JPH062048Y2 - ト−シヨナルダンパ付フライホイ−ル - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本考案は、回転数のすべての領域で共振の発生を防止さ
せた、２分割型フライホイールからなる、トーショナル
ダンパ付フライホイールであって、ダンパへの許容入力
トルクを高めて、大トルクへのエンジンへの適用を可能
にしたトーショナルダンパ付フライホイールに関する。

〔従来の技術〕

フライホイールを２つのマスに分割し、それらをばねで
連結してトルク変動を吸収するようにした分割型フライ
ホイールは知られている。従来技術では２つのマスは通
常全回転域で同じばね定数のばね機構で結合されてお
り、したがってあるエンジン回転で１つの共振点をも
つ。共振点がエンジン回転の常用回転域よりも低回転側
となるようにばね定数を決定するが、エンジン始動、停
止時には共振点を通過することになるため、分割された
フライホイール間に摩擦力を与え、低回転域のトルクの
小さいときに駆動側フライホイールと従動側フライホイ
ールとを一体化し、共振現象を抑えている。これは共振
現象が生じると、共振から抜け出ることが難しく（いわ
ゆる引き込み現象）、走行不能となるので、それを避け
るためである。

従来技術を個々の例をとって説明すれば、実開昭61-235
42号公報のトルク変動吸収装置は、フライホイールを駆
動側フライホイールと従動側フライホイールとに分割し
て、その間に同じばね定数のばね機構を介装し、さら
に、常時分割された両フライホイール間に摩擦力が働く
ようにヒステリシス機構が設けられた分割型フライホイ
ールを示しており、分割型フライホイールの代表的な一
般的全体構成を示している。

また、特開昭61-59040号公報は共振点をアイドル回転よ
り低く設定する技術を開示しており、実開昭59-113548
号公報、実開昭59-108848号公報は共振点を低回転側に
ずらしたフライホイールを開示している。また、実公昭
56-6676号公報は、２分割型のフライホイールではない
が、ハウジング内を滑るダンパーディスクを示してお
り、この種の機構における摩擦付与構造を示している。

さらに、特開昭60-109635号公報は、１種類のばねを用
い、遠心力によって半径方向に移動する摩擦体を用いて
駆動側フライホイールと従動側フライホイール間の伝達
トルクを調整するようにしたダンパを示しているが、遠
心力を利用したものはフライホイールが一体化状態から
分離状態になるタイミングが不安定になり、確実な共振
防止が望めない。

前記の如く、従来技術では、共振現象を抑えるために、
比較的大きな、一定値以上の摩擦力を与える必要があ
る。このため、ヒステリシス機構によって駆動側フライ
ホイールと従動側フライホイール間に常時一定値以上の
摩擦力がかかり、常用回転域においても、駆動側フライ
ホイールと従動側フライホイール間に摩擦力によってス
ティック（一体化）が発生しやすくなり、スティック時
には駆動側フライホイールの回転変動（エンジン回転変
動）が従動側フライホイールに伝達されて、常用回転域
におけるトルク変動吸収効果が小さくなる。すなわち、
トーショナルダンパとしての回転変動低減効率が小さく
なるという問題があった。

このような問題を解決するために、本出願人は先に実願
昭61-135608号の考案を提案した。該先願の考案は、分
割型フライホイールから成るトーショナルダンパ付きフ
ライホイールにおいて、運転中に回転数によって共振点
の位置をずらし、これによって従来のような全回転域で
摩擦力を与えるヒステリシス機構を廃止してトルク変動
を常用回転域において効果的に低減させることを目的と
している。

そして、先願考案でとられた問題点を解決するための手
段は、フライホイールを駆動側フライホイールと従動側
フライホイールに分割した分割型フライホイールにおい
て、駆動側フライホイールと従動側フライホイール間に
設けられるばね機構に互いに異なるばね定数を有する２
種類のばね機構を用い、該２種類のばね機構の一方に駆
動側フライホイールと従動フライホイールとを直結さ
せ、２種類のばね機構の他方に摩擦機構を介して駆動側
フライホイールと従動側フライホイールとを連結させて
なるトーショナルダンパ付きフライホイールから成って
いた。

上記先願の考案の装置における作用は次の通りであっ
た。該作用を説明するに先立ち、各部の名称およびスプ
リング力、作動力を次のように称することとする。

・第１のコイルスプリング…駆動側フライホイールと従
動側フライホイールとを直結するトーショナルスプリン
グ ・第２のコイルスプリング…駆動側フライホイールと従
動側フライホイールとを摩擦機構を介して連結するトー
ショナルスプリング ・Ｆｒ…第２のコイルスプリングに直列に接続された摩
擦機構の設定摩擦力 ・Ｆ…駆動側フライホイールと従動側フライホイールと
の相対捩れ（相対回転）時に第１のコイルスプリングお
よび第２のコイルスプリングの撓みによって生じるトル
クがかかったときに第２のスプリング側の摩擦機構部に
かかる力 ・Ｋ…第１のコイルスプリングを有するばね機構のばね
定数 ・Ｋ_１…第２のコイルスプリングを有するばね機構のば
ね定数 上記において、駆動側フライホイールと従動側フライホ
イール間にトルクが伝達されるとき相対捩れが発生し、
第１のコイルスプリングと第２のコイルスプリングは同
時に撓んでいく。

低回転域（通常低トルクに対応）においては、Ｆｒ≧Ｆ
であるので、摩擦機構部にすべりは発生せず、第１のコ
イルスプリングと第２のコイルスプリングがともに働
き、系合体のばね定数はＫ＋Ｋ_１であり、全スプリング
がトルク変動の抑制に働く。

回転数（エンジン回転数）が増大していく場合（始動
時）、回転数がばね定数Ｋ＋Ｋ_１の系の共振点に近づい
ていくと相対捩れが増大されてＦが大きくなり、ばね定
数Ｋ＋Ｋ_１の共振点の手前でついにＦ＞Ｆｒとなって摩
擦機構部にすべりが発生し、第２のコイルスプリングは
ばねとしての働きを失って第２のコイルスプリングはＦ
ｒ以上のトルクを伝達しなくなり、同時に系全体のばね
定数がＫに低下する。すなわち系全体の共振点がばね定
数Ｋを有する系の共振点つまりより低回転側にシフトす
る。シフトした時点での系の実際の回転数は、ばね定数
Ｋの系の共振点より大で、シフトした時点で既にばね定
数Ｋの共振点を越えた位置にあるから、第１のコイルス
プリングを有するばね機構のバネ定数Ｋの系の共振点を
外れた位置でのダンピングに従ってトルク変動を吸収で
きる。したがって共振点を越してしまうから相対回転は
小さくなっていき、Ｆｒ＞Ｆとなって、再び第２のコイ
ルスプリング側の摩擦機構のすべりが止まって第１のコ
イルスプリングと第２のコイルスプリングが働き、全コ
イルスプリングでトルク変動の抑制を行なうようにな
る。

すなわち、始めＫ＋Ｋ_１のばね定数を有していた系で、
回転数を上げていってＫ＋Ｋ_１のばね定数の系の共振点
に近づいていくと、摩擦機構がすべって一時Ｋのばね定
数の系の特性に近づいて作動（Ｋの系の共振点はＫ＋Ｋ
_１の共振点から外れているので共振は生じない。ただ
し、一方のばねは滑っているので、完全にＫの特定曲線
に沿うわけではないが、Ｋの特性曲線に近づく）するこ
とによりＫ＋Ｋ_１の共振点を外れて回転数が上昇してい
き、常用回転域近傍迄くると共振点から外れたことから
駆動側フライホイールと従動側フライホイールの相対動
きが小さくなり（Ｆｒ＞Ｆ）摩擦機構のすべりが止まっ
て再びＫ＋Ｋ_１の特性が従って作動し、全回転域におい
て共振が避けられることになる。

回転数だ大から小に減少していく場合（停止時）におい
ても同様のシフト現象が得られる。

このため、従来の１種類のばね定数のばね機構を有する
分割型フライホイールで必要であったヒステリシス機構
による常時作動の摺動摩擦力は不要となる。本考案では
第２のコイルスプリングを有するばね機構側の摩擦機構
は、起動、停止時にＫ＋Ｋ_１の共振点近傍を通過すると
きに共振を避けるために一時的にすべりを生じるに過ぎ
ないから全回転域において低摩擦化がはかられ、とくに
運転上問題となる常用回転域において、トルク変動吸収
効果が摺動摩擦力の影響を受けずに増大される。

〔考案が解決しようとする問題点〕

上記先願（実願昭61-135608号）の考案では、捩り機構
の許容トルク、すなわち最大捩り時のトルク（但しスト
ッパゴムのたわみ部分は除く）が、エンジン最大出力ト
ルク以上となるように、ばね定数を設定していた。実際
の許容トルクはストッパゴムのたわみで受けるトルクも
含むが、設計上、ストッパゴムのたわみ分は耐衝撃等の
ために必要な余裕分と考え、第４図のＣからＤへの切り
替わり点のトルクをエンジン最大トルク以上としてい
た。この切り替わり点のトルクを許容トルクと呼ぶこと
にする。

しかし、先願の考案によると、以下のような問題がある
ことがわかった。

（ｉ）大出力エンジン用のダンパは、許容トルクを大き
くとる必要からばね定数大となり、振動低減効果が小さ
くなる。

（ii）出力トルクの大きさに合せてばね定数を変える必
要があり、エンジンごとにスプリングおよび関係部品の
ほとんどが異なるものとなる。

（）大出力用のダンパは許容トルクを大きくとる
必要からばね定数大となり、Ｋ＋Ｋ_１系の共振点が常用
回転域（実使用域）より低い回転域に設定できないこと
がある。Ｋ＋Ｋ_１系の共振点が実使用域にあるとＦｒの
すべる頻度が高くなり、Ｆｒ部（ライニング）の摩滅を
まねく。

本考案は、第４図中高トルク領域（Ｃ、Ｄの領域および
その近傍）のトルク伝達能力を高めて許容トルクを高め
ることを目的とする。

〔問題点を解決するための手段〕

上記目的を達成するための本考案に係るトーショナルダ
ンパ付フライホイールは、フライホイールを駆動側フラ
イホイールと従動側フライホイールに分割した分割型フ
ライホイールにおいて、駆動側フライホイールと従動側
フライホイール間に設けられるばね機構に互いに異なる
ばね定数を有する２種類のばね機構を用い、該２種類の
ばね機構の一方に駆動側フライホイールと従動側フライ
ホイールとを直結させ、２種類のばね機構の他方に摩擦
機構を介して駆動側フライホイールと従動側フライホイ
ールとを連結させさらに、前記２種類のばね機構より半
径方向外側に第３のばね機構を追加して一定捩れ角以上
で作動させるようにしたことを特徴とするトーショナル
ダンパ付フライホイールから成る。

〔作用〕

上記本考案においては、駆動側フライホイールと従動側
フライホイール間の捩れ角が一定値θ_１以上になると、
第３のばね機構がたわみを始めて、すなわち第３のばね
機構を構成する第３のスプリングのスプリングシートの
一端がフライホイール溝の端面と当って第３のスプリン
グがたわみ始めて力を発生する。第３のばね機構は捩れ
角θ_１より作動し、θ_１より大きい捩れ角θ_２（第４図
のＣからＤへ変わる点に対応）において、第３のばね機
構の第３のスプリングの両端のストッパゴムが、前記２
種類のばね機構、すなわち第１のばね機構、第２のばね
機構の両端のストッパゴムのあたりと同時にあたり始め
る。これにより許容トルクは捩れ角θ_２においてＴ_１→
Ｔ_２と高められ高トルクを伝達できる。しかも捩れ角θ
_１より小さい角度では、第３のばね機構の第３のコイル
スプリングは作動しないため、前記２種類のばね機構に
よって得られる振動低減効果に悪影響は及ぼさない。θ
_１以下の領域で主に振動低減を行ない、θ_１〜θ_２でト
ルクをかせぐように構成でき、エンジンの種類のごと
に、前記２種類のばね機構のばね定数を再設計すること
なく、効果の大きい低ばね定数のままとし、第３のばね
機構のばね定数のチューニングで対応可能となる。

〔実施例〕

如以下に、本考案に係るトーショナルダンパ付フライホ
イールの望ましい実施例を、図面を参照して説明する。

第１図および第２図は本考案実施例のトーショナルダン
パ付フライホイールの構造を示し、第３図はその振動系
モデルを示し、第４図、第５図はその作動特性を示し、
第６図、第７図はばね機構の拡大断面を示している。

第１図および第２図において、フライホイールは、駆動
軸（たとえばエンジンのクランクシャフト）に連結され
る駆軸側フライホイール10と、被駆動側部材（たとえば
クラッチ）に連結される従動側フライホイール20との２
分割フライホイールから成る。駆動側フライホイール10
と従動側フライホイール20は、互いに異なるばね定数を
有する２種類のばね機構、すなわち第１のコイルスプリ
ング31を有するばね機構30Ａ（ばね機構30Ａのばね定数
Ｋは第１のコイルスプリング31のばね定数の和）と第２
のコイルスプリング32を有するばね機構30Ｂ（ばね機構
30Ｂのばね定数Ｋ_１は第２のコイルスプリング32のばね
定数の和）を介して連結されるとともに、前記２種類の
ばね機構より半径方向外側に設けた、第３のスプリング
100を有する第３のばね機構30Ｃ（ばね機構30Ｃのばね
定数をＫ_２とする）を介して連結される。この第３のば
ね機構30Ｃが先願（実願昭61-135608号）に付加した部
分である。このうち第１のコイルスプリング31は駆動側
フライホイール10と従動側フライホイール20とを連結す
るばねであり、第２のコイルスプリング32は駆動側フラ
イホイール10と従動側フライホイール20とを、第２のコ
イルスプリング32に振動的に直列に連結された摩擦機構
33を介して、連結するばねである。上記において、Ｋ≠
Ｋ_１＋Ｋであればよく、個々の第１のコイルスプリング
31のばね定数と個々の第２のコイルスプリング32のばね
定数は等しくてもよい。すなわち、第１のコイルスプリ
ング31と第２のコイルスプリング32に同じ定数のばねを
用いても、第１のコイルスプリング31が４本、第２のコ
イルスプリング32が２本のときはＫ：Ｋ_１＋Ｋ＝１：３
となり、目的に合う。

駆動側フライホイール10は、外周部のリング状のリング
ギヤ11、内周部のリング状のインナボディ12、リングギ
ヤ11を両側から挟持固定し一方がインナボディ12側部迄
内周側に延びてくるドライブプレート13、14を有する。
インナボディ12と一方のドライブプレート13はボルト15
によって駆動軸に、駆動軸と一体回転可能に、連結され
る。

従動側フライホイール20はフライホイール本体21と内周
部位のドリブンプレート22とのボルト23による連結構造
となっている。ドリブンプレート22はベアリング24を介
して同芯状に駆動側フライホイール10のインナボディ12
の外周に相対回転可能に支持される。ドリブンプレート
22は巾方向中央部に外周側に突出するアーム22ａを有し
ている。

ドリブンプレート22の外周面より半径方向外側でドライ
ブプレート13とフライホイール本体21との間のスペース
に、２枚の第１のコントロールプレート41、42と、２枚
の第２のコントロールプレート43、44が、ドリブンプレ
ート22に対してドライブ側にもドリブン側にも相対回転
可能に配設されている。第１のコントロールプレート4
1、42はドリブンプレート22のアーム22ａの両側にそれ
ぞれ配設されピン45によって連結されており、第２のコ
ントロールプレート43、44もドリブンプレート22のアー
ム22ａの両側にそれぞれ配設されピン46によって連結さ
れている。第１のコントロールプレート41、42はそれぞ
れ半径方向外方に延びるアーム41ａ、42ａを有し、第２
のコントロールプレート43、44も半径方向外方に延びる
アーム43ａ、44ａを有する。アーム22ａ、41ａ、42ａ、
43ａ、44ａは、何れもリングギヤ11の内周面のすぐ近傍
迄延びている。

第１のコイルスプリング31を有するばね機構30Ａは、第
１図においては第１のコイルスプリング31が左右に２個
づつ計４個示してあり、第２図においては下半分断面に
示してある。第６図は断面の拡大を示している。第１の
コイルスプリング31は、両端をスプリングシート34、35
に当接されており、スプリングシート34、35は対向端に
弾性体34ａ、35ａを有する。スプリングシート34、35の
うち一方のスプリングシート34は第２のコントロールプ
レート43、44のアーム43ａ、44ａに周方向に着脱可能に
支持され、他方のスプリングシート35はドリブンプレー
ト22のアーム22ａに周方向に着脱可能に当接される。ス
プリングシート35の突出アーム35ｂはドライブプレート
13に設けた穴16とドライブプレート14に設けた切欠17に
周方向に一方向に相対回転不能に係合して、ドライブプ
レート13、14からのトルクをスプリングシート35に直接
伝達する。すなわち、第１図において、左側の２個の第
１のコイルスプリング31、31を例にとって説明すると、
第１のコイルスプリング31のスプリングシート35の突出
アーム35ｂはドライブプレート13、14に嵌合し、スプリ
ングシート35の中央部はドリブンプレート22のアーム22
ａに嵌合する。そして、ドライブプレート13、14が一方
の第１のコイルスプリング31（たとえば第１図上半分に
あるもの）のスプリングシート35の突出アーム35ｂを押
すと、第２のコントロールプレート43、44を介して他方
の第１のコイルスプリング31（たとえば第１図下半分に
あるもの）のスプリングシート35を押し、ドリブンプレ
ート22のアーム22ａを押す。逆回転も可である。他方の
スプリングシート34はスプリングシート35と同形状であ
り、スプリングシート34の突出アーム34ｂに対応する位
置には、ドライブプレート13、14に周方向に延びる穴ま
たは切欠きが形成されていて、他方のスプリングシート
34はドライブプレート13、14に対して周方向に相対的に
移動できる。第２のコントロールプレート43、44は２本
の第１のコイルスプリング31をつなぐだけで、ドライブ
プレート13、14にも、ドリブンプレート22にも固定され
ず、回動可能である。この構造によって、ドライブプレ
ート13、14はドリブンプレート22に第１のコイルスプリ
ング31を介して直結され、ドライブプレート13、14のト
ルクは第１のコイルスプリング31を撓ませてドリブンプ
レート22へと伝達される。

第２のコイルスプリング32を有するばね機構30Ｂは、第
１図においては第２のコイルスプリング32が上下に１個
ずつ計２個示してあり、第２図においては上半分断面に
示してある。第７図は断面の拡大を示している。第２の
コイルスプリング32は、両端をスプリングシート36、37
に当接されており、スプリングシート36、37は対向端に
弾性体36ａ、37ａを有する。スプリングシート36、37
は、それぞれ第１のコントロールプレート41、42のアー
ム41ａ、42ａに周方向に着脱可能に当接されている。ま
た、第２のコイルスプリング32の両端は、スプリングシ
ート36、37を介してドライブプレート13に設けた窓18と
ドライブプレート14に設けた切欠19に周方向に着脱可能
に当接されている。この構造によってドライブプレート
13、14は第１のコントロールプレート41、42に第２のコ
イルスプリング32を介して連結され、ドライブプレート
41、42きトルクは第２のコイルスプリング32を撓ませて
第１のコントロールプレート41、42へと伝達される。

しかし、第２のコイルスプリング32を有するばね機構30
Ｂ側には、つぎに説明するように、第１のコントロール
プレート41、42とドリブンプレート22との間に摩擦機構
33が設けられており、ドライブプレート13、14から第２
のコイルスプリング32を介して第１のコントロールプレ
ート41、42に伝わったトルクは、該摩擦機構33の設定摩
擦力Ｆｒの範囲内においてしか、ドリブンプレート22に
は伝達されない。第２図の上半分断面において、第１の
コントロールプレート41、42のうち一方のコントロール
プレート42とドリブンプレート22のアーム22ａとの間に
はスラストプレート47が両者に対して相対回転可能に設
けられており、スラストプレート47はスラストプレート
47とコントロールプレート42との間に介装したコーンス
プリング48によってドリブンプレート22のアーム22ａ側
に軸方向に付勢されている。コントロールプレート41と
アーム22ａとの間およびスラストプレート47とアーム22
ａとの間にはスラストライニング49、50が介装され、第
１のコントロールプレート41、42とドリブンプレート22
のアーム22ａ間に周方向に摩擦力を与える。この摩擦力
はコーンスプリング48によって一定の摩擦力Ｆｒに設定
されている。摩擦機構33はコーンスプリング48、スラス
トプレート47、スラストライニング49、50によって構成
される。

以上迄は先願（実願昭61-135608号）の構成と、第３の
ばね機構30Ｃを除いて、同一であるが、本考案では、上
記構成に第３のばね機構30Ｃが付加される。

本考案では、ドライブプレート14とリングギヤ11溝を設
けて、第３のコイルスプリング100とその両端の一対の
スプリングシート101、102をはめ込み、対向するフライ
ホイール本体21にフライホイール溝103を設けた点が新
しく付加された部分となる。第３のコイルスプリング10
0、一対のスプリングシート101、102、フライホイール
溝103は第３のばね機構30Ｃを構成する。この第３のば
ね機構30Ｃは円周上少なくとも１ヶ所（図示例では４ヶ
所）設けられる。リングギヤ11とフライホイール本体21
の相対変位（捩れ角）が一定値θ_１以上になると、スプ
リングシート101または102の一端がフライホイール溝10
3の端面とあたり、第３のコイルスプリング100がたわん
で力を発生する。第３のばね機構30Ｃは捩れ角θ_１より
作動し、θ_１より大きいθ_２において、スプリングシー
ト101、102のストッパゴム101ａ、102ａが第１のばね機
構30Ａのスプリングシート34、35、および第２のばね機
構30Ｂのスプリングシート36、37の当たりと同時に当た
り始めるように設定されている。

第３図は上記構成を振動モデルで表わしたものである。
駆動側フライホイール10と従動側フライホイール20は、
第１のコイルスプリング31で直結されるとともに、第２
のコイルスプリング32と摩擦機構33とを介して連結さ
れ、かつ第３のコイルスプリング100を介して連結され
ている。第１のコイルスプリング31と、第２のコイルス
プリング32と摩擦機構33との組み合せ体と、第３のコイ
ルスプリング100とは、互にばね的に並列であり、第２
のコイルスプリング32と摩擦機構33とは振動的に直列で
ある。

つぎに上記のトーショナルダンパ付フライホイールの作
用を、第４図および第５図を参照して説明する。

第４図は、駆動側フライホイール10と従動側フライホイ
ール20との相対角変位、いわゆる捩れ角と、トルクとの
関係を示しており、第５図は回転数と加速度伝達率との
関係を示している。

捩れ角が小さいときでかつ第３のばね機構30Ｃがまだ作
動しないときはトルクも小さく、したがって摩擦機構33
に加わる力Ｆも小なので、Ｆは摩擦機構33の設定摩擦力
Ｆｒよりも小であり、すなわちＦ≦Ｆｒである。このと
きは、摩擦機構33で第１のコントロールプレート41、42
とドリブンプレート22のアーム22ａ間にすべりは生じ
ず、第２のコイルスプリング32が有効に作動するので、
系のばね定数は第１のコイルスプリング31を有するばね
機構30Ａのばね定数Ｋと第２のコイルスプリング32を有
するばね機構30Ｂのばね定数Ｋ_１との和になる（第４図
のＡの領域）。このような現象はトルク伝達の小さい領
域（第５図のＡの領域）において得られる。このとき
は、ばね定数Ｋ＋Ｋ_１の特性（第５図でＸで示した特
性）に従って作動する。

回転数が増大していくと、ばね定数Ｋ＋Ｋ_１の系の共振
点に近づいていき、トルク変動（加速度伝達率に対応）
も少しづつ大きくなっていき、Ｆが上昇して、ついには
設定摩擦力Ｆｒになる。このＦｒは共振点に達する前に
Ｆ＝Ｆｒとなるように設定されている。したがって、共
振点の手前でついにはＦ＞Ｆｒとなり、第１のコントロ
ールプレート41、42がドリブンプレート22に対してすべ
り始める。このため第２のコイルスプリング32はばね要
素としての働きを失なう。（実際には摩擦力Ｆｒに相当
するトルク伝達分はある。）したがって系全体のばね定
数は、第４図において点ＰにおいてＫに変わり（第４図
Ｂの領域）、第５図においてばね定数Ｋの系の特性（第
５図でＹで示してある特性）に従って作動するようにシ
フトする（第３図でＢで示した領域）。第５図のＢの領
域は、ばね定数Ｋの系の特性からずれているがこれは摩
擦力Ｆｒが働いているから生じる現象である。領域Ｂに
おける作動は、第５図から明らかなようにばね定数Ｋを
有する系の共振点を回転数大側にすでに越えてしまった
位置にあるから、シフトした時点ですでに共振点を外れ
ており、回転数が増加していくに従ってトルク変動も低
減するのでＦは小となり、すぐに点Ｑ、Ｑ′、Ｑ″にお
いて再びＦ＜Ｆｒの現象が生じる。Ｑ、Ｑ′、Ｑ″の時
点で、Ｆ＜Ｆｒのため、摩擦機構33にすべりが発生しな
くなるから、第２のコイルスプリング32が再びトルク変
動吸収に関与するので、ばね定数は再びＫ＋Ｋ_１に戻る
（第４図Ｅ、Ｅ′、Ｅ″の領域）とともに、第５図にお
いて振動は再びばね定数Ｋ＋Ｋ_１を有する系の特性に従
って作動する（第５図Ｅ、Ｅ′、Ｅ″の領域）。第５図
のＡ、Ｂ、Ｃ、Ｄ、Ｅ、Ｅ′、Ｅ″は第４図のＡ、Ｂ、
Ｃ、Ｄ、Ｅ、Ｅ′、Ｅ″に対応し、第５図のＥ、Ｅ′、
Ｅ″の領域に常用回転域が設定されている。第５図Ｅ、
Ｅ′、Ｅ″の領域においては、駆動側フライホイール10
と従動側フライホイール20とは、従来のヒステリシス機
構の摩擦を伴わないでＫ＋Ｋ_１のばね定数でダンピング
しているから、その加速度伝達率は非常に小で、トルク
変動吸収効果は極めて大である。

第４図において領域Ｇ（θ_１〜θ_２）は、さらにトルク
が増大して捩れ角が増大し、第３のコイルスプリング10
0が作動し始めた領域を示している。第３のコイルスプ
リング100はθ_１において作動し始め、θ_２以上、すな
わち領域Ｄでは、さらに捩れ角が増大して、第１のコイ
ルスプリング31、第２のコイルスプリング32、第３のコ
イルスプリング100の全てがスプリングシートのストッ
パゴムがあたってストッパゴムが作動して、高トルクを
伝達する。これにより、許容トルクは、Ｔ_１→Ｔ_２と高
められる。しかもθ_１より小さい捩れ角度ではＫ_２は作
動しないため、振動低減効果に悪影響を及ぼさない。θ
_１以下の領域で主に振動低減を行ない、θ_１〜θ_２でト
ルクをかせぐ。この場合エンジンの種類ごとにＫ、Ｋ_１
を再設計することなく、効果の大きい低ばね定数のまま
とし、Ｋ_２のチューニングで対応可能となる。

また、回転数が大から小に変化していくときは、第５図
においては特性Ｅ（Ｅ′、Ｅ″）、Ｂ、Ａの順に戻り、
上記と同様のシフト効果を生じる。なお、第４図におい
て変形の原点を座標の原点にとったが、これは前回の停
止の条件に従って第４図のＥの菱形で囲まれた範囲内の
どこかの点で停止するので、次の起動時にはその点から
Ｋ＋Ｋ_１のばね定数で立上っていくことになる。ただ
し、Ｅの菱形の位置は不動である。

このように、本考案では共振回避のために摩擦力を使い
Ｋ_１を連結しているが、この摩擦部は共振回避（エンジ
ン始動、停止時など）のときにすべるとともに、大トル
ク入力時（第４図のＰ点を越える部分）もすべりを生じ
る。

本考案の作用を従来のヒステリシス機構を有する分割型
フライホイール（たとえば実開昭61-23542号のもの）と
比較するために、第５図に従来技術（第５図のＳの特
性）の場合を併せ示してある。特性図はこの従来例の場
合を示している。従来例はヒステリシス機構の存在のた
めに共振現象は回避できるが、ヒステリシス機構の摺動
摩擦が常にきいているので、ばねのダンピングが影響を
受けて、常用回転域における加速度伝達率の低下が本考
案に比べてよくなく、トルク変動吸収効果が本考案に比
べてよくない。第５図において斜線を施した部分が改善
された部分である。もっとも実開昭61-23542号のもの
は、それより従来のものに比べれば極めて優れているの
であるが、本考案のものは、常用回転域のダンピング特
性がさらによいということである。しかし、本考案のも
のは、ヒステリシス機構がないためにそして共振回転域
を別の特性にシフトしてそれに従って作動することによ
ってジャンプするときに、摩擦機構33の設定摩擦力Ｆｒ
の摺動が一時点に働くために、従来のヒステリシス機構
付きのものに比べて領域Ｂにおいて若干トルク変動吸収
効果が減少するが、実質的に共振現象を回避できるもの
であり、かつ一時的に作動するに過ぎないから問題はな
く、それよりも、常用回転域において得られる良好なダ
ンピング効果を、共振現象を誘起することなく得られる
という意義が大きい。なお、第５図中Ｒは一体型フライ
ホイールの特性を参考までに併せ示してあり、従来の分
割型フライホイールも本考案のフライホイールも一体型
に比べて良好なダンピング特性が得られることを示して
いる。

また、先願（実願昭51-135608号）に比べて、捩れ角が
θ_１より大きい領域において、第３のばね機構30Ｃが作
動し、高トルクを伝達できるという作用がある。

〔考案の効果〕

本考案のトーショナルダンパ付フライホイールによると
きは，全回転域において共振を発生させずに、常用回転
域におけるトルク変動吸収効果を増大できる。

また、従来のヒステリシス機構、トルクリミット機構を
廃止できることにより装置の単純化、小型化、コストダ
ウンがはかれる。

また、先願（実願昭51-135608号）に比べて次の効果が
得られる。

Ｋ、Ｋ_１をできるだけ低ばねとし、Ｋ_２でトルクをかせ
ぐようにすることにより、振動低減効果が高められる。

Ｋ、Ｋ_１を各種エンジン用ダンパに共通とし、Ｋ_２によ
りトルクに対応することによりトーション機構の共通化
が可能となり、大幅なコスト低減となる。

Ｋ_２をドライブプレートとフライホイール間に直接配置
することにより、ドリブンプレート、その他のプレート
類に負荷をかけずにトルクアップが可能となり、耐久性
が向上する。

θ_２以上ではＫ、Ｋ_１、Ｋ_２がすべてのストッパゴムが
あたり、Ｋ_２のストッパゴム分だけトルク余裕が増加
し、耐衝撃性が向上する。

【図面の簡単な説明】

第１図は本考案の一実施例に係るトーショナルダンパ付
フライホイールの軸芯を含む平面と直角方向の面に沿う
断面図、 第２図は第１図のトーショナルダンパ付フライホイール
の軸芯を含む平面に沿ってみた断面図で第１図のII−II
線に沿う断面図、 第３図は第１図のトーショナルダンパ付フライホイール
の振動モデル図、 第４図は第１図のトーショナルダンパ付フライホイール
の捩れ角−トルク特性図、 第５図は第１図のトーショナルダンパ付フライホイール
の回転数−加速度伝達率特性図、 第６図は第２図において第１のコイルスプリング近傍の
拡大断面図、 第７図は第２図において第２のコイルスプリング近傍の
拡大断面図、 である。 10……駆動側フライホイール 20……従動側フライホイール 31……第１のコイルスプリング 32……第２のコイルスプリング 33……摩擦機構 100……第３のコイルスプリング

Claims (1)

【実用新案登録請求の範囲】
1. 【請求項１】フライホイールを駆動側フライホイールと
   従動側フライホイールに分割した分割型フライホイール
   において、駆動側フライホイールと従動側フライホイー
   ル間に設けられるばね機構に互いに異なるばね定数を有
   する２種類のばね機構を用い、該２種類のばね機構の一
   方に駆動側フライホイールと従動側フライホイールとを
   直結させ、２種類のばね機構の他方に摩擦機構を介して
   駆動側フライホイールと従動側フライホイールとを連結
   させ、さらに、前記２種類のばね機構より半径方向外側
   に第３のばね機構を追加して一定捩れ角以上で作動させ
   るようにしたことを特徴とするトーショナルダンパ付フ
   ライホイール。