JP2014194230A - 動力伝達機構 - Google Patents

Abstract

【課題】 クランクシャフトの回転力をバランサシャフトに伝達する動力伝達機構において、クランクシャフトの回転変動に起因した振動を抑制すると共に耐久性を高くする。
【解決手段】 クランクシャフト１０の回転力をバランサシャフト２５に伝達する動力伝達機構５０であって、内周面６８を有する第１回転体５１と、前記内周面に対向する外周面を有する第２回転体５２と、第１回転体の内周面に設けられたアウタ磁石群７２と、第２回転体の外周面に設けられ、アウタ磁石群７２と隙間を介して磁気的に作用するインナ磁石群７６とを有し、アウタ磁石群に含まれる各磁極面は、インナ磁石群に含まれる各磁極面よりも、回転軸線を中心とした角度幅が大きいことを特徴とする。
【選択図】 図５

Description

本発明は、内燃機関においてクランクシャフトの回転力をバランサシャフトに伝達する動力伝達機構に関する。

レシプロエンジン等の内燃機関では、ピストン及びクランクシャフトの運動に伴う慣性力や偶力を低減するために、バランサ装置が設けられることがある。バランサ装置は、クランクシャフトと平行に延びるバランサシャフトを有する。バランサシャフトは、重心が回転中心から偏倚しており、クランクシャフトと同期して回転することによって慣性力や偶力を発生し、ピストン及びクランクシャフトの運動に伴う慣性力や偶力を相殺する。

内燃機関では、各気筒の燃焼（爆発）が間欠的に行われるため、クランクシャフトには常に回転変動が生じている。このクランクシャフトの回転変動は、バランサシャフトを振動させる原因になる。そのため、クランクシャフトとバランサシャフトとをギヤにより連結する場合には、噛合部から振動に伴う異音が生じる虞がある。クランクシャフトの回転変動に起因したバランサ装置の振動を抑制するために、クランクシャフトとバランサシャフトとの間に減衰機構を備えた動力伝達機構を介在させ、減衰機構のばね定数を小さくすることによって、減衰機構及びバランサ装置によって構成される系の固有振動数を低下させたものがある（例えば、特許文献１）。

特許文献１に係る動力伝達機構の減衰機構は、バランサシャフトに回転可能に支持され、クランクシャフトと同期して回転する被動ギヤと、バランサシャフトと被動ギヤとの間に介装されたゴム材料からなる弾性部材とを有している。この動力伝達機構は、バランサシャフトと被動ギヤとの相対角度が所定の範囲内では、バランサシャフトと被動ギヤとの間の摩擦力を減衰力として作用させ、相対回転角度が所定の範囲を超えると、弾性部材が弾性変形し、その弾性力により相対角度を低減する方向に付勢する。

特許第３７２９００６号公報

しかしながら、動力伝達機構の減衰機構としてゴム材料からなる弾性部材を利用した場合、エンジンオイルが存在し、高温となる使用環境において、ゴム部材の経時劣化や熱硬化、圧壊等による特性変化が問題になる。また、近年ではアイドリングストップ機構を備えた内燃機関が多くなっていることから、内燃機関の回転数が低回転域を通過する頻度が多くなり、減衰機構及びバランサシャフトからなる系の固有振動数（共振周波数）を通過する頻度が多くなっている。系の固有振動数では、振幅が大きくなってゴム部材に過大な荷重が加わるため、このような荷重が繰り返し加わるとゴム部材が圧壊する虞がある。

本発明は、以上の背景に鑑みてなされたものであって、クランクシャフトの回転力をバランサシャフトに伝達する動力伝達機構において、クランクシャフトの回転変動に起因した振動を抑制すると共に耐久性を高くすることを課題とする。

上記課題を解決するために、本発明は、クランクシャフト（１０）の回転力をバランサシャフト（２５）に伝達する動力伝達機構（５０）であって、共通の回転軸線を中心として回転可能であり、隙間を介して互いに対向する対向面（６８、６９）をそれぞれ有する第１及び第２の回転体（５１、５２）と、異なる磁極面が回転方向に沿って交互に現れるように前記第１の回転体の前記対向面に設けられた第１の磁石群（７２）と、異なる磁極面が回転方向に沿って交互に現れるように前記第２の回転体の前記対向面に設けられ、前記第１の磁石群の磁極面と隙間を介して磁気的に作用する第２の磁石群（７６）とを有し、前記第１及び第２の磁石群の一方に含まれる各磁極面は、前記第１及び第２の磁石群の他方に含まれる各磁極面よりも、前記回転軸線を中心とした角度幅が大きいことを特徴とする。

この構成によれば、動力伝達機構を磁気カップリングとして構成したため、第１及び第２回転体を互いに非接触とすることができる。このため、第１及び第２回転体間の磨耗や摩擦による異音、発熱が生じなくなる。そのため、第１及び第２回転体間の潤滑や冷却が不要になる。永久磁石は、磁力の経時（年）劣化が少ないため、動力伝達機構は自動車の使用期間に対して十分な耐用年数を有し、耐久性が高い。

第１及び第２の磁石群の一方に含まれる各磁極面を他方に含まれる各磁極面に対して角度幅を大きくすることによって、第１及び第２回転体の相対角度に対して、第１及び第２回転体間で伝達可能なトルクを変化させることができる。すなわち、動力伝達機構を非線形ばねとして機能させることができる。相対角度が小さい範囲では、相対角度が変化しても第１及び第２の磁石群に含まれる各磁極面の対向面積は変化しないため、対向する各磁極面を通過する磁束の変化は小さく、相対角度を小さくする方向に作用する復元トルクの変化は小さくなる。そのため、動力伝達機構をばね定数の小さいばねとして作用させることができ、回転変動に起因した系の振動数を低減することができる。一方、相対角度が大きい範囲では、相対角度の変化に応じて第１及び第２の磁石群に含まれる各磁極面の対向面積が変化するようになるため、復元トルクの変化が大きくなる。これにより、動力伝達機構は、必要な復元トルクを発生することができると共に、第１及び第２回転体の相対角度が過大に増大することを抑制することができる。

上記の発明において、前記第１の回転体は、前記回転軸線を中心とした筒状のアウタロータ部（５７）を有し、前記第２の回転体は、前記アウタロータ部の内側に配置されるインナロータ部（６４）を有し、前記第１の磁石群は、前記アウタロータ部の内周面（６８）に設けられ、前記第２の磁石群は、前記内周面に対向する前記インナロータ部の外周面（６９）に設けられ、前記第１及び前記第２の磁石群は、前記回転軸線の径方向において互いに対向するようにしてもよい。

この構成によれば、第１及び第２の磁石群は、吸引力が概ね第１及び第２の回転体のラジアル方向において作用し、第１及び第２の回転体のスラスト方向に作用し難くなる。これにより、第１及び第２の回転体にスラスト軸受を設ける必要性を低減することができる。

上記の発明において、前記第１の磁石群に含まれる前記磁極面は、前記第２の磁石群に含まれる前記磁極面よりも、前記回転軸線を中心とした角度幅を大きくするとよい。

この構成によれば、第２の磁石群よりも径方向外側に配置される第１の磁石群の各磁極面を、第２の磁石群に含まれる各磁極面より角度幅を大きくすることによって、角度幅が大きい側の磁極面の面積（周方向における長さ）を大きくすることができる。

上記の発明において、前記第１及び第２の回転体の相対角度（θ）において、プルアウトを生じずに前記第１及び第２の回転体の間でトルク伝達が可能な限界角度を許容角度（θａ、−θａ）とすると、前記相対角度が前記許容角度に到達しないように規制するストッパ（７７、７９）が前記第１及び第２の回転体の間に設けられてもよい。ここで、プルアウトとは、駆動側（第１回転体）の急激な回転速度変動や従動側（第２回転体）の回転負荷が過大な場合に、従動側が駆動側に追従できなくなり、駆動側から従動側へのトルク伝達ができなる、いわゆる脱調現象をいう。

この構成によれば、過大なトルクが第１又は第２の回転体に加わる場合にも、相対角度が許容角度に到達することがなくなり、脱調現象が防止される。

上記の発明において、前記第１及び第２の回転体の相対角度（θ）において、プルアウトを生じずに前記第１及び第２の回転体の間でトルク伝達が可能な限界角度を許容角度（θａ、−θａ）とすると、前記相対角度に応じて前記第１及び第２の磁石群の磁気カップリングによって前記第１及び第２の回転体間に生じる復元トルクの前記相対角度に対する比である捩じりばね剛さ（Ｋ）は、前記相対角度が小さい第１範囲（−θ１≦θ≦θ１）では小さく、前記相対角度が前記第１範囲より大きく、かつ前記許容角度に到達しない第２範囲（−θａ＜θ＜−θ１かつθ１＜θ＜θａ）では、前記第１範囲における比よりも大きくするとよい。ここで、復元トルクとは、相対角度に応じて第１及び第２の磁石群の磁気カップリングによって第１及び第２の回転体間に作用するトルクをいう。捩じりばね剛さ（Ｋ）は、復元トルクを相対角度で除することに定められる（捩じりばね剛さ（Ｋ）＝復元トルク（Ｔ）／相対角度（θ））。

この構成によれば、動力伝達機構は、第１範囲において系のばね定数を小さくして系の固有振動数を低下させることができると共に、第２範囲において系のばね定数を大きくして復元トルクを大きくすることができる。また、相対角度が許容角度に到達し難くなる。

上記の発明において、前記第１の回転体の外周部には、前記クランクシャフト側のギヤに噛み合う樹脂製のギヤが一体に形成されていてもよい。

この構成によれば、樹脂製のギヤは、ギヤの噛合部から生じる異音（衝突音）を低減することができるため、研磨仕上げ工程や、シムの選択調整によるバックラッシュ量の管理を省略することができ、製造コストの低減を図ることができる。

また、本発明の他の側面は、クランクシャフト（１０）の回転力をバランサシャフト（２５）に伝達する動力伝達機構（５０）であって、共通の回転軸線を中心として回転可能であり、隙間を介して互いに対向する対向面（６８、６９）をそれぞれ有する第１及び第２の回転体（５１、５２）と、前記第１の回転体の前記対向面に、周方向に間隔をおいて配列された強磁性体からなる複数の凸部（８１）と、前記第２の回転体の前記対向面に、周方向に間隔をおいて配列され、前記凸部と隙間を介して磁気的に作用する複数の磁石（７５Ａ、７５Ｂ）とを有し、前記凸部は、前記磁石よりも、前記回転軸線を中心とした角度幅が大きいことを特徴とする。

この構成によれば、上記の発明の効果に加えて、第１及び第２回転体の一方に設けられる磁石群を省略することができるため、コストの削減が図れる。

以上の構成によれば、クランクシャフトの回転変動に起因した振動を抑制することができ、かつ耐久性が高い動力伝達機構を提供することができる。

第１実施形態に係る動力伝達機構を備えたバランサ装置を内燃機関に取り付けた状態を示す断面図 図１のII−II断面図であって、第１実施形態に係る動力伝達機構を備えたバランサ装置を示す断面図 第１実施形態に係る動力伝達機構の分解斜視図 図２の矢印IV方向から見た側面図 図２のV−V断面図 第１実施形態に係る動力伝達機構の第１及び第２回転体の相対角度に対する復元トルクの特性を示すグラフ （Ａ）−θ１≦θ≦θ１、（Ｂ）θ１＜θ、（Ｃ）θ＜−θ１の範囲におけるアウタ磁石とインナ磁石との位置関係を示す模式図 第２実施形態に係る第１及び第２回転体を示す断面図

以下、図面を参照して、本発明を自動車の内燃機関においてクランクシャフト１０の回転力をバランサシャフトに伝達する動力伝達機構５０に適用した実施形態について詳細に説明する。図１は、実施形態に係る動力伝達機構５０を備えたバランサ装置２０を内燃機関１に取り付けた状態を示す断面図である。図１に示すように、内燃機関１は、４ストロークの直列４気筒のレシプロエンジンである。内燃機関１は、シリンダブロック２と、シリンダブロック２の上部に接合されたシリンダヘッド３と、シリンダヘッド３の上部に接合されたヘッドカバー４と、シリンダブロック２の下部に接合されたロアブロック５と、ロアブロック５の下部に接合されたオイルパン６とを有している。シリンダブロック２には、４つのシリンダ７が形成されている。各シリンダ７は、それぞれの軸線が上下に延び、左右方向に沿って直列に配列されている。すなわち、内燃機関１のシリンダ列方向は、左右方向と平行になっている。

シリンダブロック２とロアブロック５との間には、クランクシャフト１０がシリンダ列方向と平行に、回転可能に支持されている。各シリンダ７には、上下に摺動可能にピストン１１が受容されている。各ピストン１１は、コネクティングロッド１２を介してクランクシャフト１０に連結されている。クランクシャフト１０には、各シリンダ７に対応して複数のバランスウエイト１４が設けられている。各シリンダ７を左から第１、第２、第３、第４とすると、第２のシリンダ７に対応するバランスウエイト１４の側部には、外歯歯車であるクランクギヤ１５が設けられている。クランクギヤ１５は、クランクシャフト１０の回転軸と同軸に配置され、クランクシャフト１０と一体に回転する。

バランサ装置２０は、ピストン１１及びクランクシャフト１０からなる系の慣性力の２次成分（２次振動）を抑制するためのランチェスター型バランサとして構成されている。バランサ装置２０は、外殻をなすハウジング２１を有している。ハウジング２１は、互いにボルト締結された上ハウジング２２及び下ハウジング２３を含む。ハウジング２１は、ロアブロック５の下部にボルト締結され、クランクシャフト１０の下方にクランクシャフト１０と干渉しないように配置される。ハウジング２１は、第２及び第３のシリンダ７の下方に配置されている。ハウジング２１は、シリンダブロック２の下部に取り付けられた状態で、オイルパン６内に突出しており、オイルパン６内に貯留されたエンジンオイルに一部が没入していてもよい。

図２は、図１のII−II断面図であって、第１実施形態に係る動力伝達機構を備えたバランサ装置を示す断面図である。図２に示すように、ハウジング２１内には、第１バランサシャフト２５及び第２バランサシャフト２６がそれぞれクランクシャフト１０と平行に配置されている。第１及び第２バランサシャフト２５、２６は、金属から形成されている。第１及び第２バランサシャフト２５、２６のそれぞれは、上ハウジング２２及び下ハウジング２３によって形成される第１及び第２ラジアル軸受部２８、２９に、滑り軸受３１を介して回転可能に支持されている。上下のハウジング２２、２３の間であって、各第１ラジアル軸受部２８の左方には第１室３２が画成され、各第１ラジアル軸受部２８と各第２ラジアル軸受部２９との間には第２室３３が画成されている。第１室３２には、第１バランサシャフト２５の左端部が突出し、第２室３３には第１及び第２バランサシャフト２５、２６の中間部が受容されている。

図３は、第１実施形態に係る動力伝達機構の分解斜視図である。図２及び図３に示すように、第２室３３内に位置する第１バランサシャフト２５の外周部には、第１ギヤ３５と第１アンバランスウエイト３６とが第１バランサシャフト２５と一体に回転するように設けられている。第１ギヤ３５と第１アンバランスウエイト３６は金属から形成されている。第１ギヤ３５は、外歯歯車であり、第１バランサシャフト２５と同軸に配置され、第１バランサシャフト２５の外周面から径方向に張り出している。第１アンバランスウエイト３６は、第１ギヤ３５よりも右側に配置されている。

同様に、第２室３３内に位置する第２バランサシャフト２６の外周部には、第２ギヤ３７と第２アンバランスウエイト３８とが第２バランサシャフト２６と一体に回転するように設けられている。第２アンバランスウエイト３８は金属から形成される。第２ギヤ３７は、金属製のギヤや樹脂ギヤであってよい。第２ギヤ３７を樹脂ギヤとした場合には、第２ギヤは例えば第２バランサシャフト２６の外周部にインサート成形によって形成されている。第２ギヤ３７は、例えばアラミド繊維強化樹脂やＰＥＥＫ等のスーパーエンジニアリングプラスチックから形成されてよい。第２ギヤ３７は、外歯歯車であり、第２バランサシャフト２６と同軸に配置され、第２バランサシャフト２６の外周面から径方向に張り出している。第２ギヤ３７は、第１ギヤ３５とピッチ円半径及び歯数が同一であり、第１ギヤ３５と噛み合っている。第２アンバランスウエイト３８は、第２ギヤ３７よりも右側に配置されている。

第１及び第２アンバランスウエイト３６、３８は、同一不釣合い量を有し、各バランサシャフト２５、２６の一側部から径方向外方へと突出し、その重心が各バランサシャフト２５、２６の回転軸線から偏倚している。

第１及び第２ギヤ３５、３７の左端部は、各バランサシャフト２５、２６の軸線に対して直交する平面に形成されている。第１及び第２アンバランスウエイト３６、３８の右端部は、各バランサシャフト２５、２６の軸線に対して直交する平面に形成されている。各第１ラジアル軸受部２８の右端部は、第１及び第２ギヤ３５、３７の左端部と平行な平面に形成され、ワッシャ４１を介して対向している。同様に、各第２ラジアル軸受部２９の左端部は、第１及び第２アンバランスウエイト３６、３８の右端部と平行な平面に形成され、ワッシャ４２を介して対向している。第１及び第２ギヤ３５、３７の左端部が第１ラジアル軸受部２８の右端部に規制され、第１及び第２アンバランスウエイト３６、３８の右端部が第２ラジアル軸受部２９の左端部に規制されることによって、第１及び第２バランサシャフト２５、２６のハウジング２１に対するスラスト方向への移動が規制されている。他の実施形態では、ワッシャ４１、４２に代えて公知のスラスト軸受を使用してもよい。

第１及び第２ギヤ３５、３７が互いに噛み合うことによって、第１及び第２バランサシャフト２５、２６は、互いに逆方向に同速で回転する。このとき、第１及び第２バランサシャフト２５、２６は、第１及び第２アンバランスウエイト３６、３８の位相が同位相となるように、連結されている。すなわち、第１アンバランスウエイト３６が上方に位置するときには、第２アンバランスウエイト３８も上方に位置するように配置されている。

図４は図２の矢印IV方向から見た側面図であり、図５は図２のV−V断面図である。図２〜図５に示すように、第１バランサシャフト２５の左端部は、他の部分に対して段部を介して縮径された小径部４６を構成しており、第１ラジアル軸受部２８から左方に突出して第１室３２内において遊端となっている。小径部４６は、基端側（右側）に円柱状のジャーナル部４７を有する。

小径部４６とクランクギヤ１５との間には、クランクギヤ１５の回転力を小径部４６に伝達する動力伝達機構５０が配置される。動力伝達機構５０は、ジャーナル部４７に回転可能に支持された第１回転体５１と、小径部４６の先端部４８に回転不能に結合され、第１バランサシャフト２５と一体に回転する第２回転体５２とを有している。第１及び第２回転体５１、５２は、磁性体から形成されている。

第１回転体５１は、中心部に挿通孔５４を有する円柱状の基部５５を有する。挿通孔５４には滑り軸受５６を介してジャーナル部４７が挿通され、基部５５はジャーナル部４７に同軸に回転可能に支持されている。基部５５の軸線方向における左及び右の端面は、軸線に対して直交する平面に形成されている。左端面の外周部には、基部５５と同軸となる筒状のアウタロータ部５７が左方へと突設されている。

基部５５の外周部には、外歯歯車であるドリブンギヤ５８が基部５５と一体に回転するように設けられている。ドリブンギヤ５８は、樹脂ギヤであり、基部５５と同軸の軸線を有する。基部５５の外周部には、複数の突片５９が形成されており、ドリブンギヤ５８は複数の突片５９を巻き込むようにインサート成形されている。ドリブンギヤ５８は、例えばアラミド繊維強化樹脂やＰＥＥＫ等のスーパーエンジニアリングプラスチックから形成されてよい。

図１に示すように、上ハウジング２２は、ドリブンギヤ５８に対応する部分に上下に貫通する開口６１を有している。ドリブンギヤ５８は、外周部の内で上側の位置する部分が開口６１を通して上ハウジング２２の上方へと突出し、クランクギヤ１５に噛み合う。本実施形態では、ドリブンギヤ５８は、クランクギヤ１５に対してピッチ円半径及び歯数が半分である。ドリブンギヤ５８がクランクギヤ１５に噛み合うことによって、第１回転体５１はクランクシャフト１０に同期して逆方向に２倍の回転速度で回転する。

第２回転体５２は、中心部に貫通孔６３が形成された円柱状のインナロータ部６４を有する。インナロータ部６４の外径は、アウタロータ部５７の内径よりも小さく形成されている。貫通孔６３に小径部４６の先端部４８が圧入されることによって、第２回転体５２は第１バランサシャフト２５に対して回転不能に結合される。第２回転体５２と第１バランサシャフト２５とが互いに結合された状態においてインナロータ部６４はアウタロータ部５７の内方に配置され、アウタロータ部５７の内周面６８とインナロータ部６４の外周面６９とは、隙間を介して径方向に互いに対向した対向面となる。

インナロータ部６４の軸線方向における左及び右の端面は、軸線に対して直交する平面に形成されている。基部５５は、左端面がワッシャ６５を介してインナロータ部６４の右端面に対向し、右端面がワッシャ６６を介して第１ラジアル軸受部２８の左側部に対向する。これにより、第１回転体５１は、第１バランサシャフト２５に対して軸線方向における位置が規制されている。

アウタロータ部５７の内周面６８には、複数（本実施形態では１６個）のアウタ磁石７１からなるアウタ磁石群７２が設けられている。各アウタ磁石７１は、永久磁石であり、例えばネオジム磁石である。各アウタ磁石７１は、それぞれ同一の形状を有し、内周面６８の周方向に沿って等間隔で配置されている。アウタ磁石７１は、径方向内方を向くＮ極の磁極面及び径方向外方を向くＳ極の磁極面を有するＮアウタ磁石７１Ａと、径方向内方を向くＳ極の磁極面及び径方向外方を向くＮ極の磁極面を有するＳアウタ磁石７１Ｂとを８個ずつ有し、Ｎアウタ磁石７１ＡとＳアウタ磁石７１Ｂとが周方向において交互に配置されている。すなわち、アウタ磁石群７２は、アウタロータ部５７の内周面６８に、異なる磁極面が回転方向に沿って交互に現れるように配置されている。

Ｎアウタ磁石７１Ａ及びＳアウタ磁石７１Ｂを含む１６個のアウタ磁石７１は、周方向に２２．５°（＝３６０／ｎ（ｎ：アウタ磁石数、本実施形態では１６））毎にアウタロータ部５７の内周面６８に配置されている。各アウタ磁石７１の周方向における角度幅（以下、アウタ磁石７１の角度幅Ｗｏとする）は、２２．５°より小さく設定され、隣り合うアウタ磁石７１間に間隔が形成されている。アウタ磁石７１の角度幅Ｗｏは、例えば１５〜２２°であってよい。隣り合うアウタ磁石７１の間隔の周方向における角度幅（以下、間隔の角度幅Ｗｖとする）は、アウタ磁石７１の角度幅Ｗｏを例えば２０°とした場合には、２．５°になる。

各アウタ磁石７１は、アウタロータ部５７の内周部に埋設されている。各アウタ磁石７１は、径方向内方を向く磁極面及び径方向外方を向く磁極面が平面をなす平板状に形成されてもよく、径方向内方を向く磁極面及び径方向外方を向く磁極面が円弧状に湾曲し、弓形に形成されてもよい。各アウタ磁石７１は、径方向内方を向く磁極面は、隣り合うアウタ磁石７１間を埋めるアウタロータ部５７の内周部と共に滑らかな円周面を形成している。アウタロータ部５７はヨークとして機能する。

インナロータ部６４の外周面６９には、アウタ磁石７１の数と同数の１６個のインナ磁石７５からなるインナ磁石群７６が設けられている。各インナ磁石７５は、永久磁石であり、例えばネオジム磁石である。各インナ磁石７５は、それぞれ同一の形状を有し、外周面６９の周方向に沿って等間隔で配置されている。インナ磁石７５は、径方向外方を向くＮ極の磁極面及び径方向内方を向くＳ極の磁極面を有するＮインナ磁石７５Ａと、径方向外方を向くＳ極の磁極面及び径方向内方を向くＮ極の磁極面を有するＳインナ磁石７５Ｂとを８個ずつ有し、Ｎインナ磁石７５ＡとＳインナ磁石７５Ｂとが周方向において交互に配置されている。すなわち、インナ磁石群７６は、インナロータ部６４の外周面６９に、異なる磁極面が回転方向に沿って交互に現れるように配置されている。

Ｎインナ磁石７５Ａ及びＳインナ磁石７５Ｂを含む１６個のインナ磁石７５は、周方向に２２．５°毎にインナロータ部６４の外周面６９に配置されている。各インナ磁石７５の周方向における角度幅（以下、インナ磁石７５の角度幅Ｗｉという）は、アウタ磁石７１の角度幅Ｗｏより小さく、隣り合うインナ磁石７５と接触しないように間隔を有している。

各インナ磁石７５は、インナロータ部６４の外周部に埋設されている。各インナ磁石７５は、径方向内方を向く磁極面及び径方向外方を向く磁極面が平面をなす平板状に形成されてもよく、径方向内方を向く磁極面及び径方向外方を向く磁極面が円弧状に湾曲し、弓形に形成されてもよい。各インナ磁石７５の径方向外方を向く磁極面は、隣り合うインナ磁石７５間を埋めるインナロータ部６４の外周部と共に滑らかな円周面を形成している。インナロータ部６４はヨークとして機能する。インナ磁石群７６及びインナロータ部６４は、アウタ磁石群７２及びアウタロータ部５７に接触しないように配置されている。

アウタ磁石群７２とインナ磁石群７６とは、磁気的な作用によって結合する（磁気カップリングする）。詳細には、互いに対向したＮアウタ磁石７１Ａ及びＳインナ磁石７５Ｂが吸引力を生じ、互いに対向したＳアウタ磁石７１Ｂ及びＮインナ磁石７５Ａが吸引力を生じる。また、Ｎアウタ磁石７１Ａと対向するＳインナ磁石７５Ｂの隣に位置するＮインナ磁石７５Ａとが反発力を生じ、Ｓアウタ磁石７１Ｂと対向するＮインナ磁石７５Ａの隣に位置するＳインナ磁石７５Ｂが反発力を生じる。アウタ磁石群７２とインナ磁石群７６との磁気的な作用は、図５に示すように、Ｎアウタ磁石７１ＡとＳインナ磁石７５Ｂとが正対した位置、すなわちＮアウタ磁石７１Ａの周方向における中央と、Ｓインナ磁石７５Ｂの周方向における中央とが一致する位置において最も安定的になる。このときの第１回転体５１及び第２回転体５２の相対角度（以下、相対角度θという）を基準角度θ０（０°）とする。

第１及び第２回転体５１、５２が相対回転し、相対角度θが基準角度θ０からずれると、アウタ磁石群７２及びインナ磁石群７６の磁気的な作用（磁気カップリング）による復元トルクが、相対角度θを基準角度θ０に戻す方向に、アウタロータ部５７及びインナロータ部６４に作用する。この復元トルクによって、第１回転体５１及び第２回転体５２間でのトルク伝達が可能になる。

なお、相対角度θが基準角度θ０から正負の方向に所定値以上になると、アウタ磁石群７２及びインナ磁石群７６の磁気的な作用による復元トルクが相対角度θを基準角度θ０に復帰させる方向から逆向きに変化し、相対角度θが基準角度θ０に復帰できなくなるため、第１及び第２回転体５１、５２間でのトルク伝達が不可能になる。このときの第１及び第２回転体５１、５２間でのトルク伝達が可能な角度範囲の限界値（限界角度）を許容角度±θａとする。本実施形態では、許容角度θａは、相対角度θが基準角度θ０から正又は負方向に進み、初めてＮアウタ磁石７１ＡとＮインナ磁石７５Ａとが正対する（同時にＳアウタ磁石７１ＢとＳインナ磁石７５Ｂとが正対する）角度である±２２．５°である。

図３及び図４に示すように、インナロータ部６４の左端部には、一対のストッパ７７が突設されている。各ストッパ７７は、径方向外方に突出する突片である。アウタロータ部５７の左端部には、各ストッパ７７を受容する一対の切欠部７８が形成されている。切欠部７８は周方向に所定の長さを持って延在し、周方向における両端部に端壁部７９を有する。ストッパ７７は、切欠部７８内を端壁部７９に当接するまで周方向に移動可能になっている。相対角度θが基準角度θ０のときには、各ストッパ７７は各切欠部７８の周方向における中央に配置される。相対角度θが所定のストッパ角度±θｓになるときに、各ストッパ７７は各切欠部７８の端壁部７９に突き当たる。すなわち、第１及び第２回転体５１、５２の相対回転は、各ストッパ７７と各切欠部７８の端壁部７９との当接によって、所定の角度範囲（−θｓ≦θ≦θｓ）に規制される。ストッパ角度±θｓの絶対値は、プルアウト±θａの絶対値よりも小さく設定されている。そのため、相対角度θが、許容角度±θａに到達することはない。相対角度θがストッパ角度±θｓに達すると、ストッパ７７と切欠部７８の端壁部７９との当接によって、第１及び第２回転体５１、５２の間でトルク伝達がなされる。

図６は、動力伝達機構５０の第１及び第２回転体５１、５２の相対角度θに対する復元トルクＴの特性を示すグラフである。図６に示すように、動力伝達機構５０は、相対角度θが正又は負に大きくなるにつれて、復元トルクＴが正又は負に大きくなる特性を有する。また、相対角度θに対する復元トルクＴの比（以下、捩じりばね剛さＫという。捩じりばね剛さＫ＝復元トルクＴ／相対角度θ）は、相対角度θが所定の第１角度θ１付近において大きく変化する。詳細には、相対角度θが−θ１≦θ≦θ１の範囲にあるときは捩じりばね剛さＫが概ねＫ１となり、相対角度θがθ＜−θ１又はθ１＜θの範囲にあるときは捩じりばね剛さＫが概ねＫ２となり、Ｋ１＜Ｋ２の関係になる。動力伝達機構５０をばねとしてみると、捩じりばね剛さＫはばね定数に対応する。そのため、捩じりばね剛さＫがＫ１である−θ１≦θ≦θ１の範囲は、ばね定数が小さい弱ばね範囲といえ、捩じりばね剛さＫがＫ２であるθ＜−θ１又はθ１＜θの範囲はばね定数が弱ばね範囲よりも大きい強ばね範囲といえる。第１角度±θ１は、インナ磁石７５の周方向における端部の一方が、対向するアウタ磁石７１の周方向において対応する端部と概ね一致する角度である。第１角度θ１は、許容角度θａより小さく、かつストッパ角度θｓより小さい値に設定されている。

図７は、（Ａ）−θ１≦θ≦θ１、（Ｂ）θ１＜θ、（Ｃ）θ＜−θ１の範囲におけるアウタ磁石７１とインナ磁石７５との位置関係を示す模式図である。図７（Ａ）に示すように、アウタ磁石７１の角度幅Ｗｏに対してインナ磁石７５の角度幅Ｗｉは小さいため、相対角度θが−θ１≦θ≦θ１の範囲では相対角度θが増減してもアウタ磁石７１及びインナ磁石７５の磁極面の対向面積は変化しない。そのため、この範囲では相対角度が変化してもアウタ磁石７１及びインナ磁石７５を通過する磁束は変化が小さく、アウタ磁石７１及びインナ磁石７５間に延びる磁力線もほとんど変化しない。そのため、相対角度θを基準角度θ０に戻そうとする復元力（復元トルクＴ）は低く維持される。一方、相対角度が正または負の方向にθ１、−θ１を超えて大きくなると、図７（Ｂ）及び（Ｃ）に示すように、アウタ磁石７１及びインナ磁石７５の磁極面の対向面積が減少する。この状態では、アウタ磁石７１及びインナ磁石７５の互いに対向しない部分が生じ、これらの部分に作用する吸引力（磁力線）が径方向に対して傾斜すると共に、インナ磁石７５が同極の磁極面を有するアウタ磁石７１に接近することによって、インナ磁石７５及びアウタ磁石７１間に生じる反発力が増大し、周方向への力である復元トルクＴが増加する。これらによって、強ばね範囲では捩じりばね剛さＫ２が増大する。

弱ばね範囲の上限及び下限である第１角度±θ１は、アウタ磁石７１の角度幅Ｗｏ、インナ磁石７５の角度幅Ｗｉ、アウタ磁石７１間の間隔の角度幅Ｗｖ、アウタ磁石７１とインナ磁石７５との径方向距離、アウタ磁石７１及びインナ磁石７５の数の少なくとも１つを適宜設定することによって調整することができる。弱ばね範囲及び強ばね範囲での捩じりばね剛さＫ１、Ｋ２は、アウタ磁石７１の角度幅Ｗｏ、インナ磁石７５の角度幅Ｗｉ、アウタ磁石７１間の間隔の角度幅Ｗｖ、アウタ磁石７１とインナ磁石７５との径方向距離、アウタ磁石７１及びインナ磁石７５の数及びアウタ磁石７１及びインナ磁石７５の磁束密度の少なくとも１つを適宜設定することによって調整することができる。

以上のように構成した動力伝達機構５０の作用について説明する。クランクシャフト１０が回転すると、クランクギヤ１５及びドリブンギヤ５８の噛み合いによって第１回転体５１がクランクシャフト１０の回転に対して逆方向に２倍の回転速度で回転する。第１回転体５１が回転することによって、第１回転体５１と第２回転体５２との間に相対回転が生じ、アウタ磁石群７２とインナ磁石群７６との磁気カップリングによって、相対角度θに応じた復元トルクＴが第１及び第２回転体５１、５２間に発生する。第１回転体５１がクランクシャフト１０から受けるトルクが増大する場合には、必要な復元トルクＴを得るために相対角度θが増大する。このようにして、第１バランサシャフト２５は、クランクシャフト１０と同期して逆方向に２倍の回転数で回転する。

第２バランサシャフト２６は、第１ギヤ３５及び第２ギヤ３７を介して連結されているため、第１バランサシャフト２５に対して逆方向に同一の回転速度で回転する。第１バランサシャフト２５及び第２バランサシャフト２６が互いに逆方向にクランクシャフト１０の２倍の回転速度で回転することによって、第１及び第２アンバランスウエイト３６、３８に起因した慣性力を生じ、ピストン１１及びクランクシャフト１０からなる系の慣性力の２次成分を相殺する。

クランクシャフト１０の回転数に変動が生じると、動力伝達機構５０は相対角度θを変化させて復元トルクＴを変化させ、変化した復元トルクＴによって第１バランサシャフト２５を回転させる。動力伝達機構５０は、クランクシャフト１０に回転変動が生じると、相対角度θを変化させ、回転変動を緩和し、回転変動が第１バランサシャフト２５に伝達され難くする。

動力伝達機構５０は、加振源としてのクランクシャフト１０と、制振対象としてのバランサ装置２０との間に介装され、ばねとして機能するため、バランサ装置２０の固有振動数（共振周波数）を低下させ、クランクシャフト１０の回転変動に起因した振動を抑制することができる。特に、基準角度θ０を含む弱ばね領域（−θ１≦θ≦θ１）の捩じりばね剛さＫ１を比較的小さくすることによって、バランサ装置２０の固有振動数を低下させ、エンジンの常用使用回転域において動力伝達機構５０及びバランサ装置２０により構成される系の振動を低減することができる。一方、強ばね範囲（θ＜−θ１、θ１＜θ）では捩じりばね剛さをＫ１より大きいＫ２としたことによって、クランクシャフト１０に過大な回転変動が生じ、相対角度θが大きくなる場合にもプルアウトが生じないようにすることができる。

このように構成した動力伝達機構５０では、エンジン回転数が低い領域（一般的にはアイドリング回転数の１／√２倍以下）に共振回転数があり、エンジンの始動時に共振回転数を通過することになる。共振回転数を通過する際には、動力伝達機構５０に比較的大きな回転力が加わるが、相対角度θが強ばね範囲まで変化し、復元トルクＴが増大することで第２回転体５２が第１回転体５１と共に回転する。これにより、第１及び第２回転体５１、５２は、ストッパ７７及び端壁部７９が衝突することなく回転する。このように、動力伝達機構５０は、共振回転数においても損傷を受けることがない。

本実施形態では、アウタ磁石７１の角度幅Ｗｏをインナ磁石７５の角度幅Ｗｉに対して大きく設定したことによって、相対角度θが小さい弱ばね範囲においては、アウタ磁石７１の磁極面とインナ磁石７５の磁極面との対向面積を変化させないようにして、小さな捩じりばね剛さＫ１を実現している。

また、クランクシャフト１０に予期しない過大な回転変動が生じる場合には、相対角度θがストッパ角度θｓ、−θｓにおいてストッパ７７と切欠部７８の端壁部７９とが当接し、相対角度θが許容角度θａ、−θａに到達することが防止される。

以上に説明したように、動力伝達機構５０は、弱ばね範囲と強ばね範囲とを共に有する非線形ばねとして機能する。動力伝達機構５０は、２段ばね特性をもつ１自由度系の強制回転変位入力の非線形振動モデルとして取り扱うことができ、デュアルマスフライホイールのチューニングと同様に内燃機関の始動直後の極低回転（一般的にアイドル回転数の1/√２倍以下の低い回転）で瞬時に共振点を通過させて常用使用回転域で防振効果を得ることができる。また、逆Ｓ字に近い２段バネ特性（相対角度の増加に応じてばね剛さ（Ｋ）が増加する強ばね）の非線形振動モデルとすることによって、内燃機関始動時（回転上昇）と停止時（回転下降）で共振発生回転数に履歴幅（ヒステリシス）を与えることができる。そのため、ローアイドルガバナー制御を行うディーゼルエンジンにおいては、このヒステリシスを利用することによって、より低回転側まで高い防振効果を得ることができる。

動力伝達機構５０及びバランサ装置２０を含む系の固有振動数をより低減したい場合には、動力伝達機構５０のばね定数を下げるとよい。そのためには、弱ばね範囲を拡大する（θ１を大きくし、−θ１を小さくする）、又はアウタ磁石７１とインナ磁石７５との吸引力を低減するとよい。これらを達成するために、磁束密度が小さい磁石に変更する、又はアウタ磁石７１とインナ磁石７５との距離を拡大するとよい。

動力伝達機構５０は、磁気カップリングとして構成され、第１及び第２回転体５１、５２は互いに非接触に構成されているため、摩擦音の発生、摩擦による磨耗及び発熱が生じない。そのため、潤滑及び冷却の必要性がない。また、アウタ磁石群７２及びインナ磁石群７６を構成する永久磁石は、磁力の経時劣化が少ない。また、オイル等が存在する環境においても劣化することがほとんどない。そのため、本実施形態に係る動力伝達機構５０は、耐久力が高いといえる。

本実施形態に係る動力伝達機構５０は、アウタロータ部５７及びインナロータ部６４を有し、アウタ磁石群７２及びインナ磁石群７６が径方向において互いに対向するように構成したため、第１回転体５１及び第２回転体５２に、磁気的な作用によるスラスト力が生じ難い。そのため、第１回転体５１及び第２回転体５２や第１バランサシャフト２５等にスラスト軸受を設ける必要性が低減される。

本実施形態では、ドリブンギヤ５８及び第２ギヤ３７を樹脂ギヤとしたため、クランクギヤ１５とドリブンギヤ５８、及び第１ギヤ３５と第２ギヤ３７との間の噛合部における衝撃が吸収され、噛合音が低減される。そのため、ドリブンギヤ５８及び第２ギヤ３７はシムによる調整等も必要がなくなる。そのため、ドリブンギヤ５８及び第２ギヤ３７の加工及び組み付けが容易になる。

次に、図８を参照して第２実施形態に係る動力伝達機構５０を説明する。図８は、第２実施形態に係る第１及び第２回転体を示す断面図である。図８に示すように、第２実施形態に係る動力伝達機構５０は、第１実施形態に係る動力伝達機構５０に対して第１回転体８０の構成が異なる。第２実施形態において、第１実施形態と同様の構成については同様の符号を付し、説明を省略する。第２実施形態に係る第１回転体８０は、強磁性体から構成され、第１実施形態の回転体と同様に基部５５及びアウタロータ部５７を有する。

第２実施形態では、アウタ磁石群７２の代わりに、アウタロータ部５７の内周面６８に、インナ磁石７５と磁気的に相互作用する凸部８１を有している。アウタロータ部５７の内周面６８には、軸線方向に延在する複数（本実施形態では１６個）の溝８２が周方向に等間隔で凹設されている。凸部８１は、複数の溝８２によって周方向に複数（本実施形態では１６個）の領域に区画された部分であり、溝８２の底部に対して径方向内方へと突出している。凸部８１の径方向内方を向く面は、円周面と同様の曲面に形成されている。凸部８１は第１実施形態におけるアウタ磁石７１に対応し、溝８２は第１実施形態における隣り合うアウタ磁石７１間に配置された間隔に対応する。各凸部８１は、アウタロータ部５７の軸線を中心として２２．５°毎に配置され、等しい角度幅を有する。各凸部８１は、第１実施形態における各アウタ磁石７１の角度幅Ｗｏと同様の角度幅を有し、インナ磁石７５の角度幅Ｗｉより大きく形成されている。

各凸部８１と各インナ磁石７５とは、磁気カップリングし、第１回転体５１及び第２回転体５２間でトルク伝達が可能になる。第１回転体５１及び第２回転体５２の相対角度θに対する復元トルクＴの特性は、第１実施形態と同様に、図６に示すグラフのように設定されている。溝８２が設けられた部分では、インナ磁石７５と溝８２の底部との距離が大きくなるため、凸部８１とインナ磁石７５との間に作用する引力は、溝８２とインナ磁石７５との間に作用する引力より大きくなる。そのため、インナ磁石７５は、凸部８１と正対する位置において最も安定し、相対角度θに応じて復元トルクＴが変化する。

第２実施形態に係る動力伝達機構５０では、第１実施形態に係る動力伝達機構５０と同様の効果を奏すると共に、アウタ磁石群７２を省略することができるため、製造コストを削減することができる。

第２実施形態の変形例として、インナ磁石群７６を構成するインナ磁石７５の磁極面は適宜変更することができる。例えば、インナ磁石群７６の全てを、Ｎインナ磁石７５Ａのみ、又はＳインナ磁石７５Ｂのみから構成してもよい。また、凸部８１の径方向内側を向く面は、円周面に限らず適宜変更することができる。例えば、相対角度θに応じて凸部８１とインナ磁石７５との距離が変化するようにしてもよい。このように、凸部８１とインナ磁石７５との距離が変化させることによって、相対角度θに応じた復元トルクＴの特性を変化させることができる。また、凸部８１を含む第１回転体８０全体を強磁性体とせずに、任意の材料から構成した第１回転体８０の内面に強磁性体からなる凸部８１を接合する構成としてもよい。

以上で具体的実施形態の説明を終えるが、本発明は上記実施形態に限定されることなく幅広く変形実施することができる。本発明は、自動車の内燃機関１に限らず、自動二輪車の内燃機関１にも当然に適用することができる。また、内燃機関１のシリンダ数及び配置（直列、Ｖ字）は適宜変更することができる。

上記の実施形態では、バランサ装置２０及び動力伝達機構５０を、ピストン１１及びクランクシャフト１０を含む系の慣性力の２次成分を低減する構成としたが、例えば、慣性力の１次成分を低減する構成や、一次偶力を低減する構成としてもよい。慣性力の１次成分を対象とした場合、ドリブンギヤ５８のピッチ円半径及び歯数をクランクギヤ１５と同じにし、ドリブンギヤ５８をクランクギヤ１５に対して逆方向に同速で回転させるようにするとよい。また、必要に応じて第２バランサシャフト２６は省略してもよい。

第１及び第２バランサシャフト２５、２６における、第１及び第２ギヤ３５、３７、バランサウエイト、動力伝達機構５０の配置は適宜変更することができる。例えば、第１及び第２回転体５１、５２に設けられるアウタ磁石群７２及びインナ磁石群７６、又は複数の凸部８１及びインナ磁石群７６がスラスト方向から対向するようにしてもよい。この場合、第１及び第２回転体５１、５２を支持するスラスト軸受を設けるとよい。

アウタ磁石群７２に含まれるアウタ磁石７１の数、及びインナ磁石群７６に含まれるインナ磁石７５の数は適宜変更可能である。また、本実施形態では、アウタ磁石７１の角度幅Ｗｏをインナ磁石７５の角度幅Ｗｉより大きくしたが、他の実施形態ではインナ磁石７５の角度幅Ｗｉをアウタ磁石７１の角度幅Ｗｏより大きくしてもよい。

１…内燃機関、２…シリンダブロック、５…ロアブロック、６…オイルパン、１０…クランクシャフト、１５…クランクギヤ、２０…バランサ装置、２１…ハウジング、２５…第１バランサシャフト、２６…第２バランサシャフト、３５…第１ギヤ、３６…第１アンバランスウエイト、３７…第２ギヤ、３８…第２アンバランスウエイト、５０…動力伝達機構、５１…第１回転体、５２…第２回転体、５５…基部、５７…アウタロータ部、５８…ドリブンギヤ、６１…開口、６４…インナロータ部、７１…アウタ磁石、７２…アウタ磁石群、７５…インナ磁石、７６…インナ磁石群、７７…ストッパ、７８…切欠部、７９…端壁部、８０…第１回転体、８１…凸部、８２…溝

Claims (7)

1. クランクシャフトの回転力をバランサシャフトに伝達する動力伝達機構であって、
   共通の回転軸線を中心として回転可能であり、隙間を介して互いに対向する対向面をそれぞれ有する第１及び第２の回転体と、
   異なる磁極面が回転方向に沿って交互に現れるように前記第１の回転体の前記対向面に設けられた第１の磁石群と、
   異なる磁極面が回転方向に沿って交互に現れるように前記第２の回転体の前記対向面に設けられ、前記第１の磁石群の磁極面と隙間を介して磁気的に作用する第２の磁石群とを有し、
   前記第１及び第２の磁石群の一方に含まれる各磁極面は、前記第１及び第２の磁石群の他方に含まれる各磁極面よりも、前記回転軸線を中心とした角度幅が大きいことを特徴とする動力伝達機構。
2. 前記第１の回転体は、前記回転軸線を中心とした筒状のアウタロータ部を有し、
   前記第２の回転体は、前記アウタロータ部の内側に配置されるインナロータ部を有し、
   前記第１の磁石群は、前記アウタロータ部の内周面に設けられ、
   前記第２の磁石群は、前記内周面に対向する前記インナロータ部の外周面に設けられ、
   前記第１及び前記第２の磁石群は、前記回転軸線の径方向において互いに対向することを特徴とする請求項１に記載の動力伝達機構。
3. 前記第１の磁石群に含まれる前記磁極面は、前記第２の磁石群に含まれる前記磁極面よりも、前記回転軸線を中心とした角度幅が大きいことを特徴とする請求項２に記載の動力伝達機構。
4. 前記第１及び第２の回転体の相対角度において、プルアウトを生じずに前記第１及び第２の回転体の間でトルク伝達が可能な限界角度を許容角度とすると、
   前記相対角度が前記許容角度に到達しないように規制するストッパが前記第１及び第２の回転体の間に設けられていることを特徴とする請求項１〜請求項３の少なくとも１つの項に記載の動力伝達機構。
5. 前記第１及び第２の回転体の相対角度において、プルアウトを生じずに前記第１及び第２の回転体の間でトルク伝達が可能な限界角度を許容角度とすると、
   前記相対角度に応じて前記第１及び第２の磁石群の磁気カップリングによって前記第１及び第２の回転体間に生じる復元トルクの前記相対角度に対する比である捩じりばね剛さは、前記相対角度が小さい第１範囲では小さく、前記相対角度が前記第１範囲より大きく、かつ前記許容角度に到達しない第２範囲では、前記第１範囲における比よりも大きくなることを特徴とする請求項１〜請求項４のいずれか１つの項に記載の動力伝達機構。
6. 前記第１の回転体の外周部には、前記クランクシャフト側のギヤに噛み合う樹脂製のギヤが一体に形成されていることを特徴とする請求項１〜請求項５のいずれか１つの項に記載の動力伝達機構。
7. クランクシャフトの回転力をバランサシャフトに伝達する動力伝達機構であって、
   共通の回転軸線を中心として回転可能であり、隙間を介して互いに対向する対向面をそれぞれ有する第１及び第２の回転体と、
   前記第１の回転体の前記対向面に、周方向に間隔をおいて配列された強磁性体からなる複数の凸部と、
   前記第２の回転体の前記対向面に、周方向に間隔をおいて配列され、前記凸部と隙間を介して磁気的に作用する複数の磁石とを有し、
   前記凸部は、前記磁石よりも、前記回転軸線を中心とした角度幅が大きいことを特徴とする動力伝達機構。

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