JP2571149B2 - 2質量体式フライホイール - Google Patents
2質量体式フライホイールInfo
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- JP2571149B2 JP2571149B2 JP2213580A JP21358090A JP2571149B2 JP 2571149 B2 JP2571149 B2 JP 2571149B2 JP 2213580 A JP2213580 A JP 2213580A JP 21358090 A JP21358090 A JP 21358090A JP 2571149 B2 JP2571149 B2 JP 2571149B2
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- torque
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
- F16D3/00—Yielding couplings, i.e. with means permitting movement between the connected parts during the drive
- F16D3/80—Yielding couplings, i.e. with means permitting movement between the connected parts during the drive in which a fluid is used
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
- F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
- F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
- F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
- F16F15/131—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses
- F16F15/139—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses characterised by friction-damping means
- F16F15/1397—Overload protection, i.e. means for limiting torque
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
- F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
- F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
- F16F15/16—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using a fluid or pasty material
- F16F15/167—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using a fluid or pasty material having an inertia member, e.g. ring
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Description
【発明の詳細な説明】 [発明の目的] <産業上の利用分野> 本発明は、中空の円板状をなし内燃機関のクランク軸
に連結される第1の質量体と、該第1の質量体の中空部
内に設けられた円板状の中間板を備え変速機に連結され
る第2の質量体と、前記第1の質量体に摩擦装置を介し
て結合する支持体と、該支持体と前記第2の質量体間で
回転トルクを伝達するべく支持体と第2の質量体間に介
装されたばね装置と、前記第1の質量体と前記第2の質
量体間で伝達されるトルクの変動をダンピングする流体
式ダンピング装置とを有する2質量体式フライホイール
に関するものである。
に連結される第1の質量体と、該第1の質量体の中空部
内に設けられた円板状の中間板を備え変速機に連結され
る第2の質量体と、前記第1の質量体に摩擦装置を介し
て結合する支持体と、該支持体と前記第2の質量体間で
回転トルクを伝達するべく支持体と第2の質量体間に介
装されたばね装置と、前記第1の質量体と前記第2の質
量体間で伝達されるトルクの変動をダンピングする流体
式ダンピング装置とを有する2質量体式フライホイール
に関するものである。
<従来の技術> このような形式の2質量体式フライホイールが、西ド
イツ国特許公開公報DE−OS3905032.7号に開示されてい
る。これは滑動可能な摩擦継手を介して第1の質量体と
第2の質量体とを直列接続してなるものである。これの
場合、摩擦継手の摩擦エレメントが遠心力の作用を受け
ることにより、所定の回転速度以下の領域に於て伝達ト
ルクが制御されるようになっている。これにより、共振
領域に於ける伝達トルクのピーク値を制限することがで
きる。
イツ国特許公開公報DE−OS3905032.7号に開示されてい
る。これは滑動可能な摩擦継手を介して第1の質量体と
第2の質量体とを直列接続してなるものである。これの
場合、摩擦継手の摩擦エレメントが遠心力の作用を受け
ることにより、所定の回転速度以下の領域に於て伝達ト
ルクが制御されるようになっている。これにより、共振
領域に於ける伝達トルクのピーク値を制限することがで
きる。
この従来構造の欠点は、摩擦継手が大きな質量を担持
し、しかも二次側、つまり変速機側の質量体に位置して
おり、そのために一次側、つまりエンジン側の相対的な
質量を低減させてしまう点にある。このような一次側質
量(慣性二次モーメント)の減少は、エンジン回転速度
の不均一性を高める重大な不都合を招く。しかも、摩擦
継手を潤滑する必要が生じるため、製造コストが高騰す
る。
し、しかも二次側、つまり変速機側の質量体に位置して
おり、そのために一次側、つまりエンジン側の相対的な
質量を低減させてしまう点にある。このような一次側質
量(慣性二次モーメント)の減少は、エンジン回転速度
の不均一性を高める重大な不都合を招く。しかも、摩擦
継手を潤滑する必要が生じるため、製造コストが高騰す
る。
<発明が解決しようとする課題> このような従来技術の問題点に鑑み、本発明の主な目
的は、共振領域での変動トルクのピーク値の伝達量を減
少させ、しかも二次側の質量を増大させることのない2
質量体式フライホイールを提供することにある。
的は、共振領域での変動トルクのピーク値の伝達量を減
少させ、しかも二次側の質量を増大させることのない2
質量体式フライホイールを提供することにある。
[発明の構成] <課題を解決するための手段> このような目的は、本発明によれば、中空の円板状を
なし内燃機関のクランク軸に連結される第1の質量体
と、該第1の質量体の中空部内に設けられた円板状の中
間板を備え変速機に連結される第2の質量体と、最大定
格駆動トルクは滑りなく伝達可能であるが、ある臨界回
転速度を通過する際の変動トルクのピーク値では滑りを
引起すように摩擦結合力が設定された摩擦装置を介して
前記第1の質量体と相対回動可能に結合される支持体
と、該支持体と前記中間板間で回転トルクを伝達するべ
く前記支持体と前記中間板間に介装されて周方向に弾発
力を発揮するばね装置と、前記第1の質量体と前記第2
の質量体間で伝達されるトルクの変動をダンピングする
流体式ダンピング装置とを有する2質量体式フライホイ
ールであって、前記摩擦装置は、拡開ばねによって軸線
方向について互いに離反する方向に付勢された状態で前
記支持体の外周部に支持された一対の摩擦板を有するも
のであり、前記流体ダンピング装置は、前記支持体の外
周部と前記第1の質量体の中空部内面とに前記摩擦板の
装着部に隣接して画成されたシリンダ室及び該シリンダ
室に突入するように前記中間板に設けられた突起とから
なるものであることを特徴とする2質量体式フライホイ
ールを提供することにより達成される。特に、前記第1
の質量体が一対の円板状側板からなり、該側板の一方
が、その外周縁を密接に受容し得る内周面を有するハウ
ジング内に軸線方向に沿って嵌入されており、前記摩擦
板の摩擦結合力を適正に定めた後に前記一方の側板の前
記ハウジングに対する固定が実行されるようにすると良
い。
なし内燃機関のクランク軸に連結される第1の質量体
と、該第1の質量体の中空部内に設けられた円板状の中
間板を備え変速機に連結される第2の質量体と、最大定
格駆動トルクは滑りなく伝達可能であるが、ある臨界回
転速度を通過する際の変動トルクのピーク値では滑りを
引起すように摩擦結合力が設定された摩擦装置を介して
前記第1の質量体と相対回動可能に結合される支持体
と、該支持体と前記中間板間で回転トルクを伝達するべ
く前記支持体と前記中間板間に介装されて周方向に弾発
力を発揮するばね装置と、前記第1の質量体と前記第2
の質量体間で伝達されるトルクの変動をダンピングする
流体式ダンピング装置とを有する2質量体式フライホイ
ールであって、前記摩擦装置は、拡開ばねによって軸線
方向について互いに離反する方向に付勢された状態で前
記支持体の外周部に支持された一対の摩擦板を有するも
のであり、前記流体ダンピング装置は、前記支持体の外
周部と前記第1の質量体の中空部内面とに前記摩擦板の
装着部に隣接して画成されたシリンダ室及び該シリンダ
室に突入するように前記中間板に設けられた突起とから
なるものであることを特徴とする2質量体式フライホイ
ールを提供することにより達成される。特に、前記第1
の質量体が一対の円板状側板からなり、該側板の一方
が、その外周縁を密接に受容し得る内周面を有するハウ
ジング内に軸線方向に沿って嵌入されており、前記摩擦
板の摩擦結合力を適正に定めた後に前記一方の側板の前
記ハウジングに対する固定が実行されるようにすると良
い。
<作用> 本発明によれば、2質量体式フライホイールの第1の
質量体(エンジンに接続)側に摩擦装置が設けられる。
摩擦装置は、ばね装置のためのばね支持体に一体的に装
着される。クランク軸が発生する回転力は、第1の質量
体から摩擦装置に伝達され、第1の質量体と摩擦装置の
摩擦部分及びばね装置を介して第2の質量体に伝達され
る。定格トルクが作用している時は、第1の質量体と摩
擦装置とは互いに滑らずに、つまり一体的に回転する。
従って、第1の質量体と第2の質量体との間のトルク
は、実質的にばね装置のみを介して伝達される。一方、
共振点を通過する際には、定格トルクを超える変動トル
クが発生するが、このようなトルクのピーク値に遭遇し
た時には、摩擦装置が滑りを生じ、第1質量体と第2質
量体とが互いに自由に相対回動し得るようになる。ま
た、この2質量式フライホイールに於ては、ばね装置の
ストローク範囲内にあって両質量体間の相対回動運動を
ダンピングするために、流体ダンピング装置が設けられ
ており、これにより、エンジンの全作動領域に渡って回
転振動に対する良好なダンピング効果を得ることができ
る。
質量体(エンジンに接続)側に摩擦装置が設けられる。
摩擦装置は、ばね装置のためのばね支持体に一体的に装
着される。クランク軸が発生する回転力は、第1の質量
体から摩擦装置に伝達され、第1の質量体と摩擦装置の
摩擦部分及びばね装置を介して第2の質量体に伝達され
る。定格トルクが作用している時は、第1の質量体と摩
擦装置とは互いに滑らずに、つまり一体的に回転する。
従って、第1の質量体と第2の質量体との間のトルク
は、実質的にばね装置のみを介して伝達される。一方、
共振点を通過する際には、定格トルクを超える変動トル
クが発生するが、このようなトルクのピーク値に遭遇し
た時には、摩擦装置が滑りを生じ、第1質量体と第2質
量体とが互いに自由に相対回動し得るようになる。ま
た、この2質量式フライホイールに於ては、ばね装置の
ストローク範囲内にあって両質量体間の相対回動運動を
ダンピングするために、流体ダンピング装置が設けられ
ており、これにより、エンジンの全作動領域に渡って回
転振動に対する良好なダンピング効果を得ることができ
る。
また摩擦装置と流体ダンピング装置とを同一円周上に
互いに周方向に隣接して設けることができるので、2質
量体式フライホイールの外径寸法を徒に増大することな
く摩擦装置並びに流体ダンピング装置の容量を増大する
ことができる。
互いに周方向に隣接して設けることができるので、2質
量体式フライホイールの外径寸法を徒に増大することな
く摩擦装置並びに流体ダンピング装置の容量を増大する
ことができる。
これらに加えて、第1の質量体を一対の円板状側板に
て構成し、該側板の一方を、その外周縁を密接に受容し
得る内周面を有するハウジング内に軸線方向に沿って嵌
入し、摩擦板の摩擦結合力を適正に定めた後に一方の側
板をハウジングに固定するものとすれば、伝達可能な最
大トルクの許容誤差が小さくなるように摩擦装置を組付
けることができる。
て構成し、該側板の一方を、その外周縁を密接に受容し
得る内周面を有するハウジング内に軸線方向に沿って嵌
入し、摩擦板の摩擦結合力を適正に定めた後に一方の側
板をハウジングに固定するものとすれば、伝達可能な最
大トルクの許容誤差が小さくなるように摩擦装置を組付
けることができる。
<実施例> 以下、本発明の好適実施例を添付の図面について詳し
く説明する。
く説明する。
第1図〜第3図(Fig.1〜Fig.3)に於て、横断面図、
縦断面図及び展開断面図により示された2質量体式フラ
イホイールは、原動機のクランク軸1に連結された第1
質量体2と、図示されない変速機に連結された第2質量
体3とを有している。第1質量体2は、軸線方向につい
て間隔をおいて設けられた一対の側板4・5を備えてお
り、これら両側板間には、ダンピング用流体を充填し得
る液密な内室6が画成されている。
縦断面図及び展開断面図により示された2質量体式フラ
イホイールは、原動機のクランク軸1に連結された第1
質量体2と、図示されない変速機に連結された第2質量
体3とを有している。第1質量体2は、軸線方向につい
て間隔をおいて設けられた一対の側板4・5を備えてお
り、これら両側板間には、ダンピング用流体を充填し得
る液密な内室6が画成されている。
一対の側板4・5間の外周側には、円環状をなす支持
体15に装着された複数対の摩擦板14を備える摩擦装置13
が設けられており、各対の摩擦板14間には、それぞれ対
応する側板4・5の内面に向けて摩擦板14を軸線方向に
押圧付勢するための拡開ばね16が設けられている。
体15に装着された複数対の摩擦板14を備える摩擦装置13
が設けられており、各対の摩擦板14間には、それぞれ対
応する側板4・5の内面に向けて摩擦板14を軸線方向に
押圧付勢するための拡開ばね16が設けられている。
摩擦装置13の半径方向内側位置には、複数のばね装置
7が同一の円周上に設けられている。これらは、第2質
量体3に一体的に結合された概ね円板状をなす中間板11
に組込まれている。各ばね装置7は、コイルばね8を備
えており、各コイルばね8は、各周方向端に設けられた
ばね座9を介して中間板11の半径方向中間部に開設され
た切欠窓10内に縮設されている。また、ばね装置7は、
摩擦装置13に対しても、支持体15に於ける中間板11の切
欠窓10に対応する部分にてばね座9を介して係合してい
る。従って回転力は、第1質量体2の両側板4・5か
ら、摩擦装置13の摩擦板14及びこれを支持する支持体15
に伝達され、さらにばね装置7のコイルばね8を介して
第2質量体3の中間板11に伝達される。
7が同一の円周上に設けられている。これらは、第2質
量体3に一体的に結合された概ね円板状をなす中間板11
に組込まれている。各ばね装置7は、コイルばね8を備
えており、各コイルばね8は、各周方向端に設けられた
ばね座9を介して中間板11の半径方向中間部に開設され
た切欠窓10内に縮設されている。また、ばね装置7は、
摩擦装置13に対しても、支持体15に於ける中間板11の切
欠窓10に対応する部分にてばね座9を介して係合してい
る。従って回転力は、第1質量体2の両側板4・5か
ら、摩擦装置13の摩擦板14及びこれを支持する支持体15
に伝達され、さらにばね装置7のコイルばね8を介して
第2質量体3の中間板11に伝達される。
中間板11には、内室6の外周側に向けて突出する突起
12がその外周面に突設されている。
12がその外周面に突設されている。
摩擦装置13は、周方向に沿って所定の間隔を置いて配
列された3対の摩擦板14を有している。これら各対の摩
擦板14は、支持体15の外周部に設けられた開口としての
ガイドポケット19内に装着されている。一対の摩擦板14
は、拡開ばね16による軸線方向力を受けつつ浮動的に支
持体15に支持されている。
列された3対の摩擦板14を有している。これら各対の摩
擦板14は、支持体15の外周部に設けられた開口としての
ガイドポケット19内に装着されている。一対の摩擦板14
は、拡開ばね16による軸線方向力を受けつつ浮動的に支
持体15に支持されている。
各ガイドポケット19の周方向端部には、突部15aが隣
接して設けられている。そして2つの突部15a間の部分
は切除され、この切除部によって形成された両突部15a
同士の周方向について対向する内面17と、両側板4・5
の軸線方向について対向する内面と、両側板4・5の外
周縁から内向きに伸ばされた外周壁とにより、ダンピン
グ用流体で満たされたシリンダ室20が画成されている。
このシリンダ室20内には、前記した突起12が突入してい
る。
接して設けられている。そして2つの突部15a間の部分
は切除され、この切除部によって形成された両突部15a
同士の周方向について対向する内面17と、両側板4・5
の軸線方向について対向する内面と、両側板4・5の外
周縁から内向きに伸ばされた外周壁とにより、ダンピン
グ用流体で満たされたシリンダ室20が画成されている。
このシリンダ室20内には、前記した突起12が突入してい
る。
突起12は、2つの機能を有している。その1つは、シ
リンダ室20内に充填されたダンピング用流体内に於ける
ピストンとしての機能である。即ち、突起12の軸線方向
両面と、これに対向する側板4・5の内面との間には、
軸線方向隙間21が画成されている。従って、中間板11と
支持体15とが相対回動すると、シリンダ室20内を突起12
が周方向に移動し、突起12前後のダインピング用流体が
軸線方向隙間21を介して流動することとなる。突起12が
突部15aの内面17に衝当するまでの区間は、この流動抵
抗によりダンピング力が発生する。
リンダ室20内に充填されたダンピング用流体内に於ける
ピストンとしての機能である。即ち、突起12の軸線方向
両面と、これに対向する側板4・5の内面との間には、
軸線方向隙間21が画成されている。従って、中間板11と
支持体15とが相対回動すると、シリンダ室20内を突起12
が周方向に移動し、突起12前後のダインピング用流体が
軸線方向隙間21を介して流動することとなる。突起12が
突部15aの内面17に衝当するまでの区間は、この流動抵
抗によりダンピング力が発生する。
突起12の第2の機能は、突部15aの内面17と協働し
て、空間板11と支持体15間の相対回動限度を規定するこ
とにある。これにより、定格駆動トルク範囲内に於て、
トルクの最大値に遭遇した場合に、過大な相対角度変位
を回避することができる。なお、最大角度変位が引起さ
れた場合には、コイルばね8の両端に設けられた各ばね
座9同士が相互に衝当するようにしても良い。
て、空間板11と支持体15間の相対回動限度を規定するこ
とにある。これにより、定格駆動トルク範囲内に於て、
トルクの最大値に遭遇した場合に、過大な相対角度変位
を回避することができる。なお、最大角度変位が引起さ
れた場合には、コイルばね8の両端に設けられた各ばね
座9同士が相互に衝当するようにしても良い。
共振点に於いて定格駆動トルクを超える過大なトルク
が作用した場合には、先ず中間板11の突起12が支持体15
の突部15aの内面17に衝当する。そしてこの時のトルク
が、支持体15のガイドポケット19内に装着された摩擦装
置13の側板4・5の内面に対する摩擦圧接力による伝達
トルクに打ち勝った場合には、一対の摩擦板14が側板4
・5の対向内面間を滑ることとなる。この摩擦装置13の
滑りにより、支持体15が第1の質量体2から切り離され
た形となり、その結果、第1の質量体2と第2の質量体
3間の伝達トルクが低減される。
が作用した場合には、先ず中間板11の突起12が支持体15
の突部15aの内面17に衝当する。そしてこの時のトルク
が、支持体15のガイドポケット19内に装着された摩擦装
置13の側板4・5の内面に対する摩擦圧接力による伝達
トルクに打ち勝った場合には、一対の摩擦板14が側板4
・5の対向内面間を滑ることとなる。この摩擦装置13の
滑りにより、支持体15が第1の質量体2から切り離され
た形となり、その結果、第1の質量体2と第2の質量体
3間の伝達トルクが低減される。
第4図(Fig.4)及び第5図(Fig.5)は、本発明の第
2の実施例を示している。本実施例の2質量体式フライ
ホイールに於ては、ばね装置7が、内室6の半径方向外
側位置に配設されている。コイルばね8は、中間板11の
外周に設けられた突起12aにより、ばね座9を介して周
方向に支持されている。突起12aの軸線方向両面は、ば
ね座9を支持するべく摩擦装置13の支持体15に一体形成
された一対の舌片18間に挾持されている。
2の実施例を示している。本実施例の2質量体式フライ
ホイールに於ては、ばね装置7が、内室6の半径方向外
側位置に配設されている。コイルばね8は、中間板11の
外周に設けられた突起12aにより、ばね座9を介して周
方向に支持されている。突起12aの軸線方向両面は、ば
ね座9を支持するべく摩擦装置13の支持体15に一体形成
された一対の舌片18間に挾持されている。
中間板11と支持体15との相対回動に伴い、一方の突起
12aがばね座9から引離され、これに隣接する摩擦装置1
3に於ける両舌片18間の領域に入り込む。これら両舌片1
8間の領域は、シリンダ室20として構成されており、両
舌片18間には、突起12aが衝当し得る内面17が形成され
ている。このシリンダ室20は、コイルばね8の両端に画
成されている。
12aがばね座9から引離され、これに隣接する摩擦装置1
3に於ける両舌片18間の領域に入り込む。これら両舌片1
8間の領域は、シリンダ室20として構成されており、両
舌片18間には、突起12aが衝当し得る内面17が形成され
ている。このシリンダ室20は、コイルばね8の両端に画
成されている。
上記構成は、第1図〜第3図に示された第1の実施例
の構成に比して、突起12aに付随する隙間を小さくする
ことができ、従ってそれだけ強力なダンピング効果が得
られるという利点がある。しかしながら、第1の実施例
に於ても、シリンダ室20の領域に於て突起12の厚さを大
きくすることによって隙間21を小さくし、より強いダン
ピング力が得られるようにすることもできる。また、こ
の隙間寸法を周方向に沿って変化させることにより、突
起12(12a)が内面17に衝当する時のダンピング効果を
高めることもできる。
の構成に比して、突起12aに付随する隙間を小さくする
ことができ、従ってそれだけ強力なダンピング効果が得
られるという利点がある。しかしながら、第1の実施例
に於ても、シリンダ室20の領域に於て突起12の厚さを大
きくすることによって隙間21を小さくし、より強いダン
ピング力が得られるようにすることもできる。また、こ
の隙間寸法を周方向に沿って変化させることにより、突
起12(12a)が内面17に衝当する時のダンピング効果を
高めることもできる。
上記実施例に於ては、支持体15が一体的な部材からな
るものであり、摩擦板14が軸線方向について浮動支持さ
れ、かつガイドポケット19内にて周方向にガイドされる
ものとしたが、第6図(Fig.6)に示された別の実施例
に於ては、摩擦板14が、支持体15のガイドポケット19内
に嵌入されており、拡開ばね16が、支持体15の通孔14a
内に受容されている。この実施例によれば、摩擦装置13
の支持体15の複数の機能を有している。その機能とは、
摩擦板14を周方向に沿ってガイドしてばね座9に作用す
る周方向力を伝達する機能、シリンダ室20を郭成すると
共に突起12aが衝当する内面17を画成する機能、及び摩
擦板14のためにガイドポケット19に於ける拡開ばね16の
ガイド作用を行う機能である。本実施例は、支持体15
が、所定の質量を有しかつ耐摩擦性を有する合成樹脂か
らなり、摩擦板14が好ましい摩擦特性を有する金属から
なる場合に特に好ましい。
るものであり、摩擦板14が軸線方向について浮動支持さ
れ、かつガイドポケット19内にて周方向にガイドされる
ものとしたが、第6図(Fig.6)に示された別の実施例
に於ては、摩擦板14が、支持体15のガイドポケット19内
に嵌入されており、拡開ばね16が、支持体15の通孔14a
内に受容されている。この実施例によれば、摩擦装置13
の支持体15の複数の機能を有している。その機能とは、
摩擦板14を周方向に沿ってガイドしてばね座9に作用す
る周方向力を伝達する機能、シリンダ室20を郭成すると
共に突起12aが衝当する内面17を画成する機能、及び摩
擦板14のためにガイドポケット19に於ける拡開ばね16の
ガイド作用を行う機能である。本実施例は、支持体15
が、所定の質量を有しかつ耐摩擦性を有する合成樹脂か
らなり、摩擦板14が好ましい摩擦特性を有する金属から
なる場合に特に好ましい。
本実施例に於いても、摩擦装置13の滑りによって第1
質量体2と第2質量体3間の伝達トルクが抑制されるこ
とは前記第1の実施例と同様である。
質量体2と第2質量体3間の伝達トルクが抑制されるこ
とは前記第1の実施例と同様である。
第7図(Fig.7)は、さらに別の実施例として2分割
された支持体15を用いた場合を示すもので、支持体15の
両部分間には、拡開ばね16が受容されている。またこれ
ら支持体15は、摩擦装置13に於ける摩擦板14としても機
能する。
された支持体15を用いた場合を示すもので、支持体15の
両部分間には、拡開ばね16が受容されている。またこれ
ら支持体15は、摩擦装置13に於ける摩擦板14としても機
能する。
伝達可能な最大トルクを滑りなく伝達し得るように、
全ての拡開ばね16が摩擦板14に対して確実に所定の付勢
力を及ぼし得る特別な方法により、一方の側板5が固定
される。第2図に示されているように、一方の側板5の
外周縁22は、それを包囲するハウジング24の径方向内面
23に対し、例えば溶接により固定されている。従って、
側板5を、その組付時に、所定の最大トルクを伝達する
ために必要な軸線方向力が得られるように軸線方向位置
を調節した後に、それをハウジング24に固定することが
できる。このようにして、摩擦装置13により伝達される
最大トルクの大きさを、拡開ばね16の製造誤差を格別小
さくすることなく、正確に設定することができる。
全ての拡開ばね16が摩擦板14に対して確実に所定の付勢
力を及ぼし得る特別な方法により、一方の側板5が固定
される。第2図に示されているように、一方の側板5の
外周縁22は、それを包囲するハウジング24の径方向内面
23に対し、例えば溶接により固定されている。従って、
側板5を、その組付時に、所定の最大トルクを伝達する
ために必要な軸線方向力が得られるように軸線方向位置
を調節した後に、それをハウジング24に固定することが
できる。このようにして、摩擦装置13により伝達される
最大トルクの大きさを、拡開ばね16の製造誤差を格別小
さくすることなく、正確に設定することができる。
内室6からダンピング用流体が漏洩するのを防止する
ために、側板5の内周縁部が第2質量体3に対してシー
ル部材を介して摺接していることは言うまでもない。
ために、側板5の内周縁部が第2質量体3に対してシー
ル部材を介して摺接していることは言うまでもない。
<発明の効果> このように本発明によれば、2質量体式フライホイー
ルの狭い空間内に多数の機能を組込むことができる。本
装置に於ては、摩擦装置は、滑りを伴わない作動域にあ
っては第1の質量体と一体になっている。この状態での
定格トルク範囲内でのトルク変動は、バネ装置の弾発力
及びこのばね装置のばねを収縮させる力が加わった場合
の粘性流体の流動抵抗にてダンピングされる。そして定
格トルクを超える過大なトルクが作用した際には、摩擦
装置が滑って第1の質量体と第2の質量体との間の伝達
トルクが低減される。摩擦装置の部分は極く僅かな質量
なので、これの接離は大きな衝撃を伴なうことなく行な
われる。このようにして、共振点に於ける過大トルク変
動による悪影響を効果的に回避することができる。
ルの狭い空間内に多数の機能を組込むことができる。本
装置に於ては、摩擦装置は、滑りを伴わない作動域にあ
っては第1の質量体と一体になっている。この状態での
定格トルク範囲内でのトルク変動は、バネ装置の弾発力
及びこのばね装置のばねを収縮させる力が加わった場合
の粘性流体の流動抵抗にてダンピングされる。そして定
格トルクを超える過大なトルクが作用した際には、摩擦
装置が滑って第1の質量体と第2の質量体との間の伝達
トルクが低減される。摩擦装置の部分は極く僅かな質量
なので、これの接離は大きな衝撃を伴なうことなく行な
われる。このようにして、共振点に於ける過大トルク変
動による悪影響を効果的に回避することができる。
第1図は、ばね装置を内蔵する本発明に基づく2質量体
式フライホイールの第1の実施例を示す横断面図であ
る。 第2図は、第1図のII−II線についてみた縦断面図であ
る。 第3図は、第1図の矢印IIIの方向についてみた展開断
面図である。 第4図は、外周側に設けられたばね装置を備える本発明
に基づく2質量体式フライホイールの第2の実施例を示
す横断面図である。 第5図は、第4図の矢印Vの方向からみた展開断面図で
ある。 第6図は、ガイドされた摩擦板を備える支持体を示す別
の実施例の断面図である。 第7図は、摩擦板としても機能する支持体を備える更に
別の実施例を示す断面図である。 1…クランク軸、2・3…質量体、4・5…側板、6…
内室、7…ばね装置、8…コイルばね、9…ばね座、10
…切欠窓、11…中間板、12・12a…突起、13…摩擦装
置、14…摩擦板、15…支持体、16…拡開ばね、17…内
面、18…舌片、19…ガイドポケット、20…シリンダ室、
21…隙間、22…外周縁、23…径方向内面、24…ハウジン
グ
式フライホイールの第1の実施例を示す横断面図であ
る。 第2図は、第1図のII−II線についてみた縦断面図であ
る。 第3図は、第1図の矢印IIIの方向についてみた展開断
面図である。 第4図は、外周側に設けられたばね装置を備える本発明
に基づく2質量体式フライホイールの第2の実施例を示
す横断面図である。 第5図は、第4図の矢印Vの方向からみた展開断面図で
ある。 第6図は、ガイドされた摩擦板を備える支持体を示す別
の実施例の断面図である。 第7図は、摩擦板としても機能する支持体を備える更に
別の実施例を示す断面図である。 1…クランク軸、2・3…質量体、4・5…側板、6…
内室、7…ばね装置、8…コイルばね、9…ばね座、10
…切欠窓、11…中間板、12・12a…突起、13…摩擦装
置、14…摩擦板、15…支持体、16…拡開ばね、17…内
面、18…舌片、19…ガイドポケット、20…シリンダ室、
21…隙間、22…外周縁、23…径方向内面、24…ハウジン
グ
Claims (2)
- 【請求項1】中空の円板状をなし内燃機関のクランク軸
に連結される第1の質量体(2)と、該第1の質量体の
中空部内に受容された円板状の中間板(11)を備え変速
機に連結される第2の質量体(3)と、最大定格駆動ト
ルクは滑りなく伝達可能であるが、ある臨界回転速度を
通過する際の変動トルクのピーク値では滑りを引き起す
ように摩擦結合力が設定された摩擦装置(13)を介して
前記第1の質量体と相対回動可能に結合される支持体
(15)と、該支持体と前記中間板間で回転トルクを伝達
するべく前記支持体と前記中間板間に介装されて周方向
に弾発力を発揮するばね装置(7)と、前記第1の質量
体と前記第2の質量体間で伝達されるトルクの変動をダ
ンピングする流体式ダンピング装置とを有する2質量体
式フライホイールであって、 前記摩擦装置は、拡開ばね(16)によって軸線方向につ
いて互いに離反する方向に付勢された状態で前記支持体
の外周部に支持された一対の摩擦板(14)を有するもの
であり、 前記流体ダンピング装置は、前記支持体の外周部と前記
第1の質量体の中空部内面とに前記摩擦板の装着部に隣
接して画成されたシリンダ室(20)及び該シリンダ室に
突入するように前記中間板に設けられた突起(12)とか
らなるものであることを特徴とする2質量体式フライホ
イール。 - 【請求項2】前記第1の質量体が一対の円板状側板(4
・5)からなり、該側板の一方が、その外周縁を密接に
受容し得る内周面を有するハウジング(24)内に軸線方
向に沿って嵌入されており、前記摩擦板の摩擦結合力を
適正に定めた後に前記一方の側板の前記ハウジングに対
する固定が実行されることを特徴とする特許請求の範囲
第1項に記載の2質量体式フライホイール。
Applications Claiming Priority (2)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE3930715.8 | 1989-09-14 | ||
DE3930715A DE3930715A1 (de) | 1989-09-14 | 1989-09-14 | Zweimassenschwungrad |
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Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH03107645A JPH03107645A (ja) | 1991-05-08 |
JP2571149B2 true JP2571149B2 (ja) | 1997-01-16 |
Family
ID=6389418
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2213580A Expired - Lifetime JP2571149B2 (ja) | 1989-09-14 | 1990-08-09 | 2質量体式フライホイール |
Country Status (7)
Country | Link |
---|---|
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JP (1) | JP2571149B2 (ja) |
DE (1) | DE3930715A1 (ja) |
FR (1) | FR2651848B1 (ja) |
GB (1) | GB2235963B (ja) |
IT (1) | IT1240724B (ja) |
SE (1) | SE502523C2 (ja) |
Families Citing this family (23)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US5349883A (en) * | 1985-09-07 | 1994-09-27 | Luk Lamellen Und Kupplungsbau | Apparatus for counteracting torsional stresses |
US5269199A (en) * | 1988-04-01 | 1993-12-14 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Torional damper type flywheel device |
DE4018342C1 (ja) * | 1990-06-08 | 1991-09-26 | J.M. Voith Gmbh, 7920 Heidenheim, De | |
JPH0756318B2 (ja) * | 1990-10-29 | 1995-06-14 | 株式会社大金製作所 | 液体粘性ダンパー |
JPH05133438A (ja) * | 1991-11-08 | 1993-05-28 | Daikin Mfg Co Ltd | 液体粘性ダンパー機構 |
DE4345460B4 (de) * | 1992-02-17 | 2004-03-04 | Exedy Corp., Neyagawa | Schwungradausbildung |
US5386896A (en) * | 1992-07-06 | 1995-02-07 | Kabushiki Kaisha Daikin Seisakusho | Torsional vibration damping device and lock-up clutch in torque converter |
JPH06147273A (ja) * | 1992-11-02 | 1994-05-27 | Aisin Seiki Co Ltd | トルク変動吸収装置 |
DE4416012C2 (de) * | 1993-05-21 | 1997-11-27 | Gkn Automotive Ag | Kupplungsscheibe |
JPH0727174A (ja) * | 1993-06-24 | 1995-01-27 | Daikin Mfg Co Ltd | 粘性捩じり振動減衰装置 |
JPH07110050A (ja) * | 1993-10-13 | 1995-04-25 | Daikin Mfg Co Ltd | 捩じり振動減衰装置 |
JPH0842661A (ja) * | 1994-07-28 | 1996-02-16 | Exedy Corp | 捩じり振動減衰装置およびロックアップクラッチ |
FR2741927B1 (fr) * | 1995-12-04 | 1998-01-16 | Valeo | Double volant amortisseur a limiteur de couple annulaire |
DE19708328A1 (de) * | 1997-01-31 | 1998-08-13 | Rohs Voigt Patentverwertungsge | Mechanischer Torsionsschwingungsdämpfer |
US5935007A (en) * | 1997-05-29 | 1999-08-10 | Meritor Heavy Vehicle Systems, Llc | Torsional vibration damper |
KR100448360B1 (ko) * | 2001-09-18 | 2004-09-10 | 현대자동차주식회사 | 이중 질량 플라이휠 |
EP1939486A1 (de) * | 2006-12-27 | 2008-07-02 | LuK Lamellen und Kupplungsbau Beteiligungs KG | Vorrichtung zum Dämpfen von Torsionsschwingungen |
DE102007059409A1 (de) | 2006-12-27 | 2008-07-03 | Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg | Vorrichtung zum Dämpfen von Torsionsschwingungen |
EP1998075A3 (de) | 2007-05-29 | 2010-08-25 | LuK Lamellen und Kupplungsbau Beteiligungs KG | Vorrichtung zum Dämpfen von Torsionsschwingungen |
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CN101813157A (zh) * | 2010-04-02 | 2010-08-25 | 金城集团有限公司 | 一种航空活塞式发动机传扭减振阻尼器 |
CN103089837B (zh) * | 2013-01-18 | 2015-04-22 | 北京理工大学 | 正负弹簧并联式半主动控制型联轴器 |
FR3023599B1 (fr) * | 2014-07-11 | 2016-07-01 | Valeo Embrayages | Amortisseur pour dispositif de transmission de couple de vehicule automobile |
Family Cites Families (13)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
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FR2499183B1 (fr) * | 1981-02-04 | 1986-03-07 | Valeo | Dispositif amortisseur de torsion, notamment friction d'embrayage pour vehicule automobile |
DE3430457A1 (de) * | 1984-08-18 | 1986-02-27 | Daimler-Benz Ag, 7000 Stuttgart | Geteiltes schwungrad |
DE3515928C2 (de) * | 1985-05-03 | 1994-04-14 | Fichtel & Sachs Ag | Geteiltes Schwungrad für eine Brennkraftmaschine |
US4788884A (en) * | 1985-09-07 | 1988-12-06 | Luk Lamellen Und Kupplungsbau Gmbh | Apparatus for counteracting torsional stresses |
DE3721711C2 (de) * | 1986-07-05 | 1997-09-04 | Luk Lamellen & Kupplungsbau | Einrichtung zum Dämpfen von Schwingungen |
US4783895A (en) * | 1986-07-05 | 1988-11-15 | Luk Lamellen Und Kupplungsbau Gmbh | Method of making apparatus for damping torsional vibrations |
US4813524A (en) * | 1986-07-05 | 1989-03-21 | Luk Lamellen Und Kupplungsbau Gmbh | Assembly for damping torsional vibrations |
DE3704643A1 (de) * | 1987-02-14 | 1988-08-25 | Daimler Benz Ag | Geteiltes schwungrad |
US4782936A (en) * | 1987-06-05 | 1988-11-08 | Eaton Corporation | Two mass flywheel assembly with torsional damping means |
FR2626334B1 (fr) * | 1988-01-25 | 1992-04-10 | Valeo | Double volant amortisseur notamment pour vehicule automobile |
GB2217430B (en) * | 1988-03-26 | 1991-10-02 | Luk Lamellen & Kupplungsbau | Apparatus for damping vibrations |
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-
1989
- 1989-09-14 DE DE3930715A patent/DE3930715A1/de active Granted
-
1990
- 1990-08-09 JP JP2213580A patent/JP2571149B2/ja not_active Expired - Lifetime
- 1990-08-30 GB GB9018882A patent/GB2235963B/en not_active Expired - Fee Related
- 1990-08-31 FR FR9010867A patent/FR2651848B1/fr not_active Expired - Fee Related
- 1990-09-07 IT IT67673A patent/IT1240724B/it active IP Right Grant
- 1990-09-13 SE SE9002908A patent/SE502523C2/sv not_active IP Right Cessation
- 1990-09-14 US US07/582,529 patent/US5103688A/en not_active Expired - Fee Related
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IT9067673A0 (it) | 1990-09-07 |
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DE3930715A1 (de) | 1991-04-04 |
SE502523C2 (sv) | 1995-11-06 |
FR2651848B1 (fr) | 1993-06-25 |
GB2235963A (en) | 1991-03-20 |
FR2651848A1 (fr) | 1991-03-15 |
IT1240724B (it) | 1993-12-17 |
IT9067673A1 (it) | 1992-03-07 |
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