JPS62184257A

JPS62184257A - エンジン・クランク軸用二支綱振子型振動吸収装置

Info

Publication number: JPS62184257A
Application number: JP2442587A
Authority: JP
Inventors: アルビン　ヘンリィ　バーガー; ビクター　ジョセフ　ボロウスキー; ハリィ　ハロウン　デンマン
Original assignee: Ford Motor Co
Current assignee: Ford Motor Co
Priority date: 1986-02-05
Filing date: 1987-02-04
Publication date: 1987-08-12
Also published as: GB8701815D0; GB2186051A; DE3703182A1

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】産業上の利用分野本出願は、１９８５年１０月３日付けで特許出願が受理
された、バーガーらによる出願Ｕ、Ｓ、Ｓ、Ｎ、第７８
３．３８６号に記載されている、二支綱振子型振動吸収
ダンパーの一つの変形であって、大まかにいえば自動車
用エンジン・クランク軸の振動吸収ダンパーに関するも
のであり、更に詳しくいえば、一つの二支綱撮子型ダン
パーに関するものである。

発明の背狽と在来技１の、　１、二支綱振子型振動吸収用ダンパーは、特に航空機工業の
分野にＪ５いて、振子本体の振動をエンジン・クランク
軸の自動振動の次数に等しい固有振動数に同調さぼるこ
とによって、エンジンの振動を抑υ１する方法として、
すでによく知られている。

例えば、ヴインセントによるＵ、Ｓ、第３．９３２．０
６０号、チルトンによるＵ、Ｓ、第２．１８４．７３４
号、クニツベによるＵ、Ｓ、第２゜３０６．９５９号、
４ボールらによるＵ、Ｓ、第３゜５４０．８０９号、デ
ビューによるＵ、Ｓ、第２゜２７２．１８９号、サラジ
ンによるＵ、Ｓ、第２゜５３５．９５８号ならびにサロ
モンによるＢｒ。

第４０１．９６２号はすべて、エンジンの好ましくない
次数の振動をバランスさせるため、ないしは打ち消すた
めに、二支綱振子型ダンパーを使用することを明らかに
している。これらの場合には、エンジンの第１次の振動
ないしは更にもつと高次の振動のすべてと正確にバラン
スさせるために、振子が常に同調状態を保つように、あ
るいは常時慢性的に作用し続けるようにしようとして、
クランク軸と振子本体との間を、円弧状、リーイクロイ
ド状、楕円状あるいは外転サイクロイド状の軌道の内の
いずれかに沿って転動するローラーを介して、つなぐよ
うになっている。しかしながら、大多数の在来技術によ
る装置４は、起振衝撃力をバランスさせるのに、大きな
重量に小さな振幅をもたせておくことのできるような、
航空機用エンジンに使用することを目的としているが、
スペースの限られている自動車用のエンジンでは、この
ような大きな重量のものは実用的ではないのである。

マツデンによるＵ、Ｓ、第４．２１８．１８７号にはそ
の第４図に、ローラーの軌道として長円形ないしはナイ
フロイド曲線を使用づることが示されており、更に振動
の伝達率に及ぼす円形および非円形の窪みの効果、振動
数の共振点超過と共振点未達の効果について説明がなさ
れている。この特許は、ローラーの軌道にサイクロイド
曲線を用いることによって、高い負荷レベルにおいても
常に同調状態を得ることを目的としている。サイクロイ
ド軌道は、常時同調に近い状態を維持するために、振子
本体の振幅が変化するのに伴って、窪みの曲率半径を次
第に減少させるものである。

しかしながら、この装置もへり］ブタ−の０−ターに使
用するためのものであって、外形寸法の面で問題になら
ないものである。

１９６９年５月１４−１６日付けの米国ヘリコプタ−協
会誌（Ａｎｉｃｒｉｃａｎ　１ｌｃｌｉｃｏｐｔｃｒ　
５ｏｃｉｅｔｙＰａｐｅｒ　）第３５４号には、二支綱
振子型ダンパーをヘリコプタ−に使用する場合の理論と
その利点について述べられている。しかしながらこの場
合は、ローラーが円弧状の窪みに沿って転勤するもので
ある。

ＬＪ、Ｓ、Ｓ、Ｎ、第７８３．３８６号は、振子本体の
振幅がそのままにしておけばその機械的な限界を超えて
しまうのを防止するために、窪みに同調を防止するよう
な傾斜路を設けることによって、システムを機械的なＩ
Ｑ傷から守ることを目的として設計された、二支綱振子
型ダンパーに関するものである。すなわち、この装置で
は、振幅は常に振子本体の客足限度内に維持されている
。本発明は同じような二支綱娠子型ダンパーに関するも
のではあるが、しかしながらこの場合には、振子の振幅
を抑制するのに同調防止用の弾力装置が用いられている
。この同調防止用弾力装置は、振子の振幅が増すにつれ
て、ある一つの制御されたやり方で、振子の振動数を次
第に共振点以上に高めてゆくのである。この弾力装置は
、起振トルクに対する振子の応答動作を弱めるために、
振子の固有振動数を次第に高める作用をするものである
。

本発明の説明のためここに挙げた実施例の場合、振子の
振幅角度が小さい間は、振子に常時はぼ連続的な運動を
なさしめるような一つの軌道に沿って、ローラーを転勤
させることによって、エンジンの振動をほぼ完全に打ち
消すために、振子本体がごく普通に機能し得るようにな
されている。振幅角度が大きくなると、この弾力装置が
振子の同調を崩すように働き、その結果、振子はクラン
ク軸の起振作用に対して次第に感応しなくなるのである
。

弾力装置を使用すること自体は別に新しいことではない
。しかしながら、これまでに公知となっている弾力装置
の使い方はほとんどすべて、一つの衝撃緩和用バンパー
もしくはセンタリング用弾力装置としてであって、同調
防止用ではない。例えば、サラジンによる３ｒ、第３８
２．７８７号、クリスウェルによるＵ、Ｓ、第２．２８
７．８６６号およびチルトンによるＵ、Ｓ、第２，１８
４゜７３４号（第５図〜第７図）には、弾力装置を使用
していることが示されているが、これはいずれも騒音な
いしは機械的損傷を減らすためのバンパーとして使用さ
れているのである。これらは幾つかの離ればなれの点で
振子の同調を防ぐように作用することはできるだろうが
、この場合、振子の揺動振幅を効果的にしかも振子の容
量限度以内に維持するために、以下に説明するようなあ
る一つの計画的なやり方で振子の同調を次第に防止する
目的で使用されているわけではない。また、ザラジンに
よるＵ、Ｓ、第２．５３５，９５８号は、金属部分同士
が接触することによる！ｉｇを吸収するために、圧縮さ
れた繊維状物質を使用している一つの例である。しかし
これも、何かあるｉ１画的なやり方で次第に振子の同調
を防いでゆくというものではない。

本発明の目的そこで、本発明の主目的は、クランク軸の撮動の振幅が
大きくなるにつれて振子の揺動の振幅が増してきたとき
に、ある一つの制御された、ないしは予め計画されたや
り方で振子の同調を防止し、それによって次第に大きく
なる起振力に対する振子の応答を抑制して、本来なら振
子の正常な振動吸収能力のレベルを超えてしまうような
、エンジン振動レベルの高い領域においても振子が機能
し続は得るような、弾力装置を含む一つの自動車エンジ
ン用二支綱振子型振動吸収ダンパーを提供することにあ
る。

図面による本発明の特徴と利点の詳しい説明本発明のそ
の他の目的、特徴および利点については、以下の詳しい
説明ならびにここに掲げた実施例の図面によって、更に
一層明らかになるであろう。

第１図に示されているように、標準的な、ないしは在来
の二支綱振子型ダンパーでは、（図示されていない）−
木のクランク軸の半径方向の延長線上にある二つの互い
に重なり合った円弧状の窪み１０．１２、ならびに（同
じく図示されていない）一つの振子本体が設けられてい
る。これら二つのものは、両者の間にはめ込まれている
一定の直径をもった一つのローラーを介して互いに連結
されている。その結果、振子の揺動の振幅ないしは振動
の角度は、起振力ないしは起振振動の増大に比例して次
第に大きくなってゆく。同時にまた、振動の角度が増す
につれて、さきに例どして挙げたマツデンの第６図およ
び第７図において指摘されているように、またここでは
第２図および第３図に示されているように、振子本体の
同調を次第に崩してゆく結果となるのである。

ここに掲げた第２図は、クランク軸のねじり振動の伝達
率と振子の同調状態との関係をグラフに示したもので、
伝達率が共振の度合に対してプロットされている。振子
の固有振動数がクランク軸の自動振動数に丁度等しくな
る共振点においては、伝達率が最低ないしは極小となる
。このことは、振子の振動が、自励振動の位相と本質的
に１８０°ずれていて、かつ反対向きのトルク振幅にほ
ぼ等しくて、自励振動のすべてではないにしてもその大
半を効果的に打ち消すような、一つのねじり振動トルク
を発生させる、ことを意味している。振子の振動が共振
点超過の状態になると、振子の固有振動数は起振力のそ
れよりも高くなり、振子の応答作用は起振振動からずれ
始める。そうなると、振子振動の揺動振幅は、共振状態
にあったときよりも小さくなるが、それでもなおその容
量の範囲内にある。すなわち、各部の間に機械的な接触
を生ずることなしにある最大の揺動振幅に達してはいる
ものの、振子のねじり振動力は、揺動の振幅が小さくて
済んだ、起振レベルの低い場合にそうであったのとは違
って、起振振幅が増していった際に、起振振動の全部で
はなくて、その一部だけしか打ち消さないようになるの
である。

窪みの半径を小さくすると、起振力に対する振子本体の
応答作用がそれだけ小さくなり、その結果、第２図にＪ
５いて垂直の伝達率の線の右側に見られるように、伝達
率が増大することとなる。

反対に、振子の振動が共振点未達の状態になると、振子
本体は起振力の振動数よりも低いある固有振動数ないし
は共振振動数で揺動することとなり、振子の振動の位相
も変わることとなる。そうなるともはや、振子のねじり
振動力は自励振動を打ち消すどころか、むしろそれに加
わることとなり、その結果、第２図において伝達率の線
の左側に示されているように、伝達率が１よりも大ぎく
なってしまうのである。

伝達率を共振の度合に対してブロツトシた第３図におい
て、Ａのカーブは、標準的な円弧状の窪みをもった二支
綱振子の場合に、振幅が増すにつれて振動が次第に共振
点をＴｌってゆく様子を示しており、第２図に示されて
いるように、伝達率が１よりも大きい領域に急速に入っ
てゆくのである。このため、この望ましくない高伝達率
領域に留まるのを避けるために、標準的な二支綱振子の
場合、振幅が小さい間に、第３図に修正カーブＡ′で示
されているように、その付近で予め幾らか共振点超過の
状態になるようにずらしておくのが普通であり、その際
同時に揺動振幅の大きい領域では振子が機能しなくなる
ように配慮されている。この方法は、一般にシステムの
占有スペースが特に問題にならないために、揺動の角度
を小さくしてその代わりに振子本体を大ぎくなし得るよ
うな、航空機エンジンの場合には、容易に実現できるの
である。

先に参考として挙げたマツデンの装置では、円弧状の窪
みをもった二支綱振子のこの好ましくない特性を躇正す
るのに、第３図にほぼ直線に近いカーブＢで示されてい
るように、応答する揺動振幅の大きい領域に到るまで、
常に振子本体が同調状態を保つよう振子にサイクロイド
曲線に沿った運動をさせるようになっている。振幅が大
きい領域では、マツデンの第６図および第７図に示され
ているように、振動が共振点を幾らか超えた状態になり
、その振動数がクランク軸の自助振動数よりも高く保た
れている。しかしながら、このマツデンの場合の共振点
超過の程度はさほど大きいものではない。

同じく先に参考として挙げたクニツベの場合にも、マツ
デンの場合と類似の作用が与えられている。しかしなが
ら、この場合には、第３図に垂直軸と車なり合った直線
Ｃで示されているように、どんな状態においても振幅と
は無関係に、振子本体を常に共振状態に保つように、曲
率半径が次第に小さくなってゆく長円形の窪みが用いら
れている。

第４図は、クニツベやマツデンの装置のような航空機型
の装置を、自動車に用いた一合の欠点を示している。航
空機および自動車のエンジン双方の通常の作動状態にお
１ノるエンジン・スピードの領域、ならびに、振子型ダ
ンパーをもっている場合およびもっていない場合の振動
のレベルは図に示す通りである。カーブＤで示されてい
るように、自動車エンジンの場合には、エンジンのスロ
ットル開度が大ぎい状態でしかもエンジンが低速運転を
強いられると、そのねじり振動レベルは急激に増大する
のである。一方、振子の揺動振幅の機械的な限肱が点２
で示されている。従って、自動車エンジンが強ｔＩ１１
的に低速で運転されている状態では、振子の振動吸収能
力の範囲を超えてしまうこととなる。これに対して航空
機エンジンの場合には、例えばヘリコプタ−においてス
ロワ］・ル開度を増せばプロペラのスピードが増してゆ
くので、自動車エンジンのように、低速運転を強いられ
ることはあり得ないのである。しかしながらもし、クニ
ツベやマツデンの装置のような常時同調型の振子をもっ
た航空機用エンジンが、例えば自動車エンジンのように
低いエンジン・スピードを強いられたとするならば、ね
じり振動によって振子の機械的限度をはるかに超えた揺
動振幅ないしは振動角度を引き起こすこととなろう。す
なわち、振動が振子の振動吸収能力の限界レベルを超え
ることとなり、ローラーあるいは振子がその運動のため
に与えられている範囲の両端部で金属どうし衝突し合い
、振子が破膿することとなろう。

ここに説明する本発明による同調防止用弾力装置は、振
子の揺動振幅がその機械的な限界に近づくと、振子の同
調を崩す動きをするものである。

この弾力装置は、振子の揺動振幅が増り゛につれて、（
第２図参照）伝達率を増す、一つの共振点超過の状態を
作り出す。すぐ判るように、この弾力装置は、振子の通
常の吸収能力よりも高い振動の領域においては、ねじり
振動が増すにつれて全振動に対する振子の吸収の割合を
どんどん下げてゆくことによって、振子をその吸収能力
の範囲内でしかもその限度に近いところで機能させるよ
うな、ある可変の復元力を与えるものである。

先に参考として挙げたｔＪ、Ｓ、Ｓ、Ｎ、第７８３．３
８６号の場合には、振子の揺動振幅が増すにつれて振子
の同調状態を次第に崩してゆくために、ローラーの軌道
の半径が累進的に小さくなってゆくような同調防止用の
傾斜路を設けることによって、機械的に同じ目的を達成
している。これとは逆に、振子を常時同調させることに
よって振子の吸収効率を最大限に発揮させようとする、
他の既存技術による装置では、振子の行程の機械的限度
一杯まで軌道はそのままの状態で続いている。

先に挙げたマツデンおよびクニツベの装置では、振子の
振幅とは無関係に共振周波数を維持する（常時慢性的な
運動をさせる）ために、ローラーにサイクロイド軌道（
マツデン）あるいはだ円軌道（クニツベ）に沿った運動
をさせている。これらの軌道では、非線型の振幅復元力
を与えるために、軌道の曲率半径が次第に小さくなって
ゆく。

しかしこれらは、起振力が限度を超えたときに、振子の
振幅を制限する機能は全くもっていないのである。

第５図、第６図および第７図は、自動車用のエンジン・
クランク軸に本発明を適用した一つの実用例の断面図を
示している。４０は、エンジン・クランク軸４２のある
一つの部分に合わせてまたがる形で取り付けられている
、二つ割になった、Ｕ字型の断面をもった、丁度二枚具
のような形をした振子保持部材である。クランク軸のこ
の部分には、上記保持部材４０に溶接されている一つの
ナツト４８がその頂部に当たって取り付けられる、一つ
の平面部４６が設けられている。このナツトが一本の押
えねじ５０によってクランク軸にしつかり締めつけられ
る一方、もう一つの押えねじのセット５２が上記の保持
部材を横方向から締めつけている。

このケースでは、この保持部材全体が全く同じ三個の二
支綱振子５４によってエンジンの第２次のねじり振動と
バランスするように設計されている。保持部材とそれぞ
れの振子とは、カーブした軌道５８．６０にはまり合っ
て転動し得る一組のローラー５６を介して豆いに半径方
向に連結されている。上記の二つの軌道は互いに重なり
合った窪みのアーチ型の曲線部からなっているが、その
中でこの窪みの輪郭形状は、ローラーの揺動振幅の初め
の方の±３０°かそこらの問は、常時慢性的な運動をざ
Ｕるようにして始まっている。その後、揺動振幅が、ク
ランク軸および保持部材４０の自励振動数に振子がだｌ
υだん応答しなくなるようにするためにその同調状態を
次第に崩してゆく必要のある揺動角度４０°を超えて増
大するにつれて、窪みの輪郭形状はその曲率半径が急速
に減少してゆく。しかしながらこの場合、本発明による
同調防止用弾力装置の方がこの曲線軌道の同調防止効果
よりもはるかに大きな復元力を発揮するので、上記の軌
道の傾斜路の形状は大きなファクターとはならない。

三個の振子５４はそれぞれ保持部材の空洞部の中に、一
方はナツト４８およびクランク軸４２と、他方は一組の
ありみぞ継ぎではめ込まれたローラー軌道のこまとの間
に、ローラー５６を挟んで浮動する形で取り付けられて
いる。これらのこまは、第７図でよく判るように、保持
部材の二つの金属板からなるケース部分が互いにはまり
合うところで、保持部材に簡単に取り付けられるように
なっている。ローラー５６には、転勤中にその軸がふら
つくのを抑えるため、および振子の側面と保持部材との
間に摩擦を伴う接触が生じないよう振子の軸方向の姿勢
をＩｔｌＪＩｌｌするために、それらの両端に薄いフラ
ンジ６４が設けられている。

個々の振子の基底部には、揺動振幅が大きくなったとき
に、先に説明した方法で振子の振動を共振点以上に高め
るために、エラストマーで作られた一組の同調防止用弾
力袋″？１６６が納められている。寸なわら、この弾力
ＶＡ＠が、振子の揺動振幅が大きくなって、振子の基底
部が保持部材にほとんど接触しそうになったとぎに、そ
の変位につれて振子の復元力を増大させるように動くの
である。

この復元力の増加が振子の共振周波数を高めるのである
。

この弾力装置には、例えば普通のコイル・スプリングと
同じく、線型の弾力変化率をもたせておいて、図に示す
ように、振幅の大きい領域でのみ負荷されるように配置
しておくこともできる。従ってこの場合には、揺動振幅
の小さい領域では振子の同調に何ら影響を与えない。ま
た別のケースとしては、この弾力装置に、圧縮負荷され
る円すい形の断面をもったエラストマーのように、ある
累進的な弾力変化率をもたせることらでき、この場合に
は従って、揺動振幅の小さい領域でも負荷作用が生じ、
その結果、ＩＩ動娠幅の大きい領域においてもなお同調
状態の変化が最小の状態で続き、負荷作用と同調防止の
効果がはるかに大きくなるのである。

弾力装置の効力は、振子自体が同調状態になったときに
、エンジン回転数とは無関係に自動的に決まるものでは
ない。従って、もう一つ進んだ代案として、例えば、同
調防止のための弾力装置への依存度を減らすかあるいは
除くのに一層効果的になるように、振子自体を調整して
おく一方、弾力装置の方を、低速回転領域では一層よく
効くように、そして高速回転領域では効きを少なくする
ように、調整しておくこともできる。

第１図は、本発明による、制御された同調防止機能をも
つ弾力装置の作動方法を説明するためのものである。こ
こに挙げた一つの例では、窪み１０．１２の輪郭形状の
内、最初の静止位置６８からどちらかの側への初めの３
０°かそこらの間では、窪み１０．１２の輪郭形状は常
時継続した慢性的な運動を生ぜしめるような形に設計さ
れている。すなわち、揺動振幅に無関係な調和同調であ
る。その後、振子の振動を次第に共振点以上に高めるよ
う、同調防止用の急傾斜の部分が効き始める。振幅が４
０°を超えそうなところまで振子が励起されるようにな
ると、今度は振幅の増大に伴って振子に作用する弾力装
置の力が急速に増してゆく。その結果、振子の共振周波
数ないしは固有振動数が＾まることとなる。そうなると
起振力が大きく増しても、振子の揺動振幅はほんの僅か
増すに過ぎない。事実、特に外部の機械的な装置を用い
なくても、振幅は自然に抑ｖ１されてゆくのである。こ
のことが第３図のカーブＥによって明らかに示されてい
るが、このカーブの直線部ないしは垂直部で示されてい
る共振同調の状態は、振子の吸収能力の限界に近い、相
当大きな振幅のところまで保たれている。この点までく
ると、振子の共振点超過が始まり、揺動振幅がそれ以上
増すのを抑えるよう、カーブは急速にフラットになって
ゆく。振子は振動を吸収するため、その機械的な能カ一
杯まで達している。従ってクランク軸の振動が増え続け
ても、振子の吸収する量はそのままの状態で止まってい
て、ただ全起振力に対するこの吸収量の割合だけが、起
振力が増え続けるのにつれて、次第に小さくなってゆく
のである。その結果、同調防止用弾力装置がない場合に
普通に許容されるクランク軸の起振レベルよりも高いレ
ベルのところでも、振子本体はその能力限界に近いとこ
ろで機能し続けることとなる。このことが第４図に下の
方のカーブＦによって示されている。

当然のことながら、初期の常時継続する慢性的運動領域
に相当する角度が３０°より大きかろうと小さかろうと
、それは本発明の趣旨から外れるものではない。

本発明が、振子の揺動振幅が大きい領域に達したときに
、振子を次第に共振点超過の状態にしていって、これな
くしては振子を破損させ、機能できなくするような、振
子のそれ以上の励起を防ぐように働く、一つの二支綱振
子型振動吸収装置を提供するものであることが、以上の
説明から判るであろう。

以上、本発明をここに掲げた一つの実施例によって図示
し、説明してきたが、本発明が居する関連技術分野の専
門家にとっては、本発明の範囲から逸脱することなしに
、数多くの変更や修正をなし得ることは、自明のことで
あろう。

【図面の簡単な説明】

第１図は、本発明の理論を在来の技術と比較して概念的
に示す図であり、第２図、第３図および第４図は、在来技術ならびに本発
明による二支ｍｉ子型振動吸収シスアムの特性をグラフ
で示した図であり、第５図は、本発明に基ずいて設計された一つの二支綱振
子型振動吸収ダンパーを、第６図の矢印ｖ−ｖによって
示された面を矢印の方向から見て、更にその一部を切り
欠いて断面で示した、一つの断面図であり、第６図は、全体の側面図であり、第７図は、第５図の矢印■−■によって示された面を矢
印の方向から見た一つの断面図である。

Claims

【特許請求の範囲】

（１）次数に応じて生ずるねじり振動を抑制するために
、一つの回転運動系に用いるための一つの二支綱振子型
振動吸収装置であって、該回転運動系が一本のクランク
軸と、それから半径方向に突き出していて、かつそれと
ともに回転する一つの集合体とを含んでおり、該集合体
が、円周方向にある距離を隔てて設けられている一組の
ある輪郭をもった窪みをその中に有するとともに、この
窪みの中に自由に回転し得るように保持されている一組
のローラーを有し、更に該クランク軸集合体の半径方向
にそれからある距離をおいて配置されている一つの振子
本体を有しており、かつその際この振子本体は、該クラ
ンク軸集合体に設けられている前記の一組の窪みと対に
なって、この振子本体に円周方向にある距離を隔てて設
けられていて、ある一つの輪郭を有し、かつその中に同
じく前記のローラーを保持している、一組の窪みを介し
て該クランク軸集合体上に保持されており、更に該振子
本体は、該クランク軸の予め決められたねじり振動の衝
撃に応じて前記の窪みの輪郭上に前記のローラーを転動
させながら、弧状に揺動し得るようになっており、更に
その際この窪みの半径が、振子の揺動の振幅が小さい間
は、クランク軸の低周波ねじり振動による衝撃を打ち消
すために、振子の固有振動数をクランク軸の自励振動数
に一致させて同調させるようになっており、更に振子本
体の揺動振幅が次第に大きくなるにつれて、共振防止用
の弾力装置が振子の振動を共振周波数以上の振動数に高
めるように働き、それによって起振力に対する振子本体
の反動的な応答作用を弱め、その結果、振子の揺動振幅
の最高値を次第に抑制してゆくようになされている、エ
ンジン・クランク軸用二支綱振子型振動吸収装置。
（２）特許請求の範囲第１項に記載された振動吸収装置
において、該弾力装置が、振子の同調状態を次第に崩す
ために、振子本体の揺動振幅がある一つの比較的大きい
値に達した場合にのみこれに応答して負荷されてゆくよ
うに、ある一つの線型弾力変化率を有するような、エン
ジン・クランク軸用二支綱振子型振動吸収装置。
（３）特許請求の範囲第１項に記載された振動吸収装置
において、該弾力装置が、振子の揺動振幅が比較的大き
い領域において振子の同調状態を累進的に崩すことがで
きるような、ある一つの累進的弾力変化率をもつよう、
圧縮負荷されてゆくような、エンジン・クランク軸用二
支綱振子型振動吸収装置。
（４）特許請求の範囲第１項に記載された振動吸収装置
において、該弾力装置が、振子の揺動振幅が比較的大き
い領域において振子の同調状態を累進的に崩すことがで
きるような、ある一つの累進的弾力変化率をもつよう、
圧縮負荷される、断面が一様でない一つのエラストマー
からなっているような、エンジン・クランク軸用二支綱
振子型振動吸収装置。
（５）特許請求の範囲第１項に記載された振動吸収装置
において、該弾力装置が、振子の揺動振幅が比較的大き
い領域において振子の同調状態を累進的に崩すことがで
きるような、ある一つの累進的弾力変化率をもつよう、
圧縮負荷される、断面が円錐形の一つのエラストマーか
らなっているような、エンジン・クランク軸用二支綱振
子型振動吸収装置。
（６）特許請求の範囲第２項もしくは第３項に記載され
た振動吸収装置において、該弾力装置が振子本体の基底
部分に、そこから突き出すように配置されており、かつ
振子本体はエンジン・クランク軸に固着された一つの保
持部材の中に揺動可能なように納められており、更に振
子の揺動振幅が比較的大きい領域にある間は、該弾力装
置が、その効果を発揮して振子の同調状態を累進的に崩
すために、該保持部材に接触するようになっている、エ
ンジン・クランク軸用二支綱振子型振動吸収装置。