(57)【要約】【課題】小さな慣性モーメントでオルタネータ２の回転変動を吸収し、オルタネータ２を大型化させることなく、回転を安定化させることができるエンジンシステムの提供。【解決手段】動吸振器２３は、回転子鉄心１８の軸方向端面に溶接等により固定される円環状の内輪２３ａと、この内輪２３ａの径方向外側に配置される円環状の外輪２３ｂと、内輪２３ａと外輪２３ｂとの間に圧入されるゴム等の弾性体２３ｃとで構成される。  この動吸振器２３をオルタネータ２の回転子鉄心１８に取り付けることにより、アイドル回転域である４２Ｈｚの振動を抑制することができる。また、動吸振器２３の慣性モーメントは、オルタネータ２の回転子に対し略１／１０の大きさであるため、単純には、従来のバネに対し、略１／１０の強度設計でよく、耐久性が飛躍的に改善されるので、安全なオルタネータ２を提供できる。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
車両用発電機を含む複数の補機を有し、これらの補機がエンジンによりベルト駆動されるエンジンシステムであって、
前記ベルト駆動に使用されるベルトは、複数の溝を有するＶリブドベルトであり、
前記発電機は、前記Ｖリブドベルトが掛け渡されるプーリと一体に回転する回転子と、この回転子または前記プーリに取り付けられる動吸振器とを備え、この動吸振器は、前記回転子の慣性モーメントより小さな慣性モーメントを有していることを特徴とするエンジンシステム。
【請求項２】
請求項１に記載したエンジンシステムにおいて、
前記発電機は、「２」以上の増速比で駆動されることを特徴とするエンジンシステム。  
【請求項３】
請求項１または２に記載したエンジンシステムにおいて、
前記発電機は、前記プーリの外径がΦ５９以下であることを特徴とするエンジンシステム。
【請求項４】
請求項１〜３に記載した何れかのエンジンシステムにおいて、
前記複数の補機を１本のＶリブドベルトによって駆動するサーペンタイン方式であることを特徴とするエンジンシステム。
【請求項５】
請求項４に記載したエンジンシステムにおいて、
前記エンジンシステムの挙動を示す連立運動方程式は、５次以上の固有値を有することを特徴とするエンジンシステム。
【請求項６】
請求項１〜５に記載した何れかのエンジンシステムにおいて、
前記動吸振器は、回転子鉄心の軸方向端面に取り付けられることを特徴とするエンジンシステム。
【請求項７】
請求項１〜６に記載した何れかのエンジンシステムにおいて、
前記動吸振器は、回転時に空気抵抗を発生する翼状の空気抵抗部を有していることを特徴とするエンジンシステム。
【請求項８】
請求項７に記載したエンジンシステムにおいて、
前記翼状の空気抵抗部は、回転時に冷却風を発生するファンブレードとして設けられていることを特徴とするエンジンシステム。
【請求項９】
請求項１〜８に記載した何れかのエンジンシステムにおいて、
前記動吸振器は、前記プーリの内径側に配置されていることを特徴とするエンジンシステム。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両用発電機を含む複数の補機がエンジンによりベルト駆動されるエンジンシステムに関する。
【背景技術】
【０００２】
従来（１９８０年頃）、車両用発電機（以下、オルタネータと呼ぶ）等の補機類は、Ｖベルトと称する楔形のベルトを介してエンジンにより駆動されており、オルタネータは、ベルトの滑りから、増速比が最大で「２」程度で駆動されていた。この頃より、エンジン騒音の問題が論じられ、エンジンの静粛化を狙いとしたエンジン振動の抑制、エンジン系の回転の安定が盛んに研究された。
上記のベルト駆動システムでは、慣性モーメントの大きい補機が不安定な挙動を示すと、エンジンが不安定となることが分かっていた。一般に、ベルト駆動される各補機の等価慣性モーメントは、実慣性モーメントに増速比の２乗を掛けたものとなる。
【０００３】
エンジン補機の中でオルタネータは大きなイナーシャを持っており、他の補機と比較して増速比も高いため、オルタネータのイナーシャが回転変動を増幅させる役割を担い、オルタネータの回転を安定化させることがエンジン回転の安定につながる。このため、オルタネータの回転変動を抑えるための検討が進められていた。
回転変動を抑制する手法は、振動を抑制する理論が応用され、回転変動を振動に置き換えた場合、振動を抑制する手段としては、以下の１）、２）等が代表的な考え方である。  １）振動の原因を安定させる（動吸振器）。
２）振動の原因を取り除く（振動絶縁）。
【０００４】
１）の動吸振器は、振動を吸収して振動しているものを静かにしてしまうものであり、特定の共振域にターゲットをしぼり、振動する物の１／１０程度の質量と、これに合わせた適当な弾性体のバネ定数、減衰定数等で設計される。しかし、前記の如く、オルタネータの回転子のイナーシャも大きく、その１／１０といっても大きな質量が必要であった。また、当時のオルタネータは、プーリとベアリングとの間に既に外扇ファンがあるため、動吸振器が取り付けられる場所は、シャフトの先端もしくは後端しかなく、軸長が増して大型化する問題があった。さらに、オルタネータの中心より遠い位置に質量を付加させることにより、重りによる曲げモーメントが発生し、耐久性が落ちる問題も発生していた。  
【０００５】
また、特定の共振域にターゲットを絞った設計が必要であるため、問題となる共振周波数域を予め予想しておく必要がある。共振周波数の解析においては、運動方程式の固有値解析より求められるが、４次方程式を超えた次数では、理論解が求められていないため、これ以上は計算機による数値解析が必要となる。しかし、当時は、計算機も発達していなかったため、４次を超えた固有値解析、すなわち４軸を超えたベルトレイアウトにおいて、各補機のイナーシャから共振周波数を予想（計算）することは、実質不可能であった。つまり、動吸振器の理屈はあったものの、複雑な系での採用は産業界では実用的でないと考えられていた。
【０００６】
これに対し、２）の振動絶縁は、振動の伝達経路に弾性材等を介し、振動の伝達を抑えることで振動を抑制するものである。この考え方をオルタネータに採用して、一方向クラッチを介したプーリや、ダンパーを介したプーリが研究された。つまり、オルタネータのイナーシャを振動の原因とし、これを絶縁しようとする考えである。この方式によれば、オルタネータの回転変動によるイナーシャ分のトルクがクラッチやダンパーで吸収（絶縁）されるため、ベルト駆動システムが安定する。なお、ダンパーを介したプーリでは、弾性体の介在により、新たな共振周波数が発生する問題があったが、使用範囲外（通常では低周波数側）に共振域を移動させるように弾性体のバネ定数をある値以下に設定することで、簡単に設計上の回避は可能であった。
【０００７】
また、オルタネータの発電トルクとイナーシャ分のトルクが、クラッチやダンパーといった接続箇所に荷重として掛かる問題点はあったが、Ｖベルトの場合のプーリ比は「２」以上の設定を超えることなく、プーリ外径はΦ７０以上であったため、プーリ内にバネやクラッチの断面を取るスペースがあり、許容応力範囲内での設計が可能であった。
この様に、動吸振器のような複雑な設計はなくても容易に効果が得られることから、振動絶縁を中心に検討が進められた。
【０００８】
ところが、近年では、エンジン補機の駆動ベルトがＶリブドベルトに変更された。
Ｖリブドベルトでは、ベルト滑りが改善されたことにより、補機の増速比アップが可能となった。補機の増速比は、エンジンのクランクプーリと補機の駆動プーリとの外径比で決定され、補機のプーリ外径を小径化することで増速比はアップされる（一般にクランクプーリ外径は、遠心力によるベルト滑り、及びプーリ破壊を防止するため、大きくすることは避けられる。最大でもΦ１９０程度に抑制される）。
【０００９】
オルタネータの場合、増速率（回転数）に比例して出力を増加できるため、増速比アップは、そのままオルタネータの小型化を可能にした。しかし、前述のように、ベルト駆動される各補機の等価慣性モーメントは、実慣性モーメントに増速比の２乗を掛けたものとなる。オルタネータは、２〜３倍で増速されるようになり、実物のイナーシャは増速比に比例して小型化できたものの、等価慣性モーメントは増速比の２乗が掛かるため、逆に大きくなり、エンジン回転の一番の不安定要因となってしまっている。
特に、１本のベルトで多くの補機を駆動するサーペンタイン方式が採用されると、多軸となることから、共振点が軸数分だけ増加して不安定性はさらに増大する。その結果、エンジンの回転変動が発生すると共に、ベルトのばたつきや振動を発生させる問題がＶベルト採用時よりも顕著に表れている。
【００１０】
このため、従来の振動絶縁の考え方より、オルタネータの慣性モーメントの影響を軽減させる方法が具体化され、提案されている。具体的には、図９に示される様に、プーリ１００の内径側に一方向クラッチ１１０を設ける（特許文献１参照）、あるいは、図１０に示す様に、トーションスプリング等のバネ１２０を介したダンパープーリ１３０を設ける（特許文献２参照）等の公知技術がある。
しかし、Ｖベルト時と比較して、Ｖリブドベルト対応のプーリでは外径が小さく設定されるため、上記の特許文献１、２に開示された方式では、バネ等の弾性体やクラッチを収納するプーリの余空間が小さくなってしまう。
【００１１】
プーリ外径は、Ｖベルト時でΦ７０〜Φ１００であったが、Ｖリブドベルト採用時は、Φ５０〜Φ６５程度に縮小される。プーリ外径から溝深さと必要肉厚を引いた径がプーリの余空間の外径となる。Ｖベルト対応のプーリの場合、上記Φ７０〜Φ１００では、一般に設計される溝深さ９ｍｍ、肉厚２．５ｍｍとした場合に、Φ４７〜Φ７７の余空間外径となるのに対し、Ｖリブドベルト対応のプーリでは、溝深さ３．３ｍｍ、肉厚２．５ｍｍとした場合、Φ３８〜Φ５３の余空間外径となり、シャフトに締結するために必要な空間は同等であるため、余空間は縮小される（Ｖリブドベルト対応の場合、プーリ外径：Φ５９以下は、Ｖベルト対応のプーリ最小径よりもスペースがなくなる）。
【００１２】
もともと、慣性力と動力を加えた大きなトルク荷重が一方向クラッチやバネに加わることもあり、十分な大きさが必要であるのに対し、設計自由度は抑制され、耐久性に必要な断面の確保等が難しくなる。先の特許文献２では、ダンパーの振幅応力を軽減させるため、空間を取らない滑りばねを組み合わせた方式等を提言しているが、滑り部分で摩耗が発生する問題が生じている。また、仮に設計できても、余裕度が殆どなく、プーリ径に合わせて細かにバネを設計し直す必要があり、振動絶縁であるため設計が容易という従来の利点が消え、逆に殆ど成立点がないことから、バネなどの詳細な設計検討が必要となっている。
【特許文献１】特開昭６１−２２８１５３号公報
【特許文献２】特表２００１−５２３３２５号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１３】
本案は、従来の問題点が動力の伝達経路にバネ等の振動絶縁要素が介在する点に起因していることに着眼した。また、Ｖリブドベルトにより増速率が上げられ、オルタネータの実慣性モーメントを小型化できたことに着眼し、Ｖベルト時では不適と考えられ、採用不可能と考えられていた動吸振器について再度解析した結果、Ｖリブドベルトを前提とした増速率では、動吸振器の設計が可能であることを見出した。
また、計算機能力の発展により、従来実質検討が不可能と考えられていた４軸を超えた多軸の解析も変化点ととらえ、これを計算機を駆使し実現したことも踏まえている。
【００１４】
これにより、信頼性に欠ける従来のオルタネータの慣性モーメントを吸収、遮断させる振動絶縁機構を廃止できると考えた。
本発明は、上記事情に基づいて成されたもので、その目的は、小さな慣性モーメントでオルタネータの回転変動を吸収し、オルタネータを大型化させることなく、回転を安定化させることができ、確実に安全、且つ低コストでエンジンの安定化を達成できるエンジンシステムを提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【００１５】
（請求項１の発明）
車両用発電機を含む複数の補機を有し、これらの補機がエンジンによりベルト駆動されるエンジンシステムであって、ベルト駆動に使用されるベルトは、複数の溝を有するＶリブドベルトであり、発電機は、Ｖリブドベルトが掛け渡されるプーリと一体に回転する回転子と、この回転子またはプーリに取り付けられる動吸振器とを備え、この動吸振器は、回転子の慣性モーメントより小さな慣性モーメントを有していることを特徴とする。
サーペンタイン方式で補機駆動するエンジンの各補機の軸周りの運動方程式は、下記［数１］のように立てられ、軸数分の連立方程式となる。
【００１６】
【数１】
2006046571.tif 000003
【００１７】
上記の連立方程式は、軸数分ｎ個の固有振動数（共振周波数）を持つことが知られている。この周波数に対し、例えば、エンジンの爆発によるトルク変動の周期が一致した場合に、大きな回転変動（共振）が発生する。特に、アイドル回転域で発生する共振は、車両停止時で走行振動や騒音が無いため、エンジン回転変動に伴う不快な振動および騒音は顕著となり問題となる。また、これらの回転変動は、結果的にベルトに負担を掛けるため、ベルト寿命をも短くさせてしまう。
この回転安定性には、各補機の慣性モーメントが関連することは言うまでも無い。一般に、同一システム内で増速される駆動軸が存在する場合、増速しなかった場合と比較して、下記［数２］で表される様に、増速比の２乗倍と同等の慣性モーメントであることが知られている。
【００１８】
【数２】
2006046571.tif 000004
【００１９】
従って、等価慣性モーメントが大きい補機に対し、手段を加えることが最も効果的となる。Ｖベルト採用時は、オルタネータの増速比は「１．５」〜「２」程度に設定されていたが、Ｖリブドベルトの採用により、オルタネータの増速比は「２」〜「３．５」程度に設定されるようになった。オルタネータの出力は、増速比に比例することが知られている。従って、同一電力を供給する場合では、増速比の増加に反比例し、オルタネータの体格、及び実慣性モーメントは小型化する。但し、増速比を考慮した回転子の等価慣性モーメントは、エンジンシステムの中で最も大きいか、または準じた大きさとなる。
【００２０】
この等価的に大きな慣性モーメントを持つオルタネータの回転子に、車両で問題となる周波数域で作用する動吸振器を設けることにより、オルタネータの回転を安定化させることができる。そのため、オルタネータの慣性力によって発生するベルト系の全体を不安定とする挙動（引っ張り等）を抑制することができ、結果として、エンジンシステム全体を安定化させることができる。
従来のＶベルトでは、回転子の実慣性モーメントが大きかったため、その略１／１０の設定が最適である動吸振器の付加は、スペース的に困難であったが、Ｖリブドベルトで増速率を増加させ、これを利用したオルタネータの最適設計を施すことで、実慣性モーメントは小型化される。これに比例して、動吸振器の慣性モーメントも小型化でき、動吸振器の構成であるバネ及びこれに関連する機構に加わる荷重を抑制することができ、耐久性に優れた発電機を提供できる。また、動吸振器のバネも小型化でき、寸法精度も緩くて済むため、低コストで達成可能である。
【００２１】
また、従来の振動絶縁では、軸のトルク伝達部であるプーリ等でしか、その機構を追加することはできないが、Ｖリブドベルトの採用により小型化された動吸振器では、回転子上であれば配置場所はどこでもよいため、設計自由度は大きく、耐久設計も容易である。さらに、最悪、動吸振器が破損しても、エンジンの回転動力はプーリを介して回転子に伝わるため、発電しないという致命的な故障は避けられ、フェイルセーフの意味でも信頼性の高い発電機を提供できる。
【００２２】
（請求項２の発明）
請求項１に記載したエンジンシステムにおいて、発電機は、「２」以上の増速比で駆動されることを特徴とする。
「２」以上の増速比としているため、要求出力が同一の場合は、発電機の体格、即ち実慣性モーメントを小型化できる。このため、動吸振器を慣性モーメントとして付加しても、発電機の耐久性を劣化させることはなく、信頼性の高い発電機を提供できる。
【００２３】
（請求項３の発明）
請求項１または２に記載したエンジンシステムにおいて、発電機は、プーリの外径がΦ５９以下であることを特徴とする。
Ｖリブドベルト対応のプーリの場合、Φ５９以下のプーリ外径では、Ｖベルト対応のプーリよりもプーリ内に設定可能な余空間が小さくなる。従って、この領域では、クラッチや弾性体を挿入する振動絶縁方式では十分な耐久性を確保できない。これに対し、本発明のＶリブドベルト対応で動吸振器を介在させる方式では、発電トルクを伝達させる必要はなく、且つ動吸振器の慣性モーメントが小さいため、弾性体は小さくても十分耐久性を確保できる。これにより、プーリ外径がΦ５９以下では、従来に対し格段の効果の差が生じる。これをベルト駆動システムに採用することで、耐久性のある安全なエンジンシステムを提供できる。
【００２４】
（請求項４の発明）
請求項１〜３に記載した何れかのエンジンシステムにおいて、複数の補機を１本のＶリブドベルトによって駆動するサーペンタイン方式であることを特徴とする。
サーペンタイン方式では、１本のベルトで多くの補機類を駆動させるため、前述のように共振点が発生しやすい。その様な系に本発明である動吸振器を搭載させることにより、問題となる共振点での振動を抑制できるため、より効果的である。
【００２５】
（請求項５の発明）
請求項４に記載したエンジンシステムにおいて、エンジンシステムの挙動を示す連立運動方程式は、５次以上の固有値を有することを特徴とする。
固有値解析では、運動方程式の式数分の次数の特性方程式を解くこととなるが、４軸までの回転自由度を持つもの、すなわち４次以下の固有値を有するシステムでは、理論的な解を求めることができる。しかし、４次を超えた領域では、数値解析が必要となる。従来、この領域（４次を超えた領域）は、産業界では採用困難と考えられており、検討も成されなかったが、計算機技術の発展により、解を求めることが可能となった。
本発明では、４軸以上においても解析が可能であり、それにより、動吸振器の設計が可能で、優れた効果があることを見出した。なお、ここで、軸は、回転自由度を意味しており、例えば、従来の振動絶縁でプーリ内にダンパーを介するものでは、プーリ外輪とプーリ内輪（回転子を含む）は、別の回転挙動を取るため、２軸と数えられる。
【００２６】
（請求項６の発明）
請求項１〜５に記載した何れかのエンジンシステムにおいて、動吸振器は、回転子鉄心の軸方向端面に取り付けられることを特徴とする。
この構成によれば、回転子鉄心の軸方向端面とハウジング間の空間を有効利用できるため、動吸振器を取り付けたことによる発電機の大型化を回避できる。また、仮に、動吸振器が破損しても、ハウジングで囲包されているため、破損した動吸振器が外部に飛び出すことはなく、安全な発電機を提供できる。
【００２７】
（請求項７の発明）
請求項１〜６に記載した何れかのエンジンシステムにおいて、動吸振器は、回転時に空気抵抗を発生する翼状の空気抵抗部を有していることを特徴とする。
これにより、空気抵抗による制動を発生させることができるため、容易に低コストの動吸振器の減衰要素が形成される。
【００２８】
（請求項８の発明）
請求項７に記載したエンジンシステムにおいて、翼状の空気抵抗部は、回転時に冷却風を発生するファンブレードとして設けられていることを特徴とする。
これにより、動吸振器に冷却ファンの機能を統合できるので、別途冷却ファンを設ける必要はなく、より小型で安価な発電機を提供できる効果もある。
【００２９】
（請求項９の発明）
請求項１〜８に記載した何れかのエンジンシステムにおいて、動吸振器は、プーリの内径側に配置されていることを特徴とする。
この場合、プーリの内径側空間を利用して動吸振器を取り付けるので、発電機全体を小型でコンパクトにできる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００３０】
本発明を実施するための最良の形態を以下の実施例により詳細に説明する。
【実施例１】
【００３１】
図１は実施例１に係るオルタネータの断面図、図３はベルト駆動システムのレイアウト図である。
実施例１に示すエンジンシステムは、図３に示す様に、エンジン１の周辺に配置される複数の補機２〜５を備え、これらの補機２〜５がエンジン１によりベルト駆動される。
複数の補機２〜５は、オルタネータ２、エアコン用コンプレッサ３、ウォータポンプ４、パワーステアリング用の油圧ポンプ５等であり、それぞれプーリを備えている。これらのプーリは、オートテンショナ６、及びアイドルプーリ７と共に、１本のＶリブドベルト８によりエンジン１のクランクプーリに連結されて、サーペンタイン方式のベルト駆動システムを構成している。
【００３２】
オルタネータ２は、以下に説明する固定子、回転子、ハウジング９、１０、ブラシ１１、整流器１２、電圧調整器１３等より構成される。
固定子は、円環状の固定子鉄心１４と、この固定子鉄心１４に巻線される電機子巻線１５とで構成され、回転子の回転に伴い、電機子巻線１５に交流電圧が誘起される。
回転子は、プーリ１６を介してエンジン１の回転動力が伝達される回転軸１７と、この回転軸１７に固定される回転子鉄心１８（ランデル型ポールコア）と、この回転子鉄心１８に巻線される界磁巻線１９とで構成される。
【００３３】
プーリ１６は、回転軸１７の一端側端部に嵌合して組み付けられ、ナット２０の締め付けによって回転軸１７に固定されている。このプーリ１６は、Ｖリブドベルト８に対応してＶ字状の溝が複数並列に設けられ、プーリ外径ＤがΦ５９以下である（図１参照）。
回転軸１７の反プーリ側端部には、一対のスリップリング２１が設けられている。
回転子鉄心１８のプーリ側端面には、回転子鉄心１８と一体に回転して冷却風を発生させる冷却ファン２２が固定されている。また、回転子鉄心１８の反プーリ側端面には、後述する動吸振器２３が取り付けられている。
【００３４】
ハウジング９、１０は、軸受２４を介して回転軸１７の一端側を支持するフロントハウジング９と、軸受２５を介して回転軸１７の他端側を支持するリヤハウジング１０とで構成され、両ハウジング９、１０間に固定子鉄心１４を挟持して、ボルト２６により締め付け固定されている。
ブラシ１１は、回転軸１７に設けられたスリップリング２１に摺接して、界磁巻線１９に励磁電流を供給する。
整流器１２は、電機子巻線１５に誘起される交流電圧を直流電圧に変換する。
電圧調整器１３は、界磁巻線１９に流れる電流量を増減して発電量を制御する。
【００３５】
続いて、図１及び図２を参照して動吸振器２３について説明する。
動吸振器２３は、回転子鉄心１８の軸方向反プーリ側の端面に溶接等により固定される円環状の内輪２３ａと、この内輪２３ａの径方向外側に配置される円環状の外輪２３ｂと、内輪２３ａと外輪２３ｂとの間に圧入されるゴム等の弾性体２３ｃとで構成される。この弾性体２３ｃは、捩じり方向（回転方向）にのみ変位可能であり、弾性体２３ｃの変位に応じて内輪２３ａと外輪２３ｂとが回転方向に相対変位する。
また、外輪２３ｂには、回転時に空気抵抗を発生すると共に、遠心風を発生する複数のファンブレード２３ｄが一体に設けられている。このファンブレード２３ｄによって発生する遠心風は、例えば、電機子巻線１５を良好に冷却する冷却風として作用する。
【００３６】
ここで、動吸振器２３の慣性モーメントとバネ定数の設定について説明する。
前述の如く、ベルト駆動システムでは、軸数分の共振周波数が発生するが、本実施例では、車両で最も問題となるアイドル回転域で発生する共振を抑制させることを目的として、動吸振器２３の慣性モーメントとバネ定数を設定した。
前記［数１］に記載した運動方程式より、固有値と共に固有ベクトルが求められる。詳細は省くが、この固有ベクトルを使用してモード化を実施し、問題となる共振周波数に対応したモード等価慣性モーメントＪｉ、及びモード等価バネ定数Ｋｉを求めることができる。結果として、ＪｉとＫｉと共振周波数ｆｉは、下記の［数３］に示される関係となっている。
【００３７】
【数３】
2006046571.tif 000005
【００３８】
例えば、６気筒エンジン１でアイドル回転数が８００〜９００ｒｐｍとすると、エンジン１の爆発による周波数は、回転周波数の３倍であり、アイドル回転域では、４０Ｈｚから４５Ｈｚとなる。
図４には、本実施例のエンジンシステムにおいて、オルタネータ２の回転子に動吸振器２３を使用しない場合の共振解析結果（破線グラフ）を示している。図４の縦軸は、伝達関数の大きさを示すコンプライアンスで、エンジン１のクランク軸に１Ｎｍのトルクが入った場合のオルタネータ２の回転子の変位の大きさを示している。この特性が凸となっている部分が共振であり、４２Ｈｚの共振周波数がアイドル回転域で発生している。
【００３９】
この周波数に対応したモード等価慣性モーメントＪｉ、及びモード等価バネ定数Ｋｉは、Ｊｉ＝０．００４１Ｋｇｍ2 、Ｋｉ＝２８９Ｎｍ／Ｒａｄとして求めた。
これに対し、下記の［数４］に示される数式に基づき、動吸振器２３の設計を施した。なお、Ｃｄｉは、動吸振器２３の減衰係数である。
【００４０】
【数４】
2006046571.tif 000006
【００４１】
ここで、μ＝０．１とし、オルタネータ２の回転子の慣性モーメントに対し、十分小さい慣性モーメントで動吸振器２３を設計している。
弾性体２３ｃの設計は、Ｊｄｉ＝０．０００４１Ｋｇｍ2 、Ｋｄｉ＝２３．８８Ｎｍ、Ｃｄｉ＝０．０３６Ｎｓ／ｍとなるように材料および寸法を選定している。
【００４２】
（実施例１の効果）
前述の図４に、本実施例のエンジンシステムでオルタネータ２の回転子に動吸振器２３を使用した場合の共振解析結果（実線グラフ）を示す。４２Ｈｚを狙って設計された動吸振器２３をオルタネータ２の回転子鉄心１８に取り付けたことにより、アイドル回転域である４２Ｈｚの振動を抑制することができた。５０Ｈｚ付近に新たに共振点が発生しているが、この領域はアイドル領域ではなく、車両走行中の領域であるため問題とはならない。これにより、等価慣性モーメントが最も大きいオルタネータ２の回転子の挙動が安定するため、エンジン１全体が安定化に向かい、振動の少ない快適なエンジンシステムを提供できる。
【００４３】
また、回転子鉄心１８に取り付けられる動吸振器２３の慣性モーメントは、回転子に対し略１／１０の大きさであるため、単純には、従来のバネに対し、略１／１０の強度設計でよく、耐久性が飛躍的に改善されるので、安全なオルタネータ２を提供できる。
さらに、動吸振器２３は、回転子鉄心１８の反プーリ側端面に配置しており、元々ある余空間を使用して動吸振器２３を取り付けるため、動吸振器２３を使用することによってオルタネータ２が大型化することはない。
【００４４】
また、実施例１では、動吸振器２３の外輪２３ｂにファンブレード２３ｄを設けているため、回転時にファンブレード２３ｄが空気抵抗となり、その空気抵抗により制御力が発生する。これにより、動吸振器２３の減衰係数に相当する制動力が容易に得られるため、動吸振器２３の設計が容易になると共に、低コスト化できる。更に、ファンブレード２３ｄの回転によって遠心風を発生させることができ、その遠心風によって、例えば、電機子巻線１５を良好に冷却できるので、動吸振器２３に冷却ファンの機能を統合できる。その結果、別途冷却ファンを設ける必要はなく、より小型で安価なオルタネータ２を提供できる。
【００４５】
実施例１のプーリ１６は、Ｖリブドベルト８に対応して設けられ、プーリ外径ＤがΦ５９以下である。このプーリ１６は、Ｖベルト対応のプーリよりもプーリ内径側に設定可能な余空間が小さくなる。従って、この領域では、クラッチや弾性体を挿入する振動絶縁方式では十分な耐久性を確保できない。これに対し、動吸振器２３を使用する方式では、動吸振器２３に発電トルクを伝達させる必要はなく、且つ動吸振器２３の慣性モーメントが小さいため、弾性体２３ｃは小さくても十分耐久性を確保できる。これにより、プーリ外径ＤがΦ５９以下では、従来に対し格段の効果の差が生じる。これをベルト駆動システムに採用することで、耐久性のある安全なエンジンシステムを提供できる。
なお、上記の実施例１では、回転子鉄心１８の軸方向反プーリ側の端面に動吸振器２３を取り付けているが、軸方向プーリ側の端面に取り付けることもできる。
【実施例２】
【００４６】
図５は実施例２に係るオルタネータ２の断面図である。
この実施例２は、図５に示す様に、動吸振器２３を回転子鉄心１８の軸方向両側に取り付けた一例である。この場合、慣性モーメントが回転子鉄心１８の両側に分散されるため、ダンパーに掛かる負担がさらに軽減され、より耐久性に優れた安全なオルタネータ２を提供できる。なお、各バネ定数は、質量に応じて変更しておく必要がある。また、両側の動吸振器２３にそれぞれファンブレード２３ｄを設けることで、減衰要素の作り込みと同時に、冷却性も良好に確保される。
【実施例３】
【００４７】
図６は実施例３に係るオルタネータ２の一部を示す断面図である。
この実施例３は、図６に示す様に、動吸振器２３の弾性体としてスプリング２３ｅを使用する一例である。スプリング２３ｅは、捩じりバネ形状としている。減衰要素は、スプリング２３ｅが圧縮時に密着性を増すように構成し、ヒステリシス特性を利用して制動（減衰）が発生するようにしている。
本実施例では、動吸振器２３が金属のみで構成されるため、耐熱性に優れ、信頼性が増す効果がある。
【実施例４】
【００４８】
図７は実施例４に係るプーリ１６周辺の断面図である。
この実施例４は、図７に示す様に、動吸振器２３をプーリ１６の内径側に取り付けた一例である。動吸振器２３は、弾性体（例えばスプリング２３ｅ）と慣性モーメント部２３ｆとで構成され、この慣性モーメント部２３ｆがスプリング２３ｅを介してプーリ１６の内径側に動作可能に取り付けられている。
この構成によれば、プーリ１６の内径側空間を利用して動吸振器２３を設けることができるので、動吸振器２３を取り付けたことでオルタネータ２が大型化することはなく、コンパクトなオルタネータ２を提供できる。また、従来のオルタネータに対し、プーリ１６の交換だけで変更できるため、生産設備の変更を最小限に抑えることができ、低コストのオルタネータ２を提供できる。また、仮に動吸振器２３が故障した場合でも、オルタネータ２の内部に何ら影響を与えることはなく、最も重要な発電機能が損なわれることがないので、信頼性の高いオルタネータ２を提供できる。
【実施例５】
【００４９】
図８は実施例５に係るプーリ１６周辺の断面図である。
この実施例５は、図８に示す様に、動吸振器２３をプーリ１６の外側でフロントハウジング９との間に形成される空間に取り付けた一例である。動吸振器２３は、実施例４と同じく、弾性体（例えばスプリング２３ｅ）と慣性モーメント部２３ｆとで構成され、この慣性モーメント部２３ｆがスプリング２３ｅを介して動作可能に取り付けられている。
この実施例５の構成でも、実施例４と同様に、同じく、従来のオルタネータに対し、プーリ１６の交換だけで変更できるため、生産設備の変更を最小限に抑えることができる。また、動吸振器２３が故障した場合でも、オルタネータ２の内部に何ら影響を与えることはなく、最も重要な発電機能が損なわれることがないので、信頼性の高いオルタネータ２を提供できる。
【図面の簡単な説明】
【００５０】
【図１】オルタネータの断面図である（実施例１）。
【図２】動吸振器の平面図である（実施例１）。
【図３】ベルト駆動システムのレイアウト図である。
【図４】周波数に対応するコンプライアンスの特性図である。
【図５】オルタネータの断面図である（実施例２）。
【図６】オルタネータの一部を示す断面図である（実施例３）。
【図７】プーリ周辺の断面図である（実施例４）。
【図８】プーリ周辺の断面図である（実施例５）。
【図９】一方向クラッチを搭載したオルタネータの断面図である（公知技術）。
【図１０】ダンパープーリの断面図である（公知技術）。
【符号の説明】
【００５１】
１    エンジン
２    オルタネータ（車両用発電機）
８    Ｖリブドベルト
１６    プーリ
１８    回転子鉄心
２３    動吸振器
２３ａ  内輪（動吸振器）
２３ｂ  外輪（動吸振器）
２３ｃ  弾性体（動吸振器）
２３ｄ  ファンブレード（翼状の空気抵抗部）
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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