WO2018062536A1 - 振動減衰装置およびその設計方法 - Google Patents
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- F16F2228/001—Specific functional characteristics in numerical form or in the form of equations
Definitions
- the invention of the present disclosure includes a restoring force generating member that can swing as the supporting member rotates, and is connected to the supporting member via the restoring force generating member and interlocked with the restoring force generating member as the supporting member rotates.
- the present invention relates to a vibration damping device including a swinging inertia mass body and a design method thereof.
- this type of vibration damping device includes a flywheel mass body that receives a centrifugal force and functions as a restoring force generating member, and an annular inertial mass body connected to the flywheel mass body via a connecting rod.
- a vibration damping device is known (see, for example, Patent Document 1).
- the flywheel mass body oscillates as the support member rotates
- the inertia mass body oscillates in conjunction therewith, and the support is supported by vibration transmitted from the inertia mass body to the support member. It becomes possible to attenuate the vibration of the member.
- a centrifugal pendulum type rotation including a support member connected to a rotating element that is rotated by power from a drive device, and a mass body that is connected to the support member and swings around a pendulum fulcrum.
- a number adaptive type dynamic vibration absorber is also known (for example, refer to Patent Document 2). This rotational speed adaptive dynamic vibration absorber is designed to have an effective order qeff that is greater by a predetermined order offset value qF than the excitation order q of the driving device in relation to the oil effect.
- the effective order qeff is set to be greater than the excitation order q of the driving device in consideration of resistance (viscosity resistance) due to relative motion between the mass body and the rotating oil.
- resistance viscosity resistance
- the main object of the invention of the present disclosure is to further improve the vibration damping performance of a vibration damping device including a restoring force generating member and an inertial mass body that swings in conjunction with the restoring force generating member.
- the vibration damping device of the present disclosure includes a support member that rotates integrally with the rotation element around the rotation center of the rotation element to which torque from the engine is transmitted, and is connected to the support member and is configured to rotate the support member.
- a restoring force generating member that can be swung together, and connected to the support member via the restoring force generating member, and around the rotation center in conjunction with the restoring force generating member as the supporting member rotates.
- the distance between the center of gravity of the restoring force generating member and the fulcrum of swinging of the restoring force generating member relative to the inertial mass body is “L 3 ”, and the fulcrum
- the distance between the rotation center and the rotation center is “L 4 ”
- the moment of inertia of the rotating element and the support member is “J 1 ”
- the moment of inertia of the inertia mass body is “J 2 ”
- the mass of is “m”
- the rigidity of the system from the engine to the rotating element is “k”
- the steady rotational angular velocity of the rotating element is “ ⁇ ”
- the angular displacement of the rotating element from the steady rotational state is “ ⁇ ”
- a reference line defined on the support member so as to extend in the radial direction of the support member through the center of rotation, and a fulcrum of swinging of the restoring force generating member relative to the inertial mass
- a vibration damping device including a restoring force generating member and an inertial mass body that swings in conjunction with the restoring force generating member, when the amplitude of vibration of the input torque decreases
- the vibration damping performance can be further improved by making the reference order, which is the convergence value of the order of the vibration damping device, equal to the excitation order of the engine, rather than the excitation order.
- the torque fluctuation of the vibration control target derived based on the angular displacement ⁇ , the angles ⁇ , and ⁇ obtained by solving the equations (A) and (B) becomes a target value.
- FIG. 1 It is a schematic structure figure showing a starting device containing a vibration damping device of this indication. It is sectional drawing of the starting apparatus shown in FIG. It is a front view of the vibration damping device of this indication. It is a principal part expanded sectional view of the vibration damping device of this indication. It is a mimetic diagram for explaining operation of a vibration damping device of this indication. It is a mimetic diagram for explaining operation of a vibration damping device of this indication. It is a mimetic diagram for explaining operation of a vibration damping device of this indication. It is a mimetic diagram for explaining operation of a vibration damping device of this indication. It is explanatory drawing which illustrates the relationship between the rotation speed of an engine, and the torque fluctuation TFluc in the output element of the damper apparatus of this indication .
- FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a starting device 1 including a vibration damping device 20 of the present disclosure.
- a starting device 1 shown in FIG. 1 is mounted on a vehicle equipped with an engine (internal combustion engine) EG as a drive device, for example, and transmits power from the engine EG to a drive shaft DS of the vehicle.
- an engine internal combustion engine
- EG internal combustion engine
- a front cover 3 as an input member connected to the crankshaft of the engine EG
- a pump impeller (input side fluid transmission element) 4 fixed to the front cover 3 and rotating integrally with the front cover 3.
- the “axial direction” basically refers to the extending direction of the central axis (axial center) of the starting device 1 or the damper device 10 (vibration damping device 20), unless otherwise specified.
- the “radial direction” is basically the radial direction of the rotating element such as the starting device 1, the damper device 10, and the damper device 10, unless otherwise specified, that is, the center of the starting device 1 or the damper device 10.
- An extending direction of a straight line extending from the axis in a direction (radial direction) orthogonal to the central axis is shown.
- the “circumferential direction” basically corresponds to the circumferential direction of the rotating elements of the starting device 1, the damper device 10, the damper device 10, etc., ie, the rotational direction of the rotating element, unless otherwise specified. Indicates direction.
- the pump impeller 4 includes a pump shell 40 that is tightly fixed to the front cover 3 and a plurality of pump blades 41 that are disposed on the inner surface of the pump shell 40.
- the turbine runner 5 includes a turbine shell 50 and a plurality of turbine blades 51 disposed on the inner surface of the turbine shell 50.
- An inner peripheral portion of the turbine shell 50 is fixed to the damper hub 7 via a plurality of rivets.
- the pump impeller 4 and the turbine runner 5 face each other, and a stator 6 that rectifies the flow of hydraulic oil (working fluid) from the turbine runner 5 to the pump impeller 4 is coaxially disposed between the two.
- the stator 6 has a plurality of stator blades 60, and the rotation direction of the stator 6 is set in only one direction by the one-way clutch 61.
- the pump impeller 4, the turbine runner 5, and the stator 6 form a torus (annular flow path) for circulating hydraulic oil, and function as a torque converter (fluid transmission device) having a torque amplification function.
- the stator 6 and the one-way clutch 61 may be omitted, and the pump impeller 4 and the turbine runner 5 may function as a fluid coupling.
- the lock-up clutch 8 is configured as a hydraulic multi-plate clutch, and performs lock-up that connects the front cover 3 and the damper hub 7, that is, the input shaft IS of the transmission TM, via the damper device 10, and also performs the lock-up clutch 8. Is released.
- the lockup clutch 8 is a clutch drum integrated with a lockup piston 80 that is supported by a center piece 3 s fixed to the front cover 3 so as to be movable in the axial direction, and a drive member 11 that is an input element of the damper device 10.
- annular clutch hub 82 fixed to the inner surface of the front cover 3 so as to face the lock-up piston 80, and a plurality of splines formed on the inner peripheral surface of the drum portion 11d.
- the lock-up clutch 8 is attached to the center piece 3s of the front cover 3 so as to be located on the side opposite to the front cover 3 with respect to the lock-up piston 80, that is, on the damper device 10 side with respect to the lock-up piston 80.
- the lock-up piston 80 and the flange member 85 define an engagement oil chamber 87, and hydraulic oil (engagement oil pressure) is supplied to the engagement oil chamber 87 from a hydraulic control device (not shown). Is done.
- the lock-up clutch 8 may be configured as a hydraulic single plate clutch.
- the damper device 10 includes a drive member (input element) 11 including the drum portion 11d, an intermediate member (intermediate element) 12, and a driven member (output element) 15 as rotating elements. Including. Further, the damper device 10 includes a plurality of (for example, four in this embodiment) first springs (first ones) arranged alternately on the same circumference at intervals in the circumferential direction as torque transmitting elements. Elastic body) SP1 and second spring (second elastic body) SP2.
- first and second springs SP1 and SP2 an arc coil spring made of a metal material wound with an axial center extending in an arc shape when no load is applied, or when no load is applied A straight coil spring made of a metal material spirally wound so as to have a straight axis extending straight is employed.
- so-called double springs may be employed as shown in the figure.
- the drive member 11 of the damper device 10 is an annular member including the drum portion 11d on the outer peripheral side, and a plurality of (in the present embodiment, for example, extending radially inward from the inner peripheral portion at intervals in the circumferential direction) There are four spring contact portions 11c at 90 ° intervals.
- the intermediate member 12 is an annular plate-like member, and a plurality of (four in this embodiment, for example, 90 ° intervals) spring abutments extending radially inward from the outer peripheral portion in the circumferential direction. It has a portion 12c.
- the intermediate member 12 is rotatably supported by the damper hub 7 and is surrounded by the drive member 11 on the radially inner side of the drive member 11.
- the driven member 15 includes an annular first driven plate 16 and an annular second driven driven connected to the first driven plate 16 through a plurality of rivets (not shown) so as to rotate integrally.
- the first driven plate 16 is configured as a plate-shaped annular member, and is disposed closer to the turbine runner 5 than the second driven plate 17.
- a plurality of rivets are disposed on the damper hub 7 together with the turbine shell 50 of the turbine runner 5. Fixed through.
- the second driven plate 17 is configured as a plate-shaped annular member having an inner diameter smaller than that of the first driven plate 16, and the outer periphery of the second driven plate 17 is connected to the first driven plate via a plurality of rivets (not shown). Fastened to the plate 16.
- Each of the first driven plates 16 extends in an arc shape and corresponds to a plurality (for example, four in this embodiment) of spring accommodating windows 16w arranged at intervals (equal intervals) in the circumferential direction.
- Spring support portions 16b and a plurality of (for example, four in this embodiment) spring contact portions 16c are provided one by one between the spring accommodation windows 16w (spring support portions 16a and 16b) adjacent to each other along the circumferential direction.
- Each second driven plate 17 also extends in an arc shape and corresponds to a plurality (for example, four in this embodiment) of spring accommodating windows 17w disposed at intervals (equal intervals) in the circumferential direction.
- Spring support portions 17b and a plurality of (for example, four in this embodiment) spring contact portions 17c are provided one by one between the spring accommodation windows 17w (spring support portions 17a and 17b) adjacent to each other along the circumferential direction.
- the drive member 11 is rotatably supported by the outer peripheral surface of the second driven plate 17 supported by the damper hub 7 via the first driven plate 16, as shown in FIG. The drive member 11 is aligned with the damper hub 7.
- the first and second springs SP ⁇ b> 1, SP ⁇ b> 2 are 1 between adjacent spring contact portions 11 c of the drive member 11 so as to be alternately arranged along the circumferential direction of the damper device 10. Arranged one by one. Further, each spring contact portion 12c of the intermediate member 12 is disposed between the first and second springs SP1 and SP2 that are arranged between the adjacent spring contact portions 11c and make a pair (act in series). Abuts against the end of the. Thereby, in the attachment state of the damper device 10, one end portion of each first spring SP1 comes into contact with the corresponding spring contact portion 11c of the drive member 11, and the other end portion of each first spring SP1 is connected to the intermediate member 12.
- each second spring SP ⁇ b> 2 contacts a corresponding spring contact portion 12 c of the intermediate member 12, and the other end portion of each second spring SP ⁇ b> 2 is connected to the drive member 11. It contacts the corresponding spring contact portion 11c.
- the plurality of spring support portions 16 a of the first driven plate 16 are arranged on the inner peripheral side of the corresponding one set of first and second springs SP ⁇ b> 1 and SP ⁇ b> 2 on the turbine runner 5 side. Support (guide) from. Further, the plurality of spring support portions 16b support (guide) the side portions on the turbine runner 5 side of the corresponding first and second springs SP1, SP2 from the outer peripheral side. Further, as can be seen from FIG. 2, the plurality of spring support portions 17 a of the second driven plate 17 are arranged on the inner peripheral sides of the corresponding one set of first and second springs SP ⁇ b> 1 and SP ⁇ b> 2 on the lockup piston 80 side. Support (guide) from the side. The plurality of spring support portions 17b support (guide) the side portions on the lockup piston 80 side of the corresponding first and second springs SP1, SP2 from the outer peripheral side.
- each spring contact portion 16c and each spring contact portion 17c of the driven member 15 do not form a pair in the mounted state of the damper device 10 (like the spring contact portion 11c of the drive member 11). No) The first and second springs SP1 and SP2 are in contact with both ends. Thereby, in the attachment state of the damper device 10, the one end portion of each first spring SP1 also abuts the corresponding spring contact portion 16c, 17c of the driven member 15, and the other end portion of each second spring SP2 is The corresponding spring contact portions 16c and 17c of the driven member 15 also contact.
- the driven member 15 is connected to the drive member 11 via the plurality of first springs SP1, the intermediate member 12, and the plurality of second springs SP2, and is paired with each other.
- SP2 is connected in series between the drive member 11 and the driven member 15 via the spring contact portion 12c of the intermediate member 12.
- the damper device 10 of the present embodiment regulates the relative rotation between the drive member 11 and the driven member 15, the first stopper that regulates the relative rotation between the intermediate member 12 and the driven member 15 and the bending of the second spring SP ⁇ b> 2.
- a second stopper has a predetermined torque (first threshold) T1 in which the torque transmitted from the engine EG to the drive member 11 is smaller than the torque T2 (second threshold) corresponding to the maximum torsion angle of the damper device 10.
- first threshold predetermined torque
- T2 second threshold
- the second stopper is configured to restrict relative rotation between the drive member 11 and the driven member 15 when the torque transmitted to the drive member 11 reaches the torque T2 corresponding to the maximum torsion angle.
- the damper device 10 has a two-stage (two-stage) attenuation characteristic.
- the first stopper may be configured to restrict relative rotation between the drive member 11 and the intermediate member 12 and the bending of the first spring SP1.
- the damper device 10 includes a stopper that restricts relative rotation between the drive member 11 and the intermediate member 12 and bending of the first spring SP1, relative rotation between the intermediate member 12 and the driven member 15, and bending of the second spring SP2. There may be provided a stopper for regulating the above.
- the vibration damping device 20 is connected to the driven member 15 of the damper device 10 and disposed inside the fluid transmission chamber 9 filled with hydraulic oil. As shown in FIGS. 2 to 4, the vibration damping device 20 is rotatable to the first driven plate 16 via a first driven plate 16 as a support member (first link) and a first connecting shaft 21.
- a plurality (for example, four in this embodiment) of second connecting shafts 24 that connect the crank member 22 and the inertia mass body 23 so as to be relatively rotatable are included.
- the first driven plate 16 has a plurality (in this embodiment, for example, formed so as to protrude radially outward from the outer peripheral surface 161 at regular intervals (equal intervals). 4) protruding support portions 162.
- one end of each crank member 22 is rotatably connected to the protrusion support 162 of the corresponding first driven plate 16 via the first connecting shaft 21 (see FIG. 3).
- each crank member 22 has two plate members 220 as shown in FIG.
- Each plate member 220 is formed of a metal plate so as to have an arcuate plane shape.
- the radius of curvature of the outer peripheral edge of the plate member 220 is the same as the radius of curvature of the outer peripheral edge of the inertial mass body 23. It is determined the same.
- the two plate members 220 face each other in the axial direction of the damper device 10 via the corresponding protruding support portions 162 and the inertia mass bodies 23 and are connected to each other by the first connecting shaft 21.
- the first connecting shaft 21 includes a connecting hole (circular hole) as a sliding bearing portion formed in the protruding support portion 162 of the first driven plate 16 and a sliding bearing portion formed in each plate member 220.
- a rivet that is inserted into a connecting hole (circular hole) and that is crimped at both ends.
- the first connecting shaft 21 is inserted into a connecting hole as a sliding bearing portion formed in one of the protruding support portion 162 and the two plate members 220 and supported (fitted or fixed) by the other. It may be done. Further, a rolling bearing such as a ball bearing may be arranged between at least one of the plate member 220 and the first connecting shaft 21 and between the protruding support portion 162 and the first connecting shaft 21.
- the inertial mass body 23 includes two annular members 230 formed of a metal plate, and the weight of the inertial mass body 23 (two annular members 230) is sufficiently heavier than the weight of one crank member 22. Determined.
- the annular member 230 has a short cylindrical (annular) main body 231 and a radial interval from the inner peripheral surface of the main body 231 in the circumferential direction (at equal intervals). And a plurality of (for example, four in this embodiment) protruding portions 232 that protrude.
- the two annular members 230 are connected via a fixture (not shown) so that the protruding portions 232 face each other in the axial direction of the annular member 230.
- Each guide portion 232 is formed with a guide portion 235 that guides the second connecting shaft 24 that connects the crank member 22 and the inertial mass body 23.
- the guide portion 235 is an opening that extends in an arc shape, and has a concave curved guide surface 236 and the inner side in the radial direction of the annular member (first driven plate 16) than the guide surface 236 (the center side of the annular member 230). ), A convex curved support surface 237 that faces the guide surface 236, and two stopper surfaces 238 that are continuous on both sides of the guide surface 236 and the support surface 237.
- the guide surface 236 is a concave cylindrical surface having a constant radius of curvature.
- the support surface 237 is a convex curved surface extending in an arc shape
- the stopper surface 238 is a concave curved surface extending in an arc shape.
- the guide part 235 (guide surface 236, support surface 237, and stopper surface 238) has a center of curvature of the guide surface 236 and the center of the annular member 230 (the rotation center RC of the first driven plate 16). It is formed symmetrically with respect to a straight line passing through.
- a straight line passing through the center of curvature of the guide surface 236 and orthogonal to the protruding portion 232 (annular member 230) is invariable with respect to the two annular members 230, that is, the inertial mass bodies 23. It is defined as a virtual axis (third connection axis) 25 (which does not move relative to the inertial mass body 23).
- the second connecting shaft 24 is formed in a solid (or hollow) round bar shape, and has, for example, two round bar-like protrusions 24a protruding outward in the axial direction from both ends. As shown in FIG. 4, the two protrusions 24 a of the second connection shaft 24 are fitted (fixed) into connection holes (circular holes) formed in the plate member 220 of the crank member 22.
- connection hole of the plate member 220 into which the protrusion 24 a is fitted extends coaxially with a straight line whose center passes through the center of gravity G of the crank member 22 (near the center in the longitudinal direction of the plate member 220). In this way, each plate member 220 is formed.
- the length from the center of the first connecting shaft 21 that connects the first driven plate 16 (projection support portion 162) and the crank member 22 to the center of gravity G of the crank member 22 is the same as that of the first connecting shaft 21 and the crank. This corresponds to the inter-axis distance (center-to-center distance) between the second connecting shaft 24 that connects the member 22 and the inertia mass body 23.
- the other end of the crank member 22 (plate member 220) is located on the opposite side of the first connecting shaft 21 with respect to the second connecting shaft 24.
- each protrusion part 24a of the 2nd connection shaft 24 may be penetrated by the connection hole (circular hole) as a sliding bearing part formed in the plate member 220 of the crank member 22.
- the second connecting shaft 24 may be supported by two plate members, that is, the crank members 22 so as to be rotatable from both sides. Further, a rolling bearing such as a ball bearing may be disposed between the plate member 220 and the protrusion 24 a of the second connecting shaft 24.
- the second connecting shaft 24 rotatably supports a cylindrical outer ring 27 via a plurality of rollers (rolling elements) 26.
- the outer diameter of the outer ring 27 is set slightly smaller than the distance between the guide surface 236 and the support surface 237 of the guide portion 235.
- the second connecting shaft 24 and the outer ring 27 are supported by the crank member 22 and disposed in the corresponding guide portion 235 of the inertia mass body 23 so that the outer ring 27 rolls on the guide surface 236.
- the inertial mass body 23 is arranged coaxially with the rotation center RC of the first driven plate 16 and rotatably around the rotation center RC.
- the plurality of rollers 26, the outer ring 27, and the second connecting shaft 24 constitute a rolling bearing, relative rotation between the crank member 22 and the inertia mass body 23 is allowed, and each crank member 22 and the inertia mass body 23 are allowed to rotate. And turn to each other and make an even number.
- a plurality of balls may be disposed between the second connecting shaft 24 and the outer ring 27 instead of the plurality of rollers 26.
- the first driven plate 16 (driven member 15) and each crank member 22 rotate together to form a pair, and are guided by the guide portions 235 of the respective crank members 22 and the inertia mass body 23.
- the second connecting shaft 24 is turned around to form a pair.
- the inertial mass body 23 is rotatably arranged around the rotation center RC of the first driven plate 16. Accordingly, when the first driven plate 16 rotates in one direction, each second connection shaft 24 is interlocked with the second link while being guided by the guide portion 235 of the inertial mass body 23, and the shaft with the first connection shaft 21.
- each crank member 22 swings around the first connecting shaft 21 in accordance with the movement of the second connecting shaft 24, and the virtual shaft 25 and the inertia mass body 23 are moved around the moving second connecting shaft 24. It swings and swings around the rotation center RC of the first driven plate 16 (reciprocating rotational movement).
- the first driven plate 16, the crank member 22, the inertia mass body 23, the first and second connecting shafts 21 and 24, and the guide portion 235 substantially have the first driven plate 16 as a fixed node 4. Configure the knot rotation chain mechanism.
- the distance between the rotation center RC of the first driven plate 16 and the first connection shaft 21 is “L1”, and the distance between the first connection shaft 21 and the second connection shaft 24 is “L2”.
- the distance between the second connecting shaft 24 and the virtual shaft 25 is “L3” and the distance between the virtual shaft 25 and the rotation center RC is “L4” (see FIG. 2), in this embodiment, The first driven plate 16, the crank member 22, the inertia mass body 23, the second connecting shaft 24, and the guide portion 235 of the inertia mass body 23 are configured to satisfy the relationship L1 + L2> L3 + L4.
- the inter-axis distance L3 between the second connecting shaft 24 and the virtual shaft 25 is shorter than the inter-axis distances L1, L2, and L4, and It is determined as short as possible within a range that does not hinder the operation of each crank member 22 and inertial mass body 23.
- the first driven plate 16 (projection support portion 162) serving as the first link has an inter-axis distance L1 between the rotation center RC and the first connecting shaft 21, and the inter-axis distances L2, L3, and L4. Configured to be longer.
- the relationship L1> L4> L2> L3 is established, and the first driven plate 16, the crank member 22, the inertia mass body 23, the first and second connecting shafts 21, 24 and the guide part 235 substantially constitute a double lever mechanism in which the first driven plate 16 facing the line segment (virtual link) connecting the second connecting shaft 24 and the virtual shaft 25 is a fixed node.
- the “equilibrium state (balanced state)” of the vibration damping device 20 includes the sum of centrifugal forces acting on the components of the vibration damping device 20 and the centers of the first and second connecting shafts 21 and 24 of the vibration damping device 20.
- the resultant force with the force acting on the rotation center RC is zero.
- the center of the second connecting shaft 24, the center of the virtual shaft 25, and the rotation center RC of the first driven plate 16 are positioned on a straight line.
- the vibration damping device 20 of the present embodiment has the first connecting shaft 21 in an equilibrium state where the center of the second connecting shaft 24, the center of the virtual shaft 25, and the rotation center RC of the first driven plate 16 are positioned on a straight line.
- the torque (power) from the engine EG as the prime mover is It is transmitted to the input shaft IS of the transmission TM through a path of the front cover 3, the pump impeller 4, the turbine runner 5, and the damper hub 7.
- torque (power) from the engine EG is applied to the front cover 3, the lockup clutch 8, the drive member 11, and the first spring. It is transmitted to the input shaft IS of the transmission TM through a path of SP1, the intermediate member 12, the second spring SP2, the driven member 15, and the damper hub 7.
- the lockup clutch 8 When the lockup clutch 8 is executing the lockup, when the drive member 11 connected to the front cover 3 is rotated by the lockup clutch 8 along with the rotation of the engine EG, the torque transmitted to the drive member 11 is torque.
- the first and second springs SP1 and SP2 act in series via the intermediate member 12 between the drive member 11 and the driven member 15 until T1 is reached.
- torque from the engine EG transmitted to the front cover 3 is transmitted to the input shaft IS of the transmission TM, and torque fluctuations from the engine EG are caused by the first and second springs SP1 of the damper device 10.
- SP2 is attenuated (absorbed).
- the torque transmitted to the drive member 11 becomes equal to or higher than the torque T1
- the torque fluctuation from the engine EG is attenuated (absorbed) by the first spring SP1 of the damper device 10 until the torque reaches the torque T2.
- the first driven plate 16 (driven member 15) of the damper device 10 is rotated. ) Also rotates around the axis of the starting device 1 in the same direction as the front cover 3. As the first driven plate 16 rotates, each crank member 22 and the inertial mass body 23 constituting the vibration damping device 20 swing with respect to the first driven plate 16 as shown in FIGS. 5A, 5B, and 5C. Move.
- the first driven plate 16 can be applied to attenuate the vibration of the first driven plate 16. That is, the vibration attenuating device 20 is the order of vibration transmitted from the engine EG to the first driven plate 16 (excitation order: when the engine EG is, for example, a three-cylinder engine, the 1.5th order, and the engine EG is, for example, a four-cylinder engine. , The vibration is transmitted from the engine EG to the first driven plate 16 regardless of the rotational speed of the engine EG (first driven plate 16). . As a result, it is possible to attenuate vibrations very well by both the damper device 10 and the vibration damping device 20 while suppressing an increase in the weight of the damper device 10.
- a link coupled to both the crank member 22 and the inertial mass body 23, that is, a connecting rod in a general four-bar rotation chain mechanism is used, and a four-bar rotation chain mechanism is configured. Can do. Therefore, in the vibration damping device 20, it is not necessary to increase the thickness and weight to ensure the strength and durability of the connecting rod, and thus it is possible to favorably suppress an increase in the weight and an increase in size of the entire device. .
- the center of gravity G of the crank member 22 moves to the rotation center RC side due to an increase in the weight (moment of inertia) of the connecting rod. It can suppress that the restoring force which acts falls, and can ensure favorable vibration damping performance.
- the inter-axis distance L3 between the second connecting shaft 24 and the virtual shaft 25, that is, a general four-node rotation since there is no need to provide a bearing such as a sliding bearing or a rolling bearing on the virtual shaft 25 of the vibration damping device 20, the inter-axis distance L3 between the second connecting shaft 24 and the virtual shaft 25, that is, a general four-node rotation.
- the degree of freedom in setting the length of the connecting rod in the chain mechanism can be improved, and the inter-axis distance L3 can be easily shortened. Therefore, the vibration damping performance of the vibration damping device 20 can be easily improved by adjusting the inter-axis distance L3.
- a link (connecting rod) connected to both the crank member 22 and the inertial mass body 23 is not necessary, the component force of the centrifugal force Fc acting on the crank member 22 is reduced.
- the vibration damping performance of the vibration damping device 20 can be improved while suppressing an increase in the weight of the crank member 22.
- the vibration damping device 20 can further improve the vibration damping performance while suppressing an increase in weight and an increase in size of the entire device.
- the connecting rod and inertial mass body omitted from the vibration damping device 20 as described above can be said to correspond to a centrifugal pendulum vibration absorber
- the centrifugal pendulum vibration absorber is transmitted to a support member of the pendulum mass body.
- the centrifugal pendulum vibration absorber is the best because the restoring force with respect to the moment of inertia of the pendulum mass body, that is, the amount of change in the equivalent mass of the centrifugal pendulum vibration absorber increases, or the amount of reduction in the equivalent stiffness of the centrifugal pendulum vibration absorber increases.
- the effective order which is the order of vibration that can be damped, becomes smaller as the deflection angle of the pendulum mass increases.
- the centrifugal pendulum type vibration absorber the vibration damping performance deteriorates as the reduction amount of the effective order (difference from the excitation order) increases. Accordingly, the centrifugal pendulum type vibration absorber is generally designed so that the reduction amount of the effective order becomes as small as possible when the deflection angle increases.
- the vibration damping device 20 as described above, the amplitude ⁇ of the vibration transmitted from the drive member 11 to the driven member 15 (hereinafter referred to as “input torque”) increases, and the inertia mass body 23
- the order of vibration that should be damped by the vibration damping device 20 that is, the excitation order q tag of the engine EG
- the effective order q that is the vibration order that is best damped by the vibration damping device 20. Deviation occurs from eff .
- the effective order q eff depends on the excitation order q tag of the engine EG depending on the specifications of the vibration damping device. May be smaller and larger.
- the inventors firstly have an inter-axis distance L1 that depends on the mass m of the crank member 22, the inertia moment (inertia) J of the inertia mass body 23, the number n of cylinders of the engine EG, and the mounting requirements of the vibration damping device 20. Etc., and the effective order q eff is not changed even if the amplitude ⁇ of the vibration of the input torque changes, and the inter-shaft distances L2, L3, L4 and the length Lg (from the center of the first connecting shaft 21 to the crank member 22 A simulation for searching for a combination of the length to the center of gravity G) was performed.
- the inertial mass body 23 is rotated from the position in the equilibrium state to the initial angle around the rotation center RC ( A state in which the inertial mass 23 is rotated by an angle corresponding to a deflection angle around the rotation center RC) is set as an initial state, and a torque that does not include a vibration component is applied to the first driven plate 16 for each of a plurality of initial angles.
- the first driven plate 16 is rotated at a constant rotational speed (for example, 1000 rpm), and the inertia mass body 23 and the like are swung at a frequency corresponding to the initial angle.
- the models act on the crank member 22 and the like in the fluid transmission chamber 9. Ignored the effects of centrifugal oil pressure and friction between members.
- the vibration damping device 20 that satisfies any of the equations (1), (2), and (3), by changing the mass m of the crank member 22 and the inertia moment J of the inertia mass body 23, It has been found that the convergence value of the effective order q eff (hereinafter referred to as “reference order q ref ”) changes when the amplitude ⁇ of the vibration of the input torque decreases.
- the reference order q ref increases as the mass m of the crank member 22 decreases , and increases as the inertia moment J of the inertia mass body 23 increases.
- L4 / (L3 + L4) ⁇ ⁇ (Lg / L2) + ⁇ ⁇ n + ⁇ (1) L4 / (L3 + L4)> ⁇ ⁇ (Lg / L2) + ⁇ ⁇ n + ⁇ (2) L4 / (L3 + L4) ⁇ ⁇ (Lg / L2) + ⁇ ⁇ n + ⁇ (3)
- the present inventors have examined the relationship between the reference order q ref and the vibration damping performance in the vibration damping device 20 based on the results of the simulation and analysis described above.
- the ratio ⁇ is identical to become mutually relative shift amount of the exciting order q tag from the excitation order q tag of effective degree q eff, and a plurality of reference orders q ref has been created to be different from each other in the vibration damping apparatus 20 About the model, using the LMS Imagine.Lab Amesim (registered trademark) of Siemens Co., Ltd., the rotational speed Ne of the engine EG (here, a three-cylinder engine) and the final vibration suppression target (here, the drive shaft DS) The relationship with the torque fluctuation T Fluc was evaluated by numerical analysis.
- the amount of deviation from the excitation order q tag of effective degree q eff is the effective degree q eff when the deflection angle of the inertial mass 23 amplitude ⁇ is the biggest vibration input torque is maximum excitation orders q minus tag .
- the dynamic model used for the analysis is a dynamic model simulating the vehicle structure (see FIG. 1) from the engine EG to the wheel W including the vibration damping device 20 and the final vibration suppression target (here, the drive shaft DS).
- this is a multi-degree-of-freedom dynamic model in consideration of the nonlinearity of the object to be controlled and the vibration damping device 20.
- the mass m of the driven inertia J 1 member 15, the moment of inertia J 2, center distance L3 and L4 of the inertial mass 23 and all of the crank member 22, Is appropriately changed in consideration of the mountability of the vibration damping device 20 with respect to the starting device 1 (vehicle), and the reference orders q ref are made different among the models of the plurality of vibration damping devices 20. That is, in the analysis, parameters other than the moments of inertia J 1 and J 2 , the inter-axis distances L 3 and L 4, and the mass m are set as fixed values among the design parameters in the dynamic model.
- FIG. 6 shows an analysis result of the relationship between the rotational speed Ne and the torque fluctuation T Fluc of the drive shaft DS in a plurality of models M0 to M11 of the vibration damping device 20 having different reference orders q ref .
- This figure shows the analysis result of the torque fluctuation T Fluc (vibration level) of the drive shaft DS in a state where torque is transmitted from the engine EG to the driven member 15 by executing lock-up.
- the models M1 to M7 are models in which the moments of inertia J 1 and J 2 , the inter-axis distances L3 and L4, and the mass m are determined so that the reference order q ref increases by 0.005.
- the reference order q ref of the model M7 1.535.
- the moments of inertia J 1 and J 2 , the inter-axis distances L 3 and L 4, and the mass m of each model M 0 to M 11 are the amplitudes of the vibrations of the input torque transmitted from the engine EG to the driven member 15 according to the above equation (2). It was determined that the effective order q eff gradually increases as ⁇ increases (for example, the ratio ⁇ becomes a constant value around 10%). Further, between the models M0 to M11, the inertia moment J 1 of the driven member 15, the inter-axis distances L3 and L4, and the mass m of the crank member 22 are made constant and the inertia moment J 2 of the inertia mass body 23 is changed.
- the reference order q ref was changed as follows. However, as described above, the reference order q ref can be adjusted by changing the mass m of the crank member 22 while keeping the moments of inertia J 1 and J 2 and the inter-axis distances L3 and L4 constant.
- the peak value of the torque fluctuation T Fluc in the predetermined rotation speed region of the lock-up region is below the allowable value.
- the torque fluctuation T Fluc of the drive shaft DS near the rotation speed Nlup exceeded the allowable value.
- the vibration damping device 20 including the crank member 22 and the inertia mass body 23 that swings in conjunction with the crank member 22, the effective order q when the amplitude ⁇ of the vibration of the input torque decreases. than the reference degree q ref the convergence value of eff match the excitation order q tag of the engine EG, to be larger than the excitation order q tag, it will be understood that may further improve the vibration damping performance. Based on this, the vibration damping device 20 of the present embodiment is designed so that the reference order q ref is larger than the excitation order q tag of the engine EG.
- the reference order q ref is The smaller the value, the larger the peak value of the torque fluctuation T Fluc in the predetermined rotation speed range of the lockup region.
- the vibration damping device 20 is 1.00 ⁇ q tag ⁇ q ref ⁇ 1.03 ⁇ q tag , more preferably 1.01 ⁇ q tag ⁇ q ref ⁇ 1.02 ⁇ . It should be designed to satisfy q tag .
- the peak value of the torque fluctuation T Fluc in the predetermined rotation speed range of the lockup region is brought close to the value near the minimum value MIN (target value or target range), and the crank member 22 and the crank
- the vibration damping performance of the vibration damping device 20 including the inertia mass body 23 that swings in conjunction with the member 22 can be improved extremely well.
- the vibration damping device 20 may be designed. That is, when designing the vibration damping device 20, first, a dynamic model as described above simulating the vehicle structure from the engine EG to the wheels W including the vibration damping device 20 and the final vibration damping target is created (step S100). ).
- step S110 reference order q ref or match to the excitation order q tag, or the moment of inertia J 1 as a design parameter to be slightly larger than the excitation order q tag, J 2, center distance L3, L4, and the mass m Is set.
- numerical calculation using the software such as LMS Imagine.Lab Amesim (calculation of the above-mentioned response) is executed for the design parameters set in step S110 (step S120), and the drive shaft DS that is the object of vibration control A torque fluctuation T Fluc is derived (S130).
- step S130 After the process of step S130, whether or not the minimum value MIN of the peak value of the torque fluctuation T Fluc in a predetermined rotation speed range (for example, 1000 to 2000 rpm) can be discriminated, that is, the peak value of the torque fluctuation T Fluc is determined. It is determined whether or not has changed from decreasing to increasing (step S140). If it is determined in step S140 that the minimum value MIN of the peak value of the torque fluctuation T Fluc cannot be determined, the process returns to step S110, and the reference order q ref is determined based on the design parameters set in the previous step S110.
- a predetermined rotation speed range for example, 1000 to 2000 rpm
- the inertia moments J 1 and J 2 , the inter-axis distances L 3 and L 4, and the mass m are reset (changed) as design parameters so as to be larger than the order q ref .
- only the moment of inertia J 2 or the mass m may be changed in order to increase the reference order q ref .
- the processes in steps S120 to S140 described above are executed again. That is, in the processes of steps S120 and S130, the design parameter is set (changed) so that the reference order q ref increases in step S110, and the minimum value MIN of the peak value of the torque fluctuation T Fluc is determined in step S140. Is repeatedly executed until it is determined that it can be determined.
- step S140 If it is determined in step S140 that the minimum value MIN of the peak value of the torque fluctuation T Fluc can be determined, the design parameter for setting the peak value of the torque fluctuation T Fluc to the target value, that is, the peak value is minimized.
- step S150 for example, the design parameter (for example, the moment of inertia J 2 or the moment of inertia J 2 is set so that the reference order q ref becomes larger than the reference order q ref determined from the design parameter immediately before the peak value of the torque fluctuation T Fluc starts to increase.
- the torque fluctuation T Fluc is derived in the same manner as steps S120 and S130 while changing the mass m), and the peak value in the predetermined rotation speed range of the torque fluctuation T Fluc is set to the minimum value MIN or the minimum value. What is necessary is just to search the design parameter used as the value near MIN.
- the reference order q ref is determined as the excitation order q. larger than tag, and the peak value of the torque variation T Fluc is designed to approximate by the minimum value MIN is completed.
- the reference order q ref of the vibration damping device 20 is determined according to the values of the moments of inertia J 1 and J 2 , the inter-axis distances L 3 and L 4, and the mass m determined as design values.
- the design parameters may be automatically set (changed) by software, or separately set design parameters may be input to the software.
- the reference order q ref A plurality of sets of predetermined design parameters (J 1 , J 2 , L 3, L 4, m) may be sequentially set as parameters used in the numerical analysis so as to increase.
- the vibration to the starting device 1 is determined from the design parameter immediately before the peak value of the torque fluctuation T Fluc starts increasing and the design parameter when the peak value starts increasing.
- a design parameter that sets the peak value of the torque fluctuation T Fluc to a value in the vicinity of the minimum value MIN may be determined in consideration of the mountability of the damping device 20 and the like.
- the peak value in the predetermined rotation speed range of the torque fluctuation T Fluc derived in step S130 in FIG. 8 is included in the predetermined target value (allowable range, near the minimum value MIN in FIG. 7).
- a plurality of different design parameters may be extracted, and a design value may be selected by selecting a design parameter that minimizes the peak value of the torque fluctuation T Fluc from the plurality of design parameters.
- the target value may be set to be smaller than the torque fluctuation T Fluc of the vibration suppression target (drive shaft DS) when the reference order q ref is matched with the excitation order q tag of the engine EG.
- step S100 of FIG. 8 the moments of inertia J 1 and J 2 , the inter-axis distances L3 and L4, and the mass m as design parameters are input from the engine EG to the driven member 15 according to the above equation (2).
- the effective order q eff may be set to increase gradually as the amplitude ⁇ of the vibration of the torque increases.
- the vibration damping device 20 by designing the vibration damping device 20 so that the effective order q eff increases as the amplitude ⁇ of the vibration of the input torque transmitted from the engine EG to the driven member 15 increases using the equation (2), Even if a deviation of the effective order q eff occurs as the amplitude ⁇ increases, it is possible to shift the region where the vibration damping performance is lowered due to the deviation of the effective order q eff to the higher rotation side. As a result, it is possible to suppress a decrease in the vibration damping performance due to the deviation of the effective order q eff in a region where the rotational speed Ne in the lockup region is relatively low, and thus vibration in a region where the rotational speed Ne of the engine EG is low. It is possible to further improve the attenuation performance.
- the vibration damping device 20 does not change the effective order q eff even if the amplitude ⁇ of the vibration of the input torque transmitted from the engine EG to the driven member 15 changes (so that the ratio becomes 0%). May be designed. Also in this case, the vibration damping performance is suppressed in a region where the rotational speed Ne of the engine EG is low by suppressing a decrease in the vibration damping performance due to the deviation of the effective order q eff in a region where the rotational speed Ne in the lockup region is relatively low. Can be further improved.
- the inventors of the present invention designed the vibration damping device 20 without depending on specific software, and for the driven member 15 that is one of the vibration control targets, an equation of motion as shown in the following equation (4). And an equation of motion as shown in the following equation (5) was constructed for the entire vibration damping device 20.
- J 1 is the inertia moment of the driven member 15 (first and second driven plates 16, 17), and “J 2 ” is the inertia moment of the inertia mass body 23.
- M is the mass (total value) of all (four in this embodiment) crank members 22, and “k” is the rigidity of the system between the engine EG and the driven member 15 ( Spring constant).
- L 3 is the distance between the center of gravity G of the crank member 22 and the fulcrum of the crank member 22 relative to the inertia mass body 23, that is, the virtual axis 25.
- the distance L 3 matches the inter-axis distance L 3
- the distance L 4 matches the inter-axis distance L 4 .
- “ ⁇ ” is the reference line And an angle formed by a swinging fulcrum of the crank member 22 relative to the inertial mass body 23, that is, a line segment from the rotation center RC to the virtual axis 25 (see FIG. 5A).
- “Td” is the torque transmitted from the engine EG to the driven member 15
- “ ⁇ ” is the frequency of vibration transmitted from the engine EG to the driven member 15. is there.
- the symbol “′” indicates a single differentiation with respect to the angle ⁇
- the symbol ““ ” indicates a double differentiation with respect to the angle ⁇ .
- the reference line is a straight line (L1) passing through the rotation center RC and the center of the first connecting shaft 21.
- the angle ⁇ is an angle formed by a straight line (L1) passing through the rotation center RC and the center of the first connection shaft 21 and a line segment (L3) from the center of the second connection shaft 24 to the virtual axis 25,
- the angle ⁇ is an angle formed by a straight line (L1) passing through the rotation center RC and the center of the first connecting shaft 21 and a line segment (L4) from the rotation center RC to the virtual axis 25.
- the straight line (L1) passing through the reference line that is, the rotation center RC and the center of the first connecting shaft 21, and the center of the first connecting shaft 21 to An angle ⁇ (see FIG. 5A) formed by the line segment (L2) to the center is considered as a function of the angle ⁇ and the like.
- the vibration damping device 20 in the vicinity of the equilibrium state can be obtained as in the following equation (8).
- the reference order q ref that is the convergence value of the effective order q eff when the amplitude ⁇ of the vibration of the input torque becomes smaller can be obtained as the following equation (9).
- an angle ⁇ formed by the reference line and a line segment from the center of the first connecting shaft 21 to the center of the second connecting shaft 24 is calculated for a plurality of engine speeds Ne based on the derived angle ⁇ and the like. be able to. Then, for example, by performing a numerical calculation using a dynamic model of the system from the driven member 15 to the wheel W in the vehicle on which the starting device 1 is mounted, the equation (4) and the equation of motion (5) are obtained. Based on the angular displacement ⁇ , the angles ⁇ , ⁇ , and ⁇ , it is possible to derive the torque fluctuation transmitted to the final vibration suppression target (here, the drive shaft DS) for a plurality of engine speeds Ne.
- the final vibration suppression target here, the drive shaft DS
- the vibration damping device 20 is designed so that the reference order q ref becomes larger than the excitation order q tag of the engine EG even if the numerical calculation using the equations of motion of the above-described equations (4) and (5) is executed. It becomes possible to do.
- the moment of inertia J 1 of the reference order q ref as a design parameter or match to the excitation order q tag, or to slightly larger than the excitation order q tag, J 2
- the inter-axis distances L3 and L4 and the mass m are set (step S200).
- step S210 the equation of motion of the above formulas (4) and (5) is solved for the design parameters set in step S200, and the angular displacement ⁇ , angles ⁇ and ⁇ when a certain torque Td is transmitted to the driven member 15 is transmitted.
- (And angle ⁇ ) are derived for a plurality of engine speeds Ne (step S210).
- step S220 whether or not the minimum value MIN of the peak value of torque fluctuation T Fluc in a predetermined rotation speed range (for example, 1000 to 2000 rpm) can be determined in the same manner as step S140 in FIG. That is, it is determined whether or not the peak value of the torque fluctuation T Fluc has changed from decreasing to increasing (step S230).
- a predetermined rotation speed range for example, 1000 to 2000 rpm
- step S230 If it is determined in step S230 that the minimum value MIN of the peak value of the torque fluctuation T Fluc cannot be determined, the process returns to step S200, and the reference order q ref is determined based on the design parameters set in the previous step S200.
- the inertia moments J 1 and J 2 , the inter-axis distances L 3 and L 4, and the mass m are reset (changed) as design parameters so as to be larger than the order q ref .
- only the moment of inertia J 2 or the mass m may be changed in order to increase the reference order q ref .
- the design parameter is set (changed) so that the reference order q ref increases in step S200, and the minimum value MIN of the peak value of the torque fluctuation T Fluc is determined in step S230. Is repeatedly executed until it is determined that it can be determined.
- step S230 If it is determined in step S230 that the minimum value MIN of the peak value of the torque fluctuation T Fluc can be discriminated, the peak value of the torque fluctuation T Fluc is set to the target value in the same manner as in step S150 of FIG. Design parameters, that is, the peak value is made closer to the minimum value MIN, or design parameters that make the peak value the minimum value MIN, that is, moments of inertia J 1 and J 2 , distances L3 and L4 between the axes, and mass m are selected ( Step S240).
- step S240 for example, the design parameter (for example, moment of inertia J 2) is set so that the reference order q ref becomes larger than the reference order q ref determined from the design parameter immediately before the peak value of the torque fluctuation T Fluc starts to increase. or mass m) to change the manner similar to steps S210 and S220 while deriving the torque variation T Fluc with, or the peak value in the rotational speed range in which the predetermined torque fluctuation T Fluc local minimum MIN, or the minimum What is necessary is just to search for the design parameter to be a value near the value MIN.
- the design parameter for example, moment of inertia J 2
- the reference order q ref is determined as the excitation order q. larger than tag, and the peak value of the torque variation T Fluc is designed to approximate by the minimum value MIN is completed.
- the reference order q ref of the vibration damping device 20 is determined according to the values of the moments of inertia J 1 and J 2 , the inter-axis distances L 3 and L 4, and the mass m determined as design values.
- the design parameters may be automatically set (changed) by software, or separately set design parameters may be input to the software, and the reference order q
- a plurality of predetermined design parameters J 1 , J 2 , L 3, L 4, m
- the starting device 1 is determined from the design parameter immediately before the peak value of the torque fluctuation T Fluc starts to increase and the design parameter when the peak value starts to increase.
- a design parameter for setting the peak value of the torque fluctuation T Fluc to a value near the minimum value MIN may be determined in consideration of the mountability of the vibration damping device 20 and the like.
- the peak value in the predetermined rotation speed range of the torque fluctuation T Fluc derived in step S220 of FIG. 9 is included in the predetermined target value (see the allowable range, the vicinity of the minimum value MIN in FIG. 7).
- a plurality of design parameters to be generated may be extracted, and a design value may be selected by selecting the one that minimizes the peak value of the torque fluctuation T Fluc from the plurality of design parameters.
- the target value may be set to be smaller than the torque fluctuation T Fluc of the vibration suppression target (drive shaft DS) when the reference order q ref is matched with the excitation order q tag of the engine EG.
- step S200 of FIG. 9 the moments of inertia J 1 and J 2 , the inter-axis distances L3 and L4, and the mass m as design parameters are input from the engine EG to the driven member 15 according to the above equation (2).
- the effective order q eff may be set to increase gradually as the amplitude ⁇ of the vibration of the torque increases. As a result, it is possible to prevent the vibration damping performance from being degraded due to the deviation of the effective order q eff in the region where the rotational speed Ne in the lockup region is relatively low, so that the vibration in the region where the rotational speed Ne of the engine EG is low It is possible to further improve the attenuation performance.
- the reference order q ref can be easily set to the excitation order q of the engine EG by using the above equation (9). It is possible to improve the vibration damping performance of the vibration damping device 20 within an appropriate range larger than the tag . However, when the torque fluctuation of the vibration control target obtained by the numerical calculation using the equations of motion of the above equations (4) and (5) falls within the allowable range, the moments of inertia J 1 and J applied to the numerical calculation 2.
- the reference order q ref determined from the inter-axis distances L3 and L4, the mass m, and the equation (9) is larger than the excitation order q tag of the engine EG. Therefore, when a plurality of combinations of the moments of inertia J 1 and J 2 , the inter-axis distances L 3 and L 4, and the mass m are determined, the formula (9) is not necessarily used.
- the rotating element that rotates integrally with the first driven plate 16 as the support member (the driven member 15 as a whole in the case of the above embodiment) is the final vibration suppression target of the vibration damping device 20, the above formula
- the torque fluctuation of the rotating element may be derived from the angular displacement ⁇ , the angles ⁇ and ⁇ obtained by solving the equations of motion of (4) and (5).
- the above equation (9) is used when setting a plurality of combinations of moments of inertia J 1 and J 2 , inter-axis distances L 3 and L 4, and mass m as design parameters in step S 110 of FIG. Also good.
- the guide portion 235 may be formed on the crank member 22, and the second connecting shaft 24 may be supported by the inertia mass body 23. Furthermore, although the guide portion 235 includes a convex curved support surface 237 and a stopper surface 238 facing the guide surface 236, the support surface 237 and the stopper surface 238 may be omitted as shown in FIG. .
- a guide portion 235V formed on the protrusion 232 of the annular member 230V shown in FIG. 11 is a substantially semicircular notch having a concave curved surface (concave cylindrical surface) guide surface 236 having a constant radius of curvature.
- a guide portion similar to the guide portion 235V may be formed on the plate member 220 of the crank member 22.
- the guide surface 236 may be, for example, a concave curved surface formed so that the radius of curvature changes stepwise or gradually as long as the second connecting shaft 24 is moved as described above.
- annular inertial mass body 23 may be configured to be supported (aligned) by the first driven plate 16 so as to be rotatable. As a result, when the crank member 22 swings, the inertial mass body 23 can be smoothly swung around the rotation center RC of the first driven plate 16.
- the annular inertial mass body 23 may be replaced with a plurality of (for example, four) mass bodies having the same specifications (size, weight, etc.).
- the mass members are arranged in an equilibrium state at intervals (equal intervals) in the circumferential direction, and the crank members 22 (two plate members 220) and the second are arranged so as to swing around the rotation center RC.
- it may be constituted by a metal plate having an arcuate planar shape connected to the first driven plate 16 via the connecting shaft 24 and the guide portion 235.
- a guide portion is provided on the outer peripheral portion of the first driven plate 16 to guide each mass body to swing around the rotation center RC while receiving a centrifugal force (centrifugal hydraulic pressure) acting on each mass body. May be.
- the vibration damping device 20 includes a dedicated support member (first link) that supports the crank member 22 in a swingable manner so as to rotate with the crank member 22 and to rotate with the inertia mass body 23. It may be. That is, the crank member 22 may be indirectly coupled to the rotating element via a dedicated support member as the first link.
- the support member of the vibration damping device 20 is a vibration attenuation target, for example. What is necessary is just to connect so that it may rotate coaxially and integrally with rotating elements, such as the drive member 11, the intermediate member 12, or the 1st driven plate 16, of the damper apparatus 10.
- the vibration damping device 20 configured as described above can also satisfactorily attenuate the vibration of the rotating element.
- the guide portion 235 in the vibration damping device 20 may be omitted, and instead, the connecting rod 35 shown in the same drawing may be used.
- the connecting rod 35 is rotatably connected to the crank member 22 via the second connecting shaft 24X and is rotatably connected to the protrusion 232 of the inertia mass body 23X via the third connecting shaft 30.
- the vibration damping device 20X is also designed based on the above formula (1) or (2), and thus has the same operational effects as the vibration damping device 20.
- the moment of inertia J 1 is obtained by numerical calculation using, for example, software such as the above-mentioned LMS Imagine.Lab Amesim, or numerical calculation using the equations of motion of the above formulas (4) and (5).
- J 2 , inter-axis distances L 3 and L 4, and design values of mass m can be determined.
- FIG. 13 is an enlarged view showing another vibration damping device 20Y of the present disclosure
- FIG. 14 is an enlarged cross-sectional view of a main part of the vibration damping device 20Y.
- the vibration damping device 20Y shown in these drawings rotates to the first driven plate 16 via a driven plate 16Y as a support member configured in the same manner as the first driven plate 16 and a connecting shaft (connecting member) 214, respectively.
- a plurality of (in this embodiment, for example, four) weights 22Y as restoring force generating members that are freely connected, and a single ring connected to the driven plate 16Y and each weight 22Y via a connecting shaft 214 Inertial mass body 23Y.
- the driven plate 16Y has a plurality (four in this embodiment, for example, at 90 ° intervals) arranged on the outer peripheral portion thereof at intervals (equal intervals) in the circumferential direction.
- Long hole (through hole) 16h first guide portion.
- each elongated hole 16h guides a connecting shaft 214 formed in a solid (or hollow) round bar shape, that is, a cone 22Y, and a central axis extending in the longitudinal direction is a diameter of the driven plate 16Y.
- the driven plate 16Y is formed to extend in the direction and pass through the rotation center RC.
- each weight body 22 ⁇ / b> Y has two plate members 220 ⁇ / b> Y that are connected to each other via a connecting shaft 214.
- each plate member 220Y is formed in a disk shape from a metal plate.
- the connecting shaft 214 is fixed (connected) to the two plate members 220Y so that the axis of the connecting shaft 214 passes through the center of gravity G of the weight body 22Y.
- the inertia mass body 23Y includes two annular members 230Y formed of a metal plate, and the weight of the inertia mass body 23Y (two annular members 230Y) is sufficiently heavier than the weight of one weight body 22Y. Determined.
- the annular member 230Y includes a plurality of (four in this embodiment, for example, 90 ° intervals) guide portions 235Y arranged at intervals (equal intervals) in the circumferential direction. (Second guide portion).
- Each guide portion 235Y is an opening extending in an arc shape, and guides the connecting shaft 214, that is, the cone 22Y.
- the guide portion 235Y has a concave curved guide surface 236 and a convex curved surface facing the guide surface 236 on the inner peripheral side of the annular member 230Y (center side of the annular member 230Y) with respect to the guide surface 236.
- the support surface 237, and the guide surface 236 and the two stopper surfaces 238 continuous to both sides of the support surface 237 are included.
- the guide surface 236 is a concave cylindrical surface having a constant radius of curvature.
- the support surface 237 is a convex curved surface extending in an arc shape
- the stopper surface 238 is a concave curved surface extending in an arc shape.
- the distance between the guide surface 236 and the support surface 237 is set to be slightly larger than the outer diameter of the connecting shaft 214.
- the guide portion 235Y (guide surface 236, support surface 237, and stopper surface 238) is a straight line passing through the center of curvature of the guide surface 236 and the center of the annular member 230Y (rotation center RC of the driven plate 16Y). Are formed symmetrically.
- the two annular members 230 ⁇ / b> Y have one driven plate 16 ⁇ / b> Y on each side in the axial direction of the driven plate 16 ⁇ / b> Y so that the corresponding guide portions 235 ⁇ / b> Y face each other in the axial direction of the annular member 230 ⁇ / b> Y.
- the inner peripheral surfaces of the two annular members 230Y are supported by a plurality of protrusions 16p (see FIG. 13) provided to protrude from the driven plate 16Y in the axial direction.
- each annular member 230Y (inertial mass body 23Y) is rotatably supported around the rotation center RC by the driven plate 16Y.
- the two plate members 220Y are arranged so as to face each other in the axial direction via the corresponding driven plate 16Y and the two annular members 230Y, and are connected to each other by the connecting shaft 214.
- the connecting shaft 214 that connects the two plate members 220Y passes through the corresponding long holes 16h of the driven plate 16Y and the corresponding guide portions 235Y of the two annular members 230Y.
- the driven plate 16Y, the weight body 22Y, and the inertia mass body 23Y are connected via the connection shaft 214, and each connection shaft 214 is connected to the corresponding long hole 16h of the driven plate 16Y and the corresponding guide of the inertia mass body 23Y. It becomes possible to move along both parts 235Y.
- the weight body 22Y (connection shaft 214) forms a sliding pair with the driven plate 16Y and the inertia mass body 23Y, and the driven plate 16Y and the inertia mass body 23Y rotate to form a pair.
- the driven plate 16Y having the long holes 16h, the plurality of weight bodies 22Y, and the inertia mass body 23Y having the guide portions 235Y constitute a slider crank mechanism (both slider crank chains).
- the equilibrium state of the vibration damping device 20Y is a state in which the connecting shaft 214 is located at the center in the circumferential direction of the guide portion 235Y and is located at the radially outer end of the long hole 16h (see FIG. 13).
- the connecting shaft 214 that connects the two plate members 220Y is guided by the centrifugal force to the weight body 22Y to guide the guide portion 235Y of the inertial mass body 23Y. It is pressed against the surface 236 and rolls or slides on the guide surface 236 toward one end of the guide portion 235Y. Further, as the driven plate 16Y rotates, the connecting shaft 214 moves in the radial direction of the driven plate 16Y along the long hole 16h of the driven plate 16Y toward the radially inner end of the long hole 16h.
- the connecting shaft 214 when the connecting shaft 214 reaches one end of the guide portion 235Y and the radially inner end of the long hole 16h, the centrifugal force acting on the weight 22Y brings the connecting shaft 214 into the equilibrium state. Acts as a restoring force to return. As a result, the connecting shaft 214 rolls or slides on the guide surface 236 toward the other end of the guide portion 235Y, and at the radially outer end of the elongated hole 16h along the elongated hole 16h. It moves toward the radial direction of the driven plate 16Y.
- the weight body 22Y reciprocates (oscillates) in the radial direction with respect to the driven plate 16Y within the elongated hole 16h, and moves relative to the inertial mass body 23Y along the guide portion 235Y.
- the inertial mass body 23Y swings (reciprocally rotates) around the rotation center RC of the first driven plate 16 as the weight body 22Y moves (swings).
- a vibration having a phase opposite to that transmitted from the engine EG to the drive member 11 is applied to the driven plate 16Y via the guide portions 235Y and the connecting shafts 214 from the swinging inertial mass body 23. It becomes possible to attenuate the vibration of the driven plate 16Y.
- the effective order q eff does not change even if the amplitude of vibration of the input torque transmitted from the engine EG to the driven member 15 changes, or the effective order q eff increases as the amplitude ⁇ increases. Good.
- the distance between the center of gravity G of the weight body 22Y and the swing fulcrum along the guide portion 235Y (second guide portion) of the weight body 22Y is “L3”.
- the distance between the fulcrum of oscillation along the guide portion 235Y of the weight 22Y and the rotation center RC may be “L4” (see FIG. 13).
- the fulcrum of oscillation along the guide portion 235Y of the weight body 22Y coincides with the center of curvature of the guide surface 236 (guide portion 235Y).
- L4 / (L3 + L4) ⁇ + ⁇ ⁇ n + ⁇ (10) L4 / (L3 + L4)> ⁇ + ⁇ ⁇ n + ⁇ (11)
- an equation of motion as shown in the following equation (12) is constructed for the driven member 15 that is one of the vibration control targets, and the following equation (13) ) Can be constructed.
- Equation (12) and (13) “J 1 ” is the inertia moment of the driven member 15 (first and second driven plates 16, 17), and “J 2 ” is the inertia moment of the inertia mass body 23. “M” is the mass (total value) of all (four in this embodiment) weight body 22Y, and “k” is the rigidity of the system between the engine EG and the driven member 15 ( Spring constant). In Expressions (12) and (13), “L 3 ” is the distance between the center of gravity G of the weight body 22Y and the fulcrum of oscillation along the guide portion 235Y (second guide portion) of the weight body 22Y.
- L 4 is the distance between the fulcrum of swing along the guide portion 235Y of the weight body 22Y and the rotation center RC, and “r” is the distance between the center of gravity G of the weight body 22Y and the rotation center RC. It is.
- ⁇ is the steady rotational angular velocity of the driven member
- ⁇ is the angular displacement from the steady rotational state of the driven member
- ⁇ is , Is an angle formed by a line segment from the rotation center RC to the fulcrum of swing along the guide portion 235Y of the weight 22Y and a line segment from the rotation center RC to the center of gravity G of the weight 22Y.
- the reference order q ref becomes larger than the excitation order q tag of the engine EG.
- the reference order q ref is made larger than the excitation order q tag and the peak value of the torque fluctuation T Fluc is set to the minimum value MIN.
- Design values of the moments of inertia J 1 and J 2 , the inter-axis distances L 3 and L 4, and the mass m can be obtained.
- the reference order q ref of the vibration damping device 20 is determined according to the values of the moments of inertia J 1 and J 2 , the inter-axis distances L 3 and L 4, and the mass m determined as design values.
- the vibration damping device 20Y includes a plurality of cylindrical shapes that constitute a rolling bearing by being rotatably supported by a connecting shaft 214 via a plurality of rollers (or balls or rolling elements) 26Y.
- An outer ring 27Y may be provided.
- each connecting shaft 214 rolls or slides on the inner surface of the long hole 16h of the driven plate 16Y and the guide portion 235Y (guide surface 236) of the inertia mass body 23Y (annular member 230Y).
- three outer rings 27Y are mounted. Thereby, each weight body 22Y and the inertial mass body 23Y can be rocked more smoothly.
- the guide surface 236 of the guide portion 235Y is a concave cylindrical surface having a constant radius of curvature, but the guide surface 236 is formed so that the radius of curvature changes stepwise or gradually. It may be a concave curved surface. Further, the support surface 237 and the stopper surface 238 may be omitted from the guide portion 235Y. Further, in the vibration damping device 20Y, the inertial mass body 23Y does not necessarily have to be rotatably supported around the rotation center RC by the driven plate 16Y.
- the elongated hole 16h is formed in the driven plate 16Y so that its central axis extends in the radial direction of the driven plate 16Y and passes through the rotation center RC, thereby making the oscillation of the inertial mass body 23 symmetrical to the left and right.
- the long hole 16h may be formed in the driven plate 16Y so that its central axis extends in an arc shape.
- the center of curvature of the central axis of the long hole 16h is set on the central axis of the first connecting shaft 21 in the vibration damping device 20, and the radius of curvature of the central axis of the long hole 16h is the vibration. If the distance L2 between the first connecting shaft 21 and the second connecting shaft 24 in the damping device 20 is matched, the vibration damping device 20Y can be operated in the same manner as the vibration damping device 20.
- the vibration damping device 20Y which is a slider crank mechanism, includes a single driven plate 16Y as a support member and a single driven plate 16Y disposed between the two driven plates 16Y in the axial direction. It may include an inertia mass body 23Y that is an annular member, and a plurality of cones 22Y that are guided by the elongated holes 16h of each driven plate 16Y and the guide portion 235Y (guide surface 236) of the inertia mass body 23Y. Good.
- the cone 22Y is guided by a large-diameter main body 22a guided by the guide portion 235Y of the inertial mass 23Y and a corresponding long hole 16h of the driven plate 16Y. And a shaft portion 22b extending on both sides in the axial direction.
- a guide portion (second guide portion) corresponding to the guide portion 235Y may be formed on the weight body 22Y, and the connecting shaft 214 may be connected (fixed) to the inertia mass body 23Y.
- the first guide portion corresponding to the elongated hole 16h may be provided in the weight body 22Y.
- the second guide portion corresponding to the guide portion 235Y includes the driven plate 16Y (support member) and the inertial mass.
- the connecting shaft 214 may be provided on the other side of the driven plate 16Y and the inertial mass body 23Y.
- the first guide portion corresponding to the long hole 16h may be provided in the inertia mass body 23Y.
- the second guide portion corresponding to the guide portion 235Y is one of the driven plate 16Y and the weight body 22Y.
- the connecting shaft 214 may be provided on the other of the driven plate 16Y and the weight body 22Y.
- the vibration damping devices 20, 20X, and 20Y may be connected to the intermediate member 12 of the damper device 10 or to the drive member (input element) 11 (see the two-dot chain line in FIG. 1). Further, the vibration damping devices 20, 20X, and 20Y may be applied to the damper device 10B illustrated in FIG.
- a damper device 10B in FIG. 18 corresponds to the damper device 10 in which the intermediate member 12 is omitted, and includes a drive member (input element) 11 and a driven member 15 (output element) as rotating elements, and as a torque transmitting element.
- a spring SP disposed between the drive member 11 and the driven member 15 is included.
- the vibration damping devices 20, 20X, and 20Y may be coupled to the driven member 15 of the damper device 10B as illustrated, or may be coupled to the drive member 11 as indicated by a two-dot chain line in the drawing. .
- the vibration damping devices 20, 20X, 20Y may be applied to the damper device 10C shown in FIG.
- the damper device 10C of FIG. 19 includes a drive member (input element) 11, a first intermediate member (first intermediate element) 121, a second intermediate member (second intermediate element) 122, and a driven member (output element) as rotating elements. 15 and a second spring SP2 disposed between the drive member 11 and the first intermediate member 121 as a torque transmitting element, and a second spring SP2 disposed between the second intermediate member 122 and the driven member 15. And a third spring SP3 disposed between the first intermediate member 121 and the second intermediate member 122.
- the vibration damping devices 20, 20X, and 20Y may be coupled to the driven member 15 of the damper device 10C as shown, and as shown by a two-dot chain line in the drawing, the first intermediate member 121 and the second intermediate member It may be connected to the member 122 or the drive member 11.
- the vibration damping devices 20, 20X, and 20Y may be connected to the driven member 15 of the damper device 10C as shown, and as shown by a two-dot chain line in the drawing, the first intermediate member 121 and the second intermediate member It may be connected to the member 122 or the drive member 11.
- the vibration damping devices 20, 20X, and 20Y by connecting the vibration damping devices 20, 20X, and 20Y to the rotating elements of the damper devices 10, 10B, and 10C, the damper devices 10 to 10C can be suppressed while suppressing an increase in the weight of the damper devices 10 to 10C.
- the vibration damping devices 20, 20X and 20Y can damp vibrations very well.
- the vibration damping device of the present disclosure rotates integrally with the rotation element (15) around the rotation center (RC) of the rotation element (15) to which torque from the engine (EG) is transmitted.
- the restoring force generating member (22, 22Y) is connected to the supporting member (16, 16Y) via the restoring force generating member (22, 22Y), and the restoring force generating member (22, 22Y) is rotated with the rotation of the supporting member (16, 16Y).
- Angular displacement ⁇ , angle ⁇ obtained by solving And the moments of inertia J 1 , J 2 , mass m, distances L 3 and L 4 are determined so that the torque fluctuation of the vibration control object derived based on ⁇ and ⁇ becomes the target values.
- the amplitude of vibration of the input torque is It is possible to further improve the vibration damping performance by making the reference order, which is the convergence value of the order of the vibration damping device as it becomes smaller, equal to the excitation order of the engine, by making it larger than the excitation order. It turns out.
- the torque fluctuation of the vibration control target derived based on the angular displacement ⁇ , the angles ⁇ , and ⁇ obtained by solving the above equations (4) and (5) becomes the target value.
- Inertia moments J 1 and J 2 , mass m, distances L 3 and L 4 are determined so that Thereby, in the vibration damping device of the present disclosure, it is possible to further improve the vibration damping performance by keeping the reference order within an appropriate range larger than the excitation order of the engine.
- the target value is obtained when the reference order (q ref ), which is the convergence value of the order of the vibration damping device (20, 20X, 20Y), is matched with the excitation order (q tag ) of the engine (EG). May be smaller than the torque fluctuation of the vibration control target.
- the vibration damping device is more preferably 1.00 ⁇ q tag ⁇ q ref ⁇ 1.03 ⁇ q tag , where the reference order is “q ref ” and the excitation order is “q tag ”. May be designed to satisfy 1.01 ⁇ q tag ⁇ q ref ⁇ 1.02 ⁇ q tag .
- the vibration damping performance of the vibration damping device including the restoring force generating member and the inertial mass body that swings in conjunction with the restoring force generating member can be improved extremely well.
- the vibration attenuating device may be configured such that the order (q eff ) of the vibration attenuating device increases or the order (q eff ) does not change as the amplitude ( ⁇ ) of vibration of the input torque increases. May be designed. As a result, even if a deviation in the order of the vibration damping device occurs as the amplitude of vibration of the input torque increases, the vibration damping performance is prevented from degrading due to the deviation in the order in a region where the engine speed is low. Can do. As a result, it is possible to further improve the vibration damping performance in a region where the engine speed is low.
- the vibration damping device (20) includes a first connecting shaft (21) for connecting the support member (16) and the restoring force generating member (22) in a relatively rotatable manner, and the restoring force generating member ( 22) and a second connecting shaft (24) which is supported by one of the inertial mass bodies (23) and which connects the restoring force generating member (22) and the inertial mass bodies (23) in a relatively rotatable manner.
- the second connecting shaft (24) is formed on the other of the restoring force generating member (22) and the inertial mass body (23), and the second connecting shaft (24) is moved to the first connecting shaft as the support member (16) rotates.
- the distance (L2) with respect to (21) is fixed so as to swing around the first connecting shaft (21) and the relative position with respect to the inertial mass body (23) remains unchanged. Keep the distance (L3) between the virtual axis (25) constant. While it may be provided guide portion for guiding the coupling shaft of the second (24) to oscillate about said virtual axis (25) and (235,235X). As a result, it is possible to further improve the vibration damping performance while suppressing an increase in the weight and size of the entire vibration damping device.
- the vibration damping device (20X) is rotatably connected to the restoring force generating member (22) via a second connecting shaft (24) and via a third connecting shaft (30). You may further provide the connection member (35) rotatably connected with the said inertia mass body (23X).
- an inter-axis distance between the rotation center (RC) of the rotating element (15) and the first connecting shaft (21) is set to “L1”, and the first The inter-axis distance between the connecting shaft (21) and the second connecting shaft (24, 24X) is “L2”, and the second connecting shaft (24, 24X) and the third connecting shaft (25, 30) is set to “L3”, and the distance between the third connecting shaft (25, 30) and the rotation center (RC) is set to “L4”, L1 + L2> L3 + L4 is satisfied. May be.
- the influence of the weight of the restoring force generating member on the equivalent mass of the vibration damping device can be made very small, and the degree of freedom in setting the equivalent stiffness and the equivalent mass, that is, the vibration order can be further improved.
- the vibration damping device (20Y) is provided on any one of the support member (16Y), the restoring force generation member (22Y), and the inertia mass body (23Y), and the support member (16Y).
- a first guide portion (16h) extending along the radial direction of the two, and one of the support member (16Y), the restoring force generation member (22Y), and the inertial mass body (23Y) other than any one of the two
- a second guide portion (235Y) that is formed in an arc shape and is provided with any one of the support member (16Y), the restoring force generation member (22Y), and the inertia mass body (23Y).
- the other of the two other than the one may be guided by the first and second guide portions (16h, 235Y).
- the support member (16, 16Y) includes a plurality of rotating elements (11, 12, 121, 122, 15) including at least an input element (11) and an output element (15), and the input element (11). It rotates coaxially and integrally with any of the rotating elements of the damper device (10, 10B, 10C) having elastic bodies (SP, SP1, SP2, SP3) that transmit torque to and from the output element (15). May be.
- the vibration damping device By connecting the vibration damping device to the rotating element of the damper device in this way, vibration can be damped very well by both the damper device and the vibration damping device while suppressing an increase in the weight of the damper device. It becomes possible.
- the output element (15) of the damper device (10, 10B, 10C) may be operatively (directly or indirectly) connected to the input shaft (IS) of the transmission (TM).
- the vibration damping device design method of the present disclosure includes a support member that rotates integrally with the rotating element (15) around the rotation center (RC) of the rotating element (15) to which torque from the engine (EG) is transmitted.
- 16, 16Y a restoring force generating member (22, 22Y) coupled to the supporting member (16, 16Y) and capable of swinging as the supporting member (16, 16Y) rotates, and the restoring force It is connected to the support member (16, 16Y) through the generation member (22, 22Y) and interlocks with the restoring force generation member (22, 22Y) as the support member (16, 16Y) rotates.
- the vibration damping device is designed by such a method, it becomes possible to further improve the vibration damping performance by placing the reference order, which is the convergence value of the order of the vibration damping device, within an appropriate range larger than the excitation order of the engine. .
- the target value is obtained when the reference order (q ref ), which is the convergence value of the order of the vibration damping device (20, 20X, 20Y), is matched with the excitation order (q tag ) of the engine (EG). May be set smaller than the torque fluctuation of the vibration control target.
- the inertia moments J 1 , J 2 , the mass m, the distance L 3, and the reference order (q ref ), which is a convergence value of the orders of the vibration damping devices (20, 20X, 20Y), are increased.
- the torque fluctuation is derived while changing L 4 , and the moments of inertia J 1 , J 2 , and the mass are set so that the peak value of the torque fluctuation in a predetermined rotational speed range is a minimum value or a value near the minimum value.
- m, distances L 3 and L 4 may be set as design values.
- the invention of the present disclosure can be used in the field of manufacturing a vibration damping device that attenuates the vibration of a rotating element.
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Abstract
振動減衰装置20では、ドリブン部材15についての運動方程式と、振動減衰装置20の全体についての運動方程式とを解いて得られた角変位や角度に基づいて導出される制振対象のトルク変動が狙いの値になるように、ドリブン部材15の慣性モーメントJ1と、慣性質量体23の慣性モーメントJ2と、クランク部材22の質量mと、クランク部材22の重心Gと慣性質量体23に対するクランク部材22の揺動の支点との距離L3と、当該支点と回転中心RCとの距離L4とが定められている。
Description
本開示の発明は、支持部材の回転に伴って揺動可能な復元力発生部材と、復元力発生部材を介して支持部材に連結されると共に支持部材の回転に伴って復元力発生部材に連動して揺動する慣性質量体とを含む振動減衰装置およびその設計方法に関する。
従来、この種の振動減衰装置として、遠心力を受けて復元力発生部材として機能するフライホイール質量体と、当該フライホイール質量体に連接棒を介して連結された環状の慣性質量体とを含む振動減衰装置が知られている(例えば、特許文献1参照)。このような振動減衰装置では、支持部材の回転に伴ってフライホイール質量体が揺動すると、それに連動して慣性質量体が揺動し、慣性質量体から支持部材に伝達される振動によって当該支持部材の振動を減衰することが可能となる。また、振動減衰装置としては、駆動装置からの動力により回転する回転要素に連結される支持部材と、当該支持部材に連結されて振子支点周りに揺動する質量体とを含む遠心振子式の回転数適応型動吸振器も知られている(例えば、特許文献2参照)。この回転数適応型動吸振器は、油影響に関連して、駆動装置の励振の次数qよりも所定の次数オフセット値qFだけ大きい有効次数qeffをもつように設計されている。
特許文献2に記載された回転数適応型動吸振器では、質量体と回転する油との間の相対運動による抵抗(粘性抵抗)を考慮して有効次数qeffを駆動装置の励振次数qよりも所定の次数オフセット値qFだけ大きくすることで、当該動吸振器が最も良好に減衰し得る振動の次数を励振次数qに一致させようとしていると考えられる。そして、遠心振子式の振動減衰装置では、このような設計を行うことで、基本的に良好な振動減衰性能を確保することができる。これに対して、特許文献1に記載されたような慣性質量体を含む振動減衰装置では、当該振動減衰装置が最も良好に減衰し得る振動の次数を駆動装置の励振次数に一致させても良好な振動減衰性能を得られないことがあり、その次数をより適正に設定して振動減衰性能を向上させるという面で、なお改善の余地がある。
そこで、本開示の発明は、復元力発生部材と当該復元力発生部材に連動して揺動する慣性質量体とを含む振動減衰装置の振動減衰性能をより向上させることを主目的とする。
本開示の振動減衰装置は、エンジンからのトルクが伝達される回転要素の回転中心の周りに該回転要素と一体に回転する支持部材と、前記支持部材に連結されると共に該支持部材の回転に伴って揺動可能な復元力発生部材と、前記復元力発生部材を介して前記支持部材に連結されると共に該支持部材の回転に伴って該復元力発生部材に連動して前記回転中心の周りに揺動する慣性質量体とを含む振動減衰装置において、前記復元力発生部材の重心と前記慣性質量体に対する該復元力発生部材の揺動の支点との距離を“L3”とし、前記支点と前記回転中心との距離を“L4”とし、前記回転要素および前記支持部材の慣性モーメントを“J1”とし、前記慣性質量体の慣性モーメントを“J2”とし、前記復元力発生部材の質量を“m”とし、前記エンジンから前記回転要素までの間の系の剛性を“k”とし、前記回転要素の定常回転角速度を“Ω”とし、前記回転要素の定常回転状態からの角変位を“δ”とし、前記回転中心を通って前記支持部材の径方向に延びるように該支持部材に定められた基準線と、前記慣性質量体に対する前記復元力発生部材の揺動の支点から該復元力発生部材の重心までの線分とがなす角度を“ζ”とし、前記基準線と、前記回転中心から前記支点までの線分とがなす角度を“θ”とし、前記エンジンから前記回転要素に伝達されるトルクを“Td”とし、前記エンジンから前記回転要素に伝達される振動の周波数を“ω”としたときに、次式(A)および(B)を解いて得られた前記角変位δ、前記角度ζおよびθに基づいて導出される制振対象のトルク変動が狙いの値になるように前記慣性モーメントJ1,J2、前記質量m、距離L3およびL4が定められているものである。
本発明者らの研究によれば、復元力発生部材と当該復元力発生部材に連動して揺動する慣性質量体とを含む振動減衰装置では、入力トルクの振動の振幅が小さくなっていくときの当該振動減衰装置の次数の収束値である基準次数をエンジンの励振次数に一致させるよりも、当該励振次数よりも大きくすることで、振動減衰性能をより向上させ得ることが判明した。そして、本開示の振動減衰装置では、式(A)および(B)を解いて得られた角変位δ、角度ζおよびθに基づいて導出される制振対象のトルク変動が狙いの値になるように慣性モーメントJ1,J2、質量m、距離L3およびL4が定められる。これにより、本開示の振動減衰装置では、基準次数をエンジンの励振次数よりも大きい適正範囲内に収めて振動減衰性能をより向上させることが可能となる。
次に、図面を参照しながら、本開示の発明を実施するための形態について説明する。
図1は、本開示の振動減衰装置20を含む発進装置1の概略構成図である。同図に示す発進装置1は、例えば駆動装置としてのエンジン(内燃機関)EGを備えた車両に搭載されてエンジンEGからの動力を車両のドライブシャフトDSに伝達するためのものであり、振動減衰装置20に加えて、エンジンEGのクランクシャフトに連結される入力部材としてのフロントカバー3や、フロントカバー3に固定されて当該フロントカバー3と一体に回転するポンプインペラ(入力側流体伝動要素)4、ポンプインペラ4と同軸に回転可能なタービンランナ(出力側流体伝動要素)5、自動変速機(AT)、無段変速機(CVT)、デュアルクラッチトランスミッション(DCT)、ハイブリッドトランスミッションあるいは減速機である変速機(動力伝達装置)TMの入力軸ISに固定される出力部材としてのダンパハブ7、ロックアップクラッチ8、ダンパ装置10等を含む。
なお、以下の説明において、「軸方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、発進装置1やダンパ装置10(振動減衰装置20)の中心軸(軸心)の延在方向を示す。また、「径方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、発進装置1やダンパ装置10、当該ダンパ装置10等の回転要素の径方向、すなわち発進装置1やダンパ装置10の中心軸から当該中心軸と直交する方向(半径方向)に延びる直線の延在方向を示す。更に、「周方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、発進装置1やダンパ装置10、当該ダンパ装置10等の回転要素の周方向、すなわち当該回転要素の回転方向に沿った方向を示す。
ポンプインペラ4は、図2に示すように、フロントカバー3に密に固定されるポンプシェル40と、ポンプシェル40の内面に配設された複数のポンプブレード41とを有する。タービンランナ5は、図2に示すように、タービンシェル50と、タービンシェル50の内面に配設された複数のタービンブレード51とを有する。タービンシェル50の内周部は、複数のリベットを介してダンパハブ7に固定される。
ポンプインペラ4とタービンランナ5とは、互いに対向し合い、両者の間には、タービンランナ5からポンプインペラ4への作動油(作動流体)の流れを整流するステータ6が同軸に配置される。ステータ6は、複数のステータブレード60を有し、ステータ6の回転方向は、ワンウェイクラッチ61により一方向のみに設定される。これらのポンプインペラ4、タービンランナ5およびステータ6は、作動油を循環させるトーラス(環状流路)を形成し、トルク増幅機能をもったトルクコンバータ(流体伝動装置)として機能する。ただし、発進装置1において、ステータ6やワンウェイクラッチ61を省略し、ポンプインペラ4およびタービンランナ5を流体継手として機能させてもよい。
ロックアップクラッチ8は、油圧式多板クラッチとして構成されており、ダンパ装置10を介してフロントカバー3とダンパハブ7すなわち変速機TMの入力軸ISとを連結するロックアップを実行すると共に当該ロックアップを解除する。ロックアップクラッチ8は、フロントカバー3に固定されたセンターピース3sにより軸方向に移動自在に支持されるロックアップピストン80と、ダンパ装置10の入力要素であるドライブ部材11に一体化されたクラッチドラムとしてのドラム部11dと、ロックアップピストン80と対向するようにフロントカバー3の内面に固定される環状のクラッチハブ82と、ドラム部11dの内周面に形成されたスプラインに嵌合される複数の第1摩擦係合プレート(両面に摩擦材を有する摩擦板)83と、クラッチハブ82の外周面に形成されたスプラインに嵌合される複数の第2摩擦係合プレート(セパレータプレート)84とを含む。
更に、ロックアップクラッチ8は、ロックアップピストン80を基準としてフロントカバー3とは反対側、すなわちロックアップピストン80よりもダンパ装置10側に位置するようにフロントカバー3のセンターピース3sに取り付けられる環状のフランジ部材(油室画成部材)85と、フロントカバー3とロックアップピストン80との間に配置される複数のリターンスプリング86とを含む。図示するように、ロックアップピストン80とフランジ部材85とは、係合油室87を画成し、当該係合油室87には、図示しない油圧制御装置から作動油(係合油圧)が供給される。そして、係合油室87への係合油圧を高めることにより、第1および第2摩擦係合プレート83,84をフロントカバー3に向けて押圧するようにロックアップピストン80を軸方向に移動させ、それによりロックアップクラッチ8を係合(完全係合あるいはスリップ係合)させることができる。なお、ロックアップクラッチ8は、油圧式単板クラッチとして構成されてもよい。
ダンパ装置10は、図1および図2に示すように、回転要素として、上記ドラム部11dを含むドライブ部材(入力要素)11と、中間部材(中間要素)12と、ドリブン部材(出力要素)15とを含む。更に、ダンパ装置10は、トルク伝達要素として、同一円周上に周方向に間隔をおいて交互に配設されるそれぞれ複数(本実施形態では、例えば4個ずつ)の第1スプリング(第1弾性体)SP1および第2スプリング(第2弾性体)SP2を含む。第1および第2スプリングSP1,SP2としては、荷重が加えられてないときに円弧状に延びる軸心を有するように巻かれた金属材からなるアークコイルスプリングや、荷重が加えられてないときに真っ直ぐに延びる軸心を有するように螺旋状に巻かれた金属材からなるストレートコイルスプリングが採用される。また、第1および第2スプリングSP1,SP2としては、図示するように、いわゆる二重バネが採用されてもよい。
ダンパ装置10のドライブ部材11は、外周側に上記ドラム部11dを含む環状部材であり、内周部から周方向に間隔をおいて径方向内側に延出された複数(本実施形態では、例えば90°間隔で4個)のスプリング当接部11cを有する。中間部材12は、環状の板状部材であり、外周部から周方向に間隔をおいて径方向内側に延出された複数(本実施形態では、例えば90°間隔で4個)のスプリング当接部12cを有する。中間部材12は、ダンパハブ7により回転自在に支持され、ドライブ部材11の径方向内側で当該ドライブ部材11により包囲される。
ドリブン部材15は、図2に示すように、環状の第1ドリブンプレート16と、図示しない複数のリベットを介して当該第1ドリブンプレート16に一体に回転するように連結される環状の第2ドリブンプレート17とを含む。第1ドリブンプレート16は、板状の環状部材として構成されており、第2ドリブンプレート17よりもタービンランナ5に近接するように配置され、タービンランナ5のタービンシェル50と共にダンパハブ7に複数のリベットを介して固定される。第2ドリブンプレート17は、第1ドリブンプレート16よりも小さい内径を有する板状の環状部材として構成されており、当該第2ドリブンプレート17の外周部が図示しない複数のリベットを介して第1ドリブンプレート16に締結される。
第1ドリブンプレート16は、それぞれ円弧状に延びると共に周方向に間隔をおいて(等間隔に)配設された複数(本実施形態では、例えば4個)のスプリング収容窓16wと、それぞれ対応するスプリング収容窓16wの内周縁に沿って延びると共に周方向に間隔をおいて(等間隔に)並ぶ複数(本実施形態では、例えば4個)のスプリング支持部16aと、それぞれ対応するスプリング収容窓16wの外周縁に沿って延びると共に周方向に間隔をおいて(等間隔に)並んで対応するスプリング支持部16aと第1ドリブンプレート16の径方向において対向する複数(本実施形態では、例えば4個)のスプリング支持部16bと、複数(本実施形態では、例えば4個)のスプリング当接部16cとを有する。第1ドリブンプレート16の複数のスプリング当接部16cは、周方向に沿って互いに隣り合うスプリング収容窓16w(スプリング支持部16a,16b)の間に1個ずつ設けられる。
第2ドリブンプレート17も、それぞれ円弧状に延びると共に周方向に間隔をおいて(等間隔に)配設された複数(本実施形態では、例えば4個)のスプリング収容窓17wと、それぞれ対応するスプリング収容窓17wの内周縁に沿って延びると共に周方向に間隔をおいて(等間隔に)並ぶ複数(本実施形態では、例えば4個)のスプリング支持部17aと、それぞれ対応するスプリング収容窓17wの外周縁に沿って延びると共に周方向に間隔をおいて(等間隔に)並んで対応するスプリング支持部17aと第2ドリブンプレート17の径方向において対向する複数(本実施形態では、例えば4個)のスプリング支持部17bと、複数(本実施形態では、例えば4個)のスプリング当接部17cとを有する。第2ドリブンプレート17の複数のスプリング当接部17cは、周方向に沿って互いに隣り合うスプリング収容窓17w(スプリング支持部17a,17b)の間に1個ずつ設けられる。なお、本実施形態において、ドライブ部材11は、図2に示すように、第1ドリブンプレート16を介してダンパハブ7により支持される第2ドリブンプレート17の外周面により回転自在に支持され、これにより、当該ドライブ部材11は、ダンパハブ7に対して調心される。
ダンパ装置10の取付状態において、第1および第2スプリングSP1,SP2は、ダンパ装置10の周方向に沿って交互に並ぶように、ドライブ部材11の互い隣り合うスプリング当接部11cの間に1個ずつ配置される。また、中間部材12の各スプリング当接部12cは、互い隣り合うスプリング当接部11cの間に配置されて対をなす(直列に作用する)第1および第2スプリングSP1,SP2の間で両者の端部と当接する。これにより、ダンパ装置10の取付状態において、各第1スプリングSP1の一端部は、ドライブ部材11の対応するスプリング当接部11cと当接し、各第1スプリングSP1の他端部は、中間部材12の対応するスプリング当接部12cと当接する。また、ダンパ装置10の取付状態において、各第2スプリングSP2の一端部は、中間部材12の対応するスプリング当接部12cと当接し、各第2スプリングSP2の他端部は、ドライブ部材11の対応するスプリング当接部11cと当接する。
一方、第1ドリブンプレート16の複数のスプリング支持部16aは、図2からわかるように、それぞれ対応する1組の第1および第2スプリングSP1,SP2のタービンランナ5側の側部を内周側から支持(ガイド)する。また、複数のスプリング支持部16bは、それぞれ対応する1組の第1および第2スプリングSP1,SP2のタービンランナ5側の側部を外周側から支持(ガイド)する。更に、第2ドリブンプレート17の複数のスプリング支持部17aは、図2からわかるように、それぞれ対応する1組の第1および第2スプリングSP1,SP2のロックアップピストン80側の側部を内周側から支持(ガイド)する。また、複数のスプリング支持部17bは、それぞれ対応する1組の第1および第2スプリングSP1,SP2のロックアップピストン80側の側部を外周側から支持(ガイド)する。
また、ドリブン部材15の各スプリング当接部16cおよび各スプリング当接部17cは、ダンパ装置10の取付状態において、ドライブ部材11のスプリング当接部11cと同様に、対をなさない(直列に作用しない)第1および第2スプリングSP1,SP2の間で両者の端部と当接する。これにより、ダンパ装置10の取付状態において、各第1スプリングSP1の上記一端部は、ドリブン部材15の対応するスプリング当接部16c,17cとも当接し、各第2スプリングSP2の上記他端部は、ドリブン部材15の対応するスプリング当接部16c,17cとも当接する。この結果、ドリブン部材15は、複数の第1スプリングSP1と、中間部材12と、複数の第2スプリングSP2とを介してドライブ部材11に連結され、互いに対をなす第1および第2スプリングSP1,SP2は、ドライブ部材11とドリブン部材15との間で、中間部材12のスプリング当接部12cを介して直列に連結される。なお、本実施形態では、発進装置1やダンパ装置10の軸心と各第1スプリングSP1の軸心との距離と、発進装置1等の軸心と各第2スプリングSP2の軸心との距離とが等しくなっている。
更に、本実施形態のダンパ装置10は、中間部材12とドリブン部材15との相対回転および第2スプリングSP2の撓みを規制する第1ストッパと、ドライブ部材11とドリブン部材15との相対回転を規制する第2ストッパとを含む。第1ストッパは、エンジンEGからドライブ部材11に伝達されるトルクがダンパ装置10の最大捩れ角に対応したトルクT2(第2の閾値)よりも小さい予め定められたトルク(第1の閾値)T1に達した段階で中間部材12とドリブン部材15との相対回転を規制するように構成される。また、第2ストッパは、ドライブ部材11に伝達されるトルクが最大捩れ角に対応したトルクT2に達した段階でドライブ部材11とドリブン部材15との相対回転を規制するように構成される。これにより、ダンパ装置10は、2段階(2ステージ)の減衰特性を有することになる。なお、第1ストッパは、ドライブ部材11と中間部材12との相対回転および第1スプリングSP1の撓みを規制するように構成されてもよい。また、ダンパ装置10には、ドライブ部材11と中間部材12との相対回転および第1スプリングSP1の撓みを規制するストッパと、中間部材12とドリブン部材15との相対回転および第2スプリングSP2の撓みを規制するストッパとが設けられてもよい。
振動減衰装置20は、ダンパ装置10のドリブン部材15に連結され、作動油で満たされる流体伝動室9の内部に配置される。図2から図4に示すように、振動減衰装置20は、支持部材(第1リンク)としての第1ドリブンプレート16と、それぞれ第1連結軸21を介して第1ドリブンプレート16に回転自在に連結される復元力発生部材(第2リンク)としての複数(本実施形態では、例えば4個)のクランク部材22と、1体の環状の慣性質量体(第3リンク)23と、それぞれ対応するクランク部材22と慣性質量体23とを相対回転自在に連結する複数(本実施形態では、例えば4個)の第2連結軸24とを含む。
第1ドリブンプレート16は、図3に示すように、その外周面161から周方向に間隔をおいて(等間隔に)径方向外側に突出するように形成された複数(本実施形態では、例えば4個)の突出支持部162を有する。図示するように、各クランク部材22の一方の端部は、対応する第1ドリブンプレート16の突出支持部162に第1連結軸21(図3参照)を介して回転自在に連結される。本実施形態において、各クランク部材22は、図4に示すように、2枚のプレート部材220を有する。各プレート部材220は、円弧状の平面形状を有するように金属板により形成されており、本実施形態において、プレート部材220の外周縁の曲率半径は、慣性質量体23の外周縁の曲率半径と同一に定められている。
2枚のプレート部材220は、対応する突出支持部162および慣性質量体23を介してダンパ装置10の軸方向に対向し合うと共に第1連結軸21により互いに連結される。本実施形態において、第1連結軸21は、第1ドリブンプレート16の突出支持部162に形成された滑り軸受け部としての連結孔(円孔)と、各プレート部材220に形成された滑り軸受け部としての連結孔(円孔)とに挿通されると共に両端がカシメられるリベットである。これにより、第1ドリブンプレート16(ドリブン部材15)と、各クランク部材22とは、互いに回り対偶をなす。なお、第1連結軸21は、突出支持部162と2枚のプレート部材220との一方に形成された滑り軸受け部としての連結孔とに挿通されると共に、他方により支持(嵌合または固定)されるものであってもよい。また、プレート部材220と第1連結軸21との間および突出支持部162と第1連結軸21との間の少なくとも何れか一方に、ボールベアリング等の転がり軸受が配置されてもよい。
慣性質量体23は、金属板により形成された2枚の環状部材230を含み、慣性質量体23(2枚の環状部材230)の重量は、1個のクランク部材22の重量よりも十分に重く定められる。図3および図4に示すように、環状部材230は、短尺円筒状(円環状)の本体231と、本体231の内周面から周方向に間隔をおいて(等間隔に)径方向内側に突出する複数(本実施形態では、例えば4個)の突出部232とを有する。2枚の環状部材230は、突出部232同士が当該環状部材230の軸方向に対向するように図示しない固定具を介して連結される。
各突出部232には、クランク部材22と慣性質量体23とを連結する第2連結軸24をガイドするガイド部235が形成されている。ガイド部235は、円弧状に延びる開口部であり、凹曲面状のガイド面236と、当該ガイド面236よりも環状部材(第1ドリブンプレート16)の径方向における内側(環状部材230の中心側)でガイド面236と対向する凸曲面状の支持面237と、ガイド面236および支持面237の両側で両者に連続する2つのストッパ面238とを含む。ガイド面236は、一定の曲率半径を有する凹円柱面である。支持面237は、円弧状に延びる凸曲面であり、ストッパ面238は、円弧状に延びる凹曲面である。図3に示すように、ガイド部235(ガイド面236、支持面237およびストッパ面238)は、ガイド面236の曲率中心と環状部材230の中心(第1ドリブンプレート16の回転中心RC)とを通る直線に関して左右対称に形成される。そして、振動減衰装置20では、ガイド面236の曲率中心を通って突出部232(環状部材230)に直交する直線が、2枚の環状部材230、すなわち慣性質量体23に対する相対位置が不変となる(慣性質量体23に対して移動しない)仮想軸(第3の連結軸)25として定められる。
第2連結軸24は、中実(あるいは中空)の丸棒状に形成されると共に、両端から軸方向外側に突出する例えば丸棒状の2つの突起部24aを有する。図4に示すように、第2連結軸24の2つの突起部24aは、それぞれクランク部材22のプレート部材220に形成された連結孔(円孔)に嵌合(固定)される。本実施形態において、突起部24aが嵌合されるプレート部材220の連結孔は、その中心がクランク部材22の重心G(プレート部材220の長手方向における中央部付近)を通る直線と同軸に延在するように各プレート部材220に形成される。これにより、第1ドリブンプレート16(突出支持部162)とクランク部材22とを連結する第1連結軸21の中心からクランク部材22の重心Gまでの長さは、第1連結軸21と、クランク部材22と慣性質量体23とを連結する第2連結軸24との軸間距離(中心間距離)に一致する。また、クランク部材22(プレート部材220)の他方の端部は、第2連結軸24に関して第1連結軸21とは反対側に位置する。なお、第2連結軸24の各突起部24aは、クランク部材22のプレート部材220に形成された滑り軸受け部としての連結孔(円孔)に挿通されてもよい。すなわち、第2連結軸24は、2枚のプレート部材すなわちクランク部材22により両側から回転自在に支持されてもよい。更に、プレート部材220と、第2連結軸24の突起部24aとの間にボールベアリング等の転がり軸受が配置されてもよい。
図4に示すように、第2連結軸24は、複数のコロ(転動体)26を介して円筒状の外輪27を回転自在に支持する。外輪27の外径は、上記ガイド部235のガイド面236と支持面237との間隔よりも僅かに小さく定められる。第2連結軸24および外輪27は、クランク部材22により支持されると共に、当該外輪27がガイド面236上を転動するように慣性質量体23の対応するガイド部235内に配置される。これにより、慣性質量体23は、第1ドリブンプレート16の回転中心RCと同軸かつ当該回転中心RCの周りに回転自在に配置されることになる。また、複数のコロ26、外輪27および第2連結軸24は、転がり軸受を構成することから、クランク部材22と慣性質量体23との相対回転が許容され、各クランク部材22と慣性質量体23とは、互いに回り対偶をなす。なお、第2連結軸24と外輪27との間には、複数のコロ26の代わりに複数のボールが配設されてもよい。
上述のように、振動減衰装置20では、第1ドリブンプレート16(ドリブン部材15)と、各クランク部材22とが互いに回り対偶をなし、各クランク部材22と慣性質量体23のガイド部235によりガイドされる第2連結軸24とが互いに回り対偶をなす。また、慣性質量体23は、第1ドリブンプレート16の回転中心RCの周りに回転自在に配置される。これにより、第1ドリブンプレート16が一方向に回転すると、各第2連結軸24は、慣性質量体23のガイド部235によりガイドされながら第2リンクに連動し、第1連結軸21との軸間距離を一定に保ちながら当該第1連結軸21の周りに揺動(往復回転運動)すると共に仮想軸25との軸間距離を一定に保ちながら当該仮想軸25の周りに揺動(往復回転運動)する。すなわち、各クランク部材22は、第2連結軸24の移動に応じて第1連結軸21の周りに揺動し、仮想軸25および慣性質量体23は、移動する第2連結軸24の周りに揺動すると共に第1ドリブンプレート16の回転中心RCの周りに揺動(往復回転運動)することになる。この結果、第1ドリブンプレート16、クランク部材22、慣性質量体23、第1および第2連結軸21,24、並びにガイド部235は、実質的に、第1ドリブンプレート16を固定節とする4節回転連鎖機構を構成する。
更に、第1ドリブンプレート16の回転中心RCと第1連結軸21との軸間距離を“L1”とし、第1連結軸21と第2連結軸24との軸間距離を“L2”とし、第2連結軸24と仮想軸25との軸間距離を“L3”とし、仮想軸25と回転中心RCとの軸間距離を“L4”としたときに(図2参照)、本実施形態では、第1ドリブンプレート16、クランク部材22、慣性質量体23、第2連結軸24および慣性質量体23のガイド部235が、L1+L2>L3+L4という関係を満たすように構成される。また、本実施形態では、第2連結軸24と仮想軸25との軸間距離L3(ガイド面236の曲率半径-外輪27の半径)が、軸間距離L1,L2およびL4よりも短く、かつ各クランク部材22および慣性質量体23の動作に支障のない範囲で、できるだけ短く定められる。更に、本実施形態において、第1リンクとしての第1ドリブンプレート16(突出支持部162)は、回転中心RCと第1連結軸21との軸間距離L1が、軸間距離L2,L3およびL4よりも長くなるように構成される。
これにより、本実施形態の振動減衰装置20では、L1>L4>L2>L3という関係が成立し、第1ドリブンプレート16、クランク部材22、慣性質量体23、第1および第2連結軸21,24、並びにガイド部235は、実質的に、第2連結軸24と仮想軸25とを結ぶ線分(仮想リンク)と対向する第1ドリブンプレート16を固定節とする両てこ機構を構成する。加えて、本実施形態の振動減衰装置20では、第1連結軸21の中心からクランク部材22の重心Gまでの長さを“Lg”としたときに、Lg=L2という関係が成立する。
また、振動減衰装置20の「平衡状態(釣り合い状態)」は、振動減衰装置20の構成要素に作用する遠心力の総和と、振動減衰装置20の第1および第2連結軸21,24の中心並びに回転中心RCに作用する力との合力がゼロになる状態である。振動減衰装置20の平衡状態では、図2に示すように、第2連結軸24の中心と、仮想軸25の中心と、第1ドリブンプレート16の回転中心RCとが一直線上に位置する。更に、本実施形態の振動減衰装置20は、第2連結軸24の中心、仮想軸25の中心および第1ドリブンプレート16の回転中心RCが一直線上に位置する平衡状態で、第1連結軸21の中心から第2連結軸24の中心に向かう方向と、第2連結軸24の中心から回転中心RCに向かう方向とがなす角度を“φ”としたときに、60°≦φ≦120°、より好ましくは70°≦φ≦90°を満たすように構成される。
上記ダンパ装置10および振動減衰装置20を含む発進装置1では、ロックアップクラッチ8によりロックアップが解除されている際、図1からわかるように、原動機としてのエンジンEGからのトルク(動力)が、フロントカバー3、ポンプインペラ4、タービンランナ5、ダンパハブ7という経路を介して変速機TMの入力軸ISへと伝達される。また、ロックアップクラッチ8によりロックアップが実行される際には、図1からわかるように、エンジンEGからのトルク(動力)が、フロントカバー3、ロックアップクラッチ8、ドライブ部材11、第1スプリングSP1、中間部材12、第2スプリングSP2、ドリブン部材15、ダンパハブ7という経路を介して変速機TMの入力軸ISへと伝達される。
ロックアップクラッチ8によりロックアップが実行されている際、エンジンEGの回転に伴ってロックアップクラッチ8によりフロントカバー3に連結されたドライブ部材11が回転すると、ドライブ部材11に伝達されるトルクがトルクT1に達するまで、ドライブ部材11とドリブン部材15との間で、第1および第2スプリングSP1,SP2が中間部材12を介して直列に作用する。これにより、フロントカバー3に伝達されるエンジンEGからのトルクが変速機TMの入力軸ISへと伝達されると共に、当該エンジンEGからのトルクの変動がダンパ装置10の第1および第2スプリングSP1,SP2により減衰(吸収)される。また、ドライブ部材11に伝達されるトルクがトルクT1以上になると、当該トルクがトルクT2に達するまで、エンジンEGからのトルクの変動がダンパ装置10の第1スプリングSP1により減衰(吸収)される。
更に、発進装置1では、ロックアップの実行に伴ってロックアップクラッチ8によりフロントカバー3に連結されたダンパ装置10がフロントカバー3と共に回転すると、ダンパ装置10の第1ドリブンプレート16(ドリブン部材15)も発進装置1の軸心の周りにフロントカバー3と同方向に回転する。第1ドリブンプレート16の回転に伴い、振動減衰装置20を構成する各クランク部材22および慣性質量体23は、図5A,図5Bおよび図5Cに示すように、第1ドリブンプレート16に対して揺動する。これにより、揺動する慣性質量体23から、エンジンEGからドライブ部材11に伝達される振動とは逆位相の振動を各ガイド部235、各第2連結軸24および各クランク部材22を介して第1ドリブンプレート16に付与し、当該第1ドリブンプレート16の振動を減衰することが可能となる。すなわち、振動減衰装置20は、エンジンEGから第1ドリブンプレート16に伝達される振動の次数(励振次数:エンジンEGが例えば3気筒エンジンである場合、1.5次、エンジンEGが例えば4気筒エンジンである場合、2次)に応じた次数を有するように構成され、エンジンEG(第1ドリブンプレート16)の回転数に拘わらず、エンジンEGから第1ドリブンプレート16に伝達される振動を減衰する。これにより、ダンパ装置10の重量増加を抑制しつつ、当該ダンパ装置10と振動減衰装置20との双方により振動を極めて良好に減衰することが可能となる。
そして、振動減衰装置20では、クランク部材22および慣性質量体23の双方に連結されるリンク、すなわち一般的な4節回転連鎖機構における連接ロッドを用いることなく、4節回転連鎖機構を構成することができる。従って、振動減衰装置20では、厚みや重量を増やして当該連接ロッドの強度や耐久性を確保する必要がなくなることから、装置全体の重量の増加や大型化を良好に抑制することが可能となる。加えて、連接ロッドを含まない振動減衰装置20では、当該連接ロッドの重量(慣性モーメント)の増加によりクランク部材22の重心Gが回転中心RC側に移動することに起因して当該クランク部材22に作用する復元力が低下するのを抑制し、振動減衰性能を良好に確保することができる。
また、振動減衰装置20の仮想軸25には滑り軸受や転がり軸受といった軸受を設ける必要がないことから、第2連結軸24と仮想軸25との軸間距離L3、すなわち一般的な4節回転連鎖機構における連接ロッドの長さの設定の自由度を向上させて、軸間距離L3を容易に短くすることが可能となる。従って、当該軸間距離L3の調整により振動減衰装置20の振動減衰性能を容易に向上させることができる。更に、クランク部材22および慣性質量体23の双方に連結されるリンク(連接ロッド)が不要となることで、クランク部材22に作用する遠心力Fcの分力が当該クランク部材22および慣性質量体23の双方に連結されるリンクを平衡状態での位置へと戻すのに使われることはない。従って、クランク部材22の重量の増加を抑制しつつ、振動減衰装置20の振動減衰性能を向上させることができる。この結果、振動減衰装置20では、装置全体の重量の増加や大型化を抑制しつつ、振動減衰性能をより向上させることが可能となる。
次に、振動減衰装置20における設計手順について説明する。
上述のような振動減衰装置20から連接ロッドや慣性質量体が省略されたものは、遠心振子式吸振装置に相当するともいえるが、遠心振子式吸振装置では、振子質量体の支持部材に伝達される入力トルクの振動の振幅が増加するのに伴って振子質量体の振れ角が大きくなり、当該振れ角が大きくなるにつれて振子質量体を平衡状態(釣り合い位置)に戻そうとする復元力が小さくなる。このため、振子質量体の慣性モーメントすなわち遠心振子式吸振装置の等価質量の変化量に対する復元力すなわち遠心振子式吸振装置の等価剛性の減少量が大きくなることで、遠心振子式吸振装置が最も良好に減衰し得る振動の次数である有効次数は、振子質量体の振れ角が大きくなるにつれて小さくなる。そして、遠心振子式吸振装置では、有効次数の減少量(励振次数との差)が大きくなるほど、振動減衰性能が悪化してしまう。従って、遠心振子式吸振装置は、一般に、振れ角が大きくなったときの有効次数の減少量ができるだけ小さくなるように設計される。
これに対して、上述のような振動減衰装置20では、ドライブ部材11からドリブン部材15に伝達されるトルク(以下、「入力トルク」という)の振動の振幅λが大きくなって慣性質量体23の振れ角が大きくなると、振動減衰装置20によって本来減衰されるべき振動の次数、すなわちエンジンEGの励振次数qtagと、当該振動減衰装置20により最も良好に減衰される振動の次数である有効次数qeffとの間にズレを生じる。すなわち、振動減衰装置20では、慣性質量体23の振れ角すなわち入力トルクの振動の振幅λが大きくなるにつれて、振動減衰装置の諸元によっては、有効次数qeffがエンジンEGの励振次数qtagよりも小さくなることもあり、大きくなることもある。
そこで、本発明者らは、まず、クランク部材22の質量mや慣性質量体23の慣性モーメント(イナーシャ)J、エンジンEGの気筒数n、振動減衰装置20の搭載要件に依存する軸間距離L1等を一定にして、入力トルクの振動の振幅λが変化しても有効次数qeffを変化させない軸間距離L2,L3,L4、および長さLg(第1連結軸21の中心からクランク部材22の重心Gまでの長さ)の組み合わせを探索するシミュレーションを行った。シミュレーションは、軸間距離L2,L3,L4、および長さLgを変えた複数の振動減衰装置20のモデルにおいて、平衡状態での位置から慣性質量体23を回転中心RCの周りにある初期角度(慣性質量体23の回転中心RC周りの振れ角に相当する角度)だけ回転させた状態を初期状態とし、複数の初期角度ごとに第1ドリブンプレート16に振動成分を含まないトルクを付与して当該第1ドリブンプレート16を一定の回転数(例えば、1000rpm)で回転させ、慣性質量体23等を初期角度に応じた周波数で揺動させるものである。シミュレーションに用いられた複数のモデルは、何れも3気筒エンジンにおける励振次数qtag=1.5の振動を減衰するように作成され、シミュレーションに際しては、流体伝動室9内でクランク部材22等に作用する遠心油圧や、部材間の摩擦の影響を無視した。
そして、シミュレーションの結果、振動減衰装置20において次式(1)の関係が成立する場合、入力トルクの振動の振幅λが変化しても有効次数qeffが概ね一定に保たれることが判明した。ただし、式(1)における“α”,“β”および“γ”は、何れも、シミュレーションによって定まる定数である。また、本発明者らの解析の結果、振動減衰装置20において次式(2)の関係が成立する場合、入力トルクの振動の振幅λが大きくなるにつれて有効次数qeffが大きくなり、振動減衰装置20において次式(3)の関係が成立する場合、入力トルクの振動の振幅λが大きくなるにつれて有効次数qeffが小さくなることも判明した。更に、解析の結果、式(1)、(2)および(3)の何れかを満たす振動減衰装置20において、クランク部材22の質量mや慣性質量体23の慣性モーメントJを変化させることで、入力トルクの振動の振幅λが小さくなっていくときの有効次数qeffの収束値(以下、「基準次数qref」という)が変化することが判明した。この場合、基準次数qrefは、クランク部材22の質量mが小さいほど大きくなり、慣性質量体23の慣性モーメントJが大きいほど大きくなる。
L4/(L3+L4)=α・(Lg/L2)+β・n+γ …(1)
L4/(L3+L4)>α・(Lg/L2)+β・n+γ …(2)
L4/(L3+L4)<α・(Lg/L2)+β・n+γ …(3)
L4/(L3+L4)>α・(Lg/L2)+β・n+γ …(2)
L4/(L3+L4)<α・(Lg/L2)+β・n+γ …(3)
更に、本発明者らは、上述のようなシミュレーションや解析の結果に基づいて、振動減衰装置20における基準次数qrefと振動減衰性能との関係について検討を行った。ここでは、有効次数qeffの励振次数qtagからのズレ量の当該励振次数qtagに対する割合ρが互いに同一となり、かつ基準次数qrefが互いに異なるように作成された複数の振動減衰装置20のモデルについて、シーメンス株式会社のLMS Imagine.Lab Amesim(登録商標)を用いて、エンジンEG(ここでは、3気筒エンジン)の回転数Neと最終的な制振対象(ここで、ドライブシャフトDS)のトルク変動TFlucとの関係を数値解析により評価した。なお、有効次数qeffの励振次数qtagからのズレ量は、入力トルクの振動の振幅λが最大となって慣性質量体23の振れ角が最大となるときの有効次数qeffから、励振次数qtagを差し引いたものである。
解析に用いたLMS Imagine.Lab Amesimは、入力された力学モデルに含まれる各回転要素の方程式を導出すると共に、導出した方程式群からなる連立方程式を別途入力された当該力学モデルの設計パラメータに基づいて解くことで、力学モデルの回転要素ごとに、外力が作用した際の応答(時間毎の角度すなわち回転変位)を算出し、算出した応答と当該回転要素の前後の剛性とから伝達されるトルクを算出するものである。解析に用いた力学モデルは、振動減衰装置20および最終的な制振対象(ここで、ドライブシャフトDS)を含むエンジンEGから車輪Wまでの車両構造(図1参照)を模擬した力学モデルであって、制振対象および振動減衰装置20の非線形性を考慮した多自由度の力学モデルである。また、解析に際しては、上記力学モデルにおける設計パラメータのうち、ドリブン部材15の慣性モーメントJ1、慣性質量体23の慣性モーメントJ2、軸間距離L3およびL4、並びにすべてのクランク部材22の質量mを、発進装置1(車両)に対する振動減衰装置20の搭載性等を考慮しながら適宜変化させることにより、複数の振動減衰装置20のモデル間で基準次数qrefを互いに異ならせた。すなわち、解析に際しては、力学モデルにおける設計パラメータのうち、慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量m以外のパラメータを固定値とした。
図6に、互いに異なる基準次数qrefを有する振動減衰装置20の複数のモデルM0~M11における回転数NeとドライブシャフトDSのトルク変動TFlucとの関係についての解析結果を示す。同図は、ロックアップの実行によりエンジンEGからドリブン部材15にトルクが伝達された状態でのドライブシャフトDSのトルク変動TFluc(振動レベル)の解析結果を示すものである。
図6におけるモデルM0は、基準次数qrefが励振次数qtag(=1.5)に一致するようにドリブン部材15の慣性モーメントJ1、慣性質量体23の慣性モーメントJ2、軸間距離L3およびL4、並びにすべてのクランク部材22の質量mを定めた振動減衰装置20のモデルである。モデルM1~M7は、基準次数qrefが値0.005ずつ増加するように慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mを定めたモデルである。すなわち、モデルM1の基準次数qrefは、qref=1.505であり、モデルM2の基準次数qrefは、qref=1.510であり、モデルM3の基準次数qrefは、qref=1.515であり、モデルM4の基準次数qrefは、qref=1.520であり、モデルM5の基準次数qrefは、qref=1.525であり、モデルM6の基準次数qrefは、qref=1.530であり、モデルM7の基準次数qrefは、qref=1.535である。また、モデルM8~M11は、基準次数qrefが値0.005ずつ減少するように慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mを定めたモデルである。すなわち、モデルM8の基準次数qrefは、qref=1.495であり、モデルM9の基準次数qrefは、qref=1.490であり、モデルM10の基準次数qrefは、qref=1.485であり、モデルM11の基準次数qrefは、qref=1.480である。
更に、各モデルM0~M11の慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mは、上記式(2)に従ってエンジンEGからドリブン部材15に伝達される入力トルクの振動の振幅λが大きくなるにつれて有効次数qeffが緩やかに大きくなるように(例えば、割合ρが10%前後の一定値になるように)定められた。また、モデルM0~M11間では、ドリブン部材15の慣性モーメントJ1、軸間距離L3,L4、およびクランク部材22の質量mを一定にすると共に慣性質量体23の慣性モーメントJ2を変化させることにより基準次数qrefを変化させた。ただし、慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3およびL4を一定にすると共にクランク部材22の質量mを変化させることにより基準次数qrefを調整し得ることは、上述のとおりである。
図6からわかるように、基準次数qrefが励振次数qtagよりも小さくなるモデルM9,M10およびM11では、ロックアップクラッチ8のロックアップ回転数Nlup付近におけるドライブシャフトDSのトルク変動TFlucが図中破線で示す許容値を超えてしまい、ロックアップ領域の予め定められた回転数域(例えば、1000~2000rpm)におけるトルク変動TFlucのピーク値(図中丸印参照)も当該許容値を超えてしまった。また、基準次数qrefが励振次数qtagよりも僅かに小さいモデルM8では、ロックアップ領域の予め定められた回転数域におけるトルク変動TFlucのピーク値が上記許容値を下回ったが、ロックアップ回転数Nlup付近におけるドライブシャフトDSのトルク変動TFlucは当該許容値を超えてしまった。これに対して、基準次数qrefが励振次数qtagよりも小さくなるモデルM1~M7では、ロックアップ回転数Nlup付近におけるドライブシャフトDSのトルク変動TFlucが充分小さくなって上記許容値や割合ρが0%であるモデルM0のものを下回っており、ロックアップ領域の予め定められた回転数域におけるトルク変動TFlucのピーク値も充分に小さくなっている。
かかる解析結果より、クランク部材22と当該クランク部材22に連動して揺動する慣性質量体23とを含む振動減衰装置20では、入力トルクの振動の振幅λが小さくなっていくときの有効次数qeffの収束値である基準次数qrefをエンジンEGの励振次数qtagに一致させるよりも、当該励振次数qtagよりも大きくすることで、振動減衰性能をより向上させ得ることが理解されよう。これを踏まえて、本実施形態の振動減衰装置20は、基準次数qrefがエンジンEGの励振次数qtagよりも大きくなるように設計される。
また、図7(および図6における二点鎖線)に示すように、基準次数qrefが励振次数qtag(=1.50)に一致しているモデルM0を基点とすると、基準次数qrefが小さくなるほどロックアップ領域の予め定められた回転数域におけるトルク変動TFlucのピーク値が大きくなる。更に、図7(および図6における二点鎖線)に示すように、モデルM0を基点とすると、基準次数qrefが励振次数qtagよりも大きい場合、ロックアップ領域におけるトルク変動TFlucのピーク値は、基準次数qrefが大きくなるのに伴って一旦減少した後、極小値MINを経て増加に転じる。従って、このような傾向を踏まえて、振動減衰装置20は、1.00×qtag<qref≦1.03×qtag、より好ましくは1.01×qtag≦qref≦1.02×qtag満たすように設計されるとよい。これにより、ロックアップ領域の予め定められた回転数域におけるトルク変動TFlucのピーク値を上記極小値MIN付近の値(狙いの値、若しくは狙いの範囲)に近づけて、クランク部材22と当該クランク部材22に連動して揺動する慣性質量体23とを含む振動減衰装置20の振動減衰性能を極めて良好に向上させることが可能となる。
基準次数qrefを励振次数qtagよりも大きくすると共に、予め定められた回転数域におけるトルク変動TFlucのピーク値を上記極小値MINにより近づけるためには、図8に示すような手順を経て振動減衰装置20を設計すればよい。すなわち、振動減衰装置20の設計に際しては、まず、振動減衰装置20および最終的な制振対象を含むエンジンEGから車輪Wまでの車両構造を模擬した上述のような力学モデルを作成する(ステップS100)。次いで、例えば基準次数qrefを励振次数qtagに一致させるか、あるいは励振次数qtagよりも僅かに大きくする設計パラメータとしての慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mを設定する(ステップS110)。更に、ステップS110にて設定した設計パラメータについて、LMS Imagine.Lab Amesim等のソフトウェアを用いた数値計算(上述の応答の計算)を実行すると共に(ステップS120)、制振対象であるドライブシャフトDSにおけるトルク変動TFlucを導出する(S130)。
ステップS130の処理の後、予め定められた回転数域(例えば、1000~2000rpm)におけるトルク変動TFlucのピーク値の極小値MINを判別可能であるか否か、すなわちトルク変動TFlucのピーク値が減少から増加に転じたか否かを判定する(ステップS140)。ステップS140にてトルク変動TFlucのピーク値の極小値MINを判別不能であると判定された場合、ステップS110に戻り、基準次数qrefが前回のステップS110にて設定された設計パラメータから定まる基準次数qrefよりも大きくなるように設計パラメータとしての慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mを再設定(変更)する。この際、上述のように、基準次数qrefを大きくするために慣性モーメントJ2または質量mのみを変化させてもよい。このように設計パラメータを再設定した後、上述のステップS120~S140の処理を再度実行する。すなわち、ステップS120およびS130の処理は、ステップS110にて基準次数qrefが大きくなっていくように設計パラメータを設定(変更)しながら、ステップS140にてトルク変動TFlucのピーク値の極小値MINを判別可能になったと判定されるまで繰り返し実行される。
ステップS140にてトルク変動TFlucのピーク値の極小値MINを判別可能になったと判定されたならば、当該トルク変動TFlucのピーク値を狙いの値にする設計パラメータ、すなわち当該ピーク値を極小値MINにより近づけるか、あるいは当該ピーク値を極小値MINにする設計パラメータすなわち慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mを選択する(ステップS150)。ステップS150では、例えば、トルク変動TFlucのピーク値が増加に転じる直前の設計パラメータから定まる基準次数qrefよりも基準次数qrefが大きくなっていくように設計パラメータ(例えば、慣性モーメントJ2または質量m)を変更しながらステップS120およびS130と同様にしてトルク変動TFlucを導出し、トルク変動TFlucの予め定められた回転数域におけるピーク値を極小値MINにするか、あるいは当該極小値MIN付近の値にする設計パラメータを探索すればよい。
このようにして選択した設計パラメータすなわち慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mの値を設計値として決定することで(ステップS160)、基準次数qrefを励振次数qtagよりも大きくし、かつトルク変動TFlucのピーク値を上記極小値MINにより近づけるための設計が完了する。そして、設計値として定められた慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mの値に応じて振動減衰装置20の基準次数qrefが定まることになる。
なお、図8のステップS110では、ソフトウェアにより設計パラメータが自動的に設定(変更)されるようにしてもよく、別途設定した設計パラメータがソフトウェアに入力されるようにしてもよく、基準次数qrefが大きくなっていくように予め定められた複数組の設計パラメータ(J1,J2,L3,L4,m)が数値解析に用いられるパラメータとして順次設定されるようにしてもよい。また、図8のステップS150では、トルク変動TFlucのピーク値が増加に転じる直前の設計パラメータと、当該ピーク値が増加に転じているときの設計パラメータとから、発進装置1(車両)に対する振動減衰装置20の搭載性等を考慮しながら、トルク変動TFlucのピーク値を極小値MIN付近の値にする設計パラメータを定めてもよい。更に、図8のステップS130にて導出されるトルク変動TFlucの予め定められた回転数域におけるピーク値が予め定められた狙いの値(許容範囲、図7における極小値MIN付近)に含まれることになる設計パラメータを複数抽出すると共に、当該複数の設計パラメータの中からトルク変動TFlucのピーク値を最小にするもの選択して設計値としてもよい。いずれにしても、上記狙いの値は、基準次数qrefをエンジンEGの励振次数qtagに一致させたときの制振対象(ドライブシャフトDS)のトルク変動TFlucよりも小さく定められるとよい。
また、図8のステップS100において、設計パラメータとしての慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mは、上記式(2)に従ってエンジンEGからドリブン部材15に伝達される入力トルクの振動の振幅λが大きくなるにつれて有効次数qeffが緩やかに大きくするように設定されてもよい。すなわち、上記(2)式を用いてエンジンEGからドリブン部材15に伝達される入力トルクの振動の振幅λが大きくなるにつれて有効次数qeffが大きくなるように振動減衰装置20を設計することで、振幅λが大きくなるにつれて有効次数qeffのズレを生じたとしても、当該有効次数qeffのズレに起因して振動減衰性能が低下する領域をより高回転側にシフトさせることが可能となる。この結果、ロックアップ領域内の回転数Neが比較的低い領域で有効次数qeffのズレにより振動減衰性能が低下するのを抑制することができるので、エンジンEGの回転数Neが低い領域における振動減衰性能をより向上させることが可能となる。
ただし、振動減衰装置20は、エンジンEGからドリブン部材15に伝達される入力トルクの振動の振幅λが変化しても有効次数qeffが変化しないように(上記割合が0%になるように)設計されてもよい。この場合も、ロックアップ領域内の回転数Neが比較的低い領域で有効次数qeffのズレにより振動減衰性能が低下するのを抑制して、エンジンEGの回転数Neが低い領域における振動減衰性能をより向上させることが可能となる。加えて、この場合には、慣性質量体23の慣性モーメントJの増加や、クランク部材22の軽量化に伴う耐久性の低下を抑制しつつ、有効次数qeffのズレによる振動減衰性能の低下を良好に抑えることができる。この結果、振動減衰装置20の小型化や耐久性の向上を図りつつ、振動減衰性能を向上させることが可能となる。
また、本発明者らは、特定のソフトウェアに依存することなく振動減衰装置20を設計するために、制振対象の一つであるドリブン部材15について、次式(4)に示すような運動方程式を構築すると共に、振動減衰装置20の全体について、次式(5)に示すような運動方程式を構築した。
式(4)および(5)において、“J1”は、ドリブン部材15(第1および第2ドリブンプレート16,17)の慣性モーメントであり、“J2”は、慣性質量体23の慣性モーメントであり、“m”は、すべて(本実施形態では、4個)のクランク部材22の質量(合計値)であり、“k”は、エンジンEGからドリブン部材15までの間の系の剛性(ばね定数)である。また、式(4)および(5)において、“L3”は、クランク部材22の重心Gと慣性質量体23に対するクランク部材22の揺動の支点すなわち仮想軸25との距離であり、“L4”は、慣性質量体23に対するクランク部材22の揺動の支点すなわち仮想軸25と回転中心RCとの距離である。本実施形態において、距離L3は、上記軸間距離L3に一致し、距離L4は、上記軸間距離L4に一致する。
更に、式(4)および(5)において、“Ω”は、ドリブン部材15の定常回転角速度であり、“δ”は、ドリブン部材15の定常回転状態からの角変位であり、“ζ”は、回転中心RCを通って第1ドリブンプレート16(ドリブン部材15)の径方向に延びるように当該第1ドリブンプレート16に定められた基準線と、慣性質量体23に対するクランク部材22の揺動の支点すなわち仮想軸25からクランク部材22の重心G(本実施形態では、第2連結軸24の中心)までの線分とがなす角度であり(図5A参照)、“θ”は、上記基準線と、回転中心RCから慣性質量体23に対するクランク部材22の揺動の支点すなわち仮想軸25までの線分とがなす角度である(図5A参照)。また、式(4)および(5)において、“Td”は、エンジンEGからドリブン部材15に伝達されるトルクであり、“ω”は、エンジンEGからドリブン部材15に伝達される振動の周波数である。なお、式(4)および(5)において、記号“ ′”は、角度θについての1回微分を示し、記号“ ″”は、角度θについての2回微分を示す。
本実施形態において、上記基準線は、回転中心RCと第1連結軸21の中心とを通る直線(L1)である。従って、角度ζは、回転中心RCと第1連結軸21の中心とを通る直線(L1)と、第2連結軸24の中心から仮想軸25までの線分(L3)とがなす角度となり、角度θは、回転中心RCと第1連結軸21の中心とを通る直線(L1)と、回転中心RCから仮想軸25までの線分(L4)とがなす角度となる。更に、式(4)および(5)では、上記基準線すなわち回転中心RCと第1連結軸21の中心とを通る直線(L1)と、第1連結軸21の中心から第2連結軸24の中心までの線分(L2)とがなす角度η(図5A参照)が角度θ等の関数として考慮されている。
また、振動減衰装置20の平衡状態では、第2連結軸24の中心と、仮想軸25の中心と、第1ドリブンプレート16の回転中心RCとが一直線上に位置することから、θ=ζという関係が成立する。従って、平衡状態での角度θおよびζを、θ=ζ=θ0とし、θ=θ0+θ~,ζ=θ0+ζ0′・θ~とすれば(ただし、“θ~”は、角度θの変化量を示す。)上記式(4)を変形して平衡状態近傍で線形化したドリブン部材15についての運動方程式を次式(6)のように得ると共に、上記式(5)を変形して平衡状態近傍で線形化した振動減衰装置20の全体についての運動方程式を次式(7)のように得ることができる。
更に、平衡状態近傍では、ドリブン部材15の定常回転状態からの角変位δがゼロであるとみなせるので、上記式(7)において左辺第1項を無視すれば、平衡状態近傍における振動減衰装置20の固有角振動数ωaを次式(8)のように得ることができる。そして、式(8)から、入力トルクの振動の振幅λが小さくなっていくときの有効次数qeffの収束値である基準次数qrefを次式(9)のように得ることができる。
式(9)を用いることで、基準次数qrefをエンジンEGの励振次数qtagよりも大きい適正範囲内に収める慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mの組み合わせを容易に定めることができる。また、慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mの値を定めて上記式(4)および(5)の運動方程式を解くことで、ロックアップの実行によりエンジンEGからドリブン部材15にある一定のトルクTdが伝達されたときのドリブン部材15の定常回転状態からの角変位δと、上記基準線とクランク部材22の重心(第2連結軸24の中心)から仮想軸25までの線分(L3)とがなす角度ζと、上記基準線と回転中心RCから仮想軸25までの線分(L4)とがなす角度θを複数のエンジン回転数Neについて導出することができる。更に、上記基準線と、第1連結軸21の中心から第2連結軸24の中心までの線分とがなす角度ηは、導出した角度θ等に基づいて複数のエンジン回転数Neについて算出することができる。そして、例えば発進装置1を搭載する車両におけるドリブン部材15から車輪Wまでの系の力学モデルを用いた数値計算を実行することで、上記式(4)および(5)の運動方程式から得られた角変位δ、角度θ,ζおよびηに基づいて、最終的な制振対象(ここでは、ドライブシャフトDS)に伝達されるトルク変動を複数のエンジン回転数Neについて導出することができる。
従って、上述の式(4)および(5)の運動方程式を用いた数値計算を実行しても、基準次数qrefがエンジンEGの励振次数qtagよりも大きくなるように振動減衰装置20を設計することが可能となる。この場合、図9に示すように、まず、例えば基準次数qrefを励振次数qtagに一致させるか、あるいは励振次数qtagよりも僅かに大きくする設計パラメータとしての慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mを設定する(ステップS200)。次いで、ステップS200にて設定された設計パラメータについて上記式(4)および(5)の運動方程式を解き、ドリブン部材15にある一定のトルクTdが伝達されたときの角変位δ、角度ζおよびθ(並びに角度η)を複数のエンジン回転数Neについて導出する(ステップS210)。
更に、発進装置1を搭載する車両における例えばドリブン部材15から車輪Wまでの系の力学モデルを用いた数値計算を実行して、式(4)および(5)の運動方程式から得られた角変位δ、角度θ,ζおよびηに基づいて、制振対象(ここでは、ドライブシャフトDS)に伝達されるトルク変動を複数のエンジン回転数Neについて導出する(ステップS220)。ステップS220の処理の後、図8のステップS140と同様にして、予め定められた回転数域(例えば、1000~2000rpm)におけるトルク変動TFlucのピーク値の極小値MINを判別可能であるか否か、すなわちトルク変動TFlucのピーク値が減少から増加に転じたか否かを判定する(ステップS230)。
ステップS230にてトルク変動TFlucのピーク値の極小値MINを判別不能であると判定された場合、ステップS200に戻り、基準次数qrefが前回のステップS200にて設定された設計パラメータから定まる基準次数qrefよりも大きくなるように設計パラメータとしての慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mを再設定(変更)する。この際、上述のように、基準次数qrefを大きくするために慣性モーメントJ2または質量mのみを変化させてもよい。このように設計パラメータを再設定した後、上述のステップS210~S230の処理を再度実行する。すなわち、ステップS210およびS220の処理は、ステップS200にて基準次数qrefが大きくなっていくように設計パラメータを設定(変更)しながら、ステップS230にてトルク変動TFlucのピーク値の極小値MINを判別可能になったと判定されるまで繰り返し実行される。
ステップS230にてトルク変動TFlucのピーク値の極小値MINを判別可能になったと判定されたならば、図8のステップS150と同様にして、トルク変動TFlucのピーク値を狙いの値にする設計パラメータ、すなわち当該ピーク値を極小値MINにより近づけるか、あるいは当該ピーク値を極小値MINにする設計パラメータすなわち慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mを選択する(ステップS240)。ステップS240においても、例えば、トルク変動TFlucのピーク値が増加に転じる直前の設計パラメータから定まる基準次数qrefよりも基準次数qrefが大きくなっていくように設計パラメータ(例えば、慣性モーメントJ2または質量m)を変更しながらステップS210およびS220と同様にしてトルク変動TFlucを導出し、トルク変動TFlucの予め定められた回転数域におけるピーク値を極小値MINにするか、あるいは当該極小値MIN付近の値にする設計パラメータを探索すればよい。
このようにして選択した設計パラメータすなわち慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mの値を設計値として決定することで(ステップS250)、基準次数qrefを励振次数qtagよりも大きくし、かつトルク変動TFlucのピーク値を上記極小値MINにより近づけるための設計が完了する。そして、設計値として定められた慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mの値に応じて振動減衰装置20の基準次数qrefが定まる。
また、図9のステップS200においても、ソフトウェアにより設計パラメータが自動的に設定(変更)されるようにしてもよく、別途設定した設計パラメータがソフトウェアに入力されるようにしてもよく、基準次数qrefが大きくなっていくように予め定められた複数組の設計パラメータ(J1,J2,L3,L4,m)が数値解析に用いられるパラメータとして順次設定されるようにしてもよい。更に、図9のステップS240においても、トルク変動TFlucのピーク値が増加に転じる直前の設計パラメータと、当該ピーク値が増加に転じているときの設計パラメータとから、発進装置1(車両)に対する振動減衰装置20の搭載性等を考慮しながら、トルク変動TFlucのピーク値を極小値MIN付近の値にする設計パラメータを定めてもよい。また、図9のステップS220にて導出されるトルク変動TFlucの予め定められた回転数域におけるピーク値が予め定められた狙いの値(許容範囲、図7における極小値MIN付近参照)に含まれることになる設計パラメータを複数抽出すると共に、当該複数の設計パラメータの中からトルク変動TFlucのピーク値を最小にするもの選択して設計値としてもよい。この場合も、上記狙いの値は、基準次数qrefをエンジンEGの励振次数qtagに一致させたときの制振対象(ドライブシャフトDS)のトルク変動TFlucよりも小さく定められるとよい。
更に、図9のステップS200において、設計パラメータとしての慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mは、上記式(2)に従ってエンジンEGからドリブン部材15に伝達される入力トルクの振動の振幅λが大きくなるにつれて有効次数qeffが緩やかに大きくするように設定されてもよい。これにより、ロックアップ領域内の回転数Neが比較的低い領域で有効次数qeffのズレにより振動減衰性能が低下するのを抑制することができるので、エンジンEGの回転数Neが低い領域における振動減衰性能をより向上させることが可能となる。
また、慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mを設定する際には、上記式(9)を用いることで、容易に基準次数qrefをエンジンEGの励振次数qtagよりも大きい適正範囲内に収めて振動減衰装置20の振動減衰性能を向上させることが可能となる。ただし、上記式(4)および(5)の運動方程式等を用いた数値計算により得られる制振対象のトルク変動が許容範囲内に収まる場合、当該数値計算に適用された慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mと式(9)とから定まる基準次数qrefは、エンジンEGの励振次数qtagよりも大きくなると考えられる。従って、慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mの組み合わせを複数定める際に、必ずしも式(9)を用いなくてもよい。
更に、支持部材としての第1ドリブンプレート16と一体に回転する回転要素(上記実施形態の場合、ドリブン部材15全体)が振動減衰装置20の最終的な制振対象である場合には、上記式(4)および(5)の運動方程式を解いて得られた角変位δ、角度ζおよびθから当該回転要素のトルク変動が導出されてもよい。加えて、上記式(9)は、図8のステップS110にて設計パラメータとしての慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mの組み合わせを複数設定する際に用いられてもよい。
なお、振動減衰装置20は、図10に示すように、Lg>L2という関係を満たすように構成されてもよい。これにより、Lg=L2という関係を満たす場合に比べて第1連結軸21の支持部(軸受部)に作用する荷重(負荷)が増加することになるが、てこの作用によってクランク部材22に作用する復元力Frをより一層大きくすることが可能となる。この場合、必ずしも重心Gが第1および第2連結軸21,24の中心を通る直線上に位置している必要はない。
また、ガイド部235は、クランク部材22に形成されてもよく、第2連結軸24は、慣性質量体23により支持されてもよい。更に、上記ガイド部235は、ガイド面236と対向する凸曲面状の支持面237およびストッパ面238を含むが、図11に示すように、当該支持面237およびストッパ面238は省略されてもよい。図11に示す環状部材230Vの突出部232に形成されるガイド部235Vは、一定の曲率半径を有する凹曲面状(凹円柱面状)のガイド面236を有する概ね半円状の切り欠きとされる。これにより、第2連結軸24をガイドするガイド部235Vの構造、ひいては振動減衰装置20の構造を簡素化することが可能となる。また、ガイド部235Vと同様のガイド部がクランク部材22のプレート部材220に形成されてもよい。加えて、ガイド面236は、第2連結軸24を上述のように移動させるものであれば、例えば曲率半径が段階的あるいは徐々に変化するように形成された凹曲面であってもよい。
更に、環状の慣性質量体23は、第1ドリブンプレート16により回転自在により支持(調心)されるように構成されてもよい。これにより、クランク部材22が揺動する際に、慣性質量体23を第1ドリブンプレート16の回転中心RCの周りにスムースに揺動させることが可能となる。
また、上記振動減衰装置20において、環状の慣性質量体23は、互いに同一の諸元(寸法、重量等)を有する複数(例えば4個)の質量体で置き換えられてもよい。この場合、各質量体は、平衡状態で周方向に間隔をおいて(等間隔に)並ぶと共に回転中心RCの周りに揺動するようにクランク部材22(2枚のプレート部材220)、第2連結軸24およびガイド部235を介して第1ドリブンプレート16に連結される例えば円弧状の平面形状を有する金属板により構成されてもよい。この場合、第1ドリブンプレート16の外周部には、各質量体に作用する遠心力(遠心油圧)を受けながら各質量体を回転中心RCの周りに揺動するようにガイドするガイド部が設けられてもよい。
更に、振動減衰装置20は、クランク部材22を揺動自在に支持して当該クランク部材22と回り対偶をなすと共に慣性質量体23と回り待遇をなす専用の支持部材(第1リンク)を含むものであってもよい。すなわち、クランク部材22は、第1リンクとしての専用の支持部材を介して間接的に回転要素に連結されてもよく、この場合、振動減衰装置20の支持部材は、振動の減衰対象となる例えばダンパ装置10のドライブ部材11、中間部材12あるいは第1ドリブンプレート16といった回転要素に同軸かつ一体に回転するように連結されればよい。このように構成される振動減衰装置20によっても、回転要素の振動を良好に減衰することが可能となる。
また、図12に示す振動減衰装置20Xのように、上記振動減衰装置20におけるガイド部235が省略されてもよく、代わりに、同図に示す連接ロッド35が用いられてもよい。連接ロッド35は、第2連結軸24Xを介してクランク部材22に回転自在に連結されると共に第3連結軸30を介して慣性質量体23Xの突出部232に回転自在に連結される。かかる振動減衰装置20Xも、上記式(1)または(2)に基づいて設計されることで、上記振動減衰装置20と同様の作用効果を奏する。また、振動減衰装置20Xにおいても、例えば上述のLMS Imagine.Lab Amesim等のソフトウェアを用いた数値計算や、上記式(4)および(5)の運動方程式等を用いた数値計算により慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mの設計値を定めることができる。
図13は、本開示の他の振動減衰装置20Yを示す拡大図であり、図14は、振動減衰装置20Yの要部拡大断面図である。これらの図面に示す振動減衰装置20Yは、上記第1ドリブンプレート16と同様に構成された支持部材としてのドリブンプレート16Yと、それぞれ連結軸(連結部材)214を介して第1ドリブンプレート16に回転自在に連結される復元力発生部材としての複数(本実施形態では、例えば4個)の錘体22Yと、連結軸214を介してドリブンプレート16Yおよび各錘体22Yに連結される1体の環状の慣性質量体23Yとを含む。
図13および図14に示すように、ドリブンプレート16Yは、その外周部に周方向に間隔をおいて(等間隔に)配設された複数(本実施形態では、例えば90°間隔で4個)の長穴(貫通孔)16h(第1ガイド部)を有する。図示するように、各長穴16hは、中実(あるいは中空)の丸棒状に形成された連結軸214すなわち錐体22Yをガイドするものであり、長手方向に延びる中心軸がドリブンプレート16Yの径方向に延在して回転中心RCを通るように当該ドリブンプレート16Yに形成される。また、長穴16hの幅(長手方向と直交する方向の内寸)は、連結軸214の外径よりも僅かに大きく定められる。各錘体22Yは、図14に示すように、連結軸214を介して互いに連結される2枚のプレート部材220Yを有する。本実施形態において、各プレート部材220Yは、金属板により円盤状に形成されている。更に、連結軸214は、その軸心が錘体22Yの重心Gを通るように2枚のプレート部材220Yに固定(連結)される。
慣性質量体23Yは、金属板により形成された2枚の環状部材230Yを含み、慣性質量体23Y(2枚の環状部材230Y)の重量は、1個の錘体22Yの重量よりも十分に重く定められる。図13および図14に示すように、環状部材230Yは、周方向に間隔をおいて(等間隔に)配設された複数(本実施形態では、例えば90°間隔で4個)のガイド部235Y(第2ガイド部)を有する。各ガイド部235Yは、円弧状に延びる開口部であって、上記連結軸214すなわち錐体22Yをガイドするものである。
図示するように、ガイド部235Yは、凹曲面状のガイド面236と、当該ガイド面236よりも環状部材230Yの内周側(環状部材230Yの中心側)でガイド面236と対向する凸曲面状の支持面237と、ガイド面236および支持面237の両側で両者に連続する2つのストッパ面238とを含む。本実施形態において、ガイド面236は、一定の曲率半径を有する凹円柱面である。支持面237は、円弧状に延びる凸曲面であり、ストッパ面238は、円弧状に延びる凹曲面である。また、ガイド面236と支持面237との間隔は、連結軸214の外径よりも僅かに大きく定められる。図13に示すように、ガイド部235Y(ガイド面236、支持面237およびストッパ面238)は、ガイド面236の曲率中心と環状部材230Yの中心(ドリブンプレート16Yの回転中心RC)とを通る直線に関して左右対称に形成される。
図14に示すように、2枚の環状部材230Yは、互いに対応するガイド部235Yが当該環状部材230Yの軸方向に対向するようにドリブンプレート16Yの軸方向における両側に1枚ずつ当該ドリブンプレート16Yと同軸に配置される。更に、2枚の環状部材230Yの内周面は、それぞれドリブンプレート16Yに軸方向に突出するように設けられた複数の突起16p(図13参照)により支持される。これにより、各環状部材230Y(慣性質量体23Y)は、ドリブンプレート16Yにより回転中心RCの周りに回転自在に支持される。
また、2枚のプレート部材220Yは、対応するドリブンプレート16Yおよび2枚の環状部材230Yを介して軸方向に対向するように配置されると共に、連結軸214により互いに連結される。2枚のプレート部材220Yを連結する連結軸214は、図14に示すように、ドリブンプレート16Yの対応する長穴16hと、2枚の環状部材230Yの対応するガイド部235Yとを貫通する。これにより、連結軸214を介して、ドリブンプレート16Y、錘体22Yおよび慣性質量体23Yが連結され、各連結軸214は、ドリブンプレート16Yの対応する長穴16hおよび慣性質量体23Yの対応するガイド部235Yの双方に沿って移動可能となる。
上述のような振動減衰装置20Yでは、錘体22Y(連結軸214)がドリブンプレート16Yおよび慣性質量体23Yとすべり対偶をなし、ドリブンプレート16Yと慣性質量体23Yとが回り対偶をなす。これにより、長穴16hを有するドリブンプレート16Y、複数の錘体22Y、およびガイド部235Yを有する慣性質量体23Yは、スライダクランク機構(両スライダクランク連鎖)を構成する。また、振動減衰装置20Yの平衡状態は、連結軸214がガイド部235Yの周方向における中央に位置し、長穴16hの径方向外側の端部に位置する状態である(図13参照)。
振動減衰装置20Yの平衡状態でドリブンプレート16Yが回転し始めると、2枚のプレート部材220Yを連結する連結軸214が錘体22Yへの遠心力の作用により慣性質量体23Yのガイド部235Yのガイド面236に押し付けられて当該ガイド面236上をガイド部235Yの一方の端部に向けて転動または摺動する。更に、ドリブンプレート16Yの回転に伴い、連結軸214は、ドリブンプレート16Yの長穴16hに沿って当該長穴16hの径方向内側の端部に向けてドリブンプレート16Yの径方向に移動する。また、連結軸214がガイド部235Yの一方の端部および長穴16hの径方向内側の端部に達すると、錘体22Yに作用する遠心力の分力が連結軸214を上記平衡状態へと戻す復元力として作用する。これにより、連結軸214は、ガイド面236上をガイド部235Yの他方の端部に向けて転動または摺動すると共に、長穴16hに沿って当該長穴16hの径方向外側の端部に向けてドリブンプレート16Yの径方向に移動する。
従って、ドリブンプレート16Yが回転する際、錘体22Yは、長穴16h内でドリブンプレート16Yに対して径方向に往復移動(揺動)すると共に、ガイド部235Yに沿って慣性質量体23Yに対して往復移動(揺動)する。この結果、慣性質量体23Yは、錘体22Yの移動(揺動)に伴って、第1ドリブンプレート16の回転中心RCの周りに揺動(往復回転運動)することになる。これにより、揺動する慣性質量体23から、エンジンEGからドライブ部材11に伝達される振動とは逆位相の振動を各ガイド部235Y、各連結軸214を介してドリブンプレート16Yに付与し、当該ドリブンプレート16Yの振動を減衰することが可能となる。
そして、上述のような振動減衰装置20Yも、上記式(1)または(2)に基づいて設計されることで、上記振動減衰装置20,20Xと同様の作用効果を奏する。すなわち、スライダクランク機構である振動減衰装置20Yは、上記式(1)または(2)における“Lg/L2”をLg/L2=1とした次式(10)または次式(11)に基づいて、エンジンEGからドリブン部材15に伝達される入力トルクの振動の振幅が変化しても有効次数qeffが変化しないか、あるいは、振幅λが大きくなるにつれて有効次数qeffが大きくなるように設計されるとよい。この場合、式(10)または式(11)において、錘体22Yの重心Gと当該錘体22Yのガイド部235Y(第2ガイド部)に沿った揺動の支点との距離を“L3”とし、錘体22Yのガイド部235Yに沿った揺動の支点と回転中心RCとの距離を“L4”とすればよい(図13参照)。本実施形態において、錘体22Yのガイド部235Yに沿った揺動の支点は、ガイド面236(ガイド部235Y)の曲率中心に一致する。
L4/(L3+L4)=α+β・n+γ …(10)
L4/(L3+L4)>α+β・n+γ …(11)
L4/(L3+L4)>α+β・n+γ …(11)
また、振動減衰装置20Yに関しては、制振対象の一つであるドリブン部材15について、次式(12)に示すような運動方程式を構築すると共に、振動減衰装置20Yの全体について、次式(13)に示すような運動方程式を構築することができる。
式(12)および(13)において、“J1”は、ドリブン部材15(第1および第2ドリブンプレート16,17)の慣性モーメントであり、“J2”は、慣性質量体23の慣性モーメントであり、“m”は、すべて(本実施形態では、4個)の錘体22Yの質量(合計値)であり、“k”は、エンジンEGからドリブン部材15までの間の系の剛性(ばね定数)である。また、式(12)および(13)において、“L3”は、錘体22Yの重心Gと当該錘体22Yのガイド部235Y(第2ガイド部)に沿った揺動の支点との距離であり、“L4”は、錘体22Yのガイド部235Yに沿った揺動の支点と回転中心RCとの距離であり、“r”は、錘体22Yの重心Gと回転中心RCとの距離である。
更に、式(12)および(13)において、“Ω”は、ドリブン部材15の定常回転角速度であり、“δ”は、ドリブン部材15の定常回転状態からの角変位であり、“ε”は、回転中心RCから錘体22Yのガイド部235Yに沿った揺動の支点までの線分と、回転中心RCから錘体22Yの重心Gまでの線分とがなす角度であり、“τ”は、回転中心RCと錘体22Yのガイド部235Yに沿った揺動の支点とを通る直線と、錘体22Yのガイド部235Yに沿った揺動の支点から錘体22Yの重心Gまでの線分とがなす角度である。式(12)および(13)においても、“Td”は、エンジンEGからドリブン部材15に伝達されるトルクであり、“ω”は、エンジンEGからドリブン部材15に伝達される振動の周波数である。なお、式(12)および(13)においても、記号“ ′”は、角度θについての1回微分を示し、記号“ ″”は、角度θについての2回微分を示す。
また、角度δおよび角度τが微小であるとして式(12)および(13)を線形化すると、ドリブン部材15についての線形化運動方程式を次式(14)のように得ると共に、振動減衰装置20Yの全体についての線形化運動方程式を次式(15)のように得ることができる。更に、平衡状態近傍では、ドリブン部材15の定常回転状態からの角変位δがゼロであるとみなせるので、式(15)において左辺第1項を無視すれば、平衡状態近傍における振動減衰装置20Yの固有角振動数ωaを上記式(8)のように得ることができる。また、振動減衰装置20Yにおいても、上記式(8)から、入力トルクの振動の振幅λが小さくなっていくときの有効次数qeffの収束値である基準次数qrefを上記式(9)のように得ることができる。
そして、上述の式(12)および(13)の運動方程式、更には、式(9)を用いた数値計算を実行することで、基準次数qrefがエンジンEGの励振次数qtagよりも大きくなるように振動減衰装置20Yを設計することが可能となる。この場合も、図8または図9に示したものと同様の処理を実行することで、基準次数qrefを励振次数qtagよりも大きくし、かつトルク変動TFlucのピーク値を上記極小値MINにより近づける慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mの設計値を得ることができる。そして、設計値として定められた慣性モーメントJ1,J2、軸間距離L3,L4、および質量mの値に応じて振動減衰装置20の基準次数qrefが定まる。
なお、振動減衰装置20Yには、図15に示すように、それぞれ複数のコロ(あるいはボールすなわち転動体)26Yを介して連結軸214により回転自在に支持されて転がり軸受を構成する複数の円筒状の外輪27Yが設けられてもよい。図15に示す例では、各連結軸214に、ドリブンプレート16Yの長穴16hの内面および慣性質量体23Y(環状部材230Y)のガイド部235Y(ガイド面236)上を転動または摺動するように、3個の外輪27Yが装着されている。これにより、各錘体22Yおよび慣性質量体23Yをよりスムースに揺動させることが可能となる。
また、振動減衰装置20Yでは、ガイド部235Yのガイド面236が一定の曲率半径を有する凹円柱面とされているが、ガイド面236は、曲率半径が段階的あるいは徐々に変化するように形成された凹曲面であってもよい。更に、上記ガイド部235Yから支持面237およびストッパ面238が省略されてもよい。また、振動減衰装置20Yにおいて、慣性質量体23Yは、必ずしもドリブンプレート16Yにより回転中心RCの周りに回転自在に支持される必要はない。そして、長穴16hをその中心軸がドリブンプレート16Yの径方向に延在して回転中心RCを通るように当該ドリブンプレート16Yに形成することで、慣性質量体23の揺動を左右対称にすることが可能となるが、これに限られるものではない。すなわち、図16に示すように、長穴16hは、その中心軸が円弧状に延在するようにドリブンプレート16Yに形成されてもよい。この場合、図16に示すように、長穴16hの中心軸の曲率中心を上記振動減衰装置20における第1連結軸21の中心軸上にとり、かつ長穴16hの中心軸の曲率半径を上記振動減衰装置20における第1連結軸21と第2連結軸24との軸間距離L2に一致させれば、振動減衰装置20Yを上記振動減衰装置20と同様に動作させることが可能となる。
更に、スライダクランク機構である振動減衰装置20Yは、図17に示すように、支持部材としての2枚のドリブンプレート16Yと、2枚のドリブンプレート16Yの軸方向における間に配置される単一の環状部材である慣性質量体23Yと、それぞれ各ドリブンプレート16Yの長穴16hと慣性質量体23Yのガイド部235Y(ガイド面236)によりガイドされる複数の錐体22Yとを含むものであってもよい。この場合、錐体22Yは、図示するように、慣性質量体23Yのガイド部235Yによりガイドされる大径の本体22aと、それぞれ対応するドリブンプレート16Yの長穴16hによってガイドされるように本体22aから軸方向における両側に延出された軸部22bとを含むものであってもよい。
また、振動減衰装置20Yにおいて、ガイド部235Yに相当するガイド部(第2ガイド部)が錘体22Yに形成されてもよく、連結軸214が慣性質量体23Yに連結(固定)されてもよい。更に、上記長穴16hに相当する第1ガイド部は、錘体22Yに設けられてもよく、この場合、ガイド部235Yに相当する第2ガイド部は、ドリブンプレート16Y(支持部材)および慣性質量体23Yの一方に設けられてもよく、連結軸214は、ドリブンプレート16Yおよび慣性質量体23Yの他方に設けられてもよい。また、上記長穴16hに相当する第1ガイド部は、慣性質量体23Yに設けられてもよく、この場合、ガイド部235Yに相当する第2ガイド部は、ドリブンプレート16Yおよび錘体22Yの一方に設けられてもよく、連結軸214は、ドリブンプレート16Yおよび錘体22Yの他方に設けられてもよい。
そして、振動減衰装置20,20X,20Yは、上記ダンパ装置10の中間部材12に連結されてもよく、ドライブ部材(入力要素)11に連結されてもよい(図1における二点鎖線参照)。また、振動減衰装置20,20X,20Yは、図18に示すダンパ装置10Bに適用されてもよい。図18のダンパ装置10Bは、上記ダンパ装置10から中間部材12を省略したものに相当し、回転要素としてドライブ部材(入力要素)11およびドリブン部材15(出力要素)を含むと共に、トルク伝達要素としてドライブ部材11とドリブン部材15との間に配置されるスプリングSPを含むものである。この場合、振動減衰装置20,20X,20Yは、図示するようにダンパ装置10Bのドリブン部材15に連結されてもよく、図中二点鎖線で示すように、ドライブ部材11に連結されてもよい。
更に、振動減衰装置20,20X,20Yは、図19に示すダンパ装置10Cに適用されてもよい。図19のダンパ装置10Cは、回転要素としてドライブ部材(入力要素)11、第1中間部材(第1中間要素)121、第2中間部材(第2中間要素)122、およびドリブン部材(出力要素)15を含むと共に、トルク伝達要素としてドライブ部材11と第1中間部材121との間に配置される第1スプリングSP1、第2中間部材122とドリブン部材15との間に配置される第2スプリングSP2、および第1中間部材121と第2中間部材122との間に配置される第3スプリングSP3を含む。この場合、振動減衰装置20,20X,20Yは、図示するようにダンパ装置10Cのドリブン部材15に連結されてもよく、図中二点鎖線で示すように、第1中間部材121、第2中間部材122あるいはドライブ部材11に連結されてもよい。何れにしても、ダンパ装置10,10B,10Cの回転要素に振動減衰装置20,20X,20Yを連結することで、ダンパ装置10~10Cの重量の増加を抑制しつつ、当該ダンパ装置10~10Cと振動減衰装置20,20X,20Yとの双方により振動を極めて良好に減衰することが可能となる。
以上説明したように、本開示の振動減衰装置は、エンジン(EG)からのトルクが伝達される回転要素(15)の回転中心(RC)の周りに該回転要素(15)と一体に回転する支持部材(16,16Y)と、前記支持部材(16,16Y)に連結されると共に該支持部材(16,16Y)の回転に伴って揺動可能な復元力発生部材(22,22Y)と、前記復元力発生部材(22,22Y)を介して前記支持部材(16,16Y)に連結されると共に該支持部材(16,16Y)の回転に伴って該復元力発生部材(22,22Y)に連動して前記回転中心(RC)の周りに揺動する慣性質量体(23、23X,23Y)とを含む振動減衰装置(20,20X,20Y)において、上記式(4)および(5)を解いて得られた角変位δ、角度ζおよびθに基づいて導出される制振対象のトルク変動が狙いの値になるように慣性モーメントJ1,J2、質量m、距離L3およびL4が定められているものである。
上述のように、本発明者らの研究によれば、復元力発生部材と当該復元力発生部材に連動して揺動する慣性質量体とを含む振動減衰装置では、入力トルクの振動の振幅が小さくなっていくときの当該振動減衰装置の次数の収束値である基準次数をエンジンの励振次数に一致させるよりも、当該励振次数よりも大きくすることで、振動減衰性能をより向上させ得ることが判明している。そして、本開示の振動減衰装置では、上記式(4)および(5)を解いて得られた角変位δ、角度ζおよびθに基づいて導出される制振対象のトルク変動が狙いの値になるように慣性モーメントJ1,J2、質量m、距離L3およびL4が定められる。これにより、本開示の振動減衰装置では、基準次数をエンジンの励振次数よりも大きい適正範囲内に収めて振動減衰性能をより向上させることが可能となる。
また、前記狙いの値は、前記振動減衰装置(20,20X,20Y)の次数の収束値である基準次数(qref)を前記エンジン(EG)の励振次数(qtag)に一致させたときの前記制振対象のトルク変動よりも小さくてもよい。
更に、前記振動減衰装置は、前記基準次数を“qref”とし、前記励振次数を“qtag”としたときに、1.00×qtag<qref≦1.03×qtag、より好ましくは、1.01×qtag≦qref≦1.02×qtagを満たすように設計されてもよい。これにより、復元力発生部材と当該復元力発生部材に連動して揺動する慣性質量体とを含む振動減衰装置の振動減衰性能を極めて良好に向上させることが可能となる。
また、前記振動減衰装置は、前記入力トルクの振動の振幅(λ)が大きくなるにつれて、前記振動減衰装置の次数(qeff)が大きくなるか、あるいは前記次数(qeff)が変化しないように設計されてもよい。これにより、入力トルクの振動の振幅が大きくなるにつれて振動減衰装置の次数のズレを生じたとしても、エンジンの回転数が低い領域で当該次数のズレにより振動減衰性能が低下するのを抑制することができる。この結果、エンジンの回転数が低い領域における振動減衰性能をより向上させることが可能となる。
更に、前記振動減衰装置(20)は、前記支持部材(16)と前記復元力発生部材(22)とを相対回転自在に連結する第1の連結軸(21)と、前記復元力発生部材(22)および前記慣性質量体(23)の一方により支持されると共に、前記復元力発生部材(22)および前記慣性質量体(23)を相対回転自在に連結する第2の連結軸(24)と、前記復元力発生部材(22)および前記慣性質量体(23)の他方に形成され、前記支持部材(16)の回転に伴って、前記第2の連結軸(24)が前記第1連結軸(21)との軸間距離(L2)を一定に保ちながら該第1連結軸(21)の周りに揺動すると共に前記慣性質量体(23)に対する相対位置が不変となるように定められた仮想軸(25)との軸間距離(L3)を一定に保ちながら該仮想軸(25)の周りに揺動するように該第2の連結軸(24)をガイドするガイド部(235,235X)とを備えてもよい。これにより、振動減衰装置全体の重量の増加や大型化を抑制しつつ、振動減衰性能をより向上させることが可能となる。
また、前記振動減衰装置(20X)は、第2の連結軸(24)を介して前記復元力発生部材(22)に回転自在に連結されると共に、第3の連結軸(30)を介して前記慣性質量体(23X)に回転自在に連結される連接部材(35)を更に備えてもよい。
更に、前記振動減衰装置(20,20X)は、前記回転要素(15)の前記回転中心(RC)と前記第1の連結軸(21)との軸間距離を“L1”とし、前記第1の連結軸(21)と前記第2の連結軸(24,24X)との軸間距離を“L2”とし、前記第2の連結軸(24,24X)と前記第3の連結軸(25,30)との軸間距離を“L3”とし、前記第3の連結軸(25,30)と前記回転中心(RC)との軸間距離を“L4”としたときに、L1+L2>L3+L4を満たしてもよい。これにより、振動減衰装置の等価質量に対する復元力発生部材の重量の影響を非常に小さくして、等価剛性および等価質量すなわち振動次数の設定の自由度をより向上させることができる。この結果、復元力発生部材ひいては装置全体の重量の増加や大型化を抑制しつつ、振動減衰性能を極めて良好に向上させることが可能となる。
また、前記振動減衰装置は(20Y)は、前記支持部材(16Y)、前記復元力発生部材(22Y)および前記慣性質量体(23Y)の何れか1つに設けられると共に該支持部材(16Y)の径方向に沿って延びる第1ガイド部(16h)と、前記支持部材(16Y)、前記復元力発生部材(22Y)および前記慣性質量体(23Y)の前記何れか1つ以外の2つの一方に形成されると共に円弧状に延びる第2ガイド部(235Y)とを備えてもよく、前記支持部材(16Y)、前記復元力発生部材(22Y)および前記慣性質量体(23Y)の前記何れか1つ以外の2つの他方は、前記第1および第2ガイド部(16h、235Y)によりガイドされてもよい。かかる振動減衰装置においても、入力トルクの振動の振幅が大きくなるにつれて振動減衰装置の次数が大きくなるようにすることで、装置全体の重量の増加や大型化を抑制しつつ、振動減衰性能をより向上させることが可能となる。
更に、前記支持部材(16,16Y)は、少なくとも入力要素(11)および出力要素(15)を含む複数の回転要素(11,12,121,122,15)と、前記入力要素(11)と前記出力要素(15)との間でトルクを伝達する弾性体(SP,SP1,SP2,SP3)とを有するダンパ装置(10,10B,10C)の何れかの回転要素と同軸かつ一体に回転してもよい。このようにダンパ装置の回転要素に上記振動減衰装置を連結することで、ダンパ装置の重量増加を抑制しつつ、当該ダンパ装置と上記振動減衰装置との双方により振動を極めて良好に減衰することが可能となる。
また、前記ダンパ装置(10,10B,10C)の前記出力要素(15)は、変速機(TM)の入力軸(IS)に作用的(直接的または間接的)に連結されてもよい。
本開示の振動減衰装置の設計方法は、エンジン(EG)からのトルクが伝達される回転要素(15)の回転中心(RC)の周りに該回転要素(15)と一体に回転する支持部材(16,16Y)と、前記支持部材(16,16Y)に連結されると共に該支持部材(16,16Y)の回転に伴って揺動可能な復元力発生部材(22,22Y)と、前記復元力発生部材(22,22Y)を介して前記支持部材(16,16Y)に連結されると共に該支持部材(16,16Y)の回転に伴って該復元力発生部材(22,22Y)に連動して前記回転中心(RC)の周りに揺動する慣性質量体(23、23X,23Y)とを含む振動減衰装置(20,20X,20Y)の設計方法であって、上記式(4)および(5)を解いて得られた角変位δ、角度ζおよびθに基づいて導出した制振対象のトルク変動が狙いの値になるように慣性モーメントJ1,J2、質量m、距離L3およびL4を定めるものである。
かかる方法によって振動減衰装置を設計すれば、当該振動減衰装置の次数の収束値である基準次数をエンジンの励振次数よりも大きい適正範囲内に収めて振動減衰性能をより向上させることが可能となる。
また、前記狙いの値は、前記振動減衰装置(20,20X,20Y)の次数の収束値である基準次数(qref)を前記エンジン(EG)の励振次数(qtag)に一致させたときの前記制振対象のトルク変動よりも小さく定められてもよい。
更に、前記振動減衰装置(20,20X,20Y)の次数の収束値である基準次数(qref)が大きくなっていくように前記慣性モーメントJ1,J2、前記質量m、距離L3およびL4を変更しながら前記トルク変動を導出し、該トルク変動の予め定められた回転数域におけるピーク値を極小値または該極小値付近の値にする前記慣性モーメントJ1,J2、前記質量m、距離L3およびL4を設計値としてもよい。
そして、本開示の発明は上記実施形態に何ら限定されるものではなく、本開示の外延の範囲内において様々な変更をなし得ることはいうまでもない。更に、上記発明を実施するための形態は、あくまで発明の概要の欄に記載された発明の具体的な一形態に過ぎず、発明の概要の欄に記載された発明の要素を限定するものではない。
本開示の発明は、回転要素の振動を減衰する振動減衰装置の製造分野等において利用可能である。
Claims (14)
- エンジンからのトルクが伝達される回転要素の回転中心の周りに該回転要素と一体に回転する支持部材と、前記支持部材に連結されると共に該支持部材の回転に伴って揺動可能な復元力発生部材と、前記復元力発生部材を介して前記支持部材に連結されると共に該支持部材の回転に伴って該復元力発生部材に連動して前記回転中心の周りに揺動する慣性質量体とを含む振動減衰装置において、
前記復元力発生部材の重心と前記慣性質量体に対する該復元力発生部材の揺動の支点との距離を“L3”とし、
前記支点と前記回転中心との距離を“L4”とし、
前記回転要素および前記支持部材の慣性モーメントを“J1”とし、
前記慣性質量体の慣性モーメントを“J2”とし、
前記復元力発生部材の質量を“m”とし、
前記エンジンから前記回転要素までの間の系の剛性を“k”とし、
前記回転要素の定常回転角速度を“Ω”とし、
前記回転要素の定常回転状態からの角変位を“δ”とし、
前記回転中心を通って前記支持部材の径方向に延びるように該支持部材に定められた基準線と、前記慣性質量体に対する前記復元力発生部材の揺動の支点から該復元力発生部材の重心までの線分とがなす角度を“ζ”とし、
前記基準線と、前記回転中心から前記支点までの線分とがなす角度を“θ”とし、
前記エンジンから前記回転要素に伝達されるトルクを“Td”とし、
前記エンジンから前記回転要素に伝達される振動の周波数を“ω”としたときに、
次式(1)および(2)を解いて得られた前記角変位δ、前記角度ζおよびθに基づいて導出される制振対象のトルク変動が狙いの値になるように前記慣性モーメントJ1,J2、前記質量m、距離L3およびL4が定められている振動減衰装置。
- 請求項1に記載の振動減衰装置において、
前記狙いの値は、前記振動減衰装置の次数の収束値である基準次数を前記エンジンの励振次数に一致させたときの前記制振対象のトルク変動よりも小さい振動減衰装置。 - 請求項1または2に記載の振動減衰装置において、
前記基準次数を“qref”とし、前記励振次数を“qtag”としたときに、1.00×qtag<qref≦1.03×qtagを満たす振動減衰装置。 - 請求項1から3の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
前記基準次数を“qref”とし、前記励振次数を“qtag”としたときに、1.01×qtag≦qref≦1.02×qtagを満たす振動減衰装置。 - 請求項1から4の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
前記入力トルクの振動の振幅が大きくなるにつれて、前記振動減衰装置の次数が大きくなるか、あるいは前記次数が変化しないように設計された振動減衰装置。 - 請求項1から5の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
前記支持部材と前記復元力発生部材とを相対回転自在に連結する第1の連結軸と、
前記復元力発生部材および前記慣性質量体の一方により支持されると共に、前記復元力発生部材および前記慣性質量体を相対回転自在に連結する第2の連結軸と、
前記復元力発生部材および前記慣性質量体の他方に形成され、前記支持部材の回転に伴って、前記第2の連結軸が前記第1の連結軸との軸間距離を一定に保ちながら該第1の連結軸の周りに揺動すると共に前記慣性質量体に対する相対位置が不変となるように定められた仮想的な第3の連結軸との軸間距離を一定に保ちながら該第3の連結軸の周りに揺動するように該第2の連結軸をガイドするガイド部とを更に備える振動減衰装置。 - 請求項1から5の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
第2の連結軸を介して前記復元力発生部材に回転自在に連結されると共に、第3の連結軸を介して前記慣性質量体に回転自在に連結される連接部材を更に備える振動減衰装置。 - 請求項6または7に記載の振動減衰装置において、
前記回転要素の前記回転中心と前記第1の連結軸との軸間距離を“L1”とし、前記第1の連結軸と前記第2の連結軸との軸間距離を“L2”とし、前記第2の連結軸と前記第3の連結軸との軸間距離を“L3”とし、前記第3の連結軸と前記回転中心との軸間距離を“L4”としたときに、L1+L2>L3+L4を満たす振動減衰装置。 - 請求項1から5の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
前記支持部材、前記復元力発生部材および前記慣性質量体の何れか1つに設けられると共に前記支持部材の径方向に沿って延びる第1ガイド部と、
前記支持部材、前記復元力発生部材および前記慣性質量体の前記何れか1つ以外の2つの一方に形成されると共に円弧状に延びる第2ガイド部とを更に備え、
前記支持部材、前記復元力発生部材および前記慣性質量体の前記何れか1つ以外の2つの他方は、前記第1および第2ガイド部によりガイドされる振動減衰装置。 - 請求項1から9の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
前記支持部材は、少なくとも入力要素および出力要素を含む複数の回転要素と、前記入力要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する弾性体とを有するダンパ装置の何れかの回転要素と同軸かつ一体に回転する振動減衰装置。 - 請求項10に記載の振動減衰装置において、前記ダンパ装置の前記出力要素は、変速機の入力軸に作用的に連結される振動減衰装置。
- エンジンからのトルクが伝達される回転要素の回転中心の周りに該回転要素と一体に回転する支持部材と、前記支持部材に連結されると共に該支持部材の回転に伴って揺動可能な復元力発生部材と、前記復元力発生部材を介して前記支持部材に連結されると共に該支持部材の回転に伴って該復元力発生部材に連動して前記回転中心の周りに揺動する慣性質量体とを含む振動減衰装置の設計方法であって、
前記復元力発生部材の重心と前記慣性質量体に対する該復元力発生部材の揺動の支点との距離を“L3”とし、
前記支点と前記回転中心との距離を“L4”とし、
前記回転要素および前記支持部材の慣性モーメントを“J1”とし、
前記慣性質量体の慣性モーメントを“J2”とし、
前記復元力発生部材の質量を“m”とし、
前記エンジンから前記回転要素までの間の系の剛性を“k”とし、
前記回転要素の定常回転角速度を“Ω”とし、
前記回転要素の定常回転状態からの角変位を“δ”とし、
前記回転中心を通って前記支持部材の径方向に延びるように該支持部材に定められた基準線と、前記慣性質量体に対する前記復元力発生部材の揺動の支点から該復元力発生部材の重心までの線分とがなす角度を“ζ”とし、
前記基準線と、前記回転中心から前記支点までの線分とがなす角度を“θ”とし、
前記エンジンから前記回転要素に伝達されるトルクを“Td”とし、
前記エンジンから前記回転要素に伝達される振動の周波数を“ω”としたときに、
次式(1)および(2)を解いて得られた前記角変位δ、前記角度ζおよびθに基づいて導出した制振対象のトルク変動が狙いの値になるように前記慣性モーメントJ1,J2、前記質量m、距離L3およびL4を定める振動減衰装置の設計方法。
- 請求項12に記載の振動減衰装置において、
前記狙いの値は、前記振動減衰装置の次数の収束値である基準次数を前記エンジンの励振次数に一致させたときの前記制振対象のトルク変動よりも小さく定められる振動減衰装置の設計方法。 - 請求項12または13に記載の振動減衰装置の設計方法において、
前記振動減衰装置の次数の収束値である基準次数が大きくなっていくように前記慣性モーメントJ1,J2、前記質量m、距離L3およびL4を変更しながら前記トルク変動を導出し、該トルク変動の予め定められた回転数域におけるピーク値を極小値または該極小値付近の値にする前記慣性モーメントJ1,J2、前記質量m、距離L3およびL4を設計値とする振動減衰装置の設計方法。
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122 | Ep: pct application non-entry in european phase |
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