JP2013079687A - トルク伝達機構 - Google Patents

Abstract

【課題】駆動軸とロータとの間における確実なトルク伝達と、駆動軸とロータとの間における流体の通過を防止することが可能なトルク伝達機構の提供にある。
【解決手段】断面円形の駆動軸１５と、駆動軸１５が圧入される断面円形の軸孔３５を備えたロータ２６と、を有し、軸孔３５への駆動軸１５の圧入によりロータ２６と駆動軸１５を互いに締結する圧入締結部が形成され、圧入締結部を通じて駆動軸１５とロータ２６との間でトルクを伝達するトルク伝達機構である。駆動軸１５は、圧入締結部に対応する圧入軸部を有し、圧入軸部は、外周面の一部が非円周面に形成された非円筒部３８と、外周面が円周面である円筒部３９と、を備えた。
【選択図】図４

Description

この発明は、トルク伝達機構に関し、特に、ロータの軸孔に圧入により固定されたシャフトを備えたトルク伝達機構に関する。

従来のトルク伝達機構としては、例えば、特許文献１に開示された回転シャフトの結合構造を挙げることができる。
特許文献１に開示された回転シャフトの結合構造では、端部内周面の軸方向に内周歯が形成された筒状のスリーブと、端部外周面の軸方向に内周歯に係合する外周歯が形成された棒状のシャフトが備えられている。
この回転シャフトの結合構造におけるシャフトとスリーブは、シャフトがスリーブに圧入されることにより互いに結合される。
スリーブの端部内周面とシャフトの端部外周面との間に、内周歯と外周歯とが互いに係合せず、圧入によるスリーブ又はシャフトの変形を許容する隙間が形成されている。

この回転シャフトの結合構造によれば、外周歯と内周歯が係合せず、シャフトとスリーブとの間に隙間が形成されるので、圧入によって生じるシャフト又はスリーブの変形を許容することができ、容易かつ確実にシャフトとスリーブとを結合することができる。

特開２００４−３４０１８１号公報

しかしながら、特許文献１に開示された回転シャフトの結合構造では、シャフトに外周歯を形成し、スリーブに内周歯を形成する必要があるため、シャフトおよびスリーブの加工に時間が係る。
また、シャフトとスリーブとの間に隙間が、スリーブとシャフトとの圧入範囲の軸方向にわたって形成されているため、この隙間を流体が通過するという問題がある。
例えば、特許文献１に開示された回転シャフトの結合構造を圧縮機やポンプ等の流体機械に適用した場合、シャフトとスリーブの隙間を流体が通過することにより流体漏洩の発生を助長するおそれがある。

本発明は上記の問題点に鑑みてなされたもので、本発明の目的は、シャフトとロータとの間における確実なトルク伝達と、シャフトとロータとの間における流体の通過を防止することが可能なトルク伝達機構の提供にある。

上記の課題を解決するために、本発明は、断面円形のシャフトと、前記シャフトが圧入される断面円形の軸孔を備えたロータと、を有し、前記軸孔への前記シャフトの圧入により前記ロータと前記シャフトを互いに締結する圧入締結部が形成され、前記圧入締結部を通じて前記シャフトと前記ロータとの間でトルクを伝達するトルク伝達機構において、前記シャフトは、前記圧入締結部に対応する圧入軸部を有し、前記圧入軸部は、外周面の一部が非円周面に形成された非円筒部と、外周面が円周面である円筒部と、を備えることを特徴とする。

本発明によれば、ロータの軸孔へのシャフトの圧入によりロータとシャフトとを締結する圧入締結部が形成される。
圧入締結部において円筒部に対応する部位では、円筒部の軸孔への圧入により軸孔が均等な円形に広がる。
一方、圧入締結部において非円筒部に対応する部位では、非円筒部の軸孔への圧入により、軸孔が非円形となるように変形する。
このため、非円筒部とロータとは径方向へ相対回転不能な状態となり、シャフトのトルクをロータへ確実に伝達することができる。
また、シャフトの円筒部はロータの軸孔を塞いでいる状態にあり、軸孔の一方の開口から他方の開口への流体の通過を妨げることができる。

また、本発明は、上記のトルク伝達機構において、前記非円周面は平面である構成としてもよい。
この場合、非円周面を加工が容易な平面とすることにより、非円筒部を形成することができる。

また、本発明は、上記のトルク伝達機構において、前記圧入軸部は、前記シャフトの軸心に対称配置された一対の前記非円周面を備えている構成としてもよい。
この場合、非円筒部がシャフトの軸心に対称配置されていることから、バランス良くシャフトを回転させることができる。

本発明によれば、シャフトとロータとの間における確実なトルク伝達と、シャフトとロータとの間における流体の通過を防止することが可能なトルク伝達機構を提供することができる。

第１の実施形態に係るトルク伝達機構を適用したルーツ式過給機の横断面図である。 第１の実施形態に係るルーツ式過給機の正面図である。 第１の実施形態に係るトルク伝達機構の要部を分解して示す横断面図である。 （ａ）は非円筒部における軸方向と直角に破断した破断図であり、（ｂ）は円筒部における軸方向と直角に破断した破断図である。 第２の実施形態に係るトルク伝達機構の要部を分解して示す横断面図である。 （ａ）は非円筒部における軸方向と直角に破断した破断図であり、（ｂ）は円筒部における軸方向と直角に破断した破断図である。 変形例に係るトルク伝達機構の駆動軸の斜視図である。

（第１の実施形態）
以下、第１の実施形態に係るトルク伝達機構を図面に基づいて説明する。
図１は、本発明のトルク伝達機構を適用したルーツ式過給機の横断面図である。
以下、第１の実施形態に係るルーツ式過給機を図面に基づいて説明する。
図１に示すように、本実施形態に係るルーツ式過給機のハウジング１１は、ギヤハウジング体１２と、ギヤハウジング体１２に接合される第１ロータハウジング体１３と、第１ロータハウジング体１３に接合される第２ロータハウジング体１４と、を有する。
ハウジング１１内には、外部駆動源（図示せず）の駆動力が入力されて駆動されるシャフトとしての駆動軸１５と、タイミングギヤを介して駆動軸１５により同期回転される別のシャフトとしての従動軸１６と、が設置されている。
駆動軸１５および従動軸１６は鉄系金属材料により形成されている。

駆動軸１５はギヤハウジング体１２と、第１ロータハウジング体１３を貫通する。
駆動軸１５のギヤハウジング体１２側の端部には、プーリー１７が固定されている。
プーリー１７には、外部駆動源の駆動力を伝達する伝達ベルト１８が掛装されている。
外部駆動源の駆動力は伝達ベルト１８を介してプーリー１７に伝達され、駆動軸１５はプーリー１７の回転により回転される。

駆動軸１５は、ギヤハウジング体１２に設けた第１ラジアル軸受１９及び第１ロータハウジング体１３に設けた第２ラジアル軸受２０によりハウジング１１に対して回転自在である。
従動軸１６は、ギヤハウジング体１２に設けた第３ラジアル軸受２１及び第１ロータハウジング体１３に設けた第４ラジアル軸受２２によりハウジング１１に対して回転自在である。
第２ラジアル軸受２０、第４ラジアル軸受２２における転動体は複列式となっており、第１ラジアル軸受１９、第３ラジアル軸受２１の転動体は単列式となっている。

ギヤハウジング体１２には、駆動軸１５の回転を従動軸１６に伝達するタイミングギヤを収容するギヤ室２３が形成されている。
タイミングギヤは駆動側ギヤ２４と従動側ギヤ２５から構成されている。
ギヤ室２３には、駆動軸１５に固定される駆動側ギヤ２４と、駆動側ギヤ２４と噛合し、従動軸１６に固定される従動側ギヤ２５が収容されている。
駆動側ギヤ２４と従動側ギヤ２５が噛合して駆動軸１５の回転を従動軸１６に伝達するから、タイミングギヤは従動軸１６を駆動軸１５の回転方向と反対方向へ同期回転させる機能を有する。

駆動軸１５の第２ロータハウジング体１４側の軸端には一方のロータ２６が連結固定されている。
ロータ２６の軸心と駆動軸１５の軸心は一致しており、ロータ２６と駆動軸１５とは同軸となっている。
従動軸１６の第２ロータハウジング体１４側の軸端には、他方のロータ２７が連結固定されている。
ロータ２６、２７はアルミ系金属材料により形成されており、駆動軸１５および従動軸１６よりも硬度は小さい。
ロータ２７の軸心と駆動軸１５も軸心は一致し、ロータ２７と従動軸１６は同軸となっている。
なお、駆動軸１５のトルクをロータ２６に伝達するトルク伝達機構と、従動軸１６のトルクをロータ２７に伝達するトルク伝達機構の詳細については後述する。
駆動軸１５はロータ２６を片持ちで支持し、従動軸１６はロータ２７を片持ちで支持するから、駆動軸１５及び従動軸１６のロータ側軸端は自由端である。

ロータ２６は、ロータ２６の軸心方向と平行な面となる外周面２６Ａと、ロータ２６の軸心方向と直角な面となる一対の端面２６Ｂ、２６Ｃと、を備えている。
ロータ２７は、ロータ２７の軸心方向と平行な面となる外周面２７Ａと、ロータ２７の軸心方向と直角な面となる一対の端面２７Ｂ、２７Ｃと、を備えている。
図１に示すように、端面２６Ｂ、２７Ｂは軸支側の端面であり、端面２６Ｃ、２７Ｃは自由端側の端面である。
図２に示すように、ロータ２６、２７を軸心方向から見るとロータ２６、２７は繭型状の輪郭を持つ。
駆動側のロータ２６と従動側のロータ２７は９０度の位相で相互に噛合する。

第１ロータハウジング体１３には、第２ラジアル軸受２０及び第４ラジアル軸受２２が設置され、駆動軸１５及び従動軸１６を軸支する軸支部１３Ａと、軸支部１３Ａから第２ロータハウジング体１４へ向けて延設された周壁部１３Ｂを備えている。
図１に示すように、軸支部１３Ａは、ロータ２６、２７の端面２６Ｂ、２７Ｂと対向する対向壁面１３Ｃを備えている。
周壁部１３Ｂは、ロータ２６の外周面２６Ａおよびロータ２７の外周面２７Ａと対向する周壁面１３Ｄを備えている。
対向壁面１３Ｃ及び周壁面１３Ｄはロータ収容空間を区画形成する。
ロータ収容空間は第２ロータハウジング体１４と第１ロータハウジング体１３との接合により作動室２８を形成する。

図２に示すように、周壁部１３Ｂの上面にはロータ収容空間と連通する吸入口２９が形成され、周壁部１３Ｂの下面には空間部と連通する吐出口３０が形成されている。
第１ロータハウジング体１３の周壁部１３Ｂの端面には、環状のシール部材３１を装着する環状溝が形成されている。
シール部材３１は作動室２８から外部への作動流体の漏洩を防止する。
本実施形態の作動流体は空気であり、具体的には、エンジンへの給気用の空気である。

第２ロータハウジング体１４と第１ロータハウジング体１３との接合により作動室２８が形成されるが、この実施形態の第２ロータハウジング体１４は板状である。
第２ロータハウジング体１４は、ロータ２６、２７の端面２６Ｃ、２７Ｃと対向する内壁面１４Ａと、第１ロータハウジング体１３の周壁部１３Ｂの端面と接合される接合面１４Ｂと、を備えている。
第２ロータハウジング体１４における内壁面１４Ａ及び接合面１４Ｂは同一平面となるように形成されている。
第１ロータハウジング体１３と第２ロータハウジング体１４とは、図示しない固定用のボルト及びナットにより接合される。
図２に示すように、第２ロータハウジング体１４の四隅には固定用のボルトを挿通するためのボルト孔１４Ｃが形成されている。

なお、作動室２８からの作動流体の漏洩を防止する軸シール部材３２が、第１ロータハウジング体１３において第２ラジアル軸受２０と作動室２８との間に備えられている。
ギヤ室２３から潤滑油や作動流体の漏洩を防止する軸シール部材３３は、ギヤハウジング体１２において駆動側ギヤ２４と第１ラジアル軸受１９との間に備えられている。
従動軸１６において作動室２８からギヤ室２３への作動流体の漏洩を防止する軸シール部材３４は、第４ラジアル軸受２２と作動室２８との間に備えられている。

次に、シャフトとしての駆動軸１５とロータ２６との間でトルクを伝達するトルク伝達機構について説明する。
図３（ａ）に示すように、ロータ２６には断面円形の軸孔３５が形成されており、軸孔３５に断面円形の駆動軸１５が圧入される。
駆動軸１５の外周径Ｄ１は、ロータ２６の軸孔３５の内周径Ｄ２よりも大きく設定され、駆動軸１５の外周径Ｄ１とロータ２６の軸孔３５の内周径Ｄ２との差が圧入代△Ｄとして設定されている。

図１に示すように、ロータ２６の軸孔３５への駆動軸１５の圧入によりロータ２６と駆動軸１５を互いに締結する圧入締結部Ｓが形成される。
本実施形態のトルク伝達機構は、圧入締結部Ｓを通じて駆動軸１５とロータ２６との間でトルクを伝達する。
図３に示すように、駆動軸１５は、圧入締結部Ｓに対応する圧入軸部３６と、圧入軸部３６を除く非圧入軸部３７を有している。
圧入軸部３６は、外周面の一部が非円周面に形成された非円筒部３８と、外周面が円周面である円筒部３９と、を備えている。
本実施形態では、駆動軸１５の第２ロータハウジング体１４側の端部寄りに、非円筒部３８が形成されており、円筒部３９は、駆動軸１５の軸方向において非円筒部３８と隣接して形成されている。

図３に示すように、非円筒部３８には平面加工された平面４０が形成されている。
図４（ａ）に示すように、非円筒部３８における駆動軸１５の軸方向と直角の断面は円弧Ａと直線Ｌにより形成される。
このため、断面において円弧Ａと直線Ｌとの間にエッジ部４１がそれぞれ形成される。
駆動軸１５がロータ２６の軸孔に圧入された状態では、円弧Ａに対応するロータ２６の部位は圧入代△Ｄに応じて軸孔３５がそのまま拡大するように変形するが、非円筒部３８に対応するロータ２６の部位は軸孔３５を非円形となるように変形する。
図４（ａ）に示すように、具体的には、エッジ部４１の間では、軸孔３５を形成するロータ２６の内壁面と平面４０との間に隙間Ｅが存在し、軸孔３５の内壁面の断面が非円弧となる。
このため、エッジ部４１がロータ２６に食い込む状態となり、駆動軸１５とロータ２６との相対回転が妨げられ、駆動軸１５のトルクをロータ２６へ伝達することが可能である。
なお、隙間Ｅに別の部材を充填して駆動軸１５の回転バランスの向上を図るようにしてもよい。

図４（ｂ）に示すように、圧入軸部３６の円筒部３９における駆動軸１５の軸方向と直角の断面は完全な円形であり、駆動軸１５がロータ２６の軸孔３５に圧入された状態では、圧入代△Ｄに応じて軸孔３５が円形のまま拡大するようにロータ２６が主に変形する。
圧入軸部３６の円筒部３９では、圧入による摩擦力により駆動軸１５のトルクをロータ２６へ伝達することが可能である。
圧入軸部３６において円筒部３９が軸孔３５を塞ぐので、軸孔３５の内壁面と駆動軸１５の円筒部３９との間に隙間は存在しない。

次に、シャフトとしての従動軸１６とロータ２７との間でトルクを伝達するトルク伝達機構について説明する。
基本的には、従動軸１６とロータ２７との間でトルクを伝達するトルク伝達機構は、駆動軸１５とロータ２６との間でトルクを伝達するトルク伝達機構と同じ構成である。
図３に示すように、ロータ２７には断面円形の軸孔４５が形成されており、軸孔４５に断面円形の従動軸１６が圧入される。
従動軸１６の外周径Ｄ１は、ロータ２７の軸孔４５の内周径Ｄ２よりも大きく設定され、従動軸１６の外周径Ｄ１とロータ２７の軸孔４５の内周径Ｄ２との差が圧入代△Ｄとして設定されている。

図１に示すように、ロータ２７の軸孔への従動軸１６の圧入によりロータ２７と従動軸１６を互いに締結する圧入締結部Ｓが形成される。
本実施形態のトルク伝達機構は、圧入締結部Ｓを通じて従動軸１６とロータ２７との間でトルクを伝達する。
図３に示すように、従動軸１６は、圧入締結部Ｓに対応する圧入軸部４６と、圧入締結部Ｓと対応しない非圧入軸部４７を有している。
圧入軸部４６は、外周面の一部が非円周面に形成された非円筒部４８と、外周面が円周面である円筒部４９と、を備えている。
本実施形態では、従動軸１６の第２ロータハウジング体１４側の端部寄りに、非円筒部４８が形成されており、円筒部４９は、従動軸１６の軸方向において非円筒部４８と隣接して形成されている。

図３に示すように、非円筒部４８では平面加工された平面５０が形成されており、非円筒部４８における従動軸１６の軸方向と直角の断面は円弧Ａと直線Ｌにより形成される。
このため、断面において円弧Ａと直線Ｌとの間にエッジ部５１がそれぞれ形成される。
従動軸１６が軸孔４５に圧入された状態では、円弧Ａに対応するロータ２７の部位は圧入代△Ｄに応じて軸孔４５がそのまま拡大するように変形するが、非円筒部４８に対応するロータ２７の部位は軸孔４５を非円形となるように変形する。
図４（ａ）に示すように、具体的には、エッジ部５１の間では、平面５０と内壁面との間に隙間Ｅがあり、軸孔４５の内壁面の断面が非円弧となる。
このため、エッジ部がロータ２７に食い込む状態となり、従動軸１６とロータ２７との相対回転が妨げられ、従動軸１６のトルクをロータ２７へ伝達することが可能である。
なお、隙間Ｅに別の部材を充填して従動軸１６の回転バランスの向上を図るようにしてもよい。

図４（ｂ）に示すように、圧入軸部４６の円筒部４９における従動軸１６の軸方向と直角の断面は完全な円形であり、従動軸１６がロータ２７の軸孔４５に圧入された状態では、圧入代△Ｄに応じて軸孔４５が円形のまま拡大するようにロータ２７が主に変形する。
圧入軸部４６の円筒部４９では、圧入による摩擦力により従動軸１６のトルクをロータ２７へ伝達することが可能である。
圧入軸部４６において円筒部４９が軸孔４５を塞ぎ、軸孔４５の内壁面と従動軸１６の円筒部４９との間に隙間は存在しない。

次に、この実施形態に係るルーツ式過給機の動作について説明する。
外部駆動源が駆動され、外部駆動源からの駆動力が伝達ベルト１８を介してプーリー１７に伝達されると、駆動軸１５に回転力が入力されて駆動軸１５は回転する。
駆動軸１５が回転すると、従動側ギヤ２５を介して従動軸１６が駆動軸１５とは反対方向へ同期回転する。

駆動軸１５側の圧入締結部Ｓにおいて、駆動軸１５のトルクがロータ２６へ伝達され、駆動軸１５およびロータ２６は一体回転する。
このとき、駆動軸１５のトルクは、圧入軸部３６おけるエッジ部４１のロータ２６への食い込みおよび圧入によるロータ２６との締結と、非圧入軸部３７の圧入によるロータ２６との締結により、ロータ２６へ伝達される。
一方、従動軸１６側の圧入締結部Ｓにおいて、従動軸１６のトルクがロータ２７へ伝達され、従動軸１６およびロータ２７は一体回転する。
このとき、従動軸１６のトルクは、圧入軸部４６おけるエッジ部５１のロータ２７への食い込みおよび圧入によるロータ２７との締結と、非圧入軸部４７の圧入によるロータ２７との締結により、ロータ２７へ伝達される。

駆動軸１５と従動軸１６が互いに異なる方向へ回転する相対回転を行うことにより、作動室２８におけるロータ２６、２７が互いに反対方向へ回転する。
ロータ２６、２７の回転により吸入口２９から作動流体が作動室２８へ吸入されるとともに、作動室２８内の作動流体は吐出口３０から吐出される。
なお、ロータ２６の軸孔３５は駆動軸１５の円筒部３９が塞いでおり、同様に、ロータ２７の軸孔４５は従動軸１６の円筒部４９が塞いでおり、軸孔３５、４５の一方の開口から他方の開口への流体の通過を妨げる。
このため、作動流体が軸孔３５、４５を通過することはない。

この実施形態は以下の効果を奏する。
（１）ロータ２６と駆動軸１５とを締結する圧入締結部Ｓの円筒部３９に対応する部位では、円筒部３９の軸孔３５への駆動軸１５の圧入により軸孔３５が均等な円形に広がる。一方、圧入締結部Ｓの非円筒部３８に対応する部位では、非円筒部３８の軸孔３５への圧入により、軸孔３５が非円形となるように変形する。このため、非円筒部３８は非円形の軸孔３５においてロータ２６との径方向への相対回転不能な状態となり、駆動軸１５のトルクをロータ２６へ確実に伝達することができる。また、従動軸１６とロータ２７とのトルク伝達機構についても駆動軸１５とロータ２６とのトルク伝達機構と同じ作用効果を奏する。

（２）円筒部３９は軸孔３５を塞いでいる状態にあり、軸孔３５における流体の通過が妨げられることから、例えば、作動室２８からの作動流体の漏洩をより抑制しやすくなる。
（３）非円周面は平面４０（５０）であるから、非円周面を加工が容易な平面４０（５０）とすることにより、非円筒部３８（４８）を容易に形成することができる。このため、駆動軸１５および従動軸１６に対応する平面４０、５０を加工するだけで、確実なトルク伝達機構を実現することができる。

（４）駆動軸１５の円筒部３９とロータ２６との圧入による締結力が低下しても、エッジ部４１のロータ２６への食い込みにより、駆動軸１５とロータ２６との相対回転は確実に防止される。従って、例えば、ロータ２６や駆動軸１５等の熱膨張や熱収縮が繰り返される環境であっても、ロータ２６と駆動軸１５との締結を維持することができる。また、従動軸１６とロータ２７とのトルク伝達機構についても、駆動軸１５とロータ２６のトルク伝達機構と同様の作用効果を奏する。

（第２の実施形態）
次に、第２の実施形態に係るトルク伝達機構を図面に基づいて説明する。
本実施形態は、第１の実施形態と同様にルーツ式過給機にトルク伝達機構を適用した例である。
本実施形態に係るトルク伝達機構では、第１の実施形態の駆動軸１５および従動軸１６の構成が異なる。
従って、第１の実施形態と共通する構成については、第１の実施形態の説明を援用してその説明を省略し、第１の実施形態で用いた符号を共通して用いる。

図５に示すように、駆動軸６１の外周径Ｄ１は、ロータ２６の軸孔３５の内周径Ｄ２よりも大きく設定され、駆動軸６１の外周径Ｄ１とロータ２６の軸孔３５の内周径Ｄ２との差が圧入代△Ｄとして設定されている。

ロータ２６の軸孔３５への駆動軸６１の圧入によりロータ２６と駆動軸６１を互いに締結する圧入締結部Ｓ（図示せず）が形成される。
本実施形態のトルク伝達機構は、圧入締結部Ｓを通じて駆動軸６１とロータ２６との間でトルクを伝達する。
駆動軸６１は、圧入締結部Ｓに対応する圧入軸部６６と、圧入軸部６６を除く非圧入軸部６７を有している。
圧入軸部６６は、外周面の一部が非円周面に形成された非円筒部６８と、外周面が円周面である円筒部６９と、を備えている。
円筒部６９は、駆動軸６１の軸方向において非円筒部６８と隣接して形成されている。

図６（ａ）に示すように、本実施形態では、圧入軸部６６における非円筒部６８は、駆動軸６１の軸心Ｐに対称配置された非円周面としての一対の平面７０を備えている。
平面７０は切削等の平面加工により形成されている。
非円筒部６８における駆動軸６１の軸方向と直角の断面は、一対の平面７０の直線Ｌと、一対の直線Ｌの間をそれぞれ繋ぐ円弧Ａにより形成される。
このため、断面において円弧Ａと直線Ｌとの間にエッジ部７１がそれぞれ形成され、本実施形態では４個のエッジ部７１が形成される。

駆動軸６１がロータ２６の軸孔３５に圧入された状態では、円弧Ａに対応するロータ２６の部位は圧入代△Ｄに応じて軸孔３５がそのまま拡大するように変形するが、非円筒部６８に対応するロータ２６の部位は軸孔３５を非円形となるように変形する。
図６（ａ）に示すように、具体的には、エッジ部７１の間では、軸孔３５を形成するロータ２６の内壁面と平面７０との間に隙間Ｅが存在し、軸孔３５の内壁面の断面が非円弧となる。
このため、エッジ部７１がロータ２６に食い込む状態となり、駆動軸６１とロータ２６との相対回転が妨げられ、駆動軸６１のトルクをロータ２６へ確実に伝達することが可能である。

図６（ｂ）に示すように、圧入軸部６６の円筒部６９における駆動軸６１の軸方向と直角の断面は完全な円形であり、駆動軸６１がロータ２６の軸孔３５に圧入された状態では、圧入代△Ｄに応じて軸孔３５が円形のまま拡大するようにロータ２６が主に変形する。
圧入軸部６６の円筒部６９では、圧入による摩擦力により駆動軸６１のトルクをロータ２６へ伝達することが可能である。
圧入軸部６６において円筒部６９が軸孔３５を塞ぐので、軸孔３５の内壁面と駆動軸６１の円筒部６９との間に隙間は存在しない。

次に、従動軸６２とロータ２７との間でトルクを伝達するトルク伝達機構に構について説明する。
基本的には、従動軸６２とロータ２７との間でトルクを伝達するトルク伝達機構は、駆動軸６１とロータ２６との間でトルクを伝達するトルク伝達機構と同じ構成である。
図６（ａ）に示すように、軸孔４５に断面円形の従動軸６２が圧入される。
従動軸６２の外周径Ｄ１は、ロータ２７の軸孔４５の内周径Ｄ２よりも大きく設定され、従動軸６２の外周径Ｄ１とロータ２７の軸孔４５の内周径Ｄ２との差が圧入代△Ｄとして設定されている。

ロータ２７の軸孔４５への従動軸６２の圧入によりロータ２７と従動軸６２を互いに締結する圧入締結部Ｓ（図示せず）が形成される。
本実施形態のトルク伝達機構は、圧入締結部Ｓを通じて従動軸６２とロータ２７との間でトルクを伝達する。
従動軸６２は、圧入締結部Ｓに対応する圧入軸部７６と、圧入締結部Ｓと対応しない非圧入軸部７７を有している。
圧入軸部７６は、外周面の一部が非円周面に形成された非円筒部７８と、外周面が円周面である円筒部７９と、を備えている。
円筒部７９は、従動軸６２の軸方向において非円筒部７８と隣接して形成されている。

図６（ａ）に示すように、本実施形態では、圧入軸部７６における非円筒部７８は、従動軸６２の軸心Ｐに対称配置された非円周面としての一対の平面８０を備えている。
平面８０は切削等の平面加工により形成されている。
非円筒部７８における従動軸６２の軸方向と直角の断面は、一対の平面８０の直線と、一対の直線Ｌの間をそれぞれ繋ぐ一対の円弧Ａにより形成される。
このため、断面において円弧Ａと直線Ｌとの間にエッジ部８１がそれぞれ形成され、本実施形態では４個のエッジ部８１が形成される。

従動軸６２がロータ２７の軸孔４５に圧入された状態では、円弧Ａに対応するロータ２７の部位は圧入代△Ｄに応じて軸孔４５がそのまま拡大するように変形するが、非円筒部７８に対応するロータ２７の部位は軸孔４５を非円形となるように変形する。
図６（ａ）に示すように、具体的には、エッジ部８１の間では、軸孔４５を形成するロータ２７の内壁面と平面８０との間に隙間Ｅが存在し、軸孔４５の内壁面の断面が非円弧となる。
このため、エッジ部８１がロータ２７に食い込む状態となり、従動軸６２とロータ２７との相対回転が妨げられ、従動軸６２のトルクをロータ２７へ伝達することが可能である。

図６（ｂ）に示すように、圧入軸部７６の円筒部７９における従動軸６２の軸方向と直角の断面は完全な円形であり、従動軸６２がロータ２７の軸孔４５に圧入された状態では、圧入代△Ｄに応じて軸孔４５が円形のまま拡大するようにロータ２７が主に変形する。
圧入軸部７６の円筒部７９では、圧入による摩擦力により従動軸６２のトルクをロータ２７へ伝達することが可能である。
圧入軸部７６において円筒部７９が軸孔４５を塞ぎ、軸孔４５の内壁面と従動軸６２の円筒部７９との間に隙間は存在しない。

本実施形態のトルク伝達機構によれば、第１の実施形態の作用効果（１）〜（４）と同等の効果を奏する。
また、非円筒部６８の一対の平面７０が、圧入軸部６６において駆動軸６１の軸心Ｐに対称配置されているから、回転時における駆動軸６１の回転バランスを安定させることができ、駆動軸６１やロータ２６にバランサを別に設ける必要がない。
また、ロータ２７と従動軸６２とのトルク伝達機構についても、ロータ２６および駆動軸６１のトルク伝達機構と同様の作用効果を奏する。

上記の実施形態は、本発明の一実施形態を示すものであり、本発明は、上記の実施形態に限定されるものではなく、下記のように発明の趣旨の範囲内で種々の変更が可能である。
○ 上記の実施形態では、シャフトの端部に圧入締結部に対応する圧入軸部を形成した例を説明したが、シャフトの端部に圧入軸部を形成することに限定されず、圧入軸部をシャフトの中間部に形成してもよい。この場合、圧入締結部に対応する圧入軸部に非平面を有する非円筒部を形成すればよく、例えば、図１における駆動軸と駆動側ギヤとの締結や従動軸と従動側ギヤとの締結に適用してもよい。
○ 上記の実施形態では、非円筒部に形成される非円周面を平面としたが、例えば、図７に示すように、シャフトとしての駆動軸９１の非円筒部９２における断面円弧の円弧溝９３を形成し、円弧溝９３を非円周面としてもよい。この場合、駆動軸９１の断面における円弧Ａと円弧溝９３との間にエッジ部９４が形成され、上記の実施形態と同等の作用効果を奏することができる。また、円弧溝９３は平面と同様に比較的加工が容易であり、加工時間や製作コストを低減することができる。また、図示はしないが従動軸についても、駆動軸９１の円弧溝９３と同じ円弧溝を形成してもよい。
○ 上記の実施形態では、駆動軸の圧入軸部における非円筒部と円筒部の軸方向長さの比をほぼ同じとしたが、非円筒部と円筒部との軸方向長さの比率は特に限定されない。
例えば、非円筒部と円筒部の軸方向長さの比を７：３としてもよいし、逆に３：７としてもよい。少なくとも、非円筒部におけるトルク伝達が確実となるように非円筒部と円筒部の軸方向長さの比を設定すればよい。
○ 上記の実施形態では、シャフト断面において非円周面と非円周面を除く外周面の周方向長さとの比率をとくに限定しなかったが、次のように限定してもよい。シャフト断面における非平面はトルク伝達が可能なエッジ部が形成できるとともに、シャフトとしての機能を果たすことができるように、シャフト断面において非円周面と非円周面を除く外周面の周方向長さと比率が設定されればよい。因みに、シャフト断面において非円周面の比率が小さくなるほど、エッジ部によるトルク伝達機能が低下し、非円周面の比率が大きくなるほど、シャフトとしての機能（強度、圧入による締結力、回転バランス）が低下する。
○ 上記の実施形態では、シャフトとロータとのトルク伝達機構として、ルーツ式過給機の駆動軸および従動軸とロータとのトルク伝達機構を例示したが、シャフトおよびロータのトルク伝達機構としては、特に、制限されない。例えば、電動モータのロータとシャフトであってもよいし、特に、ロータの軸孔における流体の通過を防止する必要が望まれる流体機械（圧縮機、ポンプ等）に適用することが好ましい。

１１ ハウジング
１２ ギヤハウジング体
１３ 第１ロータハウジング体
１４ 第２ロータハウジング体
１５、６１、９１ 駆動軸
１６、６２ 従動軸
１７ プーリー
１８ 伝達ベルト
２３ ギヤ室
２４ 駆動側ギヤ
２５ 従動側ギヤ
２６ ロータ（駆動軸側）
２７ ロータ（従動軸側）
２８ 作動室
２９ 吸入口
３０ 吐出口
３５、４５ 軸孔
３６、４６、６６、７６ 圧入軸部
３７、４７、６７、７７ 非圧入軸部
３８、４８、６８、７８、９２ 非円筒部
３９、４９、６９、７９ 円筒部
４０、５０、７０、８０ 平面
４１、５１、７１、８１、９４ エッジ部
９３ 円弧溝
Ｄ１ 外周径
Ｄ２ 内周径
△Ｄ 圧入代
Ｓ 圧入締結部
Ａ 円弧
Ｌ 直線
Ｅ 隙間

Claims (3)

1. 断面円形のシャフトと、前記シャフトが圧入される断面円形の軸孔を備えたロータと、を有し、前記軸孔への前記シャフトの圧入により前記ロータと前記シャフトを互いに締結する圧入締結部が形成され、前記圧入締結部を通じて前記シャフトと前記ロータとの間でトルクを伝達するトルク伝達機構において、
   前記シャフトは、前記圧入締結部に対応する圧入軸部を有し、
   前記圧入軸部は、
   外周面の一部が非円周面に形成された非円筒部と、
   外周面が円周面である円筒部と、を備えることを特徴とするトルク伝達機構。
2. 前記非円周面は平面であることを特徴とする請求項１記載のトルク伝達機構。
3. 前記圧入軸部は、前記シャフトの軸心に対称配置された一対の前記非円周面を備えていることを特徴とすることを特徴とする請求項１又は２記載のトルク伝達機構。

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