JP7133445B2 - Rotation fluctuation absorption pulley - Google Patents

Description

本発明は、駆動軸から他の装置にトルクを伝達する際の回転変動を吸収する回転変動吸収プーリに関する。 BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a rotational fluctuation absorbing pulley that absorbs rotational fluctuations when torque is transmitted from a drive shaft to another device.

自動車のエンジンで発生する駆動力の一部は、クランクシャフトの先端に設けられたプーリから当該プーリに巻き掛けられたベルトを介して、オルタネータやウォーターポンプ等の補機に与えられる。その際に、クランクシャフトは、トルク変動を伴って回転されるので、この種のプーリには、トルク変動を吸収して伝達トルクの平滑化を図るための機構が設けられる。 Part of the driving force generated by an automobile engine is applied to accessories such as an alternator and a water pump via a belt wound around a pulley provided at the tip of a crankshaft. At that time, the crankshaft rotates with torque fluctuations, so this type of pulley is provided with a mechanism for absorbing the torque fluctuations and smoothing the transmitted torque.

例えば、エンジンのクランクシャフトの回転変動を吸収するクランクプーリには、アイドリング以上の常用回転域で防振（振動絶縁）する機能を有する防振ゴムが設けられている。防振ゴムは、アイドリングより低い回転数域に共振点を有することから、エンジンの起動時に共振点を通過する際に大きく振動することによって、防振ゴムに大きな歪が発生する。 For example, a crank pulley that absorbs rotational fluctuations of a crankshaft of an engine is provided with anti-vibration rubber that has a function of isolating vibration (isolating vibration) in a normal rotation range above idling. Since the anti-vibration rubber has a resonance point in a rotational speed range lower than idling, large vibration occurs in the anti-vibration rubber when passing through the resonance point when the engine is started.

このゴム歪は、ゴムの耐久性に大きく影響するので、エンジンの起動時の防振ゴムの歪を抑制する目的で減衰やストッパ機能を付与する必要がある。例えば、特許文献１には、スラストベアリングを軸方向に予圧縮した防振ゴムの反力で圧縮し、フリクション減衰を付与するトルク変動吸収ダンパが開示されている。 Since this rubber distortion greatly affects the durability of the rubber, it is necessary to provide damping and stopper functions for the purpose of suppressing the distortion of the anti-vibration rubber when the engine is started. For example, Patent Literature 1 discloses a torque fluctuation absorbing damper that axially compresses a thrust bearing with the reaction force of pre-compressed anti-vibration rubber to provide friction damping.

特開２００７－１０７６３７号公報JP 2007-107637 A

しかしながら、フリクション減衰は、常用回転域でも発生するため、常用回転域における防振ゴムの防振性能の劣化を抑制する必要がある。すなわち、エンジンを起動した際の共振点通過時と常用回転域の双方でも、エンジンのクランクシャフト等の装置の駆動軸から他の装置にトルクを伝達する際における防振機能の耐久信頼性を確実に高められることが望ましい。 However, since friction damping also occurs in the normal rotation range, it is necessary to suppress the deterioration of the anti-vibration performance of the anti-vibration rubber in the normal rotation range. In other words, the durability and reliability of the anti-vibration function when transmitting torque from the drive shaft of a device such as the crankshaft of the engine to other devices is ensured both when the engine is started and when it passes through the resonance point and in the normal rotation range. should be increased to

本発明は、共振点通過時と常用回転域の双方でも防振機能の耐久信頼性を確実に高めることの可能な回転変動吸収プーリを提供することを課題とする。 SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to provide a rotational fluctuation absorbing pulley capable of reliably enhancing the durability and reliability of the anti-vibration function both when passing through the resonance point and in the normal rotational range.

本発明の一態様に係る回転変動吸収プーリは、同軸上にボスとリムが設けられるハブと、前記ハブの外側に設けられるプーリと、前記リムの外周面に固定される第１のサンギヤと前記プーリの内周面に固定されるリングギヤとを第１のキャリアに回転自在に設けた第１のプラネタリギヤで連結する第１の伝達部と、前記リムの外周面に固定される第２のサンギヤと前記リングギヤとを第２のキャリアに回転自在に設けた第２のプラネタリギヤで連結し、かつ、前記第１の伝達部と減速比が異なる第２の伝達部と、前記第１のキャリアと前記第２のキャリアとの軸方向に互いに対面する部分を連結する弾性体と、を備えることを特徴とする。 A rotation fluctuation absorbing pulley according to one aspect of the present invention includes a hub having a boss and a rim coaxially provided, a pulley provided outside the hub, a first sun gear fixed to the outer peripheral surface of the rim, and the a first transmitting portion connecting a ring gear fixed to the inner peripheral surface of the pulley by a first planetary gear rotatably provided on the first carrier; and a second sun gear fixed to the outer peripheral surface of the rim. a second transmission section that is connected to the ring gear by a second planetary gear that is rotatably provided on a second carrier and that has a different speed reduction ratio from the first transmission section; and an elastic body connecting the two carriers and the portions facing each other in the axial direction.

本発明によれば、共振点通過時と常用回転域の双方でも防振機能の耐久信頼性を確実に高めることができる。 According to the present invention, it is possible to reliably improve the durability and reliability of the anti-vibration function both when passing through the resonance point and in the normal rotation range.

回転変動吸収プーリの一実施形態の軸心を通る平面で切断した状態を示す断面斜視図である。FIG. 2 is a cross-sectional perspective view showing a state cut along a plane passing through the axis of one embodiment of the rotational fluctuation absorbing pulley. 回転変動吸収プーリの一実施形態のカバーと遊星歯車機構を除いて軸心を通る平面で切断した状態を示す断面斜視図である。FIG. 4 is a cross-sectional perspective view showing a state cut along a plane passing through the axis center of the rotation fluctuation absorbing pulley except for the cover and the planetary gear mechanism of the embodiment; （Ａ）及び（Ｂ）は、回転変動吸収プーリの一実施形態に備わる回転変動吸収機構の軸心を通る平面で切断した状態を示す断面斜視図である。4A and 4B are cross-sectional perspective views showing a state cut along a plane passing through the axis of a rotational fluctuation absorbing mechanism provided in one embodiment of the rotational fluctuation absorbing pulley; FIG. 回転変動吸収プーリの一実施形態に備わる回転変動吸収機構のキャリアの斜視図である。4 is a perspective view of a carrier of a rotational fluctuation absorbing mechanism provided in one embodiment of the rotational fluctuation absorbing pulley; FIG. 回転変動吸収プーリの一実施形態のトルク伝達経路の模式図である。FIG. 4 is a schematic diagram of a torque transmission path of one embodiment of a rotational fluctuation absorbing pulley;

以下、回転変動吸収プーリの好適な実施形態について詳細に説明する。なお、以下に説明する本実施形態は、特許請求の範囲に記載された本発明の内容を不当に限定するものではなく、本実施形態で説明される構成の全てが本発明の解決手段として必須であるとは限らない。 A preferred embodiment of the rotational fluctuation absorbing pulley will be described in detail below. It should be noted that the present embodiment described below does not unduly limit the content of the present invention described in the claims, and all of the configurations described in the present embodiment are essential as means for solving the present invention. not necessarily.

まず、回転変動吸収プーリの一実施形態の概略構成について、図１及び図２を使用しながら説明する。本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、エンジンのクランクシャフト等の回転機器の駆動軸に取り付けられて、当該駆動軸から他の装置にトルクを伝達すると共に、その回転変動を吸収する機能を有する。 First, a schematic configuration of an embodiment of a rotational fluctuation absorbing pulley will be described with reference to FIGS. 1 and 2. FIG. The rotation fluctuation absorbing pulley 100 of this embodiment is attached to the drive shaft of a rotating device such as an engine crankshaft, and has the function of transmitting torque from the drive shaft to other devices and absorbing the rotation fluctuation. .

すなわち、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、トルク伝達機構を構成するプーリであって、伝達トルクの変動を吸収する回転変動吸収機構１０７を設けたものとなっている。本実施形態では、回転変動吸収プーリ１００は、図１に示すように、ハブ１０２と、プーリ１０４と、ベアリング１０６と、回転変動吸収機構１０７と、カバー１１４とを備える。 That is, the rotational fluctuation absorbing pulley 100 of the present embodiment is a pulley that constitutes a torque transmission mechanism, and is provided with a rotational fluctuation absorbing mechanism 107 that absorbs fluctuations in transmission torque. In this embodiment, the rotational fluctuation absorbing pulley 100 includes a hub 102, a pulley 104, a bearing 106, a rotational fluctuation absorbing mechanism 107, and a cover 114, as shown in FIG.

ハブ１０２は、自動車エンジンのクランクシャフト（不図示）に取り付けられて、クランクシャフトと共に回転するように構成されている。本実施形態では、ハブ１０２は、図１及び図２に示すように、ボス１０２ａ、リム１０２ｂ、及びフランジ１０２ｃが同軸上に設けられ、ＳＰ鋼材等の金属材料の鋳造により一体成型により製造される。 Hub 102 is mounted on a crankshaft (not shown) of an automobile engine and is configured to rotate with the crankshaft. In this embodiment, as shown in FIGS. 1 and 2, the hub 102 is coaxially provided with a boss 102a, a rim 102b, and a flange 102c, and is manufactured by integral molding by casting a metal material such as SP steel. .

ボス１０２ａは、内周側に設けられる軸孔１０２ａ１にクランクシャフトの軸端が挿入される円筒状の部材である。リム１０２ｂは、回転変動吸収機構１０７を介してプーリ１０４を支持する円筒状の部材であり、ボス１０２ａの基端側からフランジ１０２ｃを介して連結されて設けられる。本実施形態では、リム１０２ｂは、クランクシャフトの回転駆動力を減速させてプーリ１０４に伝達するので、外径がボス１０２ａよりも大きい構成となっている。また、リム１０２ｂの基端側には、凸部１０２ｂ２が設けられ、外径がリム１０２ｂの他の部分よりも幾分大きくなっている。フランジ１０２ｃは、ボス１０２ａの基端から外側に向けて展開される部材である。 The boss 102a is a cylindrical member into which the shaft end of the crankshaft is inserted into a shaft hole 102a1 provided on the inner peripheral side. The rim 102b is a cylindrical member that supports the pulley 104 via the rotational fluctuation absorbing mechanism 107, and is provided to be connected from the base end side of the boss 102a via the flange 102c. In this embodiment, the rim 102b decelerates the rotational driving force of the crankshaft and transmits it to the pulley 104, so that the rim 102b has a larger outer diameter than the boss 102a. A protruding portion 102b2 is provided on the base end side of the rim 102b, and has an outer diameter that is somewhat larger than the other portions of the rim 102b. The flange 102c is a member that extends outward from the proximal end of the boss 102a.

プーリ１０４は、外周面にポリＶ溝１０４ａが形成されており、不図示の無端ベルトが巻き掛けられ、当該無端ベルトを介して、自動車のエンジンで発生する駆動力の一部をオルタネータやウォーターポンプ等の補機に与える機能を有する。本実施形態では、プーリ１０４は、図１及び図２に示すように、ＳＰ鋼材等の金属板のプレス成形及び転造等によって製造された円筒形状の部材であって、ハブ１０２の周囲を覆うように外側に設けられている。 The pulley 104 has a poly-V groove 104a formed on its outer peripheral surface, and an endless belt (not shown) is wound thereon. It has a function to give to auxiliary machines such as In this embodiment, as shown in FIGS. 1 and 2, the pulley 104 is a cylindrical member manufactured by press forming and rolling a metal plate such as SP steel, and covers the periphery of the hub 102. It is provided on the outside so that

ベアリング１０６は、図１及び図２に示すように、ハブ１０２のフランジ１０２ｃの先端側の断面がＬ字型に屈曲して構成されるサブリム１０２ｃ１とプーリ１０４の内周面１０４ｂとの間に介在して設けられ、プーリ１０４の内周面１０４ｂ側からハブ１０２を支持する機能を有する。本実施形態では、ベアリング１０６は、ＰＴＦＥ等の耐摩耗性に優れた低摩擦係数の合成樹脂材料で環状に成形されて構成されるボールベアリングである。 As shown in FIGS. 1 and 2, the bearing 106 is interposed between a sub-rim 102c1 formed by bending an L-shaped cross-section of the flange 102c of the hub 102 on the distal end side and the inner peripheral surface 104b of the pulley 104. and has a function of supporting the hub 102 from the inner peripheral surface 104 b side of the pulley 104 . In this embodiment, the bearing 106 is a ball bearing that is annularly molded from a synthetic resin material such as PTFE that has excellent abrasion resistance and a low coefficient of friction.

回転変動吸収機構１０７は、ハブ１０２とプーリ１０４との間を連結するように設けられ、クランクシャフト等の駆動軸からの伝達トルクの変動や振動を吸収する機能を有する。本実施形態では、回転変動吸収機構１０７は、第１の遊星歯車機構１０８と、第２の遊星歯車機構１１０と、連結ゴム１１２とを備える構成となっている。 The rotation fluctuation absorbing mechanism 107 is provided so as to connect between the hub 102 and the pulley 104, and has a function of absorbing fluctuations and vibrations in transmission torque from a drive shaft such as a crankshaft. In this embodiment, the rotational fluctuation absorbing mechanism 107 is configured to include a first planetary gear mechanism 108 , a second planetary gear mechanism 110 and a connecting rubber 112 .

第１の遊星歯車機構１０８は、第１のサンギヤ１０８ａと、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１が回転自在に設けられる第１のキャリア１０８ｂと、及びリングギヤ１０９とから構成される。本実施形態では、第１の遊星歯車機構１０８は、リム１０２ｂの外周面１０２ｂ１に固定される第１のサンギヤ１０８ａとプーリ１０４の内周面１０４ｂに固定されるリングギヤ１０９とを第１のキャリア１０８ｂに回転自在に設けた第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１で連結する第１の伝達部として機能する。また、本実施形態では、第１の遊星歯車機構１０８は、ハブ１０２のリム１０２ｂの外周面１０２ｂ１とプーリ１０４の内周面１０４ｂとの間に設けられる。 The first planetary gear mechanism 108 is composed of a first sun gear 108a, a first carrier 108b on which a first planetary gear 108b1 is rotatably provided, and a ring gear 109. In this embodiment, the first planetary gear mechanism 108 includes a first sun gear 108a fixed to the outer peripheral surface 102b1 of the rim 102b and a ring gear 109 fixed to the inner peripheral surface 104b of the pulley 104, which are connected to the first carrier 108b. It functions as a first transmission section connected by a first planetary gear 108b1 rotatably provided in the . Also, in the present embodiment, the first planetary gear mechanism 108 is provided between the outer peripheral surface 102b1 of the rim 102b of the hub 102 and the inner peripheral surface 104b of the pulley 104 .

第２の遊星歯車機構１１０は、第２のサンギヤ１１０ａと、第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１が回転自在に設けられる第２のキャリア１１０ｂと、及びリングギヤ１０９とから構成される。本実施形態では、第２の遊星歯車機構１１０は、リム１０２ｂの外周面１０２ｂ１に固定される第２のサンギヤ１１０ａとプーリ１０４の内周面１０４ｂに固定されるリングギヤ１０９とを第２のキャリア１１０ｂに回転自在に設けた第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１で連結する第２の伝達部として機能する。また、本実施形態では、第２の遊星歯車機構１１０は、ハブ１０２のリム１０２ｂの外周面１０２ｂ１とプーリ１０４の内周面１０４ｂとの間のうち、第１の遊星歯車機構１０８とプーリ１０２のフランジ１０２ｃとの間に設けられる。さらに、本実施形態では、第２の遊星歯車機構１１０は、図１に示すように、第２のサンギヤ１１０ａがリム１０２ｂの基端側に形成される凸部１０２ｂ２に設けられている。 The second planetary gear mechanism 110 includes a second sun gear 110 a , a second carrier 110 b on which a second planetary gear 110 b 1 is rotatably provided, and a ring gear 109 . In this embodiment, the second planetary gear mechanism 110 includes a second sun gear 110a fixed to the outer peripheral surface 102b1 of the rim 102b and a ring gear 109 fixed to the inner peripheral surface 104b of the pulley 104, and a second carrier 110b. It functions as a second transmitting portion that is connected by a second planetary gear 110b1 that is rotatably provided in the second planetary gear 110b1. In this embodiment, the second planetary gear mechanism 110 is located between the first planetary gear mechanism 108 and the pulley 102 between the outer peripheral surface 102b1 of the rim 102b of the hub 102 and the inner peripheral surface 104b of the pulley 104. It is provided between the flange 102c. Furthermore, in the present embodiment, as shown in FIG. 1, the second planetary gear mechanism 110 has a second sun gear 110a provided on a convex portion 102b2 formed on the base end side of the rim 102b.

連結ゴム１１２は、第１のキャリア１０８ｂと第２のキャリア１１０ｂとの軸方向に互いに対面する部分を連結する弾性体である。本実施形態では、連結ゴム１１２は、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０の双方のキャリア１０８ｂ、１１０ｂ間に設けられ、これらのキャリア１０８ｂ、１１０ｂの裏面側を加硫接着により連結している環状のゴム板部材から構成される。連結ゴム１１２は、例えば、ニトリルゴム（ＮＢＲ）、水素添加ニトリルゴム（Ｈ－ＮＢＲ）、エチレンプロピレンゴム（ＥＰＤＭ）、スチレンブタジエンゴム（ＳＢＲ）、天然ゴム（ＮＲ）やウレタンゴム等のゴム材料又はゴム状弾性を有する合成樹脂材料で形成されている。 The connecting rubber 112 is an elastic body that connects portions of the first carrier 108b and the second carrier 110b that face each other in the axial direction. In this embodiment, the connecting rubber 112 is provided between the carriers 108b and 110b of both the first planetary gear mechanism 108 and the second planetary gear mechanism 110, and the back sides of these carriers 108b and 110b are vulcanized and bonded. It consists of annular rubber plate members connected by The connecting rubber 112 is, for example, nitrile rubber (NBR), hydrogenated nitrile rubber (H-NBR), ethylene propylene rubber (EPDM), styrene-butadiene rubber (SBR), natural rubber (NR), urethane rubber, or other rubber materials or It is made of a synthetic resin material having rubber-like elasticity.

本実施形態では、回転変動吸収機構１０７は、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０が双方のキャリア１０８ｂ、１１０ｂの間を連結ゴム１１２により連結されて構成される。そして、回転変動吸収機構１０７は、ハブ１０２のリム１０２ｂの外周面１０２ｂ１とプーリ１０４の内周面１０４ｂとの間に設置され、第１の遊星歯車機構１０８の外側からカバー１１４で覆われるようにして、設けられている。 In this embodiment, the rotational fluctuation absorbing mechanism 107 is configured by connecting the first planetary gear mechanism 108 and the second planetary gear mechanism 110 with the connecting rubber 112 between the carriers 108b and 110b. The rotation fluctuation absorbing mechanism 107 is installed between the outer peripheral surface 102b1 of the rim 102b of the hub 102 and the inner peripheral surface 104b of the pulley 104, and is covered with the cover 114 from the outside of the first planetary gear mechanism 108. and is provided.

また、本実施形態では、回転変動吸収プーリ１００は、回転変動吸収機構１０７を構成する第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０の共有するリングギヤ１０９と各キャリア１０８ｂ、１１０ｂの減速比が僅かに異なっており、双方のキャリア１０８ｂ、１１０ｂ間が連結ゴム１１２で連結されている。このように、本実施形態では、ハブ１０２とプーリ１０４との間に減速比が僅かに異なる１対の遊星歯車機構１０８、１１０と連結ゴム１１２によって構成される回転変動吸収機構１０７を設けることによって、共振点通過時と常用回転域の双方でもトルク伝達する際の回転変動や振動を吸収する防振機能の耐久信頼性を高めるものとなっている。 Further, in this embodiment, the rotation fluctuation absorbing pulley 100 has a ring gear 109 shared by the first planetary gear mechanism 108 and the second planetary gear mechanism 110 that constitute the rotation fluctuation absorbing mechanism 107, and deceleration of the carriers 108b and 110b. The ratio is slightly different, and both carriers 108b and 110b are connected by connecting rubber 112. FIG. Thus, in this embodiment, by providing the rotational fluctuation absorbing mechanism 107 composed of the pair of planetary gear mechanisms 108 and 110 having slightly different reduction ratios and the connecting rubber 112 between the hub 102 and the pulley 104, The durability and reliability of the anti-vibration function, which absorbs rotation fluctuations and vibrations when transmitting torque both when passing through the resonance point and in the normal rotation range, is enhanced.

次に、回転変動吸収プーリの一実施形態に備わる回転変動吸収機構の要部の構成の詳細について、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、及び図４を使用しながら説明する。なお、図３（Ａ）は、回転変動吸収機構を第１の遊星歯車機構の表面側から見た断面斜視図であり、図３（Ｂ）は、回転変動吸収機構を第２の遊星歯車機構の表面側から見た断面斜視図である。 Next, the details of the configuration of the main part of the rotational fluctuation absorbing mechanism provided in one embodiment of the rotational fluctuation absorbing pulley will be described with reference to FIGS. Note that FIG. 3A is a cross-sectional perspective view of the rotation fluctuation absorbing mechanism viewed from the surface side of the first planetary gear mechanism, and FIG. is a cross-sectional perspective view seen from the surface side of.

本実施形態では、回転変動吸収プーリ１００は、ハブ１０２（図２参照）とプーリ１０４との間を直接に防振ゴムで連結せずに、クランクシャフト等の駆動軸からのトルクを伝達する際の回転変動や振動を吸収する回転変動吸収機構１０７をハブ１０２とプーリ１０４との間に設けることを特徴とする。回転変動吸収機構１０７は、図３（Ａ）及び図３（Ｂ）に示すように、第１の遊星歯車機構１０８と、第２の遊星歯車機構１１０と、連結ゴム１１２とを備える。 In the present embodiment, the rotation fluctuation absorbing pulley 100 does not connect the hub 102 (see FIG. 2) and the pulley 104 directly with anti-vibration rubber, and when transmitting torque from a drive shaft such as a crankshaft, A rotational fluctuation absorbing mechanism 107 is provided between the hub 102 and the pulley 104 to absorb rotational fluctuation and vibration. The rotation fluctuation absorbing mechanism 107 includes a first planetary gear mechanism 108, a second planetary gear mechanism 110, and a connecting rubber 112, as shown in FIGS. 3(A) and 3(B).

第１の遊星歯車機構１０８は、図３（Ａ）に示すように、第１のサンギヤ１０８ａと、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１が一方の面に回転自在に設けられる第１のキャリア１０８ｂと、リングギヤ１０９から構成される。 The first planetary gear mechanism 108 includes, as shown in FIG. consists of

第１のサンギヤ１０８ａは、図３（Ａ）に示すように、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１と噛み合う複数の歯１０８ａ１が外縁側に設けられ、ＳＰ鋼材等の金属材料から形成される環状部材である。本実施形態では、第１のサンギヤ１０８ａは、ハブ１０２のリム１０２ｂ（図２参照）の外周面１０２ｂ１（図２参照）に圧接や溶接等により固定されて設けられ、回転軸がハブ１０２と同軸上となるように設けられている。 As shown in FIG. 3A, the first sun gear 108a is an annular member having a plurality of teeth 108a1 that mesh with the first planetary gear 108b1 on its outer edge side and made of a metal material such as SP steel. In this embodiment, the first sun gear 108a is fixed to the outer peripheral surface 102b1 (see FIG. 2) of the rim 102b (see FIG. 2) of the hub 102 by pressure contact, welding, or the like. It is set so that it will be on the top.

第１のキャリア１０８ｂは、ＳＰ鋼材等の金属材料から形成される環状の板部材であり、図３（Ａ）及び図４に示すように、複数の第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１が一方の面側に設けられるギヤ軸１０８ｂ２を介して等間隔で設けられている。本実施形態では、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１のそれぞれには、図４に示すように、第１のサンギヤ１０８ａとリングギヤ１０９に噛み合う複数の歯１０８ｂ３が外縁側に設けられている。なお、本実施形態では、図４に示すように、第１のキャリア１０８ｂには、８個の第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１が設けられているが、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１の個数は、少なくとも１個あればよいので、８個に限定されない。 The first carrier 108b is an annular plate member made of a metal material such as SP steel, and as shown in FIGS. They are provided at regular intervals via the provided gear shaft 108b2. In the present embodiment, each of the first planetary gears 108b1 is provided with a plurality of teeth 108b3 that mesh with the first sun gear 108a and the ring gear 109 on the outer edge side, as shown in FIG. In this embodiment, as shown in FIG. 4, the first carrier 108b is provided with eight first planetary gears 108b1. The number is not limited to eight because it is sufficient.

リングギヤ１０９は、図３（Ａ）に示すように、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１と噛み合う複数の歯１０９ａが内周面側に設けられ、ＳＰ鋼材等の金属材料から形成される円筒形状の部材である。本実施形態では、リングギヤ１０９は、プーリ１０４の内周面１０４ｂに、圧接や溶接等によって固定されて設けられ、回転軸がプーリ１０４と同心となるように設けられている。 As shown in FIG. 3A, the ring gear 109 is a cylindrical member having a plurality of teeth 109a on its inner peripheral surface that mesh with the first planetary gear 108b1 and made of a metal material such as SP steel. . In the present embodiment, the ring gear 109 is fixed to the inner peripheral surface 104 b of the pulley 104 by pressure contact, welding, or the like, and is provided so that the rotation axis is concentric with the pulley 104 .

このように、本実施形態では、第１の遊星歯車機構１０８を構成することによって、自動車エンジンのクランクシャフト等の駆動軸に取り付けられたハブ１０２の回転駆動力が第１のサンギヤ１０８ａを介して、第１のキャリア１０８ｂに設けられる第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１のそれぞれに伝達される。そして、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１のそれぞれに伝達された回転駆動力がリングギヤ１０９に伝達されて、当該リングギヤ１０９を介して、プーリ１０４に伝達される。 Thus, in this embodiment, by configuring the first planetary gear mechanism 108, the rotational driving force of the hub 102 attached to a drive shaft such as a crankshaft of an automobile engine is transmitted through the first sun gear 108a. , to the first planetary gears 108b1 provided on the first carrier 108b. Then, the rotational driving force transmitted to each of the first planetary gears 108b1 is transmitted to the ring gear 109 and transmitted to the pulley 104 via the ring gear 109 concerned.

このため、第１の遊星歯車機構１０８は、第１のサンギヤ１０８ａが順方向に回転駆動すると、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１が一方の面に回転自在に設けられる第１のキャリア１０８ｂとリングギヤ１０９が逆方向に回転駆動するように動作する。すなわち、第１の遊星歯車機構１０８は、第１のサンギヤ１０８ａ、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１が設けられる第１のキャリア１０８ｂ、及びリングギヤ１０９を介して、ハブ１０２とプーリ１０４が同軸上に逆方向回転で回転駆動するように、駆動軸の駆動力を伝達する機能を有する。 Therefore, in the first planetary gear mechanism 108, when the first sun gear 108a rotates in the forward direction, the first planetary gear 108b1 is rotatably provided on one surface of the first carrier 108b and the ring gear 109 is reversed. It operates to rotate in one direction. That is, the first planetary gear mechanism 108 rotates the hub 102 and the pulley 104 coaxially in opposite directions via the first sun gear 108a, the first carrier 108b provided with the first planetary gear 108b1, and the ring gear 109. It has a function of transmitting the driving force of the drive shaft so that it rotates at .

第２の遊星歯車機構１１０は、図３（Ｂ）に示すように、第２のサンギヤ１１０ａと、第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１が一方の面に回転自在に設けられる第２のキャリア１１０ｂと、リングギヤ１０９から構成される。 The second planetary gear mechanism 110 includes, as shown in FIG. consists of

第２のサンギヤ１１０ａは、図３（Ｂ）に示すように、第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１と噛み合う複数の歯１１０ａ１が外縁側に設けられ、ＳＰ鋼材等の金属材料から形成される環状部材である。本実施形態では、第２のサンギヤ１１０ａは、ハブ１０２のリム１０２ｂ（図２参照）の外周面１０２ｂ１（図２参照）に圧接や溶接等により固定されて設けられ、回転軸がハブ１０２と同軸上となるように設けられている。 As shown in FIG. 3B, the second sun gear 110a is an annular member having a plurality of teeth 110a1 that mesh with the second planetary gear 110b1 on its outer edge side and made of a metal material such as SP steel. In this embodiment, the second sun gear 110a is fixed to the outer peripheral surface 102b1 (see FIG. 2) of the rim 102b (see FIG. 2) of the hub 102 by pressure contact, welding, or the like. It is set so that it will be on the top.

第２のキャリア１１０ｂは、ＳＰ鋼材等の金属材料から形成される環状の板部材であり、図３（Ｂ）に示すように、複数の第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１が一方の面側に設けられるギヤ軸１１０ｂ２を介して等間隔で設けられている。本実施形態では、第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１のそれぞれには、図４に示すように、第２のサンギヤ１１０ａとリングギヤ１０９に噛み合う複数の歯１１０ｂ３が外縁側に設けられている。なお、本実施形態では、図４に示すように、第２のキャリア１１０ｂには、８個の第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１が設けられているが、第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１の個数は、少なくとも１個あればよいので、８個に限定されない。 The second carrier 110b is an annular plate member made of a metal material such as SP steel, and as shown in FIG. They are provided at equal intervals via the shaft 110b2. In this embodiment, each of the second planetary gears 110b1 is provided with a plurality of teeth 110b3 that mesh with the second sun gear 110a and the ring gear 109 on the outer edge side, as shown in FIG. In this embodiment, as shown in FIG. 4, the second carrier 110b is provided with eight second planetary gears 110b1. The number is not limited to eight because it is sufficient.

リングギヤ１０９は、プラネタリギヤ１１０ｂ１と噛み合う複数の歯１０９ａが内周面側に設けられ、ＳＰ鋼材等の金属材料から形成される円筒形状の部材である。本実施形態では、リングギヤ１０９は、プーリ１０４の内周面１０４ｂに、圧接や溶接等によって固定されて設けられ、回転軸がプーリ１０４と同心となるように設けられている。 The ring gear 109 is a cylindrical member that has a plurality of teeth 109a that mesh with the planetary gear 110b1 and that is formed of a metal material such as SP steel. In the present embodiment, the ring gear 109 is fixed to the inner peripheral surface 104 b of the pulley 104 by pressure contact, welding, or the like, and is provided so that the rotation axis is concentric with the pulley 104 .

また、本実施形態では、リングギヤ１０９は、第１の遊星歯車機構１０８と共通の部材によって共有される構成となっている。すなわち、リングギヤ１０９は、厚さ方向に並列して設けられる第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０で共有されるように、第１のキャリア１０８ｂと第２のキャリア１１０ｂの厚さの総和よりも大きい厚さを有する構成となっている。このため、１つのリングギヤ１０９に対して、各キャリア１０８ｂ、１１０ｂに設けられる各プラネタリギヤ１０８ｂ１、１１０ｂ１と各サンギヤ１０８ａ、１１０ａを介して、ハブ１０２に伝達される駆動軸からの回転駆動力が伝達されるようになる。 Further, in this embodiment, the ring gear 109 is configured to be shared by a common member with the first planetary gear mechanism 108 . That is, the ring gear 109 is shared by the first planetary gear mechanism 108 and the second planetary gear mechanism 110 which are provided in parallel in the thickness direction. It is configured to have a thickness greater than the sum of the thicknesses. Therefore, the rotational driving force from the drive shaft transmitted to the hub 102 is transmitted to one ring gear 109 via the planetary gears 108b1 and 110b1 provided on the carriers 108b and 110b and the sun gears 108a and 110a. Become so.

なお、本実施形態では、リングギヤ１０９は、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０で共有される一体型の構成となっているが、別体で構成されていてもよい。すなわち、リングギヤは、それぞれの外縁側に設けられる歯数が同一であり、かつ、厚さ方向に連結されて一体で回転駆動可能に構成されていれば、別体で構成されていてもよい。 In this embodiment, the ring gear 109 is configured as an integral type shared by the first planetary gear mechanism 108 and the second planetary gear mechanism 110, but may be configured separately. That is, the ring gears may be configured separately as long as they have the same number of teeth provided on their outer edge sides and are connected in the thickness direction so as to be integrally rotatable.

このように、本実施形態では、第２の遊星歯車機構１１０を構成することによって、自動車エンジンのクランクシャフト等の駆動軸に取り付けられたハブ１０２の回転駆動力が第２のサンギヤ１１０ａを介して、第２のキャリア１１０ｂに設けられる第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１のそれぞれに伝達される。そして、第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１のそれぞれに伝達された回転駆動力がリングギヤ１０９に伝達されて、当該リングギヤ１０９を介して、プーリ１０４に伝達される。 Thus, in this embodiment, by configuring the second planetary gear mechanism 110, the rotational driving force of the hub 102 attached to a drive shaft such as a crankshaft of an automobile engine is transmitted through the second sun gear 110a. , to the second planetary gears 110b1 provided on the second carrier 110b. Then, the rotational driving force transmitted to each of the second planetary gears 110b1 is transmitted to the ring gear 109 and transmitted to the pulley 104 via the ring gear 109 concerned.

このため、第２の遊星歯車機構１１０は、第２のサンギヤ１１０ａが順方向に回転駆動すると、第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１が一方の面に回転自在に設けられる第２のキャリア１１０ｂとリングギヤ１０９が逆方向に回転駆動するように動作する。すなわち、第２の遊星歯車機構１１０は、第２のサンギヤ１１０ａ、第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１が設けられる第２のキャリア１１０ｂ、及びリングギヤ１０９を介して、ハブ１０２とプーリ１０４が同軸上に逆方向回転で回転駆動するように、駆動軸の駆動力を伝達する機能を有する。 Therefore, in the second planetary gear mechanism 110, when the second sun gear 110a rotates in the forward direction, the second planetary gear 110b1 is rotatably provided on one surface of the second carrier 110b and the ring gear 109 is reversed. It operates to rotate in one direction. That is, the second planetary gear mechanism 110 rotates the hub 102 and the pulley 104 coaxially in opposite directions via a second sun gear 110a, a second carrier 110b provided with a second planetary gear 110b1, and a ring gear 109. It has a function of transmitting the driving force of the drive shaft so that it rotates at .

また、本実施形態では、回転変動吸収機構１０７は、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０のリングギヤ１０９と第１のキャリア１０８ｂ、第２のキャリア１１０ｂの減速比が僅かに異なり、これら１対の遊星歯車機構１０８、１１０の各キャリア１０８ｂ、１１０ｂが連結ゴム１１２を介して連結されて一体に構成される。具体的には、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０は、リングギヤ１０９と各キャリア１０８ｂ、１１０ｂの減速比の差が０．０１以下となっており、これらキャリア１０８ｂ、１１０ｂのそれぞれの裏面側が連結ゴム１１２に加硫接着されて表裏一体に構成されている。なお、ここで言及する減速比Ｃは、サンギヤの歯数をＺａ、リングギヤの歯数をＺｃとすると、下記の式（１）で表される。 Further, in the present embodiment, the rotational fluctuation absorbing mechanism 107 has a reduction ratio of the ring gear 109 of the first planetary gear mechanism 108 and the second planetary gear mechanism 110, the first carrier 108b, and the second carrier 110b. Differently, the carriers 108b, 110b of the pair of planetary gear mechanisms 108, 110 are connected via connecting rubbers 112 to be integrated. Specifically, in the first planetary gear mechanism 108 and the second planetary gear mechanism 110, the difference in reduction ratio between the ring gear 109 and the carriers 108b and 110b is 0.01 or less. are vulcanized and adhered to the connecting rubber 112 so that the front and back sides are integrally formed. The speed reduction ratio C referred to here is expressed by the following formula (1), where Za is the number of teeth of the sun gear and Zc is the number of teeth of the ring gear.

本実施形態では、回転変動吸収機構１０７は、第１のサンギヤ１０８ａの方が第２のサンギヤ１１０ａよりも歯数が僅かに少ない構成となっている。詳細に説明すると、第１のサンギヤ１０８ａと第２のサンギヤ１１０ａの歯間隔を同一にしても歯数を僅かに異なるようにするために、第２のサンギヤ１１０ａは、リム１０２ｂの基端側に有する凸部１０２ｂ２に取り付けられている。これによって、第２のサンギヤ１１０ａの内径が第１のサンギヤ１０８ａよりも僅かに大きくなって、歯数も第１のサンギヤ１０８ａよりも僅かに多くなるようになっている。 In the present embodiment, the rotational fluctuation absorbing mechanism 107 has a configuration in which the number of teeth of the first sun gear 108a is slightly smaller than that of the second sun gear 110a. More specifically, the second sun gear 110a is located on the base end side of the rim 102b so that the number of teeth of the first sun gear 108a and the second sun gear 110a are the same, but the number of teeth is slightly different. It is attached to the convex portion 102b2. As a result, the inner diameter of the second sun gear 110a is slightly larger than that of the first sun gear 108a, and the number of teeth of the second sun gear 110a is also slightly larger than that of the first sun gear 108a.

このため、第１の遊星歯車機構１０８は、リングギヤ１０９と第１のキャリア１０８ｂの減速比が第２の遊星歯車機構１１０のリングギヤ１０９と第２のキャリア１１０ｂの減速比よりも僅かに大きい構成となっている。例えば、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０のリングギヤ１０９の歯数を１００歯とした場合に、第１のサンギヤ１０８ａ、第２のサンギヤ１１０ａの歯数がそれぞれ６８歯、７０歯とすると、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０の減速比Ｃは、それぞれ０．５９５、０．５８８と求まる。すなわち、第１の遊星歯車機構１０８の方が第２の遊星歯車機構１１０よりも減速比が僅かに大きい値となり、その減速比の差分が０．０１以下となっている。 Therefore, in the first planetary gear mechanism 108, the reduction ratio between the ring gear 109 and the first carrier 108b is slightly larger than the reduction ratio between the ring gear 109 and the second carrier 110b of the second planetary gear mechanism 110. It's becoming For example, when the ring gear 109 of the first planetary gear mechanism 108 and the second planetary gear mechanism 110 has 100 teeth, the first sun gear 108a and the second sun gear 110a each have 68 teeth, Assuming 70 teeth, the reduction ratios C of the first planetary gear mechanism 108 and the second planetary gear mechanism 110 are found to be 0.595 and 0.588, respectively. That is, the reduction ratio of the first planetary gear mechanism 108 is slightly larger than that of the second planetary gear mechanism 110, and the difference between the reduction ratios is 0.01 or less.

このとき、リングギヤ１０９が第１のサンギヤ１０８ａ、第２のサンギヤ１１０ａに対して５０度捩れた場合に、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０のキャリア移動角度は、それぞれ２９．７６度、２９．４１度となる。このように、本実施形態では、リングギヤ１０９が第１のサンギヤ１０８ａ、第２のサンギヤ１１０ａに対して５０度捩れた場合における第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０のキャリア移動角度の差分で示されるキャリア相対角度が０．３５度となる。 At this time, when the ring gear 109 is twisted 50 degrees with respect to the first sun gear 108a and the second sun gear 110a, the carrier movement angles of the first planetary gear mechanism 108 and the second planetary gear mechanism 110 are 29 degrees. .76 degrees and 29.41 degrees. Thus, in this embodiment, carrier movement of the first planetary gear mechanism 108 and the second planetary gear mechanism 110 when the ring gear 109 is twisted by 50 degrees with respect to the first sun gear 108a and the second sun gear 110a The carrier relative angle indicated by the angle difference is 0.35 degrees.

すなわち、各サンギヤ１０８ａとリングギヤ１０９の相対角度に対して、キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の相対角度が０．３５度／５０．０度≒０．００７と０．０１以下の値の減速比の差分となっている。このように、本実施形態の回転変動吸収機構１０７に備わる連結ゴム１１２は、従来よりもコンパクトなゴム形状としても歪みが小さいものとなるので、防振ゴムとして十分な耐久性が得られるものとなる。 That is, with respect to the relative angle between each sun gear 108a and the ring gear 109, the relative angle between the carriers 108b and 110b is 0.35 degrees/50.0 degrees ≈ 0.007 and the difference in the reduction ratio of a value of 0.01 or less. It's becoming As described above, the connecting rubber 112 provided in the rotation fluctuation absorbing mechanism 107 of the present embodiment has less distortion even if it has a more compact rubber shape than the conventional one. Become.

また、この場合に、リングギヤ１０９の捩れ角に対する連結ゴム１１２の捩れ角の比λを求めると、λ＝５０度／０．３５度＝１４２．８６倍と求まる。ここで、リングギヤ１０９とハブ１０２との間の相対バネ定数を１１４Ｎｍ／ｒａｄとすると、連結ゴム１１２に必要なバネ定数Ｋは、下記の式（２）より１６２８６Ｎｍ／ｒａｄと求まる。
Ｋ＝１１４Ｎｍ／ｒａｄ×１４２．８６＝１６２８６Ｎｍ／ｒａｄ・・・（２） In this case, the ratio λ of the twist angle of the connecting rubber 112 to the twist angle of the ring gear 109 is λ=50 degrees/0.35 degrees=142.86 times. Here, assuming that the relative spring constant between the ring gear 109 and the hub 102 is 114 Nm/rad, the spring constant K required for the connecting rubber 112 is obtained as 16286 Nm/rad from the following equation (2).
K=114Nm/rad×142.86=16286Nm/rad (2)

すなわち、本実施形態では、連結ゴム１１２に必要なバネ定数Ｋは、従来の一般的なトーショナルダンパのバネ定数と同等レベルの大きさとなっている。このため、本実施形態の連結ゴム１１２は、従来の防振ゴムに類似した防振性能を薄肉で高硬度のゴム部材で成立することになる。 That is, in this embodiment, the spring constant K required for the connecting rubber 112 is at the same level as the spring constant of a conventional general torsional damper. For this reason, the connecting rubber 112 of the present embodiment achieves vibration-isolating performance similar to that of the conventional vibration-isolating rubber with a thin, high-hardness rubber member.

このように、本実施形態では、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０のリングギヤ１０９に対する各キャリア１０８ｂ、１１０ｂの減速比が僅かに異なることから、それぞれのキャリア１０８ｂ、１１０ｂの移動角度が僅かに異なるようになる。このため、これらのキャリア１０８ｂ、１１０ｂの移動角度の差異が防振ゴムとして機能する連結ゴム１１２を捩る挙動となっている。 Thus, in this embodiment, since the reduction ratios of the carriers 108b and 110b with respect to the ring gear 109 of the first planetary gear mechanism 108 and the second planetary gear mechanism 110 are slightly different, the carriers 108b and 110b The movement angle becomes slightly different. Therefore, the difference in the moving angles of these carriers 108b and 110b causes the twisting behavior of the connecting rubber 112 functioning as an anti-vibration rubber.

すなわち、クランクシャフト等の駆動軸から伝達されるトルクは、ハブ１０２と第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０を介してプーリ１０４に伝達される際に、双方のキャリア１０８ｂ、１１０ｂのギヤ比の違いにより、位相角が生じる。本実施形態では、その位相角が連結ゴム１１２の剛性や弾性により規制されるので、それ以上の大きさに位相角が増大することなく、双方のキャリア１０８ｂ、１１０ｂが固定されて、リングギヤ１０９にトルクが伝達されるようになっている。 That is, when torque transmitted from a drive shaft such as a crankshaft is transmitted to pulley 104 via hub 102, first planetary gear mechanism 108, and second planetary gear mechanism 110, both carriers 108b, The difference in gear ratio of 110b results in a phase angle. In this embodiment, the phase angle is regulated by the rigidity and elasticity of the connecting rubber 112. Therefore, both carriers 108b and 110b are fixed to the ring gear 109 without further increasing the phase angle. Torque is transmitted.

従来技術によるアイソレーションプーリであれば、プーリとハブを防振ゴムとなる弾性体で連結している。このため、この防振ゴムのバネ定数を２Ｎｍ／度とした場合に、１００Ｎｍの負荷トルクに対して、１００Ｎｍ÷２Ｎｍ／度＝５０度の相対角度が生じることになる。 In the conventional isolation pulley, the pulley and hub are connected by an elastic member that serves as a vibration isolator. Therefore, when the spring constant of the anti-vibration rubber is 2 Nm/degree, a relative angle of 100 Nm÷2 Nm/degree=50 degrees is generated with respect to the load torque of 100 Nm.

これに対して、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００では、弾性体１１２は、キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間に設けられ、プーリ・ハブ間の相対角度である５０度は、キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の相対角度０．３５度に相当することから、０．３５度／５０度＝０．００７倍の減速比となる。このとき、プーリ１０４の負荷トルク１００Ｎｍは、１００Ｎｍ÷０．００７＝１４２８６Ｎｍのトルクとして各キャリア１０８ｂ、１１０ｂに作用する。このことから、１４２８６Ｎｍ÷０．３５度＝４０８１７Ｎｍ／度のバネ定数を有した弾性体１１２をキャリア１０８ｂ、１１０ｂ間に設けることによって、従来技術と同様にプーリ・ハブ間の負荷トルク１００Ｎｍと相対角度５０度の関係が成立することとなる。 In contrast, in the rotational fluctuation absorbing pulley 100 of this embodiment, the elastic body 112 is provided between the carriers 108b and 110b, and the relative angle between the pulley and hub of 50 degrees is the relative angle between the carriers 108b and 110b. Since this corresponds to an angle of 0.35 degrees, the reduction ratio is 0.35 degrees/50 degrees=0.007 times. At this time, the load torque of 100 Nm of the pulley 104 acts on the carriers 108b and 110b as a torque of 100 Nm/0.007=14286 Nm. Therefore, by providing an elastic body 112 having a spring constant of 14286 Nm/0.35 degrees=40817 Nm/degree between the carriers 108b and 110b, a load torque of 100 Nm between the pulley and the hub and a relative angle A relationship of 50 degrees is established.

すなわち、プーリ１０４に１００Ｎｍの負荷トルクが発生した場合、キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の相対トルクは、１４２８６Ｎｍの負荷トルクとなる。このとき、キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の弾性体１１２のバネ定数を４０８１７Ｎｍ／度とすると、キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の相対角度として０．３５度の変位が生じる。そして、１対の遊星歯車機構１０８、１１０の減速比０．００７倍によって、０．３５度÷０．００７＝５０度としてプーリ・ハブ間の相対角度でバランスを取るようになる。 That is, when a load torque of 100 Nm is generated on the pulley 104, the relative torque between the carriers 108b and 110b is a load torque of 14286 Nm. At this time, if the spring constant of the elastic body 112 between the carriers 108b and 110b is 40817 Nm/degree, a displacement of 0.35 degrees occurs as the relative angle between the carriers 108b and 110b. Then, the reduction ratio of 0.007 of the pair of planetary gear mechanisms 108 and 110 balances the relative angle between the pulleys and hubs as 0.35 degrees/0.007=50 degrees.

このように、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、減速比が異なる１対の遊星歯車機構１０８、１１０の減速比によって、弾性体１１２に生じる相対角度や負荷トルクの変換機構が従来技術と大きく異なるものとなる。しかしながら、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、弾性体１１２のバネ定数（Ｎｍ／度＝トルク÷角度）によって負荷トルク（Ｎｍ）と相対角度（度）のバランスが成立するので、同様の防振性能を発揮するようになる。 As described above, the rotation fluctuation absorbing pulley 100 of the present embodiment has a relative angle generated in the elastic body 112 and a load torque conversion mechanism different from the conventional technology due to the reduction ratio of the pair of planetary gear mechanisms 108 and 110 having different reduction ratios. becomes very different. However, in the rotational fluctuation absorbing pulley 100 of this embodiment, the load torque (Nm) and the relative angle (degrees) are balanced by the spring constant (Nm/degrees=torque/angle) of the elastic body 112. Demonstrate vibration performance.

次に、回転変動吸収プーリの一実施形態の動作について、図５を使用しながら説明する。本実施形態では、回転変動吸収プーリ１００は、ハブ１０２とプーリ１０４（図１参照）との間にクランクシャフト等の駆動軸からのトルクを伝達する際の回転変動を吸収する回転変動吸収機構１０７が設けられている。回転変動吸収機構１０７は、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０のリングギヤ１０９と各キャリア１０８ｂ、１１０ｂの減速比が僅かに異なっており、これら１対の遊星歯車機構１０８、１１０の各キャリア１０８ｂ、１１０ｂが連結ゴム１１２を介して連結されて一体に構成されている。 Next, the operation of one embodiment of the rotational fluctuation absorbing pulley will be described using FIG. In this embodiment, the rotational fluctuation absorbing pulley 100 includes a rotational fluctuation absorbing mechanism 107 that absorbs rotational fluctuation when torque is transmitted from a drive shaft such as a crankshaft between the hub 102 and the pulley 104 (see FIG. 1). is provided. In the rotational fluctuation absorbing mechanism 107, the ring gears 109 of the first planetary gear mechanism 108 and the second planetary gear mechanism 110 and the carriers 108b and 110b have slightly different reduction ratios. Carriers 108b and 110b of 110 are connected via connecting rubbers 112 to be integrated.

本実施形態では、各遊星歯車機構１０８、１１０において、第１のサンギヤ１０８ａ、第２のサンギヤ１１０ａがハブ１０２を介してクランクシャフト等の駆動軸に繋がる構造となっているので、駆動力を生み出す駆動ギヤとして機能する。一方、各遊星歯車機構１０８、１１０において、リングギヤ１０９がベルトプーリとなるプーリ１０４に繋がる受動ギヤとして機能し、第１のキャリア１０８ｂ、第２のキャリア１１０ｂにそれぞれ設けられる各プラネタリギヤ１０８ｂ１、１１０ｂ１が固定ギヤに準じた機能の位置づけとなる。すなわち、本実施形態では、各遊星歯車機構１０８、１１０は、双方のサンギヤ１０８ａ、１１０ａを駆動ギヤ、リングギヤ１０９を受動ギヤ、各プラネタリギヤ１０８ｂ１、１１０ｂ１を固定ギヤとして機能させるスター型の遊星歯車装置となっている。 In this embodiment, in each of the planetary gear mechanisms 108 and 110, the first sun gear 108a and the second sun gear 110a are connected to a drive shaft such as a crankshaft through the hub 102, so driving force is generated. It functions as a drive gear. On the other hand, in each of the planetary gear mechanisms 108 and 110, the ring gear 109 functions as a passive gear connected to the pulley 104 serving as a belt pulley, and the planetary gears 108b1 and 110b1 respectively provided on the first carrier 108b and the second carrier 110b are fixed. It becomes the positioning of the function according to the gear. That is, in this embodiment, each planetary gear mechanism 108, 110 is a star type planetary gear device in which both sun gears 108a, 110a function as drive gears, the ring gear 109 functions as a passive gear, and each planetary gear 108b1, 110b1 functions as a fixed gear. It's becoming

また、本実施形態では、リングギヤ１０９と各キャリア１０８ｂ、１１０ｂとの減速比（ギヤ比）の異なる１対の遊星歯車機構１０８、１１０の各サンギヤ１０８ａ、１１０ａが共にハブ１０２に固定され、リングギヤ１０９がプーリ１０４に固定されている。また、プーリ１０４には、不図示のベルトを介して補機負荷が入力されている。 In this embodiment, the sun gears 108a and 110a of the pair of planetary gear mechanisms 108 and 110 having different reduction ratios (gear ratios) between the ring gear 109 and the carriers 108b and 110b are both fixed to the hub 102. is fixed to the pulley 104 . In addition, an accessory load is input to the pulley 104 via a belt (not shown).

ハブ１０２に固定された第１のサンギヤ１０８ａ、第２のサンギヤ１１０ａに所定の大きさのトルクが発生すると、リングギヤ１０９と第１のキャリア１０８ｂ、第２のキャリア１１０ｂとの減速比、すなわち、ギヤ比が僅かに異なっているので、それぞれのキャリア１０８ｂ、１１０ｂの捩れ角が異なる。このため、これらのキャリア１０８ｂ、１１０ｂの捩れた量の差が各キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の位相角となる。 When a predetermined amount of torque is generated in the first sun gear 108a and the second sun gear 110a fixed to the hub 102, the reduction ratio between the ring gear 109 and the first carrier 108b and the second carrier 110b, that is, the gear Due to the slightly different ratios, the twist angles of the respective carriers 108b, 110b are different. Therefore, the difference in the twist amount of these carriers 108b and 110b becomes the phase angle between the carriers 108b and 110b.

本実施形態では、双方のキャリア１０８ｂ、１１０ｂ間を弾性や剛性を有する弾性体として機能する連結ゴム１１２で連結している。このため、双方のサンギヤ１０８ａ、１１０ａに所定の大きさのトルクを入力すると、２つのキャリア１０８ｂ、１１０ｂの間に生じた位相角によって連結ゴム１１２が弾性変形する。このとき、連結ゴム１１２は、弾性変形に応じた反力を発生させるので、当該連結ゴム１１２の剛性によってキャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の位相角が所定の領域で抑制される。 In this embodiment, both carriers 108b and 110b are connected by a connecting rubber 112 that functions as an elastic body having elasticity and rigidity. Therefore, when a predetermined amount of torque is input to both sun gears 108a and 110a, the coupling rubber 112 is elastically deformed by the phase angle generated between the two carriers 108b and 110b. At this time, since the connecting rubber 112 generates a reaction force according to the elastic deformation, the rigidity of the connecting rubber 112 suppresses the phase angle between the carriers 108b and 110b within a predetermined region.

このように、双方のキャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の位相角が抑制された状態は、これらのキャリア１０８ｂ、１１０ｂが殆ど動かない状態、換言すると、各キャリア１０８ｂ、１１０ｂが固定された状態に近似される。このため、各サンギヤ１０８ａ、１１０ａのトルクは、各プラネタリギヤ１０８ｂ１、１１０ｂ１を介してリングギヤ１０９に伝達されて、当該リングギヤ１０９を固定するプーリ１０４がハブ１０２と逆方向に同じように一緒に回転するようになる。 Thus, the state in which the phase angle between both carriers 108b, 110b is suppressed is approximated to a state in which these carriers 108b, 110b hardly move, in other words, a state in which each carrier 108b, 110b is fixed. . Therefore, the torque of each sun gear 108a, 110a is transmitted to the ring gear 109 via each planetary gear 108b1, 110b1 so that the pulley 104 fixing the ring gear 109 rotates together with the hub 102 in the opposite direction. become.

すなわち、各サンギヤ１０８ａ、１１０ａのトルクが一定であれば、これらのサンギヤ１０８ａ、１１０ａのトルクが２つのキャリア１０８ｂ、１１０ｂを回転させようとするので、これらのキャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の位相角で連結ゴム１１２が弾性変形する。このため、連結ゴム１１２の反力で各キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の位相角のバランスが取れた位置で双方のキャリア１０８ｂ、１１０ｂが停止する。そして、駆動軸から各サンギヤ１０８ａ、１１０ａ、各キャリア１０８ｂ、１１０ｂ、及びリングギヤ１０９を介して伝達されたトルクがプーリ１０４に伝達されて当該プーリ１０４に巻着されたベルトを駆動する。 That is, if the torque of each sun gear 108a, 110a is constant, the torque of these sun gears 108a, 110a tends to rotate the two carriers 108b, 110b. The rubber 112 is elastically deformed. Therefore, both the carriers 108b and 110b stop at a position where the phase angles between the carriers 108b and 110b are balanced by the reaction force of the connecting rubber 112. FIG. Torque transmitted from the drive shaft via the sun gears 108a and 110a, the carriers 108b and 110b, and the ring gear 109 is transmitted to the pulley 104 to drive the belt wound around the pulley 104.

一方、各サンギヤ１０８ａ、１１０ａの一定であったトルクに、ある大きさの衝撃が瞬時に入った場合には、各キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の位相角が瞬間的に変化するが、連結ゴム１１２が衝撃緩衝バネとして機能することによってバランスを取るようになる。このため、当該衝撃によるトルクの大部分が連結ゴム１１２に吸収されて、残りの一部のトルク変動がプーリ１０４に伝達されて当該プーリ１０４に巻着されたベルトを駆動するようになる。 On the other hand, when an impact of a certain magnitude is instantaneously applied to the constant torque of each sun gear 108a, 110a, the phase angle between each carrier 108b, 110b changes instantaneously, but the connecting rubber 112 It balances itself by acting as a shock-absorbing spring. Therefore, most of the torque due to the impact is absorbed by the connecting rubber 112, and the remaining part of the torque fluctuation is transmitted to the pulley 104 to drive the belt wound around the pulley 104.

このように、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、ハブ１０２とプーリ１０４との間を直接に防振ゴムで連結せずに、トルク変動の状況に応じて柔軟に回転変動を吸収可能な回転変動吸収機構１０７をハブ１０２とプーリ１０４との間に設けている。このため、エンジンスタート時に共振点を通過する際に、例えば、５０度程度のプーリの大きな捩れ振動時でも、回転変動吸収機構１０７に備わる防振ゴムとして機能する連結ゴムの捩れ角が０．３５度程度と極端に小さくなる。 In this way, the rotation fluctuation absorbing pulley 100 of the present embodiment can flexibly absorb rotation fluctuations according to torque fluctuation conditions without directly connecting the hub 102 and the pulley 104 with anti-vibration rubber. A rotational fluctuation absorbing mechanism 107 is provided between the hub 102 and the pulley 104 . Therefore, even when the pulley undergoes a large torsional vibration of, for example, about 50 degrees when the engine is started and the resonance point is passed, the torsion angle of the connecting rubber functioning as a vibration isolating rubber provided in the rotational fluctuation absorbing mechanism 107 is 0.35. degree becomes extremely small.

すなわち、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、ハブ１０２とプーリ１０４との間を直接に防振ゴムで連結する構成としていないので、従来の回転変動吸収プーリに備わる防振ゴムよりも容積が小さなゴム部材を使用しても、ゴム歪みを大幅に低減できる。具体的には、従来技術のゴム歪１００％以上に対して、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００を適用した場合には、ゴム歪を１０％程度と従来技術の１０分の１に低減できる。 That is, the rotation fluctuation absorbing pulley 100 of the present embodiment does not have a structure in which the hub 102 and the pulley 104 are directly connected by the vibration isolating rubber, so the volume is larger than that of the vibration isolating rubber included in the conventional rotation fluctuation absorbing pulley. Even if a small rubber member is used, rubber strain can be greatly reduced. Specifically, when the rotational fluctuation absorbing pulley 100 of the present embodiment is applied to the conventional rubber distortion of 100% or more, the rubber distortion can be reduced to about 10%, which is one tenth of that of the conventional technique. .

また、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、アイドル未満の共振点の通過時では、回転変動吸収機構１０７に設けられる各キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の捩れ角の大きな減衰によってゴム歪を小さく抑え、かつ、常用回転域では、連結ゴム１１２で極力小さい減衰とすることによって、回転変動吸収プーリ１００の防振性能を改善できる。すなわち、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００を適用することによって、共振点通過時と常用回転域の双方でも、クランクシャフト等の駆動軸から他の装置にトルクを伝達する際における防振機能の耐久信頼性を高められるようになる。 In addition, when the rotation fluctuation absorbing pulley 100 of the present embodiment passes through the resonance point below idle, the torsional angle between the carriers 108b and 110b provided in the rotation fluctuation absorbing mechanism 107 is largely attenuated to suppress rubber distortion. In addition, in the normal rotation range, the vibration damping performance of the rotational fluctuation absorbing pulley 100 can be improved by minimizing the damping with the connecting rubber 112 . That is, by applying the rotational fluctuation absorbing pulley 100 of the present embodiment, the vibration damping function when transmitting torque from a drive shaft such as a crankshaft to other devices can be achieved both when passing through the resonance point and in the normal rotation range. Durability and reliability can be improved.

このように、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、共振時のゴム歪が小さいことから、共振時の伝達率（共振倍率）を軽減することを目的とした減衰要素や機構を新たに設ける必要がない。また、本実施形態では、共振域のゴム歪が小さくなるので、従来技術となるアイソレーションプーリの防振ゴムのように、ゴムの耐久性を懸念する必要がなくなる。さらに、本実施形態では、余計な減衰が無いことによって、防振領域となるエンジンの常用回転域の防振特性を良好なものとする。 As described above, since the rotational fluctuation absorbing pulley 100 of the present embodiment has a small rubber distortion at the time of resonance, a damping element or mechanism is newly provided for the purpose of reducing the transmission rate (resonance magnification) at the time of resonance. No need. Further, in the present embodiment, since the distortion of the rubber in the resonance region is reduced, there is no need to worry about the durability of the rubber, unlike the anti-vibration rubber of the isolation pulley of the prior art. Furthermore, in the present embodiment, since there is no unnecessary damping, the vibration damping characteristics in the normal rotation range of the engine, which is the vibration damping region, are improved.

すなわち、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、常用回転域で防振性を悪化させる大きな減衰の付与や、共振点通過時のゴム歪を抑制するストッパ機構を必要とせずに、防振機能の耐久信頼性を高めることができる。このことから、本実施形態では、従来のように防振ゴムのゴム歪を抑制するストッパ機構を新たに設置することなく、確実に共振点通過時と常用回転域の双方でも、エンジンのクランクシャフト等の装置の駆動軸から他の装置にトルクを伝達する際における防振機能の耐久信頼性を高められる。 In other words, the rotational fluctuation absorbing pulley 100 of the present embodiment has a vibration damping function without requiring large damping that degrades vibration damping in the normal rotation range or a stopper mechanism that suppresses rubber distortion when passing through the resonance point. durability reliability can be enhanced. For this reason, in this embodiment, without newly installing a stopper mechanism that suppresses the rubber distortion of the anti-vibration rubber unlike the conventional one, the crankshaft of the engine can be reliably operated both when passing through the resonance point and in the normal rotation range. The durability and reliability of the anti-vibration function can be enhanced when torque is transmitted from the drive shaft of such devices to other devices.

また、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、自動車のエンジンで発生する駆動力の一部をクランクシャフトからプーリに巻着されたベルトを介してオルタネータやウォーターポンプ等の補機に与える際に適用されているが、他の産業分野にも適用できる。例えば、各種産業機械の制御装置や電子機器の防振支持等のように、装置の駆動軸から他の装置にトルクを伝達する際の回転変動を吸収する場合にも、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００を適用して、防振機能の耐久信頼性を高められるので、極めて大きな工業的価値を有する。 Further, the rotational fluctuation absorbing pulley 100 of the present embodiment is used when a part of the driving force generated by the engine of the automobile is applied from the crankshaft to auxiliary machines such as an alternator and a water pump through a belt wound around the pulley. applied, but can also be applied to other industrial fields. For example, even when absorbing rotation fluctuations when torque is transmitted from the drive shaft of a device to another device, such as a control device for various industrial machines or an anti-vibration support for electronic equipment, the rotation fluctuations of this embodiment can be used. By applying the absorbing pulley 100, the durability and reliability of the anti-vibration function can be improved, so it has an extremely large industrial value.

なお、上記のように回転変動吸収プーリの一実施形態について詳細に説明したが、本発明の新規事項及び効果から実体的に逸脱しない多くの変形が可能であることは、当業者には、容易に理解できるであろう。従って、このような変形例は、全て本発明の範囲に含まれるものとする。 Although one embodiment of the rotational fluctuation absorbing pulley has been described in detail as described above, it will be readily apparent to those skilled in the art that many modifications are possible without substantially departing from the novelties and effects of the present invention. can be understood. Accordingly, all such modifications are intended to be included within the scope of the present invention.

例えば、明細書又は図面において、少なくとも一度、より広義又は同義な異なる用語と共に記載された用語は、明細書又は図面のいかなる箇所においても、その異なる用語に置き換えることができる。また、回転変動吸収プーリの構成、動作も本実施形態で説明したものに限定されず、種々の変形実施が可能である。 For example, a term described at least once in the specification or drawings together with a different, broader or synonymous term can be replaced with the different term anywhere in the specification or drawings. Also, the configuration and operation of the rotational fluctuation absorbing pulley are not limited to those described in the present embodiment, and various modifications are possible.

１００ 回転変動吸収プーリ
１０２ ハブ
１０２ａ ボス
１０２ａ１ 軸孔
１０２ｂ リム
１０２ｂ１ 外周面
１０２ｂ２ 凸部
１０２ｃ フランジ
１０２ｃ１ サブリム
１０４ プーリ
１０４ａ ポリＶ溝
１０４ｂ 内周面
１０６ ベアリング
１０７ 回転変動吸収機構
１０８ 第１の遊星歯車機構（第１の伝達部）
１０８ａ 第１のサンギヤ
１０８ａ１ （サンギヤの）歯
１０８ｂ 第１のキャリア
１０８ｂ１ 第１のプラネタリギヤ
１０８ｂ２ ギヤ軸
１０８ｂ３ （プラネタリギヤの）歯
１０９ リングギヤ
１０９ａ （リングギヤの）歯
１１０ 第２の遊星歯車機構（第２の伝達部）
１１０ａ 第２のサンギヤ
１１０ａ１ （サンギヤの）歯
１１０ｂ 第２のキャリア
１１０ｂ１ 第２のプラネタリギヤ
１１０ｂ２ ギヤ軸
１１０ｂ３ （サンギヤの）歯
１１２ 連結ゴム（弾性体）
１１４ カバー 100 rotation fluctuation absorbing pulley 102 hub 102a boss 102a1 shaft hole 102b rim 102b1 outer peripheral surface 102b2 convex portion 102c flange 102c1 sub-rim 104 pulley 104a poly V groove 104b inner peripheral surface 106 bearing 107 rotation fluctuation absorbing mechanism 108 first planetary gear mechanism (first 1 transmission part)
108a first sun gear 108a1 (sun gear) teeth 108b first carrier 108b1 first planetary gear 108b2 gear shaft 108b3 (planetary gear) teeth 109 ring gear 109a (ring gear) teeth 110 second planetary gear mechanism (second transmission part)
110a Second sun gear 110a1 (sun gear) teeth 110b Second carrier 110b1 Second planetary gear 110b2 Gear shaft 110b3 (sun gear) teeth 112 Connecting rubber (elastic body)
114 cover

Claims (4)

同軸上にボスとリムが設けられるハブと、
前記ハブの外側に設けられるプーリと、
前記リムの外周面に固定される第１のサンギヤと前記プーリの内周面に固定されるリングギヤとを第１のキャリアに回転自在に設けた第１のプラネタリギヤで連結する第１の伝達部と、
前記リムの外周面に固定される第２のサンギヤと前記リングギヤとを第２のキャリアに回転自在に設けた第２のプラネタリギヤで連結し、かつ、前記第１の伝達部と減速比が異なる第２の伝達部と、
前記第１のキャリアと前記第２のキャリアとの軸方向に互いに対面する部分を連結する弾性体と、を備えることを特徴とする回転変動吸収プーリ。 a hub having a boss and a rim coaxially provided;
a pulley provided outside the hub;
a first transmission unit that connects a first sun gear fixed to the outer peripheral surface of the rim and a ring gear fixed to the inner peripheral surface of the pulley by a first planetary gear rotatably provided on a first carrier; ,
A second sun gear fixed to the outer peripheral surface of the rim and the ring gear are connected by a second planetary gear rotatably provided on a second carrier, and the second transmission portion has a reduction ratio different from that of the first transmission portion. 2 transmission parts;
and an elastic member that connects portions of the first carrier and the second carrier that face each other in the axial direction. 前記第１の伝達部と前記第２の伝達部の前記減速比の差は、０．０１以下であることを特徴とする請求項１に記載の回転変動吸収プーリ。 2. The rotation fluctuation absorbing pulley according to claim 1, wherein the difference in the speed reduction ratio between the first transmission section and the second transmission section is 0.01 or less. 前記第１のサンギヤの方が前記第２のサンギヤよりも歯数が少ない構成として、前記第１の伝達部は、前記第２の伝達部よりも前記減速比が大きいことを特徴とする請求項１又は２に記載の回転変動吸収プーリ。 3. The first transmission section has a gear reduction ratio larger than that of the second transmission section, wherein the first sun gear has a smaller number of teeth than the second sun gear. 3. Rotation fluctuation absorbing pulley according to 1 or 2. 前記弾性体は、前記第１のキャリアと前記第２のキャリアの裏面側を互いに加硫接着することにより連結することを特徴とする請求項１乃至３の何れか１項に記載の回転変動吸収プーリ。 4. The rotational fluctuation absorber according to any one of claims 1 to 3, wherein the elastic body connects the back sides of the first carrier and the second carrier by vulcanization bonding to each other. pulley.

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