JP6376032B2 - 捩り振動低減装置 - Google Patents

Description

この発明は、慣性質量体の往復運動あるいは振り子運動によって捩り振動を低減させる装置に関するものである。

この種の装置が特許文献１ないし３に記載されている。この種の装置では、慣性質量体の質量を増大すること、もしくは慣性質量体の回転数を高くすることにより、制振効果を向上させることができる。特許文献１に記載された吸振器では、遊星歯車機構からなる増速機構を設けている。また、特許文献２に記載された装置では、クランクシャフトと振動減衰のための質量体との間に遊星歯車機構が設けられている。また特許文献３には振子式の捩り振動低減装置が記載されている。

特開平１０−１８４７９９号公報 特開２０１４−０３５０７８号公報 特開２０１１−２０２７８２号公報

特許文献１および特許文献２に記載されている装置において、制振性能を向上させるためには、転動体の質量を大きくしたり、あるいは回転体の外径を大きくする必要がある。そのため、装置の全体としての構成が大型化するおそれがある。また、遊星歯車機構による回転速度を増速させると、回転体の外径や、転動体の質量の大きさは抑えることができるが、増速機構分のスペースが必要となる。すなわち搭載性の悪化につながるおそれがある。

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであって、装置の全体としての構成を大型化することなく、制振性能を向上させることができる捩り振動低減装置を提供することを目的とするものである。

上記の目的を達成するために、この発明は、エンジンの出力軸とトランスミッションの入力軸とを接続し、前記エンジンから前記トランスミッションに伝達されるトルクの変動を低減する捩り振動低減装置において、リングギヤと前記リングギヤに噛み合っているピニオンギヤと、前記ピニオンギヤを回転可能に保持しているキャリヤとを有し、前記ピニオンギヤには、複数のガイド孔が前記ピニオンギヤの円周方向に所定の間隔をあけて形成され、前記ピニオンギヤが回転している状態でトルクが変動することにより前記ピニオンギヤの回転方向に転動する転動体が前記ガイド孔内に収容されており、前記キャリヤは非回転部材に固定されており、前記リングギヤは前記トランスミッションの入力軸と一体となって回転するように構成されていることを特徴とする捩り振動低減装置である。

この発明によれば、ガイド孔の内部を転動する転動体によって振子ダンパが構成され、その振子ダンパが、リングギヤに噛み合い、かつ固定されているキャリヤによって保持されているピニオンギヤに内蔵されている。したがって、リングギヤが連結されている入力軸のトルクが変動すると、リングギヤに対して増速されるピニオンギヤの回転数が大きく変動する。その結果、転動体が大きく転動してトルクの変動を緩和する。また、振子ダンパはピニオンギヤに内蔵されているので、振子ダンパを設けることによるスペースの増大がなく、その結果、装置の全体としての構成を小型化でき、あるいは大型化を抑制することができる。

この発明の第１の実施形態を模式的に示す図である。 この発明に係る捩り振動低減装置の断面図である。 この発明の第２の実施形態を模式的に示す図である。 この発明の第３の実施形態を模式的に示す図である。 この発明の第４の実施形態にを模式的に示す図である。 この発明の第５の実施形態を模式的に示す図である。 この発明の実施形態に対する比較例を示す図である。

つぎに、この発明の実施形態について説明する。この発明に係る捩り振動低減装置は、いわゆるダイナミックダンパであって、捩り振動する回転体に対して慣性質量体を振子運動させることにより回転体の捩り振動を低減もしくは減衰させるように構成されている。特にこの発明に係る捩り振動低減装置は、慣性質量体を回転体に形成されている転動面に沿って転動させるように構成されている。また、この発明に係る実施形態は歯車機構を利用した捩り振動低減装置とされている。以下、図を参照しつつ説明する。

図２はこの発明に係る捩り振動低減装置の断面図である。ここに示す実施形態は、図示しないエンジンから変速機に伝達されるトルクの振動を低減するように構成されている。この捩り振動低減装置は上述したように、歯車機構が捩り振動低減装置として使用されている。具体的には、リングギヤ１と、リングギヤ１の内周部とトランスミッションの入力軸２との間に配置されたピニオンギヤ３と、そのピニオンギヤ３を保持するキャリヤ４とから構成され、これら回転要素によって捩り振動を低減させるように構成されている。なお、この発明に係る実施形態においては、動力伝達を目的としていないため、サンギヤは設けられていない。

また図１に示すように、前記ピニオンギヤ３に振子ダンパが内蔵されている。（以下、単にピニオン振子５と記す。）具体的には、ピニオンギヤ３に複数の転動体（慣性質量体：マス）６が保持されている。そして、ピニオンギヤ３の回転中心Ｏから半径方向にずれた、円周上に、この発明の実施の形態における収容室に相当する複数のガイド孔７が形成されている。またガイド孔７の内壁面は転動体６を往復動させる転動面８とされている。さらに、転動面８に続いている内壁面が、転動体６が往復動する限度とされる境界面９となっている。

ピニオンギヤ３はこの発明の実施形態における回転体に相当する部材であって、トルクを受けて回転するとともに、そのトルクの変動によって捩り振動する。そのピニオンギヤ３は、リングギヤ１と噛み合って自転する。またリングギヤ１は、エンジンの出力軸やトランスミッションの入力軸などの回転軸と一体に回転するように構成されている。そして、ピニオンギヤ３の回転中心Ｏから半径方向にずれた位置、すなわち所定半径の円周上に、この発明の実施形態における収容室に相当する複数のガイド孔７が、ピニオンギヤ３の円周方向に並んで形成されている。図１に示す例では、８つのガイド孔７が前記回転中心Ｏを挟んで直径上で対向する位置に形成されている。つまり、回転中心Ｏについてそれぞれ点対称となる位置に形成されている。

ガイド孔７は、その内部に配置された前記転動体６が所定の範囲で転動（往復揺動）できる適宜の形状および大きさであって、ピニオンギヤ３をその軸方向に貫通して形成されている。なお、その形状は、図１に示すいわゆる長孔形状であってもよく、あるいは単純な円形であってもよい。ガイド孔７の内壁面のうちピニオンギヤ３における半径方向で外側の内壁面は、転動体６を遠心力によって押し付け、かつその転動体６をピニオンギヤ３のトルクの変動、すなわち捩り振動によって往復動させる転動面８とされている。その転動面８の形状は、前記回転中心Ｏからその転動面８までの寸法、すなわちピニオンギヤ３における半径より小さい半径の円弧面もしくは円弧面に近似した曲面である。また、この転動面８に続いている両側の内壁面が各ガイド孔７を区画している境界面９となっており、転動体６はこの境界面９を限度として、あるいは境界面９の間で、転動するように構成されている。

転動体６は、転動面８に沿って転動するように、軸長の短い円柱状もしくは円板状など、円形断面に形成された部材である。また、転動体の外径はガイド孔７の開口幅程度あるいは開口度より僅かに小さい程度に設定されている。これは、転動体６がガイド孔７の内壁面に滑り接触することなく転動面８上を転動できるように設定されている。したがって、転動体６の外周面とガイド孔７の内壁面との間には隙間が存在している。

そして、その転動体を保持しているピニオン振子５が４つ設けられており、それぞれがリングギヤ１の内周部と噛み合い、回転するように構成されている。すなわちピニオンギヤ３がリングギヤ１と噛み合って自転することで振動を低減もしくは減衰させるように構成されている。また、ピニオンギヤ３を保持するキャリヤ４がケース等の非回転部材１０に固定されている。すなわち、ピニオンギヤ３は自転はするが、公転はしない。また、リングギヤ１とトランスミッションの入力軸２とが連結されており、一体となって回転するように構成されている。

つぎに、上記の捩り振動低減装置の作用について説明する。エンジンからトルクが入力されると、一体となってリングギヤ１が回転する。そしてリングギヤ１と噛み合っているピニオンギヤ３も回転する。これにより、ガイド孔７内に保持されている各転動体６がピニオンギヤ３と共に回転する。すなわち、リングギヤ１が連結されている入力軸２のトルクが変動すると、リングギヤ１に対して増速されるピニオンギヤ３の回転数が大きく変動する。そして遠心力により各転動体６は転動面８に押し付けられる。すなわち、転動体６を遠心力によって押し付け、かつその転動体６をピニオン振子５のトルクの変動（捩り振動）によって往復動させる転動面８に押し付ける。

この状態でピニオン振子５のトルクが変動すると、ピニオン振子５が回転方向に振動（捩り振動）するので、各転動体６に回転方向の相対的な加速度が生じ、各転動体６は慣性力によって転動面８に沿って転動する。転動面８は前述したように、曲率半径が小さい曲面となっているので、転動体６の慣性力がピニオン振子５の振動を抑制する方向に作用し、捩り振動が低減される。すなわち、リングギヤ１に対して増速されるピニオンギヤ３の回転数が大きく変動することで、各転動体６が大きく転動してトルクの変動を緩和する。

これにより、マス質量を増大させたり、あるいはダンパの径を大きくすることなく制振性能を向上させることができる。すなわち、振子ダンパがピニオンギヤ３に内蔵されているので、振子ダンパを設けることによるスペースの増大がなく、その結果、装置の全体としての構成を小型化でき、あるいは大型化することを抑制することができる。つまり搭載性の悪化の要因とならない。

つぎに、この実施形態に係る捩り振動低減装置の他の例を説明する。基本的な構成は図１に示す形態と同様であるが、ピニオン振子５の数を増減させたり、ピニオン振子５の径を変更した点で相違する。例えば、制振性能が余剰の場合は、ピニオン振子５の配置数を減らしてもよい。図２はピニオン振子５を３つ設けた例である。また制振性能の要求が大きい場合は、図４に示すように、より小型のピニオン振子５をより多く配置することで、さらにスペースあたりの制振性能を発揮することができる。図４はその例を示した図であり、ピニオン振子５を６つ設けている。さらに、図５は制振性能の要求に応じてピニオン振子５を配置した例である。すなわち、限られたスペースの中で径の異なるピニオン振子５を用意すれば、個数、組み合わせの変更により、制振性能に応じて幅広く設計可能となる。また径のスペース効率を高くすることができる。そして、制振性能の要求が非常に高く、スペース径も確保できる場合は、例えば図６のように径を１．５倍にして、共通するピニオン振子５を敷き詰めることも可能である。

ここで、この発明の実施形態における利点を比較例を参照して説明する。図７は、従来の振子ダンパ１１を示した図である。このような構成をとった場合、制振性能を向上させるためには、ダンパ自体の径を大きくしたり、またはマス質量を増加させる必要があり、搭載性を悪化させる可能性がある。また遊星歯車機構による回転体の速度を増速した場合、ダンパ自体の径やマス質量の増加は抑えることができるが、増速機構分のスペースが必要となり装置の全体が大型化するおそれがある。すなわち搭載性を悪化させるおそれがある。また、このような場合、エンジン毎のトルクの変動や車両によって要求される振動品質に応じて、振子ダンパの制振性能を設計する必要がある。このため、異なる制振性能（径やマス）をもったダンパの設計が必要となりモジュール化することができない。

したがって、この発明の実施の形態によれば、上記のような問題の要因とならない。以下、この発明の実施形態と比較例とを比較して検討する。先ず、従来の振子ダンパ１１の制振性能について作用する遠心力を求める。具体的には、回転体の半径をｒ、マス質量をｍ、回転体の回転速度をωとする。この場合、従来の振子ダンパ１１の転動体６に作用する遠心力Ｆは、つぎのように表すことができる。
Ｆ＝ｍｒω^２・・・（１）
と表すことができる。そして、図１に示す、ピニオン振子５を４つ配置した場合の例と比較して検討する。なお、比較する条件として、図１のように、従来のダンパ１１と同じ径の範囲内に単純に縮小したピニオン振子５（厚さはそのまま）を配置する。この例におけるピニオン振子５の半径をｒ_１とすると、ピニオン振子５の半径ｒ_１は、
ｒ_１＝１／（√２＋１）×ｒ
となる。またピニオン振子５の１個当たりの振子マスの質量をｍ_１とすると、振子マスｍ_１は、
ｍ_１＝（ｒ_１ ^２／ｒ^２）×ｍ
となる。さらにピニオン振子５の回転数をω_１とすると、ピニオン振子５の回転数ω_１は、
ω_１＝（ｒ／ｒ_１）×ω
となる。これを上述した数式（１）に代入して、ピニオン振子５の１個当たりの遠心力Ｆ_１求めると、遠心力Ｆ_１は、
Ｆ_１＝ｍ_１ｒ_１ω_１ ^２＝０．４１４２ｍｒω^２
となる。そして図１における例はピニオン振子５が４つ配置されているので
４ｍｒω^２＝1．６５６９ｍｒω^２
となる。したがって、従来のダンパ１１と比較して、約１．７倍の制振性能を発揮することができる。

ついで、同様の計算方法により、図３に示す例についても計算する。図３は図１ほどの制振性能を要求していない場合の例である。すなわち制振性能が余剰の場合の例であり、ピニオン振子５を３つ配置した例である。図１と同様の条件で計算すると、遠心力Ｆ_１は、
Ｆ_１＝ｍ_１ｒ_１ω_１ ^２＝０．４１４２ｍｒω^２
となる。そして図１における例はピニオン振子５が３つ配置されているので
３ｍ_１ｒ_１ω^２＝１．２４２６ｍｒω^２
とる。したがって、従来のダンパ１１と比較して、約１．３倍の制振性能を発揮することができる。

ついで、図４に示す例について比較する。図４に示す例は、制振性能の要求が大きい場合の例であり、より小型のピニオン振子５をより多く配置している。この例の場合は上述した例とはピニオン振子５の径や質量が異なる。具体的にはピニオン振子５の半径をｒ_２とすると、ピニオン振子５の半径ｒ_２は、
ｒ_２＝１／３×ｒ
となる。また、ピニオン振子５の１個当たりの振子マスの質量をｍ_２とすると、振子マスｍ_２は、
ｍ_２＝（ｒ_２ ^２／ｒ^２）×ｍ
となる。さらに、ピニオン振子５の回転数をω_２とすると、ピニオン振子５の回転数ω_２は、
ω_２＝（ｒ／ｒ_２）×ω
となる。これらを数式（１）に代入して遠心力Ｆ_２を求めると、遠心力Ｆ_２は、
Ｆ_２＝ｍ_２ｒ_２ω^２＝０．３３３３ｍｒω^２
となる。この例においてはピニオン振子５が６つ配置されているので、
６ｍ_２ｒ_２ω_２＝１．９９９８ｍｒω^２
となる。したがって、従来のダンパ１１と比較して、約２倍の制振性能を発揮することができる。

ついで、図５に示す例について検討する。図５に示す例は、限られたスペースの中で径の大きさが異なるｒ_１やｒ_２のピニオン振子５を組み合わせて、より制振性能を幅広く、径のスペース効率を高く設計可能とした例である。具体的には図５（ａ）は、径がｒ_１のピニオン振子５を２つ配置した例である。また（ｂ）は、径がｒ_２のピニオン振子５を３つ配置した例である。そして（ｃ）は径ｒ_１と径ｒ_２のピニオン振子５をそれぞれ２つ配置した例である。上述した計算方法で計算すると、従来の振子ダンパ１１と比較して、図５（ａ）は８３％、（ｂ）は１００％、（Ｃ）は１１６％の制振性能を発揮することができる。すなわち、制振性能の要求の大きさに応じて設計が可能となる。

ついで、図６の例について検討する。図６は制振性能の要求が非常に高く、さらにスペース径も確保できる場合の例である。例えば従来の振子ダンパ１１を１．５倍の径で専用に設計した場合の遠心力Ｆは、
Ｆ＝１．５^２ｍ×１．５ｒ×ω^２＝３．３７５ｍｒω^２
となる。図６の場合において、上述した径が異なるｒ_１とｒ_２のピニオン振子５を敷き詰めた場合、シングルピニオン構造のピニオン振子５が４つ、ダブルピニオン構造のものが８つ配置することができる。この場合の遠心力をＦ_３としてを計算すると、遠心力Ｆ_３は、
Ｆ_３＝４ｍ_１ｒ_１ω^２＋８ｍ_２ｒ_２ω^２＝１．５ｍ^２（４ｒ_１＋８ｒ_２）ω^２
となり、ｒ_１およびｒ_２に上述した値を代入すると、遠心力Ｆ_３は、
Ｆ_３＝１０．４５６ｍｒω^２
となる。したがって、従来の振子ダンパ１１の径を１．５倍にした例と比較した場合、約３．１倍の制振性能を発揮することができる。

したがって、これらの実施の形態においても同様の効果が得られる。すなわち、リングギヤ１に対して増速されるピニオンギヤ３の回転数が大きく変動することにより、各転動体６が大きく転動してトルクの変動を緩和する。また、ダンパの径を大きくする必要がなく搭載性の悪化の要因とならない。さらに、振子ダンパはピニオンギヤ３に内蔵されているので、振子ダンパを設けることによるスペースの増大がなく、その結果、装置の全体としての構成を小型化でき、あるいは大型化することを抑制することができる。そして、上述したようにこの発明の実施形態によれば、要求される制振性能において、ピニオン振子５の個数を増減させることで設計変更が可能となる。すなわち、エンジン毎のトルクの変動や車両で要求される振動の品質に応じて、振子ダンパの制振性能を設計する必要がない。つまり、異なる制振性能（径やマス）をもったダンパの設計が必要なく、モジュール化することが可能である。

以上、この発明を複数の実施形態に基づいて説明したが、この発明は上述した実施形態に限定されない。振動低減力は、転動体６の総質量もしくは総慣性モ−メントが大きいほど大きくなるから、例えば、各転動体６は全て同一形状であったり、等間隔に配置されていたりする必要はなく、転動体６の大きさや形状あるいは質量が互いに異なっていてもよい。また上述したように、要求される制振性能に応じてピニオン振子５の数を変更してもよい。その他、この発明に係る捩り振動低減装置は、この発明を逸脱しない範囲で適宜に構成されていてよい。

１…リングギヤ、 ２…入力軸、 ３…ピニオンギヤ、 ４…キャリヤ、 ５…ピニオン振子、 ６…転動体（慣性質量体：マス）、 ７…ガイド孔、 ８…転動面、 ９…境界面、 １０…非固定部材、 Ｏ…（振子プレートの）回転中心。

Claims (1)

1. エンジンの出力軸とトランスミッションの入力軸とを接続し、前記エンジンから前記トランスミッションに伝達されるトルクの変動を低減する捩り振動低減装置において、
   リングギヤと前記リングギヤに噛み合っているピニオンギヤと、前記ピニオンギヤを回転可能に保持しているキャリヤとを有し、
   前記ピニオンギヤには、複数のガイド孔が前記ピニオンギヤの円周方向に所定の間隔をあけて形成され、前記ピニオンギヤが回転している状態でトルクが変動することにより前記ピニオンギヤの回転方向に転動する転動体が前記ガイド孔内に収容されており、
   前記キャリヤは非回転部材に固定されており、
   前記リングギヤは前記トランスミッションの入力軸と一体となって回転するように構成されていることを特徴とする捩り振動低減装置。

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