JP3314448B2 - Flywheel - Google Patents
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Description
【０００１】[0001]
【産業上の利用分野】この発明は、車両のエンジン等の
内燃機関等で発生する定次数回転変動の低減を図る回転
変動低減用フライホイールに関し、特に、駆動力伝達用
の主回転体とは別個に回転変動低減用の副回転体を設け
たものにおいて、回転軸系の曲げ振動の低減をも図れる
ようにしたものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a flywheel for reducing rotational fluctuations generated in an internal combustion engine such as an engine of a vehicle, and more particularly to a main rotating body for transmitting a driving force. In a device provided with a separate sub-rotating body for reducing rotation fluctuation, bending vibration of the rotating shaft system can also be reduced.
【０００２】[0002]
【従来の技術】車両のエンジン等の内燃機関の駆動力
は、燃焼力をクランク機構により回転力に変換すること
により得られるため、クランク軸等には必然的にトルク
変動に起因した回転変動が発生し、この回転変動が振
動，騒音等の原因となる。例えば、４サイクル４気筒エ
ンジンの場合は２次のトルク変動による回転変動が問題
となり、６気筒エンジンの場合は３次のトルク変動によ
る回転変動が問題となる。2. Description of the Related Art A driving force of an internal combustion engine such as a vehicle engine is obtained by converting a combustion force into a rotational force by a crank mechanism. This rotation fluctuation causes vibration and noise. For example, in the case of a four-cycle four-cylinder engine, rotation fluctuation due to secondary torque fluctuation becomes a problem, and in the case of six-cylinder engine, rotation fluctuation due to tertiary torque fluctuation becomes a problem.
【０００３】このようなトルク変動に起因する回転変動
の低減を図る従来のフライホイールとしては、本出願人
が先に提案した特願平４−２３０１２１号明細書に記載
されたものがある。かかる従来のフライホイールは、回
転力伝達用の主回転体と、遠心振り子運動をするダンパ
マスを収容した回転変動低減用の副回転体とを別個に設
けたことをその特徴としており、これにより、高温下に
おける耐久性を向上させることができた。As a conventional flywheel for reducing the rotation fluctuation caused by such a torque fluctuation, there is one disclosed in Japanese Patent Application No. 4-230121 previously proposed by the present applicant. Such a conventional flywheel is characterized in that a main rotating body for transmitting a rotational force and a sub-rotating body for reducing rotation fluctuation containing a damper mass that performs a centrifugal pendulum motion are separately provided. The durability under high temperature was able to be improved.
【０００４】そして、高温下における耐久性を向上させ
ることができ、しかも副回転体は回転力の伝達には無関
係であることから、上記明細書の請求項２記載の発明の
ようにその副回転体の剛性を低下させることが可能とな
り、これにより副回転体及び回転軸でなる系の曲げ共振
周波数を容易に調整することができるようにもなってい
る。[0004] Since durability at high temperatures can be improved and the auxiliary rotating body is irrelevant to the transmission of rotational force, the auxiliary rotating body can be improved as in the invention described in claim 2 of the above specification. The rigidity of the body can be reduced, so that the bending resonance frequency of the system including the sub-rotating body and the rotating shaft can be easily adjusted.
【０００５】[0005]
【発明が解決しようとする課題】確かに、上記従来のフ
ライホイールであれば、高温下における耐久性を向上さ
せることができ、その結果、副回転体及び回転軸でなる
系の曲げ共振周波数を容易に調整することも可能となっ
ているが、主回転体及び回転軸でなる系（以下、第１の
曲げ振動系と称する。）と副回転体及び回転軸でなる系
（以下、第２の曲げ振動系と称する。）との関係を考え
た場合、両者の共振周波数が一致又は極近傍にあると回
転軸の曲げ振動が過大となってしまうという問題点が生
じる。Certainly, the above-mentioned conventional flywheel can improve the durability at high temperatures, and as a result, the bending resonance frequency of the system consisting of the auxiliary rotating body and the rotating shaft can be reduced. Although it is possible to easily adjust, a system including a main rotating body and a rotating shaft (hereinafter, referred to as a first bending vibration system) and a system including a sub-rotating body and a rotating shaft (hereinafter, a second bending vibration system). Considering the relationship with the above, a problem arises in that if the resonance frequencies of the two are the same or extremely close, the bending vibration of the rotating shaft becomes excessive.
【０００６】これに対し、上記従来技術の明細書では、
第２の曲げ振動系の共振周波数を常用回転数以下とする
ことにより解決し得るとの示唆がなされているが、回転
軸の剛性をも下げた所謂フレキシブルフライホイールで
あればそのような解決も容易であるのに対し、上記従来
のフライホイールのように副回転体の剛性のみを下げる
構造では第２の曲げ振動系の共振周波数を常用回転数か
ら外すことは一般には不可能であると考えられる。On the other hand, in the above specification of the prior art,
It has been suggested that the problem can be solved by setting the resonance frequency of the second bending vibration system to be equal to or lower than the normal rotation speed. However, such a solution can also be achieved with a so-called flexible flywheel in which the rigidity of the rotating shaft is also reduced. On the other hand, it is considered that it is generally impossible to deviate the resonance frequency of the second bending vibration system from the normal rotation speed in a structure in which only the rigidity of the auxiliary rotating body is reduced as in the conventional flywheel described above. Can be
【０００７】そこで本発明者は、上記明細書の請求項２
記載の発明の構造を採用する場合にはむしろ第２の曲げ
振動系を第１の曲げ振動系に対してダイナミックダンパ
として機能させることにより回転力伝達系の曲げ振動を
抑えるべきだとの結論を得たのである。しかし、ダイナ
ミックダンパとして機能するように単に副回転体の質量
及び軸方向の剛性を選定するだけでは、第１の曲げ振動
系の共振周波数における振動レベルを低減することはで
きても、別の二つの周波数で回転軸系の曲げ共振が発生
してしまうため、周波数帯域全体での振動レベルが大き
く低減されることにはならないのである。Accordingly, the present inventor has set forth claim 2 of the above specification.
It is concluded that when the structure of the described invention is adopted, the bending vibration of the torque transmitting system should be suppressed by making the second bending vibration system function as a dynamic damper with respect to the first bending vibration system. I got it. However, even if the vibration level at the resonance frequency of the first bending vibration system can be reduced by simply selecting the mass and the axial rigidity of the sub-rotating body so as to function as a dynamic damper, another method is required. Since the bending resonance of the rotating shaft system occurs at two frequencies, the vibration level in the entire frequency band is not significantly reduced.
【０００８】本発明は、このような観点からなされたも
のであって、回転変動の低減を図る副回転体を含む第２
の曲げ振動系を、曲げ振動を低減させるダイナミックダ
ンパとして有効に利用することができるフライホイール
を提供することを目的としている。The present invention has been made in view of the above, and includes a second rotating body including a sub-rotating body for reducing rotation fluctuation.
It is an object of the present invention to provide a flywheel that can effectively use the bending vibration system of (1) as a dynamic damper for reducing bending vibration.
【０００９】[0009]
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、請求項１記載の発明であるフライホイールは、振り
子運動をするダンパマスを収容する転動室を備えた回転
変動低減用の副回転体を、クラッチ機構を構成する駆動
力伝達用の主回転体とは別個に且つ当該主回転体の摩擦
面側とは逆側の位置に設けるとともに、前記主回転体及
び回転軸でなる第１の曲げ振動系に対して、前記副回転
体及び回転軸でなる第２の曲げ振動系がダイナミックダ
ンパとして機能するように、前記副回転体の質量及び軸
方向の剛性を選定し、さらに、前記副回転体の曲げ方向
の振動に対して減衰力を発生する減衰手段を設けた。In order to achieve the above object, a flywheel according to the first aspect of the present invention is provided with a sub-rotation for reducing rotation fluctuations provided with a rolling chamber for accommodating a damper mass performing a pendulum motion. The body is separated from the main rotating body for transmitting the driving force which constitutes the clutch mechanism , and the friction of the main rotating body.
The main rotating body and the main rotating body are provided at a position opposite to the surface side.
With respect to the first bending vibration system comprising
The second bending vibration system consisting of the body and the rotation axis is a dynamic damper.
Mass and shaft of the auxiliary rotating body so as to function as a damper.
And a damping means for generating a damping force with respect to the vibration of the auxiliary rotating body in the bending direction.
【００１０】この請求項１記載の発明における減衰手段
としては、種々の形式のものが考えられる。例えば、請
求項２記載の発明のように、減衰手段は、副回転体の表
面に貼付された減衰部材とすることもできるし、請求項
３記載の発明のように、減衰手段は、副回転体を複数の
板を摺動可能に重ね合わせて構成した構造とすることも
できる。さらに、請求項４記載の発明のように、請求項
３記載の発明の構造に加えて複数の板の間に減衰材料を
挟み込んだ構造とすることもできる。Various types of damping means can be considered as the damping means in the first aspect of the present invention. For example, as in the second aspect of the invention, the damping means may be a damping member attached to the surface of the sub-rotating body, and as in the third aspect of the invention, the damping means may be a sub-rotating member. The body may have a structure in which a plurality of plates are slidably overlapped. Further, as in the invention according to the fourth aspect, in addition to the structure according to the third aspect, a structure in which an attenuation material is sandwiched between a plurality of plates can be adopted.
【００１１】また、請求項５記載の発明は、上記請求項
３又は請求項４記載の発明において、副回転体にビード
を形成した。そして、請求項６記載の発明は、上記請求
項１乃至請求項５記載の発明において、ダンパマスを収
容した状態での転動室の重心位置を、副回転体の厚さ方
向の中心に位置させた。According to a fifth aspect of the present invention, in the third or fourth aspect of the invention, a bead is formed on the auxiliary rotating body. According to a sixth aspect of the present invention, in the first to fifth aspects of the present invention, the center of gravity of the rolling chamber in a state where the damper mass is accommodated is positioned at the center in the thickness direction of the auxiliary rotating body. Was.
【００１２】[0012]
【作用】請求項１記載の発明であれば、回転変動低減用
の副回転体を駆動力伝達用の主回転体とは別個に設けて
いるため、副回転体は回転力の伝達には無関係であり、
しかも、副回転体は、主回転体の摩擦面側とは逆側の位
置に設けているから、クラッチの摩擦熱により高温下に
直接さらされるのは主回転体である。従って、副回転体
の剛性を特に高くする必要はなく、その曲げ共振周波数
は比較的自由に選定することができるから、第２の曲げ
振動系を第１の曲げ振動系に対するダイナミックダンパ
とすることは容易であるし、主回転体内に回転変動低減
用のダンパマスを収容するような構成ではダンパマスの
焼き付き防止のために主回転体を大型化せざるを得ない
が、そのような懸念もない。そして、請求項１記載の発
明では、主回転体及び回転軸でなる第１の曲げ振動系に
対して、副回転体及び回転軸でなる第２の曲げ振動系が
ダイナミックダンパとして機能するように、副回転体の
質量及び軸方向の剛性を選定しているから、第２の曲げ
振動系がダイナミックダンパとして機能する結果、回転
軸の曲げ方向の振動が低減される。According to the first aspect of the present invention, since the auxiliary rotating body for reducing the rotation fluctuation is provided separately from the main rotating body for transmitting the driving force, the auxiliary rotating body is irrelevant to the transmission of the rotating force. And
In addition , the auxiliary rotating body is located on the opposite side to the friction surface side of the main rotating body.
Because they provided location, is the main rotating body being exposed more directly to the high temperature in the frictional heat of the clutch. Therefore, it is not necessary to particularly increase the rigidity of the auxiliary rotating body, and the bending resonance frequency thereof can be selected relatively freely. Therefore, the second bending vibration system should be a dynamic damper for the first bending vibration system. Is easy and the rotation fluctuation is reduced in the main rotating body.
In a configuration that accommodates damper mass for
The main rotating body must be enlarged to prevent image sticking
But there is no such concern. And, according to claim 1
In Ming, the first bending vibration system consisting of the main rotating body and the rotating shaft
On the other hand, the second bending vibration system consisting of the sub-rotating body and the rotating shaft
In order to function as a dynamic damper,
Since the mass and the rigidity in the axial direction are selected, the vibration of the rotating shaft in the bending direction is reduced as a result of the second bending vibration system functioning as a dynamic damper.
【００１３】そして、第２の曲げ振動系が第１の曲げ振
動系の共振周波数においてダイナミックダンパとして機
能すると、別の二つの周波数において曲げ共振が発生し
副回転体の曲げ振動が過大になろうとするが、そのよう
な振動に対しては減衰手段による減衰力が発生するか
ら、副回転体の振動レベルが過大になることが防止され
る。[0013] Then, when the second bending vibration system to function as a dynamic damper at the resonant frequency of the first bending vibration system, it the bending resonance occurs at two other frequencies excessive bending vibration auxiliary rotary member However, since such a vibration causes a damping force generated by the damping means, the vibration level of the sub-rotating body is prevented from becoming excessive.
【００１４】請求項２記載の発明であれば、副回転体の
表面に貼付された減衰部材は、副回転体が曲がれば一体
となって曲がるため、副回転体の曲げ方向の振動に対し
て的確に減衰力を発生する。また、請求項３記載の発明
であれば、副回転体を構成する複数の板は、副回転体が
曲がれば互いに摺動し合うため、その摺動部分に摩擦力
が発生し、減衰作用が得られる。According to the second aspect of the present invention, since the damping member attached to the surface of the sub-rotating member bends integrally when the sub-rotating member bends, the damping member is resistant to vibration in the bending direction of the sub-rotating member. Properly generates damping force. According to the third aspect of the present invention, the plurality of plates constituting the sub-rotating body slide with each other when the sub-rotating body is bent, so that a frictional force is generated in the sliding portion, and the damping action is reduced. can get.
【００１５】そして、請求項４記載の発明であれば、複
数の板の間に挟み込まれた減衰材料は、副回転体が曲が
れば一体となって曲がるためここに減衰力が発生する。
そして、その減衰材料を適宜選定することにより、所望
の減衰力を発生する構成が容易に得られる。なお、請求
項３又は請求項４記載の発明のように副回転体を複数の
板を重ね合わせて構成した場合、トータルの板厚が同一
であれば、一枚の板で副回転体を構成した場合に比べて
曲げ剛性は小さくなる。従って、同じ曲げ剛性を得るた
めには板厚を厚くする必要があるが、これでは、副回転
体の慣性能率が大きくなって応答性の悪化等を招くおそ
れがある。According to the fourth aspect of the present invention, the damping material sandwiched between the plurality of plates bends together when the sub-rotating member bends, so that a damping force is generated here.
By appropriately selecting the damping material, a configuration for generating a desired damping force can be easily obtained. In the case where the sub-rotating member is formed by laminating a plurality of plates as in the invention according to claim 3 or 4, if the total plate thickness is the same, the sub-rotating member is constituted by one plate. The bending stiffness becomes smaller as compared with the case where it is performed. Therefore, in order to obtain the same bending stiffness, it is necessary to increase the plate thickness. However, in this case, the inertia rate of the auxiliary rotating body is increased, and there is a possibility that responsiveness may be deteriorated.
【００１６】これに対し、請求項５記載の発明であれ
ば、副回転体にビードが形成されているため、その分副
回転体の曲げ方向の剛性が増大しているから、副回転体
を構成する板の板厚を増す必要がない。さらに、請求項
６記載の発明であれば、副回転体の回転中にダンパマス
及びこれを収容する転動室を形成する部位に生じる遠心
力は、副回転体の面内方向に作用するため、かかる遠心
力によって副回転体に曲げモーメントは発生しない。従
って、曲げモーメントに抗するために副回転体の剛性を
上げる必要もない。On the other hand, according to the fifth aspect of the present invention, since the bead is formed in the sub-rotating body, the rigidity of the sub-rotating body in the bending direction is increased by that amount. It is not necessary to increase the thickness of the constituent plates. Further, according to the invention described in claim 6, since the damper mass and the centrifugal force generated in the portion forming the rolling chamber for accommodating the damper mass during the rotation of the sub-rotating body acts in the in-plane direction of the sub-rotating body, No bending moment is generated in the sub-rotating body due to such centrifugal force. Therefore, it is not necessary to increase the rigidity of the sub-rotating body in order to withstand the bending moment.
【００１７】[0017]
【実施例】以下、この発明の実施例を図面に基づいて説
明する。図１乃至図３は本発明の第１実施例を示す図で
あり、図１は本発明に係るフライホイールの正面図、図
２は図１のＡ−Ａ線断面図である。先ず、構成を説明す
ると、このフライホイールは、回転駆動力の伝達を担う
円盤状の主回転体１０と、回転変動の低減を担う円盤状
の副回転体２０とから構成されていて、それら主回転体
１０及び副回転体２０のそれぞれの中央部には、図示し
ないクランク軸等の回転駆動系への取付けの際に利用さ
れる取付けフランジ部１０ａ，２０ａが形成されてい
る。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. 1 to 3 are views showing a first embodiment of the present invention. FIG. 1 is a front view of a flywheel according to the present invention, and FIG. 2 is a sectional view taken along line AA of FIG. First, the structure of the flywheel will be described. This flywheel is composed of a disk-shaped main rotating body 10 for transmitting the rotational driving force and a disk-shaped sub-rotating body 20 for reducing the rotation fluctuation. At the center of each of the rotating body 10 and the sub-rotating body 20, mounting flanges 10a and 20a used for mounting to a rotary drive system such as a crankshaft (not shown) are formed.
【００１８】主回転体１０は、車両のマニュアルトラン
スミッションにおけるクラッチ機構の一部を構成するこ
とにより回転駆動力の伝達を担うものであり、図中右方
を向く面がクラッチ機構の摩擦面であり、主回転体１０
の外周面に図示しないスタータギアと噛み合うリングギ
ア１１が回転方向に一体に固定されている。そして、主
回転体１０の中央部１２は、その径方向外側が副回転体
２０から離れる方向に傾斜したテーパ状に形成されてい
て、これにより、この主回転体１０と後述する副回転体
２０との間に隙間ができるようにしている。The main rotary member 10 plays a transmission of the rotational driving force by forming a part of the clutch mechanism in vehicles manual transmission, in the drawing the right
Is the friction surface of the clutch mechanism.
A ring gear 11 that meshes with a starter gear (not shown) is integrally fixed to the outer peripheral surface in the rotation direction. The central portion 12 of the main rotating body 10 is formed in a tapered shape whose radially outer side is inclined in a direction away from the sub-rotating body 20, whereby the main rotating body 10 and a sub-rotating body 20 described later are formed. So that there is a gap between them.
【００１９】一方、副回転体２０は、主回転体１０の摩
擦面側とは逆側の位置（図では主回転体１０の左側）に
配設されており、肉薄に成形されることにより軸方向剛
性が低くなっている中央部２１と、その中央部２１の外
周面に連続する比較的肉厚のハウジング部２２とを備え
ていて、そのハウジング部２２には、周方向に等間隔に
離隔して複数（この実施例では、１０個）の同形状の転
動室２３，…，２３が形成されている。Meanwhile, sub rotatable body 20, friction of the main rotor 10
At a position opposite to the friction surface side (the left side of the main rotating body 10 in the figure)
Are arranged, comprise a central portion 21 which axial stiffness is low by being molded into thin, and a relatively thick housing section 22 continuous to the outer peripheral surface of the central portion 21, A plurality of (in this embodiment, ten) rolling chambers 23 of the same shape are formed at equal intervals in the circumferential direction in the housing portion 22.
【００２０】転動室２３のそれぞれは、副回転体２０の
表面に対して平行に凹んだ凹陥部の開口側を薄いリング
状のカバー２４で覆うことにより形成された閉空間であ
り、その内側には角部に丸みを帯びた円筒コロ状のダン
パマス２５が転動可能に収容されている。即ち、転動室
２３の内周面が、ダンパマス２５が転動する転動面２３
ａとなっていて、その転動面２３ａの形状は、副回転体
２０回転時の遠心力と回転駆動系の回転変動とによって
ダンパマス２５が転動する際の軌跡が、回転軸の回転変
動を低減し得る遠心振り子の理論を満足するように円周
方向に沿って屈曲した楕円形となっている。Each of the rolling chambers 23 is a closed space formed by covering the opening side of a concave portion which is recessed in parallel with the surface of the sub-rotating body 20 with a thin ring-shaped cover 24. A cylindrical roller-shaped damper mass 25 having a rounded corner portion is rotatably accommodated therein. That is, the inner peripheral surface of the rolling chamber 23 is the rolling surface 23 on which the damper mass 25 rolls.
The shape of the rolling surface 23a is such that the trajectory when the damper mass 25 rolls due to the centrifugal force at the time of rotation of the sub-rotating body 20 and the rotation fluctuation of the rotary drive system shows the rotation fluctuation of the rotation shaft. It has an elliptical shape bent along the circumferential direction to satisfy the theory of a centrifugal pendulum that can be reduced.
【００２１】具体的には、ダンパマス２５の質量を
ｍd 、ダンパマス２５の慣性能率をＩd、ダンパマス２
５の半径をｒd 、低減しようとする回転変動の次数をｎ
とした場合に、副回転体１０の回転中心からダンパマス
２５の振り子運動の支点までの距離Ｒと、ダンパマス２
５の振り子運動の支点からダンパマス２５の重心までの
距離Ｌとの比率Ｒ／Ｌを、 Ｒ／Ｌ＝ｎ2 ｛１＋Ｉd ／（ｍd ・ｒd 2 ）｝ ……（１） という関係に設定する。なお、本実施例では、複数のダ
ンパマス２５を有しているため、質量ｍd 及び慣性能率
Ｉd はいずれもそれら複数のダンパマス２５のトータル
の値である。Specifically, the mass of the damper mass 25 is m d , the moment of inertia of the damper mass 25 is I d ,
The radius of 5 is r d , and the order of the rotational fluctuation to be reduced is n
In this case, the distance R from the rotation center of the auxiliary rotating body 10 to the fulcrum of the pendulum movement of the damper mass 25 and the damper mass 2
5 of the ratio R / L of the distance L from the fulcrum of the pendulum movement to the center of gravity of the damper mass 25, R / L = n 2 {1 + I d / (m d · r d 2)} ...... the relationship (1) Set. In the present embodiment, since it has a plurality of damper mass 25, a total value of the mass m d and moment of inertia I d Any plurality of damper mass 25.
【００２２】そして、副回転体２０の中央部２１の主回
転体１０とは逆側の表面には、粘性減衰材料を薄いリン
グ状に形成してなる減衰手段としての粘性減衰部材２６
が貼付されている。ここで、本実施例のフライホイール
をクランク軸等の回転軸に取り付けた場合を考えると、
回転軸及び主回転体１０でなる曲げ振動系（第１の曲げ
振動系）と、回転軸及び副回転体２０でなる曲げ振動系
（第２の曲げ振動系）との二つの曲げ振動系が存在する
こととなるが、副回転体２０は、回転駆動力の伝達には
無関係であり、しかもクラッチ機構等で発生した高熱に
直接さらされるのは主回転体１０のみであるから、副回
転体２０の中央部２１の剛性は低くてもよく、従って、
第２の曲げ振動系の共振周波数等は比較的自由に選定す
ることができる。A viscous damping member 26 as a damping means formed by forming a viscous damping material in a thin ring shape is provided on the surface of the central portion 21 of the sub-rotating body 20 opposite to the main rotating body 10.
Is affixed. Here, considering the case where the flywheel of the present embodiment is attached to a rotating shaft such as a crankshaft,
Two bending vibration systems, a bending vibration system (first bending vibration system) composed of a rotating shaft and a main rotating body 10 and a bending vibration system (second bending vibration system) composed of a rotating shaft and a sub-rotating body 20, are provided. However, the auxiliary rotating body 20 is irrelevant to the transmission of the rotational driving force, and only the main rotating body 10 is directly exposed to the high heat generated by the clutch mechanism and the like. The stiffness of the central part 21 of 20 may be low, thus
The resonance frequency and the like of the second bending vibration system can be selected relatively freely.
【００２３】そこで、本実施例では、第２の曲げ振動系
が、第１の曲げ振動系に対してダイナミックダンパとし
て機能するように、バネとして働く中央部２１の剛性及
びマスとして働くハウジング部２３，ダンパマス２５の
質量を選定する。ただし、ダンパマス２５の質量ｍ
d は、上記（１）式を満足させるために不用意に変える
ことはできないから、ハウジング部２３の質量を適宜調
整することにより全体の質量を所定の値とすることにな
る。Therefore, in the present embodiment, the rigidity of the central portion 21 acting as a spring and the housing portion 23 acting as a mass so that the second bending vibration system functions as a dynamic damper with respect to the first bending vibration system. , The mass of the damper mass 25 is selected. However, the mass m of the damper mass 25
Since d cannot be changed carelessly in order to satisfy the above equation (1), the mass of the housing portion 23 is appropriately adjusted so that the entire mass becomes a predetermined value.
【００２４】次に本実施例の作用を説明する。このフラ
イホイールを例えば車両の駆動力伝達部に適用した場
合、車両エンジンで発生した駆動力は、クランク軸から
主回転体１０を介してマニュアルトランスミッションに
入力される。そして、クランク軸には、上述したように
４気筒エンジンであれば２次の回転変動が生じ、６気筒
エンジンであれば３次の回転変動が生じるが、そのよう
な回転変動は、副回転体２０内のダンパマス２５の振り
子運動により吸収し低減することができる。Next, the operation of this embodiment will be described. When this flywheel is applied to, for example, a driving force transmission unit of a vehicle, the driving force generated by the vehicle engine is input from the crankshaft to the manual transmission via the main rotating body 10. As described above, a secondary rotation fluctuation occurs in the crankshaft in the case of a four-cylinder engine, and a tertiary rotation fluctuation occurs in a six-cylinder engine. It can be absorbed and reduced by the pendulum motion of the damper mass 25 in 20.
【００２５】即ち、副回転体２０に回転変動が伝達され
ると、比率Ｒ／Ｌを上記（１）式を満足するように選定
している結果、転動室２３内に収容されたダンパマス２
５が回転変動に同期した逆相の振り子運動をし、これが
定次数比型ダイナミックダンパとして作用するようにな
るから、副回転体２０に伝達された回転変動がダンパマ
ス２５の重心位置の変動によって確実に低減されるよう
になり、これが取付けられたクランク軸の振動レベルが
低減するのである。That is, when the rotation fluctuation is transmitted to the sub-rotating member 20, the ratio R / L is selected so as to satisfy the above equation (1), and as a result, the damper mass 2 accommodated in the rolling chamber 23 is obtained.
5 performs a reverse-phase pendulum motion synchronized with the rotation fluctuation, and this acts as a constant-order-ratio dynamic damper. Therefore, the rotation fluctuation transmitted to the sub-rotating body 20 is reliably caused by the fluctuation of the center of gravity of the damper mass 25. This reduces the vibration level of the crankshaft to which it is attached.
【００２６】一方、エンジンの燃焼起振力は、上記回転
変動とともにクランク軸と主回転体１０，副回転体２０
とを含む系の曲げモードを励振するため、主回転体１０
及び副回転体２０には曲げ方向の振動も入力される。従
って、副回転体２０が存在しない場合には、主回転体１
０には図３の特性Ｃ1 で示すような曲げ振動が生じるこ
とになる。On the other hand, the combustion oscillating force of the engine, together with the above-mentioned rotational fluctuation, is caused by the crankshaft, the main rotating body 10 and the sub-
In order to excite the bending mode of the system including
The vibration in the bending direction is also input to the auxiliary rotating body 20. Therefore, when the sub rotator 20 does not exist, the main rotator 1
0 will be characteristic C 1 such bending as shown in the vibration of FIG. 3 results.
【００２７】しかし、第１の曲げ振動系の共振周波数
（図３の例では、３５５Ｈｚ近傍）において第２の曲げ
振動系がダイナミックダンパとして機能するため、共振
点における第１の曲げ振動系の振動レベルは低減され
る。そして、第２の曲げ振動系をダイナミックダンパと
して機能させた結果、図３の特性Ｃ2 で示すように第２
の曲げ振動系には別の二つの周波数（図３の例では、３
２０Ｈｚ近傍と４００Ｈｚ近傍）で共振が発生してしま
うことになるが、副回転体２０の曲げ方向のバネとして
機能する中央部２１の表面に貼付された粘性減衰部材２
６が中央部２１とともに屈曲するので副回転体２０の曲
げ方向の振動に対して減衰力を発生する。従って、その
ような二つの周波数において副回転体２０の振動レベル
が極端に大きくなることは防止される。However, since the second bending vibration system functions as a dynamic damper at the resonance frequency of the first bending vibration system (around 355 Hz in the example of FIG. 3), the vibration of the first bending vibration system at the resonance point is obtained. The level is reduced. The result of the function of the second bending vibration system as a dynamic damper, the as shown by the characteristic C 2 in FIG. 3 2
The bending vibration system has two different frequencies (3 in the example of FIG. 3).
Resonance occurs around 20 Hz and around 400 Hz), but the viscous damping member 2 attached to the surface of the central portion 21 that functions as a spring in the bending direction of the sub-rotating body 20
6 is bent together with the central portion 21, so that a damping force is generated with respect to the vibration of the auxiliary rotating body 20 in the bending direction. Therefore, it is possible to prevent the vibration level of the auxiliary rotating body 20 from becoming extremely large at such two frequencies.
【００２８】結局、図３の特性Ｃ3 に示すように、これ
ら主回転体１０及び副回転体２０の曲げ振動は広い周波
数帯域において低レベルに抑えられることになる。以上
から、本実施例の構成であれば、回転変動及び曲げ振動
の両方のレベルを低減することができ、例えば車両に適
用するならば車室内騒音を大幅に低減することができ、
特に加速時騒音を低減することができる。[0028] Finally, as shown in the characteristic C 3 of FIG. 3, the bending vibration of main rotor 10 and the sub rotor 20 will be kept to low levels in a wide frequency band. From the above, according to the configuration of the present embodiment, it is possible to reduce both the level of the rotation fluctuation and the bending vibration. For example, when applied to a vehicle, it is possible to significantly reduce the noise in the vehicle interior,
In particular, noise during acceleration can be reduced.
【００２９】なお、本実施例の構成において、ダンパマ
ス２５を収容した状態におけるハウジング部２２の重心
位置を、中央部２１の厚さ方向の中心に位置させるよう
にすると、副回転体２０回転中にハウジング部２２に生
じる遠心力が中央部２１の面内方向に作用するため、中
央部２１に遠心力に起因する曲げモーメントが作用せ
ず、その剛性をさらに下げることが可能となる。従っ
て、副回転体２０を軽量な構造としてその慣性能率を低
減することができ、また剛性が下がれば粘性減衰部材２
６によって発生する減衰力が相対的に大きくなって減衰
効果が顕著になるという利点がある。In the configuration of the present embodiment, if the center of gravity of the housing portion 22 in a state where the damper mass 25 is accommodated is positioned at the center of the central portion 21 in the thickness direction, the rotation of the sub-rotating member 20 during Since the centrifugal force generated in the housing portion 22 acts in the in-plane direction of the central portion 21, no bending moment due to the centrifugal force acts on the central portion 21, and the rigidity thereof can be further reduced. Therefore, the sub-rotating body 20 can have a lightweight structure to reduce its inertia performance factor.
There is an advantage that the damping force generated by 6 becomes relatively large and the damping effect becomes remarkable.
【００３０】図４乃至図７は本発明の第２実施例を示す
図であり、図４は上記第１実施例で説明した図２と同じ
部分の断面図、図５は副回転体２０の周縁部分の一部破
断拡大斜視図である。なお、上記第１実施例と同じ構成
には同じ符号を付し、その重複する説明は省略する。こ
の実施例は、副回転体２０の構成を上記第１実施例と異
ならせた点に特徴があるのであり、副回転体２０を、中
央部分に取付けフランジ部２０ａが形成された肉薄の円
盤部材３０と、その円盤部材３０の周縁部の両面に固定
されるリング部材３１，３２とから構成している。FIGS. 4 to 7 are views showing a second embodiment of the present invention. FIG. 4 is a cross-sectional view of the same portion as FIG. 2 described in the first embodiment, and FIG. It is a partially broken enlarged perspective view of a peripheral part. The same components as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and the description thereof will not be repeated. This embodiment is characterized in that the configuration of the sub-rotating body 20 is different from that of the first embodiment, and the sub-rotating body 20 is formed by a thin disk member having a mounting flange portion 20a formed at a central portion. 30 and ring members 31 and 32 fixed to both surfaces of the peripheral portion of the disk member 30.
【００３１】そして、円盤部材３０には、転動室２３が
形成される位置に対応してその周面を貫通する複数の貫
通孔３３が形成されていて、リング部材３１，３２に
は、それら貫通孔３３を両側から挟み込むように略円柱
状に外側に突出するハウジング部材３５，３６が一体に
形成されている。ハウジング部材３５，３６のそれぞれ
の円盤部材３０側の面には、上記第１実施例で説明した
転動室２３の平面形状に凹んだ凹陥部３５ａ，３６ａが
形成されている。よって、貫通孔３３を両側からハウジ
ング部材３５，３６で挟み込むと、貫通孔３３及び凹陥
部３５ａ，３６ａで囲まれた閉空間が形成され、ここに
転動室２３が形成される。A plurality of through holes 33 are formed in the disk member 30 so as to penetrate the peripheral surface corresponding to the positions where the rolling chambers 23 are formed. Housing members 35 and 36 projecting outward in a substantially columnar shape so as to sandwich the through hole 33 from both sides are integrally formed. The surfaces of the housing members 35 and 36 on the disk member 30 side are formed with concave portions 35a and 36a that are recessed in the planar shape of the rolling chamber 23 described in the first embodiment. Therefore, when the through hole 33 is sandwiched between the housing members 35 and 36 from both sides, a closed space surrounded by the through hole 33 and the concave portions 35a and 36a is formed, and the rolling chamber 23 is formed therein.
【００３２】そして、本実施例では、貫通孔３３の中心
を凹陥部３５ａ，３６ａの中心よりも若干径方向内側に
ずらすことにより、貫通孔３３内周面のうち径方向外側
の部分を凹陥部３５ａ，３６ａよりも径方向内側に突出
させて段差を形成し、ここに断面凸形状で転動面２３ａ
に沿って延びる凸部３７を形成している。一方、ダンパ
マス２５は、その斜視図である図６にも示すように、上
記第１実施例と同様に円筒コロ状の転動体であるが、そ
の幅方向の中央部には、転動面２３ａに形成されている
凸部３７と転動を妨げないように若干の隙間を持って噛
み合うように、周方向に連続した溝２５ａを形成してい
る。In this embodiment, the center of the through hole 33 is slightly shifted radially inward from the centers of the recesses 35a and 36a, so that the radially outer portion of the inner peripheral surface of the through hole 33 is recessed. A step is formed by projecting radially inward from 35a and 36a, and a rolling surface 23a having a convex cross section is formed here.
Are formed along the projection 37. On the other hand, as shown in FIG. 6 which is a perspective view of the damper mass 25, the damper mass 25 is a cylindrical roller like the first embodiment, but has a rolling surface 23a at the center in the width direction. The groove 25a which is continuous in the circumferential direction is formed so as to mesh with the convex portion 37 formed with a small gap so as not to hinder the rolling.
【００３３】このような構成であると、凸部３７と溝２
５ａとが噛み合う結果、ダンパマス２５の横方向の動き
が規制されるされるため、ダンパマス２５の蛇行が防止
されるようになり、ダンパマス２５が転動室２３の内側
面に接することが防止されその振り子運動を阻止する方
向に発生する摩擦力が小さくなり（即ち、凸部３７と溝
２５ａとの噛み合い部分で発生する小さな摩擦力のみと
なり）、ダンパマス２５は目的通りの遠心振り子運動に
近い挙動をするようになり、回転変動を確実に防止する
ことができる。また、蛇行が防止されれば、ダンパマス
２５が転動室２３内面に衝突することも防止されるか
ら、衝撃音の発生も防がれる。With such a configuration, the convex portion 37 and the groove 2
As a result, the lateral movement of the damper mass 25 is restricted, so that the meandering of the damper mass 25 is prevented, and the damper mass 25 is prevented from contacting the inner side surface of the rolling chamber 23. The frictional force generated in the direction for preventing the pendulum movement is reduced (that is, only the small frictional force generated at the meshing portion between the convex portion 37 and the groove 25a), and the damper mass 25 exhibits a behavior close to the intended centrifugal pendulum motion. And rotation fluctuations can be reliably prevented. Further, if the meandering is prevented, the damper mass 25 is also prevented from colliding with the inner surface of the rolling chamber 23, so that the generation of an impact sound is also prevented.
【００３４】そして、ダンパマス２５の横方向への動き
が凸部３７と溝２５ａとの噛み合いによって規制されれ
ば、ダンパマス２５の重心位置は常に円盤部材３０の厚
さ方向の中心に位置することになるから、ハウジング部
材３５，３６を含むリング部材３１，３２を同規格の部
材とするだけで、ダンパマス２５を収容した状態におけ
るハウジング部材３５，３６の重心位置が円盤部材３０
の厚さ方向の中心に位置させることができる。If the lateral movement of the damper mass 25 is restricted by the engagement between the convex portion 37 and the groove 25a, the center of gravity of the damper mass 25 is always located at the center of the disk member 30 in the thickness direction. Accordingly, the ring members 31, 32 including the housing members 35, 36 are simply made of the same standard, and the center of gravity of the housing members 35, 36 in the state in which the damper mass 25 is accommodated is shifted to the disk member 30
At the center in the thickness direction.
【００３５】この結果、上記第１実施例の最後に説明し
た利点を容易に引き出すことができるのであり、具体的
には、図７に示すように、副回転体２０回転中にハウジ
ング部材３５，３６に生じる遠心力が円盤部材３０の面
内方向に作用するため、円盤部材３０に遠心力に起因す
る曲げモーメントが作用せず、その剛性をさらに下げる
ことが可能となり、副回転体２０を軽量な構造としてそ
の慣性能率を低減することができ、車両に適用した場合
には加速時騒音を低減し且つ十分な加速性能を得ること
ができる。また、剛性が下がれば粘性減衰部材２６によ
って発生する減衰力が相対的に大きくなるから減衰効果
が顕著になる。As a result, the advantages described at the end of the first embodiment can be easily obtained. Specifically, as shown in FIG. 7, the housing member 35, Since the centrifugal force generated in 36 acts in the in-plane direction of the disk member 30, no bending moment due to the centrifugal force acts on the disk member 30, and the rigidity thereof can be further reduced. As a simple structure, the rate of inertia can be reduced, and when applied to a vehicle, noise during acceleration can be reduced and sufficient acceleration performance can be obtained. When the rigidity decreases, the damping force generated by the viscous damping member 26 becomes relatively large, so that the damping effect becomes remarkable.
【００３６】なお、凸部３７及び溝２５ａを形成しない
構成であっても、ダンパマス２５の厚みを転動室２３の
幅よりも若干小さくなるようにすれば、ダンパマス２５
の重心位置が円盤部材３０の厚さ方向の中心から大きく
ずれることはないため、図７に示したような作用効果を
得ることができる。その他の作用効果は上記第１実施例
と同様である。[0036] Incidentally, even in a configuration in which does not form a projection 37 and the groove 25a, if the thickness of the damper mass 25 such that the width by remote slight rolling chamber 23 decreases, the damper mass 25
The center of gravity of the disk member 30 does not greatly deviate from the center in the thickness direction of the disk member 30, so that the operation and effect as shown in FIG. 7 can be obtained. Other functions and effects are the same as those of the first embodiment.
【００３７】図８及び図９は本発明の第３実施例を示す
図であり、図８は上記第２実施例の図５と同様の副回転
体２０の周縁部分の一部破断拡大斜視図である。なお、
上記第２実施例と同じ構成には同じ符号を付し、その重
複する説明は省略する。即ち、この実施例は、貫通孔３
３の中心を凹陥部３５ａ，３６ａの中心からずらすので
はなく、貫通孔３３を凹陥部３５ａ，３６ａよりも大き
くしている。従って、貫通孔３３をハウジング部材３
５，３６で挟み込んで転動室２３を形成すると、貫通孔
３３と凹陥部３５ａ，３６ａとの間には貫通孔３３側が
凹むような段差が形成されるから、転動面２３ａに沿っ
て周方向に延びる溝４０が形成されている。FIGS. 8 and 9 show a third embodiment of the present invention. FIG. 8 is an enlarged perspective view of a part of the periphery of the sub-rotating body 20 similar to FIG. 5 of the second embodiment. It is. In addition,
The same components as those in the second embodiment are denoted by the same reference numerals, and the description thereof will not be repeated. That is, in this embodiment, the through holes 3
The center of 3 is not shifted from the center of the recesses 35a, 36a, but the through hole 33 is made larger than the recesses 35a, 36a. Therefore, the through-hole 33 is formed in the housing member 3.
When the rolling chamber 23 is formed by sandwiching the rolling chambers 5 and 36, a step is formed between the through hole 33 and the recesses 35a and 36a so that the through hole 33 side is recessed. A groove 40 extending in the direction is formed.
【００３８】一方、ダンパマス２５は、その斜視図であ
る図９に示すように、上記第１実施例と同様に円筒コロ
状の転動体であるが、その幅方向の中央部には、転動面
２３ａに形成されている溝４０に転動を妨げないように
若干の隙間を持って嵌まり込むように、周方向に連続し
た凸部２５ｂを形成している。このような構成である
と、溝４０と凸部２５ｂとが噛み合う結果、ダンパマス
２５の横方向の動きが規制されるから、上記第２実施例
と同様の作用効果が得られるものである。On the other hand, as shown in FIG. 9 which is a perspective view of the damper mass 25, the damper mass 25 is a cylindrical roller like the first embodiment. A convex portion 25b that is continuous in the circumferential direction is formed so as to fit into the groove 40 formed on the surface 23a with a slight gap so as not to hinder the rolling. With such a structure, the groove 40 and the convex portion 25b and engages a result, lateral movement is restricted Luca et damper mass 25, in which the same effect as the second embodiment can be obtained.
【００３９】図１０及び図１１は本発明の第４実施例を
示す図であり、図１０は上記第１実施例で説明した図２
と同じ部分の断面図、図１１は副回転体２０の周縁部分
の一部破断拡大斜視図である。なお、上記各実施例と同
じ構成には同じ符号を付し、その重複する説明は省略す
る。即ち、本実施例の構成は上記第３実施例と略同じで
あり、異なるのは、二枚の薄い円盤３０Ａ，３０Ｂを非
接着の状態で重合わせることにより、円盤部材３０を形
成するとともに、円盤部材３０の表面に粘性減衰部材を
貼付していない点である。FIGS. 10 and 11 show a fourth embodiment of the present invention. FIG.
FIG. 11 is a partially broken enlarged perspective view of a peripheral portion of the sub-rotating body 20. Note that the same reference numerals are given to the same components as those in the above-described embodiments, and the overlapping description will be omitted. That is, the configuration of this embodiment is substantially the same as that of the third embodiment, except that the two thin disks 30A and 30B are overlapped in a non-adhered state to form the disk member 30, and The point is that no viscous damping member is attached to the surface of the disk member 30.
【００４０】このような構成であっても、副回転体２０
の回転方向に対しては、二枚の薄い円盤３０Ａ，３０Ｂ
でなる円盤部材３０は、一枚の板から形成した場合と実
質的に変わらないから、上記第１実施例と同様の作用に
より回転変動の低減が図られ、騒音レベルが低減され
る。また、第１の曲げ振動系の共振周波数において第２
の曲げ振動系がダイナミックダンパとして機能するた
め、共振点における第１の曲げ振動系の振動レベルは低
減される。Even with such a configuration, the auxiliary rotating body 20
Rotation direction, two thin disks 30A, 30B
Is substantially the same as when formed from a single plate, the rotation fluctuation is reduced by the same operation as in the first embodiment, and the noise level is reduced. At the resonance frequency of the first bending vibration system, the second
Since the bending vibration system functions as a dynamic damper, the vibration level of the first bending vibration system at the resonance point is reduced.
【００４１】そして、第２の曲げ振動系をダイナミック
ダンパとして機能させた結果、上記第１実施例で説明し
たように、図３の特性Ｃ2 で示すように第２の曲げ振動
系には別の二つの周波数で共振が発生してしまうことに
なるが、副回転体２０に曲げ方向の振動が生じると、円
盤３０Ａ，３０Ｂの接触面が擦れ合うためここに摩擦力
が発生し、その摩擦力によって副回転体２０の曲げ方向
の振動に対する減衰力を得ることができ、上記第１実施
例と同様の作用効果が得られる。[0041] Then, a result of the function of the second bending vibration system as a dynamic damper, as described in the first embodiment, apart from the second bending vibration system as shown by the characteristic C 2 in FIG. 3 However, if vibration occurs in the auxiliary rotating body 20 in the bending direction, the contact surfaces of the disks 30A and 30B rub against each other, and a frictional force is generated here. Thus, a damping force against vibration in the bending direction of the sub-rotating member 20 can be obtained, and the same operation and effect as in the first embodiment can be obtained.
【００４２】つまり、本実施例の構成であれば、薄い円
盤３０Ａ，３０Ｂを摺動可能に重ね合わせた構造によっ
て減衰手段が構成されるものである。なお、本実施例で
も、貫通孔３３を凹陥部３５ａ，３６ａよりも若干大き
くすることにより転動面２３ａに溝４０を形成するとと
もに、ダンパマス２５に凸部２５ｂを形成しているた
め、ダンパマス２５の横方向の動きが規制されるから、
上記第２実施例と同様の作用効果が得られる。また、本
実施例の場合であっても、溝４０及び凸部２５ｂを形成
しない構成としてもよい。That is, according to the structure of this embodiment, the damping means is constituted by a structure in which the thin disks 30A and 30B are slidably overlapped. Also in the present embodiment, since the groove 40 is formed in the rolling surface 23a by making the through hole 33 slightly larger than the concave portions 35a and 36a, and the convex portion 25b is formed in the damper mass 25, the damper mass 25 is formed. Is restricted from moving in the lateral direction,
The same operation and effect as those of the second embodiment can be obtained. Further, even in the case of the present embodiment, the configuration may be such that the groove 40 and the convex portion 25b are not formed.
【００４３】図１２は、本発明の第５実施例を示す図で
あり、上記第１実施例で説明した図２と同じ部分の断面
図である。本実施例の構成は、上記第４実施例の構成と
略同じであり、異なるのは、二枚の薄い円盤３０Ａ，３
０Ｂの間に、薄い円盤状に形成した減衰材料４５を挟み
込んだ点である。FIG. 12 is a view showing a fifth embodiment of the present invention, and is a cross-sectional view of the same portion as FIG. 2 described in the first embodiment. The configuration of the present embodiment is substantially the same as the configuration of the fourth embodiment, except that the two thin disks 30A, 3A are different.
The point is that the thin disc-shaped damping material 45 is sandwiched between OB.
【００４４】即ち、上記第４実施例の構成では、円盤３
０Ａ，３０Ｂ間の摩擦力を利用して減衰効果を得るよう
にしているが、摩擦減衰の大きさを高精度に調整するこ
とは難しく、従って、所望の減衰力を得られないおそれ
がある。これに対し、本実施例の構成であれば、副回転
体２０に曲げ方向の振動が生じた場合、円盤３０Ａ，３
０Ｂ間に挟み込まれた減衰材料４５の屈曲により減衰力
を得ることができるため、その減衰材料４５の材質や寸
法等を適宜選定することにより、所望の減衰力を発生す
る構成とすることができる。That is, in the configuration of the fourth embodiment, the disk 3
Although the damping effect is obtained by utilizing the frictional force between 0A and 30B, it is difficult to adjust the magnitude of the frictional damping with high precision, and therefore, there is a possibility that a desired damping force cannot be obtained. On the other hand, according to the configuration of the present embodiment, when vibration in the bending direction occurs in the sub-rotating member 20, the disks 30A, 3
Since the damping force can be obtained by the bending of the damping material 45 sandwiched between 0B, a desired damping force can be generated by appropriately selecting the material and the size of the damping material 45. .
【００４５】つまり、本実施例の構成であれば、減衰材
料４５によって減衰手段が構成される。その他、回転変
動の低減が図られることは上記第１実施例と同様であ
り、また、本実施例でも、貫通孔３３を凹陥部３５ａ，
３６ａよりも若干大きくすることにより転動面２３ａに
溝４０を形成するとともに、ダンパマス２５に凸部２５
ｂを形成しているため、ダンパマス２５の横方向の動き
が規制されるから、上記第２実施例と同様の作用効果が
得られる。また、本実施例の場合であっても、溝４０及
び凸部２５ｂを形成しない構成としてもよい。That is, in the configuration of the present embodiment, the damping means is constituted by the damping material 45. Other than that, the reduction of the rotation fluctuation is achieved in the same manner as in the first embodiment, and also in this embodiment, the through-hole 33 is formed by the concave portion 35a,
36a, the groove 40 is formed in the rolling surface 23a, and the damper mass 25
Since b is formed, the movement of the damper mass 25 in the lateral direction is restricted, so that the same operation and effect as in the second embodiment can be obtained. Further, even in the case of the present embodiment, the configuration may be such that the groove 40 and the convex portion 25b are not formed.
【００４６】図１３及び図１４は本発明の第６実施例を
示す図であり、図１３は本発明に係るフライホイールの
正面図、図１４は図１３のＢ−Ｂ線断面図である。本実
施例の構成は、上記第４実施例の構成と略同じであり、
異なるのは、副回転体２０の円盤部材３０に複数（この
実施例では、１０個）のビード５０，…，５０を形成し
た点である。FIGS. 13 and 14 show a sixth embodiment of the present invention. FIG. 13 is a front view of a flywheel according to the present invention, and FIG. 14 is a sectional view taken along line BB of FIG. The configuration of this embodiment is substantially the same as the configuration of the fourth embodiment,
The difference lies in that a plurality of (ten in this embodiment) beads 50,..., 50 are formed on the disk member 30 of the sub-rotating body 20.
【００４７】これらビード５０，…，５０は、円盤部材
３０の径方向に沿って延びる長細い膨らみであって、円
盤部材３０表面の周方向に等間隔に離隔した位置に形成
されている。各ビード５０は、具体的には、円盤３０
Ａ，３０Ｂの接触側の面のビード形成位置に予め細長い
凹みを形成しておき、その細長い凹みを向き合わせた状
態で円盤３０Ａ，３０Ｂを重ね合わせることにより形成
される。The beads 50 are elongated slender bulges extending in the radial direction of the disk member 30, and are formed at equal intervals in the circumferential direction of the surface of the disk member 30. Each bead 50 is, specifically, a disk 30
An elongated recess is formed in advance at a bead forming position on the contact side surface of A, 30B, and the disks 30A, 30B are overlapped with the elongated recess facing each other.
【００４８】ここで、上記第４実施例のように二枚の円
盤３０Ａ，３０Ｂを重ね合わせて円盤部材３０を構成し
た場合、トータルの板厚が同じであれば一枚の板で構成
した場合と同じ面内方向の引っ張り剛性を得ることがで
きるから、回転変動の低減効果については特に問題は生
じない。しかし、曲げ方向の剛性は、二枚の円盤３０
Ａ，３０Ｂを重ね合わせて円盤部材３０を構成した場
合、一枚の板で円盤部材３０を構成した場合に比べて低
下してしまう。例えば、二枚の円盤３０Ａ，３０Ｂ間に
相互の拘束がないとすれば、曲げ方向の剛性は１／４に
低下してしまう。実際の構造では上述したように円盤３
０Ａ，３０Ｂ間に摩擦力が発生するため、１／４まで低
下することはないが、曲げ剛性が低下することは明らか
である。Here, when the disk member 30 is formed by laminating the two disks 30A and 30B as in the fourth embodiment, when the disk member 30 is formed of one sheet if the total thickness is the same. Since the same tensile rigidity in the in-plane direction can be obtained, there is no particular problem in the effect of reducing the rotation fluctuation. However, the rigidity in the bending direction is two discs 30
When the disk member 30 is configured by superposing the A and 30B, the disk member 30 is reduced as compared with the case where the disk member 30 is configured by one plate. For example, if there is no mutual constraint between the two disks 30A and 30B, the rigidity in the bending direction is reduced to 1/4. In the actual structure, as described above, the disk 3
Since a frictional force is generated between 0A and 30B, it does not decrease to 1/4, but it is clear that the bending rigidity decreases.
【００４９】従って、円盤部材３０の剛性を上記第２実
施例のそれと同等にするには、円盤３０Ａ，３０Ｂのそ
れぞれの板厚を増す必要があるが、これでは、円盤部材
３０のトータルの板厚が増してしまい、その質量増加に
より副回転体２０の慣性能率が増大し、応答性の低下等
を招いてしまう不具合がある。これに対し、本実施例の
ように副回転体２０の円盤部材３０に径方向に長い複数
のビード５０，…，５０を形成すれば、板厚を増すこと
なく従って慣性能率の増大を招くことなく、円盤部材３
０の曲げ方向の剛性を上げることができるのである。Therefore, in order to make the rigidity of the disk member 30 equal to that of the second embodiment, it is necessary to increase the thickness of each of the disks 30A and 30B. The thickness of the auxiliary rotating body 20 increases due to an increase in the thickness, and the inertia performance of the sub-rotating body 20 increases. On the other hand, if a plurality of beads 50,..., 50 long in the radial direction are formed on the disk member 30 of the sub-rotating body 20 as in the present embodiment, the plate thickness does not increase and the inertia performance factor increases. No, disk member 3
Thus, the rigidity in the zero bending direction can be increased.
【００５０】そして、本実施例の構成であっても、貫通
孔３３を凹陥部３５ａ，３６ａよりも若干大きくするこ
とにより転動面２３ａに溝４０を形成するとともに、ダ
ンパマス２５に凸部２５ｂを形成しているため、ダンパ
マス２５の横方向の動きが規制されるから、上記第２実
施例と同様に、曲げモーメントに抗するために円盤部材
３０の剛性を上げる必要もない。In the structure of this embodiment as well, the groove 40 is formed in the rolling surface 23a by making the through hole 33 slightly larger than the concave portions 35a, 36a, and the convex portion 25b is formed in the damper mass 25. Since it is formed, the lateral movement of the damper mass 25 is restricted, so that it is not necessary to increase the rigidity of the disk member 30 to resist the bending moment as in the second embodiment.
【００５１】つまり、本実施例の構成であれば、円盤部
材３０の剛性は、慣性能率を増大させることなく、広い
範囲で自由に設定することができるのであり、このた
め、第１の曲げ振動系に対して第２の曲げ振動系をダイ
ナミックダンパとして確実に機能させるための最適な剛
性を容易に実現することができる。そして、副回転体２
０の曲げ方向の振動に対する減衰力は、上記第４実施例
と同様に円盤３０Ａ，３０Ｂ間の摩擦力によって得るこ
とができるため、上記第４実施例と同様の作用効果が得
られるが、上記第５実施例のように、円盤３０Ａ，３０
Ｂ間に減衰材料を挟み込む構成としてもよい。また、溝
４０及び凸部２５ｂを形成しない構成としてもよい。That is, with the configuration of the present embodiment, the rigidity of the disk member 30 can be freely set in a wide range without increasing the inertia coefficient, and therefore, the first bending vibration It is possible to easily realize the optimum rigidity for ensuring that the second bending vibration system functions as a dynamic damper for the system. And the sub-rotation body 2
Since the damping force against the vibration in the bending direction of 0 can be obtained by the frictional force between the disks 30A and 30B as in the fourth embodiment, the same operation and effect as in the fourth embodiment can be obtained. As in the fifth embodiment, the disks 30A, 30A
The damping material may be sandwiched between B. Further, the configuration may be such that the groove 40 and the projection 25b are not formed.
【００５２】なお、上記第４〜６実施例では、二枚の円
盤３０Ａ，３０Ｂを重ね合わせることにより円盤部材３
０を構成しているが、円盤部材３０は三枚以上の円盤を
重ね合わせて構成してもよい。In the fourth to sixth embodiments, the two discs 30A and 30B are overlapped to form the disc member 3.
Although 0 is configured, the disk member 30 may be configured by stacking three or more disks.
【００５３】[0053]
【発明の効果】以上説明したように、本発明であれば、
回転変動低減用の副回転体を、クラッチ機構を構成する
駆動力伝達用の主回転体とは別個に且つ当該主回転体の
摩擦面側とは逆側の位置に設けるとともに、副回転体及
び回転軸でなる曲げ振動系を、主回転体及び回転軸でな
る曲げ振動系の曲げ振動を吸収するダイナミックダンパ
として機能させるとともに、副回転体に曲げ方向の振動
に抗するような減衰力を発生する構成としたため、副回
転体がクラッチの摩擦熱による高温下に直接さらされる
ことを避けることができるから、主回転体内に回転変動
低減用のダンパマスを収容するような構成におけるダン
パマスの焼き付き防止のための主回転体の大型化も不要
であり、副回転体の剛性を特に高くする必要がなく、そ
の曲げ共振周波数を比較的自由に選定してこれを容易に
ダイナミックダンパとして機能させることができ、ダイ
ナミックダンパとして機能する共振周波数以外の共振周
波数における副回転体の曲げ振動をも抑制することがで
き、その結果、広い周波数帯域において回転軸の曲げ振
動を低減することができるという効果が得られる。As described above, according to the present invention,
The auxiliary rotating body for reducing rotation fluctuation constitutes a clutch mechanism
Separate from and separate from the main rotating body for transmitting the driving force.
At the opposite side to the friction surface side,
The bending vibration system consisting of the rotating shaft and
Damper to absorb bending vibration of bending vibration system
Together to function as, due to a configuration that generates a damping force that resists vibration direction of the bent sub rotatable body, Fukukai
Rolled body is directly exposed to high temperature due to frictional heat of clutch
Rotation fluctuations in the main rotor
In a configuration that accommodates a damper mass for reduction,
No need to increase the size of the main rotating body to prevent burn-in of pamas
Therefore, it is not necessary to particularly increase the rigidity of the sub-rotating body.
This can be easily selected by selecting the bending resonance frequency of
Can function as a dynamic damper, also it is possible to suppress the bending vibration of the sub rotatable body at the resonance frequency other than the resonance frequency serving as a dialog <br/> Namikkudanpa, resulting rotation axis in a wide frequency band The effect that the bending vibration of this can be reduced is acquired.
【００５４】また、請求項５記載の発明であれば、副回
転体の板厚を増すことなくその剛性を上げることができ
るから、慣性能率が増大して応答性が悪化するような不
具合がない。そして、請求項６記載の発明であれば、ダ
ンパマス及び転動室に生じる遠心力は副回転体の面内方
向に作用する結果、副回転体には遠心力に起因した曲げ
モーメントは作用しないから、副回転体の剛性はそれだ
け低くて済み、重量の軽減及び慣性能率の低減が図られ
る。According to the fifth aspect of the present invention, the rigidity can be increased without increasing the thickness of the sub-rotating body, so that there is no problem that the inertia rate is increased and the response is deteriorated. . According to the sixth aspect of the present invention, the centrifugal force generated in the damper mass and the rolling chamber acts in the in-plane direction of the sub-rotating body, so that the bending moment due to the centrifugal force does not act on the sub-rotating body. In addition, the rigidity of the sub-rotating body can be reduced accordingly, so that the weight can be reduced and the inertia rate can be reduced.
【図１】本発明の第１実施例におけるフライホイールの
正面図である。FIG. 1 is a front view of a flywheel according to a first embodiment of the present invention.
【図２】図１のＡ−Ａ線断面図である。FIG. 2 is a sectional view taken along line AA of FIG.
【図３】曲げ方向の振動レベルの周波数特性を示す図で
ある。FIG. 3 is a diagram showing a frequency characteristic of a vibration level in a bending direction.
【図４】第２実施例におけるフライホイールの断面図で
ある。FIG. 4 is a sectional view of a flywheel according to a second embodiment.
【図５】第２実施例の要部を示す一部破断拡大斜視図で
ある。FIG. 5 is a partially broken enlarged perspective view showing a main part of the second embodiment.
【図６】第２実施例に適用されるダンパマスの斜視図で
ある。FIG. 6 is a perspective view of a damper mass applied to the second embodiment.
【図７】第２実施例の作用効果を説明する概念図であ
る。FIG. 7 is a conceptual diagram illustrating the operation and effect of the second embodiment.
【図８】第３実施例の要部を示す一部破断拡大斜視図で
ある。FIG. 8 is an enlarged perspective view, partially broken away, showing a main part of a third embodiment.
【図９】第３実施例に適用されるダンパマスの斜視図で
ある。FIG. 9 is a perspective view of a damper mass applied to the third embodiment.
【図１０】第４実施例におけるフライホイールの断面図
である。FIG. 10 is a sectional view of a flywheel according to a fourth embodiment.
【図１１】第４実施例の要部を示す一部破断拡大斜視図
である。FIG. 11 is a partially broken enlarged perspective view showing a main part of a fourth embodiment.
【図１２】第５実施例におけるフライホイールの断面図
である。FIG. 12 is a sectional view of a flywheel according to a fifth embodiment.
【図１３】第６実施例におけるフライホイールの正面図
である。FIG. 13 is a front view of a flywheel according to a sixth embodiment.
【図１４】図１３のＢ−Ｂ線断面図である。FIG. 14 is a sectional view taken along line BB of FIG.
１０ 主回転体 １１ リングギア ２０ 副回転体 ２１ 中央部 ２２ ハウジング部 ２３ 転動室 ２３ａ 転動面 ２４ カバー ２５ ダンパマス ２６ 粘性減衰部材（減衰手段） ３０ 円盤部材 ３０Ａ，３０Ｂ 円盤（減衰手段） ３１，３２ リング部材 ３３ 貫通孔 ３５，３６ ハウジング部材 ４５ 粘性材料（減衰手段） ５０ ビード DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Main rotating body 11 Ring gear 20 Sub-rotating body 21 Central part 22 Housing part 23 Rolling chamber 23a Rolling surface 24 Cover 25 Damper mass 26 Viscous damping member (damping means) 30 Disk member 30A, 30B Disk (damping means) 31, 32 Ring member 33 Through hole 35, 36 Housing member 45 Viscous material (damping means) 50 Bead
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名) F16F 15/14 F16F 15/30 - 15/315 F02B 77/00 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continued on front page (58) Field surveyed (Int.Cl. 7 , DB name) F16F 15/14 F16F 15/30-15/315 F02B 77/00
Claims (6)
転動室を備えた回転変動低減用の副回転体を、クラッチ
機構を構成する駆動力伝達用の主回転体とは別個に且つ
当該主回転体の摩擦面側とは逆側の位置に設けるととも
に、前記主回転体及び回転軸でなる第１の曲げ振動系に
対して、前記副回転体及び回転軸でなる第２の曲げ振動
系がダイナミックダンパとして機能するように、前記副
回転体の質量及び軸方向の剛性を選定し、さらに、前記
副回転体の曲げ方向の振動に対して減衰力を発生する減
衰手段を設けたことを特徴とするフライホイール。An auxiliary rotating body having a rolling chamber for accommodating a damper mass performing a pendulum movement for reducing rotation fluctuation is provided with a clutch.
Separately from the main rotating body for driving force transmission that constitutes the mechanism and
A first bending vibration system including the main rotating body and the rotating shaft is provided at a position opposite to the friction surface side of the main rotating body.
On the other hand, the second bending vibration composed of the auxiliary rotating body and the rotating shaft
In order for the system to function as a dynamic damper,
A flywheel , wherein a mass and an axial rigidity of the rotating body are selected, and damping means for generating a damping force with respect to vibration in a bending direction of the auxiliary rotating body is provided.
た減衰部材である請求項１記載のフライホイール。2. The flywheel according to claim 1, wherein the damping means is a damping member attached to a surface of the auxiliary rotating body.
可能に重ね合わせて構成した構造である請求項１記載の
フライホイール。3. The flywheel according to claim 1, wherein the damping means has a structure in which a plurality of plates are slidably superposed on each other.
求項３記載のフライホイール。4. The flywheel according to claim 3, wherein a damping material is interposed between the plurality of plates.
は請求項４記載のフライホイール。5. The flywheel according to claim 3, wherein a bead is formed on the auxiliary rotating body.
重心位置を、副回転体の厚さ方向の中心に位置させた請
求項１乃至請求項５のいずれかに記載のフライホイー
ル。6. The flywheel according to claim 1, wherein the center of gravity of the rolling chamber in a state in which the damper mass is accommodated is located at the center in the thickness direction of the auxiliary rotating body.
Priority Applications (1)
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|---|---|---|---|
| JP09320993A JP3314448B2 (en) | 1993-04-20 | 1993-04-20 | Flywheel |
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| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP09320993A JP3314448B2 (en) | 1993-04-20 | 1993-04-20 | Flywheel |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
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| JPH06307499A JPH06307499A (en) | 1994-11-01 |
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| JP (1) | JP3314448B2 (en) |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US11492144B2 (en) | 2018-05-24 | 2022-11-08 | Rockwell Collins Deutschland Gmbh | Flywheel having tuned mass dampers |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP5256809B2 (en) * | 2008-03-21 | 2013-08-07 | いすゞ自動車株式会社 | Flywheel structure |
| US8850927B2 (en) | 2010-09-08 | 2014-10-07 | Aisin Aw Industries Co., Ltd. | Dynamic vibration absorber |
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1993
- 1993-04-20 JP JP09320993A patent/JP3314448B2/en not_active Expired - Fee Related
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| US11492144B2 (en) | 2018-05-24 | 2022-11-08 | Rockwell Collins Deutschland Gmbh | Flywheel having tuned mass dampers |
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