JP4499874B2

JP4499874B2 - Ship power transmission mechanism

Info

Publication number: JP4499874B2
Application number: JP2000153061A
Authority: JP
Inventors: 久則森
Original assignee: Yanmar Co Ltd
Current assignee: Yanmar Co Ltd
Priority date: 2000-05-24
Filing date: 2000-05-24
Publication date: 2010-07-07
Anticipated expiration: 2020-05-24
Also published as: JP2001334993A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本願発明は、機関から推進装置の入力ピニオン軸へ、連結軸を介して動力伝達する船舶の動力伝達機構に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図１３は従来の船舶の動力伝達機構を示しており、船体１内にディーゼル機関等の内燃機関２を搭載し、船尾３に舶用の推進装置５を装着し、内燃機関２の出力部（フライホイール等）６と推進装置５の入力ピニオン軸７との間を連動連結するために、前側から順に、連結軸１０、継手軸１１及びユニバーサル継手１２を配置している。そして上記連結軸１０の前端と出力部６との間並びに連結軸１０の後端と継手軸１１の間に、それぞれ高ねじりばね定数特性を有するダンパーゴム１３，１４を介在させている。その他先行技術文献としては、特公平１−１５０７７０号公報等がある。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
周知のように内燃機関２は、爆発を利用して回転していることにより、運転中は回転変動が生じており、この回転変動は連結軸１０、継手軸１１及びユニバーサル継手１２を介して入力ピニオン軸７に伝わり、推進装置５内の入力ピニオン１６と前進用ギヤ１８との間又は入力ピニオン１６と後進用ギヤ１９との間等で発生する歯打音の原因となっている。
【０００４】
図１３のように、連結軸１０の両端に高ねじりばね定数特性のダンパーゴム１３，１４のみを設けていると、負荷が小さい時又はニュートラル運転時には、ダンパーゴム１３，１４部分で機関側の回転変動が増幅することもあり、一方、ユニバーサル継手１２での減衰は少なく、また、入力ピニオン１６及び前進用あるいは後進用ギヤ１８，１９の抵抗も少ないため、上記歯打音、いわゆる「カタカタ音」の発生が顕著になる。
【０００５】
【発明の目的】
本願発明の目的は、内燃機関と舶用の推進装置の間の動力伝達機構において、機関側の回転変動を低減し、推進装置内でのギヤ間の歯打音を減少させることである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため、本願請求項１記載の発明は、機関から推進装置の入力ピニオン軸へ、連結軸を介して動力伝達する船舶の動力伝達機構において、連結軸の両端部に高ねじりばね定数特性を有するダンパーゴムを備え、連結軸と入力ピニオン軸との間の継手軸部分に、低ねじりばね定数特性を有するダンパーゴムを配置していることを特徴としている。
【０００７】
【発明の実施の形態】
［参考例１］
図１は、船舶の動力伝達機構の参考例１であり、前後両端部に高ねじりばね定数特性のダンパーゴム１３，１４を有する連結軸１０と、２段ねじりばね定数特性を有する２段型ねじり継手２１を併用した構造であり、前記図１３と同じ部品又は部分には同じ符号を付している。図１において、船体１内にディーゼル機関又はガソリン機関等の内燃機関２を搭載し、船尾３に舶用の推進装置５を装着しており、内燃機関２の出力部（フライホイール等）６と推進装置５の入力ピニオン軸７との間を連動連結する動力伝達機構として、前から順に、上記２段ねじりばね定数特性を有する２段型ねじり継手２１、連結軸１０、継手軸１１及びユニバーサル継手１２を配置してある。連結軸１０は前述のように前後両端部に高ねじりばね定数特性のダンパーゴム１３，１４を有しており、前側のダンパーゴム１３と機関出力部６との間に、上記２段型ねじり継手２１を介在させてある。
【０００８】
推進装置５内には、入力ピニオン１６に噛み合う前，後進用ギヤ１８，１９と、該前，後進用ギヤ１８，１９に前後進切換クラッチ２４を介して切換自在に連結される伝動軸２３と、プロペラ２８を備えた出力軸２５が配置されており、伝動軸２３と出力軸２５はギヤ２６，２７により連結されている。
【０００９】
２段型ねじり継手２１は、軟硬２種類の弾性部材を利用した構造であり、図４に実線の折れ線Ｘ２で示すような２段ねじりばね定数特性（２段ねじり特性）を有している。すなわち、ねじれ角θが０°から所定ねじれ角θ1までは、ばね定数が小さい（軟らかい）第１段用の弾性部材が弾性変形し、それによりグラフ上で傾きの小さい低ねじりばね定数特性となり、一方、ねじれ角が所定ねじれ角θ1より大きくなると、ばね定数が大きい（硬い）弾性部材が弾性変形し、それにより傾きの大きい高ねじりばね定数特性となるように構成されている。
【００１０】
図２及び図３は、２段型ねじり継手２１の一具体化例を示しており、第１，第２段用の各弾性部材としていずれもゴムを利用した構造である。縱断面図を示す図２において、ピン３３により互いに結合された１対の入力側サイドプレート３１，３１と、該サイドプレート３１，３１間にこれらと相対回転可能に配置された出力側フランジ３５とを備えており、サイドプレート３１，３１は機関２の出力部６に結合し、フランジ３５は軸部３５ａを介して連結軸１０の前側ダンパーゴム１３に結合している。
【００１１】
上記ピン３３には硬くてばね定数の高い第２段用の筒形ダンパーゴム４２が嵌着され、フランジ３５に形成された長孔３７内に円周方向移動可能に配置されている。フランジ３５とサイドプレート３１の間には、軟らかくてばね定数の低い第１段用のダンパーゴム４１が配置され、第１段用のダンパーゴム４１の軸方向の両端面は、フランジ３５とサイドプレート３１にそれぞれ接着あるいは焼付により固着されている。
【００１２】
図２のIII-III断面図を示す図３において、第２段用のダンパーゴム４２は、機関停止時、すなわちサイドプレート３１とフランジ３５の間のねじりトルクが０の時に、長孔３７の周方向の中央部に位置しており、長孔３７の回転方向の各端縁と第２段用ダンパーゴム４２との間隔は、前記所定ねじれ角度θ1に設定されている。
【００１３】
［作用］
図３において、機関の回転変動により、機関側のサイドプレート３１がフランジ３５に対して、たとえば矢印Ｒ方向に相対的にねじれる場合、ねじれ角θが０〜θ1の範囲では、軟らかい第１段用のダンパーゴム４１が弾性変形し（ねじれ）、ねじれ角θがθ1に達すると第２段用のダンパーゴム４２が長孔３７の端縁に当接し、それ以上のねじれ角θの範囲では、硬い第２段用の筒形ダンパーゴム４２が弾性変形する。
【００１４】
すなわち、図４の折れ線Ｘ２のように、ねじれ角θが０〜θ１の範囲では、小さなねじりトルクによりばね定数の低い第１のダンパーゴム４１が弾性変形し、低回転トルク時の回転変動を効率良く吸収し、ねじれ角θが所定ねじれ角θ１以上では、ばね定数の高い第２のダンパーゴム４２が弾性変形し、高回転トルク時の回転変動を効率良く吸収する。なお、破線の直線Ｘ１は連結軸１０の高いねじりばね定数のダンパーゴム１３，１４のねじり特性線であり、ばね定数（傾き）は、前記折れ線Ｘ２の第１段目よりも大きく、第２段目よりも小さくなっている。
【００１５】
図５は、図１３に示す従来例による騒音と、図１に示す本願発明による騒音を比較した図であり、従来に比べて騒音が低下していることを示しており、特に、７００rpm以下の低速回転域において、従来例よりも大幅に騒音が低下していることを示している。
【００１６】
［参考例２］
図６は、船舶の動力伝達機構の参考例２であり、連結軸１０の後端には、図１と同様に高いねじりばね定数のダンパーゴム１４を設け、連結軸１０の前端には、図１のようなダンパーゴム１３は設けずに、２段ねじりばね定数特性を有する２段型ねじり継手２１のみを介在させてある。
【００１７】
ねじり特性を示す図７において、折れ線Ｘ２は、前記図４の折れ線Ｘ２と同様に２段型ねじり継手２１のねじり特性を示し、直線Ｘ３は後端ダンパーゴム１４のねじり特性を示している。
【００１８】
［発明の実施の形態１］
図８は、請求項１記載の発明を適用した船舶の動力伝達機構であり、前後両端に高ねじりばね定数特性のダンパーゴム１３，１４を有する連結軸１０を備えると共に、継手軸１１に低ねじりばね定数特性を有するダンパー機構を備えている。
【００１９】
図９は低ねじりばね定数特性のダンパー機構を備えた継手軸１１の一具体化例を示しており、継手軸１１は、後側ダンパーゴム１４にフランジ５１を介して結合された前側の筒軸５０と、ユニバーサル継手１２に結合された後側軸５２と、低ねじりばね定数のダンパーゴム５６を内面に嵌着（固着）した第１の中間筒軸５３と、第２の中間筒軸５４から構成されている。前側の筒軸５０の後端部と、第２の中間筒軸５４の前端部と、後側軸５２の前半部の外周にはそれぞれ外向きのスプライン歯５０ａ，５４ａ，５２ａが形成され、第１の中間筒軸５３及び第２の中間筒軸５４の内周には、それぞれ内向きのスプライン歯５３ｂ，５４ｂが形成されている。上記低ねじりばね定数のダンパーゴム５６の内径は、第２の中間筒軸５４の外周径よりも小さく設定されており、第２の中間筒軸５４が圧入されるようになっている。
【００２０】
組立後の状態を示す図１０において、第１の中間筒軸５３の内向きスプライン歯５３ｂの前半部分に、前から挿入される筒軸５０のスプライン歯５０ａがスプライン嵌合し、第１の中間筒軸５３のスプライン歯５３ｂの後半部分に、後から挿入される第２の中間筒軸５４のスプライン歯５４ａがスプライン嵌合し、第２の中間筒軸５４の内向きスプライン歯５４ｂに、後から挿入される後側軸５２のスプライン歯５２ａがスプライン嵌合している。
【００２１】
第１の中間筒軸５３の内向きスプライン歯５３ｂと前側筒軸５０のスプライン歯５０ａとの嵌合状態は、周方向に「がた」が生じないように一定の圧力で両スプライン歯５０ａ，５３ｂが噛み合っており、バックラッシュが０となっている。すなわち、前側筒軸５０と第１の中間筒軸５３とは周方向に剛直に結合されている。一方、第１の中間筒軸５３のスプライン歯５３ｂと第２の中間筒軸５４のスプライン歯５４ａとの嵌合状態は、周方向に大きな「がた」を有するように両スプライン歯５３ｂ，５４ａが噛み合っている。上記周方向の「がた」の大きさは、たとえば０．５〜１．０°程度である。
【００２２】
ダンパーゴム５６の内周面は第２の中間筒軸５４の外周面に圧接しており、上記「がた」によるねじれ角の範囲で、弾性変形する（ねじれる）。
【００２３】
図１１は図９の継手軸１１を備えた場合のねじり特性を示しており、折れ線Ｘ５は継手軸１１のねじり特性であり、前記「がた」に対応するねじれ角θ２の範囲でダンパーゴム５６が弾性変形し、ねじれ角がθ２より大きくなると、スプライン歯５３ｂ，５４ａ同士が直結し、ねじりトルクは略垂直に立ち上がる。直線Ｘ１は、図４の直線Ｘ１と同様、連結軸１０の前後端のダンパーゴム１３，１４のねじり特性である。
【００２４】
したがって、ねじれ角θが０〜θ２の範囲では、小さなねじりトルクによりばね定数の低い継手軸１１のダンパーゴム５６が弾性変形し、低回転トルク時の回転変動を効率良く吸収し、ねじれ角θが角θ２以上では、ばね定数の高い連結軸１０のダンパーゴム１３，１４が弾性変形し、高回転トルク時の回転変動を効率良く吸収する。
【００２５】
［発明の実施の形態２］
図１２は請求項１記載の発明の別の実施の形態を示しており、継手軸１１は、後側ダンパーゴム１４にフランジ５１を介して結合された前側の筒軸６０と、ユニバーサル継手１２に結合された後側軸６１に分かれており、前側筒軸６０の内周面に内向きのスプライン歯６０ｂを形成すると共に後端部に低ねじりばね定数のダンパーゴム６３を嵌着し、後側軸６１の外周面に外向きのスプライン歯６１ａを形成している。
【００２６】
低ねじりばね定数のダンパーゴム６３の内径は、後側軸６１の外周面に所定の圧力で圧接する大きさに設定されている。
【００２７】
前側筒軸６０のスプライン歯６０ｂに対する後側軸６１のスプライン歯６１ａの嵌合は、周方向に大きな「がた」を有するように両スプライン歯６０ｂ，６１ａが噛み合っており、上記「がた」による両軸６０，６１の相対的なねじれ範囲において、ダンパーゴム６３が弾性変形するようになっている。
【００２８】
【発明の効果】
以上説明したように本願発明によると、
（１）機関２から推進装置５の入力ピニオン軸７へ、連結軸１０を介して動力伝達する船舶の動力伝達機構において、低回転トルク時は軟らかい軸系となり、高回転トルク時は硬い軸系となり、低回転トルク及び高回転トルク時のいずれにおいても、機関の回転変動が推進装置５内のギヤ等に伝達されるのを効率良く阻止し、推進装置内でのギヤ間の歯打音を効果的に低減させることができる。
【００２９】
（２）特に、機関回転速度が６００〜８５０rpm程度のニュートラル回転時あるいは低負荷回転時において発生し易い推進装置内の歯打音を効果的に低減させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】船舶の動力伝達機構の参考例１を示す断面略図である。
【図２】２段型ねじり継手の１具体化例を示す縦断面図（図３のII-II断面図）である。
【図３】図２のIII-III断面図である。
【図４】図２及び図３の２段型ねじり継手を備えた場合のねじり特性線図である。
【図５】図１３の従来例と図１の本願発明との歯打音による騒音の比較図である。
【図６】船舶の動力伝達機構の参考例２を示す断面略図である。
【図７】図６の２段型ねじり継手を備えた場合のねじり特性線図である。
【図８】本願請求項１記載の発明の実施の形態１を適用した船舶の動力伝達機構を示す断面略図である。
【図９】図８の低ねじりばね定数特性を有する継手軸の分解縦断面図である。
【図１０】図９の継手軸の組立状態を示す縱断面図である。
【図１１】図９の継手軸を備えた場合のねじり特性線図である。
【図１２】本願請求項１記載の発明の実施の形態２を適用した継手軸を示す縦断面図である。
【図１３】従来例の断面略図である。
【符号の説明】
１船体
２内燃機関
５舶用の推進装置
６機関の出力部
７推進装置の入力ピニオン軸
１０連結軸
１１継手軸
１３，１４高ねじりばね定数特性のダンパーゴム
１６入力ピニオン
１８，１９前、後進用ギヤ
２１２段型ねじり継手[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a power transmission mechanism for a ship that transmits power from an engine to an input pinion shaft of a propulsion device via a connecting shaft.
[0002]
[Prior art]
FIG. 13 shows a conventional power transmission mechanism of a ship, in which an internal combustion engine 2 such as a diesel engine is mounted in a hull 1, a marine propulsion device 5 is mounted on a stern 3, and an output portion (flyer) of the internal combustion engine 2 is mounted. In order to interlock and connect between the wheel 6) and the input pinion shaft 7 of the propulsion device 5, a connecting shaft 10, a joint shaft 11, and a universal joint 12 are arranged in this order from the front side. Damper rubbers 13 and 14 having high torsion spring constant characteristics are respectively interposed between the front end of the connecting shaft 10 and the output portion 6 and between the rear end of the connecting shaft 10 and the joint shaft 11. Other prior art documents include Japanese Patent Publication No. 1-150770.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
As is well known, the internal combustion engine 2 is rotated by utilizing an explosion, so that rotational fluctuation occurs during operation. This rotational fluctuation is input via the connecting shaft 10, the joint shaft 11, and the universal joint 12. This is transmitted to the pinion shaft 7 and causes a rattling sound generated between the input pinion 16 and the forward gear 18 in the propulsion device 5 or between the input pinion 16 and the reverse gear 19.
[0004]
As shown in FIG. 13, if only the damper rubbers 13 and 14 having a high torsion spring constant characteristic are provided at both ends of the connecting shaft 10, the rotation on the engine side is performed at the damper rubbers 13 and 14 when the load is small or during neutral operation. On the other hand, the attenuation at the universal joint 12 is small, and the resistance of the input pinion 16 and the forward or reverse gears 18 and 19 is also small. The occurrence of is remarkable.
[0005]
OBJECT OF THE INVENTION
The object of the present invention is to reduce rotational fluctuation on the engine side in a power transmission mechanism between an internal combustion engine and a marine propulsion device, and reduce gear rattling noise in the propulsion device.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, a first aspect of the present invention is a power transmission mechanism for a ship that transmits power from an engine to an input pinion shaft of a propulsion device via a connecting shaft, and a high torsion spring at both ends of the connecting shaft. A damper rubber having a constant characteristic is provided, and a damper rubber having a low torsion spring constant characteristic is arranged in a joint shaft portion between the connecting shaft and the input pinion shaft .
[0007]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
[Reference Example 1]
FIG. 1 is a reference example 1 of a power transmission mechanism of a ship, a connecting shaft 10 having damper rubbers 13 and 14 having high torsion spring constant characteristics at both front and rear ends , and a two-stage torsion having two-stage torsion spring constant characteristics. The joint 21 is used in combination, and the same parts or portions as those in FIG. In FIG. 1, an internal combustion engine 2 such as a diesel engine or a gasoline engine is mounted in a hull 1, a marine propulsion device 5 is mounted on a stern 3, and an output portion (flywheel or the like) 6 of the internal combustion engine 2 and propulsion are propelled. As a power transmission mechanism for interlockingly connecting the input pinion shaft 7 of the device 5, the two-stage torsion joint 21 having the above-mentioned two-stage torsion spring constant characteristic, the connecting shaft 10, the joint shaft 11, and the universal joint 12 in order from the front. Is arranged. As described above, the connecting shaft 10 has damper rubbers 13 and 14 having high torsion spring constant characteristics at both front and rear ends, and the two-stage torsion joint is interposed between the front damper rubber 13 and the engine output unit 6. 21 is interposed.
[0008]
In the propulsion device 5, front and reverse gears 18, 19 that mesh with the input pinion 16, and a transmission shaft 23 that is switchably connected to the front and reverse gears 18, 19 via a forward / reverse switching clutch 24. An output shaft 25 having a propeller 28 is disposed, and the transmission shaft 23 and the output shaft 25 are connected by gears 26 and 27.
[0009]
The two-stage torsion joint 21 has a structure using two kinds of soft and hard elastic members and has a two-stage torsion spring constant characteristic (two-stage torsion characteristic) as shown by a solid broken line X2 in FIG. . That is, when the torsion angle θ is from 0 ° to a predetermined torsion angle θ1, the elastic member for the first stage having a small spring constant (soft) is elastically deformed, thereby resulting in a low torsion spring constant characteristic having a small inclination on the graph. On the other hand, when the torsion angle is larger than the predetermined torsion angle θ1, the elastic member having a large spring constant (hard) is elastically deformed, and thereby has a high torsion spring constant characteristic having a large inclination.
[0010]
2 and 3 show a specific example of the two-stage torsion joint 21, and each has a structure using rubber as each elastic member for the first and second stages. In FIG. 2 showing a cross-sectional view, a pair of input side plates 31, 31 coupled to each other by pins 33, and an output side flange 35 disposed between the side plates 31, 31 so as to be relatively rotatable therewith. The side plates 31, 31 are coupled to the output portion 6 of the engine 2, and the flange 35 is coupled to the front damper rubber 13 of the connecting shaft 10 via the shaft portion 35a.
[0011]
The pin 33 is fitted with a second-stage cylindrical damper rubber 42 which is hard and has a high spring constant, and is disposed in a long hole 37 formed in the flange 35 so as to be movable in the circumferential direction. A first-stage damper rubber 41 that is soft and has a low spring constant is disposed between the flange 35 and the side plate 31, and both axial end surfaces of the first-stage damper rubber 41 are connected to the flange 35 and the side plate. Each is fixed to 31 by adhesion or baking.
[0012]
In FIG. 3 showing a cross-sectional view taken along the line III-III in FIG. 2, the damper rubber 42 for the second stage is formed by The distance between each end edge in the rotation direction of the long hole 37 and the second-stage damper rubber 42 is set to the predetermined twist angle θ1.
[0013]
[Action]
In FIG. 3, when the engine side plate 31 is twisted relative to the flange 35, for example, in the direction of the arrow R due to fluctuations in the rotation of the engine, the first stage is soft when the torsion angle θ is in the range of 0 to θ1. The damper rubber 41 is elastically deformed (twisted), and when the twist angle θ reaches θ1, the second-stage damper rubber 42 comes into contact with the edge of the long hole 37 and is hard in the range of the twist angle θ beyond that. The cylindrical damper rubber 42 for the second stage is elastically deformed.
[0014]
That is, as shown by the broken line X2 in FIG. 4, when the twist angle θ is in the range of 0 to θ1, the first damper rubber 41 having a low spring constant is elastically deformed by a small torsional torque, and the rotational fluctuation at the time of the low rotational torque is efficiently performed. When the torsion angle θ is equal to or greater than the predetermined torsion angle θ1, the second damper rubber 42 having a high spring constant is elastically deformed and efficiently absorbs rotational fluctuations at high rotational torque. The broken straight line X1 is a torsion characteristic line of the damper rubbers 13 and 14 having a high torsion spring constant of the connecting shaft 10, and the spring constant (inclination) is larger than the first step of the broken line X2, and the second step. It is smaller than the eyes.
[0015]
FIG. 5 is a diagram comparing the noise according to the conventional example shown in FIG. 13 and the noise according to the present invention shown in FIG. 1, and shows that the noise is reduced as compared with the conventional example. In the low-speed rotation range, it shows that the noise is significantly lower than the conventional example.
[0016]
[Reference Example 2]
FIG. 6 is a reference example 2 of a power transmission mechanism for a ship . A damper rubber 14 having a high torsion spring constant is provided at the rear end of the connecting shaft 10 as in FIG. No damper rubber 13 as shown in FIG. 1 is provided, and only a two-stage torsion joint 21 having a two-stage torsion spring constant characteristic is interposed.
[0017]
In FIG. 7 showing the torsional characteristics, the broken line X2 indicates the torsional characteristics of the two-stage torsion joint 21 as in the bent line X2 of FIG. 4, and the straight line X3 indicates the torsional characteristics of the rear end damper rubber 14.
[0018]
Embodiment 1 of the Invention
FIG. 8 shows a power transmission mechanism for a ship to which the invention according to claim 1 is applied, and includes a connecting shaft 10 having damper rubbers 13 and 14 having high torsion spring constant characteristics at both front and rear ends, and a low torsion on the joint shaft 11. A damper mechanism having a spring constant characteristic is provided.
[0019]
FIG. 9 shows an example of a joint shaft 11 having a damper mechanism having a low torsion spring constant characteristic. The joint shaft 11 is a front cylindrical shaft coupled to a rear damper rubber 14 via a flange 51. 50, a rear shaft 52 coupled to the universal joint 12, a first intermediate cylinder shaft 53 in which a damper rubber 56 having a low torsion spring constant is fitted (fixed) to the inner surface, and a second intermediate cylinder shaft 54 It is configured. Outward spline teeth 50a, 54a, 52a are formed on the outer periphery of the rear end portion of the front cylinder shaft 50, the front end portion of the second intermediate cylinder shaft 54, and the front half portion of the rear shaft 52, respectively. Inward spline teeth 53b and 54b are formed on the inner circumferences of the first intermediate cylinder shaft 53 and the second intermediate cylinder shaft 54, respectively. The inner diameter of the low torsion spring constant damper rubber 56 is set to be smaller than the outer diameter of the second intermediate cylinder shaft 54 so that the second intermediate cylinder shaft 54 is press-fitted.
[0020]
In FIG. 10 showing the state after assembly, the spline teeth 50a of the cylinder shaft 50 inserted from the front are spline-fitted to the front half portion of the inward spline teeth 53b of the first intermediate cylinder shaft 53, and the first intermediate cylinder shaft 53 The spline teeth 54a of the second intermediate cylinder shaft 54 to be inserted later are spline-fitted into the latter half of the spline teeth 53b of the cylinder shaft 53, and the rearward spline teeth 54b of the second intermediate cylinder shaft 54 are The spline teeth 52a of the rear shaft 52 that is inserted from above are spline-fitted.
[0021]
The fitting state between the inward spline teeth 53b of the first intermediate cylinder shaft 53 and the spline teeth 50a of the front cylinder shaft 50 is such that both spline teeth 50a, 53b is engaged, and the backlash is zero. That is, the front side cylinder shaft 50 and the first intermediate cylinder shaft 53 are rigidly coupled in the circumferential direction. On the other hand, both the spline teeth 53b, 54a have a large "back" in the circumferential direction when the spline teeth 53b of the first intermediate cylinder shaft 53 and the spline teeth 54a of the second intermediate cylinder shaft 54 are in the circumferential direction. Are engaged. The size of the “back” in the circumferential direction is, for example, about 0.5 to 1.0 °.
[0022]
The inner peripheral surface of the damper rubber 56 is in pressure contact with the outer peripheral surface of the second intermediate cylindrical shaft 54, and is elastically deformed (twisted) within the range of the torsional angle due to the above-mentioned “back”.
[0023]
FIG. 11 shows the torsional characteristics when the joint shaft 11 of FIG. 9 is provided, and the broken line X5 is the torsional characteristics of the joint shaft 11, and the damper rubber 56 is within the range of the torsion angle θ2 corresponding to the above-mentioned “back”. Are elastically deformed and the torsion angle becomes larger than θ2, the spline teeth 53b and 54a are directly connected to each other, and the torsional torque rises substantially vertically. The straight line X1 is the torsional characteristic of the damper rubbers 13 and 14 at the front and rear ends of the connecting shaft 10 as with the straight line X1 in FIG.
[0024]
Therefore, when the torsion angle θ is in the range of 0 to θ2, the damper rubber 56 of the joint shaft 11 having a low spring constant is elastically deformed by a small torsional torque, efficiently absorbing the rotational fluctuation at the time of the low rotation torque, and the torsion angle θ is Above the angle θ2, the damper rubbers 13 and 14 of the connecting shaft 10 having a high spring constant are elastically deformed and efficiently absorb rotational fluctuations at high rotational torque.
[0025]
[Embodiment 2 of the Invention]
FIG. 12 shows another embodiment of the invention described in claim 1. The joint shaft 11 includes a front cylindrical shaft 60 coupled to the rear damper rubber 14 via a flange 51, and a universal joint 12. The rear shaft 61 is joined, and inward spline teeth 60b are formed on the inner peripheral surface of the front cylindrical shaft 60, and a damper rubber 63 having a low torsion spring constant is fitted to the rear end portion. Outward spline teeth 61 a are formed on the outer peripheral surface of the shaft 61.
[0026]
The inner diameter of the damper rubber 63 having a low torsion spring constant is set to a size that presses the outer peripheral surface of the rear shaft 61 with a predetermined pressure.
[0027]
When the spline teeth 61a of the rear shaft 61 are engaged with the spline teeth 60b of the front cylindrical shaft 60, both the spline teeth 60b and 61a mesh with each other so as to have a large “back” in the circumferential direction. The damper rubber 63 is elastically deformed in the relative torsional range of the two shafts 60 and 61.
[0028]
【The invention's effect】
As explained above, according to the present invention,
(1) from the engine 2 to the input pinion shaft 7 of the propulsion device 5, Te power transmission mechanism smell vessels power transmission through the connecting shaft 10, at a low rotational torque becomes soft shafting, at high rotational torque is harder shaft This system effectively prevents the engine speed fluctuations from being transmitted to the gears in the propulsion device 5 at both low and high rotational torques. Can be effectively reduced.
[0029]
(2) In particular, it is possible to effectively reduce the rattling noise in the propulsion device that is likely to occur during neutral rotation or low load rotation with an engine rotation speed of about 600 to 850 rpm.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic sectional view showing a reference example 1 of a power transmission mechanism of a ship .
FIG. 2 is a longitudinal sectional view (II-II sectional view of FIG. 3) showing a specific example of a two-stage torsion joint.
3 is a cross-sectional view taken along the line III-III in FIG.
FIG. 4 is a torsional characteristic diagram when the two-stage torsion joint of FIGS. 2 and 3 is provided.
5 is a comparison diagram of noise due to rattling noise between the conventional example of FIG. 13 and the present invention of FIG. 1;
FIG. 6 is a schematic cross-sectional view showing a reference example 2 of a power transmission mechanism for a ship .
7 is a torsional characteristic diagram when the two-stage torsion joint of FIG. 6 is provided.
FIG. 8 is a schematic cross-sectional view showing a power transmission mechanism for a ship to which a first embodiment of the first aspect of the present invention is applied.
FIG. 9 is an exploded longitudinal sectional view of a joint shaft having the low torsion spring constant characteristic shown in FIG.
10 is a cross-sectional view showing a state where the joint shaft of FIG. 9 is assembled. FIG.
FIG. 11 is a torsional characteristic diagram when the joint shaft of FIG. 9 is provided.
FIG. 12 is a longitudinal sectional view showing a joint shaft to which a second embodiment of the invention described in claim 1 of the present application is applied .
FIG. 13 is a schematic cross-sectional view of a conventional example.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Hull 2 Internal combustion engine 5 Marine propulsion device 6 Engine output part 7 Propulsion device input pinion shaft 10 Connection shaft 11 Joint shaft 13, 14 Damper rubber 16 having high torsion spring constant characteristics Input pinion 18, 19 Forward and reverse gears 21 Two-stage torsion joint

Claims

In a power transmission mechanism of a ship that transmits power from an engine to an input pinion shaft of a propulsion device via a connecting shaft, damper rubbers having high torsion spring constant characteristics are provided at both ends of the connecting shaft, and the connecting shaft and the input pinion shaft A power transmission mechanism for a ship, wherein a damper rubber having a low torsion spring constant characteristic is disposed in a joint shaft portion between the two .