JP4716012B2 - トルク変動吸収ダンパ - Google Patents

Description

本発明は、自動車用エンジンのクランクシャフト等、回転機器の駆動軸から他の回転機器へトルクを伝達すると共にそのトルクの変動を吸収し、かつ駆動軸の共振を吸収するトルク変動吸収ダンパに関する。

図４は、従来の技術によるトルク変動吸収ダンパの一例を、軸心Ｏを通る平面で切断して示す断面図で、図における左側が車両のフロント側となる正面側、右側が車両の内燃機関が存在する背面側である。

図４に示されるトルク変動吸収ダンパは、クランクシャフト（不図示）の軸端に取り付けられて一体に回転するハブ１００と、このハブ１００のリム部１０１の外周に、ダンパゴム１１１を介して環状質量体１１２を連結したダイナミックダンパ部１１０と、前記環状質量体１１２にラジアルベアリング１２３を介して支持されたプーリ１２１から内周側へ延びるフランジ部１２１ａを、カップリングゴム１２２を介してハブ１００に連結したカップリング部１２０とを備え、ハブ１００に対するプーリ１２１の軸方向相対変位が、スラストベアリング１２４により規制された構造を有する。

そして、このトルク変動吸収ダンパは、ダンパゴム１１１と環状質量体１１２で構成されるダイナミックダンパ部１１０が、所定の振動数域において円周方向へ共振することによる動的吸振効果によって、クランクシャフトの捩り振動を低減すると共に、クランクシャフトからハブ１００へ入力された駆動トルクを、カップリング部１２０におけるカップリングゴム１２２の円周方向剪断変形作用によってトルク変動を吸収しながら、プーリ１２１へ伝達するものである。

また、合成樹脂からなるスラストベアリング１２４は、カップリングゴム１２２の軸方向圧縮反力によって、プーリ１２１のフランジ部１２１ａとハブ１００のスラスト受け部１０２との間に押し付けられている。このため、ハブ１００とプーリ１２１の円周方向相対変位を許容すると共に軸方向相対変位を規制する本来のスラストベアリング機能のほか、トルク変動に伴い円周方向へ相対変位する前記フランジ部１２１ａとスラスト受け部１０２の間で摺動することにより、運動エネルギの一部を熱として消費させる減衰機能を有する。

一方、プーリ１２１のフランジ部１２１ａに突設したストッパ１２１ｂが、ハブ１００のスラスト受け部１０２に開設した孔１０２ａに遊嵌され、ハブ１００に対するプーリ１２１の円周方向相対変位を、前記ストッパ１２１ｂと孔１０２ａの干渉によって制限し、これによって、例えばエンジンのクランキング時における共振によるカップリングゴム１２２の過大変形を防止している（例えば下記の特許文献参照）。
特許第３１５５２８０号

本発明は、以上のような点に鑑みてなされたものであって、その技術的課題とするところは、カップリングゴムの過大変形を防止するストッパを構成する係合孔からのダストの侵入を防止することにある。

上述した技術的課題を有効に解決するための手段として、請求項１の発明に係るトルク変動吸収ダンパは、ハブの外周にダンパゴムを介して環状質量体が連結され、この環状質量体の外周にプーリが相対回転可能な状態に配置され、前記環状質量体が、前記ダンパゴムの外周に接合された内周筒部と、その外周側にあって前記プーリをラジアルベアリングを介して支持する外周筒部とを有する中空形状をなし、前記プーリから内周側へ延在された内向きフランジと、これに軸方向に対向して前記環状質量体に取り付けられた外向きフランジの間が、前記環状質量体の中空部内に位置する略円筒状のカップリングゴムを介して連結され、前記プーリの内向きフランジに、前記カップリングゴムの過大変形を防止するストッパを構成する係合孔が開設され、この係合孔が、前記内向きフランジに加硫接着されたゴム状弾性材料からなるカバーによって密閉されたものである。

請求項１の発明に係るトルク変動吸収ダンパによれば、ハブ及び環状質量体の軽量化によって、ダンパ全体を軽量化できるため、動力損失を小さくして燃費の改善を図ることができる。しかも、ハブの軽量化によってその慣性質量も小さくなるので、ハブをクランクシャフトに緊結しているボルト等の緩みの発生を有効に防止することができる。また、カップリングゴムの過大変形を防止するストッパを構成する係合孔からのダストの侵入を防止することができる。

図１は、本発明に係るトルク変動吸収ダンパの好ましい実施の形態を、軸心Ｏを通る平面で切断して示す断面斜視図、図２は、図１の要部拡大図である。なお、以下の説明において「正面側」とは、各図における左側であって車両のフロント側のことであり、「背面側」とは各図における右側であって不図示のエンジンが存在する側のことである。

これら図１及び図２において、参照符号１は、自動車エンジンのクランクシャフト（不図示）に取り付けられるハブである。このハブ１は、金属材料の鋳造により製作されたものであって、内周の軸孔１１ａにクランクシャフトの軸端が挿入されるボス部１１と、このボス部１１から外周側へ延びる中間部１２と、その外周にボス部１１と同心の円筒状に形成されたリム部１３からなる。１１ｂはボス部１１の内周（軸孔１１ａ）に形成されたキー溝である。

ハブ１のリム部１３の外周には環状質量体２が配置されており、この環状質量体２と前記リム部１３は、ダンパゴム３を介して円周方向相対変位可能に弾性的に連結されている。

詳しくは、環状質量体２は、金属板のプレス成形等により製作されたものであって、ダンパゴム３の外周に加硫接着により一体に接合された内周筒部２１と、その背面側の端部から外周側へ展開する円盤部２２と、更にこの円盤部２２の外周から正面側へ延びる外周筒部２３からなる二重筒状の中空形状をなし、すなわち軸心Ｏを通る平面で切断した形状（図示の断面形状）が略コ字形をなす。

また、ダンパゴム３は、耐熱性、耐寒性及び機械的強度に優れたゴム状弾性材料からなるものであって、ハブ１のリム部１３の外周面と、環状質量体２の内周筒部２１の内周面に一体的に加硫接着されている。すなわち、このダンパゴム３は、不図示の金型に、ハブ１と環状質量体２を互いに同心的にセットし、型締めによってハブ１のリム部１３の外周面と環状質量体２の内周筒部２１の内周面との間に画成される環状のキャビティに、未加硫ゴム材料を充填して加熱・加圧することによって、加硫成形と同時に前記リム部１３の外周面及び内周筒部２１の内周面に加硫接着したものである。

また、上述のようにして、ハブ１のリム部１３と環状質量体２の内周筒部２１との間に一体成形されたダンパゴム３には、その成形後に、環状質量体２の内周筒部２１を外周から絞り加工することによって、成形時の体積収縮によって生じた引張応力が解消されると共に、径方向の適当な予圧縮が与えられている。

参照符号４はプーリである。このプーリ４は、金属板のプレス成形及び転造等によって製作されたものであって、環状質量体２の外周筒部２３の外周側に配置されたプーリ本体４１と、その正面側の端部からダイナミックダンパ部Ｄ（環状質量体２及びダンパゴム３）の正面側を内周へ延びる内向きフランジ４２とからなる。プーリ本体４１の外周面にはポリＶ溝４１ａが形成されており、不図示の無端ベルトが巻き掛けられるようになっている。

プーリ本体４１の背面側の端部における外周縁には、円周方向１箇所に、不図示のクランク角センサによりクランクシャフトのクランク角を検出するための、溝状のタイミングマーク（不図示）が形成されている。

環状質量体２の外周筒部２３と、その外周側にあるプーリ４のプーリ本体４１との間には、ラジアルベアリング５が介在されている。このラジアルベアリング５は、ＰＴＦＥ等の耐摩耗性に優れた低摩擦係数の合成樹脂材料で円筒状に成形されたものであって、環状質量体２の外周筒部２３の外周面に嵌着等によって固定されており、プーリ本体４１の内周面を回転摺動自在に支持している。

環状質量体２の内周筒部２１の外周面には、金属板の打ち抜きプレス等によって製作された結合フランジ部材６が取り付けられている。結合フランジ部材６は、前記内周筒部２１の外周面に圧入嵌着された取付筒部６１と、その背面側の端部から軸心Ｏとほぼ垂直な面をなして展開した外向きフランジ６２からなる。

結合フランジ部材６の外向きフランジ６２と、その正面側から軸方向に対向するプーリ４の内向きフランジ４２は、環状質量体２の中空部内を略円筒状に延びるカップリングゴム７を介して、円周方向相対変位可能に弾性的に連結されており、これによって、カップリング部Ｃが構成されている。カップリングゴム７とその外周側に存在する環状質量体２の外周筒部２３との間には、回転時の遠心力によるカップリングゴム７の変形を許容するための十分な大きさの環状空間Ｓが形成されている。

カップリングゴム７は、耐熱性、耐寒性及び機械的強度に優れたゴム状弾性材料からなるものであって、結合フランジ部材６の外向きフランジ６２と、プーリ４の内向きフランジ４２に一体的に加硫接着されている。すなわち、このカップリングゴム７は、不図示の金型に、結合フランジ部材６とプーリ４を同心的にセットし、型締めによってこの結合フランジ部材６の外向きフランジ６２とプーリ４の内向きフランジ４２との間に画成される筒状のキャビティに、未加硫ゴム材料を充填して加熱・加圧することによって、加硫成形と同時に前記外向きフランジ６２と内向きフランジ４２に加硫接着したものである。

カップリングゴム７は、クランクシャフトからハブ１へ入力された駆動トルクを、円周方向剪断変形作用によって平滑化しながら、プーリ４へ伝達するものである。そして、クランクシャフトのトルク変動は、アイドリング以下の低回転領域で顕著になることから、このカップリングゴム７は、バネ定数を極力低くすると共に、捩り方向への許容変形量を極力大きくし、しかも大きなトルク伝達力を与えるため、軸方向及び径方向の肉厚が十分に大きなものとなっている。また、プーリ４の内向きフランジ４２の内周部が、正面側へ倒れるように傾斜した円錐面状をなすことによって、カップリングゴム７は、軸方向の肉厚が外周側ほど増大しており、環状質量体２とプーリ４の間で円周方向剪断変形を受けた時に、内周側と外周側とで剪断応力がほぼ均一になるようになっている。

環状質量体２の内周筒部２１には、結合フランジ部材６の正面側に位置して、スラストサポータ８が取り付けられている。このスラストサポータ８は、金属板の打ち抜きプレス等によって製作されたものであって、前記内周筒部２１と嵌合された結合フランジ部材６の取付筒部６１の外周面に圧入嵌着された取付筒部８１と、その正面側の端部からプーリ４の内向きフランジ４２の正面側を、正面側へ倒れるように傾斜した円錐面状をなして展開した支持フランジ８２からなる。

スラストサポータ８の支持フランジ８２と、プーリ４の内向きフランジ４２との間には、スラストベアリング９が介在されている。このスラストベアリング９は、ＰＴＦＥ等の耐摩耗性に優れた低摩擦係数の合成樹脂材料で成形されたものであって、前記内向きフランジ４２に接着等により固定されると共に、前記支持フランジ８２の背面に回転摺動可能に密接されている。また、プーリ４の内向きフランジ４２の内周部と、スラストサポータ８の支持フランジ８２は、正面側へ倒れるように傾斜した円錐面状に形成されているため、スラストベアリング９も両者間で円錐面状をなして介在している。

また、当該トルク変動吸収ダンパの組立において、環状質量体２の内周筒部２１の外周面に、結合フランジ部材６を圧入することによって、この結合フランジ部材６とプーリ４及びカップリングゴム７からなる一体成形物（カップリング部Ｃ）を環状質量体２に組み込んだ後、スラストサポータ８を、前記結合フランジ部材６の取付筒部６１の外周面に、正面側から軸方向所定位置まで圧入する過程で、このスラストサポータ８の支持フランジ８２が、予め接着等の手段によってプーリ４の内向きフランジ４２に保持されたスラストベアリング９を背面側へ適宜押圧するようになっている。このため、カップリングゴム７には、スラストベアリング９を介して押圧される前記内向きフランジ４２によって、軸方向の適当な予圧縮が与えられている。

プーリ４の内向きフランジ４２の外周部には、軸心Ｏを中心とする円弧状に延びる複数の係合孔４４が、等位相間隔で開設されており、この係合孔４４には、環状質量体２の外周筒部２３における正面側の端部に等位相間隔で突出形成された複数の係合突起２４が、円周方向両側へ適当なクリアランスをもって遊嵌されている。この係合孔４４と係合突起２４は、その互いの干渉によって、環状質量体２とプーリ４の円周方向相対変位を所定の範囲に制限するストッパを構成するものである。各係合孔４４は、プーリ４の内向きフランジ４２に加硫接着されたゴム状弾性材料からなるカバー７２によって、正面側から密閉されており、このカバー７２の内周部には、図２に示されるように、ゴム状弾性材料からなるシールリップ７１が形成されており、その先端が、スラストサポータ８の支持フランジ８２の内側面外周部に摺動可能に密接されている。カバー７２及びシールリップ７１は、各係合孔４４の内面を通じて、カップリングゴム７と連続している。すなわち、このカバー７２及びシールリップ７１は、結合フランジ部材６の外向きフランジ６２とプーリ４の内向きフランジ４２に、カップリングゴム７を一体成形する際に、成形材料の一部を、係合孔４４を通じてプーリ４の内向きフランジ４２の正面側に廻すことによって、同時に成形することができる。

環状質量体２の外周筒部２３の外周面におけるラジアルベアリング５の嵌着面の背面側には、ゴム状弾性材料からなるシールリップ３１が一体的に加硫接着されており、その先端が、プーリ４のプーリ本体４１の内周面に摺動可能に密接されている。このシールリップ３１は、先に説明したハブ１のリム部１３と環状質量体２の内周筒部２１へのダンパゴム３の一体成形の際に、同時に成形されたものである。

プーリ４の内向きフランジ４２の外側面におけるスラストベアリング９の接着面の外周側には、ゴム状弾性材料からなるシールリップ７１が一体的に加硫接着されており、その先端が、スラストサポータ８の支持フランジ８２の内側面外周部に摺動可能に密接されている。このシールリップ７１は、先に説明した結合フランジ部材６の外向きフランジ６２と、プーリ４の内向きフランジ４２への、カップリングゴム７の一体成形の際に、同時に成形することができる。

ダンパゴム３は、ダイナミックダンパ部Ｄのばね部をなすものであり、環状質量体２と、この環状質量体２の内周筒部２１に取り付けられた結合フランジ部材６とこれに結合されたカップリングゴム及びプーリ４と、外周筒部２３に固定されたラジアルベアリング５と、円盤部２２に加硫接着されたシールリップ３１と、結合フランジ部材６に固定されたスラストサポータ８は、前記ダイナミックダンパ部Ｄのマス部をなすものである。そして、このダイナミックダンパ部Ｄの捩り方向固有振動数は、ダンパゴム３のばね定数と、前記マス部の慣性質量によって、クランクシャフトの捩れ角が最大となる所定の振動数域、言い換えればクランクシャフトの捩り方向固有振動数と合致するように同調されている。

上述の構成を備えるトルク変動吸収ダンパは、不図示の自動車エンジンのクランクシャフトの軸端に、ハブ１のボス部１１が装着されることによって、このクランクシャフトと共に回転され、その駆動トルクを、プーリ４のプーリ本体４１に巻き掛けられた不図示のベルトを介して、オルタネータ等の補機の回転軸に伝達するものである。

ここで、アイドリング以下の低回転域でクランクシャフトに顕著に発生するトルク変動は、ハブ１からダンパゴム３を介して環状質量体２に伝達されるが、この環状質量体２と一体の結合フランジ部材６の外向きフランジ６２と、プーリ４の内向きフランジ４２との間を連結しているカップリングゴム７は、ダンパゴム３に比較して円周方向剪断バネ定数が著しく低いため、入力されたトルク変動に応じて円周方向へ繰り返し剪断変形され、このトルク変動を熱エネルギに変換する。このため、プーリ４のプーリ本体４１に巻き掛けられた駆動ベルトへの伝達トルクが平滑化される。

ダイナミックダンパ部Ｄは、クランクシャフトの共振によって捩れ角が最大となる振動数域で円周方向に共振し、その共振によるトルクは、入力振動のトルクと方向が逆になる。そしてこのような動的吸振作用によって、クランクシャフトの共振による捩れ角のピークを有効に低減することができる。

そして、この形態によれば、ダンパゴム３がカップリングゴム７より内周側に位置し、ハブ１のリム部１３の外径が小径になるため、このハブ１の軽量化を図ることができる。また、ダンパゴム３の外周に支持された環状質量体２は、金属板を屈曲形成した中空形状となっているため、この環状質量体２も軽量化することができる。更には、カップリングゴム７がダンパゴム３より外周側に位置することによって、プーリ４の内向きフランジ４２をそれほど内周まで延ばす必要がなく、その結果、プーリ４の重量及び慣性質量を低減することができる。

したがって、トルク変動吸収ダンパ全体としての重量及び慣性質量が低減されることになり、動力損失を小さくして燃費の改善を図ることができる。しかも、ハブ１の慣性質量が小さくなることによって、ハブ１をクランクシャフトに緊結している不図示のボルトに、低温時に緩みが発生しやすくなるのを防止することができる。

また、上述のように、環状質量体２は金属板を屈曲形成した中空形状となっているため、それ自体の重量や慣性質量は小さいものであるが、この環状質量体２と一体の結合フランジ部材６、これに結合されたカップリングゴム及びプーリ４、ラジアルベアリング５、シールリップ３１及びスラストサポータ８も、実質的に、ダイナミックダンパ部Ｄの慣性質量として作用する。このため、カップリング部Ｃとダイナミックダンパ部Ｄが独立しているものに比較して、トルク変動吸収ダンパ全体としての重量を軽量化することができると共に、上述の動的吸振時に、入力振動のトルクと対抗する十分な大きさの制振トルクを得ることができる。

ここで、トルク変動の入力やダイナミックダンパ部Ｄの動作によって、環状質量体２とプーリ４が円周方向相対変位する際には、ラジアルベアリング５及びスラストベアリング９には、それぞれプーリ本体４１の内周面及びスラストサポータ８の支持フランジ８２の内側面との摺動によって、運動エネルギを減衰させる摩擦抗力を生じる。

これを、スラストベアリング９について考えると、軸方向予圧縮されたカップリングゴム７の反力は、スラストベアリング９とスラストサポータ８の支持フランジ８２との摺動面に、垂直抗力Ｎとして作用する。そして、スラストベアリング９による摩擦抗力Ｆ_１は、次式（１）に示されるように、前記垂直抗力Ｎに比例する。なお、μは摩擦係数である。
Ｆ_１＝μＮ ・・・・（１）

また、回転中心（軸心Ｏ）と同心の円筒状をなすカップリングゴム７には、回転に伴い遠心力が作用する。そしてカップリングゴム７に作用する遠心力Ｆ_２は、次式（２）に示されるように、角速度（エンジン回転数）ωの二乗に比例し、軸心Ｏからカップリングゴム７の断面の重心までの半径ｒ及びカップリングゴム７の質量ｍに比例する。
Ｆ_２＝ｍｒω^２ ・・・（２）

カップリングゴム７の軸方向両端は、プーリ４の内向きフランジ４２及び結合フランジ部材６の外向きフランジ６２に固定され、このカップリングゴム７の外周側には環状空間Ｓが存在するため、遠心力Ｆ_２ によって、外周側へ膨らんだ形状に変形される。そして、このような変形はカップリングゴム７の軸方向両端間の距離を縮小させるように作用し、したがって、先に説明したカップリングゴム７の予圧縮の反力による垂直抗力Ｎを減少させ、次式（３）に示されるように、スラストベアリング９による摩擦抗力Ｆ_１を減少させるように作用する。なお、λは補正係数である。
Ｆ_１＝λμ／ｍｒω^２ ・・・（３）

すなわち、上記（３）式から、スラストベアリング９に発生する摩擦抗力Ｆ_１は、カップリングゴム７の断面の重心までの半径ｒに反比例し、角速度（エンジン回転数）ωの二乗に反比例することがわかる。そして、先に説明したように、スラストベアリング９の摩擦抗力Ｆ_１は、トルク変動の入力やダイナミックダンパ部Ｄの動作による環状質量体２とプーリ４の円周方向の相対的な振動に対して減衰（フリクション減衰）として作用するため、低回転時には摩擦抗力Ｆ_１による減衰が大きく、回転速度が上昇するにつれて減衰が小さくなるといった特性が得られることになる。

ここで、図３は、カップリング部における防振特性を示す線図である。この図３に示されるように、この種のトルク変動吸収ダンパでは、カップリング部Ｃの捩り共振領域（振動伝達率が１より大きい領域）が、アイドル振動よりも低い振動数域に設定される。これは、アイドル振動以上の全ての振動数域（常用回転数域）で、振動伝達率が１より小さい防振領域となるようにするためである。

したがって、アイドル回転より低回転の、クランキング等による回転時には、カップリング部Ｃが共振することになるが、防振学上、共振領域では、減衰力を高めることによって共振倍率を低下させることができる。そして上述のように、この形態では、低回転であるほど、摩擦抗力Ｆ_１による減衰が大きくなるため、カップリング部Ｃの共振によるカップリングゴム７の歪を低減させ、かつプーリ４のプーリ本体４１に巻き掛けられたベルトのバタツキを低減させることができる。また、上述の常用回転数域（防振領域）では、高回転になるほど、摩擦抗力Ｆ_１が小さくなるため、カップリング部Ｃが低ばねとなって振動絶縁性（トルク変動吸収性）が向上し、補機への伝達トルクの平滑性を向上することができる。

また、本発明によれば、カップリングゴム７がダンパゴム３より外周側に位置するため、図４の従来構造に比較してカップリングゴム７の半径が大きくなる。このため、（２）式から、回転時にカップリングゴム７に作用する遠心力Ｆ_２が大きくなり、（３）式から、低回転時には摩擦抗力Ｆ_１による減衰が大きく、回転速度が上昇するにつれて摩擦抗力Ｆ_１が小さくなって振動絶縁性（トルク変動吸収性）が向上するといった応答性を顕著に得ることができる。

先に説明したように、軸方向予圧縮されたカップリングゴム７の反力は、プーリ４の内向きフランジ４２を介してスラストベアリング９をスラストサポータ８の支持フランジ８２に押し付けている。しかも、スラストベアリング９が経時的に摩耗しても、カップリングゴム７の反力による前記支持フランジ８２へのスラストベアリング９の押し付け状態が維持されるので、回転時におけるプーリ４の軸方向挙動が抑制され、安定したベルト駆動を得ることができる。

また、図３に示される共振領域においてカップリング部Ｃが共振したり、あるいは過大なトルクが入力されることによって、環状質量体２とプーリ４の円周方向相対変位量が所定の大きさに達した場合は、環状質量体２に形成された係合突起２４と、プーリ４の内向きフランジ４２に形成された係合孔４４が、円周方向に互いに干渉する。そして、この干渉によって制限される環状質量体２とプーリ４の円周方向相対変位量は、許容されるカップリングゴム７の円周方向歪の大きさを考慮して、適切に設定されているため、カップリングゴム７の過大変形や、それに起因する破損を有効に防止することができる。

ここで、環状質量体２に形成された係合突起２４と共にストッパを構成するプーリ４の内向きフランジ４２の係合孔４４は、プーリ４の内向きフランジ４２に加硫接着されたゴム状弾性材料からなるカバー７２によって、正面側から密閉されているため、係合孔４４から環状空間Ｓへダスト等が侵入することがない。

また、ラジアルベアリング５とプーリ本体４１の内周面との摺動部の外側（背面側）は、プーリ本体４１の背面内周部に摺動可能に密接されたシールリップ３１によって密封されているため、ダストの介入によるラジアルベアリング５の早期摩耗や損傷を防止することができる。

同様に、スラストベアリング９とスラストサポータ８の支持フランジ８２の内側面との摺動部の外側（外周側）は、前記支持フランジ８２の内側面に摺動可能に密接されたシールリップ７１によって密封されているため、ダストの介入によるスラストベアリング９の早期摩耗や損傷を防止することができる。

また、カップリングゴム７が相対的に外周側に位置することによって、その円周方向のボリュームが大きくなるので、径方向の肉厚はそれほど大きくしなくても所要の耐久性が確保される。しかも、ダンパゴム３が相対的に内周側に位置し、ハブ１のリム部１３の外径が小径であるため、ダンパゴム３の外周に支持された環状質量体２の内周筒部２１も小径であり、したがって環状質量体２の内周筒部２１と外周筒部２３の間の環状空間Ｓの容積が十分に大きなものとなり、カップリングゴム７への外部からの熱負荷を受けにくくすることができる。

また、係合孔４４から環状空間Ｓへのダスト等の侵入を防止するカバー７２、及びスラストベアリング９の摺動部へのダスト等の侵入を防止するシールリップ７１は、カップリングゴム７からのゴム材料の廻り込みによって成形されたものであるため、成形工程の増加を来さない。なお、カップリングゴム７とカバー７２との間で、ゴム材料の廻り込みによって各係合孔４４の内面に形成されたゴム膜は、この係合孔４４に係合突起２４が干渉することによって環状質量体２とプーリ４の円周方向相対変位を制限した時の騒音を低減する機能を奏することができる。

本発明に係るトルク変動吸収ダンパの好ましい実施の形態を、軸心Ｏを通る平面で切断して示す断面斜視図である。 図１の要部拡大図である。 カップリング部における防振特性を示す線図である。 従来の技術によるトルク変動吸収ダンパを、軸心Ｏを通る平面で切断して示す断面図である。

１ ハブ
１１ ボス部
１２ 中間部
１３ リム部
２ 環状質量体
２１ 内周筒部
２２ 円盤部
２３ 外周筒部
２４ 係合突起
３ ダンパゴム
３１，７１ シールリップ
４ プーリ
４１ プーリ本体
４２ 内向きフランジ
４４ 係合孔
５ ラジアルベアリング
６ 結合フランジ部材
６１，８１ 取付筒部
６２ 外向きフランジ
７ カップリングゴム
７２ カバー
８ スラストサポータ
８２ 支持フランジ
９ スラストベアリング
Ｃ カップリング部
Ｄ ダイナミックダンパ部
Ｓ 環状空間

Claims (1)

1. ハブ（１）の外周にダンパゴム（３）を介して環状質量体（２）が連結され、この環状質量体（２）の外周にプーリ（４）が相対回転可能な状態に配置され、前記環状質量体（２）が、前記ダンパゴム（３）の外周に接合された内周筒部（２１）と、その外周側にあって前記プーリ（４）をラジアルベアリング（５）を介して支持する外周筒部（２３）とを有する中空形状をなし、前記プーリ（４）から内周側へ延在された内向きフランジ（４２）と、これに軸方向に対向して前記環状質量体（２）に取り付けられた外向きフランジ（６２）の間が、前記環状質量体（２）の中空部内に位置する略円筒状のカップリングゴム（７）を介して連結され、前記プーリ（４）の内向きフランジ（４２）に、前記カップリングゴム（７）の過大変形を防止するストッパを構成する係合孔（４４）が開設され、この係合孔（４４）が、前記内向きフランジ（４２）に加硫接着されたゴム状弾性材料からなるカバー（７２）によって密閉されたことを特徴とするトルク変動吸収ダンパ。
   

Images