の区間、チェーンガイド２０とスプロケット１との間の区間、或いは、スプロケット１とチェーンレバー３０との間の区間、について内側リンク１１及び外側リンク１２の総数を偶数としてもよい。尤も、ローラチェーン１０の騒音は、ローラチェーン１０の緩み側で、従動側のスプロケット２の噛み始めにおいて発生し易いため、チェーンレバー３０とスプロケット２との間の区間ＦＳについて、内側リンク１１及び外側リンク１２の総数を偶数とすることは、騒音低減に特に有効である。

また、本実施形態では、ローラチェーン１０が巻き回されるスプロケットの数を２つとしたが、３以上の構成であってもよい。

また、本実施形態では、クランクシャフト１０５と、バランサシャフト１１０との間の駆動力伝達に本発明を適用した場合を例示したが、適用例はこれに限られない。尤も、回転変化が激しいエンジンにおいて、バランサシャフトの動力伝達機構はチェーン騒音が発生し易いところ、本実施形態ではその騒音を効果的に低減できる。

＜バランサ装置の構成例＞
バランサシャフト１１０は、偏心したウエイト部１１１を有するため、その回転により振動し、騒音の発生源となり易い。ここでは、バランサシャフト１１０に起因する騒音を低減する構成について説明する。このバランサシャフトに起因する騒音の低減構成は、上述した、区間ＦＳにおける内側リンク１１及び外側リンク１２の総数を偶数とする構成と併用することで、チェーン騒音とバランサシャフトに起因する騒音との双方が低減でき、全体として騒音低減効果を更に高めることができるが、バランサシャフトに起因する騒音の低減構成のみをエンジンに採用することもできる。

図５は、図２の線Ｘ−Ｘに沿うエンジン１００の断面図である。バランサシャフト１１０及び１２０は、ケース２１０に組み込まれてバランサ装置２００としてユニット化されている。なお、図５において、バランシャシャフト１２０は図示されていないが、バランサシャフト１１０の奥手側においてケース２１０に組み込まれている。

図５において、シリンダブロック１０２は、その下部に、クランクシャフト１０５の下方に位置するロアブロック１０２ａを備えており、バランサ装置２００はロアブロック１０２ａの下面に固定されている。ケース２１０は、上部ケース部２１１と、下部ケース部２１２と、を有し、これらの間にバランサシャフト１１０及び１２０が軸支されている。

上部ケース部２１１と下部ケース部２１２とは、それぞれ、軸受部２２０、２２１を有する。バランサシャフト１１０は、ウエイト部１１１を挟むようにその両側部で軸受部２２０、２２１に回転自在に支持されており、軸受部２２０は、ウエイト部１１１とギヤ部１１２との間の部分を軸支し、軸受部２２０はバランサシャフト１１０の気筒列方向後端部を軸支している。バランサシャフト１２０側の軸受構造については、図５においては不図示であるが、バランサシャフト１１０と同様に、ウエイト部１２１とギヤ部１２２との間の部分と、気筒列方向後端部と、において軸支されている。

バランサシャフト１１０に関し、延長軸部１１０ａについては、上部ケース部２１１及び下部ケース部２１２との間に空隙２３０が形成され、軸支されていない。

ここで、バランサシャフト１１０及び１２０のウエイト部１１１、１２１は、上記の通り、エンジン１００の第２気筒の下方に位置しているが、エンジン１００の振動を低減するためには、このように気筒列方向で中央付近下方にウエイト部１１１、１２１が位置することになる。

一方、駆動側のバランサシャフト１１０は、シリンダブロック１０２の前端面側で駆動力を伝達することが必要となるために、延長軸部１１０ａを有し、その気筒列方向前端部にスプロケット２が取り付けられている。延長軸部１１０ａが駆動力の入力部であるスプロケット２をその端部に有しており、かつ、スプロケット２から軸受部２２０が離間していることから、従来では、延長軸部１１０ａもケース２１０により軸支すべく、空隙２３０の部位に軸受を設けた構成としている。本実施形態は、延長軸部１１０ａをケース２１０により軸支しないことにより、騒音低減を図ったものである。その理由は以下の通りである。

バランサシャフトに起因する騒音は、バランサシャフト１１０とケース２１０との共振により生じる。バランサシャフト１１０の振動は、軸支箇所からケース２１０へ伝達する。そこで、軸支箇所と騒音とに相関関係があると考えた。

従来の構造における、駆動側のバランサシャフト１１０の３箇所の軸支箇所のうち、延長軸部１１０ａの軸支箇所は、ウエイト部１１１から最も離れており、したがって、バランシャシャフト１１０の径方向の振動が最も強く作用すると考えられる。加えて、延長軸部１１０ａの軸支箇所は、スプロケット２に最も近いため、駆動力の入力によるシャフトの曲げ力が最も強く作用する。つまり、３箇所の軸支箇所のうち、延長軸部１１０ａの軸支箇所において振動エネルギが最も大きいと考えた。そして、そのシャフトの振動が直接軸支部からケースに伝わり、共振現象により騒音の増大につながっている。

そこで、上記の通り、延長軸部１１０ａにおいて軸支しない構成を採用したところ、バランサ装置２００から発生する騒音を低減することができた。

このようにエンジン１００のバランサ装置２００は、
１． 一方端部に回転駆動力が入力される駆動輪（２）が設けられ、ウエイト部（１１１）を有する駆動側のバランサシャフト（１１０）と、
ウエイト部（１２１）を有する従動側のバランサシャフト（１２０）と、
前記両バランサシャフト（１１０、１２０）を並列姿勢で軸支する軸受部を備えたケース（２１０）と、
を備えたバランサ装置において、
前記両バランサシャフトに対する軸受部が、
前記ウエイト部を挟むように配置された第１軸受部（２２０）と、第２軸受部（２２１）と、のみからなり、
前記駆動側のバランサシャフトの前記第１軸受部は、前記一方端部よりも前記ウエイト部側に位置していることを特徴とする。

この構成によれば、駆動側のバランサシャフトの軸支箇所を２ヶ所とし、かつ、記第１軸受部を前記ウエイト部寄りに配置することで、騒音を低減することができる。つまり、駆動側のバランサシャフトの駆動力の入力端側の強い曲げ力がその付近から直接ケースに伝わることがなくなり、ケースでの共振が抑制され、騒音の低減が図れる。前記駆動輪は代表的にはスプロケットであるが、例えば、ベルト伝動の場合、プーリでもよい。

また、この構成によれば、記第１及び第２軸受部を前記ウエイト部に近接させたことで、前記バランサシャフトから前記ケースに伝達される振動エネルギをより小さくし、騒音を低減することができる。

また、上記バランサ装置は、
２． 前記両バランサシャフトは、同期的に回転させる駆動側ギヤ部（１１２）及び従動側ギヤ部（１２２）を備え、
前記両ギヤ部が、前記第１又は第２軸受部の前記ウエイト部とは反対側に配置されたことを特徴とする。

この構成によれば、前記両ギヤ部近傍に前記各軸受部が位置することにより、前記両ギヤ部周辺の軸支力を確保しながら騒音を低減できる。

図１は本発明の一実施形態に係る動力伝達装置Ａを適用したエンジン１００の概略図である。 シリンダブロック１０２の前端面を示す図及び要部拡大図である。 （ａ）はローラチェーン１０の分解斜視図、（ｂ）は騒音試験の結果を示す図である。 （ａ）乃至（ｃ）は振動モードの説明図である。 図２の線Ｘ−Ｘに沿うエンジン１００の断面図である。

符号の説明

Ａ 動力伝達装置
１、２ スプロケット
１０ ローラチェーン
１１ 内側リンク
１１ａ 内側プレート
１１ｂ ブッシュ
１２ 外側リンク
１２ａ 外側プレート
１３ ピン

Claims (5)

1. 一対の内側プレート及び前記内側プレートの両端部間にそれぞれ設けられたブッシュを備えた内側リンクと、一対の外側プレートを備えた外側リンクとを、前記ブッシュを挿通するピンにより交互に連結したエンドレスチェーンと、
   第１及び第２のスプロケットを少なくとも含み、前記エンドレスチェーンが巻き回される複数のスプロケットと、
   前記エンドレスチェーンのうち、前記第１のスプロケットと前記第２のスプロケットとの間の走行部分の一部に当接する当接部材と、
   を備えた動力伝達装置において、
   前記当接部材と前記エンドレスチェーンとの当接部分の端部のうち、前記第２のスプロケット側の端部から、前記第２のスプロケットと前記エンドレスチェーンとの噛み合い部分の端部のうち、前記当接部材側の端部までの区間における前記内側リンク及び前記外側リンクの総数が偶数であることを特徴とする動力伝達装置。
2. 前記第１のスプロケットが、相対的に大径の駆動側スプロケットであり、
   前記第２のスプロケットが、相対的に小径の従動側スプロケットであり、
   前記エンドレスチェーンの前記走行部分の走行方向が、前記第１のスプロケットから前記第２のスプロケットへ向かう方向であり、
   前記当接部材が、前記エンドレスチェーンの張力を調整するテンショナを構成する可動の部材であることを特徴とする請求項１に記載の動力伝達装置。
3. 前記動力伝達装置は、
   エンジンのクランクシャフトと、前記エンジンのバランサシャフトとの間で動力を伝達し、
   前記第１のスプロケットが前記クランクシャフトに取り付けられ、前記第２のスプロケットが前記バランサシャフトに取り付けられることを特徴とする請求項２に記載の動力伝達装置。
4. 前記エンドレスチェーンは、
   前記ブッシュが挿通するローラを有するローラチェーンであることを特徴とする請求項１乃至３のいずれか１項に記載の動力伝達装置。
5. 一対の内側プレート及び前記内側プレートの両端部間にそれぞれ設けられたブッシュを備えた内側リンクと、一対の外側プレートを備えた外側リンクとを、前記ブッシュを挿通するピンにより交互に連結したエンドレスチェーンと、
   第１及び第２のスプロケットを少なくとも含み、前記エンドレスチェーンが巻き回される複数のスプロケットと、
   前記エンドレスチェーンのうち、前記第１のスプロケットと前記第２のスプロケットとの間の走行部分の一部に当接する当接部材と、
   を備えた動力伝達装置の設計方法において、
   前記当接部材と前記エンドレスチェーンとの当接部分の端部のうち、前記第２のスプロケット側の端部から、前記第２のスプロケットと前記エンドレスチェーンとの噛み合い部分の端部のうち、前記当接部材側の端部までの区間における前記内側リンク及び前記外側リンクの総数を偶数とすることを特徴とする動力伝達装置の設計方法。

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