WO2023136239A1 - トーショナルダンパ - Google Patents

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信彦 成田
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Nok株式会社
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    • 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
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    • 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 invention relates to torsional dampers.
  • Patent Literature 1 discloses a crank pulley having a boss attached to the front end of a crankshaft.
  • a crank pulley characterized by further comprising a cavity for muffling radiated sound using interference of sound waves, wherein the cavity is partitioned into a plurality of spaces.
  • Patent Document 1 In the conventional torsional damper represented by Patent Document 1, it is necessary to create a cavity in the hub in order to provide a noise reduction function, so the required cavity volume and opening area are set according to the frequency of the radiated sound. It was assumed that it would not work depending on the size of the torsional damper, and lacked versatility.
  • a torsional damper consists of a hub that is fastened to the crankshaft, a vibration ring that forms a damper mass, and a rubber ring that forms a damper spring. (absorbing vibration).
  • the rotational resonance frequency of the vibrating ring is often approximately 300 to 600 Hz.
  • the vibrating ring also resonates in the axial direction, and the frequency is several hundred Hz, which is about the same as the torsional vibration.
  • the noise radiated from the hub is often caused by local resonance in the axial direction of the hub, and its frequency is as high as several thousand Hz. Since the local resonance of the hub is the largest in the radiated sound emitted from the hub, it is necessary to use some kind of anti-vibration means to reduce the vibration and reduce the radiated sound.
  • the present invention solves the above problems. That is, the present invention provides a torsional damper that reduces radiated noise from the hub.
  • the present invention is a torsional damper that suppresses axial local resonance of the hub by using a dynamic damping mechanism for the axial vibration of the vibration ring to reduce the radiated noise of the hub.
  • the present invention is a torsional damper in which the value of the spring ratio to the resonance frequency ratio of the hub and ring is 0.9 or more.
  • FIG. 7 is a graph showing the local resonance of the hub in vibration calculation with the spring ratio as a parameter; It is the graph which carried out the parameter study of the spring ratio.
  • 4 is a graph showing the relationship between the spring ratio/the resonance frequency ratio of the hub and the ring and the hub resonance magnification ratio.
  • 1 is a schematic perspective view illustrating an embodiment of a torsional damper of the present invention
  • FIG. 5 is a schematic cross-sectional perspective view of the torsional damper (torsional damper) shown in FIG. 4;
  • the noise radiated from the hub is often caused by local resonance in the axial direction of the hub, and its frequency is several thousand Hz. Since the local resonance of the hub is the largest in the radiated sound emitted from the hub, it is necessary to use some kind of anti-vibration means to reduce the vibration and reduce the radiated sound.
  • the rubber member that makes up the damper spring has frequency dependence and amplitude dependence as characteristics of the viscoelastic damping structure, and shows a tendency that the dynamic spring constant increases as the frequency and the amplitude become smaller.
  • the dynamic spring constant at the torsional and axial resonance frequencies (several hundred Hz) of the rubber used in general torsional dampers is 1, the dynamic spring constant at several thousand Hz of the hub local resonance is about twice as large. .
  • the value obtained by dividing the dynamic spring constant of the rubber at the hub local resonance frequency by the dynamic spring constant of the rubber at the axial resonance frequency of the vibration ring is defined as the spring ratio. Resonance causes the changes shown in FIG. In the vibration model of FIG.
  • the vibration ring acts as a dynamic damper to suppress local resonance of the hub and reduce noise radiated from the hub.
  • the effect of reducing the sound emitted from the hub can be confirmed at the audible level.
  • the dynamic spring constant of rubber is a rubber characteristic that is three times or more the dynamic spring constant at 600 Hz.
  • the torsional damper in which the value of the spring ratio to the resonance frequency ratio of the hub and the ring is 0.9 or more reduces the radiated noise of the hub.
  • a torsional damper is the torsional damper of the present invention.
  • the torsional damper of the present invention is a torsional damper in which the value of (spring ratio)/(resonance frequency ratio between hub and ring) is 0.9 or more.
  • the numerator is the "axial dynamic spring constant (N/mm) of the rubber ring at the resonance frequency of the hub itself” and “the axial direction of the vibration system with the vibration ring as the mass and the rubber ring as the spring.” It is a value divided by the axial dynamic spring constant (N/mm) of the rubber ring at the resonance frequency.
  • Spring ratio (Axial dynamic spring constant of rubber ring at resonance frequency of hub unit (N/mm))/(Rubber ring at axial resonance frequency of vibration system with vibration ring as mass and rubber ring as spring) Axial dynamic spring constant (N/mm)) is.
  • the axial dynamic spring constant (N/mm) of the rubber ring at the resonance frequency of the hub unit means the value obtained as follows. First, the torsional damper is fastened to the translational vibration exciter and vibrated in the axial direction. Next, the acceleration pickups are attached to the vibration shaft, the outer periphery of the hub, and the vibration ring. Next, the vibration transmissibility is measured by vibrating from a low frequency to a high frequency. Next, each part of the hub is measured and the inertial mass distribution and stiffness distribution of the hub are calculated by FEM analysis.
  • the "axial dynamic spring constant (N/mm) of the rubber ring at the axial resonance frequency of the vibration system with the vibration ring as the mass and the rubber ring as the spring” is a hardware measure for measuring the rubber spring constant. It means a value obtained using a measuring device equipped with various functions and software.
  • the "axial resonance frequency of the hub unit” is obtained by attaching an acceleration pickup to the excitation shaft attached to the vibration exciter and to the outer periphery of the hub, vibrating from low to high frequencies, and measuring the vibration transmissibility. means the value obtained by
  • the axial resonance frequency (Hz) of the vibration system with the vibration ring as the mass and the rubber ring as the spring means the value obtained by actual measurement using a vibration exciter or by modal analysis using hammering, as described above.
  • FIG. 4 is a schematic perspective view illustrating an embodiment of the torsional damper of the present invention
  • FIG. 5 is a schematic cross-sectional perspective view of the torsional damper shown in FIG.
  • the torsional damper 1 of the embodiment illustrated in FIGS. 4 and 5 can be used by being attached to the tip of the crankshaft of an engine such as a vehicle.
  • the torsional damper 1 has a function of absorbing torsional resonance of the shaft of the crankshaft and suppressing vibration and noise of the engine. It also serves as a drive pulley that transmits the rotation of the crankshaft to accessories through a belt.
  • a torsional damper 1 has a hub 3 , a vibration ring 5 and a rubber ring 7 .
  • the hub 3 is composed of a boss portion 31 , a stay portion 33 and a rim portion 35 .
  • the boss portion 31 is provided in the radially central portion of the hub 3 .
  • a boss portion 31 is fastened to the tip of the crankshaft, and the hub 3 is rotationally driven around the central axis X.
  • the stay portion 33 extends radially from the boss portion 31 .
  • the rim portion 35 is provided on the outer peripheral side of the stay portion 33 .
  • the rim portion 35 is cylindrical, and the vibration ring 5 is connected to the outer peripheral side of the rim portion 35 via the rubber ring 7 .
  • Each of the boss portion 31, the stay portion 33 and the rim portion 35 can be molded using a metal material such as cast iron as a raw material.
  • a metal material such as cast iron as a raw material.
  • flake graphite cast iron, spheroidal graphite cast iron, hot-rolled steel sheets for automobile structures, and the like can be used for molding.
  • flake graphite cast iron include FC100, FC150, FC200, FC250, FC300 and FC350.
  • Examples of spheroidal graphite cast iron include FCD350-22, FCD350-22L, FCD400-18, FCD400-18L, FCD400-15, FCD450-10, FCD500-7, FCD600-3, FCD700-2, FCD800-2, FCD400- 18A, FCD400-18AL, FCD400-15A, FCD500-7A, FCD600-3A and the like.
  • Examples of rolled steel sheets for automobile structures include SAPH310, SAPH370, SAPH410, and SAPH440.
  • the vibrating ring 5 is arranged radially outward of the hub 3, and has a pulley groove 51 on which the belt is hung on its outer peripheral surface.
  • the pulley groove 51 functions as a pulley for power transmission.
  • the vibration ring 5 can be molded using a metal material such as cast iron as a raw material.
  • a metal material such as cast iron as a raw material.
  • Flaky graphite cast iron can be used as raw material. This is because flake graphite cast iron has an excellent ability to absorb vibration and is also excellent in wear resistance. Examples of flake graphite cast iron include FC100, FC150, FC200, FC250, FC300 and FC350.
  • the rubber ring 7 is inserted into the gap between the outer peripheral surface of the hub 3 and the inner peripheral surface of the vibration ring 5 .
  • the rubber ring 7 plays a role of reducing the torsional vibration of the crankshaft generated during running of the vehicle, etc. to prevent damage and to reduce the noise and vibration of the engine vibration.
  • the rubber ring 7 plays an important role in obtaining a torsional damper with a spring ratio of 0.9 or more to the resonance frequency ratio of the hub and ring.
  • the rubber ring 7 preferably has a tan ⁇ of 0.27 or more and a dynamic magnification of 1.61 or less, more preferably a tan ⁇ of 0.27 or more and a dynamic magnification of 1.46 or less. is 0.35 or more and the dynamic magnification is 1.46 or less.
  • tan ⁇ means a value obtained by measuring an excitation frequency of 100 Hz, a rubber strain of 1%, a temperature of 60° C., and others by a conventionally known method.
  • the dynamic magnification means the value obtained by measuring the excitation frequency of 100 Hz/1 Hz, the rubber strain of 1%, the temperature of 60° C., and others by a conventionally known method.

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Abstract

ハブの放射音を低減したトーショナルダンパの提供を課題とする。ハブとリングの共振周波数比に対するバネ比の値が０．９以上となるトーショナルダンパによって解決する。

Description

トーショナルダンパ
　本発明はトーショナルダンパに関する。
　トーショナルダンパのハブから放射される騒音低減対策として、音の干渉を利用した方法が提案されている。
　例えば特許文献１には、クランクシャフトの前端に取り付けられるボス部を備えるクランクプーリに於いて、前記ボス部の前面外縁に沿って形成され、前記クランクシャフトを通じ前記ボス部の前面中央から放射される放射音を音波の干渉を利用し消音する空洞部と、を更に備え、前記空洞部は、複数の空間に区画される事を特徴とするクランクプーリが記載されている。
特開２０２０－４１６８４号公報
　特許文献１に代表される従来のトーショナルダンパでは、消音機能を付与するため、ハブに空洞部を作り込む必要があることから、放射音の周波数に応じて必要な空洞容積および開口面積を設定する必要があり、トーショナルダンパのサイズによっては成立しないことが想定され、汎用性に欠けた。
　トーショナルダンパはクランクシャフトに締結するハブと、ダンパ・マスをなす振動リングと、ダンパ・バネをなすゴムリングとで構成され、振動リングが回転方向に共振することでクランクシャフトの捩り共振を抑制（吸振）している。振動リングの回転方向共振周波数は概ね３００～６００Ｈｚとなることが多い。
　一方、振動リングは軸方向にも共振し、周波数は捩り振動と同程度の数百Ｈｚとなる。
　ハブから放射される騒音はハブの軸方向ローカル共振が問題となる場合が多く、その周波数は数千Ｈｚと高周波である。ハブから放射される放射音はハブのローカル共振が最も大きいことから何かしらの防振手段により振動を低減させ放射音を小さくする技術が必要である。
　本発明は上記のような課題を解決する。すなわち、本発明は、ハブの放射音を低減したトーショナルダンパを提供する。
　本発明は振動リングの軸方向振動を動吸振機構としてハブの軸方向ローカル共振を抑制しハブの放射音を低減したトーショナルダンパである。
　本発明は、ハブとリングの共振周波数比に対するバネ比の値が０．９以上となるトーショナルダンパである。
　本発明によれば、ハブの放射音を低減したトーショナルダンパを提供することができる。
バネ比をパラメータとした振動計算におけるハブのローカル共振を示すグラフである。 バネ比をパラメータスタディしたグラフである。 バネ比／ハブとリングの共振周波数比と、ハブ共振倍率比との関係を示すグラフである。 本発明のトーショナルダンパの実施態様を例示した概略斜視図である。 図４に示したトーショナルダンパ（トーショナルダンパ）の概略断面斜視図である。
　本発明について説明する。
　前述のようにハブから放射される騒音はハブの軸方向ローカル共振が問題となる場合が多く、その周波数は数千Ｈｚと高周波である。ハブから放射される放射音はハブのローカル共振が最も大きいことから何かしらの防振手段により振動を低減させ放射音を小さくする技術が必要である。
　ここで、振動リングの軸方向共振周波数とハブのローカル共振周波数は大きく乖離するため、振動リングを動吸振器としてハブ共振を抑制することは困難である。
　しかしながら、ダンパ・バネをなすゴム部材は粘弾性減衰構造の特性として周波数依存性と振幅依存性を有し、高周波かつ微振幅ほど動的バネ定数が大きくなる傾向を示す。
　一般的なトーショナルダンパに用いられるゴムは捩りおよび軸方向共振周波数（数百Ｈｚ）における動的バネ定数を１とすると、ハブローカル共振の数千Ｈｚにおいて２倍程度の動的バネ定数となる。
　ハブローカル共振周波数におけるゴムの動的バネ定数を、振動リングの軸方向共振周波数におけるゴムの動バネ定数で割った値をバネ比と定義すると、このバネ比をパラメータとした振動計算においてハブのローカル共振は図１に示す変化が生じる。
　図１の振動モデルではハブのローカル共振周波数を２０００Ｈｚとし振動リングの軸方向共振周波数を６００Ｈｚと仮定している。周波数の比は２０００÷６００＝３．３３となる。
　バネ比をパラメータスタディした図２において、周波数：３．３３に近いバネ比：３はハブのローカル共振を動吸振効果によって制振する効果が認められる。
　以上のことから、ハブのローカル共振周波数と振動リングの軸方向共振周波数の比（以下、周波数比）に近いバネ比（＝ハブローカル共振周波数の動バネ定数／振動リング軸方向共振周波数の動バネ定数）となる特性を有したゴム材料を使うことによって、振動リングが動吸振器として作用しハブのローカル共振を制振し、ハブからの放射音を低減させることができる。
　なお、ハブの放射音はハブの振動を１／√２＝０．７０７１倍に変化させることで放射音の低減効果を聴感レベルで確認できる。ハブのローカル共振周波数を振動リングの軸方向共振周波数で割った周波数比と、ハブ共振時のゴムの動バネ定数を振動リング共振時のゴム動バネ定数で割ったバネ比、これら周波数比とバネ比の比率を横軸とし、ハブ共振時の振動伝達率（＝共振倍率）をバネ比が１．０の共振倍率で割った共振倍率を縦軸としてグラフ化し０．７０７１倍以下となるのは、横軸０．９以上の領域となる（図３参照）。
　例えば、ハブのローカル共振：２０００Ｈｚ、振動リングの軸方向共振：６００Ｈｚとすると、周波数比は２０００／６００＝３．３３倍であり、３．３３×０．９≒３倍であるから、２０００Ｈｚのゴムの動バネ定数は６００Ｈｚの動バネ定数の３倍以上となるゴム特性である。
　以上より、ハブとリングの共振周波数比に対するバネ比の値が０．９以上となるトーショナルダンパは、ハブの放射音が低減されたものと言える。
　このようなトーショナルダンパが本発明のトーショナルダンパである。
　本発明のトーショナルダンパは、（バネ比）／（ハブとリングの共振周波数比）の値が０．９以上となるトーショナルダンパである。
　ここで分子となる「バネ比」は「ハブ単体の共振周波数におけるゴムリングの軸方向動的バネ定数（Ｎ／ｍｍ）」を「振動リングをマス、ゴムリングをバネとした振動系の軸方向共振周波数に於けるゴムリングの軸方向動的バネ定数（Ｎ／ｍｍ）」で除した値である。
　つまり、
バネ比＝（ハブ単体の共振周波数におけるゴムリングの軸方向動的バネ定数（Ｎ／ｍｍ））／（振動リングをマス、ゴムリングをバネとした振動系の軸方向共振周波数に於けるゴムリングの軸方向動的バネ定数（Ｎ／ｍｍ））
である。
　ここで「ハブ単体の共振周波数におけるゴムリングの軸方向動的バネ定数（Ｎ／ｍｍ）」は、次のように求めた値を意味するものとする。
　初めにトーショナルダンパを並進方向加振機に締結し軸方向に加振する。
　次に、加振軸、ハブ外周部、振動リングの３か所に加速度ピックアップを取り付ける。
　次に、低周波から高周波まで加振し振動伝達率を計測する。
　次に、ハブ各部位を採寸しFEM解析にてハブの慣性質量分布とスティフネス分布を算出する。
　次に、ハブ共振系および振動リング共振系の運動方程式（コンピュータソフト）に振動伝達率およびFEM解析結果を入力し、ゴムリング軸方向バネ定数の周波数依存性を算出する。
　このようにしてハブ単体の共振周波数とゴムリングの軸方向動的バネ定数は実測とコンピュータ計算により求める。
　また、「振動リングをマス、ゴムリングをバネとした振動系の軸方向共振周波数に於けるゴムリングの軸方向動的バネ定数（Ｎ／ｍｍ）」は、ゴムのバネ定数を実測するハード的な機能、ソフトウェアが搭載されている計測装置を用いて求めた値を意味するものとする。
　また、分母となる「ハブとリングの共振周波数比」は「ハブ単体の軸方向共振周波数（Ｈｚ）」を「振動リングをマス、ゴムリングをバネとした振動系の軸方向共振周波数（Ｈｚ）」で除した値である。
　つまり、
（ハブとリングの共振周波数比）＝（ハブ単体の軸方向共振周波数（Ｈｚ））／（振動リングをマス、ゴムリングをバネとした振動系の軸方向共振周波数（Ｈｚ））
である。
　ここで「ハブ単体の軸方向共振周波数」は、前述の通り、加振機に取り付け加振軸とハブ外周部に加速度ピックアップを取り付け、低周波から高周波まで加振させ、振動伝達率を計測して求めた値を意味するものとする。
　また、「振動リングをマス、ゴムリングをバネとした振動系の軸方向共振周波数（Ｈｚ）」は、前述の通り、加振機による実測かハンマリングによるモーダル解析で求めた値を意味するものとする。
　本発明のトーショナルダンパの具体例について、図を用いて説明する。
　図４は、本発明のトーショナルダンパの実施態様を例示した概略斜視図であり、図５は図４に示したトーショナルダンパの概略断面斜視図である。
　図４、図５に例示する実施態様のトーショナルダンパ１は、車両等のエンジンのクランクシャフトの先端に取り付けて用いることができる。トーショナルダンパ１は、クランク軸のシャフトの捩り共振を吸収し、また、エンジンの振動、騒音を抑制する機能を備える。さらに、クランクシャフトの回転をベルトを介して補器へ動力を伝達する駆動プーリーの役割も果たす。
　トーショナルダンパ１はハブ３と、振動リング５と、ゴムリング７とを有する。
　ハブ３は、ボス部３１、ステー部３３およびリム部３５からなる。
　ボス部３１は、ハブ３における径方向の中央部に設けられている。ボス部３１がクランクシャフトの先端に締結され、ハブ３が中心軸Ｘを中心に回転駆動する。
　ステー部３３は、ボス部３１から径方向に伸びている。
　リム部３５は、ステー部３３の外周側に設けられている。リム部３５は円筒状であり、リム部３５の外周側にゴムリング７を介して振動リング５が連結される。
　ボス部３１、ステー部３３およびリム部３５の各々は、鋳鉄等の金属材料等を原料として用いて成形することができる。特に、片状黒鉛鋳鉄、球状黒鉛鋳鉄、自動車構造用熱間圧延鋼板等を用いて成形することができる。片状黒鉛鋳鉄の例としては、FC100、FC150、FC200、FC250、FC300、FC350等を挙げることができる。球状黒鉛鋳鉄の例としては、FCD350-22、FCD350-22L、FCD400-18、FCD400-18L、FCD400-15、FCD450-10、FCD500-7、FCD600-3、FCD700-2、FCD800-2、FCD400-18A、FCD400-18AL、FCD400-15A、FCD500-7A、FCD600-3A等を挙げることができる。自動車構造用圧延鋼板の例としては、SAPH310、SAPH370、SAPH410、SAPH440等を挙げることができる。
　振動リング５は、ハブ３の径方向外側に配置されており、その外周面にベルトが掛かるプーリ溝５１が設けられている。プーリ溝５１は動力伝達用のプーリとして機能する。
　振動リング５は鋳鉄等の金属材料等を原料として用いて成形することができる。原料として片状黒鉛鋳鉄を使用することができる。片状黒鉛鋳鉄は振動を吸収する能力が優れており、耐摩耗性にも優れているためである。片状黒鉛鋳鉄の例としては、FC100、FC150、FC200、FC250、FC300、FC350等を挙げることができる。
　ゴムリング７は、ハブ３の外周面と、振動リング５の内周面との間隙部に挿入されている。ゴムリング７は車両等の走行中に発生するクランクシャフトの捩じれ振動を低減させて破損を防止したり、エンジン振動の騒音や振動を低減したりする役割を果たす。
　ゴムリング７は、ハブとリングの共振周波数比に対するバネ比の値が０．９以上とトーショナルダンパを得るために、重要な役割を果たす。
　ゴムリング７はｔａｎδが０．２７以上かつ動倍率が１．６１以下のものであることが好ましく、ｔａｎδが０．２７以上かつ動倍率が１．４６以下のものであることがより好ましく、ｔａｎδが０．３５以上かつ動倍率が１．４６以下のものであることがさらに好ましい。
　ここでｔａｎδは、加振周波数を１００Ｈｚ、ゴム歪を１％、温度を６０℃とし、その他は従来公知の方法によって測定して得た値を意味するものとする。
　また、動倍率は、加振周波数を１００Ｈｚ／１Ｈｚ、ゴム歪を１％、温度を６０℃とし、その他は従来公知の方法によって測定して得た値を意味するものとする。
　この出願は、２０２２年１月１３日に出願された日本出願特願２０２２－３６１８を基礎とする優先権を主張し、その開示のすべてをここに取り込む。

Claims (1)

  1. 　ハブとリングの共振周波数比に対するバネ比の値が０．９以上となるトーショナルダンパ。
PCT/JP2023/000328 2022-01-13 2023-01-10 トーショナルダンパ WO2023136239A1 (ja)

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JP2022003618 2022-01-13
JP2022-003618 2022-01-13

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