JPS6135416B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は、エラストマ環によつて外側慣性部分
に取付けられたハブを有する型の捩り振動ダンパ
ーに関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to a torsional vibration damper of the type having a hub attached to an outer inertial part by an elastomeric ring.

本発明は、内燃機関のねじり振動を減衰するの
に特に有用である。このようなダンパーは一般に
現在のところ米国特許庁に於いてクラス74サブク
ラス574に分類されている。捩り振動は内燃機関
のクランクシヤフトの主要な単一方向の回転に加
えられる、クランクシヤフトの前後のひねりとし
て考えられることができる。制御されないと、こ
のような捩り振動は、エンジンの他の部分又はそ
の冷却システム、特にクランクシヤフトの共鳴周
波数モードの１つがエンジンの特定の点火周波数
と又はその周波数の特定の調和周波数と一致する
所にての破損の一因となるのと同様に、クランク
シヤフトの破損をしばしば招く。エラストマ振動
ダンパーの現在の理論に従うと、ピストンの作用
によつてクランクシヤフトに伝えられる捩り振動
エネルギーがエラストマ内で熱に変えられる。従
つて、エラストマは、捩り振動を生ぜしめるエネ
ルギーの一部を絶えず受け入れるドレン又は溜め
（Sump）を考えることができる。 The invention is particularly useful for damping torsional vibrations in internal combustion engines. Such dampers are generally currently classified in the United States Patent Office as Class 74 subclass 574. Torsional vibration can be thought of as a back-and-forth twist of the crankshaft that is added to the primary unidirectional rotation of the crankshaft of an internal combustion engine. If uncontrolled, such torsional vibrations can cause damage to other parts of the engine or its cooling system, particularly where one of the resonant frequency modes of the crankshaft coincides with a particular ignition frequency of the engine or with a particular harmonic of that frequency. as well as contributing to damage to the crankshaft. According to the current theory of elastomeric vibration dampers, the torsional vibrational energy transferred to the crankshaft by the action of the piston is converted into heat within the elastomer. The elastomer can therefore be thought of as a drain or sump that constantly receives a portion of the energy that produces torsional vibrations.

このような減衰装置の形状は、共通していくら
か重大な質量のリング即ち環状の形状の外側又は
環性部材を含む。このリンングの内側部分はエラ
ストマ環に取付けられ、このエラストマ環はハブ
又は他の要素に設けられ、ハブ又は他の要素はエ
ンジンの回転するクランクシヤフトに取付けられ
る。ハブ及び環状部材の双方は鋳鉄でよい。クラ
ンクシヤフトが回転すると、シリンダ内の迅速な
燃料の燃焼に起因するような、トルクの増大毎
に、クランクアームに隣接する金属にわずかな加
速を生ぜしめる。金属の弾性又はレジリエンス特
性のために、金属が償う場合には、金属は少し反
対方向に回転する。このような圧力はシヤフトに
捩り振動を生ぜしめる。捩り振動の典型的な例
は、3000r.p.m.で回転するエンジンクランクシヤ
フトがこれと同時に行う４分の１乃至１度の振幅
の150乃至250サイクル毎秒の周波数の角度振動で
ある。 Such damping device configurations commonly include an outer or annular member of ring or annular shape of some significant mass. The inner portion of the ring is attached to an elastomeric ring that is attached to a hub or other element that is attached to a rotating crankshaft of the engine. Both the hub and the annular member may be cast iron. As the crankshaft rotates, each increase in torque causes a slight acceleration in the metal adjacent the crank arm, such as due to the rapid combustion of fuel within the cylinder. Due to the elastic or resilient properties of the metal, when the metal compensates, it rotates slightly in the opposite direction. Such pressure causes torsional vibrations in the shaft. A typical example of a torsional vibration is an angular vibration at a frequency of 150 to 250 cycles per second, with an amplitude of 1/4 to 1 degree, accompanied by an engine crankshaft rotating at 3000 rpm.

捩り振動ダンパーの目的は捩り振動の振幅を減
少させることである。このような減少は、クラン
ク軸の必要な強度を下げ、これによつてクランク
シヤフトの重さを小さくする。ダンパーはクラン
クシヤフトに直接的に影響して、クランクシヤフ
トの振動によつて生ずる内燃機関の種々の他の成
分の振動も防ぐ。 The purpose of a torsional vibration damper is to reduce the amplitude of torsional vibrations. Such a reduction reduces the required strength of the crankshaft, thereby reducing the weight of the crankshaft. The damper directly affects the crankshaft and also prevents vibrations of various other components of the internal combustion engine caused by the vibrations of the crankshaft.

内燃機関が種々のエンジン速度で作動する際、
いくつかの振動周波数がクランクシヤフトに現わ
れる。一般に、現在の設計の捩り振動ダンパーを
利用していないほとんどの自動車のエンジン及び
デイーゼルエンジンは、エンジン作動速度範囲内
に於いてかなり大きな振幅の共振周波数を有す
る。しかしながら、任意の所定のエンジン速度に
て、種々の振動からの捩り振動があり更にこれら
が大きいことがある。 When an internal combustion engine operates at various engine speeds,
Several vibration frequencies appear in the crankshaft. In general, most automotive and diesel engines that do not utilize current designs of torsional vibration dampers have resonant frequencies of fairly large amplitude within the engine operating speed range. However, at any given engine speed, there are torsional vibrations from various vibrations, and these can be large.

振動を減衰させるために乾式摩擦（dry
frition）を使用することはこの技術分野に於いて
は公知である。乾式摩擦を、減衰手段として単独
に使用すること、及びエラストマ型材料を歪める
ことによつて利用できる粘性型減衰手段と並行し
て使用することは公知である。振動ダンパーの関
〓〓〓〓
係及び用語に於いては、減衰手段の並列の組合せ
では、２つのの手段を介して伝えられる力又はト
ルクは等しくなく、減衰手段の直列の組合せで
は、２つの手段を介して伝えられる力及びトルク
は時間平均向きが常に等しい。減衰手段としての
みの乾式摩擦を含む米国特許としては次のような
例がある：マクフアーソン（MacPherson）の第
1670369号、メヤー（Meyer）の第1967446号、メ
ヤーの第2062369号、ブレール（Breer）の第
1840655号、ブレールの第1840656号、オズバーン
（Os burn）の第2960189号。純粋な乾式摩擦ダン
パーの３つの主な欠点は次の通りである(1)慣性部
材及びハブの間の軸受表面のための機械的要求事
項に起因して、高速回転部分の半径方向の不釣合
を最小にするために必要な慣性部材及びハブの間
を半径方向に関して同一中心に維持することが困
難であること。(2)慣性マスがハブに対してその角
度位置を変えることができ、従つて全ての部品の
釣合が作動中に絶えず変化できることに起因する
付加的な釣合の問題。(3)相対的な振動振幅の量が
慣性マス及びハブの間の純粋な乾式摩擦接触によ
て制限されること。このような装置によつて吸収
されるエネルギーの量は、２つの主要な部材間の
相対的運動の関数であり、この相対的運動はこの
場合にはハブの振動の大きさに制限され、そして
これは設計上の周波数に対して非常に高い周波数
でのみ振動する。エラストマ型粘性摩擦と並行し
て用いられる乾式摩擦に関する米国特許としては
次のような例がある：グリスワルド
（Griswold）の第1984579号、グリスワルドの第
2083561号、クリストマン（Christman）の第
2153194号、マクフアランド（McFarland）の第
2383400号、ケアーンズ（Kearns）の第2440956
号、ロエ（Roe）の第3020739号、クレベス
（Krebs）の第3075405号、及びカツエンベルガー
（Katzenberger）の第3077123号。エラストマの
及び乾式の摩擦減衰手段を並行して応用すると、
純粋な摩擦ダンパーの不釣合の問題を効果的に解
決するが、低周波数応答が弱いという欠点を有す
る。所定のハブ振動振幅にて、及び相当な大きさ
の慣性リングの加速を生ぜしめて接触乾式摩擦表
面の静的又は破壊トルク以上にする値以下の周波
数にて、慣性リングはハブにロツクされて、慣性
リングとハブとの間には相対的な運動はなく、従
つて減衰はされず、ダンパーは本質的にデツドマ
ス（dead mass）である。従つて、破壊加速以下
にての加速状態で作動している並行型のエラスト
マ乾式摩擦ダンパーに於いては、すべての慣性リ
ングのトルクは乾式摩擦手段を介して伝達され
て、エラストマ手段を介してのトルクの伝達はな
い。ハン（Hann）の米国特許第1913984号はエラ
ストマの及び乾式摩擦ダンピング手段の純粋な直
列組合せの例であり、乾式摩擦手段を介して伝達
される慣性マス振動によつて生ぜしめられる力
が、時間平均偏倚にてエラストマ手段を介して伝
達される力と等しくなつている。上記米国特許第
1913984号の如き純粋な直列作用に於いては、本
質的に純粋な乾式摩擦ダンパーがエラストマ手段
と直列に作用して、純粋な乾式摩擦ダンパの全て
の問題は残つている。 Dry friction to dampen vibrations
frition) is well known in the art. It is known to use dry friction alone as a damping means and in parallel with viscous damping means, which can be utilized by distorting elastomer-type materials. Vibration damper connection〓〓〓〓
In terms and terminology, in a parallel combination of damping means, the forces or torques transmitted through the two means are unequal, and in a series combination of damping means, the forces or torques transmitted through the two means are unequal. The time average direction of torque is always the same. Examples of US patents that include dry friction only as a damping means include: MacPherson No.
No. 1670369, Meyer No. 1967446, Meyer No. 2062369, Breer No.
No. 1840655, No. 1840656 of Braille, No. 2960189 of Os burn. The three main drawbacks of pure dry friction dampers are: (1) Due to the mechanical requirements for the bearing surfaces between the inertia member and the hub, the radial unbalance of the high speed rotating part The difficulty of maintaining radial concentricity between the inertia member and the hub required to minimize (2) Additional balance problems due to the fact that the inertial mass can change its angular position relative to the hub, and therefore the balance of all parts can change constantly during operation. (3) The amount of relative vibration amplitude is limited by the pure dry frictional contact between the inertial mass and the hub. The amount of energy absorbed by such a device is a function of the relative motion between the two principal members, which in this case is limited to the magnitude of the vibration of the hub, and It only vibrates at very high frequencies relative to the design frequency. Examples of US patents for dry friction used in parallel with elastomeric viscous friction include: Griswold No. 1984579; Griswold No. 1984579;
No. 2083561, Christman No.
No. 2153194, McFarland No.
No. 2383400, Kearns No. 2440956
No. 3020739 of Roe, No. 3075405 of Krebs, and No. 3077123 of Katzenberger. Applying elastomeric and dry friction damping means in parallel,
Although it effectively solves the unbalance problem of pure friction damper, it has the drawback of weak low frequency response. At a predetermined hub vibration amplitude and at a frequency below a value that causes acceleration of the inertia ring of a significant magnitude to exceed the static or destructive torque of the contacting dry friction surface, the inertia ring is locked to the hub; There is no relative movement between the inertia ring and the hub, so there is no damping and the damper is essentially a dead mass. Therefore, in a parallel elastomeric dry friction damper operating at below-destructive acceleration conditions, all inertia ring torque is transmitted through the dry friction means and is transferred through the elastomeric means. There is no torque transmission. Hann, U.S. Pat. No. 1,913,984 is an example of a pure series combination of elastomeric and dry friction damping means in which the force produced by inertial mass vibrations transmitted through the dry friction means increases over time. The average deflection is equal to the force transmitted through the elastomer means. The above U.S. patent no.
In pure series operation, such as in 1913,984, essentially a pure dry friction damper acts in series with the elastomeric means and all the problems of pure dry friction dampers remain.

各々の質量が異なつている２つの振動又は慣性
マスを、２つの特定の周波数を減衰せしめるため
に用いることは、この技術分野に於いては公知で
ある。並列ダンパー集成装置は、従つて、２つの
主な共鳴周波数を最も良く減衰せしめるようにで
きる。複数マスダンパーは、同様に、複数の共鳴
周波数振動を減衰できる。公知の並列ダンパーと
しては、クレベス（Krebs）の米国特許第
3075405号のFIG.3に示されたもの及びピーレス
（Pierce）の米国特許第2477081号のFIG.2に示さ
れたものが知られており、その慣性部材の各々
は、それ自体用の別個独立のエラストマ部材によ
つてハブに取付けられている。 It is known in the art to use two vibratory or inertial masses, each with a different mass, to attenuate two specific frequencies. A parallel damper arrangement can therefore best damp the two main resonant frequencies. Multi-mass dampers can similarly damp multiple resonant frequency vibrations. A known parallel damper is the Krebs U.S. Patent No.
No. 3,075,405 and FIG. 2 of Pierce US Pat. No. 2,477,081 are known, each of which has a separate and independent It is attached to the hub by an elastomeric member.

上記米国特許第1967446号は減衰手段として乾
式摩擦を使用するように設計された２つのマスを
示している。一般に、振動ダンパーに１つ以上の
慣性マスを用いる公知技術は、純粋のエラストマ
の又は乾式の摩擦手段、又は２つの手段の並列の
組合せを利用し、相互に無関係に本質的には作動
するマスを用いるものである。 The aforementioned US Pat. No. 1,967,446 shows two masses designed to use dry friction as a damping means. In general, known techniques using one or more inertial masses in vibration dampers utilize purely elastomeric or dry friction means, or a parallel combination of two means, with the masses acting essentially independently of each other. is used.

本発明の実際に従うと、エラストマ及び乾式減
衰手段が一緒に振動ダンパーを作るように用いら
れている。エラストマの及び乾式減衰手段が直列
に組合せて作用して、そしてこの組合せがエラス
トマ手段と並列に作用する。直列の組合せは、非
線形ばねを形成し、そしてエラストマ手段と並列
に使用された場合、振動が加えられている際、望
ましい所定の非線形動的特性を有するダンパーを
〓〓〓〓
提供する。この組合せは、純粋なエラストマのダ
ンパー及び純粋な乾式摩擦の望ましい特性は残つ
ているが、各々の設計上の制限を取り除く。その
結果、一方の手段のみを用いた場合よりも優れた
特別な減衰能力が生ずる。他の具体例に於いて、
複数の慣性マスが同一のエラストマ部材に設置さ
れ且つ支持される。ダンパー全体は、一工程で組
立てられ、幾何学的な断面を有するエラストマ部
材を利用して軸線方向の結合性をを生ぜしめる。
直列ラバー乾式摩擦手段がマスの間に用いられ
て、慣性マスと共通に利用されるハブ部材の間の
相対的運動と同様に、個々のマス間の相対的運動
の利点を生ぜしめる。他の具体例に於いては、複
数個の慣性マスが同様に同一のエラストマ部材に
設置され且つ支持されて、軸線方向に可変のラバ
ーの半径方向の変形が利用され、相互作用がない
場合を含む任意の望ましい程度の乾式摩擦マス相
互作用をなす。他の具体例に於いては、乾式摩擦
がエラストマ減衰手段に並列に用いられて、より
大きな軸線方向の結合性を提供する。概して、本
発明は、乾式摩擦手段及び／又はエラストマ減衰
手段を利用することに関し、単一又は複数の慣性
マスを組合せて所定の非線形性を有する振動ダン
パーを作り；上記手段を単一で用いた場合より
も、あるいは両手段を単に並列に組合せて用いた
場合よりもより広い有効周波数領域にて作動能力
を有するものに関する。 According to the practice of the invention, elastomer and dry damping means are used together to create a vibration damper. The elastomeric and dry damping means act in combination in series and this combination acts in parallel with the elastomeric means. The series combination forms a non-linear spring and when used in parallel with the elastomeric means creates a damper with the desired predetermined non-linear dynamic characteristics when vibrations are applied.
provide. This combination removes the design limitations of each, while retaining the desirable characteristics of a pure elastomer damper and pure dry friction. The result is an extra damping capability that is better than using either means alone. In other specific examples,
Multiple inertial masses are mounted and supported on the same elastomeric member. The entire damper is assembled in one step and utilizes elastomeric members with geometric cross-sections to create axial connectivity.
Series rubber dry friction means are used between the masses to take advantage of relative motion between the individual masses as well as relative motion between the inertial masses and commonly utilized hub members. In other embodiments, multiple inertial masses are similarly mounted and supported on the same elastomeric member, and axially variable radial deformation of the rubber is used to provide the case where there is no interaction. any desired degree of dry friction mass interaction. In other embodiments, dry friction is used in parallel with the elastomeric damping means to provide greater axial cohesion. In general, the present invention relates to the use of dry friction means and/or elastomeric damping means, combining single or multiple inertial masses to create a vibration damper with a predetermined nonlinearity; The present invention relates to the ability to operate over a wider range of effective frequencies than would otherwise be possible, or even if both measures were used simply in parallel.

次に、添付図面を参照して本発明に従う捩り振
動ダンパーについて詳細に説明する。 Next, a torsional vibration damper according to the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings.

まず第１図を参照して説明すると、参照番号１
０は、本発明に従つて構成された捩り振動ダンパ
ーの全体を示し、この捩り振動ダンパー１０は回
転軸線１４を有するシヤフト（図示せず）に連結
されるようになつている参照番号１２で示された
ハブを備えている。ハブの外側半径方向表面は参
照番号１６で示され、ハブは参照番号１８で示さ
れた連続環状エラストマバンドを支持する。参照
番号２０は第１の慣性リング（慣性部材）で、こ
の第１の慣性リング２０はエラストマバンドと接
触している最も内側の半径方向表面２２を有す
る。第２の慣性リングもエラストマバンド１８に
よつて支持され、この慣性リングは参照番号２４
によつて示され、最も内側の半径方向表面２６を
有する。参照番号３０は、リング２０の左側軸線
方向面の近傍の丸みの付けられた面取即ち組立丸
みを示し、参照番号３２はハブの左側軸線方向面
の近傍の同様な面取を示す。捩り振動ダンパーの
右側軸線方向面にて同様な面取の組立丸み３４及
び８６も備えている。参照番号３８及び４０は慣
性リング２０及び２４の接触面の最も内側の半径
方向部分の付加的な組立丸みを示す。連続的な角
のある溝４１がそれらによつて形成され、そして
溝４１にて軸線方向に位置付けられた対応溝４２
はハブ部材に設けられている。数個の組立丸みの
各々が環状で連続的であることが理解されるであ
ろう。 First of all, referring to FIG. 1, reference number 1
0 generally indicates a torsional vibration damper constructed according to the invention, the torsional vibration damper 10 being designated by the reference numeral 12 and adapted to be connected to a shaft (not shown) having an axis of rotation 14. It has a built-in hub. The outer radial surface of the hub is designated by reference numeral 16 and the hub supports a continuous annular elastomer band designated by reference numeral 18. Reference numeral 20 is a first inertia ring (inertia member) having an innermost radial surface 22 in contact with the elastomeric band. A second inertia ring is also supported by an elastomer band 18, which inertia ring has the reference numeral 24.
and has an innermost radial surface 26. Reference numeral 30 indicates a rounded chamfer or assembly radius near the left axial surface of ring 20, and reference numeral 32 indicates a similar chamfer near the left axial surface of the hub. Similar chamfered assembly radii 34 and 86 are also provided on the right axial face of the torsional vibration damper. Reference numerals 38 and 40 indicate additional assembly radii of the innermost radial portions of the contact surfaces of the inertia rings 20 and 24. A continuous angular groove 41 is formed by them and a corresponding groove 42 located axially in the groove 41
is provided on the hub member. It will be appreciated that each of the several assembly radii is annular and continuous.

エラストマ１８は、半径方向に変形（圧縮）し
た状態にあり、従つて、２つの軸線方向端にてい
くらかふくらんでいる。エラストマは通常ハブ部
材及び慣性リングの双方に接着剤で接着される。
慣性リングを外側に支持するための接着技法はこ
の技術分野にては周知であり、本発明の一部を構
成しない。 The elastomer 18 is in a radially deformed (compressed) state and therefore has some bulge at its two axial ends. The elastomer is typically adhesively bonded to both the hub member and the inertia ring.
Adhesive techniques for externally supporting the inertia ring are well known in the art and do not form part of this invention.

第１図に図示したダンパーの作動は次の通りで
ある。内燃機関からの捩り振動が、クランクシヤ
フトを介して、回転軸線１４がしばしばクランク
シヤフトの回転軸線と一致しているハブ１２に伝
えられる。ハブ１２は捩り振動を行い、鋳鉄の慣
性リング２０及び２４はエラストマ材料１８の弾
性によつてハブ１２に対して位相が遅れるかある
いは外れる。当業者に周知な方式で、エラストマ
部材１８が捩り振動に伴なうエネルギーの少なく
とも一部を熱に変えて、それによつて振幅が危険
な高レベルになることを防ぐ。 The operation of the damper illustrated in FIG. 1 is as follows. Torsional vibrations from the internal combustion engine are transmitted via the crankshaft to the hub 12, whose axis of rotation 14 often coincides with the axis of rotation of the crankshaft. The hub 12 undergoes torsional oscillations and the cast iron inertia rings 20 and 24 are retarded or out of phase with respect to the hub 12 due to the resiliency of the elastomeric material 18. In a manner well known to those skilled in the art, the elastomeric member 18 converts at least a portion of the energy associated with the torsional vibrations into heat, thereby preventing the amplitude from reaching dangerously high levels.

リング２０の環状表面２２の内側領域にて、エ
ラストマは半径方向に変形され、一方左側軸線方
向面及び溝４１、４２にては、エラストマが自由
で延びているので半径方向の変形はほとんど又は
全くない。同様に、エラストマの半径方向変形は
慣性リング２４の軸線方向端を除き慣性リング２
４の内側表面２６に沿つて存在する。従つて、半
径方向変形は、軸線方向の端のすぐ近傍の領域を
除き、２つの慣性リング上に半径方向応力を生ぜ
しめる。 In the inner region of the annular surface 22 of the ring 20, the elastomer is deformed radially, while in the left axial surface and grooves 41, 42, the elastomer is free and extended so that there is little or no radial deformation. do not have. Similarly, radial deformation of the elastomer is caused by inertia ring 24 except at the axial end of inertia ring 24.
along the inner surface 26 of 4. The radial deformation therefore creates radial stresses on the two inertia rings, except in the immediate vicinity of the axial ends.

慣状溝４１及び４２に起因する特別な幾何学形
状は、第１図に示した如き種々の又は単一の円弧
によつて形成されることに限定されるものではな
い。実際上、これらの溝は加工が比較的容易であ
〓〓〓〓
ることを考慮して非常に多くの形状で形成でき
る。溝は第２図の６２及び６４の如く幾何学的に
類似していても、あるいは第１図の４１及び４２
の如く非類似であつてもよい。溝のための限定的
な基準は、単に、ラバーが種々の慣性部材間の中
間面の軸線方向近傍に於いて半径方向圧縮を大体
零にすることである。マス即ち慣性リング間の中
間面の軸線方向近傍に於ける半径方向ラバー圧縮
を大体零にすることによつて、普通リングを離す
傾向がある慣性リングに加わる力をラバー内に生
ぜしめる。リングは、エラストマ部材の摩擦によ
る又は接着による拘束によつて意味ある程の量は
軸線方向に動かないが、その結果として、慣性部
材間の垂直方向力が非常に小さく又はほとんど零
になる。複数マス振動ダンパーのための一般的な
設計基準は、マスの各々が池のマスの共振周波数
と異なつた特定の共振周波数を有し、マスの各々
が概して他の全てのマスと位相が異なつて振動
し、そのためダンパーの作動中のマスの間に相対
的な前後運動が生ずるということである。仮に、
マス間に垂直な力が存在すると、この相対的な運
動は各々のマスが任意の隣接するマスの運動を妨
げるようなマス間の摩擦抗力を生ぜしめる。従つ
て、熱がマス間の中間面に発生して、振動エネル
ギが消費される。このマス相互作用は常に複数マ
スダンパーに於いて望ましい性質であるとは言え
ないが、マス相互作用を所望値にすることはダン
パーが用いられるシステムの機能である。事実、
マス間の中間面近傍のエラストマの半径方向圧縮
によつてこのマスの相互作用を最小にすること
は、第１図の具体例の機能である。従つて、第１
図に示した具体例は、零近くのマス相互作用を生
ぜしめ、異なつた共振周波数を有する２つの別個
独立のダンパーに非常に近い動的挙動を示す。共
振周波数の差異は、マス間の回転慣性の差異及
び／又は所定のマスと直接協働するエラストマ部
材の部分の軸線方向の幅を変えることによるエラ
ストマ部材の回転ばね率を変えることによつて生
ずる。複数のマス即ち慣性リングと単一の共通の
エラストマ材料とを使用するダンパーのマス間の
零マス相互作用は第９図及び第１０図に示される
様式でも達せられ得る。第９図に於いて、周囲溝
ががマス間の中間面内に切られ、ラバーの中間面
にての半径方向の圧縮を変える試みはない。その
ようにして、マス間の軸受表面は最小とされて、
摩擦抗力即ちマス相互作用も最小にされる。零マ
ス相互作用は、薄い空間要素が組立ての間に設け
られ後にマスから離される、第１０図に示した如
き単一弾性部材を利用する多数マスダンパーに於
いて達成し得る。これは、（金属ワツシヤの如
き）スペーサを組立ての前に加熱して、組立ての
後にこの要素が冷却して軸線方向に縮まつてマス
間の接触をなくすことによつても、あるいはソフ
ト・グラフアイト・ワツシヤーの如き、マス間の
相対的な運動の作用によつて迅速にすりへらされ
る何らかの好都合な材料のスペーサを作ることに
よつても達成できる。２つの慣性リング２０及び
２４の各々は、当業者に周知で且つ例えばクレベ
ス及びプエレスの上記した米国特許に記載されて
いる特定の捩り振動周波数を減衰せしめる機能を
有する。 The particular geometry resulting from the conventional grooves 41 and 42 is not limited to being formed by various or single arcs as shown in FIG. In practice, these grooves are relatively easy to machine.
With this in mind, it can be formed into a wide variety of shapes. The grooves may be geometrically similar, such as 62 and 64 in FIG. 2, or 41 and 42 in FIG.
They may be dissimilar, such as. The limiting criterion for the grooves is simply that the rubber has approximately zero radial compression in the axial vicinity of the intermediate plane between the various inertial members. By substantially zeroing the radial rubber compression in the axial vicinity of the intermediate plane between the masses or inertia rings, a force is created in the rubber that is exerted on the inertia rings that would normally tend to pull the rings apart. The ring does not move axially by any significant amount due to the frictional or adhesive restraint of the elastomeric members, resulting in very small or almost zero normal forces between the inertial members. The general design criteria for multi-mass vibration dampers is that each of the masses has a specific resonant frequency that is different from the resonant frequency of the pond mass, and each of the masses is generally out of phase with every other mass. This means that there is a relative back-and-forth movement between the active masses of the damper. what if,
If a normal force exists between the masses, this relative motion creates a frictional drag between the masses such that each mass impedes the motion of any adjacent mass. Therefore, heat is generated at the intermediate plane between the masses and vibrational energy is dissipated. Although this mass interaction is not always a desirable property in multi-mass dampers, achieving the desired mass interaction is a function of the system in which the damper is used. fact,
It is a function of the embodiment of FIG. 1 to minimize this mass interaction by radial compression of the elastomer near the intermediate plane between the masses. Therefore, the first
The illustrated embodiment produces a near-zero mass interaction and exhibits a dynamic behavior very similar to two separate dampers with different resonant frequencies. Differences in resonant frequencies are caused by differences in rotational inertia between the masses and/or by varying the rotational spring rate of the elastomeric member by varying the axial width of the portion of the elastomeric member that directly cooperates with a given mass. . Zero mass interaction between the masses of a damper using multiple masses or inertia rings and a single common elastomeric material can also be achieved in the manner shown in FIGS. 9 and 10. In FIG. 9, a peripheral groove is cut in the intermediate plane between the masses and there is no attempt to alter the radial compression at the intermediate plane of the rubber. In that way, the bearing surface between the masses is minimized and
Frictional drag or mass interactions are also minimized. Zero mass interaction can be achieved in multi-mass dampers utilizing a single elastic member, such as that shown in FIG. 10, where a thin spatial element is provided during assembly and later separated from the mass. This can be done either by heating the spacer (such as a metal washer) before assembly and allowing the element to cool and contract axially after assembly, eliminating contact between the masses, or by soft graphing. This can also be achieved by making the spacer of any convenient material, such as an ait washer, which is quickly worn away by the action of relative movement between the masses. Each of the two inertia rings 20 and 24 has the function of damping certain torsional vibration frequencies well known to those skilled in the art and described, for example, in the above-referenced U.S. patents to Klebes and Puerez.

次に、第２図を参照して説明する。この具体例
は、２つではなく４つの慣性リングがあるという
ことを除き、前述の具体例と同様の具体例であ
る。参照番号50は回転軸線１４の回りに回転可能
なハブを示し、このハブの外側半径方向表面はエ
ラストマバンド５２を支持する。慣性リング５
４、５６、５８及び６０は共通エラストマバンド
５２に取付けられ、エラストマーがハブに接着さ
れるように、これらの慣性リングの内側半径方向
表面はエラストマに接着されるのが好ましい。組
立て丸みが再び用いられて、このような丸みの一
つは慣性リング５４の左側最も内側の半径方向表
面にて６２で示されている。同様な丸みが、図示
したように、他の慣性リングに形成される。溝６
４のような環状溝も、対応する軸線方向位置にハ
ブ５０の外側半径方向表面に設けられて、これに
よつて、半径方向に変形され即ち圧縮されたエラ
ストマ５２が自由にされ満たされる溝を形成す
る。ダンパーの軸線方向の両端にては、突出部で
示される如く、エラストマの半径方向の圧縮はな
い。同様に、６２及び６４に対応する連続環状溝
にては参照番号で示されていない溝と同様に、半
径方向の変形は少ししかない、あるいは全くな
い。同様に、慣性リングは特定の周波数を減衰す
るようになつている。第２図に示した具体例もマ
ス相互作用が零近くになるように設計され、且つ
２マスシステムに於いて説明した如くこの端のた
〓〓〓〓
めに用いられる付加的な概念も適用される。 Next, a description will be given with reference to FIG. This example is a similar example to the previous example, except that there are four inertia rings instead of two. Reference numeral 50 designates a hub rotatable about axis of rotation 14 , the outer radial surface of which supports an elastomer band 52 . Inertia ring 5
4, 56, 58 and 60 are attached to a common elastomer band 52, and the inner radial surfaces of these inertia rings are preferably bonded to the elastomer such that the elastomer is bonded to the hub. Assembly radii are again used, one such radii being shown at 62 on the left innermost radial surface of the inertia ring 54. Similar radii are formed on the other inertia rings as shown. Groove 6
An annular groove such as 4 is also provided in the outer radial surface of the hub 50 at a corresponding axial location, thereby providing a groove in which the radially deformed or compressed elastomer 52 is freed and filled. Form. At both axial ends of the damper, there is no radial compression of the elastomer, as indicated by the protrusions. Similarly, there is little or no radial deformation in the continuous annular grooves corresponding to 62 and 64, as well as the grooves not indicated by reference numerals. Similarly, the inertia ring is adapted to attenuate certain frequencies. The specific example shown in Fig. 2 is also designed so that the mass interaction is close to zero, and as explained in the two mass system, this end
Additional concepts used for purposes also apply.

次に、第３図を参照して説明すると、第１図の
具体例と同様の他の具体例が図示されている。参
照番号７０は、内燃機関のクランクシヤフトに取
付けられるようになつているハブを示す。ハブの
半径方向最も外側の周囲（半径方向表面）は参照
番号７４で示され、断面は凸状形状である。慣性
リング部材は２０′及び２４′で示され、内側半径
方向部分に図示した如く表面７６及び７８を有す
る。参照番号８０は、ハブと慣性リングの双方に
接着されるのが好ましいエラストマバンドを示
す。参照番号８２は、２つの慣性リングの、接触
軸線方向中間面を示す。この具体例は、第１図に
示した具体例とは、表面７４、７６及び７８の湾
曲した形状が利用されてエラストマの変形を軸線
方向に変えて、接触表面８２の相互に加わる垂直
力を変えるという点が異なつている。従つて、第
３図の具体例は、ダンパーを必要とする所定のシ
ステムに時には望ましいマス相互作用をなすよう
に設計される。中間面７４、７６及び７８の幾何
学形状は、第３図に示した形状と変えることがで
きる。設計上考慮すべき問題は次の通りである。
表面７６及び７８間の接合部は、組立て後に弾性
部材によつて占められる環状腔のなめらかな変り
目を形成すべきである。組立て後の弾性部材の半
径方向圧縮は、マス間の中間面を規定する軸線方
向位置にて最大とし、このようにして、この位置
から両軸線方向に局部的に減少するようにすべき
である。 Next, referring to FIG. 3, another example similar to the example shown in FIG. 1 is illustrated. Reference numeral 70 designates a hub adapted to be attached to the crankshaft of an internal combustion engine. The radially outermost periphery (radial surface) of the hub is designated by reference numeral 74 and is convex in cross-section. The inertia ring members are indicated at 20' and 24' and have surfaces 76 and 78 as shown on the inner radial portion. Reference numeral 80 indicates an elastomer band that is preferably adhered to both the hub and the inertia ring. Reference numeral 82 designates the contact axial intermediate surface of the two inertia rings. This embodiment differs from the embodiment shown in FIG. 1 in that the curved shapes of surfaces 74, 76, and 78 are utilized to axially shift the deformation of the elastomer and reduce the mutually normal forces of contact surfaces 82. The difference is that they change. Accordingly, the embodiment of FIG. 3 is designed to provide mass interaction, which is sometimes desirable for certain systems requiring dampers. The geometry of intermediate surfaces 74, 76 and 78 may vary from that shown in FIG. Issues to consider in design are as follows.
The junction between surfaces 76 and 78 should form a smooth transition in the annular cavity occupied by the resilient member after assembly. The radial compression of the elastic member after assembly should be maximum at the axial position defining the intermediate plane between the masses and should thus locally decrease in both axes from this position. .

次に、第４図を参照して説明すると、単一の慣
性リングのみを利用するが、エラストマによつて
エネルギーを熱に変換するばかりではなく、磨耗
摩擦材料によつてエネルギーを熱に変換すること
により減衰作用がなされる具体例が図示されてい
る。この後者の作用はこの技術分野に於いては、
乾式摩擦（dry friction）と称される。参照番号
９０はハブ９２のウエブ部分を示し、このハブ９
２は上記した如く回転軸に連結されるようになつ
ている。参照番号９４は他の部より大きな半径を
有するハブ９２の一部を示し、ハブの半径方向最
も外側の周囲は円錐部分と合体している略円筒状
部分によつて規定されている。参照番号９６は、
エラストマバンド９８に最も内側の半径方向部分
にて接着されているのが好ましい慣性リングを示
し、エラストマバンド９８はハブの最も外側の半
径方向部分にも接着されるのが好ましい。このエ
ラストマは半径方向に圧縮されるので、図示した
如く両端にていくらかふくらんでいる。参照番号
１００は、唯一つだけ図示した複数個の角度空間
を有して設けられたねじ切りされた締結具１０２
によつて、ハブの左側面に取付けられた平担なリ
ング又はプレートを示す。プレート１００の最も
外側の半径方向部分は、これも平担なリング又は
円盤形状の環状連続エラストマ１０４に圧接し、
この環状連続エラストマ１０４は、自動車ブレー
キドラムのための平担なリング形状の共通ブレー
キ織物の如き磨耗摩擦材料に圧接している。参照
番号１０８はエラストマ１０４及び摩擦材料１０
６を位置付ける環状凹部を示す。エラストマ円盤
１０４及び摩擦材料円盤１０６は回転運動のため
の非線形カツプリングを形成する。 Next, referring to FIG. 4, although only a single inertia ring is utilized, not only the elastomer converts energy into heat, but also the abrasive friction material converts energy into heat. An example is shown in which the damping effect is achieved by this. In this technical field, this latter effect is
This is called dry friction. Reference numeral 90 designates a web portion of hub 92, which
2 is connected to the rotating shaft as described above. Reference numeral 94 designates a portion of the hub 92 having a larger radius than the other portions, the radially outermost circumference of the hub being defined by a generally cylindrical portion that merges with a conical portion. Reference number 96 is
The inertia ring is shown preferably bonded at the innermost radial portion to the elastomeric band 98, which is also preferably bonded to the outermost radial portion of the hub. Since the elastomer is radially compressed, it has some bulge at the ends as shown. Reference numeral 100 indicates a threaded fastener 102 provided with multiple angular spaces, only one illustrated.
indicates a flat ring or plate attached to the left side of the hub. The outermost radial portion of the plate 100 presses against an annular continuous elastomer 104, also in the shape of a flat ring or disk;
The annular continuous elastomer 104 is pressed against a wear friction material such as a flat ring-shaped common brake fabric for automobile brake drums. Reference number 108 indicates elastomer 104 and friction material 10
6 shows an annular recess in which 6 is located. Elastomer disk 104 and friction material disk 106 form a nonlinear coupling for rotational motion.

作動中、慣性リング９６が上記した様式でハブ
及びエラストマ部材と協働して振動を減衰する。
このような相対的な運動が充分に大きくなると、
摩擦材料１０６と慣性リングとの間に滑りが生ず
る。そして、これは乾式摩擦減衰を起す。接着層
は、エラストマ１０４とリング１００と又は摩擦
材料１０６との間には必要ない。これは、（金属
の）慣性リング９６と摩擦材料との間の摩擦係数
が３つの中間面１００−１０４、１０４−１０
６、１０６−９６の摩擦係数の中で最も小さいか
らである。このようにして、捩り振動の付加的な
エネルギーが、摩擦材料１０６と慣性リング９６
との間の摩擦によつて付加的に熱に変換される。
リング１００の最も外側の半径方向部分が慣性リ
ング９６と協働して平担なリング１０４及び１０
６を挟んで圧縮する。 During operation, inertia ring 96 cooperates with the hub and elastomeric member to damp vibrations in the manner described above.
When such relative motion becomes large enough,
Slippage occurs between the friction material 106 and the inertia ring. This, in turn, causes dry friction damping. No adhesive layer is required between elastomer 104 and ring 100 or friction material 106. This means that the coefficient of friction between the (metallic) inertia ring 96 and the friction material is three intermediate surfaces 100-104, 104-10.
This is because it is the smallest among the friction coefficients of 6, 106-96. In this manner, additional energy of torsional vibrations is transferred to the friction material 106 and the inertia ring 96.
is additionally converted into heat by the friction between the
The outermost radial portion of ring 100 cooperates with inertia ring 96 to form flat rings 104 and 10.
6 and compress.

部材１０４及び１０６の合成によつて形成され
る捩りばねが意図的に非線形特性を有するように
なつている。即ち、このばねを介して伝達される
トルクが、トルクと直接的な線形の割合で変化す
るばねの歪（又は１００と１０４との間の中間面
及び１０６と９６との間の中間面との間の相対的
な角度運動）を生ぜしめない。挙動は第１１図に
示される。線形捩りばねは、典型的にはインチポ
ンド／ラジアンという単位を有するいわゆるばね
率（spring rate）を示す曲線Ａの傾斜即ち一次
導関数を備えた曲線Ａによつて示された如きトル
〓〓〓〓
ク−変位特性を表わす。部材１０４及び１０６の
合成によつて形成される如きばねは、第１１図の
曲線Ｂとして示された特性と類似した特性を示
す。ばねに加わるトルクが増加すると、ばねの軸
方向両端間の角度変位が、第１１図のＤで示され
る如き、摩擦表面を解放して滑りが始まるとトル
クまで線形的に比例する形態で増加する。トルク
がもはや増加しないで滑りが続き、トルク変位特
性が変位軸と平行な曲線Ｂの右側部分の形態を示
す。曲線Ｂのばね率即ち傾斜が一定でないので、
曲線Ｂで規定されるばねは非線形と称せられる。
第４図にて規定されたダンパーはエラストマ部材
９８として形成された付加的な捩りばねを有す
る。ばね９８と合成体１０４及び１０６によつて
形成されるばねが平行な形態で作用し、従つてハ
ブ９２に対する慣性部材９６の運動に抵抗する全
てのばね率が２つのばね率の代表的な合計とな
る。ばね９８の特性が第１１図の曲線Ａとして規
定され、合成体の特性が曲線Ｂとして規定される
ならば、ダンパーの全ての特性は第１１図の曲線
Ｃとして規定できる。この非線形ダンパーばね率
は、多くの望ましい設計上の特性及び動作特性を
有し、且つこれは第４図に示した具体例の所望の
結果である。 The torsion spring formed by the composition of members 104 and 106 is intentionally designed to have non-linear characteristics. That is, the torque transmitted through this spring has a strain in the spring that varies directly linearly with the torque (or between the intermediate planes between 100 and 104 and between 106 and 96). (relative angular movement between the two). The behavior is shown in FIG. Linear torsion springs typically have torque as shown by curve A with the slope or first derivative of curve A representing the so-called spring rate, typically having units of inch pounds per radian. 〓
represents the displacement characteristics. A spring such as formed by the composite of members 104 and 106 exhibits characteristics similar to those shown as curve B in FIG. As the torque applied to the spring increases, the angular displacement between the axial ends of the spring increases in a manner linearly proportional to the torque as it releases the friction surfaces and begins to slip, as shown at D in FIG. . Slip continues as the torque no longer increases and the torque-displacement characteristic takes the form of the right-hand part of curve B parallel to the displacement axis. Since the spring rate or slope of curve B is not constant,
The spring defined by curve B is said to be non-linear.
The damper defined in FIG. 4 has an additional torsion spring formed as an elastomeric member 98. The springs formed by spring 98 and composites 104 and 106 act in a parallel fashion so that all spring rates resisting movement of inertial member 96 relative to hub 92 are a representative sum of the two spring rates. becomes. If the spring 98 characteristic is defined as curve A in FIG. 11 and the composite characteristic is defined as curve B, then the entire damper characteristic can be defined as curve C in FIG. This nonlinear damper spring rate has many desirable design and operating characteristics, and this is the desired result of the embodiment shown in FIG.

次に、第５図を参照して説明すると、第４図の
摩擦パツド集成装置及び第１図の二連慣性リング
構造を利用する具体例が図示されている。第５図
に於いて、参照番号９０は再びハブ９２のウエブ
を示す。第４図にも示した如く、カバープレート
１００は、平担な摩擦材料リング１０６と協働す
る平担なエラストマリング１０４と接触する。参
照番号96′は第４図の具体例の慣性リング９６の
左側半分と類似した構成の第１の慣性リングを示
す。参照番号１１２は第４図の具体例の慣性リン
グ９６の右側半分と類似した構成の第２の慣性リ
ングを示す。参照番号１１４は、その左側面を慣
性部材９６′の右側軸方向面に接着できるところ
のエラストマ材料の円盤を示す。エラストマ１１
４の右側面は、上記した摩擦材料１０６の構造と
同一の構造の摩擦材料１１６の平担なリングに接
触する。ラビリンスシール部材１１８が一体に慣
性リング９６′からリング１１２の相補的凹部に
延びている。参照番号９８は、再び、ハブ及び慣
性リング９６′及び１１２の内側半径方向周面に
も接着されるのが好ましいエラストマバンドを示
す。第５図の具体例の作動モードは次の通りであ
る。２つの慣性リングは異なつた質量を有し、
各々に従つてエンジンの作動範囲内の捩り振動の
異なつた特定の周波数を減衰せしめる。第４図の
挾まれたエラストマ及び摩擦織物部材１０４及び
１０６に関して上記した様式で、エラストマ円盤
−摩擦パツド対１０４−１０６及び１１４−１１
６の各々が振動を摩擦的に減衰し、そしてマス相
互作用が生ずるよに設計されている。 Referring now to FIG. 5, there is illustrated an embodiment utilizing the friction pad assembly of FIG. 4 and the dual inertia ring structure of FIG. In FIG. 5, reference numeral 90 again indicates the web of hub 92. In FIG. As also shown in FIG. 4, the cover plate 100 contacts a flat elastomeric ring 104 that cooperates with a flat friction material ring 106. As shown in FIG. Reference numeral 96' designates a first inertia ring of similar construction to the left half of inertia ring 96 of the embodiment of FIG. Reference numeral 112 designates a second inertia ring of similar construction to the right half of inertia ring 96 of the embodiment of FIG. Reference numeral 114 designates a disk of elastomeric material whose left side can be adhered to the right axial side of the inertial member 96'. Elastomer 11
The right side of 4 contacts a flat ring of friction material 116 of the same construction as that of friction material 106 described above. A labyrinth seal member 118 extends integrally from inertia ring 96' into a complementary recess in ring 112. Reference numeral 98 again indicates an elastomer band which is preferably also adhered to the inner radial circumference of the hub and inertia rings 96' and 112. The operating mode of the embodiment of FIG. 5 is as follows. The two inertia rings have different masses,
Each damps out a different specific frequency of torsional vibration within the operating range of the engine. Elastomeric disc-friction pad pairs 104-106 and 114-11 in the manner described above with respect to the sandwiched elastomeric and friction fabric members 104 and 106 of FIG.
6 are designed to frictionally damp vibrations and create mass interactions.

次に第６図を参照して説明すると、３つの慣性
リングが用いられる点を除き、第５図の具体例と
同様の具体例が図示されている。第６図の具体例
は、慣性リング９６′及び１１２の間に挾まれた
付加的な慣性リング１２０を除き、第５図の具体
例と同様である。参照番号１２２はエラストマ織
物材料１２４と接触しているエラストマ円盤を示
す。同様なエラストマ円盤１２６が慣性リング１
２０の右側面に位置付けられ、このエラストマも
摩擦材料円盤１２８に接触している。第６図の具
体例の作動モードは上記した具体例の説明から明
らかであろう。 Referring now to FIG. 6, an embodiment similar to that of FIG. 5 is illustrated, except that three inertia rings are used. The embodiment of FIG. 6 is similar to the embodiment of FIG. 5, except for the additional inertia ring 120 sandwiched between inertia rings 96' and 112. Reference numeral 122 indicates an elastomeric disc in contact with elastomeric textile material 124. A similar elastomer disk 126 is attached to the inertia ring 1.
20 , the elastomer is also in contact with the friction material disc 128 . The mode of operation of the embodiment of FIG. 6 will be apparent from the description of the embodiment above.

次に、第７図を参照して説明すると、更に別の
具体例が図示されている。参照番号１３４はハブ
１３６のウエブ部分を示し、このハブは回転曲線
１４を有するクランクシヤフトと連結されるよう
になつている。ハブの軸方向面の各々が、２つが
図示されている複数個の角度間隔を有して配置さ
れたねじ切りされた締結具１４０によつて取付け
られた平担なリング部材１３８の形態の接触要素
を支持する。参照番号１４４は、その２つの軸方
向面が各々複数個の角度間隔を有して配置された
凹部１４６を有する慣性リングを示す。各々の凹
部の最も内側の部分は、弾然ばね１４８及びピス
トン１５０の形態の摩擦部材を支持する。このば
ね１４８は摩擦部材１５０を接触プレート１３８
の最も内側の軸線方向表面と摩擦接触状態へと強
制する。参照番号１５２は、慣性部材によつて半
径方向に圧縮されるエラストマバンドを示し、エ
ラストマ１５２の半径方向最も内側面及び半径方
向最も外側面の双方がそれぞれのリング及びハブ
部材に接着されるのが好ましい。 Next, referring to FIG. 7, still another specific example is illustrated. Reference numeral 134 designates a web portion of a hub 136, which hub is adapted to be connected to a crankshaft having a rotation curve 14. Each axial surface of the hub has a contact element in the form of a flat ring member 138 attached by threaded fasteners 140 arranged at a plurality of angular intervals, two of which are shown. support. Reference numeral 144 designates an inertia ring whose two axial faces each have recesses 146 arranged with a plurality of angular spacings. The innermost portion of each recess supports a friction member in the form of a resilient spring 148 and a piston 150. This spring 148 connects the friction member 150 to the contact plate 138.
force into frictional contact with the innermost axial surface of the Reference numeral 152 designates an elastomeric band that is radially compressed by an inertial member, with both the radially innermost and radially outermost surfaces of the elastomer 152 being bonded to the respective ring and hub members. preferable.

この具体例の作動モードは明らかとなるであろ
う。簡単に言うと、捩り振動の結果はハブ１３６
〓〓〓〓
及び慣性リング１４４の間の相対的な回転であ
る。これは熱を生ぜしめ、その結果エラストマ１
５２による捩り振動の減衰をなす。付加的には、
このような相対的な回転は、摩擦ピストン部材１
５０及び接触プレート１３８の間の摩擦作用を生
ぜしめる。このような摩擦も捩り振動を減衰する
働きをする。第７図の具体例は、乾式摩擦を利用
していることによつて特徴付けられ、並行な構成
のエラストマのダンピング手段即ち各々の手段を
介して伝えられた時間平均の力は等しくない。ダ
ンピング作用のこの型は、再度、米国特許第
3075405号のクレブスによつて用いられた型のも
のである。第７図の具体例の改良は、その作用に
関する機構的技法にある。ぬぐい即ち乾式摩擦中
間面は要素１５０及び１３８の間にみられる。ブ
レーキ・ライニングのような摩擦材料は低熱伝導
体であるので、摩擦接触からの熱の流れが円盤１
３８内に入る。その軸方向輪郭が薄いという特性
によつて、それは良好な熱伝導フインとして働
く。より大きな表面積が周囲空気に伝導すること
を促進するので、高温物体を冷却するのにフイン
を利用することは一般に知られている。慣性部材
１４４の軸方向両端に於ける摩擦接触がハブに対
する慣性リングの軸方向偏倚運動に対する機構的
ロツクを形成する。摩擦関連部分自体からの磨耗
した材料と同様に摩擦表面を汚す任意の付加的外
部材料が、その部分の高速回転速度により遠心力
が増大することによつて、半径方向に投出される
傾向がある。 The mode of operation of this embodiment will become clear. Simply put, the result of torsional vibration is the hub 136
〓〓〓〓
and the relative rotation between the inertia ring 144. This creates heat and results in elastomer 1
52 to attenuate torsional vibration. Additionally,
Such relative rotation causes friction piston member 1
50 and the contact plate 138. Such friction also serves to damp torsional vibrations. The embodiment of FIG. 7 is characterized by the use of dry friction, in which the time-averaged forces transmitted through the elastomer damping means in parallel configurations, ie, each means, are not equal. This type of damping action is again described in U.S. Pat.
It is of the type used by Krebs in No. 3075405. The improvement of the embodiment of FIG. 7 lies in the mechanical technique of its operation. A wipe or dry rub intermediate surface is seen between elements 150 and 138. Friction materials such as brake linings are low thermal conductors, so heat flow from frictional contact
Enter within 38. Due to its thin axial profile, it acts as a good heat conducting fin. It is generally known to utilize fins to cool hot objects as the larger surface area facilitates conduction to the surrounding air. Frictional contact at the axial ends of the inertia member 144 provides a mechanical lock against axial excursion of the inertia ring relative to the hub. Any additional external material that contaminates the friction surface, as well as worn material from the friction-related parts themselves, tends to be thrown out radially due to the increased centrifugal forces caused by the high rotational speed of the parts. .

次に第８図を参照して説明すると、エラストマ
の減衰と第４図の精密な様式に於ける摩擦パツド
の減衰の双方を用いる具体例が図示されている。
参照番号１６０は環状ハブ１６２のウエブ部分を
示し、このハブ１６２は回転軸線１４を有するク
ランクシヤフトに取付けられるようになつてい
る。参照番号１６４はハブの外側リムの左側部分
にての円錐表面を示し、参照番号１６６は円錐部
分１６６に連結してそこからねじり振動ダンパー
の右側軸線面に延びている円筒状部分を示す。参
照番号１６８はハブの外側半径方向部分に支持さ
れたエラストマバンドを示し、このバンドは慣性
リング１７０を支持する。慣性リング及びハブの
双方の右側面は図示した如く環状に丸みが付けら
れている。エラストマバンド１６８がハブ及び慣
性リングの双方に接着され、エラストマの右側部
分にてのふくらみによつて図示した如く半径方向
に変形せしめられている。参照番号１７２は、環
状で連続的なクランピングカツプの半径方向最も
外側の部分を示す。クランピングカツプはプレー
トの回りに角度を有して配置された凹部１７３を
示し、この凹部１７３は半径方向内側にスエージ
で曲げられて、慣性リング１７０の図示した最も
外側の部分に摩擦接触する。クランピングカツプ
はこれも角度を有して連続的である半径方向に配
置された部分１７４も含み、この部分１７４は参
照番号１７６によつて示されたエラストマリング
即ち円盤を図示した内側表面上に支持する。上記
した型の摩擦材料リング即ち円盤は参照番号１７
８によつて示される。エラストマリング１７６及
び摩擦材料リング１７８の双方は角度を有して連
続的な凹部１８０内でハブ１６２の左面にて適合
している。再び、中間面の摩擦係数は異なつてい
るので、金属部分１７４にエラストマリング１７
６に接着すること、あるいは摩擦材料１７８をエ
ラストマ１７６に接着することは必要ではない。 Referring now to FIG. 8, an embodiment is illustrated that utilizes both elastomer damping and friction pad damping in the precise manner of FIG.
Reference numeral 160 designates a web portion of an annular hub 162, which hub 162 is adapted to be attached to a crankshaft having an axis of rotation 14. Reference numeral 164 designates a conical surface on the left hand portion of the outer rim of the hub, and reference numeral 166 designates a cylindrical portion connected to conical portion 166 and extending therefrom in the right axial plane of the torsional vibration damper. Reference numeral 168 indicates an elastomer band supported on the outer radial portion of the hub, which band supports the inertia ring 170. The right sides of both the inertia ring and hub are annularly rounded as shown. An elastomer band 168 is bonded to both the hub and the inertia ring and is radially deformed as shown by a bulge on the right side of the elastomer. Reference numeral 172 designates the radially outermost portion of the annular continuous clamping cup. The clamping cup exhibits a recess 173 disposed angularly around the plate, which is swaged radially inwardly into frictional contact with the illustrated outermost portion of the inertia ring 170. The clamping cup also includes a radially disposed portion 174, also angularly continuous, having an elastomer ring or disk on its inner surface illustrated by the reference numeral 176. To support. A ring or disc of friction material of the type described above has the reference numeral 17.
8. Both the elastomeric ring 176 and the friction material ring 178 fit at an angle within a continuous recess 180 on the left side of the hub 162. Again, since the friction coefficients of the intermediate surfaces are different, the elastomeric ring 17 is attached to the metal portion 174.
6 or the friction material 178 to the elastomer 176.

作動中、装置は第４図に図示した具体例に関し
て上述した如く機能する。慣性リング１７０が上
記した様式で振動を減衰するエラストマバンド１
６８及び１６２と協働する。比較的低い捩り振動
慣性力にて、エラストマ１７６及び摩擦材料１７
８が振動に従う。しかしながら、捩り振動回転力
が増加すると、材料１７８とハブ１６２の金属と
の間の摩擦係数が比較的小さいので、２つの表面
間の相対的な運動が生じ、ラバー及び摩擦材料と
の間と、ラバー及び金属との間の摩擦係数が比較
的大きいので、これらの２つの部分間の相対的な
回転を妨げる。この結果は上記した第４図の具体
例に於いて生じた結果と同じである。しかしなが
ら、別個の締結手段が図示した形状に於いては要
素を位置付けるために必要ではなく、組立てを簡
単にする。 In operation, the device functions as described above with respect to the embodiment illustrated in FIG. Elastomeric band 1 whose inertia ring 170 damps vibrations in the manner described above.
68 and 162. At a relatively low torsional vibration inertia, the elastomer 176 and friction material 17
8 follows the vibration. However, as the torsional vibration rotational forces increase, the relatively small coefficient of friction between the material 178 and the metal of the hub 162 will result in relative motion between the two surfaces and between the rubber and the friction material. The relatively large coefficient of friction between the rubber and metal prevents relative rotation between these two parts. This result is the same as that produced in the example of FIG. 4 described above. However, separate fastening means are not required to position the elements in the configuration shown, simplifying assembly.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図は、共通弾性部材を用い且つ慣性部材
（マス）の相互作用がない複数マス捩り振動ダン
パーの部分断面図。第２図は、４つの慣性部材を
支持したマス相互作用がない具体例の第１図と同
様の図。第３図は、単一の弾性部材を用いる複数
マス振動ダンパーに於ける乾式摩擦マス相互作用
〓〓〓〓
を生ぜしめる半径方向に圧縮されたラバーが軸線
方向に変化している具体例の図。第４図は、非線
型ダンパー特性を生ぜしめる純粋エラストマ手段
と並行した直列のエラストマ乾式減衰手段を有す
る具体例の図。第５図は、２つの慣性部材が用い
られ、且つ非線型マス相互作用がマス間の直列の
エラストマ乾式摩擦ダンピング手段によつて生ず
る第４図と同様の図。第６図は、第５図の概念が
３つの慣性部材に応用されている第５図と同様の
図。第７図は、付加的に横方向ダンパーの結合性
を生ぜしめる乾式摩擦手段を備えたエラストマの
及び乾式摩擦手段の並行した組合せを有する具体
例の図。第８図は、製造が比較的安価な形状で、
乾式摩擦減衰手段の結合性のために、直列のエラ
ストマ乾式摩擦減衰媒質と共に、種々のエラスト
マの断面形状を用いる具体例の図。第９図及び第
１０図は、対応する参照番号を有し、マス相互作
用がない場合を示す第１図と同様の図。第１１図
は、例えば第４図のいくつかの要素の線形及び非
線形挙動を示す図。 １０……捩り振動ダンパー、１２……ハブ、１
８……エラストマバンド、２０……第１の慣性部
材、２４……第２の慣性部材、４１……溝、４０
……溝、５０……ハブ、５２……エラストマバン
ド、５４，５６，５８及び６０……慣性リング、
６２……組立て丸み、６４……溝、７０……ハ
ブ、８０……エラストマバンド、９２……ハブ、
９６……慣性リング、９８……エラストマバン
ド、１０４……環状エラストマ。 〓〓〓〓
FIG. 1 is a partial sectional view of a multi-mass torsional vibration damper using a common elastic member and without interaction of inertial members (mass). FIG. 2 is a diagram similar to FIG. 1 of a specific example in which four inertial members are supported and there is no mass interaction. Figure 3 shows the dry friction mass interaction in a multi-mass vibration damper using a single elastic member.
FIG. 3 is a diagram of an example of a radially compressed rubber changing axially to produce a radially compressed rubber; FIG. 4 is a diagram of an embodiment having elastomer dry damping means in series in parallel with pure elastomer means to create a non-linear damper characteristic. FIG. 5 is a view similar to FIG. 4 in which two inertial members are used and the nonlinear mass interaction is caused by elastomeric dry friction damping means in series between the masses; FIG. 6 is a view similar to FIG. 5 in which the concept of FIG. 5 is applied to three inertial members. FIG. 7 is an illustration of an embodiment having a parallel combination of elastomeric and dry friction means with dry friction means additionally creating lateral damper cohesion. Figure 8 shows a shape that is relatively inexpensive to manufacture.
FIG. 4 is an illustration of an example of using various elastomeric cross-sectional shapes with a series of elastomeric dry friction damping media for the connectivity of dry friction damping means. Figures 9 and 10 are similar figures to Figure 1 with corresponding reference numbers and showing the case of no mass interaction; FIG. 11 is a diagram showing the linear and nonlinear behavior of some elements of FIG. 4, for example. 10...Torsional vibration damper, 12...Hub, 1
8... Elastomer band, 20... First inertial member, 24... Second inertial member, 41... Groove, 40
... groove, 50 ... hub, 52 ... elastomer band, 54, 56, 58 and 60 ... inertia ring,
62... assembly roundness, 64... groove, 70... hub, 80... elastomer band, 92... hub,
96...Inertia ring, 98...Elastomer band, 104...Annular elastomer. 〓〓〓〓

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １ 内燃機関のクランクシヤフトに連結されて、
該クランクシヤフトの捩り振動を減衰するように
なつている環状ハブ１２，５０，７０を有する型
の捩り振動ダンパーに於いて、該ハブの外側半径
方向周囲を取囲んでいる単一のエラストマ環１
８，５２，８０と、各々の内側周囲が該エラスト
マ環と係合し且つ該ハブ上の該エラストマ環によ
つて支持されている複数個の環状慣性リング２
０，２４，５４，５６，５８，６０，２０′２
４′とを具備し、該慣性リングは相互に摩擦的に
連結されており、該慣性リングの各々は隣接する
慣性リングに対して角度変位可能であることを特
徴とする捩り振動ダンパー。 ２ 該エラストマ環１８，５２は、実質上その軸
線方向の延びの全てに渡たる半径方向の厚さが実
質上一様である特許請求の範囲第１項記載の捩り
振動ダンパー。 ３ 該慣性リングの各々がその次の隣接する隣り
の慣性リングから軸線方向に間隔を置いて配置さ
れている特許請求の範囲第１項記載の捩り振動ダ
ンパー。 ４ 内燃機関のクランクシヤフトに連結されて、
該クランクシヤフトの捩り振動を減衰するように
なつている環状ハブ９２と、該ハブの外側半径方
向周囲を取囲んでいる単一のエラストマ環９８と
を有する型の捩り振動ダンパーに於いて、該ハブ
の該外側半径方向表面が該ハブの１つの軸線方向
面の方へ該ハブの軸線方向面の中間の該表面上の
点から直径方向に増加し、それによつて円錐部分
を形成し、各々の内側周囲が該エラストマ環と係
合し且つ該ハブ上の該エラストマ環によつて支持
されている複数個の環状慣性リング９６′，１１
２，１２０を具備し、該慣性リングは相互に摩擦
的に連結されており、該慣性リングの各々は隣接
する慣性リングに対して角度変位可能であり、複
数個の該慣性リングの１つ１１２が該ハブの周囲
の該円錐状部分と相補的形状で且つそれに沿つて
軸線方向に設置される円錐状内側半径方向周囲を
有しており、平担なエラストマリング１１４，１
２２，１２６及び実質上同延の平担な摩擦織物リ
ング１１６，１２４，１２８が該慣性リングの面
している該軸方向面の間に挟まれ且つ圧迫されて
いることを特徴とする捩り振動ダンパー。 ５ 該ハブに取付けられたプレート部材１００を
含み、該プレート部材が半径方向平面内にあり且
つ該慣性リングの１つ９６′の最も端の軸線方向
面と半径方向に同延に延びて半径方向同延中間面
を形成している部分を有し、該半径方向同延中間
面の間に挟まれ且つ圧迫されている平担なエラス
〓〓〓〓
トマリング１０４と実質上同延の摩擦織物リング
１０６とを含んでいる特許請求の範囲第４項記載
の捩り振動ダンパー。 ６ 該半径方向に同延の中間面は、該円錐状部分
を支持する該ハブの該最も端の軸方向面の反対側
の該ハブの最も端の軸方向面に位置付けられてい
る特許請求の範囲第５項記載の捩り振動ダンパ
ー。 ７ 該同延の部分を有する該最も端の慣性部材
が、該最後に記述した挟まれたエラストマ及び該
摩擦部材が少なくとも部分的にその中に位置付け
られている環状凹部を具備している特許請求の範
囲第５項記載の捩り振動ダンパー。 ８ 該複数個の慣性リングの少なくとも１つの該
半径方向の最も外側の周囲が、一体の軸線方向に
延びているフランジ１１８を具備し、該フランジ
が次の隣接する慣性リング１２０，１１２内に環
状溝によつて受入れられ、それによつて該挟まれ
た平担なエラストマ及び該摩擦織物部材のための
ラビリンス型シールが形成されている特許請求の
範囲第５項記載の捩り振動ダンパー。 ９ 内燃機関のクランクシヤフトに連結されて該
クランクシヤフトの捩り振動を減衰せしめるよう
になつている環状ハブ９２を具備する型の捩り振
動ダンパーに於いて、少なくとも１対の慣性リン
グ９６′，１１２；９６′，１２０；１２０，１１
２を該ハブに関して及び相互に関して制限された
相対的回転が可能なように該ハブに対して連結す
るための、単一のエラストマー環９８によつて形
成された手段と、該慣性リングによつて挟まれ且
つ接触せしめられている減衰部材１１４，１１
６，１２２，１２４，１２６，１２８とを有し、
該減衰部材が自由に該ハブに対して前後の振動運
動を行ない、それによつて、トルクが該対をなし
た慣性リングの１つから該対をなした慣性リング
の他方へ伝えられ得るようになつていることを特
徴とする捩り振動ダンパー。 １０ 該減衰部材が非線形弾性カツプリングであ
る特許請求の範囲第９項記載の捩り振動ダンパ
ー。 １１ 該非線形カツプリングが織物摩擦材料の円
盤１１６，１２４，１２８と接触しているエラス
トマー円盤１１４，１２２，１２６を含み、該両
円盤が該慣性リングに挟まれている特許請求の範
囲第１０項記載の捩り振動ダンパー。 １２ 内燃機関のクランクシヤフトに連結され
て、該クランクシヤフトの捩り振動を減衰するよ
うになつている環状ハブ１６２を有し、該ハブが
その外側半径方向表面にエラストマーバンド１６
８を支持し、該エラストマバンドが最も外側の慣
性リング１７０を支持する型の捩り振動ダンパー
に於いて、該ハブ１６２の該外側半径方向表面
が、該ハブの該軸線方向表面の中間の一点から、
該ハブの一つの軸線方向面の方に直径方向に大き
くなつていてこれによつて円錐ハブ部分１６４を
形成し、該慣性リング１７０の内側半径方向面上
の相補形状の円錐部分と、該慣性リングの該最も
外側の半径方向部分に取付けられ且つ該ダンパー
の一つの軸線方向面を横切つて半径方向に内側に
延びて半径方向に配置された接触部分１７４を形
成している連続環状クランピングカツプ１７２
と、該半径方向に延びている接触部分と該ハブの
一部との間に挟まれ圧迫されている平担なエラス
トマリング１７６と隣接し実質上同延な平担な摩
擦織物リング１７８とを含むことを特徴とする捩
り振動ダンパー。 １３ 該平担なエラストマリング及び該平担な織
物摩擦材料リングが該ハブ内の連続環状凹部１８
０内に位置付けられている特許請求の範囲第１２
項記載の捩り振動ダンパー。 １４ 該クランピングカツプが、複数個の環状に
間隔を置いて配置された部分にて該クランピング
カツプのスエージ１７３加工によつて該慣性リン
グに取付けられている特許請求の範囲第１３項記
載の捩り振動ダンパー。 １５ 内燃機関のクランクシヤフトに連結され
て、該クランクシヤフトの捩り振動を減衰するよ
うになつている環状ハブ９２を有し、該ハブに関
して制限された相対的回転が可能なように該ハブ
に慣性リング９６，９６′を連結する手段９８を
含む型の捩り振動ダンパーに於いて、該ハブと該
慣性リングとの間に非線形カツプリング１０４，
１０６を具備し、該非線形カツプリングがハブに
慣性リングを連結する該手段９８に並行であり、
該非線形カツプリングが又該慣性リングを該ハブ
に連結していることを特徴とする捩り振動ダンパ
ー。 １６ 該非線形カツプリングが、織物摩擦材料円
〓〓〓〓
盤１０６と接触しているエラストマ円盤１０４を
含み、該両円盤が該ハブ９２に固定されている部
材１００と該慣性リング９６，９６′との間に挟
まれている特許請求の範囲第１５項記載の捩り振
動ダンパー。 １７ 該慣性リングを該ハブに連結するための該
初めに記述した手段がエラストマ環９８である特
許請求の範囲第１６項記載の捩り振動ダンパー。 １８ 内燃機関のクランクシヤフトに連結され
て、該クランクシヤフトの捩り振動を減衰するよ
うになつている環状ハブ９２，１６２を有し、該
ハブに関して制限された相対的回転が可能なよう
に該ハブに慣性リング９６，９６′１７０を連結
する手段を含む型の捩り振動ダンパーに於いて、
実質的に同延の摩擦織物材料円盤１０６，１７８
によつて接触されているエラストマー円盤１０
４，１７６を含む慣性部材及びハブの間の追加の
連続手段を具備し、該エラストマー円盤及び摩擦
材料円盤は該ハブ及び慣性リングの一方に固定さ
れている部材１００，１７２によつて及び該ハブ
及び慣性部材の他方によつて挟まれており、これ
によつて該エラストマー円盤及び摩擦材料円盤に
よつて形成された非線形カツプリングが該ハブ及
び慣性リングの間に提供されることを特徴とする
捩り振動ダンパー。[Claims] 1. Connected to the crankshaft of an internal combustion engine,
In a torsional vibration damper of the type having an annular hub 12, 50, 70 adapted to damp torsional vibrations of the crankshaft, a single elastomeric ring 1 surrounding the outer radial circumference of the hub;
8, 52, 80, and a plurality of annular inertia rings 2 each having an inner periphery engaged with and supported by the elastomeric ring on the hub.
0,24,54,56,58,60,20'2
4', wherein the inertia rings are frictionally connected to each other, and each of the inertia rings is angularly displaceable with respect to an adjacent inertia ring. 2. The torsional vibration damper of claim 1, wherein the elastomeric rings (18, 52) have a substantially uniform radial thickness over substantially all of their axial extent. 3. The torsional vibration damper of claim 1, wherein each inertia ring is axially spaced from its next adjacent inertia ring. 4 Connected to the crankshaft of the internal combustion engine,
In a torsional vibration damper of the type having an annular hub 92 adapted to damp torsional vibrations of the crankshaft and a single elastomeric ring 98 surrounding the outer radial circumference of the hub, the outer radial surface of the hub increases diametrically from a point on the surface intermediate the axial surface of the hub toward one axial surface of the hub, thereby forming a conical portion, each a plurality of annular inertia rings 96', 11 whose inner peripheries engage and are supported by the elastomeric rings on the hub;
2,120, the inertia rings being frictionally coupled to each other, each of the inertia rings being angularly displaceable with respect to an adjacent inertia ring, and one of the plurality of inertia rings 112 a flat elastomeric ring 114,1 having a conical inner radial periphery complementary in shape to and axially disposed along the conical portion around the hub;
22, 126 and substantially coextensive flat friction fabric rings 116, 124, 128 are sandwiched and compressed between the facing axial surfaces of the inertia rings. damper. 5 a plate member 100 attached to the hub, the plate member being in a radial plane and extending radially coextensive with the endmost axial surface of one of the inertia rings 96'; A flat elastic that has a portion forming a coextensive intermediate surface and is sandwiched and compressed between the coextensive intermediate surfaces in the radial direction.
5. The torsional vibration damper of claim 4 including a friction fabric ring 106 substantially coextensive with the toma ring 104. 6. The radially coextensive intermediate surfaces are located at the endmost axial surface of the hub opposite the endmost axial surface of the hub supporting the conical portion. The torsional vibration damper according to scope 5. 7. A claim in which the endmost inertial member with the coextensive portions comprises an annular recess in which the last-mentioned sandwiched elastomer and the friction member are at least partially located. The torsional vibration damper according to item 5. 8. The radially outermost circumference of at least one of the plurality of inertia rings includes an integral axially extending flange 118 that extends annularly into the next adjacent inertia ring 120, 112. 6. The torsional vibration damper of claim 5, wherein the damper is received by a groove thereby forming a labyrinth type seal for the sandwiched flat elastomer and the friction fabric member. 9. In a torsional vibration damper of the type comprising an annular hub 92 coupled to a crankshaft of an internal combustion engine for damping torsional vibrations of the crankshaft, at least one pair of inertia rings 96', 112; 96', 120; 120, 11
2 to the hub for limited relative rotation with respect to the hub and with respect to each other; means formed by a single elastomeric ring 98; Damping members 114 and 11 sandwiched and brought into contact
6,122,124,126,128,
the damping member is free to perform a back and forth oscillatory motion relative to the hub such that torque can be transferred from one of the paired inertia rings to the other of the paired inertia rings; A torsional vibration damper characterized by a curved shape. 10. The torsional vibration damper according to claim 9, wherein the damping member is a nonlinear elastic coupling. 11. Claim 10, wherein the non-linear coupling includes elastomeric discs 114, 122, 126 in contact with discs 116, 124, 128 of woven friction material, both discs being sandwiched between the inertia rings. Torsional vibration damper. 12 an annular hub 162 coupled to a crankshaft of an internal combustion engine and adapted to damp torsional vibrations of the crankshaft, the hub having an elastomeric band 16 on its outer radial surface;
In a torsional vibration damper of the type in which the elastomer band supports the outermost inertia ring 170, the outer radial surface of the hub 162 is ,
diametrically increasing toward one axial surface of the hub thereby forming a conical hub portion 164 and a complementary conical portion on the inner radial surface of the inertia ring 170; a continuous annular clamping attached to the outermost radial portion of the ring and extending radially inwardly across one axial face of the damper to form a radially disposed contact portion 174; Cup 172
and a flat friction fabric ring 178 adjacent and substantially coextensive with a flat elastomeric ring 176 sandwiched and compressed between the radially extending contact portion and the portion of the hub. A torsional vibration damper comprising: 13 The flat elastomer ring and the flat woven friction material ring form a continuous annular recess 18 in the hub.
Claim 12 located within 0
Torsional vibration damper as described in section. 14. The invention of claim 13, wherein the clamping cup is attached to the inertia ring by swaging the clamping cup at a plurality of annularly spaced portions. Torsional vibration damper. 15 having an annular hub 92 coupled to the crankshaft of the internal combustion engine and adapted to damp torsional vibrations of the crankshaft, the hub having an inertia to permit limited relative rotation with respect to the hub; In a torsional vibration damper of the type including means 98 for coupling rings 96, 96', a non-linear coupling 104, between said hub and said inertia ring.
106, the non-linear coupling being parallel to the means 98 for coupling the inertia ring to the hub;
A torsional vibration damper characterized in that the nonlinear coupling also connects the inertia ring to the hub. 16 The nonlinear coupling is a woven friction material circle〓〓〓〓
Claim 15 comprising an elastomer disc 104 in contact with a disc 106, both discs sandwiched between a member 100 secured to the hub 92 and the inertia rings 96, 96'. Torsional vibration damper as described. 17. The torsional vibration damper of claim 16, wherein said first-mentioned means for connecting said inertia ring to said hub is an elastomeric ring 98. 18 an annular hub 92, 162 connected to the crankshaft of the internal combustion engine and adapted to damp torsional vibrations of the crankshaft, the hub being adapted to allow limited relative rotation with respect to the hub; In a torsional vibration damper of the type including means for coupling an inertia ring 96, 96'170 to
Substantially coextensive disks of friction fabric material 106, 178
elastomeric disc 10 contacted by
4,176, the elastomeric disc and the friction material disc are secured to one of the hub and inertia ring by a member 100,172 and the hub. and an inertial member, thereby providing a non-linear coupling formed by the elastomeric disc and the friction material disc between the hub and the inertial ring. vibration damper.