JPH0620915Y2 - Flywheel with optional damper - Google Patents
Flywheel with optional damperInfo
- Publication number
- JPH0620915Y2 JPH0620915Y2 JP1987131399U JP13139987U JPH0620915Y2 JP H0620915 Y2 JPH0620915 Y2 JP H0620915Y2 JP 1987131399 U JP1987131399 U JP 1987131399U JP 13139987 U JP13139987 U JP 13139987U JP H0620915 Y2 JPH0620915 Y2 JP H0620915Y2
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- driven
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Description
【考案の詳細な説明】 ［産業上の利用分野］ 本考案は、２分割型のトーショナルダンパ付フライホイ
ールに関し、とくに回転数の全域にわたって共振を生じ
させないようにした新規なトーショナルダンパ付フライ
ホイールに関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Industrial field of application] The present invention relates to a two-part split flywheel with a torsional damper, and in particular a novel fly with a torsional damper that does not cause resonance over the entire rotational speed range. Regarding the wheel.
［従来の技術］ フライホイールを２つのマスに分割し、それらをばねで
連結してトルク変動を吸収するようにした分割型フライ
ホイールは知られている。従来技術では２つのマスは通
常全回転域で同じばね定数のばね機構で結合されてお
り、したがってあるエンジン回転で１つの共振点をも
つ。共振点がエンジン回転の通常回転域よりも低回転側
となるようにばね定数を決定するが、エンジン始動、停
止時には共振点を通過することになるため、分割された
フライホイール間に摩擦を与え（振動エネルギーを消散
させることによって）、共振現象を抑えている。これは
共振現象が生じると、共振から抜け出ることが難しく
（いわゆる引き込み現象）、走行不能となるので、それ
を避けるためである。[Prior Art] A split type flywheel is known in which a flywheel is divided into two masses and they are connected by a spring to absorb torque fluctuations. In the prior art, the two masses are usually connected by a spring mechanism with the same spring constant over the entire range of rotation, and thus have one resonance point at a certain engine speed. The spring constant is determined so that the resonance point is lower than the normal rotation range of engine rotation, but since it passes through the resonance point when the engine is started and stopped, friction is applied between the divided flywheels. The resonance phenomenon is suppressed (by dissipating the vibration energy). This is to avoid the occurrence of the resonance phenomenon, which makes it difficult to escape from the resonance (a so-called pull-in phenomenon) and makes the vehicle unable to run.
このような２分割フライホイールは、実開昭６１−２３
５４２号公報、特開昭６１−５９０４０号公報、実開昭
５９−１１３５４８号公報、実開昭５９−１０８８４８
号公報、実公昭５６−６６７６号公報、特開昭６０−１
０９６３５号公報によって知られている。Such a two-division flywheel is a practically open model 61-23.
542, JP 61-59040, JP 59-113548, and JP 59-108848.
JP, JP-B-56-6676, JP-A-60-1
No. 09635.
［考案が解決しようとする問題点］ 従来技術では、共振現象を抑えるために、比較的大き
な、一定値以上の摩擦力を与える必要がある。このた
め、ヒステリシス機構によ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常時一定値以上の摩擦力がか
かり、常用回転域においても、駆動側フライホイールと
従動側フライホイール間に摩擦力によってスティック
（一体化）が発生しやすくなり、スティック時には駆動
側フライホイールの回転変動（エンジン回転変動）が従
動側フライホイールに伝達されて、常用回転域における
トルク変動吸収効果が小さくなる。すなわち、トーショ
ナルダンパとしての回転変動低減効率が小さくなるとい
う問題があった。[Problems to be Solved by the Invention] In the related art, in order to suppress the resonance phenomenon, it is necessary to apply a relatively large frictional force of a certain value or more. Therefore, due to the hysteresis mechanism, a frictional force of a certain value or more is constantly applied between the drive-side flywheel and the driven-side flywheel, and even in the normal rotation range, the friction force between the drive-side flywheel and the driven-side flywheel causes stick (integral). When a stick occurs, the fluctuation in rotation of the drive-side flywheel (engine rotation fluctuation) is transmitted to the driven-side flywheel, and the torque fluctuation absorption effect in the normal rotation range is reduced. That is, there is a problem that the rotation fluctuation reducing efficiency as the torsional damper becomes small.
また、駆動側フライホイールと従動側フライホイールと
の間に摩擦力を与えて共振振幅を抑えても、なお、系の
共振点通過時の回転変動の振幅増加は、かなり大きなも
のであるという問題もあった。In addition, even if a resonance force is suppressed by applying a frictional force between the drive side flywheel and the driven side flywheel, the increase in the amplitude of the rotational fluctuation when passing through the resonance point of the system is quite large. There was also.
本考案の解決すべき問題は、２つのマスが全回転域で同
じばね定数のばねで連結された２分割フライホイールに
おける、共振点通過時の回転変動の相当大きな振幅増加
と、常時摩擦力付与による常用回転域におけるトルク変
動吸収効果の減少である。The problem to be solved by the present invention is that in a two-divided flywheel in which two masses are connected by springs having the same spring constant in all rotation regions, a considerably large amplitude of rotation fluctuation when passing through a resonance point and constant frictional force application. Is a decrease in the effect of absorbing torque fluctuations in the normal rotation range.
このような問題は、本出願人によって出願された実願昭
６１−１３５６０８号（昭和６１年９月５日出願）のク
ーロンダンパを利用したトーショナルダンパ付フライホ
イールによっても達成されるが、本考案は、実願昭６１
−１３５６０８号と同じ目的を、異なる構成によって達
成するものである。ただし、本考案は、これを摩擦力の
ばらつきや、スティックスリップの影響を小さくし、ば
ね定数の切り替え（後述するＫ１とＫ３の切り替え）を
確実にすることも目的の一つとする。Such a problem is also achieved by a flywheel with a torsion damper using a coulomb damper of Japanese Patent Application No. 61-135608 (filed on September 5, 1986) filed by the present applicant. Invented by Shonen Sho 61
-135608 is achieved by a different configuration. However, the present invention aims to reduce the influence of variations in frictional force and stick-slip to ensure switching of spring constants (switching of K 1 and K 3 described later).
［問題点を解決するための手段］ 上記問題点は、本考案によれば、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。[Means for Solving Problems] According to the present invention, the above problems are achieved by the following flywheel with a torsion damper.
すなわち （１）２分割フライホイール構造において、２つのフラ
イホイール間に複数のスプリングを直列に配置し、各ス
プリングの連結を前記２つのフライホイールに対して相
対回転可能なコントロールプレートによって行ない、コ
ントロールプレートと２つのフライホイールのうち一方
のフライホイールとの間に介装されたスプリングを予圧
縮して設け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。That is, (1) in a two-division flywheel structure, a plurality of springs are arranged in series between two flywheels, and each spring is connected by a control plate that is rotatable relative to the two flywheels. And a flywheel with a torsional damper, which is provided by pre-compressing a spring interposed between the flywheel and one of the two flywheels.
更に、具体的には、 （２）駆動側フライホイールと； 駆動側フライホイールと同軸心状に配置され、駆動側フ
ライホイールに対して捩り方向回転が可能な従動側フラ
イホイールと； 駆動側フライホイールおよび従動側フライホイールと同
軸心状に配置され、駆動側フライホイールおよび従動側
フライホイールに対して捩り方向回転が可能なコントロ
ールプレートと； 一方のフライホイールとコントロールプレート間に配置
されたＫ１スプリングと； コントロールプレートと他方のフライホイール間に配置
され、駆動側フライホイールと従動側フライホイール間
にＫ１スプリングと直列に配置され、かつ予圧縮して組
み込まれたＫ２スプリングと； から成る（１）記載のトーショナルダンパ付フライホイ
ール。More specifically, (2) a drive-side flywheel; and a driven-side flywheel that is arranged coaxially with the drive-side flywheel and can rotate in a torsional direction with respect to the drive-side flywheel; A control plate coaxially arranged with the wheel and the driven flywheel and capable of rotating in a torsional direction with respect to the drive flywheel and the driven flywheel; K 1 arranged between one flywheel and the control plate spring and; consisting of: disposed between the control plate and the other of the flywheel, are arranged in K 1 spring in series between the drive side flywheel and the driven side flywheel, and a K 2 spring incorporated by precompression (1) A flywheel with a torsion damper as described in (1).
（３）コントロールプレートと前記他方のフライホイー
ル間に摩擦機構を設けた（２）記載のトーショナルダン
パ付フライホイール。(3) The flywheel with a torsion damper according to (2), wherein a friction mechanism is provided between the control plate and the other flywheel.
［作用］ 上記本考案のトーショナルダンパ付フライホイールにお
いては、通常の作動時には、Ｋ１スプリングのたわみに
よる力がＫ２スプリングの予圧縮力Ｔｐよりも小さいた
めに、Ｋ１スプリングのみが作動し、回転変動を低減す
る。このとき、２つのフライホイール間に直接摩擦力が
働かないために従来品よりも回転変動低減効果が大きい
（摩擦機構Ｈを設けた場合は減速時にＫ１スプリングと
共に摩擦力Ｈが作動するが、Ｈは従来技術で必要とされ
る摩擦力に比べてごく小さいために回転変動低減効果を
大きく損うものではないし、また減速時の駆動系異音は
エンジン回転変動が小さくなることもありあまり問題と
なることはない。） また、エンジン始動時等のように、極低回転から通常回
転になるときに低回転側からＫ１共振点に近づくと、ま
たはエンジン停止時等のように、通常回転が極低回転に
なるときに通常回転側からＫ１共振点に近づくと、２つ
のフライホイールの相対ねじれ角（第４図のねじり角と
同じ）が徐々に増加し、ついにはＫ１スプリングのたわ
みによる力がＫ２スプリングの予圧縮力Ｔｐを越え、摩
擦機構が設けられるときは設定摩擦力Ｈと予圧縮力Ｔｐ
との和（Ｔｐ＋Ｈ）を越えて、Ｋ１、Ｋ２スプリングが
直列ばねとして働くため、ばね定数が減少し、系の共振
点がＫ１、Ｋ２の合成であるＫ３共振点（１／Ｋ３＝１
／Ｋ１＋１／Ｋ２）にシフトし、共振しない。回転数が
Ｋ１共振点を通過すると徐々にねじれ角は減少し、Ｋ１
スプリングのたわみによる力がＴｐまたは（Ｔｐ＋Ｈ）
よりも小さくなり、再びＫ１スプリングのみが作動す
る。[Operation] In the above flywheel with a torsion damper of the present invention, during normal operation, only the K 1 spring operates because the force due to the deflection of the K 1 spring is smaller than the precompression force Tp of the K 2 spring. , Reduce the rotation fluctuation. At this time, since the frictional force does not work directly between the two flywheels, the rotation fluctuation reducing effect is greater than that of the conventional product (when the friction mechanism H is provided, the frictional force H works together with the K 1 spring during deceleration, Since H is much smaller than the frictional force required in the prior art, it does not greatly impair the rotational fluctuation reducing effect, and drive system noise during deceleration may cause a small engine rotational fluctuation, which is a serious problem. In addition, when the engine rotates from extremely low speed to normal speed, such as when starting the engine, when the engine approaches the K 1 resonance point from the low speed side, or when the engine is stopped, normal rotation is performed. When the rotation speed becomes extremely low, the relative twist angle of the two flywheels (the same as the twist angle in Fig. 4) gradually increases when approaching the K 1 resonance point from the normal rotation side, and finally the K 1 spring Was Force exceeds the precompression force Tp of K 2 spring by themselves, setting when the friction mechanism is provided friction force H and precompression force Tp
Since the K 1 and K 2 springs work as a series spring beyond the sum (Tp + H), the spring constant decreases, and the system resonance point is a combination of K 1 and K 2 at the K 3 resonance point (1 / K 3 = 1
/ K 1 + 1 / K 2 ) and does not resonate. When the rotation speed passes the K 1 resonance point, the twist angle gradually decreases, and K 1
The force due to the spring deflection is Tp or (Tp + H)
Again, only the K 1 spring is activated again.
摩擦力Ｈは共振点付近での高次数振動及び外乱の減衰に
有効であるが、基本性能には影響しないため、摩擦機構
Ｈなしでも成立する。The frictional force H is effective for damping high-order vibrations and disturbances near the resonance point, but does not affect the basic performance, and therefore is established even without the friction mechanism H.
［実施例］ 以下に、本考案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。[Embodiment] Hereinafter, a preferred embodiment of the flywheel with a torsion damper according to the present invention will be described with reference to the drawings.
第３図(イ)、(ロ)は、本考案のトーショナルダンパ付フラ
イホイールの原理をモデル的に示している。ただし、
(イ)は加速時、(ロ)は減速時に対応する。第３図(イ)、(ロ)
において、フライホイールは、駆動側フライホイールＩ
１と従動側フライホイールＩ２とに２分割され、Ｉ１と
Ｉ２は同軸心上にあって、互いにねじり方向相対回転が
可能である。駆動側フライホイールＩ１と従動側フライ
ホイールＩ２の間には、複数個（第３図(イ)、(ロ)の例で
は２個）のスプリングＫ１、Ｋ２が直列に配置されてお
り、Ｋ１スプリングとＫ２スプリングの連結は、２つの
フライホイールＩ１、Ｉ２に対して相対回転可能なコン
トロールプレート４によって行なっている。コントロー
ルプレート４は、摩擦機構Ｈを介して一方のフライホイ
ール（第３図(イ)、(ロ)の例では従動側フライホイールＩ
２）に連結されている。摩擦機構Ｈは必須ではなく、な
くてもよい。スプリングの数は３以上であってもよく、
また、予圧縮スプリングＫ２と摩擦機構Ｈは、コントロ
ールプレート４と駆動側フライホイールＩ１間に介装さ
れてもよい。（但し、摩擦機構Ｈを設ける場合は、コン
トロールプレート４と従動側フライホイールＩ２間に介
装した方が加速側のエンジン回転変動を積極的に低減で
きて有利。）（第４図参照）。FIGS. 3 (a) and 3 (b) show the principle of the flywheel with a torsional damper of the present invention as a model. However,
(A) corresponds to acceleration, and (b) corresponds to deceleration. Fig. 3 (a), (b)
In, the flywheel is the drive side flywheel I.
1 and the driven flywheel I 2 are divided into two parts, and I 1 and I 2 are coaxial with each other and can rotate relative to each other in the torsional direction. A plurality (two in the example of FIGS. 3A and 3B) of springs K 1 and K 2 are arranged in series between the drive-side flywheel I 1 and the driven-side flywheel I 2 . The K 1 spring and the K 2 spring are connected by the control plate 4 which is rotatable relative to the two flywheels I 1 and I 2 . The control plate 4 is provided with one flywheel (a driven side flywheel I in the example of FIGS. 3A and 3B) via a friction mechanism H.
2 ). The friction mechanism H is not essential and may be omitted. The number of springs may be 3 or more,
Further, the pre-compression spring K 2 and the friction mechanism H may be interposed between the control plate 4 and the drive side flywheel I 1 . (However, when the friction mechanism H is provided, it is advantageous to interpose it between the control plate 4 and the driven flywheel I 2 because the engine rotation fluctuation on the acceleration side can be positively reduced.) (See FIG. 4) .
第３図(イ)、(ロ)の系の作動を第４図、第５図を参照して
説明する。第４図はねじり角θ（駆動側フライホイール
Ｉ１と従動側フライホイールＩ２との相対ねじり角）と
伝達トルクＴとの関係を示し、第５図は回転数Ｎと加速
度伝達率Ｊとの関係を示す。通常の作動時（第５図のＥ
領域）には、Ｋ１スプリングのたわみによる力がＫ２ス
プリングの予圧縮力Ｔｐ又は（Ｔｐ＋Ｈ）よりも小さい
ために、コントロールプレート４と一方のフライホイー
ル（第３図示例では従動側フライホイールＩ２）は相対
回転せず、２本直列のスプリングＫ１、Ｋ２のうち、１
本（第３図(イ)、(ロ)の例ではＫ１スプリング）のみが作
動して系の回転変動を低減する。このとき、２つのフラ
イホイールＩ１、Ｉ２間に直接常時働く摩擦力を持たな
いために、従来品およりも回転変動低減効果は大きい。
エンジン始動時またはエンジン停止時には、Ｋ１スプリ
ングと２つのフライホイールＩ１、Ｉ２で成る系の共振
点（Ｋ１共振点）を通過することになるが、回転数がＫ
１共振点に近づくと、２つのフライホイールＩ１、Ｉ２
の相対ねじり角は徐々に増加し、ついにはＫ１スプリン
グのたわみによる力がＴｐ、（摩擦機構Ｈが設けられる
場合はＴｐ＋摩擦力Ｈ）を越えて、摩擦機構Ｈが設けら
れる場合は摩擦部のすべりも伴なって、コントロールプ
レート４が今迄相対回転しなかった方のフライホイール
（第３図(イ)、(ロ)の例ではフライホイールＩ２）に対し
ても相対回転し、Ｋ１スプリング、Ｋ２スプリングが直
列ばねとして働く。このため、系のばね定数が変化（減
少）し、系の共振点がＫ１、Ｋ２の合成であるＫ３共振
点（１／Ｋ３＝１／Ｋ１＋１／Ｋ２）にシフトし、系は
共振しない。第５図には摩擦力Ｈがある場合を示してい
るが、同図においては領域Ｂを通ってシフトし、このと
きクーロンダンパが働く。第４図においては、始めＫ１
で立上った特性がトルクＴｐ＋Ｈ（ＨはＯでもよい）の
ときに、Ｋ３の特性に変化する。回転数がＫ１共振点を
通過すると、回転変動振幅は、除々に小さくなってねじ
り角は除々に減少し、再びＫ１スプリングによる力が
（Ｔｐ＋Ｈ）よりも小さくなり（Ｈ＝Ｏでもよい）、Ｋ
１スプリングのみが作動する状態に戻る。これによって
共振を起すことなく回転数はＫ１共振点を通過でき、系
は全回転域にわたって、共振を起すことはない。The operation of the system shown in FIGS. 3A and 3B will be described with reference to FIGS. 4 and 5. FIG. 4 shows the relationship between the torsional angle θ (the relative torsional angle between the drive side flywheel I 1 and the driven side flywheel I 2 ) and the transmission torque T. FIG. 5 shows the rotational speed N and the acceleration transmission rate J. Shows the relationship. During normal operation (E in Fig. 5)
In the region), since the force due to the deflection of the K 1 spring is smaller than the precompression force Tp or (Tp + H) of the K 2 spring, the control plate 4 and one flywheel (the driven flywheel I in the third illustrated example) 2 ) does not rotate relative to each other, and one of the two series springs K 1 and K 2 is
Only this book (K 1 spring in the example of FIGS. 3 (a) and 3 (b)) operates to reduce the rotational fluctuation of the system. At this time, since the two flywheels I 1 and I 2 do not have a frictional force that always works directly, the rotation fluctuation reducing effect is larger than that of the conventional product.
When the engine is started or stopped, it passes through the resonance point (K 1 resonance point) of the system consisting of the K 1 spring and the two flywheels I 1 and I 2 , but the rotation speed is K.
When approaching one resonance point, two flywheels I 1 , I 2
The relative torsion angle of gradually increases until the force due to the deflection of the K 1 spring exceeds Tp, (Tp + friction force H when the friction mechanism H is provided), and the friction portion when the friction mechanism H is provided. Along with the slip, the control plate 4 also rotates relative to the flywheel (the flywheel I 2 in the example of FIGS. 3 (a) and 3 (b)) which has not relatively rotated until now, and K 1 spring and K 2 spring work as a series spring. Therefore, to change the spring constant of the system (reduction), the resonance point of the system is shifted to K 3 resonance point is the synthesis of K 1, K 2 (1 / K 3 = 1 / K 1 + 1 / K 2) , The system does not resonate. FIG. 5 shows the case where there is a frictional force H, but in the same figure, shift occurs through the region B, and at this time, the Coulomb damper works. In FIG. 4, the beginning K 1
When the characteristic that rises at is torque Tp + H (H may be O), the characteristic changes to K 3 . When the rotation speed passes the K 1 resonance point, the rotation fluctuation amplitude gradually decreases, the torsion angle gradually decreases, and the force by the K 1 spring again becomes smaller than (Tp + H) (H = O is also acceptable). , K
Return to the state where only 1 spring is activated. As a result, the rotational speed can pass through the K 1 resonance point without causing resonance, and the system does not cause resonance over the entire rotation range.
また、摩擦機構Ｈを設けても、摩擦機構Ｈは、通常はＫ
１共振点を通過するとき及び減速時（摩擦機構Ｈを設け
た場合は減速時にＫ１スプリングと共に摩擦力Ｈが作動
するが、Ｈは従来技術で必要とされる摩擦力に比べてご
く小さいために回転変動低減効果を大きく損うものでは
ないし、また減速時の駆動系異音はエンジン回転変動が
小さくなることもありあまり問題となることはない。）
にのみ、すべるのみであり、通常の実使用域ではすべら
ないから、従来品のように常時ヒステリシス機構の摩擦
力が働くダンパと異なり、実使用域における加速度伝達
率が従来品に比べて低減され、従ってエンジントルク変
動低減効果が大きい。Further, even if the friction mechanism H is provided, the friction mechanism H is normally K
When passing through one resonance point and during deceleration (when the friction mechanism H is provided, the friction force H operates together with the K 1 spring during deceleration, but H is very small compared to the friction force required in the conventional technique. Moreover, the rotation fluctuation reducing effect is not greatly impaired, and drive system noise during deceleration does not cause much problems because the engine rotation fluctuation may be small.)
Since it only slips and does not slip in the normal actual use range, unlike the conventional product where the frictional force of the hysteresis mechanism works constantly, the acceleration transmissibility in the actual use range is reduced compared to the conventional product. Therefore, the effect of reducing the engine torque fluctuation is large.
つぎに、第１図、第２図、第６図〜第10図を参照して、
本考案の一実施例（Ｋ２スプリングがコントロールプレ
ートとドリブンプレートとの間に設けられ、かつ摩擦機
構Ｈが設けられる場合）の具体体的構成を説明する。Next, referring to FIG. 1, FIG. 2, and FIG. 6 to FIG.
A specific configuration of one embodiment of the present invention (when the K 2 spring is provided between the control plate and the driven plate and the friction mechanism H is provided) will be described.
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Ｉ１と；駆動側フラ
イホイールＩ１と同軸心状に配置され、駆動側フライホ
イールＩ１に対して捩り方向回転が可能な従動側フライ
ホイールＩ２と；駆動側フライホイールＩ１および従動
側フライホイールＩ２と同軸心状に配置され、駆動側フ
ライホイールＩ１および従動側フライホイールＩ２に対
して捩り方向回転が可能なコントロールプレート４と；
一方のフライホイール（たとえばＩ１）とコントロール
プレート４間に配置されたＫ１スプリングと、コントロ
ールプレート４と他方のフライホイール（たとえば
Ｉ２）間に配置され駆動側フライホイールＩ１と従動側
フライホイール（たとえばＩ２）間にＫ１スプリングと
直列に配置された、予圧縮して組み付けられたＫ２スプ
リングと；コントロールプレート４と前記他方のフライ
ホイール間に配置された摩擦機構Ｈと；から成る。ただ
し摩擦機構Ｈはなくてもよい。In FIGS. 1 and 2, a flywheel with a torsion damper is arranged with a drive-side flywheel I 1 and a drive-side flywheel I 1 coaxially therewith, and in a twisting direction with respect to the drive-side flywheel I 1 . A driven flywheel I 2 that is rotatable; a drive flywheel I 1 and a driven flywheel I 2 that are arranged coaxially with each other and twisted with respect to the drive flywheel I 1 and the driven flywheel I 2 . A control plate 4 that can rotate in any direction;
The K 1 spring arranged between one flywheel (eg I 1 ) and the control plate 4, and the drive side flywheel I 1 arranged between the control plate 4 and the other flywheel (eg I 2 ) and the driven side flywheel. From a precompressed assembled K 2 spring arranged in series with the K 1 spring between the wheels (eg I 2 ); a friction mechanism H arranged between the control plate 4 and the other flywheel. Become. However, the friction mechanism H may be omitted.
駆動側フライホイールＩ１は、エンジンクランクシャフ
トに連結され、アウタリングとしてのリングギヤ２とそ
の内周のインナリング14と、それらの両側に位置する一
対のドライブプレート１（第２図中左側を１Ａ、右側を
１Ｂとする）とを有する。リングギヤ２はリベット16に
よってドライブプレート１Ａ、１Ｂに挾持固定され、イ
ンナリング14は一方のドライブプレート１Ａと一体的に
セットボルト13によってクランクシャフトに固定され
る。ドライブプレート１Ａは、第６図に示すような形状
をとりスプリング５のスプリングシート６を係合させる
窓１Ａ−１を有し、ドライブプレート１Ｂは、第７図に
示すようにスプリングシート６を係合させるための切欠
１Ｂ−１を有する。The drive-side flywheel I 1 is connected to an engine crankshaft, and has a ring gear 2 as an outer ring, an inner ring 14 on the inner periphery thereof, and a pair of drive plates 1 (the left side in FIG. , 1B on the right side). The ring gear 2 is clamped and fixed to the drive plates 1A and 1B by rivets 16, and the inner ring 14 is fixed to the crankshaft by a set bolt 13 integrally with one of the drive plates 1A. The drive plate 1A has a window 1A-1 which has a shape as shown in FIG. 6 and which engages the spring seat 6 of the spring 5, and the drive plate 1B engages the spring seat 6 as shown in FIG. It has a notch 1B-1 for mating.
従動側フライホイールＩ２はクラッチ側に連結されるも
のであり、フライホイール３とドリブンプレート９とを
ボルトで連結した構造をとり、駆動側フライホイールＩ
１に同心状に配され、ベアリング12を介して駆動側フラ
イホイールＩ１に相対回転（捩り回転）が可能とされて
いる。The driven flywheel I 2 is connected to the clutch side, and has a structure in which the flywheel 3 and the driven plate 9 are connected by bolts.
1 is arranged concentrically with each other and is capable of relative rotation (torsion rotation) to the drive side flywheel I 1 via the bearing 12.
駆動側フライホイールＩ１のドライブプレート１Ａと従
動側フライホイールＩ２のフライホイール３との軸方向
中間に、コントロールプレート４が駆動側フライホイー
ルＩ１と従動側フライホイールＩ２に対して相対回転可
能に配される。コントロールプレート４は一対のコント
ロールプレート４Ａ、４Ｂのリベット15による結合体か
ら成り、第９図のような形状を有する。ドリブンプレー
ト９は第８図に示すような形状をとり、複数個のリベッ
ト15の間を半径方向外方に延びる複数個のアーム９ａを
有している。このアーム９ａがスプリング５の両端のス
プリングシート６のうちの一方と対向し、スプリングシ
ート６に当接する。Axially intermediate the drive plate 1A and the flywheel 3 the driven side flywheel I 2 of the drive side flywheel I 1, relative rotation control plate 4 relative to the drive side flywheel I 1 and the driven side flywheel I 2 Arranged as possible. The control plate 4 is formed by combining a pair of control plates 4A and 4B with rivets 15 and has a shape as shown in FIG. The driven plate 9 has a shape as shown in FIG. 8 and has a plurality of arms 9a extending radially outward between a plurality of rivets 15. The arm 9 a faces one of the spring seats 6 at both ends of the spring 5 and contacts the spring seat 6.
Ｋ１スプリング５Ｋ１は、駆動側フライホイールＩ１の
ドライブプレート１Ａ、１Ｂと、コントロールプレート
４Ａ、４Ｂとの間に位置され、駆動側フライホイールＩ
１とコントロールプレート４とを捩り回転方向に連結す
る。Ｋ１スプリング５Ｋ１の両端には、スプリングシー
ト６があり、一方のスプリングシート６は、加速時には
ドライブプレート１Ａ、１Ｂに係合し、減速時にはドリ
ブンプレート９の外方に延びるアーム９ａに係合し、他
方のスプリングシート６はそれぞれに常時係合する。ス
プリングシート６は、硬質樹脂から成り、弾性体クッシ
ョン17（たとえはゴム）を有する。両端の一対のスプリ
ングシート６、６の弾性体クッション17、17は互いに対
向させてある。スプリング５のたわみきり前に対向する
弾性体クッション17があたり、大トルクを受ける。The K 1 spring 5K 1 is located between the drive plates 1A, 1B of the drive side flywheel I 1 and the control plates 4A, 4B, and is arranged on the drive side flywheel I 1.
1 and the control plate 4 are connected in the twisting and rotating direction. There are spring seats 6 on both ends of the K 1 spring 5K 1 , and one spring seat 6 engages with the drive plates 1A and 1B during acceleration and engages with an arm 9a extending outward of the driven plate 9 during deceleration. However, the other spring seat 6 is always engaged with each other. The spring seat 6 is made of hard resin and has an elastic cushion 17 (for example, rubber). The elastic cushions 17, 17 of the pair of spring seats 6, 6 at both ends are opposed to each other. The elastic cushions 17 facing each other just before the spring 5 flexes and receives a large torque.
Ｋ２スプリング５Ｋ２はコントロールプレート４Ａ、４
Ｂと従動側フライホイールＩ２との間に配置され、コン
トロールプレート４と従動側フライホイールＩ２とを捩
り回転方向に連結する。Ｋ２スプリング５Ｋ２とＫ１ス
プリング５Ｋ１は、両フライホイールＩ１、Ｉ２間に直
列配置される。Ｋ２スプリング５Ｋ２はコントロールプ
レート４の隣接するアーム４ａ間に予圧縮して組み付け
られる（予圧縮力をＴｐとする）。Ｋ２スプリング５Ｋ
２の両端には、スプリングシート６があり、一方のスプ
リングシート６はコントロールプレート４に常時係合
し、他方のスプリングシート６は加速時には、従動側フ
ライホイールＩ２のドリブンプレート９の外方に延びる
アーム９ａに係合し、減速時にはコントロールプレート
４に係合する。スプリングシート６は弾性体クッション
17を有する。K 2 spring 5K 2 is control plate 4A, 4
It is arranged between B and the driven flywheel I 2, and connects the control plate 4 and the driven flywheel I 2 in the torsional rotation direction. The K 2 spring 5K 2 and the K 1 spring 5K 1 are arranged in series between both flywheels I 1 and I 2 . The K 2 spring 5K 2 is pre-compressed and assembled between the adjacent arms 4a of the control plate 4 (precompression force is Tp). K 2 spring 5K
Spring seats 6 are provided at both ends of the spring 2 , one spring seat 6 is constantly engaged with the control plate 4, and the other spring seat 6 is located outside the driven plate 9 of the driven flywheel I 2 during acceleration. It engages with the extending arm 9a and engages with the control plate 4 during deceleration. The spring seat 6 is an elastic cushion
Have 17.
摩擦機構Ｈが設けられる場合、摩擦機構Ｈは、コントロ
ールプレート４と従動側フライホイールＩ２間に配置さ
れる。摩擦機構Ｈはコントロールプレート４と従動側フ
ライホイールＩ２とを摩擦力Ｈをもって摩擦相対回転可
能に連結する。この摩擦機構Ｈは第10図に示すように、
一対のコントロールプレート４Ａ、４Ｂとその間のドリ
ブンプレート９の環状部９ｂとの軸方向中間に配置され
た、スラストライニング10、スラストプレート11、コー
ンスプリング８とから成る。スラストライニング10はド
リブンプレート９の切り欠き部９−１（第８図参照）に
つめ11−１を嵌合させることによって回転方向にまわり
止めされており（軸方向には移動可）、コーンスプリン
グ８がスラストプレート11をスラストライニング10に軸
方向に押しつけ、捩り回転時の摩擦力Ｈを出す。When the friction mechanism H is provided, the friction mechanism H is arranged between the control plate 4 and the driven flywheel I 2 . The friction mechanism H connects the control plate 4 and the driven flywheel I 2 with each other by frictional force H so that they can rotate relative to each other. This friction mechanism H, as shown in FIG.
It is composed of a pair of control plates 4A, 4B and a thrust lining 10, a thrust plate 11, and a cone spring 8 which are arranged axially intermediate between the annular plate 9b of the driven plate 9 between them. The thrust lining 10 is prevented from rotating in the rotation direction (movable in the axial direction) by fitting the notch 9-1 (see FIG. 8) of the driven plate 9 into the notch 9-1 (see FIG. 8). 8 presses the thrust plate 11 against the thrust lining 10 in the axial direction, and produces a frictional force H during torsional rotation.
上記のトーショナルダンパ付フライホイールにおいて、
ドライブプレート１、Ｋ１スプリング、Ｋ２スプリン
グ、コントロールプレート４、摩擦機構Ｈ、ドリブンプ
レート９間の力の伝達は次のようになる。In the above flywheel with torsional damper,
Force transmission between the drive plate 1, the K 1 spring, the K 2 spring, the control plate 4, the friction mechanism H, and the driven plate 9 is as follows.
加速時（ドライブプレート１がドリブンプレート９に対
して時計まわり方向に相対回転する）には、 となる。During acceleration (the drive plate 1 rotates in the clockwise direction relative to the driven plate 9), Becomes
また、減速時（ドライブプレート１がドリブンプレート
９に対して反時計まわり方向に相対回転する）には、 となる。Further, during deceleration (the drive plate 1 rotates counterclockwise relative to the driven plate 9), Becomes
上記をモデルで示すと第３図のようになり、Ｋ１とＫ２
の位置が加速時と減速時で変わる。すなわち、加速時に
はドライブプレート１はまずＫ１を押し、ついでＫ１が
Ｋ２を押すが、減速時にはドライブプレート１はまずＫ
２を押し、ついでＫ２がＫ１を押す。ただし、摩擦Ｈ位
置は、加速時、減速時とも、コントロールプレート４と
ドリブンプレート９間に働くので、不変である。The above is modeled as shown in FIG. 3, where K 1 and K 2
The position of changes during acceleration and deceleration. That is, press drive plate 1 is first K 1 at the time of acceleration, then although K 1 pushes the K 2, the drive plate 1 during deceleration is first K
Press 2 , then K 2 presses K 1 . However, the friction H position does not change because it acts between the control plate 4 and the driven plate 9 during acceleration and deceleration.
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
イールのねじり角θ−トルクＴの関係は、第４図に示す
通りとなる。通常の作動時には、Ｋ１スプリング５Ｋ１
のたわみによる力がＫ２スプリング５Ｋ２の予圧縮力Ｔ
ｐより小さいから、Ｋ１スプリング５Ｋ１のみが作動し
ている。これは第５図の特性で、Ａ、Ｅ領域に対応す
る。第４図でねじり角Ｏθｐ間では、たとえ摩擦機構
Ｈが設けられても摩擦機構Ｈはすべっていないので常時
作用の摩擦はなく、第５図に示すように、Ｅ領域で加速
度伝達率Ｊが小となる。第５図には、常時摩擦の働く従
来特性の合せ示してあり、第５図中斜線を引いた部分が
改良された部分である。The torsion angle θ-torque T of the flywheel with a torsion damper constructed as described above is as shown in FIG. During normal operation, K 1 spring 5K 1
The force due to the deflection is the precompression force T of the K 2 spring 5K 2.
Since it is smaller than p, only the K 1 spring 5K 1 is operating. This is the characteristic of FIG. 5 and corresponds to the A and E regions. In FIG. 4, between the torsion angles Oθp, even if the friction mechanism H is provided, the friction mechanism H is not slipping, so there is no friction at all times, and as shown in FIG. It will be small. FIG. 5 also shows the conventional characteristics in which friction always works, and the hatched portion in FIG. 5 is the improved portion.
系の回転数ＮがＫ１スプリング５Ｋ１の系の共振点に近
づいてくると徐々に振幅が大きくなり、ついにはＫ１ス
プリング５Ｋ１のたわみによる力がＴｐ＋Ｈを越えると
Ｋ１スプリング５Ｋ１、Ｋ２スプリング５Ｋ２が直列ば
ねとして働き、系はＫ１スプリング５Ｋ１のばね定数Ｋ
１とＫ２スプリング５Ｋ２のばね定数Ｋ２との合成ばね
定数Ｋ３（１／Ｋ３＝１／Ｋ１＋１／Ｋ２）のばね定数
となり、共振点がシフトする。第４図のＫ３曲線がこれ
に相当する。また、摩擦機構Ｈを有するときは、第５図
で領域Ｂがこれに相当し、摩擦を有するクーロンダンパ
特性となる。系の振動特性はこのクーロンダンパ特性Ｂ
上を移行して、Ｋ１共振点特性からＫ３振動特性に一時
シフトする。摩擦機構Ｈの有無にかかわらず、Ｋ３特性
にシフトすると、既にＫ１共振点を通過しているから、
その回転変動の振幅は小となり、振幅が小さくなってい
って再びＫ１スプリング５Ｋ１の特性へと戻る。かくし
て、共振の発生は防止される。Gradually the amplitude increases when the rotational speed N of the system approaches the resonance point of the system K 1 spring 5K 1, K 1 spring 5K 1 If finally the force due to the deflection of K 1 spring 5K 1 exceeds Tp + H, The K 2 spring 5K 2 acts as a series spring, and the system has a spring constant K of the K 1 spring 5K 1.
It becomes 1 and K 2 The spring constant of the spring constant K 2 and the synthetic spring constant K 3 of the spring 5K 2 (1 / K 3 = 1 / K 1 + 1 / K 2), the resonance point is shifted. The K 3 curve in FIG. 4 corresponds to this. Further, when the friction mechanism H is provided, the region B in FIG. 5 corresponds to this, and the Coulomb damper characteristic having friction is obtained. The vibration characteristic of the system is this Coulomb damper characteristic B
Moving upward, the K 1 resonance point characteristic is temporarily shifted to the K 3 vibration characteristic. Regardless of the presence or absence of the friction mechanism H, when shifting to the K 3 characteristic, since it has already passed the K 1 resonance point,
The amplitude of the rotational fluctuation becomes small, the amplitude becomes small, and the characteristics of the K 1 spring 5K 1 are restored again. Thus, the occurrence of resonance is prevented.
なお、実施例では、スプリング５Ｎ１、５Ｋ２をダブル
コイルスプリング高トルクに対応可能としているが、ス
プリング５のばね定数の選定次第ではダブルコイルとし
なくてもよい。In the embodiment, the springs 5N 1 and 5K 2 are compatible with the high torque of the double coil spring, but the double coil may not be used depending on the selection of the spring constant of the spring 5.
高トルクの場合、Ｋ１スプリング５Ｋ１、Ｋ２スプリン
グ５Ｋ２のたわみが大きくなると、スプリングシートの
互に対向する弾性体クッション17が当接し、第４図のＤ
領域のような特性になる。In the case of high torque, when the deflection of the K 1 spring 5K 1 and the K 2 spring 5K 2 becomes large, the elastic cushions 17 of the spring seats facing each other come into contact with each other, and D of FIG.
It has a region-like characteristic.
本考案を、本出願人が先に提出した実願昭６１−１３５
６０８号のトーショナルダンパ付フライホイールと比較
すると、本考案の構成の方が部品点数が少なくなってい
る。すなわち実願昭６１−１３５６０８号の第２のコン
トロールプレートが不要となる。また、本考案の摩擦力
Ｈは系の振動減衰だけのもので、その大きさは実願昭６
１−１３５６０８号の設定摩擦力Ｆｒよりも小さくてす
む。このため、静摩擦力Ｈｓ、動摩擦力Ｈｄの差により
発生するスティックスリップは、実願昭６１−１３５６
０８号の場合、スティックスリップの振幅が（Ｆrs−Ｆ
rd）／Ｋ１、（ただしＦrsは静摩擦力、Ｆrdは動摩擦
力）で表わせるものであったのに対し、本考案では（Ｈ
ｓ／Ｈｄ）／（Ｋ１＋Ｋ２）となり、（Ｈｓ−Ｈｄ）小
よりスティックスリップの発生をごく小さいものに抑え
ることができる。これにより、Ｋ２スプリング作動時の
スティックスリップによる振動悪化を無視可能なレベル
にすることができる。The present application has been filed by the present applicant in Japanese Utility Model Application No. 61-135.
Compared with the flywheel with torsional damper of No. 608, the number of parts is smaller in the structure of the present invention. That is, the second control plate of Japanese Utility Model Application No. 61-135608 becomes unnecessary. Further, the frictional force H of the present invention is only for damping the vibration of the system, and its magnitude is the actual application Sho6.
It can be smaller than the set friction force Fr of 1-135608. Therefore, the stick-slip generated due to the difference between the static friction force Hs and the dynamic friction force Hd is
In the case of No. 08, the stick-slip amplitude is (Frs-F
rd) / K 1 (where Frs is static friction force and Frd is dynamic friction force), whereas in the present invention (H
s / Hd) / (K 1 + K 2 ), and the occurrence of stick-slip can be suppressed to a much smaller value than (Hs−Hd). As a result, the deterioration of vibration due to stick slip when the K 2 spring is activated can be set to a negligible level.
上記摩擦力Ｈが小さく、Ｈを得るためのコーンスプリン
グ荷重が小さくてすむため、Ｈの大きさのばらつき及び
経時変化を小さくできる。従って安定した回転変動の効
果が得られる。Since the frictional force H is small and the cone spring load for obtaining H is small, it is possible to reduce variations in the size of H and changes with time. Therefore, the effect of stable rotation fluctuation can be obtained.
［考案の効果］ 本考案によれば次の効果を得る。[Effect of the Invention] According to the present invention, the following effects are obtained.
イ．系の共振の発生を、全回転域にわたって、防止でき
る。I. The occurrence of system resonance can be prevented over the entire rotation range.
ロ．常用使用回転域において加速度伝達率を減少でき
る。B. The acceleration transmissibility can be reduced in the normal use rotation range.
ハ．実願昭６１−１３５６０８号に比べ、部品点数の減
少、スティックスリップの減少、摩擦力Ｈの大きさのば
らつき及び経時変化の減少をはかることができる。C. Compared to Japanese Utility Model Application No. 61-135608, it is possible to reduce the number of parts, the stick slip, the variation in the magnitude of the frictional force H, and the change over time.
第１図は本考案の実施例に係るトーショナルダンパ付フ
ライホイールの正面図、 第２図は第１図のトーショナルダンパ付フライホイール
の断面図であって、第１図のII−II線に沿う断面図、 第３図(イ)は本考案のトーショナルダンパ付フライホイ
ールの加速時の振動モデル図、第３図(ロ)は減速時の振
動モデル図、 第４図は本考案のトーショナルダンパ付フライホイール
のねじり角−トルク図、 第５図は本考案の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図のうちドライブプレート１Ａの正面図、 第７図は第１図のうちドライブプレート１Ｂの正面図、 第８図は第１図のうちドリブンプレートの正面図、 第９図は第１図のうちコントロールプレートの正面図、 第10図は第１図のうち摩擦機構の断面図、である。 Ｉ１……駆動側フライホイール Ｉ２……従動側フライホイール １Ａ、１Ｂ……ドライブプレート ２……リングギヤ ３……フライホイール ４……コントロールプレート ５……スプリング ５Ｋ１……Ｋ１スプリング ５Ｋ２……Ｋ２スプリング ６……スプリングシート ７……リベット ８……コーンスプリング ９……ドリブンプレート 10……スラストライニング 11……スラストプレート 12……ベアリング 13……セットボルト 14……インナリング 15……リベット 16……リベット1 is a front view of a flywheel with a torsional damper according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a sectional view of the flywheel with a torsional damper of FIG. 1, taken along line II-II of FIG. Fig. 3 (a) is a vibration model diagram of the flywheel with a torsion damper according to the present invention during acceleration, Fig. 3 (b) is a vibration model diagram during deceleration, and Fig. 4 is a diagram of the present invention. Torsion angle-torque diagram of flywheel with torsional damper, Fig. 5 is a rotational speed-acceleration transmissibility characteristic diagram of flywheel with torsional damper of the present invention, and Fig. 6 is the front face of drive plate 1A in Fig. 1. FIG. 7 is a front view of the drive plate 1B in FIG. 1, FIG. 8 is a front view of the driven plate in FIG. 1, and FIG. 9 is a front view of the control plate in FIG. Figure shows the cross section of the friction mechanism in Figure 1. Fig. I 1 ...... Drive side flywheel I 2 ...... Drive side flywheel 1A, 1B ...... Drive plate 2 ...... Ring gear 3 ...... Flywheel 4 ...... Control plate 5 ...... Spring 5K 1 ...... K 1 Spring 5K 2 ...... K 2 spring 6 ...... Spring seat 7 ...... Rivet 8 ...... Cone spring 9 ...... Driven plate 10 ...... Thrust lining 11 ...... Thrust plate 12 ...... Bearing 13 ...... Set bolt 14 ...... Inner ring 15 ... … Rivet 16 …… Rivet
Claims (3)
のフライホイール間に複数のスプリングを直列に配置
し、各スプリングの連結を前記２つのフライホイールに
対して相対回転可能なコントロールプレートによって行
ない、コントロールプレートと２つのフライホイールの
うち一方のフライホイールとの間に介装されたスプリン
グを予圧縮して設け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。1. In a two-part flywheel structure, a plurality of springs are arranged in series between two flywheels, and each spring is connected by a control plate which is rotatable relative to the two flywheels. A flywheel with a torsion damper, wherein a spring interposed between the plate and one of the two flywheels is pre-compressed and provided.
ライホイールに対して捩り方向回転が可能な従動側フラ
イホイールと； 駆動側フライホイールおよび従動側フライホイールと同
軸心状に配置され、駆動側フライホイールおよび従動側
フライホイールに対して捩り方向回転が可能なコントロ
ールプレートと； 一方のフライホイールとコントロールプレート間に配置
されたＫ１スプリングと； コントロールプレートと他方のフライホイール間に配置
され、駆動側フライホイールと従動側フライホイール間
にＫ１スプリングと直列に配置され、かつ予圧縮して組
み込まれたＫ２スプリングと； から成る実用新案登録請求の範囲第１項記載のトーショ
ナルダンパ付フライホイール。2. A drive-side flywheel; a driven-side flywheel disposed coaxially with the drive-side flywheel and capable of rotating in a torsional direction with respect to the drive-side flywheel; a drive-side flywheel and a driven-side flywheel. A control plate arranged coaxially with the wheel and capable of rotating in a torsional direction with respect to the drive side flywheel and the driven side flywheel; and a K 1 spring arranged between one flywheel and the control plate; a control plate And the other flywheel, and a K 2 spring that is arranged between the drive side flywheel and the driven side flywheel in series with the K 1 spring and is pre-compressed and incorporated. A flywheel with a torsion damper according to the first item of the range.
ホイール間に摩擦機構を設けた実用新案登録請求の範囲
第２項記載のトーショナルダンパ付フライホイール。3. The flywheel with a torsion damper according to claim 2, wherein a friction mechanism is provided between the control plate and the other flywheel.
Priority Applications (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1987131399U JPH0620915Y2 (en) | 1987-08-31 | 1987-08-31 | Flywheel with optional damper |
| EP88307907A EP0305189B1 (en) | 1987-08-28 | 1988-08-25 | Flywheel with a torsional damper |
| DE88307907T DE3885679T2 (en) | 1987-08-28 | 1988-08-25 | Flywheel with torsion damper. |
| US07/237,296 US4950204A (en) | 1987-08-28 | 1988-08-26 | Flywheel with a torsional damper |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1987131399U JPH0620915Y2 (en) | 1987-08-31 | 1987-08-31 | Flywheel with optional damper |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6436739U JPS6436739U (en) | 1989-03-06 |
| JPH0620915Y2 true JPH0620915Y2 (en) | 1994-06-01 |
Family
ID=31387429
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1987131399U Expired - Lifetime JPH0620915Y2 (en) | 1987-08-28 | 1987-08-31 | Flywheel with optional damper |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0620915Y2 (en) |
Families Citing this family (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP6167839B2 (en) * | 2013-10-22 | 2017-07-26 | トヨタ自動車株式会社 | Damper device for vehicle |
| US10563293B2 (en) | 2015-12-07 | 2020-02-18 | Ati Properties Llc | Methods for processing nickel-base alloys |
| JP7218205B2 (en) * | 2019-02-19 | 2023-02-06 | 株式会社エクセディ | Dynamic damper device |
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1987
- 1987-08-31 JP JP1987131399U patent/JPH0620915Y2/en not_active Expired - Lifetime
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Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS6436739U (en) | 1989-03-06 |
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