(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジン（Ｅ）およびトランスミッション（Ｔ）間に配置され、前記エンジン（Ｅ）の回転変動により発生する振動を制振する遠心振子式制振装置であって、
前記エンジン（Ｅ）からの回転が入力される入力部材（１５）と、
前記入力部材（１５）に第１リンク部材（２２）を介して振子運動可能に支持された第１慣性質量体（１６）と、前記第１慣性質量体（１６）に第２リンク部材（２３）を介して振子運動可能に支持された第２慣性質量体（１７）とを備え、前記第１リンク部材（２２）及び前記第２リンク部材（２３）は各々前記第１慣性質量体（１６）の内部に収容され、前記前記入力部材（１５）と前記第２慣性質量体（１７）とは同軸上に相対回転自在に配置されることを特徴とする遠心振子式制振装置。
【請求項２】
前記第２慣性質量体（１７）に対する前記入力部材（１５）の回転により、前記第１リンク部材（２２）が前記第２リンク部材（２３）の回転とは反対方向に回転することを特徴とする、請求項１に記載の遠心振子式制振装置。
【請求項３】
エンジン（Ｅ）およびトランスミッション（Ｔ）間に配置され、前記エンジン（Ｅ）の回転変動により発生する振動を制振する遠心振子式制振装置であって、
前記エンジン（Ｅ）からの回転が入力される入力部材（１５）と、前記入力部材（１５）に第１リンク部材（２２）を介して振子運動可能に支持された第１慣性質量体（１６）と、前記第１慣性質量体（１６）に第２リンク部材（２３）を介して振子運動可能に支持された第２慣性質量体（１７）とを備え、
前記入力部材（１５）と前記第２慣性質量体（１７）とは同軸上に相対回転自在に配置され、
前記第１リンク部材（２２）は前記第１慣性質量体（１６）に形成した第１円形孔（１６ａ）に回転自在に嵌合する円板状の部材であって、その中心から偏心した位置で前記入力部材（１５）に第１ピン（１８）で枢支され、前記第２リンク部材（２３）は前記第１慣性質量体（１６）に形成した第２円形孔（１６ｂ）に回転自在に嵌合する円板状の部材であって、その中心から偏心した位置で前記第２慣性質量体（１７）に第２ピン（２１）で枢支されることを特徴とする遠心振子式制振装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、エンジンおよびトランスミッション間に配置され、前記エンジンの回転変動により発生する振動を制振する遠心振子式制振装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
かかる遠心振子式制振装置において、支持部材の外周に４個の慣性質量体を各々２本のアーム部材を介して支持し、支持部材、慣性質量体および２本のアーム部材で四節平行リンクを構成することで、支持部材に対して慣性質量体を円弧状の軌跡に沿って平行移動させるものが、下記特許文献１により公知である。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２０１２−１４１０１８号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、遠心振子式制振装置において、支持部材の回転変動を抑制する制振トルクの大きさは、慣性質量体の質量および慣性質量体の揺動半径に比例するとともに、慣性質量体の揺動角をθとしたときにｓｉｎθに比例する。従って、制振トルクを大きくするためには慣性質量体の質量および揺動半径を増加させれば良いが、慣性質量体の質量および揺動半径を増加させると、遠心振子式制振装置が設けられたダンパー自体の重量および寸法の増加につながるため、ダンパー自体の慣性質量が増加して車両の加速性能を低下させる問題がある。
【０００５】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、慣性質量体の質量および揺動半径を増加させることなく、遠心振子式制振装置の制振性能を高めることを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、エンジンおよびトランスミッション間に配置され、前記エンジンの回転変動により発生する振動を制振する遠心振子式制振装置であって、前記エンジンからの回転が入力される入力部材と、前記入力部材に第１リンク部材を介して振子運動可能に支持された第１慣性質量体と、前記第１慣性質量体に第２リンク部材を介して振子運動可能に支持された第２慣性質量体とを備え、前記第１リンク部材及び前記第２リンク部材は各々前記第１慣性質量体の内部に収容され、前記入力部材と前記第２慣性質量体とは同軸上に相対回転自在に配置されることを特徴とする遠心振子式制振装置が提案される。
【０００７】
また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記第２慣性質量体に対する前記入力部材の回転により、前記第１リンク部材が前記第２リンク部材の回転とは反対方向に回転することを特徴とする遠心振子式制振装置が提案される。
【０００８】
また請求項３に記載された発明によれば、エンジンおよびトランスミッション間に配置され、前記エンジンの回転変動により発生する振動を制振する遠心振子式制振装置であって、前記エンジンからの回転が入力される入力部材と、前記入力部材に第１リンク部材を介して振子運動可能に支持された第１慣性質量体と、前記第１慣性質量体に第２リンク部材を介して振子運動可能に支持された第２慣性質量体とを備え、前記入力部材と前記第２慣性質量体とは同軸上に相対回転自在に配置され、前記第１リンク部材は前記第１慣性質量体に形成した第１円形孔に回転自在に嵌合する円板状の部材であって、その中心から偏心した位置で前記入力部材に第１ピンで枢支され、前記第２リンク部材は前記第１慣性質量体に形成した第２円形孔に回転自在に嵌合する円板状の部材であって、その中心から偏心した位置で前記第２慣性質量体に第２ピンで枢支されることを特徴とする遠心振子式制振装置が提案される。
【０００９】
尚、実施の形態のハブ１５は本発明の入力部材に対応する。
【発明の効果】
【００１０】
請求項１の構成によれば、遠心振子式制振装置は、エンジンからの回転が入力される入力部材と、入力部材に第１リンク部材を介して振子運動可能に支持された第１慣性質量体と、第１慣性質量体に第２リンク部材を介して振子運動可能に支持された第２慣性質量体とを備え、入力部材と第２慣性質量体とは同軸上に相対回転自在に配置されるので、入力部材に回転変動が発生すると、入力部材に対して第１慣性質量体が遠心力で振子運動し、更に第１慣性質量体に対して第２慣性質量体が遠心力で振子運動することで、前記回転変動を抑制する制振力を発生させることができる。
【００１１】
このとき、第２慣性質量体は振子運動する第１慣性質量体に対して更に振子運動するため、第２慣性質量体の振子運動の揺動角が第１慣性質量体の振子運動の揺動角に対して拡大されることで、第２慣性質量体の質量や揺動半径を増加させることなく制振力を増加させることができる。また揺動角が大きい第２慣性質量体は揺動角が小さい第１慣性質量体よりも効率的に制振力を発生可能であるため、第１慣性質量体の質量を削って第２慣性質量体に付加すれば、質量の増加を招くことなく制振力を増加させることができる。
【００１２】
また請求項３の構成によれば、第１リンク部材は第１慣性質量体に形成した第１円形孔に回転自在に嵌合する円板状の部材であって、その中心から偏心した位置で入力部材に第１ピンで枢支され、第２リンク部材は第１慣性質量体に形成した第２円形孔に回転自在に嵌合する円板状の部材であって、その中心から偏心した位置で第２慣性質量体に第２ピンで枢支されるので、両端が一対のピンで枢支される一般的な棒状のリンク部材と異なり、第１、第２リンク部材自体が一対のピンの一方の機能を果たすことで、ピンの数を半分に減らして部品を削減することができる。しかも第１、第２リンク部材は第１慣性質量体の第１、第２円形孔の内部に収納されるので、一般的な棒状のリンク部材を第１慣性質量体の側面に沿って配置する場合に比べて、遠心振子式制振装置の軸方向厚さを低減して小型化を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】エンジンおよびトランスミッションの間に配置されたダンパーの模式図。
【図２】遠心振子式制振装置の分解斜視図。
【図３】図１の３−３線矢視図（中立状態）。
【図４】図３において第２慣性質量体がハブに対して２°時計方向に回転した状態を示す図。
【図５】図３において第２慣性質量体がハブに対して４°時計方向に回転した状態を示す図。
【図６】遠心振子式制振装置のハブ、第１慣性質量体および第２慣性質量体の動きの説明図。
【図７】遠心振子式制振装置の概念を示す模式図。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
以下、図１〜図７に基づいて本発明の実施の形態を説明する。
【００１５】
図１に示すように、自動車のエンジンＥのクランクシャフト１１およびトランスミッションＴのメインシャフト１２間に配置されたダンパーＤは、クランクシャフト１１に接続された一次フライホイール１３と、一次フライホイール１３に複数のスプリング１４…を介して接続されたハブ１５と、ハブ１５に円周方向相対回転自在に接続された３個の第１慣性質量体１６…と、一次フライホイール１３と協働する二次フライホイールを構成し、３個の第１慣性質量体１６…に円周方向相対回転自在に接続された環状の第２慣性質量体１７とを備える。
【００１６】
図２〜図５に示すように、ハブ１５は金属板材をプレス加工したもので、環状の支持部１５ａと、支持部１５ａから１２０°間隔で径方向外側に突出する３個の腕部１５ｂ…とを備えており、３個の腕部１５ｂ…にはそれぞれ第１ピン１８が植設される。第２慣性質量体１７は、比較的に厚い金属で環状に形成したマス部材１９と、金属板材をプレス加工した支持部材２０とからなり、支持部材２０は、環状の支持部２０ａと、支持部２０ａから１２０°間隔で径方向外側に突出する３個の腕部２０ｂ…とを備え、３個の腕部２０ｂ…はマス部材１９の一側面に溶接等で固定される。３個の腕部２０ｂ…の周方向両端には２本の第２ピン２１，２１が植設される。
【００１７】
比較的に厚い金属で略円弧状に形成した第１慣性質量体１６は、円周方向中央部を貫通する第１円形孔１６ａと、円周方向両端部を貫通する２個の第２円形孔１６ｂ，１６ｂとを備える。第１慣性質量体１６の第１円形孔１６ａには円板状の第１リンク部材２２が回転自在に嵌合し、第１リンク部材２２の中心から偏心した位置に形成された第１ピン孔２２ａがハブ１５の第１ピン１８に回転自在に嵌合する。第１慣性質量体１６の２個の第２円形孔１６ｂ，１６ｂには円板状の第２リンク部材２３，２３がそれぞれ回転自在に嵌合し、第２リンク部材２３，２３の中心から偏心した位置に形成された第２ピン孔２３ａ，２３ａが第２慣性質量体１７の２個の第２ピン２１，２１にそれぞれ回転自在に嵌合する。
【００１８】
第１リンク部材２２および２個の第２リンク部材２３，２３は互換可能な同一部材であり、３個の第１慣性質量体１６…が図３に示す中立状態にあるとき、各第１慣性質量体１６毎に、それらの第１リンク部材２２および２個の第２リンク部材２３，３３中心に対する第１ピン１８および２個の第２ピン２１，２１の位相は整列している。
【００１９】
図６は、本実施の形態の遠心振子式制振装置の構造を模式的に示すものである。円板状の第１リンク部材２２は、その中心が第１慣性質量体１６に仮想的なピン２４で枢支され、その外周部がハブ１５に第１ピン１８で枢支された１本の仮想的な棒状のリンク部材２２′と等価である。同様に、円板状の第２リンク部材２３，２３は、その中心が第１慣性質量体１６に仮想的なピン２５，２５で枢支され、その外周部が第２慣性質量体１７に第２ピン２１，２１で枢支された２本の仮想的な棒状のリンク部材２３′，２３′と等価である。
【００２０】
また第１慣性質量体１６は中央部で「へ」字状に屈曲する１本の棒状のリンク部材と等価であり、ハブ１５は軸線Ｌ周りに独立して回転可能な１本の棒状のリンク部材と等価であり、第２慣性質量体１７は軸線Ｌ周りに独立して回転可能な１本の「Ｖ」字状のリンク部材と等価である。
【００２１】
２本の仮想的な棒状のリンク部材２３′，２３′と、２本の仮想的なピン２５，２５を結ぶ第１慣性質量体１６と、２本の第２ピン２１，２１を結ぶ第２慣性質量体１７とは、平行四節リンクを構成する。
【００２２】
図６（Ａ）は、第１慣性質量体１６および第２慣性質量体１７が中立位置にある状態を示している。この状態から第１慣性質量体１６に回転変動に伴う図中右向きの荷重が加わると、図６（Ｂ）に示すように、第１リンク部材２２が第１ピン１８を支点として時計方向に回動することで、第１慣性質量体１６は図中右側に揺動する。第１慣性質量体１６の図中右側に揺動するとき、第２慣性質量体１７にも回転変動に伴う図中右向きの荷重が加わるため、第１慣性質量体１６に２個の第２リンク部材２３を介して接続された第２慣性質量体１７もハブ１５に対して軸Ｌ周りに図右側に回動するが、その際に２個の第２リンク部材２３，２３は第２ピン２１，２１を支点として反時計方向に回動する。逆に、第１慣性質量体１６および第２慣性質量体１７に回転変動に伴う図中左向きの荷重が加わるときには、第１慣性質量体１６および第２慣性質量体１７は上述とは対称的に図中左側に移動する。
【００２３】
このようにして、ハブ１５に対して第１慣性質量体１６が角度θ揺動したとき、第２慣性質量体１７は第１慣性質量体１６に対して同方向に角度θ揺動するため、ハブ１５に対する第２慣性質量体１７の揺動角θ′はθの２倍の２θに拡大される。図６（Ｂ）には、θ＝４°、θ′＝２θ＝８°の状態が示される。
【００２４】
図３は図６（Ａ）に対応するもので、第１慣性質量体１６…および第２慣性質量体１７が中立位置にある状態（θ＝θ′＝０°）を示しており、また図５は図６（Ｂ）に対応するもので、第１慣性質量体１６…がハブ１５に対して時計方向に４°回転し（θ＝４°）、第２慣性質量体１７がハブ１５に対して時計方向に８°回転した状態（θ′＝２θ＝８°）を示している。図４は、図３および図５の中間の状態（θ＝２°、θ′＝２θ＝４°）の状態を示している。
【００２５】
次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。
【００２６】
エンジンＥのクランクシャフト１１の回転角速度は一定ではなく、圧縮行程で減少して膨張行程で増加するため、エンジン回転数に比例した周波数の振動が発生する。このクランクシャフト１１の振動は、ダンパーＤの一次フライホイール１３および二次フライホイールである第２慣性質量体１７間に配置されたスプリング１４…の伸縮により制振されるとともに、第１慣性質量体１６…および第２慣性質量体１７の振子運動により制振される。
【００２７】
一般の振子は重力により鉛直方向下方に付勢されて振動するが、遠心振子式制振装置の第１慣性質量体１６…および第２慣性質量体１７は遠心力により径方向外側に付勢されて振動するものであり、その第１慣性質量体１６…および第２慣性質量体１７の固有振動周波数を制振したいエンジンＥの振動周波数に一致させることで、ダイナミックダンパーとしての制振機能を発揮させることができる。
【００２８】
図７（Ｂ）は、図７（Ａ）に示す単振子をスプリングおよびマスよりなる一自由度振動系に置き換えたものである。スプリングのバネ定数をｋとし、マスの質量をｍとすると、ｍおよびｋの比は振子の長さで決まるため、振子の固有振動数は振子の長さで決まる。
【００２９】
図７（Ｃ）は本実施の形態の二重振子をモデル化したもので、腕２６で吊り下げられて振動する第１慣性質量体１６に第２慣性質量体１７を腕２７で吊り下げ、第２慣性質量体１７をガイド２８に沿って振動させるものである。図７（Ｄ）は、図７（Ｃ）に示す二重振子をスプリングおよび二つのマスよりなる一自由度振動系に置き換えたものである。第２慣性質量体１７の振幅Ａ２は、滑車２９および紐３０によって第１慣性質量体１６の振幅Ａ１の２倍に拡大される。この場合、第２慣性質量体１７の質量ｍ′を調整することにより、振子の固有振動数を任意に調整することができる。
【００３０】
ハブ１５に固定した座標系に関して考えると、ハブ１５の簡易な（速度減衰項を無視した）角運動方程式は、ハブ１５の慣性質量をＩとし、ハブ１５の回転角速度をωとし、第１慣性質量体１６の質量をＭとし、軸線Ｌから第１慣性質量体１６の取付点（第１ピン１８）までの半径をＲとし、軸線Ｌから第２慣性質量体１７の取付点（第２ピン２１，２１）までの半径をＲ′とし、第１慣性質量体１６の揺動により発生する遠心力をＦとし、第２慣性質量体１７の揺動により発生する遠心力をＦ′とし、ハブ１５に対する第１慣性質量体１６の揺動角をθとし、ハブ１５に対する第２慣性質量体１７の揺動角をθ′とし、エンジンＥからハブ１５に入力するトルクをτとすると、
Ｉ・ｄω／ｄｔ＝τ−Ｒ・Ｆ・ｓｉｎθ−Ｒ′・Ｆ′・ｓｉｎθ′
となる。
【００３１】
上式の右辺第２項は第１慣性質量体１６により発生する制振モーメントに相当し、右辺第３項は第２慣性質量体１７により発生する制振モーメントに相当する。
【００３２】
上式において、遠心力Ｆは第１慣性質量体１６の質量Ｍに比例し、遠心力Ｆ′は第２慣性質量体１７の質量Ｍ′に比例するため、第１慣性質量体１６および第２慣性質量体１７の質量Ｍ，Ｍ′を増加させることで制振モーメントを増加させ、制振性能の向上を図ることができる。また軸線Ｌに対する第１慣性質量体１６の取付点の半径をＲおよび軸線Ｌに対する第２慣性質量体１７の取付点の半径をＲ′を増加させることで制振モーメントを増加させ、制振性能の向上を図ることができる。しかしながら、上記した方法で制振モーメントを増加させようとすると、遠心振子式制振装置の重量の増加および寸法の大型化を招くという問題がある。
【００３３】
本実施の形態によれば、ハブ１５に第１慣性質量体１６を振子運動可能に支持し、この第１慣性質量体１６に第２慣性質量体１７を振子運動可能に支持したことにより、第１慣性質量体１６の揺動角θに対して第２慣性質量体１７の揺動角θ′はθの２倍の２θに拡大される。揺動角θおよび揺動角２θは共に１０゜未満の鋭角であるため、ｓｉｎθの値に対してｓｉｎ２θの値は略２倍になり、第２慣性質量体１７の振子運動による制振モーメントを、第２慣性質量体１７の質量Ｍ′を増加させることなく、また第２慣性質量体１７の取付点の半径をＲ′を増加させることなく略２倍に増加させることができる。
【００３４】
また同じ質量により発生する制振モーメントは第２慣性質量体１７の方が第１慣性質量体１６よりも大きいため、第１慣性質量体１６の質量を削り、その分を第２慣性質量体１７に付加することで、第１慣性質量体１６および第２慣性質量体１７のトータルの質量を増加させることなく制振モーメントを増加させることができる。
【００３５】
また第１リンク部材２２は、両端が一対のピンで枢支される一般的な棒状のリンク部材と異なり、第１慣性質量体１６に形成した第１円形孔１６ａに回転自在に嵌合する円板状の部材であって、その中心から偏心した位置でハブ１５に第１ピン１８で枢支されるので、つまり第１リンク部材２２自体が一対のピンの一方の機能を果たすことで、ピンの数を半分に減らして部品点数を削減することができる。しかも第１リンク部材２２は第１慣性質量体１６の第１円形孔１６ａの内部に収納されるので、一般的な棒状のリンク部材を第１慣性質量体１６の側面に沿って配置する場合に比べて、遠心振子式制振装置の軸方向厚さを低減して小型化を図ることができる。
【００３６】
同様に、第２リンク部材２３，２３を第１慣性質量体１６に形成した第２円形孔１６ｂ，１６ｂに回転自在に嵌合する円板状の部材で構成したので、第１リンク部材２２と同様の理由で、部品点数を削減するとともに遠心振子式制振装置の軸方向厚さを低減して小型化を図ることができる。
【００３７】
以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。
【００３８】
例えば、実施の形態ではダンパーＤの二次フライホイールを第２慣性質量体１７として利用しているが、専用の第２慣性質量体１７を設けても良い。
【００３９】
また本発明の遠心振子式制振装置は、必ずしもダンパーＤに設けられる必要はなく、ダンパーＤから分離して配置されていても良い。
【００４０】
また本発明の入力部材は実施の形態のハブ１５に限定されるものではない。
【００４１】
また第１リンク部材２２および第２リンク部材２３は必ずしも円板状の部材である必要はなく、一般的な棒状のリンク部材であっても良い。
【００４２】
また実施の形態では第１ピン１８をハブ１５と一体に設け、第２ピン２１を第２慣性質量体１７と一体に設けているが、第１ピン１８を第１リンク部材２２と一体に設け、第２ピン２１を第２リンク部材２３と一体に設けても良い。
【００４３】
また実施の形態では第１リンク部材２２および第２リンク部材２３が互換可能な同一形状の部材であるが、両者は必ずしも同一形状である必要はない。
【符号の説明】
【００４４】
Ｅ          エンジン
Ｔ          トランスミッション
１５        ハブ（入力部材）
１６        第１慣性質量体
１６ａ      第１円形孔
１６ｂ      第２円形孔
１７        第２慣性質量体
１８        第１ピン
２１        第２ピン
２２        第１リンク部材
２３        第２リンク部材
【図１】
0006508710.tif 000002
【図２】
0006508710.tif 000003
【図３】
0006508710.tif 000004
【図４】
0006508710.tif 000005
【図５】
0006508710.tif 000006
【図６】
0006508710.tif 000007
【図７】
0006508710.tif 000008