WO2023132226A1 - トーショナルダンパ - Google Patents

トーショナルダンパ Download PDF

Info

Publication number
WO2023132226A1
WO2023132226A1 PCT/JP2022/046805 JP2022046805W WO2023132226A1 WO 2023132226 A1 WO2023132226 A1 WO 2023132226A1 JP 2022046805 W JP2022046805 W JP 2022046805W WO 2023132226 A1 WO2023132226 A1 WO 2023132226A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
stay
hub
axial direction
wavelength
torsional damper
Prior art date
Application number
PCT/JP2022/046805
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
信彦 成田
幸己 塩沼
Original Assignee
Nok株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Nok株式会社 filed Critical Nok株式会社
Priority to CN202280066539.XA priority Critical patent/CN118043569A/zh
Publication of WO2023132226A1 publication Critical patent/WO2023132226A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B67/00—Engines characterised by the arrangement of auxiliary apparatus not being otherwise provided for, e.g. the apparatus having different functions; Driving auxiliary apparatus from engines, not otherwise provided for
    • F02B67/04—Engines characterised by the arrangement of auxiliary apparatus not being otherwise provided for, e.g. the apparatus having different functions; Driving auxiliary apparatus from engines, not otherwise provided for of mechanically-driven auxiliary apparatus
    • F02B67/06—Engines characterised by the arrangement of auxiliary apparatus not being otherwise provided for, e.g. the apparatus having different functions; Driving auxiliary apparatus from engines, not otherwise provided for of mechanically-driven auxiliary apparatus driven by means of chains, belts, or like endless members
    • 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
    • F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/121—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon using springs as elastic members, e.g. metallic springs
    • F16F15/124—Elastomeric springs
    • F16F15/126—Elastomeric springs consisting of at least one annular element surrounding the axis of rotation
    • 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
    • F16H—GEARING
    • F16H55/00—Elements with teeth or friction surfaces for conveying motion; Worms, pulleys or sheaves for gearing mechanisms
    • F16H55/32—Friction members
    • F16H55/36—Pulleys

Definitions

  • the present disclosure relates to torsional dampers.
  • Torsional dampers are used, for example, in automobile engines as crank pulleys that drive accessories.
  • the crank pulley is attached to the end of a crankshaft provided in the engine and drives accessories through a belt.
  • a torsional damper used as a crank pulley has a hub fixed to the crankshaft, and has a structure in which a vibration ring is connected to the outer peripheral surface of the hub via an elastic body.
  • the elastic body forms a spring and the vibration ring forms a mass. Therefore, a mechanism for suppressing vibration by a torsional damper is that a vibration ring that rotates following the rotation of the crankshaft resonates in the rotational direction, suppressing the torsional resonance of the crankshaft.
  • Patent Document 1 discloses an invention in which a sound absorbing plate is attached to the front side of the hub of a torsional damper to suppress radiation sound emitted from the hub.
  • Patent Document 2 Japanese Patent Application Laid-Open No. 2020-041684
  • Patent Document 1 When the sound absorbing plate is attached to the torsional damper as in the invention described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 05-202987 (Patent Document 1), the number of parts increases and the parts cost increases. One of the things we want to avoid is an increase in the number of manufacturing processes.
  • Patent Document 2 Japanese Patent Application Laid-Open No. 2020-041684
  • Patent Document 2 does not require a separate part such as a sound absorbing plate, so it is superior in terms of the number of parts and the number of manufacturing processes. A dedicated space is required for this, and an increase in size is unavoidable.
  • Patent Documents 1 and 2 We want to reduce radiated noise while avoiding the disadvantages of adding additional elements and increasing the size.
  • One aspect of the torsional damper is a hub that is integrally provided with a boss fixed to a rotating shaft and an annular rim via a plurality of stays, and a hub that is connected to the outer peripheral surface of the rim via an elastic body. and an annular vibrating ring, wherein the stay has a circumferential width dimension not exceeding 1/4 of the length of the wavelength of the axial resonance frequency of the hub.
  • FIG. 2 is a front view of the torsional damper according to the embodiment; A longitudinal side view of a torsional damper.
  • FIG. 4 is a perspective view of a torsional damper shown in longitudinal section at a central position; Graph showing equivalent radiated power per frequency. 4 is a graph showing the magnitude of axial vibration of the vibrating ring caused by the axial vibration of the crankshaft for each frequency;
  • Configuration (1) Engine As shown in FIG. 1, a crankshaft 12 (rotating shaft) is rotatably attached to an engine 11 .
  • the crankshaft 12 is arranged horizontally and has a torsional damper 101 configured as a pulley P fixed to one end.
  • the crankshaft 12 has a counterbalance 13 for each cylinder, and a piston 16 is attached to a pin 14 via a connecting rod 15 .
  • the piston 16 is slidably housed in the cylinder 17 .
  • the sliding movement direction of the piston 16 is the vertical direction orthogonal to the axis of the crankshaft 12 .
  • the hub 111 has a boss 112 at its center which is fixed to the crankshaft 12 of the engine 11, which is a rotating shaft.
  • the boss 112 is a cylindrical member and has a mounting hole 112a at its center for fitting a rotating shaft.
  • the hub 111 is fixed to the crankshaft 12 by fixing with a bolt 21 one end of the crankshaft 12 fitted in the mounting hole 112a. In this state, the boss 112 rotates as the crankshaft 12 rotates, with its axis A aligned with the axis X forming the center of rotation of the crankshaft 12 .
  • the stay 113 is a member interposed between the boss 112 and the rim 114 and connecting the boss 112 and the rim 114 .
  • Four stays 113 are provided and arranged at equal intervals on a circumference concentric with the axis A of the boss 112 .
  • Four holes 115 are formed between individual stays 113 . These holes 115 are also arranged at regular intervals on a circle concentric with the axis A of the boss 112 .
  • the rim 114 is an annular member extending from the end of the stay 113 along the axial direction of the hub 111 and arranged concentrically with the axis A of the boss 112 .
  • the outer peripheral surface of the rim 114 is thus positioned on a circumference concentric with the axis A of the boss 112 .
  • the diameter of the outer peripheral surface of the rim 114 is not constant, and the diameter is shortened by the rim concave portion 116 at the substantially central position in the axial direction.
  • the rim concave portion 116 is for forming the convolution portion C together with the vibrating ring 131, the details of which will be described later.
  • a hub 111 consisting of a boss 112, a stay 113 and a rim 114 is integrally made of metal, for example.
  • the elastic body 121 is an annular member with a uniform diameter, interposed between the rim 114 and the vibration ring 131, and elastically connecting the rim 114 and the vibration ring 131 together.
  • Such an elastic body 121 is made of rubber, for example, and has a uniform thickness over the entire circumference.
  • the vibration ring 131 is an annular member whose inner peripheral surface faces the outer peripheral surface of the rim 114 of the boss 112 via a gap G in which the elastic body 121 is interposed. Such a vibrating ring 131 functions as a mass (mass body) having a unique frequency due to the structure that it is held via the elastic body 121 .
  • a ring protrusion 132 is formed on the inner peripheral surface of the vibration ring 131 so as to match the shape of the rim recess 116 formed on the outer peripheral surface of the rim 114 .
  • the rim concave portion 116 and the ring convex portion 132 are provided along the entire circumference of the rim 114 and the vibrating ring 131 along the circumferential direction, and constitute a convolution portion C. As shown in FIG.
  • the convolution portion C increases the sliding resistance of the elastic body 121 between the rim 114 and the vibrating ring 131, and suppresses the positional displacement and escape of the elastic body 121.
  • the vibrating ring 131 has a plurality of belt grooves 141 formed on its outer peripheral surface along the circumferential direction. These belt grooves 141 have a V-shaped cross section, and are structures around which endless belts for power transmission are wound in order to drive various auxiliary machines (neither is shown).
  • the torsional damper 101 functions as a pulley P by providing the belt groove 141 .
  • a resonance frequency of the hub 111 is, for example, 3.7 kHz.
  • the stay 113 of this embodiment is thickened within a range in which the axial thickness dimension of the hub 111 in the axial direction does not exceed half the length of the wavelength of the resonant frequency of the hub 111 .
  • the wavelength of the resonance frequency in the axial direction of the hub 111 is approximately 92 mm. Therefore, the thickness of the stay 113 is increased within a range not exceeding 46 mm, which is 1/2 of 92 mm.
  • thickening means, for example, making the stay 113 thicker than 1/4 of the wavelength of the resonance frequency in the axial direction.
  • the axial thickness of the stay 113 is set within a range of 23 to 46 mm.
  • thickening means making the thickness greater than the width dimension in the circumferential direction.
  • the width dimension of the stay 113 in the circumferential direction is set within a range not exceeding 23 mm as described above.
  • the thickness of the stay 113 in the axial direction is set in the range of 20 to 46 mm.
  • the stay 113 has a narrower width in the circumferential direction and a thicker thickness in the axial direction than the stay of a general torsional damper.
  • the reason why the thickness in the axial direction is increased is to increase the rigidity of the stay 113 .
  • the stay 113 of this embodiment has a shape inclined in the axial direction (see FIG. 2-3). At this time, the front and rear surfaces of the stay 113 are inclined at the same angle. That is, the front and back surfaces of the stay 113 that are inclined in the axial direction have parallel portions.
  • the torsional damper 101 has a natural frequency in the torsional direction because the vibration ring 131 functions as a mass (mass body). Therefore, when the crankshaft 12 rotates and torsional vibration occurs, if the natural frequency of the torsional damper 101 in the torsional direction is tuned so as to match the torsional resonance frequency, the torsional vibration generated in the crankshaft 12 can be suppressed. Vibration can be absorbed and reduced.
  • the torsional resonance frequency generated in the crankshaft 12 is often about 300-600 Hz. Therefore, the torsional natural frequency of the torsional damper 101 is also tuned to about 300 to 600 Hz in accordance with the torsional resonance frequency generated in the crankshaft 12 .
  • the crankshaft 12 also vibrates in the X-axis direction. Therefore, the torsional damper 101 also resonates in the direction of the axis A coinciding with the axis X (hereinafter abbreviated as "axial direction"). At this time, the resonance frequency of the vibration ring 131 in the axial direction is approximately several hundred Hz, which is the same as the torsional vibration.
  • the hub 111 resonates axially at a higher frequency of several thousand Hz.
  • the hub 111 resonates at a high frequency, the radiated sound emitted from the hub 111 propagates as noise.
  • Equivalent Radiation Power is an index representing the degree of sound generated from an object. If the equivalent radiated power can be reduced, the radiated sound emitted by the hub 111 can be reduced.
  • the radiation loss factor ⁇ is a factor that depends on the shape of the object. For example, a thin piano wire emits weak sound, while a wide flat plate emits strong sound.
  • the material density md is an element that depends on the material.
  • the material density is determined by the structure, such as a sponge-like structure or a high-density body without air bubbles.
  • the area a means the projected area of the vibrating body.
  • the hub 111 is usually made of metal such as cast iron, so there is little room for improvement in terms of suppressing noise due to radiation.
  • Factors that are considered to be effective in suppressing noise are the radiation loss coefficient ⁇ and the area a in terms of the shape, and the vibration velocity v in terms of other than the shape. It is possible to reduce the radiated sound emitted from the hub 111 by reducing the values of the three elements of "radiation loss coefficient ⁇ ", "area a", and "vibration velocity v".
  • the shape of the stay 113 is devised to reduce the values of the above three elements.
  • the width of stay 113 in the circumferential direction is narrowed. As described above, the width does not exceed 1/4 of the wavelength of the resonance frequency in the axial direction of the hub 111 . As a result, both the radiation loss coefficient ⁇ and the area a are decreased, and the equivalent radiation power P is correspondingly decreased, thereby reducing the radiation sound emitted from the hub 111 .
  • the sound radiated from the vibrating body is divided into frequencies that are efficiently radiated and frequencies that are inefficiently radiated.
  • the vibrating body is rectangular, sound with a frequency shorter than its minimum width dimension is radiated forward as compressional waves in the air.
  • a frequency with a wavelength longer than the minimum width dimension causes a diffraction phenomenon in which the surrounding air wraps around along the side surface of the vibrating body and is not propagated to the surroundings as a compressional wave.
  • the vibrating body has a minimum width of 1/4 of the wavelength, there will be no radiated sound.
  • the radiation loss factor ⁇ becomes extremely small.
  • the width of the stay 113 in the circumferential direction is set to a width that does not exceed 1/4 of the wavelength of the resonance frequency of the axial direction of the hub 111, for example, 1/4. As a result, radiation sound generated from the hub 111 can be suppressed.
  • the stay 113 is thickened in the axial direction to increase rigidity.
  • the vibration in the axial direction of the stay 113 is reduced, and the vibration state shifts to a high frequency.
  • the vibration velocity v becomes smaller, and the equivalent radiation power P becomes smaller accordingly, so that the radiation sound emitted from the hub 111 can be reduced.
  • the diffraction phenomenon described above becomes difficult to occur. This is because the diffraction phenomenon is a phenomenon in which air travels behind along the side surfaces of the vibrating body, so that the longer the side surface length of the vibrating body, the more difficult it becomes for the air to flow behind the vibrating body. In that case, the radiation loss coefficient ⁇ is not sufficiently small.
  • the thickness of the stay 113 is limited to a range not exceeding half the length of the wavelength of the resonance frequency in the axial direction of the hub 111 to prevent the diffraction phenomenon from slowing down.
  • the slanted shape of the stay 113 is particularly significant in situations where it is difficult to increase the thickness of the stay 113 in the axial direction.
  • the axial thickness of the stay 113 is limited to a range not exceeding half the length of the wavelength of the resonant frequency of the hub 111 in the axial direction.
  • the inclined shape of the stay 113 contributes to improving the rigidity of the stay 113 while the thickness of the stay 113 is limited.
  • the stay 113 is thickened in the axial direction to suppress or reduce the increase in the vibration velocity v.
  • the stay 113 is made too thick in the axial direction, the diffraction phenomenon in which the air wraps around along the side surface of the stay 113 to the rear becomes difficult to occur, and the radiation loss coefficient ⁇ does not become sufficiently small.
  • a limit is set on increasing the thickness of the stay 113 in the axial direction to prevent the diffraction phenomenon from slowing down.
  • the inclined shape of the stay 113 suppresses a decrease in rigidity in the axial direction and contributes to a reduction in the vibration velocity v.
  • Figures 5 and 6 are graphs showing simulation results.
  • the simulation results of the torsional damper 101 of the present embodiment are indicated by solid lines, and the simulation results of the reference example are indicated by dashed lines.
  • a reference example is a well-known torsional damper that does not have numerical ranges for the circumferential width and axial thickness of the stay 113 as in the present embodiment.
  • the equivalent radiation power of the torsional damper 101 of this embodiment is found to be smaller in a wide frequency band from 400 to 4000 Hz.
  • the degree of decrease in the equivalent radiated power is remarkable.
  • the fact that there is no significant change in the equivalent radiation power over the entire frequency band can also be said to be an excellent characteristic compared to the reference example.
  • FIG. 6 shows the magnitude of axial vibration of the vibration ring 131 for each frequency.
  • the vibration ring 131 of the torsional damper 101 axially resonates at several hundred Hz.
  • the vibrating ring resonates with peaks around 630 Hz, 1000 Hz, and 2500 Hz.
  • the rigidity of the hub in the axial direction is low, the force generated by the resonance of the vibration ring in the axial direction is transmitted to the rim located on the outer periphery of the hub via the elastic body, causing the rim to forcibly displace and radiate. This is expected to cause noise.
  • the vibration generated in the vibrating ring 131 is lower than that of the reference example in any of the three types of frequency ranges. It is considered that this is because the stay 113 has high rigidity in the axial direction. Therefore, even if the forced displacement force due to the resonance of the vibration ring 131 in the axial direction is transmitted to the rim 114, the rim 114 is not easily deformed, and radiation noise in the same frequency band can be reduced.
  • the inclined shape of the stay 113 is also not essential. If it is possible to give the stay 113 sufficient rigidity without giving it an inclined shape, or if the stay 113 does not require rigidity more than necessary, the stay 113 has a straight shape extending from the boss 112 in a direction orthogonal to the axial direction. may be

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Acoustics & Sound (AREA)
  • Aviation & Aerospace Engineering (AREA)
  • Pulleys (AREA)

Abstract

トーショナルダンパは、エンジンのクランクシャフトなどの回転軸に固定されるボスと円環状のリムとを複数本のステーを介して一体に設けたハブを備え、リムの外周面に弾性体を介して円環状の振動リングを連結している。ステーは、ハブの軸方向の共振周波数の波長の１／４の長さを超えない周方向の幅寸法を有しており、軸方向の厚み寸法がハブの軸方向の共振周波数の波長の１／２の長さを超えない範囲で厚肉化されている。ステーの厚肉化は、例えばハブの軸方向の共振周波数の波長の１／４以上の長さに軸方向の厚み寸法を定めることによって実現される。ステーは、軸方向に傾斜した形状を有している。

Description

トーショナルダンパ
　本開示は、トーショナルダンパに関する。
　トーショナルダンパは、例えば自動車のエンジンにおいて、補器類を駆動するクランクプーリとして用いられる。クランクプーリは、エンジンに設けられたクランクシャフトの端部に取り付けられ、ベルトを介して補器類を駆動する。
　クランクプーリとして用いられるトーショナルダンパは、クランクシャフトに固定されるハブを有し、ハブの外周面に弾性体を介して振動リングを連結した構造を有している。動吸振器として見たとき、弾性体はバネをなし、振動リングはマス（質量体）をなす。そこでクランクシャフトの回転に追従して回転する振動リングが回転方向に共振し、クランクシャフトの捩り共振を抑制するというのがトーショナルダンパによる振動抑制の仕組みである。
　エンジンの構造上、回転するクランクシャフトには振動が発生する。クランクシャフトの振動はトーショナルダンパに伝わり、主にハブから放射されて放射音を発生する。放射音は騒音になるため、これを抑制するようにした技術が様々考えられている。
　例えば特開平０５－２０２９８７号公報（特許文献１）には、トーショナルダンパのハブの前面側に吸音板を取り付け、ハブから放射される放射音を抑えるようにした発明が開示されている。
　別の方式としては、例えば特開２０２０－０４１６８４号公報（特許文献２）に開示されているように、ハブに空洞部を設けるようにしたトーショナルダンパも知られている。空洞部に導かれた放射音の一部はハブから発生する放射音と逆位相の音波に変換されるので、音波の干渉によって放射音を消音しようという試みである（文献２の段落［００３０］参照）。
特開平０５－２０２９８７号公報 特開２０２０－０４１６８４号公報
　特開平０５－２０２９８７号公報（特許文献１）に記載された発明のように吸音板をトーショナルダンパに取り付ける場合、部品点数が増加して部品コストがかさんでしまう。製造工程の増加も回避したいことの一つである。
　特開２０２０－０４１６８４号公報（特許文献２）の記載された発明は、吸音板のような別部品を必要としないため、部品点数や製造工程数という点では優位性が認められるものの、空洞部のための専有スペースが必要で大型化が不可避である。
　上記二つの文献（特許文献１、２）に記載されたいずれの発明においても改良が望まれる。追加要素の付加や大型化などの不利益を回避しつつ、放射音の低減を図りたい。
　トーショナルダンパの一態様は、回転軸に固定されるボスと円環状のリムとを複数本のステーを介して一体に設けたハブと、前記リムの外周面に弾性体を介して連結される円環状の振動リングとを備え、前記ステーは、前記ハブの軸方向の共振周波数の波長の１／４の長さを超えない周方向の幅寸法を有している。
　放射音を低減することができる。
４気筒エンジンのクランクシャフトに固定されてプーリとしても用いられるトーショナルダンパの模式図。 本実施の形態のトーショナルダンパの正面図。 トーショナルダンパの縦断側面図。 中央位置で縦断面にして示すトーショナルダンパの斜視図。 等価放射パワーを周波数ごとに示すグラフ。 クランクシャフトの軸方向振動によって生ずる振動リングの軸方向振動の大きさを周波数ごとに示すグラフ。
　実施の一形態を図面に基づいて説明する。本実施の形態は、直列４気筒の４ストロークエンジンに用いられるプーリへの適用例である。つぎの項目に沿って説明する。
　　１．構成
　　　（１）エンジン
　　　（２）トーショナルダンパの基本構成
　　　（３）ステー
　　２．作用効果
　　　（１）基本的な作用効果
　　　（２）騒音の抑制
　　　　　（イ）等価放射パワー
　　　　　（ロ）ステーの周方向の幅
　　　　　（ハ）ステーの軸方向の厚み
　　　　　（ニ）ステーの傾斜形状
　　　　　（ホ）まとめ
　　３．変形例
１．構成
（１）エンジン
　図１に示すように、エンジン１１にはクランクシャフト１２（回転軸）が回転自在に取り付けられている。クランクシャフト１２は水平に配置され、プーリＰとして構成されたトーショナルダンパ１０１を一端側に固定している。
　クランクシャフト１２は、気筒毎にカウンターバランス１３を備え、ピン１４にコンロッド１５を介してピストン１６を取り付けている。ピストン１６は、シリンダ１７にスライド自在に収納されている。ピストン１６のスライド移動方向は、クランクシャフト１２の軸と直交する垂直方向である。
（２）トーショナルダンパの基本構成
　図２ないし図４に示すように、トーショナルダンパ１０１は、ハブ１１１に弾性体１２１を介して円環状の振動リング１３１を連結し、振動リング１３１の外周面にベルト溝１４１を設けている。
　ハブ１１１は、回転軸であるエンジン１１のクランクシャフト１２に固定されるボス１１２を中心位置に備え、ボス１１２から径方向外方に向けて立ち上げられたステー１１３を介してリム１１４を設けている。
　ボス１１２は、円筒状をした部材であり、回転軸を嵌合させるための取付孔１１２ａを中心に有している。ハブ１１１は、取付孔１１２ａに嵌合させたクランクシャフト１２の一端部をボルト２１で固定することで、クランクシャフト１２に固定される。この状態でボス１１２は、その軸Ａをクランクシャフト１２の回転中心をなす軸Ｘに一致させ、クランクシャフト１２の回転に伴い回転する。
　ステー１１３は、ボス１１２とリム１１４との間に介在し、ボス１１２とリム１１４とを連結する部材である。ステー１１３は四本設けられ、それぞれがボス１１２の軸Ａと同心の円周上に等間隔に配列されている。個々のステー１１３の間には四個の孔１１５が形成されている。これらの孔１１５も、ボス１１２の軸Ａと同心をなす円周上に等間隔で配列されている。
　リム１１４は、ステー１１３の端部からハブ１１１の軸方向に沿って延出する円環状の部材であり、ボス１１２の軸Ａと同心上に配置されている。したがってリム１１４の外周面は、ボス１１２の軸Ａと同心の円周上に位置づけられる。もっともリム１１４の外周面の直径は一定ではなく、軸方向のほぼ中央位置では、リム凹部１１６によって直径が短くなっている。リム凹部１１６は、振動リング１３１とともにコンボリューション部Ｃを形成するためのもので、その詳細は後述する。
　ボス１１２とステー１１３とリム１１４とからなるハブ１１１は、例えば金属を材料として一体に形成されている。
　弾性体１２１は、直径が均一な円環状の部材であり、リム１１４と振動リング１３１との間に介在し、これらのリム１１４と振動リング１３１とを弾性的に連結している。このような弾性体１２１は、例えばゴムを材料として形成され、全周にわたって均一な肉厚を有している。
　振動リング１３１は、ボス１１２が有するリム１１４の外周面との間に、弾性体１２１を介在させる隙間Ｇを介して、内周面を対面させる円環状の部材である。このような振動リング１３１は、弾性体１２１を介して保持されるという構造上、固有の振動数を持つマス（質量体）として機能する。
　振動リング１３１の内周面には、リム１１４の外周面に形成されたリム凹部１１６と形状を合わせて、リング凸部１３２が形成されている。これらのリム凹部１１６とリング凸部１３２とは、リム１１４及び振動リング１３１の全周にわたりその周方向に沿って設けられており、コンボリューション部Ｃを構成している。コンボリューション部Ｃは、リム１１４と振動リング１３１との間における弾性体１２１の摺動抵抗を高め、弾性体１２１の位置ずれや抜け出しを抑制する。
　振動リング１３１は、その外周面に、複数条のベルト溝１４１を周方向に沿って形成している。これらのベルト溝１４１は断面Ｖ字形状をしており、各種の補機類を駆動するために、動力伝達用の無端ベルトを巻き掛ける構造物である（いずれも図示せず）。ベルト溝１４１を設けることによって、トーショナルダンパ１０１は、プーリＰとしての役割を果たす。
（３）ステー
　本実施の形態のトーショナルダンパ１０１のステー１１３は、ハブ１１１の軸方向、つまり軸Ａの方向の共振周波数の波長の１／４の長さを超えない周方向の幅寸法を有している（図１参照）。
　ハブ１１１の共振周波数は、例えば３．７ｋＨｚである。共振周波数の波長は、
　　　波長＝約３４０［ｍ／ｓ］／周波数［Ｈｚ］
であるため、ハブ１１１の軸方向の共振周波数の波長は約０．０９２ｍ（９２ｍｍ）ということになる。したがってステー１１３は、９２ｍｍの１／４である２３ｍｍを超えない周方向の幅寸法を有することになる。
　本実施の形態のステー１１３は、軸方向の厚み寸法がハブ１１１の軸方向の共振周波数の波長の１／２の長さを超えない範囲で厚肉化されている。
　前述した通り、ハブ１１１の軸方向の共振周波数の波長は約９２ｍｍである。そこでステー１１３は、９２ｍｍの１／２である４６ｍｍを超えない範囲で厚肉化されている。
　ここでいう厚肉化は、一例として、ステー１１３の軸方向の共振周波数の波長の１／４以上の肉厚にすることを意味する。この例の場合、ステー１１３の軸方向の厚みは２３～４６ｍｍの範囲に設定されることになる。
　別の一例として、厚肉化は、周方向の幅寸法以上の肉厚にすることを意味する。ステー１１３の周方向の幅寸法は、前述した通り２３ｍｍを超えない範囲に設定される。例えば２０ｍｍをステー１１３の周方向の幅寸法として設定した場合、ステー１１３の軸方向の厚みは２０～４６ｍｍの範囲に設定されることになる。
　以上述べたステー１１３の形状を端的に表現すると、一般的なトーショナルダンパが有するステーに対して、周方向の幅が狭く、軸方向の厚みが厚い形状であるといえる。軸方向の厚みを厚くしているのは、ステー１１３の剛性を高めるためである。
　剛性確保という面では、本実施の形態のステー１１３は軸方向に傾斜した形状を有している（図２－３参照）。このときステー１１３の表裏面は、同じ角度で傾斜している。つまりステー１１３の軸方向に傾斜した形状をなす表裏面は、平行である部分を有している。
２．作用効果
（１）基本的な作用効果
　このような構成において、エンジン１１の始動によってクランクシャフト１２が回転すると、トーショナルダンパ１０１も回転する。このときトーショナルダンパ１０１はプーリＰも構成しているので、補器類に対して動力が伝達される。
　トーショナルダンパ１０１は、振動リング１３１がマス（質量体）として機能することから、捻り方向に固有振動数を持つ。このためクランクシャフト１２が回転して捩り振動が発生する場合、トーショナルダンパ１０１の捻り方向の固有振動数をその捩り共振周波数に適合するようにチューニングしておけば、クランクシャフト１２に発生する捩り振動を吸収して低減することができる。
　一般的に、クランクシャフト１２に生ずる捩り共振周波数は３００～６００Ｈｚ程度になることが多い。そこでトーショナルダンパ１０１の捩り方向の固有振動数もクランクシャフト１２に生ずる捩り共振周波数に合わせて３００～６００Ｈｚ程度にチューニングする。
（２）騒音の抑制
　クランクシャフト１２は軸Ｘ方向にも振動する。このためトーショナルダンパ１０１も軸Ｘに一致する軸Ａの方向（以下「軸方向」と略称する）に共振する。このとき振動リング１３１の軸方向の共振周波数は、捩り振動と同程度の数百Ｈｚ程度になる。
　その一方でハブ１１１はより高い数千Ｈｚの周波数で軸方向に共振する。ハブ１１１が高周波で共振すると、ハブ１１１から放射される放射音が騒音となって伝搬してしまう。
（イ）等価放射パワー
　ハブ１１１から発生する騒音を理解するために、ここでは等価放射パワーを想定する。等価放射パワーは、物体から発生する音の程度を表す指標となる。等価放射パワーを小さくすることができれば、ハブ１１１が発する放射音を低減することが可能である。
　等価放射パワーの計算式は、（１）式の通りである。
　Ｐ＝τ×（ｓｖ／２）×ｍｄ×ａ×ｖ２　………（１）
　だだし、
　　Ｐ：等価放射パワー
　　τ：放射損失係数
　ｓｖ：音速
　ｍｄ：材料密度
　　ａ：面積
　　ｖ：振動速度
　放射損失係数τは、物体の形状に依存する係数である。例えば細いピアノ線は音の放射が弱く、広い平板は音の放射が強いということから想像されるように、音の放射の程度を表している。
　材料密度ｍｄは、材料に依存する要素である。例えばスポンジ状や気泡のない高密度体などの構造によって材料密度が定まってくる。
　面積ａは、振動体の投影面積を意味する。
　トーショナルダンパ１０１において、ハブ１１１は鋳鉄などの金属を用いるのが通例なので、放射音による騒音の抑制という面では工夫の余地が少ない。騒音の抑制に効いてくる要因として考えられるのは、形状面では放射損失係数τ及び面積ａ、形状以外の面では振動速度ｖである。「放射損失係数τ」「面積ａ」「振動速度ｖ」の三要素の値を小さくすることで、ハブ１１１から発せられる放射音を低減することが可能である。
　もっともハブ１１１のうちのボス１１２及びリム１１４については、上記三要素の値を小さくするような工夫を凝らしがたい。そこで本実施の形態ではステー１１３の形状を工夫し、上記三要素の値を小さくしている。
（ロ）ステーの周方向の幅
　本実施の形態では、ステー１１３の周方向の幅を狭くしている。前述した通り、ハブ１１１の軸方向の共振周波数の波長の１／４の長さを超えない幅である。これによって放射損失係数τ及び面積ａが共に小さくなり、これに応じて等価放射パワーＰが小さくなることによってハブ１１１から発せられる放射音の低減が図られる。
　詳しく説明する。
　振動体から放射される音は、振動体の寸法に依存して、効率的に放射される周波数と放射が非効率的な周波数とに二分される。振動体が長方形の場合、その最小幅寸法よりも波長の短い周波数の音は、空気の粗密波として前方に放射される。これに対して最小幅寸法よりも長い波長の周波数は、周辺の空気が振動体の側面に沿って背後に回り込む回折現象を起こし、粗密波として周囲に伝搬されない。とりわけ波長の１／４の最小幅をもつ振動体であれば、放射音は皆無となる。放射損失係数τが極限的に小さくなるわけである。
　そこで本実施の形態では、ステー１１３の周方向の幅をハブ１１１の軸方向の共振周波数の波長の１／４の長さを超えない幅、例えば１／４の幅に設定している。これによってハブ１１１から生ずる放射音を抑制することができる。
（ハ）ステーの軸方向の厚み
　本実施の形態ではステー１１３を軸方向に厚肉化し、剛性を高めている。ステー１１３の剛性が高められるとステー１１３の軸方向の振動が小さくなり、振動状態が高周波にシフトする。その結果振動速度ｖが小さくなり、これに伴い等価放射パワーＰが小さくなってハブ１１１から発せられる放射音の低減が図られる。
　ところがステー１１３を軸方向に厚肉化しすぎると、上述した回折現象が起きにくくなってしまう。回折現象は、空気が振動体の側面に沿って背後に回り込む現象であることから、振動体の側面長が長くなると空気が背後に回りにくくなってしまうからである。そうなると放射損失係数τが十分に小さくならない。
　そこで本実施の形態では、ステー１１３の厚みをハブ１１１の軸方向の共振周波数の波長の１／２の長さを超えない範囲に制限し、回析現象の鈍化を防止している。
（ニ）ステーの傾斜形状
　ステー１１３を傾斜させることによって、軸方向の剛性を大幅に高めることができる。本実施の形態では、傾斜形状によってステー１１３の軸方向の剛性を高め、厚肉化だけに頼らないステー１１３の剛性の向上を実現している。したがって回折現象によるハブ１１１からの放射音の抑制を実現しながら、ステー１１３の軸方向振動を高周波にシフトさせることが可能である。
　ステー１１３の傾斜形状がとりわけ大きな意味を持つのは、ステー１１３の軸方向の厚肉化が困難な局面である。前述した通り、ステー１１３の軸方向の厚みはハブ１１１の軸方向の共振周波数の波長の１／２の長さを超えない範囲に制限される。ところがその肉厚では軸方向に十分な剛性を持たせることができない状況が想定される。ステー１１３の傾斜形状は、ステー１１３の厚肉化が制限される中で、その剛性の向上に貢献する。
（ホ）まとめ
　ステー１１３の周方向の幅寸法の制限は、等価放射パワーＰを定義する上記（１）式中の放射損失係数τ及び面積ａを小さくすることに貢献する。その一方でステー１１３の剛性を低下させるため、（１）式中の振動速度ｖに関して不利な状況をもたらす可能性がある。
　この点本実施の形態では、ステー１１３を軸方向に厚肉化することで振動速度ｖの上昇を抑え、あるいは小さくするようにしている。ところがステー１１３を軸方向に厚肉化しすぎた場合、空気がステー１１３の側面に沿って背後に回り込む回折現象が生じにくくなり、放射損失係数τが十分に小さくならない。
　そこで本実施の形態では、ステー１１３の軸方向の厚肉化に制限を設け、回析現象の鈍化を防止している。このときステー１１３の傾斜形状は軸方向の剛性低下を抑制し、振動速度ｖの減少に貢献する。
　その結果「放射損失係数τ」「面積ａ」「振動速度ｖ」の三要素の値をバランスよく小さくして等価放射パワーＰを減少させ、ハブ１１１から発せられる放射音の低減を図ることができる。
　図５及び図６は、シミュレーション結果を示すグラフである。これらの図面中、本実施の形態のトーショナルダンパ１０１のシミュレーション結果は実線で、参考例のシミュレーション結果は破線で示す。参考例は、ステー１１３の周方向の幅及び軸方向の厚みについて本実施の形態のような数値範囲を持たない周知のトーショナルダンパである。
　図５に示すように、参考例と比較して、本実施の形態のトーショナルダンパ１０１の等価放射パワーは、４００～４０００Ｈｚに至る広い周波数帯で小さくなることがわかる。特に２５００Ｈｚを少し超えた辺りの周波数をピークとする１６００～３２００Ｈｚの範囲では、等価放射パワーの減少度合いが顕著に現れている。全周波数帯にわたって等価放射パワーに大きな変化が見られない点も、参考例と比べて優れた特性であるといえる。
　図６は、振動リング１３１の軸方向振動の大きさを周波数ごとに示している。
　前述した通り、クランクシャフト１２に軸方向振動が生ずると、トーショナルダンパ１０１の振動リング１３１は数百Ｈｚで軸方向に共振する。参考例のシミュレーション結果を参照すると、６３０Ｈｚ、１０００Ｈｚ、及び２５００Ｈｚの辺りをピークとして振動リングが共振していることがわかる。このとき参考例ではハブの軸方向の剛性が低いことから、振動リングの軸方向の共振による力が弾性体を介してハブの外周部に位置するリムに伝達され、リムを強制変位させて放射音を生じさせてしまうことが予想される。
　本実施の形態では、上記三種類の周波数域のいずれにおいても、振動リング１３１に生ずる振動が参考例よりも低い。これはステー１１３の軸方向の剛性が高いことが原因であると考えられる。このため振動リング１３１の軸方向の共振に伴う強制変位力がリム１１４に伝達されても、リム１１４は容易に変形せず、同周波数帯における放射音を低減することができる。
３．変形例
　実施に際しては、各種の変形や変更が許容される。
　例えばステー１１３の軸方向の厚肉化は、ステー１１３に必要以上の剛性を求めないのであれば、必ずしも必須ではない。
　ステー１１３の傾斜形状も必須というわけではない。傾斜形状を持たせることなくステー１１３に十分な剛性を与えることができ、あるいはステー１１３に必要以上の剛性を求めないのであれば、ステー１１３はボス１１２から軸方向と直交する方向に延びるストレート形状であってもよい。
　その他、あらゆる変更や変形が許容される。
　１１　　エンジン
　１２　　クランクシャフト（回転軸）
　１３　　カウンターバランス
　１４　　ピン
　１５　　コンロッド
　１６　　ピストン
　１７　　シリンダ
　２１　　ボルト
１０１　　トーショナルダンパ
１１１　　ハブ
１１２　　ボス
１１２ａ　取付孔
１１３　　ステー
１１４　　リム
１１５　　孔
１１６　　リム凹部
１２１　　弾性体
１３１　　振動リング
１３２　　リング凸部
１４１　　ベルト溝
　　Ａ　　軸（トーショナルダンパ）
　　Ｃ　　コンボリューション部
　　Ｇ　　隙間
　　Ｐ　　プーリ
　　Ｘ　　軸（クランクシャフト）

Claims (9)

  1. 　回転軸に固定されるボスと円環状のリムとを複数本のステーを介して一体に設けたハブと、
    　前記リムの外周面に弾性体を介して連結される円環状の振動リングと、
    　を備え、
    　前記ステーは、前記ハブの軸方向の共振周波数の波長の１／４の長さを超えない周方向の幅寸法を有しているトーショナルダンパ。
  2. 　前記ステーは、軸方向の厚み寸法が前記ハブの軸方向の共振周波数の波長の１／２の長さを超えない範囲で厚肉化されている、
    　請求項１に記載のトーショナルダンパ。
  3. 　前記ステーは、前記ハブの軸方向の共振周波数の波長の１／４から１／２の長さの範囲に定められた軸方向の厚み寸法を有している、
    　請求項１に記載のトーショナルダンパ。
  4. 　前記ステーは、周方向の幅寸法以上で前記ハブの軸方向の共振周波数の波長の１／２の長さ以下の範囲に定められた軸方向の厚み寸法を有している、
    　請求項１に記載のトーショナルダンパ。
  5. 　前記ステーは、軸方向の厚み寸法が前記ハブの軸方向の共振周波数の波長の１／２の長さを超えない範囲で厚肉化されており、
    　前記ステーは、前記ハブの軸方向の共振周波数の波長の１／４から１／２の長さの範囲に定められた軸方向の厚み寸法を有している、
    　請求項１に記載のトーショナルダンパ。
  6. 　前記ステーは、軸方向の厚み寸法が前記ハブの軸方向の共振周波数の波長の１／２の長さを超えない範囲で厚肉化されており、
    　前記ステーは、周方向の幅寸法以上で前記ハブの軸方向の共振周波数の波長の１／２の長さ以下の範囲に定められた軸方向の厚み寸法を有している、
    　請求項１に記載のトーショナルダンパ。
  7. 　前記ステーの周方向の幅寸法は、前記ハブの軸方向の共振周波数の波長の１／４の長さである、
    　請求項１に記載のトーショナルダンパ。
  8. 　前記ステーは、軸方向に傾斜した形状を有している、
    　請求項１ないし７のいずれか一に記載のトーショナルダンパ。
  9. 　前記ステーの軸方向に傾斜した形状をなす表裏面は、平行である部分を有している、
    　請求項８に記載のトーショナルダンパ。
PCT/JP2022/046805 2022-01-07 2022-12-20 トーショナルダンパ WO2023132226A1 (ja)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN202280066539.XA CN118043569A (zh) 2022-01-07 2022-12-20 扭转阻尼器

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2022001967 2022-01-07
JP2022-001967 2022-01-07

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2023132226A1 true WO2023132226A1 (ja) 2023-07-13

Family

ID=87073670

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2022/046805 WO2023132226A1 (ja) 2022-01-07 2022-12-20 トーショナルダンパ

Country Status (2)

Country Link
CN (1) CN118043569A (ja)
WO (1) WO2023132226A1 (ja)

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH05202987A (ja) 1992-01-27 1993-08-10 Nissan Motor Co Ltd エンジンのクランクプーリ構造
JPH11109979A (ja) * 1997-09-30 1999-04-23 Nok Megurasutikku Kk 消音装置
JP2017106563A (ja) * 2015-12-10 2017-06-15 Nok株式会社 プーリの騒音低減装置
JP2020041684A (ja) 2018-09-13 2020-03-19 いすゞ自動車株式会社 クランクプーリ

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH05202987A (ja) 1992-01-27 1993-08-10 Nissan Motor Co Ltd エンジンのクランクプーリ構造
JPH11109979A (ja) * 1997-09-30 1999-04-23 Nok Megurasutikku Kk 消音装置
JP2017106563A (ja) * 2015-12-10 2017-06-15 Nok株式会社 プーリの騒音低減装置
JP2020041684A (ja) 2018-09-13 2020-03-19 いすゞ自動車株式会社 クランクプーリ

Also Published As

Publication number Publication date
CN118043569A (zh) 2024-05-14

Similar Documents

Publication Publication Date Title
KR20070026192A (ko) 토션 댐핑 장치 또는 구동 디스크 내에 권취된 와이어스프링을 갖는 분리 장치
JPS61215830A (ja) ダイナミツクダンパ−付きフライホイ−ル
JP2000046117A (ja) 回転数適合式振動吸収装置
WO2023132226A1 (ja) トーショナルダンパ
JP7159729B2 (ja) クランクプーリ
JP7060760B2 (ja) フレキシブルフライホイール
JP2015161322A (ja) エンジンのコンロッド構造
JP2023127858A (ja) トーショナルダンパ
JP2000320613A (ja) トルク変動吸収ダンパ
JP7296266B2 (ja) パワープラントの制振構造
JPS6338572B2 (ja)
JP4883284B2 (ja) トーショナルダンパ
JP2004132491A (ja) 衝突型ロータリダンパ
JP2024060849A (ja) トーショナルダンパ
JPH10227333A (ja) ダイナミックダンパ
JP2007232165A (ja) トーショナルダンパ
KR102578513B1 (ko) 진동 감쇠가 향상된 댐퍼 풀리
JP3888581B2 (ja) ダイナミックダンパ
JP2024068917A (ja) 動吸振器
JPH0539228Y2 (ja)
JP2002005234A (ja) トルク変動吸収ダンパ
JP3493391B2 (ja) ダンパ
JP2019120207A (ja) クランクプーリ
JPH11210834A (ja) トルク変動吸収ダンパ
JPH07208550A (ja) ダイナミックダンパ

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 22918811

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1