WO2014080776A1 - 遠心振子式制振装置 - Google Patents

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文哉 西井
一彦 山本
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/30—Flywheels
    • F16F15/31—Flywheels characterised by means for varying the moment of inertia
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/14—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers
    • F16F15/1407—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers the rotation being limited with respect to the driving means
    • F16F15/145—Masses mounted with play with respect to driving means thus enabling free movement over a limited range

Definitions

  • the present invention provides a centrifugal pendulum type damping device that supports a plurality of inertial mass bodies on a support that rotates together with a rotating shaft, and exhibits a damping function by causing the inertial mass bodies to vibrate in response to rotational fluctuations of the rotating shaft.
  • a pin is rotatably fitted to a pair of first curved tracks provided on a rotating support and a pair of second curved tracks provided on an inertial mass.
  • Patent Document 1 improves the vibration damping function by causing the pendulum to vibrate along an arcuate trajectory with a changing radius of curvature and making the natural vibration frequency of the inertial mass body constant at all times regardless of the amplitude. It is known.
  • Patent Document 1 The one described in Patent Document 1 is to improve the damping performance by always keeping the natural frequency of the inertial mass body constant regardless of the amplitude. Since the problem of interference cannot be solved, there still exists a problem that the size of the inertial mass body becomes small and sufficient vibration damping performance cannot be obtained.
  • the present invention has been made in view of the above-described circumstances, and an object thereof is to improve the damping performance of a centrifugal pendulum type damping device against low-frequency vibrations.
  • a rotating shaft whose rotational speed varies, a support provided on the rotating shaft, and a plurality of regions divided in the circumferential direction of the outer peripheral portion of the support
  • a plurality of inertia mass bodies supported respectively on the plurality of regions, a pair of first curved tracks provided in the plurality of regions of the support body, and a pair of first curve provided on the plurality of inertia mass bodies, respectively.
  • a pair of second curved tracks that are curved in a direction opposite to the track, and a plurality of pins that are movably fitted to intersections of the first curved track and the second curved track, and A centrifugal pendulum type damping device that exerts a damping action by causing an inertial mass body to perform pendulum vibration along a locus corresponding to the shape of the first and second curved orbits, wherein the shape of the pair of first curved orbits is And making the pair of second curved trajectories Centrifugal pendulum damping device for that with different Jo mutually the first feature is proposed.
  • a first radius connecting the center of one radius of curvature of the pair of first curved tracks and the center of one radius of curvature of the pair of second curved tracks is different from the length of the second line segment connecting the center of the other radius of curvature of the pair of first curved tracks and the center of the other radius of curvature of the pair of second curved tracks.
  • a centrifugal pendulum type vibration damping device having a third feature that the inertial mass body has a mass of an outer end portion larger than that of a central portion. Proposed.
  • the main shaft 12 of the embodiment corresponds to the rotating shaft of the present invention
  • the secondary flywheel 14 of the embodiment corresponds to the support body of the present invention.
  • the centrifugal pendulum type vibration damping device is divided in the circumferential direction of the rotating shaft whose rotational speed varies, the support provided on the rotating shaft, and the outer peripheral portion of the support.
  • a plurality of inertia mass bodies each supported by a plurality of regions, a pair of first curved tracks provided in each of the plurality of regions of the support, and a pair of first curved tracks provided by each of the plurality of inertia mass bodies
  • a pair of second curved tracks that are curved in opposite directions, and a plurality of pins that are movably fitted to the intersections of the first curved track and the second curved track, and the inertia mass body has a 1.
  • a damping action is exhibited by pendulum vibration along a trajectory corresponding to the second curved trajectory.
  • the inertial mass body simply translates in the circumferential direction of the support. Therefore, it is possible to improve the vibration damping performance by generating both the vibration damping force due to the translational motion and the vibration damping force due to the rotational motion. Also, if the rotational fluctuation frequency of the rotating shaft decreases, the natural vibration frequency of the inertial mass body must be decreased accordingly, so that the amplitude increases and easily protrudes from the region of the support. Accordingly, it is difficult to protrude from the region of the support by rotating, and the inertia mass body is increased in size to increase the mass and the moment of inertia, thereby further improving the damping performance.
  • the length of the first line segment connecting the center of one curvature radius of the pair of first curved tracks and the center of one curvature radius of the pair of second curved tracks Since the length of the second line segment connecting the center of the other radius of curvature of the pair of first curved tracks and the center of the other radius of curvature of the pair of second curved tracks is different, the inertial mass body is translated and rotated. Can be made.
  • the inertial mass body has a larger mass at the outer end portion than the central portion, so the moment of inertia is increased, and the amount of energy absorbed when the inertial mass body rotates is increased. Damping performance is improved.
  • FIG. 1 is a schematic view of a damper disposed between an engine and a transmission.
  • FIG. 2 is a view taken along line 2-2 of FIG.
  • First embodiment 3 is a cross-sectional view taken along line 3-3 of FIG.
  • FIG. 4 is a perspective view of an inertial mass body.
  • FIG. 5 is an explanatory diagram of the action of the four-bar link.
  • FIG. 6 is a diagram showing the movement range of the inertial mass body.
  • FIG. 7 is a perspective view of an inertial mass body.
  • FIG. 8 is an explanatory diagram of the action of the four-bar link.
  • FIG. 9 is a diagram showing the movement range of the inertial mass body.
  • a damper D disposed between a crankshaft 11 of an automobile engine E and a main shaft 12 of a transmission T is connected to a primary flywheel 13 connected to the crankshaft 11 and the main shaft 12.
  • the secondary flywheel 14 constituting the support of the present invention is provided with three inertia mass bodies 16 acting as centrifugal pendulums, and the secondary flywheel 14 and the inertia mass bodies 16 are centrifugal pendulum type vibration dampings. Configure the device.
  • the secondary flywheel 14 is a disk-shaped member centered on the main shaft 12, and three fan-like inertial mass bodies 16 are arranged at 120 ° intervals on the outer periphery thereof. Supported by The three fan-like inertial mass bodies 16 have the same structure, and are formed by integrally joining the first half body 17 and the second half body 18 with three rivets 19, 19, and 20. The first half 17 and the second half 18 abut each other at both ends joined by the two rivets 19, 19, but the recesses 17 a, 18 a are formed on the surfaces facing each other at the center excluding both ends.
  • the center rivet 20 is provided with a collar 21 that fits into the recesses 17a and 18a and functions as a spacer.
  • the masses at both ends far from the center of gravity position G of the inertial mass body 16 increase, and the moment of inertia around the center of gravity position G increases. Will increase.
  • a pair of arc-shaped second curved orbits 23A and 23B pass through two positions sandwiching the gravity center position G of the first half 17 and the second half 18 of the inertial mass body 16.
  • the center of the radius of curvature of the second curved track 23A on one side (left side in the figure) is C
  • the center of the radius of curvature of the second curved path 23B on the other side (right side in the figure) is D
  • their centers C, D Are both radially outward of the inertial mass body 16.
  • the outer peripheral portion of the secondary flywheel 14 is partitioned into three regions S having a central angle of 120 °, and one inertia mass body 16 is supported in each region S.
  • a pair of arc-shaped first curved tracks 22 ⁇ / b> A and 22 ⁇ / b> B pass through the region S of the secondary flywheel 14.
  • the center of the radius of curvature of the first curved track 22A on the one side (left side in the figure) is A
  • the center of the radius of curvature of the first curved path 22B on the other side (right side in the diagram) is B.
  • the inertia mass body 16 is supported so that the first half body 17 and the second half body 18 sandwich the secondary flywheel 14, and at this time, interference with the rivets 19 and 19 at both ends of the inertia mass body 16 is achieved.
  • the notches 14a, 14a are formed at both ends of the outer periphery of the region S of the secondary flywheel 14.
  • a notch 14 b is formed at the center of the region S of the wheel 14.
  • the pin 24 passes through the intersection of one first curved track 22A and one second curved track 23A so that it can roll, and the intersection of the other first curved track 22B and the other second curved track 23B is pinned. 24 penetrates so that rolling is possible.
  • Flange 24a ... for preventing dropout is formed at both ends of these pins 24,24.
  • Rotational angular velocity of the crankshaft 11 of the engine E is not constant, but decreases in the compression stroke and increases in the expansion stroke. Therefore, vibration with a frequency proportional to the engine speed is generated.
  • the vibration of the crankshaft 11 is damped by expansion and contraction of springs 15 disposed between the primary flywheel 13 and the secondary flywheel 14 of the damper D, and an inertia mass body provided on the secondary flywheel 14. Damped by 16 ... pendulum movement.
  • a general pendulum is vibrated by being urged downward in the vertical direction by gravity, but the inertial mass body 16 of the centrifugal pendulum type damping device is vibrated by being urged radially outward by a centrifugal force,
  • the vibration damping function as a dynamic damper can be exhibited.
  • FIG. 8 illustrates the movement trajectory of the inertial mass body 16 of the centrifugal pendulum damping device of the comparative example.
  • the center of curvature of one second curved track 23A of the inertial mass 16 is C
  • the center of curvature of the other second curved track 23B is D
  • the secondary flywheel 14 A is the center of curvature of one first curved track 22A
  • B is the center of curvature of the other first curved track 22B.
  • the inertial mass body 16 performs only a translational movement without rotating about the secondary flywheel 14. If the center of the main shaft 12 is O1 and the center of the pendulum vibration of the inertial mass body 16 is O2, the position of O2 is not changed. Therefore, even if the inertial mass body 16 vibrates, the distance between the center O1 and the center O2 is not changed.
  • the radius R is constant, and the radius r between the center O2 and the gravity center position G is constant.
  • FIG. 9 shows the shape of the inertial mass body 16 of the centrifugal pendulum damping device of the comparative example.
  • FIG. 9 (A) is for a six-cylinder engine
  • FIG. 9 (B) is for a four-cylinder engine
  • FIG. ) Corresponds to a three-cylinder engine
  • FIG. 9D corresponds to a two-cylinder engine. Since a 4-cycle engine explodes once per two revolutions of the crankshaft, the natural vibration frequency of the inertial mass body 16 is synchronized with the vibration frequency of the engine in order for the centrifugal pendulum damping device to exert its effective damping function.
  • R is a radius between the center O1 of the main shaft 12 and the center O2 of the pendulum vibration of the inertial mass body 16
  • r is between the center O2 of the pendulum vibration of the inertial mass body 16 and the gravity center position G of the inertial mass body 16.
  • each inertial mass body 16 since a plurality of inertial mass bodies 16 are supported on the secondary flywheel 14, each inertial mass body 16 does not interfere with each other when the inertial mass bodies 16 vibrate each other. It is necessary not to protrude from the fan-shaped region S set on the secondary flywheel 14.
  • the radius r between the pendulum vibration center O2 of the inertial mass body 16 and the gravity center position G of the inertial mass body 16 becomes relatively large.
  • the movement distance in the circumferential direction of the inertial mass body 16 for securing a swing angle of the center of gravity position G of 60 ° increases as the number of cylinders decreases.
  • the inertial mass body 16 of the comparative example performs only translational motion without rotating, the inertial mass body 16 easily protrudes from the region S when the pendulum vibrates, and the number of cylinders decreases to prevent the protrusion. It is necessary to reduce the size of the inertial mass body 16. This is apparent when comparing the dimensions of the inertial mass body 16 in the case of the six-cylinder engine of FIG. 9A and the dimensions of the inertial mass body 16 in the case of the two-cylinder engine of FIG. 9D.
  • FIG. 5 illustrates the movement trajectory of the inertial mass body 16 of the centrifugal pendulum vibration damping device of the embodiment.
  • the shapes of the first curved trajectories 22A and 22B and the second curved trajectories 23A and 23B are as follows.
  • the quadrangular ACDB is set to form a non-parallel four-bar link when the inertial mass body 16 moves, that is, the node AC ⁇ node BD and the node AB ⁇ node CD are established.
  • the inertial mass body 16 translates with respect to the secondary flywheel 14 and simultaneously rotates about the center of gravity G.
  • the position of O2 changes. Therefore, when the inertial mass body 16 vibrates, the radius R between the center O1 and the center O2 is changed. Changes, and the radius r between the center O2 and the gravity center position G changes.
  • the angle formed by the direction connecting the center O2 and the center of gravity G with respect to the direction connecting the center O1 and the center O2 is defined as ⁇ and the swing angle of the inertial mass body 16 is defined as ⁇
  • ⁇ , radius R, and radius r are functions of the swing angle ⁇ .
  • FIG. 6 shows the movement range of the inertial mass body 16 according to the embodiment.
  • the inertial mass body 16 moves from the center position indicated by the solid line to the circumferential end positions indicated by the chain line, the inertial mass body 16 moves to the center of gravity position G in addition to the translational motion. Rotate around. That is, the inertial mass body 16 rotates counterclockwise when moving to the left side in the figure, and rotates clockwise when moving to the right side in the figure, so that the inertial mass body 16 moves along the fan-shaped region S. Thus, the protrusion from the region S is prevented without downsizing the inertial mass body 16.
  • the inertial mass body 16 even when the number of cylinders of the engine E is reduced and the resonance order needs to be lowered, the inertial mass body 16 simultaneously performs the translational motion and the rotation motion from the region S. Since it is difficult to protrude, the inertial mass body 16 can be maximized in size to secure the mass and enhance the vibration damping effect.
  • the inertial mass body 16 of the comparative example performs only the translational motion and does not perform the rotation motion, the vibration damping effect due to the inertial moment cannot be obtained.
  • the inertial mass body 16 of the present embodiment adds to the translational motion. Therefore, the vibration control effect by the moment of inertia can be obtained.
  • the inertial moment is increased by increasing the thickness of both end portions of the inertial mass body 16 away from the center of gravity position G of the first and second half bodies 17 and 18, so that the damping effect by the inertial moment can be obtained. It can be further increased.
  • G ( ⁇ ) is the centrifugal force term of the equation of motion of the inertial mass body 16
  • D ( ⁇ ) is the inertial term of the equation of motion of the inertial mass body 16.
  • the inertial term D ( ⁇ ) of the equation (2) is increased and the resonance order ⁇ (G ( ⁇ ) / D ( ⁇ )) Therefore, the natural vibration frequency of the inertial mass body 16 of the centrifugal pendulum damping device can be lowered to cope with the decrease in the number of cylinders of the engine E.
  • the inertial mass body 16 is rotated in addition to the translational motion, thereby ensuring the maximum size (mass) of the inertial mass body 16 and improving the vibration damping performance. At the same time, it is possible to further improve the vibration damping performance by exhibiting the vibration damping effect associated with the rotation.
  • both ends of the inertial mass body 16 far from the center of gravity position G are increased by increasing the thickness of the first and second halves 17 and 18 at the portion, but in the second embodiment, the thickness of the first and second halves 17 and 18 is increased.
  • the moment of inertia is increased by supporting weights 25 and 25 made of metal having a large specific gravity such as tungsten or lead on the rivets 19 and 19 at both ends far from the center of gravity position G.
  • the weights 25 and 25 also function as collars for keeping the distance between the first and second half bodies 17 and 18 constant.
  • node AC ⁇ node BD and node AB ⁇ node CD are established in the non-parallel four-node link, but if node AC ⁇ node BD is established, node AB ⁇ node CD is It does not necessarily have to be established.
  • rotating shaft of the present invention is not limited to the main shaft 12 of the embodiment.
  • the support of the present invention is not limited to the secondary flywheel 14 of the embodiment.
  • the number of inertia mass bodies 16 is not limited to three in the embodiment.
  • the primary flywheel 13 and the secondary flywheel 14 of the damper D according to the embodiment do not necessarily have to be juxtaposed in the axial direction, and may be arranged inside and outside in the radial direction.
  • centrifugal pendulum type vibration damping device of the present invention may be arranged separately from the damper D including the primary flywheel 13, the secondary flywheel 14, and the springs 15.

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Abstract

遠心振子式制振装置は、一対の第１曲線軌道（２２Ａ，２２Ｂ）を有して回転軸（１２）に固定された支持体（１４）と、一対の第２曲線軌道（２３Ａ，２３Ｂ）を有して支持体（１４）の外周部に支持された慣性質量体（１６）と、第１曲線軌道（２２Ａ，２２Ｂ）および第２曲線軌道（２３Ａ，２３Ｂ）の交差部に転動自在に嵌合するピン（２４）とを備える。一対の第１曲線軌道（２２Ａ，２２Ｂ）の形状を相互に異ならせるとともに、一対の第２曲線軌道（２３Ａ，２３Ｂ）の形状を相互に異ならせたので、慣性質量体量体（１６）は支持体（１４）の周方向に並進運動するだけでなく自転運動することで低周波数の振動に対する制振性能が向上する。また自転運動により慣性質量体（１６）が支持体（１４）の領域（Ｓ）からはみ出し難くなり、その分だけ慣性質量体（１６）を大型化して制振性能を更に向上させることができる。

Description

遠心振子式制振装置
　本発明は、回転軸と共に回転する支持体に複数の慣性質量体を支持し、回転軸の回転変動に応じて前記慣性質量体を振子振動させて制振機能を発揮させる遠心振子式制振装置に関する。
　かかる遠心振子式制振装置において、回転する支持体に設けた一対の第１曲線軌道と慣性質量体に設けた一対の第２曲線軌道とにピンを転動可能に嵌合し、慣性質量体を曲率半径が変化する円弧状の軌跡に沿って振子振動させ、慣性質量体の固有振動周波数を振幅によらずに常に一定とすることで制振機能を向上させるものが、下記特許文献１により公知である。
　また、かかる遠心振子式制振装置において、回転軸の回転が増速装置により増速して伝達される支持体に慣性質量体を振子振動可能に支持することで、支持体の半径および慣性質量体の質量を小さく抑えながら、回転軸の低速回転時に慣性質量体の固有振動周波数を入力振動周波数に追従させて制振機能を確保するものが、下記特許文献２により公知である。
日本特許第３２２１８６６号公報 日本特開平１０－１８４７９９号公報
　ところで、近年の自動車用のエンジンは環境保護の観点から排気量が減少する傾向にあり、排気量の減少に伴ってエンジンの気筒数が減少すると、エンジンの振動周波数が減少することになる。本明細書の「発明を実施するための形態」の欄で説明するように、低い周波数の振動を遠心振子式制振装置で制振しようとすると、支持体に支持された複数の慣性質量体の振幅が増加するため、慣性質量体どうしが相互に干渉するのを回避するために慣性質量体の寸法を小型化することが必要となり、そのために遠心振子式制振装置の制振性能が低下する問題がある。
　上記特許文献１に記載されたものは、慣性質量体の固有振動数を振幅によらずに常に一定とすることで制振性能を向上させるものであるが、振幅の増加による慣性質量体どうしの干渉の問題は解決されないため、慣性質量体の寸法が小さくなって充分な制振性能が得られないという問題は依然として存在する。
　また上記特許文献２に記載されたものは、遊星歯車機構のような複雑な構造の増速装置を必要とするため、部品点数が増加してコストアップの要因となるだけでなく、大型化により重量や搭載スペースの面で不利になるという問題がある。
　本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、低周波数の振動に対する遠心振子式制振装置の制振性能を高めることを目的とする。
　上記目的を達成するために、本発明によれば、回転数が変動する回転軸と、前記回転軸に設けられた支持体と、前記支持体の外周部の周方向に分割された複数の領域にそれぞれ支持された複数の慣性質量体と、前記支持体の前記複数の領域にそれぞれ設けられた一対の第１曲線軌道と、前記複数の慣性質量体にそれぞれ設けられて前記一対の第１曲線軌道と逆方向に湾曲する一対の第２曲線軌道と、前記第１曲線軌道および前記第２曲線軌道の交差部に転動自在に嵌合する複数のピンとを備え、前記支持体に対して前記慣性質量体が前記第１、第２曲線軌道の形状に応じた軌跡で振子振動することで制振作用を発揮する遠心振子式制振装置であって、前記一対の第１曲線軌道の形状を相互に異ならせるとともに、前記一対の第２曲線軌道の形状を相互に異ならせたことを第１の特徴とする遠心振子式制振装置が提案される。
　また本発明によれば、前記第１の特徴に加えて、前記一対の第１曲線軌道の一方の曲率半径の中心と前記一対の第２曲線軌道の一方の曲率半径の中心とを結ぶ第１線分の長さと、前記一対の第１曲線軌道の他方の曲率半径の中心と前記一対の第２曲線軌道の他方の曲率半径の中心とを結ぶ第２線分の長さとが異なることを第２の特徴とする遠心振子式制振装置が提案される。
　また本発明によれば、前記第１または第２の特徴に加えて、前記慣性質量体は中央部よりも外端部の質量が大きいことを第３の特徴とする遠心振子式制振装置が提案される。
　尚、実施の形態のメインシャフト１２は本発明の回転軸に対応し、実施の形態の二次フライホイール１４は本発明の支持体に対応する。
　本発明の第１の特徴によれば、遠心振子式制振装置は、回転数が変動する回転軸と、回転軸に設けられた支持体と、支持体の外周部の周方向に分割された複数の領域にそれぞれ支持された複数の慣性質量体と、支持体の複数の領域にそれぞれ設けられた一対の第１曲線軌道と、複数の慣性質量体にそれぞれ設けられて一対の第１曲線軌道と逆方向に湾曲する一対の第２曲線軌道と、第１曲線軌道および第２曲線軌道の交差部に転動自在に嵌合する複数のピンとを備え、支持体に対して慣性質量体が第１、第２曲線軌道に応じた軌跡で振子振動することで制振作用を発揮する。
　その際に、一対の第１曲線軌道の形状を相互に異ならせるとともに、一対の第２曲線軌道の形状を相互に異ならせたので、慣性質量体は支持体の周方向に並進運動するだけでなく自転運動することになり、並進運動による制振力および自転運動による制振力の両方を発生させて制振性能を向上させることができる。また回転軸の回転変動周波数が減少すると、それに応じて慣性質量体の固有振動周波数を減少させる必要があるために振幅が増加して支持体の領域からはみ出し易くなるが、慣性質量体が並進運動に伴って自転運動することで支持体の領域からはみ出し難くなり、その分だけ慣性質量体を大型化して質量および慣性モーメントを増加させ、制振性能を更に向上させることができる。
　また本発明の第２の特徴によれば、一対の第１曲線軌道の一方の曲率半径の中心と一対の第２曲線軌道の一方の曲率半径の中心とを結ぶ第１線分の長さと、一対の第１曲線軌道の他方の曲率半径の中心と一対の第２曲線軌道の他方の曲率半径の中心とを結ぶ第２線分の長さとが異なるので、慣性質量体を並進運動および自転運動させることができる。
　また本発明の第３の特徴によれば、慣性質量体は中央部よりも外端部の質量が大きいので慣性モーメントが大きくなり、慣性質量体が自転運動する際のエネルギー吸収量が増加して制振性能が向上する。
図１はエンジンおよびトランスミッションの間に配置されたダンパーの模式図である。（第１の実施の形態） 図２は図１の２－２線矢視図である。（第１の実施の形態） 図３は図２の３－３線断面図である。（第１の実施の形態） 図４は慣性質量体の斜視図である。（第１の実施の形態） 図５は四節リンクの作用説明図である。（第１の実施の形態） 図６は慣性質量体の移動範囲を示す図である。（第１の実施の形態） 図７は慣性質量体の斜視図である。（第２の実施の形態） 図８は四節リンクの作用説明図である。（比較例） 図９は慣性質量体の移動範囲を示す図である。（比較例）
１２　　　　メインシャフト（回転軸）
１４　　　　二次フライホイール（支持体）
１６　　　　慣性質量体
２２Ａ　　　第１曲線軌道
２２Ｂ　　　第１曲線軌道
２３Ａ　　　第２曲線軌道
２３Ｂ　　　第２曲線軌道
２４　　　　ピン
Ａ　　　　　第１曲線軌道の一方の曲率半径の中心
Ｂ　　　　　第１曲線軌道の他方の曲率半径の中心
Ｃ　　　　　第２曲線軌道の一方の曲率半径の中心
Ｄ　　　　　第２曲線軌道の他方の曲率半径の中心
Ｓ　　　　　領域
　以下、図１～図６に基づいて本発明の第１の実施の形態を説明する。
第１の実施の形態
　図１に示すように、自動車のエンジンＥのクランクシャフト１１およびトランスミッションＴのメインシャフト１２間に配置されたダンパーＤは、クランクシャフト１１に接続された一次フライホイール１３と、メインシャフト１２に接続された二次フライホイール１４と、一次フライホイール１３および二次フライホイール１４を接続する複数のスプリング１５…とで構成される。本発明の支持体を構成する二次フライホイール１４には遠心振子として作用する３個の慣性質量体１６…設けられており、二次フライホイール１４および慣性質量体１６…は遠心振子式制振装置を構成する。
　図２～図６に示すように、二次フライホイール１４はメインシャフト１２を中心とする円板状の部材であって、その外周部に３個の扇状の慣性質量体１６…が１２０°間隔で支持される。３個の扇状の慣性質量体１６…は全て同一構造であり、第１半体１７および第２半体１８を３本のリベット１９，１９，２０で一体に結合して構成される。第１半体１７および第２半体１８は２個のリベット１９，１９で結合される両端部において相互に当接するが、両端部を除く中央部では相互に対向する面に凹部１７ａ，１８ａが形成されており、中央のリベット２０には前記凹部１７ａ，１８ａに嵌合してスペーサとして機能するカラー２１が設けられる。第１半体１７および第２半体１８の中央部に凹部１７ａ，１８ａを形成したことにより、慣性質量体１６の重心位置Ｇから遠い両端部の質量が増加し、重心位置Ｇまわりの慣性モーメントが増加する。
　慣性質量体１６の第１半体１７および第２半体１８の重心位置Ｇを挟む二つの位置を、一対の円弧状の第２曲線軌道２３Ａ，２３Ｂが貫通する。一方（図中左側）の第２曲線軌道２３Ａの曲率半径の中心はＣであり、他方（図中右側）の第２曲線軌道２３Ｂの曲率半径の中心はＤであり、それらの中心Ｃ，Ｄは共に慣性質量体１６の径方向外側にある。
　二次フライホイール１４の外周部は１２０°の中心角を有する３個の領域Ｓ…に区画されており、各領域Ｓに１個の慣性質量体１６が支持される。二次フライホイール１４の領域Ｓには一対の円弧状の第１曲線軌道２２Ａ，２２Ｂが貫通する。一方（図中左側）の第１曲線軌道２２Ａの曲率半径の中心はＡであり、他方（図中右側）の第１曲線軌道２２Ｂの曲率半径の中心はＢであり、それらの中心Ａ，Ｂは共に慣性質量体１６の径方向内側にある。
　慣性質量体１６は、その第１半体１７および第２半体１８が二次フライホイール１４を挟むように支持されるが、その際に慣性質量体１６の両端のリベット１９，１９との干渉を回避するために、二次フライホイール１４の領域Ｓの外周の両端部に切欠き１４ａ，１４ａが形成され、慣性質量体１６の中央のリベット２０との干渉を回避するために、二次フライホイール１４の領域Ｓの中央部に切欠き１４ｂが形成される。
　そして一方の第１曲線軌道２２Ａおよび一方の第２曲線軌道２３Ａの交差部をピン２４が転動可能に貫通し、他方の第１曲線軌道２２Ｂおよび他方の第２曲線軌道２３Ｂの交差部をピン２４が転動可能に貫通する。これらのピン２４，２４の両端には脱落防止用のフランジ２４ａ…が形成される。
　次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。
　エンジンＥのクランクシャフト１１の回転角速度は一定ではなく、圧縮行程で減少して膨張行程で増加するため、エンジン回転数に比例した周波数の振動が発生する。このクランクシャフト１１の振動は、ダンパーＤの一次フライホイール１３および二次フライホイール１４間に配置されたスプリング１５…の伸縮により制振されるとともに、二次フライホイール１４に設けられた慣性質量体１６…の振り子運動により制振される。
　即ち、一般の振り子は重力により鉛直方向下方に付勢されて振動するが、遠心振子式制振装置の慣性質量体１６…は遠心力により径方向外側に付勢されて振動するものであり、その慣性質量体１６…の固有振動周波数を制振したいエンジンＥの振動周波数に一致させることで、ダイナミックダンパーとしての制振機能を発揮させることができる。
　図８は比較例の遠心振子式制振装置の慣性質量体１６の移動軌跡を説明するものである。比較例の遠心振子式制振装置において、慣性質量体１６の一方の第２曲線軌道２３Ａの曲率中心をＣとし、他方の第２曲線軌道２３Ｂの曲率中心をＤとし、また二次フライホイール１４の一方の第１曲線軌道２２Ａの曲率中心をＡとし、他方の第１曲線軌道２２Ｂの曲率中心をＢとする。第１曲線軌道２２Ａ，２２Ｂおよび第２曲線軌道２３Ａ，２３Ｂの形状は、慣性質量体１６が振子振動しても四角形ＡＣＤＢが常に平行四節リンクを構成するように、つまり節ＡＣ＝節ＢＤかつ節ＡＢ＝節ＣＤが常に成立するように設定されている。
　その結果、慣性質量体１６は二次フライホイール１４に対して自転運動することなく並進運動だけを行う。またメインシャフト１２の中心をＯ１とし、慣性質量体１６の振子振動の中心をＯ２とすると、Ｏ２の位置は不変であり、従って慣性質量体１６が振子振動しても、中心Ｏ１および中心Ｏ２間の半径Ｒは一定であり、かつ中心Ｏ２および重心位置Ｇ間の半径ｒは一定である。
　図９は比較例の遠心振子式制振装置の慣性質量体１６の形状を示すもので、図９（Ａ）は六気筒エンジン用、図９（Ｂ）は四気筒エンジン用、図９（Ｃ）は３気筒エンジン用、図９（Ｄ）は２気筒エンジン用に対応する。４サイクルエンジンはクランクシャフトの２回転につき１回爆発するため、遠心振子式制振装置が有効な制振機能を発揮するには、その慣性質量体１６の固有振動周波数がエンジンの振動周波数に同期することが必要であり、そのためにはエンジンの回転数ωと慣性質量体１６の固有振動周波数λとの間に、
　　　　　λ＝ω×√（Ｒ／ｒ）　　　　　　　　　　　…（１）
の関係が成立することが必要である。ここでＲはメインシャフト１２の中心Ｏ１および慣性質量体１６の振子振動の中心Ｏ２間の半径であり、ｒは慣性質量体１６の振子振動の中心Ｏ２および慣性質量体１６の重心位置Ｇ間の半径である。
　図９（Ａ）の六気筒エンジンの場合には、エンジンの１回転につき３回の振動が発生するため共振次数√（Ｒ／ｒ）＝３、つまりＲ＝９ｒに設定する必要がある。図９（Ｂ）の四気筒エンジンの場合には、エンジンの１回転につき２回の振動が発生するため、共振次数√（Ｒ／ｒ）＝２、つまりＲ＝４ｒに設定する必要がある。図９（Ｃ）の三気筒エンジンの場合には、エンジンの２回転につき３回の振動が発生するため共振次数√（Ｒ／ｒ）＝３／２、つまりＲ＝（９／４）ｒに設定する必要がある。図９（Ｄ）の二気筒エンジンの場合には、エンジンの１回転につき１回の振動が発生するため共振次数√（Ｒ／ｒ）＝１、つまりＲ＝ｒに設定する必要がある。
　また二次フライホイール１４上には複数個の慣性質量体１６…が支持されるため、それらの慣性質量体１６…がそれぞれ振子振動したときに相互に干渉しないためには、各慣性質量体１６は二次フライホイール１４上に設定された扇形の領域Ｓからはみ出さないことが必要となる。
　しかしながら、エンジンの気筒数が減少するのに応じて慣性質量体１６の振子振動の中心Ｏ２および慣性質量体１６の重心位置Ｇ間の半径ｒが相対的に大きくなるため、例えば慣性質量体１６の重心位置Ｇの揺動角を６０°確保するためにの慣性質量体１６の周方向の移動距離は、気筒数の減少に応じて大きくなる。しかも比較例の慣性質量体１６は自転運動せずに並進運動だけを行うため、慣性質量体１６が振子振動したときに領域Ｓからはみ出し易くなり、はみ出しを防止するには気筒数が減少するほど慣性質量体１６の寸法を小型化することが必要となる。このことは、図９（Ａ）の六気筒エンジンの場合の慣性質量体１６の寸法と、図９（Ｄ）の二気筒エンジンの場合の慣性質量体１６の寸法とを比較すると明らかである。
　一方、図５は実施の形態の遠心振子式制振装置の慣性質量体１６の移動軌跡を説明するものであり、その第１曲線軌道２２Ａ，２２Ｂおよび第２曲線軌道２３Ａ，２３Ｂの形状は、慣性質量体１６が移動したときに四角形ＡＣＤＢが非平行四節リンクを構成するように、つまり節ＡＣ≠節ＢＤかつ節ＡＢ≠節ＣＤが成立するように設定されている。その結果、慣性質量体１６は二次フライホイール１４に対して並進運動すると同時に重心位置Ｇまわりに自転運動する。
　そしてメインシャフト１２の中心をＯ１とし、慣性質量体１６の振子振動の中心をＯ２とすると、Ｏ２の位置は変化し、従って慣性質量体１６が振子振動すると、中心Ｏ１および中心Ｏ２間の半径Ｒは変化し、かつ中心Ｏ２および重心位置Ｇ間の半径ｒは変化する。言い換えると、中心Ｏ１および中心Ｏ２を結ぶ方向に対する中心Ｏ２および重心位置Ｇを結ぶ方向が成す角度を、慣性質量体１６の揺動角をθと定義すると、慣性質量体１６の自転角度（節ＡＢの傾斜角）β、半径Ｒおよび半径ｒは揺動角θの関数となる。
　図６は実施の形態の慣性質量体１６の移動範囲を示すもので、実線で示す中央位置から鎖線で示す周方向両端位置に移動するとき、慣性質量体１６は並進運動に加えて重心位置Ｇまわりに自転運動する。即ち、慣性質量体１６は図中左側に移動するときには反時計方向に自転し、図中右側に移動するときには時計方向に自転するため、慣性質量体１６は扇状の領域Ｓに沿って移動することになり、慣性質量体１６を小型化せずとも領域Ｓからのはみ出しが防止される。このように、本実施の形態によれば、エンジンＥの気筒数が減少して共振次数を低下させる必要がある場合でも、慣性質量体１６が並進運動および自転運動を同時に行うことで領域Ｓからはみ出し難くなるため、慣性質量体１６を最大限に大型化して質量を確保し、制振効果を高めることができる。
　また比較例の慣性質量体１６は並進運動のみを行って自転運動を行わないため、その慣性モーメントによる制振効果が得られなかったが、本実施の形態の慣性質量体１６は並進運動に加えて自転運動を行うため、その慣性モーメントによる制振効果を得ることができる。このとき、慣性質量体１６の第１、第２半体１７，１８の重心位置Ｇから離れた両端部の肉厚を大きくして慣性モーメントを増加させたことで、慣性モーメントによる制振効果を更に高めることができる。
　本実施の形態では、慣性質量体１６の振子振動に応じて、つまり慣性質量体１６の揺動角θの変化に応じて慣性質量体１６の自転角度β、半径Ｒおよび半径ｒ等が変化するため、上記（１）式に代えて、
　　　　　λ＝ω×√（Ｇ（θ）／Ｄ（θ））　　　　　　　　…（２）
の関係が成立することが必要である。ここで、Ｇ（θ）は慣性質量体１６の運動方程式の遠心力項であり、Ｄ（θ）は慣性質量体１６の運動方程式の慣性項である。
　本実施の形態によれば、慣性質量体１６の慣性モーメントを大きくすることで、（２）式の慣性項Ｄ（θ）が大きくなって共振次数√（Ｇ（θ）／Ｄ（θ））が低下するため、遠心振子式制振装置の慣性質量体１６の固有振動周波数を下げてエンジンＥの気筒数の減少に対応することができる。
　以上のように、本実施の形態によれば、慣性質量体１６を並進運動に加えて自転運動させることで、慣性質量体１６の寸法（質量）を最大限に確保して制振性能を高めるとともに、自転運動に伴う制振効果を発揮させて制振性能を更に高めることができる。
　次に、図７に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。
第２の実施の形態
　第１の実施の形態（図４参照）および第２の実施の形態（図７参照）を比較すると明らかなように、第１の実施の形態では、慣性質量体１６の重心位置Ｇから遠い両端部で第１、第２半体１７，１８の肉厚を大きくすることで慣性モーメントを増加させているが、第２の実施の形態では、第１、第２半体１７，１８の肉厚を一定にしながら、重心位置Ｇから遠い両端部のリベット１９，１９にタングステンや鉛等の比重の大きい金属で構成したウエイト２５，２５を支持することで慣性モーメントを増加させている。ウエイト２５，２５は、第１、第２半体１７，１８の距離を一定に保持するためのカラーとしても機能する。
　この第２の実施の形態によっても、第１の実施の形態と同様の作用効果を達成することができる。
　以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。
　例えば、実施の形態では非平行四節リンクにおいて節ＡＣ≠節ＢＤかつ節ＡＢ≠節ＣＤが成立するように設定されているが、節ＡＣ≠節ＢＤが成立すれば、節ＡＢ≠節ＣＤは必ずしも成立する必要はない。
　また本発明の回転軸は実施の形態のメインシャフト１２に限定されるものではない。
　また本発明の支持体は実施の形態の二次フライホイール１４に限定されるものではない。
　また慣性質量体１６…の数は実施の形態の３個に限定されるものではない。
　また実施の形態のダンパーＤの一次フライホイール１３および二次フライホイール１４は必ずしも軸方向に並置されている必要はなく、径方向内外に配置されていても良い。
　また本発明の遠心振子式制振装置は、一次フライホイール１３、二次フライホイール１４およびスプリング１５…からなるダンパーＤから分離して配置されていても良い。
 

Claims (3)

  1. 　回転数が変動する回転軸（１２）と、前記回転軸（１２）に設けられた支持体（１４）と、前記支持体（１４）の外周部の周方向に分割された複数の領域（Ｓ）にそれぞれ支持された複数の慣性質量体（１６）と、前記支持体（１４）の前記複数の領域（Ｓ）にそれぞれ設けられた一対の第１曲線軌道（２２Ａ，２２Ｂ）と、前記複数の慣性質量体（１６）にそれぞれ設けられて前記一対の第１曲線軌道（２２Ａ，２２Ｂ）と逆方向に湾曲する一対の第２曲線軌道（２３Ａ，２３Ｂ）と、前記第１曲線軌道（２２Ａ，２２Ｂ）および前記第２曲線軌道（２３Ａ，２３Ｂ）の交差部に転動自在に嵌合する複数のピン（２４）とを備え、前記支持体（１４）に対して前記慣性質量体（１６）が前記第１、第２曲線軌道（２２Ａ，２２Ｂ；２３Ａ，２３Ｂ）の形状に応じた軌跡で振子振動することで制振作用を発揮する遠心振子式制振装置であって、
    　前記一対の第１曲線軌道（２２Ａ，２２Ｂ）の形状を相互に異ならせるとともに、前記一対の第２曲線軌道（２３Ａ，２３Ｂ）の形状を相互に異ならせたことを特徴とする遠心振子式制振装置。
  2. 　前記一対の第１曲線軌道（２２Ａ，２２Ｂ）の一方（２２Ａ）の曲率半径の中心（Ａ）と前記一対の第２曲線軌道（２３Ａ，２３Ｂ）の一方（２３Ａ）の曲率半径の中心（Ｃ）とを結ぶ第１線分の長さと、前記一対の第１曲線軌道（２２Ａ，２２Ｂ）の他方（２２Ｂ）の曲率半径の中心（Ｂ）と前記一対の第２曲線軌道（２３Ａ，２３Ｂ）の他方（２３Ｂ）の曲率半径の中心（Ｄ）とを結ぶ第２線分の長さとが異なることを特徴とする、請求項１に記載の遠心振子式制振装置。
  3. 　前記慣性質量体（１６）は中央部よりも外端部の質量が大きいことを特徴とする、請求項１または請求項２に記載の遠心振子式制振装置。
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Cited By (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2015192848A1 (de) * 2014-06-20 2015-12-23 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Fliehkraftpendel
JP2016125584A (ja) * 2014-12-27 2016-07-11 トヨタ自動車株式会社 車両用振動低減装置
KR20160093927A (ko) * 2015-01-30 2016-08-09 현대자동차주식회사 알터네이터 풀리 진동 저감 장치
KR20160113436A (ko) * 2015-03-20 2016-09-29 현대자동차주식회사 플라이휠의 댐핑장치
CN105987123A (zh) * 2015-03-23 2016-10-05 本田技研工业株式会社 离心振子式减振装置
KR101668260B1 (ko) * 2015-04-21 2016-10-21 한국파워트레인 주식회사 편심 회전 형 진자를 이용한 차량용 토크 컨버터의 진동 저감 장치
JP2017121852A (ja) * 2016-01-06 2017-07-13 マツダ株式会社 遠心振子ダンパ付きパワートレインの制御装置
CN109990044A (zh) * 2017-12-07 2019-07-09 爱信精机株式会社 减震装置

Families Citing this family (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102013222640A1 (de) * 2013-11-07 2015-05-07 Zf Friedrichshafen Ag Tilgersystem
FR3020429B1 (fr) * 2014-04-24 2016-04-15 Valeo Embrayages Systeme d’amortissement de type oscillateur pendulaire
JP6344357B2 (ja) * 2015-09-30 2018-06-20 マツダ株式会社 遠心振子ダンパ付き動力伝達装置
CN107781340A (zh) * 2016-08-25 2018-03-09 中国航空工业集团公司西安飞行自动控制研究所 一种离心式旋转摩擦阻尼器
CN110494672A (zh) * 2017-04-28 2019-11-22 爱信艾达株式会社 振动衰减装置
FR3086026B1 (fr) * 2018-09-13 2024-03-29 Valeo Embrayages Dispositif d'amortissement pendulaire
JP7087947B2 (ja) * 2018-11-20 2022-06-21 株式会社アイシン 振動減衰装置およびその設計方法
CN116025566A (zh) * 2023-01-04 2023-04-28 安徽美芝精密制造有限公司 转速波动抑制组件和压缩机

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000314451A (ja) * 1999-04-01 2000-11-14 Carl Freudenberg:Fa 回転数適合型制振器
JP2001271885A (ja) * 2000-03-27 2001-10-05 Hino Motors Ltd 直列６気筒エンジンのトーショナルダンパ
JP3221866B2 (ja) * 1998-07-11 2001-10-22 カール・フロイデンベルク 回転数適応式振動吸収装置

Family Cites Families (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH10184799A (ja) 1996-12-26 1998-07-14 Mitsubishi Motors Corp 増速型振り子式動吸振器
GB2354055B (en) 1998-07-11 2001-08-08 Freudenberg Carl Speed-adaptive vibration damper
DE10005545A1 (de) * 2000-02-09 2001-08-16 Mannesmann Sachs Ag Schwingungsdämpfungseinrichtung
DE102008005138A1 (de) 2007-02-12 2008-08-14 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Fliehkraftpendeleinrichtung
DE102009061276C5 (de) * 2008-11-18 2024-04-25 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Einstückiges Pendel
DE102009002481B4 (de) * 2008-12-10 2022-06-02 Zf Friedrichshafen Ag Antriebssystem mit Drehmomentübertragungsanordnung und hydrodynamische Kopplungsanordnung
WO2010105589A1 (de) * 2009-03-16 2010-09-23 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Fliehkraftpendel
JP2014504351A (ja) * 2010-12-23 2014-02-20 シェフラー テクノロジーズ アクチエンゲゼルシャフト ウント コンパニー コマンディートゲゼルシャフト 遠心力振り子装置
DE112011104566A5 (de) * 2010-12-23 2013-09-19 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Fliehkraftpendeleinrichtung
DE102011087555A1 (de) 2010-12-24 2012-09-20 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Tilgervorrichtung
DE102012204186A1 (de) * 2011-03-31 2012-10-04 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Fliehkraftpendeleinrichtung
CN103842686B (zh) * 2011-09-19 2016-10-12 舍弗勒技术股份两合公司 离心力摆
JP5862781B2 (ja) * 2012-08-02 2016-02-16 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 発進装置
DE112014004853A5 (de) * 2013-10-24 2016-07-21 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Drehschwingungsdämpfer
DE102014203061A1 (de) * 2014-02-20 2015-08-20 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Fliehkraftpendel und Antriebssystem mit Fliehkraftpendel
DE102014208777A1 (de) * 2014-05-09 2015-11-12 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Fliehkraftpendeleinrichtung

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3221866B2 (ja) * 1998-07-11 2001-10-22 カール・フロイデンベルク 回転数適応式振動吸収装置
JP2000314451A (ja) * 1999-04-01 2000-11-14 Carl Freudenberg:Fa 回転数適合型制振器
JP2001271885A (ja) * 2000-03-27 2001-10-05 Hino Motors Ltd 直列６気筒エンジンのトーショナルダンパ

Cited By (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2015192848A1 (de) * 2014-06-20 2015-12-23 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Fliehkraftpendel
JP2016125584A (ja) * 2014-12-27 2016-07-11 トヨタ自動車株式会社 車両用振動低減装置
KR20160093927A (ko) * 2015-01-30 2016-08-09 현대자동차주식회사 알터네이터 풀리 진동 저감 장치
KR101673741B1 (ko) * 2015-01-30 2016-11-07 현대자동차주식회사 알터네이터 풀리 진동 저감 장치
US9784358B2 (en) 2015-01-30 2017-10-10 Hyundai Motor Company Device for noise vibration reduction of alternator's pulley
KR20160113436A (ko) * 2015-03-20 2016-09-29 현대자동차주식회사 플라이휠의 댐핑장치
KR101673752B1 (ko) 2015-03-20 2016-11-08 현대자동차주식회사 플라이휠의 댐핑장치
CN105987123A (zh) * 2015-03-23 2016-10-05 本田技研工业株式会社 离心振子式减振装置
KR101668260B1 (ko) * 2015-04-21 2016-10-21 한국파워트레인 주식회사 편심 회전 형 진자를 이용한 차량용 토크 컨버터의 진동 저감 장치
JP2017121852A (ja) * 2016-01-06 2017-07-13 マツダ株式会社 遠心振子ダンパ付きパワートレインの制御装置
CN109990044A (zh) * 2017-12-07 2019-07-09 爱信精机株式会社 减震装置

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