JP2002317646A - オルタネータ及び内燃機関の振動抑制機構 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】補機駆動ベルトへの過大負荷を簡易な構成で防
止し、機関振動の低減にも寄与するオルタネータを提供
する。 【解決手段】オルタネータの回転子駆動軸を中空の回転
軸２とトーションバー８とを含んで構成する。トーショ
ンバー８を回転軸２に挿入して、これらを一側で連結
し、他側において、回転子１を回転軸２に結合し、プー
リ１０をトーションバー８先端に取り付ける。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、オルタネータ及び
内燃機関の振動抑制機構に関し、詳細には、機関出力の
伝達構造に改良を加えたオルタネータ及びこれを利用し
た内燃機関の振動抑制機構に関する。

【０００２】

【従来の技術】自動車用内燃機関において一般的にみら
れるような、クランク軸前端に装着されたクランクプー
リからベルトを介してオルタネータを駆動する構成にお
いては、次のような問題が指摘されている。レシプロ型
内燃機関などの一般的な自動車用内燃機関においては、
駆動力が間欠的に発生するため、クランク軸前端のクラ
ンクプーリの回転速度（角速度）には、変動成分が含ま
れている。そして、このような変動成分を含むクランク
プーリの回転運動がベルトを介してオルタネータ側プー
リに伝達されて、オルタネータを駆動する。

【０００３】このため、伝達要素であるベルトには、オ
ルタネータによる吸収動力に応じた定常的荷重に加え
て、上記変動成分に起因する交番荷重が作用する。この
交番荷重は、一般的にベルトに過大な張力を発生させ
る。このようにしてベルトに負荷が繰り返し印加される
と、ベルトの寿命が短期化され、ベルトを短い間隔で交
換しなくてはならない。

【０００４】この問題を解消するための技術として、特
開２０００−１７９５８９号公報には、オルタネータ側
プーリと回転子駆動軸との間に介装されたローラクラッ
チ機構が開示されている。このものによれば、機関回転
速度変動によりプーリが回転子駆動軸に対して相対的に
回転（空転）することで、ベルトへの過大な負荷が防止
される。

【０００５】ところで、内燃機関の騒音を低減するため
に、クランク軸に連結された主フライホイールとは別
に、クランク軸に対して逆転する慣性質量体を付加する
ことが知られている（特開平６−３３９９０号公報参
照）。この技術によれば、トルク発生の反作用として内
燃機関に作用するロールモーメントが、同時に慣性質量
体が回転することで発生するモーメントにより相殺さ
れ、内燃機関のロール振動が抑制される。

【０００６】ロール振動抑制のための手法としては、こ
の他にも特開平１１−３２５１８６号公報に開示された
技術がある。このものでは、クランク軸の回転方向若し
くはその逆方向に回転する慣性質量体（副フライホイー
ル）が設けられる。そして、クランク軸からの動力を伝
達する駆動力伝達機構において弾性を持たせることで、
駆動力伝達機構及び副フライホイールを含む回転振動系
が形成される。

【０００７】そして、この回転振動系を調整して、その
振動モードと、クランク軸の回転に伴うロール振動系の
振動モードとの重ね合わせにより、これらの連成振動系
の反共振（振動レベルが極端に小さくなるか又はゼロと
なる状態）を所望の運転領域で発生させる。

【０００８】

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、ベルト
への過大負荷を防止するためにローラクラッチ機構を付
加したとすると、多くの追加部品が必要となるので、そ
の分の製造コスト上昇を伴う。また、ローラクラッチに
おいて動力の伝達及び遮断を頻繁に繰り返すと、ローラ
などの結合要素が摩耗して製品寿命が短期化されるだけ
でなく、伝達又は遮断への切換えに伴う騒音の問題もあ
る。

【０００９】一方、内燃機関のロール振動を抑制するた
めに、特開平１１−３２５１８６号公報に開示されるよ
うに回転振動系を構成する場合には、次に述べるような
課題がある。すなわち、ロール振動系と回転振動系との
相互作用による反共振を実現するには、駆動力伝達機構
において妥当な弾性を持たせるために、クランク軸と副
フライホイールとの間にねじりバネ要素を介在させなけ
ればならない。そして、このねじりバネ要素には、副フ
ライホイール及びその他の要素との協働により回転振動
系を構成するために、一般的に使用されるねじりバネよ
りも大きなバネ定数が要求される。加えて、反共振によ
りロール振動が抑制される際には、ねじりバネ要素に対
して数十度程度の角変位が発生する。従って、ねじりバ
ネ要素としては、このような大きな角変位を許容できる
だけの耐久性が必要となる。

【００１０】また、ねじりバネ要素の配置に関連して、
補機類（例えば、オルタネータ）の回転部を慣性質量体
の一部とし、補機駆動軸とプーリとをねじりバネ要素を
介して連結する構造が考えられる。このような構造はシ
ンプルであるが、駆動軸とプーリとの間のスペースの制
約があるため、上記のバネ定数及び角変位の要求を満た
すことのできるねじりバネ要素の設計は困難である。

【００１１】このような実情に鑑み、本発明は、部品点
数の増加を抑えて簡易に構成され、かつ、振動などの問
題も起こさずにベルトへの過大負荷を防止できるオルタ
ネータを提供することを目的とする。また、本発明は、
このようなオルタネータにおいて、慣性質量体と、バネ
定数及び角変位の要求を限られたスペースで満たすねじ
りバネ要素とを提供して、機関振動を低減することを目
的とする。

【００１２】

【課題を解決するための手段】このため、請求項１に記
載の発明に係るオルタネータは、回転子と結合された駆
動軸の一端に伝動車が取り付けられ、該伝動車とクラン
ク軸との間に巻き付けられた伝達帯を介して内燃機関か
らの動力が伝達されるオルタネータにおいて、前記駆動
軸を、中空の筒状体と、該筒状体に挿入されたトーショ
ンバーとを含んで構成し、前記筒状体と前記トーション
バーとを一側において連結するとともに、他側におい
て、前記回転子を前記筒状体に結合し、前記伝動車を前
記トーションバーに取り付けたことを特徴とする。

【００１３】請求項２に記載の発明に係るオルタネータ
は、前記トーションバーを支持する軸受を、前記伝動車
の取付部近傍の位置を含む少なくとも２箇所に設置した
ことを特徴とする。請求項３に記載の発明に係るオルタ
ネータは、前記軸受のうち前記取付部近傍のものを除く
１つを、該取付部近傍の軸受と、前記トーションバーの
前記筒状体との連結部との間の略中間に設置したことを
特徴とする。

【００１４】請求項４に記載の発明に係るオルタネータ
は、前記筒状体を支持する軸受の１つを、前記筒状体の
前記トーションバーとの連結部と、前記筒状体の前記回
転子との結合部との間に設置するとともに、前記筒状体
を、該１つの軸受より前記連結部側において薄肉化した
ことを特徴とする。請求項５に記載の発明に係るオルタ
ネータは、前記伝動車の取付部近傍において、前記トー
ションバーの前記筒状体に対する相対角変位を所定範囲
内に規制する規制手段を設けたことを特徴とする。

【００１５】請求項６に記載の発明に係るオルタネータ
は、前記トーションバーと前記回転子との間に形成され
るねじり振動系の固有振動数を、ｎｃを気筒数として、
前記内燃機関のアイドル回転周波数のｎｃ／２√２倍以
下に設定したことを特徴とする。請求項７に記載の発明
に係る内燃機関の振動抑制機構は、本発明に係るオルタ
ネータが適用され、前記クランク軸と、前記クランク軸
から前記伝達帯を介して動力が伝達される回転質量との
間に形成される回転振動系（クランク軸に結合されたフ
ライホイールを含む。以下同じ。）において、前記クラ
ンク軸の回転変動に対する反共振周波数を、ｎを自然数
として、前記クランク軸の所定回転周波数のｎ／２倍に
略一致させたことを特徴とする。

【００１６】請求項８に記載の発明に係る内燃機関の振
動抑制機構は、本発明に係るオルタネータが適用され、
前記クランク軸と、前記クランク軸から前記伝達帯を介
して動力が伝達される回転質量との間に形成される回転
振動系と、前記内燃機関のロール振動系との連成振動系
における反共振周波数を、ｎを自然数として、前記クラ
ンク軸の所定回転周波数のｎ／２倍に略一致させたこと
を特徴とする。

【００１７】請求項９に記載の発明に係る内燃機関の振
動抑制機構は、前記所定回転周波数がアイドル回転周波
数であることを特徴とする。

【００１８】

【発明の効果】請求項１に記載の発明によれば、機関回
転変動に基づいて伝達帯を介して伝動車に伝えられた振
動エネルギーがトーションバーにおいて分散消費される
ので、伝達帯への過大負荷を防止することができる。こ
こでは、ローラクラッチ機構と比べて、部品点数が少な
く構成が非常に簡単であり、また、振動などの問題もな
い。

【００１９】また、オルタネータの回転子は相当な質量
を有し、トーションバーは駆動力伝達機構において弾性
を提供するものである。このため、内燃機関において、
この回転子とトーションバーとを含んで回転振動系を形
成して、振動抑制を図ることができる。ここで用いられ
るトーションバーは、単純な軸状部材であるから製作が
容易であるうえ、他の形態のバネに比べて製造コストが
低く、また、公差も管理し易い。

【００２０】請求項２に記載の発明によれば、伝動車の
取付部近傍の位置を含む少なくとも２箇所に設置した軸
受により、伝達帯の張力に基づく曲げモーメントに抗し
てトーションバーを充分に支えることができる。請求項
３に記載の発明によれば、トーションバーが伝動車の取
付部近傍の軸受と、筒状体との連結部との間の略中間に
おいて支持されるので、上記曲げモーメントによるトー
ションバーの曲げ変形に対して、その腹となる部位にお
いて効果的に支えることができる。

【００２１】請求項４に記載の発明によれば、筒状体に
おいて、トーションバーとの連結部側に形成された薄肉
部により、回転子との結合強度に支障を与えることなく
弾性が提供される。このため、トーションバーを短縮
し、延いては装置の小型化を図ることが可能となる。請
求項５に記載の発明によれば、機関回転変動が大きな過
渡運転時やトーションバーを含むねじり振動系に共振が
発生した場合などに、トーションバーのねじれが規制さ
れるので、トーションバーの破壊を防止することができ
る。

【００２２】請求項６に記載の発明によれば、内燃機関
のアイドル時を含むすべての運転状態において、機関回
転変動に基づく伝達帯への負荷の低減効果を得ることが
できる。請求項７に記載の発明によれば、機関回転変動
に対して大きな振動抑制効果が得られ、また、請求項８
に記載の発明によれば、内燃機関のロール振動に対する
大きな抑制効果が得られる。これらの発明においては、
回転振動系の形成に関してスペース的な制約が極めて少
ないうえ、振動抑制機構の組立ても容易である。

【００２３】請求項９に記載の発明によれば、内燃機関
のロール振動及び回転変動による加振入力が特に問題と
なるアイドル時にそれらの振動が効果的に抑制されるの
で、機関騒音の優れた低減効果を得ることができる。

【００２４】

【発明の実施の形態】以下に、図面を参照して、本発明
の実施の形態について説明する。 （１） 第１の実施形態 図１は、本発明の第１の実施形態に係るオルタネータの
断面図であり、図の左側が内燃機関（以下、エンジン）
の前方に相当する。

【００２５】オルタネータの回転子１は、中空に形成さ
れた筒状体（以下、回転軸）２と一体に結合している。
この回転軸２は、オルタネータ前端（前側ケース３）よ
り後側ケース４を貫通してケースの外側まで延伸してい
る。この外側の端部には、エンドキャップ５が回転軸２
に対して圧入若しくは溶接により剛結合され、エンドキ
ャップ５は、その状態で、回転軸２と同軸の貫通孔を形
成する。

【００２６】また、回転軸２は、ケースの内部におい
て、前側ケース３に設置された軸受６と、後側ケース４
に設置された軸受７との２つの軸受によりケースに対し
て回転自在に支持されている。回転子１は、これらの軸
受６及び７の間で回転軸２と結合している。回転軸２に
は、トーションバー（ねじり弾性体）８が挿入されてい
る。トーションバー８の一端には、環状突起部８ａとと
もに、さらにその先の雄螺子部８ｂが形成されている。
そして、この雄螺子部８ｂが上記貫通孔に挿入され、貫
通孔より突出する部分にナット９が締め付けられること
により、トーションバー８は、回転軸２と剛結合してい
る。

【００２７】一方、トーションバー８の他端は、前側ケ
ース３を貫通して回転軸２及びケースの外側に延伸して
おり、さらに、その先端部が拡径されて、伝動車である
従動プーリ（図示しないクランクプーリを駆動プーリと
する。）１０の取付部８ｃが形成されている。トーショ
ンバー８と従動プーリ１０とは、ボルト１１で締結され
ている。

【００２８】また、トーションバー８に対して、従動プ
ーリの取付部８ｃに隣接して、前側ケース３との間に軸
受１２が設置されている。従って、本実施形態では、ト
ーションバー８は、この軸受１２と反対側の回転軸２と
の連結部Ｃとで支持された状態にある。従動プーリ１０
には、図示しないクランクプーリから、図示しない伝達
帯としてのベルトを介して動力が伝達される。そして、
この動力は、従動プーリ１０からトーションバー８に伝
わり、エンドキャップ５を介して剛結合された回転軸２
を回転し、さらに、回転子１を回転する。このように、
トーションバー８と回転軸２とがオルタネータの駆動軸
を構成しており、オルタネータにおける動力伝達構造に
おいてトーションバー８が弾性体として介在する。

【００２９】このため、従動プーリ１０を駆動するトル
クが変化すると、回転子１及び回転軸２を含むオルタネ
ータの回転質量の慣性力により、トーションバー８にね
じれが生じる。そして、トーションバー８と回転子１と
の間で、ねじり振動が発生する。このようなねじり及び
振動の発生は、機関回転変動に対して次に述べるような
効果を持つ。

【００３０】エンジンはトルクを間欠的に発生するもの
であるから、クランク軸の回転速度は一定とはならず、
変動成分を含んで回転している。従って、従動プーリ１
０には、定常的な回転入力に重畳して、振動的な入力が
伝達されていると見なすことができる。そして、ベルト
が従動プーリ１０に対して振動成分を入力すると、ベル
トはその反作用として交番荷重を受けることになり、張
力が定常的に作用する場合と比べて、その寿命は短くな
る傾向がある。

【００３１】ここで、上記ねじり振動系を、図２に示す
ような簡単なバネ質量振動系に置き換えて説明する。な
お、比較のために従来のオルタネータに相当する振動系
を図２（ａ）に示し、本実施形態に係る振動系を図２
（ｂ）に示す。また、回転質量の慣性モーメントを集中
質量ｍに集約し、各質量ｍをベルトに相当する支点Ｓ
１，Ｓ２に対して剛体棒８１又はバネ８’で夫々支持し
たとする。

【００３２】このような振動系において、支点Ｓ１，Ｓ
２には、内燃機関の燃焼に基づく回転変動に相当する加
振力（変位ｘ）が働いており、その基本次数の周波数
は、エンジンの回転周波数（＝回転速度［ｒｐｍ］／６
０）のｎｃ／２（ｎｃは気筒数）倍に相当する。図２
（ａ）の従来のオルタネータでは、支点Ｓ１と質量ｍと
が剛的に連結されているので、支点Ｓ１が変位ｘで振動
すると、質量ｍは、支点Ｓ１と同じ変位を示す。そし
て、このときに、支点Ｓ１は、加振入力の反作用として
力Ｆｒを受ける。この力Ｆｒは、質量ｍが変位ｘを生じ
るときの慣性力と一致する。

【００３３】一方、図２（ｂ）の振動系では、支点Ｓ２
と質量ｍとの間にバネ８’（トーションバー８に相当す
る）が介在する。このため、支点Ｓ２が同様に変位ｘで
振動しても、質量ｍが同じ変位を示すとは限らない。こ
のときに支点Ｓ２が加振入力の反作用として受ける力Ｆ
ｔは、支点Ｓ２と質量ｍとの相対変位にバネ定数を乗じ
たものとなる。

【００３４】また、本実施形態において支点Ｓ２が反作
用として受ける力Ｆｔは、加振入力の周波数に応じて変
化する。そこで、この力Ｆｔと加振周波数との関係を図
３に示す。同図において、横軸では、図２（ｂ）の振動
系の固有振動数との比をとった正規化周波数を対数表示
し、また、縦軸では、力Ｆｔと従来の振動系における反
作用力Ｆｒとの比を対数表示してある。

【００３５】図３に示すように、加振周波数が充分に小
さい（定常又は準定常的にベルトが振動する）場合は、
これらの力の比Ｆｔ／Ｆｒはほぼ１であり、質量ｍを剛
体棒８１で支持すると又はバネ８’で支持するとによら
ず、支点Ｓ１，Ｓ２に作用する力は同じである。加振周
波数を増していくと、力の比は徐々に大きくなり、本実
施形態に係る支点Ｓ２に作用する力Ｆｔのほうが大きく
なる。そして、加振周波数が固有振動数と一致したとき
には、力の比は、その極大値を迎える。

【００３６】しかし、それより更に加振周波数を増して
いくと、力の比Ｆｔ／Ｆｒは徐々に減少していき、加振
周波数が固有振動数の√２倍となったところで、２つの
力Ｆｔ及びＦｒは略一致する。それ以降は、力の比は１
未満となって更に減少し、本実施形態に係る反作用力Ｆ
ｔが従来における反作用力Ｆｒよりも低くなることが分
かる。換言すれば、ベルトへの交番荷重を減少させる効
果が発揮されるのである。

【００３７】以上から、エンジンにおいては、エンジン
の回転周波数のｎｃ／２（ｎｃは気筒数）倍の周波数
が、オルタネータにおけるねじり振動系の固有振動数の
√２倍よりも高ければ、すなわち、系の固有振動数がエ
ンジンの回転周波数のｎｃ／２√２倍よりも低ければ、
交番荷重の低減効果が得られることになる。なお、本実
施形態では、トーションバー８のねじり剛性を充分低く
することにより、上記固有振動数を、エンジンのアイド
ル回転周波数（＝アイドル回転速度［ｒｐｍ］／６０）
のｎｃ／２√２倍より低い値としている。通常のエンジ
ンでは、ごく限られた瞬間を除いてはアイドル回転速度
よりも低い回転速度で運転されることがないので、実質
的には、このような設定でエンジンの運転領域全体に渡
って交番荷重を低減することができる。

【００３８】また、トーションバー８と回転軸２との結
合形態としては、以上のように剛的に結合する以外に、
スプラインなどを介して結合する方法もある。スプライ
ン結合によると、実施は可能であるが、結合部において
微小な隙間が許容される構造となることから、打音発生
の可能性がある。対して、本実施形態によれば、トーシ
ョンバー８がエンドキャップ５に対してナット９の締付
力に基づく摩擦により締結された構造であるので、この
ような騒音のおそれもなく、確実に動力が伝達される。 （２） 第２の実施形態 図４は、本実施形態に係るオルタネータの断面図であ
り、第１の実施形態におけるものと同じ構成要素には、
同一符号を付してある。ここでは、特徴的な要素のみを
説明し、第１の実施形態との重複要素についての説明を
省略する。

【００３９】本実施形態では、トーションバー８が回転
軸２の内部で軸受１５により支持されており、また、回
転軸２の一部が薄肉化されている。以下に、このような
構成に基づく効果を順に説明する。まず、第１の特徴に
関して、トーションバー８を回転軸２の内部で支持する
ための軸受１５は、従動プーリの取付部８ｃ近傍の軸受
１２と、トーションバー８と回転軸２との連結部Ｃとの
間の略中間に設置されている。

【００４０】ここで、従動プーリの取付部８ｃは、前側
ケース３の外側に延伸するトーションバー８の先端に形
成されており、この先端部は、その根元で軸受１２によ
り支持されている。このため、トーションバーの先端
は、軸受１２を支点として片持支持された状態にある。
従って、クランクプーリが駆動されると、従動プーリ１
０に巻き付けられたベルトの張力に基づいて、トーショ
ンバー８の長手方向全体に渡って曲げモーメントが発生
する。

【００４１】この曲げ変形においては、軸受１２及び連
結部Ｃが節となるので、これらの節の中間において変位
が最も大きくなる。追加された軸受１５は、このように
大きく変位しようとする部位を支持するので、トーショ
ンバー８の曲げ変形を効果的に抑制することができる。
一方、第２の特徴に関して、回転軸２の薄肉部は、連結
部Ｃと、回転軸２の回転子１との結合部との間に設置さ
れた軸受７よりも（又は軸受７の受座を含んで）連結部
Ｃ側の部位に形成される。ここで、回転子１との結合部
から軸受７の受座までは均一な厚さであり、この受座に
おいて外周面が一段落ち込んで段差が形成され、連結部
Ｃに至るまで一定の厚さで薄肉化されている。

【００４２】このような構成では、トーションバー８だ
けでなく、肉厚を薄くしたことで回転軸２においても角
変位が生じるので、オルタネータにおけるねじり振動系
のバネ定数を低下させることができる。従って、比較的
短いトーションバー８を使用してもバネ定数を充分に低
く設定することができるので、本発明に係るオルタネー
タの小型化が可能となる。このようにして与えられる低
いバネ定数は、ベルトへの交番荷重を低減するのにより
効果的である。

【００４３】また、回転軸２は、質量の大きな回転子１
と結合して、これに動力を伝達するものであるから、本
来的には、高い曲げ剛性が求められる。特に、回転子１
を挟む２つの軸受６及び７の間の高剛性化が必要とな
る。上記の構成では、両軸受間の肉厚が比較的厚く均一
であるから、バネ定数の低下と同時に、この要求も満た
される。 （３） 第３の実施形態 図５は、本発明の第３の実施形態に係るオルタネータの
断面図であり、第１の実施形態におけるものと同じ構成
要素には、同一符号を付してある。ここでは、特徴的な
要素についてのみ説明し、第１の実施形態との重複要素
についての説明を省略する。

【００４４】ここでは、トーションバー８の回転軸２に
対する相対角変位を規定範囲内に規制するためのストッ
パ機構Ｍが設けられている。このストッパ機構Ｍは、本
発明に係る規制手段を構成する。ストッパ機構Ｍの詳細
を図６に示す。同図は、回転軸２及びトーションバー８
の正面断面図である。

【００４５】このように、トーションバー８において、
外周面の軸対象位置から半径方向に沿って外向きに２つ
の突起部（外向突出部）８ｄ，８ｄが突出している。一
方、回転軸２において、内周面の軸対象位置から半径方
向に沿って内向きに２つの突起部（内向突出部）２ａ，
２ａが突出している。そして、各外向突出部８ｄはそれ
ぞれ２つの内向突出部２ａの間に配置され、外向突出部
８ｄが内向突出部２ａと協働して、トーションバー８の
相対回転を規制する。

【００４６】トーションバー８の過大なねじれは、エン
ジン始動時などの急激な回転変動が生じた場合に生じる
傾向がある。このときに、上記ストッパ機構Ｍにおいて
外向突出部８ｄが内向突出部２ａの側面に当接するの
で、それ以上の相対角変位が防止される。従って、外向
突出部８ｄの内向突出部２ａに対する初期位置を設定し
て、トーションバー８の破壊を確実に防止することがで
きる。

【００４７】また、内向突出部２ａ又は外向突出部８ｄ
の側面に弾性体（ゴム片）３１を貼付したことにより、
これらの突出部はこの弾性片３１を介して衝突すること
となるので、打音発生が抑制される。 （４） 第４の実施形態 図７は、本発明の第４の実施形態に係る振動抑制機構を
含んで構成されるエンジン２００の正面図であり、図８
は同エンジンの側面図である。このエンジン２００は、
前述のいずれかの実施形態に係るオルタネータ１００を
備えている。

【００４８】本実施形態に係るエンジン２００は、自動
車用４気筒エンジンであり、オルタネータ１００の動力
は、クランク軸５１から補機駆動ベルト５３を介して伝
達される。なお、クランク軸５１には、フライホール５
５が取り付けられており、オルタネータ１００が備える
従動プーリ１０は、クランク軸上の駆動プーリ５７と同
方向に回転する（ベルトの掛け方を変更して逆方向とし
てもよい）。

【００４９】ここで、クランク軸５１及びフライホイー
ル５５等の主フライホイール系慣性質量及び補機駆動ベ
ルト５３からなる駆動力伝達機構と、オルタネータ１０
０内部の回転質量（回転子１を含む。）で構成される副
慣性質量及びトーションバー８と、から回転振動系が形
成される。この回転振動系の共振周波数ｆ０は、下式
（１）で表される。また、エンジン２００のロール振
動、及び機関回転変動によるこの系への振動入力に対し
ては、下式（２）又は（３）に示す反共振周波数ｆ１，
ｆ２が存在する。

【００５０】

【数１】

【００５１】但し、ｆ０：共振周波数 ｆ１：エンジンロール振動系との連成振動系の反共振周
波数 ｆ２：エンジン回転変動に対する反共振周波数 Ｉ１：主フライホイール系慣性質量の慣性モーメント Ｉ２：副慣性質量の慣性モーメント ρ：オルタネータ増速比（エンジン回転方向に駆動され
る場合はρ＞０であり、エンジン回転方向と逆に駆動さ
れる場合はρ＜０である。） Ｋ：バネ係数 そして、これらの反共振周波数ｆ１，ｆ２を、エンジン
２００の運転状態のうち、頻繁に使用されかつ略一定回
転で運転される場合に合わせて設定することにより、そ
のような運転状態において、各種加振源に基づく振動に
対して優れた振動抑制効果が得られる。

【００５２】このような運転状態として、通常の自動車
用エンジンでは、アイドル時が挙げられる。例えば４気
筒エンジンの場合には、燃焼圧力の変動によりエンジン
回転速度の２，４，６…次の周波数の振動成分が問題と
なり、そのうち、基本次数である２次の周波数において
は特に顕著である。また、６気筒エンジンでは３次の周
波数が、８気筒エンジンでは４次の周波数が特に問題と
なる。

【００５３】従って、エンジン２００（４気筒）におい
て、アイドル回転速度が７５０ｒｐｍであるならば、そ
のうちの２次の回転周波数（２５Ｈｚ）に反共振周波数
ｆ１又はｆ２が一致するように、上式（２）又は（３）
に基づいてトーションバー８のバネ定数Ｋ、回転子１の
慣性モーメント及び増速比ρなどを調整する。このよう
な設定により、アイドル時において、エンジン２００の
ロール振動又は回転変動に対する本振動抑制機構の優れ
た制振特性が発揮される。

【００５４】なお、アイドル時にエンジン２００のロー
ル振動が問題となるのは、オートマチックトランスミッ
ション（Ａ／Ｔ）車のＮレンジ時や、マニュアルトラン
スミッション（Ｍ／Ｔ）車の補機駆動負荷等が少ない低
負荷時である。一方、アイドル時に回転変動が問題とな
るのは、Ａ／Ｔ車のＤレンジ時や、Ｍ／Ｔ車の補機駆動
負荷等が大きい高負荷時である。

【００５５】以上に説明したように、上記回転振動系に
おいてトーションバー８を使用したことには、次のよう
な利点がある。エンジン２００の回転変動による加振入
力に対する振動抑制効果を得るためには、（３）式に従
って反共振周波数ｆ２を設定する。ところが、このよう
な好適な反共振周波数を得るためのねじりバネについて
は、バネ定数Ｋが大きくなり、オルタネータ周辺に組み
込むことが可能なサイズの通常の機械要素としてのねじ
りバネの一般相場値より高価となってしまう。このた
め、実施は可能であるにせよ、バネ材料の品質向上によ
る製造コストの上昇の問題があるうえ、バネの成形が複
雑であり、バネ定数のバラツキを生じ易い。

【００５６】このような問題に対して、本実施形態によ
れば、オルタネータ１００の内部空間が有効に活用され
るのでスペース的な制約が極めて少ない。また、トーシ
ョンバー８は軸状の部材であるから加工が容易であり、
バネ定数の設定も容易であるうえ、トーションバー８の
長さは自由に設定可能であるので、長さを充分に確保し
てバネ材の最大応力を低減することができる。

【００５７】また、別個に作成したねじりバネ要素を回
転軸２に対して差込みなどの方法で結合した場合には、
結合部において僅かに許容される隙間により打音発生の
おそれがあるが、本振動抑制機構では回転軸２とトーシ
ョンバー８とがナット９の締結力により剛結合されてい
るので、このような問題も解消されている。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の第１の実施形態に係るオルタネータの
断面図

【図２】オルタネータのねじり振動系の模式図

【図３】ベルトに働く交番荷重の周波数に対する変化を
従来のものと比較して示した図

【図４】本発明の第２の実施形態に係るオルタネータの
断面図

【図５】本発明の第３の実施形態に係るオルタネータの
断面図

【図６】同上オルタネータのストッパ機構の構成図

【図７】本発明の第４の実施形態に係る振動抑制機構の
構成を示すエンジンの正面図

【図８】同上振動抑制機構の構成を示すエンジンの側面
図

【符号の説明】

１…回転子 ２…回転軸 ２ａ…内向突起部 ３…前側ケース ４…後側ケース ６，７，１２，１５…軸受 ８…トーションバー ８ｄ…外向突起部 １０，５７…プーリ ５１…クランク軸 ５３…補機駆動ベルト ５５…フライホイール １００…オルタネータ ２００…エンジン

Claims (9)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】回転子と結合された駆動軸の一端に伝動車
   が取り付けられ、該伝動車とクランク軸との間に巻き付
   けられた伝達帯を介して内燃機関からの動力が伝達され
   るオルタネータにおいて、 前記駆動軸を、中空の筒状体と、該筒状体に挿入された
   トーションバーとを含んで構成し、 前記筒状体と前記トーションバーとを一側において連結
   するとともに、 他側において、前記回転子を前記筒状体に結合し、前記
   伝動車を前記トーションバーに取り付けたことを特徴と
   するオルタネータ。
2. 【請求項２】前記トーションバーを支持する軸受を、前
   記伝動車の取付部近傍の位置を含む少なくとも２箇所に
   設置したことを特徴とする請求項１に記載のオルタネー
   タ。
3. 【請求項３】前記軸受のうち前記取付部近傍のものを除
   く１つを、該取付部近傍の軸受と、前記トーションバー
   の前記筒状体との連結部との間の略中間に設置したこと
   を特徴とする請求項２に記載のオルタネータ。
4. 【請求項４】前記筒状体を支持する軸受の１つを、前記
   筒状体の前記トーションバーとの連結部と、前記筒状体
   の前記回転子との結合部との間に設置するとともに、 前記筒状体を、該１つの軸受より前記連結部側において
   薄肉化したことを特徴とする請求項１〜３のいずれか１
   つに記載のオルタネータ。
5. 【請求項５】前記伝動車の取付部近傍において、前記ト
   ーションバーの前記筒状体に対する相対角変位を所定範
   囲内に規制する規制手段を設けたことを特徴とする請求
   項１〜４のいずれか１つに記載のオルタネータ。
6. 【請求項６】前記トーションバーと前記回転子との間に
   形成されるねじり振動系の固有振動数を、ｎｃを気筒数
   として、前記内燃機関のアイドル回転周波数のｎｃ／２
   √２倍以下に設定したことを特徴とする請求項１〜５の
   いずれか１つに記載のオルタネータ。
7. 【請求項７】請求項１〜５のいずれか１つに記載のオル
   タネータを含んで構成される内燃機関の振動抑制機構で
   あって、 前記クランク軸と、前記クランク軸から前記伝達帯を介
   して動力が伝達される回転質量との間に形成される回転
   振動系において、前記クランク軸の回転変動に対する反
   共振周波数を、ｎを自然数として、前記クランク軸の所
   定回転周波数のｎ／２倍に略一致させたことを特徴とす
   る内燃機関の振動抑制機構。
8. 【請求項８】請求項１〜５のいずれか１つに記載のオル
   タネータを含んで構成される内燃機関の振動抑制機構で
   あって、 前記クランク軸と、前記クランク軸から前記伝達帯を介
   して動力が伝達される回転質量との間に形成される回転
   振動系と、前記内燃機関のロール振動系との連成振動系
   における反共振周波数を、ｎを自然数として、前記クラ
   ンク軸の所定回転周波数のｎ／２倍に略一致させたこと
   を特徴とする内燃機関の振動抑制機構。
9. 【請求項９】前記所定回転周波数がアイドル回転周波数
   であることを特徴とする請求項７又は８に記載の内燃機
   関の振動抑制機構。