MXPA02004315A

MXPA02004315A - Mecanismo de engranaje de sistema de transmision de potencia.

Info

Publication number: MXPA02004315A
Application number: MXPA02004315A
Authority: MX
Inventors: Horita Yuji
Original assignee: Toyota Motor Co Ltd
Priority date: 1999-11-01
Filing date: 2000-10-23
Publication date: 2002-11-07
Also published as: BR0015183B1; BR0015183A; DE60009120T2; KR100457989B1; CN1387616A; CA2387798A1; CN1257351C; WO2001033105A2; ES2216971T3; JP3729006B2; DE60009120D1; EP1226375B1; US6626139B1; WO2001033105A3; EP1226375A2; KR20020059660A; JP2001193794A; CA2387798C

Abstract

La presente invencion proporciona un mecanismo de engranaje de un sistema de transmision de potencia, el cual incluye un engrane de manivela acoplado de manera operativa con un cigüenal, y un primer engranaje impulsado que esta acoplado con una primera flecha de compensacion mediante un mecanismo de amortiguacion que permite la rotacion relativa entre el engranaje impulsado y la flecha de compensacion. El mecanismo de amortiguacion incluye un amortiguador de friccion que genera fuerza de friccion cuando el primer engranaje impulsado y el contraengranaje fijado a la primera flecha de compensacion giran en relacion entre ellos, dentro de un rango de fase o angulo de rotacion previamente determinado y un tapon o tapones de caucho que se deforma(n) elasticamente para generar fuerza elastica cuando el primer engranaje impulsado y la primera flecha de compensacion giran en relacion entre ellas mas alla del angulo de rotacion previamente determinado.

Description

MECANISMO DE ENGRANAJE DE SISTEMA DE TRANSMISIÓN DE POTENCIA Campo del Invento La presente invención se refiere a un mecanismo de engranaje de un sistema de transmisión de potencia que es usado de manera favorable como un aparato balanceador de un motor de combustión interna.

Antecedentes del Invento Como es bien conocido en la técnica, en un aparato balanceador de un motor de combustión interna, se proporciona una flecha de compensación con una pesa desequilibrada que está acoplada de manera operativa con un cigüeñal por medio del mecanismo de engranaje, por lo que la fuerza de rotación del cigüeñal es transmitida a la flecha de compensación. En el aparato balanceador, la flecha de compensación gira en sincronización con el cigüeñal, por lo que la fuerza de inercia generada por el movimiento reciproco de un pistón del motor es cancelada, y la vibración del motor es reducida de manera correspondiente. Debido a que la combustión explosiva en el motor de combustión interna tiene lugar de una manera intermitente, la magnitud de la fuerza de rotación transmitida desde el cigüeñal a la flecha de compensación no es constante o fija, sino más bien siempre está fluctuando. Los inventores han confirmado que, entre los componentes de frecuencia incluidos en las fluctuaciones de la fuerza de rotación, un componente secundario de una frecuencia fundamental que es el resultado de la combustión del motor, que ocurre una vez cada dos rotaciones del cigüeñal, y un componente séxtico que es amplificado por la resonancia de torsión del cigüeñal, son relativamente grandes comparados con un componente (componente primario) de la frecuencia fundamental que es determinada de acuerdo con la velocidad de rotación del cigüeñal. El aparato balanceador recibe la fuerza de rotación incluyendo los componentes de vibración de frecuencias diferentes, tal y como se describieron anteriormente, y por lo tanto, ocurre la vibración en el mecanismo de engranaje, en particular, en una porción (s) de enganche de los engranes. Dicha vibración puede dar como resultado la generación de ruido y la reducción de la durabilidad de los engranes . Por lo tanto, se ha propuesto un aparato balanceador en donde un mecanismo de amortiguación formado, por ejemplo, por un resorte o resortes es insertado en una trayectoria de transmisión de fuerza de rotación desde el cigüeñal hasta la flecha de compensación como para amortiguar los componentes de vibración de la fuerza de rotación. Con el objeto de amortiguar de manera efectiva un componente de alta frecuencia de las fluctuaciones en la fuerza de rotación, tal como el componente séxtico de la frecuencia fundamental, utilizando un mecanismo de amortiguación, la constante de los resortes debe de ser ajustada a un valor suficientemente bajo, como para reducir la frecuencia natural de un sistema de vibración formado por el aparato balanceador. Sin embargo, si la constante del resorte es ajustada simplemente a un valor bajo, los resortes pueden ser deformados de manera excesiva en respuesta a un aumento rápido en la fuerza de rotación transmitida desde el cigüeñal, por ejemplo, por medio de la aceleración del motor. Por lo tanto, el mecanismo de amortiguación puede ser dañado debido a la deformación. Además, las características del resorte se pueden perder de manera substancial debido al llamado desgaste o similar, y por lo tanto, el mecanismo de amortiguación puede dejar de funcionar adecuadamente .

En vista de la situación anterior, ha sido propuesto un aparato balanceador en el cual el mecanismo de amortiguación proporciona características del resorte no lineales en, por ejemplo, la Publicación de Patente Japonesa todavía abierta No. 60-192145. La figura 22 muestra una estructura transversal de una parte principal de un ejemplo de un aparato balanceador. Tal y como se ilustra en la figura 22, el aparato balanceador incluye una flecha rotatoria 100 acoplada de manera operativa con una flecha de compensación (no mostrada), y un engrane generalmente cilindrico 110 que rodea la periferia exterior de la flecha rotatoria 100 y está acoplada de manera operativa con un cigüeñal (no mostrado) . La flecha rotatoria 100 tiene una pluralidad de piezas de propulsión que sobresalen radialmente 102 formadas en su periferia exterior. El engrane 110 también tiene una pluralidad de piezas de propulsión que sobresalen radialmente 112, formadas en su periferia interior para que sean localizadas entre las piezas de propulsión correspondientes 102 de la flecha rotatoria 100. Las cámaras de amortiguación 120 son formadas entre las piezas de propulsión respectivas 102 de la flecha rotatoria 100 y las piezas de propulsión correspondientes 112 del engrane 110, y un mieiftbro elástico 130 es colocado en cada cámara de amortiguación 120. Además, se forman los espacios 132 entre cada miembro elástico 130, y las piezas de propulsión correspondientes 102 y 112. En el aparato balanceador construido de este modo, las piezas de propulsión 102 y 112 y los miembros elásticos 130, forman un mecanismo de amortiguación. La operación del mecanismo de amortiguación se describirá a continuación. Conforme la flecha rotatoria 100 gira en relación con el engrane 110, se reducen los espacios 132, y las piezas de propulsión 102 y 112 entonces se apoyan en los miembros elásticos respectivos 130. Conforme la flecha rotatoria 100 gira todavía más en relación con el engrane 110, los miembros elásticos 130 son deformados elásticamente, generando de este modo, una fuerza elástica de acuerdo con la cantidad de rotación relativa. Esta fuerza elástica (más específicamente torsión basada en esta fuerza elástica) actúa contra la rotación relativa entre la flecha rotatoria 100 y el engrane 110. Haciendo referencia a la figura 23, la línea sólida indica la relación entre el ángulo ?r de la rotación relativa entre la flecha rotatoria 100 y el engrane 110 y la fuerza elástica (torsión ) T. La línea punteada de cadena doble indica la relación entre el ángulo de rotación relativo ?r y la fuerza elástica T en un ejemplo comparativo. En el ejemplo comparativo, los espacios 132 no se forman, y la frecuencia natural del sistema de vibración es reducida únicamente ajustando la constante del resorte de los miembros elásticos 130 a un valor bajo. Tal y como lo indica la línea sólida de la figura 23, cuando el ángulo de rotación relativa ?r se encuentra dentro de un rango o ángulo de fase de rotación previamente determinado (?r<?l), los miembros elásticos 130 no son deformados elásticamente por lo que la fuerza elástica T es "cero", formando de este modo, los espacios 132 entre cada pieza de propulsión 102, 112 y los miembros elásticos correspondientes 130 para proporcionar un rango de fase de rotación relativo en el cual la fuerza elástica T no es producida, la frecuencia natural del sistema de vibración formada por el aparato balanceador puede ser reducida sin reducir de manera importante la constante del resorte de los miembros elásticos 130. Cuando la flecha rotatoria 100 y el engrane 110 giran en relación de uno con el otro, más allá del ángulo de rotación previamente determinado (?r<?l), la fuerza elástica T aumenta con el ángulo de rotación relativa ?r. Comparándolo con el ejemplo comparativo, el ángulo de rotación relativa ?r está limitado a ün valor relativamente pequeño, aún cuando la fuerza elástica T se vuelva extremadamente grande (T=Tmax) , es decir, que cuando la fuerza de rotación transmitida desde el cigüeñal al aparato balanceador se convierte en extremadamente grande (Tmaxl<?max2 ) . Por lo tanto, los miembros elásticos 130 no son deformados de manera excesiva. Por lo tanto, de acuerdo con el aparato balanceador, se puede amortiguar un componente de alta frecuencia de la fluctuación en la fuerza de rotación, sin causar daño alguno o deterioro en la función del mecanismo de amortiguación cuando la fuerza de rotación del cigüeñal aumenta rápidamente, por ejemplo, al momento de la aceleración del motor. Dicho mecanismo de amortiguación que tiene características de resorte no lineal, puede reducir ciertamente la frecuencia natural del sistema de vibración formado por el aparato balanceador, y amortiguar el componente de alta frecuencia de las fluctuaciones en la fuerza de rotación, mientras que evita cualquier daño y deterioro en la función del mecanismo de amortiguación.

Sin embargo, la reducción en la frecuencia natural del sistema de vibración puede ocasionar el problema siguiente: la frecuencia natural es reducida para que sea igual a una frecuencia que esté cerca al componente de baja frecuencia, tal como el componente secundario de la frecuencia fundamental del motor, la cual está incluida en las fluctuaciones de la fuerza de rotación. Por lo tanto, la vibración resultante del fenómeno de resonancia no puede ser evitada. El problema anteriormente mencionado ocurre, no solamente en el aparato balanceador descrito anteriormente del motor de combustión interna, sino ocurre generalmente en un mecanismo de engranaje de un sistema de transmisión de potencia que transmite fuerza de rotación utilizando engranes.

Sumario del Invento La presente invención ha sido desarrollada a la luz de las situaciones anteriores. Por lo tanto, es un objeto de la presente invención proporcionar un mecanismo de engranaje de un sistema de transmisión de potencia que tenga la capacidad de evitar o reducir, de manera favorable la ocurrencia de un fenómeno de resonancia debido a los componentes de alta frecuencia y baja frecuencia.

Para lograr el objeto anterior, la presente invención proporciona por ejemplo, un mecanismo de engranaje de un sistema de transmisión de potencia que comprende un primero y segundo miembros rotatorios colocados coaxialmente entre ellos, y un mecanismo de amortiguación interpuesto entre ellos, en donde el mecanismo de amortiguación incluye un miembro de amortiguación que genera una fuerza de amortiguación para limitar la rotación, es relativa entre el primer y segundo miembro rotatorios, y al menos un miembro elástico que se deforma elásticamente, principalmente cuando un ángulo de rotación relativa entre el primer y segundo miembros de rotación excede un ángulo de rotación previamente determinado como para aplicar una fuerza elástica sobre los miembros de rotación en una dirección opuesta a la de la rotación relativa. El mecanismo de engranaje tal y como se describió anteriormente, puede ser aplicado a una construcción que comprende un primer engrane acoplado de manera operativa con una primera flecha giratoria y enganchándolo con un segundo engrane proporcionado en una segunda flecha rotatoria, en donde el segundo engrane forma uno de los miembros de rotación, y la flecha rotatoria secundaria forma el otro miembro de rotación .

Con el mecanismo de engranaje construido de la manera descrita anteriormente, la fuerza elástica del miembro elástico es generada principalmente cuando los dos miembros de rotación colocados coaxialmente (el segundo engrane y la segunda flecha de rotación en la aplicación anterior) giran en relación de uno del otro más allá de un ángulo de rotación previamente determinado. Por lo tanto, la frecuencia natural de un sistema de vibración que incluye el mecanismo de engranaje puede ser reducida sin una reducción importante en la constante del resorte del miembro elástico. Como resultado, el componente de alta frecuencia de las fluctuaciones de la fuerza de rotación puede ser amortiguado mientras que se evita cualquier daño o degradación en la función del mecanismo de amortiguación. Cuando los dos miembros rotatorios colocados coaxialmente giran en relación uno con el otro dentro de un rango o ángulo de fase de rotación previamente determinado, por otra parte, el miembro de amortiguación genera fuerza de amortiguación para limitar la rotación relativa entre los miembros de rotación. Por lo tanto, la capacidad de amortiguación del mecanismo de amortiguación puede ser aumentada, y un componente de baja frecuencia de las fluctuaciones en la fuerzas de rotación también puede ser amortiguado. Por lo tanto, aún cuando la fuerza de rotación que incluye componentes, tanto de baja frecuencia como de alta frecuencia es transmitido al mecanismo de engranaje construido de acuerdo con la presente invención, la ocurrencia de un fenómeno de resonancia debido a los componentes de baja frecuencia y alta frecuencia, puede ser evitado de manera ventajosa, sin causar daño o degradación alguna en la función del mecanismo de amortiguación. En una forma preferida de la presente invención, el miembro de amortiguación comprende un miembro de amortiguación de fricción que está localizado entre los dos miembros de rotación, con el fin de generar la fuerza de amortiguación en la forma de una fuerza de fricción que se origina debido a la rotación relativa entre los dos miembros en rotación. Con el mecanismo de engranaje construido, tal y como se describió anteriormente, la fuerza de amortiguación no cambia de manera importante con un cambio en la velocidad, en la cual giran los dos miembros rotatorios en relación uno con el otro, y puede ser sostenida de una manera substancialmente constante. Por lo tanto, la capacidad de amortiguación, en particular, un componente de baja de frecuencia de las fluctuaciones de la fuerza de rotación puede ser mejorado comparado con una estructura que utiliza el denominado amortiguador de aceite o similar como miembro de amortiguación. Como resultado, la ocurrencia de un fenómeno de resonancia debido al componente de baja frecuencia puede ser eliminado o evitado de una manera ventajosa adicional. En una forma preferida adicional de la presente invención, cada uno de los al menos un miembro elástico, comprende una porción principal de deformación adaptada en un lado de aceleración del miembro elástico que se deforma de manera elástica, principalmente cuando los dos miembros de rotación giran en relación uno con el otro más allá del ángulo de rotación previamente determinado conforme aumenta la fuerza de rotación es transmitida entre los dos miembros de rotación y se mantiene substancíalmente constante, y una porción de subdeformación adaptada a un lado de desaceleración del miembro elástico que deforma elásticamente, principalmente cuando los dos miembros de rotación giran en relación uno con el otro más allá del eje de rotación previamente determinado como la fuerza de rotación transmitida entre los dos conforme disminuye la fuerza de rotación transmitida, entre los dos miembros de rotación, teniendo la porción elástica del lado de aceleración, un limite mayor para la deformación elástica del mismo que el de la porción elástica del sitio del lado de desaceleración. Con la estructura de engranaje construida tal y como se describió anteriormente, la porción elástica del lado de aceleración se deforma de manera elástica, cuando los dos miembros de rotación giran en relación uno con el otro, más allá del ángulo de rotación previamente determinado, no solamente en el caso en donde la fuerza de rotación aumenta, sino también en el caso en donde la fuerza de rotación es mantenida substancialmente constante. De este modo, la porción elástica del lado de aceleración funciona para transmitir la fuerza de rotación entre los dos miembros de rotación. Por lo tanto, la porción elástica del lado de aceleración es sometida más frecuentemente a la deformación elástica que la porción elástica del lado de desaceleración. En vista de lo anterior, el mecanismo de amortiguación de la invención puede ser construido de modo que la porción principal de deformación tenga un limite más grande para la deformación elástica de la misma, que la de la porción de subdeformación . Por lo tanto, se permite que la porción principal de deformación se deforme elásticamente hasta un punto mayor, asegurando de este modo, una durabilidad mejorada del miembro elástico. En la forma preferida anterior de la invención, la porción de deformación principal y la porción de subderformación pueden ser formadas de un material de hule, y la porción de deformación principal puede tener una porción deformable elásticamente cuyo volumen sea mayor que el de una porción deformable elásticamente de la porción de subdeformación . Al menos uno de los dos miembros rotatorios puede comprender un engrane que se engancha con un contraengranaje. En el mecanismo de engranaje de la presente invención, al menos uno de los engranes y el contraengranaje pueden ser un engrane de resina cuyos dientes comprenden un material de resina. En la estructura anterior, se absorbe el impacto que actúa sobre la porción de engranaje entre los engranes que se enganchan, y por lo tanto, puede ser reducido el ruido del enganche de los engranes. Además, las fluctuaciones en la fuerza de rotación transmitida entre los engranes, en particular, su componente de alta frecuencia puede ser amortiguado de una manera provechosa. También, en el caso en donde el otro de los engranes que se engancha con el engrane de resina, es un engrane de metal, y puede ser reducido el ruido del enganche del engrane, aún sí la exactitud del trabajo de la superficie del diente del engrane de metal es relativamente baja. Esto hace posible eliminar algunos pasos del proceso, tales como el de rasurado y pulido de la superficie del diente del engrane de metal, y el control del contragolpe mediante la selección y ajuste de una laminillas generalmente usadas para formar los engranes de metal. Además, debido a que los engranes de resina son enganchados respectivamente con los engranes de metal en el mecanismo de engranaje, se pueden evitar las desventajas, tales como la adhesión térmica entre los engranes. En el mecanismo de engranaje anteriormente descrito, uno de los engranes que se engancha puede ser un engrane de resina, cuyos dientes son formados de un material de resina, mientras que el otro de los engranes que se engancha, puede ser un engrane de metal cuyos dientes son formados de un metal, y el engrane de resina puede tener un ancho de dientes que sea mayor que el del engrane de metal .

En el caso en donde el engrane de resina y el engrane de metal se enganchan uno con el otro, las posiciones respectivas de los dientes de los engranes pueden ser desplazadas una de la otra, en la dirección del ancho de los dientes de los engranes debido a un error en el montaje de los engranes, la vibración durante la rotación y similares. En dicho caso, solamente una porción local de la superficie del diente del engrane de resina se apoya en la superficie del diente del engrane de metal dando como resultado el denominado apoyo local. Como el engrane de resina es generalmente, menos resistente al desgaste y menos durable que el engrane de metal, el engrane de resina se puede desgastar adicionalmente, y/o ser dañado como resultado del apoyo local. En vista del punto anterior, el mecanismo de engranaje de la presente invención puede ser construido de modo que el engrane de resina tenga un ancho de diente que sea mayor que el del engrane de metal. Por lo tanto, aún cuando las posiciones respectivas del diente de los engranes sean desplazadas una de la otra, el desplazamiento es cubierto, y evitado el apoyo de las porciones locales de los engranes de resina y metal. Como resultado, el desgaste y el daño posible de otro modo del engrane de resina resultante del desplazamiento puede ser eliminado o evitado. En el mecanismo de engranaje descrito anteriormente, por lo menos un miembro elástico puede estar provisto en uno de los dos miembros rotatorios, y por lo menos, un miembro de apoyo puede estar provisto en el otro de los dos miembros rotatorios, apoyándose cada uno de los miembros de apoyo sobre el miembro elástico correspondiente para causar la deformación elástica del mismo, cuando los dos miembros rotatorios giran en relación entre ellos más allá del ángulo de rotación previamente determinado. En esta adaptación, la fuerza de cada miembro de apoyo medida al momento de la rotura del miembro de apoyo debido a la fuerza elástica del miembro elástico correspondiente que actúa en el mismo puede ser ajustada, para que sea menor que la fuerza de las porciones dentadas de uno de los engranes que se enganchan que es formado como el engrane de resina. En el caso en donde por lo menos uno de los engranes es un engrane de resina, la porción dentada del engrane de resina se puede romper cuando recibe una fuerza de rotación excesiva, ya que la resistencia del engrane de resina es inferior a la resistencia del engrane de metal. Esto puede dar como resultado un problema, tal como una picadura de los engranes. En este aspecto, el mecanismo de engranaje de la invención puede ser construido de modo que el miembro de apoyo se rompa antes de la rotura de la porción dentada del engrane de resina, por lo que la fuerza de acoplamiento mecánico entre los dos miembros rotatorios es reducida de manera rápida. Con esta adaptación, la rotura de la porción dentada del engrane de resina al recibir una fuerza de rotación excesiva es evitada, y por lo tanto, se pueden evitar por anticipado los problemas tales como la picadura de los engranes . En otra forma preferida de la presente invención, el mecanismo de amortiguación comprende una pluralidad de miembros elásticos, tales como los indicados anteriormente, y al menos un miembro elástico y cada uno de los cuales está provisto en uno de los dos miembros rotatorios, y está provista una pluralidad de miembros de apoyo que corresponden a los miembros elásticos respectivos en el otro de los dos miembros rotatorios, para apoyarse sobre los miembros elásticos correspondientes para ocasionar la deformación elástica de los mismos, cuando los dos miembros rotatorios giran en relación entre ellos más allá de un ángulo de rotación previamente determinado. Adßaáí,-. los miembros elásticos están localizados con respecto a uno de los dos miembros rotatorios, de modo que se forman ángulos de rotación relativa diferentes entre los dos miembros rotatorios cuando los miembros elásticos respectivos, se apoyan sucesivamente sobre los miembros de apoyo correspondientes. Con la adaptación anterior, los miembros elásticos en su totalidad exhiben una característica todavía más lineal, cuando los dos miembros rotatorios giran en relación entre ellos. Por lo tanto, la secuencia natural del sistema de vibración incluyendo el mecanismo de engranaje es dispersada o diversificada en una pluralidad de frecuencias, por lo que la capacidad de amortiguamiento del mecanismo de amortiguación es mejorada de una manera adicional. Como resultado, se puede eliminar la ocurrencia del fenómeno de resonancia de una manera adicional. En una forma preferida adicional de la invención, el mecanismo de amortiguación, comprende una pluralidad de miembros elásticos, estando provisto cada uno de ellos en uno de los miembros rotatorios, y una pluralidad de miembros de apoyo correspondientes a los miembros elásticos respectivos, provisto cada uno de ellos en el otro de los miembros rotatorios para apoyarse en los miembros elásticos correspondientes para originar la deformación elástica del mismo cuando los miembros rotatorios giran en relación uno con el otro, más allá de un ángulo de rotación relativa previamente determinado, en donde los miembros elásticos y los miembros de apoyo están localizados con respecto a los miembros rotatorios, de modo que los miembros elásticos y los miembros de apoyo están separados entre ellos en intervalos iguales en una dirección de rotación de los miembros de rotación, y en donde el número de dientes del engrane que están siendo acoplados por el mecanismo de engranaje, es ajustado a un múltiplo integral del número de miembros elásticos . De este modo, se puede lograr un grado mejorado de libertad con el cual son montados los engranes. En una forma adicional preferida de la invención, el ángulo de rotación relativa, previamente determinado, definido por la suma de los ángulos por los cuales está separado cada miembro de apoyo de las caras del extremo correspondientes de por lo menos un miembro elástico anteriormente indicado, cuya cara está orientada hacia el miembro de apoyo, como se aprecia en la dirección de rotación de los miembros de apoyo.

La presente invención puede ser aplicada a un motor de combustión interna que comprende un cigüeñal, por lo menos una flecha de compensación y un mecanismo de engranaje de acuerdo con la invención, en donde al menos una flecha de compensación es impulsada por una porción de rotación del cigüeñal. En una forma preferida adicional de la invención, el mecanismo de engranaje está adaptado en la primera flecha de compensación y comprende un engranaje impulsado que está siendo colocado en la primera flecha de compensación y que puede girar en relación a la misma, y en donde el engranaje impulsado, es impulsado por un engrane de manivela que está siendo asegurado de manera fija sobre el cigüeñal. Todavía en una forma preferida adicional de la invención, el mecanismo de engranaje está adaptado en la flecha de la manivela y comprende un engrane de manivela que está siendo colocado sobre el cig eñal y que puede girar en relación con el mismo, y en donde el engrane de manivela impulsa un engrane impulsado que está siendo asegurado de manera fija sobre la primera flecha de compensación. El motor de combustión interna puede comprender una segunda flecha de compensación que es conectada de manera operativa con la primera flecha de compensación . En una forma adicional de la invención, la segunda flecha de compensación puede ser impulsada por el cigüeñal por medio del engrane de manivela, siendo colocado un engrane intermedio en una flecha intermedia y enganchándolo con el engrane de manivela, estando colocado el engrane impulsado en la segunda flecha de compensación y rotatorio en relación a la misma y enganchándolo con el engrane intermedio, y un mecanismo de engranaje adicional que lo conecta entre el engranaje impulsado, y la segunda flecha de compensación .

Breve Descripción de los Dibujos La figura 1 es una vista lateral que muestra esquemáticamente la construcción de un mecanismo de engranaje de acuerdo con la primera modalidad de la presente invención, cuyo mecanismo de engranaje es empleado en un aparato balanceador de un motor de combustión interna. La figura 2 es una vista en perspectiva que muestra la relación de enganche de los engranes en el mecanismo de engranaje de la primera modalidad de la presente invención.

La figura 3 es una vista transversal que muestra la construcción de un mecanismo de amortiguación del mecanismo de engranaje de la primera modalidad. La figura 4 es una vista transversal tomada a lo largo de la línea 4-4 de la figura 3. La figura 5 es un diagrama esquemático que muestra el enganche de los engranes uno con el otro en el mecanismo de engranaje de la primera modalidad. La figura 6 es un diagrama que modela el mecanismo de engranaje de la primera modalidad. La figura 7 es una gráfica que muestra una característica de las fluctuaciones en la aceleración angular de una flecha de compensación en relación con la velocidad de revolución del motor de combustión interna. La figura 8 es una gráfica que muestra una característica de las fluctuaciones en la velocidad angular de una flecha de compensación en relación con la velocidad de revolución del motor de combustión interna. La figura 9 es una gráfica que muestra una característica de las fluctuaciones en la velocidad angular de una flecha de compensación en relación con la velocidad de revolución del motor de combustión interna.

La figura 10 es una vista transversal que mu stra la construcción de un mecanismo de amortiguación en un mecanismo de engranaje de acuerdo con la segunda modalidad de la presente invención. Las figuras HA, 11B y 11C son diagramas esquemáticos que ilustran el enganche o condiciones de engranaje de un engrane de resina y un engrane de metal . La figura 12 es una gráfica que muestra la relación entre la proporción del ancho del diente del engrane de resma al ancho del diente del engrane de metal, y la fuerza de una porción dentada del engrane de resina. Las figuras 13A y 13B son diagramas que ilustran la manera de medir la fuerza de la porción dentada del engrane de resina y la manera de medir la fuerza de rotura de cada proyección proporcionada en el engrane de resina, respectivamente. La figura 14 es una vista transversal que muestra la construcción de un mecanismo de amortiguación en un mecanismo de engranaje de acuerdo con la quinta modalidad de la presente invención. La figura 15 es una vista transversal que muestra la construcción de un mecanismo de amortiguación en un mecanismo de engranaje de acuerdo con la sexta modalidad de la presente invención; La figura 16 es una vista transversal tomada a lo largo de la línea 16-16 de la figura 15. La figura 17 es una vista transversal que muestra la construcción de un mecanismo de amortiguación en un ejemplo modificado del mecanismo de engranaje de la sexta modalidad. La figura 18 es una vista transversal que muestra la construcción de un mecanismo de amortiguación en un ejemplo modificado de los mecanismos de engranaje de las modalidades de la primera a la quinta. Las figuras 19A y 19B son diagramas esquemáticos útiles para explicar una condición de enganche de los dientes del engrane de resina con los dientes del engrane de metal . La figura 20 es un diagrama esquemático que muestra un mecanismo de engranaje, en el cual los engranes se enganchan uno con el otro de acuerdo con otra modalidad de la presente invención; La figura 21 es un diagrama esquemático que muestra un mecanismo de engranaje, en el cual los engranes se enganchan uno con el otro de acuerdo todavía con otra modalidad de la presente invención; La figura 22 es una vista transversal que muestra la construcción de un mecanismo de amortiguación en un mecanismo de engranaje convencional; La figura 23 es una gráfica que muestra la relación entre la cantidad de rotación relativa de los engranes y la fuerza elástica resultante generada en un mecanismo de amortiguación; La figura 24 es una vista transversal que muestra un mecanismo de amortiguación de un mecanismo de engranaje como un ejemplo modificado de la primera modalidad de la presente invención; y La figura 25 es un diagrama que modela el mecanismo de engranaje del ejemplo modificado de la figura 24.

Descripción Detallada del Invento Primera Modalidad La primera modalidad de la presente invención se describirá con referencia a las figuras del 1 al 9. En la primera modalidad, un mecanismo de engranaje construido de acuerdo con la presente invención, es empleado como un aparato balanceador de un motor de combustión interna de cuatro cilindros en línea. Primero, el aparato balanceador que emplea el mecanismo de engranaje de la presente invención se describirá de manera breve haciendo referencia a las figuras 1 y 2. La figura 1 es una vista esquemática que muestra la estructura del aparato balanceador, tal y como se ve desde un lado del mismo, y la figura 2 es una vista esquemática que muestra la adaptación del engranaje del aparato balanceador. Como se ilustra en estas figuras, el aparato balanceador incluye un cigüeñal 20 en la forma de una flecha de salida del motor que es soportada por un bloque de cilindro 11, y una caja del cigüeñal 12 (mostrada en la figura 1) del motor, y una primera y segunda flechas de compensación 30 y 40 colocadas debajo del cigüeñal en paralelo con el mismo. Cada una de las flechas de compensación 30, 40 es apoyada por un primero y segundo cojinetes radiales 15 y 16 formados por la caja del cigüeñal 12 y un alojamiento. Sin embargo, deberá observarse que solamente los cojinetes radiales 15 y 16 que soportan la primera flecha de compensación 30 están ilustrados en la figura 1, y que los cojinetes radiales 15 y 16 para la primera y segunda flechas de compensación 30, 40 no están ilustrados en la figura 2. Un par de pesas desequilibradas 33, 43 son montadas en cada flecha de compensación 30, 40, de modo que el segundo cojinete radial correspondiente 16 es interpuesto entre las pesas 33, 43. Un par de pesas de compensación 22 por cilindro, es decir ocho pesas de compensación 22 en total, son montadas en el cigüeñal 20. Además, el engrane de manivela 21 que gira como una unidad con el cigüeñal 20 es montado sobre el cigüeñal 20 en una posición adyacente a la flecha de compensación media 22a como una de las pesas de compensación 22. La primera flecha de compensación 30 está provista con el primer engranaje impulsado 31. El primer engranaje impulsado 31 se engancha con el engrane de manivela 21, y gira en relación con la primera flecha de compensación 30. El primer engranaje impulsado 31 tiene un diámetro que es igual al radio del engrane de manivela 21. Además, la primera flecha de compensación 30 está provista con un contraengranaje 32 localizado adyacente al primer cojinete radial 15. El contraengranaje 32, es encajado a presión en la primera flecha de compensación 30, y está acoplado para que sea giratorio junto con la primera flecha de compensación 30. El primer engranaje impulsado 31 está acoplado operativamente con el contraengranaje 32 por medio de un mecanismo de amortiguación 50 que permite la rotación relativa entre los engranes 31, 32. Como se ilustra en la figura 2, la segunda flecha de compensación 40 está provista con un segundo engranaje impulsado 41 localizado adyacente al primer cojinete radial 15 (no mostrado en la figura 2) . El segundo engranaje impulsado 41 se engancha con el contraengranaje 32, y está acoplado para poder girar juntos con la segunda flecha de compensación 40. En los extremos respectivos de las flechas de compensación 30 y 40, están colocados cojinetes de empuje 35 y 45 para limitar el movimiento axial de las flechas de compensación respectivas 30 y 40, adyacentes al primer cojinete radial respectivo 15. Cada cojinete de empuje 35, 45 tiene un receso 35a, 45a formado en su porción localizada opuesta al centro de gravedad de las pesas desequilbradas 33, 43 (es decir, el lado inferior de la figura) con respecto al eje central de la flecha de compensación correspondiente 30, 40. De un modo similar, cada contraengranaje 32 del segundo engranaje impulsado 41 tiene un receso 32a, 41a formado en su porción localizada opuesta al centro de gravedad de las pesas desequilibradas 33, 43 (por ejemplo, el lado interior de la figura 2), con respecto al eje central de la flecha de compensación correspondiente 30, 40. Con los recesos 32a, 35a, 41a y 45a formados de esta manera, los centros de gravedad respectivos del contraengranaje 32, el segundo engranaje impulsado 41 y los cojinetes de empuje 35 y 45 son cambiados o se compensan para que estén del mismo lado que los centros de gravedad de las pesas desequilibradas 33 y 43. Por consiguiente, el contraengranaje 32, el segundo engranaje impulsado 41 y los cojinetes de empuje 35 y 45 realizan, substancialmente la misma función que las pesas desequilibradas 33 y 43, cuando giran juntos con las flechas de compensación 30 y 40. Como resultado, el tamaño y peso de las pesas desequilibradas 33 y 43 puede ser reducido por las cantidades correspondientes al volumen de los recesos 32a, 35a, 41a y 45a. Además, tal y como se describió anteriormente, los centros de gravedad respectivos del contraengranaje 32, el segundo engranaje impulsado 41 y los cojinetes de empuje 35 y 45 son compensados desde los ejes centrales respectivos de las flechas de compensación 30 y 40. Por lo tanto, conforme giran los elementos 32, 35, 41 y 45, las flechas de compensación 30 y 40 son sometidas a una fuerza centrífuga alrededor de los ejes centrales respectivos de las flechas de compensación 30 y 40, y sus porciones 30a y 40a apoyadas por el primer cojinete radial correspondiente 15. Por consiguiente, las flechas de compensación 30 y 40 giran con sus porciones soportadas 30a y 40a siendo comprimidas por la fuerza centrífuga contra las superficies circunferenciales interiores respectivas del primer cojinete radial 15. Como resultado, puede ser eliminada una vibración no uniforme o irregular de las porciones soportadas 30a y 40a, que ocurriría de otro modo, cuando giran las flechas de compensación 30 y 40, por lo que puede ser reducido el ruido del contacto que sería generado entre cada una de las porciones 30a y 40a, y la superficie interior del primer cojinete radial correspondiente 15. La figura 5 muestra esquemáticamente la relación entre los engranes y las flechas. Con el aparato balanceador del motor construido de la manera anterior, la fuerza de rotación es transmitida desde el cigüeñal 20 a la primera flecha de compensación 30, a través del engrane de manivela 21, el primer engranaje impulsado 31, el mecanismo de amortiguación 50 y el contraengranaje 32, y es transmitida adicionalmente desde el contraengranaje 32 a la segunda flecha de compensación 40 a través del segando engranaje impulsado 41. En la figura 5, los caracteres de referencia "ml", "m2" y "m3", indican los ejes centrales del cigüeñal 20, la primera flecha de compensación 30 y la segunda flecha de compensación 40, respectivamente. En lo sucesivo, se describirá la estructura del mecanismo de amortiguación 50 haciendo referencia a las figuras 3 y 4, mostrando cada una de ellas, una sección transversal del mecanismo de amortiguación 50 montado en la primera flecha de compensación 30. Más específicamente, la figura 3 es una vista transversal tomada a lo largo de la línea 3-3 de la figura 4, y la figura 4 es una sección transversal tomada a lo largo de la línea 4-4 de la figura 3. Tal y como se ilustra en la figura 4, el primer engranaje impulsado 31 incluye una porción anular radialmente interior 31a que es colocada coaxialmente con la primera flecha de compensación 30 como para que pueda girar en relación con la primera flecha de compensación 30, y una porción radialmente exterior 31b que es colocada en la periferia exterior de la porción radialmente interior 31a como para que pueda girar junto con la porción radialmente interior 31a. La porción radialmente exterior 31b tiene los dientes 31c formados en su periferia exterior. Los dientes 31c de la porción radialmente exterior 31b se enganchan con los dientes (no mostrados) formados en la periferia exterior del engrane de manivela 21. Se debe observar que en la presente modalidad, los dientes 31c de la porción radialmente exterior 31b tienen los mismos anchos de dientes que los dientes del engrane de manivela 21. Además, el contraengranaje 32 tiene el mismo ancho de dientes que el segundo engranaje impulsado 41 que se engancha con el contraengranaje 32. La porción radialmente interior 31a del primer engranaje impulsado 31 es formada de un metal tal como hierro, mientras que su porción radialmente exterior 31b es formada de un material de resina que consiste de una resina de termoajuste, tal como una poliamino amida o fenol, que está reforzada por un material de fibra aramid. De un modo similar, por lo menos los dientes del segundo engranaje impulsado 41, son formados del material de resina que se describió anteriormente. El engrane de manivela 21 y el contraengranaje 32 ambos son formados de un metal, tal como hierro. Tal y como se ilustra en la figura 5, estos engranes 21, 31, 32 y 41 son engranes helicoidales formados con dientes helicoidales.

La porción radialmente interior 31a del primer engranaje impulsado 31 tiene un receso 53 formado en el lado opuesto que se encuentra orientado hacia el contraengranaje 32. El receso 53 es formado alrededor del eje central de la primera flecha de compensación 30 de modo que la porción interior 31a que define radialmente el receso 53 tiene un diámetro interior que es mayor que el diámetro exterior de la primera flecha de compensación 30. Estando el primer engranaje impulsado 31 encajado con la primera flecha de compensación 30, por lo tanto, se forma un espacio anular entre la superficie circunferencial exterior de la primera flecha de compensación 30, y la superficie interior circunferencial de la porción radialmente interior 31a (o la pared interior del receso 53) . Un par de amortiguadores anulares de fricción 54 que sirven como miembros de amortiguación están colocados en el espacio anular. Cada uno de los amortiguadores de fricción 54 incluye una porción elástica 54a formada de un material elástico, tal como un material de hule, y una porción de deslizamiento 54b formada de un metal y que se apoya en la superficie de la pared interior de la superficie 53. El primer engranaje impulsado 31 siempre es inclinado hacia fuera en la dirección radial sobre la circunferencia completa del primer eje de compensación 30, debido a la fuerza elástica generada por las fuerzas elásticas 54a de los amortiguadores de fricción 54. Por consiguiente, cuando el primer engranaje impulsado 31 gira en relación con el contraengranaje 32, es decir, cuando el primer engranaje impulsado 31 gira en relación con la primera flecha de compensación 30, la fuerza de fricción correspondiente a la magnitud de la fuerza de inclinación es generada entre las porciones de deslizamiento 54b y la superficie interior de la pared del receso 53. La fuerza de fricción sirve como una fuerza de amortiguación que actúa contra la rotación relativa entre el primer engranaje impulsado 31 y el contraengranaje 32. El engrane de manivela 21 y el primer engranaje impulsado 31 son formados en la forma de engranes helicoidales. Por lo tanto, el primer engranaje impulsado 31 puede moverse ligeramente en la dirección axial de la primera flecha de compensación 30, aún estando el engrane de manivela 21 y el primer engranaje impulsado 31 encajados el uno con el otro; el primer engranaje impulsado 31 puede vibrar en la dirección axial de la primera flecha de compensación 30 debido a las fluctuaciones en la fuerza de rotación o una fuerza similar, y se puede poner en contacto repetidamente con la primera flecha de compensación 30, generando posiblemente ruido. La fuerza de fricción de los amortiguadores de fricción 54 actúa también como una fuerza de amortiguación para amortiguar la vibración del primer engranaje impulsado 31. El contraengranaje 32 tiene un receso anular 51 formado en el lado orientado hacia el primer engranaje impulsado 31. El receso 51 formado alrededor del eje central de la primera flecha de compensación 30 como para rodear la periferia exterior de la primera flecha de compensación 30. Una pluralidad de proyecciones de enganche 52 (en este ejemplo, cuatro proyecciones de enganche como se ilustran en la figura 3) que se proyectan hacia el primer engranaje impulsado 31 son formadas en la superficie exterior del fondo 51a del receso 51 en intervalos angulares iguales alrededor del eje central del primer eje de compensación 30. Estas proyecciones de enganche 52 tienen una forma generalmente rectangular transversal. Además, se forma un par de agujeros de enganche 57 en la superficie interior del fondo 51a del receso 51 en las posiciones que se interponen entre ellas cada una de las proyecciones de enganche 52.

Además, una pluralidad de tapones de caucho 55 (cuatro tapones de caucho en este ejemplo) que se enganchan con las proyecciones de enganche respectivas 52, y los agujeros de enganche 57, se proporcionan én el receso 51 en intervalos angulares iguales alrededor del eje central de la primera flecha de compensación 30. Estos tapones de caucho 55 generalmente tienen una forma trapezoidal en su sección transversal. Cada tapón de caucho 55 tiene un receso de enganche 55c que se engancha con la proyección de enganche correspondiente 52, y las piezas de enganche 55d que se enganchan con el par de agujeros de enganche 57 correspondientes. Cada enganche entre las proyecciones de enganche 52 y los recesos de enganche 55c y el enganche entre las piezas de enganche 55d en los agujeros de enganche 57, limitan el movimiento de los tapones de caucho 55 en la dirección circunferencial dentro del receso 51. En la modalidad actual, las porciones de cada tapón de caucho 55 están localizadas en ambos lados de las proyecciones de enganche 52 correspondientes, mientras que los tapones de caucho 55 están enganchados con las proyecciones de enganche 52 y tienen la misma longitud o dimensión en la dirección circunferencial. Además, la constante de resorte de cada tapón de caucho 55 es ajustada o controlada, para no causar una deformación excesiva que conduzca al daño aún cuando se aplique una fuerza de rotación máxima desde en cigüeñal 20 al aparato balanceador . La porción radialmente interior 31a del primer engranaje impulsado 31 tiene una pluralidad de proyecciones 56 (cuatro proyecciones en este ejemplo) formadas en el lado orientado hacia el contraengranaje 32. Estas proyecciones 56 se proyectan hacia el contraengranaje 32 y están provistas en intervalos angulares iguales alrededor del eje central de la primera flecha de compensación 30. Más específicamente, cada proyección 56 está separada de los extremos opuestos de los dos tapones de caucho 55 por ángulos previamente determinados ?l y T2, respectivamente. Aunque los ángulos Tl y T2 previamente determinados varían conforme el primer engranaje impulsado 31 y el contraengranaje 32 giran en relación uno con el otro, la suma de (?l + T2) estos ángulos es un valor fijo ?max (?max = ?l + T2) . Por consiguiente, el primer engranaje impulsado 31 y el contraengranaje 32 pueden girar en relación de uno con el otro, dentro de un ángulo de rotación previamente determinado (= ?max) que es igual a la suma de los ángulos previamente determinados ?l y T2 (= ?l + T2 ) antes de que cada proyección 56 empalme con cualquier extremo de los tapones de caucho adyacentes 55. En otras palabras, cuando el primer engranaje impulsado 31 y el contraengranaje 32 giran en relación de uno con el otro, más allá del ángulo de rotación previamente determinado ?max, cada proyección 56 se apoya en un extremo del tapón de caucho 55 correspondiente. En la presente modalidad, el ángulo de rotación previamente determinado ?max es ajustado a "16o". Además, en la presente modalidad, el número de dientes 31c del primer engranaje impulsado 31 es ajustado a un múltiplo integral del número de tapones de caucho 55. Más específicamente, el número de dientes 31c "p" y el número de tapones de caucho 55 "s" tienen la relación definida por la siguiente ecuación ( 1 ) : p = n 1) en donde y n son enteros iguales a, o mayores de 2. En el aparato balanceador, las flechas de compensación 30 y 40 necesitan ser montadas de modo que las fases de rotación respectivas del cigüeñal 20 y cada flecha de compensación 30, 40 tengan una relación previamente determinada. Por lo tanto, al ttiomento del montaje de las flechas de compensación 30 y 40, las posiciones respectivas de las flechas de compensación 30 y 40 en la dirección de rotación de las mismas son determinadas de una manera única, si la posición del cigüeñal 20 es determinada en la dirección de rotación de las mismas. Cuando el primer engranaje impulsado 31 es enganchado con el engrane de manivela 21 con las posiciones respectivas de las flechas de compensación 30 y 40 determinadas de esta manera, la posición del primer engranaje impulsado 31 también es determinada en la dirección de rotación de la misma. Cuando el contraengranaje 32 es ensamblado posteriormente con la primera flecha de compensación 30, se requiere localizar cada proyección 56 del primer engranaje impulsado 31 entre los tapones de caucho 55 adyacentes del lado del contraengranaje 32, mientras que se engancha el contraengranaje 32 con los dientes del segundo engranaje impulsado 41, que está fijo a la segunda flecha de compensación 40. Si el número "p" de dientes 31c del primer engranaje impulsado 31 y el número "s" de los tapones de caucho 55 son ajustados a aquellos que tienen una relación de p ? n • s , a diferencia de la presente modalidad, sólo existe un modo o manera en la cual el primer engranaje impulsado 31 y los tapones de caucho 55 pueden ser colocados, de modo que cada proyección, de enganche 56 sea localizada en un espacio entre los. tapones de caucho 55 adyacentes. Por consiguiente, $i la posición angular del primer engranaje impulsado 31 se engancha con el engrane de manivela 21 de una manera incorrecta, no podrá ser localizada cada proyección 56 entre los tapones de caucho 55 cuando el contraengranaje 32 se llega a encajar con la primera flecha de compensación 30 tal y como se describió anteriormente. Por lo tanto, el primer engranaje impulsado 31 necesita ser enganchado con el engrane de manivela 21 para ser colocado en una sola posición que permita el montaje subsecuente del contraengranaje 32. Por otra parte, los dientes 31c en la presente modalidad están formados cada (360/n- s)° en la dirección circunferencial del primer engranaje impulsado 31 y las proyecciones 56 están formadas cada (360/s)° en la dirección circunferencial del primer engranaje impulsado 31. Por consiguiente, un intervalo angular entre las proyecciones 56 es un múltiplo integral del intervalo entre los dientes 31c. De este modo, los dientes 31a del primer engranaje impulsado 31 están localizados en la misma posición, sin importar cual de las proyecciones 56 está localizada en un espacio entre los tapones de caucho 55 adyacentes. Como resultado, el primer engranaje impulsado 31 puede ser enganchado con el engrane de manivela 21 en una pluralidad de posiciones (cuatro posiciones en la presente modalidad) mientras se permite el montaje subsecuente del contraengranaje 32, asegurando de este modo, un ángulo de libertad aumentado con el cual es montado en contraengranaje 32. El aparato balanceador que tiene el mecanismo de amortiguación 50, tal y como se describió anteriormente, puede ser representado por un modelo ilustrado en la figura 6. Primero, cuando la fuerza de rotación F es transmitida desde el cigüeñal 20 al engrane de manivela 21, el primer engranaje impulsado 31 gira en relación con el contraengranaje 32 únicamente con la fuerza de fricción de los amortiguadores de fricción 54 que actúan como una fuerza de amortiguación (coeficiente de amortiguación C2) hasta que el ángulo de rotación del primer engranaje impulsado 31 en relación con el contraengranaje 32 excede el ángulo de rotación previamente determinado ?max, es decir, que hasta que las proyecciones 56 se apoyan en los tapones de caucho 55, respectivos.

Cuando el primer engranaje impulsado 31 gira én relación con el contraengranaje 32 más allá del ángulo ^ de rotación previamente determinado ?max, la proyecciones 56 se apoyan en los extremos correspondientes de los tapones de caucho 55, por lo que los tapones de caucho 55 son deformados elásticamente en la dirección circunf rencial de los mismos. Como resultado, la fuerza elástica (constante de resorte Kl) y la fuerza de amortiguación (coeficiente de amortiguación Cl), de los tapones de caucho 55 en su totalidad, además de la fuerza de amortiguación de los amortiguadores de fricción 54 actúan contra la rotación relativa entre el primer engranaje impulsado 31 y el contraengranaje 32. De este modo, la fuerza de rotación F transmitida al primer engranaje impulsado 31, es transmitida a la primera flecha de compensación 30 a través del contraengranaje 32 y posteriormente, es transmitida desde el contraengranaje 32 a la segunda flecha de compensación 40 a través del segundo engranaje impulsado 41, como la fuerza resultante de la fuerza de amortiguación de los amortiguadores de fricción 54 y la fuerza elástica y la fuerza de amortiguación de los tapones de caucho 55.

A continuación se describirá un efecto de eliminación de vibración del mecanismo de engranaje de acuerdo con la presente modalidad, haciendo referencia a las figuras del 7 al 9. La figura 7 es una gráfica que muestra los resultados experimentales con respecto a los cambios en las fluctuaciones de la aceleración angular de la primera y segunda flechas de compensación 30 y 40, con respecto a la velocidad de la revolución del motor de combustión interna. En la figura 7, la línea sólida indica una característica de la presente modalidad, y una línea de cadena punteada, indica una característica de un ejemplo comparativo. En el ejemplo comparativo, se ha omitido el mecanismo de amortiguación 50, y el primer engranaje impulsado 31 y el contraengranaje 32 están conectados operativamente de forma directa uno con el otro, de modo que los engranes 31 y 32 giran juntos uno con el otro. Como se muestra en la figura 7, en el ejemplo comparativo, la magnitud de las fluctuaciones en la aceleración angular aumenta rápidamente, cuando la velocidad de la revolución del motor excede de 4,000 rpm. La razón de esto es la siguiente: debido a la resonancia de torsión del cigüeñal 20, la fuerza de rotación es transmitida desde el cigüeñal 20 a las flechas de compensación 30 y 40 de modo que se amplifica un componente séxtico de la frecuencia fundamental de los mismos, y el aparato balanceador hace resonancia debido al componente séxtico. Por otra parte, en la presente modalidad, casi no ocurre un fenómeno de resonancia ocasionado por el componente séxtico, aún cuando el aparato balanceador recibe la fuerza de rotación cuyo componente séxtico de la frecuencia fundamental es amplificado. Por lo tanto, la transmisión del componente séxtico es bloqueada o evitada de una manera segura. La figura 8 es una gráfica que muestra los resultados experimentales con respecto a los cambios en las fluctuaciones de la aceleración angular de la primera y segunda flechas de compensación 30 y 40 con respecto a la velocidad de revolución del motor de combustión interna. En la figura 8, el eje vertical índica las fluctuaciones en la velocidad angular en logaritmos. En la figura 8, la línea sólida indica una característica de la presente modalidad, en la cual el ángulo de rotación previamente determinado ?max es ajustado a "16o" y una línea de cadena punteada indica una característica de un primer ejemplo comparativo, en el cual el ángulo de rotación ?max es ajustado a "8o". La línea de cadena de dos guiones de la figura 8 indica una característica de un ejemplo comparativo, en el cual el ángulo de rotación ?max está ajustado en "0o". Es decir, en el segundo ejemplo comparativo, las caras de los extremos opuestos de cada una de las proyecciones 56, son vistas en la dirección circunferencial como que se apoyan sobre las caras de los extremos correspondientes de los tapones de caucho adyacentes 55 en una condición sin carga. Deberá quedar entendido a partir de la figura 8, que en el segundo ejemplo comparativo, existe una región de velocidad en un rango de 1,000 rpm a 2,000 rpm de la velocidad de revolución del motor, en cuya región la magnitud de fluctuaciones en la velocidad angular aumenta de manera rápida. Esto es debido a un componente secundario de la frecuencia fundamental de la fuerza de rotación transmitida desde el cigüeñal 20 a las flechas de compensación 30 y 40 que causa la resonancia en el aparato balanceador. Por el contrario, en el primer ejemplo comparativo existe una región de un rango de 1,000 rpm a 2,000 rpm, en el cual la magnitud de las fluctuaciones en la velocidad angular aumentan ligeramente pero la cantidad del aumento de las mismas, es mucho más pequeña que la cantidad del aumento del segundo ejemplo comparativo. La razón de esto es la siguiente: como el ángulo de rotación ?max es establecido para que sea mayor de "0o", la frecuencia natural del sistema de vibración formado por el aparato balanceador es reducida, por lo que el fenómeno de resonancia debido al componente secundario, puede ser eliminado en el rango de velocidad de revolución normal del motor (>1,000 rpm). Otra razón, es que una fuerza de amortiguación grande es aplicada al sistema de vibración debido a que la fuerza de fricción que es generada en los amortiguadores de fricción 54 conforme giran el primer engranaje impulsado 31 y el contraengranaje 32 en relación de uno con el otro, está en el rango o ángulo de fase de rotación ?max. En la presente modalidad, en la cual el ángulo de rotación ?max es establecido en "16o", se mejora de una manera adicional el efecto eliminador de vibración obtenido ajustando el ángulo de rotación ?max para que sea mayor de "0o" y utilizando los amortiguadores de fricción 54. En otras palabras, aunque la velocidad de revolución del motor se encuentra en un rango de 1,000 rpm a 2,000 rpm, la magnitud de las fluctuaciones en la velocidad angular no aumenta, y no ocurre el fenómeno de resonancia anteriormente descrito . Los inventores han confirmado en un experimento detallado adicional, que el fenómeno de resonancia causado por el componente secundario puede ser eliminado ajustando el ángulo de rotación ?max a "Io" o mayor. La figura 9 es el resultado de un experimento realizado para confirmar el efecto eliminador de vibración por la fuerza de fricción de los amortiguadores de fricción 54. Igual que en la figura 8, la figura 9 es una gráfica que muestra los cambios en la magnitud de las fluctuaciones en la velocidad angular de la primera y segunda flechas de compensación 30 y 40 con respecto a la velocidad de revolución del motor de combustión interna. En la figura 9, el eje vertical representa la fluctuación de la velocidad angular en logaritmos. En la figura 9, la línea sólida indica una característica de la presente modalidad, y una cadena de línea punteada simple, indica una característica de un ejemplo comparativo. En el ejemplo comparativo, se han omitido los amortiguadores de fricción 54 y la porción radialmente interior 31a del primer engranaje impulsado 31 es soportada sobre la primera flecha de compensación 30 para que pueda girar en relación con la primera flecha de compensación 30. Como se muestra en la figura 9, en el ejemplo comparativo que no tiene amortiguador de fricción 54, la magnitud de las fluctuaciones de la velocidad angular alcanza abruptamente un pico, cuando la velocidad de revolución del motor se encuentra cerca de las 1,000 rpm. Es decir, aún en el caso de que el ángulo de rotación ?max sea ajustado para que sea mayor de "0o", se puede obtener un efecto de eliminación del fenómeno de resonancia debido al componente secundario, a menos que la fuerza de amortiguación de una magnitud apropiada, tal como la fuerza de fricción de los amortiguadores de fricción 54, sea aplicada cuando el primer engranaje impulsado 31 y el contraengranaje 32 giran en relación de uno con el otro, dentro de un rango o ángulo de fase de rotación ?max. Se podrá apreciar por los resultados experimentales anteriores, que en la presente modalidad, la ocurrencia del fenómeno de resonancia debido a los componentes secundarios y séxtico, pueden ser eliminada de manera segura, ajustando el ángulo de rotación ?max a "Io" o mayor, y generando la fuerza de fricción de los amortiguadores de fricción 54 como fuerza de amortiguación cuando el primer engranaje impulsado 31 y el contraengranaje 32 giran en relación de uno con el otro, dentro del ángulo o rango de fase de rotación ?max. Como resultado, la constante de resorte de los tapones de caucho 55 puede ser ajustada para que sea relativamente grande, y por lo tanto, puede evitar que cada tapón de caucho 55 pase por una deformación excesiva que le causaría un daño. Como se describió específicamente con anterioridad, el mecanismo de engranaje de la presente modalidad, proporciona los siguientes efectos o ventaj as . (1) En donde la fuerza de rotación transmitida desde el cigüeñal 20 a las flechas de compensación 30 y 40 incluye, tanto un componente de baja frecuencia (componente secundario) como un componente de alta frecuencia (componente séxtico), como componentes de vibración, se puede eliminar de manera favorable el fenómeno de resonancia debido a los componentes, sin causar daño o deterioro funcional alguno del mecanismo de amortiguación 50. (2) Debido a que la fuerza de fricción generada en los amortiguadores de fricción 54 actúa como fuerza de amortiguación del mecanismo de amortiguación 50, la fuerza de amortiguación puede ser mantenida aproximadamente constante, sin cambiar de manera importante, dependiendo de la velocidad de rotación relativa entre el primer engranaje impulsado 31 y la primera flecha de compensación 30. Por consiguiente, la capacidad de amortiguación del componente de baja frecuencia, tal como el componente secundario, como un componente de vibración de la fuerza de rotación, puede ser mejorada adicionalmente comparada con una estructura que utiliza un amortiguador denominado de aceite o similar, como un miembro de amortiguación. De este modo, se puede eliminar o suprimir de manera ventajosa la ocurrencia de un fenómeno de resonancia debido al componente de baja frecuencia. (3) El primer engranaje impulsado 31 y el segundo engranaje impulsado 41 son formados como engranes de resina, cuyos dientes son formados de una resina, y por lo tanto, pueden absorber el impacto que ocurre en las porciones de enganche de los engranes entre el engrane de manivela 21 y el primer engranaje impulsado 31, y el contraengranaje 32 y el segundo engranaje impulsado 41, dando como resultado la reducción del ruido del enganche. Además, se pueden amortiguar de manera ventajosa las fluctuaciones en la fuerza de rotación transmitida entre los engranes, en particular, el componente de alta frecuencia. (4) Con respecto al enganche de los engranes de metal con los engranes de resina (los engranes impulsados 31 y 41), es decir, se puede reducir el ruido del enganche de los engranes en el engranaje de manivela 21 y en contraengranaje 32, aún si la exactitud del trabajo de la superficie del diente de los engranes de metal es algo baja. Por lo tanto, es posible eliminar algún paso del proceso, tal como el rasurado o pulido de la superficie del diente del engrane de metal, y controlar el contragolpe mediante la selección y ajuste de una laminilla comúnmente utilizada para la formación de engranes de metal. Además, debido a que los engranes de resina son enganchados respectivamente con los engranes de metal, se pueden evitar desventajas tales como la adhesión térmica entre los engranes . (5) Formando los escalones 32a, 35a, 41a y 45a, los centros de gravedad respectivos dei contraengranaje 32, el segundo engranaje impulsado 41 y los cojinetes de empuje 35 y 45, son cambiados de los ejes de los engranes y los cojinetes para que estén en el mismo lado que los centros de gravedad de las pesas desequilibradas 33 y 43. Por consiguiente, el contraengranaje 32, el segundo engranaje impulsado 41 y los cojinetes de empuje 35 y 45 realizan substancialmente la misma función que las pesas desequilibradas 33 y 43, dando como resultado la reducción del tamaño y peso de las pesas desequilibradas 33 y 43. (6) Los centros de gravedad del contraengranaje 32, el segundo engranaje impulsado 41 y los cojinetes de empuje 35 y 45, son compensados respectivamente, desde el eje central de la flechas de compensación 30 y 40, por lo tanto, las flechas de compensación 30 y 40 son sometidas a la fuerza centrífuga en sus porciones soportadas por los primeros cojinetes radiales 15. Por consiguiente, las flechas de compensación 30 y 40 giran siendo comprimidas las porciones soportadas de las mismas, contra las superficies circunferenciales interiores respectivas de los primeros cojinetes radiales 15 por la fuerza centrífuga. Como resultado, se elimina una vibración irregular o no uniforme en las porciones soportadas, por lo que puede ser reducido el ruido generado originado por el contacto entre cada una de las porciones y la superficie interior circunferencial del primer cojinete radial 15 correspondiente. (7) El número de dientes 31c del primer engranaje impulsado 31 es ajustado para que sea un múltiplo integral del número de tapones de caucho 55. Por lo tanto, aumenta el grado de libertad en el enganche del engrane de manivela 21 con el primer engran-aje impulsado 31, y el ensamble del primer engranaje impulsado 31 con el contraengranaje 32, o la primera flecha de compensación 30 por medio del mecanismo de amortiguación 50. Por lo tanto, el mecanismo de engranaje de la modalidad presente, puede ser ensamblado junto con una eficiencia mejorada. (8) Los engranes de resina (el primer engranaje impulsado 31 y el segundo engranaje impulsado 41) son formados de una resina de termoajuste, tal como poliamino amida o fenol, que es reforzada por un material de fibra de aramida. Los engranes de resina formados de este modo, exhiben una durabilidad excelente. (9) La vibración del primer engranaje impulsado 31 en la dirección axial de la primera flecha de compensación 30 es amortiguada por la fuerza de fricción de los amortiguadores de fricción 54, dando como resultado la reducción o eliminación del ruido causado por la vibración. Las Figuras 24 y 25 muestran un ejemplo modificado de la primera modalidad, en la cual los cuerpos elásticos 59 tales como los amortiguadores de hule o resortes metálicos, que tienen una constante de resorte y un coeficiente de amortiguación extremadamente pequeños que se interponen entre las caras de los extremos correspondientes de los tapones de caucho 54 y las proyecciones 56. Es decir, los cuerpos elásticos 59 llenan substancialmente los espacios L (correspondientes a los ángulos anteriores ?l, T2) entre los tapones de caucho 54 y las proyecciones 56. En donde Kla y Cla representan la constante de resorte y el coeficiente de amortiguación de los tapones de caucho 55, y Klb y Clb representan la constante de resorte y el coeficiente de amortiguación de los cuerpos elásticos 59, tal y como se ilustra en la figura 25, Klb y Clb son ajustados de una manera significativamente más pequeña que Kla y Cla, respectivamente. Con esta adaptación, también la resonancia del mecanismo de amortiguación debida a la vibración secundaria del motor, pueden ser eliminada en el rango normal de velocidad de revolución del motor, como en el caso en el que el ángulo de rotación ?max es ajustado para que sea mayor de 0o. Además, la adaptación anterior puede facilitar el ensamble del engranaje impulsado 31 y el contraengranaje 32 con el mecanismo de amortiguación 50, ya que las posiciones de los engranes son determinadas automáticamente en la presencia de los cuerpos elásticos 59. Además, cuando el mecanismo de amortiguación 50 del ejemplo modificado, es montado sobre una flecha de compensación, se pueden eliminar las variaciones o cambios en las fases de las pesas desequilibradas en las flechas de compensación, y por lo tanto, se puede eliminar de manera efectiva, la vibración secundaria del motor. A continuación, se describirán otras modalidades de la presente invención. Igual que en la primera modalidad, cada una de las modalidades siguientes es también aplicada a un aparato balanceador de un motor de combustión interna de cuatro cilindros, y su estructura básica es la misma que la que se ilustra en las figuras 1, 2 y 5. A continuación, se describirá principalmente la diferencia entre cada modalidad y la primera modalidad, los mismos elementos a aquellos descritos en la primera modalidad son indicados por los números y caracteres de referencias iguales, y no se proporcionará descripción de los mismos.

Segunda Modalidad Primero, se describirá un mecanismo de engranaje de acuerdo con una segunda modalidad de la presente invención. La figura 10 muestra una construcción específica del mecanismo de engranaje de acuerdo con la segunda modalidad. Tal y como se muestra en la figura 10, la segunda modalidad es diferente a la primera modalidad en que una porción 55a de cada tapón de caucho 55 que se extiende desde una superficie lateral 52a de la proyección de enganche 52 correspondiente en dirección opuesta a la dirección de rotación del contraengranaje 32 (en lo sucesivo, nos referiremos a dicha porción 55a como "porción del lado de aceleración 55a") tiene una longitud diferente a la de la porción 55b de cada tapón de caucho 55 que se extiende desde la superficie del otro lado 52b de la proyección de enganche 52 correspondiente en la dirección de rotación del contraengranaje 32 (en lo sucesivo a dicha porción 55b nos referiremos como "porción del lado de desaceleración 55b") . La porción del lado de desaceleración 55b es una porción en la cual la proyección correspondiente 56 se apoya cuando la fuerza de rotación transmitida desde el cigüeñal 20 disminuye principalmente durante la desaceleración del motor, en contraste, la porción del lado de aceleración 55a es una porción en la cual la proyección 56 correspondiente se apoya cuando la fuerza de rotación transmitida desde el cigüeñal 20 aumenta principalmente durante la aceleración del motor. Más específicamente, la porción del lado de aceleración 55a es una porción en la cual la proyección 56 correspondiente se apoya no solamente durante la aceleración del motor, sino también durante una operación de condición estable del motor, por ejemplo, cuando es transmitida una fuerza de rotación aproximadamente constante. Por consiguiente, las porciones del lado de aceleración 55a son sometidas más frecuentemente a la deformación elástica, y probablemente pasan por una cantidad mayor de deformación, comparadas con las porciones del lado dé desaceleración 55b. Por consiguiente, se requiere que las porciones del lado de aceleración 55a sean más durables que las porciones del lado de desaceleración 55b. Por lo tanto, en la presente modalidad, la longitud Lb de la porción del lado de desaceleración 55b es reducida, y la longitud La de la porción del lado de aceleración 55a es aumentada, por una cantidad de reducción de la longitud Lb, de modo que las longitudes La y Lb de las porciones 55a y 55b tienen una relación de La > Lb . Como resultado, el volumen de la porción del lado de aceleración 55a es mayor que el volumen de la porción del lado de desaceleración 55b, por lo que el límite de deformación elástica, por ejemplo, la cantidad máxima permisible de deformación elástica de la porción del lado de aceleración 55a, es mayor que el de la porción del lado de desaceleración 55b. Por consiguiente, las porciones del lado de aceleración 55a pueden ser aliviadas de manera efectiva y absorber el impacto que actúa sobre estas porciones 55a y se permite que se deformen elásticamente hasta un punto mayor, sin ocurrir daño alguno de las mismas, cuando la fuerza de rotación proveniente del cigüeñal 20 sea aumentada de manera rápida . Por otra parte, debido a que las porciones del lado de desaceleración 55b son sometidas menos frecuentemente a la deformación elástica y tienen una cantidad menor de deformación comparada con las porciones del lado de aceleración 55a, la longitud Lb de las porciones del lado de desaceleración 55b son ajustadas para que sean cortas. Por lo tanto, el volumen de los tapones de caucho 55 no es aumentado innecesariamente como resultado del aumento de la longitud La de la porción del lado de aceleración 55a.

Por lo tanto, de acuerdo con la presente modalidad, se pueden obtener los siguientes efectos, además de los efectos (1) a descritos en la primera modalidad. (10) Debido a que se permite que las porciones del lado de aceleración 55a de los tapones de caucho 55 se deformen elásticamente hasta un punto mayor, se puede mejorar la durabilidad de los tapones de caucho 55. (11) Debido a que el volumen de los tapones de caucho 55 no es aumentado para que sea mayor que el requerido, el ángulo de rotación ?max puede ser mantenido lo suficientemente grande para mantener la capacidad de amortiguación deseada del mecanismo de amortiguación 50.

Tercera Modalidad A continuación se describirá un mecanismo de engranaje de acuerdo con la tercera modalidad de la presente invención. La tercera modalidad es diferente a la primera modalidad en el punto siguiente. En la primera modalidad, el primer engranaje impulsado 31 y el engrane de manivela 21 tienen el mismo ancho de dientes, y el contraengranaje 32 y el segundo engranaje impulsado 41 tienen el mismo ancho de dientes. Sin embargo, en la tercera modalidad, los engranes de resina, tales como el primer engranaje impulsado 31 y el segundo engranaje impulsado 41, tienen un ancho de dientes diferente que el ancho de dientes de los engranes de metal, tales como el engrane de manivela 21 y el contraengranaje 32 que se enganchan con los engranes de resina. En general, se obtiene la fuerza de rotación máxima permitida entre un par de engranes que se enganchan uno con el otro, y el ancho de diente de cada uno de los engranes es ajustado, de modo que los dientes no se vayan a romper o a dañar cuando reciban una fuerza de rotación máxima. En el caso en que el engrane de metal es enganchado con un engrane de resina, el ancho del diente del engrane de metal es determinado de acuerdo con el ancho del diente del engrane de resina que tiene una resistencia inferior del diente. Tal y como se ilustra en la figura HA, sería deseable que el engrane de resina Gr y el engrane de metal Gm se enganchen uno con el otro, alineados de manera exacta en la dirección del ancho del diente de los engranes. Sin embargo, tal y como se ilustra en las figuras 11B u 11C, el engrane de resina Gr realmente se puede enganchar con el engrane de metal Gm, siendo desplazados los dientes del engrane Gr de aquellos del engrane Gm en la dirección de su eje de rotación . Dicho desplazamiento puede ser causado por un error en el montaje de los engranes, vibración durante la rotación o en algún caso similar. Además, en el caso en donde el engrane de resina y el engrane de metal son formados como engranes helicoidales, se aplica un empuje en diferentes direcciones a los engranes respectivos durante la rotación de los mismos, y los engranes pueden ser desplazados o compensados uno con el otro hasta un punto tal que sea importante . Dicho desplazamiento en la dirección del ancho del diente ocasiona un empalme, solamente entre las porciones locales del engrane de metal y el engrane de resina. En dicho caso, se reduce de manera correspondiente un área de contacto entre los dientes respectivos del engrane de resina y el engrane de metal, por lo que se aumenta la presión de contacto. Por consiguiente, el engrane de resina que tiene una resistencia al desgaste y durabilidad inferior que el engrane de metal, se puede desgastar o dañar de manera creciente . Por lo tanto, en la presente modalidad, el primer engranaje impulsado 31 (engrane de resina) que se engancha con el engrane de manivela 21 (engrane de metal) tiene un ancho de diente más grande que el del engrane de manivela 21. De un modo similar, el segundo engranaje impulsado 41 (engrane de resina) también tiene un ancho de diente mayor que el del contraengranaje 32 (engrane de metal) . Ajustando los anchos de diente respectivos de los engranajes impulsados 31 y 41 de la manera indicada anteriormente, se evita el empalme local entre los engranes, y se puede evitar un aumento que sería posible de otro modo, en la presión de contacto en los dientes de los engranajes impulsados 31, 41 aún cuando los engranes sean desplazados o compensados en la dirección del ancho del diente. La figura 12 muestra un resultado experimental con respecto a los cambios en la resistencia de la porción dentada de un engrane de resina que se engancha con un engrane de metal, cuando el ancho del diente Br del engrane de resina es cambiado mientras que el ancho del diente Bm del engrane de metal se mantiene constante. En la figura 12, el eje horizontal indica la proporción Br/Bm (proporción diente-ancho) del ancho del diente Br del engrane de resina al ancho del diente Bm del engrane de metal, y el eje vertical indica la resistencia de la porción dentada del engrane de resina. En la figura 12, la resistencia de la porción dentada es representada como un valor relativo al valor de referencia "1.0" que es la resistencia cuando la proporción Br/Bm del ancho del diente es igual a "1.0". Deberá quedar entendido a partir de la figura 12, que la resistencia de la porción dentada puede ser aumentada ajustando la proporción Br/Bm del ancho del diente para que sea mayor de "1.0". Con el objeto de aumentar de manera segura la resistencia de la porción dentada del engrane de resina, es deseable ajustar la proporción Br/Bm del ancho de diente a "1.1" o mayor. Sin embargo, la resistencia de la porción dentada es aumentada difícilmente, una vez que la proporción Br/Bm del ancho de diente excede de "1.5". Por lo tanto, con el objeto de evitar un tamaño aumentado del engrane de resina, es deseable ajustar la proporción Br/Bm del ancho de diente a "1.5" o menor. En la presente modalidad, el ancho del diente del primer engranaje impulsado 31 es ajustada a 1.1 veces de la del engrane de manivela 21 basado en la relación entre la proporción Br/Bm del ancho de diente, y la resistencia de la porción dentada del engrane de resina. De un modo similar, el ancho del diente del segundo engranaje impulsado 41 también es ajustado a 1.1 veces el del contraengranaje 32. De acuerdo con la presente modalidad y tal y como se describió anteriormente, se pueden obtener los siguientes efectos, además de los efectos (1) a (9) que se describieron en la primera modalidad. (12) Aún si las posiciones de los dientes del primer engranaje impulsado 31 y el engrane de manivela 21 o las posiciones del diente del segundo engranaje impulsado 41 y en contraengranaje 32 son desplazadas o cambiadas de la dirección del ancho de diente, dicho desplazamiento no causará el empalme de las porciones locales de estos engranes 31 y 21 (ó 41 y 32) . Por consiguiente, los engranajes impulsados 31 y 41 no sufren el desgaste debido al empalme local, tal y como se describió anteriormente y también están libres de daños y roturas .

Cuarta Modalidad A continuación se describirá un mecanismo de engranaje de acuerdo con la cuarta modalidad de la presente invención. Aunque el engrane de resma cuya resistencia de la porción dentada es inferior que la del engrane de metal, es utilizado como el primer engranaje impulsado 31 y el segundo engranaje impulsado 41 en la prif?tera modalidad, cada uno de los engranajes 31 y 41 asegura un grado de durabilidad lo suficientemente alto, debido a que el mecanismo de amortiguación 50, tal y como se describió anteriormente evita de manera favorable que ocurra la resonancia en los engranes. Sin embargo, si la posición de cambio es cambiada de una manera incorrecta en el lado de transmisión del motor, por ejemplo, es decir que una fuerza de rotación excesiva que no se supone que sea recibida, pueda ser transmitida desde el cigüeñal 20 a las flechas de compensación 30 y 40, de este modo, se podrían romper los dientes de los engranajes impulsados 31 y 41. Si los dientes de los engranajes impulsados 31 y 41 se rompen, puede ocurrir la picadura entre el engrane de manivela 21 y el primer engranaje impulsado 31, y entre el contraengrana e 32 y el segundo engranaje impulsado 41. Dicha picadura puede causar una fuerza de impacto excesiva para ser aplicada al cigüeñal 20 u otros miembros que giran con el mismo, dañando posiblemente de este modo, el cigüeñal 20 y los otros elementos. En la presente modalidad, cuando es transmitida una fuerza de rotación excesivamente grande desde el cigüeñal 20 al aparato balanceador, la fuerza de rotación proveniente del cigüeñal 20, es cortada o bloqueada forzosamente. Más específicamente, en el mecanismo de engranaje de la presente invención, la resistencia a la rotura medida a la rotura (fractura) de cada proyección 56 debido a la fuerza elástica de los tapones de caucho 55, es ajustada para que sea menor que la resistencia de la porción dentada del primer engranaje impulsado 31. La figura 13A es una vista esquemática que ilustra la manera de medir la resistencia de las porciones dentadas del primer engranaje impulsado 31. La figura 13B es una vista esquemática que ilustra la manera de medir la resistencia a la rotura de cada proyección 56. Tal y como se muestra en la figura 13A al momento de medir la resistencia de la porción dentada del primer engranaje impulsado 31, el primer engranaje impulsado 31 (la porción radialmente exterior 31b) , es fijada primero a una flecha rotatoria 200, y también una palanca 201 es fijada a la flecha rotatoria 200. Además, se engancha una pieza dentada estacionaria 203 cuyos dientes 202 tienen la misma forma que la de los dientes del engrane de manivela 21 con el primer engranaje impulsado 31. Entonces, se aplica una fuerza a una porción del extremo de la palanca 102 en la dirección de rotación de la misma, de modo que se rompan, los dientes 31c del primer engranaje impulsado 31 que se enganchan con la pieza dentada 203 y se aplica una carga "fmaxl" al momento que es medida la rotura. La resistencia de la porción dentada del primer engranaje impulsado 31 es calculada como la torsión TI ( = fmaxl Ll) que es obtenida multiplicando la carga "fmaxl" por una longitud (o distancia desde el eje central de la flecha rotatoria 200 hasta el punto en que es sometido a la carga) Ll de la palanca 201. Por otra parte, para medir la resistencia de la rotura de las proyecciones 56, el primer engranaje impulsado 31 (la porción radialmente interior 31a) es fijado primero a una flecha rotatoria 204, y también se fija una palanca 205 a la flecha rotatoria 204, tal y como se ilustra en la figura 13B. Además, el movimiento de una proyección 56 en la dirección de rotación es limitado por una guía estacionaria 206. Entonces, se aplica una carga a un extremo de la palanca 205 en la dirección de rotación de la misma, de modo que la proyección 56 se rompa, y se aplica una carga "fmax2" en el momento en que es medida la rotura. La resistencia a la rotura de la proyección 56 es calculada como la torsión T2 (= fmax2 • L2 • n) que es obtenida multiplicando la carga "fmax2" por la longitud L2 de la palanca 205, y el número de las proyecciones 56 "n" (n = 4 en la presente modalidad) . Por lo tanto, los valores diseñados para definir la resistencia del primer engranaje impulsado 31 y las proyecciones, por ejemplo, las formas de los dientes 31c y las proyecciones 56, son determinados de manera adecuada, de modo que la resistencia TI de la porción dentada del primer engranaje impulsado 31 y la resistencia a la rotura T2 de las proyecciones 56 tengan una relación de T2<T1. También, la resistencia de la porción dentada en el segundo engranaje impulsado 41, es ajustada de modo que el segundo engranaje impulsado 41 tenga la misma resistencia que el primer engranaje impulsado 31. En el mecanismo de engranaje de la presente modalidad tal y como se describió anteriormente, aún en el caso de que dicha fuerza de rotación excesiva rompiera los dientes de los engranajes impulsados 31 y 41, fuera transmitida desde el cigüeñal 20 a las flechas de compensación 30 y 40, las proyecciones 56 se rompen antes de la rotura de los dientes del engrane, por lo que el acoplamiento mecánico del primer engranaje impulsado 31 y el contraengrana e 32 es cortado o eliminado de manera forzosa Como resultado, el primer engranaje impulsado 31, ya no es sometido a la fuerza de inercia de las flechas de compensación 30 y 40 que es igual a, o mayor que la fuerza de fricción de los amortiguadores de fricción 54. Por consiguiente, se puede evitar de manera segura la rotura del primer engranaje impulsado 31. De un modo similar, la fuerza de rotación del cigüeñal 20 que es igual a, o mayor que la fuerza de fricción de los amortiguadores de fricción 54 no es transmitida al segundo engranaje impulsado 41. Por lo tanto, se puede evitar de manera segura la rotura del segundo engranaje impulsado 41. En la presente modalidad y tal y como se describió anteriormente, se puede obtener el siguiente efecto, además de los efectos (1) a (9) tal y co o se describieron en la primera modalidad. (13) La rotura de las porciones dentadas del primer y segundo engranajes impulsados 31 y 41, se evita aún cuando se reciba una fuerza de rotación excesiva, y se pueden evitar por anticipado, las picaduras que ocurrirían de otro modo, en las porciones de enganche de los engranes incluyendo el primer y segundo engranajes impulsados 31 y 41, y cualquier problema causado por dichas picaduras.

Quinta modalidad. A continuación se describirá un mecanismo de engranaje de acuerdo con la quinta modalidad de la presente invención. La Fig.14 muestra una estructura específica del mecanismo de engranaje de la quinta modalidad. En la descripción siguiente, los tapones de caucho 55 son identificados secuencialmente como el primer tapón de caucho 551, el segundo tapón de caucho 552, el tercer tapón de caucho 553, y el cuarto tapón de caucho 554 en la dirección circunferencial del contraengranaje 32. Una de las proyecciones 56 que está localizada entre una porción del lado de aceleración 551a del primer tapón de caucho 551 y una porción del lado de desaceleración 552b del segundo tapón de caucho 552 es identificada como la primera proyección 561. Las proyecciones 56 restantes son identificadas consecutivamente como la segunda proyección 562, la tercera proyección 563 y la cuarta proyección en la dirección circunferencial de el contraengranaje 32.

Tal y como se ilustra en la Fig.14, en la presente modalidad, las longitudes circunferenciales respectivas Lal, La2, La3 y La4 de las porciones del lado de aceleración 551a al 554a de los tapones de caucho del 551 al 554 son ajustadas para que sean diferentes unas de las otras. De un modo similar, las longitudes circunferenciales Lbl, Lb2, Lb3 y Lb4 de las porciones del lado de desaceleración del 551b al 554b son ajustadas para que sean diferentes unas de las otras. Como resultado, en la presente modalidad, las proyecciones de la 561 a la 564 se apoyan en los tapones de caucho del 551 al 554 respectivos, con cantidades diferentes de rotación relativa entre el primer engranaje impulsado 31 y el contraengranaje 32.

Más específicamente, las longitudes del Lal al La4 de las porciones del lado de aceleración del 551a al 554a y las longitudes del Lbl al Lb4 de las porciones del lado de desaceleración del 551b al 554b de los tapones de caucho del 551 al 554 son ajustadas para que tengan la siguiente relación: Lal>La2>La3>La4 (2) Lbl>Lb2>Lb3>Lb4 (3) Cuando el primer engranaje impulsado 31 gira en relación con el contraengranaje 32 en la misma dirección de la rotación del contraengranaje 32, mientras que ninguna de las proyecciones del 561 al 564 se está apoyando en los tapones de caucho correspondientes 551,554, tal y como se ilustra en la Fig.14, la primera proyección 561 se apoya inicialmente en la porción del lado de aceleración 551a del primer tapón de caucho 551. Conforme gira el primer engranaje impulsado 31 adicionalmente en relación con el contraengranaje 32, la segunda proyección 562 se apoya en la porción del lado de aceleración 552a del segundo tapón de caucho 552. Conforme gira todavía más el primer engranaje impulsado 31 en relación con el contraengrane 32, la tercera proyección 563, se apoya en la porción del lado de aceleración 553a del tercer tapón de caucho 553, y finalmente, la cuarta proyección 564 se apoya en la porción del lado de aceleración 554a del cuarto tapón de caucho 554. De un modo similar, cuando el primer engranaje impulsado 31 gira en relación con el contraengranaje 32 en la dirección opuesta a la de la rotación del engranaje 32 mientras que ninguna de las proyecciones del 561 al 564 se está apoyando en los tapones de caucho 551,554 correspondientes, la cuarta proyección 564 se apoya inicialmente en la porción del lado de desaceleración 551b del primer tapón de caucho 551. Conforme gira más el primer engranaje impulsado 31 en relación con el contraengranaje 32, la primera proyección 561 se apoya en la porción del lado de desaceleración 552b del segundo tapón de caucho 552. Conforme gira todavía más el primer engranaje impulsado 31 en relación con el contraengranaje 32, la segunda proyección 562 se apoya en la porción del lado de desaceleración 553b del tercer tapón de caucho 553, y finalmente, la tercera proyección 563 se apoya en la porción del lado de desaceleración 554b del cuarto tapón de caucho 554. Por consiguiente, en el mecanismo de engranaje de la presente invención, la constante general del resorte de los tapones de caucho del 551 al 554 cambia en cuatro etapas o pasos, dependiendo de la cantidad de rotación relativa entre el primer engranaje impulsado 31 y el contraengranaje 32. Por lo tanto, los tapones de caucho del 551 al 554 tienen unas características de resorte más lineales. Como resultado, la frecuencia natural del sistema de vibración formado por el aparato balanceador es diversificada en por lo menos cuatro frecuencias, y por lo tanto, la capacidad de amortiguación del mecanismo de amortiguación 50 puede ser mejorado todavía más. Además, como las proyecciones del 561 al 564 se apoyan en los tapones de caucho 551 al 554 respectivos en diferentes momentos se alivian el ruido y la vibración causados en el momento del contacto entre ellos. De acuerdo con la presente modalidad, tal y como se describió anteriormente, se pueden obtener los siguientes efectos, además de los efectos del (1) a (9) que se describieron en la primera modalidad. (14) No es probable que ocurra el efecto de resonancia en la frecuencia natural del sistema de vibración formado por el aparato balanceador. Por lo tanto, se puede evitar de manera favorable la ocurrencia del fenómeno de resonancia. (15) El ruido y la vibración que ocurrirían al momento del empalme de las proyecciones del 561 al 564 en los tapones de caucho del 551 al 554 respectivos, puede se aliviado y por lo tanto, reducido.

Sexta modalidad: A continuación se describirá un mecanismo de engranaje de acuerdo con la sexta modalidad de la presente invención. Las figuras 15 y 16 muestran una estructura específica del mecanismo de engranaje de acuerdo con la sexta modalidad. La sexta modalidad es diferente a la primera modalidad solamente en la estructura del mecanismo de amortiguación 50.

Más específicamente, en la sexta modalidad, una estructura de amortiguación 60 construida tal y co o se describirá a continuación, es colocada entre el primer engranaje impulsado 31 y el contraengranaje 32, tal y como se ilustra en las figuras 15 y 16. La Fig.15 es una vista transversal tomada a lo largo de la línea 15-15 de la Fig.16, y la Fig. 16 es una vista transversal tomada a lo largo de la línea 16-16 de la Fig. 15. Tal y como se ilustra en la Fig.16, la porción radialmente interior 31a del primer engranaje impulsado 31 tiene una proyección 63 formada en el lado orientado hacia el contraengranaje 32. La proyección 63 tiene un receso 63a formado concéntricamente con la primera flecha de compensación 30. Se forman una pluralidad de proyecciones 63b (tres proyecciones 63b en este ejemplo) que se proyectan todavía más hacia el contraengranaje 32, en la cara superior de la proyección 63. Un anillo 64 se engancha con la primera flecha de compensación 30, para ser colocado al lado del primer engranaje 31 con respecto al contraengranaje 32. El anillo 34 sirve para limitar el movimiento axial del primer engranaje impulsado 31.

El contraengranaje 32 tiene un receso anular 61 formado en el lado orientado hacia el primer engranaje impulsado 31. El receso anular 61 rodea la periferia exterior de la primera flecha de compensación 30. Enganchándose el primer engranaje impulsado 31 con la primera flecha de compensación 30, se forma un espacio anular por medio de la superficie circunferencial exterior de la proyección 63, y una superficie de pared interior 61c que define el receso 61. El amortiguador de fricción anular 64 que sirve como un miembro de amortiguación es colocado en este espacio. Igual que el amortiguador de fricción 54 de la primera modalidad, el amortiguador de fricción 64 también incluye una porción de deslizamiento formada de un metal, y una porción elástica formada de un material elástico, tal como material de hule (ninguna de las dos se muestra en las figuras) . La porción de deslizamiento se apoya en la superficie interior de la pared 61c del receso 61, y la porción elástica se apoya en la superficie exterior circunferencial de la proyección 63. Tal y como se ilustra en la F?g.15, se forma una pluralidad de ranuras de enganche 62 (cuatro ranuras de enganche 62, en este ejemplo) teniendo cada una de ellas una sección transversal semicircular, en intervalos previamente determinados en una superficie interior de la pared 61a del receso 61. Estas ranuras 'de enganche 62 son formadas en la dirección radial de la primera flecha de compensación 30. Se coloca una pluralidad de resortes espirales de metal 65 (tres resortes espirales 65, en este ejemplo) dentro de un espacio formado por los recesos 61 y 63a. Además, se proporcionan dentro del espacio una pluralidad de miembros de limitación 66 (tres miembros de limitación 66, en este ejemplo) para limitar la rotación de los resortes espirales 65 respectivos en relación con la primera flecha de compensación 30, así como el movimiento axial del resorte espiral 65. Cada miembro de limitación 66 tiene una porción de enganche 66a adaptada para engancharla con una ranura de enganche 62 correspondiente. Por medio de dicho enganche entre la porción de enganche 66a y la ranura de enganche 62 correspondiente, cada miembro de limitación 66 es fijado como para que no pueda girar en relación con el contraengranaje 32. Los miembros de limitación 66 y el resorte espiral 65 son colocados alternativamente dentro de los recesos 61, de modo que los extremos opuestos de cada resorte espiral 61 se apoyan en las partes de los extremos correspondientes de los dos miembros de limitación 66 adyacentes, evitando de este modo la rotación relativa de los resortes espirales 65.

Además, se proporcionan las proyecciones 63 , alrededor del eje central de la primera flecha de compensación 30, de modo que cada proyección 63b está localizada entre el resorte espiral 65 adyacente, y separado de los extremos opuestos de los resortes espirales 65 adyacentes por ángulos previamente determinados .?l + ? 2, respectivamente. Los ángulos ?l y T2 previamente determinados, son cambiados conforme giran el primer engranaje impulsado 31 y el contraengranaje 32 en relación uno con el otro. Sin embargo, la suma de los ángulos previamente determinados (?l + T2) es un valor fijo (Tmax= ?l •--T2) . Por lo tanto, también en la presente modalidad, el primer engranaje impulsado 31 y el contraengranaje 32 pueden girar en relación uno con el otro dentro de un rango ó ángulo de fase de rotación previamente determinado (=?max) que es igual a la suma de los ángulos ?l y T2 previamente determinados (=?l + T2), antes de que cada proyección 63b se enganche en cualquier extremo de los resortes espirales 65 adyacentes. En otras palabras, cuando el primer engranaje impulsado 31 y el contraengranaje 32 giran en relación uno con el otro más allá del ángulo de rotación previamente determinado ?max, cada proyección 63b se apoya en el extremo del resorte espiral 65 correspondiente. En la presente modalidad, el ángulo de rotación previamente determinado ?max es ajustado a "10o". De acuerdo con la estructura de la presente modalidad tal y como se describió anteriormente, se pueden obtener aproximadamente los mismos efectos que los de la primera modalidad. Deberá de quedar entendido que cada una de las modalidades ilustradas puede ser modificada cuando sea apropiado, de las maneras que se describirán a continuación a modo de ejemplo. El modo en el que los amortiguadores de fricción 54 y 64 están montados, no está limitado al descrito en cada una de las modalidades ilustradas, pero pueden ser modificados de manera adecuada, siempre que la fuerza de fricción de una magnitud apropiada pueda ser generada conforme la primera flecha de compensación 30 y el primer engranaje impulsado 31 giran en relación uno con el otro. En la sexta modalidad, el amortiguador de fricción 64 es interpuesto entre la superficie exterior circunferencial de la proyección 63 formada en la porción radialmente interior 31a del primer engranaje impulsado 31, y la superficie interior de la pared del receso 61 formada en el contraengranaje 32. Sin embargo, es posible modificar la estructura tal y como se ilustra en la Fig.17, de modo que un miembro de soporte anular 67 que contiene los resortes espirales 65 y que tiene una proyección 64b que funciona de manera equivalente a la proyección 63b, sea fijada a la superficie lateral de la porción radialmente interior 31a del primer engranaje impulsado 31 que está orientado hacia el contraengranaje 32, y el amortiguador de fricción 64 es colocado entre el miembro de soporte 67 y el contraengranaje 32. En la estructura de la Fig.17, los elementos que tienen funciones iguales ó equivalentes a los elementos descritos en la sexta modalidad, se indican con los mismos números y caracteres de referencia . En las modalidades del uno al cinco, el mecanismo de engranaje puede ser modificado tal y como se ilustra en la Fig.18: un miembro de soporte anular 58 es fijado en una superficie lateral de una porción radialmente interior 31a del primer engranaje impulsado 31 que está localizado lejos del contraengranaje 32. Además, se fija otro soporte anular 59 a la primera flecha de compensación 30, como para que quede orientada hacia el miembro de soporte 58. Entonces, se construye un amortiguador de fricción 74 de un modo similar al amortiguador de fricción 54 utilizado en la primera modalidad, el cual es colocado entre los miembros de soporte 58 y 59. Aunque cada uno de los amortiguadores de fricción 54,64 y 74 están construidos de modo que incluyen una porción de deslizamiento y una porción elástica de las modalidades ilustradas y en la modificación mostrada en la Fig.18, estos amortiguadores de fricción 54,64 y 74 pueden ser formados alternativamente por una rondana de onda de metal, un resorte "belleville" de metal, o un resorte de metal, o similar. En la sexta modalidad, los resortes espirales 65 son utilizados como miembros elásticos. Sin embargo, se puede utilizar alternativamente un resorte de arco que tenga una forma de arco circular, un resorte espiral ó similar. En cualquier caso, el material que forma el resorte no está limitado a un metal, sino puede ser un material de resina o un material de cerámica . Aunque los cuatro tapones de caucho 55 ó los tres resortes espirales 65 estén provistos como miembros elásticos en las modalidades ilustradas, se pueden proporcionar cualquier cantidad de tapones de caucho y resortes espirales. Aunque el primer engranaje impulsado 31 y el segundo engranaje impulsado 41 son engranes de resina y el engrane de manivela 21 y el contraengranaje 32 son engranes de metal en las modalidades ilustradas, se pueden emplear otras estructuras siempre que al menos uno de los engranes que se encaja con el otro, sea un engrane de resina. Por ejemplo, el engrane de manivela 21 y el contraengranaje 32 pueden ser engranes de resina, o el engrane de manivela 21 y el segundo engranaje impulsado 41 pueden ser engranes de resina . Tal y como se ilustra esquemáticamente en la Fig. 19A, el mecanismo de engranaje en el cual el engrane de resina y un engrane de metal formados como engranes helicoidales se enganchan uno con el otro, la dirección de trazo de diente Dr del engrane de resina Gr, puede ser cambiada ligeramente con un aumento de temperatura (referirse a la línea de cadena doble punteada de la Fig.l9A), aún cuando el engrane de resina Gr sea formado para que tenga una dirección de trazo del diente Dr paralela a la dimensión del trazo del diente Dm del engrane de metal Gm.

Cuando la dirección del trazo del diente Dr del engrane de resina Gr es cambiada tal y como se describió anteriormente, se produce una presión de contacto desigual en las superficies de enganche respectivas del engrane de resina Gr y el engrane de metal Gm. Como resultado, las superficies de enganche del engrane de resina Gr se pueden desgastar en una porción que es sometida a una presión de contacto alta . Dicho aumento de temperatura del engrane de resina Gr es causado, principalmente, mediante la transmisión de calor desde el motor de combustión interna. Por lo tanto, el cambio en la dirección del trazo del diente Dr del engrane de resina Gr, se asienta conforme aumenta la temperatura del motor hasta un nivel previamente determinado para lograr el equilibrio después del arranque del motor. Posteriormente, la dirección del trazo del diente Dr es mantenida aproximadamente en el valor asentado. Por lo tanto, como se ilustra en la Fig.l9B, es deseable preajustar la dirección del trazo del diente Dm del engrane de metal Gm de acuerdo con la dirección del trazo del diente Dr resultante del engrane de resina Gr después del aumento de temperatura. Más específicamente, en cada una de las modalidades §iuétr*rdas, la dirección del trazo del diente del eñfrane de manivela 21 se puede hacer paralel* a la dirección del trazo del diente resultante del primer engranaje impulsado 31 después del aumento de¡ temperatura, y la dirección del trazo del diente del contraengranaje 32, se puede hacer paralela a la dirección del trazo del diente resultante del segundo engranaje impulsado 41 después del aumento de t#?peratura . Con esta adaptación, se pueden eliminar el desgaste local d«l engrane de resina, y un aumento n el ruido del. enganche, debido al empalme local de los engranes . En cada una de las modalidades ilustradas, y tal como se ilustra en la Fig.5, el mecanismo de engranaje es construido, de modo que la fuerza de rotación del cigüeñal 20 es transmitida desde el engrane de manivela 21 al primer engranaje impulsado 31, y luego transmitido desde el primer engranaje impulsado 31 al contraengranaje 32 a través del mecanismo de amortiguación 50 (60), y posteriormente, transmitida desde el contraengranaje 32 a las flechas de compensación 30 y 40. Sin embargo, el mecanismo de engranaje puede ser construido de otra manera Más específicamente tal como se ilustra en la Fig.20, el engrane de manivela 21 que puede girar en relación con el cigüeñal 20, y la placa 25 que puede girar junto con el cigüeñal 20 están provistos en el cigüeñal 20. El engrane de manivela 21 está acoplado de manera operativa con la placa 25 a través del mecanismo de amortiguación 50 (60) . El primer engranaje impulsado 31 y el contraengranaje 32 que pueden girar juntos con la primera flecha de compensación 30, se proporcionan en la primera flecha de compensación 30, y el primer engranaje impulsado 31 es enganchado con el engrane de manivela 21. Con el mecanismo de engranaje construido de esta manera, la fuerza de rotación del cigüeñal 20 es transmitida a la primera flecha de compensación 30 a través del mecanismo de amortiguación 50 (60), la placa 25, el engrane de manivela 21, y el primer engranaje impulsado 31 también es transmitido a la segunda flecha de compensación 40, a través del contraengranaje 32 y el segundo engranaje impulsado 41. La fuerza de rotación del cigüeñal 20 puede ser transmitida, alternativamente, desde el engrane de manivela 21 a cada una de las flechas de compensación 30 y 40 por medio de trayectorias de transmisión separadas .

Más específicamente, tal y como se ilustra esquemáticamente en la Fig.21, el primer engranaje impulsado 31 que puede girar en relación con la primera flecha de compensación 30, y una placa 36 que puede girar junto con la primera flecha de compensación 30 son montados en la primera flecha de compensación 30. El primer engranaje impulsado 31 está acoplado de manera operativa con la placa 36, por medio del mecanismo de amortiguación 50 (60) . Además, el segundo engranaje impulsado 41 que puede girar en relación con la segunda flecha de compensación 40, y una placa 44 que puede girar junto con la segunda flecha de compensación 40, están montadas en la segunda flecha de compensación 40. El segundo engranaje 41 está acoplado de manera operativa con la placa 44 por medio del mecanismo de amortiguación 50 (60). Además, el contraengranaje 32 que está montado en la flecha rotatoria 37 diferente a la primera flecha de compensación 30, es enganchado con el engrane de manivela 21 en el segundo engranaje impulsado 41. Con el mecanismo de engranaje construido de esta manera, la fuerza de rotación del cigüeñal 20 es transmitida desde el engrane de manivela 21 a la primera flecha de compensación 30 a través del primer engranaje impulsado 31, el mecanismo de amortiguación 50 (60) proporcionado en la primera flecha de compensación 30, y la placa 36. Además, la fuerza de rotación del cigüeñal 20, también es transmitida desde el engrane de manivela 21a la segunda flecha de compensación 40 a través del contraengranaje 32, el segundo engranaje impulsado 41, el mecanismo de amortiguación 50 (60) provisto en la segunda flecha de compensación 40 y la placa 44. Aún si el mecanismo de engranaje de cada una de las modalidades ilustradas es modificado, tal y como se muestra en cada una de las figuras anteriormente mencionadas, las modalidades modificadas proporcionan los mismos efectos o ventajas descritos en cada una de las modalidades ilustradas. Aunque el engrane de manivela 21, el contraengrane 32, y los engranajes impulsados 31 y 41 todos son formados como engranes helicoidales en las modalidades ilustradas, estos engranajes pueden ser formados alternativamente, como engranajes rectos o cilindricos . En la tercera modalidad, el ancho del diente del engrane de resina (primer engranaje impulsado 31, segundo engranaje impulsado 41) es ajustado a 1.1 veces el tamaño de los dientes del engrane de metal (el engrane de manivela 21, el contraengranaje 32) que se enganchan con el engrane de resina. Sin embargo, el ancho del diente del engrane de resina puede ser ajustado a cualquier valor, siempre que el ancho del diente de engrane de resina sea mayor que el del engrane de metal. Con el objeto de evitar un aumento en el tamaño en el engrane de resina, es deseable ajustar el ancho del diente Br del engrane de resina para que se encuentre en un rango de Bm > Br < 1.5 x Bm (en donde Bm es el ancho del diente del engrane de metal) . En el caso donde una pluralidad de engranes de resina son enganchados respectivamente con una pluralidad de engranes de metal, las proporciones de ancho de diente respectivas de los engranes de resina a los engranes de metal, no necesitan ser las mismas. Por ejemplo, una proporción de ancho del diente del primer engranaje impulsado 31 al contraengranaje 21, puede ser diferente a la del segundo engranaje impulsado 41 al contraengranaje 32. En la cuarta modalidad, la resistencia de la porción dentada del segundo engranaje impulsado 41 es la misma que la porción dentada del primer engranaje impulsado 31. Sin embargo, la resistencia T3 de la porción dentada del segundo engranaje impulsado 41 puede ser ajustada a cualquier valor siempre que la resistencia T3 y la resistencia a la rotura T2 de las proyecciones 56 tengan la relación de T2 < T3. En las modalidades ilustradas, se proporcionan dos pares de pesas desequilibradas 33 y 43 en las flechas de compensación 30 y 40 respectivas, como para interponer los segundos cojinetes radiales 16 correspondientes entre ellas. Sin embargo, la posición y número de pesas desequilibradas 33 y 43 no están limitados a aquellos que se mencionan en las modalidades anteriores, y se puede cambiar, si así se desea . Las estructuras respectivas de los mecanismos de engranaje, tal y como se muestran en las modalidades ilustradas se pueden combinar cuando sea apropiado. Por ejemplo, el mecanismo de engranaje de acuerdo con la segunda modalidad puede ser provisto además con la estructura de la tercera modalidad con respecto al ancho de diente del engrane de resina, la estructura de la cuarta modalidad para evitar la rotura del engrane de resina al momento de la aplicación de una fuerza de rotación excesiva, y la estructura de la quinta modalidad para dispersar o diversificar la frecuencia natural. Además, el mecanismo de engranaje de la sexta modalidad puede incluir las estructuras respectivas tal y como se ilustran en las modalidades del dos al cinco. Aunque el mecanismo de engranaje es aplicado al aparato balanceador del motor de combustión interna en las modalidades ilustradas, la presente invención no está limitada a esto, sino que el mecanismo de engranaje puede ser aplicado alternativamente a cualquier otro sistema de transmisión de potencia del motor de combustión interna.

Claims

NOVEDAD DE LA INVENCIÓN Habiendo descrito la primera invención, se considera como novedad y por lo tanto, se reclama como propiedad, lo contenido en las siguientes: REIVINDICACIONES

1. Un mecanismo de engranaje de un sistema de transmisión de potencia que comprende un primer y segundo miembros rotatorios (31; 30, 32) colocados coaxialmente entre ellos, y un mecanismo de amortiguación interpuesto entre ellos, en donde el mecanismo de amortiguación incluye un miembro de amortiguación (54) que genera fuerza de amortiguación para limitar la rotación relativa entre el primer y segundo miembro rotatorio (31;30,32), y al menos un miembro elástico (55) que se deforma elásticamente, principalmente, cuando un ángulo de rotación relativa entre el primer y segundo miembro rotatorios, excede un ángulo de rotación previamente determinado como para aplicar una fuerza elástica sobre los miembros de rotación (31;30,32) en una dirección opuesta a la de la rotación relativa.

2. Un mecanismo de engranaje de conformidad con la reivindicación l,en donde el miembro de amortiguación (54) comprende un miembro de amortiguación de fricción (54a, 54b).

3. Un mecanismo de engranaje de conformidad con la reivindicación 2, en donde el segundo miembro rotatorio (30,32) comprende una flecha rotatoria (30), y en donde el miembro de amortiguación de fricción (54a, 54b) está colocado entre el primer miembro rotatorio (31) y la flecha rotatoria (30) .

4. Un mecanismo de engranaje de conformidad con cualquiera de las reivindicaciones 1 a 3, en donde el miembro elástico (55) comprende una porción principal de deformación (55a), y una porción de subdeformación (55b) , y en donde la porción principal de deformación (55a) tiene un límite de deformación mayor que la porción de subdeformación (55b) .

5. Un mecanismo de engranaje de conformidad con la reivindicación 4, en donde la porción principal de deformación (55) y la porción de subdeformación (55b), comprenden un material de hule, teniendo la porción principal de deformación (55a), una porción deformable elásticamente cuyo volumen es mayor que el de una porción deformable elásticamente de la porción de subdeformación (55b) .

6. Un mecanismo de engranaje de conformidad con cualquiera de las reivindicaciones 1 a 5, en donde el mecanismo de amortiguación comprende una pluralidad de miembros elásticos (55), cada uno de ellos provisto en uno del primero y segundo miembros rotatorios (31; 30, 32) y una pluralidad de miembros de apoyo (56) que corresponden a los miembros elásticos respectivos (55), cada uno de los cuales está provisto en el otro de dichos primer y segundo miembros rotatorios (31;30,32) para apoyarse en los miembros elásticos correspondientes (55) para ocasionar la deformación elástica del mismo cuando el primer y segundo miembros rotatorios (31;30,32) giran en relación entre ellos más allá del ángulo de rotación relativa previamente determinado; y en donde los miembros elásticos (55) están ubicados con respecto al primer y segundo miembro rotatorio (31; 30, 32) de modo que se forman ángulos diferentes de rotación relativa entre el primer ' y segundo miembros rotatorios ( 31 ; 30, 32) cuando los miembros elásticos respectivos se apoyan sucesivamente en los miembros de apoyo correspondientes (56).

7. Un mecanismo de engranaje de conformidad con cualquiera de las reivindicaciones 1 a 6, en donde por lo menos uno del primer y segundo miembros rotatorios (31; 30, 32) comprende el enganche del engrane con un contraengranaje respectivo (21, 41).

8. Un mecanismo de engranaje de conformidad con la reivindicación 7, en donde al menos uno de dichos engranajes (31, 32, 21, 41) es un engrane de resina cuyos dientes comprenden un material de resina.

9. Un mecanismo de engranaje de conformidad con la reivindicación 8, en donde un enganche de engranes respectivo con el engrane de resina es un engrane de metal cuyos dientes comprenden un metal, y en donde el engrane de resina tiene un ancho de diente que es más grande que el del engrane de metal.

10. Un mecanismo de engranaje de conformidad con las reivindicaciones 7 a 9, en donde el mecanismo de amortiguación comprende además por lo menos un miembro de apoyo (56) para apoyarse en los miembros elásticos correspondientes (55) para ocasionar la deformación elástica del mismo con el primer y segundo miembros rotatorios (31; 30, 32) giran en relación de uno con el otro más allá del ángulo de rotación relativa previamente determinado y en donde la resistencia de cada uno de los miembros de apoyo (56) medida al momento de la rotura del miembro de apoyo (56) debida a la fuerza elástica del miembro elástico correspondiente (55) que actúa sobre el mismo, es ajustada para que sea menor que la resistencia de una porción dentada de dichos engranes .

11. Un mecanismo de engranaje de conformidad con cualquiera de las reivindicaciones 7 a 10, en donde el mecanismo de amortiguación comprende una pluralidad de miembros elásticos (55), y cada uno de los cuales está provisto en uno de dichos primer y segundo miembros rotatorios (31; 30, 32) y una pluralidad de miembros de apoyo (56) correspondientes a los miembros elásticos respectivos (55), y cada uno de los cuales está provisto en el otro del primer y segundo miembros rotatorios (31; 30, 32) para apoyarse en los miembros elásticos correspondientes (55) para ocasionar la deformación elástica del mismo cuando dichos miembros rotatorios (31; 30, 32) giran en relación de uno con el otro más allá de un ángulo de rotación relativa previamente determinado; en donde los miembros elásticos (55) y dichos miembros de apoyo (56) están localizados de modo que, con respecto a los miembros rotatorios (31; 30, 32), los miembros elásticos (55) y los miembros de apoyo (56) están separados entre ellos en intervalos iguales en una dirección de rotación de los miembros rotatorios (31;30,32) y donde el primer miembro rotatorio (31) comprende un engrane para ser acoplado por el mecanismo de engranaje, y el número de dientes del engrane es ajustado a un múltiplo integral del número de miembros elásticos .

12. Un mecanismo de engranaje de conformidad con las reivindicaciones 1 a 11, en donde el ángulo de rotación relativa previamente determinado es definido por la suma de los ángulos por los cuales está separado cada miembro de apoyo (56) de las caras de los extremos correspondientes de al menos un miembro elástico (55) el cual está orientado hacia el miembro de apoyo (56), tal y como se ve en una dirección de rotación de los miembros rotatorios (31; 30, 32) .

13. Un mecanismo de engranaje de conformidad con cualquiera de las reivindicaciones 1 a 3, en donde el mecanismo de amortiguación comprende una pluralidad de primeros miembros elásticos (55), cada uno de los cuales está provisto en uno del primero y segundo miembros rotatorios (31; 30, 32), una pluralidad de miembros de apoyo (56) correspondiente a los miembros elásticos respectivos (55) cada uno de los cuales está provisto en el otro del primero y segundos miembros rotatorios (31; 30, 32), y una pluralidad de segundos miembros elásticos (59) que están interpuestos entre las caras de los extremos de los primeros miembros elásticos (55) y los miembros de apoyo (56); y en donde cada uno de los miembros elásticos (55) tiene una constante de resorte y un coeficiente de amortiguación que son más pequeños que aquellos de cada uno de los segundos miembros elásticos ( 59 ) .

14. Un motor de combustión interna que comprende un cigüeñal (20), una primera flecha de compensación (30) y un mecanismo de engranaje de conformidad con cualquiera de las reivindicaciones anteriores, en donde la primera flecha de compensación (30) es impulsada por la torsión de rotación del cigüeñal (20) .

15. Un motor de combustión interna de conformidad con la reivindicación 14, en donde el mecanismo de engranaje está colocado en la primera flecha de compensación (30) y comprende un engranaje impulsado (31), estando colocado en la primera flecha de compensación (30) y que puede girar en la misma, y en donde el engranaje impulsado (31) es impulsado por un engrane de manivela (21) estando asegurado fijamente en el cigüeñal (20) .

16. Un motor de combustión interna de conformidad con la reivindicación 14, en donde el mecanismo de engranaje está colocado en el engrane de manivela (20) y comprende un engrane de manivela (20) estando colocado en el cigüeñal (20) y que puede girar en relación al mismo, y en donde el engrane de manivela (21) impulsa un engranaje impulsado (31) estando asegurado fijamente en la primera flecha de compensación (30) .

17. Un motor de combustión interna de conformidad con la reivindicación 15 ó 16, en donde una segunda flecha de compensación (40) está acoplada de manera operativa con la primera flecha de compensación (30) .

18. Un motor de combustión interna de conformidad con la reivindicación 15, en donde una segunda flecha de compensación (40) es impulsada por el cigüeñal (20) por medio del engrane de manivela (21), un engrane intermedio (32) estando colocado en una flecha intermedia (37) y enganchándose con el engrane de manivela (21), un engrane impulsado (41) estando colocado en la segunda flecha de compensación (40) y que puede girar en relación a la misma, que se engancha con el engrane intermedio (37), y un mecanismo de engranaje adicional que conecta el engranaje impulsado (41) y la segunda flecha de compensación (40) entre ellos.