JP2016169779A - 捩り振動低減装置 - Google Patents

Abstract

【課題】簡易な構成で制振性能を変化させることのできる捩り振動低減装置を提供する。
【解決手段】少なくとも３つの回転要素によって差動作用を行う差動機構１を有し、少なくとも３つの回転要素のうち第１回転要素３がトルクが入力される入力要素とされ、第２回転要素５がトルクを出力する出力要素とされ、第３回転要素２が慣性質量体とされ、それら入力要素と出力要素とが弾性体１１を介して相対回転可能に連結された捩り振動低減装置において、第３回転要素２に第３回転要素２の回転方向に所定の隙間８をあけて追加慣性体７が付設されている。この発明によれば、簡易な構成で少なくとも二種類の制振特性を持つ振動低減装置を得ることができる。
【選択図】図１

Description

この発明は、入力されたトルクの振動を、そのトルクの振動に伴って生じる慣性トルクによって低減させるように構成された振動低減装置に関するものである。

特許文献１に記載された捩り振動緩衝装置は遊星歯車機構を備え、そのサンギヤが入力要素とされ、リングギヤが出力要素とされている。サンギヤに第１のはずみ質量体が連結され、リングギヤに第２のはずみ質量体が連結されている。サンギヤとリングギヤとの間に、それらを相対回転可能にすると共に相対回転させるトルクに対抗する弾性力を生じるばね装置が設けられている。

また、特許文献２に記載されたダンパ装置は、エンジンにスプリングを介して接続される第１リングギヤと、第１リングギヤに噛み合うピニオンギヤを自転可能および公転可能に保持しかつエンジンに接続されるキャリヤと、変速機に接続される第２リングギヤとを備えている。上記の第１リングギヤに第１慣性体が取り付けられており、また、第１リングギヤはクラッチ機構を介して第２慣性体に接続されている。その第２慣性体は軸受を介してハウジングに取り付けられている。

特開平９−１９６１２２号公報 特開２０１４−１７７９５８号公報

上述した特許文献１に記載された装置では、トルクが変動すると、サンギヤとリングギヤとが相対回転し、それに伴ってキャリヤが回転する。キャリヤはその質量に応じた慣性トルクを前記トルクの変動に対する抵抗力として生じる。しかしながら、キャリヤの質量は一定であるため、前記キャリヤの質量に応じた慣性トルクによって低減できる振動特性が限られてしまう。

また、特許文献２に記載された構成では、クラッチ機構を介して第１リングギヤに第２慣性体を選択的に連結するため、慣性質量が変化してそれぞれに応じた振動特性を得ることができる。しかしながら、特許文献２に記載された構成では、クラッチ機構を設けるため、部品点数が増えたり、またクラッチ機構の制御のための装置が必要になったりするなど、装置の全体としての構成が複雑になってしまう可能性がある。

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであって、簡易な構成で制振性能を変化させることのできる捩り振動低減装置を提供することを目的とするものである。

上記の目的を達成するために、この発明は、少なくとも３つの回転要素によって差動作用を行う差動機構を有し、前記少なくとも３つの回転要素のうち第１回転要素がトルクが入力される入力要素とされ、第２回転要素が前記トルクを出力する出力要素とされ、第３回転要素が慣性質量体とされ、それら入力要素と出力要素とが弾性体を介して相対回転可能に連結された捩り振動低減装置において、前記第３回転要素に前記第３回転要素の回転方向に所定の隙間をあけて追加慣性体が付設されていることを特徴とするものである。

この発明によれば、入力トルクの振動によって第１回転要素と第２回転要素とが弾性体を圧縮して相対回転し、それに伴って慣性質量体である第３回転要素が往復回転する。その回転角度が小さい状態では追加慣性体との間の隙間が詰まらないので、第３回転要素は追加回転体を伴わずに単独で往復回転する。したがってこの場合の慣性モーメントは第３回転要素の質量に応じた慣性モーメントになる。また、第３回転体の回転角度が大きい場合には、前記隙間が詰まって第３回転要素と追加慣性体とが一体となる。したがってこの場合の慣性モーメントは第３回転要素の質量と追加慣性体の質量とを合算した質量に応じた慣性モーメントになる。この発明によれば、簡易な構成で制振のための等価慣性を大小に変化させ、少なくとも二種類の制振特性を持つ振動低減装置を得ることができる。

この発明に係る捩り振動低減装置の第１実施例の主要部分を構成する遊星歯車機構の正面図である。 図１に示す振動低減装置を所定の動力伝達装置に組み込んだ状態を示すスケルトン図である。 図１に示す捩り振動低減装置の第１実施例の動作を説明するための図である。 この発明の捩り振動低減装置の第２実施例の主要部分を構成する遊星歯車機構の正面図である。 図４に示す捩り振動低減装置を所定の動力伝達装置に組み込んだ状態を示すスケルトン図である。 この発明の捩り振動低減装置の第３実施例の主要部分を構成する遊星歯車機構の正面図である。 図６に示す捩り振動低減装置を所定の動力伝達装置に組み込んだ状態を示すスケルトン図である。 この発明の捩り振動低減装置の第４実施例の主要部分を構成する遊星歯車機構の正面図である。 図８に示す第４実施例におけるサンギヤと質量増大部との噛み合い部を拡大して示す図である。 この発明の捩り振動低減装置の第５実施例の主要部分を構成する遊星歯車機構の正面図である。

図１は、この発明の捩り振動低減装置の第１実施例の主要部分を構成する遊星歯車機構の正面図である。この遊星歯車機構１は、外歯歯車であるサンギヤ２と、サンギヤ２に対して同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤ３と、サンギヤ２およびリングギヤ３に噛み合っている外歯歯車である複数のピニオンギヤ４と、それらピニオンギヤ４を自転可能かつ公転可能に保持しているキャリヤ５とを備えている。上記のサンギヤ２に当該サンギヤ２の回転方向に予め定めた隙間をあけて追加慣性体７が取り付けられている。具体的には、サンギヤ２の側面に複数のピン６が設けられており、そのピン６が移動可能に挿入される長孔８が追加慣性体７に形成されている。

上記の追加慣性体７は、一例として扇状に形成されており、板厚方向に貫通する一対の長孔８を有している。各長孔８は追加慣性体７の長さ方向での中央部から等しい位置に、サンギヤ２の円周方向に延びかつ追加慣性体７の形状に沿って湾曲して形成されている。これらの長孔８に上記のピン６が移動可能にそれぞれ挿入されている。前記長孔８の長さは、前記トルクの振動の大きさが予め定めたトルクの振動の大きさより小さい場合には、長孔８の長さ方向での各内面８ａ，８ｂにピン６が接触しない長さとなっている。したがって、トルクの振動の大きさが予め定めたトルクの振動の大きさより大きい場合には、長孔８の長さ方向での各内面８ａ，８ｂとピン６とが接触する。

図２は、図１に示す振動低減装置を所定の動力伝達装置に組み込んだ状態を示すスケルトン図である。図２に示す例では、エンジン９にリングギヤ３が連結されて該リングギヤ３が入力要素とされ、変速機１０にキャリヤ５が連結されて該キャリヤ５が出力要素とされている。これらリングギヤ３とキャリヤ５とはこの第１実施例における弾性体に相当するばねダンパ１１を介して連結されており、リングギヤ３とキャリヤ５との相対回転を生じさせるトルクに対してばねダンパ１１の弾性力が反力として作用するようになっている。

エンジン９のトルクがリングギヤ３に伝達されている場合には、キャリヤ５には変速機１０を回転させるためのトルクが反力として作用する。これに伴ってばねダンパ１１には図示しないばねを圧縮する荷重が作用し、その荷重に応じた変位が生じる。これによってリングギヤ３とキャリヤ５とが所定角度、相対回転する。それに伴ってサンギヤ２がリングギヤ３とキャリヤ５との相対回転角度に応じた角度回転する。エンジン９から伝達されるトルクが安定している場合には、つまりトルクの振動がないあるいはわずかである場合には、このような相対回転が生じている遊星歯車機構１の全体が一体となって回転し、エンジン９から変速機１０にトルクが伝達される。なお、遊星歯車機構１が回転すると、追加慣性体７には遠心力が生じ、その遠心力によって半径方向で外側に移動させられ、後述するように、ピン６の外周面と追加慣性体７における長孔８の内面のうちサンギヤ２の半径方向で内側の内面８ｃとが接触する。

リングギヤ３に伝達されるトルクが振動すると、ばねダンパ１１に作用する荷重すなわち圧縮力が変化し、リングギヤ３とキャリヤ５とが所定角度、相対回転する。それに伴って、サンギヤ２が前記トルクの振動の大きさに応じた回転角度の範囲内で往復回転する。この第１実施例では、トルクの振動の大きさが予め定めたトルクの振動の大きさより大きい場合にすなわちサンギヤ２の回転角度が予め定めた回転角度より大きい場合に、当該サンギヤ２と共に追加慣性体７が往復動するように、前記長孔８の長さが設計されている。このサンギヤ２と追加慣性体７とを一体に往復動させる回転角度、あるいは、円周方向における長孔８の長さは、エンジン９の気筒数や車種ごとに設計上、定めることができる。

次に、上記構成の捩り振動低減装置の作用について説明する。エンジン９から遊星歯車機構１に伝達されるトルクが安定している場合には、上述したように、ばねダンパ１１のばねが撓み、その撓みを維持した状態で遊星歯車機構１の全体が一体となって回転する。追加慣性体７にはその質量および回転数に応じた遠心力が生じ、この遠心力によって追加慣性体７はサンギヤ２の回転中心から半径方向で最も遠い箇所に移動させられる。その結果、ピン６と長孔８の内面のうちサンギヤ２の半径方向で内側の内面８ｃとが接触する。各長孔８は上述したように追加慣性体７の長さ方向での中央部からそれぞれ等しい位置に形成されているため、各ピン６は各長孔８における前記中央部からそれぞれ等しい位置に配置される。遊星歯車機構１に伝達されるトルクが安定している場合には、この状態が維持される。このような状態がいわゆる中立状態である。

図３は、図１に示す捩り振動低減装置の第１実施例の動作を説明するための図である。図３の（ａ）は、上述した中立状態の一例を示しており、ここに示す例では、各長孔８の長さ方向での中央部にピン６がそれぞれ配置されている。前記トルクが振動すると、ばねダンパ１１に作用する圧縮力が変化し、リングギヤ３とキャリヤ５とがトルクの振動の大きさに応じた角度の範囲内で相対回転する。それに伴ってサンギヤ２は前記トルクの振動の大きさに応じた角度の範囲内で往復回転する。

前記トルクの振動の大きさが予め定めたトルクの振動の大きさより小さい場合には、サンギヤ２の回転角度は前記予め定めたトルクの振動の大きさに応じた回転角度より小さくなる。図３の（ｂ）および（ｃ）はその状態を示しており、また図３の（ｂ）および（ｃ）にサンギヤ２に作用するトルクの振動の大きさおよび作用方向をベクトルＶ１またはベクトルＶ２で記してある。すなわち、図３の（ｂ）にベクトルＶ１で示すトルクの振動によってサンギヤ２が回転すると、追加慣性体７は見かけ上、サンギヤ２とは反対方向に移動する。図３の（ｂ）に示す例では、サンギヤ２の回転角度は前記予め定めたトルクの振動の大きさに応じた回転角度より小さいため、ピン６と長孔８の長さ方向での他方の内面８ｂとが当接しない。また、図３の（ｃ）にベクトルＶ２で示すトルクの振動によってサンギヤ２が回転した場合もこれと同様であって、ピン６と長孔８の長さ方向での一方の内面８ａとが当接しない。このように、トルクの振動の大きさが予め定めたトルクの振動の大きさより小さい場合には、サンギヤ２と追加慣性体７との間の隙間が詰まらない。その結果、追加慣性体７とサンギヤ２とが相対移動し、サンギヤ２は、その質量（慣性モーメント）と回転角加速度とに応じた慣性トルクを生じる。このサンギヤ２の慣性トルクが前記トルクの振動を低減する荷重として作用し、トルクの振動が低減される。

一方、前記トルクの振動の大きさが予め定めたトルクの振動の大きさより大きい場合には、サンギヤ２の回転角度は前記予め定めたトルクの振動の大きさに応じた回転角度より大きくなる。図３の（ｄ）および（ｅ）はその状態を示しており、また図３の（ｄ）および（ｅ）にサンギヤ２に作用するトルクの振動の大きさおよび作用方向をベクトルＶ３またはベクトルＶ４で記してある。すなわち、図３の（ｄ）にベクトルＶ３で示すトルクの振動によってサンギヤ２が回転すると、サンギヤ２の回転角度が大きいことによりピン６と長孔８の他方の内面８ｂとが当接する。これは、図３の（ｅ）にベクトルＶ４で示すトルクの振動によってサンギヤ２が回転した場合も同様である。このようにトルクの振動の大きさが予め定めたトルクの振動の大きさより大きい場合には、サンギヤ２と追加慣性体７との間の隙間が詰まってこれらが一体となって往復回転する。その結果、サンギヤ２の質量と追加慣性体７の質量とを合算させた質量（慣性モーメント）と回転角加速度とに応じた慣性トルクが生じ、この慣性トルクによってトルクの振動が低減される。

図４は、この発明の捩り振動低減装置の第２実施例の主要部分を構成する遊星歯車機構の正面図であり、図５は、図４に示す捩り振動低減装置を所定の動力伝達装置に組み込んだ状態を示すスケルトン図である。図４および図５に示す例は、エンジン９にサンギヤ２を連結して入力要素とし、変速機１０にキャリヤ５を連結して出力要素とした例である。また、それらのサンギヤ２とキャリヤ５とがばねダンパ１１を介して連結されている。リングギヤ３に予め定めた隙間をあけて追加慣性体７が取り付けられている。具体的には、リングギヤ３にピン６が設けられており、そのピン６が追加慣性体７の長孔８に挿入される。伝達されるトルクが振動すると、ばねダンパ１１に作用する圧縮力が変化し、サンギヤ２とキャリヤ５とが伝達されたトルクの振動の大きさに応じた角度の範囲内で相対回転する。それに伴ってリングギヤ３が前記トルクの振動の大きさに応じた角度の範囲内で往復回転する。この第２実施例では、トルクの振動の大きさが予め定めたトルクの振動の大きさより大きい場合にすなわちリングギヤ３の回転角度が予め定めた角度より大きい場合に、リングギヤ３と共に追加慣性体７が往復動するように、円周方向における前記長孔８の長さが設計されている。この円周方向における長孔８の長さは、上述した第１実施例と同様に、エンジン９の気筒数や車種ごとに設計上、定めることができる。

図４および図５に示すように構成した場合であっても、伝達されるトルクの振動の大きさが予め定めたトルクの振動の大きさより小さい場合には、第１実施例と同様の原理により、リングギヤ３が往復回転する。そのため、リングギヤ３の質量と回転角加速度とに応じた慣性トルクによって前記トルクの振動が低減される。一方、トルクの振動の大きさが予め定めたトルクの振動の大きさより大きい場合には、第１実施例と同様の原理により、リングギヤ３と追加慣性体７とが一体となって往復回転するので、それらの質量を合算させた質量と回転角加速度とに応じた慣性トルクによってトルクの振動が低減される。

図６は、この発明の捩り振動低減装置の第３実施例の主要部分を構成する遊星歯車機構の正面図であり、図７は、図６に示す捩り振動低減装置を所定の動力伝達装置に組み込んだ状態を示すスケルトン図である。図６および図７に示す例は、エンジン９にサンギヤ２を連結して入力要素とし、変速機１０にリングギヤ３を連結して出力要素とした例である。また、それらのサンギヤ２とリングギヤ３とがばねダンパ１１を介して連結されている。キャリヤ５に予め定めた隙間をあけて追加慣性体７が取り付けられている。具体的には、キャリヤ５にピン６が設けられており、そのピン６が追加慣性体７の長孔８に挿入されている。サンギヤ２に伝達されるトルクが振動すると、ばねダンパ１１に作用する圧縮力が変化し、サンギヤ２とリングギヤ３とが伝達されたトルクの振動の大きさに応じた角度の範囲内で相対回転する。それに伴ってキャリヤ５が前記トルクの振動の大きさに応じた角度の範囲内で往復回転する。この第３実施例では、トルクの振動の大きさが予め定めたトルクの振動の大きさより大きい場合にすなわちキャリヤ５の回転角度が予め定めた回転角度より大きい場合に、キャリヤ５と共に追加慣性体７が往復動するように、円周方向における前記長孔８の長さが設計されている。この円周方向における長孔８の長さは、上述した第１実施例や第２実施例と同様に、エンジン９の気筒数や車種ごとに設計上、定めることができる。

図６および図７に示すように構成した場合であっても、伝達されるトルクの振動の大きさが予め定めたトルクの振動の大きさより小さい場合には、第１実施例や第２実施例と同様の原理により、キャリヤ５が往復回転する。そのため、キャリヤ５の質量と回転角加速度とに応じた慣性トルクによって前記トルクの振動が低減される。一方、トルクの振動の大きさが予め定めたトルクの振動の大きさより大きい場合には、第１実施例や第２実施例と同様の原理により、キャリヤ５と追加慣性体７とが一体となって往復動するので、それらの質量を合算させた質量と回転角加速度とに応じた慣性トルクによってトルクの振動が低減される。

図８は、この発明の捩り振動低減装置の第４実施例の主要部分を構成する遊星歯車機構の正面図である。ここに示す例は、図１に示す第１実施例の一部を変更した例であって、サンギヤ２の半径方向で内側に、円周方向に予め定めた隙間をあけて追加慣性体７を付設した例である。図８に示す追加慣性体７は、環状に形成されており、その外周面に一定の間隔で外歯が形成されている。それらの外歯に噛み合う内歯がサンギヤ２の半径方向で内側に形成されている。図９は、サンギヤ２と追加慣性体７との噛み合い部を拡大して示す図である。この図９に示すように、サンギヤ２の内歯２ａの歯面と、追加慣性体７の外歯７ａの歯面との間に予め定めた隙間Ｃが形成されている。この隙間Ｃは第１実施例ないし第３実施例での長孔８と同様に機能するものであって、トルクの振動の大きさが予め定めたトルクの振動の大きさより大きい場合に、サンギヤ２と追加慣性体７とが一体となって往復動するように、設計されている。すなわち、予め定めたトルクの振動の大きさに応じたサンギヤ２の移動長さと同じ長さとなっている。なお、サンギヤ２と追加慣性体７とは、いわゆるドグ歯同士の噛み合いに替えて、前記隙間Ｃをあけてスプライン嵌合するように構成してもよく、要は、上記の隙間が形成されていればよい。なおまた、第１実施例と同様に、リングギヤ３にエンジン９が連結され、キャリヤ５に変速機１０が連結されており、それらのリングギヤ３とキャリヤ５とがばねダンパ１１を介して連結されている。

図１０は、この発明の捩り振動低減装置の第５実施例の主要部分を構成する遊星歯車機構の正面図である。ここに示す例は、図８に示す第４実施例の一部を変更した例であって、サンギヤ２の外歯に予め定めた隙間をあけて噛み合うように、追加慣性体７を設けた例である。詳細は図示しないが、その追加慣性体７は環状に形成されており、その外周面に一定の間隔でサンギヤ２の外歯に噛み合う外歯が形成されている。また、サンギヤ２の外歯の歯面と、追加慣性体７の外歯の歯面との間に、前記第４実施例と同様に、隙間Ｃが形成されている。

図８に示す第４実施例および図１０に示す第５実施例であっても、伝達されるトルクが振動すると、第１実施例と同様に、リングギヤ３とキャリヤ５とがトルクの振動の大きさに応じた角度の範囲内で相対回転する。それに伴ってサンギヤ２が前記トルクの振動の大きさに応じた角度の範囲内で往復回転する。上述した隙間Ｃは長孔８と同様に機能するため、前記トルクの振動の大きさが予め定めたトルクの振動の大きさより小さい場合には、第１実施例と同様の原理により、追加慣性体７の外歯とサンギヤ２の内歯あるいは外歯とが噛み合わず、サンギヤ２のみが往復動する。そのサンギヤ２の質量と回転角加速度とに応じた慣性トルクによってトルクの振動が低減される。一方、前記トルクの振動の大きさが予め定めたトルクの振動の大きさより大きい場合には、第１実施例と同様の原理により、追加慣性体７の外歯とサンギヤ２の内歯あるいは外歯とが噛み合うことにより、これらが一体となって往復動し、それらの質量を合算させた質量と回転角加速度とに応じた慣性トルクによってトルクの振動が低減される。

このように、この発明に係る振動低減装置では、三つの回転要素によって差動作用を行う遊星歯車機構を有し、その三つの回転要素のうち一つの回転要素を捩り振動を低減する慣性質量体として機能させる。そして、この慣性質量体に予め定めた隙間をあけて追加慣性体７が付設されているため、入力されるトルクの振動の大きさが予め定めたトルクの振動の大きさより大きい場合には、慣性質量体と追加慣性体７とを一体に往復動させることができる。そのため、この発明によれば、構成が簡単で、しかも、少なくとも二種類の制振特性を持つ振動低減装置を得ることができる。

１…遊星歯車機構、 ２…サンギヤ、 ３…リングギヤ、 ５…キャリヤ、 ６…ピン、 ７…追加慣性体、 ８…長孔、 １１…ばねダンパ。

Claims (1)

1. 少なくとも３つの回転要素によって差動作用を行う差動機構を有し、前記少なくとも３つの回転要素のうち第１回転要素がトルクが入力される入力要素とされ、第２回転要素が前記トルクを出力する出力要素とされ、第３回転要素が慣性質量体とされ、それら入力要素と出力要素とが弾性体を介して相対回転可能に連結された捩り振動低減装置において、 前記第３回転要素に前記第３回転要素の回転方向に所定の隙間をあけて追加慣性体が付設されている
   ことを特徴とする捩り振動低減装置。

Images