JP2004340170A

JP2004340170A - Damper

Info

Publication number: JP2004340170A
Application number: JP2003134210A
Authority: JP
Inventors: Tsutomu Kano; 努鹿野
Original assignee: Nok Corp
Current assignee: Nok Corp
Priority date: 2003-05-13
Filing date: 2003-05-13
Publication date: 2004-12-02

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a damper capable of reducing vibration in a bending direction having a different resonance frequency. <P>SOLUTION: The hub 1 of this damper comprises a hub body 10 and a sleeve 14 fitted by pressure on the rim part 13 of the hub body. A ring-shaped mass 2 is coupled with the periphery of the sleeve 14 through a twisting direction resilient piece 3, and a plurality of bending direction masses 4 arranged at certain intervals in the circumferential direction confronting in the axial direction to the hub 1 are coupled in the axial direction with an inward directed flange 14d formed on the sleeve 14 through bending direction resilient pieces 5, while an auxiliary resilient piece 6 arranged at the periphery of each masses 4 with the gap G reserved in the radial direction is installed at an intermediate cylinder 14c at the periphery of the inward directed flange 14d, wherein the masses 4 are arranged contacting with the auxiliary resilient piece 6 by the centrifugal force at the time of rotating. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えばエンジンのクランクシャフト等、回転軸に発生する振動を吸収するダンパに関する。
【０００２】
【従来の技術】
エンジンのクランクシャフトの振動を吸収するダンパは、基本的には、クランクシャフトに取り付けられるハブに弾性体を介して環状質量体を同心的かつ弾性的に連結した構造を有するものであって、前記弾性体のばね定数と、環状質量体の慣性質量とによって決まる一定の共振周波数を有する副振動系が構成され、その共振による動的吸振効果によって、特定の回転数域における振動を低減するものである。また、この種のダンパには、例えば下記の特許文献１に記載されているように、捩り方向（回転方向）の振動を吸収するための第一の副振動系と、曲げ方向（軸心と直交する方向）の振動を吸収するための第二の副振動系を備えるダブルマス型としたものがある。
【０００３】
【特許文献１】
特開平８−１５２０４６（第１図）
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
図５は、クランクシャフトに発生する曲げ方向の振動を説明するための概略図である。この図５に示されるように、エンジンの駆動においては、気筒ａ内でのピストンｂの往復運動を、コネクティングロッドｃを介してクランクシャフトｄの回転運動に変換しているため、クランクシャフトｄには、回転に伴って曲げ方向の振動と捩り方向の振動を生じる。そして、図示のような４気筒エンジンの場合、曲げ方向の振動は、共振周波数の異なる面内曲げと面外曲げの二つのモードを持つため、クランクシャフトｄに取り付けられるダンパｅにも、曲げ方向に対して面内曲げ及び面外曲げに対応する二つの固有振動数を設定することが望ましい。
【０００５】
なお、「面内曲げ」とは、図５におけるｘ−ｚ面内の曲げ、すなわちｚ方向の曲げのことであり、「面外曲げ」とは、ｘ−ｚ面と直交する方向の曲げ、すなわちｙ方向の曲げのことである。また、面内曲げの共振周波数は、相対的に低回転域（低周波域）にあり、面外曲げの共振周波数は、相対的に高回転域（高周波域）にある。
【０００６】
しかしながら、特許文献１に示されるような従来の技術によるダブルマス型のダンパにおいては、第二の副振動系における曲げ方向の固有振動数は一つであるため、共振周波数の異なる面内曲げのモードの曲げ方向振動と面外曲げのモードの曲げ方向振動を、双方共低減することができなかった。
【０００７】
本発明は上述のような問題に鑑みてなされたもので、その技術的課題は、共振周波数の異なる曲げ方向の振動を低減可能なダンパを提供することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上述した技術的課題を有効に解決するための手段として、請求項１の発明に係るダンパは、ハブと、このハブに軸方向に対向して円周方向所定間隔で配置された複数の曲げ方向質量体が、それぞれ曲げ方向弾性体を介して軸方向に連結され、前記曲げ方向質量体の外周側に径方向の隙間を介して配置された副弾性体が前記ハブに取り付けられ、前記曲げ方向質量体が、回転時の遠心力によって前記副弾性体に接触可能となっているもので、曲げ方向質量体が副弾性体と非接触状態にある低速回転時は、曲げ方向質量体と曲げ方向弾性体のみで副振動系が構成されるので、その径方向固有振動数が低く、曲げ方向質量体が遠心力によって副弾性体と接触する高速回転時は、曲げ方向質量体と曲げ方向弾性体及び副弾性体とで副振動系が構成されるので、径方向固有振動数が高くなる。
【０００９】
また、請求項２の発明に係るダンパは、請求項１に記載された構成において、ハブの外周側に環状質量体が配置され、捩り方向弾性体を介して前記ハブ側に連結されたものである。そして、前記環状質量体と捩り方向弾性体で構成される副振動系は、捩り方向への共振によって、捩り方向の振動を低減するものである。
【００１０】
また、請求項３の発明に係るダンパは、請求項２に記載された構成において、ハブが、そのリム部に圧入嵌着されたスリーブを有し、捩り方向弾性体が、このスリーブの外周に設けられ、曲げ方向弾性体及び副弾性体が、前記スリーブに形成された内向きフランジ及びその外周側の中間筒部にそれぞれ設けられたものである。
【００１１】
【発明の実施の形態】
図１は、本発明に係るダンパの好適な実施の形態を示す半裁背面図、図２は、図１におけるＩＩ−Ｏ−ＩＩ’断面図である。なお、以下の説明において、正面側とは図２における左側、背面側とは図２における右側すなわち図示されていないエンジンが存在する側のことである。
【００１２】
この形態におけるダンパは、図２に示されるように、ハブ１と、スリーブ１４の外周側に配置された環状質量体２と、前記スリーブ１４と環状質量体２を連結している捩り方向弾性体３と、スリーブ１４に形成された内向きフランジ１４ｄに軸方向に対向し円周方向等間隔で配置された複数（図２に示される例では４個）の曲げ方向質量体４と、各曲げ方向質量体４を互いに独立して内向きフランジ１４ｄに連結している曲げ方向弾性体５と、スリーブ１４の中間筒部１４ｃに設けられ曲げ方向質量体４の外周側に径方向の隙間Ｇを介して配置された副弾性体６とを備える。
【００１３】
詳しくは、ハブ１は、鉄系金属又はアルミニウム等の鋳物からなるハブ本体１０と、鋼板などの金属板を打ち抜きプレス成形したスリーブ１４を備える。ハブ本体１０は、軸孔１１ａを有するボス部１１と、その正面側の端部から展開した径方向部１２と、その外周に形成された円筒状のリム部１３とを有し、ボス部１１の軸孔１１ａにおいて、先に説明した図５のようなエンジンのクランクシャフトｄの軸端に外挿固定される。また、リム部１３は径方向部１２の外周部から正面側及び背面側の双方へ張り出している。
【００１４】
スリーブ１４は、ハブ本体１０のリム部１３の外周面に嵌着されたスリーブ本体部１４ａと、リム部１３の背面側で内周側へ屈曲した位置決め端部１４ｂと、この位置決め端部１４ｂからリム部１３の内周を正面側へ延びる中間筒部１４ｃと、更にこの中間筒部１４ｃの端部から、ハブ本体１０の径方向部１２の背面側に沿って内周側へ向けて延びる内向きフランジ１４ｄとを有する。
【００１５】
環状質量体２は鉄系金属の鋳物等からなるものであって、その外周面には、動力伝達用のＶベルトが巻き掛けられるポリＶ溝２ａが形成されている。また、捩り方向弾性体３は、ゴム状弾性材料によって環状に加硫成形されたものであって、環状質量体２の内周面及びスリーブ本体部１４ａの外周面に一体的に加硫接着されている。そして、この環状質量体２と捩り方向弾性体３で構成される捩り方向の副振動系は、環状質量体２の円周方向の慣性質量と、捩り方向弾性体３の円周方向剪断ばね定数によって、例えばクランクシャフトの捩り方向の共振点と対応する捩り方向固有振動数に同調されている。
【００１６】
曲げ方向質量体４は、鉄系金属の鋳物等からなるものであって、図１に示されるように、金属環を円周方向に四分割した円弧状をなしており、スリーブ１４における内向きフランジ１４ｄの背面側に円周方向等間隔で配置されている。また、各曲げ方向質量体４を前記内向きフランジ１４ｄに弾性的に連結している曲げ方向弾性体５は、ゴム状弾性材料によって各曲げ方向質量体４，４，…の間に対応する部分Ｐで、スリット５ａにより円周方向に分割された形状に加硫成形されたものであって、前記内向きフランジ１４ｄの背面と曲げ方向質量体４に一体的に加硫接着されている。
【００１７】
副弾性体６は、ゴム状弾性材料によって環状に成形されたものであって、スリーブ１４の中間筒部１４ｃの内周面に一体的に加硫接着されており、所定の径方向肉厚を有する。曲げ方向質量体４の外周面との隙間Ｇは、クランクシャフトの回転数が所定値まで上昇した時に、その遠心力によって曲げ方向弾性体５の弾性体に抗して外周側へ変位する曲げ方向質量体４が、副弾性体６の内周面と接触可能となるように、適切な大きさに設定されている。
【００１８】
上述の構成を備える本形態のダンパの製造においては、まず、ハブ本体１０、環状質量体２及び曲げ方向質量体４が、鋳造や機械加工等によって製作され、スリーブ１４が金属板の打ち抜きプレス等によって製作される。スリーブ１４におけるスリーブ本体部１４ａは、その内径が、ハブ本体１０におけるリム部１３の外径よりも僅かに小径となるように形成される。
【００１９】
次に、所定のゴム加硫成形用金型内に、スリーブ１４と、環状質量体２と、曲げ方向質量体４を同心的に位置決め固定して型締めし、スリーブ１４のスリーブ本体部１４ａと環状質量体２との径方向対向面間、スリーブ１４の内向きフランジ１４ｄと曲げ方向質量体４との軸方向対向面間、及びスリーブ１４の中間筒部１４ｃの内周面に、前記金型によってそれぞれ画成された成形用キャビティ内に、未加硫ゴム材料を充填し、加熱・加圧することによって、捩り方向弾性体３、曲げ方向弾性体５及び副弾性体６の加硫成形（加硫接着）を同時に行う。これによって、スリーブ１４と、環状質量体２、捩り方向弾性体３、曲げ方向質量体４、曲げ方向弾性体５及び副弾性体６が一体化された成形物が得られる。
【００２０】
次に、上記工程によって得られた成形物におけるスリーブ１４のスリーブ本体部１４ａを、ハブ本体１０のリム部１３の外周面に圧入する。この圧入過程では、スリーブ本体部１４ａがリム部１３によって拡径変形されるので、捩り方向弾性体３は径方向へ僅かに予圧縮されることになり、加硫成形後の収縮によって生じる残留引張応力が解消される。そして、位置決め端部１４ｂがリム部１３の背面側の端部と当接する位置まで、スリーブ本体部１４ａを圧入することによって、スリーブ１４、環状質量体２、捩り方向弾性体３、曲げ方向質量体４、曲げ方向弾性体５及び副弾性体６が一度にハブ本体１０に取り付けられ、ダンパの組立が完了する。
【００２１】
したがって、本形態のダンパによれば、捩り方向弾性体３、曲げ方向弾性体５及び副弾性体６の加硫成形工程（加硫接着工程）が一回で済み、かつ一回の圧入工程で組立を行うことができるので、安価に製作可能である。
【００２２】
本形態のダンパは、自動車のエンジンのクランクシャフトと共に回転しながら、ハブ１を介して入力されるクランクシャフトの捩り方向の振動の振幅が共振によって極大となる周波数域で、環状質量体２と捩り方向弾性体３で構成される捩り方向の副振動系が共振し、その共振によるトルクが、入力される捩り方向の振動によるトルクを相殺する方向へ生じることによって、クランクシャフトの捩り捩り方向の振動のピークを有効に低減する。
【００２３】
また、ハブ１を介して入力されるクランクシャフトの曲げ振動に対しては、次のような作用を奏する。図３は、クランクシャフトの回転数と本発明によるダンパの径方向ばね定数との関係を示す線図、図４は、クランクシャフトの回転数と本発明によるダンパの径方向固有振動数との関係を示す線図である。
【００２４】
まず、クランクシャフトが比較的低速で回転している状態では、各曲げ方向質量体４に作用する遠心力が小さいため、これらの曲げ方向質量体４は、曲げ方向弾性体５の弾性によって副弾性体６と非接触状態に保持される。このため、曲げ方向の副振動系は、曲げ方向質量体４と曲げ方向弾性体５で構成され、言い換えれば、この副振動系のばねは、曲げ方向弾性体５のみからなるため、図３に示されるように、低回転数域では径方向ばね定数が低く、図４に示されるように、低回転数域では径方向固有振動数も低いものとなっている。
【００２５】
したがって、各曲げ方向質量体４と曲げ方向弾性体５で構成される曲げ方向の副振動系の径方向固有振動数を、曲げ方向質量体４の径方向慣性質量と、曲げ方向弾性体５の径方向剪断ばね定数によって、低回転数域に存在する面内曲げ（図５におけるｘ−ｚ面内の曲げ）の振動モードの共振点ｆ_１に同調させて設定しておけば、前記副振動系は、この面内曲げ方向の振動が極大となる回転数域で共振し、その振動波形の位相が、入力される面内曲げ振動の位相と逆になるため、面内曲げ振動のピークを有効に低減することができる。
【００２６】
また、クランクシャフトの回転速度が上昇すると、各曲げ方向質量体４に作用する遠心力が増大するため、これらの曲げ方向質量体４は、曲げ方向弾性体５の弾性に抗して外周側へ変位し、その外周面が副弾性体６の内周面と接触する。このため、曲げ方向の副振動系は、各曲げ方向質量体４と曲げ方向弾性体５及び副弾性体６で構成され、言い換えれば、この副振動系のばねは、曲げ方向弾性体５及び副弾性体６で担うため、図３に示されるように、曲げ方向質量体４が副弾性体６の内周面と接触する回転数Ｒ（ｒｐｍ）よりも高回転数域では径方向ばね定数が高くなり、このため図４に示されるように、回転数Ｒ（ｒｐｍ）よりも高回転数域では径方向固有振動数も高くなる。
【００２７】
したがって、副弾性体６への接触により構成される曲げ方向の副振動系の径方向固有振動数を、曲げ方向質量体４の径方向慣性質量と、曲げ方向弾性体５の径方向剪断ばね定数及び副弾性体６の径方向圧縮ばね定数によって、回転数Ｒ（ｒｐｍ）よりも高回転数域に存在する面外曲げ（図５におけるｘ−ｚ面と直交する方向の曲げ）の振動モードの共振点ｆ_２に同調させて設定しておけば、前記副振動系は、面外曲げ方向の振動が極大となる回転数域で共振し、その振動波形の位相が、入力される面外曲げ方向の振動の位相と逆になるため、面外曲げ振動のピークを有効に低減することができる。
【００２８】
【発明の効果】
請求項１の発明に係るダンパによると、低速回転では曲げ方向質量体と曲げ方向弾性体とで曲げ方向の副振動系が構成され、この副振動系に、曲げ方向の振動における低周波数側の共振周波数と一致する固有振動数を設定することができると共に、回転数が上昇すると、曲げ方向質量体が遠心力により副弾性体と接触することにより、曲げ方向質量体と曲げ方向弾性体及び副弾性体とで曲げ方向の副振動系が構成され、この副振動系に、曲げ方向の振動における高周波数側の共振周波数と一致する固有振動数を設定することができるので、共振周波数の異なる面内曲げのモードの曲げ方向振動と面外曲げのモードの曲げ方向振動を、双方共低減することができる。
【００２９】
請求項２の発明に係るダンパによると、ハブに、捩り方向弾性体を介して環状質量体を連結したことによって、曲げ方向の振動と捩り方向の振動の双方を低減することができる。
【００３０】
請求項３の発明に係るダンパによると、請求項２の発明に係るダンパを安価に提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係るダンパの好適な実施の形態を示す半裁背面図である。
【図２】図１におけるＩＩ−Ｏ−ＩＩ’断面図である。
【図３】クランクシャフトの回転数と本発明によるダンパの径方向ばね定数との関係を示す線図である。
【図４】クランクシャフトの回転数と本発明によるダンパの径方向固有振動数との関係を示す線図である。
【図５】クランクシャフトに発生する曲げ振動を説明するための概略図である。
【符号の説明】
１ハブ
１０ハブ本体
１１ボス部
１１ａ軸孔
１２径方向部
１３リム部
１４スリーブ
１４ａスリーブ本体部
１４ｂ位置決め端部
１４ｃ中間筒部
１４ｄ内向きフランジ
２環状質量体
３捩り方向弾性体
４曲げ方向質量体
５曲げ方向弾性体
５ａスリット
６副弾性体
Ｇ隙間[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a damper that absorbs vibration generated on a rotating shaft such as a crankshaft of an engine.
[0002]
[Prior art]
The damper that absorbs the vibration of the crankshaft of the engine basically has a structure in which an annular mass body is concentrically and elastically connected to a hub attached to the crankshaft via an elastic body. A sub-vibration system having a constant resonance frequency determined by the spring constant of the elastic body and the inertial mass of the annular mass body is configured, and the vibration in a specific rotation speed range is reduced by the dynamic vibration absorption effect due to the resonance. is there. Further, as described in Patent Document 1 below, for example, a damper of this type includes a first sub-vibration system for absorbing vibration in a torsional direction (rotation direction) and a bending direction (shaft center and shaft direction). There is a double-mass type provided with a second sub-vibration system for absorbing vibrations in the direction orthogonal to each other.
[0003]
[Patent Document 1]
JP-A-8-152046 (FIG. 1)
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
FIG. 5 is a schematic diagram for explaining vibration in the bending direction generated on the crankshaft. As shown in FIG. 5, in driving the engine, the reciprocating motion of the piston b in the cylinder a is converted into the rotational motion of the crankshaft d via the connecting rod c. Generates vibration in the bending direction and vibration in the torsional direction with rotation. In the case of a four-cylinder engine as shown in the figure, since the vibration in the bending direction has two modes of in-plane bending and out-of-plane bending having different resonance frequencies, the bending direction is also applied to the damper e attached to the crankshaft d. It is desirable to set two natural frequencies corresponding to in-plane bending and out-of-plane bending.
[0005]
Note that “in-plane bending” refers to bending in the xz plane in FIG. 5, that is, bending in the z direction, and “out-of-plane bending” refers to bending in a direction perpendicular to the xz plane. That is, the bending in the y direction. The resonance frequency of in-plane bending is in a relatively low rotation range (low frequency range), and the resonance frequency of out-of-plane bending is in a relatively high rotation range (high frequency range).
[0006]
However, in the double-mass damper according to the related art as disclosed in Patent Document 1, since the second sub-vibration system has one natural frequency in the bending direction, the mode of in-plane bending having different resonance frequencies is different. Both the bending direction vibration and the bending direction vibration in the out-of-plane bending mode could not be reduced.
[0007]
The present invention has been made in view of the above problems, and a technical problem thereof is to provide a damper capable of reducing vibrations in bending directions having different resonance frequencies.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
As a means for effectively solving the above technical problem, a damper according to the invention of claim 1 includes a hub and a plurality of bending directions arranged at predetermined circumferential intervals facing the hub in the axial direction. Mass bodies are respectively connected in the axial direction via bending direction elastic bodies, and a secondary elastic body disposed on the outer peripheral side of the bending direction mass body via a radial gap is attached to the hub, and the bending direction is The mass body can be brought into contact with the auxiliary elastic body by centrifugal force at the time of rotation, and in a low-speed rotation where the bending direction mass body is in a non-contact state with the auxiliary elastic body, the bending direction mass body and the bending direction Since the secondary vibration system is composed of only the elastic body, its natural frequency in the radial direction is low, and when the bending direction mass body contacts the secondary elastic body by centrifugal force at high speed rotation, the bending direction mass body and bending direction elastic body And the auxiliary elastic body constitute the auxiliary vibration system Because, the higher the radial natural frequency.
[0009]
According to a second aspect of the present invention, in the damper according to the first aspect, the annular mass body is disposed on the outer peripheral side of the hub, and is connected to the hub side via a torsional elastic body. is there. The sub-vibration system composed of the annular mass and the torsional elastic body reduces torsional vibration by resonance in the torsional direction.
[0010]
In the damper according to the third aspect of the present invention, in the configuration described in the second aspect, the hub has a sleeve press-fitted to the rim thereof, and the torsional elastic body is provided on the outer periphery of the sleeve. The bending direction elastic body and the sub-elastic body are provided on an inward flange formed on the sleeve and an intermediate cylindrical portion on the outer peripheral side thereof, respectively.
[0011]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
FIG. 1 is a half rear view showing a preferred embodiment of a damper according to the present invention, and FIG. 2 is a sectional view taken along the line II-II 'in FIG. In the following description, the front side is the left side in FIG. 2, and the rear side is the right side in FIG. 2, that is, the side where an engine (not shown) exists.
[0012]
As shown in FIG. 2, the damper in this embodiment includes a hub 1, an annular mass 2 disposed on the outer peripheral side of a sleeve 14, and a torsional elastic body connecting the sleeve 14 and the annular mass 2. 3, a plurality of (four in the example shown in FIG. 2) bending direction mass bodies 4 axially opposed to the inward flange 14d formed on the sleeve 14 and arranged at equal intervals in the circumferential direction. The bending direction elastic body 5 that connects the directional mass body 4 to the inward flange 14 d independently of each other, and the radial gap G provided on the intermediate cylindrical portion 14 c of the sleeve 14 on the outer peripheral side of the bending direction mass body 4. And a secondary elastic body 6 disposed therebetween.
[0013]
Specifically, the hub 1 includes a hub body 10 made of a casting such as an iron-based metal or aluminum, and a sleeve 14 formed by stamping and pressing a metal plate such as a steel plate. The hub body 10 includes a boss 11 having a shaft hole 11a, a radial portion 12 expanded from the front end thereof, and a cylindrical rim 13 formed on the outer periphery thereof. The shaft hole 11a is externally fixed to the shaft end of the crankshaft d of the engine as described above with reference to FIG. The rim portion 13 projects from the outer peripheral portion of the radial portion 12 to both the front side and the back side.
[0014]
The sleeve 14 includes a sleeve body 14 a fitted to the outer peripheral surface of the rim 13 of the hub body 10, a positioning end 14 b bent inward on the back side of the rim 13, and An intermediate cylindrical portion 14c extending frontward on the inner periphery of the rim portion 13, and further extending from the end of the intermediate cylindrical portion 14c toward the inner peripheral side along the back side of the radial portion 12 of the hub body 10. And an orientation flange 14d.
[0015]
The annular mass body 2 is made of an iron-based metal casting or the like, and has a poly-V groove 2a around which a V-belt for power transmission is wound. Further, the torsional elastic body 3 is formed by vulcanization molding in an annular shape with a rubber-like elastic material, and is integrally vulcanized and bonded to the inner peripheral surface of the annular mass body 2 and the outer peripheral surface of the sleeve body 14a. ing. The torsional auxiliary vibration system composed of the annular mass body 2 and the torsional elastic body 3 is composed of a circumferential inertial mass of the annular mass body 2 and a circumferential shear spring constant of the torsional elastic body 3. For example, it is tuned to the torsional resonance frequency corresponding to the torsional resonance point of the crankshaft.
[0016]
The bending direction mass body 4 is made of an iron-based metal casting or the like, and has an arc shape obtained by dividing a metal ring into four parts in a circumferential direction as shown in FIG. They are arranged on the back side of the flange 14d at equal intervals in the circumferential direction. A bending direction elastic body 5 elastically connecting each bending direction mass body 4 to the inward flange 14d is a portion corresponding to each bending direction mass body 4, 4,. P, which is vulcanized into a shape divided in the circumferential direction by the slit 5a, and is integrally vulcanized and bonded to the back surface of the inward flange 14d and the bending direction mass body 4.
[0017]
The sub-elastic body 6 is formed in an annular shape from a rubber-like elastic material, is integrally vulcanized and bonded to the inner peripheral surface of the intermediate cylindrical portion 14c of the sleeve 14, and has a predetermined radial thickness. Have. The gap G between the outer circumferential surface of the bending direction mass body 4 and the bending direction in which the centrifugal force causes the bending direction to be displaced to the outer circumferential side against the elastic body of the bending direction elastic body 5 when the rotation speed of the crankshaft rises to a predetermined value. An appropriate size is set so that the mass body 4 can contact the inner peripheral surface of the sub elastic body 6.
[0018]
In the manufacture of the damper of the present embodiment having the above-described configuration, first, the hub body 10, the annular mass body 2, and the bending direction mass body 4 are manufactured by casting, machining, or the like, and the sleeve 14 is formed by a metal plate punching press or the like. Produced by The sleeve body 14 a of the sleeve 14 is formed such that its inner diameter is slightly smaller than the outer diameter of the rim 13 of the hub body 10.
[0019]
Next, the sleeve 14, the annular mass 2, and the bending direction mass 4 are concentrically positioned and fixed in a predetermined rubber vulcanization mold, and the mold is clamped. The mold is provided between the radially opposed surfaces of the annular mass body 2, the axially opposed surfaces of the inward flange 14 d of the sleeve 14 and the bending direction mass body 4, and the inner peripheral surface of the intermediate cylindrical portion 14 c of the sleeve 14. The unmolded rubber material is filled in the molding cavities respectively defined by the steps (a) to (c), and the mixture is heated and pressurized to vulcanize the torsional elastic body 3, the bending elastic body 5 and the sub elastic body 6 (vulcanization molding). Sulfuric acid bonding) at the same time. As a result, a molded product in which the sleeve 14, the annular mass 2, the torsional elastic body 3, the bending mass 4, the bending elastic body 5, and the auxiliary elastic body 6 are integrated is obtained.
[0020]
Next, the sleeve body portion 14a of the sleeve 14 in the molded product obtained by the above process is pressed into the outer peripheral surface of the rim portion 13 of the hub body 10. In this press-fitting process, the sleeve body portion 14a is expanded and deformed by the rim portion 13, so that the torsional elastic body 3 is slightly pre-compressed in the radial direction, and the residual tension generated by shrinkage after vulcanization molding. Stress is relieved. The sleeve 14, the annular mass 2, the torsional elastic body 3, and the bending mass are pressed into the sleeve body 14a until the positioning end 14b comes into contact with the rear end of the rim 13. 4. The bending direction elastic body 5 and the sub elastic body 6 are attached to the hub body 10 at a time, and the assembly of the damper is completed.
[0021]
Therefore, according to the damper of the present embodiment, the vulcanization forming step (vulcanization bonding step) of the torsional elastic body 3, the bending elastic body 5 and the sub-elastic body 6 only needs to be performed once, and only one press-fitting step is required. Since it can be assembled, it can be manufactured at low cost.
[0022]
The damper according to the present embodiment rotates with the crankshaft of the engine of the automobile, and the torsion with the annular mass body 2 in the frequency range where the amplitude of the torsional vibration of the crankshaft input via the hub 1 is maximized by resonance. The torsional sub-vibration system constituted by the directional elastic body 3 resonates, and the torque due to the resonance is generated in a direction that cancels out the torque due to the input torsional vibration, so that the crankshaft vibrates in the torsional torsional direction. Is effectively reduced.
[0023]
Further, the following operation is exerted against bending vibration of the crankshaft input via the hub 1. FIG. 3 is a diagram showing the relationship between the rotational speed of the crankshaft and the radial spring constant of the damper according to the present invention, and FIG. 4 is the relationship between the rotational speed of the crankshaft and the radial natural frequency of the damper according to the present invention. FIG.
[0024]
First, when the crankshaft is rotating at a relatively low speed, the centrifugal force acting on each bending direction mass 4 is small. The body 6 is kept out of contact. For this reason, the auxiliary vibration system in the bending direction is constituted by the bending direction mass body 4 and the bending direction elastic body 5. In other words, since the spring of this auxiliary vibration system is composed only of the bending direction elastic body 5, FIG. As shown, the radial spring constant is low in the low rotation speed range, and as shown in FIG. 4, the radial natural frequency is low in the low rotation speed range.
[0025]
Therefore, the radial natural frequency of the sub-vibration system in the bending direction composed of each bending direction mass body 4 and bending direction elastic body 5 is determined by the radial inertial mass of bending direction mass body 4 and the bending direction elastic body 5. by the radial shear spring constant, by setting it to tune to the resonance point f ₁ vibration mode bending plane are present in the low rotational speed range (bending the x-z plane in FIG. 5), the secondary vibration The system resonates in the rotational speed range where the vibration in the in-plane bending direction is maximum, and the phase of the vibration waveform is opposite to the phase of the input in-plane bending vibration. It can be reduced effectively.
[0026]
Further, when the rotation speed of the crankshaft increases, the centrifugal force acting on each bending direction mass body 4 increases, so that these bending direction mass bodies 4 move toward the outer peripheral side against the elasticity of the bending direction elastic body 5. It displaces and its outer peripheral surface comes into contact with the inner peripheral surface of the sub elastic body 6. For this reason, the auxiliary vibration system in the bending direction is composed of each bending direction mass body 4, the bending direction elastic body 5 and the auxiliary elastic body 6, in other words, the spring of this auxiliary vibration system is composed of the bending direction elastic body 5 and the auxiliary As shown in FIG. 3, the elastic body 6 carries the radial direction spring constant in a rotational speed range higher than the rotational speed R (rpm) at which the bending mass 4 contacts the inner peripheral surface of the auxiliary elastic body 6. As a result, as shown in FIG. 4, the radial natural frequency also becomes higher in the rotation speed range higher than the rotation speed R (rpm).
[0027]
Therefore, the radial natural frequency of the secondary vibration system in the bending direction formed by contact with the secondary elastic body 6 is determined by the radial inertial mass of the bending direction mass body 4 and the radial shear spring constant of the bending direction elastic body 5. The vibration mode of out-of-plane bending (bending in the direction perpendicular to the xz plane in FIG. 5) existing in a higher rotation speed range than the rotation speed R (rpm) is determined by the radial compression spring constant of the auxiliary elastic body 6. by setting it to tune to the resonance point f _2, the auxiliary vibration system, the vibration of plane bending direction resonates at a rotational speed range which reaches a maximum, the phase of the vibration waveform, the bending plane is input Since the phase is opposite to the phase of the vibration in the direction, the peak of the out-of-plane bending vibration can be effectively reduced.
[0028]
【The invention's effect】
According to the damper of the first aspect of the present invention, at low speed rotation, the bending direction mass body and the bending direction elastic body constitute a sub-vibration system in the bending direction, and the sub-vibration system has a low frequency side vibration in the bending direction. A natural frequency that matches the resonance frequency can be set, and when the rotation speed increases, the bending direction mass body comes into contact with the auxiliary elastic body by centrifugal force. The elastic body forms a sub-vibration system in the bending direction, and the sub-vibration system can set a natural frequency that matches the resonance frequency on the high frequency side in the vibration in the bending direction. Both the bending direction vibration in the inward bending mode and the bending direction vibration in the out-of-plane bending mode can be reduced.
[0029]
According to the damper of the second aspect of the present invention, both the vibration in the bending direction and the vibration in the torsional direction can be reduced by connecting the annular mass body to the hub via the torsional elastic body.
[0030]
According to the damper of the third aspect, the damper of the second aspect can be provided at low cost.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a half-cut rear view showing a preferred embodiment of a damper according to the present invention.
FIG. 2 is a sectional view taken along the line II-O-II 'of FIG.
FIG. 3 is a diagram showing the relationship between the rotational speed of the crankshaft and the radial spring constant of the damper according to the present invention.
FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the rotational speed of the crankshaft and the radial natural frequency of the damper according to the present invention.
FIG. 5 is a schematic diagram for explaining bending vibration generated in a crankshaft.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Hub 10 Hub main body 11 Boss part 11a Shaft hole 12 Radial part 13 Rim part 14 Sleeve 14a Sleeve main body part 14b Positioning end part 14c Intermediate cylindrical part 14d Inward flange 2 Annular mass 3 Torsional elastic body 4 Bending mass 5 Bending direction elastic body 5a Slit 6 Secondary elastic body G Clearance

Claims

A hub (1) and a plurality of bending-direction mass bodies (4) axially opposed to the hub (1) and arranged at predetermined intervals in a circumferential direction are each provided with a shaft via a bending-direction elastic body (5). A secondary elastic body (6) connected to the hub (1) and disposed on the outer peripheral side of the bending direction mass body (4) via a radial gap (G), and attached to the hub (1); A damper characterized in that the body (4) can contact the auxiliary elastic body (6) by centrifugal force during rotation.

2. The damper according to claim 1, wherein an annular mass disposed on an outer peripheral side of the hub is connected to the hub via a torsional elastic body. 3. .

The hub (1) has a sleeve (14) press-fitted to its rim (13), and a torsional elastic body (3) is provided on the outer periphery of the sleeve (14). The said elastic body (5) and the sub elastic body (6) were each provided in the inward flange (14d) formed in the said sleeve (14) and the intermediate | middle cylindrical part (14c) of the outer peripheral side. 2. The damper according to item 2.