JP6774261B2

JP6774261B2 - 遠心振子動吸振装置

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Publication number: JP6774261B2
Application number: JP2016159871A
Authority: JP
Inventors: 剛志井上; 佳祐門井; 順一川野; 金堂　雅彦; 雅彦金堂
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Priority date: 2016-08-17
Filing date: 2016-08-17
Publication date: 2020-10-21
Anticipated expiration: 2036-08-17
Also published as: JP2018028345A

Description

本発明は、遠心振子動吸振装置に関するものである。

トルクコンバータのロックアップ機構（ダンパ３，４）の一方の中間板（ダンパ４）に遠心振子動吸振装置を設け、当該遠心振子動吸振装置の固有振動数をエンジンの励振次数よりも高い次数に設定したものが知られている（特許文献１）。

特表２０１１−５０４９８７号公報

しかしながら、エンジンから駆動輪に至る多自由度の振動系に遠心振子動吸振装置を適用する場合に、単に当該遠心振子動吸振装置の固有振動数をエンジンの励振次数よりも高い次数に設定しても、他の振動モードの固有振動数の値によっては共振現象を起こす可能性がある。

本発明が解決しようとする課題は、目的とする制振作用を有し、多自由度の振動系にも適用することができる遠心振子動吸振装置を提供することである。

本発明は、振子が設けられた回転体の回転中心から前記振子の重心までの距離Ｒ１と、前記振子の振れ角中心点と前記振子の重心の距離Ｒ２との比の値を、内燃機関の主加振次数に対応する角周波数よりも前記振子を含む遠心振子動吸振装置全体の固有角振動数が小さくなるように、設定することによって、上記課題を解決する。

本発明によれば、内燃機関の気筒数に固有の主加振次数に対応する角周波数よりも振子を含む遠心振子動吸振装置全体の固有角振動数が小さくなるので、共振することがない。これにより、目的とする制振作用を奏し、多自由度の振動系にも適用することができる。

遠心振子動吸振装置を組み込んだ捩り振動の固有値解析で用いた捩り振動する駆動系の解析モデルを示す斜視図である。図１のモデルにおいて、捩れ角変位θ、振子１７の角変位φ_ｊの関係を示す図である。図１のモデルにおいて、復元力ｋ＝ａω２を有する振子の捩れ角変位θ、角変位φ´の関係を示す図である。図１において振子を省略したモデルの数値シミュレーションによる共振曲線を示すグラフである。図１の非線形の遠心振子モデルの数値シミュレーションによる共振曲線を示すグラフである。図１のモデルにおいて、振子を省略したモデルの固有角振動数の変化を示すグラフである。復元力を線形化した遠心振子モデルを用いた固有値解析により得られた固有角振動数の変化を示すグラフである。本発明に係る遠心振子動吸振装置を適用した一実施の形態を簡略的に示す構成図である。図８の中間板と振子を示す正面図である。図９のＸ−Ｘ線に沿う断面図である。本発明に係る遠心振子動吸振装置を適用した他の実施の形態を簡略的に示す構成図である。６自由度モデルの振動系に遠心振子動吸振装置を組み込んだ場合における振動系の回転中心から振子の重心までの距離Ｒ１と振子の重心の回転半径（振子の振れ角中心点と振子の重心の距離）Ｒ２との比を任意の所定値としたときの、励起速度、エンジン回転速度と固有振動数との関係を示すグラフである。図１２Ａと同じ６自由度モデルの振動系に遠心振子動吸振装置を組み込んだ場合における振動系の回転中心から振子の重心までの距離Ｒ１と振子の重心の回転半径（振子の振れ角中心点と振子の重心の距離）Ｒ２との比を所定量だけチューニングしたときの、励起速度、エンジン回転速度と固有振動数との関係を示すグラフである。可変圧縮比エンジンの一例を示す断面図である。

最初に、本発明を完成するに至った原理、すなわち遠心振子動吸振装置を組み込んだ捩り振動の固有値解析について説明し、その後に本発明の実施の形態を説明する。

《遠心振子動吸振装置を組み込んだ捩り振動の固有値解析》
自動車や船舶などで使用されている多気筒レシプロエンジンでは、駆動軸に捩り振動が発生する。この捩り振動を低減する方法として、フライホイールやラバーダンパを改善したものもあるが、いずれの方法も共振のピークを小さくすることはできるが振動をなくすことはできない。この種の捩り振動を抑える動吸振器の一つとして遠心振子動吸振装置が知られている。以下において、遠心振子動吸振装置について、線形な復元力を有する振子を想定し、その振子を含む系の固有値解析から制振の仕組みを考察する。

図１は、本例で用いた捩り振動する駆動系の解析モデル１である。駆動側の軸１３では何らかの要因により、例えば回転数の整数倍の回転速度変動をもつことがある。本例では、角速度ω［rad/s］で回転するモータ１１からユニバーサルジョイント１２を介することにより、軸１３には角速度Ω（＝２ω）［rad/s］、振幅ｈ［rad］の回転速度変動が生じる場合を考える。ユニバーサルジョイント１２の従動側の回転角Θ_０［rad］は、次式で与えらえる。
［数１］Θ_０＝ωｔ＋ｈcosΩ …式（１）

ロータ１４は、捩り剛性ｋ［Nm/rad］のバネ１５により、ユニバーサルジョイント１２の従動側の軸１６と繋がっている。ロータ１４の減衰係数をｃ［Nms/rad］、ロータ１４の慣性モーメントをＪ［kg・m^２］、回転角をΘ［rad］、捩れ角変位をθ（＝Θ−ωｔ）［rad］とする。このロータ１４には、ｎ個の振子１７が取り付けられている。ｊ番目の振子１７の質量をｍ_ｊ［kg］、角変位をφ_ｊ［rad］、振子１７の支点から振子１７の重心までの距離をＲ_ｊ１［m］、ロータ１４の中心から振子１７の支点までの距離をＲ_ｊ０［m］、振子の減衰係数をｃ_ｊ［Nms/rad］とする。図２は、捩れ角変位θ、振子１７の角変位φ_ｊの関係を示す図である。

非線形振子モデルの場合は、次の運動方程式を用いる。
［数２］

振子１７の復元力は、回転角速度の二乗を係数として含むという特徴をもつ。そのため、振子１７は、固有振動数が回転角速度とともに変化し、常に反共振の状態を達成することが可能である。その特徴をもち、且つ振子１７の回転角速度に関して運動方程式が線形となる復元力をもつ振子１７を想定する。そのような復元力を再現するバネのバネ定数をｋ_{ｉｄｅａｌ}＝ａω^２［Nm/rad］（ａはチューニング定数）とする。また、振子１７のモーメントは、ｍ_ｊ（Ｒ_ｊ０＋Ｒ_ｊ１）^２である。ここで、運動方程式の連成を少なくするためにｊ番目の振子１７の角変位をφ´_ｊ（＝Φ−ωｔ）［rad］とする。これらの関係を図３に示す。

この復元力をもつ振子１７の固有角振動数Ｐｐ［rad/s］は、
［数３］
Ｐｐ＝｛ｋ_{ｉｄｅａｌ}／ｍ_ｊ（Ｒ_ｊ０＋Ｒ_ｊ１）^２｝^１／２＝ω｛ａ／ｍ_ｊ（Ｒ_ｊ０＋Ｒ_ｊ１）^２｝^１／２ …式（３）
となる。振子１７の固有角振動数Ｐｐを、外力の次数Ω（＝２ω）にするチューニング定数ａは次式で決定される。
［数４］ａ＝４ｍ_ｊ（Ｒ_ｊ０＋Ｒ_ｊ１）^２ …式（４）

この復元力の振子１７をもつロータ系１４の運動方程式は容易に求まり次式となる。なお、ロータ１４の係数及びユニバーサルジョイント１２の従動側の回転角Θ_０［rad］や減衰、ロータ１４の中心から振子１７の重心までの距離等の値は、非線形モデルの値と同一とする。
［数５］

次に、非線形の遠心振子モデルの運動方程式の式（２）の数値シミュレーションより、ロータ１４と振子１７の挙動を調べた。本例では、振子１７が１つの場合（ｎ＝ｊ＝１）を考える。また、シミュレーションで用いたパラメータの値は表１のとおりである。

図４は、図１において振子１７を省略したモデルの数値シミュレーションによる共振曲線を示すグラフである。この振子１７を省略したモデルの運動方程式は、式（２）においてｍ_ｊ＝０としたものである。これに対して図５は、非線形の遠心振子モデルの数値シミュレーションによる共振曲線を示すグラフである。いずれの図も、横軸はロータ１４の回転角速度を示し、縦軸はロータの捩り振動の振幅を示す。図４のシミュレーション結果より、振子なしのモデルでは、６６rad/s付近で共振が発生している。これに対して図５のシミュレーション結果より、非線形の遠心振子モデルでは、６６rad/s付近の共振は抑えられているものの、低速領域である２０rad/s付近（ピーク１）と３０rad/s付近（ピーク２）において二次と三次の超調波共振が発生している。

振子１７を省略したモデルの固有角振動数の変化を図６に示す。横軸はロータ１４の回転角速度［rad/s］を示し、縦軸は固有角振動数Ｐ［rad/s］を示す。また、同図において点線で示すＰ＝２ωの直線は、加振角速度を示す。このモデルでは、振子１７が省略されているため、固有角振動数Ｐ_１は、ロータ１４の回転角速度ωに拘わらず一定である。そして、ロータ１４の回転角速度ω＝６６rad/s付近において、Ｐ_１＝Ω（＝２ω）の交点が確認され、この回転角速度で共振が発生することが予想される。図４のω＝６６rad/s付近の共振は、この図６により説明できる。

これに対して復元力を線形化した遠心振子モデルの固有角振動数の変化を図７に示す。図７は上述した式（５）を固有値解析することにより得た。横軸はロータ１４の回転角速度［rad/s］を示し、縦軸は固有角振動数Ｐ［rad/s］を示す。また、同図において点線で示すＰ＝２ω，４ω，６ωの各直線は、加振角速度を示し、実線で示すＰ１、Ｐ２は、それぞれ第１モード（２０００ｒｐｍ）及び第２モード（１０００ｒｐｍ）の固有角振動数を示す。図７により、図６で確認された６６rad/s付近のＰ１＝Ω（＝２ω）の交点がなく、Ｐ１及びＰ２の曲線のように、ロータ１４の回転角速度ωの変化にともない遠心振子は振動系の固有角振動数Ｐ１，Ｐ２を変化させている。その結果、Ｐ１＝Ω（＝２ω）の交点がなくなり、これにより共振が発生しなくなる。

ちなみに図７において、Ｐ＝６ωの直線と第２モードＰ２の交点の回転角速度と、Ｐ＝４ωの直線と第２モードＰ２の交点の回転角速度は、図５の超調波共振（ピーク１及びピーク２）の発生回転角速度とそれぞれ一致している。非線形の遠心振子モデルのシミュレーションにて超調波共振が発生する回転角速度と、復元力を線形化した遠心振子モデルを用いた固有値解析から予想される回転角速度を求めると、ピーク１について前者は２１．９５４８rad/s、後者は２１．５９１２rad/s、ピーク２について前者は３３．６８４２rad/s、後者は３３．２０２７rad/sであった。いずれも両者の差は０．５rad/s以下であり、共振が発生する回転角速度を精度良く表せていることが確認できた。

以上のとおり、本例の遠心振子動吸振装置を組み込んだ捩り振動の固有値解析によれば、復元力を線形化した振子１７を含んだ系の固有値解析により、振子１７の制振効果は固有角振動数を変化させることにより行われていると考察した。また、復元力を線形化した振子１７を含んだ系の固有値解析により、超調波共振の発生角速度の予想が可能である。

次に、以上の遠心振子動吸振装置を組み込んだ捩り振動の固有値解析結果を応用した、自動車の内燃機関から駆動輪に至る動力伝達系（多自由度の振動系）の回転体に振子を設けた遠心振子動吸振装置の実施形態を説明する。以下の実施形態では、代表的な設置例として、遠心振子動吸振装置をトルクコンバータのロックアップ装置に設けた例（第１実施形態）と、ダブルマスフライホイール（デュアルマスフライホイール）のセカンダリーホイールに設けた例（第２実施形態）を挙げて本発明を説明するが、本発明はこれらの実施形態にのみ限定される趣旨ではなく、その他の振動系、特に多自由度の振動系の制振装置として適用することができる。

《第１実施形態》
図８は、本発明に係る遠心振子動吸振装置を適用した車両の動力伝達系を簡略的に示す構成図、図９は、図８の中間板を示す正面図、図１０は、図９のＸ−Ｘ線に沿う断面図である。図８に示す車両の動力伝達系は、エンジンＥＧと、トルクコンバータ２と、トランスミッションＴＭ（本例では自動変速機）と、ドライブシャフトＤＳと、タイヤＴＲとを備える。図８において符号ＲＳは路面を示す。エンジンＥＧは、直列４気筒、直列３気筒、Ｖ型６気筒、Ｖ型８気筒のレシプロエンジンのいずれでもよい。また、低負荷運転時あるいはアイドリング時に、一部または全部のシリンダーを休止させる機能を搭載した気筒休止エンジン（可変排気量エンジン、片バンク休止エンジン、可変シリンダエンジンともいう）や、要求負荷に応じて圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備えたエンジンでもよい。特に限定はされないが、高負荷時には過給機や圧縮比可変で対応し、排気量を小さくした（ダウンサイジング）エンジンに適用することがより好ましい。

トルクコンバータ２は、エンジンＥＧのクランクシャフトＣＳからトランスミッションＴＭの入力シャフトＩＳにトルクを伝達する装置であり、主として、エンジンＥＧに固定されるフロントカバー２１と、３種の羽根車（インペラ２２、タービン２３、ステータ２４）と、ロックアップ機構２５と、を備える。

フロントカバー２１は、円板状の部材であり、その外周部はトランスミッションＴＭ側に突出し、ここにインペラ２２が固定されている。タービン２３は、流体室内でインペラ２２に対向して配置されている。タービン２３は、トランスミッションＴＭの入力シャフトＩＳにスプライン係合されている。ステータ２４は、インペラ２２とタービン２３の内周部間に配置され、タービン２３からインペラ２２へと戻る作動油を整流するための機構である。ステータ２４は、ワンウエイクラッチ２４１を介して固定シャフト２４２に支持されている。

ロックアップ機構２５は、フロントカバー２１とタービン２３との間の空間に配置されている。ロックアップ機構２５は、ピストン２５１と、複数のトーションスプリング２５２ａ，２５２ｂと、中間板２５３と、を有する。ピストン２５１は、円板状のプレートであり、フロントカバー２１のトランスミッションＴＭ側に配置されている。ピストン２５１の中心部は、筒状にエンジンＥＧ側に延びるように形成され、トランスミッションＴＭ側の部材の外周面に対して軸方向に移動自在及び相対回転自在に支持されている。また、ピストン２５１の外周部のフロントカバー２１側の面には、環状の摩擦部材２５４が固定されている。この摩擦材２５４がフロントカバー２１に押し付けられることによって、フロントカバー２１からピストン２５１にトルクが伝達される。すなわち、ピストン２５１と摩擦部材２５４によってクラッチが構成される。

中間板２５３は、環状の部材であり、ピストン２５１とタービン２３との軸方向間に配置され、一方側にピストン２５１に向かって折り曲げられた複数の係合部２５５ａを有し、他方側にタービン２３に向かって折り曲げられた複数の係合部２５５ｂを有する。これら係合部２５５ａ，２５５ｂは、中間板２５３の表裏面に円周方向に所定の間隔で設けられている。そして、一方側の係合部２５５ａは、隣接する２つのトーションスプリング２５２ａの間に配置され、一方のトーションスプリング２５２ａの一端と他方のトーションスプリング２５２ａの他端とに係合されている。同様に、他方側の係合部２５５ｂは、隣接する２つのトーションスプリング２５２ｂの間に配置され、一方のトーションスプリング２５２ｂの一端と他方のトーションスプリング２５２ｂの他端とに係合されている。中間板２５３の中心部は、入力シャフトＩＳにスナップリングなどにより回動可能に支持されている。本実施形態における中間板２５３が、本発明の車両の内燃機関から駆動輪に至る動力伝達系の回転体に相当する。

ロックアップ機構２５が作動していないクラッチオフ状態では、エンジンＥＧからのトルクはフロントカバー２１からインペラ２２に伝達される。インペラ２２のインペラブレードにより駆動された作動油は、タービン２３を回転させる。このタービン２３のトルクはトランスミッションＴＭの入力シャフトＩＳに伝達される。そして、例えば車両の速度が所定の速度以上になると、ピストン２５１がフロントカバー２１側に移動させられ、摩擦部材２５４がフロントカバー２１の摩擦面に押し付けられる。これによりクラッチオン状態になり、フロントカバー２１のトルクは、ピストン２５１からトーションスプリング２５２を介して中間板２５３に伝達される。中間板２５３に伝達されたトルクは、タービン２３を介して又は直接トランスミッションＴＭの入力シャフトＩＳに伝達される。

上述したトルクコンバータ２において、本実施形態では、中間板２５３の表裏に複数の振子（マス）１７が設けられている。本実施形態の振子１７は、図９の正面図に示すように、中間板２５３の外周に沿って４個設けられているが、１〜３個であっても５個以上であってもよい。また、本実施形態の振子１７の形状、重量、材質は特に限定されず、中間板２５３の周囲の部品と干渉しなければよい。また本実施形態では中間板２５３の表裏に振子１７を設けたが、いずれか一方に設けてもよい。

本実施形態の振子１７を振子運動させるために、図１０の断面図に示すように、１個の振子１７に対し、中間板２５３には２つの貫通孔２５３ａが形成されるとともに、振子１７には貫通孔２５３ａに対応する位置に２つのカム孔２５７が形成されている。そして、カム孔２５７の径より大径の頭部を有するピン２５６を貫通孔２５３ａ及びカム孔２５７に挿通し、これにより中間板２５３とピン２５６とによって表裏の振子１７，１７を支持する。

中間板２５３における振子１７の装着位置（振子１７の重心位置）は、駆動系の回転中心から振子１７の重心までの距離Ｒ１を決定し、カム孔２５７の形状は、振子１７の回転半径（振子１７の振れ角中心点と振子１７の重心との距離）Ｒ２を決定する。そして上述した遠心振子動吸振装置を組み込んだ捩り振動の固有値解析に基づいて、このＲ１／Ｒ２の値を目的とする値にチューニングする。すなわち、制振目的とする加振角速度の固有角振動数に対し、遠心振子動吸振装置の固有角振動数が小さくなるように、Ｒ１／Ｒ２の値をチューニングする。制振目的とする加振角速度とは、当該エンジンＥＧの気筒数に固有の主加振次数に対する角周波数、例えば４気筒エンジンならば２次、３気筒エンジンならば１．５次の加振角速度を挙げることができ、これら（気筒数／２）次の加振角速度の固有角振動数より、当該遠心振子動吸振装置の固有角振動数が小さくなるように、Ｒ１／Ｒ２の値をチューニングする。この場合に、複数の振子１７を設けた場合に、距離Ｒ１と回転半径Ｒ２との比を振子１７毎にチューニングしてもよい。

《第２実施形態》
図１１は、本発明に係る遠心振子動吸振装置を適用した車両の動力伝達系を簡略的に示す構成図である。図１１に示す車両の動力伝達系は、エンジンＥＧと、ダブルマスフライホイール（デュアルマスフライホイール）３と、クラッチ４と、トランスミッションＴＭ（本例では手動変速機）と、ドライブシャフトＤＳと、タイヤＴＲとを備える。図１１において符号ＲＳは路面を示す。エンジンＥＧは、直列４気筒、直列３気筒、Ｖ型６気筒、Ｖ型８気筒のレシプロエンジンのいずれでもよい。また、低負荷運転時あるいはアイドリング時に、一部または全部のシリンダーを休止させる機能を搭載した気筒休止エンジン（可変排気量エンジン、片バンク休止エンジン、可変シリンダエンジンともいう）や、要求負荷に応じて圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備えたエンジンでもよい。特に限定はされないが、高負荷時には過給機や圧縮比可変で対応し、排気量を小さくした（ダウンサイジング）エンジンに適用することがより好ましい。

ダブルマスフライホイール３は、エンジンＥＧのクランクシャフトＣＳに連結されるプライマリフライホイール３１と、トランスミッションＴＭの入力シャフトＩＳへ接続されるセカンダリフライホイール３２と、を有する。また、セカンダリフライホイール３２に取り付けられるクラッチカバー４１には、クラッチペダル（図示省略）の操作に応じてセカンダリフライホイール３２と入力シャフトＩＳとの動力伝達を断続するクラッチディスク４２が設けられている。プライマリフライホイール３１とセカンダリフライホイール３２とは、弾性体・ダンパーとしてのスプリング３３を介して接続され、かつ、ベアリング３４を介して車体側に回転可能に支持されている。この二分割型のフライホイール３によって、エンジンＥＧで発生したエンジントルクは、クランクシャフトＣＳからトランスミッションＴＭへ伝達されるとともに、スプリング３３の弾性を利用してエンジンＥＧのトルク変動を有効に吸収・低減することができる。従って、駆動系の捩り振動を抑制し、これに起因する騒音・振動の発生を効果的に低減・回避することができる。本実施形態におけるセカンダリフライホイール３２が、本発明の車両の内燃機関から駆動輪に至る動力伝達系の回転体に相当する。

上述したダブルマスフライホイール３において、本実施形態では、セカンダリフライホイール３２の一方の面に複数の振子（マス）１７が設けられている。本実施形態の振子１７は、一方の面にのみ振子１７を設けたが、表裏に設けてもよい。なお、振子１７の個数や配置などの具体的構成は、上述した第１実施形態の図９の正面図に示すように構成すればよい。このとき、セカンダリフライホイール３２の外周に沿って４個設けられているが、１〜３個であっても５個以上であってもよい。また、本実施形態の振子１７の形状、重量、材質は特に限定されず、セカンダリフライホイール３２の周囲の部品と干渉しなければよい。

本実施形態においても、セカンダリフライホイール３２における振子１７の装着位置（振子１７の重心位置）は、駆動系の回転中心から振子１７の重心までの距離Ｒ１を決定し、カム孔２５７の形状は、振子１７の回転半径（振子１７の振れ角中心点と振子１７の重心との距離）Ｒ２を決定する。そして上述した遠心振子動吸振装置を組み込んだ捩り振動の固有値解析に基づいて、このＲ１／Ｒ２の値を目的とする値にチューニングする。すなわち、制振目的とする加振角速度の固有角振動数に対し、遠心振子動吸振装置の固有角振動数が小さくなるように、Ｒ１／Ｒ２の値をチューニングする。制振目的とする加振角速度とは、当該エンジンＥＧの気筒数に固有の主加振次数に対する角周波数、例えば４気筒エンジンならば２次、３気筒エンジンならば１．５次の加振角速度を挙げることができ、これら（気筒数／２）次の加振角速度の固有角振動数より、当該遠心振子動吸振装置の固有角振動数が小さくなるようにＲ１／Ｒ２の値をチューニングする。この場合に、複数の振子１７を設けた場合に、距離Ｒ１と回転半径Ｒ２との比を振子１７毎にチューニングしてもよい。

上述した第１実施形態又は第２実施形態のような多自由度の振動系において、本実施形態に係る遠心振子動吸振装置の作用効果を検証した。図１２Ａは、６自由度モデルの３気筒エンジンＥＧ（１．５次加振）を含む振動系に遠心振子動吸振装置を組み込んだ場合における振動系の回転中心から振子の重心までの距離Ｒ１と振子の重心の回転半径（振子１７の振れ角中心点と振子１７の重心との距離）Ｒ２との比を任意の所定値としたとき、励起速度（rad/s）、エンジン回転速度（Hz）と固有振動数（Hz, rad/s）との関係を示すグラフ、図１２Ｂは、図１２Ａと同じ６自由度モデルの３気筒エンジンＥＧ（１．５次加振）を含む振動系に遠心振子動吸振装置を組み込んだ場合における振動系の回転中心から振子の重心までの距離Ｒ１と振子の重心の回転半径（振子１７の振れ角中心点と振子１７の重心との距離）Ｒ２との比を、図１２Ａに示す条件から所定量だけチューニングしたときの、励起速度（rad/s）、エンジン回転速度（Hz）と固有振動数（Hz, rad/s）との関係を示すグラフである。なお、図１２Ａ及び図１２Ｂにおいて点線で囲まれたエンジン回転速度（約１５Ｈｚ〜約３０Ｈｚ）の領域は、車両としての制振目的とする領域を示す。

まず、図１２Ａに示すように、任意のＲ１／Ｒ２値とした場合においては、直線で示す加振固有振動数と４ｔｈモードの固有振動数とが、制振目的とする領域の低回転側において近似する値を示している。これに対して、図１２Ａに示す条件からＲ１／Ｒ２値を所定量だけチューニングすると、図１２Ｂに示すように、４ｔｈモードの固有振動数が小さくなる方向に変動し、直線で示す加振固有振動数と４ｔｈモードの固有振動数との差が、制振目的とする領域の低回転側を含めて大きくなっている。また、３ｒｄモードの固有振動数についても、低回転側において小さくなり、直線で示す加振固有振動数との差が大きくなっている。このチューニングは一例であって、振動系の特性に応じてＲ１／Ｒ２値を加振固有振動数に対して小さくなるようにチューニングすることで、制振目的とする領域において共振を抑制することができる。

ちなみに、可変圧縮比エンジンの一例を図１３に示す。図１３に示す可変圧縮比エンジンＥＧは、例えば直列４気筒エンジンであり、図１３は一つの気筒の断面を示している。本実施形態の圧縮比エンジンＥＧは、ピストン上死点位置を変化させて圧縮比を変更するマルチリンク機構（圧縮比可変機構）１０１を備える。マルチリンク機構１０１は、ピストン１０２とクランクシャフト１０３とを、アッパリンク１０４及びロアリンク１０５で連結し、コントロールリンク１０６によってロアリンク１０５の姿勢を制御することで圧縮比を変更するものである。

アッパリンク１０４は、その上端においてピストンピン１０７を介して且つ当該ピストンピン１０７を中心にしてピストン１０２に回動可能に連結されている。アッパリンク１０４は、その下端においてアッパピン１０８を介して且つ当該アッパピン１０８を中心にしてロアリンク１０５の一端に回動可能に連結されている。ロアリンク１０５の他端は、コントロールピン１０９を介して且つ当該コントロールピン１０９を中心にしてコントロールリンク１０６に回動可能に連結されている。

ロアリンク１０５には、アッパピン１０８の中心とコントロールピン１０９の中心との間にクランクピン１１０が配置されるように、クランクピン１１０が連結される連結孔１１１が形成されている。ロアリンク１０５は、ほぼ中央に連結孔１１１を有し、後からクランクピン１１０に組み付けることができるように、図示する上下の２部材から分割可能に構成されている。ロアリンク１０５は、連結孔１１１にクランクシャフト１０３のクランクピン１１０が挿入されることで、クランクピン１１０を中心に揺動する。

クランクシャフト１０３は、クランクピン１１０、ジャーナル１１２及びカウンターウェイト１１３を備える。クランクピン１１０の中心１１０Ｃは、ジャーナル１１２の中心（すなわちクランクシャフト１０３の回転軸中心１０３Ｃ）から所定量偏心している。カウンターウェイト１１３は、クランクアームに一体形成されて、ピストン運動の回転１次振動成分を低減する。

コントロールリンク１０６の上端は、コントロールピン１０９を介して且つ当該コントロールピン１０９を中心にロアリンク１０５に対して回動可能に連結されている。コントロールリンク１０６の下端は、コントロールシャフト１１４の偏心軸（揺動軸）１１５に連結されている。コントロールリンク１０６は、偏心軸１１５を中心に揺動する。コントロールシャフト１１４は、クランクシャフト１０３と平行（図面の紙面に対して垂直な方向に平行）に配置され、シリンダブロック１１６に回転自在に支持されている。コントロールシャフト１１４の偏心軸１１５は、コントロールシャフト１１４の軸心から所定量だけ偏心した位置に形成されている。コントロールシャフト１１４は、ウォーム＆ウォームホイール等の機構を介してアクチュエータ１１７によって回転制御され、これにより偏心軸１１５を移動させる。

アクチュエータ１１７によってコントロールシャフト１１４が回転し、偏心軸１１５がコントロールシャフト１１４の中心軸に対して相対的に低くなる方向に移動すると、ロアリンク１０５はクランクピン１１０を中心としてアッパピン１０８の位置が相対的に上昇する方向に傾く。これによりピストン１０２の上死点位置が上昇して、エンジン１の幾何学的な圧縮比（ピストン上死点位置での燃焼室容積に対するピストン下死点位置での燃焼室容積の比）が高くなる。これに対して、偏心軸１１５がコントロールシャフト１１４の中心軸に対して相対的に高くなる方向に移動すると、ロアリンク１０５はクランクピン１１０を中心としてアッパピン１０８の位置が相対的に低くなる方向に傾く。これによりピストン１０２の上死点位置が下降して、エンジン１の圧縮比が低くなる。なお実際の有効圧縮比は、上述した幾何学的な圧縮比に加えて、吸気弁の開閉時期によって変動する。

要求負荷に応じて圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備えたエンジンは、例えば低負荷域では高圧縮比に設定することで低燃費を実現する一方で、高負荷域では低圧縮比に設定することで過給圧によるノッキングを抑制する。この種の可変圧縮比エンジンでは、同じ出力帯域のエンジンに比べて高トルクが実現できるため、本発明に係る遠心振子動吸振装置を適用して好ましいものである。

以上のとおり、第１及び第２実施形態によれば、エンジンＥＧの気筒数に固有の主加振次数に対応する角周波数よりも振子１７の固有角振動数が小さいので、共振することがない。これにより、目的とする制振作用を奏し、多自由度の振動系にも適用することができる。また、こうした遠心振子動吸振装置を、トルクコンバータのロックアップ機構２５の中間板２５３や、ダブルマスフライホイール３のセカンダリーフライホイール３２に設けることで、専用の遠心振子動吸振装置の設置スペースを設けることもない。

また、遠心振子動吸振装置に複数の振子１７を設け、Ｒ１／Ｒ２値を各振子のそれぞれについてチューニングする（例えば、Ｒ１とＲ２との比の値は、振子１７の全てについて等しくならないように設定する）ことで、より精度の高い制振効果を奏することができる。特に、可変圧縮比機構を有するエンジンＥＧを含む駆動系に本実施形態の遠心振子動吸振装置を設けることで、エンジンをダウンサイジングしつつ制振効果のある車両を提供することができる。

１…駆動系の解析モデル
１１…モータ
１２…ユニバーサルジョイント
１３…軸
１４…ロータ
１５…バネ
１６…軸
１７…振子
２…トルクコンバータ
２１…フロントカバー
２２…インペラ
２３…タービン
２４…ステータ
２４１…ワンウェイクラッチ
２４２…固定シャフト
２５…ロックアップ機構
２５１…ピストン
２５２ａ，２５２ｂ…トーションスプリング
２５３…中間板
２５３ａ…貫通孔
２５４…摩擦部材
２５５ａ，２５５ｂ…係合部
２５６…ピン
２５７…カム孔
３…ダブルマスフライホイール（デュアルマスフライホイール）
３１…プライマリフライホイール
３２…セカンダリフライホイール
３３…スプリング
３４…ベアリング
４…クラッチ
４１…クラッチカバー
４２…クラッチディスク
ＥＧ…エンジン（内燃機関）
１０１…マルチリンク機構（圧縮比可変機構）
１０２…ピストン
１０３…クランクシャフト
１０３Ｃ…クランクシャフトの回転軸中心
１０４…アッパリンク
１０５…ロアリンク
１０６…コントロールリンク
１０７…ピストンピン
１０８…アッパピン
１０９…コントロールピン
１１０…クランクピン
１１０Ｃ…クランクピンの中心
１１１…連結孔
１１２…ジャーナル
１１３…カウンターウェイト
１１４…コントロールシャフト
１１５…偏心軸（揺動軸）
１１６…シリンダブロック
１１７…アクチュエータ
ＣＳ…クランクシャフト
ＴＭ…トランスミッション
ＩＳ…入力シャフト

Claims

車両の内燃機関から駆動輪に至る動力伝達系の回転体に振子を設けた遠心振子動吸振装置であって、
前記回転体の回転中心から前記振子の重心までの距離Ｒ１と、前記振子の振れ角中心点と前記振子の重心の距離Ｒ２との比の値が、前記内燃機関の主加振次数に対応する角周波数よりも、前記振子を含む遠心振子動吸振装置全体の固有角振動数が小さくなるように、設定されている遠心振子動吸振装置。
前記回転体には複数の振子を有し、
それぞれの振子の前記距離Ｒ１と前記距離Ｒ２との比の値は、全ての振子について互いに等しくならないように設定されている請求項１に記載の遠心振子動吸振装置。
トルクコンバータのロックアップ機構の中間板に設けられている請求項１又は２に記載の遠心振子動吸振装置。
ダブルマスフライホイールのセカンダリーフライホイールに設けられている請求項１又は２に記載の遠心振子動吸振装置。
前記内燃機関は、可変圧縮比機構を有する請求項１〜４のいずれか一項に記載の遠心振子動吸振装置。