JPH0293144A - Flywheel equipped with torsional damper - Google Patents
Flywheel equipped with torsional damperInfo
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
〔産業上の利用分野〕
本発明は、２分割フライホイールの、回転のアンバラン
ス修正のための構造に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Field of Industrial Application] The present invention relates to a structure for correcting rotational imbalance of a two-part flywheel.
駆動側フライホイールと従動側フライホイールをスプリ
ングで連結した、いわゆる２分割フライホイールのアン
バランス修正は、組立終了後、駆動側または従動側の何
れか一方のみに、穴あけ加工等のアンバランス修正手段
を施すことにより、行なわれていた。従来の２分割フラ
イホイールは、構成部品自体および構成部品の配置を、
回転中心まわりに対称となるように構成していたため、
たとえば、スプリングが移動してスプリング重心が移動
しても対称のスプリング同志がアンバランス分を相殺し
合うので、修正重量は製造ばらつき分だけでよく、修正
穴を設ける程度でも、バランス取りは可能であった。To correct the unbalance of a so-called two-part flywheel, in which the driving side flywheel and the driven side flywheel are connected by a spring, after assembly is completed, unbalance correction methods such as drilling are performed only on either the driving side or the driven side. This was done by applying Conventional two-part flywheels are designed to control the component parts themselves and the arrangement of the component parts.
Because it was constructed symmetrically around the center of rotation,
For example, even if a spring moves and the center of gravity of the spring shifts, symmetrical springs cancel out the unbalanced amount, so the correction weight only needs to be the manufacturing variation, and balance can be achieved even by providing a correction hole. there were.
しかし、構成部品自体の質量または構成部品の配置が回
転中心まわりに非対称となっているタイプのトーショナ
ルダンパ付フライホイールでは、バランス取りにおいて
、次の問題がある。However, a type of flywheel with a torsional damper in which the mass of the component parts themselves or the arrangement of the component parts is asymmetrical about the center of rotation has the following problems in balancing.
まず、第１に、アンバランス量は従来の対称フライホイ
ールに比べて数倍〜数十倍程度に大きくなる。このため
、修正穴で対応すると、対称フライホイールの修正穴を
大きく上まわる量（穴深さ、穴数）の穴加工が必要とな
り、調整時間、加工費上不利であり、かつダンパ強度減
少等の基本的性能を悪化させるという問題があった。First, the amount of unbalance is several times to several tens of times larger than that of a conventional symmetrical flywheel. For this reason, if a correction hole is used, it will be necessary to drill holes in an amount (hole depth, number of holes) that is much larger than the correction hole of the symmetrical flywheel, which is disadvantageous in terms of adjustment time and processing cost, and reduces damper strength. There was a problem that the basic performance of the system was deteriorated.
第２の問題として、駆動トルクがかかって、駆動側フラ
イホイールと従動側フライホイール間に相対回転（ねじ
り）が生じたとき、スプリングもストロークして重心位
置が回転中心まわりに移動するために、駆動側フライホ
イールまたは従動側フライホイールの何れか一方のみに
施した修正アンバランスの方向とずれが発生し、アンバ
ランスが増大するという問題があった。これを第９図を
参照して定量的に説明する。第９図は、従来方法による
アンバランス修正をスプリング非対称配設のダンパに適
用した場合におけるベクトル関係を、アンバランス修正
が駆動側フライホイールのみに施された場合を例にとっ
て、示している。駆動側フライホイールと従動側フライ
ホイールとの間に相対回転がないとき、すなわち、ダン
パ相対ねじりなしの場合は、スプリングトータルアンバ
ランスＡと修正アンバランスＡはつり合っているものの
、ねじりが発生した場合は、各スプリング重心がねじり
の回転角θの半分だけ回転しくｇ−ｇ’）スプリングト
ータルアンバランスＡの方向もθ／２だけ回転する。修
正アンバランスＡの方向は、修正アンバランスが駆動側
フライホイール側に施されているとしたから、駆動側フ
ライホイールに対して方向は固定である。したがって、
ねじり時には回転角θで、第９図中のアンバランスＢが
発生する。ねじり角θが、たとえば３０＠のとき、Ｂ−
２・Ａ−ｓｉｎ（θ／２）より、ストローク後アンバラ
ンスＢ＝０．５２Ａが発生し、無修正時アンバランスＡ
の５２％ものアンバランスがねじり時に発生する。The second problem is that when driving torque is applied and relative rotation (torsion) occurs between the driving flywheel and the driven flywheel, the spring also strokes and the center of gravity moves around the center of rotation. There has been a problem in that the direction of the corrected unbalance that has been applied to only one of the drive-side flywheel or the driven-side flywheel deviates from the direction, and the unbalance increases. This will be explained quantitatively with reference to FIG. FIG. 9 shows the vector relationship when the conventional method of unbalance correction is applied to a damper with asymmetrically arranged springs, taking as an example the case where unbalance correction is applied only to the drive-side flywheel. When there is no relative rotation between the drive-side flywheel and the driven-side flywheel, that is, when there is no relative torsion of the damper, the spring total unbalance A and corrected unbalance A are balanced, but if torsion occurs. , the center of gravity of each spring rotates by half of the torsional rotation angle θ, and the direction of the total spring imbalance A also rotates by θ/2. The direction of the corrected unbalance A is fixed with respect to the drive side flywheel since the corrected unbalance is applied to the drive side flywheel. therefore,
During twisting, an unbalance B in FIG. 9 occurs at the rotation angle θ. When the torsion angle θ is, for example, 30@, B-
2. From A-sin (θ/2), unbalance B = 0.52A occurs after the stroke, and unbalance A when uncorrected.
An unbalance of 52% occurs during twisting.
本発明の目的は、構成部品の少なくとも一部が、質量、
または配置、または質量と配置において、回転中心まわ
りに非対称となっている、２分割フライホイールにおい
て、（イ）組立後のアンバランス修正が小量で済み、（
ロ）ねじりなし時でもねじり有り時でもアンバランス増
加が微小で済む、ようなトーショナルダンパ付フライホ
イールを提供することにある。The object of the present invention is that at least some of the components have a mass,
Or, in a two-part flywheel that is asymmetrical around the center of rotation in terms of arrangement, mass, and arrangement, (a) only a small amount of unbalance correction after assembly is required;
(b) To provide a flywheel with a torsional damper that causes only a slight increase in unbalance both when there is no twist and when there is twist.
この目的に沿う本発明の解決しようとする課題は、２分
割の回転体において、相対回転に対するバランス修正を
行なうことである。The problem to be solved by the present invention in accordance with this objective is to correct the balance with respect to relative rotation in a rotating body divided into two parts.
上記の本発明の課題は、次のトーショナルダンパ付フラ
イホイールによって、達成される。すなわち、
スプリングを含む構成部品の非対称配置により生じる回
転アンバランスに対する修正アンバランスを駆動側と従
動側とにほぼ等分となるように分配したことを特徴とす
るトーショナルダンパ付フライホイール。The above objects of the present invention are achieved by the following flywheel with a torsional damper. That is, a flywheel with a torsional damper is characterized in that a correction unbalance for a rotational unbalance caused by an asymmetrical arrangement of components including a spring is distributed almost equally between a driving side and a driven side.
従来のバランス取りは、組立後に行なわれていたが、本
発明では組立前の部品段階で既に盛込むことができるの
で、組立後のアンバランス修正は微小量で済む。従来は
構成部品が対称構成であるから、製造誤差、組立誤差に
伴なう微小アンバランスを組立後に、駆動側フライホイ
ールまたは従動側フライホイールの何れか一方のみに、
穴加工で施せば済んだが、構成部品が非対称な（たとえ
ば、後述する、スプリングを非対称に複数本配設したり
、従動側フライホイールのドリブンプレートのアームが
非対称となっている）トーショナルダンパ付フライホイ
ールでは、アンバランスが大きすぎて、従来の組立後バ
ランス取りを適用しても、穴加工程度のバランス取りで
はバランス取りが困難であった。しかし、本発明では、
部品のアンバランスによる修正アンバランスを部品段階
で盛込むことができるので、製造誤差、組立誤差を含む
組立後のアンバラン修正は従来程度に微少量で済ますこ
とができる。Conventionally, balancing was performed after assembly, but in the present invention, it can be incorporated already at the component stage before assembly, so that the amount of unbalance correction after assembly is minimal. Conventionally, the components have a symmetrical configuration, so minute imbalances due to manufacturing errors and assembly errors can be corrected for only one of the drive-side flywheel or driven-side flywheel after assembly.
It could be done by drilling holes, but with a torsional damper whose component parts are asymmetrical (for example, multiple springs are arranged asymmetrically, or the arm of the driven plate of the driven flywheel is asymmetrical, as described later). In flywheels, the unbalance is so large that even if conventional post-assembly balancing is applied, it is difficult to balance the flywheel by just drilling a hole. However, in the present invention,
Since corrections due to unbalance of parts can be incorporated at the component stage, unbalance corrections after assembly, including manufacturing errors and assembly errors, can be done in a much smaller amount than in the past.
また、修正アンバランス量を、駆動側と従動側とにほぼ
等分となるように分配したため、駆動側と従動側との間
に相対回転（ねじり）がある場合もない場合も、次に説
明するように、回転バランスがとられる。すなわち、
相対回転（ねじり）が生じない時は、駆動側と従動側に
それぞれ施した修正アンバランスは互いに同方向の遠心
力を生じ、この遠心力はフライホイールの無修正アンバ
ランスの遠心力と逆方向で同し大きさの力であるために
、互いにつり合い、バランス取りできる。In addition, since the corrected unbalance amount was distributed almost equally between the driving side and the driven side, even if there is or is not relative rotation (torsion) between the driving side and the driven side, it will be explained next. The rotation is balanced as follows. In other words, when relative rotation (torsion) does not occur, the corrected unbalance applied to the driving side and the driven side respectively generate centrifugal force in the same direction, and this centrifugal force is equal to the centrifugal force of the uncorrected unbalance of the flywheel. Since the forces are of the same magnitude in opposite directions, they can balance each other out.
相対回転（ねじり角θ）が生じた時は、修正アンバラン
スＡを駆動側と従動側にそれぞれほぼ等分（Ａｌ１づつ
）に施しであるため、一方の遠心力のヘクトルが他方の
遠心力ベクトルに対して回転したときの合力はθ／２だ
け回転し、その太きさＡ′は
Ａ′−２・Ａｌ１・ｃｏｓ（θ／２）−Ａ−ｃｏｓ（θ
／２）
となる。一方、フライホイールの無修正アンバランスＡ
については、その大部分が非対称スプリングによって生
じるので、ねじり時にスプリングの一端が他端に対して
回転角で０分移動するとスプリング重心はθ／２だけね
じり方向に回転するので、フライホイールの無修正アン
バランスＡもほぼθ／２だけ回転し、修正アンバランス
Ａ′と逆向きとなってほぼつり合う。アンバランス量Ｂ
′は、
Ｂ ’ −Ａ−Ａ ’
であるが、θ−３０６のときＡ ’ ＝０．９７Ａとな
るから
Ｂ ’ −Ａ −Ａ ’ ＝ Ａ −０
，９７Ａ ＝０．０３Ａであり、無修正アンバランス
Ａの３％のアンバランス量Ｂ’Ｌか生じない。これを、
前記した、駆動側または従動側の何れか一方のみに修正
アンバランスＡを施したときの、θ−３０°のときの５
２％のアンバランス量Ｂと比較すると、３％のアンバラ
ンス量Ｂ′は、無視してもよいオーダであり、本考案で
は、ねじり時にもバランス取りがとれていることがわか
る。なお、上記は、フライホイールアンバランス量Ａと
して、非対称スプリングを例示したが、フライホイール
アンバランスＡの算定において、非対称スプリングのみ
ならず、後述するドリブンプレートのアーム等の非対称
部品によるアンバランスも考慮することにより、さらに
バランス取りの精度を上げることができる。When a relative rotation (torsion angle θ) occurs, the correction unbalance A is applied approximately equally (one Al each) to the driving side and the driven side, so that the hector of centrifugal force on one side becomes the vector of centrifugal force on the other side. The resultant force when rotated relative to
/2) becomes. On the other hand, uncorrected flywheel imbalance A
Most of this is caused by the asymmetric spring, so if one end of the spring moves by 0 degrees of rotation angle with respect to the other end during torsion, the center of gravity of the spring will rotate by θ/2 in the torsional direction, so the flywheel will not be corrected. The unbalance A is also rotated by approximately θ/2, and is almost balanced in the opposite direction to the corrected unbalance A'. Unbalance amount B
' is B'-A-A', but when θ-306, A' = 0.97A, so B' -A -A' = A -0
, 97A = 0.03A, and only an unbalance amount B'L of 3% of the uncorrected unbalance A occurs. this,
5 at θ-30° when the correction unbalance A is applied only to either the driving side or the driven side as described above.
Compared to the unbalance amount B of 2%, the unbalance amount B' of 3% is on the order of being negligible, and it can be seen that the present invention maintains balance even during twisting. Although the above example uses an asymmetrical spring as the flywheel unbalance amount A, in calculating the flywheel unbalance A, not only the asymmetric spring but also the unbalance due to asymmetric parts such as the arm of the driven plate, which will be described later, are taken into account. By doing so, the accuracy of balancing can be further improved.
以下に、本発明に係るトーショナルダンパ付フライホイ
ールの、望ましい実施例を、図面を参照して説明する。Hereinafter, preferred embodiments of a flywheel with a torsional damper according to the present invention will be described with reference to the drawings.
第１図から第７図迄は本発明のフライホイールに関する
構造、特性を示している。1 to 7 show the structure and characteristics of the flywheel of the present invention.
まず、第３図を参照して、トーショナルダンパ付フライ
ホイールが構成する振動系を説明する。First, with reference to FIG. 3, a vibration system constituted by a flywheel with a torsional damper will be explained.
Ｉ１は駆動側フライホイールの捩り方向の慣性質量、Ｉ
２は従動側フライホイールの捩り方向の慣性質量を示す
。Ｋスプリングは遊び角度θ、をもって両慣性質量Ｉ＋
、１２を連結する。Ｋｌスプリングはにスプリングに
対してばね配列上並列とされ、Ｋ１スプリングに対して
振動系上直列に配列された摩擦機構（その設定摩擦力を
Ｆｒとする）を介して、両慣性質量Ｉｔ 、Ｉ２を連結
する。Ｋ２スプリングは設けられても設けられなくても
よいもので、設けられる場合は、Ｋ１スプリング、Ｋ２
スプリングに対してばね配列上並列に設けられ、θ、よ
りも大きな捩り角θ１の遊び角度をもって、両慣性質量
１＋ Ｔｚを連結する。Ｋ、に＋ Ｋｔスプリ
ングは、それぞれ、トーショナルダンパを構成する。Ｋ
１スプリングに対しては、ＫＩスプリングの作動を±θ
、内に限定する機構Ｓが設けられている。I1 is the inertia mass of the drive side flywheel in the torsional direction, I
2 indicates the inertia mass of the driven flywheel in the torsional direction. The K spring has a play angle θ, and both inertial masses I+
, 12 are concatenated. The Kl spring is parallel to the spring in the spring arrangement, and the two inertial masses It and I2 are connected via a friction mechanism (its set frictional force is Fr) arranged in series with the K1 spring in the vibration system. Concatenate. K2 spring may or may not be provided, and if provided, K1 spring, K2 spring
It is provided in parallel with the spring in the spring arrangement, and connects both inertial masses 1+Tz with a play angle of torsion angle θ1, which is larger than θ. The K, ni+Kt springs each constitute a torsional damper. K
For 1 spring, the operation of KI spring is ±θ
, is provided with a mechanism S that limits the range within .
第３図の振動系は、第４図の捩り角−トルク特性を有し
、第５図の回転数（エンジンスピード）加速度伝達率特
性を有する。The vibration system shown in FIG. 3 has the torsion angle-torque characteristics shown in FIG. 4, and the rotational speed (engine speed) and acceleration transmission rate characteristics shown in FIG. 5.
第４図かられかるように、第３図においてに１スプリン
グの作動を捩り角度±θ、内に限定する機構Ｓを設け、
０８〜θ１ （θ１はに、に＋ Ｋｚスプリングの
両端に設けるスプリングシートのクツション部があたる
角度）では、Ｋおよびに２スプリングを作動させるよう
にしたので、捩り特性の段差をなくしている（ただし、
各スプリング予圧縮分の段差が残るが微小）。これによ
って、Ｋ１スプリングの分担トルクは高々Ｆｒ値に限定
されるため、Ｋ１スプリングを複数本使う必要がなく、
トーショナルダンパ付フライホイールの周方向に、Ｋ１
スプリングの１本化が可能となる。ただし、この１本化
の概念の中には、同一ばね軸芯上に配設されるダブルス
プリングを含む。第１図において、Ｋ１スプリングが１
本化されており、回転軸心まわりに非対称配設となって
いるのを見ることができる。As can be seen from FIG. 4, a mechanism S is provided in FIG. 3 to limit the operation of one spring within the torsional angle ±θ,
From 08 to θ1 (θ1 is the angle at which the cushion portion of the spring seat provided at both ends of the Kz spring hits), two springs are operated at K and Kz, so there is no difference in torsional characteristics (However, ,
There remains a step due to the precompression of each spring, but it is small). As a result, the shared torque of the K1 spring is limited to the Fr value at most, so there is no need to use multiple K1 springs.
K1 in the circumferential direction of the flywheel with torsional damper
It becomes possible to use only one spring. However, this concept of unification includes double springs arranged on the same spring axis. In Figure 1, the K1 spring is 1
It can be seen that it is arranged asymmetrically around the axis of rotation.
第５図に示すように、本発明のトーショナルダンパ付フ
ライホイールは、第３図のに、に、 スプリング、摩擦
機構の配列と組み合せによって、従来２分割式フライホ
イールに見られなかった特性を有する。従来２分割式フ
ライホイールでは複数個のスプリングの配列、組み合せ
は、全回転域を通じて単一の共振点を有していたのに対
し、本発明の１・−ショナルダンパ付フライホイールは
２種類の振動特性（それぞれの振動特性がそれぞれ共振
点を有する）を存し、この２種類の振動特性間にシフト
する。１つの振動特性は捩り角が±θ。As shown in Fig. 5, the torsional damper-equipped flywheel of the present invention has characteristics not seen in conventional two-piece flywheels due to the arrangement and combination of springs and friction mechanisms as shown in Fig. 3. have In the conventional two-part flywheel, the arrangement and combination of multiple springs had a single resonance point throughout the entire rotation range, whereas the flywheel with a single-national damper of the present invention has two types of resonance points. There is a vibration characteristic (each vibration characteristic has a resonance point), and there is a shift between these two types of vibration characteristics. One vibration characteristic is the torsion angle of ±θ.
以内のときにあられれ、第３図から分かるようににスプ
リングもに２スプリングも遊び角度θ１θ８のために作
動しないため、Ｋ１ スプリングのみが作動する特性で
ある。これをに１特性と呼ぶことにする。他の振動特性
は捩り角が±θ１以上であられれる特性であり、このと
きはにスプリング（θ、以上ではに２スプリングも）が
作動し、Ｋ、スプリングはストッパ機構Ｓによる摩擦機
構の強制的すべりによって効かなくなる。このときの特
性をに特性と呼ぶことにする。捩り角度がθ４より小さ
い回転は、アイドリング回転以上の通常使用回転域と起
動、停止時の極く低回転域にあられれ、捩り角度が±θ
、より大きい回転は、起動、停止時にに１特性の共振点
を通過しようとするときと、高トルク時にあられれる。As can be seen from FIG. 3, both springs and springs 2 and 2 do not operate due to the play angle θ1θ8, so only the K1 spring operates. This will be called the 1 characteristic. Other vibration characteristics are those in which the torsion angle is greater than or equal to ±θ1, and in this case, the spring (2 springs are activated when the angle is greater than θ), and the K and spring are forced by the friction mechanism by the stopper mechanism S. It becomes ineffective due to slippage. The characteristic at this time will be called a characteristic. Rotations with a twist angle smaller than θ4 occur in the normal use rotation range above idling rotation and in the extremely low rotation range at startup and stop, and the twist angle is ±θ.
Larger rotations occur when starting and stopping, when attempting to pass through a resonance point of one characteristic, and when high torque occurs.
すなわち、通常回転時は系はに１特性に従って作動する
が、エンジンの起動、停止時に、回転数かに１特性の共
振点に近づいていったときに、駆動側、従動側フライホ
イール間の相対捩り角が増大していき、ついにθ、に達
し、ストッパ機構Ｓがあたって摩擦機構がすべり、Ｋ１
スプリングが効かなくなり、それと同時ににスプリング
が効き始め、系の特性は摩擦機構のずベリを伴ないなが
ら、第５図の点ＰからＱに、またばＱからＰにシフトし
て、Ｋ特性へと変化する。Ｋ特性の共振点はに１特性の
共振点と異なっているため、系の回転数ばに１特性の共
振点をとびこえ、Ｋ特性に従って変化していく。In other words, during normal rotation, the system operates according to the 1 characteristic, but when the engine starts or stops, as the engine speed approaches the resonance point with the 1 characteristic, the relative relationship between the drive and driven flywheels changes. The torsion angle increases and finally reaches θ, the stopper mechanism S hits and the friction mechanism slides, K1
The spring stops working, and at the same time, the spring starts working, and the characteristics of the system shift from point P to Q in Figure 5, and then from Q to P, with the characteristic of the system shifting to the K characteristic, accompanied by a shift in the friction mechanism. and changes. Since the resonance point of the K-characteristic is different from the resonance point of the 1-characteristic, the resonance point of the 1-characteristic is jumped depending on the rotational speed of the system, and changes according to the K-characteristic.
系の回転数がさらに変化してＫｌ特性の共振点から離れ
ていくと、振動の振幅は低減していき、捩れ角が再び±
θ２以内になり、Ｋスプリングが効かなくなるとともに
、摩擦機構のすべりが止まってに１ スプリングが効き
、系は再びに１特性に従って作動する。すなわち、系は
回転の全域において、共振しない。また、摩擦機構はに
１特性の共振点に近づいたときにのみ、−時的にすべる
のみであるから、従来フライホイールのヒステリシス機
構のように全回転域においてずベリを生しるものではな
く、通常回転域におけるトルク変動吸収効果を向上させ
る（加速度伝達率を小にすることに対応する）。従来の
２分割フライホイールにおけるヒステリシス機構は、共
振点通過時の振動振幅を抑えるために必須のものである
が、通常回転域においても、常時すべるので、この摩擦
力は駆動側フライホイールと従動側フライホイール間の
相対捩りを拘束する方向に作動し、一体型フライホイー
ルに近づけ（一体型フライホイールでは加速度は増減な
く伝達されるので加速度伝達率は当然に１となる）、通
常回転域のトルク変動吸収効果を悪くする。これに対し
、本発明では、摩擦機構は通常回転域ですべらないので
、摩擦力が働かず、Ｋ１スプリングが弾性変形して駆動
側フライホイールと従動側フライホイールの相対捩りに
追従し、効果的にトルク変動を吸収する。As the rotational speed of the system changes further and moves away from the resonance point of the Kl characteristic, the amplitude of the vibration decreases and the torsion angle becomes ± again.
When the value is within θ2, the K spring becomes ineffective, the friction mechanism stops slipping, the 1 spring becomes effective, and the system again operates according to the 1 characteristic. That is, the system does not resonate throughout the rotation. In addition, since the friction mechanism only temporarily slips when it approaches the resonance point of the 1 characteristic, it does not cause slippage over the entire rotation range like the hysteresis mechanism of conventional flywheels. , improves the torque fluctuation absorption effect in the normal rotation range (corresponds to reducing the acceleration transmission rate). The hysteresis mechanism in conventional two-split flywheels is essential to suppress the vibration amplitude when passing through the resonance point, but since it constantly slips even in the normal rotation range, this frictional force is transmitted between the drive side flywheel and the driven side flywheel. It operates in the direction of restraining the relative torsion between the flywheels, approaches the integrated flywheel (acceleration is transmitted without increase or decrease in integrated flywheels, so the acceleration transmission rate is naturally 1), and torque in the normal rotation range. It worsens the fluctuation absorption effect. In contrast, in the present invention, since the friction mechanism does not slip in the normal rotation range, the friction force does not work, and the K1 spring elastically deforms to follow the relative torsion between the drive side flywheel and the driven side flywheel, and is effective. to absorb torque fluctuations.
第１図、第２図は、第３図の振動系を構成するｌ・−シ
ョナルダンパ付フライホイールの具体的な全体構成を示
している。FIGS. 1 and 2 show the specific overall structure of a flywheel with an l-national damper that constitutes the vibration system shown in FIG. 3. FIG.
第１図、第２図において、トーショナルダンパ付フライ
ホイールは、駆動側フライホイール１０と、駆動側フラ
イホイール１０と同軸芯状に配され駆動側フライホイー
ル１０に対して相対回転可能とされた従動側フライホイ
ール２０と、駆動側フライホイル１０および従動側フラ
イホイール２０に対して相対回転可能とされたコントロ
ールプレート７０と、駆動側フライホイール１０と従動
側フライホイール２０とを遊び角度θ１をもって直接連
結するにスプリング３０と、駆動側フライホイール１０
とコントロールプレート７０を連結しかつにスプリング
３０との関係においてばね配列上並列とされたに１スプ
リング４０と、コン１ヘロールプレート７０と従動側フ
ライホイール２０とを連結しに１ スプリング４０に対
して振動系上直列に配された摩擦機構６０（すべり始め
る設定摩擦力をＦｒとされている）と、を有する。駆動
側フライホイール１０と従動側フライホイル２０との間
には、遊び角度θ、（ただしθ８〉θＦ）をもって両フ
ライホイール１０．２０を連結するに２スプリング５０
が設けられてもよく、図は設けられる場合を示している
。In FIGS. 1 and 2, the flywheel with a torsional damper is arranged coaxially with the drive-side flywheel 10 and is rotatable relative to the drive-side flywheel 10. The driven flywheel 20, the control plate 70 which is rotatable relative to the driving flywheel 10 and the driven flywheel 20, and the driving flywheel 10 and the driven flywheel 20 are connected directly with an angle of play θ1. A spring 30 is connected to the drive side flywheel 10.
1 spring 40 which connects the control plate 70 and is parallel to the spring 30 in terms of spring arrangement, and 1 spring 40 which connects the control plate 70 and the driven side flywheel 20. It has a friction mechanism 60 (the set frictional force at which sliding starts is set as Fr) arranged in series on the vibration system. Two springs 50 are installed between the drive side flywheel 10 and the driven side flywheel 20 to connect both flywheels 10 and 20 with an play angle θ, (where θ8>θF).
may be provided, and the figure shows the case where it is provided.
駆動側フライホイール１０は、リングギヤを兼ねる環状
のアウタリング１１と、アウタリング１１の内周側に配
置された環状のインナリング１２と、アウタリング１１
の両側に配置されアウタリング１１にリヘソト１５によ
って固定されたドライブプレート１３．１４と、から成
る。駆動側フライホイール１０は、エンジンクランクシ
ャフトｌにセントボルト２によって固定され、エンジン
クランクシャフト１と一体的に回転する。ドライブプレ
ート１３は窓１６を有し、ドライブプレート１４はスロ
ット１７を有し、窓１６、スロット１７はトーショナル
ダンパ付フライホイールの周方向に延び、窓１６、スロ
ット１７の周方向端部は、そこに配設された、Ｋスプリ
ング３０、Ｋ１ スプリング４０、またはに２スプリン
グ５０の、両端のスプリングシート３１４１．５１に着
脱自在に係合する。駆動側フライホイール１０はエンジ
ンクランクシャフトに連結される。The drive-side flywheel 10 includes an annular outer ring 11 that also serves as a ring gear, an annular inner ring 12 disposed on the inner peripheral side of the outer ring 11, and an outer ring 11.
Drive plates 13 and 14 are arranged on both sides of the outer ring 11 and fixed to the outer ring 11 by ribs 15. The drive-side flywheel 10 is fixed to the engine crankshaft 1 with a cent bolt 2, and rotates integrally with the engine crankshaft 1. The drive plate 13 has a window 16, the drive plate 14 has a slot 17, the window 16 and the slot 17 extend in the circumferential direction of the flywheel with a torsional damper, and the circumferential ends of the window 16 and the slot 17 are It removably engages with spring seats 3141.51 at both ends of the K spring 30, K1 spring 40, or Ni2 spring 50 disposed there. The drive side flywheel 10 is connected to the engine crankshaft.
従動側フライホイール２０は、駆動側フライホイールｌ
Ｏに並設されたフライホイールボデー２１と、フライホ
イールボデー２１にボルト２３によって固定されたドリ
ブンプレート２２とから成る。従動側フライホイール２
０は、駆動側フライホイール１０のインナリング１２に
、ヘアリング３を介して、相対回転可能に支持される。The driven side flywheel 20 is the driving side flywheel l.
It consists of a flywheel body 21 arranged in parallel with O, and a driven plate 22 fixed to the flywheel body 21 with bolts 23. Driven flywheel 2
0 is supported by the inner ring 12 of the drive side flywheel 10 via the hair ring 3 so as to be relatively rotatable.
従動側フライホイール２０は車両のパワートレインに連
結される。The driven flywheel 20 is connected to the power train of the vehicle.
従動側フライホイール２０のドリブンプレート２２は、
第７図に示すように、内周側の環状部２２ａと、この環
状部２２ａから半径方向外方に延びるアーム２２ｂとを
有する。アーム２２ｂは複数本あって、回転中心に対し
て非対称配置となっている。The driven plate 22 of the driven flywheel 20 is
As shown in FIG. 7, it has an annular portion 22a on the inner peripheral side and an arm 22b extending radially outward from the annular portion 22a. There are a plurality of arms 22b, and they are arranged asymmetrically with respect to the center of rotation.
Ｋスプリング３０は、トーショナルダンパ付フライホイ
ールの周方向に１ケ所配設されている（第１図参照）
Ｋスプリング３０は、その両端に設けられたスプリング
シート３１を介して駆動側フライホイール１０のドライ
ブプレート１３．１４の窓１６、スロット１７に着脱自
在に係合され、かつθ２の遊び角度をもってドリブンプ
レート２２のアーム２２ｂに周方向に対向している。駆
動側フライホイール１０と従動側フライホイール２０と
の間に６２以上の相対捩り角が生じるとにスプリング３
０はスプリングシート３１を介してドリブンプレート２
２のアーム２２ｂにあたり、両フライホイール１０．２
０間にトルクを伝達する。Ｋスプリング３０は、ドライ
ブプレート１３．１４、および６２以上の捩り角では、
一端をドライブプレート１３．１４によって支持され、
他端をドリブンプレート２２のアーム２２ｂによって押
されてドライブプレート１３．１４から外され、ドリブ
ンプレート２２のアーム２２ｂによって支持される。The K spring 30 is arranged at one location in the circumferential direction of the flywheel with torsional damper (see Fig. 1).
The K spring 30 is removably engaged with the windows 16 and slots 17 of the drive plates 13 and 14 of the drive-side flywheel 10 via spring seats 31 provided at both ends thereof, and is attached to the drive plate with a play angle of θ2. It faces the arm 22b of No. 22 in the circumferential direction. When a relative torsion angle of 62 or more occurs between the driving flywheel 10 and the driven flywheel 20, the spring 3
0 is connected to the driven plate 2 via the spring seat 31
2 arm 22b, both flywheels 10.2
Torque is transmitted between 0 and 0. The K-spring 30 is connected to the drive plate 13.14, and at a torsion angle of 62 or more,
supported at one end by a drive plate 13.14;
The other end is pushed by the arm 22b of the driven plate 22 and removed from the drive plate 13.14, and is supported by the arm 22b of the driven plate 22.
ＫＩ スプリング４０は、第１図に示すように、トーシ
ョナルダンパ付フライホイールの周方向に１ケ所のみ設
けられ、回転中心まわりに非対称配設とされている。Ｋ
１ スプリング４０は、その両端に設けられたスプリン
グシート４１を介して駆動側フライホイール１０のドラ
イブプレート１３．１４の窓１６、スロット１７に着脱
自在に係合され、かつコントロールプレート７０の後述
するアーム７０ｂ間に周方向にアーム７０ｂに対して着
脱自在に係合される。コントロールプレート７０と駆動
側フライホイール１０との間に相対捩れ角が生じると、
Ｋ１ スプリング４０の一端のスプリングシート４１が
コントロールプレート７０のアーム７０ｂに押されてド
ライブプレート１３．１４の窓１６．１７から離れるの
で、ＫＩ スプリング４０は、一端をコントロールプレ
ート７０のアーム７０ｂによって支持され、他端を駆動
側フライホイール１０のドライブプレート１３．１４に
よって支持されることになる。As shown in FIG. 1, the KI spring 40 is provided at only one location in the circumferential direction of the flywheel with a torsion damper, and is arranged asymmetrically around the center of rotation. K
1 The spring 40 is removably engaged with the window 16 and slot 17 of the drive plate 13, 14 of the drive side flywheel 10 via spring seats 41 provided at both ends thereof, and is connected to an arm (described later) of the control plate 70. The arm 70b is detachably engaged with the arm 70b in the circumferential direction between the arms 70b. When a relative torsion angle occurs between the control plate 70 and the drive side flywheel 10,
Since the spring seat 41 at one end of the K1 spring 40 is pushed by the arm 70b of the control plate 70 and moves away from the window 16.17 of the drive plate 13.14, the KI spring 40 is supported at one end by the arm 70b of the control plate 70. , the other end is supported by the drive plate 13 , 14 of the drive side flywheel 10 .
Ｋ２スプリング５０は、トーショナルダンパ付フライホ
イールの周方向に、３ケ、回転中心まわりに非対称に配
設される（第１図参照） Ｋ２スプリング５０の合成ば
ね定数はこれら３ケのに２スプリングの並列配列の合成
ばね定数となる。すなわち各に２スプリング５０のばね
定数をに２／３とすると、それらの合成ばね定数かに２
となる如くである。Ｋ２スプリング５０は、それらの両
端に設けたスプリングシート５１を介して、駆動側フラ
イホイール１０のドライブプレート１３．１４の窓１６
、スロット１７に、周方向に着脱自在に係合する。この
スプリングシート５１は、ドリブンプレート２２のアー
ム２２ｂに、周方向にθ８の遊び角度をもって対向し、
駆動側フライホイール１０と従動側フライホイール２０
との間に８３以上の相対回転（捩り）が発生すると、ス
プリングシート５１がドリブンプレート２２のアーム２
２ｂにあたって、駆動側フライホイール１０と従動側フ
ライホイール２０との間にトルクを伝達する。ドリブン
プレート２２のアーム２２ｂにあたらないときはに２ス
プリング５０はその両端をドライブプレート１３．１４
によって支持され、あたったときは一端をドリブンプレ
ート２２によって支持され、他端をドライブプレート１
３によって支持される。Three K2 springs 50 are arranged in the circumferential direction of the flywheel with a torsional damper, and are arranged asymmetrically around the center of rotation (see Fig. 1).The composite spring constant of the K2 spring 50 is 2 springs for these three springs. is the composite spring constant of the parallel array of . In other words, if the spring constant of each of the two springs 50 is 2/3, then their combined spring constant is 2/2.
It is as follows. The K2 spring 50 is connected to the window 16 of the drive plate 13, 14 of the drive side flywheel 10 via spring seats 51 provided at both ends thereof.
, are removably engaged in the slot 17 in the circumferential direction. This spring seat 51 faces the arm 22b of the driven plate 22 in the circumferential direction with an angle of play of θ8,
Drive side flywheel 10 and driven side flywheel 20
When a relative rotation (torsion) of 83 or more occurs between the spring seat 51 and the arm 2 of the driven plate 22, the spring seat 51
2b, torque is transmitted between the drive-side flywheel 10 and the driven-side flywheel 20. When the spring 50 does not hit the arm 22b of the driven plate 22, the two springs 50 connect both ends of the spring 50 to the drive plate 13.14.
When hit, one end is supported by the driven plate 22 and the other end is supported by the drive plate 1.
Supported by 3.
摩擦機構６０は、ドリブンプレート２２の環状部２２ａ
とコントロールプレート７０の環状部７０ａとの間に配
設された、スラストライニング６１、スラストプレート
６２、コーンスプリング６３から成る。スラストライニ
ング６１は摩擦材から成り、コーンスプリング６３は軸
方向力を発生して摩擦機構６０の設定摩擦力Ｆｒを決定
する。The friction mechanism 60 includes an annular portion 22a of the driven plate 22.
The thrust lining 61, the thrust plate 62, and the cone spring 63 are arranged between the annular portion 70a of the control plate 70 and the annular portion 70a of the control plate 70. The thrust lining 61 is made of a friction material, and the cone spring 63 generates an axial force to determine the set friction force Fr of the friction mechanism 60.
コントロールプレート７０は、互いに並設された一対の
コントロールプレート要素７１．７２のリベット７３．
７４による結合体から成る。コントロールプレート７０
は、内周側の環状部７０ａとそれから半径方向外方に延
びるアーム７０ｂとを有する。Ｋｌ スプリング４０は
、一対のアーム７０ｂの間に、周方向にアーム７０ｂに
着脱自在に、配設される。コントロールプレート７０の
環状部７０ａの内周面は、ドリブンプレート２２の環状
部２２ａの外周面に、回転摺動自在に接触され、これに
よってコントロールプレート７０はドリブンプレート２
２に回転可能に支持される。コントロールプレート７０
の環状部７０ａの側面は摩擦機構６０のスラストライニ
ング６１に摺動可能に接触される。The control plate 70 has rivets 73. of a pair of control plate elements 71.72 arranged in parallel with each other.
It consists of a conjugate according to 74. control plate 70
has an annular portion 70a on the inner peripheral side and an arm 70b extending radially outward from the annular portion 70a. The Kl spring 40 is disposed between the pair of arms 70b so as to be detachable from the arms 70b in the circumferential direction. The inner circumferential surface of the annular portion 70a of the control plate 70 is rotatably and slidably in contact with the outer circumferential surface of the annular portion 22a of the driven plate 22, so that the control plate 70
2 is rotatably supported. control plate 70
The side surface of the annular portion 70a is slidably contacted with the thrust lining 61 of the friction mechanism 60.
コントロールプレート７０は摺動接触でドリブンプレー
ト２２に支持されかつ摩擦機構６０と摺動接触する関係
にあるから、すなわちベアリング等のように低抵抗で高
信軌性の手段によって駆動側フライホイールまたは従動
側フライホイールに支持されるものでないから、コント
ロールプレート７０かに、スプリング４０の一端を支持
したときにに、 スプリング４０からかかるアンバラン
スな遠心力はバランスされる必要がある。このために、
コントロールプレート７０には、トーショナルダンパ付
フライホイール軸芯に関してに、スプリング４０と反対
側の位置に、バランサ７５が設けられる。バラ゛ンサ７
５はコントロールプレート要素７１．７２に一体に形成
されてもよいし、或いは別体に形成されてコントロール
プレート要素７１．７２に取付けられてもよい。バラン
サ７５の慣性質量、配置位置は、Ｋ１スプリング４０の
半分の質量とコントロールプレート７０のアーム７０ｂ
の質量をバランサ７５によってバランスできるように、
決定される。The control plate 70 is supported by the driven plate 22 in sliding contact and is in sliding contact with the friction mechanism 60. That is, the control plate 70 is supported by the driven plate 22 in sliding contact and is in sliding contact with the friction mechanism 60. Since it is not supported by the side flywheel, when one end of the spring 40 is supported by the control plate 70, the unbalanced centrifugal force exerted by the spring 40 needs to be balanced. For this,
A balancer 75 is provided on the control plate 70 at a position opposite to the spring 40 with respect to the axis of the flywheel with a torsion damper. balancer 7
5 may be formed integrally with the control plate element 71.72 or may be formed separately and attached to the control plate element 71.72. The inertial mass and arrangement position of the balancer 75 are half the mass of the K1 spring 40 and the arm 70b of the control plate 70.
so that the mass of can be balanced by the balancer 75,
It is determined.
上記バランサ７５を設けた場合においても、製作精度に
よりバランサ側が重く作られた場合、バランサ側により
大きい遠心力が発生する。この残留アンバランスを受け
る手段として、バランサ７５部分にシート７６を設けて
、シート７６をアウタリング１１の内周面に摺動可能と
させ、シート７６で受けるようにしである。Even when the balancer 75 is provided, if the balancer side is made heavier due to manufacturing precision, a larger centrifugal force is generated on the balancer side. As a means for dealing with this residual unbalance, a seat 76 is provided at the balancer 75 portion so that the seat 76 can slide on the inner circumferential surface of the outer ring 11 and is received by the seat 76.
Ｋ、スプリング４０の両端がともにドライブプレート１
３．１４の窓１６、スロット１７で支持されている状ａ
では、Ｋ、スプリング４０からのアンバランスな遠心力
がコントロールプレート７０にかからないから、パラン
ザ７５分だけのアンバランスな遠心力がかかった状態が
発生するが、これはスプリングシート４１を介してドラ
イブプレート１３．１４で受けられる。K, Both ends of the spring 40 are connected to the drive plate 1
3.14 window 16, supported by slot 17 a
Now, since the unbalanced centrifugal force from the spring 40 is not applied to the control plate 70, an unbalanced centrifugal force of 75 minutes is applied to the drive plate via the spring seat 41. You can take it on 13.14.
Ｋ、に、 Ｋ２スプリング３０．４０．５０のスプ
リングシート３１．４１．５１は、弾性を有するクツシ
ョン３１ａ 、４１ａ 、５１ａを有しく対向するスプ
リングシートの少なくとも一方に設けられていればよい
）第４図のθ１で対向するスプリングシート３１．４１
．５１にあたり、８７以上の捩れ角でばね定数を急激に
増加させて高トルクに耐える。捩り角θ７以上ではクツ
ション３１ａ 、４１ａ 、５１ａのゴムによるヒステ
リシスをえかく （第４図参照）上記のように構成され
たトーショナルダンパ付フライホイールにおいては、フ
ライホイール回転中心まわりに、質量、配設上、非対称
とされた、構成部品または構成部品の形状は、つぎのち
のである。(4) The spring seats 31, 41, 51 of the K2 springs 30, 40, 50 may have elastic cushions 31a, 41a, 51a and be provided on at least one of the opposing spring seats. Spring seats 31.41 facing each other at θ1 in the figure
．． 51, the spring constant is rapidly increased at a torsion angle of 87 or more to withstand high torque. When the torsion angle is θ7 or more, hysteresis due to the rubber of the cushions 31a, 41a, and 51a is illustrated (see Figure 4). The shape of the component or component part, which is assumed to be asymmetric by design, is as follows.
Ｋスプリング３０、Ｋ１ スプリング４０、Ｋ２スプリ
ング５０を含むスプリング、
コントロールプレート７０（アーム７０ｂ、バランサ７
５、シート７６）
ドリブンプレート２２（アーム２２ｂ）これらは、トー
ショナルダンパ付フライホイールが全体として回転され
るときに、回転バランスをとる必要がある構成部品であ
り、フライホイール回転時にトータル的にフライホイー
ルアンバランス量へを発生する（第８図参照）
これらのフライホイールト−タルアンバランスに対して
回転バランスをとるために、駆動側フライホイール１０
には、望ましくはそのドライブプレート１３にドライブ
プレート穴１９（第２図参照）を設けるとともに、従動
側フライホイール２０にも、望ましくはそのドリブンプ
レート２２にドリブンプレート切欠２９を設ける（第１
図参照） ドライブプレート穴１９、ドリブンプレー
ト切欠２９は、修正アンバランスＡを、フライホイール
回転時に、生成する。ドライブプレー１・穴１９、ドリ
ブンプレート切欠２９は、それぞれ、はぼ等分となるよ
うに、すなわち修正アンバランスＡのほぼ半分（Ａ／２
）づつとなるように設けられ、かつフライホイール組立
前の部品段階で、すなわち設計段階で織り込み済みとし
て形成される。さらに定量的には、このドライブプレー
ト穴１９、ドリブンプレート切欠２９のそれぞれの修正
アンバランス量（Ａ／２）は、次の遠心カバランス式に
よって、決定され得る。Spring including K spring 30, K1 spring 40, K2 spring 50, control plate 70 (arm 70b, balancer 7
5. Seat 76) Driven plate 22 (arm 22b) These are components that need to balance the rotation when the flywheel with a torsional damper rotates as a whole. (See Fig. 8.) In order to balance the rotation of these flywheel total imbalances, the drive side flywheel 10
The drive plate 13 of the drive plate 13 is preferably provided with a drive plate hole 19 (see FIG. 2), and the driven flywheel 20 is also preferably provided with a driven plate notch 29 in its driven plate 22 (see FIG. 2).
(See figure) The drive plate hole 19 and the driven plate notch 29 create a corrected unbalance A when the flywheel rotates. The drive play 1/hole 19 and the driven plate notch 29 are arranged so that they are approximately equally divided, that is, approximately half of the corrected unbalance A (A/2
), and is formed as a pre-woven part at the component stage before the flywheel is assembled, that is, at the design stage. More quantitatively, the corrected unbalance amount (A/2) of each of the drive plate hole 19 and the driven plate notch 29 can be determined by the following centrifugal balance equation.
すなわち、
Ａ、：ドリブンプレート２２の各アーム２２ｂの重量、
ａ、：ドリブンプレート２２の各アーム２２ｂの重心と
ダンパ中心（フライホイール回転中心）との距離、
αｉ ：Ｘ軸と各前記ａ、のなす角、
同様に、
各スプリングを、
コントロールプレートを、
ドライブプレート穴を、
ドリブンプレート切欠を、
とすると、
遠心カバランス式は、
Ｘ軸方向に：
重量
Ｃ。That is, A,: Weight of each arm 22b of the driven plate 22, a,: Distance between the center of gravity of each arm 22b of the driven plate 22 and the damper center (flywheel rotation center), αi: The distance between the X axis and each of the above a. Similarly, if each spring, control plate, drive plate hole, and driven plate notch are, the centrifugal cabalance type has: Weight C in the X-axis direction.
Ｄ。D.
Ｄ′ 角度 β８ γ 。D' angle β8 γ.
δ。δ.
δ ′
ｄ ′ ω２ｃｏｓ δ ′１−ＯＹ軸方向に；
となり、上式が満足されるように、ドライブプレート穴
１９、ドリブンプレート切欠２９の諸元が決定される。δ ′ d ′ ω2cos δ ′1−In the OY axis direction; The specifications of the drive plate hole 19 and the driven plate notch 29 are determined so that the above expression is satisfied.
つぎに、上記の構成を備えた本発明のトーショナルダン
パ付フライホイールの作用を、とくにその回転バランス
上の作用を、説明する。Next, the operation of the flywheel with a torsion damper of the present invention having the above-mentioned configuration will be explained, particularly the operation on rotational balance.
第８図は、修正アンバランスＡを、駆動側と従動側とに
、等分配した場合の、バランスを説明している。第８図
において、駆動側と従動側との間の相対回転がないとき
、フライホイールトータルアンバランス（各スプリング
３０．４０．５０、トリフンプレート２２のアーム２２
ｂ、コントロールプレードア０によって生じるアンバラ
ンスの合成アンバランス）のベクトルＡはε方向を向い
ており、ドライブプレート１３の修正アンバランス（ド
ライブプレート穴１９による修正アンバランス）のベク
トルＡ／２とそれと同方向のドリブンプレート２２の修
正アンバランス（ドリブンプレート切欠２９による修正
アンバランス）のベクトルＡ／２の合成ベクトルである
修正アンバランスのベクトルＡとつり合っている。した
がって、フライホイール全体が回転したときに回転アン
バランスは生じない。FIG. 8 explains the balance when the corrected unbalance A is equally distributed between the driving side and the driven side. In FIG. 8, when there is no relative rotation between the driving side and the driven side, the total unbalance of the flywheel (each spring 30, 40, 50, the arm 22 of the trifle plate 22
b, the vector A of the unbalance (combined unbalance caused by the control plate door 0) points in the ε direction, and the vector A/2 of the corrected unbalance of the drive plate 13 (the corrected unbalance due to the drive plate hole 19) and that It is balanced with the corrected unbalance vector A, which is a composite vector of vector A/2 of the corrected unbalance of the driven plate 22 (corrected unbalance due to the driven plate notch 29) in the same direction. Therefore, no rotational imbalance occurs when the entire flywheel rotates.
一方、駆動側と従動側との間に相対回転θ（捩り）が生
じたとき（トルクがかかったとき） フライホイールト
ータルアンバランスのベクトルＡは、はぼθ／２回転し
て、ｇ′の方向に向く。しかし、ドライブプレート穴１
９、ドリブンプレート切欠２９の修正アンバランスのベ
クトルＡ／２のいずれか一方は、他方のベクトルＡ／２
に対してθだけ回転するので、それらの合成ベクトルで
ある修正アンバランスのベクトルＡ′はθ／２だけ回転
し、その大きさは、
となる。Ａ′はほぼＡと同じ大きさであり、フライホイ
ールトータルアンバランスＡと逆向きであるので、捩り
時にもつり合い、回転バランスがとられる。たとえば、
捩り角θが３０６のとき、アンバランス量Ｂ′は、
Ｂ ’ −Ａ −Ａ ’ −Ａ −０，９７Ａ ＝０．
０３Ａとなり、無修正時アンバランスＡの３％で済む。On the other hand, when a relative rotation θ (torsion) occurs between the driving side and the driven side (when torque is applied), the vector A of the flywheel total unbalance rotates approximately θ/2, and facing the direction. However, drive plate hole 1
9. One of the corrected unbalance vectors A/2 of the driven plate notch 29 is equal to the other vector A/2.
Since the corrected unbalance vector A', which is their composite vector, is rotated by θ/2, its magnitude is as follows. Since A' is approximately the same size as A and is in the opposite direction to the flywheel total imbalance A, they intertwine even when torsioned, and the rotational balance is maintained. for example,
When the torsion angle θ is 306, the unbalance amount B' is: B'-A-A'-A-0,97A =0.
03A, which is only 3% of unbalanced A when uncorrected.
本発明によれば、次の効果が得られる。 According to the present invention, the following effects can be obtained.
（イ）修正アンバランスを駆動側と従動側とにほぼ等分
に分配したため、ねじり有り時にもねじり無し時にも、
回転バランスをとることができる。(a) Since the corrected unbalance is distributed almost equally between the driving side and the driven side, both when there is twisting and when there is no twisting,
You can balance the rotation.
これによって、各スプリングおよびその他の構成部品を
、回転バランス取りからの影響を受けないで本質的に自
由に、非対称に構成でき、設計の自由度の向上およびそ
れによるダンパ基本性能の向上をはかることができる。This allows each spring and other components to be configured essentially freely and asymmetrically without being influenced by rotational balancing, thereby increasing the degree of freedom in design and thereby improving the basic damper performance. Can be done.
（ロ）本発明によると、アンバランス修正を、フライホ
イール構成部品の単品製造時に盛り込むことができ、コ
イルスプリング配置等ダンパ性能に直接係わるものの設
計自由度が大幅に広がる。(b) According to the present invention, unbalance correction can be incorporated when manufacturing flywheel components individually, and the degree of freedom in designing elements directly related to damper performance, such as coil spring arrangement, is greatly expanded.
また、バランスをとるためのみのスプリング追加が不要
となり、各スプリングは性能上必要最小数でよくなるた
め、コスト低減をはかることができる。Additionally, there is no need to add springs for balance purposes, and the minimum number of springs required for performance is sufficient, resulting in cost reduction.
ドライブプレート穴、ドリブンプレート切欠は、単品製
造時のプレス型に設定しておけばよく、機械加工等が不
要であるから、工程は増えない。The drive plate holes and the driven plate notches can be set in the press die when manufacturing the single product, and no machining is required, so there is no increase in the number of steps.
第１図は本発明の一実施例に係わるトーショナルダンパ
付フライホイールのドライブプレート１３を取り除いた
状態における正面図、
第２図は第１図のｎ−ｎ線に沿う断面図、第３図は第１
図のトーショナルダンパ付フライホイールの振動系図、
第４図は第３図の振動系を有するトーショナルダンパ付
フライホイールの捩り角−トルク特性図、第５図は第３
図の振動系を有するトーショナルダンパ付フライホイー
ルの回転数−加速度伝達率特性図、
第６図は第１図のトーショナルダンパ付フライホイール
のうちコントロールプレート７０を取り出して示したコ
ントロールプレートの正面図、第７図は第１図のトーシ
ョナルダンパ付フライホイールのうちドリブンプレート
２２を取り出して示したドリブンプレート２２の正面図
、第８図は本発明のトーショナルダンパ付フライホイー
ルのバランス図、
第９図は従来のトーショナルダンパ付フライホイールの
バランス図、
である。
１０・・・・・・駆動側フライホイール１３．１４・・
・・・・ドライブプレート１６・・・・・・窓
１７・・・・・・スロット
１９・・・・・・ドライブプレート穴
２０・・・・・・従動側フライホイール２２・・・・・
・ドリブンプレート
２２ｂ・・・・・・アーム
２９・・・・・・ドリブンプレート切欠３０・・・・・
・Ｋスプリング
４０・・・・・・Ｋ１スプリング
５０・・・・・・Ｋ２スプリング
６０・・・・・・摩擦機構
７０・・・・・・コントロールプレート７０ｂ・・・・
・・アーム
許 出 願 人
トヨタ自動車株式会社
＼1 is a front view of a flywheel with a torsional damper according to an embodiment of the present invention with the drive plate 13 removed; FIG. 2 is a sectional view taken along line nn in FIG. 1; FIG. is the first
Figure 4 is a torsional angle-torque characteristic diagram of a flywheel with a torsional damper having the vibration system shown in Figure 3.
Figure 6 is a front view of the control plate with the control plate 70 removed from the flywheel with torsional damper shown in Figure 1. 7 is a front view of the driven plate 22 with the driven plate 22 removed from the flywheel with torsional damper of FIG. 1, and FIG. 8 is a balance diagram of the flywheel with torsional damper of the present invention. Figure 9 is a balance diagram of a conventional flywheel with a torsional damper. 10...Drive side flywheel 13.14...
... Drive plate 16 ... Window 17 ... Slot 19 ... Drive plate hole 20 ... Driven side flywheel 22 ...
・Driven plate 22b...Arm 29...Driven plate notch 30...
・K spring 40...K1 spring 50...K2 spring 60...Friction mechanism 70...Control plate 70b...
... Arm permit applicant Toyota Motor Corporation ＼
Claims (1)
る回転アンバランスに対する修正アンバランスを駆動側
と従動側とにほぼ等分となるように分配したことを特徴
とするトーショナルダンパ付フライホィール。1. A flywheel with a torsional damper characterized in that correction unbalance for rotational unbalance caused by asymmetrical arrangement of components including springs is distributed almost equally between the driving side and the driven side.
Priority Applications (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP24461588A JPH0293144A (en) | 1988-09-30 | 1988-09-30 | Flywheel equipped with torsional damper |
| EP89308383A EP0361669B1 (en) | 1988-09-28 | 1989-08-17 | Torsional damper type flywheel device |
| DE89308383T DE68906496T2 (en) | 1988-09-28 | 1989-08-17 | Flywheel device with torsion damper. |
| US07/396,312 US5025680A (en) | 1988-09-28 | 1989-08-21 | Torsional damper type flywheel device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP24461588A JPH0293144A (en) | 1988-09-30 | 1988-09-30 | Flywheel equipped with torsional damper |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0293144A true JPH0293144A (en) | 1990-04-03 |
Family
ID=17121372
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP24461588A Pending JPH0293144A (en) | 1988-09-28 | 1988-09-30 | Flywheel equipped with torsional damper |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0293144A (en) |
Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS63106442A (en) * | 1986-10-22 | 1988-05-11 | Aisin Seiki Co Ltd | Torque change absorbing device |
-
1988
- 1988-09-30 JP JP24461588A patent/JPH0293144A/en active Pending
Patent Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS63106442A (en) * | 1986-10-22 | 1988-05-11 | Aisin Seiki Co Ltd | Torque change absorbing device |
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