JP4027292B2 - 歯車組立体、歯車列組立体およびその組立方法 - Google Patents

Description

本発明は歯車に関し、詳細には非限定的に歯車列のバックラッシュの減少に関する。

従来の技術

１つの歯車の歯が別の歯車の間隙部に噛み合うとき、間隙部は代表的には歯を収容するに必要な空間より大きい空間を有する。この過剰な空間はある場合にはラッシュ、またはバックラッシュと名付けられる。バックラッシュは多くの要素によって変化し、これは多くの歯車製造過程に代表的な歯車軸受の半径方向遊隙、歯車軸の偏心度、歯車の中心間の間隙の不正確性および歯車間の変動を含む多くの要素によって変化する。

バックラッシュに関連する余分な間隙は、通常歯車の歯に過大な衝撃荷重を生ずる。この荷重は過大な騒音を発生し、又はその他の歯車列の問題を発生せしめる。例えば、バックラッシュは歯車の摩耗を促進させる。バックラッシュを減少せしめることは内燃機関の場合に特に重要であり、特にディーゼル機関の歯車列において重要である。米国特許第５４５０１１２号明細書、同第４９２０８２８号明細書、同第４７７０５８２号明細書、同第３５２３００３号明細書は各種の機関に対する歯車列の適用に関する背景情報を示している。

バックラッシュを減少せしめる１つの方法は、歯車の精密な加工と取付けにある。しかし、この方法は通常は費用がかかり、摩耗によって時間と共に変化するバックラッシュを適切に処理できない。バックラッシュを減少せしめる別の方法として歯車列の間に１つ以上のシザー（ｓｃｉｓｓｏｒ）歯車を挿入する方法がある。通常、シザー歯車の歯は噛み合う歯車の歯間の空間を占めるように調節可能となされている。米国特許第４７４７３２１号明細書、同第４７３９６７０号明細書、同第３３６５９７３号明細書、同第２６０７２３８号明細書は各種形式のシザー歯車の例を示している。

シザー歯車によるバックラッシュ制御は、シザー歯車が異なる量のバックラッシュを有する２つ以上の歯車と噛み合う場合には制限される。代表的には、シザー歯車の有効な歯の寸法は最小のバックラッシュを有する歯車によって決定されるが、これは他方の噛み合う歯車が大きいバックラッシュを有する場合に通常不適当である。この問題の解決策の１つはバックラッシュの差が最小となるように噛み合う歯車を選択することであるが、このバックラッシュ適合方法は通常、時間がかかり、費用が高い。従って、歯車列の場合、シザー歯車と噛み合う多数の歯車におけるバックラッシュの差を処理する必要性がある。

シザー歯車の一つの形態として、共通中心の回りに回転可能な２つの歯車が互いにばね偏倚されているものがある。この形態において対をなすそれぞれの歯車の歯車歯は拡がって噛み合う歯車の歯間の隙間を充填する。ある歯車列においては噛み合う歯車によって歯の対に与えられる荷重が、ばねの偏倚力に抗してそれぞれの歯車対を整合せしめるに充分に大となる。代表的には整合する歯車対の各歯車は同一の公称歯厚を持って高い荷重を比例的に分担する形状を有する。しかし公称値からの無作為の偏向は、通常は各対の一方または他方の歯が異常に高い負荷を受けて変形して他方の歯車に適合するようになる。この変形工程で歯車歯はしばしば逆方向負荷を受け、一方向の曲げ負荷を受ける場合に対比して急速に摩耗する。また、このような変形は歯相互間の大きい変化を生じて性能を低下せしめ歯車列の騒音を高くする。従って、これらの欠点がなく高い負荷を可能とするバックラッシュのない歯車組立体について要望がある。

重負荷のディーゼル機関の場合にノッキングが燃焼行程において発生するが、高い衝撃による歯車歯の騒音によることがある。代表的にはこの騒音は通常のシザー歯車によっては充分に除去することができない。従って、この形式の騒音についても歯車列の改良が要望される。

本発明は、１つ以上のバックラッシュのない歯車組立体を使用するバックラッシュのない歯車組立体および歯車列に関する。本発明の各種態様は新規であり、自明でなく、各種の利点を有する。本発明の本質は添付の請求の範囲によってのみ決定されるものであるが、望ましい実施例の特性をなすいくつかの性質を以下に略述する。

本発明の１つの形態において、第１の歯車を定め、第１の歯車と第２の歯車との間に第１の噛み合いを確立することによって、歯車列が組立られる。第２の歯車はシザー歯車形式であって、歯の大きさの有効値は第１の噛合いによって決定される。第３の歯車の取付け位置は第２の歯車と第２の噛合いを形成するように選択される。この取付け位置は有効な歯寸法の関数として決定され、第２の噛合いのバックラッシュを制御する。

別の形態において、歯車列を含む機関装置が提供される。装置は内燃機関を含み、これに第１、第２および第３の歯車がピボット的に連結される。第２の歯車は第１の噛み合いによって第１の歯車と係合し、第３の歯車は第２の噛み合いによって第２の歯車と係合する。第２の歯車はシザー歯車形式である。この装置は調節可能な位置決め機構を含み、第２の歯車の回転軸線に相対的な第３の歯車の回転軸線の位置の範囲を与えて第２の噛み合いのバックラッシュを制御するに適した調節可能な位置決め機構を含む。本発明のこの形式の１つの利点はシザー歯車と噛み合う２つの歯車間のバックラッシュの差が示される点にある。

本発明の別の態様において、バックラッシュ防止歯車組立体が与えられ、第１の数の円周方向に配置された歯を有する第１の歯車と、ばね偏倚力を受けて第１の歯車と係合する第２の歯車とを含み、ばね偏倚力は第１の歯車と第２の歯車とを互いに相対的にほぼ共通の回転中心の回りに回転せしめる。第２の歯車は多数の円周方向に配置された歯を含み、それぞれ第１の歯車の対応する歯と対をなしている。それぞれの歯の対は偏倚力に抗して作用する力によって決定される複合歯厚を有している。第１の歯はそれぞれ第１の円弧歯厚を有し、第２の歯はそれぞれ第２の円弧歯厚を有し、これは公称的には第１の歯厚より小となされる。一般的には、この歯厚の差は第１の歯車に対する偏倚力を越える負荷を利用して逆方向の曲げ負荷を減少せしめる。

本発明のさらに別の態様において、例えばシザー歯車などのバックラッシュ防止歯車組立体が高い最大偏倚トルクを有して与えられ、ディーゼル機関のノッキング音を減少せしめる。通常、これらの音を減少させるに必要な最大偏倚トルクは特定の機関設計および予期される負荷の関数として選択される。望ましい実施例において、最大偏倚トルクは少なくとも約１３５Ｎ−ｍ（約１００ｆｔ−ｌｂｓ）とする。さらに望ましい実施例においては、最大偏倚トルクは少なくとも約２７０Ｎ−ｍ（約２００ｆｔ−ｌｂｓ）とする。さらに望ましい実施例においては最大偏倚トルクは少なくとも約６７５Ｎ−ｍ（約５００ｆｔ−ｌｂｓ）となされる。従来の常識に反して、この比較的に高い偏倚トルクがディーゼル機関にしばしば見られる不愉快なハンマー音やノッキング音を減少せしめるに有効であることが判った。

さらに別の形態において、バックラッシュ防止歯車組立体は、第１の数の円周方法に配置された歯と第１の数のスプラインとを有する第１の歯車を含む。この組立体はさらに第２の数の円周方法に配置された歯と第２の数のスプラインとを有する第２の歯車を含む。第１および第２のスプラインは、ほぼ共通の回転軸線の回りに互いに係合し、この軸線に対して傾斜して、第１および第２の歯車を相対的に回転せしめる。第１および第２の歯は対をなして第１および第２の歯車の相対的な回転に伴って寸法を変化せしめる。

本発明の別の形態において、バックラッシュ防止歯車組立体は、第１の数の円周方法に配置された歯を有する第１の歯車と、ばね偏倚力を受けて第１の歯車と係合する第２の歯車とを含み、第１および第２の歯車は共通回転軸線の回りに相対的に回転する。第２の歯車は第２の数の歯を含み、それぞれの歯は第１の歯車の対応する歯と対をなして、多数の可変歯厚の複合歯を形成してバックラッシュを減少させる。第１の歯車に担持されたねじ付きステムと頭部とを有する整合装置が設けられる。頭部は第１の歯車に選択的に位置決めされて、第２の歯車に調節可能な支持関係を与えて、第１および第２の歯の整合を対応的に変化せしめる偏倚力に対抗する。望ましくは頭部は、第１および第２の歯をほぼ整合せしめる１つの位置を有して、当該組立体を歯車列に取付けることを容易とする。

本発明の別の形態において、バックラッシュ防止歯車組立体を歯車列内に組み込み、内燃機関と共に使用する。

作用

本発明によれば、シザー歯車を有する歯車列組立体のバックラッシュが、別の噛み合いによって決定される有効歯寸法を有するシザー歯車と噛み合う組合わせ歯車を配置することによって減少せしめられる。

本発明によれば機関の歯車列の発する騒音が減少する。
本発明によれば歯車列の騒音の発生が減少せしめられたバックラッシュ防止歯車組立体が得られる。

本発明によれば比較的に高い偏倚トルクを作用せしめることによって、騒音の発生が減少せしめられたバックラッシュ防止歯車組立体が得られる。
本発明によればシザー歯車組立体の複数の歯車間の負荷分割を制御することが可能となる。

さらに本発明によれば、取付け容易で信頼性の高いバックラッシュ防止歯車組立体が得られる。
本発明の上述以外の目的、特徴、効果、および態様は図面を参照する以下の説明によって明らかとなされる。

本発明の理解を容易とするため添付図面に実施例を示し、これを説明するため特殊の用語を使用する。しかし、これらは本発明を限定するものではない。すなわち、本発明の範囲を限定しない。説明した装置の変形、改変および以下に説明する本発明の原理の応用であって当業者の容易に行い得るものは本発明の範囲内にある。

図１は本発明による内燃機関装置２０を示す。装置２０は破線で示すクランク軸２４を有する機関ブロック２２を含む。さらに、装置２０は機関ブロック２２に連結されたヘッド組立体３０を含む。ヘッド組立体３０は破線で示す燃料噴射カム軸３２と破線で示す弁カム軸３４とを含む。一つの実施例において、ブロック２２とヘッド組立体３０は大能力直列６シリンダディーゼル機関である。本発明は当業者に公知の他の形式の機関にも適用可能である。

装置２０はタイミング歯車列４０を含む。歯車列４０はクランク軸２４に連結された駆動歯車４２を含む。クランク軸２４と駆動歯車４２とは十字線で示す回転中心４４を有している。図面において回転中心は回転軸線が図面に垂直でないとき鎖線または破線として示し、図面に垂直なとき十字線で示す。歯車４２は機関装置２０の作動時に中心４４の回りにクランク軸２４と共に回転して、歯車列４０の残りの歯車を駆動する。

歯車４２は歯４６を有し、これが下方のバックラッシュ防止アイドル歯車５０と噛み合う。歯車５０は回転中心５４を有する軸５３の回りに回転する。軸５３はファスナ即ち固定具５５によってブロック２２に取付けられる。軸受５６が軸５３と歯車５０のバックラッシュのないバックラッシュ防止歯車組立体５８との間の回転支持を与える。

図２ないし図５は歯車５０のバックラッシュ防止歯車組立体５８の構造と作動とに関する付加的な詳細を示す。図２において、歯車組立体５８に組込む以前の歯車６０の詳細が示される。歯車６０はハブ６３を含む。ウエブ６４が円周方向に間隔をおかれた７つの開口６５を限定する。さらに、各開口６５についてウエブ６４は一端にフィンガ部つき縁部６５ａを、他端に対抗する縁部６５ｂを有する。開口６５、縁部６５ａ、６５ｂは中心５４の回りの仮想円の円周に沿ってほぼ均等に間隔をおかれている。歯車６０は多数の円周方向に間隔をおかれた歯車歯６６をリム６７に限定されて有する。リム６７はウエブ６４によってハブ６３に連結される。歯車歯６６の隣接する各部材はギャップ即ち間隙６８によって互いにほぼ均等な間隔を有している。歯６６および間隙６８は図面の明確化のため、いくつかの数のみに符号が付してある。歯車歯６６の各部材は互いに寸法、形状がほぼ同一である。同様に間隙６８も互いに寸法、形状がほぼ同一である。

図３を参照すると、バックラッシュ防止歯車組立体５８の歯車７０が示されている。歯車７０はハブ７３を含み、ハブ７３は軸受５６を介して軸５３と回転支持関係にある（図１参照）。歯車６０のハブ６３はハブ７３と係合している。ハブ６３とハブ７３との間の干渉は歯車６０、７０の相対的な回転を可能とする。歯車７０はウエブ７４を含む。タブ７４ａがウエブ７４から図３の紙面に対してほぼ垂直方向に突出し、一方側がリム７７に連結されて対応する凹所７５を限定する。少なくとも１つのタブ７４ａは貫通するねじ付き孔７９を限定する。ねじ付き孔７９は図３の紙面にほぼ平行な長手方向軸線を有している。ウエブ７４はそれぞれ凹所７５のそれぞれに対応する重量軽減孔７５ａを限定する。凹所７５とタブ７４ａとは中心５４の回りの仮想円の円周にそってほぼ均等に間隔をおかれている。

歯車７０はリム７７によって限定される多数の歯車歯７６を含む。リム７７はウエブ７４によってハブ７３に一体的に取付けられる。歯車歯７６の隣接する部材は互いにほぼ均等な間隙７８をもって間隔をおかれる。歯７６および間隙７８は数個のみを示す。歯車歯７６はそれぞれ互いに寸法、形状がほぼ同等である。同様に、間隙７８もほぼ同一形状、寸法である。望ましくは歯車７０の歯７６の数は歯車６０の歯６６の数と同一とする。

図４は歯車列４０に取付ける以前に通常見られる非整合状態のバックラッシュ防止歯車組立体５８を示す。歯車６０、７０は互いに緩く係合し、歯車６０の各開口６５は歯車７０の対応する凹所７５とほぼ重なって複数のポケット８０を限定する。それぞれ一端８２と他端８４とを有する多数のコイルばね８１が設けられる。各ばね８１は対応するポケット８０にそれぞれ位置決めされ、端部８２は対応するタブ７４ａと係合し、端部８４は対応する縁部６５ａと整合する。しかし、端部８４は縁部６５ａと係合しなくともよい。

組立体５８はさらに、ねじ付きのステム９２と対抗する頭部９４とを有する調節ボルト９０を含む。ステム９２は図４の孔７９に充分にねじこまれるようにねじ切りされ、頭部９４は対応するタブ７４ａに接触する。通常、歯６６、７６は非整合位置にあり、歯６６は歯７６間に限定される間隙７８と重なり、歯７６は歯６６間に限定される間隙６８と重なっている。歯車７０のハブ７３は歯車６０のハブ６３と回転支持関係を形成し、歯車６０、７０は相対的に回転可能となされる。頭部９４には歯車６０が歯車７０に対して反時計方向に回転するとき歯車６０の隣接する縁部６５ｂを支持する形状の接触表面９５が限定されている。歯車６０が歯車７０に対して時計方向に回転するとき、ばね端部８４が対応する縁部６５ａと係合するようになる。望ましくは各縁部６５ａは各ばね８１のコイル内に嵌合する寸法のフィンガを限定し、歯車６０との適切な整合を容易とする。充分な力で時計方向に回転させると図５に示すように、ばね８１は対応する縁部６５ａとタブ７４ａとの間で圧縮される。

図５は歯車６０、７０の整合位置を示し、歯車列４０に取付けるに適した状態を示す。整合状態で歯７６、６６は図５に示すように互いに重なり合っている。ばね８１は縁部６５ａとタブ７４ａとの間で高圧縮状態であり、対応する高いばね力を生じている。調節組立体５８は図４の形態から図５の形態にボルト９０を緩めることによって変化し、頭部９４はステムの軸線Ｓに沿って孔７９から離れる。この緩め運動が継続すると、表面９５は隣接する縁部６５ｂに支持され、ばね８１は隣接して整合するタブ７４ａと縁部６５ａとの間で圧縮される。

ボルト９０を緩めると関連するタブ７４ａと縁部６５ｂとが離れて歯車６０、７０を互いに相対的に回転せしめ、歯６６、７６を相対的に運動せしめる。歯車の歯６６は図４の偏倚力を受けない位置から図５の高い偏倚力を受ける位置までの間にいくつかの歯７６を通過する。

図５は歯車６０の歯６６の面６６ａを示している。歯車７０の歯７６は同様に面７６ａを有しており、いくつかを図示する。代表的な面６６ａの歯幅をＷ６０として示す。同様に歯幅Ｗ７０は代表的な面７６ａの歯幅を示す。望ましくは歯幅Ｗ６０は歯幅Ｗ７０より小とする。さらに望ましくは歯幅Ｗ７０は歯幅Ｗ６０より少なくとも約５０％大とする。さらに望ましくは歯幅Ｗ７０は少なくとも歯幅Ｗ６０の約２倍とする。

特に図４、図５を参照すると、バックラッシュ防止歯車組立体５８は歯車７０を準備し、ばね８１の１つを孔７９に整合せしめることによって構成される。ボルト９０が孔７９内にねじこまれ、頭部９４を関連するタブ７４ａに接触させる。残りのばね８１が歯車７０の凹所７５に配置される。歯車６０が歯車７０上に配置され仮想円８６（図４に破線で示す）に沿ってほぼ均等に間隔をおかれた対応するポケット８０を限定する。縁部６５ａが対応するばね８１の端部８４と整合する。

軸５３上に組立体５８を取付けるに先立って、歯６６、７６を整合させることが望ましい。この整合を与えるためにボルト９０を孔７９から部分的に緩めて、頭部９４が歯車６０の隣接する縁部６５ｂと接触して、対応的にばね８１を圧縮する。これに応答して歯６６、７６は互いに通過して運動する。ボルト９０を緩めることによってこの運動は継続して、図５に示す整合位置にほぼ到達する。この結果、図５に示すように歯車６０は軸線Ｓに沿って距離Ｄだけ歯車７０から分離する。図４の非整合位置でも図５の整合位置でも、ボルト９０のステム９２は部分的に孔７９内にねじこまれていることに注意する。別の実施例において、１つ又はすべてのタブ７４ａが孔７９をボルト９０に整合せしめる。同様に、多数の孔７９を有する場合には多数のボルト９０を使用してもよい。

図５の形態において歯６６、７６が整合したならば、組立体５８を軸受５６を介して軸５３に取付ける。取付けが完了すると、整合した歯６６、７６は駆動歯車４２の歯４６と噛合い４８を形成する。しかし噛合い４８は、歯６６、７６がボルト９０の延長部によって強制的に整合せしめられている場合、相当量のバックラッシュを有する。この歯車５０のバックラッシュをなくすために、歯車６０および歯車７０が圧縮されたばね８１による偏倚力を受けて相対的に回転可能となされる。組立体５８の取付け後にボルト９０を孔７９内にねじこんで駆動歯車４２との噛合い４８を形成することのより、回転可能となされる。この結果ばねの偏倚力により歯６６、７６は互いに偏倚して噛合い４８を形成する隣接する歯４６間の全空間を占める。特に注意することは噛合い４８は歯６６、７６が図４に示す無負荷位置に戻ることを許容しない。

最初に整合した歯６６、７６の各対は全体として可変の有効寸法、すなわち歯厚を有する複合歯として作用し、この「歯厚」は組合わされる歯４６間の寸法によって変化する。「歯厚」を変化させると噛合い４８のバックラッシュは複合歯によって減少し、または実質的にゼロとなる。組立体５８を完成させるため、ボルト９０を締付けて頭部９４が関連するタブ７４ａに接触するようにする。ボルト９０は望ましくは調節工程時に歯車７０に担持され、組立体５８は歯車５０の部分として利用される。

望ましくは歯車６０、７０はディーゼル機関のタイミング歯車列として長期間使用するに適した金属材料から機械加工される。ボルト９０とばね８１とは同様にディーゼル機関用として長期間使用するに適した材料からつくることが望ましい。しかし、当業者に公知の別の材料を使用してもよい。

歯車５０は図１においてアイドル歯車として示されるが、駆動歯車、被駆動歯車その他、当業者に公知の別の配置としてもよい。すべての場合、歯車５０は新規の形式のシザー歯車である。

図１を参照すると、歯車５０は歯車列４０内においてアイドル歯車１００と噛合い９６を形成する。アイドル歯車１００は回転中心１０４の回りに回転して、間隙１０８によって間隔をおかれた円周方向歯１０６を限定し歯車５０と噛合い９６を形成する。

図６を付加的に参照するとアイドル歯車１００の詳細が示される。アイドル歯車１００はウエブ１１４に一体的に連結されて歯１０６を限定するリム１０７を含む。ウエブ１１４には重量軽減孔１１６がある。ウエブ１１４はハブ１１８に一体的に連結され、ハブ１１８は図６の断面図に示すように中心１０４に対応する回転軸線に沿う歯厚がリム１０７よりいくらか少ない。円筒形ブッシュ１１９が軸１０３とハブ１１８との間の回転軸受面を提供する。軸１０３はアイドル歯車１００をブロック２２に取付ける４つの通路１０５を限定する。

アイドル歯車１００の取付けは調節可能の位置決め機構１２０によって行う。機構１２０は取付け板１３０を含み、板１３０はアイドル歯車１００の軸１０３とブロック２２との間に位置する。注意すべきことは、板１３０はアイドル歯車１００のハブ１１８との間に間隙があって、アイドル歯車１００が軸１０３の回りに自由に回転することである。

アイドル歯車１００と取付け板１３０とはブロック２２と保持板１４０との間に位置している。保持板１４０には取付け孔１４５が軸１０３の取付け孔１０５と板１３０の取付け孔１３５とブロック２２のねじ孔２５とほぼ整合して設けられている。注意することは、孔１０５は歯車１００の回転軸線に直角な軸線に関して取付け孔１３５、取付け孔１４５およびねじ孔２５より大きい寸法を有している。アイドル歯車１００は板１３０と板１４０との間に、孔１４５、通路１０５および通路１３５を貫通してキャップねじファスナ即ち固定具１５０を差し込みかつねじ付きステム１５２の端部を孔２５にねじこむことによって固定される。ファスナ１５０はそれぞれねじ付きステム１５２に対抗する頭部１５４を有する。ステム１５２が充分に孔２５にねじこまれたとき、頭部１５４は保持板１４０に接触して保持板１４０を軸１５３に把持し、軸１５３を板１３０に把持する。

作動時に機構１２０はアイドル歯車１００を望ましくは図１の平面に平行で図６の平面に直角な平面区域に配置する。この区域において歯車１００は図１の矢印Ｘ、Ｙに示す２方向の自由度を有する。

アイドル歯車１００を取付けるために、取付け板１３０が図示しないファスナを使用して通常の方法でブロック２２に最初に固着され、通路１３５が孔２５に整合せしめられる。板１３０がブロック２２に固着されるとアイドル歯車１００は板１３０上に位置決めされ、通路１０５と通路１３５とは重なる。次に、保持板１４０が軸１０３上に配置され、孔１４５は対応する通路１０５、１３５および孔２５と重なる。ファスナ即ち固定具１５０が、それぞれ整合する孔１４５、通路１０５および通路１３５を通過して対応する孔２５内に緩くねじ込まれる。望ましくは固定具１５０は最初に孔２５内に、板１４０に接触してアイドル歯車１００を所定位置に従動的に保持するに充分な量だけねじこまれる。この形態において、アイドル歯車１００の矢印Ｘ、Ｙで示す平面区域に相対的な位置は通路１０５内における固定具１５０の遊隙によって許容される範囲内に選択される。ＸーＹ位置が選択されると、固定具１５０は締付けられてアイドル歯車１００と機構１２０とは固着される。

アイドル歯車１００の歯１０６はバックラッシュ防止歯車２００との間に噛合い１９６を形成する。歯車２００はシリンダヘッド組立体３０の燃料噴射カム軸３２に取付けられ、回転中心２０４の回りに回転する。歯車２００は望ましくは歯車５０と同様に参照数字２６６で示す複合歯車歯の対を有する。さらに、歯車２００のばね２８１は歯車５０のばね８１と同様な形状を有しているが、その数は少ない（３個が図示される）。同様に、取付け調節ボルト２９０が示される。この調節ボルトは歯車５０のボルト９０と同様な取付け機能を有する。歯車５０と歯車２００の一方または双方にベレビレ座金を使用してコイルばねと共に又はコイルばねなしで、ばね偏倚力を与えるようにしてよい。

歯車２００は歯車３００と共に噛合い２９６を形成する。歯車３００は弁カム軸３４に取付けられて回転中心３０４の回りに回転する。歯車３００は歯３０６を限定し、これが歯車２００の歯の対２６６と干渉して噛合い２９６を形成している。

作動時に駆動歯車４２がクランク軸２４と共に回転して歯車５０を回転せしめる。これに応答して、歯車５０は噛合い９６を介してアイドル歯車１００を回転せしめる。アイドル歯車１００は噛合い１９６を介して歯車２００を回転せしめて、燃料噴射カム軸３２を回転させることによって機関装置２０のための燃料噴射器（図示しない）のタイミングを調節する。更に、歯車２００は噛合い２９６を介して歯車３００を回転せしめ、弁カム軸３４を回転させてヘッド組立体３０のための機関の弁（図示しない）のタイミングを行う。すなわち、歯車列４０はクランク軸２４の回転に応答してヘッド組立体３０のカム軸３２、３４を回転せしめて機関装置２０のタイミングを制御する。

別の実施例として、歯車列４０の歯車の異なる数および配置とすることが当業者には容易である。さらに別の実施例として、通常のシザー歯車が歯車５０又は歯車２００又は双方の代わりに使用される。さらに別の実施例では、調節可能の位置決め機構を有するアイドル歯車を省略してもよい。

歯車列４０の一実施例において、駆動歯車４２の歯４６の数は約４８で、歯車６０、７０の歯６６、７６の数はそれぞれ約７０であり、調節可能のアイドル歯車１００の歯１０６の数は約６４で、歯車２００の複合歯２６６の数は約７６であり、歯車３００の歯３０６の数は約７６である。さらに、この場合において歯車４２、５０、１００、２００、３００はスパー歯車で、内燃機関と共に長期間使用可能な金属材料製となされ、図１の平面にほぼ直交するほぼ平行な回転軸線を有する。

装置２０の構造および作動について上述したが、装置２０の組立てについて、図７Ａ、図７Ｂを参照して説明する。図７Ａ、図７Ｂにおいて参照数字は図１ないし図６に示すものと同等であるが、歯の噛合いは拡大図として示し、本発明の選択された特徴を強調している。図７Ａは駆動歯車列４０の中間組立て段階を示している。この段階において駆動歯車４２は既に取付けられて、矢印Ｒ１に示す方向に中心４４の回りに回転する。同様に、噛合う歯車３００は矢印Ｒ５に示す方向に中心３０４の回りに回転するように取付けられる。

歯車４２、３００が取付けられた後に歯車５０、２００が取付けられて、歯車４２、５０間に噛合い４８を、歯車２００、３００間に噛合い２９６を形成するようにする。噛合い４８、２９６の形成は、歯車５０、２００の歯が歯車４２、３００の歯４６、３０６間の間隙をそれぞれ占めるとき、対応する歯の対の有効複合寸法を決定する。明示のため歯車５０について、歯車７０の歯７６は破線で示され、歯車６０の歯６６は実線で示される。歯車５０の１つの複合歯の対の有効円弧歯厚Ｔ５０も示される。有効円弧歯厚は噛合い４８について歯車５０のピッチ円に沿って決定される。注意することは、アイドル歯車１００がない場合、歯厚Ｔ５０は歯車４２の歯４６の噛合い間隙によって決定される。

噛合い２９６において、歯車２００は複合歯の対２６６を形成する。それぞれの対２６６は明示のため破線で示す部材と実線で示す部材とを有する。１つの複合歯の対２６６の歯の有効円弧歯厚は歯車２００のピッチ円に相対的な円弧歯厚Ｔ２００として示される。

矢印Ｒ４、Ｒ５はそれぞれ歯車２００、３００が駆動されるときの回転方向を示す。参考のため、機関ブロック２２の取付け孔２５も示される。
複合円弧歯厚Ｔ５０、Ｔ２００が限定され、アイドル歯車１００が取付けられて図７Ｂに示すように歯車５０と噛合い９６を形成し、歯車２００と噛合い１９６を形成する。歯の歯厚Ｔ５０、Ｔ２００は、噛合い４８、２９６におけるバックラッシュの量の差に対応して差を有する。機構１２０を使用して固定の回転中心５４、２０４に相対的な回転中心１０４のＸ−Ｙ位置を調節し、アイドル歯車１００を歯車５０、２００の予め定めた歯寸法に最適に噛み合うようにするが、これはバックラッシュの差に関係しない。機構１２０のファスナ即ち固定具１５０が参考のため図７Ｂに示される。

アイドル歯車１００の他の歯車に相対的な位置調節は噛合い９６、１９６におけるバックラッシュの量の制御に重要である。異なる歯厚Ｔ５０、Ｔ２００によるバックラッシュの差がある範囲内にあれば、アイドル歯車１００を噛合う歯車の回転軸線に直角な平面区域に沿って適当な位置に配置することによって、バックラッシュを減少せしめまたはゼロとすることができる。

注意することは、望ましい実施例においてアイドル歯車１００との間に２つの噛合い９６、１９６が示されるが、噛合う歯車の数が異なる場合でのバックラッシュの制御も可能である。例えば、３つの歯車４２、５０、１００から成る歯車列にもこの技術が適用可能である。

図８Ａないし図８Ｃを参照すると、歯車４２、５０、１００の選択された作動状態が図１ないし図６におけると同様な参照数字を使用して概略的に示されているが、各種の特徴を明示するため歯は大きく、数が少なく示される。図８Ａにおいて、歯車４２、５０、１００は互いに静止（運動しない）位置にある。噛合い４８において、仮想のピッチ円Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３が歯車４２、５０、１００についてそれぞれ破線で示される。歯車５０の１対の歯車歯７６、６６の円弧歯厚Ｔ５０ａはピッチ円Ｃ２に沿う円弧として示される。矢印ＤＦ１は図８Ａに示す静的状態において歯車５０の偏倚力に対抗して作用する力を示す。歯車１００の静的反作用力は矢印ＲＦ１として示される。選択された歯６６の円弧歯厚Ｔ６０、も示される。選択された歯７６の円弧歯厚Ｔ７０も示される。それぞれの歯６０、７０について、円弧歯厚Ｔ６０は円弧歯厚Ｔ７０より公称的に小であることが望ましい。１つの望ましい実施例においてＴ６０はＴ７０より少なくとも約０．０５０８ｍｍ（０．００２インチ）だけ小とする。さらに望ましくは、この差は少なくとも約０．１０１６ｍｍ（０．００４インチ）とする。最も望ましくは、この差は０．０５０８〜０．１５２４ｍｍ（０．００２〜０．００６インチ）の範囲とする。

図８Ｂにおいて、駆動歯車４２は矢印Ｒ１の方向に回転し、矢印ＤＦ２に示す合力駆動力を与える。これに応答して歯車５０は矢印Ｒ２に示す方向に回転し、歯車１００は矢印Ｒ３に示す方向に回転する。歯車１００に示される反作用力は矢印ＲＦ２として示される。合力ＤＦ２、ＲＦ２は充分に大であって、ばね偏倚力に部分的に打ち勝って歯車５０のばね８１を圧縮する。この結果、歯車５０の歯の複合対の円弧歯厚Ｔ５０ｂは歯厚Ｔ５０ａに対比して減少する（ここでＴ５０ｂはＴ５０ａより小である）。駆動歯車４２から伝達される力の大きさが増加すると、歯車歯６６、７６は整合に近づく。

図８Ｃにおいて、歯車４２の合力駆動力ＤＦ３と歯車１００の反作用力ＲＦ３とが、ばね８１を圧縮して歯車歯６６、７６を整合せしめる。整合が行われると複合歯厚Ｔ５０ｃが得られる。Ｔ５０ｃは、Ｔ５０ａおよびＴ５０ｂより小であり、歯７６の円弧歯厚Ｔ７０にほぼ等しい。ばね８１は図８Ｃにおいてほぼ充分に圧縮され、図５の状態のばね８１とほぼ等しいエネルギを貯蔵するようになされる。

歯７６に対比して歯６６の円弧歯厚が小さい（Ｔ６０＜Ｔ７０）ことは、歯６６の負荷が図８Ｃの圧縮ばねによって与えられる負荷を越えることを防止する。これに対比して、歯７６はばね負荷を越える負荷を負担する。歯６６の負荷をばね偏倚力に限定することは通常、公称的には同一円弧歯厚を有する歯の対の各部材の無作為の寸法差に基づく逆方向曲げ負荷を減少せしめる。望ましくは各歯７６の広い方の歯幅Ｗ７０はばね偏倚力を越える高い駆動負荷を負担するように選択されるが、歯車５０について全歯幅の増加（Ｗ６０＋Ｗ７０）は、すべての歯について同一の公称円弧歯厚を有するシザー歯車による逆方向曲げ負荷に耐えるに必要な歯幅の増加量より通常は小さい。

図９は減少した円弧歯厚Ｔ６０の歯車の円弧歯厚Ｔ７０の歯車に対比した効果を負荷曲線４００について示すグラフである。ここで破線は歯車６０を示し、実線は歯車７０を示す。水平部分４１０は図８Ａの静的状態における歯車５０の予め負荷された偏倚力に対応する。傾斜部分４２０は図８Ａの静的状態と図８Ｃの整合位置との間の歯６６、７６の負荷状態に対応する。図８Ｂは傾斜部分４２０に沿う一点を示す。負荷によってばね８１が圧縮され図８Ｃに示すように歯が整合すると、歯車６０の歯６６の負荷は、ばね８１の最大荷重で平坦になり、図９の破線４３０として示される。同時に、歯７６の厚い歯幅Ｗ７０は図９に傾斜線４４０として示す高い負荷を担持する。歯車７０が高い負荷を受けて、歯車６０の負荷が円弧歯厚の差（Ｔ７０−Ｔ６０）によって制限されることにより、曲げ負荷が制限される。

不愉快な騒音、例えば大負荷のディーゼル機関のハンマー音などは、これらの機関に関連する歯車列の高い衝撃音によっている。歯車列内にシザー歯車を設けることによって比較的高い偏倚トルクを与えることによって、全体的な騒音強度の減少を含む予期しない音量の劇的な変化が経験された。ここに「偏倚トルク」とは、ばね偏倚されたシザー歯車によって与えられるトルクをいう。偏倚トルクは歯車の回転中心から歯までの半径方向距離と半径に対応する円に接線方向に作用する力との積の大きさによって決定される。代表的には偏倚トルクはシザー歯車の偏倚負荷の量の関数として変化する。望ましくは偏倚トルクは歯車歯が偏倚力に抗してほぼ整合したとき最大となる。図５における歯６６、７６の整合形態において、半径方向ベクトルＴと力ベクトルＦとが図示され、これらを使用して組立体５８の偏倚トルクを決定することができる。

少なくとも約１３５Ｎ−ｍ（１００ｆｔ−ｌｂｓ）の最大偏倚トルクによって歯車列の騒音特性および強度を改善することができることが判った。さらに望ましくは最大偏倚トルクを約２７０Ｎ−ｍ（２００ｆｔ−ｌｂｓ）とする。さらに望ましくは最大偏倚トルクを約６７５Ｎ−ｍ（５００ｆｔ−ｌｂｓ）とする。

図１０は本発明の別の実施例として示すバックラッシュ防止歯車組立体５５８の回転中心５５４に関する展開斜視図である。組立体５５８はハブ５６３の内側円筒形表面ウエブ５６４に設けたスプライン５６１を有する歯車５６０を含んでいる。ハブ５６３は貫通する開口５６３ａを有する。スプライン５６１は中心５５４の回りに螺旋形をなし、歯車５６０の回転軸線に対して傾斜している。ハブ５６３はウエブ５６４に一体的に連結されている。ウエブ５６４に一体的に連結されたリム５６７には多数の円周方向に配置された歯５６６が設けられる。歯５６６は中心５５４の回りに互いにほぼ均等に間隔をおかれており、それぞれほぼ同一の寸法、形状を有している。隣接する歯５６６間に間隙５６８が同様に互いにほぼ均等に間隔をおかれて、ほぼ同一の寸法、形状を有している。歯車５６０のウエブ５６４は２つの対向する開口５６９を限定する。

組立体５５８は歯車５７０も有している。歯車５７０はハブ５７３の外側円筒形表面５７２に設けたスプライン５７１を含む。スプライン５７１は中心５５４に関して螺旋形であり、歯車５７０の回転軸線に対して傾斜している。スプライン５７１はスプライン５６１とほぼ同様に傾斜しており、互いに組合わされる。ハブ５７３には内側円筒形表面ウエブ５７４で囲まれる開口５７３ａが設けられ、取付軸に対して回転支持関係を有している。歯車５７０はハブ５７３に一体的に連結されたウエブ５７４を含む。歯５７６がウエブ５７４に一体的に連結されたリム５７７に設けられる。歯５７６は回転中心５５４の回りにほぼ均等に間隔をおかれており、互いにほぼ同一の寸法、形状を有している。歯５７６は間隙５７８を有している。間隙５７８は互いにほぼ均等に間隔をおかれて、ほぼ同一の寸法、形状を有している。すなわち、ハブ５７３、ウエブ５７４、リム５７７は円筒形凹所５７５を限定する。ウエブ５６４はそれぞれ開口５６９の１つに対応する２つの対向するねじ付き凹所５７９を限定する。

複数のコイルばね５８１がそれぞれ凹所５７５に配置され、互いにほぼ均等に間隔をおかれて中心５５４の回りに、ハブ５７３とリム５７７との間に配置されている。調節装置５９０ａ、５９０ｂがそれぞれねじ付きステム５９２を有する調節ボルト５９０を有する。ステム５９２は頭部５９４と対抗する端部５９３とを有する。調節装置５９０ａ、５９０ｂはそれぞれステム５９２が貫通する座金５９６を含む。頭部５９４は座金５９６が通過しない大きさとなっている。座金５９６の外径は開口５６９を通過しない大きさとなっている。開口５６９の大きさはステム５９２に対して充分な余裕を有し、ステム５９２の選択的な位置決めが可能である。ねじ付き孔５７９はステム５９２の対応する１つが係合するに適した形状となっている。

図１１Ａを参照すると組立体５５８の非整合位置、即ち歯車５６０、５７０の歯５６６、５７６が、図４に示す実施例と同様に整合しない位置にある状態が示される。付加的に図１１Ｂを参照すると組立体５５８の非整合位置の側面立面図が示される。歯車５６０のスプライン５６１が歯車５７０のスプライン５７１と係合する。それぞれの装置５９０ａ、５９０ｂについてステム５９２は対応する長手方向軸線Ｓ１、Ｓ２を有する。ステム５９２は、対応する座金５９６と開口５６９を通過して最初にねじ付き孔即ち凹所５７９に係合する。ばね５８１は図１１Ａ、図１１Ｂでは実質的に圧縮されていない。

図１２Ａ、図１２Ｂを参照すると、組立体５５８の整合状態の斜視図と側面立面図とがそれぞれ示される。この整合状態は図５の組立体５８の整合状態と対応している。組立体５５８を整合状態とするため、調節装置５９０ａ、５９０ｂのステム５９２が凹所５７９に充分にねじこまれ、ばね５８１を歯車５６０、５７０間に圧縮する。ばね５８１が圧縮されると、組合わせスプライン５６１、５７１の傾斜によって横移動作用が生じ、これが装置５９０ａ、５９０ｂの並進運動を歯車５６０、５７０の回転運動に変換させる。装置５９０ａ、５９０ｂのステム５９２がねじ戻されると、圧縮されたばね８１の力によって、歯車５６０、５７０は反対方向に回転するが、これはスプライン５６１、５７１の係合によっている。組立体５５８は、ステム５９２が凹所５７９に充分にねじこまれたとき歯５６６、５７６がほぼ整合するようになされる。この組立体５５８の整合配向は選択された最大偏倚トルクを与える形状となされる。歯車５６０、５７０がステムの軸線Ｓ１、Ｓ２に沿って占める距離は図１１Ｂにおける非整合位置のＤ１から図１２Ｂにおける整合位置のＤ２まで変化し、Ｄ１はＤ２より大である。注目すべきことは、Ｄ２は組立体５５８の歯車５６０、５７０がステムの軸線Ｓ１、Ｓ２に沿って占める最小距離である。すなわち、歯車５６０、５７０はそれらが中心５５４に対応する回転軸線に沿って占める距離によって互いに相対的に回転する。

望ましくは歯５６６の数は歯５７６の数と同一とする。また、螺旋形スプライン５６１、５７１の数も歯５６６、５７６の数と同一とする。歯とスプラインとを同一の数とすると、歯５６６、５７６の整合と高いばね圧縮力とが一致することを保証するためにスプライン５６１、５７１の割出しを行う必要がなくなる。別の実施例において、開口５６９は図１０に示すような円形でなく、非円形としてもよい。別の実施例において、開口５６９は中心５５４の回りの円弧を有する弓形となされる。

スプライン５６１、５７１はハブ５６３、５７３以外の位置に設けてもよい。非限定的な例として、一方の歯車に弓形の溝孔を設け、その内側表面にスプラインを設け、他方の歯車から該溝孔内に延長するフランジに設けたスプラインと係合せしめる。係合するスプラインの１つ以上の部片を回転軸線の回りに配置することにより、軸線を取囲まないでも歯車の相対的回転が可能である。

組立体５８の場合と同様に、組立体５５８に整合装置が設けられ、バックラッシュ防止歯車組立体の２つの歯車の歯を該組立体のばね偏倚力に抗して選択的に整合せしめる。ステム５９２が締付けられて図１２Ａ、図１２Ｂの整合状態を与え、取付けを容易とする。組立体５５８が別の歯車例えば歯車４２と噛合うと、それぞれの装置５９０ａ、５９０ｂのステム５９２が緩められて、歯車５６０、５７０の相対的回転が可能となって、噛合う歯車のバックラッシュが取上げられる。この緩め位置は図１１Ａ、図１１Ｂの形態と同様であるが、望ましくはそれぞれのボルト５９０の頭部５９４と座金５９６との間に間隙を設けて対応する噛合いのバックラッシュ状態の変化に適応するようにする。一つの実施例において、組立体５５８が別の歯車と噛合って取付けられたとき、装置５９０ａ、５９０ｂは除去される。この実施例は噛合いによって偏倚力に抗している。

それぞれの組立体５８、５５８は一方の歯車に連結されてステムの軸線に沿って延長するねじ付きステムを有する調節装置を有する。装置はさらに、歯車に対して相対的な位置決めを与えるためステムに連結された頭部を含む。通常、組立体５８、５５８は本発明の他の特性に関して互換性がある。更に、組立体５８、５５８はバックラッシュ防止歯車２００と共に使用することができる。また、組立体５８、５５８の別の実施例においてボルト９０、５９０は、歯車の一方に固定されたねじ付きステムとし、これにねじ込まれたナットを可動の頭部としてもよい。ナットはステムに沿って位置決めされて他方の歯車に選択的に係合する。さらに別の実施例において、バックラッシュ防止組立体は省略される。本発明の変形例において、通常のシザー歯車が使用される。

本明細書で引用した刊行物、特許明細書、特許出願明細書は参考文献として示すものであるが、個々の刊行物、特許明細書、特許出願明細書それぞれ本明細書の一部を構成する。

上述の説明および図面によって本発明は図示され、詳述されたが、これらは説明を目的とするもので本発明を限定しない。すなわち、本発明の精神の範囲内のすべての変形例および改変例は保護されるべきである。

図１は本発明の一実施例として示す内燃機関装置の前面立面図である。 図２は図１の実施例のバックラッシュ防止歯車組立体の部品の上面平面図。 図３は図１の実施例のバックラッシュ防止歯車組立体の部品の上面平面図。 図４は図２および図３の部品がバックラッシュ防止歯車組立体に整合しない関係で組込まれた上面平面図。 図５は図４のバックラッシュ防止歯車組立体の整合した状態の斜視図。 図６は図１の線６−６に沿う断面図で、アイドル歯車と調節可能の位置決め機構の断面図。 図７Ａおよび図７Ｂは図１の装置の組み立ての異なる段階を示す概略正面立面図である。 図８Ａ、図８Ｂおよび図８Ｃは図１の装置の一部の選択された作動状態を示す概略正面立面図である。 図９は図８Ａないし図８Ｃに示す作動状態に関連する関係を示すグラフ。 図１０は本発明の別の実施例として示すバックラッシュ防止歯車組立体の分解斜視図。 図１１Ａは図１０のバックラッシュ防止歯車組立体の整合しない形態の上面平面図。図１１Ｂは図１１Ａのバックラッシュ防止歯車組立体の側面立面図。 図１２Ａは図１０のバックラッシュ防止歯車組立体の整合した形態の上面平面図。図１２Ｂは図１２Ａのバックラッシュ防止歯車組立体の側面立面図。

符号の説明

２０ 内燃機関装置 ４０ 歯車列
５０ バックラッシュ防止歯車 ５８ バックラッシュ防止歯車組立体
６０、７０ 歯車 ６５ 開口
７５ 凹所 ６６、７６ 歯車歯
６７、７７ リム ８１ コイルばね
９０ 調節ボルト ９２ ステム
９４ 頭部 １００ アイドル歯車
１２０ 位置決め機構 １３０ 取付板
１４０ 保持板 １５０ ねじ固定具

Claims (9)

1. （ａ）第１の歯車（４２）を準備し、
   （ｂ）前記第１の歯車（４２）と第２の歯車（５０）との間に第１の噛合い（４８）を確立し、該第２の歯車はシザー歯車であって、その有効歯寸法（Ｔ５０）が第１の噛合い（４８）によって決定され、
   （ｃ）前記第１の噛合の確立後に、前記第２の歯車（５０）と第２の噛合い（９６）を形成する第３の歯車（１００）の取付け位置を選択し、該取付け位置は、前記第２の噛合い（９６）のバックラッシュを制御するために、有効歯寸法（Ｔ５０）の関数として決定する、ことを特徴とする歯車列組立方法。
2. 前記選択が前記第３の歯車（１００）の取付け位置を調節可能の位置決め組立体（１２０）によって変更し、該位置決め組立体（１２０）は、前記第３の歯車（１００）を回転軸線（１０４）回りの回転を可能とし、前記回転軸線（１０４）にほぼ垂直な平面に沿った調節を与える、ことを特徴とする請求項１の歯車列組立方法。
3. 前記第２の歯車（５０）は、ばね偏倚トルクにより互いに連結された対をなす歯車部材（６０，７０，５６０，５７０）から成り、該対の歯車部材は多数の対をなす歯（６６，７６，５６６，５７６）の各々が、前記第１の噛合い（４８）の関数として変化する有効円弧歯厚（Ｔ５０）を有する複合歯を与える形状を有しており、前記第１の歯車との噛合の確立が
   （ｂ１）前記第２の歯車の前記対の歯車部材の（６６，７６，５６６，５７６）の各対を整合せしめるため前記ばね偏倚トルクに対抗し、
   （ｂ２）前記第１の噛合い（４８）を形成するために前記ばね偏倚トルクに対抗して前記第２の歯車（５０）を前記第１の歯車（４２）に噛合わせ、
   （ｂ３）前記噛合わせ後に前記ばね偏倚トルクに対する対抗を中止し、前記第１の噛合い（４８）によって歯の対（６６，７６，５６６，５７６）の前記有効寸法の決定を可能とする、ことを特徴とする請求項１又は２の歯車列組立方法。
4. （ｄ）第３の歯車（１００）を取付け位置に回転自在に取付け、
   （ｅ）シザー歯車である第４の歯車（２００）を第５の歯車（３００）と係合させて第３の噛合い（２９６）を形成し、
   前記第３の歯車（１００）を前記第４の歯車（２００）と係合させて第４の噛合い（１９６）を形成し、
   前記第１の歯車と第２の歯車との噛合いの確立が前記第１および第２の歯車（４２，５０）を回転可能に取付けて第１の噛合い（４８）を形成することを含み、前記の選択が前記第３の歯車（１００）の取付け位置を調節可能な位置決め組立体（１２０）によって変更することを含み、該位置決め組立体（１２０）は前記第３の歯車（１００）を回転軸線（１０４）回りの回転を許容し該回転軸線（１０４）に直角な平面に沿う調節を与えることを特徴とする請求項３の歯車列組立方法。
5. （ａ）内燃機関と、
   （ｂ）該内燃機関に回転可能に連結されて第１の軸線（４４）の回りに回転する第１の歯車（４２）と、
   （ｃ）前記内燃機関に回転可能に連結されて第２の軸線（５４）の回りに回転し、かつ、前記第１の歯車（４２）と第１の噛合い（４８）状態に係合する、シザー歯車である第２の歯車（５０）と、
   （ｄ）前記内燃機関に回転可能に連結されて第３の軸線（１０４）の回りに回転し、かつ、前記第２の歯車（５０）を第２の噛合い（９６）状態に係合する、第３の歯車（１００）と、
   （ｅ）前記第３の歯車（１００）の第２の歯車（５０）に相対的な位置を或る範囲で決定して前記第２の噛合い（９６）のバックラッシュを制御する、調節可能な位置決め機構（１２０）と、を含むことを特徴とする機関装置。
6. 前記内燃機関に回転可能に連結され、第３の歯車（１００）と第３の噛合い（１９６）状態に係合する、シーザ歯車である第４の歯車（２００）と、
   第４の歯車（２００）と第４の噛合い（２９６）状態に係合する、第５の歯車（３００）とを含み、
   前記調節可能な位置決め機構（１２０）が前記第３の軸線（１０４）を前記第４の歯車（２００）に相対的に位置決めして前記第３の噛合い（１９６）のバックラッシュを制御する、ことを特徴とする請求項５の機関装置。
7. 前記第３の歯車（１００）は、１対の取付け通路（１０５）が貫通する軸（１０３）を含み、前記調節可能な位置決め機構（１２０）はそれぞれ対応する前記通路（１０５）の１つを貫通する１対のねじ付きファスナ（１５０）を含むことを特徴とする請求項５又は６の機関装置。
8. 前記位置決め機構（１２０）は、前記第１、第２および第３の軸線（４４，５４，１０４）にほぼ垂直な平面に沿って相対的な調節を与えることを特徴とする請求項５〜請求項７のいづれか１項の機関装置。
9. 前記内燃機関がクランク軸（２４）を含み、前記第１の歯車（４２）が前記クランク軸（２４）と共に回転して前記第２の歯車（５０）を駆動し、前記第２の歯車（５０）は前記第３の歯車（１００）を駆動することを特徴とする請求項５〜請求項８のいづれか１項の機関装置。

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