JPH01153865A

JPH01153865A - エンジン動力の伝達装置

Info

Publication number: JPH01153865A
Application number: JP31168487A
Authority: JP
Inventors: Masanari Fukuma; 真生福馬
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1987-12-08
Filing date: 1987-12-08
Publication date: 1989-06-16

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】（産業上の利用分野）本発明はエンジン動力の伝達装置、特にフリクションギ
ヤを備えた外接式のギヤ機構によって構成される動力伝
達装置に関する。

（従来の技術）例えば、シリンダヘッド上部に吸気弁用と排気弁用の２
本のカムシャフトを備えた所謂ＤＯＨＣ型のエンジンに
おいては、クランクシャフトによりベルトもしくはチェ
ーンを介していずれか一方のカムシャフトを駆動すると
共に、両カムシャフトに夫々設けられた互いに噛合う一
対の外接式動力伝達ギヤにより、他方のカムシャフトに
も回転を伝達するように構成される。また、ディーゼル
エンジンに備えられる何型燃料噴射ポンプには、複数の
プランジャを駆動するカムシャフトが備えられ、このカ
ムシャフトをクランクシャフトにより、互いに噛合う一
対のもしくはアイドルギヤを含む複数の外接式動力伝達
ギヤを介して回転駆動するように構成される。更に、自
動車用エンジンの場合において、該エンジンからの動力
が入力されるトランスミッションにあっては、クランク
シャフトにクラッチを介して連結されたメインドライブ
シャフトと該シャフトに平行に配設されたカウンタシャ
フトとに互いに噛合う一対の外接式動力伝達ギヤが夫々
設けられ、上記クラッチが接続されている状態では、該
ギヤを介してエンジン動力ないしメインドライブシャフ
トの回転がカウンタシャフトに伝達されるようになって
いる。

ところで、このようなエンジン動力を伝達する一対のも
しくは複数の外接式ギヤでなる動力伝達機構においては
、上記エンジン動力がトルク変動を伴うため、或はカム
シャフトに反力として作用する負荷の変動のため、互い
に噛合う一対のギヤ間において、一方のギヤから他方の
ギヤへトルクが伝達される状態と、他方のギヤから一方
のギヤへトルクが伝達される状態とが周期的に繰り返さ
れることになり、そのトルクの反転時に、両ギヤの噛合
い部におけるバックラッシュに起因して所謂歯打ち音が
発生するといった問題がある。そこで、この歯打ち音を
防止するため、例えば実開昭５８−１３２２５３号に示
されているようなフリクションギヤを用いたギヤ機構が
使用されることがある。

これは、第１３図に示すように、エンジン側の駆動軸１
に設けられた駆動ギヤ２と、従動軸３に設けられた従動
ギヤ４とが互いに噛合されてなる外接式のギヤ機構にお
いて、区側の場合、従動軸３上に従動ギヤ４に隣接させ
て相対回転自在にフリクションギャラを配置し、これを
駆動ギヤ２の一側部に噛合せると共に、該フリクション
ギヤ５をスプリング６により従動ギヤ４の側面に押し付
けた構成とされたものである。そして、特にこのフリク
ションギヤ５の歯数をこれに隣接する従動ギヤ４の歯数
より一枚多くすることにより、該フリクションギャラが
従動ギヤ４の側面に押し付けられながら該従動ギヤ４に
対して相対回転するようになっている。

このギヤ機構によれば、第１４図に示すように、駆動ギ
ヤ２が例えばａ方向に回転して、従動ギヤ４にトルクを
伝達している場合は、駆動ギヤ２の１つの歯２１の回転
方向に対して前方側の側面２＋’が従動ギヤ４の１つの
歯４１の回転方向に対して後方側の側面４１″に当接す
ることになるが、この時、上記駆動ギヤ２の歯２１の後
方に生じるバックラッシュＸ内には、その後方に位置す
るフリクションギヤ５の歯５１の前部が突出して、その
前方側の側面５１’が上記駆動ギヤ２の歯２１の後方側
の側面２１″に近接もしくは当接する。そして、今、こ
の状態で、エンジン動力のトルク変動等によって従動ギ
ヤ４のｂ方向の回転により、該従動ギヤ４から駆動ギヤ
２にトルクが伝達される状態に移行したものとすると、
従動ギヤ４が上記バックラッシュＸ分だけｂ方向に相対
回転して、該従動ギヤ４の歯４２の前方側の側面４２′
が上記駆動ギヤ２の歯２１の後方側の側面２、″に当接
することになるが、この時、該駆動ギヤ２の歯２□の後
方側の側面２１″には上記フリクションギヤ５の歯５１
の前方側の側面５１′が先に当接し、且つ該フリクショ
ンギヤ５と従動ギヤ４との間には、相対回転時に第１３
図に示すスプリング６の押し付は力に起因する摩擦抵抗
が作用するので、上記従動ギヤ４の歯４２の前方側の側
面４２′は駆動ギヤ２の歯２１の後方側の側面２１″に
緩かに当接することになる。このようにして、トルクの
反転時における駆動ギヤ２の歯２１と従動ギヤ４の歯４
□との衝突のエネルギーが吸収され、上記両歯の衝突に
よる歯打ち音が解消もしくは低減されるのである。

（発明が解決しようとする問題点）ところで、上記のようなフリクションギヤを用いた場合
、トルクの反転時における歯打ち音が低減される反面、
該フリクションギヤとこれに隣接するギヤとの相対回転
時における摩擦抵抗のため駆動力が消費され、駆動損失
の増大を招くことになる。これに対しては、フリクショ
ンギヤを隣接するギヤの側面に押し付けるスプリングの
バネ力を弱くすればよいが、このようにすると該フリク
ションギヤの作用が弱くなって、上記歯打ち音が効果的
に低減されないことになる。

そこで、本発明は、エンジンのカムシャフト駆動用、或
はトランスミッションにおけるカウンタシャフト駆動用
等の動力伝達ギヤ機構においては、駆動ギヤから従動ギ
ヤへ伝達されるトルクを正トルク、従動ギヤから駆動ギ
ヤへ伝達されるトルクを負トルクとした場合、正トルク
から負トルクへのトルク反転時と、負トルクから正トル
クへのトルク反転時とで、歯打ち音を発生させる歯と歯
の衝突のエネルギーが相違することに着目し、この衝突
エネルギーが大きい方のトルク反転時にはフリクション
ギヤを有効に作用させて歯打ち音を確実に低減させると
共に、衝突エネルギーが小さい方、即ち歯打ち音が余り
大きくならない方のトルク反転時にはフリクションギヤ
の作用を弱め、これにより駆動損失の増大を抑制しなが
ら、歯打ち音を効果的に低減することを目的とする。

（問題点を解決するための手段）上記目的達成のため、本発明に係るエンジン動力の伝達
装置は次のように構成したことを特徴とする。

即ち、エンジン動力を伝達するヘリカルギヤでなる一対
の外接式動力伝達ギヤのうちの一方の動力伝達ギヤに隣
接させて、スプリングにより該ギヤの側面に押し付けら
れ且つ他方の動力伝達ギヤの一側部に噛合されたフリク
ションギヤが備えられた構成において、このフリクショ
ンギヤを構成する歯の捩り角を、該フリクションギヤに
隣接する一方の動力伝達ギヤの歯と同方向で、該歯より
大きな角度に設定し、且つ該フリクションギヤに噛合う
他方の動力伝達ギヤの一側部における歯を該フリクショ
ンギヤの歯に対応する捩り角に設定する。

（作　　用）上記の構成によれば、フリクションギヤの歯とこれに噛
合う動力伝達ギヤの一側部における歯の捩り角が、通常
のヘリカルギヤ、でなる動力伝達ギヤの歯の捩り角より
大きくされているので、該フリクションギヤとこれに噛
合う動力伝達ギヤの一側部との噛合いにより、該フリク
ションギヤに大きなスラスト力が発生し、このスラスト
力の方向がトルクの伝達方向に応じて反転することにな
る。従って、歯打ち音が大きくなる方のトルクの反転時
に、このスラスト力がフリクションギヤを隣接する動力
伝達ギヤの側面に押し付ける方向に作用するように歯の
捩り方向を設定しておけば、このスラスト力とスプリン
グの押し付は力とによってフリクションギヤと隣接する
動力伝達ギヤとの間の摩擦抵抗が大きくなり、これによ
り当該トルクの反転時における歯打ち音が効果的に低減
されることになる。また、歯打ち音が小さい方のトルク
の反転時には、上記スラスト力がスプリングの押し付は
力を弱める方向に作用して上記摩擦抵抗が低減されるこ
とになり、従って全体としては摩擦抵抗による駆動損失
が増大することはない。

（実　施　例）以下、本発明の実施例について説明する。

先ず、第１〜８図により本発明をＤＯＨＣ型エンジンに
適用した実施例について説明すると、第１．２図に示す
ように、この実施例に係るエンジン１０は、夫々複数の
シリンダを配置したＶ型をなす２つのバンク１１．１１
を有する■型エンジンであって、両バンク１１．１１の
上部には、夫々、吸気弁用及び排気弁用の２本のカムシ
ャフト１２．１３が平行に配設されていると共に、両バ
ンク１１．１１の一方のカムシャフト（以下、第１カム
シヤフトという）１２．１２の端部にはカムプーリー１
４．１４が取り付けられている。そして、これらのカム
プーリー１４．１４と、クランクシャフト１５の一端に
取り付けられたクランクプーリー１６と、アイドルプー
リー１７とに一本の無端ベルト１８が巻掛けられ、クラ
ンクシャフト１５の回転により該ベルト１８を介して両
バンク１１．１１の第１カムシャフト１２．１２が回転
駆動されるようになっている。また、両バンク１１．１
１の夫々において、平行に配設された第１、第２カムシ
ャフト１２．１３間には動力伝達ギヤ機構２０が設けら
れ、両バンク１１．１１における上記ベルト１８によっ
て駆動さ、れる第１カムシャフト１２．１２の回転によ
り、該ギヤ機構２０．２０を介して第２カムシャフト１
３．１３も回転駆動されるようになっている。ここで、
上記クランクシャフト１５がＡ方向に回転することによ
り両バンク１１．１１の第１カムシヤフト１２．１２が
Ｂ、Ｂ方向に、第２カムシヤフト１３．１３がＣ１Ｃ方
向に夫々回転するようになっている。

上記動力伝達ギヤ機［２０は、第３．４図に示すように
互いに噛合う一対の外接式ヘリカルギヤ２１．２２で構
成され、上記ベルト１８により直接駆動される第１カム
シヤフト１２に固設されたギヤ２１が駆動ギヤ、第１カ
ムシヤフト１２により該ギヤ機構２０を介して駆動され
る第２カムシヤフト１３に固設されたギヤ２２が従動ギ
ヤとされている。そして、第２カムシヤフト１３には従
動ギヤ２２の一側方に隣接させてフリクションギヤ２３
が回転自在に嵌合され、該フリクションギヤ２３が駆動
ギヤ２１の一側部に一体的に設けられた駆動ギヤ延長部
２４に噛合されていると共に、該フリクションギヤ２３
は、第２カムシヤフト１３に装着されて一端がスナップ
リング２５により固定されたスプリング（皿バネ）２６
の他端により従動ギヤ２２の側面２２ｂに押し付けられ
ている。

ここで、駆動ギヤ２１と従動ギヤ２２の歯数は等しくさ
れて、両ギヤ２１．２２の回転速度が等しくなるように
されているが、駆動ギヤ延長部２４とフリクションギヤ
２３とは歯数が異なって、両者が異なる速度で回転する
ようになっており、従ってフリクションギヤ２３がこれ
に隣接する従動ギヤ２２に対して相対回転することにな
る。また、該フリクションギヤ２３を構成する各歯２３
ａ・・・２３ａは、従動ギヤ２２の歯２２ａ・・・２２
ａと同方向で、該従動ギヤ２２の歯２２ａ・・・２２ａ
よりも大きな捩り角で捩られており、これに対応させて
該フリクションギヤ２３に噛合う駆動ギヤ延長部２４に
おける歯２４ａ・・・２４ａも捩り角が大きくされてい
る。そして、駆動ギヤ延長部２４およびフリクションギ
ヤ２３の各歯２４ａ・・・２４ａ、２３ａ・・・２３ａ
の捩り方向は、第５図にこれらの噛合い部を展開して示
すように、第１．第２カムシャフト１２．１３（駆動ギ
ヤ２１及び従動ギヤ２２）の回転方向Ｂ、Ｃに対して、
同図（ａ）に示す駆動ギヤ延長部２４からフリクション
ギヤ２３にトルク（正トルク）Ｔが伝達される時に、フ
リクションギヤ２３に従動ギヤ２２側へのスラスト力Ｘ
が作用する方向とされている。

上記の構成によれば、クランクシャフト１５のＡ方向の
回転によりベルト１８を介して両バンク１１．１１の第
１カムシャフト１２．１２がＢ方向に回転駆動され、更
に動力伝達ギヤ機構２０゜２０を介して第２カムシャフ
ト１３．１３がＣ方向に回転駆動されることになるが、
この時、上記動力伝達ギヤ機構２０においては、第２カ
ムシヤフト１３に作用する負荷の変動のため、第６図に
示すように駆動ギヤ２１と従動ギヤ２２との間のトルク
が変動し、その伝達方向が周期的に反転する。つまり、
第７図（ａ）に示すように、第２カムシヤフト１３のＣ
方向の回転により、該カムシャフト１３における１つの
カム１３ａのノーズ部がバルブスプリング３１に抗して
タペット３２を押し下げて弁３３を開動させる時は、タ
ペット３２側からの反力Ｆに対抗する駆動ギヤ２１側か
ら従動ギヤ２２側への大きなトルク（正トルク）Ｔ１が
発生しく第６固持号イ参照）、また第７図（ｂ）に示す
ように、上記カム１３ａのノーズ部がタペット３２上を
通り過ぎてバルブスプリング３１の弾性力により弁３３
が閉動される時は、従動ギヤ２２側から駆動ギヤ２１側
へトルクＴ２が伝達されて、従動ギヤ２２にその反力と
して負トルクＴ２　’が作用しく第６固持号ロ参照）、
このようにしてトルクの正、負が周期的に反転するので
ある。そして、第６図に示すように、負トルクから正ト
ルクへの反転時（符号ハ参照）が正トルクから負トルク
への反転時（符号二参照）よりもトルクの反転が急激に
行なわれることにより、主として、この負トルクから正
ルクへの反転時に歯打ち音が生じるのである。

ところで、今、従動ギヤ２２から駆動ギヤ２１側へ負ト
ルクＴ２が伝達されているものとすると、両ギヤ２１．
２２の噛合い部においては　第８図（ｂ）に示すように
駆動ギヤ２１の歯２１ａの回転方向Ｂに対して後方側の
側面２１ａ″に従動ギヤ２２の歯２２ａの前方側の側面
２２ａ′が当接して、従動ギヤ２２の歯２２ａの回転方
向後方にバックラッシュＸが生じているが、この時、こ
のバックラッシュＸ内にはフリクショ〉・ギヤ２３の歯
２３ａの後部が突出して、その後方側の側面２３　ａ　
″に駆動ギヤ延長部２４における歯２４ａの前方側の側
面２４ａ′が接し或は掻く近接した状態となる。そして
、この状態からトルクが正トルクに反転して、駆動ギヤ
２１の歯２１ａが従動ギヤ２２の歯２２ａに対してバッ
クラッシュＸ分だけ前方へ相対回転しようとした時に、
駆動ギヤ２１の歯２１ａの前方側の面２１ａ′がその前
方に位置する従動ギヤ２２の歯２２ａの後方側の側面２
２ａ″に当接するのに先立って、上記駆動ギヤ延長部２
４の歯２４ａの前方側の側面２４ａ′がフリクションギ
ヤ２３の歯２３ａの後方側の側面２３ａ″に当接するの
で、先ず、該フリクションギヤ２３に駆動ギヤ延長部２
４から正１−ルクが作用することになる。そして、この
時、第５図（ａ、　）に示すようにフリクションギヤ２
３の歯２３ａと駆動ギヤ延長部２４の歯２４ａの捩りに
基づくスラスト力Ｘが該フリクションギヤ２３と従動ギ
ヤ２２の側面に押し付ける方向に作用することになる。

これにより、フリクションギヤ２３は、従動ギヤ２２の
側面にスプリング２６による押し付は力に加えて、上記
スラスト力Ｘによっても押し付けられることになり、そ
のため両者間の摩擦抵抗が増大されることになって、駆
動ギヤ２１の歯２１ａが従動ギヤ２２の歯２２ａに衝突
する時のエネルギーが十分に吸収されることになる。そ
の結果、従来大きな歯打ち音が発生していた負トルクか
ら正１−ルクへのトルク反転時における上記歯打ち音が
効果的に低減されることとなる。

一方、歯打ち音が比較的小さい正トルクから負１〜ルク
への反転時には、第８図（ａ）に示すように駆動ギヤ２
１の歯２１ａの回転方向後方側にバックラッシュＸが生
じている状態から該歯２１ａが従動ギヤ２２の歯２２ａ
に対して後方に相対回転することになる。この時、上記
バックラッシュＸ内に突出しているフリクションギヤ２
３の歯２３ａの前部に回転方向と反対方向に負トルクが
作用するため、該フリクションギヤ２３には、第５図（
ｂ）に示すように上記負トルクＴ′によって従動ギヤ２
２から離反する方向のスラスト力Ｙが作用することにな
る。そのため、この場合は、スプリング２６によるフリ
クションギヤ２３と従動ギヤ２２との開の摩擦抵抗が減
少することになり、該摩擦抵抗による駆動損失が低減さ
れることになる。

ここで、フリクションギヤ２３の歯の捩り′角と該フリ
クションギヤ２３の従動ギヤ２２への押し付は力との関
係について考察すると、スプリング力をＦｓ、スラスト
力をＦｔ、フリクションギヤ２３と従動ギヤ２２との摩
擦面における摩擦係数をμ、該摩擦面の有効半径をｒｌ
、フリクションギヤ２３のピッチ径をｒ２、歯の捩り角
をβとすると、ｋ　＝　ｒ　１／　ｒ　２として、正トルク時は、Ｆｔ＝［μｋｔ、ａｎβ／　（１＋μｋｔａｎβ）］Ｆ
ｓ負トルク時は、Ｆｔ＝［μｋｔａｎβ／　（１−μｋｔａｎβ）］Ｆｓ
で示されるので、例えばβ＝７０°、ｋ＝０．８とする
と、正トルク時は、Ｆｔ＝０．３１Ｆｓ負トルク時は、Ｆｔ＝０．７８Ｆｓとなる。従って、フリクションギヤ２３の従動ギヤ２２
への押し付は力Ｆは、正トルク時には、Ｆ＝Ｆｓ＋Ｆｔ
＝１．３１Ｆｓ負トルク時には、Ｆ＝Ｆｓ−Ｆｔ＝０．２２Ｆｓとなり、正トルク時の押し付は力Ｆが負トルク時の押し
付は力の約６倍となる。

尚、通常のヘリカルギヤの捩り角β＝２０°で計算する
と、正トルク時は、Ｆｔ＝０．０５５Ｆｓで、Ｆ＝１．０５
５Ｆｓ負トルク時は、Ｆｔ＝０．０６２Ｆｓで、Ｆ＝０．９３
８Ｆｓとなり、押し付は力Ｆは正トルク時と負トルク時とで殆
ど変わらない。

次に、第９，１０図に示す実施例について説明すると、
この実施例はディーゼルエンジンに備えられる判型燃料
噴射ポンプに関するもので、該ポンプ４１はタペット４
２を介して複数のプランジャ４３を往復動させるカムシ
ャフト４４を有し、該カムシャフト４４をクランクシャ
ツ１−４５によりクランクギヤ４６、アイドルギヤ４７
及びポンプギヤ４８を介して回転駆動するようになって
いる。

この実施例においても、カムシャフト４４に作用する負
荷の変動により、駆動ギヤとしてのアイドルギヤ４７と
従動ギヤとしてのポンプギヤ４８との間でのトルクの伝
達方向が周期的に反転し、前記実施例と同様に、主とし
て、負トルク（ポンプギヤ４８からアイドルギヤ４７に
伝達されるトルク）から正トルク（アイドルギヤ４７か
らポンプギヤ４８に伝達されるトルク）への反転時に歯
打ち音が発生する。

そして、この実施例においても、従動ギヤとしてのポン
プギヤ４８に隣接させてフリクションギヤ４つが配置さ
れて、スプリング５０によりポンプギヤ４８の側面に押
し付けられていると共に、該フリクションギヤ４９がア
イドルギヤ４７の一側部に一体的に設けられた延長部５
１に噛合された構成において、フリクションギヤ４９の
歯の捩り角がポンプギヤ４８の歯の捩り角より大きくさ
れ、且つその捩り方向が正トルクの伝達時にフリクショ
ンギヤ４９にポンプギヤ４８側へのスラスト力が作用す
る方向とされている。

従って、この実施例によっても、大きな歯打ち音が生じ
る負トルクから正トルクへの反転時に、上記フリクショ
ンギヤ４９とポンプギヤ４８との間の摩擦抵抗が増大し
て、アイドルギヤ４７の歯がポンプギヤ４８の歯に衝突
する時のエネルギーが効果的に吸収されることになり、
また歯打ち音が問題とならない正トルクから負トルクへ
の反転時には上記摩擦抵抗が減少して、駆動損失が低減
されることになる。

更に、第１１．１２図に示す実施例は、エンジン動力が
入力されるトランスミッションに関するもので、該トラ
ンスミッション６１においては、エンジンのトルク変動
のため、メインドライブシャフト６２に設けられた駆動
ギヤ６３と、カウンタシャフト６４に設けられた従動ギ
ヤ６５との噛合い部で歯打ち音が発生する。この場合、
エンジンのトルク変動は、第１２図に示すように負トル
クから正トルクへの反転時の方が正トルクから負トルク
への反転時よりも急激であり、従ってこの場合も、主と
して負トルクから正トルクへの反転時に歯打ち音が発生
する。そこで、この実施例においても、従動ギヤ６５に
隣接配置されたフリクションギヤ６６と駆動ギヤ６３の
一側部に一体的に設けられた延長部６７との噛合い部で
、正トルクの伝達時に該フリクションギヤ６６に従動ギ
ヤ６５側へのスラスト力が作用する方向に、該フリクシ
ョンギヤ６６の歯が従動ギヤ６５の歯より大きな捩り角
で捩じられている。これにより、前記各実施例と同様に
して、大きな歯打ち音が生、しる負トルクから正トルク
への反転時に歯と歯の衝突エネルギーが効果的に吸収さ
れ、また歯打ち音が余り問題とならない正トルクから負
トルクへの反転時には駆動損失が減少されることになる
。

（発明の効果）以上のように本発明によれば、エンジン動力を伝達する
フリクションギヤを用いた動力伝達ギヤ機構において、
上記フリクションギヤ及びこれに噛合う一方の動力伝達
ギヤの一側部における歯の捩り角を所定の方向で大きな
角度に設定して、該フリクションギヤにトルクが作用し
た時にスラスト力が発生するようにしたから、歯打ち音
が大きくなる方向へのトルクの反転時には、上記フリク
ションギヤとこれに隣接する動力伝達ギヤとの間の串擦
抵抗を増大させて、歯と歯の衝突エネルギーを確実に吸
収し、また歯打ち音が余り大きくならない方向へのトル
ク反転時には上記摩擦抵抗を低減することが可能となる
。これにより、全体としての駆動抵抗を増大させること
なく、歯打ち音を効果的に低減することが可能となる。

【図面の簡単な説明】

第１〜８図は本発明の第１実施例を示すもので、第１．
２図は本実施例を適用したＤＯＨＣ型の■型エンジンの
概略正面図及び平面図、第３゜４図は動力伝達ギヤ機構
の斜視図及び断面図、第５図（ａ）、（ｂ）はフリクシ
ョンギヤに対するトルクの入力方向とスラスト力の方向
との関係を夫々示す該フリクションギヤの歯面の展開図
、第６図はＤＯＨＣ型エンジンにおけるカムシャフトの
トルク変動特性図、第７図（ａ＞、（ｂ）はカムの位置
とトルクの方向との関係を夫々示す概略図、第８図（ａ
）、（ｂ）はトルクの方向とギヤの噛合い状態との関係
を夫々示すギヤ噛合い部の拡大図である。また、第９．
１０図は本発明の第２実施例を示すもので、第９図は燃
料噴射ポンプとその駆動ギヤ機構の概略正面図、第１０
図は第９図における駆動ギヤ機構の概略平面図である。更に、第１１．１２図は本発明の第３実施例を示すもの
で、第１１図はトランスミッションの要部断面図、第１
２図は該トランスミッションに入力されるエンジン動力
のトルク変動特性図である。また、第１３図はフリクションギヤを用いた従来例を示
す断面図、第１４図は該フリクションギヤの作用を示す
噛合い部の拡大図である。２１．２２，４７，４８，６３．６５・・・動力伝達ギ
ヤ、２３，４９．６６・・・フリクションギヤ、２６．
５０・・・スプリング。

Claims

【特許請求の範囲】

（１）エンジン動力を伝達するヘリカルギヤでなる一対
の外接式動力伝達ギヤのうちの一方の動力伝達ギヤに隣
接させて、スプリングにより該ギヤの側面に押し付けら
れ且つ他方の動力伝達ギヤの一側部に噛合されたフリク
ションギヤが備えられたエンジン動力の伝達装置であっ
て、上記フリクションギヤを構成する歯の捩り角が、該
フリクションギヤに隣接する一方の動力伝達ギヤの歯と
同方向で、該歯より大きな角度とされており、且つ該フ
リクションギヤに噛合う他方の動力伝達ギヤの一側部に
おける歯が、該フリクションギヤの歯に対応する捩り角
に設定されていることを特徴とするエンジン動力の伝達
装置。