(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
クランクシャフトなどの回転軸部材に取り付けたボス部と、このボス部の半径方向外側に位置する幅Ｗ１の円筒部と、このボス部とこの円筒部の回転軸部材側をつなぐ連結部とを有するプーリハブと、
このプーリハブの円筒部の半径方向外側に、所定の距離を隔てて同心的に配置し、外周面に動力伝達用ベルトが巻き掛けられた本体部を有する円筒状の第１のダンパマスと、
上記プーリハブの円筒部とこの第１のダンパマスの本体部との間に介装した第１の弾性体と、
上記連結部の回転軸部材側に所定の距離を隔てて同心的に配置し、上記円筒部の内径より大きい外径を有するリング状の第２のダンパマスと、
上記連結部と第２のダンパマスとの間に介装すると共にプーリハブのボス部と第２のダンパマスとの間に介装する断面がＬ字状の第２の弾性体とを備え、
上記第１のダンパマスと第１の弾性体とは捩り振動用ダンパとして動作し、上記第２のダンパマスと第２の弾性体とは曲げ振動・捩り振動兼用ダンパとして動作し、この曲げ振動・捩り振動兼用ダンパはプーリハブの連結部とプーリハブのボス部に囲まれた空間に設けたことを特徴とするダンパ。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、デュアルモードダンパに関し、特に、車両のクランクシャフトなどの回転軸の捩り振動と曲げ振動を吸収することにより、回転軸およびエンジンにおける振動を効果的に吸収し、この振動に起因する騒音を低減することができるダンパに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、エンジンのクランクシャフトなどの回転軸が回転する際には、この回転軸に複雑なトルク変動が引き起こされる。このため、この回転軸およびエンジンに非常に複雑な振動や騒音が発生し、極端な場合には回転軸が折損する。
そして、このクランクシャフトなどの回転軸において発生する振動は、主として、捩り振動と曲げ（軸直角方向）振動の２つの振動が複合して、回転軸およびエンジンの支持状態などに応じて種々の振動モードを示す。
【０００３】
そこで、従来、特公平２−９２１４号公報に記載されているように、プーリハブの外周側に第１の弾性体を介して第１のダンパマスを取付けて捩り振動用とし、この弾性体の剪断バネ力を利用して捩り振動を吸収する一方、プーリハブの腔部にシャフトの軸方向に沿って第２の弾性体を介して第２のダンパマスを取付けて曲げ振動用とし、この弾性体の剪断バネ力を利用して曲げ振動を吸収するデュアルモードダンパが提案されており、クランクシャフトなどの回転軸において発生する捩り振動と曲げ（軸直角方向）振動の２つの振動を効果的に吸収し、振動に起因する騒音を低減することができる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、従来のダンパ、特に、デュアルモードダンパでは、そのプーリハブの腔部は、プーリハブを回転軸に取り付けるためのボルトおよびこのボルトを締め付けるための工具などが入るスペースと、第２の弾性体および第２のダンパマスから構成される曲げ振動用ダンパの取付けスペースとを必要とするため、振動を吸収するための充分な大きさの曲げ振動用ダンパを設けることが困難である。
【０００５】
また、曲げ振動用ダンパの半径方向固有振動数と捩り方向固有振動数とがほぼ同じになるため、一般的に、回転軸に発生する曲げと捩りの異なる振動周波数の両方に共振させ、より効果的に振動を吸収することができなかった。
【０００６】
さらに、曲げ振動用ダンパの第２の弾性体が振動疲労などで破壊した場合には、第２のダンパマスがプーリハブの腔部空間から外に飛び出す危険がある。
さらに、この第２のダンパマスが外に飛び出す危険を防止するため、ストッパのような安全機構を別に設ける必要があるので、この安全機構を上記プーリハブの腔部か、あるいはその近傍に配置しなければならないなどという問題点があった。
【０００７】
したがって、本発明の目的は、曲げ振動用ダンパを比較的大きくすることができ、しかも、飛び出し防止のストッパを設けることなく、さらに、曲げ振動用ダンパの半径方向と捩り方向の固有振動数の比率を調整可能にするものである。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
本発明のダンパは、  （ａ）クランクシャフトなどの回転軸、すなわち回転軸部材に取り付けたボス部と、（ｂ）このボス部の半径方向外側に位置する幅Ｗ１の円筒部と、このボス部とこの円筒部の回転軸部材側をつなぐ連結部とを有するプーリハブと、（ｃ）このプーリハブの円筒部の半径方向外側に、所定の距離を隔てて同心的に配置し、外周面に動力伝達用ベルトが巻き掛けられた本体部を有する円筒状の第１のダンパマスと、（ｄ）上記プーリハブの円筒部とこの第１のダンパマスの本体部との間に介装した第１の弾性体と、（ｅ）上記連結部の回転軸部材側に所定の距離を隔てて同心的に配置し、上記円筒部の内径より大きい外径を有するリング状の第２のダンパマスと、（ｆ）上記連結部と第２のダンパマスとの間に介装すると共にプーリハブのボス部と第２のダンパマスとの間に介装する断面がＬ字状の第２の弾性体とを備え、
上記第１のダンパマスと第１の弾性体とは捩り振動用ダンパとして動作し、上記第２のダンパマスと第２の弾性体とは曲げ振動・捩り振動兼用ダンパとして動作するものである。
【０００９】
【発明の実施の形態】
図１は本発明に係るダンパの一実施例を示す断面図である。図において、１はクランクシャフトなどの回転軸である、その一端にはネジ穴１Ａが設けられている。
【００１０】
２はプーリハブであり、このプーリハブ２はボス部２Ａ、このボス部２Ａの半径方向外側に位置する幅Ｗ１の円筒部２Ｂ、このボス部２Ａとこの円筒部２Ｂをつなぐ連結部２Ｃとを備えている。
【００１１】
３は円筒状の第１のダンパマスであり、この第１のダンパマス３は上記プーリハブ２の円筒部２Ｂの半径方向外側に、所定の距離を隔てて同心的に配置し、その外周面に動力伝達用ベルト（図示せず）が巻き掛けられた幅Ｗ１の本体部３Ａと幅Ｗ２（なお、一例として、Ｗ１＞Ｗ２）の延長部３Ｂとを備えている。４はスリーブであり、このスリーブ４は上記プーリハブ２の円筒部２Ｂに圧入される。５は第１の弾性体であり、この第１の弾性体５はこのスリーブ４と上記第１のダンパマス３の本体部３Ａとの間に加硫接着などによって介装する。
【００１２】
６はリング状の第２のダンパマスであり、この第２のダンパマス６は上記第１のダンパマス３の延長部３Ｂと上記プーリハブ２の連結部２Ｃと上記プーリハブ２のボス部２Ａとで囲まれた空間で、上記プーリハブ２の連結部２Ｃの回転軸側（エンジン側）に所定の距離を隔てて同心的に配置する。７は断面がＬ字状の第２の弾性体であり、この第２の弾性体７は上記プーリハブ２の連結部２Ｃと上記第２のダンパマス６との間に介装すると共に上記プーリハブ２のボス部２Ａと上記第２のダンパマス６との間に介装する。
【００１３】
８はカラー、９はネジであり、このネジ９をカラー８および上記プーリハブ２を介して回転軸１のネジ穴１Ａにネジ込んで、上記プーリハブ２を回転軸１に固定する。
なお、１０は捩り振動用ダンパであり、この捩り振動用ダンパ１０は上記第１のダンパマス３と第１の弾性体５とから構成され、１１は曲げ振動・捩り振動兼用ダンパであり、この曲げ振動・捩り振動兼用ダンパ１１は上記第２のダンパマス６と第２の弾性体７とから構成される。そして、この曲げ振動・捩り振動兼用ダンパ１１は上記第１のダンパマス３の延長部３Ｂと上記プーリハブ２の上記連結部２Ｃと上記プーリハブ２のボス部２Ａとで囲まれた空間に設けたものである。
【００１４】
次に、上記構成のダンパの動作、特に、曲げ振動・捩り振動兼用ダンパ１１の半径方向固有振動数と捩り方向固有振動数の比率の調整機能について説明する。まず、曲げ振動・捩り振動兼用ダンパ１１の第２のダンパマス６と断面がＬ字形の第２の弾性体７の拡大したものを図２に示す。この図２を参照して、Ｌ字形の第２の弾性体７の軸線直角面を剪断部７Ａとし、その半径方向バネ定数をＫSR、捩り方向バネ定数をＫSTとする。同様に、このＬ字形の第２の弾性体７の軸線平行面を圧縮部７Ｂとし、その半径方向バネ定数をＫCR、捩り方向バネ定数をＫCTとする。また、第２のダンパマス６の質量をＭ、慣性モーメントをＩとすると、曲げ振動・捩り振動兼用ダンパ１１の半径方向固有振動数ωR と捩り方向固有振動数ωT はそれぞれ次の通りになる。
【００１５】
【数１】
0004114209.tif 000002
【００１６】
ここで、剪断部７Ａの半径方向バネ定数ＫSR、圧縮部７Ｂの半径方向バネ定数ＫCR、剪断部７Ａの捩り方向バネ定数ＫST、圧縮部７Ｂの捩り方向バネ定数ＫCT、第２のダンパマス６の質量Ｍ、第２のダンパマス６の慣性モーメントＩは、それぞれ次の通りである。
【００１７】
【数２】
0004114209.tif 000003
【００１８】
ただし、Ｒ1 は第２のダンパマス６の外半径であり、Ｌ字形の第２の弾性体７の剪断部７Ａの外半径、Ｒ2 は第２のダンパマス６の内半径であり、Ｌ字形の第２の弾性体７の剪断部７Ａの内半径であり、Ｌ字形の第２の弾性体７の圧縮部７Ｂの外半径である。Ｒ3 はＬ字形の第２の弾性体７の圧縮部７Ｂの内半径、ｔはＬ字形の第２の弾性体７の剪断部７Ａの幅、ＬはＬ字形の第２の弾性体７の圧縮部７Ｂの幅、Ｗは第２のダンパマス６の幅、ＧはＬ字形の第２の弾性体７の剪断弾性係数、ρは第２のダンパマス６の比重、ＥはＬ字形の第２の弾性体７のヤング率と形状率に関する値であり、次の通りである。ただし、Ｓは形状率で正の値である。
【００１９】
【数３】
0004114209.tif 000004
【００２０】
ここで、従来の圧縮部７Ｂを有しない第２の弾性体の場合、圧縮部の幅Ｌ＝０であり、圧縮部の半径方向バネ定数ＫCR＝０、圧縮部の捩り方向バネ定数ＫCT＝０である。したがって、従来の曲げ振動用ダンパの半径方向固有振動数ωR と捩り方向固有振動数ωT はそれぞれ次の通りになる。
【００２１】
【数４】
0004114209.tif 000005
【００２２】
この数４から、ωR ／ωT ＝１となり、従来の圧縮部を有しない第２の弾性体の場合、言い換えれば、圧縮部の幅Ｌがゼロの場合には、この曲げ振動用ダンパの半径方向固有振動数ωR と捩り方向固有振動数ωT とは等しくなる。
【００２３】
また、本発明の曲げ振動・捩り振動兼用ダンパ１１の、圧縮部７Ｂを有する第２の弾性体７の場合には、次の通りになる。
【００２４】
【数５】
0004114209.tif 000006
【００２５】
この数５から、本発明の曲げ振動・捩り振動兼用ダンパ１１の第２の弾性体７の半径方向固有振動数ωR と捩り方向固有振動数ωT の比率を変えることができる。
すなわち、
【００２６】
【数６】
0004114209.tif 000007
【００２７】
ここで、ｍ＝Ｒ1 ／Ｒ2 であるから、ｍ＞１
ｎ＝Ｒ2 ／Ｒ3 であるから、ｎ＞１
である。
【００２８】
したがって、Ｌ字形の第２の弾性体７のヤング率と形状率に関する値Ｅが、Ｅ≧２であれば、（ＫCR／Ｍ）／（ＫCT／Ｉ）＞１になる。
【００２９】
ところで、Ｅ＝５＋３．２９Ｓ2 
ただし、Ｓは形状率で、正の値であり、Ｓ＝Ｌ／２（Ｒ2 −Ｒ3 ）
で表される。
によって、Ｅ＞５であり、ωR ／ωT の値をＬの大きさにより、１以上に調整することが可能となる。
【００３０】
なお、上記の説明では、捩り振動用ダンパ１０の第１のダンパマス３は、幅Ｗ１の本体部３Ａと幅Ｗ２の延長部３Ｂによって構成したが、これに限定せず、本体部３Ａのみで所望の質量が得られる場合には延長部３Ｂは必要としないことはもちろんである。
【００３１】
図３は本発明に係るダンパの参考例を示す断面図である。図において、２０はプーリハブであり、このプーリハブ２０はクランクシャフトなどの回転軸１に取り付けたボス部２０Ａと、このボス部２０Ａの半径方向外側に位置する幅Ｗ３の第１の円筒部２０Ｂと、上記ボス部２０Ａの半径方向外側に位置し、外周面に動力伝達用ベルトが巻き掛けられる幅Ｗ４の本体部２０Ｃおよび幅Ｗ５（ただし、一例として、Ｗ４＞Ｗ５）の延長部２０Ｄを有する第２の円筒部２０Ｅと、上記ボス部２０Ａとこの第１の円筒部２０Ｂおよび上記ボス部２０Ａとこの第２の円筒部２０Ｅをつなぐ連結部２０Ｆとから構成する。
【００３２】
２１はスリーブであり、このスリーブ２１は上記プーリハブ２０の第１の円筒部２０Ｂに圧入する。２２は円筒状の第１のダンパマスであり、この第１のダンパマス２２は上記プーリハブ２０の第１の円筒部２０Ｂの半径方向外側に、所定の距離を隔てて同心的に配置し、その外周面に動力伝達用ベルト（図示せず）が巻き掛けられている。２３は第１の弾性体であり、この第１の弾性体２３はこのスリーブ２１と上記第１のダンパマス２２との間に加硫接着などによって介装する。
【００３３】
２４はリング状の第２のダンパマスであり、この第２のダンパマス２４は上記プーリハブ２０の第２の円筒部２０Ｅの本体部２０Ｃと上記プーリハブ２０の連結部２０Ｆと上記プーリハブ２０とボス部２０Ａとで囲まれた空間で、上記プーリハブ２０の連結部２０Ｆの回転軸側（エンジン側）に所定の距離を隔てて同心的に配置する。
２５は断面がＬ字状の第２の弾性体であり、この第２の弾性体２５は上記プーリハブ２０の第２の円筒部２０Ｅの本体部２０Ｃと上記プーリハブ２０の連結部２０Ｆと上記第２のダンパマス２４とで囲まれた空間で、上記プーリハブ２０の第２の円筒部２０Ｅの本体部２０Ｃと上記第２のダンパマス２４との間に介装すると共に、上記プーリハブ２０の連結部２０Ｆと上記第２のダンパマス２４との間に介装する。
【００３４】
なお、２６は捩り振動用ダンパであり、この捩り振動用ダンパ２６は上記第１のダンパマス２２と第１の弾性体２３とから構成され、２７は曲げ振動・捩り振動兼用ダンパであり、この曲げ振動・捩り振動兼用ダンパ２７は上記第２のダンパマス２４と第２の弾性体２５とから構成される。
また、この曲げ振動・捩り振動兼用ダンパ２７は上記プーリハブ２０の第２の円筒部２０Ｅの本体部２０Ｃと上記プーリハブ２０の連結部２０Ｆと上記第２のダンパマス２４とで囲まれた空間に設けられる。
また、上記プーリハブ２０はカラー８を介してネジ９を回転軸１のネジ穴１Ａにネジ込むことにより回転軸１に固定することができる。
【００３５】
次に、上記構成のダンパの動作、特に、曲げ振動・捩り振動兼用ダンパ２７の半径方向固有振動数と捩り方向固有振動数の比率の調整機能については、図１、図２で説明したと同様にできることはもちろんである。
また、上記の説明では、プーリハブ２０の本体部２０Ｃを幅Ｗ４、延長部２０Ｄを幅Ｗ５としたが、これに限定されないことはもちろんである。
特に、プーリハブ２０の本体部２０Ｃの幅は、曲げ振動・捩り振動兼用ダンパ２７の断面がＬ字状の第２の弾性体２５の圧縮部の長さＬによって任意に設定されることはもちろんである。
また、この延長部２０Ｄの幅Ｗ５をゼロ（０）にしてもよいことはもちろんである。
【００３６】
【発明の効果】
以上詳細に説明したように、本発明に係るダンパによれば、内燃機関のクランク軸などに発生する捩り振動は、捩り振動用ダンパ１０の第１のダンパマス３と第１の弾性体５の捩り方向剪断バネ力から調整される固有振動数と、曲げ振動・捩り振動兼用ダンパ１１の第２のダンパマス６と断面がＬ字状の第２の弾性体７の捩り方向剪断バネ力から調整される固有振動数との両方に共振することにより吸収することができるので、従来よりも振動吸収能力を向上することができる。
【００３７】
また、内燃機関のクランク軸などに発生する曲げ振動は、曲げ振動・捩り振動兼用ダンパ１１の第２のダンパマス６と断面がＬ字状の第２の弾性体７の半径方向剪断バネ力および圧縮バネ力の合成バネ力から調整される固有振動数に共振することにより吸収することができる。ここで、特に、曲げ振動・捩り振動兼用ダンパ１１は従来に比べてプーリハブ２の円筒部２Ｂの存在に拘束されることなく外径寸法を確保できるため、比較的大きな質量の第２のダンパマス６を設けることができ、より効果的に振動エネルギーを吸収することができる。
【００３８】
また、捩り振動用ダンパ１０の吸収能力が十分ではない場合には、曲げ振動・捩り振動兼用ダンパ１１も捩り振動の吸収用として積極的に動作させることが可能である。
【００３９】
これらのことについて、更に図４を用いて説明する。図４は縦軸に振幅（ＶＷ）をとり、横軸に回転数（ＲＮ）をとった場合の捩り振動特性を比較した図である。この場合、特性曲線Ｇ１（実線で示す）はダンパなしのとき、特性曲線Ｇ２（点線で示す）は従来の捩り振動用ダンパのみのとき、特性曲線Ｇ３（一点鎖線で示す）は本発明の曲げ振動・捩り振動用ダンパを積極的に活用したときの特性である。また、曲げ振動・捩り振動兼用ダンパ１１の振動疲労による寿命を考慮した場合には、曲げ振動吸収用にのみ動作するように、第２の弾性体７のＬ寸法を変えることにより、捩りの固有振動数と曲げの固有振動数の比率を調整することができる。
【００４０】
また、振動エネルギーの吸収による振動疲労により、第２の弾性体７がたとえ破壊しても、第２のダンパマス６がプーリハブ２とエンジン（図示せず）の間にあり、第２のダンパマス６の内径寸法はプーリハブ２の最大径よりも小さく設定してあるので、前方に飛び出す危険が全く無いので、特別なストッパを設ける必要がない、などの効果がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係るダンパの一実施例を示す断面図である。
【図２】図１の一部詳細な断面図である。
【図３】本発明に係るダンパの参考例を示す断面図である。
【図４】捩り振動特性を比較した図である。
【図１】
0004114209.tif 000008
【図２】
0004114209.tif 000009
【図３】
0004114209.tif 000010
【図４】
0004114209.tif 000011