JPH0537058Y2 - - Google Patents
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- JPH0537058Y2 JPH0537058Y2 JP1986202791U JP20279186U JPH0537058Y2 JP H0537058 Y2 JPH0537058 Y2 JP H0537058Y2 JP 1986202791 U JP1986202791 U JP 1986202791U JP 20279186 U JP20279186 U JP 20279186U JP H0537058 Y2 JPH0537058 Y2 JP H0537058Y2
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- dynamic damper
- mass
- main vibration
- mass member
- sun gear
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- Motor Power Transmission Devices (AREA)
- Retarders (AREA)
Description
【考案の詳細な説明】
(産業上の利用分野)
本考案は、特に車両駆動系の回転変動に対する
制振効果を果すためのダイナミツクダンパに関す
るものである。[Detailed Description of the Invention] (Industrial Application Field) The present invention particularly relates to a dynamic damper for achieving a damping effect on rotational fluctuations in a vehicle drive system.
(従来の技術)
周知のようにこの種のダイナミツクダンパの基
本的構造としては、所定の質量をもつマス部材
と、このマス部材及び所定の制振対象(以下これ
を主振動系と称する)の間でばね特性を発揮する
ゴム等の弾性体との組合せによつて構成されてい
る。(Prior Art) As is well known, the basic structure of this type of dynamic damper is a mass member with a predetermined mass, and this mass member and a predetermined vibration damping target (hereinafter referred to as the main vibration system). It is constructed by combining an elastic body such as rubber that exhibits spring characteristics between the two.
そして、車両駆動系のダイナミツクダンパとし
ては、駆動系における回転軸等の外周にゴム等の
弾性体を固定し、さらにこの弾性体の外周にマス
部材を固定した構成のものが知られている(例え
ば実開昭58−76843号公報参照)。なお、これとほ
ぼ同様のダイナミツクダンパの構造は、実開昭59
−3041号公報あるいは特開昭58−177720号公報に
よつても開示されている。 As a dynamic damper for a vehicle drive system, one is known in which an elastic body such as rubber is fixed to the outer periphery of a rotating shaft or the like in the drive system, and a mass member is further fixed to the outer periphery of this elastic body. (For example, see Utility Model Application Publication No. 58-76843). The structure of a dynamic damper that is almost similar to this was developed in 1983.
It is also disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 58-177720.
(考案が解決しようとする問題点)
一般に、車両駆動系のダイナミツクダンパにあ
つては、その固有振動数を制振対象となる領域の
主振動系の回転変動周波数に合わせることによつ
て制振効果を高めるように設計されている。これ
と並行してダイナミツクダンパにおけるマス部材
の質量を可能な限り大きく設定し、このダイナミ
ツクダンパと主振動系との質量比を大きく設定す
ることが、主振動系の制振効果を高める上に有効
であることが知られている。(Problem to be solved by the invention) In general, dynamic dampers for vehicle drive systems are controlled by matching their natural frequency to the rotational fluctuation frequency of the main vibration system in the region to be damped. Designed to enhance the vibration effect. At the same time, setting the mass of the mass member in the dynamic damper as large as possible and setting a large mass ratio between the dynamic damper and the main vibration system will increase the vibration damping effect of the main vibration system. is known to be effective.
しかしながら、車両駆動系の質量は一般的な主
振動系の重量に比較して非常に大きい。従つて上
記の質量比を大きくとるには、マス部材の質量な
らびにその形状を大きくすることが要求される。
このため、ダイナミツクダンパの挿着スペースな
らびに車両の重量が増大し、これらの点で制約を
受ける車両への対処が困難であるといつた問題が
あつた。 However, the mass of the vehicle drive system is very large compared to the weight of a typical main vibration system. Therefore, in order to increase the above mass ratio, it is required to increase the mass of the mass member and its shape.
As a result, the installation space for the dynamic damper and the weight of the vehicle increase, creating a problem that it is difficult to accommodate vehicles that are subject to restrictions in these respects.
本考案は、このような問題点の解決をその目的
とするものである。 The present invention aims to solve these problems.
(問題点を解決するための手段)
上記の問題点を解決するために、本考案は次の
ように構成している。(Means for solving the problems) In order to solve the above problems, the present invention is configured as follows.
例えば第1図で示すように主振動系の支持軸5
にはプラネタリギヤセツト10のサンギヤ11を
固定している。そして、このサンギヤ11とマス
部材17を兼ねたリングギヤ16との間には、キ
ヤリヤ15によつて位置決めされた複数個のピニ
オン13を組込んでいる。しかも、上記のサンギ
ヤ11とキヤリヤ15との間には、これらの間で
捩り方向のばね特性を発揮する弾性体18を設け
ている。 For example, as shown in Fig. 1, the support shaft 5 of the main vibration system
A sun gear 11 of a planetary gear set 10 is fixed to. A plurality of pinions 13 positioned by a carrier 15 are installed between the sun gear 11 and a ring gear 16 which also serves as a mass member 17. Furthermore, an elastic body 18 is provided between the sun gear 11 and the carrier 15, which exhibits a spring characteristic in the torsional direction between them.
(作用)
上記の構成によれば、主振動系である車両駆動
系の回転変動によつてプラネタリギヤセツト10
のサンギヤ11が回転変動を起すと、そのギヤ比
によつてマス部材17を兼ねたリングギヤ16が
前記弾性体18を変形(捩り変形)させつつ回動
する。このときの弾性体18による捩り方向のば
ね特性によつて主振動系に対する制振効果が発揮
される。(Function) According to the above configuration, the rotational fluctuation of the vehicle drive system, which is the main vibration system, causes the planetary gear set 10 to
When the sun gear 11 causes rotational fluctuation, the ring gear 16, which also serves as the mass member 17, rotates while deforming (torsionally deforming) the elastic body 18 depending on the gear ratio. At this time, the spring characteristics of the elastic body 18 in the torsional direction exert a damping effect on the main vibration system.
そして、プラネタリギヤセツト10を利用した
ダイナミツクダンパにおいては、そのギヤ比によ
り、サンギヤ11側からみたダイナミツクダンパ
の慣性モーメントが増幅され、ダイナミツクダン
パ主振動系との質量比が増大されたのと同様の効
果を果す。これにより、車両駆動系のようにその
質量が大きい場合でも前記マス部材17の実質的
な質量を増加させることなく、上記の質量比を増
大させる効果、つまりダイナミツクダンパとして
の良好な制振効果が得られる。 In the dynamic damper using the planetary gear set 10, the moment of inertia of the dynamic damper as seen from the sun gear 11 side is amplified by the gear ratio, and the mass ratio with the main vibration system of the dynamic damper is increased. It has a similar effect. As a result, even when the mass of the mass member 17 is large, such as in a vehicle drive system, the above-mentioned mass ratio is increased without increasing the substantial mass of the mass member 17, that is, a good vibration damping effect as a dynamic damper is achieved. is obtained.
また、このようなプラネタリギヤセツト10を
利用してダイナミツクダンパを構成したことによ
り、マス部材17のセンタリングが良好に保持さ
れ、その半径方向の動きが規制されて回転アンバ
ランスが解消される。 Further, by constructing a dynamic damper using such a planetary gear set 10, the centering of the mass member 17 is well maintained, its radial movement is restricted, and rotational imbalance is eliminated.
(実施例) 次に本考案の実施例を図面によつて説明する。(Example) Next, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
第1実施例
まず、第1図及び第2図において中空状のプロ
ペラシヤフト1の端部には、フツクスジヨイント
の構成部品であるチユーブヨーク2が溶接等によ
つて固定されている。また、このプロペラシヤフ
ト1の内部において、上記チユーブヨーク2の端
面には支持プレート3がボルト4によつて固定さ
れている。そして、この支持プレート3にはプロ
ペラシヤフト1の回転軸心上において支持軸5の
一端が圧入等の固定手段によつて組付けられてい
る。つまり、この支持軸5は車両駆動系(主振動
系)の一部をなし、支持プレート3及びチユーブ
ヨーク2を通じてプロペラシヤフト1と共に回転
するのである。First Embodiment First, in FIGS. 1 and 2, a tube yoke 2, which is a component of a shaft joint, is fixed to the end of a hollow propeller shaft 1 by welding or the like. Further, inside the propeller shaft 1, a support plate 3 is fixed to the end surface of the tube yoke 2 by bolts 4. One end of a support shaft 5 is attached to the support plate 3 on the rotational axis of the propeller shaft 1 by fixing means such as press fitting. In other words, the support shaft 5 forms part of the vehicle drive system (main vibration system) and rotates together with the propeller shaft 1 through the support plate 3 and the tube yoke 2.
上記支持軸5の外周にはプラネタリギヤセツト
10のサンギヤ11が第1図の右方向から芯出し
状態で組付けられている。また、この支持軸5の
端部にはリテーナ6を介してナツト7が締付けら
れ、これによつてサンギヤ11は支持軸5と共に
回転するように固定されている。また、プロペラ
シヤフト1の内部において上記サンギヤ11の外
周に配置されているプラネタリギヤセツト10の
リングギヤ16には、筒状のマス部材17が圧入
等の手段によつてこのリングギヤ16と共に回転
するように固定されている。なお、このマス部材
17の左端部は支持軸5に対し、プツシユ8によ
つて芯出し状態に保持されている。 A sun gear 11 of a planetary gear set 10 is assembled on the outer periphery of the support shaft 5 from the right side in FIG. 1 in a centered manner. A nut 7 is fastened to the end of the support shaft 5 via a retainer 6, thereby fixing the sun gear 11 so as to rotate together with the support shaft 5. Further, a cylindrical mass member 17 is fixed to the ring gear 16 of the planetary gear set 10 disposed on the outer periphery of the sun gear 11 inside the propeller shaft 1 by means such as press fitting so as to rotate together with the ring gear 16. has been done. The left end of the mass member 17 is held centered with respect to the support shaft 5 by a pusher 8.
さらに、上記サンギヤ11とリングギヤ16と
の間には、複数個(図面においては四個)のピニ
オン13が組込まれている。そして、これらのピ
ニオン13は筒状のキヤリヤ15に固定されたそ
れぞれのシヤフト14に対して回転自在に支持さ
れている。 Further, a plurality of (four in the drawings) pinions 13 are installed between the sun gear 11 and the ring gear 16. These pinions 13 are rotatably supported by respective shafts 14 fixed to a cylindrical carrier 15.
上記サンギヤ11の延長部11a外周に圧入等
の手段で固定されたスリーブ12外周には、ゴム
等の素材によつて環状に形成された弾性体18の
内周が加硫接着等の手段によつて固定されてい
る。また、この弾性体18の外周は前記キヤリヤ
15の内周に対し、同じく加硫接着等の手段によ
つて固定されている。 On the outer periphery of the sleeve 12, which is fixed to the outer periphery of the extension part 11a of the sun gear 11 by means such as press fitting, the inner periphery of an elastic body 18 formed in an annular shape from a material such as rubber is attached by means such as vulcanization adhesion. It is fixed. Further, the outer periphery of the elastic body 18 is fixed to the inner periphery of the carrier 15 by means such as vulcanization adhesion.
前記弾性体18を前記スリーブ12によつてサ
ンギヤ11の外周に固定したのは単に製作上の都
合であつて、この弾性体18をサンギヤ11にお
ける延長部11aの外周あるいは前記支持軸5の
外周に直接固定することも勿論可能である。 The reason why the elastic body 18 is fixed to the outer periphery of the sun gear 11 by the sleeve 12 is simply for manufacturing convenience. Of course, direct fixation is also possible.
次に、ダイナミツクダンパの力学模式図を表わ
した第3図によつてその諸元決定について説明す
る。まず、この第3図においてMは主振動系の質
量を示し、車両駆動系の場合にはトランスミツシ
ヨン、プロペラシヤフトあるいはデイフアレンシ
ヤル装置等の総質量となる。mはダイナミツクダ
ンパの質量であつて、本実施例にあつては前記リ
ングギヤ16を含むマス部材17の質量である。
また、Kは主振動系のばね定数であつて、車両駆
動系の場合にはその剛性である。kはダイナミツ
クダンパのばね定数、cはダイナミツクダンパの
減衰係数であつて、これは前記弾性体18の内部
ヒステリシス等によつて決定される。Fは加振力
であつて、車両駆動系の場合はエンジンの爆発に
伴う回転変動等によつて発生する。さらに、x1,
x2は主振動系及びダイナミツクダンパの変位で
ある。 Next, the determination of the specifications of the dynamic damper will be explained with reference to FIG. 3, which shows a schematic diagram of the dynamics of the dynamic damper. First, in FIG. 3, M indicates the mass of the main vibration system, and in the case of a vehicle drive system, it is the total mass of the transmission, propeller shaft, differential device, etc. m is the mass of the dynamic damper, and in this embodiment is the mass of the mass member 17 including the ring gear 16.
Further, K is a spring constant of the main vibration system, and in the case of a vehicle drive system, is its rigidity. k is a spring constant of the dynamic damper, and c is a damping coefficient of the dynamic damper, which is determined by the internal hysteresis of the elastic body 18 and the like. F is an excitation force, and in the case of a vehicle drive system, it is generated due to rotational fluctuations due to engine explosion, etc. Furthermore, x1,
x2 is the displacement of the main vibration system and dynamic damper.
さて、上記のMが加振力Fsinωtによつて変位
したとき、このMにmを付加してMの変位を抑制
する場合、Mの振動を最小とするパラメータは次
の式で与えられることが一般的に知られている。 Now, when the above M is displaced by the excitation force Fsinωt, if m is added to this M to suppress the displacement of M, the parameter that minimizes the vibration of M can be given by the following equation. Generally known.
Xst=F/K:主振動系の静たわみ
Ωn=√:主振動系の固有振動数
ωn=√:ダイナミツクダンパの固有振
動数
μ=m/M:ダイナミツクダンパと主振動系と
の質量比
ζ=c/2√:ダイナミツクダンパの減衰
率
ωn/Ωn=1/(1+μ)(最適同調) ……(1)
ζ=√38(1+)3(最適減衰) ……(2)
このとき、Mの最大振幅(X1/Xst)maxは
次の式で得られる。 Xst=F/K: Static deflection of the main vibration system Ωn=√: Natural frequency of the main vibration system ωn=√: Natural frequency of the dynamic damper μ=m/M: Mass of the dynamic damper and the main vibration system Ratio ζ=c/2√: Attenuation rate of dynamic damper ωn/Ωn=1/(1+μ) (optimal tuning) ……(1) ζ=√38(1+) 3 (optimal damping) ……(2) This Then, the maximum amplitude (X1/Xst)max of M is obtained by the following formula.
(X1/Xst)max=√1+(2) ……(3)
X1:主振動系の変位振幅
上記の式(3)により、Mの最大振幅を小さく抑え
るにはμを大きく設定すればよいことがわかる。
実際には(μ=m/M≧0.2)の場合にダイナミ
ツクダンパとしての制振効果が適正に発揮される
ことが知られている。 (X1/Xst)max=√1+(2)...(3) X1: Displacement amplitude of main vibration system According to the above equation (3), μ should be set large to keep the maximum amplitude of M small. I understand.
In fact, it is known that the damping effect as a dynamic damper is properly exhibited when (μ=m/M≧0.2).
このことを車両駆動系のダイナミツクダンパで
みた場合、車両駆動系においては上記のMが極め
て大きいため(μ≧0.2)を満足するには上記の
mを非常に大きく設定しなければならない。 When looking at this in terms of a dynamic damper in a vehicle drive system, the above M must be set extremely large in order to satisfy the condition (μ≧0.2) in the vehicle drive system.
さて、本実施例ではプラネタリギヤセツト10
を利用してダイナミツクダンパを構成している。
そこで、プラネタリギヤセツト10の模式図を表
わした第4図によつてその作動原理を説明する
と、いまサンギヤ11に対してピニオン13が回
転角θだけ移動したものとすると、リングギヤ1
6の回転角θ′は
θ′=(1+ρ)θ
となる。そして、サンギヤ11の歯数をZsとし、
リングギヤ16の歯数をZrとしたとき、そのギ
ヤ比ρは
ρ=Zs/Zr
となり、このρは0<ρ<1である。 Now, in this embodiment, the planetary gear set 10 is
A dynamic damper is constructed using this.
The operating principle of the planetary gear set 10 will now be explained with reference to FIG.
The rotation angle θ' of 6 is θ'=(1+ρ)θ. Then, let the number of teeth of sun gear 11 be Zs,
When the number of teeth of the ring gear 16 is Zr, the gear ratio ρ is ρ=Zs/Zr, and ρ is 0<ρ<1.
また、マス部材17を含むリングギヤ16の慣
性モーメントをIとしたとき、これをサンギヤ1
1側からみたときの慣性モーメントI′は次の式で
与えられる。 Also, when the moment of inertia of the ring gear 16 including the mass member 17 is I, this is the moment of inertia of the sun gear 1.
The moment of inertia I' when viewed from the first side is given by the following formula.
I′=(1+ρ)2・I
ここで、ρ>0であるから、I′>Iとなり、プ
ラネタリギヤセツト10を利用したダイナミツク
ダンパにおいては、その質量を増大させることな
く上記のギヤ比ρによつて慣性モーメントが増幅
されることとなる。 I'=(1+ρ) 2・I Here, since ρ>0, I'>I, and in the dynamic damper using the planetary gear set 10, the above gear ratio ρ can be achieved without increasing its mass. Therefore, the moment of inertia is amplified.
さて、第1図及び第2図において主振動系であ
る車両駆動系の回転変動によつてプラネタリギヤ
セツト10のサンギヤ11が回転変動を起すと、
前記のギヤ比ρによつてマス部材17を含むリン
グギヤ16が前記弾性体18を変形(捩り変形)
させつつ回動する。このときの弾性体18による
捩り方向のばね特性によつて主振動系に対する制
振効果が発揮される。そして、このプラネタリギ
ヤセツト10を利用したダイナミツクダンパにお
いては、すでに述べたようにサンギヤ11側から
みたダイナミツクダンパの慣性モーメントが増幅
されるため、ダイナミツクダンパと主振動系との
質量比(慣性モーメント比)が増大する。 Now, in FIGS. 1 and 2, when the sun gear 11 of the planetary gear set 10 causes rotational fluctuations due to rotational fluctuations in the vehicle drive system, which is the main vibration system,
Due to the gear ratio ρ, the ring gear 16 including the mass member 17 deforms the elastic body 18 (torsional deformation).
Rotate while rotating. At this time, the spring characteristics of the elastic body 18 in the torsional direction exert a damping effect on the main vibration system. In a dynamic damper using this planetary gear set 10, as mentioned above, the moment of inertia of the dynamic damper viewed from the sun gear 11 side is amplified, so the mass ratio (inertia) between the dynamic damper and the main vibration system moment ratio) increases.
これにより、車両駆動系のようにその質量、つ
まり主振動系のMが大きい場合でも前記マス部材
17の実質的な質量mを増加させることなく、先
に説明した(μ≧0.2)を満足させることができ、
車両駆動系のダイナミツクダンパとして良好な制
振効果が得られる。 As a result, even when the mass of the vehicle drive system, that is, M of the main vibration system is large, the above-mentioned condition (μ≧0.2) is satisfied without increasing the substantial mass m of the mass member 17. It is possible,
A good vibration damping effect can be obtained as a dynamic damper for vehicle drive systems.
また、このようにプラネタリギヤセツト10を
利用してダイナミツクダンパを構成したことによ
り、マス部材17のセンタリングが良好に保持さ
れ、その半径方向の動きが規制されて回転アンバ
ランスが解消される。従つて、マス部材17の回
転アンバランスに伴う車両駆動系の異音発生、あ
るいは支持ベアリングの負荷が増大するといつた
問題を解消できる。このことはダイナミツクダン
パの装着に際し、例えばマス部材17の半径方向
の動きを考慮してスペースを確保したり、各種支
持ベアリングの強化等といつた事態を回避でき
る。 Furthermore, by configuring the dynamic damper using the planetary gear set 10 in this manner, the centering of the mass member 17 is well maintained, its radial movement is restricted, and rotational imbalance is eliminated. Therefore, problems such as noise generation in the vehicle drive system due to unbalanced rotation of the mass member 17 or increased load on the support bearing can be solved. This makes it possible to avoid situations such as securing a space in consideration of the radial movement of the mass member 17 and reinforcing various support bearings when installing the dynamic damper.
第2実施例
第5図で示す実施例はダイナミツクダンパを車
両駆動系のスリーブヨーク31に組付けたもので
あつて、プラネタリギヤセツト10のサンギヤ1
1はスリーブヨーク31の外周に圧入された筒体
32に固定されている。また、プラネタリギヤセ
ツト10のリングギヤ16は先に説明した第1実
施例のマス部材17を兼用た形状となつている。Second Embodiment In the embodiment shown in FIG. 5, a dynamic damper is assembled to a sleeve yoke 31 of a vehicle drive system.
1 is fixed to a cylindrical body 32 that is press-fitted onto the outer periphery of a sleeve yoke 31. Further, the ring gear 16 of the planetary gear set 10 has a shape that also serves as the mass member 17 of the first embodiment described above.
なお、キヤリヤ15の軸方向に関する位置決め
を行うリテーナ33は、ボルト34によつてリン
グギヤ16の端面に固定されている。さらに、ダ
イナミツクダンパとして捩り方向のばね特性を果
す弾性体18は、上記筒体32の外周とキヤリヤ
15の内周とにそれぞれ加硫接着等の手段によつ
て固定されている。 Note that a retainer 33 that positions the carrier 15 in the axial direction is fixed to an end surface of the ring gear 16 with bolts 34. Furthermore, an elastic body 18, which acts as a dynamic damper and exhibits spring characteristics in the torsional direction, is fixed to the outer periphery of the cylinder 32 and the inner periphery of the carrier 15, respectively, by means such as vulcanization adhesion.
第3実施例
第6図で示す実施例は、先に説明した第1実施
例におけるマス部材17の端面と、このマス部材
17を芯出し状態に保持している支持ブツシユ8
との間にスラストワツシヤ40及びコーンスプリ
ング(あるいはウエイブスプリング)41を組付
け、マス部材17及びこれと一体関係にあるリン
グギヤ16に第6図の右方向に関してスラスト力
を与えている。そして、上記スラストワツシヤ4
0とマス部材17端面との間にスラストライニン
グ42を介在させるとともに、リングギヤ16の
端面に支持軸5に固定されている支持プレート3
と摩擦接触する別のスラストライニング43を固
定している。Third Embodiment The embodiment shown in FIG. 6 includes the end face of the mass member 17 in the first embodiment described above and the support bush 8 that holds the mass member 17 in a centered state.
A thrust washer 40 and a cone spring (or wave spring) 41 are assembled between the mass member 17 and the ring gear 16 integrally connected thereto to apply a thrust force in the right direction in FIG. And the above thrust washer 4
0 and the end face of the mass member 17, and the support plate 3 is fixed to the support shaft 5 on the end face of the ring gear 16.
Another thrust lining 43 is fixed in frictional contact with.
この構成によれば、リングギヤ16を含むマス
部材17の回動により、上記各スラストライニン
グ42,43によつて摩擦力が得られ、しかも上
記スプリング41の弾力を調整することによつて
この摩擦力も調整することができる。 According to this configuration, a frictional force is obtained by the thrust linings 42 and 43 by the rotation of the mass member 17 including the ring gear 16, and this frictional force can also be obtained by adjusting the elasticity of the spring 41. Can be adjusted.
既に説明したようにダイナミツクダンパの減衰
率は
ζ=c/2√
で表わされ、この減衰率ζはダイナミツクダンパ
の減衰係数cが大きく関与している。そして最適
減衰は先に説明した式(2)で表わしたように
ζ=√38(1+)3
であつて、ダイナミツクダンパの減衰係数cを調
整することで最適減衰が得られるのである。 As already explained, the damping rate of the dynamic damper is expressed as ζ=c/2√, and this damping rate ζ is greatly affected by the damping coefficient c of the dynamic damper. The optimal damping is ζ=√38(1+) 3 as expressed in the previously explained formula (2), and the optimal damping can be obtained by adjusting the damping coefficient c of the dynamic damper.
しかしながら、一般的なダイナミツクダンパの
減衰係数cはゴム等の弾性体のばね定数によつて
ほぼ決定され、これを調整するにはゴムに対する
添加物の量を変えるなど、その素材の配合に頼つ
ているため、減衰係数cの調整幅は微小である。 However, the damping coefficient c of a typical dynamic damper is almost determined by the spring constant of an elastic body such as rubber, and adjusting this depends on the formulation of the material, such as changing the amount of additives to the rubber. Therefore, the adjustment range of the damping coefficient c is minute.
これに対し、第6図で示す構成のダイナミツク
ダンパであれば、弾性体18のばね定数とは別に
前記スラストライニング42,43による摩擦力
をスプリング41の弾力調整によつて変えること
が可能である。この結果、ダイナミツクダンパの
減衰係数cを自由に設定でき、これによつてダイ
ナミツクダンパとして最適減衰を得ることができ
る。 On the other hand, in the case of a dynamic damper having the configuration shown in FIG. be. As a result, the damping coefficient c of the dynamic damper can be freely set, and thereby optimal damping can be obtained as a dynamic damper.
また、この実施例によればダイナミツクダンパ
としての減衰係数cを主として上記のスラストラ
イニング42,43による摩擦力によつて設定で
きるため、例えば弾性体18の内部ヒステリシス
を調整して減衰係数cを設定する場合に較べてこ
の弾性体18の内部発熱が小さくなり、この弾性
体の耐久性が向上する。さらに、この実施例にお
いてはリングギヤ16及びマス部材17の幅方向
の動きを前記スプリング41によつて規制してい
るため、これらの軸方向の振動及びそれに伴う不
具合も解消される。 Furthermore, according to this embodiment, the damping coefficient c as a dynamic damper can be set mainly by the frictional force generated by the above-mentioned thrust liners 42 and 43, so the damping coefficient c can be set by adjusting the internal hysteresis of the elastic body 18, for example. The internal heat generation of this elastic body 18 is smaller than that in the case where the elastic body 18 is set, and the durability of this elastic body is improved. Further, in this embodiment, since the movement of the ring gear 16 and the mass member 17 in the width direction is restricted by the spring 41, vibrations in the axial direction of these members and the problems associated therewith are also eliminated.
(考案の効果)
以上のように本考案は、主振動系にプラネタリ
ギヤセツトのサンギヤを固定し、かつこのサンギ
ヤとマス部材を兼ねたリングギヤとの間にキヤリ
ヤによつて位置決めされたピニオンを組込み、し
かもこのサンギヤとリングギヤあるいはサンギヤ
とキヤリヤとの間で捩り方向のばね特性を発揮す
る弾性体を設けたことにより、主振動系側から見
たダイナミツクダンパの慣性モーメントが、上記
プラネタリギヤセツトのギヤ比によつて増幅させ
られ、これによつてダイナミツクダンパにおける
マス部材の質量を増加させることなく、主振動系
とダイナミツクダンパとの質量比を大きく設定し
た場合と同様の効果が得られる。このことは、ダ
イナミツクダンパの装着スペースあるいは車両の
重量を増加させることなく、車両駆動系のように
主振動系の重量が極めて大きい場合のダイナミツ
クダンパとして主振動系の制振効果を高める上に
有効である。(Effects of the invention) As described above, the present invention fixes the sun gear of a planetary gear set to the main vibration system, and incorporates a pinion positioned by a carrier between the sun gear and the ring gear that also serves as a mass member. Moreover, by providing an elastic body that exhibits torsional spring characteristics between the sun gear and the ring gear or between the sun gear and the carrier, the moment of inertia of the dynamic damper seen from the main vibration system can be adjusted to the gear ratio of the planetary gear set. As a result, the same effect as when the mass ratio between the main vibration system and the dynamic damper is set large can be obtained without increasing the mass of the mass member in the dynamic damper. This can be used as a dynamic damper to increase the damping effect of the main vibration system in cases where the weight of the main vibration system is extremely large, such as in a vehicle drive train, without increasing the mounting space for the dynamic damper or the weight of the vehicle. It is effective for
しかも本考案は、プラネタリギヤセツトを利用
してダイナミツクダンパを構成したことにより、
このダイナミツクダンパにおけるマス部材のセン
タリングが適正に保持され、マス部材の回転アン
バランスに伴う車両駆動系の異音発生、あるいは
各種支持ベアリングの負荷が増大するといつた諸
問題をも解消することができる。 Moreover, the present invention utilizes a planetary gear set to configure the dynamic damper.
The centering of the mass members in this dynamic damper is maintained properly, and various problems such as abnormal noises in the vehicle drive system caused by unbalanced rotation of the mass members or increased loads on various support bearings can be resolved. can.
図面は本考案の実施例を示し、第1図はダイナ
ミツクダンパを組込んだプロペラシヤフトの縦断
面図、第2図は第1図の−線断面図、第3図
はダイナミツクダンパの力学模式図、第4図はプ
ラネタリギヤセツトの模式図、第5図は第2実施
例のダイナミツクダンパを表わした縦断面図、第
6図は第3実施例のダイナミツクダンパを表わし
た縦断面図である。
5……支持軸、10……プラネタリギヤセツ
ト、11……サンギヤ、13……ピニオン、15
……キヤリヤ、16……リングギヤ、17……マ
ス部材、18……弾性体。
The drawings show an embodiment of the present invention; Fig. 1 is a longitudinal cross-sectional view of a propeller shaft incorporating a dynamic damper, Fig. 2 is a cross-sectional view taken along the line - - of Fig. 1, and Fig. 3 shows the dynamics of the dynamic damper. 4 is a schematic diagram of a planetary gear set, FIG. 5 is a vertical sectional view showing the dynamic damper of the second embodiment, and FIG. 6 is a vertical sectional view showing the dynamic damper of the third embodiment. It is. 5... Support shaft, 10... Planetary gear set, 11... Sun gear, 13... Pinion, 15
...Carrier, 16...Ring gear, 17...Mass member, 18...Elastic body.
Claims (1)
ンギヤと、このサンギヤに対してキヤリヤによつ
て位置決めされた複数個のピニオンを介して配置
したマス部材を兼ねるリングギヤと、サンギヤと
キヤリヤとの間で捩り方向のばね特性を発揮する
弾性体とを備えてなるダイナミツクダンパ。 A sun gear of a planetary gear set fixed to the main vibration system, a ring gear that also serves as a mass member arranged via a plurality of pinions positioned with respect to the sun gear by a carrier, and a torsion direction between the sun gear and the carrier. A dynamic damper that includes an elastic body that exhibits spring characteristics.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP1986202791U JPH0537058Y2 (en) | 1986-12-24 | 1986-12-24 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP1986202791U JPH0537058Y2 (en) | 1986-12-24 | 1986-12-24 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS63103032U JPS63103032U (en) | 1988-07-04 |
JPH0537058Y2 true JPH0537058Y2 (en) | 1993-09-20 |
Family
ID=31167505
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP1986202791U Expired - Lifetime JPH0537058Y2 (en) | 1986-12-24 | 1986-12-24 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPH0537058Y2 (en) |
Citations (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS604627A (en) * | 1983-06-23 | 1985-01-11 | Daikin Mfg Co Ltd | Vibration damper assembly body |
-
1986
- 1986-12-24 JP JP1986202791U patent/JPH0537058Y2/ja not_active Expired - Lifetime
Patent Citations (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS604627A (en) * | 1983-06-23 | 1985-01-11 | Daikin Mfg Co Ltd | Vibration damper assembly body |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JPS63103032U (en) | 1988-07-04 |
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