JP6513512B2 - 回転変動吸収ダンパ - Google Patents

Description

本発明は、ベルトを介して回転機器へトルクを伝達するプーリに、回転変動を吸収する機構を設けた回転変動吸収ダンパに関する。

自動車のエンジンのクランクシャフトの先端に設けられたプーリには、回転変動を吸収して補機等への駆動力の平滑化を図るための回転変動吸収ダンパが設けられる。図５は、下記の特許文献１に開示された従来の技術による回転変動吸収ダンパの一例を示すもので、すなわちこの種の回転変動吸収ダンパ１００は、不図示のクランクシャフトの軸端に取り付けられてこのクランクシャフトと一体に回転するハブ１１０と、このハブ１１０に取り付けられた動的吸振部１２０及びカップリング部１３０を備える。

動的吸振部１２０は、ハブ１１０の外筒部１１１と、その外周に配置した環状質量体１２２を、ダンパゴム１２１を介して弾性的に連結した構造を有する。また、カップリング部１３０は、ハブ１１０の外筒部１１１にベアリング１３２を介して相対回転可能に支持されたプーリ本体１３１と、ハブ１１０の内筒部１１２の外周面に嵌着されたスリーブ１１３とプーリ本体１３１の支持筒部１３１ａとの間を弾性的に連結するカップリングゴム１３３とからなる。プーリ本体１３１には不図示の駆動ベルトが巻き掛けられ、この駆動ベルトを介してオルタネータやウォーターポンプなど各種補機へクランクシャフトの駆動力を伝達するようになっている。

すなわち、この種の回転変動吸収ダンパ１００は、クランクシャフトからハブ１１０へ入力されたトルクを、カップリング部１３０において、カップリングゴム１３３の捩り方向剪断変形作用によって回転変動を吸収しながらプーリ本体１３１へ伝達すると共に、ダンパゴム１２１及び環状質量体１２２で構成されるばね−質量系からなる動的吸振部１２０が、クランクシャフトの共振周波数域で捩り方向へ共振することによって、クランクシャフトの共振を動的に吸収する制振機能を発揮するものである。

また、カップリング部１３０におけるカップリングゴム１３３の捩り方向ばね定数を低くすることで、エンジンの常用回転域内での回転変動吸収性能を向上させることは可能であるが、この場合、カップリングゴム１３３の耐久性が低下して破損しやすくなってしまう。したがって、万一、カップリングゴム１３３が破損した場合でもベルトを介して補機へ駆動力を伝達する機能を維持するために、円周方向へ細長い孔１３４ａとそれに遊嵌した突起１３４ｂによってハブ１１０とプーリ本体１３１の円周方向相対変位を制限するストッパ機構１３４を設けている。

そして従来の回転変動吸収ダンパ１００では、構造上、ストッパ機構１３４は比較的小さいものであり、カップリングゴム１３３が正常に作動している状態では、基本的にストッパ機構１３４は機能しないフェールセーフ構造となっており、カップリングゴム１３３が破損した場合に、孔１３４ａの円周方向端部と突起１３４ｂがメタルタッチするか、薄いゴム層を介して接触することによって、駆動力伝達機能を維持するようになっている（下記の特許文献参照）。

実用新案登録第２６０５６６２号公報

ところで、従来は自動車走行用のエンジンは、クランクシャフトのフライホイールに接続されるスタータモータにより起動するものが普通であったが、近年は、走行停止時にエンジンのアイドリング運転を停止するアイドリングストップ車が普及してきており、この種のアイドリングストップ車では、ベルトを介してエンジンのクランクシャフトからの回転力を受けて発電を行うオルタネータは、スタータモータとしてクランクシャフトを始動回転させることが可能となっている（以下、ジェネレータスタートエンジンという）。

このようなジェネレータスタートエンジンのクランクシャフトに、上述のような回転変動吸収ダンパ１００を用いた場合、大きなトルクを持つエンジンを、オルタネータ（発電機を兼ねた電動モータであるモータジェネレータ）によって、駆動ベルトと回転変動吸収ダンパ１００を介して起動させるため、回転変動吸収ダンパ１００のカップリングゴム１３３には強大なトルクが作用する。そして先に述べたように、回転変動吸収ダンパ１００のカップリングゴム１３３は優れた回転変動吸収性能を確保するため基本的には捩り方向ばね定数を低くしてあるため、駆動ベルトを介してモータジェネレータから入力される起動トルクによってカップリングゴム１３３は大きく捩られ、このためストッパ機構１３４の孔１３４ａの円周方向端部と突起１３４ｂがメタルタッチもしくは孔１３４ａの内面などに設けられた薄いゴム層（不図示）を介して接触することによって、ハブ１１０側への起動トルク伝達を行うことになる。したがって、モータジェネレータからの起動トルクが入力されるたびに打音を発生し、しかもストッパ機構１３４を介して振動や回転変動が伝達され、防振性能が悪化して静粛性を損なうおそれがある。

このため従来は、通常はストッパ機構１３４が機能せず、カップリングゴム１３３が破損した場合にのみストッパ機構１３４が機能して駆動力伝達機能を維持するフェールセーフとしての機能に限定されている。

また、ストッパ機構１３４の作動時の防振性能の悪化を防止するために、ストッパ機構１３４を厚肉のゴム層で覆い、その接触時の応力集中を避けるためにゴム層の接触面積を広くすることが考えられるが、この場合は回転変動吸収ダンパ１００のサイズが大型化してしまい、装着スペースの確保が困難になるおそれがある。

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、その技術的課題は、大型化をきたさずにトルク伝達力及び防振性能を向上させた回転変動吸収ダンパを提供することにある。

本発明は、上述した技術的課題を解決するため、以下の手段を採用した。
すなわち本発明に係る回転変動吸収ダンパは、ハブと、このハブと同心的にかつ相対回転可能な状態に配置されたプーリ本体と、前記ハブ側と前記プーリ本体側を互いに円周方向相対変位可能に連結するカップリングゴムを備え、前記ハブに、複数の第一突起が円周方向所定間隔で設けられ、前記プーリ本体に、前記複数の第一突起の間に位置して複数の第二突起が円周方向所定間隔で設けられ、前記カップリングゴムに、前記第一突起と前記第二突起の間に位置する緩衝部が形成され、前記ハブと前記プーリ本体の円周方向相対変位量が所定値以上では、前記第一突起及び前記第二突起が前記緩衝部に円周方向両側から接触されることを特徴とするものである。

上記構成において、伝達トルク入力によるハブとプーリ本体の円周方向相対変位量が所定値未満ではカップリングゴムの円周方向剪断変形によってばね定数を低い状態に保ち、ハブとプーリ本体の円周方向相対変位量が所定値以上になると、カップリングゴムの緩衝部がその円周方向両側から接触されるハブの第一突起及びプーリ本体の第二突起によって圧縮を受けるので、大きなトルク伝達力が確保されると共に、所要の防振性が確保され、しかも、第一突起及び第二突起に対するカップリングゴムの緩衝部の接触面積及び円周方向の体積を十分に大きなものとすることができるので、第一突起及び第二突起から圧縮を受けたときの応力が小さくなる。

本発明に係る回転変動吸収ダンパによれば、大型化をきたすことなく、カップリングゴムが通常の捩り変形の範囲にある状態でもカップリングゴムの過大変形を抑制すると共に優れた防振性能を維持し、トルク伝達力を向上させることができる。

本発明に係る回転変動吸収ダンパの好ましい実施の形態を、エンジンのフロント側から見た正面図である。 図１におけるII−II’断面図である。 図１におけるIII−III’断面図である。 本発明に係る回転変動吸収ダンパの好ましい実施の形態における第一突起及び第二突起の形状変更例を、エンジンのフロント側から見た正面図である。 従来の回転変動吸収ダンパの一例を、エンジンのフロント側から見た正面図である。

以下、本発明に係る回転変動吸収ダンパの好ましい実施の形態について図１〜図３を参照しながら説明する。なお、以下の説明において用いられる「正面側」とは、図２における左側、すなわち車両のフロント側のことであり、「背面側」とは、図２における右側、すなわち不図示のエンジンが存在する側のことである。

この回転変動吸収ダンパ１は、自動車のエンジンのクランクシャフト（不図示）の端部に取り付けられるハブ１０と、このハブ１０に、互いに直列に取り付けられた動的吸振部２０及びカップリング部３０を備える。

ハブ１０は金属からなるものであって、図２及び図３に示すように、クランクシャフトに固定される取付筒部１１と、そこから段差部１２を介して正面側へ延びる支持筒部１３と、この支持筒部１３の正面側の端部から外径側へ展開する鍔部１４を備える。参照符号１１ａは、取付筒部１１の内周面に形成されたキー溝である。

動的吸振部２０は、ハブ１０と、その外周に配置した金属製の環状質量体２２を、環状のダンパゴム２３を介して弾性的に連結した構造を有する。詳しくは環状質量体２２は、支持筒部２２ａと、その背面側の端部から径方向へ延びる背面端壁部２２ｂと、その内径端から正面側へ延びてハブ１０の支持筒部１３の外周側に位置する被支持筒部２２ｃを有し、ハブ１０の支持筒部１３の外周面に適当な締め代をもって圧入嵌着された金属製のスリーブ２１の外周面と、環状質量体２２の被支持筒部２２ｃの内周面との間に、ゴム弾性体（ゴム材料又はゴム状弾性を有する合成樹脂材料）からなるダンパゴム２３が一体に成形されている。

動的吸振部２０の捩り方向（円周方向）の固有振動数は、環状質量体２２の円周方向慣性質量と、ダンパゴム２３の捩り方向剪断ばね定数によって、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、すなわちエンジンの機関振動によるクランクシャフトの捩り方向共振周波数と合致するように同調されている。

カップリング部３０は、プーリ本体３１と、動的吸振部２０における環状質量体２２とを、カップリングゴム３２を介して互いに円周方向相対変位可能に連結した構造を有する。なお、動的吸振部２０は、カップリングゴム３２から見てハブ１０側の部材であり、すなわちカップリングゴム３２は、プーリ本体３１とハブ１０側である環状質量体２２とを連結している。

詳しくは、プーリ本体３１は、動的吸振部２０における環状質量体２２の支持筒部２２ａの外周面にすべり軸受３５を介して相対回転可能に支持され、外周面に不図示の駆動ベルトを巻き掛けるためのポリＶ溝３１ａが形成され、正面側の端部から径方向へ延びる端壁部３１ｂを介して環状質量体２２の支持筒部２２ａの内周側へ廻り込む被支持筒部３１ｃを有する。

また、カップリングゴム３２は、環状質量体２２の被支持筒部２２ｃの外周面に適当な締め代をもって圧入嵌着された金属製の内周スリーブ３３とプーリ本体３１の被支持筒部３１ｃの内周面に適当な締め代をもって圧入嵌着された金属製の外周スリーブ３４との間に、ゴム弾性体で一体に加硫成形されたものであって、捩り方向剪断ばね定数がダンパゴム２３に比較して十分に低く、かつ捩り方向への許容変形量が大きなものとなっている。

図１及び図３に示すように、ハブ１０の鍔部１４には、その外周端から突出した複数（図１に示す例では３個）の第一突起１５が円周方向所定間隔（図１に示す例では１２０度間隔）で設けられ、プーリ本体３１には、その端壁部３１ｂの内周端から突出し各第一突起１５の間に位置する複数（図１に示す例では３個）の第二突起３６が円周方向所定間隔（図示の例では１２０度間隔）で設けられている。そして自由状態では、第一突起１５と第二突起３６は円周方向等間隔（図１に示す例では６０度間隔）に位置している。

図２に示すように、カップリングゴム３２には、内周スリーブ３３と外周スリーブ３４の間を径方向に延びる複数（第一突起１５と第二突起３６の和に相当する数；図１に示す例では６個）の緩衝部３２１が円周方向所定間隔（図１に示す例では６０度間隔）で形成されており、各緩衝部３２１の間は、図３に示すように正面側からえぐられた形状の遊嵌凹部３２２となっていて、第一突起１５及び第二突起３６がそれぞれ遊嵌状態に収容されている。

そして自由状態では、第一突起１５及び第二突起３６はそれぞれ遊嵌凹部３２２の円周方向中間位置にあり、すなわち緩衝部３２１は、第一突起１５と第二突起３６の間の円周方向中間位置にあり、伝達トルク入力によるハブ１０とプーリ本体３１の円周方向相対変位量が所定値以上になると、第一突起１５及び第二突起３６が緩衝部３２１にその円周方向両側から接触されるようになっている。

以上の構成を備える実施の形態の回転変動吸収ダンパ１は、ハブ１０の取付筒部１１が、不図示のクランクシャフトの軸端に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る。そしてクランクシャフトの回転は、ハブ１０から、動的吸振部２０のスリーブ２１、ダンパゴム２３、環状質量体２２、カップリング部３０のスリーブ３３及びカップリングゴム３２を介してプーリ本体３１へ伝達され、更にプーリ本体３１のポリＶ溝３１ａに巻き掛けられた不図示の駆動ベルトを介して補機の回転軸に伝達される。

そして動的吸振部２０は、エンジンの機関振動によるクランクシャフトの捩れ角が最大となる振動数域で捩り方向に共振し、その共振によるトルクが、入力振動のトルクと方向が逆になることによる動的吸振機能を奏するので、クランクシャフトの捩れ角のピークを有効に低減することができる。

また、クランクシャフトの回転変動が入力されると、ハブ１０側の環状質量体２２とプーリ本体３１の間で、カップリング部３０における低ばねのカップリングゴム３２が捩り方向剪断変形し、しかもカップリングゴム３２は、ハブ１０とプーリ本体３１の間でダンパゴム２３と直列に連結されているため、当該回転変動吸収ダンパ１は、捩り方向に対して十分に低ばねであり、このため回転変動が有効に吸収され、プーリ本体３１のポリＶ溝３１ａに巻き掛けられた駆動ベルトへ伝達される回転が平滑化される。

そして、ハブ１０とプーリ本体３１の円周方向相対変位量が所定の大きさに達すると、カップリングゴム３２の各緩衝部３２１に、その円周方向両側からハブ１０側の第一突起１５及びプーリ本体３１側の第二突起３６が圧接するので、カップリングゴム３２による捩り方向ばね定数が非線形的に上昇し、ハブ１０とプーリ本体３１の過大な円周方向相対変位（カップリングゴム３２の過大な捩り変形）を抑制するストッパ機能がはたらく。

このとき、第一突起１５と第二突起３６はメタルタッチせず、両者間にはカップリングゴム３２の各緩衝部３２１が介在しているので、ストッパ機能がはたらくときにメタルタッチによる耳障りな騒音が発生することはない。そしてカップリングゴム３２の緩衝部３２１と第一突起１５及び第二突起３６との接触後も、緩衝部３２の変形を伴いながら第一突起１５と第二突起３６の円周方向相対変位、すなわちハブ１０とプーリ本体３１の円周方向相対変位が許容される。このため、緩衝部３２と第一突起１５及び第二突起３６との接触によるストッパ機能がはたらいている状態でも、所要の防振機能が確保される。

しかも、第一突起１５及び第二突起３６とカップリングゴム３２の各緩衝部３２１の接触面積は十分に大きくとることができ、各緩衝部３２１の円周方向の体積も十分に大きなものとすることができるため、第一突起１５及び第二突起３６との圧接による応力を小さくして優れた耐久性を確保することができる。

ここで、例えばプーリ本体３１のポリＶ溝３１ａに巻き掛けられた駆動ベルトを介して回転力を与えられて発電するオルタネータが、エンジンを始動させるスタータとしても機能するものである場合、すなわちモータジェネレータである場合は、エンジンを始動させる際に、モータジェネレータの起動トルクが駆動ベルトから回転変動吸収ダンパ１を介してクランクシャフトに伝達されることになる。そしてこのとき、カップリングゴム３２には強大なトルクが作用することになるが、このような起動トルクによって、上述と同様にカップリングゴム３２の各緩衝部３２１に、その円周方向両側からハブ１０側の第一突起１５及びプーリ本体３１側の第二突起３６が圧接し、これによってカップリングゴム３２の捩り方向ばね定数が非線形的に上昇するので、クランクシャフトを起動させるための大きなトルク伝達力が確保される。

また、上記構成によれば、カップリングゴム３２にストッパ機構の機能を担わせているため、回転変動吸収ダンパ１のサイズの大型化をきたさない。

なお、回転変動の入力によって、ハブ１０側の環状質量体２２とプーリ本体３１の間でカップリングゴム３２が捩り方向剪断変形すると、カップリングゴム３２に形成された各緩衝部３２１が斜めに変形を受けるため、ハブ１０とプーリ本体３１の円周方向相対変位量が所定の大きさに達したときに第一突起１５及び第二突起３６を緩衝部３２１に広い面積で接触させてこの緩衝部３２１を有効に圧縮するには、図４に示すように、第一突起１５及び第二突起３６を山形又は台形状に形成して、その円周方向両側面１５ａ，１５ｂ，３６ａ，３６ｂが緩衝部３２１の変形形状と対応する斜面をなすようにすることが好ましい。

また、図示の形態の回転変動吸収ダンパ１では、カップリングゴム３２がハブ１０側である動的吸振部２０を介してハブ１０に連結されているが、本発明は、カップリングゴム３２が例えば図５のように、ハブに結合されているものなどについても適用することができる。

１ 回転変動吸収ダンパ
１０ ハブ
１５ 第一突起
２０ 動的吸振部
２２ 環状質量体
２３ ダンパゴム
３０ カップリング部
３１ プーリ本体
３２ カップリングゴム
３２１ 緩衝部
３２２ 遊嵌凹部
３６ 第二突起

Claims (1)

1. ハブと、このハブと同心的にかつ相対回転可能な状態に配置されたプーリ本体と、前記ハブ側と前記プーリ本体側を互いに円周方向相対変位可能に連結するカップリングゴムを備え、前記ハブに、複数の第一突起が円周方向所定間隔で設けられ、前記プーリ本体に、前記複数の第一突起の間に位置して複数の第二突起が円周方向所定間隔で設けられ、前記カップリングゴムに、前記第一突起と前記第二突起の間に位置する緩衝部が形成され、前記ハブと前記プーリ本体の円周方向相対変位量が所定値以上では、前記第一突起及び前記第二突起が前記緩衝部に円周方向両側から接触されることを特徴とする回転変動吸収ダンパ。

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