JP3206977B2 - Multi-stage viscous damper - Google Patents

Multi-stage viscous damper

Info

Publication number
JP3206977B2
JP3206977B2 JP23232092A JP23232092A JP3206977B2 JP 3206977 B2 JP3206977 B2 JP 3206977B2 JP 23232092 A JP23232092 A JP 23232092A JP 23232092 A JP23232092 A JP 23232092A JP 3206977 B2 JP3206977 B2 JP 3206977B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
flywheel
viscous
plate
side plate
stage
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
JP23232092A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JPH0681898A (en
Inventor
滋 河本
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mitsubishi Motors Corp
Original Assignee
Mitsubishi Motors Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mitsubishi Motors Corp filed Critical Mitsubishi Motors Corp
Priority to JP23232092A priority Critical patent/JP3206977B2/en
Publication of JPH0681898A publication Critical patent/JPH0681898A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP3206977B2 publication Critical patent/JP3206977B2/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

Links

Landscapes

  • Mechanical Operated Clutches (AREA)

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【0001】[0001]

【産業上の利用分野】本発明は、内燃機関本体内で回転
するフライホイールに装着され、そのトルク変動に伴い
生じるエンジン振動を低減させる多段粘性ビスカスダン
パに関する。
BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a multi-stage viscous viscous damper which is mounted on a flywheel rotating in an internal combustion engine body and reduces engine vibration caused by torque fluctuations.

【0002】[0002]

【従来の技術】内燃機関はその運転時において、各気筒
毎に一定クランク角毎に、爆発行程を行なう。これ故、
内燃機関本体には上下方向の振動や、クランクシャフト
の回転中心線回りの回転振動及びクランクシャフト自体
のねじり振動が発生する。ここで、内燃機関本体に加わ
る上下方向の振動は燃焼室の爆発行程で内燃機関本体に
直接加わり、内燃機関本体の騒音の要因と成っている。
更に、内燃機関本体に加わる回転振動はクランクシャフ
トの長手方向に分散して対向する各気筒の爆発行程で生
じた回転変動に伴うもので、これらは軸受部を介して内
燃機関の本体側にローリングモーメントとして加わり、
内燃機関本体の騒音の要因と成っている。更に、クラン
クシャフトのねじり振動も軸受部を介して内燃機関の本
体側に振動として伝達され、内燃機関本体の騒音の要因
と成っている。
2. Description of the Related Art During operation, an internal combustion engine performs an explosion stroke at a constant crank angle for each cylinder. Therefore,
In the internal combustion engine main body, vertical vibration, rotational vibration around the rotation center line of the crankshaft, and torsional vibration of the crankshaft itself are generated. Here, the vertical vibration applied to the internal combustion engine main body is directly applied to the internal combustion engine main body during the explosion stroke of the combustion chamber, and causes noise of the internal combustion engine main body.
Further, the rotational vibration applied to the internal combustion engine main body is accompanied by rotational fluctuations generated in the explosion stroke of each of the opposed cylinders dispersed in the longitudinal direction of the crankshaft, and these are rolled to the main body side of the internal combustion engine through bearings. Joined as a moment,
This is a factor in the noise of the internal combustion engine body. Further, the torsional vibration of the crankshaft is also transmitted as vibration to the main body of the internal combustion engine via the bearing portion, which is a factor of noise of the main body of the internal combustion engine.

【0003】これら各騒音要因の内、内燃機関本体に加
わる上下方向の振動は、不釣合質量の回転によって上下
方向の振動を打ち消すサイレントシャフトを用いること
によって、内燃機関本体のローリングモーメントによる
回転振動は、主フライホイールに対して逆転する副フラ
イホイールを備えたローリングモーメント消去装置によ
って低減出来ることが知られている。これに対して、ク
ランクシャフトのねじり振動もクランクシャフトに一体
的に装着されるクランク軸ねじり振動ダンパによって低
減出来ることが知られている。処で、クランクシャフト
の回転力を直接フライホイールよりクラッチを介して駆
動輪側に伝達する場合、例えば図10に符号f1で示す
ような共振点で共振が生じ、常用回転域でクランク軸ね
じり振動によるエンジンや車体騒音を生じ易い。そこ
で、共振点をアイドル域の前に持っていけば常用回転域
での共振を防止でき、このために、フライホイールを二
分割することが成されている。更に、クランクシャフト
のねじり振動は回転数が低い領域で振幅が大きく、回転
数が高い領域で振幅が小さくなることが知られ、実線a
で示すような特性を持つ。そこで低回転域での振幅を低
減させて車体騒音を低減すべく、ダンパを第1マスと第
2マスの間に装着することが考えられる。このようにし
た場合、破線bで示すように低回転域の共振点f2での
振幅は比較的低減されるが、この場合、高回転域での振
幅が比較機高くなってしまう。そこで、ダンパの減衰率
を単一とせず、低周波数(低回転数)域での減衰率を比
較的大きくし、高周波数(高回転数)域での減衰率を比
較的小さく設定し、これによって、図10に一転鎖線c
で示す様な特性を得ることが望ましい。
[0003] Among these noise factors, the vertical vibration applied to the internal combustion engine body is reduced by using a silent shaft that cancels the vertical vibration by the rotation of the unbalanced mass. It is known that this can be reduced by a rolling moment elimination device having a sub flywheel that is reversed with respect to the main flywheel. On the other hand, it is known that the torsional vibration of the crankshaft can also be reduced by the crankshaft torsional vibration damper integrally mounted on the crankshaft. When the rotational force of the crankshaft is directly transmitted from the flywheel to the drive wheels via the clutch, resonance occurs at a resonance point indicated by f1 in FIG. 10, for example. Engine and vehicle body noise. Therefore, if the resonance point is placed before the idle region, resonance in the normal rotation region can be prevented, and for this purpose, the flywheel is divided into two parts. Further, it is known that the torsional vibration of the crankshaft has a large amplitude in a low rotation speed region and a small amplitude in a high rotation speed region.
It has characteristics as shown by. Therefore, it is conceivable to mount a damper between the first mass and the second mass in order to reduce the body noise by reducing the amplitude in the low rotation range. In this case, as shown by the broken line b, the amplitude at the resonance point f2 in the low rotation range is relatively reduced, but in this case, the amplitude in the high rotation range becomes higher than that of the comparator. Therefore, the damping rate of the damper is not made unity, but the damping rate in the low frequency (low rotation speed) region is set relatively large, and the damping ratio in the high frequency (high rotation speed) region is set relatively small. As a result, the chain line c in FIG.
It is desirable to obtain the characteristics as shown in FIG.

【0004】例えば、図8、図9に示すようなクランク
軸ねじり振動ダンパは、クランクシャフトと一体の第1
マス1とベアリング3を介して第1マス1に枢支される
第2マス2と、第1,2マス間に配備されるドリブンプ
レート4と、ドリブンプレート4と第1マス側のドライ
ブプレート5との間に配備されるAC−DC機構付きハ
イドロカップリング6と、ドリブンプレート4と第2マ
スとの間に配備されるトーションスプリング7とで構成
されている。
[0004] For example, a crankshaft torsional vibration damper as shown in FIGS.
A second mass 2 pivotally supported by the first mass 1 via the mass 1 and the bearing 3; a driven plate 4 disposed between the first and second masses; a driven plate 4 and a drive plate 5 on the first mass side And a torsion spring 7 provided between the driven plate 4 and the second mass.

【0005】この場合、クランクシャフトのねじり振動
が高周波数(高回転数)域にある場合、ドライブプレー
ト5に摺動可能に支持されたスライドストッパ8とドリ
ブンプレート4の突起部9とが充填されている油の流動
抵抗に抗してそのAC作動角θ1内で相対移動しダンパ
作動が行なわれる。他方、ねじり振動が低周波数(低回
転数)域にある場合、スライドストッパ8をドリブンプ
レート4の突起部9が押圧したまま更に充填されている
油の流動抵抗に抗してドライブプレート5のストッパ1
0に当接するまでのDC作動角θ2内で相対移動しダン
パ作動が行なわれる。なお、振幅が特に大きな場合に
は、ドライブプレート5、スライドストッパ8、ドリブ
ンプレート4が一体化し、これらがトーションスプリン
グ7を弾性変形させ、第2マス2と相対変動し、衝撃を
吸収する様に作動する。
In this case, when the torsional vibration of the crankshaft is in a high frequency (high rotation speed) region, the slide stopper 8 slidably supported by the drive plate 5 and the projection 9 of the driven plate 4 are filled. The oil moves relative to the flow resistance of the oil within the AC operation angle θ1 to perform the damper operation. On the other hand, when the torsional vibration is in a low frequency (low rotational speed) range, the slide stopper 8 is pressed against the projection 9 of the driven plate 4 and the stopper of the drive plate 5 is pressed against the flow resistance of the further filled oil. 1
The relative movement is performed within the DC operation angle θ2 until the damper operation is performed. When the amplitude is particularly large, the drive plate 5, the slide stopper 8, and the driven plate 4 are integrated, and these deform the torsion spring 7 elastically, relatively change with the second mass 2, and absorb the impact. Operate.

【0006】ここでは特に、スライドストッパ8とドリ
ブンプレート4の突起部9とがAC作動角θ1内で相対
変動する際のダンパ作動は比較的低減衰率で行なわれ、
スライドストッパ8と突起部9とがDC作動角θ2内で
相対変動する際のダンパ作動が比較的高減数率で行なわ
れ、図10に一転鎖線cで示す様な特性を得ることを可
能としている。
Here, in particular, when the slide stopper 8 and the projection 9 of the driven plate 4 relatively fluctuate within the AC operating angle θ1, the damper operation is performed at a relatively low damping rate.
The damper operation when the slide stopper 8 and the projection 9 relatively fluctuate within the DC operation angle θ2 is performed at a relatively high reduction rate, and it is possible to obtain the characteristic shown by the chain line c in FIG. .

【0007】[0007]

【発明が解決しようとする課題】しかし、図8、図9に
示すようなクランク軸ねじり振動ダンパは、油の流動抵
抗に基づき減衰率を設定しており、その減衰率の設定の
ため、油の流動路の絞り量等の設定に高精度を要求さ
れ、しかも多くの部品を要求され、製造コストも比較的
高くなるという問題を持っている。本発明の目的は、エ
ンジンの広いトルク領域にわたって適切に回転方向の振
動を低減し、エンジン及び車体騒音の低減を図れる多段
粘性ビスカスダンパを提供することにある。
However, in the crankshaft torsional vibration damper as shown in FIGS. 8 and 9, the damping rate is set based on the flow resistance of the oil. However, there is a problem that a high accuracy is required for setting the amount of restriction of the flow path, a large number of parts are required, and the manufacturing cost is relatively high. It is an object of the present invention to provide proper rotational vibration over a wide torque range of the engine.
It is an object of the present invention to provide a multi-stage viscous viscous damper capable of reducing movement and reducing engine and vehicle body noise .

【0008】[0008]

【課題を解決するための手段】上述の目的を達成するた
めに、本発明は内燃機関のクランク軸に一体結合されて
回転する第1フライホイールと、上記第1フライホイー
ルのボス部にベアリングを介して枢支されクラッチ接合
が形成された第2フライホイールと、第1フライホイ
ールと上記第2フライホイール間に装備され、両者間で
のトルク伝達を油の粘性に基づき行なう多段粘性ビスカ
スカップリングと、上記第1フライホイールと上記第2
フライホイールとの間に配置され、両者間の相対回転変
位を吸収すると共に平均的トルクを伝達するトーション
スプリングとを備えた多段粘性ビスカスダンパにおい
て、上記多段粘性ビスカスカップリングは、上記第1フ
ライホイール側に連結される駆動側プレートと、上記第
2フライホイール側に連結される従動側プレートと、上
記駆動側プレートと上記従動側プレートの間に配置され
るフローティングプレートとを有し、上記駆動側プレー
トと上記従動側プレートのいずれか一方側と、上記フロ
ーティングプレートとに、互いに対向可能な減衰力調整
用のスリットを形成したことを特徴とする。
In order to achieve the above-mentioned object, the present invention provides a first flywheel which is integrally connected to a crankshaft of an internal combustion engine and rotates, and a bearing is provided on a boss of the first flywheel. a second flywheel clutch bonding surface is pivoted has been made form through, is equipped between the first flywheel and the second flywheel, multistage viscous viscous performed based torque transmission therebetween on the viscosity of the oil and coupling the first flywheel and the second
A multi-stage viscous viscous damper having a torsion spring disposed between the flywheel and absorbing a relative rotational displacement therebetween and transmitting an average torque.
The multi-stage viscous viscous coupling is connected to the first
A drive side plate connected to the rye wheel side;
2 The driven plate connected to the flywheel side
Between the drive side plate and the driven side plate.
And a floating plate,
And one of the driven side plates and the flow
Damping force adjustment that can face each other
Characterized that you have a slit in use.

【0009】[0009]

【作用】ここではフローティングプレートと一方のフラ
イホイール側プレートとに減衰力調整用のスリットを形
成し、両プレートのスリット以外の部位で粘性トルクを
伝達できる部位の対向度合いが比較的小さく保たれる比
率が増すと、低減衰率を達成でき、逆に、両プレートの
スリット以外の部位で粘性トルクを伝達できる部位の対
向度合いが比較的大きく保たれる比率が増すと、粘性ト
ルクを増加し、高減衰率を達成できる。このため、フラ
イホイールが高回転数(高周波数)域で小さな振幅を受
ける状態ではスリップし易い状態、即ち粘性トルクを伝
達できる両プレートのスリット以外の部位が比較的小さ
く保たれる低減衰率を達成でき、逆に低回転数(低周波
数)域で大きな振幅を受ける状態ではスリップしずらい
状態、即ち粘性トルクを伝達できる両プレートのスリッ
ト以外の部位が比較的大きく保たれる高減衰率を達成で
きる。
In this case, slits for adjusting the damping force are formed in the floating plate and one of the flywheel side plates, and the opposing portions of the portions other than the slits of the two plates that can transmit the viscous torque are kept relatively small. When the ratio increases, a low damping rate can be achieved, and conversely, when the ratio at which the degree of opposition between the portions capable of transmitting the viscous torque in the portions other than the slits of both plates is relatively large is increased, the viscous torque increases, High attenuation rate can be achieved. For this reason, when the flywheel receives a small amplitude in a high rotation speed (high frequency) range, the flywheel easily slips, that is, a low damping rate in which portions other than the slits of the two plates capable of transmitting the viscous torque are kept relatively small. On the other hand, in a state where a large amplitude is received in a low rotation speed (low frequency) range, a slip is hard to occur, that is, a high damping rate in which portions other than the slits of the two plates capable of transmitting the viscous torque are relatively large is maintained. Can be achieved.

【0010】[0010]

【実施例】図1には本発明による多段粘性ビスカスダン
パが示されている。この多段粘性ビスカスダンパは図示
しないエンジンのクランクシャフト11とクラッチ12
との間に配備され、クランクシャフト11に一体結合さ
れる二分割フライホイール13内に装着されており、ク
ランク軸ねじり振動ダンパとしてクランクシャフト11
のねじり振動を低減させるよう構成される。
FIG. 1 shows a multi-stage viscous viscous damper according to the present invention. This multi-stage viscous viscous damper is connected to a crankshaft 11 and a clutch 12 of an engine (not shown).
And is mounted in a two-piece flywheel 13 integrally connected to the crankshaft 11, and serves as a crankshaft torsional vibration damper.
It is configured to reduce the torsional vibration of.

【0011】ここで多段粘性ビスカスダンパはクランク
シャフト11の端部に一体結合される第1フライホイー
ル14と、第1フライホイール14のボス部15にベア
リング16を介して枢支される第2フライホイール17
と、第1フライホイール14と第2フライホイール17
間に装備される多段粘性ビスカスカップリング18と、
第1フライホイール14と第2フライホイール17間に
介装されるトーションスプリング19とを備える。しか
も、第2フライホイール17はそのクラッチ12との対
向側にクラッチカバー20を一体的に取付、同クラッチ
カバー内にプレッシャープレート21をダイヤフラムス
プリング22を介して支持する。このダイヤフラムスプ
リング22はピボットリング24を支点にてこ作動する
レリーズレバーを兼ね、プレッシャープレート21をク
ラッチ板23に圧接させ、離脱させる。出力軸25と一
体的に回転するクラッチ板23は第2フライホイール1
7のクラッチ接合面26に接離してトルク伝達を断続可
能に行なう。
The multi-stage viscous viscous damper includes a first flywheel 14 integrally connected to an end of the crankshaft 11 and a second flywheel pivotally supported by a boss 15 of the first flywheel 14 via a bearing 16. Wheel 17
And the first flywheel 14 and the second flywheel 17
A multi-stage viscous viscous coupling 18 provided between the
A torsion spring 19 is provided between the first flywheel 14 and the second flywheel 17. Moreover, the second flywheel 17 integrally has a clutch cover 20 attached to the side opposite to the clutch 12 and supports a pressure plate 21 via a diaphragm spring 22 in the clutch cover. The diaphragm spring 22 also functions as a release lever that pivots the pivot ring 24 at a fulcrum, and presses the pressure plate 21 against the clutch plate 23 to disengage it. The clutch plate 23 that rotates integrally with the output shaft 25 is the second flywheel 1
7, so that the torque transmission can be performed intermittently by contacting or separating from the clutch connecting surface 26 of the clutch.

【0012】第1フライホイール14の外周部には図示
しないスタータと噛み合う外周歯27が形成され、その
内側の円周上の所定間隔ごとに離れた位置にはそれぞれ
トーションスプリング19が支持される。このトーショ
ンスプリング19の一端(図1において手前側)は第1
フライホイール14側の図示しないバネ受けに対向支持
され、他端は第2フライホイール17側のバネ受け17
1に対向支持される。
Outer peripheral teeth 27 meshing with a starter (not shown) are formed on the outer peripheral portion of the first flywheel 14, and torsion springs 19 are respectively supported at predetermined intervals on the inner circumference thereof. One end (the front side in FIG. 1) of the torsion spring 19 is the first
The other end is supported by a spring receiver (not shown) on the flywheel 14 side, and the other end is supported by a spring receiver 17 on the second flywheel 17 side.
1 and is supported.

【0013】多段粘性ビスカスカップリング18は第1
フライホイールのボス部15に一体的に取り付けられる
駆動回転体28と、同駆動回転体に支持される駆動側プ
レート30と、第2フライホイールの中央側部位に一体
的に取り付けられる従動回転体31と、同従動回転体に
支持される従動側プレート32と、駆動側プレート30
と従動側プレート32との間に摺動可能に介装されるフ
ローティングプレート33とを備える。
The multi-stage viscous coupling 18 is a first viscous coupling.
A driving rotator 28 integrally attached to the boss 15 of the flywheel, a driving plate 30 supported by the driving rotator, and a driven rotator 31 integrally attached to a central portion of the second flywheel. A driven side plate 32 supported by the driven rotating body;
And a floating plate 33 slidably interposed between the floating plate 33 and the driven side plate 32.

【0014】この駆動回転体28の外周壁と従動回転体
31の内周壁にはクランクシャフトの長手方向Yに長い
スプライン34,35が形成され、ここには駆動側プレ
ート30と従動側プレート32がそれぞれ噛合するよう
に構成されている。しかも、従動回転体31は内周側を
開口した環状中空体状に形成され、同環状中空体の開口
が駆動回転体28の環状板部に覆われ環状室Bを形成す
る。なお、符号36,37はシールリングを示してお
り、環状室Bの内部の駆動側プレート30、従動側プレ
ート32及びフローティングプレート33間に満たされ
るシリコンオイルが従動回転体31と駆動回転体28の
環状板部の摺接面fよりもれることを防止している。
On the outer peripheral wall of the driving rotator 28 and the inner peripheral wall of the driven rotator 31, long splines 34 and 35 are formed in the longitudinal direction Y of the crankshaft, in which a driving plate 30 and a driven plate 32 are formed. Each is configured to mesh. Moreover, the driven rotary member 31 is formed in a hollow circular-shaped having an open inner peripheral side, the opening of the annular hollow body is covered with an annular plate portion of the drive rotor 28 to form an annular chamber B. Reference numerals 36 and 37 denote seal rings. Silicon oil filled between the driving side plate 30, the driven side plate 32, and the floating plate 33 inside the annular chamber B fills the driven rotating body 31 and the driving rotating body 28.
This prevents the annular plate portion from slipping off the sliding contact surface f.

【0015】処で、図3(c)に示すように、駆動側プ
レート30はその内周縁にスプライン34と噛合する内
周歯301が形成され、外周縁はスプライン35の歯先
に達しない程度にその外径が形成される。図3(b)に
示すように、フローティングプレート33はスプライン
34に遊嵌される中心穴331が形成され、スプライン
35の歯先に達しない程度にその外径が形成され、しか
もその外周には円周方向に等間隔で、内周歯301の歯
幅に比べて比較的広い幅C1のスリット332が形成さ
れている。図3(a)に示すように、従動側プレート3
2はその外周縁にスプライン35と噛合する外周歯32
1が形成され、しかもスプライン34に遊嵌される中心
穴323が形成され、その内周縁には円周方向に等間隔
で、内周歯301の歯幅に比べて比較的広い幅C2のス
リット322が形成されている。なお各プレート30,
32,33は一様な厚さの薄板円板状に形成され、図4
に示すように、従動側プレート32と駆動側プレート3
0との間にフローティングプレート33を介装した状態
で重ね合わされる。
As shown in FIG. 3 (c), the drive side plate 30 has inner peripheral teeth 301 meshed with the splines 34 on the inner peripheral edge thereof, and the outer peripheral edge does not reach the tip of the spline 35. The outer diameter is formed. As shown in FIG. 3B, the floating plate 33 has a center hole 331 that is loosely fitted in the spline 34, and has an outer diameter that does not reach the tip of the spline 35. At regular intervals in the circumferential direction, slits 332 having a width C1 relatively wider than the face width of the inner peripheral teeth 301 are formed. As shown in FIG. 3A, the driven side plate 3
2 is an outer peripheral tooth 32 which meshes with the spline 35 on the outer peripheral edge thereof.
1 is formed, and a center hole 323 which is loosely fitted in the spline 34 is formed. A slit C2 having a width C2 which is relatively equal to the width of the inner peripheral teeth 301 at its inner peripheral edge at equal intervals in the circumferential direction. 322 are formed. Each plate 30,
32 and 33 are formed in a thin disk shape having a uniform thickness.
As shown in the figure, the driven side plate 32 and the driving side plate 3
0 are stacked with the floating plate 33 interposed therebetween.

【0016】なお各プレート間にはそれぞれの内周側と
外周側に一対ずつ、すきま調整用の図示しない極細い鋼
材からなる大リングと小リングが介装されており、これ
により常に互いに隣合うプレート間のすきまを一定に保
持している。
A pair of large and small rings (not shown) made of a very thin steel material for clearance adjustment are interposed between the plates, one pair on the inner peripheral side and the other on the outer peripheral side. The gap between the plates is kept constant.

【0017】上述のような多段粘性ビスカスダンパの作
動を説明する。
The operation of the above-described multi-stage viscous viscous damper will be described.

【0018】クランクシャフト11の回転時において、
平均的トルクがクランクシャフト11より出力軸25に
伝達されているとする。この場合、第1フライホイール
14と第2フライホイール17は相対的な回転角の変動
(図5にその時の平均の振幅をH 0 /2として示す)を
行ない、しかも、トーションスプリング19が第1フラ
イホイール14側の図示しないバネ受けと第2フライホ
イール17側のバネ受け171を介してトルク伝達を行
う。 ここで、エンジンの停止時に多段粘性ビスカスカ
ップリング18のフローテイングプレート33がいかな
る位置にあっても、エンジン始動後、数回のエンジン回
転により、フローティングプレート33は駆動側プレー
ト30と従動側プレート32の間で最も抵抗の少ない位
置、即ち、図6(a)に示すように、フローティングプ
レートのプレート部分333(スリット332以外の部
位)と従動側プレート32のプレート部分324(スリ
ット322以外の部位)で粘性トルクを伝達できる部位
の対向度合い、即ち、重合域の大きさが比較的小さく保
たれる状態(例えば図6(a)のW1)に収斂する。そ
の上で、一度、位置決めされた状態からエンジンの振動
振幅を低減する作動に入る。ここで、図示しないエンジ
ンが高回転数(高周波数)域であると、多段粘性ビスカ
スカップリング18は比較的小さな振幅h 0 (図5参
照)で振動し、スリップし易い状態を保つ。この場合、
粘性トルクを伝達できる両プレートプレート部分32
4,333の対向度合である重合域の大きさの増減変位
は比較的小さい状態で繰り返され、即ち、図6(a)に
示す重合域W1を保つ状態を基準に重合域を増減変位さ
せ、低減衰率を達成できる。このように高回転数(高周
波数)域では比較的低減衰率の状態で高周波のねじり振
動を押さえ、エンジン及び車体振動を低減できる。
When the crankshaft 11 rotates,
It is assumed that the average torque is transmitted from the crankshaft 11 to the output shaft 25. In this case, the first flywheel 14 and the second flywheel 17 variations of relative rotation angle (indicating the average of the amplitude at that time in Fig. 5 as H 0/2)
Deeds, moreover, torsion spring 19 is first flywheel 14 side row torque transmitted through the spring bearing and the second flywheel 17 side of the spring receiving 171 not shown <br/>. Here, when the engine is stopped, the multi-stage viscous
How about the floating plate 33 of the coupling 18
Several times after starting the engine.
The floating plate 33 plays on the drive side
Between the plate 30 and the driven plate 32 with the least resistance.
In other words, as shown in FIG.
Rate plate portion 333 (parts other than slit 332)
Position) and the plate portion 324 of the driven side plate 32 (slip)
Where the viscous torque can be transmitted at the part other than the
, That is, the size of the polymerization zone is kept relatively small.
The state converges to a leaning state (for example, W1 in FIG. 6A). So
Engine vibration from the position once
The operation for reducing the amplitude is started. Here, an engine not shown
When the speed is in the high rotation speed (high frequency) range, multi-stage viscous
The coupling 18 has a relatively small amplitude h 0 (see FIG. 5).
Vibrating), and keep the slippery condition. in this case,
Plate portion 32 of both plates capable of transmitting viscous torque
Increase / decrease displacement of the size of the overlap zone, which is the degree of opposition of 4,333
Is repeated in a relatively small state, ie, as shown in FIG.
The overlap area is increased or decreased based on the state where the overlap area W1 shown is maintained.
And a low attenuation rate can be achieved. Thus, high rotation speed (high
In the (wave number) range, high-frequency torsional vibration can be suppressed with a relatively low damping rate, and engine and vehicle body vibration can be reduced.

【0019】他方、図示しないエンジンがアイドル回転
以下の低回転数(低周波数)域にあると、第1フライホ
イール14と第2フライホイール17の相対的な回転角
の変動は、比較的大きな振幅を受ける状態となり、低周
波成分の回転角(図5にその時の波形の概略を2点鎖線
で示し、振幅をH1として示す)の変動が繰り返される
比率が増える。このため、多段粘性ビスカスカップリン
グ18は駆動側プレート30と従動側プレート32とが
大きな変動を繰り返す。この場合、図6(a)に示す
合域W1を保持する状態を基準に両プレートがその振幅
を増し、図6(b)に示すように、スリップしずらい状
態、即ちフローティングプレート33のプレート部分3
33が従動側プレート32のプレート部分324と重な
り、粘性トルクを伝達できる重合域W2が比較的大きく
保たれる高減衰率を達成できる。このため、アイドル回
転以下の低周波数域では比較的高減衰率の状態でねじり
振動の振幅を押さえることができ、これによって低回転
数域でのエンジン及び車体振動を低減できる。
On the other hand, when the engine ( not shown ) is in a low rotation speed (low frequency) range equal to or lower than the idle rotation , the relative rotation angles of the first flywheel 14 and the second flywheel 17 are set.
Changes to a state where a relatively large amplitude is received, and the rate at which the fluctuation of the rotation angle of the low frequency component (the outline of the waveform at that time is shown by a two-dot chain line in FIG. 5 and the amplitude is shown as H1) is increased. Therefore, multi-stage viscosity viscous coupling 18 and the drive-side plate 30 and the driven-side plate 32 is repeated a large variation. In this case, the weight shown in FIG.
The plates increases its amplitude state for holding the engagement region W1 as a reference, as shown in FIG. 6 (b), slip hesitation state, i.e. the plate part 3 of the floating plate 33
33 overlaps the plate portion 324 of the driven side plate 32.
And the overlapping area W2 capable of transmitting the viscous torque is relatively large.
A maintained high attenuation rate can be achieved. For this reason, in the low frequency range below the idle speed, the amplitude of the torsional vibration can be suppressed in a state of a relatively high damping rate, whereby the engine and vehicle body vibration in the low speed range can be reduced.

【0020】上述のところにおいて、従動側プレート3
2とフローティングプレート33とにスリット322,
332を形成し、スリット322,332の互いに対向
する比率を代え、即ち粘性トルクの伝達を行なえる重合
域W1,W2を低回転域と高回転域とで変化させ、低回
転域で高減衰率を高回転域で低減衰率を得ていたが、こ
れに代えて、従動側プレート32をスリット無しの単一
円板に形成し、駆動側プレート30とフローティングプ
レート33とにスリットを形成しても良く、この場合も
低回転域で高減衰率を高回転域で低減衰率を得られ、図
1の装置と同様の作用効果が得られる。
In the above, the driven side plate 3
2 and the floating plate 33 with the slit 322,
332 is formed, the ratio of the slits 322 and 332 facing each other is changed, that is, the overlapping regions W1 and W2 capable of transmitting the viscous torque are changed between the low rotation region and the high rotation region, and the high damping rate is reduced in the low rotation region. Had a low damping rate in the high rotation range. Instead, the driven side plate 32 was formed as a single disk without slits, and the drive side plate 30 and the floating plate 33 were formed with slits. In this case as well, a high damping rate can be obtained in the low rotation range and a low damping rate can be obtained in the high rotation range.
The same operation and effect as those of the device 1 can be obtained.

【0021】上述のところにおいて、フローティングプ
レート33と従動側プレート32との相対的な回転変動
量に規制は無かったが、図7に示すように、従動側プレ
ート32aにストッパ40を形成し、このストッパによ
ってフローティングプレート33の相対変動量sを規制
するように形成しても良い。この場合、低減衰率におけ
る重合域W3に対し、ストッパ40がフローティングプ
レート33に係止され、一体化して摺動すると高減衰率
での重合域がW4と大きくなり、特に高減衰率(低回転
域での運転時)での減衰作動が確実に成され、高減衰率
への応答性も良く成る。
In the above description, there was no restriction on the relative rotation fluctuation amount between the floating plate 33 and the driven side plate 32. However, as shown in FIG. 7, a stopper 40 was formed on the driven side plate 32a, The stopper may be formed so as to regulate the relative variation amount s of the floating plate 33. In this case, when the stopper 40 is locked to the floating plate 33 and slides integrally with the overlapping region W3 at the low damping rate, the overlapping region at the high damping ratio becomes large as W4. The damping operation during operation in the range is reliably performed, and the response to the high damping rate is improved.

【0022】[0022]

【発明の効果】以上のように、本発明はフローティング
プレートと一方のフライホイール側プレートとに減衰力
調整用のスリットを形成し、両プレートのスリット以外
の部位で粘性トルクを伝達できる部位の対向度合いが比
較的小さく保たれる比率が増すと、低減衰率を達成で
き、逆に、両プレートのスリット以外の部位で粘性トル
クを伝達できる部位の対向度合いが比較的大きく保たれ
る比率が増すと、粘性トルクを増加し、高減衰率を達成
できる。このため、フライホイールが高回転数(高周波
数)域で小さな振幅を受ける状態ではスリップし易い状
態、即ち粘性トルクを伝達できる両プレートの部位が比
較的小さく保たれる低減衰率を達成でき、逆に低回転数
(低周波数)域で大きな振幅を受ける状態ではスリップ
しずらい状態、即ち粘性トルクを伝達できる両プレート
の部位が比較的大きく保たれる高減衰率を達成でき、即
ち、回転方向の振動振幅に応じて駆動側プレートと一方
のフライホイール側プレートの相対回転位置が変化し、
これによりフローティングプレートのスリットと一方の
フライホイール側プレートのスリットの対向度合いが変
化して減衰力が適宜調整されるので、エンジンの広いト
ルク領域にわたって適切に回転方向の振動を低減し、エ
ンジン及び車体騒音の低減を図れる。
As described above, according to the present invention, a slit for damping force adjustment is formed in the floating plate and one of the flywheel-side plates, and the portions of the two plates other than the slit are capable of transmitting viscous torque. When the ratio of maintaining the degree relatively small increases, a low damping rate can be achieved, and conversely, the ratio of the parts other than the slits of the two plates that can transmit the viscous torque in the parts other than the slits increases, which increases the ratio This increases the viscous torque and achieves a high damping rate. For this reason, when the flywheel receives a small amplitude in a high rotation speed (high frequency) range, it can easily slip, that is, a low damping rate can be achieved in which the portions of both plates capable of transmitting the viscous torque are kept relatively small, slip state to undergo large amplitude in reverse at a low rotational speed (low-frequency) band and hesitation state, i.e. a viscous torque can be transmitted can in achieving high attenuation factor site of the plates is kept relatively large, immediately
That is, depending on the vibration amplitude in the rotation direction,
The relative rotational position of the flywheel side plate changes,
This allows the slit on the floating plate to
The degree of opposition of the slits on the flywheel side plate changes.
And the damping force is adjusted appropriately, so that the engine
To reduce vibration in the rotational direction appropriately over the
Engine and vehicle noise can be reduced.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図1】本発明の一実施例としての多段粘性ビスカスダ
ンパの部分断面図である。
FIG. 1 is a partial sectional view of a multi-stage viscous viscous damper as one embodiment of the present invention.

【図2】図1のビスカスダンパのX−X線要部側断面で
ある。
FIG. 2 is a cross-sectional view of the viscous damper of FIG.

【図3】(a)図1中の多段粘性ビスカスカップリング
内の従動側プレート、(b)同ビスカスカップリング内
のフローティングプレート、(c)同ビスカスカップリ
ング内の駆動側プレートである。
3A shows a driven plate in a multi-stage viscous coupling in FIG. 1, FIG. 3B shows a floating plate in the viscous coupling, and FIG. 3C shows a driving plate in the viscous coupling.

【図4】図1中の多段粘性ビスカスカップリング内の従
動側プレート、フローティングプレート及び駆動側プレ
ートの重合状態での側面図である。
FIG. 4 is a side view of a driven plate, a floating plate, and a driving plate in a multi-stage viscous coupling in FIG. 1 in a superposed state.

【図5】図1中の多段粘性ビスカスカップリングの第1
フライホイールの回転変動特性線図である。
FIG. 5 shows a first example of the multi-stage viscous coupling shown in FIG.
It is a rotation fluctuation characteristic diagram of a flywheel.

【図6】(a)図1中の多段粘性ビスカスカップリング
が高回転域にある時の各プレートの低減衰率状態の説明
図、(b)同ビスカスカップリングが低回転域にある時
の各プレートの高減衰率状態の説明図である。
6 (a) is a diagram illustrating a low damping rate state of each plate when the multi-stage viscous coupling in FIG. 1 is in a high rotation region, and (b) is a diagram when the viscous coupling is in a low rotation region. It is explanatory drawing of the high attenuation rate state of each plate.

【図7】本発明の他の実施例としての多段粘性ビスカス
ダンパ内の各プレートの減衰率の説明図である。
FIG. 7 is an explanatory diagram of a damping rate of each plate in a multi-stage viscous viscous damper as another embodiment of the present invention.

【図8】従来のクランク軸ねじり振動ダンパの部分断面
図である。
FIG. 8 is a partial sectional view of a conventional crankshaft torsional vibration damper.

【図9】図8のクランク軸ねじり振動ダンパの部分側断
面図である。
FIG. 9 is a partial sectional side view of the crankshaft torsional vibration damper of FIG. 8;

【図10】クランク軸ねじり振動ダンパを備えたクラン
ク軸回転系のねじり振動特性線図である。
FIG. 10 is a torsional vibration characteristic diagram of a crankshaft rotating system including a crankshaft torsional vibration damper.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

11 クランク軸 14 第1フライホイール 15 ボス部15 16 ベアリング 17 第2フライホイール 18 多段粘性ビスカスカップリング 19 トーションスプリング 30 駆動側プレート 32 従動側プレート 33 フローティングプレート 322 スリット 332 スリット Reference Signs List 11 crankshaft 14 first flywheel 15 boss 15 16 bearing 17 second flywheel 18 multi-stage viscous viscous coupling 19 torsion spring 30 drive side plate 32 driven side plate 33 floating plate 322 slit 332 slit

Claims (1)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項1】内燃機関のクランク軸に一体結合されて回
転する第1フライホイールと、 上記第1フライホイールのボス部にベアリングを介して
枢支されクラッチ接合面が形成された第2フライホイー
ルと、 上記第1フライホイールと上記第2フライホイールとの
間に配置され、両者間でのトルク伝達を油の粘性に基づ
き行う多段粘性ビスカスカップリングと、上記 第1フライホイールと上記第2フライホイールとの
間に配置され、両者間の相対回転変位を吸収すると共に
平均的トルクを伝達するトーションスプリングとを備え
た多段粘性ビスカスダンパにおいて、 上記多段粘性ビスカスカップリングは、 上記第1フライホイール側に連結される駆動側プレート
と、上記第2フライホイール側に連結される従動側プレ
ートと、上記駆動側プレートと上記従動側プレートの間
に配置されるフローティングプレートとを有し、 上記駆動側プレートと上記従動側プレートのいずれか一
方側と、上記フローティングプレートとに、互いに対向
可能な減衰力調整用のスリットを形成したこ とを特徴と
する多段粘性ビスカスダンパ。
1. A a first flywheel which rotates integrally coupled to the crankshaft of an internal combustion engine, a second fly was made form the clutch bonding surface is pivotally supported via a bearing boss of the first flywheel and the wheel, the disposed between the first flywheel and the second flywheel, and a multi-stage viscosity viscous coupling performed based on the viscosity of the oil torque transmission therebetween, the first flywheel and the second the flywheel
It is disposed between, and a torsion spring for transmitting the average torque while absorbing the relative rotational displacement therebetween
In the multi-stage viscous viscous damper, the multi-stage viscous coupling includes a driving plate connected to the first flywheel side.
And a driven press connected to the second flywheel.
Between the drive side plate and the driven side plate.
And a floating plate disposed on one of the drive side plate and the driven side plate.
And the floating plate above
Multistage viscous viscous damper, wherein the formation of the slit for the damping force control possible and this.
JP23232092A 1992-08-31 1992-08-31 Multi-stage viscous damper Expired - Fee Related JP3206977B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP23232092A JP3206977B2 (en) 1992-08-31 1992-08-31 Multi-stage viscous damper

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP23232092A JP3206977B2 (en) 1992-08-31 1992-08-31 Multi-stage viscous damper

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JPH0681898A JPH0681898A (en) 1994-03-22
JP3206977B2 true JP3206977B2 (en) 2001-09-10

Family

ID=16937355

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP23232092A Expired - Fee Related JP3206977B2 (en) 1992-08-31 1992-08-31 Multi-stage viscous damper

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP3206977B2 (en)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US7201263B2 (en) 2003-09-25 2007-04-10 Honda Motor Co., Ltd Viscous damper

Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3683165B2 (en) 2000-07-27 2005-08-17 トヨタ自動車株式会社 Structure and method for reducing eccentricity of torque limiter assembly of torque fluctuation absorber
DE102005012861A1 (en) * 2005-01-26 2006-08-03 Rohs, Ulrich, Dr.-Ing. Damping device particularly for dual mass flywheel has friction device between first and second component where first component and a third component are mounted between two spaced surfaces
JP2006299938A (en) * 2005-04-21 2006-11-02 Hino Motors Ltd Turbo compound system
DE102012022926B4 (en) * 2012-11-24 2023-05-25 Borgwarner Inc. Torsional vibration damper and method for operating such a torsional vibration damper

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS624629U (en) * 1985-06-24 1987-01-12
JPS62137429A (en) * 1985-12-11 1987-06-20 Keisebun:Kk Joint of power shaft
DE3702299C1 (en) * 1987-01-27 1988-03-10 Viscodrive Gmbh Fluid friction clutch
JPH043142U (en) * 1990-04-23 1992-01-13

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US7201263B2 (en) 2003-09-25 2007-04-10 Honda Motor Co., Ltd Viscous damper

Also Published As

Publication number Publication date
JPH0681898A (en) 1994-03-22

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP1668267B1 (en) Crankshaft decoupler
US4828533A (en) Damper-type flywheel suitable for torque transmission devices
GB2318169A (en) Torsional vibration damper
US5032107A (en) Flywheel device with a torsional damper
CA2997447A1 (en) Torsional vibration damping device
JP3679901B2 (en) Flywheel assembly and torque converter
EP0421965B1 (en) Flywheel device for an internal combustion engine
JP3206977B2 (en) Multi-stage viscous damper
KR100905201B1 (en) Dual mass flywheel for providing viscous damping apparatus
JPS6319440A (en) Damper fly wheel device
KR200206541Y1 (en) Dual mass vibration damping flywheel for vehicles
KR100358515B1 (en) Dual mass vibration damping flywheel for vehicles
JPS5934895B2 (en) Automotive friction clutch disc
JPH08105508A (en) Damper device of vehicular lockup clutch
JPH07190142A (en) Torsional vibration damper
JP5831702B2 (en) Rotation fluctuation absorbing damper pulley
KR100478674B1 (en) Dual mass vibration damping flywheel for vehicles
JPH0235081Y2 (en)
US6443284B1 (en) Torsion bar isolator
CN215861525U (en) Torque fluctuation suppression device
KR101079940B1 (en) Triple mass flywheel for vibration damping
KR20090100331A (en) Triple mass flywheel for vibration damping
JP2836392B2 (en) Fluid transmission with lock-up clutch
JP3556603B2 (en) Dual mass vibration damping flywheel in automobile
JPH056440Y2 (en)

Legal Events

Date Code Title Description
A02 Decision of refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02

Effective date: 19980728

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees