JPH0620917Y2 - Flywheel with optional damper - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】 ［産業上の利用分野］ 本考案は、駆動側フライホイールと従動側フライホイー
ルとを、両フライホイールを遊び角度をもって直接連結
するＫスプリングと、これに並列に配され摩擦機構Ｆｒ
を介して連結するＫ_１スプリングとによって連結し、回
転数が系の共振点を通過するときに生じる摩擦機構のす
べりを利用して系の共振点を一時的に異なる共振点にシ
フトし、回転数の全域にわたって共振を生じないように
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 has a drive-side flywheel and a driven-side flywheel arranged in parallel with a K spring that directly connects the flywheels with a play angle. Friction mechanism Fr
It is connected by a K ₁ spring that is connected via a coil, and the slip of the friction mechanism that occurs when the rotation speed passes through the resonance point of the system is used to temporarily shift the resonance point of the system to a different resonance point and rotate. The present invention relates to a new flywheel with a torsional damper that does not cause resonance over a whole number.

［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力を与え、振動エネルギーを消
散させて、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.However, since the resonance point is passed when the engine is started and stopped, frictional force is divided between the divided flywheels. The vibration phenomenon is given and dissipated to suppress the resonance phenomenon. 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.

従来技術では、また、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
う問題がある。In the prior art, it is also necessary to apply a relatively large frictional force of a certain value or more in order to suppress the resonance phenomenon. 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.

このような問題を解消するために、摩擦機構のすべりを
利用して系の共振点を変化させるタイプの、新規なトー
ショナルダンパ付フライホイールが、本出願人により昭
和６１年９月５日に出願された（実願昭６１−１３５６
０８号）。これは、弾性結合されたクーロンダンパ（機
械設計シリーズ、「防振、緩衝器の設計」オーム社発
行）を利用したもので、次の構成を有していた。In order to solve such a problem, a new flywheel with a torsional damper of a type that changes the resonance point of a system by utilizing a slip of a friction mechanism was proposed by the present applicant on September 5, 1986. Filed (Actual Application Sho 61-1356)
08). This uses an elastically coupled coulomb damper (machine design series, "vibration and shock absorber design", published by Ohm Co.), and has the following configuration.

すなわち、フライホイールを駆動側フライホイールと従
動側フライホイールに分割した分割型フライホイールに
おいて、駆動側フライホイールと従動側フライホイール
間に設けられるばね機構に２種類のばね機構を用い、２
種類のばね機構の一方（ばね定数Ｋ）に駆動側フライホ
イールと従動側フライホイールとを直結させ、他方のば
ね機構（ばね定数Ｋ_１）に、摩擦機構（設定摩擦力Ｆ
ｒ）を介して駆動側フライホイールと従動側フライホイ
ールとを連結させたトーショナルダンパ付フライホイー
ルから成っていた。That is, in a split type flywheel in which the flywheel is divided into a drive side flywheel and a driven side flywheel, two types of spring mechanisms are used for the spring mechanism provided between the drive side flywheel and the driven side flywheel.
The drive-side flywheel and the driven-side flywheel are directly connected to one (spring constant K) of the two types of spring mechanisms, and the other spring mechanism (spring constant K ₁ ) is connected to the friction mechanism (set friction force F).
It consists of a flywheel with a torsional damper in which the drive-side flywheel and the driven-side flywheel are connected via r).

その作用は、駆動側フライホイールと従動側フライホイ
ールの相対捩れ角θが小のとき、すなわち共振点近傍以
外のときは、Ｋ＋Ｋ_１のばね定数で両フライホイールを
連結し、Ｋ＋Ｋ_１共振点を通過するときには、相対捩れ
角θが大になってトルクＦがＦｒより大になって摩擦機
構がすべりＫ_１スプリングがきかなくなり、一時的に系
がＫスプリングのみで作用する系になって共振点がＫ共
振点にシフトし、これによって系の共振を防止させると
いうものであった。Its action is, when the relative torsion angle of the drive side flywheel and the driven side flywheel θ is small, i.e., when not in the vicinity resonance point, connecting the two flywheel spring constant of K + K _1, the K + K ₁ resonance point When passing, the relative twist angle θ becomes large, the torque F becomes larger than Fr, the friction mechanism slips, and the K ₁ spring becomes inoperative, and the system temporarily becomes a system that operates only by the K spring and becomes a resonance point. Shifts to the K resonance point, thereby preventing the resonance of the system.

これによって、今迄の分割型フライホイールのように必
らず共振点で共振することがなくなり、共振を回転数全
域にわたってなくすことができるという効果と、今迄の
分割型フライホイールのような、共振を軽減させるため
に常時ヒステリシスを働らかさなければならないという
必要性がなくなり、ヒステリシスの除去によって加速度
伝達率の大幅な低減が得られるという効果とを、得た。With this, unlike the split-type flywheels up to now, it does not necessarily resonate at the resonance point, and the effect that resonance can be eliminated over the entire rotational speed, and like the split-type flywheels up to now, The effect that the hysteresis does not have to be constantly applied to reduce the resonance is eliminated, and the acceleration transmissibility can be significantly reduced by removing the hysteresis.

［考案が解決しようとする問題点］ しかし、実願昭６１−１３５６０８号のトーショナルダ
ンパ付フライホイールでは、Ｋスプリングはフライホイ
ールダンパのねじれ角全範囲で作動することになり、ば
ねのストロークが大きくなる。したがって、大ストロー
ク実現のため、ばね巻き数、有効径、ばね長の増大と、
使用応力の増大がさけられない。実願昭６１−１３５６
０８号では、第２のコントロールプレートを設けて２本
のスプリングを直列結合して大ストロークを得ている
が、部品点数増となっている。[Problems to be Solved by the Invention] However, in the flywheel with a torsional damper of Japanese Utility Model Application No. 61-135608, the K spring operates in the entire range of the torsion angle of the flywheel damper, and the stroke of the spring is growing. Therefore, in order to realize a large stroke, the number of spring turns, the effective diameter, and the spring length are increased,
The increase in working stress is unavoidable. Practical application Sho 61-1356
In No. 08, a second control plate is provided and two springs are connected in series to obtain a large stroke, but the number of parts is increased.

本考案は、弾性結合されたクーロンダンパを利用し、系
の共振点を、共振点通過時にずらして共振をさけるとい
う前記実願昭６１−１３５６０８号の優れた効果を維持
しながら、上記の実願昭６１−１３５６０８号の問題を
解消し得る、実願昭６１−１３５６０８号とは別タイプ
のトーショナルダンパ付フライホイールを提供するもの
である。The present invention utilizes an elastically coupled Coulomb damper to shift the resonance point of the system to avoid resonance when passing through the resonance point, while maintaining the excellent effect of the above-mentioned Japanese Patent Application No. 61-135608. Another object of the present invention is to provide a flywheel with a torsional damper, which is of a type different from that of Japanese Patent Application No. 61-135608 and which can solve the problem of Japanese Patent Application No. 61-135608.

しかも、本考案は、摩擦機構のスティックスリップ及び
経時変化による共振特性の悪化を伴なわないで、達成
し、かつ捩れ角が大（後述のθ_Ｒ以上）で、それ迄摩擦
機構Ｆｒにて不作用であったＫ_１スプリングを再作動さ
せ、作用ばねを増加させ、高入力トルクを分担し耐久性
を向上させることを目的とする。In addition, the present invention has been achieved without causing deterioration of resonance characteristics due to stick-slip of the friction mechanism and deterioration with time, and has a large twist angle (greater than or equal to θ _R described later), which has not been achieved in the friction mechanism Fr until then. The purpose of the present invention is to re-activate the K ₁ spring that had been working, increase the working spring, share high input torque, and improve durability.

［問題点を解決するための手段］ 本考案のトーショナルダンパ付フライホイールは次の構
成を有する。[Means for Solving Problems] The flywheel with a torsion damper of the present invention has the following configuration.

（１）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と従動側フライホイールとを遊び
角度をもって直接連結するＫスプリングと； Ｋスプリングと並列に設けられ、駆動側フライホイール
と従動側フライホイールとを、摩擦機構を介して連結す
るＫ_１スプリングと； Ｋ_１スプリングと摩擦機構とを含む経路に設けられ、捩
れ角±θ_Ｐ以上で前記摩擦機構を強制的に滑らせる強制
滑動手段と； Ｋ_１スプリングと摩擦機構とを含む経路に設けられ、θ
_Ｐより大きな捩れ角θ_Ｒ以上でＫ_１スプリングを作動さ
せるＫ_１スプリング着力部と； から成るトーショナルダンパ付フライホイール。(1) Drive-side flywheel; Drive-side flywheel that is arranged coaxially with the drive-side flywheel and that can be twist-rotated with respect to the drive-side flywheel; and Drive-side flywheel and driven-side flywheel provided in parallel with the K spring, and a drive side flywheel and the driven side flywheel, and K ₁ spring linked via a friction mechanism;; K spring and connecting directly with play angle and K ₁ spring and a friction mechanism A forced sliding means for forcibly sliding the friction mechanism at a twist angle of ± θ _P or more; K ₁ provided for a route including a spring and a friction mechanism, and θ
_A flywheel with a torsional damper, which includes a K ₁ spring urging portion that operates the K ₁ spring at a twist angle θ _R or more that is larger than _P.

（１）記載のトーショナルダンパ付フライホイールは次
の態様をとることができるが、以下は必須ではない。The flywheel with a torsion damper described in (1) can have the following aspects, but the following is not essential.

（２）Ｋ_１スプリングのばね定数をＫ_１、摩擦機構の設
定摩擦力をＦｒ、Ｋスプリングに対して設けられた遊び
角度をθ_Ｐとするとき、約θ_Ｐ＝Ｆｒ／Ｋ_１である
（１）記載のトーショナルダンパ付フライホイール。(2) _{K 1 K 1} of the spring constant of the spring, a setting frictional force of the friction mechanism Fr, when the play angle provided for the K spring and theta _P, is approximately θ _P = Fr / _{K 1} ( 1) A flywheel with a torsion damper as described above.

（３）駆動側フライホイールと従動側フライホイールと
を、θ_Ｒの遊び角度をもって直接連結するＫ_２スプリン
グを有している、（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), which has a K ₂ spring that directly connects the drive-side flywheel and the driven-side flywheel with a play angle of θ _R.

（４）Ｋスプリングのばね定数をＫ、Ｋ_１スプリングの
ばね定数をＫ_１とするとき、Ｋ＜Ｋ_１である（１）記載
のトーショナルダンパ付フライホイール。(4) When K the spring constant of the spring K, the spring constant of _{K 1} spring and _{K 1,} K <is _{K 1} (1) Torsion flywheel with damper according.

（５）Ｋ_１／Ｋ＝３〜４である（４）記載のトーショナ
ルダンパ付フライホイール。(5) The flywheel with a torsion damper according to (4), wherein K ₁ / K = 3 to 4.

（６）リングギヤおよびその両側のドライブプレートを
有する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回転が可能とされており、フ
ライホイールとドリブンプレートを有する従動側フライ
ホイールと； 駆動側フライホイールと従動側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と； コントロールプレートと従動側フライホイールのドリブ
ンプレートとを一定の摩擦力をもって摩擦相対回転可能
に連結する摩擦機構と； 駆動側フライホイールのドライブプレートと従動側フラ
イホイールのドリブンプレートとを、遊び角度θ_Ｐをも
って回転方向に連結するＫスプリングと； 駆動側フライホイールのドライブプレートとコントロー
ルプレート間に配設されたＫ_１スプリングと； 駆動側フライホイールのドライブプレートと従動側フラ
イホイールのドリブンプレートとを、θ_Ｐより大きな角
度のθ_Ｒの遊び角度をもって回転方向に連結するＫ_２ス
プリングと； 捩れ角±θ_Ｐ以上でドリブンプレートとコントロールプ
レート間に設けた前記摩擦機構を強制的に滑らせるため
の、コントロールプレートに設けられ捩れ角が±θ_Ｐ以
上でドライブプレートに当接する強制滑動手段と； ドリブンプレートに設けられ、θ_Ｒ以上のねじり角でＫ
_１スプリングにあたるＫ_１スプリング着力部と； 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。(6) A drive-side flywheel having a ring gear and drive plates on both sides thereof; arranged coaxially with the drive-side flywheel and capable of twisting rotation with respect to the drive-side flywheel, and driven with the flywheel. A driven flywheel having a plate; a control plate capable of relative rotation with respect to a drive side flywheel and a driven side flywheel; a control plate and a driven plate of the driven side flywheel capable of friction relative rotation with a constant friction force A friction mechanism that connects the drive plate of the drive side flywheel and the driven plate of the driven side flywheel in the rotational direction with a play angle θ _P between the drive plate of the drive side flywheel and the control plate. Located in K ₁ spring and; a driven plate of the drive plate and the driven side flywheel drive side flywheel, and K ₂ springs connecting in the rotational direction with play angle theta _R of an angle greater than theta _P; torsion angle ± theta _P As described above, forcibly sliding the friction mechanism provided between the driven plate and the control plate, and forcibly sliding means provided on the control plate and contacting the drive plate at a twist angle of ± θ _P or more; provided on the driven plate And K at a twist angle of θ _R or more
_A flywheel with a torsional damper according to (1), which comprises a K ₁ spring force applying portion corresponding to ₁ spring.

（７）Ｋスプリング、Ｋ_１スプリング、Ｋ_２スプリング
がそれぞれダブルスプリングから成る（６）記載のトー
ショナルダンパ付フライホイール。(7) The flywheel with a torsion damper according to (6), wherein each of the K spring, the K ₁ spring, and the K ₂ spring is a double spring.

（８）Ｋスプリングが１個、Ｋ_１スプリングが３個、Ｋ
_２スプリングが２個、設けられている（６）記載のトー
ショナルダンパ付フライホイール。(8) 1 K spring, 3 K ₁ springs, K
_The flywheel with a torsion damper according to (6), wherein two ₂ springs are provided.

（９）コントロールプレートが互いに並置され周方向に
隔置された複数個のリベットによって連結された一対の
プレートから成り、ドリブンプレートが前記リベットの
間を通って半径方向外方に向って延びる複数のアームを
有しており、このドリブンプレートのアームに前記Ｋス
プリングおよびＫ_２スプリングがそれぞれのスプリング
シートを介してそれぞれの遊び角度θ_Ｐ、θ_Ｒをもって
周方向に対向している（６）記載のトーショナルダンパ
付フライホイール。(9) A plurality of control plates are juxtaposed to each other and connected by a plurality of circumferentially spaced rivets, and a plurality of driven plates extend radially outward through the rivets. An arm is provided, and the K spring and the K ₂ spring are opposed to the arm of the driven plate in the circumferential direction with respective play angles θ _P and θ _R via respective spring seats. Flywheel with torsion damper.

（10）摩擦機構が、一対のコントロールプレートとドリ
ブンプレートとの間に配置された、スラストライニン
グ、スラストプレート、コーンスプリングから成る
（６）記載のトーショナルダンパ付フライホイール。(10) The flywheel with a torsion damper according to (6), wherein the friction mechanism includes a thrust liner, a thrust plate, and a cone spring arranged between the pair of control plates and the driven plate.

（11）強制滑動手段が、並置された一対のコントロール
プレートを連結するリベットと、ドライブプレートに設
けられリベットとθ_Ｐのギャップを有する切欠部とから
成る（６）記載のトーショナルダンパ付フライホイー
ル。(11) The flywheel with a torsion damper according to (6), wherein the forced sliding means includes a rivet that connects a pair of juxtaposed control plates and a cutout portion provided in the drive plate and having a gap of θ _P. .

［作用］ 直結のＫスプリングに遊び角度θ_Ｐを設け、±θ_Ｐ内で
はＫスプリングは作用せずＫ_１スプリングのみが作用す
る構成としたので、±θ_Ｐ内ではばね定数Ｋ_１、±θ_Ｐ
より大きい角度ではＫ_１スプリングの結合部の摩擦機構
Ｆｒがすべり、ばね定数は、Ｋとなる。[Operation] play angle theta _P provided directly in the K spring, only K ₁ spring without K spring not act within ± theta _P is configured to act, the spring constant K ₁ within ± θ _P, ± θ _P
At a larger angle, the friction mechanism Fr at the joint of the K ₁ spring slips, and the spring constant becomes K.

また、±θ_Ｒ（θ_Ｒ＞θ_Ｐ）以上で、Ｋ_１スプリング着
力部がＫ_１スプリングにあたって再びＫ_１スプリングを
作動させるので、系のばね定数は全スプリングのばね定
数の和（Ｋ＋Ｋ_１、Ｋ_２スプリングを設ける場合はＫ＋
Ｋ_１＋Ｋ_２）となり、高入力を分担できる。ただし、Ｋ
_２スプリングは必須のものではない。Further, in _{± θ R (θ R> θ} P) above, since _{K 1} spring attachment force unit activates again _{K 1} spring hits the _{K 1} spring, the sum of the spring constant is a spring constant of the total spring system (K _{+ K} 1, K + if K ₂ spring is provided
It becomes K ₁ + K ₂ ) and can share high input. However, K
₂ Spring is not essential.

共振特性は第５図のようになる。Ａ、Ｅ範囲ではねじれ
角は±θ_Ｐ以下であるためＫスプリングは作用せず、Ｋ
_１スプリングのみが作用する。このときの共振点はＫ_１
共振点である。Ｋ_１共振点付近（Ｂ範囲）では、ねじり
角が±θ_Ｐを越えて（第４図）Ｆｒがすべり、ばね定数
はＫとなり、共振点がシフト（Ｋ_１共振点→Ｋ共振点）
するために共振は発生しない。本考案によれば、２つの
共振点の差はＫ、Ｋ_１が実願昭６１−１３５６０８号の
場合と同じであれば実願昭６１−１３５６０８号よりも
近くなり、振動ピーク（第５図のＰ点）は大きくなる
が、Ｋ_１の大きさを実願昭６１−１３５６０８号のＫ＋
Ｋ_１の大きさと同じにすることにより、Ｐ点レベルを同
じレベルにできる。これによりばね定数Ｋ_１は大きくな
り第４図Ｂ領域（平均負荷トルクＦｒ〜Ｔ_Ｒ）（Ｔ_Ｒは
θ_Ｒまで捩れたときのトルク）での実働ばね定数Ｋ＋Ｋ
_１は、実願昭６１−１３５６０８号より大きくなる。従
って平均トルクＦｒ〜Ｔ_Ｒでの効果は若干減少するもの
の、一般にトルクＦｒ〜Ｔ_Ｒを発揮するエンジン回転は
アイドルよりも高く、回転が高くなった状態での効果は
一体フライホイールや実願昭６１−２２５４２号よりも
はるかに大きいため、効果減少分は問題とはならない。The resonance characteristics are as shown in FIG. In the A and E ranges, the torsion angle is ± θ _P or less, so the K spring does not work and K
Only _one spring works. The resonance point at this time is K ₁
It is a resonance point. Near the K ₁ resonance point (B range), the torsion angle exceeds ± θ _P (Fig. 4), Fr slips, the spring constant becomes K, and the resonance point shifts (K ₁ resonance point → K resonance point).
Therefore, resonance does not occur. According to the present invention, the difference between the two resonance points K, _{K 1} is closer than the actual GanAkira No. 61-135608, if the same as in the Jitsugan Sho 61-135608, vibrations peak (FIG. 5 However, the size of K _{1 is} the same as K + in Japanese Utility Model Application No. 61-135608.
By making the size of K ₁ the same, the P point level can be made the same level. Thus production spring constant K + K in FIG. 4 B region becomes spring constant _{K 1} is greater (mean load torque Fr~T _{R) (T R} is torque when twisted to theta _R)
1 is larger than that of Japanese Utility Model Application No. 61-135608. Thus although the effect on the average torque Fr～T _R decreases slightly, generally torque Fr～T engine to exhibit _R is higher than the idle, the effect of a state in which the rotation becomes high integral flywheel and JitsuganAkira Since it is much larger than that of No. 61-22542, the effect reduction amount does not matter.

さらに、本考案では、捩れ角θが±θ_Ｐになったとき
に、強制滑動手段により強制的に摩擦機構Ｆｒをすべら
せるようにしたので、経時変化でＦｒ値が大きくなって
も、変化分はリベットで受けて摩擦機構をすべらせるこ
とができ、すべり出し点Ｐ（第４図）の変化はない。Further, in the present invention, when the twist angle θ becomes ± θ _P , the friction mechanism Fr is forced to slide by the forced sliding means, so even if the Fr value increases with time, the change Can be received by a rivet to cause the friction mechanism to slide, and the sliding point P (FIG. 4) does not change.

また、捩れ角θ_Ｒ以上で、それ迄摩擦機構Ｆｒにて不作
用であったＫ_１スプリングを再作動させ、作用ばねが増
加し、高入力トルクが分担されるので、耐久性が向上す
る。Further, when the twist angle is θ _R or more, the K ₁ spring that has been inactive until then in the friction mechanism Fr is re-activated, the acting spring is increased, and the high input torque is shared, so that the durability is improved.

［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説明する。[Embodiment] A preferred embodiment of the flywheel with a torsion damper according to the present invention will be described below.

第３図は、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。第３図において、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Ｉ_２とに２分割され、Ｉ_１とＩ_２は、同軸
心上にあって互いに捩り方向回転が可能である。駆動側
フライホイールＩ_１と従動側フライホイールＩ_２とは、
両フライホイールを遊び角度θ_Ｐをもって直接的に連結
するＫスプリングと、Ｋスプリングと並列に設けられ両
フライホイールを摩擦機構Ｆｒを介して連結するＫ_１ス
プリングと、によって互に回転方向に連結されている。FIG. 3 shows a model of the principle of the flywheel with a torsion damper of the present invention. In FIG. 3, the flywheel is divided into a drive-side flywheel I ₁ and a driven-side flywheel I _2, and I ₁ and I ₂ are coaxial with each other and can rotate in a torsional direction. The drive side flywheel I ₁ and the driven side flywheel I ₂ are
And K spring directly coupling the two flywheels with play angle theta _P, and K ₁ spring linked via a friction mechanism Fr both flywheel provided in parallel with the K spring is coupled to each other direction of rotation by ing.

Ｋ_１スプリングのばね定数をＫ_１、摩擦機構の設定摩擦
力をＦｒ、Ｋスプリングのばね定数をＫ、Ｋスプリング
のトルク伝達経路に設けた遊び角度をθ_Ｐとするとき、
ほぼθ_Ｐ＝Ｆｒ／Ｋ_１の関係をもたされている。Ｋスプ
リングのばね定数Ｋは、Ｋ_１スプリングのばね定数Ｋ_１
より小である。この場合、Ｋ_１／Ｋ＝３〜４程度に設定
されることが望ましい。K ₁ K ₁ of the spring constant of the _spring, a setting frictional force of the friction mechanism Fr, when the spring constant of the K spring K, and play angle theta _P provided in the torque transmission path K spring,
The relationship of approximately θ _P = Fr / K ₁ is established. The spring constant K of the K spring is the spring constant K _{1 of the} K ₁ spring.
Is smaller. In this case, it is desirable to set K ₁ / K = 3 to 4 or so.

さらに、第３図に示すように、本考案には、強制滑動手
段Ｈが設けられている。強制滑動手段Ｈは、Ｋ_１スプリ
ングが±θ_Ｐたわんだときに強制的に摩擦機構Ｆｒをす
べらせるものである。これは、経時変化でＦｒ値が大き
くなっても、摩擦機構Ｆｒのすべり出し点Ｐ（第４図）
を常に一定に保つ。Further, as shown in FIG. 3, the present invention is provided with a forced sliding means H. The forced sliding means H is for forcibly sliding the friction mechanism Fr when the K ₁ spring bends ± θ _P. This is because the sliding point P of the friction mechanism Fr (Fig. 4), even if the Fr value increases with the passage of time.
Always keep constant.

さらに、Ｋ_１スプリングと摩擦機構Ｆｒとを有するトル
ク伝達経路には、系の共振点通過時のＫ、Ｋ_１スプリン
グのそれぞれの振動特性に従う、両フライホイール
Ｉ_１、Ｉ_２の最大相対捩れ角（第５図のＰ点における相
対捩れ角）より大きな角度をθ_Ｒ（θ_Ｒ＞θ_Ｐ）とした
場合、急加速時など大トルクが入力されて、両フライホ
イールＩ_１、Ｉ_２間にθ_Ｒ以上の捩れ角が生じたときに
捩れ角θ_Ｒ（またはθ_Ｒより大きくてもよい）でＫ_１ス
プリングにあたって、それ迄摩擦機構Ｆｒのすべりによ
って不作用であったＫ_１スプリングを再じ作動させる、
Ｋ_１スプリング着力部Ｌが設けられている。このときの
Ｋ_１スプリングのシートと着力部の間に設けられる遊び
角度は、両フライホイール間の捩れ角θ_Ｒから強制滑動
手段の遊び角度θ_Ｐをさし引いたθ_Ｒ−θ_Ｐ（第３図参
照）となる。トーショナルダンパ付フライホイールは、
両フライホイールＩ_１、Ｉ_２を、さらにθ_Ｐより大きな
前記角度θ_Ｒの遊び角度をもって直接的に連結するＫ_２
スプリング（ばね定数Ｋ_２）を有していてもよい。ただ
しＫ_２スプリングは必須のものではない。ここでθ_Ｒは
第５図のＰ点における捩れ角以上の角度である。Further, in the torque transmission path having the K ₁ spring and the friction mechanism Fr, the maximum relative twist angle of both flywheels I ₁ and I ₂ according to the respective vibration characteristics of the K and K ₁ springs when passing through the resonance point of the system. When an angle larger than (relative twist angle at point P in FIG. 5) is set to θ _R (θ _R > θ _P ), a large torque is input at the time of sudden acceleration, and the flywheels I ₁ and I ₂ receive a large torque. in K ₁ spring in theta twist angle _{when R} or twist angle occurs theta _{R (or} theta may be greater than _R), re-Ji and K ₁ spring was inoperative by sliding friction mechanism Fr until it Activate,
A K ₁ spring force applying portion L is provided. At this time, the play angle provided between the seat of the K ₁ spring and the force applying portion is θ _R −θ _P (first angle) obtained by subtracting the play angle θ _P of the forced sliding means from the twist angle θ _R between both flywheels. (See Fig. 3). The flywheel with a torsion damper is
K ₂ which directly connects both flywheels I ₁ and I ₂ with a play angle of the angle θ _R larger than θ _P
It may have a spring (spring constant K ₂ ). However, the K ₂ spring is not essential. Here, θ _R is an angle equal to or greater than the twist angle at point P in FIG.

第４図は、第３図の系の、ねじり角θ（駆動側フライホ
イールＩ_１と従動側フライホイールＩ_２との相対ねじり
角）と、伝達トルクＴとの関係を示す。ねじり角θが遊
び角度θ_Ｐより小さいときは、Ｋスプリングが作用せず
Ｋ_１スプリングのみが作用する（第４図のＡ領域）。こ
のときはねじり角θ小のため、トルクＦはＦｒより小で
あって摩擦機構はすべらない。第５図は系の振動特性
（弾性結合されたクーロンダンパを有する系の特性）
を、フライホイール回転数Ｎ（エンジン回転数）と、駆
動側フライホイールＩ_１から従動側フライホイールＩ_２
への加速度伝達率Ｊとの関係で示している。上記の第４
図のＡ領域は、第５図のＡ、Ｅ領域に対応し、このＡ、
Ｅ領域では、系は、Ｋ_１共振曲線に沿う特性をとる。エ
ンジン回転数Ｎが低回転域から高回転域に、またはその
逆方向に移行するとき、Ｋ_１共振点の回転数を通過す
る。系はＫ_１共振曲線に沿ってＫ_１共振点に近づき、次
第に大きく振動しようとし、Ｋ_１スプリングの伝達トル
クＦが増えるが、ＦがＦｒに達すると摩擦機構がすべっ
てＫ_１スプリングがきかなくなり、これと同時にねじり
角θの振幅もθ_ＰとなっているためＫスプリングが働
く。したがって、系の共振点はＫ_１共振点→Ｋ共振点に
シフトし、振動特性はＫ_１曲線から第５図のＢに沿って
Ｋ曲線に向かう。Ｋ共振点は、Ｋ_１共振点と異なってい
るので、小さい振幅で回転数はＫ_１共振点を通過し、振
幅が小さくなって摩擦機構のすべりが止まって再びＫ_１
共振曲線（第５図のＡ、Ｅ）に戻って、通常の回転変動
吸収を行なう。このようにして、系はＫ_１共振点を通過
するときに、一時的に特性曲線がシフトされ、Ｋ_１共振
点を通過した後にやがてＫ_１共振曲線に戻り、Ｋ_１共振
点で大きく捩れることが防止される。FIG. 4 shows the relationship between the torsion angle θ (relative torsion angle between the drive side flywheel I ₁ and the driven side flywheel I ₂ ) and the transmission torque T in the system of FIG. When the twist angle θ is smaller than the play angle θ _P , the K spring does not act and only the K ₁ spring acts (A region in FIG. 4). At this time, since the torsion angle θ is small, the torque F is smaller than Fr and the friction mechanism does not slip. Fig. 5 shows the vibration characteristics of the system (characteristics of a system with elastically coupled Coulomb dampers)
The flywheel speed N (engine speed) and the drive side flywheel I ₁ to the driven side flywheel I ₂
It is shown by the relationship with the acceleration transmissibility J to. Fourth above
The area A in the figure corresponds to the areas A and E in FIG.
In the E region, the system behaves along the K ₁ resonance curve. When the engine speed N shifts from the low speed range to the high speed range or in the opposite direction, it passes the speed of the K ₁ resonance point. The system approaches the K ₁ resonance point along the K ₁ resonance curve, and gradually tries to vibrate greatly, and the transmission torque F of the K ₁ spring increases, but when F reaches Fr, the friction mechanism slips and the K ₁ spring stops working. At the same time, since the amplitude of the torsion angle θ is also θ _P , the K spring works. Therefore, the resonance point of the system shifts from the K ₁ resonance point to the K resonance point, and the vibration characteristic goes from the K ₁ curve to the K curve along B in FIG. K resonance point, so is different from the K ₁ resonance point, the rotational speed with a small amplitude through the K ₁ resonance point, again K ₁ stops sliding friction mechanism amplitude is reduced
Returning to the resonance curve (A and E in FIG. 5), normal rotation fluctuation absorption is performed. Thus, the system as it passes through the K ₁ resonance point is temporarily shifted characteristic curve, then returns to its K ₁ resonance curve after passing through the K ₁ resonance point, twists greatly K ₁ resonance point Is prevented.

大トルクが入力されて相対ねじり角θがθ_Ｒより大きく
なった場合は、ドリブンプレートのうで部のＫ_１スプリ
ング着力部がＫ_１スプリングにあたってＫ_１スプリング
が作動するとともに、Ｋ_２スプリングも同時に作動する
ので（同時でなく、Ｋ_１またはＫ_２が遅れて作動しても
よい）、Ｋ、Ｋ_１、（Ｋ_２）スプリングの全てが作動
し、第４図のＣ領域でＫ＋Ｋ_１（＋Ｋ_２）曲線に沿って
トルクが伝達される。そしてねじり角がさらに大きくな
ってθ_Ｔになると、後述する、対向するスプリングシー
トが互いにあたってシートクッションが働き（第４図の
Ｄ領域）、捩れ角θのθ_Ｔ以上の増大をヒステリシスを
もって小さく抑える。When a large torque is input and the relative torsion angle θ becomes larger than θ _R , the K ₁ spring force applying portion of the driven plate arm hits the K ₁ spring and the K ₁ spring operates, and the K ₂ spring also operates at the same time. Since all of the K, K ₁ , and (K ₂ ) springs are activated because they are activated (K ₁ or K ₂ may be activated with a delay), K + K ₁ (+ K ₂ ) The torque is transmitted along the curve. Then, when the twist angle further increases to θ _T , the seat cushions, which will be described later, lie against each other and the seat cushions act (D region in FIG. 4), and the increase in the twist angle θ beyond θ _{T is} suppressed with hysteresis. .

上記のトーショナルダンパ付フライホイールにおいて
は、２つの共振点の差はＫ、Ｋ_１が実願昭６１−１３５
６０８号の場合と同じであれば、実願昭６１−１３５６
０８号よりも小さくなり、振動ピーク（第５図のＰ点）
は大きくなるが、Ｋ_１の大きさを実願昭６１−１３５６
０８号のＫ＋Ｋ_１の大きさと同じにすることにより、Ｐ
点レベルを同じレベルにできる。これにより、ばね定数
Ｋ_１は大きくなり、第４図のＢ領域（平均負荷トルクＦ
ｒ〜Ｔｒ領域）での実働ばね定数Ｋ＋Ｋ_１は実願昭６１
−１３５６０８号よりも大きくなる。したがって、平均
トルクＦｒ〜Ｔ_Ｒでの効果は若干減少するものの、一般
的にトルクＦｒ〜Ｔ_Ｒを発揮するエンジン回転はアイド
ルよりも高く、回転が高くなった状態での効果は一体フ
ライホイールや実願昭６１−２２５４２号よりもはるか
に大きいため、効果減少分は問題とはならない。In the above flywheel with a torsion damper, the difference between the two resonance points is K, K ₁ is a practical application 61-135.
If it is the same as the case of No. 608, then Japanese Utility Model Application No.
It becomes smaller than No. 08, and the vibration peak (point P in Fig. 5)
However, the size of K ₁ should be changed to the practical application Sho 61-1356.
By making it the same size as K + K ₁ of No. 08, P
The point level can be the same level. As a result, the spring constant K ₁ is increased, and the region B (average load torque F) in FIG.
The actual spring constant K + K ₁ in the r-Tr region is the actual application 61
It is larger than -135608. Therefore, although the effect of the average torque Fr～T _R is slightly decreased, generally the engine speed to exert a torque Fr～T _R is higher than the idle, the effect of a state in which the rotation becomes high Ya integral flywheel Since it is much larger than the actual application No. 61-22542, the reduction in the effect does not matter.

次に本考案のトーショナルダンパ付フライホイールの具
体的構成を説明する。第１図、第２図、および第６図な
いし第14図はフライホイールの具体的構成を示してい
る。Next, a specific configuration of the flywheel with a torsion damper of the present invention will be described. FIG. 1, FIG. 2, and FIG. 6 to FIG. 14 show a specific configuration of the flywheel.

第１図および第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Ｉ_１と、従動側
フライホイールＩ_２と、摩擦機構Ｆｒと、Ｋスプリング
５Ｋと、Ｋ_１スプリング５Ｋ_１と、Ｋ_２スプリング５Ｋ
_２（ただしＫ_２スプリング５Ｋ_２は必須ではない。）
と、強制滑動手段Ｈと、Ｋ_１スプリング着力部Ｌとを有
する。In FIGS. 1 and 2, a flywheel with a torsion damper includes a drive side flywheel I ₁ , a driven side flywheel I ₂ , a friction mechanism Fr, a K spring 5K, and a K ₁ spring 5K ₁ . K ₂ spring 5K
₂ (However, K ₂ spring 5K ₂ is not essential.)
And a forced sliding means H and a K ₁ spring force applying portion L.

駆動側フライホイールＩ_１は、エンジンクランクシャフ
ト15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）とを有し、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15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両端のスプリングシート６を
係合させる窓を有し、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
欠を有する。The drive side flywheel I ₁ is connected to the engine crankshaft 15 and has a ring gear 2 as an outer ring.
And the inner ring 14 on the inner periphery thereof, and the pair of drive plates 1 located on both sides thereof (the left side in FIG. 2 is 1A,
The right side is 1B), and the ring gear 2 is a rivet
16 is clamped and fixed to the drive plates 1A and 1B, and the inner ring 14 is fixed to the crankshaft 15 integrally with one of the drive plates 1A by a set bolt 13. The drive plate 1A has a shape as shown in FIG. 6 and has windows for engaging the spring seats 6 at both ends of the spring 5, and the drive plate 1B engages the spring seats 6 as shown in FIG. Has a notch for.

従動側フライホイールＩ_２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Ｉ_１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Ｉ_１のドライブプレート１Ａと従
動側フライホイールＩ_２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Ｉ_１と従動側フライホイールＩ_２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をリベット７により結合した
ものから成り、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７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と対向し、スプリングシート
６にあたることができる。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 composed of a pair of control plates 4A and 4B joined by rivets 7, 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 the plurality of rivets 7. The arms 9 a face the spring seats 6 at both ends of the spring 5 and can hit the spring seats 6.

摩擦機構Ｆｒはコントロールプレート４と従動側フライ
ホイールＩ_２のドリブンプレート９とを一定の摩擦力Ｆ
ｒをもって摩擦相対回転可能に連結する。この摩擦機構
は、第11図に示すように、一対のコントロールプレート
４Ａ、４Ｂとドリブンプレート９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に固着されており（固着されなく
てもよい）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に押しつけ、捩り回転時の摩擦力
Ｆｒを出す。The friction mechanism Fr causes the control plate 4 and the driven plate 9 of the driven flywheel I ₂ to have a constant friction force F.
It is connected so as to be frictionally rotatable with r. As shown in FIG. 11, this friction mechanism includes a thrust lining 10, a thrust plate 11, and an axially arranged axially intermediate portion between the pair of control plates 4A and 4B and the driven plate 9.
It consists of a cone spring 8. Thrust lining 10
Is fixed to the driven plate 9 (may not be fixed), and the cone spring 8 presses the thrust plate 11 against the thrust lining 10 to generate a frictional force Fr during torsional rotation.

Ｋスプリング５Ｋは、駆動側フライホイールＩ_１のドラ
イブプレート１Ａ、１Ｂと、従動側フライホイールＩ_２
のドリブンプレート９のアーム９ａとを、捩り回転方向
に遊び角度θ_Ｐをもって回転方向に連結する。K spring 5K, the drive plate 1A of the driving side flywheel _{I 1,} and 1B, the driven side flywheel _{I 2}
And the arm 9a of the driven plate 9 are connected in the rotational direction with a play angle θ _{P in the} rotational direction.

駆動側フライホイールＩ_１のドライブプレート１Ａ、１
Ｂと、コントロールプレート４Ａ、４Ｂとの間にはＫ_１
スプリング５Ｋ_１が配設される。前記遊び角度θ_Ｐと摩
擦機構の摩擦力ＦｒとＫ_１スプリング５Ｋ_１のばね定数
Ｋ_１との関係は約θ_Ｐ＝Ｆｒ／Ｋ_１となるように設定さ
れる。この関係によって、Ｆｒの摩擦力に対応するトル
クをＫ_１スプリング５Ｋ_１が受けて撓み摩擦機構Ｆｒが
すべり始めるときに、丁度Ｋスプリング５Ｋに対して設
けた遊び角度θ_Ｐが０になって、Ｋスプリング５Ｋが効
くことになる。Ｋスプリング５Ｋのばね定数ＫとＫ_１ス
プリング５Ｋ_１のばね定数Ｋ_１（合成ばね定数）は、Ｋ
＜Ｋ_１とされており、望ましくはＫ_１／Ｋ＝３〜４であ
る。これは共振点近傍で振幅の大きさを小さくし、実用
回転域での加速度伝達率Ｊを小にするための条件であ
る。Drive side flywheel I ₁ drive plate 1A, 1
K ₁ between B and the control plates 4A, 4B
A spring 5K ₁ is provided. The relationship between the play angle θ _P , the frictional force Fr of the friction mechanism and the spring constant K ₁ of the K ₁ spring 5K ₁ is set to be approximately θ _P = Fr / K ₁ . Due to this relationship, when the K ₁ spring 5K ₁ receives the torque corresponding to the frictional force of Fr and the flexural friction mechanism Fr starts to slip, the play angle θ _P provided for the K spring 5K becomes 0, K spring 5K will work. The spring constant K of the K spring 5K and the spring constant K ₁ (composite spring constant) of the K ₁ spring 5K ₁ are K
<K _1, and preferably K ₁ / K = 3 to 4. This is a condition for reducing the magnitude of the amplitude near the resonance point and reducing the acceleration transmissibility J in the practical rotation range.

Ｋ_２スプリング５Ｋ_２では、駆動側フライホイールＩ_１
のドライブプレート１Ａ、１Ｂと従動側フライホイール
Ｉ_２のドリブンプレート９のアーム９ａとを、θ_Ｐより
大きな角度のθ_Ｒ（第５図のＰ点の捩れ角より若干大き
い角度）の遊び角度をもって捩り回転方向に連結する。In the K ₂ spring 5K ₂ , the drive side flywheel I ₁
The drive plates 1A, 1B and the arm 9a of the driven plate 9 of the driven flywheel I ₂ with a play angle of θ _R (an angle slightly larger than the twist angle of point P in FIG. 5) larger than θ _P. Connect in the twisting and rotating direction.

図示例では、Ｋスプリング５Ｋは１組のダブルコイル、
Ｋ_１スプリング５Ｋ_１は３組のダブルコイル、Ｋ_２スプ
リング５Ｋ_２は２組のダブルコイルとしてある。ダブル
コイル化としたこと、及びＫ_２スプリング５Ｋ_２を設け
たことは、高トルクに対して搭載可とするためのもので
ある。各スプリング５の両端のスプリングシート６は、
硬質樹脂部６ａとゴム部６ｂを有し、ゴム部６ｂはスプ
リング５が極端に撓んだときに、対向するゴム部６ｂ、
６ｂ同志が当接して撓み、それ以上の撓みを極力小に抑
える。ゴム部６ｂの当接変形がヒステリシスを伴なう。In the illustrated example, the K spring 5K is a pair of double coils,
The K ₁ spring 5K ₁ has three sets of double coils, and the K ₂ spring 5K ₂ has two sets of double coils. The use of a double coil and the provision of the K ₂ spring 5K ₂ are for enabling mounting with respect to high torque. The spring seats 6 at both ends of each spring 5 are
It has a hard resin portion 6a and a rubber portion 6b, and the rubber portion 6b is opposed to the rubber portion 6b when the spring 5 is extremely bent,
6b Comrades come into contact with each other and bend, and further bending is suppressed to a minimum. The contact deformation of the rubber portion 6b is accompanied by hysteresis.

強制滑動手段Ｈは第12図ないし第14図のように構成する
ことができる。第12図ないし第14図において、互いに並
置されたコントロールプレート４Ａ、４Ｂは、前記の如
く、軸方向に延びるリベット７によって連結するが、こ
のリベットの頭部７ａ（第13図）または頭部７ａにスペ
ーサ17（第12図）を取付け、これを、ドライブプレート
１Ａに設けられた切欠部１ａに突入させ、切欠部１ａリ
とベット７またはスペーサ17間に、捩り回転方向に±θ
_Ｐのギャップをもたせる。すなわち、強制滑動手段Ｈ
は、リベット７（リベット７にスペーサ17を取付ける場
合はその取付けスペーサ17を含む）と、ドライブプレー
ト１Ａの切欠部１ａと、その間にギャップをもたせた構
成から成る。The forced sliding means H can be constructed as shown in FIGS. 12 to 14. In FIGS. 12 to 14, the control plates 4A and 4B juxtaposed to each other are connected by the rivet 7 extending in the axial direction as described above, and the head 7a (FIG. 13) or the head 7a of the rivet is connected. A spacer 17 (Fig. 12) is attached to the drive plate 1A, and the spacer 17 is inserted into the cutout portion 1a provided in the drive plate 1A. The space between the cutout portion 1a and the bed 7 or the spacer 17 is ± θ in the torsional rotation direction.
Have a _P gap. That is, the forced sliding means H
Is composed of a rivet 7 (including a mounting spacer 17 when the spacer 17 is attached to the rivet 7), a cutout portion 1a of the drive plate 1A, and a gap provided therebetween.

また、Ｋ_１スプリング着力部Ｌは次のように構成され
る。すなわち、ドリブンプレート９のアーム９ａとＫ_１
スプリング５Ｋ_１のスプリングシート６との間には、ト
ルクがかからない初期状態においてθ_Ｒ−θ_Ｐの角度ギ
ャップが与えられており、かくしてドリブンプレート９
のアーム９ａの、Ｋ_１スプリング５Ｋ_１のスプリングシ
ート６への対向部は、Ｋ_１スプリング着力部Ｌを構成す
る。Further, the K ₁ spring force applying portion L is configured as follows. That is, the arm 9a of the driven plate 9 and the K ₁
An angular gap of θ _R −θ _P is provided between the spring 5K _{1 and} the spring seat 6 in the initial state where no torque is applied, and thus the driven plate 9 is provided.
The portion of the arm 9a facing the spring seat 6 of the K ₁ spring 5K ₁ constitutes a K ₁ spring force applying portion L.

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伝達特性は第４図に示し
た通りである。捩り振動振幅がθ_Ｐより小さいときのＡ
領域ではＫ_１スプリング５Ｋ_１のみが働く。第５図の特
徴で、Ａ、Ｅ領域に対応する。このときは、摩擦機構は
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が小となる。第５図
には、常時摩擦の働く従来技術も併せ示してあり第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 transmission characteristic of the flywheel with a torsion damper configured as described above is as shown in FIG. A when the torsional vibration amplitude is smaller than θ _P
In the area, only the K ₁ spring 5K ₁ works. The features of FIG. 5 correspond to the A and E regions. At this time, since the friction mechanism is not slipping, there is no constant friction and the acceleration transmissibility becomes small in the E region as shown in FIG. FIG. 5 also shows a conventional technique in which friction always works, and the hatched portion in FIG. 5 is the improved portion.

系の回転数ＮがＫ_１スプリングの共振点に近づいてくる
と徐々に振幅が大きくなり、第５図中Ｐ、Ｑ点に達し
て、振幅がθ_Ｐになると摩擦機構に働らく摩擦力Ｆが設
定摩擦力Ｆｒに達して、摩擦機構がすべり、Ｋ_１スプリ
ング５Ｋ_１を介してのトルク伝達がきかなくなり、ねじ
り角θが第４図のθ_Ｐ〜θ_Ｒの範囲でＫスプリング５Ｋ
がきき、第５図の弾性結合されたクーロンダンパ特性に
おいて曲線Ｂを通ってＫスプリング５Ｋの特性へとシフ
トしていく。この状態では既にＫ_１共振点を過ぎている
から振幅は小さくなり、やがてＦがＦｒより小さくな
り、摩擦機構のすべりが止まって再びＫ_１スプリング５
Ｋ_１の特性へと戻る。したがって、共振の発生は生じな
い。このため、本考案においても、実願昭６１−１３５
６０８号の優れた効果はそのまま維持されている。When the rotational speed N of the system approaches the resonance point of the K ₁ spring, the amplitude gradually increases, reaches points P and Q in FIG. 5, and when the amplitude becomes θ _P , the friction force F that acts on the friction mechanism. Reaches the set frictional force Fr, the friction mechanism slips, torque transmission through the K ₁ spring 5K ₁ is no longer effective, and the torsion angle θ is within the range of θ _P to θ _{R in} FIG.
As a result, the characteristic of the elastically coupled Coulomb damper shown in FIG. 5 is shifted to the characteristic of the K spring 5K through the curve B. In this state, since the K ₁ resonance point has already passed, the amplitude becomes smaller, and F becomes smaller than Fr in time, and the sliding of the friction mechanism stops and the K ₁ spring 5 again.
Return to the characteristics of K ₁ . Therefore, resonance does not occur. Therefore, in the present invention as well, Japanese Utility Model Application No. 61-135
The excellent effect of No. 608 is maintained as it is.

また、強制滑動手段Ｈが設けられているので、捩れ角±
θ_Ｐ以上で、ドリブンプレートとコントロールプレート
４間の摩擦機構Ｆｒが強制的に滑らされ、Ｋ_１Ｋの切
替えが確実に実施され、Ｆｒ値が経時変化しても、Ｆｒ
すべり出し点Ｐは変化することなく共振点通過時の振動
悪化は生じない。Further, since the forced sliding means H is provided, the twist angle ±
Above θ _P , the friction mechanism Fr between the driven plate and the control plate 4 is forcibly slid, K ₁ K is reliably switched, and even if the Fr value changes with time, Fr
The slip-out point P does not change and the vibration does not worsen when passing through the resonance point.

さらに、Ｋ_１スプリング着力部Ｌが設けられているの
で、捩り角θがθ_Ｒ以上でＫ_１スプリング着力部Ｌがス
プリングシート６を介してＫ_１スプリング５Ｋ_１にあた
り、再びＫ_１スプリング５Ｋ_１を作動させ、系のばね定
数を全スプリングの和とさせる。すなわちＫ＋Ｋ_１、
（Ｋ_２スプリング５Ｋ_２が設けられる場合はＫ＋Ｋ_１＋
Ｋ_２）とする。このため、捩れ角がθ_Ｒ以上の大捩れ角
のとき、作用ばねが増加し、高入力トルクを分担でき、
耐久性が向上する。Moreover, since _{K 1} spring adhesive strength portion L is provided, per the _{K 1} spring 5K _{1 K 1} spring adhesive strength portion L in torsion angle theta is theta _R or via a spring seat 6, the _{K 1} spring 5K ₁ again It is activated and the spring constant of the system is the sum of all springs. Ie K + K ₁ ,
(K + K ₁ + if K ₂ spring 5K ₂ is provided
K ₂ ). For this reason, when the twist angle is a large twist angle of θ _R or more, the working spring increases and a high input torque can be shared,
The durability is improved.

［考案の効果］ （イ）、実願昭６１−１３５６０８号で提案したと同様
のすぐれた効果、すなわち、回転数全域にわたる共振防
止と、実使用域（第５図のＥ）での加速度伝達率減少を
得る。[Advantages of the Invention] (a) The same excellent effects as proposed in Japanese Utility Model Application No. 61-135608, that is, resonance prevention over the entire rotational speed and acceleration transmission in the actual use range (E in FIG. 5). You get a rate reduction.

（ロ）、Ｋ_１スプリング着力部を設けたので、捩れ角θ
_Ｒ以上で、摩擦機構Ｆｒにて不作用であったＫ_１スプリ
ングを再作動でき、作用ばねを増加し、高入力トルクを
分担でき、耐久性を向上できる。(B) Since the K ₁ spring force applying part is provided, the twist angle θ
Above _R , the K ₁ spring that was inactive in the friction mechanism Fr can be reactivated, the number of acting springs can be increased, the high input torque can be shared, and the durability can be improved.

（ハ）、強制滑動手段を設けたので、設定摩擦力Ｆｒの
値が経時変化しても、摩擦機構Ｆｒのすべり出し点Ｐは
変化することがなく、共振点通過時の振動悪化を防止で
きる。(C) Since the forced sliding means is provided, even if the value of the set frictional force Fr changes with time, the slip-out point P of the friction mechanism Fr does not change, and deterioration of vibration when passing through the resonance point can be prevented.

（ニ）、本考案の実施例により、Ｋスプリングの長さ及
び外径縮小がはかれ、Ｋスプリング収納スペースが小さ
くてすむ。そのため実施例に示すように高トルクエンジ
ンに対応するためのＫ_２スプリングの設定ができるな
ど、設定自由度が増す。(D) According to the embodiment of the present invention, the length and outer diameter of the K spring can be reduced, and the K spring storage space can be small. Therefore, as shown in the embodiment, the K ₂ spring can be set for a high torque engine, so that the degree of freedom in setting is increased.

（ホ）、実願昭６１−１３５６０８号に示すような第２
のコントロールプレートを使ったばね直列化が不要とな
り、部品点数減少、コストダウンが可能となる。(E), Second as shown in Japanese Utility Model Application No. 61-135608
This eliminates the need for the spring serialization using the control plate of, reducing the number of parts and cost.

（ハ）、実願昭６１−１３５６０８号ではトルクの正負
逆転の際にＫ及びＫ_１スプリングのスプリングシートを
押すプレートの入れかえ（Ｋ：ドライブプレートドリ
ブンプレート、Ｋ_１：コントロールプレートドライブ
プレート）が全シートで起こるために、シートとの当た
り音（カチャカチャ音）レベルが大きいが、本考案によ
ればＫ_１スプリングのみに上記の反転が起こり、Ｋスプ
リングには発生しないため、カチャカチャ音を低減でき
る。実願昭６１−１３５６０８号の実施例のようにＫ、
Ｋ_１スプリングがそれぞれ２ヶ所づつ（Ｋスプリングは
２本直列が２ヶ所）の場合、本考案実施によりスプリン
グシート当たりの発生場所は半減し、音のレベルを大幅
に低減することが可能となる。(C) In Japanese Utility Model Application No. 61-135608, all plates are replaced (K: drive plate driven plate, K ₁ : control plate drive plate) that pushes the spring seat of the K and K ₁ springs when the torque is reversed. Since it occurs in the seat, the hitting sound (squatting sound) level with the seat is large, but according to the present invention, the above-mentioned reversal occurs only in the K ₁ spring and does not occur in the K spring, so that the rattling sound can be reduced. K as in the example of Japanese Patent Application No. 61-135608,
K ₁ when the spring is two places at a time, respectively (K spring 2 in series is two places), place of occurrence per spring seat according to the present invention embodiment it becomes possible to significantly reduce the level of half-and sound.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

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図は本考案のトーショナルダンパ付フライホイール
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図のうちスプリングの断面図、 第11図は第１図のうち摩擦機構の断面図、 第12図は強制滑動手段の一例の断面図、 第13図は強制滑動手段のもう一つの例の断面図、 第14図は第13図の正面図、 である。 Ｉ_１……駆動側フライホイール Ｉ_２……従動側フライホイール Ｈ……強制滑動手段 Ｌ……Ｋ_１スプリング着力部 １Ａ、１Ｂ……ドライブプレート １ａ……切欠部 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 ５Ｋ……Ｋスプリング （合成ばね定数：Ｋ） ５Ｋ_１……Ｋ_１スプリング （合成ばね定数：Ｋ_１） ５Ｋ_２……Ｋ_２スプリング （合成ばね定数：Ｋ_２） 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……クランクシャフト 16……リベット 17……スペーサ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 is a vibration model diagram of the flywheel with a torsional damper of the present invention, Fig. 4 is a torsion angle-torque diagram of the flywheel with a torsional damper of the present invention, and Fig. 5 is a diagram of the present invention. FIG. 6 is a front view of the drive plate 1A in FIG. 1, FIG. 7 is a front view of the drive plate 1B in FIG. 1, and FIG. 8 is a front view of the drive plate 1B in FIG. Fig. 1 is a front view of a driven plate in Fig. 1, Fig. 9 is a front view of a control plate in Fig. 1, Fig. 10 is a cross-sectional view of a spring in Fig. 1, and Fig. 11 is a front view of Fig. 1. Of which, a cross-sectional view of the friction mechanism, 12 is a sectional view of an example of the forced sliding means, FIG. 13 is a sectional view of another example of the forced sliding means, and FIG. 14 is a front view of FIG. I ₁ ...... Drive side flywheel I ₂ ...... Drive side flywheel H ...... Forced sliding means L ...... K ₁ Spring force applying part 1A, 1B ...... Drive plate 1a ...... Notch part 2 ...... Ring gear 3 ...... fly Wheel 4 …… Control plate 5 …… Spring 5K …… K spring (composite spring constant: K) 5K ₁ …… K ₁ spring (composite spring constant: K ₁ ) 5K ₂ …… K ₂ spring (composite spring constant: K) ₂ ) 6 …… Spring seat 7 …… Rivets 8 …… Cone spring 9 …… Driven plate 10 …… Thrust lining 11 …… Thrust plate 12 …… Bearing 13 …… Set bolt 14 …… Inner ring 15 …… Crankshaft 16 …… Rivet 17 …… Spacer

Claims (11)

【実用新案登録請求の範囲】[Scope of utility model registration request] 【請求項１】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と従動側フライホイールとを遊び
角度θ_Ｐをもって直接連結するＫスプリングと； Ｋスプリングと並列に設けられ、駆動側フライホイール
と従動側フライホイールとを、摩擦機構を介して連結す
るＫ_１スプリングと； Ｋ_１スプリングと摩擦機構とを含む経路に設けられ、捩
れ角±θ_Ｐ以上で前記摩擦機構を強制的に滑らせる強制
滑動手段と； Ｋ_１スプリングと摩擦機構とを含む経路に設けられ、θ
_Ｐより大きな捩れ角θ_Ｒ以上でＫ_１スプリングを作動さ
せるＫ_１スプリング着力部と； から成るトーショナルダンパ付フライホイール。1. A drive-side flywheel; a driven-side flywheel that is arranged coaxially with the drive-side flywheel and is capable of twisting rotation with respect to the drive-side flywheel; a drive-side flywheel and a driven-side flywheel. Doo and K spring for connecting directly with play angle theta _P a; K spring and provided in parallel, and a drive side flywheel and the driven side flywheel, and K ₁ spring linked via a friction mechanism; and K ₁ spring A forced sliding means provided on a path including a friction mechanism and forcibly sliding the friction mechanism at a twist angle of ± θ _P or more; K ₁ provided on a path including a spring and the friction mechanism, θ
_A flywheel with a torsional damper, which includes a K ₁ spring urging portion that operates the K ₁ spring at a twist angle θ _R or more that is larger than _P. 【請求項２】Ｋ_１スプリングのばね定数をＫ_１、摩擦機
構の設定摩擦力をＦｒ、Ｋスプリングに対して設けられ
た遊び角度をθ_Ｐとするとき、約θ_Ｐ＝Ｆｒ／Ｋ_１であ
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。Wherein _{K 1 K 1} of the spring constant of the spring, a setting frictional force of the friction mechanism Fr, when the play angle is provided with the theta _P against K spring, at about θ _P = Fr / _{K 1} A flywheel with a torsion damper according to claim 1 of a certain utility model registration claim. 【請求項３】駆動側フライホイールと従動側フライホイ
ールとを、θ_Ｒの遊び角度をもって直接連結するＫ_２ス
プリングを有している、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. A torsion damper according to claim ₂ , further comprising a K ₂ spring that directly connects the drive side flywheel and the driven side flywheel with a play angle of θ _R. Flywheel. 【請求項４】Ｋスプリングのばね定数をＫ、Ｋ_１スプリ
ングのばね定数をＫ_１とするとき、Ｋ＜Ｋ_１である実用
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。Wherein the spring constant of the K spring K, when the spring constant of K ₁ spring and K _1, K <K ₁ a is utility model registration claims torsional flywheel with damper as set forth in claim 1, wherein. 【請求項５】Ｋ_１／Ｋ＝３〜４である実用新案登録請求
の範囲第４項記載のトーショナルダンパ付フライホイー
ル。5. A flywheel with a torsion damper according to claim 4, wherein K ₁ / K = 3-4. 【請求項６】リングギヤおよびその両側のドライブプレ
ートを有する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回転が可能とされており、フ
ライホイールとドリブンプレートを有する従動側フライ
ホイールと； 駆動側フライホイールと従動側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と； コントロールプレートと従動側フライホイールのドリブ
ンプレートとを一定の摩擦力をもって摩擦相対回転可能
に連結する摩擦機構と； 駆動側フライホイールのドライブプレートと従動側フラ
イホイールのドリブンプレートとを、遊び角度θ_Ｐをも
って回転方向に連結するＫスプリングと； 駆動側フライホイールのドライブプレートとコントロー
ルプレート間に配設されたＫ_１スプリングと； 駆動側フライホイールのドライブプレートと従動側フラ
イホイールのドリブンプレートとを、θ_Ｐより大きな角
度のθ_Ｒの遊び角度をもって回転方向に連結するＫ_２ス
プリングと； 捩れ角±θ_Ｐ以上でドリブンプレートとコントロールプ
レート間に設けた前記摩擦機構を強制的に滑らせるため
の、コントロールプレートに設けられ捩れ角が±θ_Ｐ以
上でドライブプレートに当接する強制滑動手段と； ドリブンプレートに設けられ、θ_Ｒ以上のねじり角でＫ
_１スプリングにあたるＫ_１スプリング着力部と； 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。6. A drive-side flywheel having a ring gear and drive plates on both sides thereof; a flywheel arranged coaxially with the drive-side flywheel and capable of torsional rotation with respect to the drive-side flywheel. And a driven-side flywheel having a driven plate; a control plate rotatable relative to the driving-side flywheel and the driven-side flywheel; a control plate and a driven plate of the driven-side flywheel are frictionally opposed to each other with a constant frictional force. A friction mechanism that rotatably connects; a K spring that connects the drive plate of the drive side flywheel and the driven plate of the driven side flywheel in the rotational direction with a play angle θ _P ; and a drive plate of the drive side flywheel and control Distribute between plates And K ₁ spring is; a driven plate of the drive plate and the driven side flywheel drive side flywheel, and K ₂ springs connecting in the rotational direction with play angle theta _R of an angle greater than theta _P; torsion angle ± for sliding the friction mechanism provided between the driven plate and the control plate in theta _P more forcibly, and the forced sliding means whose angular twist provided in the control plate abuts against the drive plate at least ± theta _P; driven plate At a twist angle greater than θ _R
A flywheel with a torsion damper according to claim _{1, characterized in} that a K ₁ spring force applying portion corresponding to ₁ spring; 【請求項７】Ｋスプリング、Ｋ_１スプリング、Ｋ_２スプ
リングがそれぞれダブルスプリングから成る実用新案登
録請求の範囲第６項記載のトーショナルダンパ付フライ
ホイール。7. The flywheel with a torsion damper according to claim 6, wherein each of the K spring, the K ₁ spring and the K ₂ spring is a double spring. 【請求項８】Ｋスプリングが１個、Ｋ_１スプリングが３
個、Ｋ_２スプリングが２個、設けられている実用新案登
録請求の範囲第６項記載のトーショナルダンパ付フライ
ホイール。8. One K spring and three K ₁ springs.
The flywheel with a torsion damper according to claim 6, wherein the utility model is registered, and two K ₂ springs are provided. 【請求項９】コントロールプレートが互いに並置され周
方向に隔置された複数個のリベットによって連結された
一対のプレートから成り、ドリブンプレートが前記リベ
ットの間を通って半径方向外方に向って延びる複数のア
ームを有しており、このドリブンプレートのアームに前
記ＫスプリングおよびＫ_２スプリングがそれぞれのスプ
リングシートを介してそれぞれの遊び角度θ_Ｐ、θ_Ｒを
もって周方向に対向している実用新案登録請求の範囲第
６項記載のトーショナルダンパ付フライホイール。9. A control plate comprises a pair of plates juxtaposed to each other and connected by a plurality of circumferentially spaced rivets, wherein a driven plate extends radially outwardly between the rivets. It has a plurality of arms, and the K spring and the K ₂ spring are opposed to the arm of the driven plate in the circumferential direction with play angles θ _P and θ _R , respectively, via respective spring seats. A flywheel with a torsional damper according to claim 6. 【請求項１０】摩擦機構が、一対のコントロールプレー
トとドリブンプレートとの間に配置された、スラストラ
イニング、スラストプレート、コーンスプリングから成
る実用新案登録請求の範囲第６項記載のトーショナルダ
ンパ付フライホイール。10. A fly with a torsion damper according to claim 6, wherein the friction mechanism is formed between a pair of control plates and a driven plate and comprises a thrust lining, a thrust plate and a cone spring. wheel. 【請求項１１】強制滑動手段が、並置された一対のコン
トロールプレートを連結するリベットと、ドライブプレ
ートに設けられ、リベットとθ_Ｐのギャップを有する切
欠部とから成る実用新案登録請求の範囲第６項記載のト
ーショナルダンパ付フライホイール。11. A utility model registration claim according to claim 6, wherein the forced sliding means comprises a rivet connecting a pair of juxtaposed control plates and a notch portion provided on the drive plate and having a gap of θ _P. Flywheel with torsional damper described in paragraph.