JPH0560176A

JPH0560176A - 動力伝達装置

Info

Publication number: JPH0560176A
Application number: JP21883991A
Authority: JP
Inventors: Masahiro Inoue; 昌弘井上; Megumi Kawai; 恵川井; Kenichi Ebisawa; 賢一海老澤; Masahiro Maekawa; 正宏前川
Original assignee: Koyo Seiko Co Ltd; Mitsubishi Motors Corp
Current assignee: Koyo Seiko Co Ltd; Mitsubishi Motors Corp
Priority date: 1991-08-29
Filing date: 1991-08-29
Publication date: 1993-03-09

Abstract

(57)【要約】【構成】入力軸１と出力軸と２の相対回転を、出力軸２
に一体に設けたトーションバー部２１により抑制した。
出力軸２に一体回転する慣性部材４と入力軸１側との間
に、両者の相対回転を抑制する摩擦トルクを発生させる
摩擦トルク発生手段３０を設けた。摩擦トルク発生手段
３０は、皿ばね７によって、シューリング５を、入力軸
１側に設けた摩擦面３ｃに付勢する。トーションバー部
２１は中空の慣性部材４を貫通する。【効果】共振点を含めた広い周波数域にわたって振動を
大幅に低減できる。動力伝達装置の小型化が図れる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】この発明は、例えば自動車等の車
両において、駆動軸と被駆動軸との間に介在してトルク
を伝達するとともに、上記伝達トルクの変動を低減する
緩衝機構を備えた動力伝達装置に関するものである。

【０００２】

【従来の技術】自動車等の各種の車両においては、エン
ジンの駆動力を、車両の各種の機構の駆動系に伝達して
いるが、近年のエンジンの高出力化に伴い、エンジンか
ら駆動系へのトルク変動に起因した振動や騒音が問題と
なっていた。例えば、トラック等のディーゼル車におい
て、エンジンから駆動系を介して駆動される噴射ポンプ
の噴射圧を高く（例えば８００kg／cm²）設定するため
に、駆動系の高回転化、高伝達トルク化が進んでいる
が、これに伴ってトルク変動も大きくなってきており、
駆動系の振動、騒音が増大する傾向にあった。

【０００３】そこで、自動車等において、エンジンか
ら、各種機構の駆動系の動力伝達装置に、トルク変動を
低減するために緩衝機構を設けたものがあった。この緩
衝機構として、例えば、特開昭５５−２５９０７号公報
に示すように、入力軸側と出力軸側との間の相対的な角
変位によって圧縮されるコイルスプリングを設けたもの
があった。しかし、この緩衝機構は、減衰機構を持たな
いので、固有振動数において鋭い共振ピークを持ち、共
振による激しい振動を引き起こしていた。

【０００４】一方、入出力軸間に、流体の絞り抵抗によ
る減衰機構を設けた緩衝機構が提供されている。

【０００５】

【発明が解決しようとする課題】しかし、この緩衝機構
においては、流体のシール機構等が必要であり、構造が
複雑になってしまう。また、一般に高回転時ほど、トル
ク変動による入出力軸間の相対速度が大きくなる傾向に
あり、且つ上記減衰トルクを決定する絞り抵抗は、相対
速度の増大に応じて増大するので、高回転時ほど減衰機
構による減衰トルクが大きくなる。したがって、共振点
における振動低減に適した減衰トルクを発生できるよう
に設定しておいた場合、共振点以上の周波数域におい
て、減衰トルクが大きくなり過ぎて、逆に振動低減効果
が低下するという問題があった。

【０００６】この発明は、小型であり、共振点を含めた
広い周波数域にわたって振動を大幅に低減することので
きる動力伝達装置を提供することを目的とする。

【０００７】

【課題を解決するための手段】上記の目的を達成するた
め、この発明に係る動力伝達装置は、駆動軸と被駆動軸
との間に介在するとともに、トルク変動を緩衝しつつト
ルクを伝達する動力伝達装置において、駆動軸側に連結
される入力軸と、被駆動軸側に連結される出力軸と、入
力軸および出力軸を同軸上に連結し、両者の相対回転を
抑制するトーションバーと、入力軸および出力軸の何れ
か一方に連結され、上記トーションバーの外方に配され
た中空の慣性部材と、この慣性部材と入力軸および出力
軸の他方との間に介在され、両者の相対回転を抑制する
摩擦トルクを発生させる摩擦トルク発生手段とを備え、
上記摩擦トルク発生手段は、上記両者の何れか一方側に
設けた摩擦面に摺接される摩擦部材と、この摩擦部材を
所定の付勢力にて上記摩擦面側に付勢する付勢手段とを
備えていることを特徴とするものである。

【０００８】また、トーションバーのばね定数を１．５
×１０⁴〜３．０×１０⁴ kgf・cm／rad の範囲内に設
定し、慣性部材の慣性モーメントを０．１５ kgf・cm・
s²以上に設定し、摩擦発生手段による摩擦トルクを７０
〜２００ kgf・cmの範囲内に設定したものであれば好ま
しい。

【０００９】

【作用】上記の構成の動力伝達装置によれば、トーショ
ンバーのばね定数、慣性部材による慣性モーメント、お
よび摩擦トルク発生手段による摩擦トルクの大きさを規
定する付勢手段の付勢力の大きさを適宜に設定すること
により、所望の振動減衰を得ることができる。特に、摩
擦トルク発生手段による摩擦トルクは、摩擦面と摩擦部
材との間の摩擦係数、および付勢手段による付勢力に依
存しており、相対速度の大小にかかわらず一定である。
したがって、相対速度の大きくなりがちな高回転域にお
いても、摩擦トルクによる減衰トルクが過度に増大する
ことがない。さらに、中空の慣性部材の内部に、入出力
軸間を連結したトーションバーを配したので、装置の小
型化を図ることができる。

【００１０】また、上記のように、トーションバーのば
ね定数、慣性部材の慣性モーメント、および摩擦発生手
段による摩擦トルクを設定することにより、入出力軸間
の位相のずれ、およびピーク時の振動トルクを許容値以
下にすることができる。

【００１１】

【実施例】以下実施例を示す添付図面によって詳細に説
明する。図２は、この発明の一実施例としての動力伝達
装置を含む燃料ポンプの駆動系を示す概略図である。同
図を参照して、この動力伝達装置Ａは、トラック用等の
大型ディーゼルエンジンの燃料噴射ポンプＰの駆動系に
備えられている。エンジンＥの駆動力は、クランク軸９
０と一体回転する駆動ギア９１、アイドルギア９２、伝
達ギア９３、動力伝達装置Ａおよびカップリング９４を
介して噴射ポンプＰに伝達される。

【００１２】図１は、動力伝達装置Ａの概略断面図であ
る。なお、以下において、図においての左右を左右とい
う。図１を参照して、この動力伝達装置Ａは、車体の所
定部に固定されるケーシング１０と、このケーシング１
０内に軸受１２を介して回動自在に支持された例えばア
ルミニウム合金からなるリテーナ３と、途中部に設けた
スプライン部１ａを上記伝達ギア９３（図２参照）にス
プライン結合させるとともに、右端部１ｂがリテーナ３
の内周部にスプライン結合された入力軸１と、この入力
軸１と同軸上に配置され、右端部２ａが、上記カップリ
ング９４（図２参照）にキー（図示せず）等によって一
体回転可能に連結された出力軸２と、出力軸２の中間部
から左端部にかけて一体に形成され、左端部２１ａがリ
テーナ３にスプライン結合されたトーションバー部２１
と、ケーシング１０内に軸受１３を介して回動自在に支
持されるとともに、内周右端部４ａが出力軸２の途中部
２ｂにスプライン結合され、トーションバー部２１を貫
通させた中空の慣性部材４と、この慣性部材４とリテー
ナ３との間に介在し、入出力軸１，２間の相対回転を抑
制する摩擦トルクを発生する摩擦トルク発生手段３０と
を備えている。

【００１３】軸受１２の外輪は、スナップリング１７お
よびケーシング１０の内周段部１０ｄによって軸方向に
位置決めされた状態でケーシング１０に固定されてい
る。このように位置決めされた軸受１２の内輪は、リテ
ーナ３の外周段部３ｂに当接して、当該リテーナ３をケ
ーシング１０に対して径方向に位置決めしている。リテ
ーナ３の右肩部３ａと慣性部材４の左端面に設けた円周
状凹部４ｂとの間には、リテーナ３と慣性部材４との相
対回転による摩擦を低減するためのブッシュ１１が介在
している。一方、軸受１３の内輪は、慣性部材４の右端
面に設けた段部４ｄに当接しているとともに、軸受１３
の外輪は、ケーシング１０の内周段部１０ｃに、当該軸
受１３の位置調整用のシム１５によって軸方向に位置決
めされている。

【００１４】リテーナ３の右端面の外周縁の円周等配に
は、軸方向に延びる複数のピン８が取り付けられてお
り、これらのピン８は、慣性部材４の左端面の外周縁に
円周等配に設けられた周方向に所定の長さを持つ略矩形
状の凹部１０ｂ内に侵入している。これらのピン８は、
リテーナ３と慣性部材４の相対回転に伴って、凹部１０
ｂ内を周方向に移動して慣性部材４に当接することによ
り、リテーナ３および慣性部材４の、すなわち入出力軸
１，２間の相対角変位を所定量以下に規制する。

【００１５】慣性部材４およびケーシング１０のそれぞ
れの右端部間は、オイルシール１４によって密封されて
いる。慣性部材４の右肩部に設けた段部４ｅには、ボル
ト１６によってパルサーリング９が固定されている。こ
のパルサーリング９には、ケーシング１０の所定部を径
方向に貫通する取付穴１０ａに取付けられる回転数検出
手段の検出部が、連結されるようになっている。

【００１６】図１を参照して、摩擦トルク発生手段３０
は、リテーナ３の右端面からなる摩擦面３ｃに摺接さ
れ、所定の摩擦トルクを発生する例えば樹脂等からなる
摩擦部材としてのシューリング５と、このシューリング
５を一体回転自在に保持した状態で、慣性部材４に一体
回転自在に係合されたシューリングプレート６と、この
シューリングプレート６と慣性部材４の左端面に設けた
凹面４ｃとの間に介在し、シューリングプレート６を介
してシューリング５をリテーナ３の摩擦面３ｃ側へ押圧
付勢する複数の皿ばね７とを備えている。図３を参照し
て、シューリングプレート６の外周の円周等配には、複
数の突起６ａが形成されており、これらの突起６ａは、
慣性部材４の左端面に形成された軸方向に所定の深さを
有する導入溝４ｆ（図１参照）に導入されている。これ
により、シューリングプレート６と慣性部材４とは一体
回転するようにしてある。また、シューリングプレート
６の内周の円周等配には、複数の凹溝６ｂが設けられて
いるとともに、シューリング５の右端面の内周部の円周
等配には、軸方向に延びる複数の突起５ａが形成されて
いる。シューリング５の突起５ａは、シューリングプレ
ート６の凹溝６ｂに導入され、これにより、シューリン
グ５とシューリングプレート６とが一体回転するように
してある。

【００１７】この実施例によれば、トーションバー部２
１のばね定数、慣性部材４による慣性モーメント、およ
び摩擦トルク発生手段３０による摩擦トルクの大きさを
規定する皿ばね７の付勢力の大きさを適宜に設定するこ
とにより、所望の振動減衰特性を得ることができる。特
に、摩擦トルク発生手段３０による摩擦トルクが、摩擦
面３ｃとシューリング５との間の摩擦係数、および皿ば
ね７によるシューリング５の摩擦面３ｃへの押圧力に依
存して、一義的に定まるとともに、相対速度の大小にか
かわらず一定である。したがって、相対速度の大きくな
りがちな高回転域においても、当該摩擦トルクによる減
衰トルクが過度に大きくなることがない。すなわち、共
振点において良好な振動減衰特性が得られるように摩擦
トルクを設定しておけば、共振点以上の高回転域におい
ても十分な振動減衰特性が得られ、近年の噴射ポンプＰ
の駆動系の高回転化、高トルク化に対して、十分に対応
することができる。

【００１８】また、中空の慣性部材４の内部に、トーシ
ョンバー部２１を配したので、装置の小型化を図ること
ができる。しかも、当該トーションバー部２１を出力軸
２と一体に設けたので、部品点数を少なくして製造時の
組立て工数を少なくでき、製造コストを安価にできる。試験１）慣性モーメントに関する試験上記実施例の動力伝達装置Ａを、噴射ポンプ軸９５の軸
回転数Ｎ_Pが最小２５０ｒｐｍ〜最大１１００ｒｐｍ
（なお、１６５０ｒｐｍまで過回転使用もある）の範囲
で使用される噴射ポンプの駆動系に用いて、軸回転数を
１０００ｒｐｍの高回転域において、慣性部材４の慣性
モーメントＪ（ kgf・cm・s²）と、振動トルク入出力比
Ｔ_out／Ｔ_in ，トーションバーのねじれ角振幅Δθ
(rad)，トーションバーの最大ねじれ角θ (rad)のそれ
ぞれとの対応関係を求めるシミュレーション試験を行っ
たところ、図４〜図６に示す結果を得た。なお、エンジ
ン側からの振動トルクの周波数は６cycl／rev であり、
また、トーションバー部２１のばね定数ｋを２．０×１
０⁴ kgf・cm／rad に設定し、摩擦トルク発生手段３０
による摩擦トルクＴ_Cを８０ kgf・cmに設定した。

【００１９】ここに、振動トルク入出力比Ｔ_out／Ｔ_in
としては、０．２以下が好ましく、ねじれ角振幅Δθと
しては、０．０２５rad 以下が好ましく、最大ねじれ角
θとしては、０．０３rad が好ましいことから、図４〜
図６の結果を総合的に考慮して、慣性部材４の慣性モー
メントＪとしては、０．１５ kgf・cm・s²以上であるこ
とが好ましいと考察される。また、慣性モーメントＪが
０．１５ kgf・cm・s²以上であれば、最大ねじれ角θが
０．０２５rad 以下すなわち約１．５°以下となり、噴
射ポンプの噴射タイミングのずれを非常に小さくするこ
とができる。２）摩擦トルクに関する試験慣性部材４の慣性モーメントＪを０．２ kgf・cm・s²に
設定し、トーションバー部２１のばね定数をｋを２．０
×１０⁴kgf・cm／rad に設定して、軸回転数Ｎ_Pが１
０００ｒｐｍにて、摩擦トルク発生手段３０による摩擦
トルクＴ_Cと、振動トルク入出力比Ｔ_out／Ｔ_in ，お
よびねじれ角振幅Δθ (rad)のそれぞれとの対応関係を
求めるシミュレーション試験を行ったところ、図７およ
び図８に示す結果を得た。また、軸回転数Ｎ_Pが共振点
である５００ｒｐｍにて、摩擦トルクＴ_Cとトーション
バーの１サイクル毎のねじれ角振幅の比との対応関係を
求めるシミュレーション試験を行ったところ、図９のよ
うな結果を得た。

【００２０】ここに、振動トルク入出力比Ｔ_out／Ｔ_in
としては、０．２以下が好ましく、したがって、図７よ
り、摩擦トルクＴ_Cとしては、２００ kgf・cm以下が好
ましいと推察される。また、ねじれ角振幅Δθとしては
０．０２５rad 以下であることが好ましいが、この条件
は、図８から明らかなように、摩擦トルクＴ_Cの全域に
わたって満たされている。さらに、図９に示すように摩
擦トルクＴ_Cが０から７０ kgf・cmまでは、トーション
バーの１サイクル毎ののねじれ角振幅の比が減少を続
け、Ｂ点（共振点）以上では、トーションバーの１サイ
クル毎のねじれ角振幅の比は一定となり、共振が防止さ
れる。このことから、摩擦トルクＴ_Cとしては、７０ k
gf・cm以上であることが好ましいと推察される。したが
って、摩擦トルクＴ_Cとしては、７０〜２００ kgf・cm
の範囲にあることが好ましいと考察される。３）ばね定数に関する試験慣性部材４の慣性モーメントＪを０．２ kgf・cm・s²に
設定し、摩擦トルク発生手段３０による摩擦トルクＴ_C
を８０kgf・cmに設定して、軸回転数Ｎ_Pが１０００ｒ
ｐｍにて、トーションバー部２１のばね定数ｋと、振動
トルク入出力比Ｔ_out／Ｔ_in ，および最大ねじれ角θ
(rad)のそれぞれとの対応関係を求めるシミュレーショ
ン試験を行ったところ、図１０および図１１に示す結果
を得た。

【００２１】ここに、振動トルク入出力比Ｔ_out／Ｔ_in
としては、０．２以下が好ましく、したがって、図１０
より、ばね定数ｋとしては、３×１０⁴ kgf・cm／rad
以下が好ましいと推察される。また、最大ねじれ角θと
しては、０．０３rad 以下で好ましく、したがって、図
１１より、ばね定数ｋとしては、１．５×１０⁴ kgf・c
m／rad 以上が好ましいと推察される。これらより、ば
ね定数ｋとしては、１．５×１０⁴〜３．０×１０⁴ kg
f・cm／rad の範囲内にあることが好ましいと考察され
る。

【００２２】なお、上記実施例においては、トーション
バーを出力軸２に一体に設けたが、入力軸１と一体に設
けることもできる。また、トーションバーを、入出力軸
１，２とは別体に設けて、入出力軸１，２間を連結する
こともできる。その他、この発明の要旨を変更しない範
囲で種々の設計変更を施すことができる。

【００２３】

【発明の効果】以上のように本発明の動力伝達装置によ
れば、トーションバーのばね定数、慣性部材による慣性
モーメント、および摩擦トルク発生手段による摩擦トル
クの大きさを規定する付勢手段の付勢力の大きさを適宜
に設定することにより、所望の振動減衰特性を得ること
ができる。特に、摩擦トルク発生手段による摩擦トルク
が、摩擦面と摩擦部材との間の摩擦係数、および付勢手
段による付勢力に依存しており、相対速度の大小にかか
わらず一定であるので、相対速度の大きくなりがちな高
回転域においても、摩擦トルクによる減衰トルクが過度
に増大することがない。したがって、共振点において十
分な振動減衰特性がえられるように設定しておけば、共
振点以上の高回転域においても十分な振動減衰特性を得
ることができ、共振点を含めた広い周波数域において十
分な振動減衰特性を得ることができる。さらに、中空の
慣性部材の内部に、入出力軸間を連結したトーションバ
ーを配したので、装置の小型化を図ることができる。

【００２４】また、トーションバーのばね定数を１．５
×１０⁴〜３．０×１０⁴ kgf・cm／rad の範囲内に、
慣性部材の慣性モーメントを０．１５ kgf・cm・s² 以
上に、摩擦発生手段による摩擦トルクを７０〜２００ k
gf・cmの範囲内に設定することにより、入出力軸間の位
相のずれ、およびピーク時の振動トルクを許容値以下に
することができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の一実施例の動力伝達装置の縦断面図で
ある。

【図２】動力伝達装置を含む駆動系の概略図である。

【図３】摩擦トルク発生手段の要部の分解斜視図であ
る。

【図４】慣性モーメントと振動トルク入出力比との関係
を示す図である。

【図５】慣性モーメントとねじれ角振幅との関係を示す
図である

【図６】慣性モーメントと最大ねじれ角との関係を示す
図である。

【図７】摩擦トルクと振動トルク入出力比との関係を示
す図である。

【図８】摩擦トルクとねじれ角振幅との関係を示す図で
ある

【図９】摩擦トルクと１サイクル毎のねじれ角振幅の比
との関係を示す図である。

【図１０】ばね定数と振動トルク入出力比との関係を示
す図である。

【図１１】ばね定数と最大ねじれ角との関係を示す図で
ある。

【符号の説明】

１入力軸２出力軸３ｃ摩擦面４慣性部材５シューリング（摩擦部材）７皿ばね（付勢手段）２１トーションバー部（トーションバー）３０摩擦トルク発生手段９０クランク軸（駆動軸）９５噴射ポンプ軸（被駆動軸）

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【手続補正書】

【提出日】平成３年１１月２７日

【手続補正１】

【補正対象書類名】明細書

【補正対象項目名】０００３

【補正方法】変更

【補正内容】

【０００３】そこで、自動車等において、エンジンから
各種機構の駆動系への動力伝達装置に、トルク変動を低
減するために緩衝機構を設けたものがあった。この緩衝
機構として、例えば、入力軸側と出力軸側との間の相対
的な角変位によって圧縮されるコイルスプリングを設け
たものがあった。しかし、この緩衝機構は、減衰機構を
持たないので、固有振動数において鋭い共振ピークを持
ち、共振による激しい振動を引き起こしていた。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者海老澤賢一東京都港区芝五丁目33番８号三菱自動車工業株式会社内 (72)発明者前川正宏東京都港区芝五丁目33番８号三菱自動車工業株式会社内

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】駆動軸と被駆動軸との間に介在するととも
に、トルク変動を緩衝しつつトルクを伝達する動力伝達
装置において、駆動軸側に連結される入力軸と、被駆動軸側に連結され
る出力軸と、入力軸および出力軸を同軸上に連結し、両
者の相対回転を抑制するトーションバーと、入力軸およ
び出力軸の何れか一方に連結され、上記トーションバー
を同心に貫通させた中空の慣性部材と、この慣性部材と
入力軸および出力軸の他方との間に介在され、両者の相
対回転を抑制する摩擦トルクを発生させる摩擦トルク発
生手段とを備え、上記摩擦トルク発生手段は、上記両者の何れか一方側に
設けた摩擦面に摺接される摩擦部材と、この摩擦部材を
所定の付勢力にて上記摩擦面側に付勢する付勢手段とを
備えていることを特徴とする動力伝達装置。
【請求項２】トーションバーのばね定数を１．５×１０
⁴〜３．０×１０⁴ kgf・cm／radの範囲内に設定し、
慣性部材の慣性モーメントを０．１５ kgf・cm・s² 以
上に設定し、摩擦発生手段による摩擦トルクを７０〜２
００ kgf・cmの範囲内に設定したことを特徴とする請求
項１記載の動力伝達装置。