CN102792053A - 动力减振器 - Google Patents

Abstract

本发明提供能够不依赖于振子的振动角度而吸收或者衰减旋转构件的旋转变动次数的动力减振器。所述动力减振器(1)在旋转的旋转构件(2)上设置有振子(3)，所述振子(3)随着所述旋转构件(2)的旋转变动而振动，并且具有与所述旋转构件(2)的旋转变动次数相等的振子振动次数N，其特征在于，被构成为所述振子(2)的振动支点P和所述振子(3)的振子长度L随着所述振子(3)偏离所述振子(3)不振动的中立状态的振动角度θ的增大而变化。因此，振子(3)的振动支点(P)以及振子长度(L)随着振动角度θ的增大而变化，振子(3)描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线。其结果是，能够吸收或者衰减旋转构件(2)的扭转振动而不受振子(3)的振动角度θ的大小的限制。

Description

动力减振器

技术领域

本发明涉及被安装于旋转构件来吸收或者衰减该旋转构件的转矩变动或者扭转振动的动力减振器(dynamic damper)。

背景技术

已知有车辆的发动机的曲轴、变速器的输入轴或者驱动轴等旋转构件由于来自发动机的起振力而在其轴心的周围发生固有的扭转振动。为了抑制该扭转振动与发动机的气缸的爆发旋转速度的周期发生共振，已知有被安装于上述的旋转构件来吸收或者衰减扭转振动的动力减振器。日本专利文献特开2002-340097号公报中记载了这样的动力减振器的一个例子。在该日本专利文献特开2002-340097号公报中记载了如下的动力减振器：在旋转构件的主体上设置有质量体，该质量体离开该旋转构件的旋转中心轴线预定的间隔，并且该质量体以与该旋转中心轴平行的轴线为中心进行振子运动。而且，其被构成为通过使质量体的往复运动次数与旋转构件的旋转变动次数相等来吸收或者衰减旋转构件的扭转振动。

另外，在日本专利文献特开2004-293669号公报中记载有如下装置，该装置包括：被安装于减振对象物的支承构件、随减振对象物的摆动而摆动的摆动构件、被支承构件的至少一部分能够转动地支承并且保持摆动构件的至少一部分的球状构件，在球状构件和支承构件之间的间隙中填充有粘性流体。

上述日本专利文献特开2002-340097号公报中记载的装置在旋转构件产生扭转振动时，其质量体由于惯性力而沿与旋转构件的旋转方向相对地相反的方向以与旋转构件的旋转中心轴平行的轴线为中心摆动而进行振子运动。换言之，质量体与振动角度θ相应地进行振子运动。图10中示意性地示出了振子3摆动的状态。日本专利文献特开2002-340097号公报中记载的单振子式动力减振器，通过将振子3的振子振动次数设计成与旋转构件2的旋转变动次数相等，而能够通过振子3的振子运动吸收或者衰减旋转构件2的扭转振动。振子3的固有频率的计算式能够表示为下述的(1)式。即，通过调整从旋转构件2的旋转中心2a到振子3的振动支点P的距离R以及振子长度L，而将振子3的振子振动次数设计成与要吸收或者衰减的旋转构件2的旋转变动次数相等。

[数1]

…(1)式

这里，ω表示振子3的固有频率，Ω表示旋转构件2的公称旋转速度，θ表示振子的振动角度。上述的(1)式的右边的波浪线部分相当于图10所示的振子3的振子振动次数。

但是，振子3的固有频率ω存在根据将上述(1)式进行线性近似之后的下述的(2)式来设计的情况。

[数2]

…(2)式

这里，ω₀表示振子3的被线性近似后的固有频率，Ω表示旋转构件2的公称旋转速度，θ表示振子的振动角度。上述的(2)式的右边的波浪线部分相当于图10所示的振子3的被线性近似后的振子振动次数。

但是，在上述的(2)式中，没有考虑随着旋转构件2的旋转变动而变化的振子的振动角度θ。因此，在来自发动机的起振力大的区域，换言之在振子3的振动角度θ大的区域，例如如图11所示，被设计的振子3的振子振动次数和实际的振子3的振子振动次数之间的偏离变大。即，日本专利文献特开2002-340097号公报中记载的技术说到底是用于吸收或者衰减振子3的振动角度θ小的区域内的旋转构件2的旋转变动次数的技术，存在改善的余地。

另外，日本专利文献特开2004-293669号公报中记载的技术是用于通过使作为振子发挥作用的摆动构件绕球状构件的中心点转动的同时使其摆动从而不管振动的输入方向而衰减减振对象物的振动的技术。

但是，在大量的教科书、手册等中，公知有随着振子3的振动角度θ的增大，振子3的振动支点P以及振子长度L变化的摆线振子(cycloidalpendulum)(有时称为惠更斯摆(Huygens pendulum))。在图12中示意性地示出了摆线振子。图12中所示的摆线振子在两个摆线形状的壁S之间设置有通过可挠性的支承构件支承的质量体5。而且，通过可挠性的支承构件接触该壁S，振子3的振动支点P发生变化，从而振子3画出摆线曲线。这样的摆线振子的固有频率能够以下述的(3)式表示。

[数3]

…(3)式

这里，ω_S表示摆线振子的固有频率，Ω表示旋转构件2的公称旋转速度，α表示摆画出的摆线的基圆半径。上述的(3)式右边的波浪线部分相当于摆线振子的振子振动次数N。

根据上述的(3)式，对于摆线振子能够不考虑振子3的振动角度θ而设计振子振动次数N。换言之，摆线振子的振子振动次数N不依赖于振动角度θ。在图13中示意性地示出了将上述的摆线振子作为动力减振器应用到旋转构件的例子。如果将摆线振子作为动力减振器1应用到旋转构件2，那么即使在振子3的振动角度θ大的情况下，也能够吸收或者衰减旋转构件2的旋转变动次数。但是，当以可挠性的支承构件支承质量体5时，由于与旋转构件2的旋转速度相应的离心力作用于振子3，因此存在该可挠性的支承构件的强度下降的可能性。另外，由于振子3的可动范围广，因此存在质量体5碰撞容纳振子3的振子容纳室4的内壁面而发生异响的可能性。另外，用于使振子3描画摆线曲线的摆线形状的壁S等的加工可能变得复杂，并且在成本等方面还有改善的余地。

发明内容

本发明是着眼于上述的技术问题而作出的，其目的在于提供不依赖于振子的振动角度而能够吸收或者衰减旋转构件的旋转变动次数的动力减振器。

为了达成上述目的，本发明涉及一种动力减振器，所述动力减振器在旋转的旋转构件上设置有振子，所述振子随着所述旋转构件的旋转变动而振动，并且具有与所述旋转构件的旋转变动次数相等的振子振动次数，所述动力减振器的特征在于，被构成为所述振子的振动支点和所述振子的振子长度随着所述振子偏离所述振子不振动的中立状态的振动角度的增大而变化。

另外，本发明在上述的发明的基础上还具有以下特征：所述振子包括：支承构件，所述支承构件具有将多个轴构件呈直线状地并且能够相互旋转地连接的多个连杆；以及质量体，所述质量体具有预定的质量，并且，所述振子包括：限制构件，所述限制构件通过限制所述轴构件的旋转使得所述振动支点和所述振子长度随着偏离所述中立状态的所述振动角度的增大而变化，所述限制构件被构成为：限制与所述振动支点相比被连接于所述旋转构件的旋转中心侧的所述轴构件的旋转，并且允许与所述振动支点相比被连接于所述质量体侧的所述轴构件的旋转。

而且，本发明在上述的发明的基础上还具有以下特征：所述限制构件包括限制器，所述限制器被设置在所述连杆上并限制被连接成直线状的所述轴构件的旋转范围。

而且，本发明在上述的发明的基础上还具有以下特征：在被所述多个连杆连接的所述多个轴构件的各个长度中，与被连接于所述旋转构件的旋转中心侧的轴构件的长度相比，被连接于所述质量体侧的轴构件的长度变长。

而且，本发明在上述的发明的基础上还具有以下特征：所述旋转构件包括容纳所述振子的振子容纳室，所述限制构件包括多个突部，所述突部被设置在所述振子容纳室中，并限制每个所述轴构件的摆动范围或者每个所述连杆的摆动范围。

而且，本发明在上述的发明的基础上还具有以下特征：所述振子包括相互平行的多个所述支承构件。

根据本发明，振子的振动支点和振子长度随着振子偏离振子不振动的所谓的中立状态的振动角度的增大而变化。其结果是，振子以描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线的方式进行振子运动。因此，能够减小设计的振子振动次数和实际的振子振动次数的偏离。即，即使在振子的振动角度大的情况下，也能够吸收或者衰减与振子的振子振动次数相等的旋转构件的旋转变动次数，即能够吸收或者衰减扭转振动。

另外，根据本发明，除上述的效果之外，限制构件通过限制轴构件的旋转，使振子的振动支点和振子长度随着振动角度的增大而变化。另外，限制构件被构成为限制比振动支点更靠旋转构件的旋转中心侧的轴构件的旋转，并且允许质量体侧的轴构件的旋转。其结果是，振子随着偏离所谓的中立状态的振动角度的增大，而以描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线的方式进行振子运动。因此，即使在振子的振动角度大的情况下，也能够吸收或者衰减与振子的振子振动次数相等的旋转构件的旋转变动次数即能够吸收或者衰减扭转振动。

而且，根据本发明，除上述的效果之外，通过设置在连杆上的限制器来限制各轴构件的旋转范围。即，通过限制器使振动支点和振子长度变化。其结果是，振子以描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线的方式进行振子运动。因此，能够吸收或者衰减与振子的振子振动次数相等的旋转构件的旋转变动次数即能够吸收或者衰减扭转振动，而不受振子的振动角度的大小的限制。另外，由于通过限制器来限制振子的摆动范围，因此能够防止或者抑制振子与振子容纳室的内壁碰撞而产生异响。

而且，根据本发明，除上述的效果之外，在被多个连杆连接的多个轴构件的各个长度中，与被连接于旋转构件的旋转中心侧的轴构件的长度相比，被连接于质量体侧的轴构件的长度变长。因此，能够统一各轴构件的旋转范围，即能够统一由限制器限制的各轴构件的旋转范围。由此，能够使形成限制器的连杆的形状统一化。其结果是，能够削减轴构件以及连杆的部件数目。另外，能够通过部件数目削减来减少成本。

而且，根据本发明，除了上述所有的效果之外，各轴构件的摆动范围或者各连杆的摆动范围被设置在振子容纳室的突部限制。即，通过突部使振子的振动支点和振子长度变化。其结果是，振子以描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线的方式进行振子运动。因此，能够吸收或者衰减与振子的振子振动次数相等的旋转构件的旋转变动次数即能够吸收或者衰减扭转振动，而不受振子的振动角度的大小的限制。另外，由于通过多个突部来限制振子的轨迹，因此与在振子容纳室内形成摆线状的壁来限制其摆动的情况相比，能够提高加工性。

而且，根据本发明，除了上述所有的效果之外，即使是包括相互平行的多个支承构件的振子，也能够使振动支点和振子长度随着偏离所谓的中立状态的振动角度的增大而变化。其结果是，振子以描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线的方式进行振子运动。因此，能够吸收或者衰减与振子的振子振动次数相等的旋转构件的扭转振动，而不受振子的振动角度的大小的限制。

附图说明

图1是示意性地示出将本发明涉及的动力减振器应用到旋转构件的例子的图；

图2是从与旋转构件的旋转面平行的方向观察通过第二连杆连接的第一轴构件和第二轴构件的连接部分所看到的图；

图3是从与旋转构件的旋转面垂直的方向观察通过第二连杆连接的第一轴构件和第二轴构件的连接部分所看到的图；

图4是示意性地示出旋转构件产生旋转变动的情况下的振子的动作例子的图；

图5是示意性地示出改良图1所示的构成后的例子的图；

图6是示意性地示出在如图5所示那样构成的振子描画作为目标的摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线的情况下，通过各限制器限制的各轴构件的旋转角度的图。

图7是示意性地示出将本发明涉及的动力减振器应用于双吊式振子减振器的例子的图；

图8是示意性地示出改良图1所示的构成得到的其他例子的图；

图9是示意性地示出如图8所示的那样构成的振子的动作例子的图；

图10是示意性地示出单振子式动力减振器的振子摆动的状态的图；

图11是示意性地示出在单振子式动力减振器的振子的振动角度大的情况下设计的振子的振子振动次数与实际的振子的振子振动次数之间的偏离的图；

图12是示意性地示出摆线振子的图；

图13是示意性地示出将摆线振子作为动力减振器应用于旋转构件的例子的图。

具体实施方式

接着，更具体地说明本发明。本发明涉及被安装于旋转构件来吸收或者衰减旋转构件的旋转变动或者由该旋转变动导致的扭转振动的动力减振器。因此，所述旋转构件是车辆上搭载的发动机的曲轴、变速器的输入轴或者驱动轴等、或者是被安装于上述轴并与上述轴一体旋转的构件等。在本发明中，支承构件包括多个轴构件和将所述多个轴构件直线状地并且使轴构件彼此能够相互旋转地连接的多个连杆，支承构件的一个端部通过连杆与前述的旋转构件连接，在另一个端部一体设置有具有预定质量的质量体，从而形成振子。该振子响应旋转构件的旋转变动或者由该旋转变动导致的扭转振动，通过惯性力而向与旋转构件的旋转方向相对地相反的方向进行振子振动。振子是用于吸收或者衰减旋转构件的旋转变动次数或者由其导致的扭转振动的构件，该振子的振子振动次数N被设计成与要吸收或者衰减的旋转构件的旋转变动次数相等。

而且，在前述的连杆上设置有限制构件，所述限制构件通过限制轴构件的旋转，使得振子的振动支点和振子长度随着振子偏离振子不振动的所谓的中立状态的振动角度的增大而变化。换言之，在前述的连杆上设置有限制构件，所述限制构件使振子的振动支点和振子长度根据旋转构件的旋转变动或者由其导致的扭转振动而变化。而且，通过振子的振动支点和振子长度的变化使得振子描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线。因此，在本发明中，振子的固有频率基于前述的(3)式设计。

限制构件至少被构成为通过使振动支点和振子长度变化使得振子描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线即可。因此，在本发明中，该限制构件可以是限制通过连杆连接的轴构件彼此能够相对旋转的范围、更具体地说限制轴构件能够旋转的角度的限制器。另外，限制构件可以是设置在容纳振子的振子容纳室中并限制每个轴构件的摆动范围或者每个连接轴构件的连杆的摆动范围的多个突部。

具体地说，在通过前述的限制器来限制轴构件能够旋转的角度的情况下，该限制器被构成为限制与振动支点相比被连接在旋转构件的旋转中心侧的轴构件的旋转，并且允许与振动支点相比被连接在质量体侧的轴构件的旋转即可。另外，在通过前述的多个突部来限制每个轴构件或者每个连杆的摆动范围的情况下，被构成为与振动支点相比被连接在旋转构件的旋转中心侧的轴构件或者连杆的摆动范围相对地小，与振动支点相比被连接在质量体侧的轴构件或者连杆的摆动范围相对地大即可。即，被构成为通过限制器限制的角度或者通过突部限制的摆动范围是用于被设计为预定的振动次数的振子描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线的角度或者摆动范围，使得在振子振动的情况下，该振子描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线即可。

另外，被多个连杆连接成直线状的多个轴构件可以构成为与被连接于旋转构件的旋转中心侧的轴构件的长度相比，加长被连接于质量体侧的轴构件的长度。即，在振子的振动支点和振子长度随着振动角度的增大而变化，振子描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线的情况下，其曲率也随着振动角度的增大而变大。换言之，摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线的曲率越是离开前述的中立状态越大。因此，通过如上地构成，能够在各限制器之间统一通过限制器限制的轴构件能够旋转的角度。

因此，在这样构成的动力减振器中，振子的振动支点和振子长度随着振子的振动角度的增大而变化。更具体地说，通过限制轴构件的旋转角度，使得振子的振动支点和振子长度随着振子的振动角度的增大而变化。其结果是，振子以描画与振动角度相应的摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线的方式进行振子运动。因此，通过振子描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线，使得设计的振子振动次数N与实际的振子振动次数的偏离减小。其结果是，能够吸收或者衰减与振子的振子振动次数N相等的旋转构件的旋转变动次数或者扭转振动，而不受振子的振动角度的限制。

更具体地说，在图1中示意性地示出将本发明涉及的动力减振器应用到旋转构件的例子。在图1中示出了从与安装了该动力减振器1的旋转构件2的旋转面垂直的方向观察一个动力减振器1所看到的状态。例如，在作为减振对象的旋转构件2的内部、旋转构件2的外周缘附近形成有容纳振子3的振子容纳室4。振子容纳室4被形成为例如中空的圆筒形状。该振子3被形成为在包括多个轴构件和将所述多个轴构件呈直线状并且使轴构件彼此能够相互旋转地连接的多个连杆的支承构件的一个端部通过连杆与旋转构件2连接，在另一个端部一体地设置有具有预定质量的质量体5。并且，被构成为通过振子3的振子运动，即通过振子3的振子振动次数N来吸收或者衰减旋转构件2的旋转变动次数。轴构件和质量体5通过例如具有预定刚度和重量的金属等刚性材料形成。

具体地说明前述的振子3的构成。在图1中，第一轴构件6的一个端部通过第一连杆7与旋转构件2连接。该第一轴构件6的另一个端部通过第二连杆9与第二轴构件8的一个端部连接。而且，该第二轴构件8的另一个端部通过第三连杆11与第三轴构件10的一个端部连接。而且，该第三轴构件10的另一个端部通过第四连杆13与第四轴构件12的一个端部连接。而且，在该第四轴构件12的另一个端部与第四轴构件12一体地设置有质量体5。此外，各连杆7、9、11、13设置在各轴构件6、8、10、12中的旋转构件2的旋转中心2a侧。

图2示出从与旋转构件2的旋转面平行的方向观察通过第二连杆9连接的第一轴构件6和第二轴构件8的连接部分所看到的图。图3示出从与旋转构件2的旋转面垂直的方向观察通过第二连杆9连接的第一轴构件6和第二轴构件8的连接部分所看到的图。如图2以及图3所示，例如，在第二轴构件8的一个端部形成有向其长度方向突出的两个接受部14、15，在这两个接受部14、15之间形成有凹部16。在接受部14、15形成有与第一轴构件相对的接受面17、18。在第一轴构件的另一个端部形成有插入前述的凹部16的突形状的插入部19。另外，在第一轴构件的另一个端部形成有与前述的接受面17、18相对的相对面20，21。而且，第一轴构件6以及第二轴构件8通过贯穿两个接受部14、15和插入两个接受部之间的凹部16的插入部19的连接轴22能够相互旋转地被连接。即，如上所述，以连接两个轴构件并使其相互旋转的方式形成连杆。在此所示的例子是耳轴型的连杆，两个轴构件以连接轴为旋转轴旋转。此外，两个轴构件也可以通过销连接方式连接。

而且，在前述的连杆上设置有通过限制振子3的摆动来使振子3描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线的限制构件23。限制构件例如在图1中是限制各轴构件6、8、10、12的旋转范围的限制器。具体地说，如图3所示，接受面17以连接轴22的轴心22a为曲率中心，并被形成为其头顶部17a的曲率半径r1比接受面17的边缘部附近17b的曲率半径r2小。相对面20形成为V字形状，该相对面20的边缘部附近20a与连接轴22的轴心的距离d1比接受面17的边缘部附近17b的曲率半径r2大(d1＞r2)。另外，相对面20中的深部20b与连接轴22的轴心22a的距离d2比接受面17的头顶部17a的曲率半径r1大，并且比接受面17的边缘部附近17b的曲率半径r2小(d2＞r1，d2＜r2)。因此，例如当第二轴构件8相对于第一轴构件6旋转预定角度的量时，接受面17的边缘部附近17b与从相对面20的边缘部20a到深部20b中的某个部分抵接，从而第二轴构件8的旋转被限制。即，接受面17与相对面20抵接而限制第二轴构件8的旋转的位置相当于作为本发明中的限制构件发挥作用的限制器。该限制器分别形成在各连杆7、9、11、13上。

接着，说明如前述那样构成的本发明涉及的动力减振器的作用。在图4中示意性地示出了当旋转构件2产生了旋转变动时的振子3的动作的例子。当作为减振对象的旋转构件2开始旋转，动力减振器1与之一体地开始旋转时，与动力减振器1的旋转数相应的离心力作用于振子容纳室4内的振子3。即，动力减振器1的旋转数越上升则越大的离心力作用于振子3。由于作用于振子3的离心力比作用于振子3的重力大，从而振子3在振子容纳室4内向旋转构件2的外周缘侧移动。接着，在旋转构件2的旋转数恒定，即在旋转构件2上没有产生旋转变动的情况下，如图4的(a)所示，振子3成为所谓的中立状态。

接着，作为减振对象的旋转构件2的旋转数上升或者下降从而产生某种程度大小的旋转变动，并且该旋转变动被输入到动力减振器1时，如图4的(b)所示，振子3首先以旋转构件2的最靠旋转中心2a侧的第一连杆7为振动支点P摆动。在这种状态下，通过第一连杆7上设置的第一限制器来限制第一轴构件6的旋转范围，即限制旋转角度rθ1。此外，在第一轴构件6的旋转未被第一限制器限制的范围内，换言之，振子3的振动角度θ小于等于由第一限制器所限制的限制角rθ1情况下，振子3能够吸收或者衰减该振动范围内的旋转构件2的旋转变动次数，即能够吸收或者衰减扭转振动。

当旋转构件2的旋转变动增大从而由第一限制器限制了第一轴构件6的旋转范围时，如图4的(c)所示，振子3以第二连杆9为振动支点P摆动。在这种状态下，通过设置在第二连杆9上的第二限制器来限制第二轴构件8的旋转范围、即限制旋转角度rθ2。即，在图4的(c)中，振子3的振动角度θ成为由第一限制器所限制的限制角rθ1和由第二限制器所限制的限制角rθ2的和。此外，在第二轴构件8的旋转不被第二限制器限制的范围内，换言之，在振子3的振动角度θ小于由第一限制器所限制的限制角rθ1和由第二限制器所限制的限制角rθ2的和的情况下，振子3能够吸收或者衰减该振动范围内的旋转构件2的旋转变动次数，即能够吸收或者衰减扭转振动。

当旋转构件2的旋转变动大从而第二轴构件8的旋转范围被第二限制器限制时，如图4的(d)所示，振子3以第三连杆11为振动支点P摆动。在该状态下，通过设置在第三连杆11上的第三限制器来限制第三轴构件10的旋转范围，即限制旋转角度rθ3。即，在图4的(d)中，振子3的振动角度θ成为由第一限制器所限制的限制角rθ1和由第二限制器所限制的限制角rθ2和由第三限制器所限制的限制角rθ3的和。此外，在第三轴构件10的旋转不被第三限制器限制的范围内，换言之，在振子3的振动角度θ小于由各限制器所限制的限制角rθ1、rθ2、rθ3的和的情况下，振子3能够吸收或者衰减该振动范围内的旋转构件2的旋转变动次数，即吸收或者衰减扭转振动。

这样，在前述的构成中，振子3的振动支点P根据输入到动力减振器1的旋转构件2的旋转变动，换言之，根据振子3相对于旋转构件2的振动角度θ而变化，从而从旋转构件2的旋转中心2a到振子3的振动支点P的长度R以及振子3的振子长度L变化。即，振子3的振动支点P根据旋转构件2的旋转变动而变化，振子3以描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线的方式进行振子运动。

因此，通过利用限制器来限制振子3中的各轴构件6、8、10、12的各个旋转范围而使振子3的振动支点P变化，从而振子3描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线。其结果是，即使在由于来自发动机的起振力而引起的旋转构件2的扭转振动大的区域，也能够减小振子3的振子振动次数N与实际的振子3的振子振动次数之间的偏离。即，即使在振子3的振动角度θ大的情况下，也能够吸收或者衰减旋转构件2的旋转变动次数，即能够吸收或者衰减扭转振动。换言之，能够吸收或者衰减与振子3的振子振动次数N相等的旋转构件2的旋转变动次数即能够吸收或者衰减扭转振动，而不受振子3相对于旋转构件2的振动角度θ的大小的限制。另外，振子3由连接有通过刚性材料形成的轴构件6、8、10、12的支承构件支承，因此能够形成具有强度的摆线振子或者模拟的摆线振子。另外还有，各轴构件6、8、10、12的各个旋转范围被限制器限制，因此能够防止或者抑制振子容纳室4中的内壁面与振子3的碰撞而产生的噪音。而且，在本发明中，由于不使振子3的质量体5在振子容纳室4内转动，因此能够防止或者抑制质量体5与振子容纳室4的内壁面的接触面例如由于摩擦等而劣化从而导致动力减振器1的设计振动次数发生变化。换言之，由于不使质量体5转动，因此能够提高动力减振器1的耐久性。

在图5中示出了改良前述的图1所示的构成得到的例子。在此所示的例子是通过与其他的轴构件相比缩短与旋转构件2的旋转中心2a相对较近的轴构件的长度，与此相反，与其他的轴构件相比加长与质量体5相对较近的轴构件的长度来使得在各限制器之间统一由各限制器所限制的旋转角度rθ的例子。具体地说，第一轴构件6的一个端部通过第一连杆7与作为减振对象的旋转构件2连接。比第一轴构件6相对更长的第二轴构件8的一个端部通过第二连杆9与该第一轴构件6的另一个端部连接。而且，比第二轴构件8相对更长的第三轴构件10的一个端部通过第三连杆11与该第二轴构件8的另一个端部连接。而且，在第三轴构件10的另一个端部一体地设置有质量体5。在各连杆7、9、11上分别形成有如前述的那样限制各轴构件6、8、10的旋转角度rθ的限制器，从而振子3描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线。

图6中示意性地示出了如图5所示的那样构成的振子3在描画作为目标的摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线的情况下，由各限制器所限制的各轴构件的旋转角度rθ。如图6所示，作为振子3的支承构件的轨迹的摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线从所谓的中立状态离开越远其曲率越大。因此，通过与其他的轴构件相比缩短与旋转构件2的旋转中心2a相对较近的轴构件的长度，并且与此相反，与其他的轴构件相比加长与质量体5相对较近的轴构件的长度，能够统一由限制器所限制的各轴构件的旋转角度rθ(即，l1＜l2＜l3＜l4＜l5)。具体地说，例如，能够使通过第一连杆与旋转构件2连接的长度为l1的第一轴构件6的旋转角度rθ1与通过第五连杆23与第四轴构件12连接的长度为l5的第五轴构件24的旋转角度rθ5相同。因此，能够在各轴构件6、8、10、12、24之间统一由各连杆上形成的各限制器所限制的限制角。

这样，在前述的构成中，与图1所示的构成相比，能够以少的部件数目来构成摆线振子式的动力减振器1。即，即使是在图5所示的构成中，也能够使振子3的振动支点P根据输入到动力减振器1的旋转构件2的旋转变动而变化，从而能够使从旋转构件2的旋转中心2a到振子的振动支点P的长度R以及振子3的振子长度L变化。其结果是，振子3能够描画与旋转构件2的旋转变动相应的摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线。而且，动力减振器1能够吸收或者衰减与振子3的振子振动次数N相等的旋转构件2的旋转变动次数即能够吸收或者衰减扭转振动，而不受振子3相对于旋转构件2的振动角度θ的大小的限制。另外，由于能够统一由限制器所限制的限制角，因此能够统一连杆的形状。另外还有，通过连杆形状的统一化，与图1所示的构成相比，能够削减部件数目，并能减少制造成本。

接着，说明将前述的构成应用到双吊式振子减振器的例子。图7中示意性地示出了将本发明涉及的动力减振器1应用到双吊式振子减振器的例子。这里所示的例子是以将质量体5通过两根支承构件悬挂于旋转构件2的方式构成的例。该振子3在所谓的中立状态下，其载荷均等地作用于各支承构件。具体地说，第一轴构件6R、6L的一个端部分别通过第一连杆7R、7L与旋转构件2连接。第二轴构件8R、8L的一个端部通过第二连杆9R、9L与该第一轴构件6R、6L的另一个端部连接。而且，第三轴构件10R、10L的一个端部通过第三连杆11R、11L与该第二轴构件8R、8L的另一个端部连接。而且，第四轴构件12R、12L的一个端部通过第四连杆13R、13L与该第三轴构件10R、10L的另一个端部连接。而且，质量体5通过第五连杆23R、23L与该第四轴构件12R、12L的另一个端部连接。另外，在各连杆7R、7L、9R、9L、11R、11L、13R、13L、23R、23L上分别设置有限制所连接的各轴构件6R、6L、8R、8L、10R、10L、12R、12L的旋转角度的限制器。

因此，在图7所示的构成中，当旋转构件2产生旋转变动，并且该旋转变动被输入到动力减振器1时，振子3与前述的构成同样地，根据旋转构件2的旋转变动由各限制器限制各轴构件6R、6L、8R、8L、10R、10L、12R、12L的旋转角度。而且，振子3描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线。即，振子3的振子的振动支点P根据旋转构件2的旋转变动，换言之，根据振子相对于旋转构件2的振动角度θ而变化，从而从旋转构件2的旋转中心2a到振子的振动支点P的长度R以及振子长度L也发生变化。因此，在图7所示的构成中，也能够吸收或者衰减与振子3的振子振动次数N相等的旋转构件2的旋转变动次数即能够吸收或者衰减扭转振动，而不受振子3相对于旋转构件2的振动角度θ的大小的限制。

图8中示意性地示出了改良前述的图1所示的构成得到的其他的例子。在图8中示出了从与安装了该动力减振器1的旋转构件2的旋转面垂直的方向观察一个动力减振器1所看到的状态。这里所示的例子是构成为在容纳振子3的振子容纳室4中设置有多个作为限制构件发挥功能的突部25、26、27、28、29、30，通过该多个突部25、26、27、28、29、30来限制轴构件6、8、10、12各自的摆动范围或者连接这些轴构件的连杆7、9、11、13各自的摆动范围的例子。具体地说，例如，在振子容纳室4的内部，从所谓的中立状态的振子3的第一轴构件6隔开预定距离，并且以隔着该第一轴构件6的方式设置有第一突部25、26。连接第一突部25、26的直线与所谓的中立状态的振子3正交，另外，从所谓的中立状态的振子3到第一突部25、26的距离分别相等。

在比第一突部25、26靠旋转构件2的外周的那侧，例如，在第二轴构件8的两侧设置有第二突部27、28。连接第二突部27、28的直线与连接第一突部25、26的直线平行，因此，连接第二突部27、28的直线与所谓的中立状态的振子3正交。另外，从所谓的中立状态的振子3到第二突部27、28的距离分别相等，另外，该距离比前述的从振子3到第一突部25、26的距离大。

在比第二突部27、28靠旋转构件2的外周的那侧，例如，在第三轴构件10的两侧设置有第三突部29、30。连接第三突部29、30的直线与连接第一突部25、26的直线以及连接第二突部27、28的直线平行，因此，连接第三突部29、30的直线与所谓的中立状态的振子3正交。从所谓的中立状态的振子3到第三突部29、30的距离分别相等，另外，该距离比前述的从振子3到第二突部27、28的距离大。即，从所谓的中立状态的振子3到突部的距离越靠旋转构件2的外周缘侧越大。另外，在图8中，前述的多个突部25、26、27、28、29、30被设置为向旋转构件2的旋转轴线方向突出。因此，在各连杆7、9、11、13上不形成限制上述的各轴构件6、8、10、12的旋转角度的限制器，各轴构件6、8、10、12的旋转角度，即摆动范围被各突部25、26、27、28、29、30进行限制。

说明如前所述构成的本发明涉及的动力减振器的作用。图9中示意性地示出了如图8所示的那样构成的振子3的动作的例子。在图9中，当旋转构件2的旋转变动被输入到动力减振器1时，如图9的(a)所示，振子3首先以第一连杆7为振动支点P摆动。在这种状态下，通过第一突部25限制第一轴构件6的摆动范围，即与前述的图4的(b)所示的例子同样地，限制第一轴构件6的旋转范围rθ1。在振子3的振动角度θ小于由第一突部25对第一轴构件6限制的限制角rθ1的情况下，振子3能够吸收或者衰减该振动范围中的旋转构件2的旋转变动次数。

当旋转构件2的旋转变动大，而通过第一突部25限制第一轴构件6的旋转范围时，如图9的(b)所示，振子3以第二连杆9为振动支点P摆动。在这种状态下，通过第二突部27限制第二轴构件8的旋转范围，即与前述的图4的(c)所示的例子同样地，限制第二轴构件8的旋转角度rθ2。当振子3的振动角度θ小于限制角rθ1和限制角rθ2的和的情况下，振子3能够吸收或者衰减该振动范围中的旋转构件2的旋转变动次数。

当旋转构件2的旋转变动大，而通过第二突部27限制第二轴构件8的旋转范围时，如图9的(c)所示，振子3以第三连杆11为振动支点P摆动。在这种状态下，通过第三突部29限制第三轴构件10的旋转范围，即与前述的图4的(d)所示的例子同样地，限制第三轴构件10的旋转角度rθ3。在振子3的振动角度θ小于限制角rθ1和限制角rθ2和限制角rθ3的和的情况下，振子3能够吸收或者衰减该振动范围中的旋转构件2的旋转变动次数。

这样，在前述的构成中，振子3中的各轴构件6、8、10、12的各旋转范围根据输入到动力减振器1的旋转构件2的旋转变动、即根据振子3的振动角度θ被多个突部25、26、27、28、29、30限制。换言之，振子3的振动支点P根据振子3的振动角度θ变化，从而从旋转构件2的旋转中心2a到振子3的振动支点P的长度R以及振子3的振子长度L发生变化。因此，振子3的振动支点P根据旋转构件2的旋转变动而变化，从而振子3以描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线的方式进行振动。因此，即使在由于来自发动机的起振力而导致旋转构件2的扭转振动大的区域，也能够减小振子3的振子振动次数N与实际的振子3的振子振动次数之间的偏离。即，能够吸收或者衰减与振子3的振子振动次数N相等的旋转构件2的旋转变动次数即能够吸收或者衰减扭转振动次数，而不受振子3的振动角度θ的大小的限制。

另外，在前述的构成中，通过多个突部25、26、27、28、29、30来限制振子3中的各轴构件6、8、10、12的旋转范围，因此与在振子容纳室4内形成摆线状的壁来限制其摆动的情况相比，能够提高其可加工性。另外还有，由于不使振子3的质量体5在振子容纳室4内转动，因此能够防止或者抑制由于质量体5与振子容纳室4的内壁面的接触面产生的摩擦等导致的动力减振器1的设计振动次数的变化。换言之，由于不使质量体5转动，因此能够提高动力减振器1的耐久性。

因此，根据本发明，通过以限制构件限制振子的各轴构件的旋转角度，并使振子的振动支点根据旋转构件的旋转变动而变化，能够使振子根据旋转构件的旋转变动而描画摆线曲线或者与之近似的模拟的摆线曲线。即，根据本发明，能够实现模拟的摆线振子。其结果是，能够吸收或者衰减与振子的振子振动次数相等的旋转构件的旋转变动次数即能够吸收或者衰减扭转振动，而不受振子相对于旋转构件的振动角度的大小限制。换言之，根据本发明，即使在振子的振动角度大的情况下，也能吸收或者衰减与振子的振子振动次数相等的旋转构件的旋转变动次数，即能够吸收或者衰减扭转振动。

Claims (6)

1.一种动力减振器，所述动力减振器在旋转的旋转构件上设置有振子，所述振子随着所述旋转构件的旋转变动而振动，并且具有与所述旋转构件的旋转变动次数相等的振子振动次数，所述动力减振器的特征在于，

被构成为所述振子的振动支点和所述振子的振子长度随着所述振子偏离所述振子不振动的中立状态的振动角度的增大而变化。

2.根据权利要求1所述的动力减振器，其特征在于，

所述振子包括：

支承构件，所述支承构件具有将多个轴构件呈直线状地并且能够相互旋转地连接的多个连杆；以及

质量体，所述质量体具有预定的质量，

并且，所述振子包括：限制构件，所述限制构件通过限制所述轴构件的旋转使得所述振动支点和所述振子长度随着偏离所述中立状态的所述振动角度的增大而变化，

所述限制构件被构成为：限制与所述振动支点相比被连接于所述旋转构件的旋转中心侧的所述轴构件的旋转，并且允许与所述振动支点相比被连接于所述质量体侧的所述轴构件的旋转。

3.根据权利要求2所述的动力减振器，其特征在于，

所述限制构件包括限制器，所述限制器被设置在所述连杆上并限制被连接成直线状的所述轴构件的旋转范围。

4.根据权利要求3所述的动力减振器，其特征在于，

在被所述多个连杆连接的所述多个轴构件的各个长度中，与被连接于所述旋转构件的旋转中心侧的轴构件的长度相比，被连接于所述质量体侧的轴构件的长度变长。

5.根据权利要求2至4中任一项所述的动力减振器，其特征在于，

所述旋转构件包括容纳所述振子的振子容纳室，

所述限制构件包括多个突部，所述突部被设置在所述振子容纳室中，并限制每个所述轴构件的摆动范围或者每个所述连杆的摆动范围。

6.根据权利要求1至5中任一项所述的动力减振器，其特征在于所述振子包括相互平行的多个所述支承构件。

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