JP2019002446A - Pendulum damper system - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、入力軸の捩れ振動を減衰可能な振子ダンパシステムに関する。 The present invention relates to a pendulum damper system that can attenuate torsional vibration of an input shaft.
従来から、特許文献１のように、入力軸の捩れ振動トルクに対して逆位相の制振トルクを出力して捩れ振動を減衰させる振子ダンパが知られている。 2. Description of the Related Art Conventionally, as in Patent Document 1, a pendulum damper that attenuates torsional vibration by outputting damping torque having an opposite phase to the torsional vibration torque of the input shaft is known.
ところで、従来の振子ダンパは入力軸の振動トルクによる共振を利用しており、受動的に振動振幅や位相が決定される。したがって、制振対象（ターゲット）となる振動トルクの周期や振幅を予め設定、取得して、これに合わせて振子ダンパのマス（質量体）の重量や弾性体のばね係数が定められる。この構造によれば、ターゲットの振動トルクに対しては有利にその捩れ振動を減衰させることが可能となるが、ターゲットから外れた周期や振幅を有する振動トルクに対しては十分な減衰効果が得られない場合がある。そこで本発明は、任意の周期及び振幅を有する振動トルクを相殺する制振トルクを能動的に設定可能な振子ダンパシステムを提供することを目的とする。 By the way, the conventional pendulum damper uses the resonance caused by the vibration torque of the input shaft, and the vibration amplitude and phase are passively determined. Therefore, the period and amplitude of the vibration torque to be controlled (target) are set and acquired in advance, and the mass of the pendulum damper (mass body) and the spring coefficient of the elastic body are determined accordingly. According to this structure, the torsional vibration can be advantageously attenuated with respect to the vibration torque of the target, but a sufficient damping effect can be obtained with respect to the vibration torque having a period or amplitude that deviates from the target. It may not be possible. Accordingly, an object of the present invention is to provide a pendulum damper system capable of actively setting a damping torque that cancels a vibration torque having an arbitrary period and amplitude.
本発明は振子ダンパシステムに関する。当該振子ダンパシステムは、振動子、係合部材、及び制御部を備える。振動子は、回転駆動源から回転駆動力が伝達されるシャフトに一端が連結された弾性体と、弾性体の他端に連結された質量体とを有し、回転駆動力の伝達経路に並列に設けられる。係合部材は、質量体と係合可能となっている。制御部は、間欠的に質量体と係合部材とを係合させて振動子の振動を制御する。 The present invention relates to a pendulum damper system. The pendulum damper system includes a vibrator, an engagement member, and a control unit. The vibrator has an elastic body having one end connected to a shaft to which the rotational driving force is transmitted from the rotational driving source, and a mass body connected to the other end of the elastic body, and is parallel to the transmission path of the rotational driving force. Is provided. The engaging member can engage with the mass body. The control unit intermittently engages the mass body and the engagement member to control the vibration of the vibrator.
また上記発明において、係合部材はブレーキ部材であってよい。また、制御部は、質量体の絶対速度がゼロ近傍のときに質量体とブレーキ部材とを係合させてもよい。 In the above invention, the engaging member may be a brake member. The control unit may engage the mass body and the brake member when the absolute speed of the mass body is near zero.
また上記発明において、係合部材はクラッチ部材であってよい。また、制御部は、質量体とクラッチ部材との相対速度がゼロ近傍のときに質量体とクラッチ部材とを係合させてもよい。 In the above invention, the engaging member may be a clutch member. The control unit may engage the mass body and the clutch member when the relative speed between the mass body and the clutch member is near zero.
また上記発明において、制御部は、質量体の加速時に質量体と係合部材とを係合させることで、弾性体の弾性エネルギを蓄積させてもよい。 Moreover, in the said invention, a control part may accumulate | store the elastic energy of an elastic body by engaging a mass body and an engaging member at the time of acceleration of a mass body.
また上記発明において、制御部は、質量体の減速時に質量体と係合部材とを係合させることで、弾性体の弾性エネルギを放出させてもよい。 Moreover, in the said invention, a control part may discharge | release the elastic energy of an elastic body by engaging a mass body and an engagement member at the time of deceleration of a mass body.
また上記発明において、制御部は、質量体の加速時における係合時間と減速時における係合時間とに基づいて、質量体の振動振幅を調整してもよい。 Moreover, in the said invention, a control part may adjust the vibration amplitude of a mass body based on the engagement time at the time of acceleration of a mass body, and the engagement time at the time of deceleration.
また上記発明において、制御部は、質量体と係合部材との係合によって振動子の振動周期を延長させてもよい。 Moreover, in the said invention, a control part may extend the vibration period of a vibrator | oscillator by engagement with a mass body and an engagement member.
また上記発明において、制御部は、質量体の加速時における係合時間と減速時における係合時間とに基づいて、振動子の振動位相を回転駆動源の振動位相に対して逆位相に調整してもよい。 In the above invention, the control unit adjusts the vibration phase of the vibrator to a phase opposite to the vibration phase of the rotary drive source based on the engagement time during acceleration of the mass body and the engagement time during deceleration. May be.
本発明によれば、間欠的に質量体と係合部材とを係合させて振動子の振動を制御することで、任意の周期及び振幅を有する振動トルクを相殺する制振トルクを能動的に設定可能となる。 According to the present invention, the vibration damping torque having an arbitrary period and amplitude is actively canceled by controlling the vibration of the vibrator by intermittently engaging the mass body and the engaging member. It can be set.
＜全体構成＞
図１に、第１実施形態に係る振子ダンパシステムを例示する。また図２に、振子ダンパ機構の斜視図を例示する。なお、図１〜図３、図５〜図１０において、互いに直交するＸ軸、Ｙ軸、Ｚ軸が示される。Ｚ軸は鉛直方向を示し、鉛直上向き方向を正方向とする。またＹ軸をシャフト２４の軸方向とし、Ｘ軸をＺ−Ｙ平面に対する法線とする。
<Overall configuration>
FIG. 1 illustrates a pendulum damper system according to the first embodiment. FIG. 2 illustrates a perspective view of the pendulum damper mechanism. 1 to 3 and 5 to 10, the X axis, the Y axis, and the Z axis that are orthogonal to each other are shown. The Z axis indicates the vertical direction, and the vertical upward direction is the positive direction. The Y axis is the axial direction of the shaft 24, and the X axis is the normal to the ZY plane.
振子ダンパシステムは、振動子１０、ブレーキ部材１２、制御部１４、角度センサ１６、入力トルクセンサ１８、及び振動子トルクセンサ１９を備える。例えば振子ダンパシステムは車両に搭載される。すなわち、内燃機関等の回転駆動源２０からトランスミッション２２への回転駆動力の伝達経路に並列に、振動子１０が設けられる。 The pendulum damper system includes a vibrator 10, a brake member 12, a control unit 14, an angle sensor 16, an input torque sensor 18, and a vibrator torque sensor 19. For example, a pendulum damper system is mounted on a vehicle. That is, the vibrator 10 is provided in parallel with the transmission path of the rotational driving force from the rotational driving source 20 such as an internal combustion engine to the transmission 22.
振動子１０は、回転駆動源２０から回転駆動力が伝達されるシャフト２４に連結される。振動子１０は、弾性体２６及び質量体２８を備える。弾性体２６は例えば板ばねから構成される。弾性体２６の一端はシャフト２４に連結され、他端は質量体２８に連結される。例えば弾性体２６である板ばねは、その長手方向（幅方向）がＹ軸（シャフト２４の中心軸）に沿うようにして設けられる。また弾性体２６は、シャフト２４に複数設けられていてよい。図２の例ではシャフト２４を挟んで対向するように一組の弾性体２６，２６が設けられている。 The vibrator 10 is connected to a shaft 24 to which a rotational driving force is transmitted from the rotational driving source 20. The vibrator 10 includes an elastic body 26 and a mass body 28. The elastic body 26 is composed of, for example, a leaf spring. One end of the elastic body 26 is connected to the shaft 24, and the other end is connected to the mass body 28. For example, the leaf spring that is the elastic body 26 is provided such that its longitudinal direction (width direction) is along the Y axis (the central axis of the shaft 24). A plurality of elastic bodies 26 may be provided on the shaft 24. In the example of FIG. 2, a pair of elastic bodies 26 and 26 are provided so as to face each other with the shaft 24 interposed therebetween.
質量体２８は、振子ダンパのマスとなる部材である。例えば質量体２８は、ブレーキディスクから構成される。このブレーキディスクの内周面に弾性体２６の外周端が接続される。質量体２８はシャフト２４の中心軸周りに円環状に設けられてよい。 The mass body 28 is a member that becomes a mass of the pendulum damper. For example, the mass body 28 is composed of a brake disk. The outer peripheral end of the elastic body 26 is connected to the inner peripheral surface of the brake disc. The mass body 28 may be provided in an annular shape around the central axis of the shaft 24.
ブレーキ部材１２は、質量体２８であるブレーキディスクと係合可能な係合部材である。例えばブレーキ部材１２はディスクブレーキ機構を備え、図示しないケース等の固定部に固定される。図示は省略するが、このディスクブレーキ機構は、ブレーキディスク（質量体２８）に当接可能なブレーキパッド、ブレーキパッドをブレーキディスクに押圧可能なピストン、及びピストンを押圧させる油圧機構を備えたブレーキキャリパーを備える。なお、ディスクブレーキ機構に代えて、ドグクラッチのように、差動回転を許容しないような係合装置も使用できる。 The brake member 12 is an engagement member that can be engaged with a brake disk that is the mass body 28. For example, the brake member 12 includes a disc brake mechanism and is fixed to a fixing portion such as a case (not shown). Although not shown, this disc brake mechanism includes a brake caliper that includes a brake pad that can abut against the brake disc (mass body 28), a piston that can press the brake pad against the brake disc, and a hydraulic mechanism that presses the piston. Is provided. Instead of the disc brake mechanism, an engagement device that does not allow differential rotation, such as a dog clutch, can be used.
制御部１４は、ブレーキ部材１２の係合（Ｏｎ）及び解除（Ｏｆｆ）を制御する。後述するように、間欠的に質量体２８及びブレーキ部材１２とを係合させて、係合時間及び係合タイミングを調整することで、振動子１０の振動トルクの振幅、位相、及び周期を任意に変更可能となる。 The control unit 14 controls engagement (On) and release (Off) of the brake member 12. As described later, by intermittently engaging the mass body 28 and the brake member 12 and adjusting the engagement time and the engagement timing, the amplitude, phase, and period of the vibration torque of the vibrator 10 can be arbitrarily set. Can be changed.
制御部１４は、コンピュータから構成されてよく、ＣＰＵ、記憶部、機器・センサインターフェースが内部バスを介して互いに接続されている。これらのハードウェア資源が適宜割り当てられて、図１３から図１７に例示されたフィードバックループシステムを実行するための各機能ブロックが（仮想的に）構築される。これについては後述する。 The control unit 14 may be configured by a computer, and a CPU, a storage unit, and a device / sensor interface are connected to each other via an internal bus. These hardware resources are appropriately allocated, and each functional block for executing the feedback loop system illustrated in FIGS. 13 to 17 is (virtually) constructed. This will be described later.
また制御部１４は、図示しない機器・センサインターフェースを介して、種々のセンサからの信号を受信する。具体的には、角度センサ１６から質量体２８の角度位置を取得する。角度センサ１６は例えば光学式エンコーダから構成されてよく、また質量体２８であるブレーキディスクには光学式エンコーダがピックアップ可能なスリット（溝）が形成されていてよい。 The control unit 14 receives signals from various sensors via a device / sensor interface (not shown). Specifically, the angular position of the mass body 28 is acquired from the angle sensor 16. The angle sensor 16 may be composed of, for example, an optical encoder, and a brake disk that is the mass body 28 may be formed with a slit (groove) that can be picked up by the optical encoder.
また制御部１４は、機器・センサインターフェースを介して、入力トルクセンサ１８から回転駆動源２０のトルクを取得する。例えば入力トルクセンサ１８は回転駆動源２０から入力されたトルクに応じたシャフト２４のねじれ量を計測してこれをトルクに換算し、制御部１４に送る。 Further, the control unit 14 acquires the torque of the rotational drive source 20 from the input torque sensor 18 via the device / sensor interface. For example, the input torque sensor 18 measures the amount of twist of the shaft 24 corresponding to the torque input from the rotary drive source 20, converts this to torque, and sends the torque to the control unit 14.
さらに制御部１４は、機器・センサインターフェースを介して、振動子トルクセンサ１９から振動子１０（質量体２８）のトルクを取得する。例えば振動子トルクセンサ１９は質量体２８であるブレーキディスクのねじれ量を計測してこれをトルクに換算し、制御部１４に送る。 Furthermore, the control unit 14 acquires the torque of the vibrator 10 (mass body 28) from the vibrator torque sensor 19 via the device / sensor interface. For example, the vibrator torque sensor 19 measures the torsion amount of the brake disk, which is the mass body 28, converts it into torque, and sends it to the control unit 14.
なお、図１に示す実施形態では、回転駆動源２０からの回転駆動力を直接振子ダンパシステムが受ける構造となっているが、これに限らない。例えば図３に例示するように、回転駆動源２０と振子ダンパシステムとの間に、つまり駆動伝達経路に直列にトーションダンパー３０を設けてもよい。この構造では、一旦トーションダンパー３０を経由し減衰された振動トルクを、本実施形態に係る振子ダンパシステムにてさらに減衰させる。 In the embodiment shown in FIG. 1, the pendulum damper system directly receives the rotational driving force from the rotational driving source 20. However, the present invention is not limited to this. For example, as illustrated in FIG. 3, a torsion damper 30 may be provided between the rotary drive source 20 and the pendulum damper system, that is, in series with the drive transmission path. In this structure, the vibration torque once damped via the torsion damper 30 is further damped by the pendulum damper system according to the present embodiment.
＜動作原理（無係合時）＞
図４〜図８を用いて、本実施形態に係る振子ダンパシステムの動作について、特にブレーキ部材１２の無係合時の動作を説明する。なお説明の都合上、以下ではシャフト２４の角速度（軸速度）は一定値を取る（一定回転である）ものとする。
<Operating principle (when not engaged)>
The operation of the pendulum damper system according to the present embodiment will be described with reference to FIGS. 4 to 8 particularly when the brake member 12 is not engaged. For convenience of explanation, it is assumed below that the angular velocity (axial velocity) of the shaft 24 takes a constant value (constant rotation).
ブレーキ部材１２により質量体２８が係合されていない（開放状態である）とき、振動子１０はシャフト２４の回転に伴って移動させられる。このとき、図４のグラフに示すように、シャフト２４と質量体２８とを繋ぐ弾性体２６によって振動子１０（質量体２８）の速度はシャフト２４の角速度を中心として正弦波状に変化する。また、弾性体２６のトルクは弾性体２６の変位に比例し、振動速度とは９０°遅れ位相となる。このときの振動周期は弾性体２６のばね定数及び質量体２８の回転慣性から一意に定まる。 When the mass body 28 is not engaged by the brake member 12 (in an open state), the vibrator 10 is moved as the shaft 24 rotates. At this time, as shown in the graph of FIG. 4, the speed of the vibrator 10 (mass body 28) changes in a sinusoidal shape around the angular velocity of the shaft 24 by the elastic body 26 that connects the shaft 24 and the mass body 28. Further, the torque of the elastic body 26 is proportional to the displacement of the elastic body 26 and has a phase delayed by 90 ° from the vibration speed. The vibration period at this time is uniquely determined from the spring constant of the elastic body 26 and the rotational inertia of the mass body 28.
このとき、振動子１０（質量体２８）の角速度ｄθｖ／ｄｔ（絶対速度）は、シャフト２４の角速度ｄθ０／ｄｔ（ここでは一定値）を中心に加減速を繰り返す。このとき、振動子１０（質量体２８）の、シャフト２４に対する相対速度をｄθv’／ｄｔとすると、下記数式（１）が導かれる。 At this time, the angular velocity dθ v / dt (absolute velocity) of the vibrator 10 (mass body 28) is repeatedly accelerated and decelerated around the angular velocity dθ 0 / dt (here, a constant value) of the shaft 24. At this time, when the relative speed of the vibrator 10 (mass body 28) with respect to the shaft 24 is dθ v ′ / dt, the following formula (1) is derived.
ここで、振動子１０の挙動について、振動子１０（質量体２８）の絶対速度がブレーキ部材１２と等速、つまり絶対速度ゼロとなるために、下記数式（２）で表される条件が満たされているものとする。なお数式（２）中、ｍａｘ（ｄθｖ’／ｄｔ）は、振動子１０（質量体２８）の１周期中の最大相対速度を示す。 Here, regarding the behavior of the vibrator 10, since the absolute speed of the vibrator 10 (mass body 28) is equal to that of the brake member 12, that is, the absolute speed is zero, the condition represented by the following formula (2) is satisfied. It is assumed that In Equation (2), max (dθ v ′ / dt) indicates the maximum relative velocity during one cycle of the vibrator 10 (mass body 28).
図４においてフェーズ（Ｉ）、つまり振動子１０の減速時において振動子１０（質量体２８）の絶対速度ｄθｖ／ｄｔがシャフト２４の絶対速度ｄθ０／ｄｔと等速となる、言い換えると、振動子１０（質量体２８）の相対速度ｄθｖ’／ｄｔがゼロになるときの様子が図５に例示されている。このとき、シャフト２４と質量体２８との位相差θｓｐは最大値をとる。なお、このときの位相差θｓｐは弾性体２６の機械的な強度から求めた最大変位角度θｌｉｍ未満であるものとする。 In FIG. 4, during phase (I), that is, during deceleration of the vibrator 10, the absolute speed dθ v / dt of the vibrator 10 (mass body 28) becomes equal to the absolute speed dθ 0 / dt of the shaft 24, in other words, FIG. 5 illustrates a state where the relative velocity dθ v ′ / dt of the vibrator 10 (mass body 28) becomes zero. At this time, the phase difference θ sp between the shaft 24 and the mass body 28 takes the maximum value. It is assumed that the phase difference θ sp at this time is less than the maximum displacement angle θ lim obtained from the mechanical strength of the elastic body 26.
フェーズ（Ｉ）において、弾性体２６はシャフト２４に対する進角方向に捩じられ、その後反発してシャフト２４の回転方向とは逆方向に質量体２８を回転させる。このとき、振動子１０（質量体２８）が負の最大速度を取るときの様子（フェーズ（II））が図６に例示される。 In the phase (I), the elastic body 26 is twisted in the advance direction with respect to the shaft 24, and then repels and rotates the mass body 28 in the direction opposite to the rotation direction of the shaft 24. At this time, a state (phase (II)) when the vibrator 10 (mass body 28) takes a negative maximum speed is illustrated in FIG.
図６（フェーズ（II））では弾性体２６の弾性エネルギが解放され略自然長となる。このとき、振動子１０（質量体２８）の相対速度は−ｍａｘ（ｄθｖ’／ｄｔ）となる。 In FIG. 6 (phase (II)), the elastic energy of the elastic body 26 is released and becomes substantially natural length. At this time, the relative speed of the vibrator 10 (mass body 28) is −max (dθ v ′ / dt).
フェーズ（II）を過ぎると弾性体２６はシャフト２４の回転方向とは逆方向に捩じられる。捩じれに伴い振動子１０（質量体２８）の、シャフト２４の回転方向とは逆方向の回転が減速する。言い換えると、フェーズ（II）からフェーズ（IV）までは、シャフト２４の回転方向と同方向の回転について、振動子１０（質量体２８）の加速期間となる。 After passing through the phase (II), the elastic body 26 is twisted in the direction opposite to the rotation direction of the shaft 24. As the twisting occurs, the rotation of the vibrator 10 (mass body 28) in the direction opposite to the rotation direction of the shaft 24 is decelerated. In other words, from phase (II) to phase (IV) is the acceleration period of the vibrator 10 (mass body 28) for rotation in the same direction as the rotation direction of the shaft 24.
フェーズ（II）以降、弾性体２６の捩じれが（負方向に）最大となり振動子１０（質量体２８）の相対速度ｄθｖ’／ｄｔがゼロになるとき（フェーズ（III）の様子が図７に例示されている。このとき、フェーズ（Ｉ）と同様にして、シャフト２４と質量体２８との位相差θｓｐは最大値をとる。 After phase (II), when the torsion of the elastic body 26 becomes maximum (in the negative direction) and the relative speed dθ v ′ / dt of the vibrator 10 (mass body 28) becomes zero (phase (III) is shown in FIG. At this time, similarly to the phase (I), the phase difference θ sp between the shaft 24 and the mass body 28 takes the maximum value.
フェーズ（III）以降は弾性体２６の弾性エネルギの解放に伴い振動子１０（質量体２８）がシャフト２４と同回転方向に回転移動する。その回転速度が最大となるフェーズ（IV）の様子を図８に例示する。フェーズ（IV））では弾性体２６の弾性エネルギが解放され略自然長となる。このとき、振動子１０（質量体２８）の相対速度は＋ｍａｘ（ｄθｖ’／ｄｔ）となる。 After phase (III), the vibrator 10 (mass body 28) rotates in the same rotational direction as the shaft 24 as the elastic energy of the elastic body 26 is released. FIG. 8 illustrates the state of phase (IV) in which the rotation speed is maximum. In the phase (IV)), the elastic energy of the elastic body 26 is released and becomes substantially natural length. At this time, the relative speed of the vibrator 10 (mass body 28) is + max (dθ v ′ / dt).
フェーズ（IV）以降はフェーズ（Ｉ）に戻り、フェーズ（II）まで振動子１０（質量体２８）の減速期間となる。つまり、フェーズ（II）からフェーズ（III）を経由してフェーズ（IV）までが振動子１０（質量体２８）の加速期間となり、フェーズ（IV）からフェーズ（Ｉ）を経由してフェーズ（II）までが減速期間となる。 After the phase (IV), the process returns to the phase (I), and the phase of the transducer 10 (mass body 28) is decelerated until the phase (II). That is, the phase from the phase (II) to the phase (IV) through the phase (III) is the acceleration period of the vibrator 10 (mass body 28), and from the phase (IV) to the phase (II) through the phase (I). ) Is the deceleration period.
図４に示されているように、減速期間（フェーズ（IV）→フェーズ（Ｉ）→フェーズ（II））において、振動子１０（質量体２８）の絶対速度がゼロになるポイント（ａ）が表れる。また同様にして、加速期間（フェーズ（II）→フェーズ（III）→フェーズ（IV））において、振動子１０（質量体２８）の絶対速度がゼロになるポイント（ｂ）が表れる。後述するように、このポイント（ａ），（ｂ）にてブレーキ部材１２を駆動させて質量体２８であるブレーキディスクと係合させる。 As shown in FIG. 4, during the deceleration period (phase (IV) → phase (I) → phase (II)), the point (a) at which the absolute velocity of the vibrator 10 (mass body 28) becomes zero is appear. Similarly, in the acceleration period (phase (II) → phase (III) → phase (IV)), a point (b) at which the absolute velocity of the vibrator 10 (mass body 28) becomes zero appears. As will be described later, the brake member 12 is driven at the points (a) and (b) to be engaged with the brake disk as the mass body 28.
＜動作原理（係合時）＞
図９、図１０には、本実施形態に係る振子ダンパシステムにおける、係合時の様子が例示されている。図９には、上述したポイント（ａ）における係合状態が例示されている。角度センサ１６（図１参照）は、質量体２８の角度θを所定のクロックタイミングで制御部１４に送信する。制御部１４は受信した角度θの時間変化から質量体２８の角速度ｄθｖ／ｄｔを求める。角速度ｄθｖ／ｄｔ＝０となるとき、言い換えるとブレーキ部材１２と等速となるとき、制御部１４はブレーキ部材１２に対して係合（Ｏｎ）指令を出力する。
<Operating principle (when engaged)>
FIG. 9 and FIG. 10 illustrate the state at the time of engagement in the pendulum damper system according to the present embodiment. FIG. 9 illustrates an engaged state at the point (a) described above. The angle sensor 16 (see FIG. 1) transmits the angle θ of the mass body 28 to the control unit 14 at a predetermined clock timing. The control unit 14 obtains the angular velocity dθ v / dt of the mass body 28 from the time change of the received angle θ. When the angular velocity dθ v / dt = 0, in other words, when the angular velocity is equal to that of the brake member 12, the control unit 14 outputs an engagement (On) command to the brake member 12.
質量体２８の角速度がゼロのときにブレーキ部材１２と係合させることで、係合時の損失を低減できる。なお、角速度が厳密にゼロでなくても、伝達されるトルクに比べて損失が無視できるほど小さい、角速度がゼロ近傍の領域であれば、質量体２８とブレーキ部材１２とを係合させてもよい。 By engaging with the brake member 12 when the angular velocity of the mass body 28 is zero, loss during engagement can be reduced. Even if the angular velocity is not strictly zero, if the loss is negligibly small compared to the transmitted torque and the angular velocity is in the region near zero, the mass body 28 and the brake member 12 may be engaged. Good.
図９に示すように、ポイント（ａ）では、質量体２８はシャフト２４に対して進角側に変位している。この状態で質量体２８を固定すると、回転移動するシャフト２４が固定されている質量体２８に徐々に追い付き、位相が揃うことになる。これに伴い図９下段に示すように、弾性体２６の捩じれが解消される。言い換えると弾性体２６の弾性エネルギが解放される（放エネ）。このように、減速期間において質量体２８をブレーキ部材１２と係合させて固定すると、弾性体２６の弾性エネルギは解放される。 As shown in FIG. 9, at the point (a), the mass body 28 is displaced to the advance side with respect to the shaft 24. When the mass body 28 is fixed in this state, the rotating shaft 24 gradually catches up with the fixed mass body 28 and the phases are aligned. Accordingly, as shown in the lower part of FIG. 9, the twist of the elastic body 26 is eliminated. In other words, the elastic energy of the elastic body 26 is released (energy release). Thus, when the mass body 28 is engaged with the brake member 12 and fixed during the deceleration period, the elastic energy of the elastic body 26 is released.
図１０には、ポイント（ｂ）における係合状態が例示されている。ポイント（ｂ）では、質量体２８はシャフト２４に対して遅角側に変位している。この状態で質量体２８を固定すると、固定された振動子１０（質量体２８）は、回転移動するシャフト２４から更に遅角側に位相がずれる（置いていかれる）。これに伴い図１０下段に示すように、弾性体２６に更なる捩じれが加えられる。言い換えると弾性体２６の弾性エネルギが蓄積される（蓄エネ）。このように、加速期間において質量体２８をブレーキ部材１２と係合させて固定すると、弾性体２６の弾性エネルギは蓄積される。 FIG. 10 illustrates an engaged state at the point (b). At the point (b), the mass body 28 is displaced to the retard angle side with respect to the shaft 24. When the mass body 28 is fixed in this state, the phase of the fixed vibrator 10 (mass body 28) is shifted (placed) further to the retard side from the rotating shaft 24. Accordingly, as shown in the lower part of FIG. 10, further twisting is applied to the elastic body 26. In other words, the elastic energy of the elastic body 26 is accumulated (energy storage). Thus, when the mass body 28 is engaged with the brake member 12 and fixed during the acceleration period, the elastic energy of the elastic body 26 is accumulated.
＜ブレーキ係合を利用した振動波形制御＞
本実施形態に係る振子ダンパシステムでは、上述した弾性体２６の蓄エネ及び放エネを利用して、振動子１０の振動波形を制御する。図１１には、振動子１０（質量体２８）に対する振動振幅制御の例が示されている。
<Vibration waveform control using brake engagement>
In the pendulum damper system according to the present embodiment, the vibration waveform of the vibrator 10 is controlled using the energy storage and release energy of the elastic body 26 described above. FIG. 11 shows an example of vibration amplitude control for the vibrator 10 (mass body 28).
図１１において、上段のグラフは振動子１０（質量体２８）の速度変化を示す。横軸は時間を示し、縦軸は回転速度ｄθｖ／ｄｔ（絶対速度）を示す。下段は振動子１０（質量体２８）の（シャフト２４に対する）位相変化θｓｐの変化を示す。横軸は時間を示し、縦軸は位相変化θｓｐを示す。 In FIG. 11, the upper graph shows the speed change of the vibrator 10 (mass body 28). The horizontal axis represents time, and the vertical axis represents the rotational speed dθ v / dt (absolute speed). The lower stage shows the change of the phase change θ sp (relative to the shaft 24) of the vibrator 10 (mass body 28). The horizontal axis represents time and the vertical axis represents the phase change theta sp.
図１１上段を参照し、振動子１０（質量体２８）の減速期間において回転速度ｄθｖ／ｄｔ＝０のタイミング、つまりポイント（ａ）にて制御部１４はブレーキ部材１２に係合指令を与えて質量体２８であるブレーキディスクと係合させる。係合期間はｔｎとする。 11, the control unit 14 gives an engagement command to the brake member 12 at the timing of the rotational speed dθ v / dt = 0 during the deceleration period of the vibrator 10 (mass body 28), that is, at the point (a). The mass disc 28 is engaged with the brake disc. The engagement period and t n.
係合期間ｔｎ経過後、制御部１４はブレーキ部材１２に開放指令を与えて質量体２８であるブレーキディスクとの係合を開放させる。このとき、係合期間において弾性体２６の弾性エネルギを一部解放させた（放エネ）ことから、期間ｔｎ以降の最大位相変化が係合前の周期と比較して小さくなる。 After the engagement period t n elapses, the control unit 14 gives a release command to the brake member 12 to release the engagement with the brake disk which is the mass body 28. Smaller this time, the elastic energy of the elastic body 26 from a portion was released (energy release) in engagement period, the maximum phase change in subsequent periods t n is compared with the period before the engagement.
さらに周期が進み、振動子１０（質量体２８）の加速期間において回転速度ｄθｖ／ｄｔ＝０のタイミング、つまりポイント（ｂ）にて制御部１４はブレーキ部材１２に係合指令を与えて質量体２８であるブレーキディスクと係合させる。係合期間はｔｐとする。 Further, the cycle advances, and the control unit 14 gives an engagement command to the brake member 12 at the timing of the rotational speed dθ v / dt = 0 in the acceleration period of the vibrator 10 (mass body 28), that is, at the point (b), and the mass. The brake disc which is the body 28 is engaged. The engagement period and t p.
係合期間ｔｐ経過後、制御部１４はブレーキ部材１２に開放指令を与えて質量体２８であるブレーキディスクとの係合を開放させる。このとき、係合期間において弾性体２６の弾性エネルギを蓄積させた（蓄エネ）ことから、期間ｔｐ以降の最大位相変化が期間ｔｐ以前の周期と比較して大きくなる。 After engagement period t p, the control unit 14 to open the engagement of the brake disc is a mass body 28 gives an open command to the brake member 12. At this time, the elastic energy of the elastic body 26 since was accumulated (energy蓄) in engagement period, the maximum phase change in subsequent periods t p is large compared to the period t p previous cycle.
このように、係合期間ｔｐを設けることで振動子１０（質量体２８）の振幅を増加でき、係合期間ｔｎを設けることで振動子１０（質量体２８）の振幅を低減できる。また、既に係合期間ｔｐが設けられている場合には、その設定された期間よりも係合期間ｔｐを短縮することで、相対的に振動子１０（質量体２８）の振幅を低減できる。同様にして、既に係合期間ｔｎが設けられている場合には、その設定された期間よりも係合期間ｔｎを短縮することで、相対的に振動子１０（質量体２８）の振幅を増加できる。 Thus, it is possible to increase the amplitude of the vibrator 10 (mass 28) by providing an engagement period t p, can reduce the amplitude of the vibrator 10 (mass 28) by providing an engagement period t n. Also, already when the engagement period t p is provided, to shorten the engagement period t p than the set period, reducing the amplitude of the relatively vibrator 10 (mass 28) it can. Similarly, already when the engagement period t n is provided, to shorten the engagement period t n than the set period, the amplitude of the relatively vibrator 10 (mass 28) Can be increased.
また、振動子１０の自然振動（ブレーキ係合を伴わない振動）によるエネルギ消費を無視すると、係合期間ｔｎにおける開放エネルギと、係合期間ｔｐにおける蓄積エネルギの収支がゼロになる場合、係合期間ｔｎ及び係合期間ｔｐを実施する前後で振動子１０（質量体２８）の振動振幅は変化しないことになる。このとき、振動子１０（質量体２８）の振幅を変化させずに周期をｔｎ＋ｔｐ分延長可能となる。例えばシャフト２４の運動状態にもよるが、例えばｔｐ＝ｔｎとすることで、振幅一定、周期延長とする振動波形制御が可能となる。 Moreover, ignoring the energy consumption by the natural vibration of the vibrator 10 (vibration without brake engagement), when the opening energy of the engaging period t n, the balance of stored energy in the engagement period t p is zero, vibration amplitude of the vibrator 10 (mass 28) before and after carrying out the engagement period t n and the engagement period t p will not change. At this time, the period without changing the amplitude of the vibrator 10 (mass body 28) becomes t n + t p min extendable. For example, depending on the motion state of the shaft 24, for example, by setting t p = t n , vibration waveform control with constant amplitude and period extension is possible.
図１２には、振幅一定かつ周期延長制御の一例が示される。上段は基準波を示し、例えばシャフト２４（及び回転駆動源２０）の振動波が示される。下段は制御波を示し、振動子１０の振動波が示される。上下段のグラフとも、横軸は時間を示し、縦軸は振動位相を示す。 FIG. 12 shows an example of constant amplitude and period extension control. The upper stage shows a reference wave, for example, a vibration wave of the shaft 24 (and the rotary drive source 20). The lower part shows the control wave, and the vibration wave of the vibrator 10 is shown. In the upper and lower graphs, the horizontal axis represents time, and the vertical axis represents the vibration phase.
この例では、時刻ｔ０から時刻ｔ１まで基準波と制御波が同位相で推移する。さらにｔ１以降、上述したような位相制御（周期延長制御）によって時刻ｔ０〜ｔ１における周期よりも１０％周期を延長させる。これにより基準波と制御波の位相が徐々にずれ、時刻ｔ２において基準波と制御波が逆位相となる。 In this example, the reference wave and the control wave change in phase from time t0 to time t1. Further, after t1, the cycle is extended by 10% from the cycle at time t0 to t1 by the phase control (cycle extension control) as described above. As a result, the phases of the reference wave and the control wave gradually shift, and the reference wave and the control wave are in opposite phases at time t2.
このように本実施形態では、制振対象である基準波に対して周期及び振幅を調整して、基準波を打ち消すような振動を振動子１０に生じさせる。典型的には基準波の逆位相の振動を振動子１０に生じさせる。振動子１０の周期及び振幅を任意に変えることができるので、基準波の設定に応じて能動的に振動子１０の振動状態を設定可能となり、多様な振幅及び周期を持つ基準波に対して有意な制振効果を得ることができる。 As described above, in the present embodiment, the vibrator 10 is caused to vibrate so as to cancel the reference wave by adjusting the period and the amplitude with respect to the reference wave to be controlled. Typically, the vibrator 10 is caused to vibrate in the opposite phase of the reference wave. Since the period and amplitude of the vibrator 10 can be arbitrarily changed, the vibration state of the vibrator 10 can be actively set according to the setting of the reference wave, which is significant with respect to the reference wave having various amplitudes and periods. Can achieve a significant damping effect.
＜制御ブロック＞
図１３に、本実施形態に係る振動制御を実行するための制御ブロックを例示する。図示されているように、当該制御ブロックは、入力トルクセンサ１８、制御部１４、ブレーキ部材１２、振動子１０、振動子トルクセンサ１９、及び角度センサ１６を含んで構成される。また制御部１４にはＰＩＤコントローラ３２、ブレーキドライバ３４、及び速度算出部３６が構成される。
<Control block>
FIG. 13 illustrates a control block for executing vibration control according to the present embodiment. As illustrated, the control block includes an input torque sensor 18, a control unit 14, a brake member 12, a vibrator 10, a vibrator torque sensor 19, and an angle sensor 16. The control unit 14 includes a PID controller 32, a brake driver 34, and a speed calculation unit 36.
入力トルクセンサ１８は回転駆動源２０のトルクＴｒｑを取得する。さらにその前後のトルク変化を踏まえて、トルク振動の周期Ｔｒｅｆ、振幅Ａｒｅｆ及び位相ψｒｅｆが得られる。周期Ｔｒｅｆ、振幅Ａｒｅｆ及び位相ψｒｅｆは制御部１４内で求めてもよい。 The input torque sensor 18 acquires the torque Trq of the rotational drive source 20. Further, based on the torque change before and after that, the torque vibration period T ref , amplitude A ref and phase ψ ref are obtained. The period T ref , the amplitude A ref, and the phase ψ ref may be obtained within the control unit 14.
さらに振動子トルクセンサ１９から振動子１０（質量体２８）のトルクＴｒｑが得られる。さらにその前後のトルク変化を踏まえて、トルク振動の周期Ｔ、振幅Ａ及び位相ψが得られる。周期Ｔ、振幅Ａ及び位相ψは制御部１４内で求めてもよい。 Further, the torque Trq of the vibrator 10 (mass body 28) is obtained from the vibrator torque sensor 19. Further, the torque vibration period T, amplitude A, and phase ψ are obtained in consideration of the torque change before and after that. The period T, the amplitude A, and the phase ψ may be obtained in the control unit 14.
ＰＩＤコントローラ３２は基準波となる周期Ｔｒｅｆ、振幅Ａｒｅｆ及び位相ψｒｅｆを取得するとともに、制御波となる周期Ｔ、振幅Ａ及び位相ψを取得する。さらにＰＩＤコントローラ３２はそれぞれの差に基づいて係合期間ｔｐ及びｔｎを算出してブレーキドライバ３４にこれらを送信する。 The PID controller 32 obtains the period T ref , the amplitude A ref and the phase ψ ref that become the reference wave, and obtains the period T, the amplitude A and the phase ψ that become the control wave. Further, the PID controller 32 calculates the engagement periods t p and t n based on the respective differences and transmits them to the brake driver 34.
一方、角度センサ１６から制御部１４の速度算出部３６に質量体２８の角度θが送信される。速度算出部３６では角度変化に基づいて振動子１０（質量体２８）の絶対速度ｄθｖ／ｄｔを求め、ブレーキドライバ３４に送信する。 On the other hand, the angle θ of the mass body 28 is transmitted from the angle sensor 16 to the speed calculation unit 36 of the control unit 14. The speed calculation unit 36 obtains the absolute speed dθ v / dt of the vibrator 10 (mass body 28) based on the angle change, and transmits it to the brake driver 34.
ブレーキドライバ３４は、振動子１０（質量体２８）の絶対速度ｄθｖ／ｄｔがゼロになるタイミングでブレーキ部材１２に対して係合指令（Ｏｎ指令）を送信する。これを受けてブレーキ部材１２は質量体２８であるブレーキディスクと係合する。係合に伴って弾性体２６の蓄エネまたは放エネが行われる。 The brake driver 34 transmits an engagement command (On command) to the brake member 12 at a timing when the absolute speed dθ v / dt of the vibrator 10 (mass body 28) becomes zero. In response to this, the brake member 12 is engaged with a brake disk which is the mass body 28. Accompanying the engagement, the elastic body 26 stores or releases energy.
このときの係合期間をｔｐ及びｔｎのどちらとするかは、振動子１０（質量体２８）について、絶対速度ｄθｖ／ｄｔ＝０となる前後の速度変化（加速度）が正（加速）であるか負（減速）であるかに基づいて定められる。例えば速度変化が正であるなら係合期間としてｔｐが設定され、速度変化が負であるなら係合期間としてｔｎが設定される。 Whether the engagement period at this time is t p or t n is determined by the acceleration (acceleration) before and after the absolute speed dθ v / dt = 0 is positive (acceleration) for the vibrator 10 (mass body 28). ) Or negative (deceleration). For example the speed change t p is set as the engaging time period if it is positive, the speed change is t n is set as the engaging time period if it is negative.
図１４〜図１７には、ＰＩＤコントローラ３２の詳細が例示される。図１４には振幅制御に係る制御ブロックが例示されている。 The details of the PID controller 32 are illustrated in FIGS. FIG. 14 illustrates a control block related to amplitude control.
ＰＩＤコントローラ３２のうち、振幅制御に係るブロック（振幅制御ブロック３８）には、基準波（回転駆動源２０）のトルク振動の振幅Ａｒｅｆ及び制御波（振動子１０）のトルク振動の振幅Ａが加減算器３８Ａに入力される。その差分ｅがそれぞれ比例部３８Ｂ、積分部３８Ｃ、及び微分部３８Ｄに入力され、各部で算出された値は加算器３８Ｅにて足し合わされる。 Of the PID controller 32, the amplitude control block (amplitude control block 38) includes the amplitude A ref of the torque vibration of the reference wave (rotation drive source 20) and the amplitude A of the torque vibration of the control wave (vibrator 10). It is input to the adder / subtractor 38A. The difference e is input to the proportional unit 38B, the integrating unit 38C, and the differentiating unit 38D, and the values calculated by the respective units are added by the adder 38E.
加算器３８Ｅにて足し合わされた値は減速期間ゲイン算出部３８Ｆ及び加速期間ゲイン算出部３８Ｇにそれぞれ入力される。ここで、振幅Ａｒｅｆと振幅Ａとの差分ｅが正である場合、Ａｒｅｆ＞Ａであるから、ＰＩＤ制御としては振動子１０の振幅を増加させる。つまり減速期間ゲインは負（−Ｇｎ）となり、加速期間ゲイン算出部は正（＋Ｇｐ）となる。それぞれのゲインが加えられ、振幅の観点から求められた係合期間ｔｐ，ｔｎが算出される。 The values added by the adder 38E are input to the deceleration period gain calculation unit 38F and the acceleration period gain calculation unit 38G, respectively. Here, when the difference e between the amplitude A ref and the amplitude A is positive, since A ref > A, the amplitude of the vibrator 10 is increased as PID control. That is, the deceleration period gain is negative (−G n ), and the acceleration period gain calculation unit is positive (+ G p ). Each gain is added, and the engagement periods t p and t n obtained from the viewpoint of amplitude are calculated.
図１５には、ＰＩＤコントローラ３２のうち、トルク振動の周期制御に係る制御ブロック（周期制御ブロック４０）が例示される。周期制御ブロック４０には、基準波（回転駆動源２０）の周期Ｔｒｅｆ及び制御波（振動子１０）の周期Ｔが加減算器４０Ａに入力される。その差分ｅがそれぞれ比例部４０Ｂ、積分部４０Ｃ、及び微分部４０Ｄに入力され、各部で算出された値は加算器４０Ｅにて足し合わされる。 FIG. 15 illustrates a control block (cycle control block 40) related to torque vibration cycle control in the PID controller 32. In the cycle control block 40, the cycle T ref of the reference wave (rotation drive source 20) and the cycle T of the control wave (vibrator 10) are input to the adder / subtractor 40A. The difference e is input to the proportional unit 40B, the integrating unit 40C, and the differentiating unit 40D, and the values calculated by the respective units are added by the adder 40E.
加算器４０Ｅにて足し合わされた値は減速期間ゲイン算出部４０Ｆ及び加速期間ゲイン算出部４０Ｇにそれぞれ入力される。ここで、周期Ｔｒｅｆと周期Ｔとの差分ｅが正である場合、Ｔｒｅｆ＞Ｔであるから、ＰＩＤ制御としては振動子１０の周期を増加させる。振動子１０の周期の増加（延長）は係合期間ｔｐによっても係合期間ｔｎによっても可能であるため、両者のゲインはともに正となる。減速期間ゲイン算出部４０Ｆ及び加速期間ゲイン算出部４０Ｇから、周期の観点から求められた係合期間ｔｐ，ｔｎが算出される。 The values added by the adder 40E are input to the deceleration period gain calculation unit 40F and the acceleration period gain calculation unit 40G, respectively. Here, when the difference e between the cycle T ref and the cycle T is positive, since T ref > T, the cycle of the vibrator 10 is increased as PID control. For increase of the period of the oscillator 10 (extension) it can also by engagement period t n by engagement period t p, both the gain is both positive. From the deceleration period gain calculation unit 40F and the acceleration period gain calculation unit 40G, the engagement periods t p and t n obtained from the viewpoint of the cycle are calculated.
図１６には、周期制御ブロック４０の前段に設けられた位相制御ブロック４２が例示される。位相制御ブロック４２には、基準波（回転駆動源２０）の位相ψｒｅｆ及び制御波（振動子１０）の位相ψが加減算器４２Ａに入力される。その差分ｅがそれぞれ比例部４２Ｂ、積分部４２Ｃ、及び微分部４２Ｄに入力され、各部で算出された値は加算器４２Ｅにて足し合わされる。 FIG. 16 illustrates the phase control block 42 provided in the previous stage of the cycle control block 40. In the phase control block 42, the phase ψ ref of the reference wave (rotation drive source 20) and the phase ψ of the control wave (vibrator 10) are input to the adder / subtractor 42A. The difference e is input to the proportional unit 42B, the integrating unit 42C, and the differentiating unit 42D, and the values calculated by the respective units are added by the adder 42E.
加算器４２Ｅにて足し合わされた値ΔＴｒｅｆは加算器４４に送られる。加算器４４では基準波の周期Ｔに位相差ΔＴｒｅｆが足し合わされ、周期制御ブロック４０に送られる。 The value ΔT ref added by the adder 42E is sent to the adder 44. In the adder 44, the phase difference ΔT ref is added to the period T of the reference wave and sent to the period control block 40.
図１７には、振幅制御ブロック３８、周期制御ブロック４０、及び位相制御ブロック４２がまとめて図示されている。振幅制御ブロック３８により求められた係合期間ｔｎ，ｔｐ及び周期制御ブロック４０により求められた係合期間ｔｎ，ｔｐは、加算器４６，４８にて足し合わされる。足し合わされた（最終的な）係合期間ｔｐ，ｔｎはブレーキドライバ３４（図１３参照）に送られる。 FIG. 17 collectively shows the amplitude control block 38, the period control block 40, and the phase control block 42. Engagement period t n determined by the amplitude control block 38, t p and cycle control engagement period determined by the block 40 t n, t p is summed by the adder 46. The added (final) engagement periods t p and t n are sent to the brake driver 34 (see FIG. 13).
＜自動車ダンパ実施例＞
図１８には、本実施形態に係る振子ダンパシステムを車両に適用したときの例が示されている。横軸は時間を示し、縦軸はトルクを示す。エンジントルクに対して振動子トルクを逆位相とすることで、制振後のトルク（Ｔｏｔａｌ）を大幅に低減可能となる。なお、振動子トルクはブレーキ係合を伴うために、エンジントルクのような正弦波と比較して歪んだ波形となる。この歪みに伴い、制振後のトルク振動は完全にゼロとはならない。しかしながら、制振後のトルク振動は主に高調波から構成されるので、伝達経路で速やかに減衰され、車室への影響を抑制可能となる。
<Example of automobile damper>
FIG. 18 shows an example when the pendulum damper system according to this embodiment is applied to a vehicle. The horizontal axis indicates time, and the vertical axis indicates torque. By setting the vibrator torque to the opposite phase to the engine torque, the post-vibration torque (Total) can be greatly reduced. Since the oscillator torque is accompanied by brake engagement, the oscillator torque has a distorted waveform compared to a sine wave such as engine torque. With this distortion, the torque vibration after damping is not completely zero. However, since the torque vibration after damping is mainly composed of harmonics, it is quickly attenuated in the transmission path, and the influence on the passenger compartment can be suppressed.
＜別実施形態＞
上述した実施形態では、質量体２８をブレーキディスクとするとともにこれをブレーキ部材１２にて係合させていたが、この形態に限らない。例えば質量体２８をクラッチディスクから構成し、これにクラッチ部材を係合可能としてもよい。
<Another embodiment>
In the above-described embodiment, the mass body 28 is used as a brake disk and is engaged with the brake member 12, but the present invention is not limited to this configuration. For example, the mass body 28 may be constituted by a clutch disk, and a clutch member may be engageable thereto.
例えば図１９に例示するように、クラッチ部材がシャフト２４と同方向に所定の一定速度で回転させられている場合に、質量体２８であるクラッチディスクとクラッチ部材との相対速度がゼロ近傍となったポイント（ｃ），（ｄ）にてクラッチ部材を質量体２８に係合させればよい。 For example, as illustrated in FIG. 19, when the clutch member is rotated at a predetermined constant speed in the same direction as the shaft 24, the relative speed between the clutch disk, which is the mass body 28, and the clutch member is close to zero. The clutch member may be engaged with the mass body 28 at the points (c) and (d).
質量体２８とクラッチ部材との相対速度がゼロのときに質量体２８とクラッチ部材とを係合させることで、係合時の損失を低減できる。なお、相対速度が厳密にゼロでなくても、伝達されるトルクに比べて損失が無視できるほど小さい、相対速度がゼロ近傍の領域であれば、質量体２８とクラッチ部材とを係合させてもよい。 By engaging the mass body 28 and the clutch member when the relative speed between the mass body 28 and the clutch member is zero, loss during engagement can be reduced. Even if the relative speed is not exactly zero, if the loss is negligibly small compared to the transmitted torque and the relative speed is in the region near zero, the mass body 28 and the clutch member are engaged. Also good.
図１９について、図４の実施形態と同様にして、ポイント（ｃ）では減速期間であることから係合期間としてｔｎが適用され、ポイント（ｄ）では加速期間であることから係合期間としてｔｐが適用される。係合期間ｔｎ，ｔｐの設定に応じて弾性体２６の蓄エネ及び放エネが実行され、その結果、振動子１０（質量体２８）のトルク振動の振幅及び周期を制御可能となる。また係合期間ｔｎ，ｔｐの設定に応じてトルク振動の周期が制御可能となり、入力トルクの振動位相に対して逆位相のトルク振動を振動子１０（質量体２８）に設定可能となる。 As in the embodiment of FIG. 4, t n is applied as the engagement period since the point (c) is the deceleration period, and the point (d) is the acceleration period. t p is applied. Engagement period t n, storing energy and energy release of the elastic body 26 according to the setting of t p is performed so that it is possible control the amplitude and period of the torque vibration of the vibrator 10 (mass 28). Also the period of torque fluctuation becomes controllable in response to the engaging time period t n, t p configuration, it is possible set the torque vibration of the opposite phase to the vibration phase of the input torque to the transducer 10 (mass 28) .
１０ 振動子、１２ ブレーキ部材（係合部材）、１４ 制御部、１６ 角度センサ、１８ 入力トルクセンサ、１９ 振動子トルクセンサ、２０ 回転駆動源、２２ トランスミッション、２４ シャフト、２６ 弾性体、２８ 質量体、３０ トーションダンパー、３２ ＰＩＤコントローラ、３４ ブレーキドライバ、３６ 速度算出部、３８ 振幅制御ブロック、４０ 周期制御ブロック、４２ 位相制御ブロック。 DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 vibrator | oscillator, 12 brake member (engagement member), 14 control part, 16 angle sensor, 18 input torque sensor, 19 vibrator torque sensor, 20 rotation drive source, 22 transmission, 24 shaft, 26 elastic body, 28 mass body 30 Torsion damper, 32 PID controller, 34 Brake driver, 36 Speed calculator, 38 Amplitude control block, 40 Period control block, 42 Phase control block.
Claims (8)
前記質量体と係合可能な係合部材と、
間欠的に前記質量体と前記係合部材とを係合させて前記振動子の振動を制御する制御部と、
を備える振子ダンパシステム。 An elastic body having one end connected to a shaft to which the rotational driving force is transmitted from the rotational driving source, and a mass body connected to the other end of the elastic body, are provided in parallel with the rotational driving force transmission path. And the vibrator
An engaging member engageable with the mass body;
A control unit that intermittently engages the mass body and the engagement member to control vibration of the vibrator;
Pendulum damper system with
前記係合部材はブレーキ部材であり、
前記制御部は、前記質量体の絶対速度がゼロ近傍のときに前記質量体と前記ブレーキ部材とを係合させる、振子ダンパシステム。 The pendulum damper system according to claim 1,
The engaging member is a brake member;
The control unit is a pendulum damper system that engages the mass body and the brake member when an absolute speed of the mass body is near zero.
前記係合部材はクラッチ部材であって、
前記制御部は、前記質量体と前記クラッチ部材との相対速度がゼロ近傍のときに前記質量体と前記クラッチ部材とを係合させる、振子ダンパシステム。 The pendulum damper system according to claim 1,
The engagement member is a clutch member,
The control unit is a pendulum damper system that engages the mass body and the clutch member when a relative speed between the mass body and the clutch member is near zero.
前記制御部は、前記質量体の加速時に前記質量体と前記係合部材とを係合させることで、前記弾性体の弾性エネルギを蓄積させる、振子ダンパシステム。 The pendulum damper system according to any one of claims 1 to 3,
The said control part is a pendulum damper system which accumulate | stores the elastic energy of the said elastic body by engaging the said mass body and the said engagement member at the time of the acceleration of the said mass body.
前記制御部は、前記質量体の減速時に前記質量体と前記係合部材とを係合させることで、前記弾性体の弾性エネルギを放出させる、振子ダンパシステム。 The pendulum damper system according to any one of claims 1 to 4,
The said control part is a pendulum damper system which releases the elastic energy of the said elastic body by engaging the said mass body and the said engagement member at the time of the deceleration of the said mass body.
前記制御部は、前記質量体の加速時における係合時間と減速時における係合時間とに基づいて、前記質量体の振動振幅を調整する、振子ダンパシステム。 A pendulum damper system according to claim 5, which is dependent on claim 4,
The said control part is a pendulum damper system which adjusts the vibration amplitude of the said mass body based on the engagement time at the time of the acceleration of the said mass body, and the engagement time at the time of deceleration.
前記制御部は、前記質量体と前記係合部材との係合によって前記振動子の振動周期を延長させる、振子ダンパシステム。 The pendulum damper system according to claim 6,
The control unit is a pendulum damper system that extends a vibration cycle of the vibrator by engagement of the mass body and the engagement member.
前記制御部は、前記質量体の加速時における係合時間と減速時における係合時間とに基づいて、前記振動子の振動位相を前記回転駆動源の振動位相に対して逆位相に調整する、振子ダンパシステム。 The pendulum damper system according to claim 7,
The control unit adjusts the vibration phase of the vibrator to a phase opposite to the vibration phase of the rotary drive source based on the engagement time during acceleration and the engagement time during deceleration of the mass body. Pendulum damper system.
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