JP6426830B2 - 振動吸収体およびこれを有する作業機 - Google Patents

Description

本発明は、振動吸収体およびこの振動吸収体を有する作業機に関する。

携帯型刈払機などの作業機では、駆動源の加減速時におけるトルク変動、回転数変動、またはカッター刃に加わる負荷の変動により、エンジンおよびカッター刃を連結するシャフトにねじり振動が発生することが短所である。ねじり振動を低減するために、エンジンの駆動軸とシャフトとの間に、ねじりコイルばねを有する振動吸収体を取り付けて、ねじりコイルばねによりねじり振動を吸収することが知られている（例えば、特許文献１）。振動吸収体には、ねじりコイルばねが所定角度以上ねじられようにする回転規制部が含まれている。

別の一般的な振動吸収体には、ねじりコイルばねと嵌合する嵌合段部が含まれている。この嵌合段部の存在により、所定方向のねじれが発生すると、ねじりコイルばねは、拡径側に（すなわち、元の状態から拡張するばねの径の方向に）変形し、これによってねじり振動が吸収される（例えば、特許文献２）。特許文献２に開示されている振動吸収体は、所定方向とは反対の方向にねじれが発生すると、ねじりコイルばねが嵌合段部との嵌合から外れるように構成されている。

特開２００７−０６１０２９号公報(JP-A-2007-061029) 国際公開第２０１１／０４８６９７号パンフレット(WO 2011/048697)

しかしながら、特許文献１に開示されている振動吸収体では、拡径方向と縮径方向でともにねじりコイルばねの変形が発生するため、ねじりコイルばねの単振動が発生し、その結果、ねじり振動は容易に収束しない。
特許文献２に開示されている振動吸収体では、拡径範囲（すなわち、拡径側の範囲）でのみ、ねじりコイルばねの変形が発生するため、ねじりコイルばねの靱性は急激に低下し、これによって耐久性が不十分になる。

本発明の目的は、ねじり振動を確実に吸収することができ耐久性に優れた振動吸収体と、この振動吸収体を備えた作業機を提供することである。

本発明の一態様に係る振動吸収体は、駆動源から被駆動体への回転駆動力の伝達路に設けられ、振動吸収体は、駆動源から回転駆動力を受け入れるように構成された入力側伝動軸と、入力側伝動軸と同軸に配置され、被駆動体に回転駆動力を出力するように入力側伝動軸に対して回転可能な出力側伝動軸と、入力側伝動軸および出力側伝動軸と同軸に配置され、入力側伝動軸および出力側伝動軸に対して回転可能なブシュと、入力側伝動軸および出力側伝動軸と同軸に配置されたねじりコイルばねであって、その第１の端部がブシュに取り付けられ、その第２の端部が入力側伝動軸および出力側伝動軸の一方に取り付けられたねじりコイルばねと、回転駆動力を伝達可能にするのと同時にねじりコイルばねが縮径範囲内で変形する第１の状態とねじりコイルばねを介して回転駆動力の伝達を制限する第２の状態との間で、入力側伝動軸および出力側伝動軸の他方とブシュとの間の回転駆動力の伝達状態を切り替えるように構成された動力伝達切替部と、を含む。

本発明の上述の態様によれば、回転駆動力が入力側伝動軸から出力側伝動軸に伝達されると、動力伝達切替部は回転駆動力の伝達状態を第１の状態に切り替え、その結果、ねじりコイルばねが縮径範囲（すなわち、ねじりコイルばねの径が元の状態から減少する範囲）内で変形する。したがって、駆動源の加減速時におけるトルク変動、回転数変動、または被駆動体に加わる負荷の変動による、回転駆動力の伝達時に発生するねじり振動は、縮径範囲内のねじりコイルばねの変形によって吸収され得る。さらに、出力側伝動軸の回転数が入力側伝動軸の回転数よりも大きくなり、このため、出力側伝動軸が入力側伝動軸に回転力を加える傾向がある場合、動力伝達切替部は、回転駆動力の伝達状態を第２の状態に切り替え、その結果、回転駆動力は、所定の回転範囲内では、入力側伝動軸および出力側伝動軸の他方とブシュとの間に伝達されない。したがって、伝動軸間の回転数の差によって発生するねじり振動は、入力側伝動軸および出力側伝動軸の他方とブシュとの間で確実に吸収することができる。さらに、上述した第２の状態では、ブシュに取り付けられたねじりコイルばねに回転駆動力は伝達されないため、ねじりコイルばねが拡径側に変形しないようにされる。換言すると、ねじりコイルばねは縮径範囲内で変形するにすぎず、その結果、ねじりコイルばねの耐久性、したがって振動吸収性を高めることができる。

本発明の上述の態様に係る振動吸収体において、動力伝達切替部は、入力側伝動軸および出力側伝動軸の他方に設けられた第１の接触部と、ブシュに設けられた第２の接触部と、を含むことが好ましく、また、動力伝達切替部は、第１の接触部と第２の接触部が互いに接触するまで、回転範囲内で、入力側伝動軸および出力側伝動軸の他方とブシュとの間に回転駆動力が伝達するのを制限する。
上述の構成によれば、入力側伝動軸および出力側伝動軸の他方に設けられた第１の接触部が、ブシュに設けられた第２の接触部と接触しない場合、入力側伝動軸および出力側伝動軸は独立して別々に回転可能であるのと同時に、入力側伝動軸と出力側伝動軸との間に回転駆動力は送達されず、これによって確実に第２の状態に達する。

本発明の上述の態様に係る振動吸収体は、入力側伝動軸および出力側伝動軸の一方とブシュの相互回転範囲を制限し、ねじりコイルばねの変形が縮径範囲内でのみ発生するように構成された回転規制部を含むことが好ましい。
上述の構成によれば、ねじりコイルばねが縮径範囲内に変形するように、入力側伝動軸および出力側伝動軸の一方に対するブシュの回転範囲は、回転規制部よって制限される。したがって、ねじりコイルばねが拡径範囲内で確実に変形しないようにされ、これによって、さらに、振動吸収体の耐久性が確実に向上する。

本発明の上述の態様に係る振動吸収体において、回転規制部は、ブシュに設けられた第３の接触部と、入力側伝動軸および出力側伝動軸の一方に設けられた第４の接触部と、を含むことが好ましく、第３の接触部と第４の接触部は、互いに接触して入力側伝動軸および出力側伝動軸の一方とブシュの回転範囲を規定するように構成される。
上述の構成によれば、ブシュに設けられた第３の接触部と、入力側伝動軸および出力側伝動軸の一方に設けられた第４の接触部との間の相互接触の単純な構成によって、拡径側にねじりコイルばねが変形するのを更に確実に防止することができる。

本発明の別の態様に係る作業機には、上述の振動吸収体が含まれる。
本発明の上述の態様によれば、作業機には上述の振動吸収体が含まれるため、ねじり振動を確実に吸収することができ、作業機の耐久性を向上させることができる。

本発明の実施形態に係る刈払機を示す全体図である。 刈払機の関連部分を示す断面図である。 振動吸収体を示す分解斜視図である。 振動吸収体を示す断面側面図である。 図４のＶ−Ｖ線に沿った断面図である。 図４のＶＩ−ＶＩ線に沿った断面図である。

構成要素の説明
図１〜６を参照し、例示的な実施形態に係る振動吸収体１０、および刈払機１の形態の振動吸収体１０を備えた作業機を以下に説明する。刈払機１には、外側パイプ２と、外側パイプ２の第１の端部に設けられた電源部３と、外側パイプ２の第２の端部に設けられ、電源部３によって回転するように構成されたカッター刃４（被駆動体）と、が含まれている。

電源部３には、エンジン３Ａ（駆動源）が含まれている。外側パイプ２を支持するハウジング５は、電源部３に固定されている。図２に示されているように、エンジン３Ａの駆動軸は、遠心クラッチ３Ｂ、およびハウジング５内に収容された振動吸収体１０を介して、外側パイプ２内に回転可能に挿入されたシャフト６の第１の端部に連結されている。この例示的な実施形態において、エンジン３Ａの駆動軸は、シャフト６が取り付けられた側から見て反時計回りに回転する。カッター刃４は、シャフト６の第２の端部に取り付けられている。

図３は、振動吸収体１０の分解斜視図である。図４は、振動吸収体１０の断面側面図である。振動吸収体１０には、エンジン３Ａの回転駆動力が伝達される入力側伝動軸１１と、入力側伝動軸１１に対して回転可能であり、カッター刃４に回転駆動力を伝達するように構成された出力側伝動軸１２と、入力側伝動軸１１および出力側伝動軸１２に対して回転可能なブシュ１３と、左巻きねじりコイルばね１４と、が含まれている。

これらの構成要素は共通の軸線ＡＸ上に配置され、それぞれ軸線ＡＸの周りを回転する。入力側伝動軸１１、出力側伝動軸１２およびブシュ１３は、十分な硬度および強度を有する鋼材（例えば、クロムモリブデン鋼）から製造される。ねじりコイルばね１４は、ピアノ線などの材料から製造される。以下の説明において、軸線ＡＸ上のエンジン３Ａに近い側をそれぞれの構成要素の「近位側」と称し、また、軸線ＡＸ上のカッター刃４に近い側をそれぞれの構成要素の「遠位側」と称することに留意すべきである。

入力側伝動軸１１は、ロッドであって、軸線ＡＸに沿って延び、軸線ＡＸに沿って実質的にロッドの中間にある大きな径の第１のフランジ１１１を一体的に備えたロッドの形態で実質的に規定されている。第１のフランジ１１１の外径は、ねじりコイルばね１４の外径と実質的に等しい。第１のフランジ１１１に対する入力側伝動軸１１の近位側は、遠心クラッチ３Ｂと連結するときに用いられるスプライン溝を備えたコネクタ部１１２を規定し、第１のフランジ１１１に対する入力側伝動軸１１の遠位側は、出力側伝動軸１２内に挿入されるように構成された挿入部１１３を規定している。

挿入部１１３の外径は出力側伝動軸１２の内径と実質的に等しく、その結果、入力側伝動軸１１は出力側伝動軸１２に対して滑らかに回転可能である。サークリップ１５が取り付け可能な溝１１４は、挿入部１１３上に設けられる（図４を参照）。サークリップ１５は、出力側伝動軸１２の内周に設けられた溝１２５と嵌合する（図４を参照）。このようにして、挿入部１１３は、出力側伝動軸１２から外れないようにされる。

１組の第１の突起部１１５（第１の接触部）は、遠位側に面する第１のフランジ１１１の面から突出している（図５を参照）。図５に示されているように、第１の突起部１１５は点対称に配置され、軸線ＡＸが通る点の周りに扇形にそれぞれ規定されている。第１の突起部１１５それぞれの中心角αは特定の値に限定されないが、例示的な実施形態では３２度である。

図３および４に示されているように、出力側伝動軸１２は、軸線ＡＸの方向に延びる実質的に円筒状の部材である。出力側伝動軸１２には、その遠心端付近に第２のフランジ１２１が一体的に含まれている。第２のフランジ１２１の外径は、第１のフランジおよびねじりコイルばね１４の外径と実質的に等しい。図４に示されているように、第１の嵌合溝１２２は、その近位側から第２のフランジ１２１に設けられている。ねじりコイルばね１４の嵌合部１４１のうちの一方（遠位側の一方）は、第１の嵌合溝１２２と嵌合されている。

出力側伝動軸１２は、出力側伝動軸１２の近位側からねじりコイルばね１４内に挿入される。第２のフランジ１２１に対して近位側に近い出力側伝動軸１２の一部の外径は、ねじりコイルばね１４の内径よりもわずかに小さい。このようにして、出力側伝動軸１２の外周とねじりコイルばね１４との間にクリアランスが設けられる。クリアランスおよび後述する回転規制部３０は、出力側伝動軸１２の縮径変形が発生する場合に、ねじりコイルばね１４を出力側伝動軸１２の外周と接触させないようにする。

シャフト６と連結するときに用いられるスプライン歯の形態のコネクタ部１２３（図４を参照）は、出力側伝動軸１２の中間部の内周から突出している。出力側伝動軸１２の近位端の外周部は、第４の接触部として機能する１組の爪部１２４（図３を参照）を規定するように、軸線ＡＸの方向に突出している。図６に示されているように、爪部１２４は、軸線ＡＸが通る点の周りに点対称に配置されている。爪部１２４それぞれの中心角βは特定の値に限定されないが、例示的な実施形態では７７度である。

ブシュ１３は、上述した第１のフランジ１１１および第２のフランジ１２１と実質的に同じ外径を有する円筒状の部材であり、また、ブシュには、その中心において、軸線ＡＸの方向に貫通する穴１３１が含まれている（図３を参照）。入力側伝動軸１１の遠心端の挿入部１１３は、ブシュ１３の近位側から穴１３１内に挿入される。穴１３１の内径は入力側伝動軸１１の外径と実質的に等しく、その結果、ブシュ１３は入力側伝動軸１１に対して滑らかに回転可能である。

第２の接触部として機能する１組の第２の突起部１３２は、近位側に面するブシュ１３の面から突出している（図３および５を参照）。図５に示されているように、第２の突起部１３２は点対称に配置され、軸線ＡＸが通る点の周りに扇形にそれぞれ規定されている。第２の突起部１３２それぞれの中心角γは特定の値に限定されないが、例示的な実施形態では３８度である。

第３の接触部として機能する１組の第３の突起部１３４は、遠位側に面するブシュ１３の面から突出している（図３および６を参照）。図６に示されているように、第３の突起部１３４は点対称に配置され、軸線ＡＸが通る点の周りに扇形にそれぞれ規定されている。第３の突起部１３４それぞれの中心角δは特定の値に限定されないが、例示的な実施形態では６３度である。

さらに、第２の嵌合溝１３３は、遠位側から、第３の突起部１３４と重ならない位置において、ブシュ１３の遠位側に面する面に設けられている（図４および６参照）。ねじりコイルばね１４の嵌合部１４１の他方（近位側の一方）は、第２の嵌合溝１３３と嵌合されている。

ねじりコイルばね１４の両端部は、軸線ＡＸに実質的に平行に延びている（図３および４を参照）。延長部は、上述の嵌合部１４１を規定している。ねじりコイルばね１４は、振動吸収体１０にトルクが加えられない場合にわずかに変形してその径を減少するように、第１の嵌合溝１２２および第２の嵌合溝１３３と嵌合されている。さらに、図６を参照して以下に説明するように、出力側伝動軸１２に設けられた爪部１２４それぞれの反時計回り面１２４Ｂ（すなわち、図中の反時計回り方向に面する面）は、ブシュ１３に設けられた第３の突起部１３４それぞれの時計回り面１３４Ａ（すなわち、図中の時計回り方向に面する面）と接している。

図５は、図４のＶ−Ｖ線に沿った振動吸収体１０の断面図であり、振動吸収体１０にはトルクが加えられていない。入力側伝動軸１１の第１の突起部１１５は、ブシュ１３の１組の第２の突起部１３２間のクリアランス１３６内に位置している。図５では、第１の突起部１１５それぞれの時計回り面１１５Ａが、第２の突起部１３２それぞれの反時計回り面１３２Ｂと接しているように示されているが、振動吸収体１０には、第１の突起部１１５の元の位置を決定する機構が含まれていないため、図５に示されている第１の突起部１１５は必ずしも配置されないことに留意すべきである。例えば、第１の突起部１１５は、第２の突起部１３２から離れていてもよい。

第１の突起部１１５が、第２の突起部１３２と接することなくクリアランス１３６内で回転すると、入力側伝動軸１１は、ブシュ１３および出力側伝動軸１２に対して自由に回転するにすぎず、これは、ねじりコイルばね１４を変形させない。一方、第１の突起部１１５のそれぞれの反時計回り面１１５Ｂが、第２の突起部１３２のそれぞれの時計回り面１３２Ａと接している場合は、入力側伝動軸１１は、ブシュ１３および出力側伝動軸１２ととともに回転し、これによって、ねじりコイルばね１４が、縮径範囲（すなわち、ねじりコイルばね１４の径が減少する範囲）内で変形する。

上述したように、入力側伝動軸１１の第１の突起部１１５、およびブシュ１３の第２の突起部１３２は、（ｉ）回転駆動力を伝達可能にするのと同時にねじりコイルばね１４が縮径範囲内で変形する第１の状態と、（ｉｉ）回転駆動力の伝達を制限する第２の状態との間で、入力側伝動軸１１とブシュ１３との間の回転駆動力の伝達状態を切り替える動力伝達切替部２０を規定している。

図６は、図４のＶＩ−ＶＩ線に沿った振動吸収体の断面図であり、振動吸収体１０にはトルクが加えられていない。出力側伝動軸１２それぞれの爪部１２４は、ブシュ１３の第３の突起部１３４間に規定されたクリアランス１３５内に配置されている。図６において、出力側伝動軸１２は、縮径方向においてわずかに変形するように配置されたねじりコイルばね１４の付勢力によって、反時計回りに片寄っている。したがって、爪部１２４それぞれの反時計回り面１２４Ｂは、第２の突起部１３２それぞれの時計回り面１３４Ａを押し出す。

ブシュ１３に対する出力側伝動軸１２の回転範囲は、ブシュ１３の第３の突起部１３４、および出力側伝動軸１２の爪部１２４によって制限される。上述したように、ブシュ１３の第２の突起部１３４、および出力側伝動軸１２の爪部１２４は、出力側伝動軸１２とブシュ１３の相互回転範囲を制限する回転規制部３０を規定している。回転範囲内では、縮径範囲内でのみ、ねじりコイルばね１４の変形が発生する。

振動吸収動作の説明
図５および６を参照し、振動吸収体１０による振動吸収動作を説明する。
最初に、エンジン３Ａが起動すると、遠心クラッチ３Ｂが、図５の反時計回り方向に振動吸収体１０の入力側伝動軸１１の回転を開始するように連結され、これによって、入力側伝動軸１１とブシュ１３との間に相対変位が生じる。

具体的には、入力側伝動軸１１の第１の突起部１１５は、図５の反時計回り（矢ＡＲ１によって示されている。）に回転し、その結果、第１の突起部１１５それぞれの時計回り面１１５Ａは、ブシュ１３の第２の突起部１３２それぞれの反時計回り面１３２Ｂから離れる。そして、第１の突起部１１５それぞれの反時計回り面１１５Ｂは、第２の突起部１３２それぞれの時計回り面１３２Ａと接する。このようにして、入力側伝動軸１１は、ブシュ１３と一体的に回転し始める。

この状態において、エンジン３Ａの駆動軸の回転数は、カッター刃４の回転数と実質的に等しくなる。
カッター刃４に加わる負荷が非常に小さい場合の実際の動作時では（例えば、少量の草しか刈られないか、または草が容易に刈ることができる種類である。）、ねじりコイルばね１４は、その径を減少するように（すなわち、縮径側に）ほとんど変形しない。その結果、エンジン３Ａの回転駆動力は振動吸収体１０を介してカッター刃４に伝達され、これによって草刈り動作が行われる。

カッター刃４に加わる負荷が徐々に増加する場合（例えば、刈られる草の量が増加する場合）、ブシュ１３と出力側伝動軸１２との間に相対変位が生じる。具体的には、ブシュ１３の第３の突起部１３４それぞれの反時計回り面１３４Ｂは、出力側伝動軸１２に設けられた爪部１２４それぞれの時計回り面１２４Ａに接近し、これによって、面１２４Ａと面１３４Ｂとの間の距離が減少する。このとき、ねじりコイルばね１４は、その径を減少するように変形するのと同時に、ねじり振動を吸収する。

カッター刃４に加わる負荷が所定のレベルを超える場合、ブシュ１３の第３の突起部１３４それぞれの反時計回り面１３４Ｂは、出力側伝動軸１２に設けられた爪部１２４それぞれの時計回り面１２４Ａと接する。このとき、縮径側へのねじりコイルばね１４の変形は最大になる。第３の突起部１３４が爪部１２４と接している場合、入力側伝動軸１１、出力側伝動軸１２、ブシュ１３、およびねじりコイルばね１４は直接連結され、その結果、エンジン３Ａの回転駆動力はカッター刃４に直接伝達される。

対照的に、カッター刃４に加わる負荷が徐々に減少する（すなわち、大きな負荷から小さな負荷に減少する）場合、爪部１２４それぞれの時計回り面１２４Ａは、第３の突起部１３４それぞれの反時計回り面１３４Ｂから離れ、その結果、ねじりコイルばね１４は、ねじれない（すなわち、その縮径の程度を減少する）のと同時に、負荷変動などによりねじり振動を吸収する。この状態において、ねじりコイルばね１４は、出力側伝動軸１２にエンジン３Ａの回転駆動力を伝達する。負荷変動が発生する場合（例えば、負荷が再び増加する場合）、上述の動作が繰り返される。

一方、カッター刃４が所定の回転数で回転した場合からエンジン３Ａが減速する場合、出力側伝動軸１２の回転数は入力側伝動軸１１の回転数よりも高くなるのと同時に、回転駆動力がエンジン３Ａから振動吸収体１０に伝達されない。このとき、ねじりコイルばね１４の復元力によって、瞬時に、爪部１２４それぞれの反時計回り面１２４Ｂが、第３の突起部１３４それぞれの時計回り面１３４Ａと接し、これによって、図６に示されている配置が復元する。

そして、ねじりコイルばね１４は更にねじれないが、出力側伝動軸１２およびブシュ１３は、入力側伝動軸１１の回転数よりも高い回転数で一体的に回転し、その結果、第２の突起部１３２それぞれの時計回り面１３２Ａは、第１の突起部１１５それぞれの反時計回り面１１５Ｂから離れる。この分離は、ねじりコイルばね１４が拡径側に変形することなく、出力側伝動軸１２が入力側伝動軸１１の回転数よりも高い回転数で回転する場合に発生するねじり振動を吸収する。

変形例
本発明の範囲は上述の例示的な実施形態に限定されないが、本発明の範囲には、本発明の目的を達成することができる限り、変更、改良などが含まれることに留意すべきである。
例えば、上述した例示的な実施形態では、ブシュ１３は入力側伝動軸１１付近に配置され、ねじりコイルばね１４は出力側伝動軸１２付近に配置され、そして、ブシュ１３および出力側伝動軸１２は、ねじりコイルばね１４によって連結されるが、ブシュ１３は出力側伝動軸１２付近に配置されてもよく、ねじりコイルばね１４は入力側伝動軸１１付近に配置されてもよく、また、入力側伝動軸１１およびブシュ１３は、ねじりコイルばね１４によって連結されてもよい。

上述の例示的な実施形態において、第１の接触部、第２の接触部および第３の接触部をそれぞれ規定する、第１の突起部１１５、第２の突起部１３２および第３の突起部１３４は、扇形で設けられる。ただし、その代わりに、第１の突起部１１５、第２の突起部１３２および第３の突起部１３４は、爪の形態で設けられてもよい。さらに、第４の接触部を規定する爪部１２４はそれぞれ、扇形で設けられてもよい。

上述した例示的な実施形態の作業機は刈払機１であるが、作業機は、代わりに、ハンドヘルドエッジャー(handheld edger)、ロングリーチトリマー(long reach trimmer)、ショートリーチトリマー(short reach trimmer)、ポールソー（pole saw）などであってもよい。本発明の被駆動体は、作業機の種類に応じて適切に選択することができる。
本発明の駆動源はエンジンに限定されないが、代わりに電動モータであってもよい。

１ 刈払機（作業機）
３Ａ エンジン（駆動源）
４ カッター刃（被駆動体）
１０ 振動吸収体
１１ 入力側伝動軸
１２ 出力側伝動軸
１３ ブシュ
１４ ねじりコイルばね
２０ 動力伝達切替部
３０ 回転規制部
１１５ 第１の突起部（第１の接触部）
１２４ 爪部（第４の接触部）
１３２ 第２の突起部（第２の接触部）
１３４ 第３の突起部（第３の接触部）
ＡＸ 軸線

Claims (9)

1. 駆動源（３Ａ）から被駆動体（４）への回転駆動力の伝達路を有する、作業機用の振動吸収体（１０）であって、
   前記駆動源（３Ａ）から前記回転駆動力を受け入れるように構成された入力側伝動軸（１１）と、
   前記入力側伝動軸（１１）と同軸に配置され、前記被駆動体（４）に前記回転駆動力を出力するように前記入力側伝動軸（１１）に対して回転可能な出力側伝動軸（１２）と、 第１の端部および第２の端部を有し、前記入力側伝動軸（１１）および前記出力側伝動軸（１２）と同軸に配置されたねじりコイルばね（１４）と、
   を備え、
   前記振動吸収体（１０）が、さらに、前記入力側伝動軸（１１）および前記出力側伝動軸（１２）と同軸に配置されたブシュ（１３）を備え、
   該ブシュ（１３）が前記伝動軸（１１、１２）に対して回転可能であり、
   前記ねじりコイルばね（１４）の前記第１の端部が前記ブシュ（１３）に取り付けられ、前記ねじりコイルばね（１４）の前記第２の端部が前記入力側伝動軸（１１）および前記出力側伝動軸（１２）の一方に取り付けられ、
   前記入力側伝動軸（１１）および前記出力側伝動軸（１２）の他方が第１の接触部（１１５）を有し、
   前記ブシュ（１３）が第２の接触部（１３２）を有し、前記入力側伝動軸（１１）および前記出力側伝動軸（１２）の前記他方の前記第１の接触部（１１５）、および前記ブシュ（１３）の前記第２の接触部（１３２）が動力伝達切替部（２０）を構成し、該動力伝達切替部が、前記回転駆動力を伝達可能にするのと同時に前記ねじりコイルばね（１４）が縮径範囲内で変形する第１の状態と、前記ねじりコイルばね（１４）を介して前記回転駆動力の伝達を制限する第２の状態との間で、前記入力側伝動軸（１１）および前記出力側伝動軸（１２）の前記他方と、前記ブシュ（１３）との間の前記回転駆動力の伝達状態を切り替えるように構成される
   ことを特徴とする振動吸収体（１０）。
2. 前記動力伝達切替部（２０）が、前記第１の接触部（１１５）と前記第２の接触部（１３２）が互いに接触するまで、回転範囲内で、前記入力側伝動軸（１１）および前記出力側伝動軸（１２）の前記他方と、前記ブシュ（１３）との間に前記回転駆動力が伝達するのを制限する、
   請求項１に記載された振動吸収体（１０）。
3. 前記入力側伝動軸（１１）および前記出力側伝動軸（１２）の一方と前記ブシュ（１３）の相互回転範囲を制限し、前記ねじりコイルばね（１４）の変形が前記縮径範囲内でのみ発生するように構成された回転規制部（３０）
   をさらに備える、請求項１または２に記載された振動吸収体（１０）。
4. 前記回転規制部（３０）は、前記ブシュ（１３）に設けられた第３の接触部（１３４）と、前記入力側伝動軸（１１）および前記出力側伝動軸（１２）の一方に設けられた第４の接触部（１２４）と、を含み、前記第３の接触部（１３４）と前記第４の接触部（１２４）が、互いに接触して前記入力側伝動軸（１１）および前記出力側伝動軸（１２）の一方と前記ブシュ（１３）の回転範囲を規定するように構成される、
   請求項３に記載された振動吸収体（１０）。
5. 前記ブシュ（１３）が、十分な硬度および強度を有する鋼材から製造される、請求項１〜４のいずれか1項に記載された振動吸収体（１０）。
6. 前記ブシュ（１３）がクロムモリブデン鋼から製造される、請求項５に記載された振動吸収体（１０）。
7. 請求項１〜６のいずれか１項に記載された振動吸収体（１０）を備える作業機（１）。
8. 刈払機、ハンドヘルドエッジャー、ロングリーチトリマー、ショートリーチトリマー、ポールソーなどのうちの１つである、請求項７に記載された作業機（１）。
9. エンジンおよび電動モータのうちの１つによって駆動する、請求項７または８に記載された作業機（１）。

Images