JP6021991B1 - エンジン始動装置 - Google Patents

Abstract

【課題】リングギヤ側からピニオンギヤ側に異常トルクが加わった場合、エンジン始動装置内部のギヤや機構を保護する。【解決手段】出力軸にヘリカルスプライン結合され、軸方向に摺動するピニオン移動体部３０は、エンジンのリングギアと噛合し、トルク伝達するピニオンギア３１と、リングギアと噛合したピニオンギア３１がエンジンにより回され出力軸の回転より速い場合に空転するオーバーランニングクラッチ部と、このクラッチ部がモータ回転によりトルク伝達する方向に対してトルク値が所定条件のときトルク伝達を遮断する遮断機構部３４を備える。遮断機構部３４は軸方向に対して垂直な平面で対向する一対の伝達部材３４１，３４２と、伝達部材３４１、３４２を前記軸方向に押圧するばね部材３７を有し、伝達部材３４１、３４２は、夫々軸方向に垂直な平面に対して３０°から６０°の傾きの伝達面を有する。【選択図】図７

Description

この発明は、エンジンを始動させるためのエンジン始動装置に関するものである。

従来、エンジンを始動させるためのエンジン始動装置は、エンジンが停止している状態でエンジンの始動動作を行う。従って、エンジン始動装置に設けられたピニオンギヤは、エンジンに設けられたリングギヤが回転していない状態で、リングギヤとの噛み合わせが行われていた。しかしながら、近年では低燃費化のためにアイドリングストップを行うシステムに於いては、エンジンの再始動性を確保するため、リングギヤの回転中でもピニオンギヤをリングギヤと噛み合わせることがある。

例えば、アイドリングストップした直後であってエンジンの回転がまだ止まっていない状態で再始動要求が入った場合、或いはエンジンの停止状態から再始動の際に時間を短縮する必要がある場合には、リングギヤの回転中に事前にピニオンギヤとの噛み合わせを行なうようにしている。このような場合、リングギヤの回転中にピニオンギヤを噛み合わせる方法として、ピニオンギヤを押し出し、ピニオンギヤとリングギヤの回転数が所定の回転数差の間にあるときに、ピニオンギヤをリングギヤに噛み合わせるようにしている。

このような場合では、エンジンの逆回転時のピニオンギヤとリングギヤの噛み合い等は衝撃が大きくなる可能性があるため、エンジン始動装置に設けられているモータの回転開始タイミングを通常より遅らせる制御が可能なスイッチを用いてモータの回転開始タイミングを遅らせ、エンジンの逆回転時に於けるピニオンギヤとリングギヤの噛み合いを避けることにより、衝撃を回避するようにしたエンジン始動装置が提案されている（例えば、特許文献１参照）。

あるいは、ピニオンギヤとリングギヤの噛み合いによる衝撃を緩和するために、エンジン始動装置の減速機構部分に衝撃緩和機構を設けることで、ピニオンギヤとリングギヤの噛み合いによる衝撃を緩和するようにしたエンジン始動装置も提案されている（例えば、特許文献２参照）。

特開２０１２−０３１８１９号公報 特開２０１０−２５５５９０号公報

特許文献１あるいは２で提案されたエンジン始動装置のように、ピニオンギヤとリングギヤの噛み合いによる衝撃を緩和するようにしたエンジン始動装置の場合、ピニオンが受けた衝撃は、オーバーランニングクラッチ部とヘリカルスプラインを通じてトルクがリングギヤに伝達されたときに発生するため、ヘリカルスプラインの損傷等が発生してしまう。また、エンジンの逆回転による大きな衝撃トルクにより、リングギヤ等が摩耗して変形する等の異常が発生することがあり、その結果、エンジン始動装置のヘリカルスプラインやピニオンギヤ等も含めて大きく損傷する可能性がある。

このようなリングギヤ側からの衝撃トルクによるヘリカルスプラインやピニオンギヤの損傷は、アイドリングストップに於けるリングギヤの逆回転中での衝撃トルクに起因するのみならず、アイドリングストップ搭載車に於けるキー始動時やリングギヤが完全に停止した後に再始動する場合であっても、何かの異常により、ピニオンギヤの回転停止であるロックが発生すると、異常に大きい衝撃トルクがヘリカルスプラインやピニオンギヤに与えられ、前記特許文献２で提案された衝撃緩和構造ではヘリカルスプラインやピニオンギヤが大きく損傷することは避けられない。更に、ピニオンギヤにロックが発生し異常に大きい衝撃トルクがヘリカルスプラインやピニオンギヤに与えられる場合は、アイドリングストップ非搭載車であっても起こり得るものである。

この発明は、このような問題を解決するためになされたもので、リングギヤ側からピニオンギヤ側に異常なトルクが加わった場合に、エンジン始動装置の内部に設けられたギヤ及び機構を保護できるエンジン始動装置を得ることを目的とするものである。

この発明によるエンジン始動装置は、モータ部と、エンジンに連結されたリングギヤに噛み合い得るピニオンギヤと、前記モータ部の出力軸にヘリカルスプライン結合され、軸方向に移動可能に形成されたピニオン移動体部と、前記ピニオン移動体部を前記ピニオンギヤが前記リングギヤと噛み合う位置に移動させる押し出し機構部と、前記モータ部への通電電流をオン、オフするスイッチ部を有するソレノイドスイッチ部と、を備えたエンジン始動装置であって、
前記ピニオン移動体部は、前記リングギヤと噛み合った前記ピニオンギヤが、前記リングギヤを介して前記エンジンにより駆動され前記出力軸の回転よりも高速で回転する場合に、空転するオーバーランニングクラッチ部と、前記オーバーランニングクラッチ部が前記モータ部の回転によるトルクを前記リングギヤに伝達する方向に対して前記トルクの値が所定の条件のとき、前記リングギヤへの前記トルクの伝達を遮断する遮断機構部と、を備え、
前記遮断機構部は、軸方向に対して垂直な平面で対向する一対の伝達部材と、前記一対の伝達部材を前記軸方向に押圧するばね部材とを有し、
前記一対の伝達部材は、夫々軸方向に垂直な平面に対して所定の傾きを有するトルク伝達面と、前記トルク伝達面に対し傾斜面の角度をなだらかな角度に設定された滑り面を備えており、
前記トルク伝達面は、夫々軸方向に垂直な平面に対して、３０°から６０°の範囲の傾きを有するものである。

この発明によるエンジン始動装置によれば、リングギヤ側から異常なトルクが発生した場合に、トルク伝達する方向に対してトルク伝達を遮断する遮断機構部がピニオン移動体部に設けられているため、エンジン始動装置内部のギヤ及び機構を異常な衝撃から保護することができる。また、遮断機構部を構成する一対の伝達部材のトルク伝達面を、夫々軸方向に垂直な平面に対して３０°から６０°の傾きにすることにより、オーバーランニングクラッチの形状拡大を抑制することができ、且つ摩擦係数の変動による空転トルク値のばらつきを低減することができる。

この発明の実施の形態１によるエンジン始動装置の分解斜視図である。 この発明の実施の形態１によるエンジン始動装置の断面図である。 この発明の実施の形態１によるエンジン始動装置のピニオン移動体部の分解斜視図である。 この発明の実施の形態１によるエンジン始動装置のオーバーランニングクラッチ部の構成図である。 この発明の実施の形態１によるエンジン始動装置の出力軸側の伝達部材の斜視図である。 この発明の実施の形態１によるエンジン始動装置のピニオンギヤ側の伝達部材の斜視図である。 この発明の実施の形態１によるエンジン始動装置のピニオン移動体部の断面図である。 この発明の実施の形態１によるエンジン始動装置の遮断機構部の説明図である。 この発明の実施の形態１によるエンジン始動装置の遮断機構部の動作イメージ図である。 この発明の実施の形態１によるエンジン始動装置のトルク伝達面角度と摩擦係数の変動による空転トルク値のバラツキ、及びトルク伝達面角度とばね荷重の関係を示すグラフである。

実施の形態１．
以下、この発明の実施の形態１によるエンジン始動装置を図面に基づいて詳細に説明する。図１は、実施の形態１によるエンジン始動装置の分解斜視図である。実施の形態１によるエンジン始動装置は、モータ部１０、出力軸２０、ピニオン移動体部３０、ソレノイドスイッチ部４０、プランジャ５０、レバー６０、ブラケット７０、ストッパ８０、及び減速ギヤ部９０により構成されている。プランジャ５０とレバー６０は、押し出し機構部を構成している。

モータ部１０は、エンジン（図示せず）を始動するための回転力を発生する。出力軸２０は、モータ部１０に減速ギヤ部９０を介して結合されている。ピニオン移動体部３０は、出力軸２０とヘリカルスプライン結合され、出力軸２０の周面を出力軸２０の軸方向に摺動することができる。

ソレノイドスイッチ部４０は、車両のキースイッチがオンされたとき、若しくはエンジン制御装置（以下、ＥＣＵと称する。）からエンジン始動装置にオン指令が発動されたときに内部に設けられた後述の吸引コイルに電流が流れ、励磁されることによりプランジャ５０を吸引する。レバー６０は、略中央部が回動自在に支持され、一端がプランジャ５０に係合され他端がピニオン移動体部３０に係合されている。プランジャ５０が吸引コイルに吸引されてソレノイドスイッチ部４０側に移動すると、レバー６０の一端はプランジャ５０と共に移動し、レバー６０の他端に係合されているピニオン移動体部３０をソレノイドスイッチ部４０と反対側に押し出す。ブラケット７０は、モータ部１０、出力軸２０、及びピニオン移動体部３０からなる夫々の部品をエンジン側に固定している。

図２は、実施の形態１によるエンジン始動装置の断面図であって、エンジンに取り付けられた状態を示している。図２に於いて、エンジンの始動を行う場合は、車両のキースイッチをオンとするか、或いはＥＣＵからエンジン始動装置のオン指令を発動する。これにより、ソレノイドスイッチ部４０の吸引コイル４１に電流が流れて、プランジャ５０が吸引コイル４１に吸引される。プランジャ５０が吸引コイル４１に吸引されると、レバー６０の一端がソレノイドスイッチ部４０側に引き込まれて、レバー回転軸中心６１を中心として図２の反時計方向に回転する。

レバー６０が反時計方向に回転すると、レバー６０の他端がピニオン移動体部３０を図２の右側、つまりモータ部１０と反対側に押し出す。その結果、出力軸２０の周面に設けられている第１のヘリカルスプライン部としての出力軸側ヘリカルスプライン部２１に沿って、出力軸２０にスプライン結合したピニオン移動体部３０が回転しながら図２の右方へ押し出される。更にプランジャ５０が吸引コイル４１に吸引されて接点軸４２の端部に当接し、この接点軸４２がばね４５を圧縮しながら図２の左方へ押し込む。これにより、接点軸４２に設けられた移動接点部４３が一対のモータ接点４４ａ、４４ｂを橋絡し、モータ部１０への通電が開始され、モータ部１０のモータが回転する。なお、図２の符号１００は、エンジンに連結されるリングギヤを示している。

図３は、ピニオン移動体部３０の分解斜視図である。図３に於いて、ピニオン移動体部３０は、リングギヤ１００（図１参照）に噛み合ったピニオンギヤ３１、ピニオンギヤ３１がエンジンによって回転されて出力軸２０の回転数よりも大きくなった際に空転するオーバーランニングクラッチ部３２、クラッチカバー３３、遮断機構部３４、レバー６０と係合するレバー係止部品３５、及びレバー係止部品３５を止める止め部品３６で構成される。なお、遮断機構部３４は、モータの回転によるトルクを伝達する方向に対して、そのトルクが後述する所定の条件にあるときそのトルクの伝達を遮断するものである。

図４は、オーバーランニングクラッチ部３２の構成図である。図４に示すように、オーバーランニングクラッチ部３２は、クラッチアウタ３２１、クラッチインナ３２２、クラッチローラ３２３、及びクラッチローラ３２３を押圧付勢するクラッチばね３２４で構成される。

図５は、第１の伝達部材としての出力軸側伝達部材の斜視図、図６は、第２の伝達部材としてのピニオンギヤ側伝達部材の斜視図、図７は、ピニオン移動体部３０の断面図を示している。遮断機構部３４は、図５に示す出力軸側伝達部材３４１と、図６に示すピニオンギヤ側伝達部材３４２と、図７に示すばね部材、例えば皿ばね３７と皿ばねカバー３７１とにより構成される。

出力軸側伝達部材３４１は、図５に示すように、その内周面に出力軸側ヘリカルスプライン部２１と噛み合わされるピニオン移動体側ヘリカルスプライン部３８を備えている。また、出力軸側伝達部材３４１は、その軸心の延びる方向に対して直交する平面部に爪部３４１ｃを備えている。この爪部３４１ｃは、出力軸側伝達部材３４１の前記平面部から前記軸心の延びる方向に突出するトルク伝達面３４１ａと、このトルク伝達面３４１ａから漸次前記平面部からの高さが減少する傾斜面に形成された滑り面３４１ｂから構成されている。実施の形態１では、図５に示すように爪部３４１ｃは軸心の周りに所定の角度間隔で４個設けられている。

第２の伝達部材としてのピニオンギヤ側伝達部材３４２は、図６に示すように、オーバーランニングクラッチ部３２のクラッチアウタ３２１と一体に構成されており、その軸心の延びる方向に対して直交する平面部に爪部３４２ｃを備えている。この爪部３４２ｃは、ピニオンギヤ側伝達部材３４２の前記平面部から前記軸心の延びる方向に突出するトルク伝達面３４２ａと、このトルク伝達面３４２ａから漸次前記平面部からの高さが減少する傾斜面に形成された滑り面３４２ｂから構成されている。実施の形態１では、図６に示すように爪部３４２ｃは軸心の周りに所定の角度間隔で４個設けられている。

図７に示すように、出力軸側伝達部材３４１とピニオンギヤ側伝達部材３４２は、夫々の爪部３４１ｃと３４２ｃとが対向するように配置され、出力軸側伝達部材３４１の爪部３４１ｃのトルク伝達面３４１ａと、ピニオンギヤ側伝達部材３４２の爪部３４２ｃのトルク伝達面３４２ａとが当接して、出力軸側伝達部材３４１とピニオンギヤ側伝達部材３４２とが、一方から他方へ回転トルクを伝達することができるように構成されている。

皿ばね３７は、出力軸側伝達部材３４１の軸方向端面部と皿ばねカバー３７１の内壁部との間に挿入されている。皿ばねカバー３７１は、その外周面部に形成された溝部３７１ａにクラッチカバー３３の端縁をかしめることでクラッチカバー３３と一体に固定されている。皿ばねカバー３７１と出力軸側伝達部材３４１との間に挿入されている皿ばね３７は、後述するように、所定の初期荷重Ｆｋ１で常に出力軸側伝達部材３４１をピニオンギヤ側伝達部材３４２の方向に押圧している。

また、皿ばね３７の組付け方向を、皿ばね３７の内径側と出力軸側伝達部材３４１とが接するようにすることで、皿ばね荷重による出力軸側伝達部材３４１と、皿ばねカバー３７１が受けるせん断応力を低減することができる。また、皿ばね３７を前述の組付け方向にすることにより、皿ばね荷重の作用点と出力軸側伝達部材３４１の支点、及び皿ばね荷重の作用点と皿ばねカバー３７１の支点の距離を小さくでき、各々にかかる負荷を低減することができる。

モータ部１０からのトルクは、出力軸２０に設けられた出力軸側ヘリカルスプライン部２１からピニオン移動体側ヘリカルスプライン部３８を通じて、ピニオン移動体部３０へ伝達される構造となっている。ピニオン移動体側ヘリカルスプライン部３８に伝達されたモータ部１０からのトルクは、出力軸側伝達部材３４１のトルク伝達面３４１ａからピニオンギヤ側伝達部材３４２のトルク伝達面３４２ａへ伝達され、オーバーランニングクラッチ部３２のクラッチアウタ３２１とクラッチローラ３２３とクラッチインナ３２２を介してピニオンギヤ３１に伝達される。ピニオンギヤ３１に伝達されたモータ部１０からのトルクは、エンジンのリングギヤ１００に伝達され、エンジンを始動させる。

逆にエンジン側から逆回転でトルクが発生すれば、エンジンの逆回転によるトルクは、上記とは逆の経路で出力軸２０へ伝達される。その際の遮断機構部３４の動作イメージを図８に示す。即ち、図８は遮断機構部３４の説明図であって、エンジン側から逆回転でトルクが発生した場合の遮断機構部３４に於けるピニオンギヤ側伝達部材３４２と出力軸側伝達部材３４１に加わる力の関係を示している。

図７及び図８に於いて、皿ばね３７は、皿ばねカバー３７１と出力軸側伝達部材３４１との間に組み込まれるときに、出力軸側伝達部材３４１の軸心の延びる方向（以下、軸方向と称する。）の初期荷重Ｆｋ１を出力軸側伝達部材３４１に与えるように設定されている。ここで、初期荷重Ｆｋ１は次のように表わされる。
初期荷重Ｆｋ１＝Ｋ×Ｓ
但し、Ｋは皿ばね３７のばね定数、Ｓは皿ばね３７の初期たわみ量である。なお、図８は、後述するように皿ばね３７が初期設定時よりも更に圧縮されて初期たわみ量Ｓ以上にたわみ、初期荷重Ｆｋ１より大きい荷重Ｆｋを出力軸側伝達部材３４１に与えている状態を示している。

エンジンのリングギヤ１００が逆回転してトルクＴがピニオンギヤ３１、及びオーバーランニングクラッチ部３２に加われば、当接しているトルク伝達面３４１ａとトルク伝達面３４２ａに垂直な力Ｆが働く。ここで、トルク伝達面３４１ａとトルク伝達面３４２ａは、夫々出力軸側伝達部材３４１とピニオンギヤ側伝達部材３４２の軸心と垂直な平面に対してθの傾きを有している。従って、トルク伝達面３４１ａ、３４２ａを通じて前述のエンジンの逆回転によるトルクＴは、実際にはＦｓｉｎθとして発生し、ピニオンギヤ側伝達部材３４２から出力軸側伝達部材３４１に伝達される。このとき、トルク伝達面３４１ａ、３４２ａには軸方向反力Ｆｃｏｓθが働く。

ここで、皿ばね３７による初期荷重Ｆｋ１と軸方向反力Ｆｃｏｓθとの関係が、Ｆｋ１＜Ｆｃｏｓθとなったときに、皿ばね３７は初期設定時よりも更に圧縮されてたわむ。従って、トルクＴが大きくなり軸方向反力Ｆｃｏｓθが皿ばね３７の初期荷重Ｆｋ１よりも大きくなると、皿ばね３７が初期たわみ量Ｓから更にたわみ始めることになる。

図９は、遮断機構部３４の動作イメージ図である。図９（ａ）は、前述の軸方向反力Ｆｃｏｓθが皿ばね３７の初期荷重Ｆｋ以下であり、エンジンの逆回転によるトルクによりエンジンのリングギヤ１００からピニオンギヤ３１に伝達されたトルクが、ピニオンギヤ側伝達部材３４２から出力軸側伝達部材３４１へ伝達される状態を示している。

次に、エンジンの逆回転によるトルクＴが所定値以上大きければ、軸方向反力Ｆｃｏｓθが皿ばね３７の初期荷重Ｆｋ１よりも大きくなり、前述したように皿ばね３７は初期圧縮量Ｓから更に圧縮されてたわむことになるが、そのたわみ量が、出力軸側伝達部材３４１のトルク伝達面３４１ａとピニオンギヤ側伝達部材３４２のトルク伝達面３４２ａが噛み合っている軸方向のストロークＬよりも大きくなると、図９（ｂ）に示すように、出力軸側伝達部材３４１のトルク伝達面３４１ａと、ピニオンギヤ側伝達部材３４２のトルク伝達面３４２ａとが噛み合わなくなり、出力軸側伝達部材３４１とピニオンギヤ側伝達部材３４２は空転することになる。

即ち、図９（ｂ）に示す出力軸側伝達部材３４１とピニオンギヤ側伝達部材３４２の空転時には、皿ばね３７による荷重Ｆｋ２は、Ｆｋ２＝Ｋ×（Ｓ＋Ｌ）となる。そして、皿ばね３７のたわみ量が、（Ｓ＋Ｌ）に達したときの皿ばね３７の荷重Ｆｋ２と軸方向反力Ｆｃｏｓθとの関係が、Ｆｋ２＜Ｆｃｏｓθとなったときに、出力軸側伝達部材３４１とピニオンギヤ側伝達部材３４２とは空転することになる。

図９（ｂ）に示すように出力軸側伝達部材３４１とピニオンギヤ側伝達部材３４２とが空転を開始したあとは、図９（ｃ）に示すように、出力軸側伝達部材３４１の滑り面３４１ｂとピニオンギヤ側伝達部材３４２の滑り面３４２ｂとが当接して滑りながら空転し、次のトルク伝達面３４１ａ１がトルク伝達面３４２ａに噛み合ってトルクを伝達する。従って前述の空転は、図９で模式的にいえば、出力軸側伝達部材３４１の次のトルク伝達面３４１ａ１が、ピニオンギヤ側伝達部材３４２のトルク伝達面３４２ａに当接するまで出力軸側伝達部材３４１とピニオンギヤ側伝達部材３４２とは空転することになる。

この空転している時間は、出力軸側伝達部材３４１とピニオンギヤ側伝達部材３４２に夫々設けられている爪部３４１ｃ、３４２ｃの数で決定される。実施の形態１では出力軸側伝達部材３４１とピニオンギヤ側伝達部材３４２に夫々設けられている爪部３４１ｃ、３４２ｃの数は夫々４つであるから、９０°空転したあとに再びトルクを伝達する。従って、エンジンの逆回転によるトルクＴが所定の値よりも大きければある一定時間空転することを繰り返す。

なお、以上においては、エンジンが逆回転してエンジン側からピニオンギヤ３１側にトルクが加わった場合について説明したが、例えばエンジン側がロックしてリングギヤ１００に噛み合っているピニオンギヤ３１がロックした場合にも、前記と同様に、出力軸側伝達部材３４１とピニオンギヤ側伝達部材３４２とは空転する。

前記のように一定の角度毎に爪部３４１ｃ、３４２ｃを備えることにより、爪部３４１ｃ、３４２ｃの数で空転時間を設定することができる。また、滑り面３４１ｂ、３４２ｂの傾きは任意に設定することができる。例えば、傾斜面の角度をなだらかな角度にすれば、出力軸側伝達部材３４１とピニオンギヤ側伝達部材３４２とが空転しているときの摩擦力は大きくなり、その摩擦力が熱エネルギーに変換されるため、ピニオンギヤ３１に加わる衝撃のエネルギーの吸収量が大きくなる。従って、この場合、単に大きな衝撃を受けた際に空転するだけでなく衝撃吸収効果がある。

また、エンジン始動時に於いて、エンジンの脈動による衝撃トルクによりトルク伝達面３４１ａ、３４２ａに発生する前述の軸方向反力Ｆｃｏｓθが、皿ばね３７の初期荷重Ｆｋ１以上で、且つ、皿ばね３７が初期たわみ量Ｓから更にストロークＬまでたわんだ時の皿ばね３７の荷重Ｆｋ２以下であれば、トルク伝達面３４１ａと３４２ａとが摺動するのみで出力軸側伝達部材３４１とピニオンギヤ側伝達部材３４２が空転することはない。そして、エンジンのクランキング時にエンジンが脈動しても、皿ばね３７がたわむことでピニオンギヤ３１とリングギヤ１００から発生する衝撃音を低減させることができる。

前記のように、出力軸側伝達部材３４１のトルク伝達面３４１ａと、ピニオンギヤ側伝達部材３４２のトルク伝達面３４２ａは、夫々出力軸側伝達部材３４１とピニオンギヤ側伝達部材３４２の軸心と垂直な平面に対してθの傾きを備えている。ここで、トルク伝達面角度θは任意で設定できるものではあるが、夫々軸方向に対して３０°以上の傾きに限定することで、オーバーランニングクラッチ部３２の形状拡大を抑制することができる。

皿ばね３７の設計に用いる計算式を以下の式（１）から式（４）に示す(ＪＩＳ Ｂ２７０６参照)。

ばね荷重は以下の式（５）で定義される。

応力の計算式は以下の式（６）から式（９）で定義される。

前記各式において、Ｄは皿ばね３７の外径（ｍｍ）、ｄは皿ばね３７の内径（ｍｍ）、ｔは皿ばね３７の厚さ（ｍｍ）、ｒは角部の面取り半径（ｍｍ）、ｈ０は皿ばね３７の全たわみ（ｍｍ）、Ｅは縦弾性係数（Ｎ/ｍｍ^２)、νはポアソン比、δは皿ばね３７のたわみ（ｍｍ）である。なお、ｈ０＝Ｈ０−ｔで、Ｈ０は皿ばね３７の自由高さ（ｍｍ）である。

空転トルク、皿ばね３７のたわみを一定として考えたとき、トルク伝達面角度θを小さくすると皿ばね３７の荷重は大きくしなければならない（後述の式（１４）参照）。また、皿ばね３７の荷重を大きくするには皿ばね３７の厚さｔを大きくする必要があるが（前記式（５）参照）、皿ばね３７の耐力を維持するため、つまり板厚tを上げる分だけ大き
くなってしまう応力を緩和するためには、皿ばね３７の外径Ｄを大きくする必要がある（前記式（６）から式（９）参照）。つまり、それはオーバーランニングクラッチ部３２の形状を拡大することになり、スタータとして成立させることは難しい。

図１０は、トルク伝達面角度θと摩擦係数μの変動による空転トルク値のバラツキ、及びトルク伝達面角度θとばね荷重の関係を示すグラフで、主軸がトルク伝達面角度θとばね荷重の関係を示している。この図１０からトルク伝達面角度θの減少と共に、ばね荷重が増加していることがわかる。トルク伝達面角度θが３０°付近よりばね荷重が急激に増加している。従って、トルク伝達面角度θを３０°以上とすることにより、皿ばね３７の外径拡大を抑制することができる。つまりはオーバーランニングクラッチの形状拡大を抑制することが可能である。

また、トルク伝達面角度θを夫々軸心と垂直な平面に対して６０°以下の傾きに限定することで、摩擦係数μの変動による空転トルクの値のバラツキを低減することが可能である。

まず、図８のピニオンギヤ側伝達部材３４２と出力軸側伝達部材３４１に加わる力の関
係から、トルク方向の力Ｆ_Ｘは、
Ｆ_Ｘ＝Ｆ（ｓｉｎθ＋μｃｏｓθ）・・・・・（１０）
軸方向の力Ｆ_Ｙは、
Ｆ_Ｙ＝Ｆ（ｃｏｓθ−μｓｉｎθ）・・・・・（１１）
また、空転トルクは下記式（１２）で与えられる。
Ｔｄ＝Ｆ_Ｘ×ｒ・・・・・（１２）
ここで、ｒはトルク伝達面の半径（ｍ）、Ｔｄは空転トルク（Ｎｍ）である。

式（１０）を式（１２）に代入して、
Ｔｄ＝Ｆ（ｓｉｎθ＋μｃｏｓθ）×ｒ
Ｆ＝Ｔｄ／ｒ×（ｓｉｎθ＋μｃｏｓθ）・・・・・（１３）
式（１３）を式（１１）に代入して、
Ｆ_Ｙ＝Ｔｄ（ｃｏｓθ−μｓｉｎθ）／ｒ（ｓｉｎθ＋μｃｏｓθ）
Ｔｄ＝Ｆ_Ｙ×ｒ×｛（ｓｉｎθ＋μｃｏｓθ）
／（ｃｏｓθ−μｓｉｎθ）｝・・・・・（１４）
従って空転トルクＴｄは上記式（１４）で定義される。

上記式（１４）に於いて、例えば、摩擦係数μ＝０．３の場合の空転トルクは、
Ｔｄ（μ０．３）＝Ｆ_Ｙ×ｒ×｛（ｓｉｎθ＋０．３ｃｏｓθ）
／（ｃｏｓθ−０．３ｓｉｎθ）｝・・・・・（１５）
摩擦係数μ＝０．２の場合の空転トルクは、
Ｔｄ（μ０．２）＝Ｆ_Ｙ×ｒ×｛（ｓｉｎθ＋０．２ｃｏｓθ）
／（ｃｏｓθ−０．２ｓｉｎθ）｝・・・・・（１６）
式（１５）及び式（１６）より摩擦係数μが変化したときの空転トルクの比Ｔｄ（μ０．３）／Ｔｄ（μ０．２）は、次式（１７）のようになる。

式（１７）から読み取れるように、摩擦係数μが変化したときの空転トルクの比は、トルク伝達面３４１ａとトルク伝達面３４２ａの軸心と垂直な平面に対する角度と摩擦係数μに因って決定される。

また、図１０の第２軸は、前記式（１７）により、トルク伝達面角度θと空転トルク値のばらつきの関係を示している。図１０の第２軸に示すグラフから読み取れるように、トルク伝達面角度θが６０°を超えた辺りから、摩擦係数μの変動による空転トルクの値のばらつきが大きくなっていることがわかる。つまり、トルク伝達面角度θを６０°以下とすることで、摩擦係数μの変動による影響を抑制し、空転トルクを安定させることが可能である。

前記のように、遮断機構部３４を構成する出力軸側伝達部材３４１のトルク伝達面３４１ａと、ピニオンギヤ側伝達部材３４２のトルク伝達面３４２ａを、夫々軸方向に垂直な平面に対して３０°から６０°以下の傾きとすることで、オーバーランニングクラッチ部３２の形状拡大を抑制することができ、且つ摩擦係数μの変動による空転トルク値のばらつきを低減することができる。

以上詳述したように、実施の形態１によるエンジン始動装置によれば、リングギヤ１００側から異常なトルクが発生した場合、例えばリングギヤ１００の逆転中にピニオンギヤ３１とリングギヤ１００を噛み合わせた際にリングギヤ１００から受けるトルクの衝撃によって、ピニオン移動体部３０の内部で空転が発生する。このようにピニオン移動体部３０の内部で空転を発生させる構成に於いては、ピニオンギヤ３１から近い位置に空転させ得る機構の遮断機構部３４を備えているため、減速ギヤ部９０にトルク衝撃が伝達する前に空転が発生して出力軸側ヘリカルスプライン部２１、ピニオン移動体側ヘリカルスプライン部３８等を損傷させることがない。また、ピニオンギヤ３１とリングギヤ１００の衝突による衝撃音を小さくすることが可能となる。

なお、遮断機構部３４の構成は、リングギヤ１００が逆転した場合だけでなく、エンジン側がロックしたときにも同様の機構で空転するため、逆回転以外の異常な状態が発生したときにもこの機構によって内部機構の破壊を抑制することができる。

また、実施の形態１によるエンジン始動装置によれば、例えば、従来の惰性回転中でエンジンが逆転中にピニオンギヤ３１とリングギヤ１００を噛み合わせる際に過大な衝撃トルクが発生するような場合であっても、ピニオン移動体部３０で空転して衝撃を吸収するため逆回転数が大きくても噛み合わせることが可能となる。

また、同様にエンジンの逆回転とモータ回転力とが衝突した際にも、よりピニオンギヤ３１に近い位置で空転することにより衝撃と過大なトルクを緩和及び空転できるので、モータ回転を遅らせる制御などをしなくてもヘリカルスプラインなどを傷めずに十分に噛み合いが可能となる。従って、再始動時間が早くなるだけでなく、ピニオンギヤ３１の押し出しとモータ回転を連続で実施できる一体型スイッチを使用することが可能となり低コストと小型化が可能となる。

また、出力軸側伝達部材３４１の爪部３４１ｃとピニオンギヤ側伝達部材３４２の爪部３４２ｃでトルクを伝達し、皿ばね３７の荷重で空転できる荷重を設定できるため、従来できなかった空転トルクの値の設定が容易となる。即ち、オーバーランニングクラッチ部３２のクラッチローラ３２３が動力伝達方向の回転の時に逆転時のトルクやモータ回転のトルクを伝達することになるが、この部分で衝撃トルクを吸収するような構造にした場合、摩擦係数μが安定せず、経年変化によるばらつきも大きくなる。しかし、実施の形態１によるエンジン始動装置によれば遮断機構部３４が空転するトルクの量産時のばらつきも抑制できる。更に、前述したようにクランキング時の騒音低減するための荷重設定も容易に行うことが可能となる。

前記説明のように、実施の形態１によるエンジン始動装置によれば、トルク設定が容易に小型で実施することができ、エンジンの逆回転時だけでなく摩耗によってピニオンギヤ３１とリングギヤ１００同士がロックしたときにも容易に保護が可能となる。また、遮断機構部３４は、出力軸側伝達部材３４１とピニオンギヤ側伝達部材３４２に夫々設けられた爪部３４１ｃ、３４２ｃでトルクを伝達する構造であり、且つピニオン移動体側ヘリカルスプライン部３８の外周側で、オーバーランニングクラッチ部３２と遮断機構部３４をクラッチカバー３３で連結するようにしているので、大型化することなく安定したトルク衝撃による空転と伝達を実施することが可能となる。

なお、前記説明では、アイドリングストップでリングギヤ１００が惰性回転中にピニオンギヤ３１とリングギヤ１００を噛み合わせる場合のエンジン始動装置について説明したが、アイドリングストップでリングギヤ１００が完全停止してから噛み合わせる場合や、アイドリングストップ非搭載車用のエンジン始動装置であっても、ギヤが摩耗した場合にロックすることでモータ回転が開始されれば異常な衝撃トルクが発生することによって、通常エンジン始動装置でも起こり得るので、この発明を適用すれば効果がある。

以上、この発明の実施の形態について説明したが、この発明はこれに限定されるものではなく、この発明の趣旨を逸脱しない範囲において、これらの構成を適宜組み合わせたり、その構成に一部変形を加えたり、構成を一部省略することが可能である。

１０ モータ部、２０ 出力軸、２１ 出力軸側ヘリカルスプライン部、３０ ピニオン移動体部、３１ ピニオンギヤ、３２ オーバーランニングクラッチ部、３２１ クラッチアウタ、３２２ クラッチインナ、３２３ クラッチローラ、３２４ クラッチばね、３３ クラッチカバー、３４ 遮断機構部、３４１ 出力軸側伝達部材、３４１ａ，３４２ａ トルク伝達面、３４１ｂ，３４２ｂ 滑り面、３４１ｃ，３４２ｃ 爪部、３４２ ピニオンギヤ側伝達部材、３５ レバー係止部品、３６ 止め部品、３７ 皿ばね、３７１ 皿ばねカバー、３７１ａ 溝部、３８ ピニオン移動体側ヘリカルスプライン部、４０ ソレノイドスイッチ部、４１ 吸引コイル、４２ 接点軸、４３ 移動接点部、４４ａ，４４ｂ モータ接点、４５ ばね、５０ プランジャ、６０ レバー、６１ レバー回転軸中心、７０ ブラケット、８０ ストッパ、９０ 減速ギヤ部、１００ リングギヤ

Claims (6)

1. モータ部と、エンジンに連結されたリングギヤに噛み合い得るピニオンギヤと、前記モータ部の出力軸にヘリカルスプライン結合され、軸方向に移動可能に形成されたピニオン移動体部と、前記ピニオン移動体部を前記ピニオンギヤが前記リングギヤと噛み合う位置に移動させる押し出し機構部と、前記モータ部への通電電流をオン、オフするスイッチ部を有するソレノイドスイッチ部と、を備えたエンジン始動装置であって、
   前記ピニオン移動体部は、
   前記リングギヤと噛み合った前記ピニオンギヤが、前記リングギヤを介して前記エンジンにより駆動され前記出力軸の回転よりも高速で回転する場合に、空転するオーバーランニングクラッチ部と、
   前記オーバーランニングクラッチ部が前記モータ部の回転によるトルクを前記リングギヤに伝達する方向に対して前記トルクの値が所定の条件のとき、前記リングギヤへの前記トルクの伝達を遮断する遮断機構部と、を備え、
   前記遮断機構部は、軸方向に対して垂直な平面で対向する一対の伝達部材と、前記一対の伝達部材を前記軸方向に押圧するばね部材とを有し、
   前記一対の伝達部材は、夫々軸方向に垂直な面に対して所定の傾きを有するトルク伝達面と、前記トルク伝達面に対し傾斜面の角度をなだらかな角度に設定された滑り面を備えており、
   前記トルク伝達面は夫々軸方向に垂直な平面に対して、３０°から６０°の範囲の傾きを有することを特徴とするエンジン始動装置。
2. 前記トルク伝達面は、回転方向に複数個設けられたことを特徴とする請求項１に記載のエンジン始動装置。
3. 前記エンジン始動装置は、
   前記押し出し機構部と前記スイッチ部とを作動させて、前記エンジンが停止する過程の減速期間中に前記エンジンを再始動させるエンジン始動装置であって、
   前記ソレノイドスイッチ部は、
   前記押し出し機構と前記スイッチ部とを作動させるコイルを１つのコイルで構成し、前記ピニオンギヤを、前記押し出し機構部のプランジャを前記コイルに引き込む動作の過程で押し出しつつ、前記プランジャが更に前記コイルに引き込まれたときに前記モータ部の主回路を閉路し、前記モータ部の駆動を開始するように構成されたことを特徴とする請求項１または２に記載のエンジン始動装置。
4. 前記ばね部材を皿ばねで構成し、前記一対の伝達部材の外周側に設けられたことを特徴とする請求項１から３の何れか一項に記載のエンジン始動装置。
5. 前記皿ばねは、内径側が前記一対の伝達部材を前記リングギヤの方向に押圧するように構成されたことを特徴とする請求項４に記載のエンジン始動装置。
6. 前記皿ばねにより前記一対の伝達部材を前記軸方向に押圧する初期荷重は、通常始動時に前記エンジンの出力が立ち上がる場合のトルクにより前記軸方向に発生するトルクでは、前記トルクの伝達を遮断しない荷重に設定されることを特徴とする請求項４または５に記載のエンジン始動装置。