CN109715978B - 振动衰减装置及其设计方法 - Google Patents

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Abstract

在振动衰减装置(20)中，以使基于求解针对被驱动部件(15)的运动方程式和针对振动衰减装置(20)的整体的运动方程式获得的角位移、角度而导出的减振对象的扭矩变动成为目标值的方式，确定被驱动部件(15)的惯性力矩(J1)、惯性质量体(23)的惯性力矩(J2)、曲柄部件(22)的质量(m)、曲柄部件(22)的重心(G)与曲柄部件(22)相对于惯性质量体(23)摆动的支点的距离(L3)、以及该支点与旋转中心(RC)的距离(L4)。

Description

振动衰减装置及其设计方法
技术领域
本公开的发明涉及振动衰减装置及其设计方法，该振动衰减装置包含：复原力产生部件，其能够随着支承部件的旋转而摆动；以及惯性质量体，其经由复原力产生部件与支承部件连结并且随着支承部件的旋转与复原力产生部件连动地摆动。
背景技术
以往，作为这种振动衰减装置，公知有如下振动衰减装置，即，该振动衰减装置包括：飞轮质量体，其承受离心力而作为复原力产生部件发挥功能；以及环状的惯性质量体，其经由连接棒与该飞轮质量体连结(例如参照专利文献1)。在这种振动衰减装置中，若飞轮质量体随着支承部件的旋转而摆动，则与此连动，惯性质量体摆动，由此能够通过从惯性质量体向支承部件传递的振动衰减该支承部件的振动。另外，作为振动衰减装置，还公知有离心振子式转速适应型动态吸振器，该离心振子式转速适应型动态吸振器包括：支承部件，其与通过来自该驱动装置的动力而旋转的旋转元件连结；以及质量体，其与该支承部件连结而绕振子支点摆动(例如参照专利文献2)。该转速适应型动态吸振器设计为：与油的影响相关联地具有比驱动装置的激振阶数q大规定的阶数偏移值qF的有效阶数qeff。
专利文献1:德国专利申请公开第102012212854号说明书
专利文献2:日本特表2011－504987号公报
在专利文献2记载的转速适应型动态吸振器中，认为考虑质量体与旋转的油之间的相对运动所产生的阻力(粘性阻力)，使有效阶数qeff比驱动装置的激振阶数q大规定的阶数偏移值qF，由此使该动态吸振器可最优衰减的振动的阶数与激振阶数q一致。而且，在离心振子式振动衰减装置中，通过这种设计，能够基本确保良好的振动衰减性能。相对于此，在包含专利文献1记载那种惯性质量体的振动衰减装置中，即便使该振动衰减装置可最优衰减的振动的阶数与驱动装置的激振阶数一致，可能也无法获得良好的振动衰减性能，在更适当地设定该阶数来提高振动衰减性能这一方面，仍有改善余地。
发明内容
因此，本公开的发明的主要目的在于进一步提高包括复原力产生部件以及与该复原力产生部件连动地摆动的惯性质量体的振动衰减装置的振动衰减性能。
本公开的振动衰减装置包括：支承部件，其绕旋转元件的旋转中心与该旋转元件一体旋转，来自发动机的扭矩被传递到上述旋转元件；复原力产生部件，其与上述支承部件连结，并且能够随着该支承部件的旋转而摆动；以及惯性质量体，其经由上述复原力产生部件与上述支承部件连结，并且随着该支承部件的旋转与该复原力产生部件连动地绕上述旋转中心摆动，在上述振动衰减装置中，在将上述复原力产生部件的重心与该复原力产生部件相对于上述惯性质量体摆动的支点的距离设为“L3”，将上述支点与上述旋转中心的距离设为“L4”，将上述旋转元件以及上述支承部件的惯性力矩设为“J1”，将上述惯性质量体的惯性力矩设为“J2”，将上述复原力产生部件的质量设为“m”，将从上述发动机至上述旋转元件之间的系统的刚性设为“k”，将上述旋转元件的恒定旋转角速度设为“Ω”，将上述旋转元件的从恒定旋转状态起的角位移设为“δ”，将以通过上述旋转中心并沿上述支承部件的径向延伸的方式被该支承部件确定的基准线、与从上述复原力产生部件相对于上述惯性质量体摆动的支点至该复原力产生部件的重心的线段所成的角度设为“ζ”，将上述基准线、与从上述旋转中心至上述支点的线段所成的角度设为“θ”，将从上述发动机向上述旋转元件传递的扭矩设为“Td”，将从上述发动机向上述旋转元件传递的振动的频率设为“ω”时，以使基于求解下式(A)以及(B)获得的上述角位移δ、上述角度ζ以及θ而导出的减振对象的扭矩变动成为目标值的方式确定上述惯性力矩J1、J2、上述质量m、距离L3以及L4。
[数1]
Figure BDA0001996235020000031
Figure BDA0001996235020000032
根据本发明人的研究判明：在包含复原力产生部件以及与该复原力产生部件连动地摆动的惯性质量体的振动衰减装置中，使输入扭矩的振动的振幅趋向变小时的该振动衰减装置的阶数的收敛值即基准阶数大于该激振阶数，比使其与发动机的激振阶数一致，更能进一步提高振动衰减性能。而且，在本公开的振动衰减装置中，以使基于求解式(A)以及(B)获得的角位移δ、角度ζ以及θ导出的减振对象的扭矩变动成为目标值的方式确定惯性力矩J1、J2、质量m、距离L3以及L4。由此，在本公开的振动衰减装置中，能够使基准阶数收敛于大于发动机的激振阶数的适当范围内而更加提高振动衰减性能。
附图说明
图1是表示包含本公开的振动衰减装置的起步装置的简要结构图。
图2是图1所示的起步装置的剖视图。
图3是本公开的振动衰减装置的主视图。
图4是本公开的振动衰减装置的主要部分的放大剖视图。
图5A是用于对本公开的振动衰减装置的动作进行说明的示意图。
图5B是用于对本公开的振动衰减装置的动作进行说明的示意图。
图5C是用于对本公开的振动衰减装置的动作进行说明的示意图。
图6是例示发动机的转速与本公开的减振装置的输出元件的扭矩变动TFluc的关系的说明图。
图7是例示基准阶数qref与本公开的减振装置的输出元件中的扭矩变动TFluc的关系的说明图。
图8是表示本公开的振动衰减装置的设计程序的1个例子的流程图。
图9是表示本公开的振动衰减装置的设计程序的其他例子的流程图。
图10是用于对本公开的另一其他振动衰减装置进行说明的示意图。
图11是用于对本公开的其他振动衰减装置进行说明的示意图。
图12是本公开的另一其他振动衰减装置的主视图。
图13是表示本公开的其他振动衰减装置的放大图。
图14是图13所示的振动衰减装置的主要部分的放大剖视图。
图15是表示图13所示的振动衰减装置的变形方式的主要部分的放大剖视图。
图16是表示图13所示的振动衰减装置的其他变形方式的主要部分的放大图。
图17是表示图13所示的振动衰减装置的变形方式的主要部分的放大剖视图。
图18是表示包含本公开的振动衰减装置的减振装置的变形方式的简要结构图。
图19是表示包含本公开的振动衰减装置的减振装置的其他变形方式的简要结构图。
具体实施方式
接下来，参照附图对用于实施本公开的发明的方式进行说明。
图1是包含本公开的振动衰减装置20的起步装置1的简要结构图。该图所示的起步装置1例如搭载于具备作为驱动装置的发动机(内燃机)EG的车辆，用于将来自发动机EG的动力向车辆的驱动轴DS传递，起步装置1不仅包含振动衰减装置20，还包含与发动机EG的曲轴连结的作为输入部件的前盖3、固定于前盖3与该前盖3一体旋转的泵轮(输入侧流体传动机构)4、能够与泵轮4同轴旋转的涡轮(输出侧流体传动机构)5、固定于自动变速器(AT)、无级变速器(CVT)、双离合变速器(DCT)、混合动力变速器或者作为减速器的变速器(动力传递装置)TM的输入轴IS且作为输出部件的减振毂7、锁止离合器8以及减振装置10等。
此外，在以下的说明中，除特别记载外，“轴向”基本表示起步装置1、减振装置10(振动衰减装置20)的中心轴(轴心)的延伸方向。另外，除特别记载外，“径向”基本表示起步装置1、减振装置10、该减振装置10等的旋转元件的径向，即，“径向”表示从起步装置1、减振装置10的中心轴向与该中心轴正交的方向(径向)延伸的直线的延伸方向。而且，除特别记载外，“周向”基本表示起步装置1、减振装置10、该减振装置10等的旋转元件的周向，即，“周向”表示沿着该旋转元件的旋转方向的方向。
如图2所示，泵轮4具有紧密固定于前盖3的泵壳40以及配设于泵壳40的内表面的多个泵叶片41。如图2所示，涡轮5具有涡轮壳50以及配设于涡轮壳50的内表面的多个涡轮叶片51。涡轮壳50的内周部经由多个铆钉固定于减振毂7。
泵轮4与涡轮5相互对置，在双方之间同轴配置有对工作油(工作流体)从涡轮5向泵轮4的流动进行整流的导向器6。导向器6具有多个导向器叶片60，导向器6的旋转方向通过单向离合器61仅单向设定。上述泵轮4、涡轮5以及导向器6形成使工作油循环的圆环(环状流路)，它们作为具有扭矩放大功能的扭矩转换器(流体传动装置)发挥功能。但是，在起步装置1中，也可以省略导向器6、单向离合器61，使泵轮4以及涡轮5作为液力耦合器发挥功能。
锁止离合器8构成为油压式多板离合器，执行锁止或者解除该锁止，在锁止中，锁止离合器8经由减振装置10连结前盖3与减振毂7即变速器TM的输入轴IS。锁止离合器8包括：锁止活塞80，其通过固定于前盖3的中心片3s支承为能够在轴向移动；作为离合器鼓的鼓部11d，其与作为减振装置10的输入元件的驱动部件11一体化；环状的离合器毂82，其以与锁止活塞80对置的方式固定于前盖3的内表面；多个第一摩擦卡合板(在两面具有摩擦材料的摩擦板)83，它们与形成于鼓部11d的内周面的花键嵌合；以及多个第二摩擦卡合板(分隔板)84，它们与形成于离合器毂82的外周面的花键嵌合。
并且，锁止离合器8包括：环状的凸缘部件(油室划分部件)85，其以锁止活塞80为基准位于与前盖3相反一侧，即，位于比锁止活塞80更靠减振装置10侧地安装于前盖3的中心片3s；以及多个复位弹簧86，它们配置在前盖3与锁止活塞80之间。如图所示，锁止活塞80与凸缘部件85划分卡合油室87，从未图示的油压控制装置向该卡合油室87供给工作油(卡合油压)。而且，通过提高向卡合油室87的卡合油压，能够使锁止活塞80在轴向移动，由此使锁止离合器8卡合(完全卡合或者滑动卡合)，以便朝向前盖3按压第一以及第二摩擦卡合板83、84。此外，锁止离合器8也可以构成为油压式单板离合器。
如图1以及图2所示，作为旋转元件，减振装置10包含含有上述鼓部11d的驱动部件(输入元件)11、中间部件(中间机构)12以及被驱动部件(输出元件)15。并且，作为扭矩传递机构，减振装置10包含在相同圆周上在周向隔开间隔交替配设的分别为多个(在本实施方式中例如各4个)的第一弹簧(第一弹性体)SP1以及第二弹簧(第二弹性体)SP2。作为第一以及第二弹簧SP1、SP2，采用在未施加负载时以具有以圆弧状延伸的轴心的方式卷绕成的由金属材料构成的弧形螺旋弹簧、或者在未施加负载时以具有笔直延伸的轴心的方式卷绕成螺旋状的由金属材料构成的直线形螺旋弹簧。另外，如图所示，作为第一以及第二弹簧SP1、SP2，也可以采用所谓的双重弹簧件。
减振装置10的驱动部件11是在外周侧包含上述鼓部11d的环状部件，具有在周向隔开间隔从内周部向径向内侧延伸突出的多个(在本实施方式中例如以90°间隔具有4个)弹簧抵接部11c。中间部件12是环形板状部件，具有在周向隔开间隔从外周部向径向内侧延伸突出的多个(在本实施方式中例如以90°间隔具有4个)弹簧抵接部12c。中间部件12通过减振毂7支承为能够旋转，在驱动部件11的径向内侧被该驱动部件11包围。
如图2所示，被驱动部件15包含环状的第一被驱动板16以及经由未图示的多个铆钉与该第一被驱动板16连结为一体旋转的环状的第二被驱动板17。第一被驱动板16构成为板状环形部件，配置为比第二被驱动板17更接近涡轮5，并经由多个铆钉与涡轮5的涡轮壳50一起固定于减振毂7。第二被驱动板17构成为具有小于第一被驱动板16的内径的板状环形部件，该第二被驱动板17的外周部经由未图示的多个铆钉紧固于第一被驱动板16。
第一被驱动板16具有：多个(在本实施方式中例如4个)弹簧收容窗16w，它们分别以圆弧状延伸，并且在周向隔开间隔(等间隔)配设；多个(在本实施方式中例如4个)弹簧支承部16a，它们分别沿对应的弹簧收容窗16w的内周缘延伸，并且在周向隔开间隔(等间隔)排列；多个(在本实施方式中例如4个)弹簧支承部16b，它们分别沿对应的弹簧收容窗16w的外周缘延伸，并且在周向隔开间隔(等间隔)排列且在第一被驱动板16的径向上与对应的弹簧支承部16a对置；以及多个(在本实施方式中例如4个)弹簧抵接部16c。第一被驱动板16的多个弹簧抵接部16c在沿周向彼此相邻的弹簧收容窗16w(弹簧支承部16a、16b)之间逐个设置。
第二被驱动板17也具有：多个(在本实施方式中例如4个)弹簧收容窗17w，它们分别以圆弧状延伸，并且在周向上隔开间隔(等间隔)配设；多个(在本实施方式中例如4个)弹簧支承部17a，它们分别沿对应的弹簧收容窗17w的内周缘延伸，并且在周向隔开间隔(等间隔)排列；多个(在本实施方式中例如4个)弹簧支承部17b，它们分别沿对应的弹簧收容窗17w的外周缘延伸，并且在周向隔开间隔(等间隔)排列且在第二被驱动板17的径向上与对应的弹簧支承部17a对置；以及多个(在本实施方式中例如4个)弹簧抵接部17c。第二被驱动板17的多个弹簧抵接部17c在沿周向彼此相邻的弹簧收容窗17w(弹簧支承部17a、17b)之间逐个设置。此外，在本实施方式中，如图2所示，驱动部件11通过经由第一被驱动板16而由减振毂7支承的第二被驱动板17的外周面支承为能够旋转，由此相对于减振毂7对该驱动部件11调心。
在减振装置10的安装状态下，第一以及第二弹簧SP1、SP2以沿减振装置10的周向交替排列的方式在驱动部件11的彼此相邻的弹簧抵接部11c之间逐个配置。另外，中间部件12的各弹簧抵接部12c配置在彼此相邻的弹簧抵接部11c之间，且在成对(串联作用)的第一以及第二弹簧SP1、SP2之间与双方的端部抵接。由此，在减振装置10的安装状态下，各第一弹簧SP1的一端部与驱动部件11的对应的弹簧抵接部11c抵接，各第一弹簧SP1的另一端部与中间部件12的对应的弹簧抵接部12c抵接。另外，在减振装置10的安装状态下，各第二弹簧SP2的一端部与中间部件12的对应的弹簧抵接部12c抵接，各第二弹簧SP2的另一端部与驱动部件11的对应的弹簧抵接部11c抵接。
另一方面，根据图2可知，第一被驱动板16的多个弹簧支承部16a分别从内周侧支承(引导)对应的1组第一以及第二弹簧SP1、SP2的涡轮5侧的侧部。另外，多个弹簧支承部16b分别从外周侧支承(引导)对应的1组第一以及第二弹簧SP1、SP2的涡轮5侧的侧部。并且，根据图2可知，第二被驱动板17的多个弹簧支承部17a分别从内周侧支承(引导)对应的1组第一以及第二弹簧SP1、SP2的锁止活塞80侧的侧部。另外，多个弹簧支承部17b分别从外周侧支承(引导)对应的1组第一以及第二弹簧SP1、SP2的锁止活塞80侧的侧部。
另外，在减振装置10的安装状态下，与驱动部件11的弹簧抵接部11c同样，被驱动部件15的各弹簧抵接部16c以及各弹簧抵接部17c在非成对(非串联作用)的第一以及第二弹簧SP1、SP2之间与第一以及第二弹簧SP1、SP2双方的端部抵接。由此，在减振装置10的安装状态下，各第一弹簧SP1的上述一端部也与被驱动部件15的对应的弹簧抵接部16c、17c抵接，各第二弹簧SP2的上述另一端部也与被驱动部件15的对应的弹簧抵接部16c、17c抵接。其结果是，被驱动部件15经由多个第一弹簧SP1、中间部件12以及多个第二弹簧SP2与驱动部件11连结，相互成对的第一以及第二弹簧SP1、SP2在驱动部件11与被驱动部件15之间经由中间部件12的弹簧抵接部12c串联连结。此外，在本实施方式中，起步装置1、减振装置10的轴心与各第一弹簧SP1的轴心的距离、以及起步装置1等的轴心与各第二弹簧SP2的轴心的距离相等。
另外，本实施方式的减振装置10包含：第一限位器，其限制中间部件12与被驱动部件15的相对旋转以及第二弹簧SP2的挠曲；以及第二限位器，其限制驱动部件11与被驱动部件15的相对旋转。第一限位器构成为，在从发动机EG向驱动部件11传递的扭矩达到扭矩(第一阈值)T1的阶段，限制中间部件12与被驱动部件15的相对旋转，上述扭矩(第一阈值)T1小于与减振装置10的最大扭转角对应的扭矩T2(第二阈值)并被预先确定。另外，第二限位器构成为，在向驱动部件11传递的扭矩到达与最大扭转角对应的扭矩T2的阶段，限制驱动部件11与被驱动部件15的相对旋转。由此，减振装置10具有两个阶段(two stage)的衰减特性。此外，第一限位器也可以构成为，限制驱动部件11与中间部件12的相对旋转以及第一弹簧SP1的挠曲。另外，也可以在减振装置10设置有限制驱动部件11与中间部件12的相对旋转以及第一弹簧SP1的挠曲的限位器、以及限制中间部件12与被驱动部件15的相对旋转以及第二弹簧SP2的挠曲的限位器。
振动衰减装置20与减振装置10的被驱动部件15连结，配置在由工作油充满的流体传动室9的内部。如图2～图4所示，振动衰减装置20包含：作为支承部件(第一连杆)的第一被驱动板16；作为复原力产生部件(第二连杆)的多个(在本实施方式中例如4个)曲柄部件22，它们分别经由第一连结轴21与第一被驱动板16连结为能够旋转；一体的环状的惯性质量体(第三连杆)23；以及多个(在本实施方式中例如4个)第二连结轴24，它们分别将对应的曲柄部件22与惯性质量体23连结为能够相对旋转。
如图3所示，第一被驱动板16具有从其外周面161在周向隔开间隔(等间隔)向径向外侧突出的多个(在本实施方式中例如4个)突出支承部162。如图所示，各曲柄部件22的1个端部经由第一连结轴21(参照图3)与对应的第一被驱动板16的突出支承部162连结为能够旋转。在本实施方式中，如图4所示，各曲柄部件22具有2片板部件220。各板部件220由金属板形成为具有圆弧状的平面形状，在本实施方式中，板部件220的外周缘的曲率半径确定为与惯性质量体23的外周缘的曲率半径相同。
2片板部件220经由对应的突出支承部162以及惯性质量体23在减振装置10的轴向相互对置，并且通过第一连结轴21相互连结。在本实施方式中，第一连结轴21插通于在第一被驱动板16的突出支承部162形成的作为滑动轴承部的连结孔(圆孔)以及在各板部件220形成的作为滑动轴承部的连结孔(圆孔)，并且第一连结轴21的两端是用于铆接的铆钉。由此，第一被驱动板16(被驱动部件15)与各曲柄部件22相互成为回转对偶。此外，第一连结轴21也可以插通于在突出支承部162与2片板部件220中的一方形成的作为滑动轴承部的连结孔，并且通过突出支承部162与2片板部件220中的另一方被支承(嵌合或者固定)。另外，也可以在板部件220与第一连结轴21之间以及突出支承部162与第一连结轴21之间中的至少任一方配置滚珠轴承等滚动轴承。
惯性质量体23包含由金属板形成的2片环状部件230，惯性质量体23(2片环状部件230)的重量确定为充分重于1个曲柄部件22的重量。如图3以及图4所示，环状部件230具有短圆筒状(圆环状)的主体231、以及从主体231的内周面在周向隔开间隔(等间隔)向径向内侧突出的多个(在本实施方式中例如4个)突出部232。2片环状部件230经由未图示的固定件连结为突出部232彼此在该环状部件230的轴向对置。
在各突出部232形成有对连结曲柄部件22和惯性质量体23的第二连结轴24进行引导的引导部235。引导部235是以圆弧状延伸的开口部，具有凹曲面状的引导面236、位于比该引导面236更靠环状部件(第一被驱动板16)在径向上的内侧(环状部件230的中心侧)且与引导面236对置的凸曲面状的支承面237、以及在引导面236以及支承面237的两侧与双方连续的2个限位面238。引导面236是具有恒定的曲率半径的凹圆柱面。支承面237是以圆弧状延伸的凸曲面，限位面238是以圆弧状延伸的凹曲面。如图3所示，引导部235(引导面236、支承面237以及限位面238)形成为关于通过引导面236的曲率中心与环状部件230的中心(第一被驱动板16的旋转中心RC)的直线左右对称。而且，在振动衰减装置20中，通过引导面236的曲率中心并与突出部232(环状部件230)正交的直线确定为假想轴(第三连结轴)25，该假想轴25相对于2片环状部件230即相对于惯性质量体23的相对位置不变(相对于惯性质量体23不移动)。
第二连结轴24形成为实心(或者中空)的圆棒状，并且具有从两端向轴向外侧突出的例如圆棒状的2个突起部24a。如图4所示，第二连结轴24的2个突起部24a分别嵌合(固定)于在曲柄部件22的板部件220形成的连结孔(圆孔)。在本实施方式中，用于嵌合突起部24a的板部件220的连结孔在各板部件220上形成为，其中心与通过曲柄部件22的重心G(板部件220在长边方向上的中央部附近)的直线同轴地延伸。由此，从连结第一被驱动板16(突出支承部162)与曲柄部件22的第一连结轴21的中心至曲柄部件22的重心G为止的长度和第一连结轴21与连结曲柄部件22与惯性质量体23的第二连结轴24之间的轴间距离(中心间距离)一致。另外，曲柄部件22(板部件220)的另一个端部位于关于第二连结轴24与第一连结轴21相反一侧的位置。此外，第二连结轴24的各突起部24a也可以插通于在曲柄部件22的板部件220形成的作为滑动轴承部的连结孔(圆孔)。即，第二连结轴24也可以通过2片板部件即曲柄部件22从两侧支承为能够旋转。而且，也可以在板部件220与第二连结轴24的突起部24a之间配置滚珠轴承等滚动轴承。
如图4所示，第二连结轴24经由多个滚子(滚动体)26将圆筒状的外轮27支承为能够旋转。外轮27的外径被确定为稍微小于上述引导部235的引导面236与支承面237的间隔。第二连结轴24以及外轮27通过曲柄部件22支承，并且以该外轮27在引导面236上滚动的方式配置在惯性质量体23的对应的引导部235内。由此，惯性质量体23配置为与第一被驱动板16的旋转中心RC同轴并且能够绕该旋转中心RC旋转。另外，多个滚子26、外轮27以及第二连结轴24构成滚动轴承，所以允许曲柄部件22与惯性质量体23的相对旋转，各曲柄部件22与惯性质量体23相互成为回转对偶。此外，也可以取代多个滚子26，在第二连结轴24与外轮27之间配设多个滚珠。
如上述那样，在振动衰减装置20中，第一被驱动板16(被驱动部件15)与各曲柄部件22相互成为回转对偶，各曲柄部件22与通过惯性质量体23的引导部235引导的第二连结轴24相互成为回转对偶。另外，惯性质量体23配置为能够绕第一被驱动板16的旋转中心RC旋转。由此，若第一被驱动板16单向旋转，则各第二连结轴24一边由惯性质量体23的引导部235引导一边与第二连杆连动，一边恒定保持与第一连结轴21的轴间距离一边绕该第一连结轴21摆动(往复旋转运动)，并且一边恒定保持与假想轴25的轴间距离一边绕该假想轴25摆动(往复旋转运动)。即，各曲柄部件22根据第二连结轴24的移动绕第一连结轴21摆动，假想轴25以及惯性质量体23绕移动的第二连结轴24摆动，并且绕第一被驱动板16的旋转中心RC摆动(往复旋转运动)。其结果是，第一被驱动板16、曲柄部件22、惯性质量体23、第一以及第二连结轴21、24以及引导部235实际上构成将第一被驱动板16作为固定节的四节旋转连锁机构。
而且，将第一被驱动板16的旋转中心RC与第一连结轴21的轴间距离设为“L1”，将第一连结轴21与第二连结轴24的轴间距离设为“L2”，将第二连结轴24与假想轴25的轴间距离设为“L3”，将假想轴25与旋转中心RC的轴间距离设为“L4”时(参照图2)，在本实施方式中，第一被驱动板16、曲柄部件22、惯性质量体23、第二连结轴24以及惯性质量体23的引导部235构成为满足L1+L2＞L3+L4这一关系。另外，在本实施方式中，第二连结轴24与假想轴25的轴间距离L3(引导面236的曲率半径－外轮27的半径)确定为，短于轴间距离L1、L2以及L4，并且在不妨碍各曲柄部件22以及惯性质量体23的动作的范围尽可能地短。并且，在本实施方式中，作为第一连杆的第一被驱动板16(突出支承部162)构成为旋转中心RC与第一连结轴21的轴间距离L1长于轴间距离L2、L3以及L4。
由此，在本实施方式的振动衰减装置20中，L1＞L4＞L2＞L3这一关系成立，第一被驱动板16、曲柄部件22、惯性质量体23、第一以及第二连结轴21、24和引导部235实际上构成将与连接第二连结轴24和假想轴25的线段(假想连杆)对置的第一被驱动板16作为固定节的两摆杆机构。另外，在本实施方式的振动衰减装置20中，将从第一连结轴21的中心至曲柄部件22的重心G为止的长度设为“Lg”时，Lg＝L2这一关系成立。
另外，振动衰减装置20的“平衡状态(相互平衡的状态)”是作用于振动衰减装置20的构成要素的离心力的总和与作用于振动衰减装置20的第一以及第二连结轴21、24的中心以及旋转中心RC的力的合力为零的状态。在振动衰减装置20的平衡状态下，如图2所示，第二连结轴24的中心、假想轴25的中心以及第一被驱动板16的旋转中心RC位于一条直线上。并且，本实施方式的振动衰减装置20构成为，在第二连结轴24的中心、假想轴25的中心以及第一被驱动板16的旋转中心RC位于一条直线上的平衡状态下，将从第一连结轴21的中心朝向第二连结轴24的中心的方向、与从第二连结轴24的中心朝向旋转中心RC的方向所成的角度设为“φ”时，满足60°≤φ≤120°，更优选满足70°≤φ≤90°。
在包含上述减振装置10以及振动衰减装置20的起步装置1中，在锁止通过锁止离合器8被解除时，根据图1可知，来自作为原动机的发动机EG的扭矩(动力)经由前盖3、泵轮4、涡轮5、减振毂7这一路径向变速器TM的输入轴IS传递。另外，在锁止通过锁止离合器8已被执行时，根据图1可知，来自发动机EG的扭矩(动力)经由前盖3、锁止离合器8、驱动部件11、第一弹簧SP1、中间部件12、第二弹簧SP2、被驱动部件15、减振毂7这一路径向变速器TM的输入轴IS传递。
在锁止通过锁止离合器8已执行时，若通过锁止离合器8与前盖3连结的驱动部件11随着发动机EG的旋转而旋转，则直至向驱动部件11传递的扭矩达到扭矩T1为止，在驱动部件11与被驱动部件15之间，第一以及第二弹簧SP1、SP2经由中间部件12串联作用。由此，向前盖3传递的来自发动机EG的扭矩向变速器TM的输入轴IS传递，并且来自该发动机EG的扭矩的变动通过减振装置10的第一以及第二弹簧SP1、SP2被衰减(吸收)。另外，若向驱动部件11传递的扭矩为扭矩T1以上，则直至该扭矩达到扭矩T2为止，来自发动机EG的扭矩的变动通过减振装置10的第一弹簧SP1被衰减(吸收)。
并且，在起步装置1中，若通过锁止离合器8与前盖3连结的减振装置10随着锁止的执行而与前盖3一起旋转，则减振装置10的第一被驱动板16(被驱动部件15)也绕起步装置1的轴心与前盖3同向旋转。如图5A、图5B以及图5C所示，随着第一被驱动板16的旋转，构成振动衰减装置20的各曲柄部件22以及惯性质量体23相对于第一被驱动板16摆动。由此，能够将相位与从发动机EG向驱动部件11传递的振动相反的振动从摆动的惯性质量体23经由各引导部235、各第二连结轴24以及各曲柄部件22而赋予第一被驱动板16，使该第一被驱动板16的振动衰减。即，振动衰减装置20构成为，具有与从发动机EG向第一被驱动板16传递的振动的阶数(激振阶数：在发动机EG例如是三缸发动机时，具有1.5阶，在发动机EG例如是四缸发动机时，具有2阶)对应的阶数，无论发动机EG(第一被驱动板16)的转速如何，均衰减从发动机EG向第一被驱动板16传递的振动。由此，能够抑制减振装置10的重量增加，并且能够通过该减振装置10与振动衰减装置20双方极其良好地衰减振动。
而且，在振动衰减装置20中，不必使用与曲柄部件22以及惯性质量体23双方连结的连杆、即一般的四节旋转连锁机构的连接杆，就能够构成四节旋转连锁机构。因此，在振动衰减装置20中，因为无需增加厚度、重量来确保该连接杆的强度、耐久性，所以能够良好地抑制装置整体的重量的增加、大型化。另外，在不包含连接杆的振动衰减装置20中，能够抑制因该连接杆的重量(惯性力矩)增加从而曲柄部件22的重心G向旋转中心RC侧移动导致作用于该曲柄部件22的复原力降低的情况，从而能够良好地确保振动衰减性能。
另外，因为无需在振动衰减装置20的假想轴25设置滑动轴承、滚动轴承之类的轴承，所以能够提高第二连结轴24与假想轴25的轴间距离L3、即一般的四节旋转连锁机构中的连接杆的长度的设定的自由度，从而容易缩短轴间距离L3。因此，能够通过调整该轴间距离L3，容易地提高振动衰减装置20的振动衰减性能。并且，由于无需与曲柄部件22以及惯性质量体23双方连结的连杆(连接杆)，所以作用于曲柄部件22的离心力Fc的分力不会用于使该曲柄部件22以及惯性质量体23双方连结的连杆向平衡状态下的位置返回。因此，能够抑制曲柄部件22的重量的增加，并且能够提高振动衰减装置20的振动衰减性能。其结果是，在振动衰减装置20中，能够抑制装置整体的重量增加、大型化，并且能够更加提高振动衰减性能。
接下来，对振动衰减装置20的设计程序进行说明。
如果从上述那样的振动衰减装置20中省略了连接杆、惯性质量体的构成相当于离心振子式吸振装置，但在离心振子式吸振装置中，随着向振子质量体的支承部件传递的输入扭矩的振动的振幅增加，振子质量体的摆动角变大，随着该摆动角变大，欲使振子质量体向平衡状态(相互平衡的位置)返回的复原力变小。因此，振子质量体的惯性力矩变大即离心振子式吸振装置针对等效质量的变化量的复原力变大即离心振子式吸振装置的等效刚性的减少量变大，由此离心振子式吸振装置可最优地衰减的振动的阶数即有效阶数随着振子质量体的摆动角变大而变小。而且，在离心振子式吸振装置中，随着有效阶数的减少量(与激振阶数之差)变大，振动衰减性能恶化。因此，离心振子式吸振装置一般设计为使摆动角变大时的有效阶数的减少量尽可能小。
相对于此，在上述那种振动衰减装置20中，若从驱动部件11向被驱动部件15传递的扭矩(以下，称为“输入扭矩”)的振动的振幅λ变大，惯性质量体23的摆动角变大，则在发动机EG的激振阶数qtag与有效阶数qeff之间产生偏差，上述发动机EG的激振阶数qtag是本应通过振动衰减装置20衰减的振动的阶数，上述有效阶数qeff是通过该振动衰减装置20可最优衰减的振动的阶数。即，在振动衰减装置20中，随着惯性质量体23的摆动角即输入扭矩的振动的振幅λ变大，根据振动衰减装置的参数，有效阶数qeff可能小于发动机EG的激振阶数qtag，也可能大于发动机EG的激振阶数qtag。
因此，本发明人首先进行了以下模拟，使曲柄部件22的质量m、惯性质量体23的惯性力矩(惯量)J、发动机EG的缸数n、依赖于振动衰减装置20的搭载要件的轴间距离L1等恒定，来探索即便输入扭矩的振动的振幅λ变化也不会使有效阶数qeff变化的轴间距离L2、L3、L4以及长度Lg(从第一连结轴21的中心至曲柄部件22的重心G为止的长度)的组合。在模拟中，在轴间距离L2、L3、L4以及长度Lg变化的多个振动衰减装置20的模型中，将使惯性质量体23从平衡状态下的位置绕旋转中心RC旋转某个初始角度(相当于惯性质量体23绕旋转中心RC的摆动角的角度)，由此得到的状态设为初始状态，根据多个初始角度中的每个，对第一被驱动板16赋予不包含振动成分的扭矩，使该第一被驱动板16以恒定的转速(例如1000rpm)旋转，使惯性质量体23等以与初始角度对应的频率摆动。用于模拟的多个模型作成为均使三缸发动机中的激振阶数qtag＝1.5的振动衰减，在模拟时，忽略了在流体传动室9内作用于曲柄部件22等的离心油压、部件间的摩擦的影响。
而且，模拟的结果判明：在振动衰减装置20中，当下式(1)的关系成立时，即便输入扭矩的振动的振幅λ变化，有效阶数qeff也保持为大体恒定。其中，式(1)的“α”、“β”以及“γ”均是通过模拟确定的常量。另外，本发明人的解析的结果还判明：在振动衰减装置20中，当下式(2)的关系成立时，随着输入扭矩的振动的振幅λ变大，有效阶数qeff变大，在振动衰减装置20中，当下式(3)的关系成立时，随着输入扭矩的振动的振幅λ变大，有效阶数qeff变小。并且，解析的结果判明：在满足式(1)、(2)以及(3)中的任一个的振动衰减装置20中，通过使曲柄部件22的质量m、惯性质量体23的惯性力矩J变化，从而输入扭矩的振动的振幅λ趋向变小时的有效阶数qeff的收敛值(以下称为“基准阶数qref”)变化。此时，基准阶数qref随着曲柄部件22的质量m变小而变大，随着惯性质量体23的惯性力矩J变大而变大。
L4/(L3+L4)＝α·(Lg/L2)+β·n+γ…(1)
L4/(L3+L4)＞α·(Lg/L2)+β·n+γ…(2)
L4/(L3+L4)＜α·(Lg/L2)+β·n+γ…(3)
并且，本发明人基于上述那种模拟、解析的结果对振动衰减装置20的基准阶数qref与振动衰减性能的关系进行了研究。这里，针对作成为有效阶数qeff从激振阶数qtag的偏差量相对于该激振阶数qtag的比例ρ彼此相同且基准阶数qref彼此不同的多个振动衰减装置20的模型，使用西门子公司的LMS Imagine.Lab Amesim(注册商标)，通过数值解析对发动机EG(这里为三缸发动机)的转速Ne与最终的减振对象(这里为驱动轴DS)的扭矩变动TFluc的关系进行了评价。此外，有效阶数qeff从激振阶数qtag的偏差量通过从输入扭矩的振动的振幅λ成为最大而惯性质量体23的摆动角成为最大时的有效阶数qeff减去激振阶数qtag而得到。
用于解析的LMS Imagine.Lab Amesim导出所输入的力学模型所包含的各旋转元件的方程式，并且基于另外输入的该力学模型的设计参数，来求解由导出的方程式组构成的联立方程式，由此根据力学模型的每个旋转元件，计算作用有外力时的响应(根据时间的角度即旋转位移)，并根据计算出的响应和该旋转元件的前后的刚性计算所传递的扭矩。用于解析的力学模型是模拟出包含振动衰减装置20以及最终的减振对象(这里为驱动轴DS)在内的从发动机EG至车轮W的车辆构造(参照图1)的力学模型，且是考虑减振对象以及振动衰减装置20的非线性得到的多自由度的力学模型。另外，在解析时，通过考虑振动衰减装置20相对于起步装置1(车辆)的搭载性等并且适当地变化上述力学模型中的设计参数中的被驱动部件15的惯性力矩J1、惯性质量体23的惯性力矩J2、轴间距离L3以及L4、以及全部曲柄部件22的质量m，在多个振动衰减装置20的模型间使基准阶数qref相互不同。即，在解析时，使力学模型中的设计参数中的除惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m以外的参数为固定值。
图6表示具有彼此不同的基准阶数qref的振动衰减装置20的多个模型M0～M11中的转速Ne与驱动轴DS的扭矩变动TFluc的关系的解析结果。该图表示在通过执行锁止从而扭矩从发动机EG被传递至被驱动部件15的状态下驱动轴DS的扭矩变动TFluc(振动等级)的解析结果。
图6中的模型M0是以基准阶数qref与激振阶数qtag(＝1.5)一致的方式确定被驱动部件15的惯性力矩J1、惯性质量体23的惯性力矩J2、轴间距离L3以及L4与全部曲柄部件22的质量m得到的振动衰减装置20的模型。模型M1～M7是以基准阶数qref依次增加数值0.005的方式确定惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m得到的模型。即，模型M1的基准阶数qref为qref＝1.505，模型M2的基准阶数qref为qref＝1.510，模型M3的基准阶数qref为qref＝1.515，模型M4的基准阶数qref为qref＝1.520，模型M5的基准阶数qref为qref＝1.525，模型M6的基准阶数qref为qref＝1.530，模型M7的基准阶数qref为qref＝1.535。另外，模型M8～M11是以基准阶数qref依次减少数值0.005的方式确定惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m得到的模型。即，模型M8的基准阶数qref为qref＝1.495，模型M9的基准阶数qref为qref＝1.490，模型M10的基准阶数qref为qref＝1.485，模型M11的基准阶数qref为qref＝1.480。
并且，各模型M0～M11的惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m根据上述式(2)确定为，随着从发动机EG向被驱动部件15传递的输入扭矩的振动的振幅λ变大，有效阶数qeff缓慢变大(例如，比例ρ成为10％前后的恒定值)。另外，在模型M0～M11间，通过使被驱动部件15的惯性力矩J1、轴间距离L3、L4以及曲柄部件22的质量m恒定，并且使惯性质量体23的惯性力矩J2变化，使基准阶数qref变化。但是，如上述所述，能够通过使惯性力矩J1、J2、轴间距离L3以及L4恒定，并且使曲柄部件22的质量m变化来调整基准阶数qref。
根据图6可知，在基准阶数qref小于激振阶数qtag的模型M9、M10以及M11中，在锁止离合器8的锁止转速Nlup附近，驱动轴DS的扭矩变动TFluc超过图中虚线所示的允许值，在锁止区域的预先确定的转速区域(例如，1000～2000rpm)，扭矩变动TFluc的峰值(参照图中圆圈)也超过该允许值。另外，在基准阶数qref稍微小于激振阶数qtag的模型M8中，在锁止区域的预先确定的转速区域，扭矩变动TFluc的峰值低于上述允许值，但在锁止转速Nlup附近，驱动轴DS的扭矩变动TFluc超过该允许值。相对于此，在基准阶数qref小于激振阶数qtag的模型M1～M7中，在锁止转速Nlup附近，驱动轴DS的扭矩变动TFluc充分小，低于上述允许值、比例ρ为0％的模型M0的值，在锁止区域的预先确定的转速区域，扭矩变动TFluc的峰值也充分小。
根据该解析结果可知，在包含曲柄部件22和与该曲柄部件22连动地摆动的惯性质量体23的振动衰减装置20中，与使输入扭矩的振动的振幅λ趋向变小时的有效阶数qeff的收敛值即基准阶数qref与发动机EG的激振阶数qtag一致相比，通过将其设置为大于该激振阶数qtag，更能进一步提高振动衰减性能。据此，本实施方式的振动衰减装置20设计为，基准阶数qref大于发动机EG的激振阶数qtag。
另外，如图7(以及图6的双点划线)所示，如果将基准阶数qref与激振阶数qtag(＝1.50)一致的模型M0作为基点，随着基准阶数qref变小，在锁止区域的预先确定的转速区域，扭矩变动TFluc的峰值变大。并且，如图7(以及图6中的双点划线)所示，如果将模型M0作为基点，在基准阶数qref大于激振阶数qtag时，随着基准阶数qref变大，在锁止区域，扭矩变动TFluc的峰值暂时减少，之后经由极小值MIN转为增加。因此，根据这样的趋势，振动衰减装置20可以设计为，满足1.00×qtag＜qref≤1.03×qtag，更优选满足1.01×qtag≤qref≤1.02×qtag。由此，能够使在锁止区域的预先确定的转速区域的扭矩变动TFluc的峰值接近上述极小值MIN附近的值(目标值、或者目标范围)，从而极好地提高包含曲柄部件22和与该曲柄部件22连动地摆动的惯性质量体23的振动衰减装置20的振动衰减性能。
为了使基准阶数qref大于激振阶数qtag，并且使扭矩变动TFluc在预先确定的转速区域的峰值接近上述极小值MIN，可以经由图8所示那样的顺序设计振动衰减装置20。即，在设计振动衰减装置20时，首先，作成上述那种力学模型，该力学模型模拟出包含振动衰减装置20以及最终的减振对象在内的从发动机EG至车轮W的车辆构造(步骤S100)。接下来，设定例如使基准阶数qref与激振阶数qtag一致，或者将基准阶数qref设为稍微大于激振阶数qtag的作为设计参数的惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m(步骤S110)。并且，针对在步骤S110中已设定的设计参数，执行使用LMS Imagine.Lab Amesim等软件的数值计算(上述的响应的计算)(步骤S120)，并且导出作为减振对象的驱动轴DS中的扭矩变动TFluc(S130)。
在步骤S130的处理后，判定能否判别扭矩变动TFluc在预先确定的转速区域(例如1000～2000rpm)为峰值的极小值MIN，即判别扭矩变动TFluc的峰值是否从减少转为增加(步骤S140)。在步骤S140中判定为无法判别扭矩变动TFluc为峰值的极小值MIN时，返回步骤S110，再次设定(变更)使基准阶数qref大于根据在上次的步骤S110中已设定的设计参数确定的基准阶数qref的作为设计参数的惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m。此时，也可以如上述那样为了增大基准阶数qref，仅使惯性力矩J2或者质量m变化。在这样再次设定设计参数后，再次执行上述的步骤S120～S140的处理。即，在步骤S110中以基准阶数qref趋向变大的方式设定(变更)设计参数，并且反复执行步骤S120以及S130的处理，直至在步骤S140中判定为能够判别扭矩变动TFluc为峰值的极小值MIN为止。
如果在步骤S140中判定为能够判别扭矩变动TFluc为峰值的极小值MIN，选择使该扭矩变动TFluc的峰值位于目标值的设计参数，即选择使该峰值更接近极小值MIN、或者使该峰值为极小值MIN的设计参数即惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m(步骤S150)。在步骤S150中，例如，可以以基准阶数qref趋向大于根据扭矩变动TFluc的峰值即将转为增加之前的设计参数确定的基准阶数qref的方式变更设计参数(例如，惯性力矩J2或者质量m)，并且与步骤S120以及S130相同地导出扭矩变动TFluc，探索使扭矩变动TFluc在预先确定的转速区域的峰值为极小值MIN或者为该极小值MIN附近的值的设计参数。
通过决定这样选择出的设计参数即惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m的值作为设计值(步骤S160)，完成用于使基准阶数qref大于激振阶数qtag且使扭矩变动TFluc的峰值更加接近上述极小值MIN的设计。而且，振动衰减装置20的基准阶数qref根据被确定为设计值的惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m的值来确定。
此外，在图8的步骤S110中，可以通过软件自动地设定(变更)设计参数，可以将另外设定的设计参数输入软件，也可以将以使基准阶数qref趋向变大的方式预先确定的多组设计参数(J1、J2、L3、L4、m)依次设定为用于数值解析的参数。另外，在图8的步骤S150中，也可以考虑振动衰减装置20相对于起步装置1(车辆)的搭载性等地，根据扭矩变动TFluc的峰值即将转为增加之前的设计参数以及该峰值转为增加时的设计参数确定使扭矩变动TFluc的峰值为极小值MIN附近的值的设计参数。而且，也可以提取多个设计参数，与该多个设计参数对应的在图8的步骤S130中导出的扭矩变动TFluc在预先确定的转速区域的峰值包含于预先确定的目标值(允许范围、图7的极小值MIN附近)，且从该多个设计参数中选择使扭矩变动TFluc的峰值为最小的设计参数作为设计值。在任何情况下，上述目标值均可以确定为小于使基准阶数qref与发动机EG的激振阶数qtag一致时的减振对象(驱动轴DS)的扭矩变动TFluc。
另外，在图8的步骤S100中，作为设计参数的惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m也可以根据上述式(2)设定为，随着从发动机EG向被驱动部件15传递的输入扭矩的振动的振幅λ变大，有效阶数qeff缓慢变大。即，通过将振动衰减装置20设计为，使用上述(2)式随着从发动机EG向被驱动部件15传递的输入扭矩的振动的振幅λ变大，有效阶数qeff变大，即便随着振幅λ变大，产生有效阶数qeff的偏差，也能够将振动衰减性能因该有效阶数qeff的偏差而降低的区域转向更高旋转侧。其结果是，由于能够抑制振动衰减性能在锁止区域内的转速Ne比较低的区域因有效阶数qeff的偏差而降低，所以能够更加提高在发动机EG的转速Ne较低的区域的振动衰减性能。
但是，振动衰减装置20也可以设计为，即便从发动机EG向被驱动部件15传递的输入扭矩的振动的振幅λ变化，有效阶数qeff也不变化(上述比例成为0％)。此时，也能够抑制振动衰减性能在锁止区域内的转速Ne比较低的区域因有效阶数qeff的偏差而降低，能够更加提高发动机EG的转速Ne低的区域的振动衰减性能。除此之外，此时，能够抑制惯性质量体23的惯性力矩J增加、耐久性随着曲柄部件22的轻型化而降低的情况，并且能够良好地抑制振动衰减性能因有效阶数qeff的偏差而降低。其结果是，能够实现振动衰减装置20的小型化、耐久性的提高，并且能够提高振动衰减性能。
另外，为了不依赖于特定的软件地设计振动衰减装置20，本发明人针对作为减振对象中的一个的被驱动部件15，构建下式(4)所示那样的运动方程式，并且针对振动衰减装置20的整体，构建下式(5)所示那样的运动方程式。
[数2]
Figure BDA0001996235020000201
Figure BDA0001996235020000202
在式(4)以及(5)中，“J1”是被驱动部件15(第一以及第二被驱动板16、17)的惯性力矩，“J2”是惯性质量体23的惯性力矩，“m”是全部(在本实施方式中4个)曲柄部件22的质量(合计值)，“k”是从发动机EG至被驱动部件15之间的系统的刚性(弹簧常数)。另外，在式(4)以及(5)中，“L3”是曲柄部件22的重心G与曲柄部件22相对于惯性质量体23摆动的支点即假想轴25的距离，“L4”是曲柄部件22相对于惯性质量体23摆动的支点即假想轴25与旋转中心RC的距离。在本实施方式中，距离L3与上述轴间距离L3一致，距离L4与上述轴间距离L4一致。
而且，在式(4)以及(5)中，“Ω”是被驱动部件15的恒定旋转角速度，“δ”是被驱动部件15的从恒定旋转状态起的角位移，“ζ”是以通过旋转中心RC而在第一被驱动板16(被驱动部件15)的径向上延伸的方式被该第一被驱动板16确定的基准线、与从曲柄部件22相对于惯性质量体23摆动的支点即假想轴25至曲柄部件22的重心G(在本实施方式中第二连结轴24的中心)的线段所成的角度(参照图5A)，“θ”是上述基准线、与从旋转中心RC至曲柄部件22相对于惯性质量体23的摆动的支点即假想轴25的线段所成的角度(参照图5A)。另外，在式(4)以及(5)中，“Td”是从发动机EG向被驱动部件15传递的扭矩，“ω”是从发动机EG向被驱动部件15传递的振动的频率。此外，在式(4)以及(5)中，符号“′”表示针对角度θ的一阶微分，符号“″”表示针对角度θ的二阶微分。
在本实施方式中，上述基准线是通过旋转中心RC和第一连结轴21的中心的直线(L1)。因此，角度ζ是通过旋转中心RC和第一连结轴21的中心的直线(L1)、与从第二连结轴24的中心至假想轴25的线段(L3)所成的角度，角度θ是通过旋转中心RC和第一连结轴21的中心的直线(L1)、与从旋转中心RC至假想轴25的线段(L4)所成的角度。而且，在式(4)以及(5)中，将通过上述基准线即旋转中心RC和第一连结轴21的中心的直线(L1)、与从第一连结轴21的中心至第二连结轴24的中心的线段(L2)所成的角度η(参照图5A)考虑为角度θ等的函数。
另外，在振动衰减装置20的平衡状态下，第二连结轴24的中心、假想轴25的中心以及第一被驱动板16的旋转中心RC位于一条直线上，因此θ＝ζ这一关系成立。因此，平衡状态下的角度θ以及ζ成为θ＝ζ＝θ0，并成为θ＝θ0+θ～，ζ＝θ0+ζ0′·θ～(其中，“θ～”表示角度θ的变化量。)，则能够将上述式(4)变形如下式(6)那样获得针对在平衡状态附近线性化的被驱动部件15的运动方程式，并且能够将上述式(5)变形如下式(7)那样获得针对在平衡状态附近线性化的振动衰减装置20的整体的运动方程式。
[数3]
Figure BDA0001996235020000211
Figure BDA0001996235020000212
并且，认为在平衡状态附近，被驱动部件15的从恒定旋转状态起的角位移δ为零，因此若在上述式(7)中忽略左边第1项，则能够如下式(8)那样获得平衡状态附近下的振动衰减装置20的固有角频率ωa。而且，根据式(8)，能够如下式(9)那样获得输入扭矩的振动的振幅λ趋向变小时的有效阶数qeff的收敛值即基准阶数qref。
[数4]
Figure BDA0001996235020000213
Figure BDA0001996235020000214
通过使用式(9)，能够容易地确定使基准阶数qref纳入大于发动机EG的激振阶数qtag的适当范围内的惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m的组合。另外，通过确定惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m的值并求解上述式(4)以及(5)的运动方程式，能够针对多个发动机转速Ne而导出：由于执行锁止而从发动机EG向被驱动部件15传递某个恒定的扭矩Td时的被驱动部件15的从恒定旋转状态起的角位移δ、上述基准线与从曲柄部件22的重心(第二连结轴24的中心)至假想轴25的线段(L3)所成的角度ζ、以及上述基准线和从旋转中心RC至假想轴25的线段(L4)所成的角度θ。而且，上述基准线、与从第一连结轴21的中心至第二连结轴24的中心的线段所成的角度η能够基于所导出的角度θ等，针对多个发动机转速Ne进行计算。而且，例如能够通过执行使用了搭载起步装置1的车辆中的从被驱动部件15至车轮W的系统的力学模型的数值计算，基于从上述式(4)以及(5)的运动方程式获得的角位移δ、角度θ、ζ以及η，针对多个发动机转速Ne而导出向最终的减振对象(这里为驱动轴DS)传递的扭矩变动。
因此，即使执行使用了上述的式(4)以及(5)的运动方程式的数值计算，也能够以使基准阶数qref大于发动机EG的激振阶数qtag的方式设计振动衰减装置20。此时，如图9所示，首先，例如设定使基准阶数qref与激振阶数qtag一致或稍微大于激振阶数qtag的作为设计参数的惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m(步骤S200)。接下来，针对步骤S200中设定的设计参数，求解上述式(4)以及(5)的运动方程式，针对多个发动机转速Ne而导出向被驱动部件15传递某个恒定的扭矩Td时的角位移δ、角度ζ以及θ(以及角度η)(步骤S210)。
而且，执行使用了搭载起步装置1的车辆中的例如从被驱动部件15至车轮W的系统的力学模型的数值计算，并基于从式(4)以及(5)的运动方程式获得的角位移δ、角度θ、ζ以及η，针对多个发动机转速Ne导出向减振对象(这里为驱动轴DS)传递的扭矩变动(步骤S220)。在步骤S220的处理后，与图8的步骤S140相同，判定能否判别扭矩变动TFluc在预先确定的转速区域(例如1000～2000rpm)为峰值的极小值MIN，即判别扭矩变动TFluc的峰值是否从减少转为增加(步骤S230)。
在步骤S230中判定为无法判别扭矩变动TFluc为峰值的极小值MIN时，返回步骤S200，再次设定(变更)使基准阶数qref大于根据在上次的步骤S200中已设定的设计参数确定的基准阶数qref的作为设计参数的惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m。此时，如上述那样，为了增大基准阶数qref，也可以仅使惯性力矩J2或者质量m变化。在这样再次设定设计参数后，再次执行上述的步骤S210～S230的处理。即，在步骤S200中以基准阶数qref趋向变大的方式设定(变更)设计参数，并且反复执行步骤S210以及S220的处理，直至在步骤S230中判定为能够判别扭矩变动TFluc为峰值的极小值MIN为止。
如果在步骤S230中判定为能够判别扭矩变动TFluc为峰值的极小值MIN，则与图8的步骤S150相同，选择使该扭矩变动TFluc的峰值位于目标值的设计参数，即选择使该峰值更接近极小值MIN、或者使该峰值成为极小值MIN的设计参数即惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m(步骤S240)。在步骤S240中，例如，可以以基准阶数qref趋向大于根据扭矩变动TFluc的峰值即将转为增加之前的设计参数确定的基准阶数qref的方式变更设计参数(例如惯性力矩J2或者质量m)，并且与步骤S210以及S220相同地导出扭矩变动TFluc，探索使扭矩变动TFluc在预先确定的转速区域的峰值为极小值MIN或者为该极小值MIN附近的值的设计参数。
通过决定这样选择出的设计参数即惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m的值作为设计值(步骤S250)，完成用于使基准阶数qref大于激振阶数qtag且使扭矩变动TFluc的峰值更接近上述极小值MIN的设计。而且，根据被确定为设计值的惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m的值来确定振动衰减装置20的基准阶数qref。
另外，在图9的步骤S200中，可以通过软件自动地设定(变更)设计参数，可以将另外设定的设计参数输入软件，也可以将以使基准阶数qref趋向变大的方式预先确定的多组设计参数(J1、J2、L3、L4、m)依次设定为用于数值解析的参数。另外，在图9的步骤S240中，也可以考虑振动衰减装置20相对于起步装置1(车辆)的搭载性等地，根据扭矩变动TFluc的峰值即将转为增加之前的设计参数以及该峰值转为增加时的设计参数，使扭矩变动TFluc的峰值为极小值MIN附近的值的设计参数。另外，也可以提取多个设计参数，与该多个设计参数对应的在图9的步骤S220中导出的扭矩变动TFluc在预先确定的转速区域的峰值包含于预先确定的目标值(参照允许范围、图7的极小值MIN附近)，且从该多个设计参数中选择使扭矩变动TFluc的峰值为最小的设计参数作为设计值。此时，上述目标值也可以确定为小于使基准阶数qref与发动机EG的激振阶数qtag一致时的减振对象(驱动轴DS)的扭矩变动TFluc。
另外，在图9的步骤S200中，作为设计参数的惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m也可以根据上述式(2)设定为，随着从发动机EG向被驱动部件15传递的输入扭矩的振动的振幅λ变大，有效阶数qeff缓慢变大。由此，由于能够抑制振动衰减性能在锁止区域内的转速Ne比较低的区域因有效阶数qeff的偏差而降低，所以能够进一步提高在发动机EG的转速Ne较低的区域的振动衰减性能。
另外，在设定惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m时，通过使用上述式(9)，能够容易地使基准阶数qref收敛于大于发动机EG的激振阶数qtag的适当范围内而提高振动衰减装置20的振动衰减性能。但是，认为在通过使用了上述式(4)以及(5)的运动方程式等的数值计算而获得的减振对象的扭矩变动收敛于允许范围内时，根据用于该数值计算的惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m和式(9)确定的基准阶数qref大于发动机EG的激振阶数qtag。因此，在确定多个惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m的组合时，也可以不必使用式(9)。
而且，在与作为支承部件的第一被驱动板16一体旋转的旋转元件(上述实施方式的情况下为被驱动部件15整体)为振动衰减装置20的最终减振对象的情况下，也可以根据求解上述式(4)以及(5)的运动方程式而获得的角位移δ、角度ζ以及θ导出该旋转元件的扭矩变动。除此之外，上述式(9)也可以在图8的步骤S110中设定多个作为设计参数的惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m的组合时使用。
此外，如图10所示，振动衰减装置20也可以构成为满足Lg＞L2这一关系。由此，与满足Lg＝L2这一关系的情况相比，作用于第一连结轴21的支承部(轴承部)的负载(负荷)增加，但能够更进一步增大通过摆杆的作用而作用于曲柄部件22的复原力Fr。此时，不一定需要重心G位于通过第一以及第二连结轴21、24的中心的直线上。
另外，引导部235也可以形成于曲柄部件22，第二连结轴24也可以通过惯性质量体23支承。并且，虽然上述引导部235包含与引导面236对置的凸曲面状的支承面237以及限位面238，但如图11所示，也可以省略该支承面237以及限位面238。在图11所示的环状部件230V的突出部232形成的引导部235V为具有曲率半径为恒定的凹曲面状(凹圆柱面状)的引导面236的大体半圆状的切口。由此，能够将引导第二连结轴24的引导部235V的构造、乃至振动衰减装置20的构造简化。另外，与引导部235V相同的引导部也可以形成于曲柄部件22的板部件220。除此之外，只要使第二连结轴24如上述那样移动，引导面236例如也可以是形成为曲率半径阶段性或者缓缓地变化的凹曲面。
并且，环状的惯性质量体23也可以构成为通过第一被驱动板16支承(调心)为能够旋转。由此，在曲柄部件22摆动时，能够使惯性质量体23绕第一被驱动板16的旋转中心RC平滑地摆动。
另外，在上述振动衰减装置20中，环状的惯性质量体23也可以由彼此具有相同的参数(尺寸、重量等)的多个(例如4个)质量体来置换。此时，各质量体也可以由例如具有圆弧状的平面形状的金属板构成，该金属板以在平衡状态下在周向隔开间隔(等间隔)排列并且绕旋转中心RC摆动的方式，经由曲柄部件22(2片板部件220)、第二连结轴24以及引导部235与第一被驱动板16连结。此时，也可以在第一被驱动板16的外周部设置引导部，该引导部一边接受作用于各质量体的离心力(离心油压)一边将各质量体引导为绕旋转中心RC摆动。
并且，振动衰减装置20也可以包含专用的支承部件(第一连杆)，该支承部件将曲柄部件22支承为能够摆动，与该曲柄部件22成为回转对偶，并且与惯性质量体23成为回转对偶。即，曲柄部件22也可以经由作为第一连杆的专用的支承部件与旋转元件间接地连结，此时，振动衰减装置20的支承部件可以与成为振动的衰减对象的例如减振装置10的驱动部件11、中间部件12或者第一被驱动板16这样的旋转元件同轴连结并一体旋转。通过这样构成的振动衰减装置20，也能良好地衰减旋转元件的振动。
另外，也可以如图12所示的振动衰减装置20X那样省略上述振动衰减装置20中的引导部235，取代其而使用该图所示的连接杆35。连接杆35经由第二连结轴24X与曲柄部件22连结为能够旋转，并且经由第三连结轴30与惯性质量体23X的突出部232连结为能够旋转。该振动衰减装置20X也基于上述式(1)或者(2)来设计，由此起到与上述振动衰减装置20相同的作用效果。另外，在振动衰减装置20X中，例如也能够通过使用上述LMS Imagine.LabAmesim等软件的数值计算、使用上述式(4)以及(5)的运动方程式等的数值计算来确定惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m的设计值。
图13是表示本公开的其他振动衰减装置20Y的放大图，图14是振动衰减装置20Y的主要部分的放大剖视图。上述附图所示的振动衰减装置20Y包含：作为支承部件的被驱动板16Y，其与上述第一被驱动板16相同构成；作为复原力产生部件的多个(在本实施方式中例如4个)锤体22Y，它们分别经由连结轴(连结部件)214与第一被驱动板16连结为能够旋转；以及一体的环状的惯性质量体23Y，其经由连结轴214与被驱动板16Y以及各锤体22Y连结。
如图13以及图14所示，被驱动板16Y具有其外周部在周向隔开间隔(等间隔)配设的多个(在本实施方式中例如以90°间隔具有4个)长孔(贯通孔)16h(第一引导部)。如图所示，各长孔16h引导形成为实心(或者中空)的圆棒状的连结轴214即锥体22Y，并以沿长边方向延伸的中心轴沿被驱动板16Y的径向延伸且通过旋转中心RC的方式形成于该被驱动板16Y。另外，长孔16h的宽度(与长边方向正交的方向的内部尺寸)确定为稍微大于连结轴214的外径。如图14所示，各锤体22Y具有经由连结轴214而相互连结的2片板部件220Y。在本实施方式中，各板部件220Y由金属板形成为圆盘状。并且，连结轴214以其轴心通过锤体22Y的重心G的方式固定(连结)于2片板部件220Y。
惯性质量体23Y包含由金属板形成的2片环状部件230Y，惯性质量体23Y(2片环状部件230Y)的重量确定为充分重于1个锤体22Y的重量。如图13以及图14所示，环状部件230Y具有在周向隔开间隔(等间隔)配设的多个(在本实施方式中例如以90°间隔具有4个)引导部235Y(第二引导部)。各引导部235Y是以圆弧状延伸的开口部，引导上述连结轴214即锥体22Y。
如图所示，引导部235Y包含凹曲面状的引导面236、在比该引导面236更靠环状部件230Y的内周侧(环状部件230Y的中心侧)与引导面236对置的凸曲面状的支承面237、以及在引导面236以及支承面237的两侧与双方连续的2个限位面238。在本实施方式中，引导面236是具有恒定的曲率半径的凹圆柱面。支承面237是以圆弧状延伸的凸曲面，限位面238是以圆弧状延伸的凹曲面。另外，引导面236与支承面237的间隔确定为稍微大于连结轴214的外径。如图13所示，引导部235Y(引导面236、支承面237以及限位面238)形成为关于通过引导面236的曲率中心与环状部件230Y的中心(被驱动板16Y的旋转中心RC)的直线左右对称。
如图14所示，2片环状部件230Y以相互对应的引导部235Y在该环状部件230Y的轴向对置的方式，在被驱动板16Y在轴向上的两侧，与该被驱动板16Y同轴地各配置1片。并且，2片环状部件230Y的内周面分别通过在被驱动板16Y上设置为在轴向突出的多个突起16p(参照图13)支承。由此，各环状部件230Y(惯性质量体23Y)通过被驱动板16Y支承为能够绕旋转中心RC旋转。
另外，2片板部件220Y经由对应的被驱动板16Y以及2片环状部件230Y配置为在轴向对置，并且通过连结轴214相互连结。如图14所示，连结2片板部件220Y的连结轴214贯通被驱动板16Y的对应的长孔16h和2片环状部件230Y的对应的引导部235Y。由此，经由连结轴214连结被驱动板16Y、锤体22Y以及惯性质量体23Y，各连结轴214沿被驱动板16Y的对应的长孔16h以及惯性质量体23Y的对应的引导部235Y双方能够移动。
在上述那种振动衰减装置20Y中，锤体22Y(连结轴214)与被驱动板16Y以及惯性质量体23Y成为滑动对偶，被驱动板16Y与惯性质量体23Y成为回转对偶。由此，具有长孔16h的被驱动板16Y、多个锤体22Y以及具有引导部235Y的惯性质量体23Y构成滑块曲柄机构(两滑块曲柄连锁)。另外，振动衰减装置20Y的平衡状态是连结轴214位于引导部235Y在周向上的中央并且连结轴214位于长孔16h的径向外侧的端部的状态(参照图13)。
若在振动衰减装置20Y的平衡状态下，被驱动板16Y开始旋转，则连结2片板部件220Y的连结轴214通过向锤体22Y的离心力的作用被按压于惯性质量体23Y的引导部235Y的引导面236而在该引导面236上朝向引导部235Y的1个端部转动或者滑动。并且，随着被驱动板16Y的旋转，连结轴214沿被驱动板16Y的长孔16h朝向该长孔16h的径向内侧的端部在被驱动板16Y的径向移动。另外，若连结轴214达到引导部235Y的1个端部以及长孔16h的径向内侧的端部，则作用于锤体22Y的离心力的分力作为使连结轴214向上述平衡状态返回的复原力发挥作用。由此，连结轴214在引导面236上朝向引导部235Y的另一个端部转动或者滑动，并且沿长孔16h朝向该长孔16h的径向外侧的端部在被驱动板16Y的径向移动。
因此，在被驱动板16Y旋转时，锤体22Y在长孔16h内相对于被驱动板16Y在径向往复移动(摆动)，并且沿引导部235Y相对于惯性质量体23Y往复移动(摆动)。其结果是，惯性质量体23Y随着锤体22Y的移动(摆动)绕第一被驱动板16的旋转中心RC摆动(往复旋转运动)。由此，从摆动的惯性质量体23经由各引导部235Y、各连结轴214对被驱动板16Y赋予相位与从发动机EG向驱动部件11传递的振动相反的振动，由此能够衰减该被驱动板16Y的振动。
而且，上述那种振动衰减装置20Y也通过基于上述式(1)或者(2)来设计，起到与上述振动衰减装置20、20X相同的作用效果。即，作为滑块曲柄机构的振动衰减装置20Y可以基于将上述式(1)或者(2)的“Lg/L2”设为Lg/L2＝1的下式(10)或者下式(11)设计为，即便从发动机EG向被驱动部件15传递的输入扭矩的振动的振幅变化，有效阶数qeff也不变化、或者有效阶数qeff随着振幅λ变大而变大。此时，在式(10)或者式(11)中，可以将锤体22Y的重心G与该锤体22Y沿着引导部235Y(第二引导部)摆动的支点的距离设为“L3”，将锤体22Y沿着引导部235Y摆动的支点与旋转中心RC的距离设为“L4”(参照图13)。在本实施方式中，锤体22Y沿着引导部235Y摆动的支点与引导面236(引导部235Y)的曲率中心一致。
L4/(L3+L4)＝α+β·n+γ…(10)
L4/(L3+L4)＞α+β·n+γ…(11)
另外，关于振动衰减装置20Y，能够针对作为减振对象中的一个的被驱动部件15，构建下式(12)所示那样的运动方程式，并且针对振动衰减装置20Y的整体，构建下式(13)所示那样的运动方程式。
[数5]
Figure BDA0001996235020000281
Figure BDA0001996235020000282
在式(12)以及(13)中，“J1”是被驱动部件15(第一以及第二被驱动板16、17)的惯性力矩，“J2”是惯性质量体23的惯性力矩，“m”是全部(在本实施方式中为4个)锤体22Y的质量(合计值)，“k”是从发动机EG至被驱动部件15之间的系统的刚性(弹簧常数)。另外，在式(12)以及(13)中，“L3”是锤体22Y的重心G与该锤体22Y沿引导部235Y(第二引导部)摆动的支点的距离，“L4”是锤体22Y沿引导部235Y摆动的支点与旋转中心RC的距离，“r”是锤体22Y的重心G与旋转中心RC的距离。
另外，在式(12)以及(13)中，“Ω”是被驱动部件15的恒定旋转角速度，“δ”是被驱动部件15的从恒定旋转状态起的角位移，“ε”是从旋转中心RC至锤体22Y沿引导部235Y摆动的支点的线段、与从旋转中心RC至锤体22Y的重心G的线段所成的角度，“τ”是通过旋转中心RC和锤体22Y沿引导部235Y摆动的支点的直线、与从锤体22Y沿引导部235Y摆动的支点至锤体22Y的重心G的线段所成的角度。在式(12)以及(13)中，“Td”是从发动机EG向被驱动部件15传递的扭矩，“ω”是从发动机EG向被驱动部件15传递的振动的频率。此外，在式(12)以及(13)中，符号“′”表示针对角度θ的一阶微分，符号“″”表示针对角度θ的二阶微分。
另外，如果角度δ以及角度τ很小而使式(12)以及(13)线性化，则能够如下式(14)那样获得针对被驱动部件15的线性化运动方程式，并且如下式(15)那样获得针对振动衰减装置20Y的整体的线性化运动方程式。而且，在平衡状态附近，视为被驱动部件15的从恒定旋转状态起的角位移δ为零，因此如果在式(15)中忽略左边第1项，则能够如上述式(8)那样获得平衡状态附近的振动衰减装置20Y的固有角频率ωa。另外，在振动衰减装置20Y中，根据上述式(8)，能够如上述式(9)那样获得输入扭矩的振动的振幅λ趋向变小时的有效阶数qeff的收敛值即基准阶数qref。
[数6]
Figure BDA0001996235020000291
Figure BDA0001996235020000292
而且，能够通过执行使用上述的式(12)以及(13)的运动方程式、以及式(9)的数值计算，以使基准阶数qref大于发动机EG的激振阶数qtag的方式设计振动衰减装置20Y。在这种情况下，也通过执行与图8或者图9所示相同的处理，能够获得使基准阶数qref大于激振阶数qtag并且使扭矩变动TFluc的峰值更加接近上述极小值MIN的惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m的设计值。而且，根据确定为设计值的惯性力矩J1、J2、轴间距离L3、L4以及质量m的值来确定振动衰减装置20的基准阶数qref。
此外，如图15所示，也可以在振动衰减装置20Y设置有多个圆筒状的外轮27Y，该多个外轮27Y分别经由多个滚子(或者滚珠即滚动体)26Y通过连结轴214支承为能够旋转而构成滚动轴承。在图15所示的例中，在各连结轴214，以在被驱动板16Y的长孔16h的内表面以及惯性质量体23Y(环状部件230Y)的引导部235Y(引导面236)上转动或者滑动的方式安装3个外轮27Y。由此，能够使各锤体22Y以及惯性质量体23Y更平滑地摆动。
另外，在振动衰减装置20Y中，引导部235Y的引导面236为具有恒定的曲率半径的凹圆柱面，但引导面236也可以是形成为曲率半径阶段性或者缓缓地变化的凹曲面。并且，也可以从上述引导部235Y中省略支承面237以及限位面238。另外，在振动衰减装置20Y中，惯性质量体23Y不一定需要通过被驱动板16Y支承为能够绕旋转中心RC旋转。而且，通过将长孔16h以其中心轴沿被驱动板16Y的径向延伸且通过旋转中心RC的方式形成于该被驱动板16Y，能够使惯性质量体23的摆动左右对称，但不限定于此。即，如图16所示，长孔16h也可以以其中心轴呈圆弧状延伸的方式形成于被驱动板16Y。此时，如图16所示，使长孔16h的中心轴的曲率中心位于上述振动衰减装置20中的第一连结轴21的中心轴上，并且使长孔16h的中心轴的曲率半径和上述振动衰减装置20中的第一连结轴21与第二连结轴24的轴间距离L2一致即可，能够使振动衰减装置20Y与上述振动衰减装置20相同地动作。
并且，如图17所示，作为滑块曲柄机构的振动衰减装置20Y也可以包含：作为支承部件的2片被驱动板16Y；作为单一的环状部件的惯性质量体23Y，其在2片被驱动板16Y的轴向上配置在2片被驱动板16Y之间；以及多个锥体22Y，它们分别通过各被驱动板16Y的长孔16h和惯性质量体23Y的引导部235Y(引导面236)引导。此时，如图所示，锥体22Y也可以包含：大径的主体22a，其通过惯性质量体23Y的引导部235Y引导；以及轴部22b，其从主体22a向轴向上的两侧延伸突出，以便分别通过对应的被驱动板16Y的长孔16h引导。
另外，在振动衰减装置20Y中，与引导部235Y相当的引导部(第二引导部)也可以形成于锤体22Y，连结轴214也可以连结(固定)于惯性质量体23Y。并且，与上述长孔16h相当的第一引导部也可以设置于锤体22Y，此时，与引导部235Y相当的第二引导部也可以设置于被驱动板16Y(支承部件)以及惯性质量体23Y的一方，连结轴214也可以设置于被驱动板16Y以及惯性质量体23Y的另一方。另外，与上述长孔16h相当的第一引导部也可以设置于惯性质量体23Y，此时，与引导部235Y相当的第二引导部也可以设置于被驱动板16Y以及锤体22Y的一方，连结轴214也可以设置于被驱动板16Y以及锤体22Y的另一方。
而且，振动衰减装置20、20X、20Y可以与上述减振装置10的中间部件12连结，也可以与驱动部件(输入元件)11连结(参照图1的双点划线)。另外，振动衰减装置20、20X、20Y也可以应用于图18所示的减振装置10B。图18的减振装置10B相当于从上述减振装置10中省略了中间部件12的构成，包含驱动部件(输入元件)11以及被驱动部件15(输出元件)作为旋转元件，并且包含配置在驱动部件11与被驱动部件15之间的弹簧SP作为扭矩传递机构。此时，振动衰减装置20、20X、20Y可以如图所示那样与减振装置10B的被驱动部件15连结，也可以如图中双点划线所示那样与驱动部件11连结。
并且，振动衰减装置20、20X、20Y也可以应用于图19所示的减振装置10C。图19的减振装置10C包括驱动部件(输入元件)11、第一中间部件(第一中间机构)121、第二中间部件(第二中间机构)122以及被驱动部件(输出元件)15作为旋转元件，并且包含配置于驱动部件11与第一中间部件121之间的第一弹簧SP1、配置于第二中间部件122与被驱动部件15之间的第二弹簧SP2、以及配置于第一中间部件121与第二中间部件122之间的第三弹簧SP3作为扭矩传递机构。此时，振动衰减装置20、20X、20Y可以如图所示那样与减振装置10C的被驱动部件15连结，也可以如图中双点划线所示那样，与第一中间部件121、第二中间部件122或者驱动部件11连结。在任何情况下，通过将振动衰减装置20、20X、20Y与减振装置10、10B、10C的旋转元件连结，能够抑制减振装置10～10C的重量增加，并且能够通过该减振装置10～10C与振动衰减装置20、20X、20Y双方极其良好地衰减振动。
如以上说明那样，本公开的振动衰减装置包括：支承部件16、16Y，其绕旋转元件15的旋转中心RC与该旋转元件15一体旋转，来自发动机EG的扭矩被传递到上述旋转元件15；复原力产生部件22、22Y，其与上述支承部件16、16Y连结，并且能够随着该支承部件16、16Y的旋转而摆动；以及惯性质量体23、23X、23Y，其经由上述复原力产生部件22、22Y与上述支承部件16、16Y连结，并且随着该支承部件16、16Y的旋转与该复原力产生部件22、22Y连动地绕上述旋转中心RC摆动，在振动衰减装置20、20X、20Y中，以使基于求解上述式(4)以及(5)获得的角位移δ、角度ζ以及θ而导出的减振对象的扭矩变动成为目标值的方式确定惯性力矩J1、J2、质量m、距离L3以及L4。
如上述那样，根据本发明人的研究判明：在包含复原力产生部件以及与该复原力产生部件连动地摆动的惯性质量体的振动衰减装置中，使输入扭矩的振动的振幅趋向变小时的该振动衰减装置的阶数的收敛值即基准阶数大于该激振阶数，与使其与发动机的激振阶数一致相比，能更进一步提高振动衰减性能。而且，在本公开的振动衰减装置中，以使基于求解上述式(4)以及(5)获得的角位移δ、角度ζ以及θ导出的减振对象的扭矩变动成为目标值的方式确定惯性力矩J1、J2、质量m、距离L3以及L4。由此，在本公开的振动衰减装置中，能够使基准阶数收敛于大于发动机的激振阶数的适当范围内而更加提高振动衰减性能。
另外，上述目标值也可以小于在作为上述振动衰减装置20、20X、20Y的阶数的收敛值的基准阶数qref与上述发动机EG的激振阶数qtag一致时的上述减振对象的扭矩变动。
而且，上述振动衰减装置也可以设计为，在将上述基准阶数设为“qref”，将上述激振阶数设为“qtag”时，满足1.00×qtag＜qref≤1.03×qtag，更优选满足1.01×qtag≤qref≤1.02×qtag。由此，能够极其良好地提高包含复原力产生部件以及与该复原力产生部件连动地摆动的惯性质量体的振动衰减装置的振动衰减性能。
另外，上述振动衰减装置也可以设计为，随着上述输入扭矩的振动的振幅λ变大，上述振动衰减装置的阶数qeff变大、或者上述阶数qeff不变化。由此，即使随着输入扭矩的振动的振幅变大而产生振动衰减装置的阶数的偏差，也能够抑制振动衰减性能在发动机的转速较低的区域因该阶数的偏差而降低的情况。其结果是，能够更加提高发动机的转速较低的区域的振动衰减性能。
而且，上述振动衰减装置20也可以具备：第一连结轴21，其将上述支承部件16与上述复原力产生部件22连结为能够相对旋转；第二连结轴24，其通过上述复原力产生部件22以及上述惯性质量体23中的一方支承，并且将上述复原力产生部件22以及上述惯性质量体23连结为能够相对旋转；以及引导部235、235X，其形成于上述复原力产生部件22以及上述惯性质量体23中的另一方，将该第二连结轴24引导为，随着上述支承部件16的旋转，上述第二连结轴24一边恒定地保持与上述第一连结轴21的轴间距离L2一边绕该第一连结轴21摆动，并且一边恒定地保持与假想轴25的轴间距离L3一边绕该假想轴25摆动，上述假想轴25以相对于上述惯性质量体23的相对位置不变的方式确定。由此，能够抑制振动衰减装置整体的重量的增加、大型化，并且更加提高振动衰减性能。
另外，上述振动衰减装置20X也可以还具备连接部件35，该连接部件35经由第二连结轴24与上述复原力产生部件22连结为能够旋转，并且经由第三连结轴30与上述惯性质量体23X连结为能够旋转。
而且，上述振动衰减装置20、20X也可以是，在将上述旋转元件15的上述旋转中心RC与上述第一连结轴21的轴间距离设为“L1”，将上述第一连结轴21与上述第二连结轴24、24X的轴间距离设为“L2”，将上述第二连结轴24、24X与上述第三连结轴25、30的轴间距离设为“L3”，将上述第三连结轴25、30与上述旋转中心RC的轴间距离设为“L4”时，满足L1+L2＞L3+L4。由此，能够使复原力产生部件相对于振动衰减装置的等效质量的重量的影响非常小，更加提高等效刚性以及等效质量即振动阶数的设定的自由度。其结果是，能够抑制复原力产生部件乃至装置整体的重量增加和大型化，且能够极其良好地提高振动衰减性能。
另外，上述振动衰减装置20Y也可以具备：第一引导部16h，其设置于上述支承部件16Y、上述复原力产生部件22Y以及上述惯性质量体23Y的任一个并且沿该支承部件16Y的径向延伸；以及第二引导部235Y，其形成于上述支承部件16Y、上述复原力产生部件22Y以及上述惯性质量体23Y的上述任一个以外的两个中的一个并且以圆弧状延伸，上述支承部件16Y、上述复原力产生部件22Y以及上述惯性质量体23Y的上述任一个以外的两个中的另一个通过上述第一以及第二引导部16h、235Y引导。在该振动衰减装置中，通过使振动衰减装置的阶数随着输入扭矩的振动的振幅变大而变大，从而能够抑制装置整体的重量的增加和大型化，并且更加提高振动衰减性能。
而且，上述支承部件16、16Y也可以与减振装置10、10B、10C的任意旋转元件同轴且一体地旋转，上述减振装置10、10B、10C具有：至少包含输入元件11以及输出元件15的多个旋转元件11、12、121、122、15；以及在上述输入元件11与上述输出元件15之间传递扭矩的弹性体SP、SP1、SP2、SP3。通过这样将上述振动衰减装置与减振装置的旋转元件连结，能够抑制减振装置的重量增加，并且能够通过该减振装置与上述振动衰减装置双方极好地衰减振动。
另外，上述减振装置10、10B、10C的上述输出元件15也可以与变速器TM的输入轴IS在作用上(直接的或者间接的)连结。
本公开的振动衰减装置的设计方法如下：上述振动衰减装置包含：支承部件16、16Y，其绕旋转元件15的旋转中心RC与该旋转元件15一体旋转，来自发动机EG的扭矩被传递到上述旋转元件15；复原力产生部件22、22Y，其与上述支承部件16、16Y连结，并且能够伴随着该支承部件16、16Y的旋转而摆动；以及惯性质量体23、23X、23Y，其经由上述复原力产生部件22、22Y而与上述支承部件16、16Y连结，并且随着该支承部件16、16Y的旋转与该复原力产生部件22、22Y连动地绕上述旋转中心RC摆动，在上述振动衰减装置20、20X、20Y的设计方法中，以使基于求解上述式(4)以及(5)获得的角位移δ、角度ζ以及θ而导出的减振对象的扭矩变动成为目标值的方式确定惯性力矩J1、J2、质量m、距离L3以及L4。
如果根据该方法设计振动衰减装置，则能够使作为该振动衰减装置的阶数的收敛值的基准阶数收敛于大于发动机的激振阶数的适当范围内而更加提高振动衰减性能。
另外，上述目标值也可以确定为小于在作为上述振动衰减装置20、20X、20Y的阶数的收敛值的基准阶数qref与上述发动机EG的激振阶数qtag一致时的上述减振对象的扭矩变动。
而且，也可以是，以使作为上述振动衰减装置20、20X、20Y的阶数的收敛值的基准阶数qref变大的方式变更上述惯性力矩J1、J2、上述质量m、距离L3以及L4并且导出上述扭矩变动，将使该扭矩变动的预先确定的转速区域中的峰值成为极小值或者该极小值附近的值的上述惯性力矩J1、J2、上述质量m、距离L3以及L4作为设计值。
而且，本公开的发明完全不限定于上述实施方式，理所当然可以在本公开的扩展的范围内进行各种变更。并且，用于实施上述发明的方式毕竟只不过是发明概要一栏所记载的发明的一种具体形式，并不对发明概要一栏所记载的发明要素进行限定。
工业上的可利用性
本公开的发明能够在衰减旋转元件的振动的振动衰减装置的制造领域等中利用。

Claims (24)

1.一种振动衰减装置，其中，
所述振动衰减装置包括：支承部件，其绕旋转元件的旋转中心与该旋转元件一体旋转，来自发动机的扭矩被传递到所述旋转元件；复原力产生部件，其与所述支承部件连结，并且能够随着该支承部件的旋转而摆动；以及惯性质量体，其经由所述复原力产生部件与所述支承部件连结，并且随着该支承部件的旋转与该复原力产生部件连动地绕所述旋转中心摆动，
在所述振动衰减装置中，
在将所述复原力产生部件的重心与该复原力产生部件相对于所述惯性质量体摆动的支点的距离设为“L3”，
将所述支点与所述旋转中心的距离设为“L4”，
将所述旋转元件以及所述支承部件的惯性力矩设为“J1”，
将所述惯性质量体的惯性力矩设为“J2”，
将所述复原力产生部件的质量设为“m”，
将从所述发动机至所述旋转元件之间的系统的刚性设为“k”，
将所述旋转元件的恒定旋转角速度设为“Ω”，
将所述旋转元件的从恒定旋转状态起的角位移设为“δ”，
将以通过所述旋转中心并沿所述支承部件的径向延伸的方式在该支承部件被确定的基准线、与从所述复原力产生部件相对于所述惯性质量体摆动的支点至该复原力产生部件的重心的线段所成的角度设为“ζ”，
将所述基准线、与从所述旋转中心至所述支点的线段所成的角度设为“θ”，
将从所述发动机向所述旋转元件传递的扭矩设为“Td”，
将从所述发动机向所述旋转元件传递的振动的频率设为“ω”时，
以使基于求解数学式（1）及（2）获得的所述角位移δ、所述角度ζ以及θ而导出的减振对象的扭矩变动成为目标值的方式确定所述惯性力矩J1、J2、所述质量m、距离L3以及L4，
Figure DEST_PATH_IMAGE001
。
2.根据权利要求1所述的振动衰减装置，其中，
所述目标值小于在作为所述振动衰减装置的阶数的收敛值的基准阶数与所述发动机的激振阶数一致时的所述减振对象的扭矩变动。
3.根据权利要求2所述的振动衰减装置，其中，
在将所述基准阶数设为“qref”，将所述激振阶数设为“qtag”时，满足1.00×qtag＜qref≤1.03×qtag。
4.根据权利要求2所述的振动衰减装置，其中，
在将所述基准阶数设为“qref”，将所述激振阶数设为“qtag”时，满足1.01×qtag≤qref≤1.02×qtag。
5.根据权利要求3所述的振动衰减装置，其中，
在将所述基准阶数设为“qref”，将所述激振阶数设为“qtag”时，满足1.01×qtag≤qref≤1.02×qtag。
6.根据权利要求1~5中任一项所述的振动衰减装置，其中，
所述振动衰减装置被设计为，随着向所述旋转元件传递的扭矩的振动的振幅变大，所述振动衰减装置的阶数变大、或者所述阶数不变化。
7.根据权利要求1~5中任一项所述的振动衰减装置，其中，
所述振动衰减装置还具备：
第一连结轴，其将所述支承部件与所述复原力产生部件连结为能够相对旋转；
第二连结轴，其通过所述复原力产生部件以及所述惯性质量体中的一方支承，并且将所述复原力产生部件以及所述惯性质量体连结为能够相对旋转；以及
引导部，其形成于所述复原力产生部件以及所述惯性质量体中的另一方，将该第二连结轴引导为，随着所述支承部件的旋转，所述第二连结轴一边恒定保持与所述第一连结轴的轴间距离一边绕该第一连结轴摆动，并且一边恒定保持与假想的第三连结轴的轴间距离一边绕该第三连结轴摆动，所述假想的第三连结轴以相对于所述惯性质量体的相对位置不变的方式确定。
8.根据权利要求6所述的振动衰减装置，其中，
所述振动衰减装置还具备：
第一连结轴，其将所述支承部件与所述复原力产生部件连结为能够相对旋转；
第二连结轴，其通过所述复原力产生部件以及所述惯性质量体中的一方支承，并且将所述复原力产生部件以及所述惯性质量体连结为能够相对旋转；以及
引导部，其形成于所述复原力产生部件以及所述惯性质量体中的另一方，将该第二连结轴引导为，随着所述支承部件的旋转，所述第二连结轴一边恒定保持与所述第一连结轴的轴间距离一边绕该第一连结轴摆动，并且一边恒定保持与假想的第三连结轴的轴间距离一边绕该第三连结轴摆动，所述假想的第三连结轴以相对于所述惯性质量体的相对位置不变的方式确定。
9.根据权利要求1~5中任一项所述的振动衰减装置，其中，
所述振动衰减装置还具备连接部件，所述连接部件经由第二连结轴与所述复原力产生部件连结为能够旋转，并且经由第三连结轴与所述惯性质量体连结为能够旋转。
10.根据权利要求6所述的振动衰减装置，其中，
所述振动衰减装置还具备连接部件，所述连接部件经由第二连结轴与所述复原力产生部件连结为能够旋转，并且经由第三连结轴与所述惯性质量体连结为能够旋转。
11.根据权利要求7所述的振动衰减装置，其中，
在将所述旋转元件的所述旋转中心与所述第一连结轴的轴间距离设为“L1”，将所述第一连结轴与所述第二连结轴的轴间距离设为“L2”，将所述第二连结轴与所述第三连结轴的轴间距离设为“L3”，将所述第三连结轴与所述旋转中心的轴间距离设为“L4”时，满足L1＋L2＞L3＋L4。
12.根据权利要求8所述的振动衰减装置，其中，
在将所述旋转元件的所述旋转中心与所述第一连结轴的轴间距离设为“L1”，将所述第一连结轴与所述第二连结轴的轴间距离设为“L2”，将所述第二连结轴与所述第三连结轴的轴间距离设为“L3”，将所述第三连结轴与所述旋转中心的轴间距离设为“L4”时，满足L1＋L2＞L3＋L4。
13.根据权利要求1~5中任一项所述的振动衰减装置，其中，
所述振动衰减装置还具备：
第一引导部，其设置于所述支承部件、所述复原力产生部件以及所述惯性质量体的任一个并且沿所述支承部件的径向延伸；以及
第二引导部，其形成于所述支承部件、所述复原力产生部件以及所述惯性质量体的所述任一个以外的两个中的一个并且以圆弧状延伸，
所述支承部件、所述复原力产生部件以及所述惯性质量体的所述任一个以外的两个中的另一个通过所述第一引导部以及第二引导部引导。
14.根据权利要求6所述的振动衰减装置，其中，
所述振动衰减装置还具备：
第一引导部，其设置于所述支承部件、所述复原力产生部件以及所述惯性质量体的任一个并且沿所述支承部件的径向延伸；以及
第二引导部，其形成于所述支承部件、所述复原力产生部件以及所述惯性质量体的所述任一个以外的两个中的一个并且以圆弧状延伸，
所述支承部件、所述复原力产生部件以及所述惯性质量体的所述任一个以外的两个中的另一个通过所述第一引导部以及第二引导部引导。
15.根据权利要求1~5、8、10~12、14中任一项所述的振动衰减装置，其中，
所述支承部件与减振装置的任意旋转元件同轴且一体地旋转，
所述减振装置具有：至少包含输入元件以及输出元件的多个旋转元件、以及在所述输入元件与所述输出元件之间传递扭矩的弹性体。
16.根据权利要求6的振动衰减装置，其中，
所述支承部件与减振装置的任意旋转元件同轴且一体地旋转，
所述减振装置具有：至少包含输入元件以及输出元件的多个旋转元件、以及在所述输入元件与所述输出元件之间传递扭矩的弹性体。
17.根据权利要求7所述的振动衰减装置，其中，
所述支承部件与减振装置的任意旋转元件同轴且一体地旋转，
所述减振装置具有：至少包含输入元件以及输出元件的多个旋转元件、以及在所述输入元件与所述输出元件之间传递扭矩的弹性体。
18.根据权利要求9所述的振动衰减装置，其中，
所述支承部件与减振装置的任意旋转元件同轴且一体地旋转，
所述减振装置具有：至少包含输入元件以及输出元件的多个旋转元件、以及在所述输入元件与所述输出元件之间传递扭矩的弹性体。
19.根据权利要求13所述的振动衰减装置，其中，
所述支承部件与减振装置的任意旋转元件同轴且一体地旋转，
所述减振装置具有：至少包含输入元件以及输出元件的多个旋转元件、以及在所述输入元件与所述输出元件之间传递扭矩的弹性体。
20.根据权利要求15所述的振动衰减装置，其中，
所述减振装置的所述输出元件与变速器的输入轴直接或间接地连结。
21.根据权利要求16~19中任一项所述的振动衰减装置，其中，
所述减振装置的所述输出元件与变速器的输入轴直接或间接地连结。
22.一种振动衰减装置的设计方法，其中，
所述振动衰减装置包含：
支承部件，其绕旋转元件的旋转中心与该旋转元件一体旋转，来自发动机的扭矩被传递到所述旋转元件；复原力产生部件，其与所述支承部件连结，并且能够伴随着该支承部件的旋转而摆动；以及惯性质量体，其经由所述复原力产生部件而与所述支承部件连结，并且随着该支承部件的旋转与该复原力产生部件连动地绕所述旋转中心摆动，
在将所述复原力产生部件的重心与该复原力产生部件相对于所述惯性质量体摆动的支点的距离设为“L3”，
将所述支点与所述旋转中心的距离设为“L4”，
将所述旋转元件以及所述支承部件的惯性力矩设为“J1”，
将所述惯性质量体的惯性力矩设为“J2”，
将所述复原力产生部件的质量设为“m”，
将从所述发动机至所述旋转元件之间的系统的刚性设为“k”，
将所述旋转元件的恒定旋转角速度设为“Ω”，
将所述旋转元件的从恒定旋转状态起的角位移设为“δ”，
将以通过所述旋转中心而沿所述支承部件的径向延伸的方式在该支承部件被确定的基准线、与所述复原力产生部件相对于所述惯性质量体摆动的支点至该复原力产生部件的重心的线段所成的角度设为“ζ”，
将所述基准线、与从所述旋转中心至所述支点的线段所成的角度设为“θ”，
将从所述发动机向所述旋转元件传递的扭矩设为“Td”，
将从所述发动机向所述旋转元件传递的振动的频率设为“ω”时，
以使基于求解数学式（1）及（2）获得的所述角位移δ、所述角度ζ以及θ而导出的减振对象的扭矩变动成为目标值的方式确定所述惯性力矩J1、J2、所述质量m、距离L3以及L4，
Figure DEST_PATH_IMAGE002
。
23.根据权利要求22所述的振动衰减装置的设计方法，其中，
所述目标值确定为小于在作为所述振动衰减装置的阶数的收敛值的基准阶数与所述发动机的激振阶数一致时的所述减振对象的扭矩变动。
24.根据权利要求22或23所述的振动衰减装置的设计方法，其中，
以使作为所述振动衰减装置的阶数的收敛值的基准阶数变大的方式变更所述惯性力矩J1、J2、所述质量m、距离L3以及L4并且导出所述扭矩变动，将使该扭矩变动的预先确定的转速区域中的峰值成为极小值或者该极小值附近的值的所述惯性力矩J1、J2、所述质量m、距离L3以及L4作为设计值。
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