JP6719653B2 - 動力伝達装置 - Google Patents

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Description

本発明は、動力の伝達がなされる動力伝達装置に関する。
動力伝達装置には、弾性部材を用いてダンパー機構を備えたものがある。
従来、弾性部材として異なる種類の弾性部材を組み合わせて使用した例（例えば、特許文献１参照）がある。
特開２００２−１４７４８４号公報
特許文献１には、弾性変形量も弾性係数も異なる直線的に作用するコイルスプリングとラバーを組み合わせたダンパー対が複数対周方向に直列に連ねて配置したダンパー機構が開示されている。
低荷重のトルク負荷に対してコイルスプリングが作用し、高荷重のトルク負荷に対してラバーが作用して、トルク負荷の荷重の高低に応じて衝撃を吸収するが、直線的に作用するコイルスプリングは、周方向に配置されてトルク荷重を受ける場合、弾性を適正に働かせるためには、できるだけ直線状を維持されなければならないので、自ずと短尺となり、大きな弾性変形量が得られず比較的大きなストロークを確保することが難しい。
短尺のコイルスプリングを周方向に直列に複数配列することで、ストロークを大きく確保することもできるが、部品点数が多くなり、構造が複雑となるとともに、ダンパー機構が大型化し、コスト高となる。
本発明は、かかる点に鑑みなされたもので、その目的とする処は、低荷重のトルク負荷に対して大きなストロークで衝撃を吸収し、高荷重のトルク負荷に対して小さいストロークで衝撃を効果的に吸収できる簡単な構造の小型の衝撃吸収機構を備えた動力伝達装置を供する点にある。
上記目的を達成するために、本発明に係る動力伝達装置は、
第１回転体と第２回転体が、回転中心軸を同軸として互いに対向して回転可能に配置され、
単一の弾性変形量が大きく弾性係数が小さいアークスプリングが、前記第１回転体と前記第２回転体の両者に跨って互いに反対回転方向に付勢可能に介装され、
前記第１回転体に突出して形成された第１押圧突部と前記第２回転体に突出して形成された第２押圧突部が、互いの回転軌跡の重なる相対位置に配設され、
弾性変形量が小さく弾性係数の大きいラバーが、前記第１押圧突部と前記第２押圧突部との間に間隙を有して介装されることを特徴とする。
この構成によれば、単一のアークスプリングが、回転中心軸を同軸として互いに対向して配置された第１回転体と第２回転体の両者に跨って互いに反対の回転方向に付勢可能に介装され、第１回転体に突出形成された第１押圧突部と第２回転体に突出形成された第２押圧突部が、互いの回転軌跡の重なる相対位置に配設され、ラバーが第１押圧突部と第２押圧突部との間に間隙を有して介装されるので、第１回転体と第２回転体の間でトルク負荷が発生して第１回転体と第２回転体が相対回転すると、まず弾性変形量が大きく弾性係数が小さいアークスプリングが圧縮作用を受けて弾性変形し、トルク負荷が高荷重となると、第１押圧突部と第２回転体の第２押圧突部がさらに間隔を狭め、間隙を有して介装されていたラバーが挟まれ、弾性変形量が小さく弾性係数の大きいラバーが圧縮作用を受けて弾性変形する。
トルク負荷が低荷重の間は、弾性変形量が大きく弾性係数が小さいアークスプリングが大きなストロークで衝撃を効果的に吸収する。
トルク負荷が高荷重となると、弾性変形量が小さく弾性係数の大きいラバーが圧縮作用を受けて弾性変形をし、大きい衝撃を効果的に吸収して円滑な動力伝達を行うことができる。
すなわち、トルク負荷が低荷重のときはアークスプリングが働き、トルク負荷が高荷重のときはラバーが働いて、トルク負荷の荷重の高低に応じて衝撃を効果的に吸収し、常に円滑な動力伝達ができる。
アークスプリングは円弧状のコイルスプリングであり、第１回転体と第２回転体の両者に跨って介装されるアークスプリングが単一であっても、弾性変形し弾性力を働かせる弾性作動角度（ストローク）を大きく設定することができ、部品点数が少なく簡単な構造の小型の衝撃吸収機構を構成することができる。
前記構成において、
前記第１回転体と前記第２回転体には、近接して互いに対向する第１対向面と第２対向面に、それぞれ同じ円弧形状の第１収容溝と第２収容溝が形成され、
前記アークスプリングは、前記第１収容溝と前記第２収容溝にそれぞれ半体が収容されて前記第１回転体と前記第２回転体の両者に跨って介装されるようにしてもよい。
この構成によれば、アークスプリングは第１収容溝と第２収容溝にそれぞれ半体が収容されて第１回転体と第２回転体の両者に跨って介装されるので、第１回転体と第２回転体を互いに反対回転方向に付勢するアークスプリングの圧縮構造およびアークスプリングの保持構造を、簡素で最小の部品点数で構成することができる。
前記構成において、
前記ラバーは、前記第１押圧突部と前記第２押圧突部のいずれかに嵌着されるようにしてもよい。
この構成によれば、ラバーは、第１押圧突部と第２押圧突部のいずれかに嵌着されるので、特別な取付部品を使用せずにラバーを第１押圧突部と第２押圧突部のいずれかに簡単に取り付けて、第１押圧突部と第２押圧突部の間に固定支持することができる。
前記構成において、
前記第１回転体は、
前記第１対向面に、前記第１収容溝と略同じ円周上に円弧状溝が形成され、
前記円弧状溝の周方向両端の近傍に一対の前記第１押圧突部が前記円弧状溝内に形成され、
一対の前記第１押圧突部に、それぞれ前記ラバーが嵌着され、
前記第２回転体は、
前記第２対向面に、前記第２収容溝が開口し、
前記第２対向面の前記円弧状溝に対応する円弧状部位の周方向の中央付近から前記第２押圧突部が突出して形成されるようにしてもよい。
この構成によれば、第１回転体は、第１対向面に第１収容溝が開口するとともに、第１収容溝と略同心円上に形成された円弧状溝が開口し、円弧状溝の周方向両端の近傍に一対の第１押圧突部が円弧状溝内に形成され、一対の第１押圧突部にそれぞれラバーが嵌着され、第２回転体は、第２対向面に第２収容溝が開口し、第２対向面の円弧状溝に対応する円弧状部位の周方向の中央付近から第２押圧突部が突出して形成されるので、第１回転体の一対の第１押圧突部にそれぞれ嵌着されたラバーの間に、第２回転体の第２押圧突部が挿入され、高荷重のトルク負荷時に第２押圧突部が一対の第１押圧突部のいずれかとの間でラバーを挟み、弾性変形量が小さく弾性係数の大きいラバーが圧縮作用を受けて弾性変形をし、大きい衝撃を効果的に吸収して円滑な動力伝達を行うことができる。
前記構成において、
前記第１押圧突部に嵌着された前記ラバーは、前記円弧状溝内に収容されるようにしてもよい。
この構成によれば、第１押圧突部に嵌着されたラバーは、円弧状溝内に収容されるので、ラバーは第１対向面より外部に突出せず、第１回転体と第２回転体の相対回転で第２回転体の第２収容溝の周方向端縁がラバーに干渉することはなく、ラバーを損傷して耐久性を損なうことはない。
前記構成において、
前記第１回転体は、円盤状をなし、回転中心軸に関して前記第１収容溝の一部分と反対側に一対の前記円弧状溝が形成され、
前記アークスプリングの半体が収容される前記第１収容溝の背面にアンバランス調整用の加工代が設けられ、
前記第２回転体は、円盤状をなし、
回転中心軸に関して前記第２収容溝と反対側にアンバランス調整用の加工代が設けられるようにしてもよい。
この構成によれば、円盤状をなす第１回転体は、回転中心軸に関して第１収容溝の一部分と反対側に一対の円弧状溝が形成されるので、第１収容溝側が重いアンバランス状態となり易いので、第１収容溝の背面にアンバランス調整用の加工代を設け、切削によりアンバランス量を低減し、バランスを確保してアンバランスに起因する振動を抑制することができる。
また、円盤状をなす第２回転体は、第２収容溝のために回転中心軸に関して第２収容溝と反対側が重いアンバランス状態となり易いので、第２収容溝と反対側にアンバランス調整用の加工代を設け、切削によりアンバランス量を低減し、バランスを確保してアンバランスに起因する振動を抑制することができる。
前記構成において、
前記第１回転体は、内燃機関のクランク軸との間で互いに動力が伝達される内燃機関側回転体であり、
前記第２回転体は、始動兼発電機の入出力軸との間で互いに動力が伝達される始動兼発電機側回転体であり、
前記第１押圧突部は、内燃機関側押圧突部であり、
前記第２押圧突部は、始動兼発電機側押圧突部であるようにしてもよい。
この構成によれば、内燃機関の通常運転時における内燃機関側回転体と始動兼発電機側回転体の回転速度の差が小さい低荷重のトルク負荷に対しては、弾性変形量が大きく弾性係数が小さいアークスプリングが圧縮変形して、小さな衝撃を吸収して円滑な動力伝達を行うことができる。
一方、機関始動時やエンジンストール時または急加速時における内燃機関側回転体と始動兼発電機側回転体の回転速度の差が大きい高荷重のトルク負荷に対しては、アークスプリングとともに弾性変形量が小さく弾性係数が大きいラバーが圧縮変形して、大きい衝撃を吸収することができる。
前記構成において、
一対の前記内燃機関側押圧突部にそれぞれ嵌着される一対の前記ラバーの間に配設される前記始動兼発電機側押圧突部は、前記内燃機関側回転体と前記始動兼発電機側回転体に相対的なトルク荷重が発生しない状態で、前記始動兼発電機側押圧突部より回転方向側に位置する一方の前記ラバー寄りに偏って位置するようにしてもよい。
この構成によれば、一対のラバーの間に配設される始動兼発電機側押圧突部は、内燃機関側回転体と始動兼発電機側回転体に回転速度の差がない状態で、始動兼発電機側押圧突部より回転方向側に位置する一方のラバー寄りに偏った位置に位置するので、機関始動時には始動兼発電機側押圧突部が回転方向側の一方のラバーに早めに作用して作動ロスを小さくして早めに機関を始動することができる。
また、通常走行時には、始動兼発電機側押圧突部より回転方向と反対方向側に位置する他方のラバーに始動兼発電機側押圧突部が作用するまでにアークスプリングの圧縮変化量が大きく、小さな衝撃を適宜吸収して円滑な動力伝達を行うことができ、歯車の噛合等における打音などを抑制することができる。
前記構成において、
前記始動兼発電機側回転体には、中心部分から回転中心軸を中心軸として前記内燃機関側回転体を貫通して突出する回転体軸部が形成され、
前記回転体軸部には、前記内燃機関側回転体に関して前記始動兼発電機側回転体と反対側に、ヘリカルギヤが摺動自在に軸支され、
前記始動兼発電機側回転体に対向する前記内燃機関側回転体は、前記ヘリカルギヤに固着され、
前記回転体軸部における前記ヘリカルギヤに関して前記内燃機関側回転体と反対側の外周に係合したストッパに摺動を規制されたカラーと前記ヘリカルギヤとの間に皿ばねが介装されるようにしてもよい。
この構成によれば、始動兼発電機側回転体の回転体軸部に摺動自在に軸支されたヘリカルギヤに内燃機関側回転体が固着され、回転体軸部におけるヘリカルギヤに関して内燃機関側回転体と反対側の外周に係合したストッパに摺動を規制されたカラーとヘリカルギヤとの間に皿ばねが介装されるので、内燃機関側回転体は、皿ばねにより始動兼発電機側回転体に向けて付勢されて、始動兼発電機側回転体から必要以上に離れるのを規制されながら、皿ばねに抗してヘリカルギヤとともにスラスト方向の移動が容認されて円滑な動力伝達を可能とする。
前記構成において、
前記ヘリカルギヤは、駆動ギヤとして作動する時に、前記内燃機関側回転体を前記始動兼発電機側回転体に押し付ける方向にスラスト力が生じるような歯スジのねじれ方向を有するようにしてもよい。
この構成によれば、ヘリカルギヤは、駆動ギヤとして作動する時に、内燃機関側回転体を始動兼発電機側回転体に押し付ける方向にスラスト力が生じるような歯スジのねじれ方向を有するので、機関始動時にはヘリカルギヤが駆動ギヤとして作動して、内燃機関側回転体を始動兼発電機側回転体に押し付け、ヘリカルギヤのスラスト方向への移動が規制されて、作動ロスなく動力伝達がなされ、内燃機関を速やかに始動して始動のもたつき感を抑制でき、一方、機関加速時にはヘリカルギヤが被動ギヤとして作動し、内燃機関側回転体が始動兼発電機側回転体から離れるスラスト方向に、皿ばねに抗して移動して衝撃が吸収される。
本発明は、単一のアークスプリングが、回転中心軸を同軸として互いに対向して配置された第１回転体と第２回転体の両者に跨って互いに反対の回転方向に付勢可能に介装され、第１回転体に突出形成された第１押圧突部と第２回転体に突出形成された第２押圧突部が、互いの回転軌跡の重なる相対位置に配設され、ラバーが、第１押圧突部と第２押圧突部との間に間隙を有して介装されるので、第１回転体と第２回転体の間でトルク負荷が発生して第１回転体と第２回転体が相対回転すると、まず弾性変形量が大きく弾性係数が小さいアークスプリングが圧縮作用を受けて弾性変形し、トルク負荷が高荷重となると、第１押圧突部と第２押圧突部がさらに間隔を狭め、間隙を有して介装されていたラバーが挟まれ、弾性変形量が小さく弾性係数の大きいラバーが圧縮作用を受けて弾性変形する。
トルク負荷が低荷重のときはアークスプリングが働き、トルク負荷が高荷重のときはラバーが働いて、トルク負荷の荷重の高低に応じて衝撃を効果的に吸収し、常に円滑な動力伝達ができる。
アークスプリングは円弧状のコイルスプリングであり、第１回転体と第２回転体の両者に跨って介装されるアークスプリングが単一であっても、弾性変形し弾性力を働かせる弾性作動角度（ストローク）を大きく設定することができ、部品点数が少なく簡単な構造の小型の衝撃吸収機構を構成することができる。
本発明の一実施の形態に係る動力伝達装置を備えた内燃機関が搭載された自動二輪車の全体側面図である。 同内燃機関の後面図である。 同内燃機関の左面図である。 図２中のIＶ−IＶ矢視による同内燃機関の部分断面図である。 図４中の要部拡大図である。 前段動力伝達装置と後段動力伝達装置を回転中心軸の軸方向に分解した斜視図である。 クランク軸の一部斜視図である。 前段動力伝達装置の要部分解斜視図である。 前段動力伝達装置の内燃機関側回転体の斜視図である。 前段動力伝達装置の内燃機関側回転体の後面図である。 前段動力伝達装置の始動兼発電機側回転体の前面図である。 図１１中のXII−XII矢視による同始動兼発電機側回転体の断面図である。 前段動力伝達装置の一部組付けた要部分解斜視図である。 内燃機関側回転体と始動兼発電機側回転体の間で切断して前方（内燃機関側回転体側）を視た前段動力伝達装置の断面図である。 内燃機関の通常運転時の低荷重のトルク負荷状態における同前段動力伝達装置の断面図である。 内燃機関の機関始動時等の高荷重のトルク負荷状態における同前段動力伝達装置の断面図である。 後段動力伝達装置の要部分解斜視図である。 後段動力伝達装置の内燃機関側回転体の前面図である。 図１８中のXIX−XIX矢視による同内燃機関側回転体の断面図である。 ラバー構造体の後面図である。 図２０中のXXI矢視によるラバー構造体を示す図である。 後段動力伝達装置の始動兼発電機側回転体の後面図である。 図２２中のXXIII−XXIII矢視による同始動兼発電機側回転体の断面図である。 後段動力伝達装置の一部組付けた要部分解斜視図である。 内燃機関側回転体と始動兼発電機側回転体の間で切断して前方（内燃機関側回転体側）を視た後段動力伝達装置の断面図である。 内燃機関の通常運転時の低荷重のトルク負荷状態における同後段動力伝達装置の断面図である。 内燃機関の機関始動時等の高荷重のトルク負荷状態における同後段動力伝達装置の断面図である。
以下、本発明に係る一実施の形態について図１ないし図２７に基づいて説明する。
図１は、本発明を適用した一実施の形態に係る動力伝達装置を備えた内燃機関が搭載された鞍乗型車両である自動二輪車１の側面図である。
なお、本明細書の説明において、前後左右の向きは、本実施の形態に係る自動二輪車１の直進方向を前方とする通常の基準に従うものとし、図面において、ＦＲは前方を，ＲＲは後方を、ＬＨは左方を、ＲＨは右方を、ＵＰは上方を、それぞれ示すものとする。
本自動二輪車１は、水平対向６気筒の水冷４ストローク内燃機関20が縦置きに搭載されている。
本自動二輪車１の車体フレーム２は、車体前部のヘッドパイプ３から後方斜め下向きに左右一対のメインフレーム４，４が延出し、メインフレーム４，４の後端にピボットフレーム５が接続され、ピボットフレーム５に前端を接続されたシートフレーム６が、前端から後方斜め上向きに延出したのち略水平に屈曲して後方に向かって配設されている。
ヘッドパイプ３に軸支されるステアリングステム８の上部に転舵用のハンドル９が取り付けられ、ステアリングステム８から斜め前下方に左右一対のフロントフォーク10，10が延び、フロントフォーク10，10の下端部に前輪11が軸支されている。
ピボットフレーム５には、スイングアーム12の前端がピボット軸13により枢支され、上下に揺動可能なスイングアーム12の後端部に後輪14が片持ち式に軸支されている。
内燃機関20は、メインフレーム４，４の下方に懸架され、内燃機関20から後方に導出される出力軸43がスイングアーム12を挿通して左右の後輪14，14の中央のギアボックス（図示せず）内に至り、内燃機関20の動力を後輪14に伝達するように構成されている。
図２は、水平対向６気筒の内燃機関20を後方から視た後面図であり、図３は、同内燃機関20の左側面図である。
内燃機関20のクランクケース21には、上半部にクランク軸30が前後方向に指向して軸支され、下半部に多段式の変速機40が収容されている。
図２を参照して、クランクケース21の上半部は、クランク軸30を収容する中央部から左右両側に左シリンダ部21Ｌと右シリンダ部21Ｒが略水平に突出して形成されている。
左シリンダ部21Ｌと右シリンダ部21Ｒには、それぞれ前後に並ぶ３つの気筒が設けられている。
左シリンダ部21Ｌの左側に左シリンダヘッド22Ｌが重ね合わされて締結され、さらに左シリンダヘッド22Ｌの左側を左シリンダヘッドカバー23Ｌが覆っている。
同様に、右シリンダ部21Ｒの右側に右シリンダヘッド22Ｒが重ね合わされて締結され、さらに右シリンダヘッド22Ｒの右側を右シリンダヘッドカバー23Ｒが覆っている。
図３を参照して、クランクケース21の前側端面には、前クランクケースカバー24が重ね合わされて締結され、クランクケース21の後側端面には、後クランクケースカバー25が重ね合わされて締結されている。
図２を参照して、クランクケース21の下半部に収容される変速機40は、クランク軸30の下方にメイン軸41が位置し、メイン軸41の右方にカウンタ軸42が位置している。
メイン軸41とカウンタ軸42は、クランク軸30と平行で前後方向に指向している。
前記出力軸43は、カウンタ軸42の斜め上方に位置している。
メイン軸41の後クランクケースカバー25を後方に貫通した後端部にはツインクラッチ45が設けられており、このツインクラッチ45をクラッチカバー26が後方から覆っている。
図２および図３を参照して、ツインクラッチ45の左斜め上方に始動兼発電機50が、後クランクケースカバー25に後方から取り付けられている。
始動兼発電機50は、内燃機関20の左シリンダ部21Ｌの後方に位置している。
図２中のIＶ−IＶ矢視による内燃機関20の部分断面図である図４を参照して、左シリンダ部21Ｌの後側の気筒のシリンダボア内を往復摺動するピストン27とクランク軸30との間をコネクティングロッド28が連結してクランク機構が構成されている。
クランク軸30は、後側のジャーナル部30ｊが左シリンダ部21Ｌの軸受壁21ｗにメタルベアリング21ｂを介して軸支され、ジャーナル部30ｊの後隣りに取付フランジ30ｆが形成されている。
図７に示されるように、取付フランジ30ｆは、径方向に膨出しており、６つの取付孔30fhが同心円上に穿孔されている。
この取付フランジ30ｆには大径ヘリカルギヤ32が６個のボルト32ｂにより固着されて強固に取り付けられる。
大径ヘリカルギヤ32は、セラシギヤであり、メインギヤ32ｍにサブギヤ32ｓが重ね合わされ、両者間にばねが介装されて連結されている。
本大径ヘリカルギヤ32は、メインギヤ32ｍとサブギヤ32ｓがともに歯スジのねじれ方向が右ねじれ（歯スジを正面から見て、歯スジが右肩上がり）であるヘリカルギヤである（図６参照）。
図４を参照して、クランク軸30には、大径ヘリカルギヤ32に隣接してプライマリドライブギヤ31がセレーション結合している。
プライマリドライブギヤ31もセラシギヤであり、メイン軸41に嵌着されたプライマリドリブンギヤ46と噛合する。
内燃機関20のクランク軸30と始動兼発電機50の入出力軸51との間には前段動力伝達装置ＴＦと後段動力伝達装置ＴＲの２段の動力伝達装置ＴＦ，ＴＲが直列に介装されている。
始動兼発電機50の入出力軸51と同軸上に、前段動力伝達装置ＴＦと後段動力伝達装置ＴＲが並んで設けられている。
本発明に係る動力伝達装置は、前段動力伝達装置ＴＦである。
図４および図５を参照して、始動兼発電機50は、ケーシング50ｃの円開口50ｈからベアリング52に軸支された入出力軸51が前方に向け突出しており、ケーシング50ｃの円開口50ｈの開口周縁から複数の軸方向視で円弧状の係合片50cfが同一円周上に入出力軸51の軸方向前方に突出して形成されている。
図５を参照して、クランクケース21の後側端面に重ね合わされる後クランクケースカバー25の左上部（図２参照）に、円筒部25ａが後方に開口して形成されており、同円筒部25ａの開口近傍の内周面が若干切削されて係合内周面25aaが形成されている。
後クランクケースカバー25の円筒部25ａの開口近傍の係合内周面25aaに、始動兼発電機50のケーシング50ｃから前方に突設された複数の軸方向視で円弧状の係合片50cfが内側に嵌入して、始動兼発電機50が後クランクケースカバー25の円筒部25ａに位置決めされて取り付けられる。
本始動兼発電機50のケーシング50ｃの軸方向視で円弧状の係合片50cfは、周方向に等角度間隔に３片設けられており、そのうちの１片が入出力軸51の前端部の直上に位置して、入出力軸51の前端部の上方を軸方向視で円弧状に覆うように、ケーシング50ｃから軸方向前方に突出して形成されている。
これにより始動兼発電機50から発せられる熱を３片の係合片50cfの間から放熱することができるとともに、直上からの雨滴が入出力軸51に直接かかることが防止され、水が入出力軸51まで浸入することを抑制することができる。
図５を参照して、後クランクケースカバー25の円筒部25ａは、後方が開口し、前方が中空円板状の若干テーパした軸受壁25ｂにより塞がれている。
軸受壁25ｂの中央に円筒軸受部25ｃが形成されている。
軸受壁25ｂの円筒軸受部25ｃにベアリング61を介して中間軸60が軸支される。
中間軸60は、円筒軸受部25ｃにベアリング61を介して軸支されるとともに、後端がクランクケース21の左シリンダ部21Ｌに形成された軸受凹部21Ｌｈにベアリング62を介して軸支され、回転自在に支持される。
前段動力伝達装置ＴＦは、軸受壁25ｂの前方で軸受壁25ｂと左シリンダ部21Ｌとの間に、中間軸60に支持されて配設され、後段動力伝達装置ＴＲは、後クランクケースカバー25の円筒部25ａの内側で、軸受壁25ｂと始動兼発電機50との間に、中間軸60と入出力軸51とに支持されて配設される。
図５とともに、前段動力伝達装置ＴＦと後段動力伝達装置ＴRを回転中心軸Ｌｃの軸方向に分解した斜視図である図６を参照して、中間軸60は、ベアリング61に支持されるジャーナル部60ｊの前にフランジ部60ｆが形成され、前端近傍にセレーション嵌合部60sfが形成され、後端にセレーション嵌合部60srが形成されている。
本発明に係る前段動力伝達装置ＴＦについて説明する。
前段動力伝達装置ＴＦにおいて、内燃機関20の動力が先に伝わる内燃機関側回転体（第１回転体）71と、始動兼発電機50の動力が先に伝わる始動兼発電機側回転体（第２回転体）72は、略同径の円盤状をなして、互いの第１対向面71ｆと第２対向面72ｆを近接して対向させて、回転可能に中間軸60に軸支される。
図８および図１０に示されるように、内燃機関側回転体71は、中心に円孔を有し、円環状の第１対向面71ｆには、弾性変形量が大きく弾性係数が小さいアークスプリング75の半分を収容する円弧形状の第１収容溝71ｕが形成されるとともに、第１収容溝71ｕと略同じ円周上に一対の同じ円弧形状の円弧状溝71ｖ，71ｖが形成されている。
内燃機関側回転体71の各円弧状溝71ｖには、円弧状溝71ｖの周方向両端の近傍に一対の内燃機関側押圧突部（第１押圧突部）71ｐ，71ｐが後方に向け突出している。
内燃機関側押圧突部71ｐは、円弧状溝71ｖ内に収まっている。
図８および図１３を参照して、各内燃機関側押圧突部71ｐには、弾性変形量が小さく弾性係数の大きいラバー76が装着される。
ラバー76は、軸方向視で扇形状をなす扁平な柱状体をなし、内燃機関側押圧突部71ｐと僅かに小さい相似形状の嵌合孔76ｈが軸方向に貫通している。
ラバー76は、嵌合孔76ｈに内燃機関側押圧突部71ｐが嵌入されるようにして、内燃機関側押圧突部71ｐに装着される。
図１３に示されるように、内燃機関側押圧突部71ｐに弾性変形量が小さく弾性係数の大きいラバー76が装着されると、ラバー76は、円弧状溝71ｖの端部に嵌合して、円弧状溝71ｖ内に完全に収容される。
円弧形状の第１収容溝71ｕには、弾性変形量が大きく弾性係数が小さいアークスプリング75の半分が収容される。
なお、円盤状をした内燃機関側回転体71は、アークスプリング75の半分を収容する円弧形状の第１収容溝71ｕの背面にアンバランス調整用の加工代71ｋ（図９で散点模様を施した部分）が設けられている。
内燃機関側回転体71は、回転中心軸Ｌｃに関して第１収容溝71ｕと反対側に一対の円弧状溝71ｖ，71ｖが形成されるので、第１収容溝71ｕ側が重いアンバランス状態となり易いので、第１収容溝71ｕの背面にアンバランス調整用の加工代71ｋを設け、切削によりアンバランス量を低減し、バランスを確保してアンバランスに起因する振動を抑制することができる。
図１１ないし図１２に示されるように、前段動力伝達装置ＴＦの円盤状をなす始動兼発電機側回転体72は、円盤部72ａの中心に円筒軸部72ｓが前方に突出して形成されている。
円筒軸部72ｓの内周面の前端部にセレーション72ssが形成され、外周面の前端近傍に外周溝72svが形成されている。
始動兼発電機側回転体72の円盤部72ａの第２対向面72ｆには、アークスプリング75の半分を収容する円弧形状の第２収容溝72ｕが形成される。
第２収容溝72ｕは、内燃機関側回転体71の第１収容溝71ｕと同じ周方向長さを有する。
また、円盤部72ａの第２対向面72ｆには、図１１を参照して、第２収容溝72ｕの周方向中央から周方向に約３等分する２箇所に、始動兼発電機側押圧突部（第２押圧突部）72ｐ，72ｐが前方に突出して形成されている。
なお、始動兼発電機側回転体72の円盤部72ａには、アークスプリング75の半分を収容する円弧形状の第２収容溝72ｕと回転中心軸Ｌｃに関して反対側の円盤部72ａの背面にアンバランス調整用の加工代72ｋ（図８，図１３で散点模様を施した部分）が設けられている。
始動兼発電機側回転体72の円盤部72ａは、第２収容溝72ｕのために回転中心軸Ｌｃに関して第２収容溝72ｕと反対側が重いアンバランス状態となり易いので、第２収容溝72ｕと反対側にアンバランス調整用の加工代72ｋを設け、切削によりアンバランス量を低減し、バランスを確保してアンバランスに起因する振動を抑制することができる。
図１３に示されるように、内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72のアークスプリング75を収容する第１収容溝71ｕと第２収容溝72ｕを対向させて、第１対向面71ｆと第２対向面72ｆを対面させると、始動兼発電機側押圧突部72ｐは、第２対向面72ｆの円弧状溝71ｖに対応する円弧状部位の周方向の中央付近から突出して形成されている。
すなわち、始動兼発電機側押圧突部72ｐは、円弧状溝71ｖの周方向両端の近傍の一対の内燃機関側押圧突部71ｐ，71ｐの間の略中央部に対応する位置にある。
したがって、アークスプリング75を収容する第１収容溝71ｕと第２収容溝72ｕを対向させて内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72を近接して組み合わせたとき、内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72に相対的なトルク荷重が発生しない状態であり、、図１４に示されるように、始動兼発電機側押圧突部72ｐは、内燃機関側回転体71の円弧状溝71ｖに挿入され、一対の内燃機関側押圧突部71ｐ，71ｐの間の略中央に位置し、内燃機関側押圧突部71ｐと始動兼発電機側押圧突部72ｐは、互いの回転軌跡の重なる相対位置に配設される。
図１４は、内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72を近接して組み合わせた状態で、内燃機関側回転体71の第１対向面71ｆと始動兼発電機側回転体72の第２対向面72ｆの間で切断して前方（内燃機関側回転体71側）を視た前段動力伝達装置ＴFの断面図であり、始動兼発電機側回転体72の第２対向面72ｆから突出した始動兼発電機側押圧突部72ｐが断面で示されている。
そして、図１４に示されるように、内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72に相対的なトルク荷重が発生しない状態で、始動兼発電機側押圧突部72ｐは一対の内燃機関側押圧突部71ｐ，71ｐに装着されたラバー76，76の間の略中央に配置されるが、正確には、始動兼発電機側押圧突部72ｐから回転方向（図１４中に矢印で示す）側の一方のラバー76までの角度θａが、始動兼発電機側押圧突部72ｐから回転方向と反対方向側の他方のラバー76までの角度θｂより小さい。
すなわち、内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72に相対的なトルク荷重が発生しない状態で、始動兼発電機側押圧突部72ｐは回転方向側の一方のラバー76寄りに偏って位置する。
図5および図６を参照して、内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72を中間軸60に軸支して組付けるには、まず内燃機関側押圧突部71ｐにラバー76が装着された内燃機関側回転体71に、小径ヘリカルギヤ33が前側から当てがわれ、内燃機関側回転体71の内周側に周方向に５つ穿孔された取付孔をそれぞれ取付ボルト34が後側から貫通して小径ヘリカルギヤ33のねじ孔に螺合して内燃機関側回転体71に小径ヘリカルギヤ33を一体に取り付ける。
小径ヘリカルギヤ33は、歯スジのねじれ方向が左ねじれであるヘリカルギヤであり、クランク軸30に固着された大径ヘリカルギヤ32と噛合する。
歯スジのねじれ方向が左ねじれとは、歯スジを正面から見て、歯スジが左肩上がりとなっているものをいう。
一体にした内燃機関側回転体71と小径ヘリカルギヤ33の中央の軸孔に、始動兼発電機側回転体72の円筒軸部72ｓを後方から貫通させて、円盤部72ａを内燃機関側回転体71に間にアークスプリング75を介在させて重ね合わせ、内燃機関側回転体71の第１対向面71ｆに始動兼発電機側回転体72の第２対向面72ｆを近接して対向させる。
内燃機関側回転体71と小径ヘリカルギヤ33は、始動兼発電機側回転体72の円筒軸部72ｓに摺動自在に軸支される。
始動兼発電機側回転体72の円筒軸部72ｓの内燃機関側回転体71より前方に突出した部分に、皿ばね35，カラー36，ストッパ37の順に前方から装着する。
すなわち、円筒軸部72ｓの外周溝72svに嵌合したストッパ37に前方への摺動を規制されたカラー36と小径ヘリカルギヤ33との間に皿ばね35が介在し、皿ばね35により小径ヘリカルギヤ33とともに内燃機関側回転体71は対向する始動兼発電機側回転体72に向けて付勢される。
なお、外周溝72svに嵌合したストッパ37には外れ防止のリテーナ38が被さり、リテーナ38はサークリップ39により移動を規制されている。
このようにして組み合わせた内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72の組立て体における始動兼発電機側回転体72の円筒軸部72ｓに、中間軸60を後方から挿入し、中間軸60のフランジ部60ｆが円筒軸部72ｓの後端に当接するまで挿入すると、円筒軸部72ｓの内周面の前端部に形成されたセレーション72ssに、中間軸60の前端近傍にセレーション嵌合部60sfがセレーション嵌合する。
したがって、始動兼発電機側回転体72と中間軸60は、一体に回転する。
図５を参照して、内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72の組立て体を軸支した中間軸60は、前端がベアリング62を介して左シリンダ部21Ｌに形成された軸受凹部21Ｌｈに軸支されるとともに、中間軸60のフランジ部60ｆより前側部分が後クランクケースカバー25の軸受壁25ｂの円筒軸受部25ｃにベアリング61を介して軸支され、内燃機関側回転体71と一体の小径ヘリカルギヤ33は、クランク軸30に固着された大径ヘリカルギヤ32と噛合する。
なお、軸受壁25ｂの円筒軸受部25ｃに前方から嵌入したベアリング61のアウタレースを、前方から押える環状の押え板63がボルト64により軸受壁25ｂに固着される。
こうして、図5に示されるように、前段動力伝達装置ＴFの内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72は、中間軸60に軸支されて組付けられる。
内燃機関側回転体71は、小径ヘリカルギヤ33と大径ヘリカルギヤ32の噛合を介して内燃機関20のクランク軸30との間で動力伝達が行われる。
始動兼発電機側回転体72と一体に回転する中間軸60は、後述する後段動力伝達装置ＴＲを介して始動兼発電機50の入出力軸51との間で動力伝達が行われる。
内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72との間には、互いに相対回転方向に付勢する１個の弾性変形量が大きく弾性係数が小さいアークスプリング75と４個の弾性変形量が小さく弾性係数の大きいラバー76が介在する。
内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72に相対的なトルク荷重が発生しない状態では、アークスプリング75を収容する内燃機関側回転体71の第１収容溝71ｕと始動兼発電機側回転体72の第２収容溝72ｕが合致して対応しており、図１４に示されるように、始動兼発電機側押圧突部72ｐは一対の内燃機関側押圧突部71ｐ，71ｐに装着されたラバー76，76の間の略中央に配置されている。
内燃機関20の通常運転時における内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72の回転速度の差が小さい低荷重のトルク負荷に対しては、図１５に示されるように、アークスプリング75が圧縮変形して、始動兼発電機側押圧突部72ｐより回転方向と反対側の内燃機関側押圧突部71ｐに装着されたラバー76が始動兼発電機側押圧突部72ｐに近づいた状態になるので、弾性変形量が大きく弾性係数が小さいアークスプリング75により小さな衝撃を吸収して円滑な動力伝達を行うことができる。
そして、急加速時における内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72の回転速度の差が大きい高荷重のトルク負荷が加わると、図１５に示される状態からアークスプリング75がさらに圧縮変形し、始動兼発電機側押圧突部72ｐより回転方向と反対側の内燃機関側押圧突部71ｐに装着されたラバー76が始動兼発電機側押圧突部72ｐに接して、該ラバー76が始動兼発電機側押圧突部72ｐと内燃機関側押圧突部71ｐにより挟圧されて、弾性変形量が小さく弾性係数が大きいラバー76が圧縮変形して、大きい衝撃を吸収することができる。
機関始動時やエンジンストール時には、中間軸60を介した始動兼発電機側回転体72と内燃機関側回転体71の回転速度の差が大きい高荷重のトルク負荷が加わり、図１６に示されるように、アークスプリング75が圧縮変形して、始動兼発電機側押圧突部72ｐが回転方向側の内燃機関側押圧突部71ｐに装着されたラバー76に近づき接し、さらにラバー76が始動兼発電機側押圧突部72ｐと内燃機関側押圧突部71ｐにより挟圧されて、弾性変形量が小さく弾性係数が大きいラバー76が圧縮変形して、大きい衝撃を吸収することができる。
次に、後段動力伝達装置ＴRについて説明する。
図５に示されるように、前段動力伝達装置ＴＦにおいて、内燃機関20の動力が先に伝わる内燃機関側回転体81と始動兼発電機50の動力が直接伝わる始動兼発電機側回転体82が、互いに対向して配置される。
内燃機関側回転体81は、中間軸60に一体に軸支され、始動兼発電機側回転体82は、始動兼発電機50の入出力軸51に一体に軸支される。
図１７ないし図１９を参照して、内燃機関側回転体81は、扁平な円筒部81ａと、円筒部81ａの前側の開口を塞ぐように形成された底壁部81ｂと、底壁部81ｂの中央から前方に突出する円筒軸部81ｓとから概ね構成される。
円筒軸部81ｓの内周面の前端部にセレーション81ssが形成されている。
円筒部81ａの内周面に沿って底壁部81ｂの底面の所定の４か所から内燃機関側押圧突部81ｐがそれぞれ前方に向け径方向に指向した板状に突出している。
互いに間隔の狭い内燃機関側押圧突部81ｐ，81ｐの回転中心軸Ｌｃに関し対称な位置に、他の２つの互いに間隔の狭い内燃機関側押圧突部81ｐ，81ｐが配設されている。
径方向に指向した板状の内燃機関側押圧突部81ｐは、回転中心軸Ｌｃ側がさらに軸方向後方に突出した突出部81ppを形成している。
突出部81ppの突出端面は、円筒部81ａの開口端面と同一面をなし、内燃機関側押圧突部81ｐは、突出部81ppと円筒部81ａとの間に凹部81ｄを形成している。
内燃機関側回転体81の互いに間隔の狭い内燃機関側押圧突部81ｐ，81ｐの間における底壁部81ｂの扇形壁面の外周部が両側の内燃機関側押圧突部81ｐ，81ｐの近傍を除き隆起してテーパ面を端面に有する隆起部81ｔが形成されている。
隆起部81ｔは、両側の内燃機関側押圧突部81ｐ，81ｐとの間に間隙がある。
内燃機関側回転体81の各内燃機関側押圧突部81ｐに、ラバー構造体85Ａとラバー構造体85Ｂのいずれかが装着され固定して支持される。
ラバー構造体85Ａとラバー構造体85Ｂは、ともに弾性変形量が大きく弾性係数が小さい軟性ラバー86と弾性変形量が小さく弾性係数の大きい硬性ラバー87を一体に形成したものであり、互いに対称な形状および構造を有するものである。
一方のラバー構造体85Ａについて、図２０および図２１に基づき説明する。
図２０は、ラバー構造体の後面図であり、図２１は図２０中のXXI矢視図である。
ラバー構造体85Ａの軟性ラバー86（図２０，図２１中で低密度の散点模様で示す）は、図２０の回転中心軸Ｌｃの軸方向視（後面図）で、周方向に離れた一対の径方向に長尺の端辺部86ａ，86ｂと、同一対の端辺部86ａ，86ｂを連結する連結帯86ｃとからなり、回転中心軸Ｌｃの軸方向視で扇形状に形成されている。
連結帯86ｃは、一対の端辺部86ａ，86ｂを回転中心軸Ｌｃに近い側を除いて径方向外側で連結している。
また、連結帯86ｃは、回転中心軸Ｌｃの軸方向厚みが一対の端辺部86ａ，86ｂより薄い（図２１参照）。
軟性ラバー86の一対の端辺部86ａ，86ｂには、回転中心軸寄りの径方向の内端に回転方向に突出する内端突部86ai，86biが形成されるとともに、径方向の外端に回転方向に突出する外端突部86ao，86boが形成されている。
ラバー構造体85Ａの硬性ラバー87（図２０，図２１中で高密度の散点模様で示す）は、回転中心軸Ｌｃの軸方向視で開きが小さい扇形状に形成されている。
硬性ラバー87は、軟性ラバー86の一対の端辺部86ａ，86ｂのうち端辺部86ｂと周方向で隣合って位置し、端辺部86ｂと硬性ラバー87の各外端近傍どうしを接続ラバー帯87ｃにより接続されている。
接続ラバー帯87ｃは、軸方向の後方に偏って端辺部86ｂと硬性ラバー87を接続している（図２１参照）。
他方のラバー構造体85Ｂは、図１７に示すように、ラバー構造体85Ａと鏡面対称に形成されたものである。
したがって、ラバー構造体85Ｂの軟性ラバー86と硬性ラバー87および各部位の符号は、ラバー構造体85Ａと同じものを用いる。
図２４に示されるように、ラバー構造体85Ａとラバー構造体85Ｂは、内燃機関側回転体81の円筒部81ａの内側に突出して形成された互いに間隔の狭い内燃機関側押圧突部81ｐ，81ｐにそれぞれ装着される。
図１７と図２４を参照して、接続ラバー帯87ｃにより接続される互いに隣合う軟性ラバー86の端辺部86ｂと硬性ラバー87とが、内燃機関側押圧突部81ｐを両側から挟み、接続ラバー帯87ｃの弾性力による挟圧を伴って、ラバー構造体85Ａとラバー構造体85Ｂが互いに間隔の狭い内燃機関側押圧突部81ｐ，81ｐにそれぞれ装着される。
したがって、図２４に示されるように、ラバー構造体85Ａとラバー構造体85Ｂが内燃機関側押圧突部81ｐ，81ｐに確実に固定されて装着される。
接続ラバー帯87ｃは内燃機関側押圧突部81ｐの突出部81ppと円筒部81ａとの間の凹部81ｄに嵌り、突出部81ppは軟性ラバー86の端辺部86ｂと硬性ラバー87とにより挟まれる。
ラバー構造体85Ａとラバー構造体85Ｂは、各硬性ラバー87，87が、互いに間隔の狭い内燃機関側押圧突部81ｐ，81ｐの内側に位置するように装着される。
硬性ラバー87は、互いに間隔の狭い内燃機関側押圧突部81ｐ，81ｐの間に隆起した隆起部81ｔと内燃機関側押圧突部81ｐとの間の間隙に嵌入する。
他方、後段動力伝達装置ＴＲの始動兼発電機側回転体82は、図２２，図２３および図２４に示されるように、円板部82ａの中央に回転中心軸Ｌｃを中心軸に円筒ボス部82ｂが形成され、円板部82ａの前面の円筒ボス部82ｂより外周部分から前方に４片の板状の始動兼発電機側押圧突部82ｐが周方向に等間隔に突出して形成されている。
円筒ボス部82ｂの内周面にはセレーション82bsが形成されている。
始動兼発電機側押圧突部82ｐは、略矩形板状をなし、回転中心軸Ｌｃに関して対称な一対の始動兼発電機側押圧突部82ｐは、外周の前端部が斜めに切り欠かれた切欠き82ptを形成している。
この始動兼発電機側押圧突部82ｐの切欠き82ptは、内燃機関側回転体81の前記隆起部81ｔに対応したもので、干渉しないように隆起部81ｔを避けた切欠きである。
図５を参照して、一方の内燃機関側回転体81は、内燃機関側押圧突部81ｐ，81ｐにラバー構造体85Ａとラバー構造体85Ｂが装着された状態で、後クランクケースカバー25の円筒軸受部25ｃにベアリング61を介して軸支された中間軸60のベアリング61より後方に突出した後側部分に、円筒軸部81ｓをセレーション嵌合する。
このとき、円筒軸部81ｓと円筒軸受部25ｃとの間にシールリング65を介装する。
そして、後方から取付ボルト66を、中間軸60の後端面に開口したねじ穴60ｈに螺合し、中間軸60のフランジ部60ｆとの間に内燃機関側回転体81の円筒軸部81ｓをベアリング61のインナレースとともにワッシャ67を介して締結して、内燃機関側回転体81を中間軸60に固定し、一体に回転するように支持する。
図５および図６を参照して、他方の始動兼発電機側回転体82は、始動兼発電機50のケーシング50ｃの円開口50ｈから突出した入出力軸51の前端部に、円筒ボス部82ｂをセレーション嵌合する。
そして前方から取付ボルト68を、入出力軸51の前端面に開口したねじ穴51ｈに螺合し、円筒ボス部82ｂを入出力軸51の前端部にワッシャ69を介して締結して、始動兼発電機側回転体82を入出力軸51に固定し、一体に回転するように支持する。
始動兼発電機50の入出力軸51に始動兼発電機側回転体82が取り付けられた状態で、始動兼発電機50を後クランクケースカバー25の円筒部25ａに取り付ける。
その際、後クランクケースカバー25の円筒部25ａの開口近傍の係合内周面25aaに、始動兼発電機50のケーシング50ｃから前方に突設された複数の係合片50cfを内側に嵌入することで、始動兼発電機50が位置決めされ、入出力軸51を中間軸60と同軸に合せることができる。
さらに、始動兼発電機50を後クランクケースカバー25の円筒部25ａに取り付けるに際して、内燃機関側回転体81に始動兼発電機側回転体82が所定の相対回転角度で組み合わせる必要がある。
すなわち、内燃機関側回転体81の互いに間隔の狭い内燃機関側押圧突部81ｐ，81ｐの内側に配置されたラバー構造体85Ａの硬性ラバー87とラバー構造体85Ｂの硬性ラバー87との間に、始動兼発電機側回転体82の切欠き82ptを有する始動兼発電機側押圧突部82ｐが挿入される相対回転角度で、内燃機関側回転体81に始動兼発電機側回転体82を組み合わせる。
図２５は、内燃機関側回転体81と始動兼発電機側回転体82を組み合わせた状態で、内燃機関側回転体81の円板部82ａと始動兼発電機側回転体72の円筒部81ａの間で切断して前方（内燃機関側回転体71側）を視た後段動力伝達装置ＴFの断面図であり、内燃機関側回転体81の円板部82ａから突出した始動兼発電機側押圧突部82ｐおよび円筒ボス部82ｂが断面で示されている。
図２５を参照して、内燃機関側回転体81の切欠き82ptを有する始動兼発電機側押圧突部82ｐは、内燃機関側回転体81の隆起部81ｔに干渉することなく、ラバー構造体85Ａの硬性ラバー87とラバー構造体85Ｂの硬性ラバー87との間に間隙を有して挿入される。
内燃機関側回転体81の切欠きを有しない始動兼発電機側押圧突部82ｐは、ラバー構造体85Ａの軟性ラバー86の端辺部86ａとラバー構造体85Ｂの軟性ラバー86の端辺部86ａとの間に間隙を有することなく挿入される。
すなわち、切欠き82ptを有しない始動兼発電機側押圧突部82ｐは、軟性ラバー86，86の端辺部86ａ，86ａに挟まれる。
こうして、内燃機関側回転体81に始動兼発電機側回転体82が組み合わされると、内燃機関側押圧突部81ｐと始動兼発電機側押圧突部82ｐは、互いの回転軌跡の重なる相対位置に配設される。
図２５は、内燃機関側回転体81と始動兼発電機側回転体82に相対的なトルク荷重が発生しない状態を示しており、切欠き82ptを有する始動兼発電機側押圧突部82ｐは、両側に間隙を有して硬性ラバー87，87の間に位置し、切欠きを有しない始動兼発電機側押圧突部82ｐは、間隙を有することなく軟性ラバー86，86の端辺部86ａ，86ａに挟まれる。
内燃機関20の通常運転時における中間軸60を介した内燃機関側回転体81と始動兼発電機側回転体82の回転速度の差が小さい低荷重のトルク負荷に対しては、図２６に示されるように、内燃機関側押圧突部81ｐがラバー構造体85Ａの軟性ラバー86を切欠きを有しない始動兼発電機側押圧突部82ｐとの間で押圧して圧縮変形し、ラバー構造体85Ｂの硬性ラバー87を切欠きを有する始動兼発電機側押圧突部82ｐに近づけた状態になるので、弾性変形量が大きく弾性係数が小さい軟性ラバー86により小さな衝撃を吸収して円滑な動力伝達を行うことができる。
そして、急加速時における内燃機関側回転体81と始動兼発電機側回転体82の回転速度の差が大きい高荷重のトルク負荷が加わると、図２６に示される状態からラバー構造体85Ａの軟性ラバー86がさらに圧縮変形し、ラバー構造体85Ｂの硬性ラバー87が切欠き82ptを有する始動兼発電機側押圧突部82ｐに接して、ラバー構造体85Ｂの硬性ラバー87が内燃機関側押圧突部81ｐと切欠きを有する始動兼発電機側押圧突部82ｐにより挟圧されて、弾性変形量が小さく弾性係数が大きい硬性ラバー87が圧縮変形して、大きい衝撃を吸収することができる。
機関始動時やエンジンストール時には、始動兼発電機側回転体82と内燃機関側回転体81の回転速度の差が大きい高荷重のトルク負荷が加わり、図２７に示されるように、切欠きを有しない始動兼発電機側押圧突部82ｐがラバー構造体85Ｂの軟性ラバー86を内燃機関側押圧突部81ｐとの間で押圧して、ラバー構造体85Ｂの軟性ラバー86を圧縮変形し、切欠き82ptを有する始動兼発電機側押圧突部82ｐがラバー構造体85Ａの硬性ラバー87に近づき接し、さらにラバー構造体85Ａの硬性ラバー87が内燃機関側押圧突部71ｐと始動兼発電機側押圧突部72ｐにより挟圧されて、弾性変形量が小さく弾性係数が大きいラバー76が圧縮変形して、大きい衝撃を吸収することができる。
以上のように、本実施の形態に係る動力伝達装置は、内燃機関20のクランク軸30と始動兼発電機50の入出力軸51との間に、前段動力伝達装置ＴＦと後段動力伝達装置ＴＲのともに衝撃吸収機能を備えた２段の動力伝達装置ＴＦ，ＴＲが中間軸60を介して直列に介装されているので、内燃機関20と始動兼発電機50との間で、トルク荷重が発生したときの衝撃を確実に吸収してより円滑な動力伝達を行うことができる。
以上、詳細に説明した本発明に係る前段動力伝達装置ＴＦの一実施の形態では、以下に記す効果を奏する。
単一のアークスプリング75が、回転中心軸Ｌｃを同軸として互いに対向して配置された内燃機関側回転体（第１回転体）71と始動兼発電機側回転体（第２回転体）72の両者に跨って互いに反対の回転方向に付勢可能に介装され、内燃機関側回転体71に突出形成された内燃機関側押圧突部（第１押圧突部）71ｐと始動兼発電機側回転体72に突出形成された始動兼発電機側押圧突部（第２押圧突部）72ｐが、互いの回転軌跡の重なる相対位置に配設され、図１４に示されるように、ラバー76が内燃機関側押圧突部71ｐと始動兼発電機側押圧突部72ｐとの間に間隙を有して介装されるので、内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72の間でトルク負荷が発生して内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72が相対回転すると、まず弾性変形量が大きく弾性係数が小さいアークスプリング75が圧縮作用を受けて弾性変形し（図１５参照）、トルク負荷が高荷重となると、第１押圧突部と第２押圧突部がさらに間隔を狭め、間隙を有して介装されていたラバー76が挟まれ、弾性変形量が小さく弾性係数の大きいラバー76が圧縮作用を受けて弾性変形する（図１６参照）。
トルク負荷が低荷重の間は、図１５に示されるように、弾性変形量が大きく弾性係数が小さいアークスプリング75が大きなストロークで衝撃を効果的に吸収する。
トルク負荷が高荷重となると、弾性変形量が小さく弾性係数の大きいラバー76が圧縮作用を受けて弾性変形をし、図１６に示されるように、大きい衝撃を効果的に吸収して円滑な動力伝達を行うことができる。
すなわち、トルク負荷が低荷重のときはアークスプリング75が働き、トルク負荷が高荷重のときはラバー75が働いて、トルク負荷の荷重の高低に応じて衝撃を効果的に吸収し、常に円滑な動力伝達ができる。
図１４に示されるように、アークスプリング75は円弧状のコイルスプリングであり、内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72の両者に跨って介装されるアークスプリング75が単一であっても、弾性変形し弾性力を働かせる弾性作動角度（ストローク）を大きく設定することができ、部品点数が少なく簡単な構造の小型の衝撃吸収機構を構成することができる。
図１３に示されるように、アークスプリング75は第１収容溝71ｕと第２収容溝72ｕにそれぞれ半体が収容されて内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72の両者に跨って介装されるので、内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72を互いに反対回転方向に付勢するアークスプリング75の圧縮構造およびアークスプリングの保持構造を、簡素で最小の部品点数で構成することができる。
図１３に示されるように、ラバー76は、内燃機関側押圧突部71ｐに嵌着されるので、特別な取付部品を使用せずにラバー76を内燃機関側押圧突部71ｐに簡単に取り付けて、内燃機関側押圧突部71ｐと始動兼発電機側72ｐの間に固定支持することができる。
内燃機関側回転体71は、第１対向面71ｆに第１収容溝71ｕが開口するとともに、第１収容溝71ｕと略同心円上に形成された円弧状溝71ｖが開口し、円弧状溝71ｖの周方向両端の近傍に一対の内燃機関側押圧突部71ｐ，71ｐが円弧状溝71ｖ内に形成され、一対の機関側押圧突部71ｐ，71ｐにそれぞれラバー76，76が嵌着され、始動兼発電機側回転体72は、第２対向面72ｆに第２収容溝72ｕが開口し、第２対向面72ｆの円弧状溝71ｖに対応する円弧状部位の周方向の中央付近から始動兼発電機側押圧突部72ｐが突出して形成されるので、内燃機関側回転体71の一対の内燃機関側押圧突部71ｐ，71ｐにそれぞれ嵌着されたラバー76，76の間に、始動兼発電機側回転体72の始動兼発電機側押圧突部72ｐが挿入され（図１４参照）、高荷重のトルク負荷時に、図１６に示されるように、始動兼発電機側押圧突部72ｐが一対の内燃機関側押圧突部71ｐ，71ｐのいずれかとの間でラバー76を挟み、弾性変形量が小さく弾性係数の大きいラバーが圧縮作用を受けて弾性変形をし、大きい衝撃を効果的に吸収して円滑な動力伝達を行うことができる。
図１３を参照して、内燃機関側押圧突部71ｐに嵌着されたラバー76は、円弧状溝71ｖ内に収容されるので、ラバー76は第１対向面71ｆより外部に突出せず、内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72の相対回転で始動兼発電機側回転体72の第２収容溝72ｕの周方向端縁がラバー76に干渉することはなく、ラバー76を損傷して耐久性を損なうことはない。
円盤状をなす内燃機関側回転体71は、回転中心軸Ｌｃに関して第１収容溝71ｕと反対側に一対の円弧状溝71ｖ，71ｖが形成されるので、第１収容溝71ｕ側が重いアンバランス状態となり易いので、図９に示されるように、第１収容溝71ｕの背面にアンバランス調整用の加工代71ｋを設け、切削によりアンバランス量を低減し、バランスを確保してアンバランスに起因する振動を抑制することができる。
また、円盤状をなす第２回転体72は、第２収容溝72ｕのために回転中心軸Ｌｃに関して第２収容溝72ｕと反対側が重いアンバランス状態となり易いので、図８および図１３に示されるように、第２収容溝72ｕと反対側にアンバランス調整用の加工代72ｋを設け、切削によりアンバランス量を低減し、バランスを確保してアンバランスに起因する振動を抑制することができる。
内燃機関20の通常運転時における内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72の回転速度の差が小さい低荷重のトルク負荷に対しては、図１５に示されるように、弾性変形量が大きく弾性係数が小さいアークスプリング75が圧縮変形して、小さな衝撃を吸収して円滑な動力伝達を行うことができる。
一方、機関始動時やエンジンストール時または急加速時における内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72の回転速度の差が大きい高荷重のトルク負荷に対しては、図１６に示されるように、アークスプリング75とともに弾性変形量が小さく弾性係数が大きいラバー76が圧縮変形して、大きい衝撃を吸収することができる。
図１４に示されるように、内燃機関側回転体と始動兼発電機側回転体に回転速度の差がない状態で、始動兼発電機側押圧突部72ｐから回転方向（図１４中に矢印で示す）側の一方のラバー76までの角度θａが、始動兼発電機側押圧突部72ｐから回転方向と反対方向側の他方のラバー76までの角度θｂより小さい。
すなわち、内燃機関側回転体71と始動兼発電機側回転体72に相対的なトルク荷重が発生しない状態で、始動兼発電機側押圧突部72ｐは回転方向側の一方のラバー76寄りに偏って位置するので、機関始動時には始動兼発電機側押圧突部72が回転方向側の一方のラバー76に早めに作用して作動ロスを小さくして早めに機関を始動することができる（図１６参照）。
また、通常走行時には、始動兼発電機側押圧突部72ｐより回転方向と反対方向側に位置する他方のラバー76に始動兼発電機側押圧突部72ｐが作用するまでにアークスプリング75の圧縮変化量が大きく、小さな衝撃を適宜吸収して円滑な動力伝達を行うことができ、歯車の噛合等における打音などを抑制することができる（図１５参照）。
図５および図６を参照して、始動兼発電機側回転体72の回転体軸部72ｓに摺動自在に軸支された小径ヘリカルギヤ33大径ヘリカルギヤ32に内燃機関側回転体71が固着され、回転体軸部72ｓにおける小径ヘリカルギヤ33に関して内燃機関側回転体71と反対側の外周に係合したストッパ36に摺動を規制されたカラー35と小径ヘリカルギヤ33との間に皿ばね35が介装されるので、内燃機関側回転体71は、皿ばね35により始動兼発電機側回転体72に向けて付勢されて、始動兼発電機側回転体72から必要以上に離れるのを規制されながら、皿ばね35に抗して小径ヘリカルギヤ33とともにスラスト方向の移動が容認されて円滑な動力伝達を可能とする。
図６に示された小径ヘリカルギヤ33と大径ヘリカルギヤ32の噛合いおよび矢印で示す回転方向を参照して、小径ヘリカルギヤ33は、歯スジのねじれ方向が左ねじれ（歯スジを正面から見て、歯スジが左肩上がり）であるので、機関始動時にはヘリカルギヤが駆動ギヤとして作動して、内燃機関側回転体71を始動兼発電機側回転体72に押し付け、ヘリカルギヤのスラスト方向への移動が規制されて、作動ロスなく動力伝達がなされ、内燃機関を速やかに始動して始動のもたつき感を抑制でき、一方、機関加速時にはヘリカルギヤが被動ギヤとして作動し、内燃機関側回転体71が始動兼発電機側回転体72から離れるスラスト方向に、皿ばねに抗して移動して衝撃が吸収される。
以上、本発明に係る一実施の形態に係る前段動力伝達装置ＴＦについて説明したが、本発明の態様は、上記実施の形態に限定されず、本発明の要旨の範囲で、多様な態様で実施されるものを含むものである。
例えば、本発明の車両は、実施形態の鞍乗型の自動二輪車１に限らず、スクータ型および３輪、４輪のバギー車等、多様な鞍乗型車両であってよく、請求項１の要件を備える車両であればよい。
１…自動二輪車、２…車体フレーム、３…ヘッドパイプ、４…メインフレーム、５…ピボットフレーム、６…シートフレーム、７…、８…ステアリングステム、９…ハンドル、10…フロントフォーク、11…前輪、12…スイングアーム、13…ピボット軸、14…後輪、
20…内燃機関、21…クランクケース、21Ｌ…左シリンダ部、21Ｒ…右シリンダ部、21Ｐ…オイルパン、21Ｗｒ…後部隔壁、21Ｗｐ…ポンプ隔壁、22Ｌ…左シリンダヘッド、22Ｒ…右シリンダヘッド、23Ｌ…左シリンダヘッドカバー、23Ｒ…右シリンダヘッドカバー、24…前クランクケースカバー、25…後クランクケースカバー、26…クラッチカバー、27…ピストン、28…コネクティングロッド、
30…クランク軸、31…プライマリドライブギヤ、32…大径ヘリカルギヤ、33…小径ヘリカルギヤ、34…取付ボルト、35…皿ばね、36…カラー、37…ストッパ、38…リテーナ、39…サークリップ、
40…変速機、41…メイン軸、42…カウンタ軸、43…出力軸、44…、45…ツインクラッチ、46…プライマリドリブンギヤ、
50…始動兼発電機、51…入出力軸、52…ベアリング、
60…中間軸、61，62…ベアリング、63…押え板、64…ボルト、65…シールリング、66…取付ボルト、67…ワッシャ、68…取付ボルト、69…ワッシャ、
ＴF…前段動力伝達装置、
71…内燃機関側回転体（第１回転体）、71ｆ…対向面、71ｕ…第１収容溝、71ｖ…円弧状溝、71ｐ…内燃機関側押圧突部（第１押圧突部）、71ｋ…加工代、
72…始動兼発電機側回転体（第２回転体）、72ａ…円盤部、72ｓ…円筒軸部、72ｆ…対向面、72ｕ…第２収容溝、72ｐ…始動兼発電機側押圧突部（第２押圧突部）、72ｋ…加工代、
75…アークスプリング、76…ラバー、
ＴR…後段動力伝達装置、
81…内燃機関側回転体、81ｐ…内燃機関側押圧突部、81ｔ…隆起部、81pp…突出部、
82…始動兼発電機側回転体、82ｐ…始動兼発電機側押圧突部、82pt…切欠き、
85Ａ，85Ｂ…ラバー構造体、86…軟性ラバー、86ａ，86ｂ…端辺部、86ｃ…連結帯、86ai，86bi…内端突、86ao，86bo…外端突部、87…硬性ラバー、87ｃ…接続ラバー帯。

Claims (10)

  1. 第１回転体(71)と第２回転体(72)が、回転中心軸(Lc)を同軸として互いに対向して回転可能に配置され、
    単一の弾性変形量が大きく弾性係数が小さいアークスプリング(75)が、前記第１回転体(71)と前記第２回転体(72)の両者に跨って互いに反対回転方向に付勢可能に介装され、
    前記第１回転体(71)に突出して形成された第１押圧突部(71p)と前記第２回転体(72)に突出して形成された第２押圧突部(72p)が、互いの回転軌跡の重なる相対位置に配設され、
    弾性変形量が小さく弾性係数の大きいラバー(76)が、前記第１押圧突部(71p)と前記第２押圧突部(72p)との間に間隙を有して介装されることを特徴とする動力伝達装置。
  2. 前記第１回転体(71)と前記第２回転体(72)には、近接して互いに対向する第１対向面(71f)と第２対向面(72f)に、それぞれ同じ円弧形状の第１収容溝(71u)と第２収容溝(72u)が形成され、
    前記アークスプリング(75)は、前記第１収容溝(71u)と前記第２収容溝(72u)にそれぞれ半体が収容されて前記第１回転体(71)と前記第２回転体(72)の両者に跨って介装されることを特徴とする請求項１記載の動力伝達装置。
  3. 前記ラバー(76)は、前記第１押圧突部(71p)と前記第２押圧突部(72p)のいずれかに嵌着されることを特徴とする請求項２記載の動力伝達装置。
  4. 前記第１回転体(71)は、
    前記第１対向面(71f)に、前記第１収容溝(71u)と略同じ円周上に円弧状溝(71v)が形成され、
    前記円弧状溝(71v)の周方向両端の近傍に一対の前記第１押圧突部(71p)が前記円弧状溝(71p)内に形成され、
    一対の前記第１押圧突部(71p)に、それぞれ前記ラバー(76)が嵌着され、
    前記第２回転体(72)は、
    前記第２対向面(72f)に、前記第２収容溝(72u)が開口し、
    前記第２対向面(72f)の前記円弧状溝(71v)に対応する円弧状部位の周方向の中央付近から前記第２押圧突部(72p)が突出して形成されることを特徴とする請求項３記載の動力伝達装置。
  5. 前記第１押圧突部(71p)に嵌着された前記ラバー(76)は、前記円弧状溝(71v)内に収容されることを特徴とする請求項４記載の動力伝達装置。
  6. 前記第１回転体(71)は、円盤状をなし、回転中心軸(Lc)に関して前記第１収容溝(71u)の一部分と反対側に一対の前記円弧状溝(71v)が形成され、
    前記アークスプリング(75)の半体が収容される前記第１収容溝(71u)の背面にアンバランス調整用の加工代(71k)が設けられ、
    前記第２回転体(72)は、円盤状をなし、
    回転中心軸(Lc)に関して前記第２収容溝(72u)と反対側にアンバランス調整用の加工代(72k)が設けられることを特徴とする請求項５記載の動力伝達装置。
  7. 前記第１回転体(71)は、内燃機関(20)のクランク軸(30)との間で互いに動力が伝達される内燃機関側回転体(71)であり、
    前記第２回転体(72)は、始動兼発電機(50)の入出力軸(51)との間で互いに動力が伝達される始動兼発電機側回転体(72)であり、
    前記第１押圧突部(71p)は、内燃機関側押圧突部(71p)であり、
    前記第２押圧突部(72p)は、始動兼発電機側押圧突部(72p)であることを特徴とする請求項５または請求項６記載の動力伝達装置。
  8. 一対の前記内燃機関側押圧突部(71p)にそれぞれ嵌着される一対の前記ラバー(76)の間に配設される前記始動兼発電機側押圧突部(72p)は、前記内燃機関側回転体(71)と前記始動兼発電機側回転体(72)に相対的なトルク荷重が発生しない状態で、前記始動兼発電機側押圧突部(72p)より回転方向側に位置する一方の前記ラバー(76)寄りに偏って位置することを特徴とする請求項７記載の動力伝達装置。
  9. 前記始動兼発電機側回転体(72)には、中心部分から回転中心軸(Lc)を中心軸として前記内燃機関側回転体(71)を貫通して突出する円筒軸部(72s)が形成され、
    前記円筒軸部(72s)には、前記内燃機関側回転体(71)に関して前記始動兼発電機側回転体(72)と反対側に、ヘリカルギヤ(33)が摺動自在に軸支され、
    前記始動兼発電機側回転体(72)に対向する前記内燃機関側回転体(71)は、前記ヘリカルギヤ(33)に固着され、
    前記円筒軸部(72s)における前記ヘリカルギヤ(33)に関して前記内燃機関側回転体(71)と反対側の外周に係合したストッパ(37)に摺動を規制されたカラー(36)と前記ヘリカルギヤ(33)との間に皿ばね(35)が介在する（介装される）ことを特徴とする請求項７または請求項８記載の動力伝達装置。
  10. 前記ヘリカルギヤ(33)は、駆動ギヤとして作動する時に、前記内燃機関側回転体(71)を前記始動兼発電機側回転体(72)に押し付ける方向にスラスト力が生じるような歯スジのねじれ方向を有することを特徴とする請求項９記載の動力伝達装置。
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