JP3539196B2

JP3539196B2 - Driving force transmission device

Info

Publication number: JP3539196B2
Application number: JP08372398A
Authority: JP
Inventors: 正宣大見; 俊示西脇
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 1998-03-30
Filing date: 1998-03-30
Publication date: 2004-07-07
Anticipated expiration: 2018-03-30
Also published as: JPH11280842A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、内燃機関のバランサ装置に適用して好適な駆動力伝達装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、車載用エンジン等の内燃機関においては、燃料の燃焼によってピストンを往復移動させ、そのピストンの往復移動をコンロッドによって出力軸であるクランクシャフトの回転へと変換して駆動力を得るようにしている。そのピストンが往復移動する際には同移動方向についてピストンの慣性力が生じるが、内燃機関を円滑に運転するためには同慣性力を可能な限り「０」に近づけることが好ましい。
【０００３】
そこで従来は、内燃機関にバランサ装置を設けてピストンの慣性力を「０」に近づけるようにしている。このバランサ装置は、内燃機関のクランクシャフトと平行に延びるバランスシャフトを備えている。バランスシャフトは、自身の軸線を中心に回転可能に支持されるととともに、同シャフトの外周面にはウエイトが上記軸線に対して偏心した状態で取り付けられている。このバランスシャフトを回転させると、ウエイトが同シャフトに伴って回転してピストンの移動方向について往復変位する。
【０００４】
従って、バランスシャフトをクランクシャフトと同期して回転させることにより、ウエイトの慣性力をピストンの移動方向について働かせ、そのウエイトの慣性力によってピストンの慣性力を打ち消して同慣性力を「０」にすることができるようになる。このように慣性力を「０」にするためには、クランクシャフトとバランスシャフトとを同期して回転させる必要があるが、その同期した回転はクランクシャフトの回転を駆動力伝達装置を介してバランスシャフトに伝達することによって実現される。
【０００５】
ここで、上記駆動力伝達装置の一例として、実開昭６１−１０６６４７号公報に記載された装置を図７に示す。同公報に記載された駆動力伝達装置は、バランスシャフト９１に固定された円板状のホルダ９２と、ホルダ９２の外周面に嵌め込まれるとともにクランクシャフトのギヤ（図示せず）と噛み合う円環状のギヤ９３とを備えている。そして、ホルダ９２の外周面とギヤ９３の内周面との間には、それら両者をそれぞれ凹ませることで切欠部９４が形成される。更に、切欠部９４内には、ホルダ９２とギヤ９３とをバランスシャフト９１の軸線を中心とする回転方向について互いに連結するためのコイルスプリング９５が配設されている。
【０００６】
このように構成された駆動力伝達装置では、クランクシャフトの回転がギヤ９３に伝達され、同ギヤ９３の回転がコイルスプリング９５を介して、ホルダ９２及びバランスシャフト９１に伝達される。上記クランクシャフトが回転する際には同シャフトに回転方向についてのトルク変動が生じるが、そのトルク変動はギヤ９３からホルダ９２への回転伝達時にコイルスプリング９５が伸縮して吸収するようになる。従って、バランサ装置のバランスシャフト９１にクランクシャフトのトルク変動が伝達されることはなく、そのトルク変動によってバランサ装置に振動等が生じて異音が生じるのを防止することができる。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
上記公報に記載された駆動力伝達装置を用いてクランクシャフトの回転をバランスシャフト９１へ伝達することにより、クランクシャフトのトルク変動がバランサ装置側に伝達されるのを防止することができるようにはなる。
【０００８】
しかし、上記トルク変動吸収のためにコイルスプリング９５が圧縮されたときには、同スプリング９５の長手方向両端部が拡径して同端部と切欠部９４内壁面との間の距離が短くなり、それら両者が接触し易くなる。こうした接触が頻繁に生じるようになると、切欠部９４の内壁面が摩耗してギヤ９３の強度低下に繋がることとなる。
【０００９】
そこで、上記接触を阻止するためにホルダ９２及びギヤ９３の径方向についての切欠部９４の幅を大きくし、コイルスプリング９５の両端部と切欠部９４の内面との距離を大きくすることも考えられる。ところが、切欠部９４の幅を上記のように大きくする場合には、ホルダ９２及びギヤ９３の強度を維持するために同ホルダ９２及びギヤ９３の径方向厚さを大きくする必要があり、その径方向厚さ拡大に基づくホルダ９２及びギヤ９３の大型化も無視できないものとなる。
【００１０】
また、上記公報に記載の駆動力伝達装置では、ホルダ９２とギヤ９３とがバランスシャフトの径方向に並んでいるため、ギヤ９３の径が大きくなって駆動力伝達装置が大型化する。特に、バランサ装置など内燃機関に組み付けられる装置に上記駆動力伝達装置を適用する場合には、上記ギヤ９３の大型化が内燃機関の小型化に対する大きな妨げとなる。
【００１１】
本発明はこのような実情に鑑みてなされたものであって、その目的は、ギヤなどの駆動力伝達部材を極力小径にして小型化を図ることのできる駆動力伝達装置を提供することにある。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため、請求項１記載の発明では、同一軸線上に位置して同軸線を中心に回転可能な第１及び第２の駆動力伝達部材と、前記第１及び第２の駆動力伝達部材をその回転方向について互いに連結する緩衝機構とを備え、前記第１の駆動力伝達部材の回転を前記緩衝機構に設けられたコイルスプリングを介して第２の駆動力伝達部材に伝達する駆動力伝達装置において、前記第１及び第２の駆動力伝達部材を前記軸線方向について並列に設け、前記コイルスプリングを前記第１及び第２の駆動力伝達部材の間に配設するとともに、、同コイルスプリングは前記軸線と直交する方向へ延びるとともに、自身の長手方向中間部を前記軸線に接近する方向に湾曲させて配設され、同スプリングの長手方向両端部が長手方向中央部よりも小径に形成されてなる。
【００１３】
同構成によれば、第１及び第２の駆動力伝達部材が回転するとき、遠心力によってコイルスプリングが直線状に延びた状態になる。このように第１及び第２の駆動力伝達部材の回転時にコイルスプリングが直線状になるため、同スプリングと両駆動力伝達部材とが接触することのない当該両駆動力伝達部材の最小径を一層小さくすることができるようになる。
第１の駆動力伝達部材の回転がコイルスプリングを介して第２の駆動力伝達部材へと伝達されるとき、コイルスプリングが圧縮されて同スプリングの長手方向両端部と両駆動力伝達部材との距離が短くなると、それら両者が接触し易くなる。しかし、同構成によれば、コイルスプリングの長手方向両端部が長手方向中央部よりも小径に形成され、第１及び第２の駆動力伝達部材が軸線方向について並列となっているため、それら駆動力伝達部材の径を同駆動力伝達部材とコイルスプリングの長手方向両端部とが接触することのない最小値にしたとき、それら駆動力伝達部材をより小径にすることができるようになる。
【００２０】
請求項２記載の発明では、請求項１記載の発明において、前記第１の駆動力伝達部材は内燃機関に設けられたバランサ装置のバランスシャフトに回転可能に取り付けられ、前記第２の駆動力伝達部材は前記バランスシャフトと一体回転可能に固定した。
【００２１】
内燃機関のバランサ装置に適用された駆動力伝達装置の大型化は同機関小型化の大きな妨げとなるが、その駆動力伝達装置の第１及び第２の駆動力伝達部材を極力小径とすることのできる同構成によれば、同装置を小型化して内燃機関の好適な小型化を図ることができるようになる。
【００２２】
請求項３記載の発明では、請求項２記載の発明において、前記第２の駆動力伝達部材の回転が伝達される第３の駆動力伝達部材を更に設け、前記第３の駆動力伝達部材を前記バランスシャフトと平行に設けられる別のバランスシャフトに一体回転可能に固定した。
【００２３】
同構成によれば、バランスシャフトが二本設けられるバランサ装置において、駆動力伝達装置の第１及び第２の駆動力伝達部材を極力小径にすることで、それらバランスシャフトの間隔を最小限にとどめることができるようになる。従って、バランサ装置の小型化、ひいては内燃機関の小型化が好適に図られる。
【００２５】
【発明の実施の形態】
以下、本発明を自動車用エンジンのバランサ装置に適用した一実施形態を図１〜図５に従って説明する。
【００２６】
図１に示すように、エンジンの出力軸であるクランクシャフト１１は、同エンジンのシリンダブロック１２下端部において、同シャフト１１の軸線を中心に回転可能に支持されている。このクランクシャフト１１には、コンロッドを介してピストン（共に図示せず）が連結されている。そして、エンジンの運転時には、ピストンの図中上下方向への往復移動がコンロッドによってクランクシャフト１１の回転へと変換されるようになる。また、クランクシャフト１１には、斜歯１３ａを有する金属製のクランクシャフトギヤ１３が同シャフト１１と一体回転可能に固定されている。
【００２７】
シリンダブロック１２の下端には、エンジンの運転時にピストンの移動方向に働く同ピストンの慣性力を打ち消すためのバランサ装置１５が取り付けられている。このバランサ装置１５は、一対のハウジング１６ａ，１６ｂ間にクランクシャフト１１と平行な状態で回転可能に支持された第１及び第２のバランスシャフト（図１には第１のバランスシャフトのみ図示）１７，１８を備えている。これら第１及び第２のバランスシャフト１７，１８の外周面には、ウエイト１９が同シャフト１７，１８の軸線に対して偏心した状態で取り付けられている。
【００２８】
また、第１及び第２のバランスシャフト１７，１８には、クランクシャフト１１の回転が上記クランクシャフトギヤ１３と駆動力伝達装置２１とを介して伝達される。このようにクランクシャフト１１の回転が第１及び第２のバランスシャフト１７，１８に伝達されると、それらシャフト１１，１７，１８が同期して回転するようになる。そして、第１及び第２のバランスシャフト１７，１８が回転すると、それらシャフト１７，１８に伴ってウエイト１９が回転してピストンの移動方向（図中上下方向）について往復変位する。
【００２９】
従って、クランクシャフト１１と第１及び第２のバランスシャフト１７，１８との同期した回転により、ウエイト１９が往復変位して同ウエイト１９の慣性力がピストンの移動方向（図中上下方向）に働き、そのウエイトの慣性力によってピストンの慣性力が打ち消されて同慣性力が「０」になる。即ち、ウエイト１９の慣性力とピストンの慣性力とが打ち消し合って「０」となるように、同ウエイト１９の質量やシャフト１７，１８の周方向についての取付位置などが予め調整されている。
【００３０】
次に、上記駆動力伝達装置２１の詳細構造について説明する。
図２に示すように、駆動力伝達装置２１は、クランクシャフト１１の回転を第１のバランスシャフト１７に伝達するためのギヤ機構２２を備えている。このギヤ機構２２の詳細構造を図３に示す。同図に示されるように、ギヤ機構２２は、第１のバランスシャフト１７の軸線上に並列に設けられた第１及び第２のギヤ２３，２４と、それらギヤ２３，２４を上記軸線を中心とする回転方向について連結する緩衝機構２５とを備えている。
【００３１】
第１のギヤ２３は、樹脂により円板状に形成されて外周部に斜歯２３ａを有している。第１のギヤ２３においては、その中心部に第１のバランスシャフト１７よりも若干大径となる貫通孔２６が設けられ、その貫通孔２６に第１のバランスシャフト１７が挿入されるようになる。こうして貫通孔２６に第１のバランスシャフト１７が挿入された状態にあっては、第１のギヤ２３が第１のバランスシャフト１７に対して回転可能になる。
【００３２】
第２のギヤ２４は、金属により円板状に形成されて外周部に斜歯２４ａを有している。第２のギヤ２４においては、その中心部に第１のバランスシャフト１７と同径の貫通孔２７が設けられ、その貫通孔２７に第１のバランスシャフト１７が圧入されるようになる。こうして貫通孔２７に第１のバランスシャフト１７が圧入された状態にあっては、第２のギヤ２４が第１のバランスシャフト１７に対して一体回転可能に固定される。
【００３３】
第２のギヤ２４における第１のギヤ２３との対向面はへこんでおり、そのへこみの内周面には第２のギヤ２４の中心に向かって対向するように突出する一対の突部２８が設けられている。これら突部２８により、第２のギヤ２４の上記へこみ内部が、円弧状に延びる一対の凹部２９ａ，２９ｂとして区画されている。また、突部２８における周方向両側面２８ａ，２８ｂは、第２のギヤ２４の中心に近づくほど、それら両側面２８ａ、２９ｂ間の距離が小さくなる斜状に形成されている。
【００３４】
緩衝機構２５は、挟持プレート３０ａ，３０ｂ，３１ａ，３１ｂと、コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂと、ホルダ３４とを備えている。挟持プレート３０ａ，３０ｂ，３１ａ，３１ｂは、略円弧状に延びる板の長手方向両端部を同じ側に９０゜屈曲させることによって形成されている。これら挟持プレート３０ａ，３０ｂ，３１ａ，３１ｂの長手方向両端部は、それぞれシート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂとなっている。
【００３５】
そして、挟持プレート３０ａ，３１ａにおける一方の端部同士は、シート部３５ａ，３６ａが対向する状態で、同プレート３０ａ，３１ａの厚さ方向に重ねられる。この状態にあって、挟持プレート３０ａ，３１ａにおける一方のシート部３５ａ，３６ａ間にコイルスプリング３２ａが配設されるとともに、他方のシート部３５ａ，３６ａ間にコイルスプリング３３ａが配設される。これらコイルスプリング３２ａ，３２ｂにおいては、その長手方向両端部が長手方向中央部よりも小径に形成されている。
【００３６】
また、挟持プレート３０ｂ，３１ｂにおける一方の端部同士も、シート部３５ｂ，３６ｂが対向する状態で、同プレート３０ｂ，３１ｂにおける一方のシート部３５ｂ，３６ｂが対向する状態で、同プレート３０ｂ，３１ｂの厚さ方向に重ねられる。この状態にあって、挟持プレート３０ｂ，３１ｂにおける一方のシート部３５ｂ，３６ｂ間にコイルスプリング３２ｂが配設されるとともに、他方のシート部３５ｂ，３６ｂ間にコイルスプリング３３ｂが配設される。これらコイルスプリング３２ｂ，３３ｂにおいても、その長手方向両端部が長手方向中央部よりも小径に形成されている。
【００３７】
上記のように組み合わされた挟持プレート３０ａ，３１ａ及びコイルスプリング３２ａ，３３ａと、挟持プレート３０ｂ，３１ｂ及びコイルスプリング３２ｂ，３３ｂとは、第２のギヤ２４の二つの凹部２９ａ，２９ｂにそれぞれ嵌め込まれる。
【００３８】
ここで、挟持プレート３０ａ，３０ｂ，３１ａ，３１ｂの拡大斜視図を図４に示す。挟持プレート３０ａ，３０ｂに設けられた一方のシート部３５ａ，３５ｂ（図中上側のもの）において、その突出方向両縁部の外側面には面取り加工が施されて斜面３７ａ，３７ｂが形成されている。また、挟持プレート３１ａ，３１ｂに設けられた一方のシート部３６ａ，３６ｂ（図中下側のもの）において、その突出方向両縁部の外側面には面取り加工が施されて斜面３８ａ，３８ｂが形成されている。これら斜面３７ａ，３７ｂ，３８ａ，３８ｂの傾斜角度は、シート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂの外側面に対して例えば３０゜と比較的鋭角になっている。
【００３９】
このように挟持プレート３０ａ，３０ｂ，３１ａ，３１ｂにおけるシート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂの縁部を面取り加工し、斜面３７ａ，３７ｂ，３８ａ，３８ｂを形成することで、上記のような第２のギヤ２４の凹部２９ａ，２９ｂへの挟持プレート３０ａ，３０ｂ，３１ａ，３１ｂ等の嵌め込みが容易になる。即ち、その嵌め込みを行う際に、上記面取り加工を施したことで、シート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂの縁部が第２のギヤ２４に引っ掛かりにくくなる。
【００４０】
挟持プレート３０ａ，３１ａ，３０ｂ，３１ｂ、及びコイルスプリング３２ａ，３３ａ，３２ｂ，３３ｂとが第２のギヤ２４に組み付けられた状態にあっては、図５に示すように同スプリング３２ａ，３３ａ，３２ｂ，３３ｂがシート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂによって圧縮された状態で挟持される。
【００４１】
このとき、挟持プレート３０ａ，３１ａにおける一方のシート部３５ａ，３６ａ同士が互いに平行になるとともに、他方のシート部３５ａ，３６ａ同士が互いに平行になる。また、挟持プレート３０ｂ，３１ｂにおける一方のシート部３５ｂ，３６ｂ同士が互いに平行になるとともに、他方のシート部３５ｂ，３６ｂ同士が互いに平行になる。即ち、シート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂが接触する第２のギヤ２４における突部２８の側面２８ａ，２８ｂの傾斜角度が、上記シート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂの平行配置に適した値に予め調整されている。
【００４２】
従って、コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂは、第２のギヤ２４の径方向について直線状に延びた状態で圧縮されることとなり、同スプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂの両端部がシート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂに片当たりすることはない。そのため、コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂの両端部とシート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂとの片当たりによる同シート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂの過度の摩耗が防止されるようになる。
【００４３】
一方、図３に示すように、第１のギヤ２３における第２のギヤ２４と対向する面には、一対のピン３９によりホルダ３４が第１のギヤ２３と一体回転可能に取り付けられる。このホルダ３４はリング状に形成され、同ホルダ３４の内周面にはホルダ３４の中心に向かって対向するように突出する一対の突部４０が設けられている。一対の突部４０は、第２のギヤ２４に設けられた一対の突部２８に対応して位置するとともに、それら突部２８と同形状に形成されている。即ち、突部４０における周方向両側面４０ａ，４０ｂは、ホルダ３４の中心に近づくほど、それら両側面４０ａ，４０ｂ間の距離が小さくなる斜状に形成されている。
【００４４】
こうしたホルダ３４を第１のギヤ２３に取り付けることで、第１のギヤ２３における第２のギヤ２４との対向面に、上記一対の突部４０によって区画された円弧状に延びる一対の凹部４１ａ，４１ｂが形成される。そして、第１のギヤ２３に取り付けられたホルダ３４の突部４０と、図５に示す第２のギヤ２４の突部２８とを位置合わせした状態で重ねると、その突部２８と接触しているシート部３５ａ，３５ｂ間、及びシート部３６ａ，３６ｂ間に上記ホルダ３４の突部４０が嵌め込まれる。この嵌め込みは、シート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂの縁部が面取り加工されて斜面３７ａ，３７ｂ，３８ａ，３８ｂ（図４）が形成されていることから、その縁部とホルダ３４との間に引っ掛かりがなく、容易に行われることとなる。
【００４５】
このような嵌め込みが行われた状態にあっては、シート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂが、第２のギヤ２４の突部２８だけでなくホルダ３４の突部４０にも接触するようになる。従って、第１及び第２のギヤ２３，２４が相対回転すると、両突部２８，４０が周方向にずれて挟持プレート３０ａ，３１ａを周方向について縮める側に押すとともに、挟持プレート３０ｂ，３１ｂを周方向について縮める側に押す。その結果、各コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂを挟持する各対のシート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂ間の距離が短くなり、それらスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂが圧縮されるようになる。
【００４６】
このように構成されたギヤ機構２２においては、第１のギヤ２３がクランクシャフト１１（図１）に取り付けられたクランクシャフトギヤ１３に噛み合わされ、第２のギヤ２４が図２に示すように第３のギヤ４２に噛み合わされる。この第３のギヤ４２は、自身の外周部に斜歯４２ａを有し、第１のバランスシャフト１７と平行に設けられた第２のバランスシャフト１８に対して一体回転可能に固定されている。なお、本実施形態においては、その第３のギヤ４２と上記ギヤ機構２２によって駆動力伝達装置２１が構成されている。
【００４７】
そして、クランクシャフト１１の回転は、クランクシャフトギヤ１３及びギヤ機構２２を介して第１のバランスシャフト１７に伝達され、更にギヤ機構２２及び第３のギヤ４２を介して第２のバランスシャフト１８に伝達されるようになる。こうしてクランクシャフト１１と第１及び第２のバランスシャフト１７，１８が同期して回転することとなり、ピストンの慣性力がウエイト１９の慣性力によって打ち消されるようになる。
【００４８】
次に、上記のように構成された駆動力伝達装置２１の作用を説明する。
ピストンの往復移動によりクランクシャフト１１（図１）が回転すると、同シャフト１１の回転がクランクシャフトギヤ１３を介して駆動力伝達装置２１におけるギヤ機構２２の第１のギヤ２３に伝達される。この第１のギヤ２３は樹脂により形成されているため、クランクシャフトギヤ１３から第１のギヤ２３への回転伝達の際の静粛性が金属製のギヤを採用した場合に比べて向上するようになる。こうしたクランクシャフトギヤ１３から第１のギヤ２３への回転伝達により、第１のギヤ２３が第１のバランスシャフト１７に対して同シャフト１７の軸線を中心に回転する。更に、第１のギヤ２３が回転すると、その回転がギヤ機構２２における緩衝機構２５を介して第２のギヤ２４及び第３のギヤ４２（図２）に伝達される。
【００４９】
第１のギヤ２３の回転が緩衝機構２５を介して第２のギヤ２４に伝達されるとき、それらギヤ２３，２４が相対回転して、図３に示す第２のギヤ２４及びホルダ３４における互いに厚さ方向に重ねられた突部２８，４０が周方向にずれる。こうした突部２８，４０の周方向へのずれにより、図５に示す挟持プレート３０ａ，３１ａが周方向について縮められるとともに、挟持プレート３０ｂ，３１ｂが周方向について縮められる。その結果、各コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂを挟持する各対のシート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂ間の距離が短くなり、それらスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂが圧縮される。
【００５０】
ピストンの往復によるクランクシャフト１１の回転では、同シャフトの１３の回転トルクにトルク変動が生じることとなる。しかし、そのトルク変動により、第１のギヤ２３に第２のギヤ２４との相対回転方向についての変動が生じたとしても、上記コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂが伸縮することで、その第１のギヤにおける相対回転方向への変動が第２のギヤ２４に伝達されることはなくなる。
【００５１】
また、コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂの伸縮は、クランクシャフトギヤ１３から第１のギヤ２３への回転伝達の際の衝撃を吸収するという役割も果たす。即ち、上記回転伝達の際にクランクシャフトギヤ１３から第１のギヤ２３へ加えられる衝撃が、コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂの伸縮により緩和されることとなる。そのため、金属製のものよりも強度の低い樹脂製の第１のギヤ２３にあって、同ギヤ２３を強度向上のために厚さ方向に大型化させずとも同ギヤ２３の強度が十分なものとなる。
【００５２】
コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂが圧縮されるとき、同スプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂの長手方向両端部が拡径し、その両端部と第２のギヤ２４及びホルダ３４（図３）における凹部２９ａ，２９ｂ，４１ａ，４１ｂの内周面との距離が短くなる。本実施形態では、第１及び第２のギヤ２３，２４が同一軸線上に並列に配設され、しかもコイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂの長手方向両端部が長手方向中央部よりも小径に形成されている。従って、第１及び第２のギヤ２３，２４の径を上記コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂの両端部と凹部２９ａ，２９ｂ，４１ａ，４１ｂの内周面との接触が生じない最小値にしたとき、それらギヤ２３，２４をより小径にすることができるようになる。
【００５３】
また、このように第１及び第２のギヤ２３，２４を極力小径にすることで、第２のギヤ２４から第３のギヤ４２への回転伝達により自身の軸線を中心に回転する第２のバランスシャフト１８と、上記第２のギヤ２４が取り付けられる第１のバランスシャフト１７との間隔が最小限にとどめられる。従って、第１及び第２のギヤ２３，２４の径を極力小さくし、且つ第１及び第２のバランスシャフト１７，１８の間隔を最小限にとどめることで、バランサ装置１５の小型化、ひいてはエンジンの小型化が好適に図られれるようになる。
【００５４】
以上詳述した本実施形態によれば、以下に示す効果が得られるようになる。
（１）駆動力伝達装置２１における第１及び第２のギヤ２３，２４の径を最小にして、その駆動力伝達装置２１の小型化を図ることができるようになる。
【００５５】
（２）挟持プレート３０ａ，３１ａ，３０ｂ，３１ｂにおいて、コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂを挟持する各対のシート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂが平行となっている。そのため、コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂの両端部がシート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂに片当たりすることはない。従って、コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂの両端部とシート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂとの片当たりによる同シート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂの過度の摩耗を防止することができる。
【００５６】
（３）エンジンのバランサ装置１５に適用された駆動力伝達装置２１の大型化はエンジンの小型化に対する大きな妨げとなるが、その駆動力伝達装置２１における第１及び第２のギヤ２３，２４を極力小径とすることができるため、同装置２１を小型化してエンジンの好適な小型化を図ることができる。
【００５７】
（４）第１及び第２のバランスシャフト１７，１８が設けられるバランサ装置１５において、駆動力伝達装置２１における第１及び第２のギヤ２３，２４を極力小径にすることで、それらバランスシャフト１７，１８の間隔を最小限にとどめることができるようになる。従って、バランサ装置１５の小型化、ひいてはエンジンの小型化を好適に図ることができる。
【００５８】
（５）本実施形態では、挟持プレート３０ａ，３０ｂ，３１ａ，３１ｂのシート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂに面取り加工を施して斜面３７ａ，３７ｂ，３８ａ，３８ｂを形成した。そのため、第２のギヤ２４の凹部２９ａ，２９ｂへの挟持プレート３０ａ，３０ｂ，３１ａ，３１ｂ等の嵌め込みの際、シート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂの縁部が第２のギヤ２４に引っ掛かりにくくなる。また、ホルダ３４の突部４０と第２のギヤ２４の突部２８とを厚さ方向に重ねるとき、その突部２８と接触しているシート部３５ａ，３５ｂ間、及びシート部３６ａ，３６ｂ間に上記ホルダ３４の突部４０が嵌め込まれるが、この嵌め込みの際にもシート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂの縁部がホルダ３４に引っ掛かりにくくなる。従って、挟持プレート３０ａ，３０ｂ，３１ａ，３１ｂを第１及び第２のギヤ２３，２４に対して容易に組み付けることができる。
【００５９】
（６）また、上記シート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂの斜面３７ａ，３７ｂ，３８ａ，３８ｂは、シート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂの外側面に対して３０゜と比較的鋭角に形成されている。そのため、第１及び第２のギヤ２３，２４に対する挟持プレート３０ａ，３０ｂ，３１ａ，３１ｂの組み付け時の嵌込作業が一層容易になる。
【００６０】
（７）通常、静粛性向上などを意図して第１のギヤ２３を樹脂により形成した場合、強度を確保するために第１のギヤ２３を厚さ方向に大型化しなければならない。しかし、本実施形態では、クランクシャフトギヤ１３から第１のギヤ２３への回転伝達の際にギヤ１３からギヤ２３へ加えられる衝撃が、コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂの伸縮により緩和されることとなる。そのため、金属製のものよりも強度の低い樹脂製の第１のギヤ２３を採用しても、同ギヤ２３を強度向上のために厚さ方向に大型化させずに同ギヤ２３の強度を十分なものとすることができる。従って、静粛性を向上させつつ第１のギヤ２３の大型化を抑制することができる。
【００６１】
なお、本実施形態は、例えば以下のように変更することもできる。
・第１のギヤ２３を樹脂以外の材料（例えば金属）により形成してもよい。
・上記シート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂの斜面３７ａ，３７ｂ，３８ａ，３８ｂの傾斜角度を、シート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂの外側面に対して３０゜としたが、その他の値（例えば４５゜）としてもよい。
【００６２】
・各シート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂに二つづつ形成された斜面３７ａ，３７ｂ，３８ａ，３８ｂの内の一つを省略してもよい。この場合、斜面３７ａ，３７ｂ，３８ａ，３８ｂを形成する手間を軽減することができる。
【００６３】
・また、斜面３７ａ，３７ｂ，３８ａ，３８ｂ全部を省略し、同斜面３７ａ，３７ｂ，３８ａ，３８ｂを形成する手間を省いてもよい。
・本実施形態では、二つのバランスシャフト１７，１８を備えたバランサ装置１５を例示したが、エンジンの気筒数に応じてバランスシャフトの数を適宜変更してもよい。
【００６４】
・本実施形態では、駆動力伝達部材としてギヤ２３，２４，４２を例示したが、これに代えてスプロケットやプーリ等を駆動力伝達部材として採用してもよい。これらの場合、回転伝達がギヤの噛み合いによってではなく、チェーンやベルトを介して行われることとなる。
【００６５】
・本実施形態では、駆動力伝達装置２１をエンジンのバランサ装置に適用したが、その他の装置に駆動力伝達装置２１を適用してもよい。
・本実施形態では、コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂを直線状となるようにしたが、これに代えて図６に一転鎖線で示すように、コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂを長手方向について第２のギヤ２４の中心へ接近する側に湾曲させてもよい。この場合、コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂを挟持する各対のシート部３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂを、互いに平行にするのではなく、第２のギヤ２４の中心に近づくほど拡開させる。このように構成すれば、駆動力伝達装置２１のギヤ機構２２が回転するとき、遠心力によってコイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂが直線状になる。そのため、コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂの両端部と凹部２９ａ，２９ｂ，４１ａ，４１ｂの内周面とが接触することのない第１及び第２のギヤ２３，２４の最小径を一層小さくし、更なる駆動力伝達装置２１の小型化を図ることができる。
【００６６】
・本実施形態では、緩衝機構２５に四つのコイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂを設けたが、その数を例えば二つなどに適宜変更してもよい。この場合、コイルスプリング３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂの数に応じて、挟持プレート３０ａ，３０ｂ，３１ａ，３１ｂ等の数も変更することになる。
【００６７】
【発明の効果】
請求項１記載の発明によれば、第１及び第２の駆動力伝達部材が回転するとき、遠心力によってコイルスプリングが直線状に延びた状態になる。このように第１及び第２の駆動力伝達部材の回転時にコイルスプリングが直線状になるため、同スプリングと両駆動力伝達部材とが接触することのない当該両駆動力伝達部材の最小径を一層小さくすることができるようになる。
さらに、コイルスプリングの長手方向両端部が長手方向中央部よりも小径に形成され、第１及び第２の駆動力伝達部材が軸線方向について並列となっているため、それら駆動力伝達部材の径を同駆動力伝達部材とコイルスプリングの長手方向両端部とが接触することのない最小値にしたとき、それら駆動力伝達部材をより小径にすることができる。従って、第１及び第２の駆動力伝達部材を極力小径にして、駆動力伝達装置の小型化を図ることができるようになる。
【００７１】
請求項２記載の発明によれば、内燃機関のバランサ装置に適用された駆動力伝達装置の大型化は同機関小型化の大きな妨げとなるが、その駆動力伝達装置の第１及び第２の駆動力伝達部材を極力小径とすることができるため、同装置を小型化して内燃機関の好適な小型化を図ることができる。
【００７２】
請求項３記載の発明によれば、バランスシャフトが二本設けられるバランサ装置において、駆動力伝達装置の第１及び第２の駆動力伝達部材を極力小径にすることで、それらバランスシャフトの間隔を最小限にとどめることができる。従って、バランサ装置の小型化、ひいては内燃機関の小型化を好適に図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本実施形態の駆動力伝達装置が適用されたバランサ装置及びエンジンを示す側面図。
【図２】同駆動力伝達装置によるクランクシャフトとバランサ装置との連結態様を示すエンジンの正面図。
【図３】同駆動力伝達装置に設けられたギヤ機構の内部構造を示す分解斜視図。
【図４】同ギヤ機構の挟持プレートを示す拡大斜視図。
【図５】第２のギヤに対する挟持プレート及びコイルスプリングの組付態様を示す正面図。
【図６】第２のギヤに対する挟持プレート及びコイルスプリングの組付態様の他の例を示す正面図。
【図７】駆動力伝達装置の従来例を示す正面図。
【符号の説明】
１５…バランサ装置、１７…第１のバランスシャフト、１８…第２のバランスシャフト、２１…駆動力伝達装置、２２…ギヤ機構、２３…第１のギヤ、２４…第２のギヤ、２５…緩衝機構、３０ａ，３０ｂ，３１ａ，３１ｂ…挟持プレート、３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂ…コイルスプリング、３４…ホルダ、３５ａ，３５ｂ，３６ａ，３６ｂ…シート部、３７ａ，３７ｂ，３８ａ，３８ｂ…斜面、４２…第３のギヤ。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a driving force transmission device suitable for being applied to a balancer device of an internal combustion engine.
[0002]
[Prior art]
Generally, in an internal combustion engine such as an on-vehicle engine, a piston is reciprocated by burning fuel, and the reciprocating movement of the piston is converted into rotation of a crankshaft, which is an output shaft, by a connecting rod to obtain a driving force. I have. When the piston reciprocates, an inertial force of the piston is generated in the same moving direction. However, in order to operate the internal combustion engine smoothly, it is preferable that the inertial force be as close to "0" as possible.
[0003]
Therefore, conventionally, a balancer device is provided in the internal combustion engine so that the inertia force of the piston approaches "0". This balancer device includes a balance shaft extending parallel to a crankshaft of the internal combustion engine. The balance shaft is supported rotatably about its own axis, and a weight is mounted on the outer peripheral surface of the shaft so as to be eccentric with respect to the axis. When the balance shaft is rotated, the weight rotates with the shaft and reciprocates in the movement direction of the piston.
[0004]
Therefore, by rotating the balance shaft in synchronization with the crankshaft, the inertial force of the weight works in the direction of movement of the piston, and the inertial force of the weight cancels the inertial force of the piston to set the inertial force to "0". Will be able to do it. In order to reduce the inertial force to “0”, it is necessary to rotate the crankshaft and the balance shaft in synchronization, and the synchronized rotation balances the rotation of the crankshaft through the driving force transmission device. This is achieved by transmitting to the shaft.
[0005]
Here, as an example of the driving force transmission device, FIG. 7 shows a device described in Japanese Utility Model Laid-Open Publication No. 61-106647. The driving force transmitting device described in the publication has a disk-shaped holder 92 fixed to a balance shaft 91, and an annular ring fitted to the outer peripheral surface of the holder 92 and meshing with a gear (not shown) of a crankshaft. A gear 93 is provided. A notch 94 is formed between the outer peripheral surface of the holder 92 and the inner peripheral surface of the gear 93 by recessing both of them. Further, a coil spring 95 for connecting the holder 92 and the gear 93 to each other in a rotational direction about the axis of the balance shaft 91 is provided in the notch 94.
[0006]
In the driving force transmission device configured as described above, the rotation of the crankshaft is transmitted to the gear 93, and the rotation of the gear 93 is transmitted to the holder 92 and the balance shaft 91 via the coil spring 95. When the crankshaft rotates, a torque fluctuation occurs in the rotation direction of the crankshaft. When the torque fluctuation is transmitted from the gear 93 to the holder 92, the coil spring 95 expands and contracts and absorbs the torque fluctuation. Accordingly, torque fluctuations of the crankshaft are not transmitted to the balance shaft 91 of the balancer device, and it is possible to prevent vibrations and the like from occurring in the balancer device due to the torque fluctuations and noise.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
By transmitting the rotation of the crankshaft to the balance shaft 91 using the driving force transmission device described in the above publication, it is possible to prevent the torque fluctuation of the crankshaft from being transmitted to the balancer device side. Become.
[0008]
However, when the coil spring 95 is compressed to absorb the torque fluctuation, both ends in the longitudinal direction of the spring 95 are enlarged in diameter, and the distance between the end and the inner wall surface of the notch 94 is shortened. Both come into contact easily. If such contact occurs frequently, the inner wall surface of the notch 94 wears, leading to a reduction in the strength of the gear 93.
[0009]
Therefore, in order to prevent the contact, the width of the notch 94 in the radial direction of the holder 92 and the gear 93 may be increased, and the distance between both ends of the coil spring 95 and the inner surface of the notch 94 may be increased. . However, when the width of the cutout portion 94 is increased as described above, it is necessary to increase the radial thickness of the holder 92 and the gear 93 in order to maintain the strength of the holder 92 and the gear 93. Enlargement of the holder 92 and the gear 93 based on the thickness increase in the direction cannot be ignored.
[0010]
Further, in the driving force transmission device described in the above publication, since the holder 92 and the gear 93 are arranged in the radial direction of the balance shaft, the diameter of the gear 93 is increased and the driving force transmission device is enlarged. In particular, when the driving force transmission device is applied to a device mounted on an internal combustion engine such as a balancer device, an increase in the size of the gear 93 greatly hinders a reduction in the size of the internal combustion engine.
[0011]
The present invention has been made in view of such circumstances, and an object of the present invention is to provide a driving force transmission device that can reduce the size of a driving force transmission member such as a gear as small as possible. .
[0012]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, the first and second driving force transmitting members are located on the same axis and are rotatable about a coaxial line, and the first and second driving forces are provided. A buffer mechanism for connecting the force transmitting members to each other in the rotational direction thereof, and transmitting the rotation of the first driving force transmitting member to the second driving force transmitting member via a coil spring provided in the buffer mechanism. In the driving force transmission device, the first and second drivingPowerA transmission member is provided in parallel in the axial direction, and the coil spring is driven by the first and second drive units.PowerThe coil spring is disposed between the transmission members, and extends in a direction orthogonal to the axis, and extends in its own longitudinal direction.Middle partApproach the axisdirectionCurved toLetArranged, The both ends in the longitudinal direction of the spring are formed to be smaller in diameter than the central part in the longitudinal direction..
[0013]
According to the configuration, when the first and second driving force transmitting members rotate, the coil spring is linearly extended by centrifugal force. Since the coil spring becomes linear when the first and second driving force transmitting members rotate as described above, the minimum diameter of the two driving force transmitting members is set so that the spring does not contact the two driving force transmitting members. It becomes possible to further reduce the size.
When the rotation of the first driving force transmitting member is transmitted to the second driving force transmitting member via the coil spring, the coil spring is compressed, and the longitudinal end portions of the spring and the two driving force transmitting members are connected. As the distance becomes shorter, both of them become easier to contact. However, according to the configuration, both ends in the longitudinal direction of the coil spring are formed smaller in diameter than the central portion in the longitudinal direction, and the first and second driving force transmitting members are arranged in parallel in the axial direction. When the diameter of the force transmitting member is set to a minimum value at which the driving force transmitting member does not come into contact with the longitudinal ends of the coil spring, the driving force transmitting members can be made smaller in diameter.
[0020]
Claim2In the described invention, the claims1 noteIn the above invention, the first driving force transmission member is rotatably attached to a balance shaft of a balancer device provided in the internal combustion engine, and the second driving force transmission member is fixed to be integrally rotatable with the balance shaft. did.
[0021]
An increase in the size of the driving force transmission device applied to the balancer device of the internal combustion engine greatly hinders downsizing of the engine. However, the first and second driving force transmission members of the driving force transmission device should be as small as possible. According to this configuration, the size of the device can be reduced, and the size of the internal combustion engine can be reduced appropriately.
[0022]
Claim3In the described invention, the claims2In the invention described in the above, a third driving force transmission member to which rotation of the second driving force transmission member is transmitted is further provided, and the third driving force transmission member is provided in parallel with the balance shaft. It is fixed to the shaft so that it can rotate integrally.
[0023]
According to this configuration, in a balancer device provided with two balance shafts, the first and second driving force transmission members of the driving force transmission device are made as small as possible to minimize the distance between the balance shafts. Will be able to do it. Therefore, downsizing of the balancer device and, eventually, downsizing of the internal combustion engine can be suitably achieved.
[0025]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
An embodiment in which the present invention is applied to a balancer device for an automobile engine will be described below with reference to FIGS.
[0026]
As shown in FIG. 1, a crankshaft 11, which is an output shaft of the engine, is supported at the lower end of a cylinder block 12 of the engine so as to be rotatable about the axis of the shaft 11. A piston (both not shown) is connected to the crankshaft 11 via a connecting rod. During the operation of the engine, the reciprocating movement of the piston in the vertical direction in the drawing is converted into rotation of the crankshaft 11 by the connecting rod. Further, a metal crankshaft gear 13 having bevels 13a is fixed to the crankshaft 11 so as to be integrally rotatable therewith.
[0027]
At the lower end of the cylinder block 12, a balancer device 15 for canceling the inertial force of the piston acting in the moving direction of the piston during operation of the engine is attached. The balancer device 15 includes first and second balance shafts (only the first balance shaft is shown in FIG. 1) 17 rotatably supported between a pair of housings 16a and 16b in a state parallel to the crankshaft 11. , 18 are provided. Weights 19 are attached to the outer peripheral surfaces of the first and second balance shafts 17 and 18 eccentrically with respect to the axes of the shafts 17 and 18.
[0028]
The rotation of the crankshaft 11 is transmitted to the first and second balance shafts 17 and 18 via the crankshaft gear 13 and the driving force transmission device 21. When the rotation of the crankshaft 11 is transmitted to the first and second balance shafts 17, 18, the shafts 11, 17, 18 rotate in synchronization. When the first and second balance shafts 17 and 18 rotate, the weight 19 rotates with the shafts 17 and 18 and reciprocates in the movement direction (vertical direction in the drawing) of the piston.
[0029]
Therefore, the weight 19 is reciprocated by the synchronized rotation of the crankshaft 11 and the first and second balance shafts 17, 18, and the inertia force of the weight 19 acts in the moving direction of the piston (vertical direction in the figure). The inertia force of the weight cancels the inertia force of the piston, and the inertia force becomes "0". That is, the mass of the weight 19 and the mounting position of the shafts 17 and 18 in the circumferential direction are adjusted in advance so that the inertial force of the weight 19 and the inertial force of the piston cancel each other to become “0”.
[0030]
Next, a detailed structure of the driving force transmission device 21 will be described.
As shown in FIG. 2, the driving force transmission device 21 includes a gear mechanism 22 for transmitting the rotation of the crankshaft 11 to the first balance shaft 17. The detailed structure of the gear mechanism 22 is shown in FIG. As shown in the figure, the gear mechanism 22 includes first and second gears 23 and 24 provided in parallel on the axis of the first balance shaft 17 and the gears 23 and 24 centered on the axis. And a buffer mechanism 25 that is connected in the rotation direction.
[0031]
The first gear 23 is formed in a disk shape by a resin, and has beveled teeth 23a on an outer peripheral portion. In the first gear 23, a through hole 26 having a diameter slightly larger than that of the first balance shaft 17 is provided at the center thereof, and the first balance shaft 17 is inserted into the through hole 26. . Thus, when the first balance shaft 17 is inserted into the through hole 26, the first gear 23 can rotate with respect to the first balance shaft 17.
[0032]
The second gear 24 is formed of metal in a disk shape and has bevels 24a on the outer periphery. In the second gear 24, a through hole 27 having the same diameter as the first balance shaft 17 is provided at the center thereof, and the first balance shaft 17 is press-fitted into the through hole 27. When the first balance shaft 17 is pressed into the through hole 27 in this manner, the second gear 24 is fixed to the first balance shaft 17 so as to be integrally rotatable.
[0033]
The surface of the second gear 24 facing the first gear 23 is dented, and a pair of protrusions 28 projecting toward the center of the second gear 24 are formed on the inner peripheral surface of the depression. Is provided. The protrusions 28 define the inside of the recess of the second gear 24 as a pair of concave portions 29a and 29b extending in an arc shape. The circumferential side surfaces 28a and 28b of the protrusion 28 are formed in an oblique shape such that the closer to the center of the second gear 24, the smaller the distance between the side surfaces 28a and 29b.
[0034]
The buffer mechanism 25 includes holding plates 30a, 30b, 31a, 31b, coil springs 32a, 32b, 33a, 33b, and a holder. The holding plates 30a, 30b, 31a, 31b are formed by bending both ends of a substantially arc-shaped plate in the longitudinal direction to the same side by 90 °. Both ends of the holding plates 30a, 30b, 31a, 31b in the longitudinal direction are sheet portions 35a, 35b, 36a, 36b, respectively.
[0035]
One end of each of the sandwiching plates 30a and 31a is overlapped in the thickness direction of the plates 30a and 31a in a state where the sheet portions 35a and 36a face each other. In this state, the coil spring 32a is disposed between one of the sheet portions 35a and 36a of the holding plates 30a and 31a, and the coil spring 33a is disposed between the other sheet portions 35a and 36a. In these coil springs 32a and 32b, both ends in the longitudinal direction are formed to be smaller in diameter than the central part in the longitudinal direction.
[0036]
Also, one ends of the sandwiching plates 30b and 31b are in a state where the sheet portions 35b and 36b are opposed to each other, and in a state where the one sheet portions 35b and 36b of the plates 30b and 31b are opposed to each other, the same plate 30b and 31b In the thickness direction. In this state, the coil spring 32b is disposed between one of the sheet portions 35b and 36b of the holding plates 30b and 31b, and the coil spring 33b is disposed between the other sheet portions 35b and 36b. Also in these coil springs 32b and 33b, both ends in the longitudinal direction are formed to be smaller in diameter than the central part in the longitudinal direction.
[0037]
The holding plates 30a, 31a and the coil springs 32a, 33a and the holding plates 30b, 31b and the coil springs 32b, 33b combined as described above are fitted into the two concave portions 29a, 29b of the second gear 24, respectively. .
[0038]
Here, an enlarged perspective view of the holding plates 30a, 30b, 31a, 31b is shown in FIG. In one of the sheet portions 35a and 35b (upper ones in the drawing) provided on the holding plates 30a and 30b, the outer surfaces of both edges in the protruding direction are chamfered to form inclined surfaces 37a and 37b. I have. Further, in one of the sheet portions 36a and 36b (the lower one in the drawing) provided on the sandwiching plates 31a and 31b, the outer surfaces of both edges in the protruding direction are chamfered to be inclined 38a and 38b. Is formed. The inclination angles of these slopes 37a, 37b, 38a, 38b are relatively acute, for example, 30 ° with respect to the outer surfaces of the seat portions 35a, 35b, 36a, 36b.
[0039]
As described above, the edges of the sheet portions 35a, 35b, 36a, and 36b in the holding plates 30a, 30b, 31a, and 31b are chamfered to form the inclined surfaces 37a, 37b, 38a, and 38b. The fitting of the holding plates 30a, 30b, 31a, 31b and the like to the concave portions 29a, 29b of the gear 24 becomes easy. That is, when the fitting is performed, the edges of the sheet portions 35a, 35b, 36a, and 36b are less likely to be caught by the second gear 24 by performing the chamfering process.
[0040]
When the holding plates 30a, 31a, 30b, 31b and the coil springs 32a, 33a, 32b, 33b are assembled to the second gear 24, the springs 32a, 33a, 32b as shown in FIG. , 33b are compressed and held by the sheet portions 35a, 35b, 36a, 36b.
[0041]
At this time, one of the sheet portions 35a and 36a of the sandwiching plates 30a and 31a are parallel to each other, and the other sheet portions 35a and 36a are parallel to each other. Further, one of the sheet portions 35b and 36b of the sandwiching plates 30b and 31b are parallel to each other, and the other sheet portions 35b and 36b are parallel to each other. That is, the inclination angles of the side surfaces 28a, 28b of the projection 28 of the second gear 24 with which the seat portions 35a, 35b, 36a, 36b come into contact are values suitable for the parallel arrangement of the seat portions 35a, 35b, 36a, 36b. Is adjusted in advance.
[0042]
Therefore, the coil springs 32a, 32b, 33a, and 33b are compressed while being linearly extended in the radial direction of the second gear 24, and both ends of the springs 32a, 32b, 33a, and 33b are seated. There is no one-side hit at 35a, 35b, 36a, 36b. Therefore, excessive abrasion of the seat portions 35a, 35b, 36a, 36b due to one end of the coil springs 32a, 32b, 33a, 33b and one end of the seat portions 35a, 35b, 36a, 36b is prevented. .
[0043]
On the other hand, as shown in FIG. 3, a holder 34 is attached to a surface of the first gear 23 facing the second gear 24 by a pair of pins 39 so as to be integrally rotatable with the first gear 23. The holder 34 is formed in a ring shape, and a pair of protrusions 40 are provided on the inner peripheral surface of the holder 34 so as to protrude toward the center of the holder 34. The pair of protrusions 40 are located corresponding to the pair of protrusions 28 provided on the second gear 24 and are formed in the same shape as the protrusions 28. That is, the circumferential side surfaces 40a and 40b of the protrusion 40 are formed in an oblique shape such that the distance between the side surfaces 40a and 40b decreases as the distance from the center of the holder 34 decreases.
[0044]
By attaching such a holder 34 to the first gear 23, a pair of concave portions 41 a extending in an arc shape defined by the pair of protrusions 40 is formed on a surface of the first gear 23 facing the second gear 24. 41b is formed. When the projection 40 of the holder 34 attached to the first gear 23 and the projection 28 of the second gear 24 shown in FIG. The projections 40 of the holder 34 are fitted between the seat portions 35a and 35b and between the seat portions 36a and 36b. Since the edges of the sheet portions 35a, 35b, 36a, and 36b are chamfered to form the inclined surfaces 37a, 37b, 38a, and 38b (FIG. 4), the fitting is performed between the edges and the holder 34. Is easy to be performed without getting caught on the surface.
[0045]
In the state where such fitting is performed, the seat portions 35a, 35b, 36a, and 36b come into contact not only with the protrusion 28 of the second gear 24 but also with the protrusion 40 of the holder 34. . Accordingly, when the first and second gears 23 and 24 rotate relative to each other, the two protruding portions 28 and 40 are displaced in the circumferential direction and push the holding plates 30a and 31a in the circumferential direction so as to shrink the holding plates 30b and 31b. Push to shrink in the circumferential direction. As a result, the distance between each pair of seat portions 35a, 35b, 36a, 36b sandwiching each of the coil springs 32a, 32b, 33a, 33b is reduced, and the springs 32a, 32b, 33a, 33b are compressed. Become.
[0046]
In the gear mechanism 22 configured as described above, the first gear 23 is meshed with the crankshaft gear 13 attached to the crankshaft 11 (FIG. 1), and the second gear 24 is engaged with the crankshaft gear 13 as shown in FIG. 3 is meshed with the third gear 42. The third gear 42 has beveled teeth 42 a on its outer peripheral portion, and is fixed to the second balance shaft 18 provided in parallel with the first balance shaft 17 so as to be integrally rotatable. In the present embodiment, the driving force transmission device 21 is constituted by the third gear 42 and the gear mechanism 22.
[0047]
The rotation of the crankshaft 11 is transmitted to the first balance shaft 17 via the crankshaft gear 13 and the gear mechanism 22, and further transmitted to the second balance shaft 18 via the gear mechanism 22 and the third gear 42. Be transmitted. Thus, the crankshaft 11 and the first and second balance shafts 17 and 18 rotate synchronously, and the inertial force of the piston is canceled by the inertial force of the weight 19.
[0048]
Next, the operation of the driving force transmission device 21 configured as described above will be described.
When the crankshaft 11 (FIG. 1) is rotated by the reciprocating movement of the piston, the rotation of the shaft 11 is transmitted to the first gear 23 of the gear mechanism 22 in the driving force transmission device 21 via the crankshaft gear 13. Since the first gear 23 is formed of resin, the quietness in transmitting the rotation from the crankshaft gear 13 to the first gear 23 is improved as compared with the case where a metal gear is employed. Become. The rotation transmission from the crankshaft gear 13 to the first gear 23 causes the first gear 23 to rotate about the axis of the first balance shaft 17 with respect to the first balance shaft 17. Further, when the first gear 23 rotates, the rotation is transmitted to the second gear 24 and the third gear 42 (FIG. 2) via the buffer mechanism 25 in the gear mechanism 22.
[0049]
When the rotation of the first gear 23 is transmitted to the second gear 24 via the buffer mechanism 25, the gears 23 and 24 rotate relative to each other, and the second gear 24 and the holder 34 shown in FIG. The protrusions 28 and 40 stacked in the thickness direction are shifted in the circumferential direction. Due to the circumferential displacement of the projections 28, 40, the holding plates 30a, 31a shown in FIG. 5 are contracted in the circumferential direction, and the holding plates 30b, 31b are contracted in the circumferential direction. As a result, the distance between each pair of seat portions 35a, 35b, 36a, 36b sandwiching each of the coil springs 32a, 32b, 33a, 33b is reduced, and the springs 32a, 32b, 33a, 33b are compressed.
[0050]
In the rotation of the crankshaft 11 due to the reciprocation of the piston, a torque fluctuation occurs in the rotation torque of the shaft 13. However, even if the first gear 23 fluctuates in the direction of relative rotation with respect to the second gear 24 due to the torque fluctuation, the first spring 23 expands and contracts by the coil springs 32a, 32b, 33a, 33b. The fluctuation in the relative rotation direction of the first gear is not transmitted to the second gear 24.
[0051]
Further, the expansion and contraction of the coil springs 32a, 32b, 33a, 33b also plays a role of absorbing an impact when the rotation is transmitted from the crankshaft gear 13 to the first gear 23. That is, the shock applied from the crankshaft gear 13 to the first gear 23 during the rotation transmission is reduced by the expansion and contraction of the coil springs 32a, 32b, 33a, 33b. Therefore, the first gear 23 made of resin having a lower strength than that made of metal and having sufficient strength without increasing the size of the gear 23 in the thickness direction in order to improve the strength. It becomes.
[0052]
When the coil springs 32a, 32b, 33a, 33b are compressed, both ends in the longitudinal direction of the springs 32a, 32b, 33a, 33b expand, and both ends, the second gear 24 and the holder 34 (FIG. 3). Of the recesses 29a, 29b, 41a, 41b with respect to the inner peripheral surface is reduced. In the present embodiment, the first and second gears 23 and 24 are arranged in parallel on the same axis, and both ends in the longitudinal direction of the coil springs 32a, 32b, 33a and 33b are smaller in diameter than the central part in the longitudinal direction. Is formed. Therefore, the diameters of the first and second gears 23 and 24 are set to the minimum values at which the contact between the both ends of the coil springs 32a, 32b, 33a and 33b and the inner peripheral surfaces of the recesses 29a, 29b, 41a and 41b does not occur. Then, the gears 23 and 24 can be made smaller in diameter.
[0053]
Further, by making the diameters of the first and second gears 23 and 24 as small as possible, the second gear 24 is rotated around its own axis by rotation transmission from the second gear 24 to the third gear 42. The distance between the balance shaft 18 and the first balance shaft 17 to which the second gear 24 is attached is minimized. Therefore, by minimizing the diameter of the first and second gears 23 and 24 and minimizing the distance between the first and second balance shafts 17 and 18, the size of the balancer device 15 and the engine can be reduced. Can be suitably reduced in size.
[0054]
According to the embodiment described above, the following effects can be obtained.
(1) The diameter of the first and second gears 23 and 24 in the driving force transmission device 21 is minimized, so that the driving force transmission device 21 can be downsized.
[0055]
(2) In the holding plates 30a, 31a, 30b, 31b, each pair of seat portions 35a, 35b, 36a, 36b holding the coil springs 32a, 32b, 33a, 33b is parallel. Therefore, both ends of the coil springs 32a, 32b, 33a, 33b do not hit against the seat portions 35a, 35b, 36a, 36b. Accordingly, excessive abrasion of the seat portions 35a, 35b, 36a, 36b due to one end of the coil springs 32a, 32b, 33a, 33b and one end of the seat portions 35a, 35b, 36a, 36b can be prevented.
[0056]
(3) The enlargement of the driving force transmission device 21 applied to the engine balancer device 15 greatly hinders downsizing of the engine, but the first and second gears 23 and 24 of the driving force transmission device 21 need to be mounted. Since the diameter can be made as small as possible, the size of the device 21 can be reduced, and the engine can be suitably reduced in size.
[0057]
(4) In the balancer device 15 in which the first and second balance shafts 17 and 18 are provided, the first and second gears 23 and 24 in the driving force transmission device 21 are reduced in diameter as much as possible. , 18 can be minimized. Therefore, the size of the balancer device 15 and the size of the engine can be suitably reduced.
[0058]
(5) In the present embodiment, the slopes 37a, 37b, 38a, 38b are formed by chamfering the sheet portions 35a, 35b, 36a, 36b of the sandwiching plates 30a, 30b, 31a, 31b. Therefore, when the holding plates 30a, 30b, 31a, 31b and the like are fitted into the recesses 29a, 29b of the second gear 24, the edges of the sheet portions 35a, 35b, 36a, 36b are hardly caught by the second gear 24. Become. When the projection 40 of the holder 34 and the projection 28 of the second gear 24 are overlapped in the thickness direction, between the sheet portions 35a and 35b in contact with the projection 28 and between the sheet portions 36a and 36b. The projections 40 of the holder 34 are fitted into the holder 34, but the edges of the sheet portions 35a, 35b, 36a, 36b are less likely to be caught on the holder 34 during this fitting. Therefore, the holding plates 30a, 30b, 31a, 31b can be easily assembled to the first and second gears 23, 24.
[0059]
(6) The slopes 37a, 37b, 38a, 38b of the seat portions 35a, 35b, 36a, 36b are formed at a relatively acute angle of 30 ° with respect to the outer surfaces of the seat portions 35a, 35b, 36a, 36b. ing. Therefore, the work of inserting the holding plates 30a, 30b, 31a, 31b into the first and second gears 23, 24 becomes easier.
[0060]
(7) Normally, when the first gear 23 is formed of resin for the purpose of improving quietness, the first gear 23 must be enlarged in the thickness direction in order to secure strength. However, in the present embodiment, the shock applied from the gear 13 to the gear 23 when the rotation is transmitted from the crankshaft gear 13 to the first gear 23 is reduced by the expansion and contraction of the coil springs 32a, 32b, 33a, 33b. It will be. Therefore, even if the first gear 23 made of resin having lower strength than that made of metal is adopted, the strength of the gear 23 can be sufficiently increased without increasing the size of the gear 23 in the thickness direction in order to improve the strength. It can be. Therefore, it is possible to suppress an increase in the size of the first gear 23 while improving quietness.
[0061]
Note that the present embodiment can be modified, for example, as follows.
-The first gear 23 may be formed of a material (for example, metal) other than resin.
The inclination angles of the slopes 37a, 37b, 38a, 38b of the seat portions 35a, 35b, 36a, 36b are set to 30 ° with respect to the outer surfaces of the seat portions 35a, 35b, 36a, 36b, but other values ( For example, it may be 45 °).
[0062]
-One of the two slopes 37a, 37b, 38a, 38b formed on each of the sheet portions 35a, 35b, 36a, 36b may be omitted. In this case, the labor for forming the slopes 37a, 37b, 38a, 38b can be reduced.
[0063]
Further, all the slopes 37a, 37b, 38a, 38b may be omitted, and the labor for forming the slopes 37a, 37b, 38a, 38b may be omitted.
In the present embodiment, the balancer device 15 including the two balance shafts 17 and 18 has been illustrated, but the number of balance shafts may be appropriately changed according to the number of cylinders of the engine.
[0064]
In the present embodiment, the gears 23, 24, and 42 are illustrated as the driving force transmitting members, but sprockets, pulleys, and the like may be employed as the driving force transmitting members instead. In these cases, the rotation is transmitted not through the meshing of the gears but through a chain or a belt.
[0065]
In the present embodiment, the driving force transmission device 21 is applied to a balancer device of an engine. However, the driving force transmission device 21 may be applied to other devices.
In the present embodiment, the coil springs 32a, 32b, 33a, 33b are made linear, but instead, the coil springs 32a, 32b, 33a, 33b are elongated as shown by a chain line in FIG. The direction may be curved toward the side approaching the center of the second gear 24. In this case, each pair of seat portions 35a, 35b, 36a, 36b sandwiching the coil springs 32a, 32b, 33a, 33b is not parallel to each other, but is expanded toward the center of the second gear 24. . With this configuration, when the gear mechanism 22 of the driving force transmission device 21 rotates, the coil springs 32a, 32b, 33a, and 33b become linear due to centrifugal force. For this reason, the minimum diameter of the first and second gears 23 and 24 where both ends of the coil springs 32a, 32b, 33a and 33b do not contact the inner peripheral surfaces of the recesses 29a, 29b, 41a and 41b are further reduced. In addition, the size of the driving force transmission device 21 can be further reduced.
[0066]
-In this embodiment, although four coil springs 32a, 32b, 33a, and 33b were provided in the buffer mechanism 25, the number may be suitably changed to, for example, two. In this case, the number of the holding plates 30a, 30b, 31a, 31b, etc. is also changed according to the number of the coil springs 32a, 32b, 33a, 33b.
[0067]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the invention, when the first and second driving force transmitting members rotate, the coil spring is linearly extended by centrifugal force. Since the coil spring becomes linear when the first and second driving force transmitting members rotate as described above, the minimum diameter of the two driving force transmitting members is set so that the spring does not contact the two driving force transmitting members. It becomes possible to further reduce the size.
Further, both ends in the longitudinal direction of the coil spring are formed to have a smaller diameter than the central portion in the longitudinal direction, and the first and second driving force transmitting members are arranged in parallel in the axial direction. When the driving force transmission member is set to the minimum value at which the longitudinal ends of the coil spring do not come into contact with each other, the driving force transmission members can be made smaller in diameter. Therefore, the first and second driving force transmitting members can be made as small as possible in diameter, and the driving force transmitting device can be downsized.
[0071]
Claim2According to the described invention, the enlargement of the driving force transmission device applied to the balancer device of the internal combustion engine greatly hinders the downsizing of the engine, but the first and second driving force transmission devices of the driving force transmission device Since the diameter of the member can be made as small as possible, it is possible to reduce the size of the device and to suitably reduce the size of the internal combustion engine.
[0072]
Claim3According to the described invention, in a balancer device provided with two balance shafts, the first and second driving force transmission members of the driving force transmission device are made as small as possible to minimize the distance between the balance shafts. Can be stopped. Therefore, the size of the balancer device and the size of the internal combustion engine can be suitably reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a side view showing a balancer device and an engine to which a driving force transmission device according to an embodiment is applied.
FIG. 2 is a front view of the engine showing a manner of connecting the crankshaft and the balancer device by the driving force transmission device.
FIG. 3 is an exploded perspective view showing an internal structure of a gear mechanism provided in the driving force transmission device.
FIG. 4 is an enlarged perspective view showing a holding plate of the gear mechanism.
FIG. 5 is a front view showing an assembling state of a holding plate and a coil spring with respect to a second gear;
FIG. 6 is a front view showing another example of an assembling mode of the holding plate and the coil spring with respect to the second gear;
FIG. 7 is a front view showing a conventional example of a driving force transmission device.
[Explanation of symbols]
Reference numeral 15: balancer device, 17: first balance shaft, 18: second balance shaft, 21: driving force transmission device, 22: gear mechanism, 23: first gear, 24: second gear, 25: buffer Mechanism, 30a, 30b, 31a, 31b: clamping plate, 32a, 32b, 33a, 33b: coil spring, 34: holder, 35a, 35b, 36a, 36b: sheet part, 37a, 37b, 38a, 38b: slope, 42 ... the third gear.

Claims

A first and second driving force transmitting member that is rotatable about a coaxial line that is located on the same axis, and a buffer mechanism that connects the first and second driving force transmitting members to each other in a rotational direction thereof. A driving force transmitting device for transmitting rotation of the first driving force transmitting member to a second driving force transmitting member via a coil spring provided in the buffer mechanism;
The first and second driving force transmitting members are provided in parallel in the axial direction, and the coil spring is disposed between the first and second driving force transmitting members. The spring extends in the orthogonal direction, and its longitudinal middle part is disposed so as to be curved in a direction approaching the axis, and both ends in the longitudinal direction of the spring are formed to have a smaller diameter than the central part in the longitudinal direction. A driving force transmission device characterized by the above-mentioned.

The first driving force transmitting member is rotatably attached to a balance shaft of a balancer device provided in the internal combustion engine, and the second driving force transmitting member is fixed to be integrally rotatable with the balance shaft.
The driving force transmission device according to claim 1 .

The driving force transmission device according to claim 2,
A third driving force transmitting member to which the rotation of the second driving force transmitting member is transmitted is further provided, and the third driving force transmitting member can be integrally rotated with another balance shaft provided in parallel with the balance shaft. Fixed to
A driving force transmission device characterized by the above-mentioned .