JP2022149803A

JP2022149803A - Torsional/bending damper

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Publication number: JP2022149803A
Application number: JP2021052112A
Authority: JP
Inventors: 広葵杉江; Hiroki Sugie
Original assignee: Fukoku Co Ltd; Fukoku KK
Current assignee: Fukoku Co Ltd; Fukoku KK
Priority date: 2021-03-25
Filing date: 2021-03-25
Publication date: 2022-10-07

Abstract

To provide a light-weight torsional/bending damper capable of effectively controlling vibration of input in a bending direction in various bending modes of a crank shaft.SOLUTION: A torsional/bending damper 1 includes: a hub 2 attached concentrically with a shaft end of a crank shaft, receiving input in a torsional direction of the crank shaft and receiving input in a bending direction of the crank shaft at a crank relative angle corresponding to a crank angle of the crank shaft; an elastic member 4 fixed to an outer peripheral surface 2a of the hub 2 and controlling vibration of input in the torsional direction; and an inertia mass member 6 fixed to an outer peripheral surface 4a of the elastic member 4. The elastic member 4 has, along the circumferential direction, a vibration control part 20 for controlling vibration in the bending direction, and a non-vibration control part 22 having smaller input in the bending direction than the vibration control part 20 or not receiving vibration in the bending direction. An attenuation factor to input in the bending direction of the vibration control part 20 is larger compared to that of the non-vibration control part 22.SELECTED DRAWING: Figure 1

Description

本発明は、トーショナル・ベンディングダンパに関する。 The present invention relates to torsional bending dampers.

エンジンなどの内燃機関においては、各気筒において、吸気、圧縮、燃焼（膨張）、排気の各行程が繰り返されることにより、クランクシャフトが駆動され、クランクシャフトに捩り振動が発生する。クランクシャフトの疲労破壊防止及び騒音低減のために、捩り振動を制振するトーショナルダンパが知られている。また、クランクシャフトには、燃焼行程において曲げ方向の入力が繰り返されることにより、曲げ振動も発生する。 2. Description of the Related Art In an internal combustion engine such as an engine, intake, compression, combustion (expansion), and exhaust strokes are repeated in each cylinder, thereby driving a crankshaft and generating torsional vibration in the crankshaft. A torsional damper that suppresses torsional vibration is known for preventing fatigue fracture of a crankshaft and reducing noise. In addition, bending vibration is also generated in the crankshaft due to repeated input in the bending direction during the combustion stroke.

近年、クランクシャフトの細軸化と、各気筒における燃焼圧力の増大化が進んでいることから、クランクシャフトの曲げ振動を効果的に制振するベンディングダンパがトーショナルダンパに追加される形で組み合わされることがある。このようなトーショナル・ベンディングダンパは、クランクシャフトの軸端にハブが同芯で取り付けられる。 In recent years, the crankshaft has become thinner and the combustion pressure in each cylinder has increased. may be In such a torsional bending damper, a hub is concentrically attached to the shaft end of the crankshaft.

ハブは、クランクシャフトの捩り振動によって捩り方向の入力を受けるとともに、クランクシャフトの曲げ振動によって曲げ方向の入力を受ける。曲げ振動の振幅は、各気筒の点火から膨張行程に移行する付近のクランク角で大きくなる。このため、例えば、エンジンが直列４気筒の場合には、クランク角度が０°及び１８０°となる位置において、クランクシャフトの曲げ変形が大きくなる。４気筒以外でも同様に、クランクピンの位相と一致する角度において、クランクシャフトの曲げ変形が大きくなる。 The hub receives a torsional input due to torsional vibration of the crankshaft and a bending input due to bending vibration of the crankshaft. The amplitude of bending vibration increases at a crank angle near the transition from ignition to expansion stroke of each cylinder. Therefore, for example, when the engine is an in-line four-cylinder engine, bending deformation of the crankshaft increases at positions where the crank angle is 0° and 180°. Similarly, in cylinders other than four cylinders, bending deformation of the crankshaft increases at an angle that matches the phase of the crankpin.

この場合においては、ベンディングダンパを構成する弾性部材のクランク相対角度１８０°及び０°の位置において、クランクシャフトの軸線上の一点を中心とした円弧を描く方向、すなわちクランクシャフトの周方向（こじり方向）、又はクランクシャフトの径方向の共振周波数を調整する。これにより、ベンディングダンパが最大の制振性能を発揮し、クランクシャフトの曲げ振動を効果的に制振可能である。 In this case, the direction in which the elastic member constituting the bending damper draws an arc about a point on the axis of the crankshaft at the relative angles of 180° and 0° to the crankshaft, i.e., the circumferential direction of the crankshaft (prying direction) ), or adjust the radial resonance frequency of the crankshaft. As a result, the bending damper exhibits maximum damping performance, and can effectively damp the bending vibration of the crankshaft.

特許文献１には、トーショナルダンパ及びベンディングダンパの双方の機能を備えたトーショナル・ベンディングダンパが開示されている。このトーショナル・ベンディングダンパにおいては、トーショナルダンパを構成する環状エラストマー部材（弾性部材）において、捩り方向の入力が制振される。また、ベンディングダンパを構成する一対の柱状エラストマー部材（弾性部材）、又は円柱状エラストマー部材（弾性部材）において、ハブに対する曲げ方向の入力が制振される。 Patent Document 1 discloses a torsional bending damper having both functions of a torsional damper and a bending damper. In this torsional bending damper, a torsional input is damped by an annular elastomer member (elastic member) that constitutes the torsional damper. In addition, the pair of columnar elastomer members (elastic members) or columnar elastomer members (elastic members) that constitute the bending damper damp the input in the bending direction to the hub.

実開平７－２３８３７号公報Japanese Utility Model Laid-Open No. 7-23837

特許文献１に記載のトーショナル・ベンディングダンパは、トーショナルダンパを構成する第一の質量体（慣性マス部材）と、ベンディングダンパを構成する第二の質量体（慣性マス部材）とを有するため、重量が大きくなる。トーショナル・ベンディングダンパの重量が大きいと、回転するクランクシャフトの軸端が遠心力により振り回され、クランクシャフトの曲げ振動がさらに大きくなるおそれがある。 Since the torsional bending damper described in Patent Document 1 has a first mass body (inertia mass member) that constitutes the torsional damper and a second mass body (inertia mass member) that constitutes the bending damper, Increased weight. If the weight of the torsional bending damper is large, the shaft end of the rotating crankshaft will be swung around by centrifugal force, which may further increase the bending vibration of the crankshaft.

また、ベンディングダンパを構成する一対の柱状エラストマー部材は、ハブの径方向において１８０°対称の位置に配置されている。また、ベンディングダンパが円柱状エラストマー部材を有する形態の場合、円柱状エラストマー部材の径方向の厚みは周方向において一様である。 Also, the pair of columnar elastomer members that constitute the bending damper are arranged at 180° symmetrical positions in the radial direction of the hub. In addition, in the case where the bending damper has a cylindrical elastomer member, the radial thickness of the cylindrical elastomer member is uniform in the circumferential direction.

クランク角度が０°及び１８０°以外の場合、或いは、クランクシャフトが複数の節（リンク）を有するクランク機構を構成し、ベンディングダンパが多数の方向から曲げ方向の入力を受ける場合には、クランクシャフトに多様な曲げモードが発生し得る。このような場合、特許文献１に記載のダンパでは、柱状エラストマー部材の位置は１８０°対称の位置に固定であり、また、円柱状エラストマー部材の径方向の厚みは一様であるため、曲げ方向の入力を効果的に制振することができないおそれがある。 When the crank angle is other than 0° and 180°, or when the crankshaft constitutes a crank mechanism having a plurality of joints (links) and the bending damper receives input in the bending direction from many directions, the crankshaft Various bending modes can occur in In such a case, in the damper disclosed in Patent Document 1, the positions of the columnar elastomer members are fixed at 180° symmetrical positions, and the thickness of the columnar elastomer members in the radial direction is uniform. input may not be damped effectively.

本発明は、このような課題に鑑みてなされたもので、軽量で且つクランクシャフトの多様な曲げモードにおいて曲げ方向の入力を効果的に制振することができるトーショナル・ベンディングダンパを提供することを目的とする。 SUMMARY OF THE INVENTION It is an object of the present invention to provide a torsional bending damper that is lightweight and capable of effectively damping inputs in the bending direction in various bending modes of a crankshaft. aim.

上記の目的を達成するべく、本発明のトーショナル・ベンディングダンパは、クランクシャフトの軸端に同芯で取り付けられ、クランクシャフトの捩り方向の入力を受けるとともに、クランクシャフトのクランク角度に対応するクランク相対角度においてクランクシャフトの曲げ方向の入力を受けるハブと、ハブの外周面に固着されるとともに捩り方向の入力を制振する弾性部材と、弾性部材の外周面に固着される慣性マス部材とを備え、弾性部材は、その周方向に亘って、曲げ方向の入力を制振する制振部と、制振部よりも曲げ方向の入力が小さい又は曲げ方向の入力を受けない非制振部とを有し、制振部の曲げ方向の入力に対する減衰率は、非制振部に比して大きい。 In order to achieve the above object, the torsional bending damper of the present invention is concentrically attached to the shaft end of the crankshaft, receives an input in the torsional direction of the crankshaft, and provides a crank relative damper corresponding to the crank angle of the crankshaft. It comprises a hub that receives an input in the bending direction of the crankshaft at an angle, an elastic member that is fixed to the outer peripheral surface of the hub and dampens the input in the torsional direction, and an inertia mass member that is fixed to the outer peripheral surface of the elastic member. , the elastic member has a damping portion that damps the input in the bending direction and a non-damping portion that receives less input in the bending direction than the damping portion or does not receive the input in the bending direction. The damping rate of the vibration damping portion with respect to the input in the bending direction is larger than that of the non-vibration damping portion.

本発明のトーショナル・ベンディングダンパによれば、軽量で且つクランクシャフトの多様な曲げモードにおいて曲げ方向の入力を効果的に制振することができる。 According to the torsional bending damper of the present invention, it is lightweight and can effectively damp the input in the bending direction in various bending modes of the crankshaft.

第１実施形態に係るトーショナル・ベンディングダンパの斜視図である。1 is a perspective view of a torsional bending damper according to a first embodiment; FIG. 図１のＡ－Ａ方向から見たトーショナル・ベンディングダンパの縦断面図である。FIG. 2 is a vertical cross-sectional view of the torsional bending damper viewed from the AA direction of FIG. 1; 図１のＢ－Ｂ方向から見たトーショナル・ベンディングダンパの縦断面図である。FIG. 2 is a vertical cross-sectional view of the torsional bending damper viewed from the BB direction of FIG. 1; 上下曲げ２節の曲げモードとなるクランク機構の模式図である。FIG. 3 is a schematic diagram of a crank mechanism in a bending mode of two nodes of vertical bending; 前後曲げ２節の曲げモードとなるクランク機構の模式図である。FIG. 3 is a schematic diagram of a crank mechanism in a bending mode with two forward-backward bending nodes; 上下曲げ３節の曲げモードとなるクランク機構の模式図である。FIG. 3 is a schematic diagram of a crank mechanism in a vertical bending three-node bending mode; 前後曲げ３節の曲げモードとなるクランク機構の模式図である。FIG. 3 is a schematic diagram of a crank mechanism in a three-node bending mode of forward and backward bending; 第２実施形態に係るトーショナル・ベンディングダンパの斜視図である。FIG. 5 is a perspective view of a torsional bending damper according to a second embodiment; 図８の弾性体の斜視図である。FIG. 9 is a perspective view of the elastic body of FIG. 8; 図８のＣ－Ｃ方向から見たトーショナル・ベンディングダンパの縦断面図である。FIG. 9 is a vertical cross-sectional view of the torsional bending damper seen from the CC direction of FIG. 8; 図８のＤ－Ｄ方向から見たトーショナル・ベンディングダンパの縦断面図である。FIG. 9 is a vertical cross-sectional view of the torsional bending damper seen from the DD direction of FIG. 8; 第３実施形態に係るトーショナル・ベンディングダンパの斜視図である。FIG. 11 is a perspective view of a torsional bending damper according to a third embodiment; 図１２のトーショナル・ベンディングダンパの平面図である。FIG. 13 is a plan view of the torsional bending damper of FIG. 12;

以下、図面に基づき各実施形態に係るトーショナル・ベンディングダンパについて説明する。
＜第１実施形態＞
図１は、第１実施形態に係るトーショナル・ベンディングダンパ１（以下、単にダンパ１ともいう）の斜視図を示す。ダンパ１は、ハブ２、弾性部材４、及び慣性マス部材６を備えている。なお、クランクシャフトの軸線方向をＸとするＸＹＺ軸を規定したとき、ＹＺ軸平面に沿う方向が径方向である。 A torsional bending damper according to each embodiment will be described below with reference to the drawings.
<First embodiment>
FIG. 1 shows a perspective view of a torsional bending damper 1 (hereinafter simply referred to as damper 1) according to the first embodiment. The damper 1 comprises a hub 2 , elastic members 4 and inertial mass members 6 . When XYZ axes are defined with the axial direction of the crankshaft being X, the direction along the YZ-axis plane is the radial direction.

ハブ２は、例えば金属製であり、径方向中央にボス８を備え、ボス８にはクランクシャフトの軸端が同芯で取り付けられる取付孔８ａが形成されている。ボス８からは径方向に径方向部１０が延設されている。径方向部１０は、図示しないキーやノック孔等が形成され、クランクシャフトとダンパ１との周方向において生じる相対変位を規制する。径方向部１０の外周には、筒状をなす外周部１２が形成され、外周部１２にはハブ２の外周面２ａが形成されている。 The hub 2 is made of metal, for example, and has a boss 8 in the center in the radial direction. A radial portion 10 extends radially from the boss 8 . The radial portion 10 is formed with a key, a knock hole, and the like (not shown), and regulates relative displacement between the crankshaft and the damper 1 in the circumferential direction. A tubular outer peripheral portion 12 is formed on the outer periphery of the radial portion 10 , and the outer peripheral surface 2 a of the hub 2 is formed on the outer peripheral portion 12 .

ハブ２は、クランクシャフトの捩り方向の入力を受けるとともに、クランクシャフトのクランク角度に対応するクランク相対角度において、クランクシャフトの曲げ方向の入力を受ける。弾性部材４は、筒状をなし、ハブ２の外周面２ａに固着液を介して固着され、ハブ２及び慣性マス部材６に対しＸ軸方向において弾性的に連結されている。 The hub 2 receives an input in the torsional direction of the crankshaft and also receives an input in the bending direction of the crankshaft at a relative crank angle corresponding to the crank angle of the crankshaft. The elastic member 4 has a cylindrical shape, is fixed to the outer peripheral surface 2a of the hub 2 via a fixing liquid, and is elastically connected to the hub 2 and the inertial mass member 6 in the X-axis direction.

なお、固着液を介した固着は、圧着を伴っていても良いし、加硫成形による一体化であっても良い。以降の説明についても同様である。慣性マス部材６は、筒状をなし、弾性部材４の外周面４ａに固着液を介して固着され、回転慣性モーメントによる慣性力を発生することにより、クランクシャフトに生じる振動の減衰に寄与する。 The fixing via the fixing liquid may be accompanied by pressure bonding, or may be integrated by vulcanization molding. The same applies to the subsequent description. The inertia mass member 6 has a tubular shape and is fixed to the outer peripheral surface 4a of the elastic member 4 via a fixing liquid.

ここで、本実施形態の弾性部材４は、第１弾性体１４、スリーブ１６、及び第２弾性体１８から構成されている。第１弾性体１４は、筒状をなし、ハブ２の外周面２ａに固着される。スリーブ１６は、筒状をなし、第１弾性体１４の外周面１４ａに固着される。第２弾性体１８は、筒状をなし、スリーブ１６の外周面１６ａに固着されるとともに、慣性マス部材６の内周面６ａに固着される。 Here, the elastic member 4 of this embodiment is composed of a first elastic body 14 , a sleeve 16 and a second elastic body 18 . The first elastic body 14 has a tubular shape and is fixed to the outer peripheral surface 2 a of the hub 2 . The sleeve 16 has a tubular shape and is fixed to the outer peripheral surface 14 a of the first elastic body 14 . The second elastic body 18 has a cylindrical shape and is fixed to the outer peripheral surface 16 a of the sleeve 16 and to the inner peripheral surface 6 a of the inertial mass member 6 .

第１弾性体１４及び第２弾性体１８は、例えばゴムや樹脂から形成されている。弾性部材４は、第１弾性体１４において、ハブ２が受けたクランクシャフトの捩り方向の入力を制振する。また、弾性部材４は、第２弾性体１８において、ハブ２が受けたクランクシャフトの曲げ方向の入力を制振する。 The first elastic body 14 and the second elastic body 18 are made of rubber or resin, for example. The elastic member 4 damps the torsional input of the crankshaft received by the hub 2 at the first elastic body 14 . In addition, the elastic member 4 damps the input in the bending direction of the crankshaft received by the hub 2 at the second elastic body 18 .

詳しくは、第２弾性体１８は、その周方向に亘って、曲げ方向の入力を制振する制振部２０と、制振部２０よりも曲げ方向の入力が小さい又は曲げ方向の入力を受けない非制振部２２とを有する。本実施形態の場合、非制振部２２には中空部２４が形成されている。非制振部２２に中空部２４を形成することにより、ダンパ１の軽量化を図りつつ、制振部２０の曲げ方向の入力に対する減衰率が非制振部２２に比して大きくなる。 Specifically, the second elastic body 18 includes a vibration damping portion 20 that damps an input in the bending direction and a vibration damping portion 20 that receives an input in the bending direction that is smaller than the vibration damping portion 20 or receives an input in the bending direction. and a non-vibration-damping portion 22 . In the case of this embodiment, a hollow portion 24 is formed in the non-damping portion 22 . By forming the hollow portion 24 in the non-damping portion 22 , the damper 1 can be made lighter, and the damping rate of the vibration damping portion 20 with respect to the input in the bending direction becomes greater than that of the non-damping portion 22 .

図２は、図１のＡ－Ａ方向から見たダンパ１の縦断面図を示し、図３は、図１のＢ－Ｂ方向から見たダンパ１の縦断面図を示す。図２に示すように、非制振部２２、すなわち中空部２４はＺ軸方向において対向する２か所に位置付けられている。一方、図３に示すように、制振部２０は、第２弾性体１８の中実部であり、Ｙ軸方向において対向する２か所に位置付けられている。 2 shows a longitudinal sectional view of the damper 1 seen from the AA direction of FIG. 1, and FIG. 3 shows a longitudinal sectional view of the damper 1 seen from the BB direction of FIG. As shown in FIG. 2, the non-damping portion 22, that is, the hollow portion 24 is positioned at two locations facing each other in the Z-axis direction. On the other hand, as shown in FIG. 3, the damping portions 20 are solid portions of the second elastic body 18 and are positioned at two locations facing each other in the Y-axis direction.

以下、図４から図７を参照して、クランクシャフトに発生し得る多様な曲げモードについて説明する。図４は、上下曲げ２節の曲げモードとなるクランク機構の模式図を示す。クランクシャフト２６の一端側の軸端にフライホイール２８が連結され、他端側の軸端にダンパ１が連結されている。この曲げモードにおいては、クランクシャフト２６の両軸端にそれぞれ節、すなわちリンク３０が形成されている。各リンク３０間には、エンジンを構成する４つのピストン３２が配置され、各ピストン３２は、それぞれ上下方向（Ｚ軸方向）に延びるコンロッド３４を介してクランクシャフト２６に連結されている。 Various bending modes that can occur in the crankshaft will now be described with reference to FIGS. 4 to 7. FIG. FIG. 4 shows a schematic diagram of a crank mechanism in a vertical bending two-node bending mode. A flywheel 28 is connected to the shaft end on one end side of the crankshaft 26, and the damper 1 is connected to the shaft end on the other end side. In this bending mode, joints or links 30 are formed at both axial ends of the crankshaft 26, respectively. Four pistons 32 constituting the engine are arranged between the links 30, and each piston 32 is connected to the crankshaft 26 via a connecting rod 34 extending vertically (in the Z-axis direction).

図５は、前後曲げ２節の曲げモードとなるクランク機構の模式図を示す。この曲げモードにおいては、クランクシャフト２６の両軸端にそれぞれリンク３０が形成されている。各リンク３０間には、エンジンを構成する４つのピストン３２が配置され、各ピストン３２は、それぞれ前後方向（Ｙ軸方向）に延びるコンロッド３４を介してクランクシャフト２６に連結されている。 FIG. 5 shows a schematic diagram of a crank mechanism in a bending mode of front-back bending with two nodes. In this bending mode, links 30 are formed at both axial ends of the crankshaft 26, respectively. Four pistons 32 constituting the engine are arranged between the links 30, and each piston 32 is connected to the crankshaft 26 via a connecting rod 34 extending in the longitudinal direction (Y-axis direction).

図６は、上下曲げ３節の曲げモードとなるクランク機構の模式図を示す。この曲げモードにおいては、クランクシャフト２６の両軸端と、クランクシャフト２６の中央とにそれぞれリンク３０が形成されている。隣り合うリンク３０間には、エンジンを構成するピストン３２が２つずつ配置され、各ピストン３２は、それぞれ上下方向（Ｚ軸方向）に延びるコンロッド３４を介してクランクシャフト２６に連結されている。 FIG. 6 shows a schematic diagram of a crank mechanism in a vertical bending three-node bending mode. In this bending mode, links 30 are formed at both axial ends of the crankshaft 26 and at the center of the crankshaft 26, respectively. Two pistons 32 constituting the engine are arranged between adjacent links 30, and each piston 32 is connected to a crankshaft 26 via a connecting rod 34 extending in the vertical direction (Z-axis direction).

図７は、前後曲げ３節の曲げモードとなるクランク機構の模式図を示す。この曲げモードにおいては、クランクシャフト２６の両軸端と、クランクシャフト２６の中央とにそれぞれリンク３０が形成されている。隣り合うリンク３０間には、エンジンを構成するピストン３２が２つずつ配置され、各ピストン３２は、それぞれ前後方向（Ｙ軸方向）に延びるコンロッド３４を介してクランクシャフト２６に連結されている。 FIG. 7 shows a schematic diagram of a crank mechanism in a bending mode of front-back bending three nodes. In this bending mode, links 30 are formed at both axial ends of the crankshaft 26 and at the center of the crankshaft 26, respectively. Two pistons 32 constituting the engine are arranged between adjacent links 30, and each piston 32 is connected to a crankshaft 26 via a connecting rod 34 extending in the front-rear direction (Y-axis direction).

図４から図７に示したように、エンジン及びクランク機構の構成は多様であり、クランクシャフト２６に発生し得る曲げモードも多様である。しかし、本実施形態においては、中空部２４の位置及び数を変更するだけで、図１から図３に示した形態に限定されることなく、第２弾性体１８において中実に形成した制振部２０を弾性部材４の周方向に亘ってクランク相対角度に応じた位置に適宜複数設けることが可能である。 As shown in FIGS. 4-7, there are many different engine and crank mechanism configurations, and there are many different bending modes that can occur in the crankshaft 26 . However, in this embodiment, only by changing the position and number of the hollow portions 24, the vibration damping portion formed solidly in the second elastic body 18 is not limited to the form shown in FIGS. It is possible to appropriately provide a plurality of 20 at positions corresponding to the relative angle of the crank along the circumferential direction of the elastic member 4 .

以上のように、本実施形態のダンパ１は、弾性部材４に第１弾性体１４と第２弾性体１８とを有し、第１弾性体１４においてクランクシャフト２６の捩り方向の入力を制振し、さらに、第２弾性体１８においてクランクシャフト２６の曲げ方向の入力を制振する。クランクシャフト２６のクランク角度に対応するクランク相対角度において、クランクシャフト２６の曲げ方向の入力を弾性部材４がハブ２を介して受けたときを想定する。 As described above, the damper 1 of this embodiment has the first elastic body 14 and the second elastic body 18 in the elastic member 4, and the first elastic body 14 damps the torsional input of the crankshaft 26. Further, the input in the bending direction of the crankshaft 26 is damped by the second elastic body 18 . Assume that the elastic member 4 receives an input in the bending direction of the crankshaft 26 via the hub 2 at a relative crank angle corresponding to the crank angle of the crankshaft 26 .

この場合、曲げ方向の入力を積極的に制振すべき第２弾性体１８の周方向における任意の箇所に、曲げ方向の入力に対する減衰率が大きな中実の制振部２０が位置付けられる。一方、第２弾性体１８の周方向における制振部２０の形成位置以外の箇所に、非制振部２２となる中空部２４が位置付けられる。例えば図１から図３に示す形態の場合、中空部２４を形成したことにより、ダンパ１のＸＺ軸平面のこじり方向（ＸＺ軸平面をダンパ１の周方向に回転させる方向）の弾性率、及びＺ軸方向の弾性率は、ＸＹ軸平面のこじり方向（ＸＹ軸平面をダンパ１の周方向に回転させる方向）の弾性率及びＹ軸方向の弾性率よりも低下する。 In this case, a solid vibration damping portion 20 having a large damping rate with respect to an input in the bending direction is positioned at an arbitrary position in the circumferential direction of the second elastic body 18 where the input in the bending direction is to be actively damped. On the other hand, a hollow portion 24 serving as a non-vibration damping portion 22 is positioned at a location other than the formation position of the damping portion 20 in the circumferential direction of the second elastic body 18 . For example, in the case of the forms shown in FIGS. 1 to 3, the elastic modulus in the twisting direction of the XZ-axis plane of the damper 1 (the direction in which the XZ-axis plane is rotated in the circumferential direction of the damper 1), and The elastic modulus in the Z-axis direction is lower than the elastic modulus in the twisting direction of the XY-axis plane (the direction in which the XY-axis plane is rotated in the circumferential direction of the damper 1) and the elastic modulus in the Y-axis direction.

この結果、ＸＺ軸平面のこじり方向の共振周波数は、ＸＹ軸平面のこじり方向の共振周波数よりも低下する。また、Ｚ軸方向の共振周波数は、Ｙ軸方向の共振周波数よりも低下する。図４から図７に示したクランクシャフト２６の多様な曲げモードにおいても、曲げ振動の主要な入力方向に制振部２０の位置を合致させ、それ以外の箇所に非制振部２２の位置を合致させることが可能である。 As a result, the resonance frequency in the twisting direction on the XZ-axis plane becomes lower than the resonance frequency in the twisting direction on the XY-axis plane. Also, the resonance frequency in the Z-axis direction is lower than the resonance frequency in the Y-axis direction. Even in the various bending modes of the crankshaft 26 shown in FIGS. 4 to 7, the position of the damping portion 20 is aligned with the main input direction of bending vibration, and the non-damping portion 22 is positioned in other locations. It is possible to match

すなわち、制振部２０を弾性部材４の周方向に亘ってクランク相対角度に応じた位置に複数設けることにより、捩り方向の共振周波数を適正範囲に収めた状態で、特定のクランク相対角度に対して、こじり方向又は径方向の共振周波数を最適化することができる。これにより、クランクシャフト２６の曲げ振動の共振周波数に、クランクシャフト２６のこじり方向の共振周波数、又はクランクシャフト２６の径方向の共振周波数を選択的に合致させることができるため、クランクシャフト２６の曲げ振動を効果的に制振することができる。 That is, by providing a plurality of vibration damping portions 20 in the circumferential direction of the elastic member 4 at positions corresponding to the relative crank angle, the resonance frequency in the torsional direction is kept within an appropriate range, and the vibration damping portion 20 is controlled for a specific crank relative angle. can be used to optimize the torsional or radial resonance frequency. As a result, the resonance frequency of the crankshaft 26 in the twisting direction or the resonance frequency in the radial direction of the crankshaft 26 can be selectively matched with the resonance frequency of the bending vibration of the crankshaft 26 . Vibration can be damped effectively.

また、トーショナルダンパ及びベンディングダンパの双方における慣性力を１つの慣性マス部材６で発生させ、また、第２弾性体１８に中空部２４を形成したことにより、ダンパ１の軽量化が促進され、質量に対するダンパ性能が向上する。これにより、軽量で且つクランクシャフト２６の多様な曲げモードにおいて曲げ方向の入力を効果的に制振することができるトーショナル・ベンディングダンパ１を実現することができる。 In addition, the inertial force of both the torsional damper and the bending damper is generated by the single inertial mass member 6, and the hollow portion 24 is formed in the second elastic body 18, thereby promoting weight reduction of the damper 1. Damper performance with respect to mass is improved. As a result, it is possible to realize the torsional bending damper 1 that is lightweight and capable of effectively damping the input in the bending direction in various bending modes of the crankshaft 26 .

＜第２実施形態＞
図８は、第２実施形態に係るダンパ１の斜視図を示す。なお、第１実施形態と同様の構成については図面に同じ符号を付して説明を省略し、主として第１実施形態と異なる構成について説明する。後述する第３実施形態の説明についても同様である。 <Second embodiment>
FIG. 8 shows a perspective view of the damper 1 according to the second embodiment. It should be noted that the same reference numerals are attached to the drawings for configurations similar to those of the first embodiment, and descriptions thereof will be omitted, and configurations different from those of the first embodiment will be mainly described. The same applies to the description of the third embodiment which will be described later.

本実施形態のダンパ１の弾性部材４は、スリーブ１６を備えておらず、第１実施形態における第１弾性体１４及び第２弾性体１８として機能する１つの弾性体３６から構成されている。弾性体３６は、例えばゴムや樹脂から形成され、弾性部材４は、弾性体３６において、ハブ２が受けたクランクシャフト２６の捩り方向の入力を制振するとともに、ハブ２が受けたクランクシャフト２６の曲げ方向の入力を制振する。 The elastic member 4 of the damper 1 of this embodiment does not have the sleeve 16, and is composed of one elastic body 36 functioning as the first elastic body 14 and the second elastic body 18 in the first embodiment. The elastic body 36 is made of rubber or resin, for example. damping input in the bending direction.

図９は、弾性体３６の斜視図を示す。弾性体３６は、その周方向に亘って、曲げ方向の入力を制振する制振部２０と、制振部２０よりも曲げ方向の入力が小さい又は曲げ方向の入力を受けない非制振部２２とを有する。本実施形態の場合、非制振部２２の径方向における厚みは、制振部２０に比して小さく形成されている。 9 shows a perspective view of the elastic body 36. FIG. The elastic body 36 includes a damping portion 20 that damps the input in the bending direction and a non-damping portion that receives less input in the bending direction than the damping portion 20 or does not receive the input in the bending direction. 22. In the case of this embodiment, the thickness in the radial direction of the non-damping portion 22 is formed smaller than that of the damping portion 20 .

図１０は、図８のＣ－Ｃ方向から見たダンパ１の縦断面図を示し、図１１は、図８のＤ－Ｄ方向から見たダンパ１の縦断面図を示す。図１０に示すように、非制振部２２はＺ軸方向において対向する２か所に形成されている。各非制振部２２は、慣性マス部材６の内周面６ａとハブ２の外周面２ａとの間にそれぞれ隙間３８を存して位置付けられている。 10 shows a longitudinal sectional view of the damper 1 seen from the CC direction of FIG. 8, and FIG. 11 shows a longitudinal sectional view of the damper 1 seen from the DD direction of FIG. As shown in FIG. 10, the non-vibration damping portions 22 are formed at two locations facing each other in the Z-axis direction. Each non-damping portion 22 is positioned with a gap 38 between the inner peripheral surface 6a of the inertial mass member 6 and the outer peripheral surface 2a of the hub 2, respectively.

各隙間３８を形成したことにより、非制振部２２には圧縮反力が生じず、非制振部２２は制振部２０に比して相対的に弾性率が低下する。一方、図１１に示すように、制振部２０は、Ｙ軸方向において対向する２か所に隙間３８を生じることなく位置付けられている。非制振部２２の径方向における厚みを制振部２０に比して小さくし、非制振部２２に各隙間３８を形成したことにより、制振部２０の曲げ方向の入力に対する減衰率が非制振部２２に比して大きくなる。 Since each gap 38 is formed, no compressive reaction force is generated in the non-damping portion 22 , and the modulus of elasticity of the non-damping portion 22 is relatively lower than that of the damping portion 20 . On the other hand, as shown in FIG. 11 , the vibration damping portion 20 is positioned at two locations facing each other in the Y-axis direction without creating a gap 38 . By making the thickness of the non-damping portion 22 in the radial direction smaller than that of the damping portion 20 and forming the gaps 38 in the non-damping portion 22, the damping rate of the input in the bending direction of the damping portion 20 is increased. It becomes larger than the non-damping portion 22 .

以上のように、本実施形態のダンパ１は、弾性部材４は弾性体３６のみから構成され、弾性体３６においてクランクシャフト２６の捩り方向及び曲げ方向の双方の入力を制振する。クランク相対角度においてクランクシャフト２６の曲げ方向の入力を弾性部材４がハブ２を介して受けた場合、曲げ方向の入力を積極的に制振すべき弾性体３６の周方向における任意の箇所に、曲げ方向の入力に対する減衰率が大きな制振部２０が位置付けられる。 As described above, in the damper 1 of the present embodiment, the elastic member 4 is composed only of the elastic body 36, and the elastic body 36 damps the inputs in both the torsional and bending directions of the crankshaft 26. FIG. When the elastic member 4 receives an input in the bending direction of the crankshaft 26 via the hub 2 at the relative angle of the crank, at any point in the circumferential direction of the elastic body 36 where the input in the bending direction should be positively damped, A vibration damping portion 20 having a large damping rate with respect to an input in the bending direction is positioned.

一方、弾性体３６の周方向における制振部２０の形成位置以外の箇所に、制振部２０に比して径方向における厚みが小さな非制振部２２が位置付けられる。非制振部２２においては、慣性マス部材６の内周面６ａとハブ２の外周面２ａとの間にそれぞれ隙間３８が形成される。例えば図８から図１１に示す形態の場合、隙間３８を形成したことにより、ダンパ１のＺ軸方向においては圧縮反力が生じないため、第１実施形態の場合と同様に、ＸＺ軸平面のこじり方向の共振周波数は、ＸＹ軸平面のこじり方向の共振周波数よりも低下する。また、Ｚ軸方向の共振周波数は、Ｙ軸方向の共振周波数よりも低下する。 On the other hand, a non-vibration damping portion 22 having a smaller thickness in the radial direction than the damping portion 20 is positioned at a location other than the formation position of the damping portion 20 in the circumferential direction of the elastic body 36 . In the non-damping portion 22, a gap 38 is formed between the inner peripheral surface 6a of the inertial mass member 6 and the outer peripheral surface 2a of the hub 2, respectively. For example, in the case of the forms shown in FIGS. 8 to 11, since the gap 38 is formed, no compression reaction force is generated in the Z-axis direction of the damper 1. The resonance frequency in the twisting direction is lower than the resonance frequency in the twisting direction on the XY-axis plane. Also, the resonance frequency in the Z-axis direction is lower than the resonance frequency in the Y-axis direction.

図４から図７に示した多様な曲げモードにおいても、制振部２０を弾性部材４の周方向に亘ってクランク相対角度に応じた位置に複数設けることにより、捩り方向の共振周波数を適正範囲に収めた状態で、特定のクランク相対角度に対して、こじり方向又は径方向の共振周波数を最適化可能である。これにより、クランクシャフト２６の曲げ振動の共振周波数に、クランクシャフト２６のこじり方向の共振周波数、又はクランクシャフト２６の径方向の共振周波数を選択的に合致させることができるため、クランクシャフト２６の曲げ振動を効果的に制振することができる。 Even in the various bending modes shown in FIGS. 4 to 7, by providing a plurality of damping portions 20 in the circumferential direction of the elastic member 4 at positions corresponding to the relative angle of the crank, the resonance frequency in the torsional direction can be set within the appropriate range. , the prying or radial resonance frequency can be optimized for a particular crank relative angle. As a result, the resonance frequency of the crankshaft 26 in the twisting direction or the resonance frequency in the radial direction of the crankshaft 26 can be selectively matched with the resonance frequency of the bending vibration of the crankshaft 26 . Vibration can be damped effectively.

また、第１実施形態の場合と同様に、トーショナルダンパ及びベンディングダンパの双方における慣性力を１つの慣性マス部材６で発生させることができる。特に本実施形態の弾性部材４は、第１実施形態のようなスリーブ１６を備えておらず、１つの弾性体３６によりクランクシャフト２６の曲げ振動及び捩り振動の双方を制振可能である。 Also, as in the case of the first embodiment, the inertial force in both the torsional damper and the bending damper can be generated by one inertial mass member 6 . In particular, the elastic member 4 of this embodiment does not have the sleeve 16 as in the first embodiment, and can damp both bending vibration and torsional vibration of the crankshaft 26 with one elastic body 36 .

さらに、弾性体３６は径方向において非制振部２２が減肉されている。従って、ダンパ１の軽量化をより一層促進することができ、より一層軽量で且つクランクシャフト２６の多様な曲げモードにおいて曲げ方向の入力を効果的に制振することができるダンパ１を実現することができる。 Furthermore, the non-damping portion 22 of the elastic body 36 is thinned in the radial direction. Therefore, the damper 1 can be further reduced in weight, and the damper 1 can be realized which is even lighter and which can effectively damp the input in the bending direction in various bending modes of the crankshaft 26. can be done.

＜第３実施形態＞
図１２は、第３実施形態に係るダンパ１の斜視図を示し、図１３は、図１２のダンパ１の平面図を示す。本実施形態のダンパ１の弾性部材４は、第２実施形態の場合と同様に、スリーブ１６を備えておらず、第１実施形態における第１弾性体１４及び第２弾性体１８として機能する１つの弾性体４０から構成されている。 <Third Embodiment>
12 shows a perspective view of the damper 1 according to the third embodiment, and FIG. 13 shows a plan view of the damper 1 of FIG. As in the case of the second embodiment, the elastic member 4 of the damper 1 of this embodiment does not include the sleeve 16, and functions as the first elastic body 14 and the second elastic body 18 in the first embodiment. It is composed of two elastic bodies 40 .

弾性体４０は、例えばゴムや樹脂から形成され、弾性部材４は、弾性体４０において、ハブ２が受けたクランクシャフト２６の捩り方向の入力を制振するとともに、ハブ２が受けたクランクシャフト２６の曲げ方向の入力を制振する。また、弾性体４０は、その周方向に亘って、曲げ方向の入力を制振する制振部２０と、制振部２０よりも曲げ方向の入力が小さい又は曲げ方向の入力を受けない非制振部２２とを有する。 The elastic member 40 is made of, for example, rubber or resin. damping input in the bending direction. In addition, the elastic body 40 includes a damping portion 20 that damps the input in the bending direction and a non-damping portion that receives less input in the bending direction than the damping portion 20 or does not receive the input in the bending direction. and a vibrating portion 22 .

本実施形態の場合、弾性体４０は、制振部２０と非制振部２２とは異なる組成のゴム又は樹脂を一体に加硫成形することにより形成され、非制振部２２の剛性率は、制振部２０に比して小さく形成されている。これにより、制振部２０の曲げ方向の入力に対する減衰率が非制振部２２に比して大きくなる。 In the case of this embodiment, the elastic body 40 is formed by integrally vulcanizing and molding rubber or resin having different compositions for the damping portion 20 and the non-damping portion 22, and the rigidity of the non-damping portion 22 is , is formed smaller than the damping portion 20 . As a result, the damping rate of the vibration damping portion 20 with respect to the input in the bending direction becomes greater than that of the non-vibration damping portion 22 .

以上のように、本実施形態のダンパ１は、弾性部材４は弾性体４０のみから構成され、弾性体４０においてクランクシャフト２６の捩り方向及び曲げ方向の双方の入力を制振する。クランク相対角度においてクランクシャフト２６の曲げ方向の入力を弾性部材４がハブ２を介して受けた場合、曲げ方向の入力を積極的に制振すべき弾性体３６の周方向における任意の箇所に、曲げ方向の入力に対する減衰率が大きな制振部２０が位置付けられる。 As described above, in the damper 1 of the present embodiment, the elastic member 4 is composed only of the elastic body 40, and the elastic body 40 damps the inputs in both the torsional and bending directions of the crankshaft 26. FIG. When the elastic member 4 receives an input in the bending direction of the crankshaft 26 via the hub 2 at the relative angle of the crank, at any point in the circumferential direction of the elastic body 36 where the input in the bending direction should be positively damped, A vibration damping portion 20 having a large damping rate with respect to an input in the bending direction is positioned.

一方、弾性体４０の周方向における制振部２０の形成位置以外の箇所に、制振部２０に比して剛性率が小さな非制振部２２が位置付けられる。例えば図１２及び図１３に示す形態の場合、非制振部２２の剛性率が制振部２０に比して小さいため、第１及び第２実施形態の場合と同様に、ＸＺ軸平面のこじり方向の共振周波数は、ＸＹ軸平面のこじり方向の共振周波数よりも低下する。また、Ｚ軸方向の共振周波数は、Ｙ軸方向の共振周波数よりも低下する。 On the other hand, a non-vibration damping portion 22 having a lower rigidity than the damping portion 20 is positioned at a location other than the position where the damping portion 20 is formed in the circumferential direction of the elastic body 40 . For example, in the case of the form shown in FIGS. 12 and 13, since the rigidity of the non-vibration damping portion 22 is smaller than that of the damping portion 20, as in the case of the first and second embodiments, the XZ axis plane is twisted. The resonance frequency in the direction is lower than the resonance frequency in the prying direction on the XY axis plane. Also, the resonance frequency in the Z-axis direction is lower than the resonance frequency in the Y-axis direction.

図４から図７に示した多様な曲げモードにおいても、第１及び第２実施形態の場合と同様に、捩り方向の共振周波数を適正範囲に収めた状態で、特定のクランク相対角度に対して、こじり方向又は径方向の共振周波数を最適化可能である。これにより、クランクシャフト２６の曲げ振動の共振周波数に、クランクシャフト２６のこじり方向の共振周波数、又はクランクシャフト２６の径方向の共振周波数を選択的に合致させることができるため、クランクシャフト２６の曲げ振動を効果的に制振することができる。 In the various bending modes shown in FIGS. 4 to 7, as in the case of the first and second embodiments, while keeping the torsional resonance frequency within an appropriate range, , torsional or radial resonance frequencies can be optimized. As a result, the resonance frequency of the crankshaft 26 in the twisting direction or the resonance frequency in the radial direction of the crankshaft 26 can be selectively matched with the resonance frequency of the bending vibration of the crankshaft 26 . Vibration can be damped effectively.

また、第１実施形態の場合と同様に、トーショナルダンパ及びベンディングダンパの双方における慣性力を１つの慣性マス部材６で発生させることができる。また、第２実施形態の場合と同様に、本実施形態の弾性部材４は、第１実施形態のようなスリーブ１６を備えておらず、１つの弾性体４０によりクランクシャフト２６の曲げ振動及び捩り振動の双方を制振可能である。 Also, as in the case of the first embodiment, the inertial force in both the torsional damper and the bending damper can be generated by one inertial mass member 6 . Further, as in the case of the second embodiment, the elastic member 4 of the present embodiment does not have the sleeve 16 as in the first embodiment, and a single elastic body 40 is used to control bending vibration and torsional vibration of the crankshaft 26 . Both vibrations can be damped.

従って、ダンパ１の軽量化を促進することができ、軽量で且つクランクシャフト２６の多様な曲げモードにおいて曲げ方向の入力を効果的に制振することができるダンパ１を実現することができる。 Therefore, the weight of the damper 1 can be reduced, and the damper 1 which is lightweight and can effectively damp the input in the bending direction in various bending modes of the crankshaft 26 can be realized.

以上で本発明の各実施形態についての説明を終えるが、本発明は上記各実施形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で種々の変更ができるものである。
例えば、軽量で且つクランクシャフトの多様な曲げモードにおいて曲げ方向の入力を効果的に制振することができるトーショナル・ベンディングダンパを実現するために、トーショナルダンパ及びベンディングダンパの双方における慣性力を１つの慣性マス部材６で発生させる。 Although the description of each embodiment of the present invention is finished above, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various modifications can be made without departing from the scope of the present invention.
For example, in order to realize a torsional bending damper that is lightweight and capable of effectively damping bending inputs in various bending modes of the crankshaft, the inertial force in both the torsional damper and the bending damper is reduced to 1. generated by two inertial mass members 6.

また、弾性部材４の周方向に亘って、曲げ方向の入力を制振する制振部２０と、制振部２０よりも曲げ方向の入力が小さい又は曲げ方向の入力を受けない非制振部２２とを形成する。そして、制振部２０の曲げ方向の入力に対する減衰率が非制振部に比して大きくなるのであれば、上記各実施形態に厳密に限定されない。 In addition, along the circumferential direction of the elastic member 4, a damping portion 20 that damps the input in the bending direction and a non-damping portion that receives less input in the bending direction than the damping portion 20 or does not receive the input in the bending direction 22. As long as the damping rate of the vibration damping portion 20 with respect to the input in the bending direction is greater than that of the non-damping portion, the vibration damping portion 20 is not strictly limited to the above-described embodiments.

１トーショナル・ベンディングダンパ
２ハブ
２ａハブの外周面
４弾性部材
４ａ弾性部材の外周面
６慣性マス部材
６ａ慣性マス部材の内周面
２０制振部
２２非制振部
２４中空部
１４第１弾性体
１４ａ第１弾性体の外周面
１６スリーブ
１６ａスリーブの外周面
１８第２弾性体 1 torsional bending damper 2 hub 2a outer peripheral surface of hub 4 elastic member 4a outer peripheral surface of elastic member 6 inertial mass member 6a inner peripheral surface of inertial mass member 20 vibration damping portion 22 non-vibration damping portion 24 hollow portion 14 first elastic body 14a Outer peripheral surface of the first elastic body 16 Sleeve 16a Outer peripheral surface of the sleeve 18 Second elastic body

Claims

クランクシャフトの軸端に同芯で取り付けられ、前記クランクシャフトの捩り方向の入力を受けるとともに、前記クランクシャフトのクランク角度に対応するクランク相対角度において前記クランクシャフトの曲げ方向の入力を受けるハブと、
前記ハブの外周面に固着されるとともに前記捩り方向の入力を制振する弾性部材と、
前記弾性部材の外周面に固着される慣性マス部材と
を備え、
前記弾性部材は、その周方向に亘って、前記曲げ方向の入力を制振する制振部と、前記制振部よりも前記曲げ方向の入力が小さい又は前記曲げ方向の入力を受けない非制振部とを有し、
前記制振部の前記曲げ方向の入力に対する減衰率は、前記非制振部に比して大きい、トーショナル・ベンディングダンパ。 a hub that is concentrically attached to an axial end of a crankshaft, receives an input in the torsional direction of the crankshaft, and receives an input in the bending direction of the crankshaft at a crank relative angle corresponding to the crank angle of the crankshaft;
an elastic member fixed to the outer peripheral surface of the hub and damping the torsional input;
an inertial mass member fixed to the outer peripheral surface of the elastic member;
The elastic member includes, along its circumferential direction, a damping portion that damps the input in the bending direction and a non-damping portion that receives less input in the bending direction than the damping portion or does not receive the input in the bending direction. and a vibrating portion;
A torsional bending damper, wherein a damping rate of the vibration damping portion with respect to the input in the bending direction is larger than that of the non-vibration damping portion.

前記弾性部材は、前記非制振部に中空部を有する、請求項１に記載のトーショナル・ベンディングダンパ。 2. The torsional bending damper according to claim 1, wherein said elastic member has a hollow portion in said non-damping portion.

前記非制振部の径方向における厚みは、前記制振部に比して小さい、請求項１に記載のトーショナル・ベンディングダンパ。 2. The torsional bending damper according to claim 1, wherein the thickness in the radial direction of said non-damping portion is smaller than that of said damping portion.

前記非制振部の剛性率は、前記制振部に比して小さい、請求項１に記載のトーショナル・ベンディングダンパ。 2. The torsional bending damper according to claim 1, wherein the non-damping portion has a lower rigidity than the damping portion.

前記弾性部材は、
前記ハブの外周面に固着されるとともに、前記捩り方向の入力を制振する第１弾性体と、
前記第１弾性体の外周面に固着されるスリーブと、
前記スリーブの外周面に固着されるとともに、前記慣性マス部材の内周面に固着され、前記制振部及び前記非制振部を有する第２弾性体と
を具備する、請求項２に記載のトーショナル・ベンディングダンパ。 The elastic member is
a first elastic body fixed to the outer peripheral surface of the hub and damping the torsional input;
a sleeve fixed to the outer peripheral surface of the first elastic body;
3. The second elastic body according to claim 2, which is fixed to the outer peripheral surface of said sleeve and fixed to the inner peripheral surface of said inertial mass member and has said vibration damping portion and said non-vibration damping portion. Torsion bending damper.

前記制振部は、前記弾性部材の周方向に亘って、前記クランク相対角度に応じた位置に複数設けられる、請求項１から５の何れか一項に記載のトーショナル・ベンディングダンパ。 6. The torsional bending damper according to any one of claims 1 to 5, wherein a plurality of said damping portions are provided at positions corresponding to said crank relative angle along the circumferential direction of said elastic member.