(57)【要約】【課題】半径方向に装置を大型化することなく、入力されるトルクの振動を低減するために必要な慣性モーメントを増大することのできる捩り振動低減装置を提供する。【解決手段】捩り振動低減装置１において、第３回転要素２２の外周部であって、かつ、回転中心軸線方向で第３回転要素２２から突出するように、第３回転要素２２に追加慣性体２７が付加され、遊星回転機構２０は、中心回転要素２１とリング回転要素２２とキャリヤ回転要素２４とを有し、第１回転要素は、中心回転要素２１とキャリヤ回転要素２４とのうちの一方とされ、第２回転要素は、中心回転要素２１とキャリヤ回転要素２４とのうちの他方とされ、第３回転要素は、リング回転要素２２とされている。【選択図】図２
2020070875.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
トルクが入力される第１回転要素と第２回転要素と回転慣性質量体として機能する第３回転要素とを有しかつ前記第１回転要素と前記第２回転要素と前記第３回転要素とによって差動作用を行う遊星回転機構と、
前記第１回転要素と前記第２回転要素とを所定角度、相対回転可能に連結する弾性部材とを備え、
前記トルクの振動によって前記弾性部材が弾性変形させられて前記第１回転要素と前記第２回転要素とが相対回転させられると共に、前記第３回転要素の回転に振動が生じるように構成された捩り振動低減装置において、
前記遊星回転機構の半径方向で前記第３回転要素の外周部であってかつ、前記遊星回転機構の回転中心軸線方向で前記第３回転要素から突出するように、前記第３回転要素に追加慣性体が付加され、
前記遊星回転機構は、中心回転要素と、前記中心回転要素に対して同心円上に配置されたリング回転要素と、前記中心回転要素の外周部と前記リング回転要素の内周部との間に配置されていて前記中心回転要素と前記リング回転要素とが相対回転することにより自転かつ公転する複数の遊星回転要素を保持しているキャリヤ回転要素とを有し、
前記第１回転要素は、前記中心回転要素と前記キャリヤ回転要素とのうちの一方とされ、
前記第２回転要素は、前記中心回転要素と前記キャリヤ回転要素とのうちの他方とされ、
前記第３回転要素は、前記リング回転要素とされている
ことを特徴とする捩り振動低減装置。
【請求項２】
請求項１に記載の捩り振動低減装置において、
前記追加慣性体は、前記回転中心軸線方向における長さが前記リング回転要素よりも長い円筒状に形成され、前記半径方向で前記追加慣性体の内周面に前記リング回転要素が一体化されている
ことを特徴とする捩り振動低減装置。
【請求項３】
請求項１に記載の捩り振動低減装置において、
前記追加慣性体は、前記リング回転要素の外径と同じ外径であってかつ前記リング回転要素の内径より大きい内径の環状のプレートによって形成され、
前記プレートの外周部に、前記回転中心軸線方向に突出した突出部が設けられ、
前記プレートは、前記回転中心軸線方向における前記リング回転要素の両側面のうちの少なくともいずれか一方の側面に設けられている
ことを特徴とする捩り振動低減装置。
【請求項４】
請求項１ないし３のいずれか一項に記載の捩り振動低減装置において、
前記半径方向で前記遊星回転機構の内側に、前記弾性部材が前記遊星回転機構と同心円状に並んで配置されている
ことを特徴とする捩り振動低減装置。
【請求項５】
請求項１ないし４のいずれか一項に記載の捩り振動低減装置において、
エンジンに連結されたハウジングと、前記ハウジングに連結されて流体流を生じさせる駆動側部材と、前記流体流によって駆動される従動側部材と、前記ハウジングの内面に係合することにより前記駆動側部材および前記従動側部材を連結する直結クラッチとを有する流体伝動装置を備え、
前記遊星回転機構は前記流体伝動装置の内部に設けられている
ことを特徴とする捩り振動低減装置。
【請求項６】
請求項１ないし５のいずれか一項に記載の捩り振動低減装置において、
前記第１回転要素は、前記キャリヤ回転要素とされ、
前記第２回転要素は、前記中心回転要素とされている
ことを特徴とする捩り振動低減装置。
【請求項７】
請求項１ないし６のいずれか一項に記載の捩り振動低減装置において、
前記遊星回転機構は、前記中心回転要素がサンギヤによって構成され、前記リング回転要素がリングギヤによって構成され、前記遊星回転要素がピニオンギヤによって構成され、前記キャリヤ回転要素が前記ピニオンギヤを保持しているキャリヤによって構成されている
ことを特徴とする捩り振動低減装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、入力されたトルクの変動（振動）に起因する捩り振動を低減するように構成された捩り振動低減装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
捩り振動を低減する装置として遊星歯車機構を使用した例が特許文献１に記載されている。その遊星歯車機構はロックアップクラッチを有するトルクコンバータの内部であって、かつ、半径方向でばねダンパの外側に当該ばねダンパと同心円状に並んで配置されている。遊星歯車機構のキャリヤにロックアップクラッチとばねダンパの入力側部材とが連結されていて、ロックアップクラッチを介してキャリヤにトルクが入力されるようになっている。また、サンギヤにばねダンパの出力側部材が連結されている。つまり、キャリヤとサンギヤとがばねダンパを介して連結されている。軸線方向でリングギヤの両側には、リングギヤの外径および内径とほぼ同じ外径および内径の環状の側板がそれぞれ設けられており、それらの側板とリングギヤとはリベットによって一体化されている。各側板とリベットとは、リングギヤと共に慣性質量体として機能する。そして、入力されるトルクが振動すると、ばねダンパのばねが伸縮し、キャリヤとサンギヤとが所定角度、相対回転する。それに伴ってリングギヤが強制的に回転させられ、リングギヤの慣性トルクが入力されるトルクの振動に対する抵抗として作用し、遊星歯車機構から出力されるトルクの振動が低減される。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】国際公開第２０１６／２０８７６７号
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
慣性質量体の往復動によってトルクの振動を低減する装置では、慣性トルクが大きいほど、共振回転数を下げ、また、制振トルクを大きくできる。その慣性トルクは慣性モーメントと角加速度とによって決まり、慣性モーメントは、慣性質量体の質量が大きいほど、また、半径方向で外側に慣性質量体が配置されるほど大きくなる。特許文献１に記載された装置では、リングギヤと側板とを慣性質量体として機能させるように構成されているので、他の回転要素を慣性質量体として機能させる場合と比較して慣性モーメントを大きくできる。しかしながら、そのリングギヤの外径は、当該リングギヤとトルクコンバータの内面との干渉を避けるためにそれらの間に設定されたクリアランスとトルクコンバータの内径などとによる制約を受ける。一方、リングギヤのピッチ円直径は当該リングギヤの内側に配置されるピニオンギヤやサンギヤの各ピッチ円直径とトルクコンバータの半径方向におけるばねの搭載位置などとによる制約を受ける。そのため、半径方向にリングギヤを大型化することによる慣性モーメントの増大は困難である。なお、万が一、リングギヤを大型化するとしても、リングギヤを単に大型化すると、装置の全体として大型化する可能性がある。
【０００５】
この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、半径方向に装置を大型化することなく、入力されるトルクの振動を低減するために必要な慣性モーメントを増大することのできる捩り振動低減装置を提供することを目的とするものである。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
この発明は、上記の目的を達成するために、トルクが入力される第１回転要素と第２回転要素と回転慣性質量体として機能する第３回転要素とを有しかつ前記第１回転要素と前記第２回転要素と前記第３回転要素とによって差動作用を行う遊星回転機構と、前記第１回転要素と前記第２回転要素とを所定角度、相対回転可能に連結する弾性部材とを備え、前記トルクの振動によって前記弾性部材が弾性変形させられて前記第１回転要素と前記第２回転要素とが相対回転させられると共に、前記第３回転要素の回転に振動が生じるように構成された捩り振動低減装置において、前記遊星回転機構の半径方向で前記第３回転要素の外周部であってかつ、前記遊星回転機構の回転中心軸線方向で前記第３回転要素から突出するように、前記第３回転要素に追加慣性体が付加され、前記遊星回転機構は、中心回転要素と、前記中心回転要素に対して同心円上に配置されたリング回転要素と、前記中心回転要素の外周部と前記リング回転要素の内周部との間に配置されていて前記中心回転要素と前記リング回転要素とが相対回転することにより自転かつ公転する複数の遊星回転要素を保持しているキャリヤ回転要素とを有し、前記第１回転要素は、前記中心回転要素と前記キャリヤ回転要素とのうちの一方とされ、前記第２回転要素は、前記中心回転要素と前記キャリヤ回転要素とのうちの他方とされ、前記第３回転要素は、前記リング回転要素とされていることを特徴とするものである。
【０００７】
この発明では、前記追加慣性体は、前記回転中心軸線方向における長さが前記リング回転要素よりも長い円筒状に形成され、前記半径方向で前記追加慣性体の内周面に前記リング回転要素が一体化されていてよい。
【０００８】
この発明では、前記追加慣性体は、前記リング回転要素の外径と同じ外径であってかつ前記リング回転要素の内径より大きい内径の環状のプレートによって形成され、前記プレートの外周部に、前記回転中心軸線方向に突出した突出部が設けられ、前記プレートは、前記回転中心軸線方向における前記リング回転要素の両側面のうちの少なくともいずれか一方の側面に設けられていてよい。
【０００９】
この発明では、前記半径方向で前記遊星回転機構の内側に、前記弾性部材が前記遊星回転機構と同心円状に並んで配置されていてよい。
【００１０】
この発明では、エンジンに連結されたハウジングと、前記ハウジングに連結されて流体流を生じさせる駆動側部材と、前記流体流によって駆動される従動側部材と、前記ハウジングの内面に係合することにより前記駆動側部材および前記従動側部材を連結する直結クラッチとを有する流体伝動装置を備え、前記遊星回転機構は前記流体伝動装置の内部に設けられていてよい。
【００１１】
この発明では、前記第１回転要素は、前記キャリヤ回転要素とされ、前記第２回転要素は、前記中心回転要素とされていてよい。
【００１２】
この発明では、前記遊星回転機構は、前記中心回転要素がサンギヤによって構成され、前記リング回転要素がリングギヤによって構成され、前記遊星回転要素がピニオンギヤによって構成され、前記キャリヤ回転要素が前記ピニオンギヤを保持しているキャリヤによって構成されていてよい。
【発明の効果】
【００１３】
この発明によれば、トルクの振動によって弾性部材が弾性変形させられて第１回転要素と第２回転要素との相対回転が生じると、遊星回転機構の差動作用によって回転慣性質量体として機能する第３回転要素が強制的に回転させられる。第３回転要素の回転はトルクの振動によるものであるため、第３回転要素の回転に振動が生じる。その第３回転要素は遊星回転機構のリング回転要素とされており、そのリング回転要素には、当該リング回転要素の外周部であって、遊星回転機構の回転中心軸線方向にリング回転要素から突出するように、追加慣性体が付加されている。そのため、追加慣性体を、半径方向でリング回転要素の内周部や、半径方向でリング回転要素の内周部から外周部に亘ってほぼ均等に設ける場合と比較して、リング回転要素の全体の慣性モーメントが大きくなる。そして、慣性モーメントと角加速度とによって決まるリング回転要素の慣性トルクが大きくなる。つまり、リング回転要素の外径を特には増大することなく、慣性モーメントを増大することができる。また、装置の全体として大型化することが特にはない。
【図面の簡単な説明】
【００１４】
【図１】この発明の第１実施形態に係る捩り振動低減装置の一例を模式的に示す断面図である。
【図２】図１に示す遊星歯車機構の一部を拡大して示す断面図である。
【図３】リングギヤの一部を拡大して示す側面図である。
【図４】エンジン回転数と、捩り振動低減装置によって低減されたエンジントルクとの関係を示す図である。
【図５】この発明の第２実施形態に係る捩り振動低減装置の一例を模式的に示す断面図である。
【図６】この発明の第３実施形態に係る捩り振動低減装置の一例を模式的に示す断面図である。
【図７】この発明の第４実施形態に係る捩り振動低減装置の一例を模式的に示す断面図である。
【図８】この発明の第５実施形態に係る捩り振動低減装置の一例を模式的に示す断面図である。
【図９】この発明の第６実施形態に係る捩り振動低減装置の一例を模式的に示す断面図である。
【発明を実施するための形態】
【００１５】
つぎに、この発明の実施形態を説明する。図１は、この発明の第１実施形態としての捩り振動低減装置１を備えたトルクコンバータ２の一例を示す断面図である。駆動力源の出力軸（それぞれ図示せず）にトルクコンバータ２が連結されている。駆動力源は燃料と空気との混合気を間欠的に燃焼させることにより動力を出力する内燃機関であり、したがって駆動力源の出力トルクは不可避的に振動する。なお、以下の説明では、駆動力源をエンジンと記す。トルクコンバータ２は、従来知られているものと同様の構成であって、トルクコンバータ２のハウジング３は、エンジンの出力軸に連結されるフロントカバー４と、フロントカバー４に一体化されているポンプシェル５とによって液密状態に形成されている。
【００１６】
ハウジング３の内部に、トルクの伝達を行うフルード（オイル）が封入されている。ポンプシェル５の内面に複数のポンプブレード６が取り付けられてポンプインペラ７が構成されている。ポンプインペラ７によって生じさせられた流体流を受けて回転するタービンランナ８がポンプインペラ７に対向して配置されている。タービンランナ８はポンプインペラ７とほぼ対称な形状を成しており、図示しないタービンシェルと、タービンシェルの内面に取り付けられた多数のタービンブレード９とによって構成されている。タービンランナ８はタービンハブ１０を介して、変速機の入力軸（それぞれ図示せず）に連結されている。なお、上述したトルクコンバータ２がこの発明の実施形態における流体伝動装置に相当し、ポンプインペラ７がこの発明の実施形態における駆動側部材に相当し、タービンランナ８がこの発明の実施形態における従動側部材に相当している。変速機は例えば、変速比がステップ的に変化する有段式の変速機、もしくは、変速比が連続的に変化する無段変速機などの従来知られた変速機であってよい。
【００１７】
ポンプインペラ７とタービンランナ８との間に、ステータ１１が配置されている。ステータ１１は一方向クラッチ１２を介してトルクコンバータ２内の固定軸に取り付けられている。ステータ１１はポンプインペラ７とタービンランナ８との速度比が小さい状態では、タービンランナ８から流れ出たオイルの流動方向を変化させてポンプインペラ７に供給し、速度比が大きい状態ではタービンランナ８から流れ出たオイルに押されて回転することによりオイルの流動方向を変えないように構成されている。したがって、一方向クラッチ１２は速度比が小さい状態では係合してステータ１１の回転を止め、速度比が大きい状態ではステータ１１を回転させるように構成されている。
【００１８】
フロントカバー４の内面に対向してこの発明の実施形態における直結クラッチに相当するロックアップクラッチ１３が配置されている。図１に示すロックアップクラッチ１３は多板クラッチであって、例えばフロントカバー４に一体化されているクラッチハブにスプライン嵌合させられた複数のクラッチディスク１４と、クラッチハブの外周側を覆うように配置されたクラッチドラム１５の内周面にスプライン嵌合させられかつクラッチディスク１４と交互に配置された複数のクラッチプレート１６とを備えている。これらのクラッチディスク１４とクラッチプレート１６とは、ロックアップピストン１７とクラッチドラム１５に取り付けた図示しないスナップリングとの間に交互に配置されている。したがって、ロックアップピストン１７が前進してクラッチディスク１４およびクラッチプレート１６をスナップリングとの間に挟み付けることにより、クラッチディスク１４とクラッチプレート１６とが摩擦接触して両者の間でトルクが伝達される。すなわち、ロックアップクラッチ１３がトルクを伝達する係合状態になる。トルクコンバータ２の半径方向でロックアップクラッチ１３の内周側に、ロックアップクラッチ１３の少なくとも一部と並んでリターンスプリング１８が配置されている。リターンスプリング１８はロックアップクラッチ１３を解放させる方向に、つまり、クラッチディスク１４とクラッチプレート１６とを離隔させる方向にロックアップピストン１７を押圧している。
【００１９】
トルクコンバータ２の回転中心軸線方向（以下、単に軸線方向と記す。）でロックアップクラッチ１３と互いに隣接して、上述した捩り振動低減装置１が配置されている。捩り振動低減装置１は、この発明の実施形態における遊星回転機構とスプリングダンパ１９とを備えている。遊星回転機構は、要は、遊星歯車機構や遊星ローラ機構などの三つの回転要素によって差動作用を行う機構であって、ここに示す例ではシングルピニオン型の遊星歯車機構２０によって構成されている。遊星歯車機構２０はサンギヤ２１と、サンギヤ２１に対して同心円状に配置されたリングギヤ２２と、サンギヤ２１とリングギヤ２２とに噛み合う複数のピニオンギヤ２３を回転可能に保持するキャリヤ２４とを備えている。なお、上述したサンギヤ２１がこの発明の実施形態における第１回転要素、第２回転要素、中心回転要素に相当し、リングギヤ２２がこの発明の実施形態における回転慣性質量体として機能する第３回転要素、リング回転要素に相当し、ピニオンギヤ２３がこの発明の実施形態における遊星回転要素に相当し、キャリヤ２４がこの発明の実施形態における第１回転要素、第２回転要素、キャリヤ回転要素に相当している。
【００２０】
キャリヤ２４にロックアップクラッチ１３のクラッチドラム１５とスプリングダンパ１９のドライブプレート２５とが連結されていて、これが入力要素となっている。サンギヤ２１はスプリングダンパ１９のドリブンプレート２６の外周部に形成されていて、これが出力要素となっている。リングギヤ２２の外周部には、軸線方向にリングギヤ２２から突出するように構成された追加慣性体２７が一体に設けられている。つまり、半径方向でリングギヤ２２の外周部に偏って追加慣性体２７が設けられている。これにより、同じ質量の追加慣性体２７をリングギヤ２２の内周部に設ける場合や、半径方向でリングギヤ２２の内周部から外周部に亘ってほぼ均等に設ける場合と比較して、リングギヤ２２で生じる慣性モーメントが大きくなる。なお、追加慣性体２７はリングギヤ２２とは別体として構成し、リングギヤ２２と一体となって回転するようにリングギヤ２２に取り付けてもよい。
【００２１】
上記のスプリングダンパ１９は、トルクコンバータ２の半径方向で遊星歯車機構２０の内周側に、遊星歯車機構２０と同心円状に並んで配置されている。ここで、「並んで」とは、スプリングダンパ１９と遊星歯車機構２０とのそれぞれの少なくとも一部が、半径方向で重なり合っている状態を意味している。スプリングダンパ１９のドライブプレート２５は、スプリングダンパ１９におけるトルクの伝達方向で上流側に配置されており、環状の第１ドライブプレート２５Ａと環状の第２ドライブプレート２５Ｂとによって構成されている。第１ドライブプレート２５Ａの外周部２５ＡＯと内周部２５ＡＩとは軸線方向に互いにずれて構成されており、図１に示す例では、第１ドライブプレート２５Ａの外周部２５ＡＯはその内周部２５ＡＩに対してロックアップクラッチ１３側に位置している。
【００２２】
第２ドライブプレート２５Ｂの外周部２５ＢＯと内周部２５ＢＩとは軸線方向に互いにずれて構成されており、図１に示す例では、第２ドライブプレート２５Ｂの外周部２５ＢＯはその内周部２５ＢＩに対してタービンランナ８側に位置している。そのため、軸線方向で第１ドライブプレート２５Ａの外周部２５ＡＯと第２ドライブプレート２５Ｂの外周部２５ＢＯとの間の間隔は、それらの内周部２５ＡＩ，２５ＢＩ同士の間の間隔より大きくなっており、ここに遊星歯車機構２０が配置されている。また、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂの外周部２５ＡＯ，２５ＢＯに遊星歯車機構２０のピニオンギヤ２３が自転可能に取り付けられている。そのため、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂはキャリヤ２４を兼ねている。
【００２３】
前記トルクの伝達方向で各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂの下流側であって、かつ、軸線方向で各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂの両側に環状のセンタープレート２８Ａ，２８Ｂがそれぞれ設けられている。各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂと各センタープレート２８Ａ，２８Ｂとは所定角度、相対回転できるように、第１スプリング２９を介して連結されている。前記トルクの伝達方向で各センタープレート２８Ａ，２８Ｂの下流側であって、かつ、軸線方向で各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂ同士の間に、環状のドリブンプレート２６が配置されている。ドリブンプレート２６と各センタープレート２８Ａ，２８Ｂとは所定角度、相対回転できるように、図示しない第２スプリングを介して連結されている。それら第１スプリング２９と第２スプリングとはここに示す例ではコイルスプリングによって構成され、また、ほぼ同じ捩り剛性（ばね定数）に設定されている。ドリブンプレート２６の外周面に外歯が形成されており、これが上述したように、遊星歯車機構２０のサンギヤ２１となっている。ドリブンプレート２６の内周部は上述したタービンハブ１０にリベット止めされている。なお、第１スプリング２９と第２スプリングとがこの発明の実施形態における弾性部材に相当しており、その弾性部材は、要は、弾性変形させられてドライブプレート２５とドリブンプレート２６との相対回転を許容するものであればよい。
【００２４】
図２は、図１に示す遊星歯車機構２０を拡大して示す断面図である。遊星歯車機構２０の構成について具体的に説明すると、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂの外周部２５ＡＯ，２５ＢＯにピニオンピン３０が保持されており、そのピニオンピン３０の外周側にニードルベアリングなどの軸受３１を介してピニオンギヤ２３が自転可能に取り付けられている。軸線方向でピニオンギヤ２３の両側に大径のスラストワッシャ３２が設けられている。スラストワッシャ３２の外径はリングギヤ２２のピッチ円直径より僅かに大径に設定されている。各スラストワッシャ３２の両側に当該スラストワッシャ３２より小径の他のワッシャ３３が設けられている。これらのワッシャ３２，３３によってピニオンギヤ２３とサンギヤ２１との噛み合いによる軸線方向の分力や、ピニオンギヤ２３とリングギヤ２２との噛み合いによる軸線方向の分力を受けると共に、上述した分力による軸線方向へのリングギヤ２２の移動を抑制するようになっている。また、追加慣性体２７は上述したように、リングギヤ２２よりも軸線方向に突出して形成されており、追加慣性体２７の内径はクラッチドラム１５の外径およびスラストワッシャ３２の外径より大きく設定されている。そのため、追加慣性体２７と、クラッチドラム１５やスラストワッシャ３２との干渉を回避もしくは抑制できる。
【００２５】
また、クラッチドラム１５の外周部は軸線方向でタービンランナ８側に僅かに延びている。その外周部における半径方向で内側の面に、第１ドライブプレート２５Ａの外周部２５ＡＯが嵌まり合うよう構成されている。また、軸線方向でクラッチドラム１５における第１ドライブプレート２５Ａ側の面に、軸線方向に凹んだ嵌合部３４が形成されており、その嵌合部３４にピニオンピン３０の頭部３５が嵌まり合うようになっている。
【００２６】
図３は、リングギヤ２２の一部を拡大して示す側面図である。図３に示すように、追加慣性体２７は、ハウジング３の内面３６との間に所定のクリアランスＣを開けてリングギヤ２２の外周部に一体に設けられている。そのクリアランスＣは追加慣性体２７とハウジング３の内面３６との干渉を回避もしくは抑制するために設計上、定められる。
【００２７】
次に、第１実施形態の作用について説明する。ロックアップクラッチ１３が係合状態になると、エンジントルクがキャリヤ２４に入力される。これに対してサンギヤ２１には、図示しない変速機を回転させるためのトルクが、第１スプリング２９および第２スプリングを介して作用している。そのため、これらのエンジントルクおよび変速機を回転させるためのトルクとによって第１スプリング２９と第２スプリングとを圧縮する荷重が生じ、その荷重に応じた変位が第１スプリング２９と第２スプリングとに生じる。その結果、キャリヤ２４とサンギヤ２１とが所定角度、相対回転するとともに、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂとドリブンプレート２６とが所定角度、相対回転する。
【００２８】
エンジントルクの振動によって、第１スプリング２９と第２スプリングとに作用する圧縮力（捩り力）が変化する。そのため、キャリヤ２４とサンギヤ２１との相対回転がエンジントルクの振動によって繰り返し生じる。それによって、ピニオンギヤ２３が所定角度の範囲内で回転し、リングギヤ２２が強制的に回転させられると共に、その回転に振動が生じる。このとき、リングギヤ２２の回転速度はサンギヤ２１の回転速度に対してギヤ比に応じて増速されるため、リングギヤ２２の角加速度が増大される。
【００２９】
また、リングギヤ２２の外周部に追加慣性体２７が偏って設けられているため、リングギヤ２２の内周部や、半径方向でリングギヤ２２の内周部から外周部に亘ってほぼ均等に追加慣性体２７を設ける場合と比較して、リングギヤ２２の慣性モーメントが大きくなる。その結果、慣性モーメントと角加速度とによって決まるリングギヤ２２の慣性トルクが大きくなる。この慣性トルクが、エンジントルクの振動に対する制振トルクとして作用するから、キャリヤ２４に入力されたエンジントルクは、リングギヤ２２の慣性トルクによって低減されて滑らかになり、ドリブンプレート２６から出力される。また第１実施形態では、追加慣性体２７は軸線方向に延びて形成されており、半径方向にはリングギヤ２２を特には大型化しない。そのため、トルクコンバータ２や捩り振動低減装置１を特には大型化することがない。なお、上述した構成では、追加慣性体２７を設けることによってリングギヤ２２の内周部の形状を特には変更しないので、つまり、リングギヤ２２の回転を阻害する要因がなく、リングギヤ２２を滑らかに回転させることができる。
【００３０】
図４は、エンジン回転数と、捩り振動低減装置１によって低減されたエンジントルクとの関係を示す図である。第１実施形態では、上述したようにリングギヤ２２の慣性モーメントを増大できるので、ドリブンプレート２６でのトルクの振動が最も小さくなるエンジン回転数ω０である反共振点Ａを、リングギヤ２２の慣性モーメントを増大させない場合と比較して、図４に示すように、低回転数側にシフトすることができる。これにより、低回転数域でのトルクの振動が滑らかになり、低回転数域でロックアップクラッチ１３を係合することができる。つまり、ロックアップクラッチ１３を係合状態に維持できる回転数域が低回転数側に拡大するため、燃費を向上することができる。
【００３１】
また、反共振点Ａでのエンジン回転数ω０は下記の（１）式によって算出することができる。下記の（１）式において、「Ｋ１」は第１スプリング２９の捩り剛性（ばね定数）を示し、「Ｋ２」は第２スプリングの捩り剛性（ばね定数）を示し、「ＩＲ」は上記のように追加慣性体２７を設けたリングギヤ２２の慣性モーメントを示し、「Ｉ２」はセンタープレート２８Ａ，２８Ｂの慣性モーメントを示し、「Ｂ」はサンギヤ２１の歯数をリングギヤ２２の歯数で除算して求めた遊星歯車機構２０のギヤ比である。
【数１】
2020070875.tif 000003
【００３２】
（１）式に示すように、リングギヤ２２の慣性モーメントＩＲが大きいほど、反共振点Ａに対応するエンジン回転数ω０は小さくなる。そのため、第１実施形態では、設計上、定めたエンジン回転数ω０でドリブンプレート２６から出力されるトルクの振動が最も小さくなるように、リングギヤ２２の慣性モーメントＩＲが設定される。また、第１実施形態では、リングギヤ２２の外周部に偏って追加慣性体２７を設けているので、リングギヤ２２の内周部に追加慣性体２７を設ける場合と比較して、設計上、要求される慣性モーメントＩＲを得るために必要な追加慣性体２７の質量を低減することができる。つまり、小さい質量で大きい慣性モーメントＩＲを得ることができる。
【００３３】
なお、この発明は上述した実施形態に限定されないのであって、追加慣性体２７は、要は、リングギヤ２２の外周部の質量を、内周部の質量よりも増大するように設けられていればよい。図５に示す例は、軸線方向でリングギヤ２２の両側面のうち、タービンランナ８側の側面に一体に追加慣性体２７を設けた例である。図５に示す構成では、図１に示す第１実施形態と同様の作用・効果を得ることができると共に、ロックアップクラッチ１３との干渉をより抑制することができる。
【００３４】
図６に示す例は、図２に示す構成の追加慣性体２７の外周面をハウジング３の内面３６の形状に倣って形成した例である。図６に示す構成では、ハウジング３の内面３６との干渉をより抑制することができると共に、追加慣性体２７の質量を可及的に大きくすることができ、また、クリアランスＣを可及的に小さくすることができる。
【００３５】
図７に示す例は、図２に示す構成の追加慣性体２７をリングギヤ２２とは別体として構成した例である。図７に示す追加慣性体２７は、軸線方向の長さがリングギヤ２２より長い円筒状に形成されており、その内部に所定の固定手段によってリングギヤ２２が固定されている。その固定手段は従来知られている固定手段であってよく、例えば、圧入や溶接、リベット止め、あるいはボルト止めなどであってよい。図７に示す構成では、追加慣性体２７は別体となっているので、リングギヤ２２の設計や製造を特には変更することがないので、コストアップを最小限に抑えることができる。また、リングギヤ２２に取り付けた追加慣性体２７を、これとは異なる軸長あるいは外径の追加慣性体２７に交換することによって、リングギヤ２２の慣性モーメントを増減できるため、リングギヤ２２の慣性モーメントのチューニングを容易に行うことができる。図７に示す構成であっても、図１に示す第１実施形態と同様の作用・効果を得ることができる。
【００３６】
図８に示す例は、軸線方向でリングギヤ２２の両側面のそれぞれに、環状のプレートによって形成され追加慣性体２７を設けた例である。その追加慣性体２７の外周部分は軸線方向に突出した突出部２７Ａとなっており、追加慣性体２７の断面は図８に示すようにＬ字型をなしている。また、図８に示す追加慣性体２７の外径はリングギヤ２２の外径とほぼ同じに設定され、その内径はスラストワッシャ３２との干渉を避けるために、スラストワッシャ３２の外径より大径に設定されている。その追加慣性体２７はリングギヤ２２の両側面のそれぞれに溶接やリベット止めあるいはボルト止めされている。図８に示す構成では、追加慣性体２７を例えばプレス加工によって形成することができるから、追加慣性体２７の製造コストを最小限に抑えることができる。また、リングギヤ２２に取り付けた追加慣性体２７を、突出部２７Ａの大きさが異なる追加慣性体２７に交換することによって、リングギヤ２２の慣性モーメントを増減できるため、リングギヤ２２の慣性モーメントのチューニングを容易に行うことができる。図８に示す構成であっても、図１に示す第１実施形態と同様の作用・効果を得ることができる。
【００３７】
図９に示す例は、図８に示す追加慣性体２７を軸線方向でリングギヤ２２の両側面のうち、タービンランナ８側の側面に一体に設けた例である。このような構成であれば、ロックアップクラッチ１３との干渉をより抑制することができ、また、図１や図８に示す第１実施形態と同様の作用・効果を得ることができる。
【００３８】
さらに、この発明の実施形態では、サンギヤを入力要素とし、キャリヤを出力要素としてもよい。要は、リングギヤが回転慣性質量体として機能するように構成されていればよい。そして、この発明の実施形態における遊星回転機構は歯車に限らず、ローラによって構成されていてもよい。
【符号の説明】
【００３９】
１…捩り振動低減装置、  ２０…遊星歯車機構（遊星回転機構）、  ２１…サンギヤ（中心回転要素）、  ２２…リングギヤ（リング回転要素）、  ２３…ピニオンギヤ（遊星回転要素）、  ２４…キャリヤ（キャリヤ回転要素）、  ２７…追加慣性体、  ２９…第１スプリング（弾性部材）。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【手続補正書】
【提出日】平成31年2月26日(2019.2.26)
【手続補正１】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】００３１
【補正方法】変更
【補正の内容】
【００３１】
また、反共振点Ａでのエンジン回転数ω０は下記の（１）式によって算出することができる。下記の（１）式において、「Ｋ１」は第１スプリング２９の捩り剛性（ばね定数）を示し、「Ｋ２」は第２スプリングの捩り剛性（ばね定数）を示し、「ＩＲ」は上記のように追加慣性体２７を設けたリングギヤ２２の慣性モーメントを示し、「Ｉ２」はセンタープレート２８Ａ，２８Ｂの慣性モーメントを示し、「Ｂ」はサンギヤ２１の歯数をリングギヤ２２の歯数で除算して求めた遊星歯車機構２０のギヤ比である。
【数１】
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