(57)【要約】【課題】ダンパ装置の捩り剛性を低下させる。【解決手段】エンジン１２と変速機１３との間に設けられるダンパ装置１１であって、エンジン１２に接続されるリングギヤＲと、エンジン１２に接続されるキャリアＣと、変速機１３に接続されるサンギヤＳと、を備える遊星歯車機構３４を有する。また、エンジン１２とリングギヤＲとの間に設けられるスプリング３５を有する。遊星歯車機構３４は、共線図上で、リングギヤＲ、キャリアＣ、サンギヤＳの順に配列される構成を備える。【選択図】図１
2014177960.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンと変速機との間に設けられるダンパ装置であって、
前記エンジンに接続される第１入力要素と、前記エンジンに接続される第２入力要素と、前記変速機に接続される出力要素と、を備える遊星歯車機構と、
前記エンジンと前記第１入力要素との間に設けられる弾性部材と、
を有し、
前記遊星歯車機構は、共線図上で、前記第１入力要素、前記第２入力要素、前記出力要素の順に配列される構成を備え、
前記出力要素はサンギヤである、ダンパ装置。
【請求項２】
請求項１記載のダンパ装置において、
環状に並べて配置される複数の前記弾性部材によって弾性部材群が構成され、前記遊星歯車機構は前記弾性部材群の内側に配置される、ダンパ装置。
【請求項３】
請求項１または２記載のダンパ装置において、
前記遊星歯車機構はシングルピニオン遊星歯車機構であり、前記第１入力要素はリングギヤであり、前記第２入力要素はピニオンギヤを回転自在に支持するキャリアである、ダンパ装置。
【請求項４】
請求項１または２記載のダンパ装置において、
前記遊星歯車機構はダブルピニオン遊星歯車機構であり、前記第１入力要素はピニオンギヤを回転自在に支持するキャリアであり、前記第２入力要素はリングギヤである、ダンパ装置。
【請求項５】
請求項１〜４のいずれか１項に記載のダンパ装置において、
前記遊星歯車機構はトルクコンバータ内に収容される、ダンパ装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、エンジンと変速機との間に設けられるダンパ装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
エンジンから変速機に伝達される捩り振動を低減するため、エンジンと変速機との間にはダンパ装置が設けられている。このようなダンパ装置としては、一般的に、スプリング等の弾性部材を介してエンジンと変速機とを連結する構造が多い。また、ダンパ装置として、３つの回転イナーシャを遊星歯車機構およびスプリングを介して連結したダンパ装置が提案されている（特許文献１参照）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２０１０−１６４１２５号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
しかしながら、前述したように、エンジンと変速機との間にスプリング等を介在させるダンパ装置においては、バネ定数の引き下げによってダンパ装置の捩れ角が増大することから、ダンパ装置の捩り剛性を大幅に低下させることは困難であった。また、特許文献１のダンパ装置においては、クランク軸と変速機入力軸とが直結されることから、ダンパ装置の捩り剛性を低下させることは不可能であった。このような捩り剛性の上昇は、ダンパ装置における共振点（固有振動数）の上昇を招くことから、ダンパ装置の捩り剛性を低下させることが所望されている。
【０００５】
本発明の目的は、ダンパ装置の捩り剛性を低下させることにある。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明のダンパ装置は、エンジンと変速機との間に設けられるダンパ装置であって、前記エンジンに接続される第１入力要素と、前記エンジンに接続される第２入力要素と、前記変速機に接続される出力要素と、を備える遊星歯車機構と、前記エンジンと前記第１入力要素との間に設けられる弾性部材と、を有し、前記遊星歯車機構は、共線図上で、前記第１入力要素、前記第２入力要素、前記出力要素の順に配列される構成を備え、前記出力要素はサンギヤである。
【発明の効果】
【０００７】
本発明によれば、エンジンに接続される第１入力要素と、エンジンに接続される第２入力要素と、変速機に接続される出力要素と、を備える遊星歯車機構を設けるようにしたので、ダンパ装置の捩り剛性を低下させることが可能となる。しかも、出力要素としてサンギヤを用いることにより、サンギヤの大型化を回避することができ、ダンパ装置の小型化を達成することが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【図１】車両に搭載されるパワーユニットを示す概略図である。
【図２】ダンパ装置およびその近傍の構造を示す断面図である。
【図３】（ａ）は図１の矢印Ａ方向からダンパ装置の構造を示す概略図であり、（ｂ）は遊星歯車機構の共線図である。
【図４】ダンパ装置の構造モデルを示す説明図である。
【図５】ダンパ装置を介してエンジンから変速機に伝達されるエンジントルクの伝達状況を示す説明図である。
【図６】比較例としてのダンパ装置の構造モデルを示す説明図である。
【図７】ダンパ装置の減衰特性を示す比較図である。
【図８】車両に搭載されるパワーユニットを示す概略図である。
【図９】ダンパ装置およびその近傍の構造を示す断面図である。
【図１０】（ａ）は図８の矢印Ａ方向からダンパ装置の構造を示す概略図であり、（ｂ）はダンパ装置に組み込まれる遊星歯車機構の共線図である。
【図１１】ダンパ装置の構造モデルを示す説明図である。
【発明を実施するための形態】
【０００９】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。図１は車両に搭載されるパワーユニット１０を示す概略図である。図１に示されるパワーユニット１０には、本発明の一実施の形態であるダンパ装置１１が組み付けられている。図２はダンパ装置１１およびその近傍の構造を示す断面図である。図１に示すように、パワーユニット１０は、内燃機関であるエンジン１２と、これにダンパ装置１１を介して接続される変速機１３とを有している。このように、エンジン１２と変速機１３との間にはダンパ装置１１が設けられており、このダンパ装置１１を用いてエンジン１２の加振力に起因する捩り振動を減衰させている。なお、エンジン１２の捩り振動とは、エンジン１２のクランク軸１４に作用する燃焼加振力や不平衡慣性力等に起因するトルク変動を意味している。また、変速機１３には、図示しないディファレンシャル装置等を介して駆動輪１５が接続されている。
【００１０】
図１および図２に示すように、エンジン１２と変速機１３との間にはトルクコンバータ２０が設けられており、トルクコンバータ２０内にはダンパ装置１１が収容されている。トルクコンバータ２０は、クランク軸１４に連結されるフロントカバー２１と、フロントカバー２１に固定されるポンプシェル２２とを備えている。また、トルクコンバータ２０は、ポンプシェル２２に固定されるポンプインペラ２３と、ポンプインペラ２３に対向するタービンランナ２４とを備えている。タービンランナ２４にはタービンハブ２５が連結されており、タービンハブ２５にはタービン軸２６が連結されている。このタービン軸２６には変速入力軸２７を介して変速機１３が接続されている。
【００１１】
トルクコンバータ２０には、締結状態と解放状態とに切り換えられるロックアップクラッチ３０が設けられている。ロックアップクラッチ３０は、トルクコンバータ２０内にアプライ室３１とリリース室３２とを区画するクラッチプレート３３を備えている。アプライ室３１に作動油を供給してリリース室３２から作動油を排出することにより、ロックアップクラッチ３０はクラッチプレート３３をフロントカバー２１に押し付ける締結状態に切り換えられる。一方、リリース室３２に作動油を供給してアプライ室３１から作動油を排出することにより、ロックアップクラッチ３０はクラッチプレート３３をフロントカバー２１から引き離す解放状態に切り換えられる。このように、ロックアップクラッチ３０を解放状態に切り換えた場合には、フロントカバー２１とタービン軸２６とはトルクコンバータ２０を介して連結された状態となる。一方、ロックアップクラッチ３０を締結状態に切り換えた場合には、フロントカバー２１とタービン軸２６とはダンパ装置１１を介して連結された状態となる。すなわち、ロックアップクラッチ３０を解放することにより、エンジン１２と変速機１３とはトルクコンバータ２０を介して連結される一方、ロックアップクラッチ３０を締結することにより、エンジン１２と変速機１３とはダンパ装置１１を介して連結される。
【００１２】
ダンパ装置１１は、シングルピニオン遊星歯車機構からなる遊星歯車機構３４を有している。遊星歯車機構３４は、フロントカバー２１にロックアップクラッチ３０およびスプリング（弾性部材）３５を介して接続されるリングギヤ（第１入力要素）Ｒを有している。すなわち、エンジン１２のクランク軸１４にはリングギヤＲが接続されており、クランク軸１４とリングギヤＲとの間にはスプリング３５が設けられている。また、遊星歯車機構３４は、クランク軸１４にロックアップクラッチ３０を介して接続されるキャリア（第２入力要素）Ｃと、キャリアＣに回転自在に支持されるとともにリングギヤＲに噛み合うピニオンギヤＰとを有している。さらに、遊星歯車機構３４は、ピニオンギヤＰに噛み合うサンギヤ（出力要素）Ｓを有している。このサンギヤＳは、タービンハブ２５、タービン軸２６および変速入力軸２７を介して変速機１３に接続されている。
【００１３】
図３（ａ）は図１の矢印Ａ方向からダンパ装置１１の構造を示す概略図であり、図３（ｂ）は遊星歯車機構３４の共線図である。図３（ａ）に示すように、キャリアＣには第１ディスク３６が固定されており、リングギヤＲには第２ディスク３７が固定されている。第１ディスク３６と第２ディスク３７との間には複数のスプリング３５が設けられており、環状に並べて配置される複数のスプリング３５によってスプリング群（弾性部材群）３８が構成されている。そして、リングギヤＲ、キャリアＣ、ピニオンギヤＰおよびサンギヤＳからなる遊星歯車機構３４は、環状に配列されるスプリング群３８の内側つまり径方向内方に配置されている。また、図３（ａ）に示すように、遊星歯車機構３４はシングルピニオン遊星歯車機構であることから、図３（ｂ）に示すように、遊星歯車機構３４は、速度線図つまり共線図上で、リングギヤＲ、キャリアＣ、サンギヤＳの順に配列される構成を備えている。すなわち、エンジン１２の捩り振動に応じてスプリング３５が伸縮した場合には、例えば、図３（ｂ）に破線や一点鎖線で示すように、リングギヤＲ、キャリアＣ、サンギヤＳが相対的に回転することになる。
【００１４】
図４はダンパ装置１１の構造モデルを示す説明図である。なお、図４にはロックアップクラッチ３０を締結した状態での構造モデルが示されている。また、図５はダンパ装置１１を介してエンジン１２から変速機１３に伝達されるエンジントルクの伝達状況を示す説明図である。図４において、エンジン側質量体４０とは、エンジン１２側に連結される回転質量体を意味しており、エンジン側質量体４０は、クランク軸１４、フロントカバー２１およびポンプシェル２２等によって構成される。また、トルコン側質量体４１とは、トルクコンバータ２０の出力側に連結される回転質量体を意味しており、トルコン側質量体４１は、タービンランナ２４、タービンハブ２５およびタービン軸２６等によって構成される。また、ミッション側質量体４２とは、変速入力軸２７に連結される回転質量体を意味しており、ミッション側質量体４２は、変速機１３内の図示しない回転軸やギヤ等によって構成される。
【００１５】
図４に示すように、遊星歯車機構３４には、エンジントルクを入力する２つの入力経路４３，４４が設けられている。すなわち、遊星歯車機構３４には、スプリング３５を介してリングギヤＲにエンジントルクを入力する第１入力経路４３が設けられており、キャリアＣに対して直にエンジントルクを入力する第２入力経路４４が設けられている。このように、第１入力経路４３にスプリング３５が設けられるため、エンジン１２の捩り振動に応じてスプリング３５を伸縮させることができ、第１入力経路４３が接続されるリングギヤＲと第２入力経路４４が接続されるキャリアＣとを相対的に回転させることが可能となる。また、遊星歯車機構３４には、サンギヤＳからエンジントルクを出力する出力経路４５が設けられている。
【００１６】
図５に示すように、遊星歯車機構３４には、エンジン１２から双方の入力経路４３，４４を介してエンジントルクＴ１，Ｔ２が入力される。そして、エンジントルクＴ１，Ｔ２は、遊星歯車機構３４において合成された後に、サンギヤＳおよび出力経路４５を経て変速機１３に出力される。ここで、第１入力経路４３には、スプリング３５およびイナーシャ部４６からなる振動系４７が設けられている。なお、イナーシャ部４６とは振動系４７に作用する慣性質量体を意味しており、リングギヤＲや第２ディスク３７等によって構成されている。このように、第１入力経路４３に振動系４７が設けられることから、第１入力経路４３を経て伝達されるエンジントルクＴ１の捩り振動と、第２入力経路４４を経て伝達されるエンジントルクＴ２の捩り振動とでは、捩り振動の位相にずれが生じることになる。すなわち、振動系４７の共振点（固有振動数）を下回る周波数領域においては、リングギヤＲとキャリアＣとが同位相で振動することから、遊星歯車機構３４において合成された捩り振動は増幅される。一方、振動系４７の共振点を上回る周波数領域においては、リングギヤＲとキャリアＣとが逆位相で振動することから、遊星歯車機構３４において合成された捩り振動は減衰される。なお、エンジントルクＴ１，Ｔ２の分配比は、リングギヤＲおよびサンギヤＳの歯数に基づき設定される。
【００１７】
以下、比較例であるダンパ装置１００の構造について説明した後に、本発明の一実施の形態であるダンパ装置１１によって得られる効果について説明する。図６は比較例としてのダンパ装置１００の構造モデルを示す説明図である。なお、図６において図４に示す部材と同様の部材については、同一の符号を付してその説明を省略する。図６に示すように、ダンパ装置１００においては、エンジン側質量体４０とトルコン側質量体４１とが１つの入力経路１０１を介して接続されている。また、入力経路１０１には、スプリング１０２が設けられるとともに、所定の質量を備えたイナーシャ部材１０３が設けられている。このダンパ装置１００においては、スプリング１０２のバネ定数を小さくしたり、イナーシャ部材１０３の質量を増加させたりすることにより、ダンパ装置１００の共振点をエンジン使用領域から外すように引き下げている。
【００１８】
一方、図４に示すように、本発明の一実施の形態であるダンパ装置１１は、エンジントルクの伝達経路に遊星歯車機構３４を備えている。つまり、ダンパ装置１１は、入力経路４３，４４と出力経路４５との間に遊星歯車機構３４を備えている。このように、ダンパ装置１１に遊星歯車機構３４を組み込むことにより、遊星歯車機構３４を備えていないダンパ装置１００に比べて、ダンパ装置１１の捩り剛性を大幅に低下させることが可能となる。すなわち、遊星歯車機構３４のリングギヤＲ、キャリアＣ、サンギヤＳは、所定の角度範囲内で相対的に回動することから、出力経路となるサンギヤＳより見たダンパ装置１１の捩り剛性は、リングギヤＲ〜キャリアＣ間の捩り剛性に、下記の式（１）に基づく係数ｋ１を乗じた値となっている。一般的な遊星歯車機構においては、（サンギヤ歯数÷リングギヤ歯数）の値が０．３〜０．７となることから、ダンパ装置１１に許容される捩れ角度に合わせてスプリング３５のバネ定数が増加したとしても、ダンパ装置１００に比べてダンパ装置１１の捩り剛性を３０％〜７０％に低下させることが可能となる。
ｋ１＝（サンギヤ歯数÷リングギヤ歯数）２  …（１）
【００１９】
また、ダンパ装置１１は遊星歯車機構３４を有することから、イナーシャ部４６の質量を抑制しつつ大きな慣性力（イナーシャ）を得ることが可能となる。すなわち、加振時には遊星歯車機構３４によってリングギヤＲが増速されることから、出力経路となるサンギヤＳより見たリングギヤＲの慣性力は、リングギヤＲの慣性力を下記の式（２）に基づく係数ｋ２で除した値となる。これにより、例えばダンパ装置１００のイナーシャ部材１０３とダンパ装置１１のイナーシャ部４６とが同じ質量であった場合には、ダンパ装置１００の慣性力に比べてダンパ装置１１の慣性力を７〜１３倍に増加させることが可能となる。
ｋ２＝｛サンギヤ歯数÷（サンギヤ歯数＋リングギヤ歯数）｝２  …（２）
【００２０】
ここで、図７はダンパ装置１１，１００の減衰特性を示す比較図である。図７において、横軸は捩り振動の振動数つまり周波数を示しており、縦軸は捩り振動の振動加速度レベルである駆動系感度を示している。図７において、実線で表される特性線Ｌａは、ダンパ装置１１によって得られる減衰特性を示しており、破線で表される特性線Ｌｂは、ダンパ装置１００によって得られる減衰特性を示している。前述したように、ダンパ装置１１には遊星歯車機構３４が組み込まれることから、ダンパ装置１１の捩り剛性を低下させることができるとともに、ダンパ装置１１の慣性力を増大させることが可能となる。これにより、ダンパ装置１１に対して新たなイナーシャ部材を追加することなく、図７に符号Ａで示すように、ダンパ装置１１の共振点を引き下げることが可能となる。一方、図７に符号Ｂで示すように、ダンパ装置１００の共振点を引き下げるためには、スプリング１０２のバネ定数には下限値があることから、所定質量を備えるイナーシャ部材１０３を追加することが必要となる。このように、本発明の一実施の形態であるダンパ装置１１においては、ダンパ装置１００と比較して軽量でありながら、捩り振動の低減効果を高めることが可能となっている。
【００２１】
さらに、前述したように、ダンパ装置１１においては、所定の周波数領域でリングギヤＲとキャリアＣとが逆位相で振動することから、遊星歯車機構３４において合成された捩り振動を減衰させることが可能となる。これにより、図７に符号Ｃおよび矢印Ｄで示すように、特にエンジン回転数（クランク軸１４の回転速度）の低回転数領域において良好な減衰特性を得ることが可能となる。このように、良好な減衰特性を得ることができるため、振動や騒音を抑えて車両品質を向上させることが可能となる。また、エンジン１２の捩り振動を抑制することにより、低車速走行時のこもり音を抑制することができるため、低車速領域からロックアップクラッチ３０を締結することができ、車両の燃費性能を向上させることが可能となる。また、エンジン１２の捩り振動を抑制することができるため、変速機１３に作用する負荷を軽減することができ、変速機１３の耐久性を向上させることが可能となる。また、エンジン１２の捩り振動を抑制することができるため、エンジン１２の気筒数を削減したり、エンジン回転数の使用領域を下げたりすることができ、車両の燃費性能を向上させることが可能となる。
【００２２】
また、遊星歯車機構３４のサンギヤＳを変速機１３に接続したので、サンギヤＳの大型化を回避することが可能となり、延いてはダンパ装置１１の小型化を達成することが可能となる。すなわち、リングギヤＲやキャリアＣに比べて小径となるサンギヤＳは、リングギヤＲやキャリアＣに比べて強度を確保することが困難となっている。このように、強度を確保し難いサンギヤＳを出力経路４５側に設けることにより、エンジン１２からサンギヤＳに対する直接的な捩り振動の伝達を回避することが可能となる。これにより、サンギヤＳの設計強度を引き下げることができるため、サンギヤＳの大型化を回避することが可能となる。
【００２３】
また、遊星歯車機構３４がスプリング群３８の内側に配置されることから、遊星歯車機構３４を備えたダンパ装置１１の小型化を達成することが可能となる。すなわち、ダンパ装置１１の共振点の引き下げる観点から、スプリング３５のバネ定数を小さくすることが重要であるが、バネ定数を下げるためにはスプリング３５の全長を長く設定して伸縮量を確保する必要がある。このようなスプリング３５の全長増加に伴ってスプリング群３８は大径化する傾向にあるが、このスプリング群３８の内側に遊星歯車機構３４を組み込むことにより、スプリング群３８の内側に空いていたスペースを有効に利用することができ、ダンパ装置１１の大型化を抑制することが可能となる。
【００２４】
また、作動油が供給されるトルクコンバータ２０内に、ダンパ装置１１の遊星歯車機構３４を収容したので、遊星歯車機構３４を良好に潤滑することが可能となる。なお、ダンパ装置１１の設置箇所としては、トルクコンバータ２０内に限られることはなく、ダンパ装置１１をトルクコンバータ２０とは別個に設置しても良い。また、ダンパ装置１１が搭載される車両としては、トルクコンバータ２０を備えた車両に限られることはなく、トルクコンバータ２０を持たない車両であってもダンパ装置１１を有効に適用することが可能である。
【００２５】
前述の説明では、遊星歯車機構３４をシングルプラネタリ遊星歯車機構によって構成しているが、これに限られることはなく、遊星歯車機構をダブルプラネタリ遊星歯車機構によって構成しても良い。ここで、図８は車両に搭載されるパワーユニット５０を示す概略図である。図８に示されるパワーユニット５０には、本発明の他の実施の形態であるダンパ装置５１が組み付けられている。図９はダンパ装置５１およびその近傍の構造を示す断面図である。また、図１０（ａ）は図８の矢印Ａ方向からダンパ装置５１の構造を示す概略図であり、図１０（ｂ）はダンパ装置５１に組み込まれる遊星歯車機構５２の共線図である。図１１はダンパ装置５１の構造モデルを示す説明図である。なお、図１１にはロックアップクラッチ３０を締結した状態での構造モデルが示されている。また、図８〜図１１において、図１〜図４に示す部材と同様の部材については、同一の符号を付してその説明を省略する。
【００２６】
図８〜図１０に示すように、ダンパ装置５１は、ダブルピニオン遊星歯車機構からなる遊星歯車機構５２を有している。遊星歯車機構５２は、フロントカバー２１にロックアップクラッチ３０およびスプリング３５を介して接続されるキャリア（第１入力要素）Ｃ１を有している。すなわち、エンジン１２のクランク軸１４にはキャリアＣ１が接続されており、クランク軸１４とキャリアＣ１との間にはスプリング３５が設けられている。また、遊星歯車機構５２は、クランク軸１４にロックアップクラッチ３０を介して接続されるリングギヤ（第２入力要素）Ｒ１と、リングギヤＲ１に噛み合うとともにキャリアＣ１に回転自在に支持される一対のピニオンギヤＰ１とを有している。さらに、遊星歯車機構５２は、ピニオンギヤＰ１に噛み合うサンギヤ（出力要素）Ｓ１を有している。このサンギヤＳ１は、タービンハブ２５、タービン軸２６および変速入力軸２７を介して変速機１３に接続されている。
【００２７】
図１０（ａ）に示すように、キャリアＣ１には第１ディスク５３が固定されており、リングギヤＲ１には第２ディスク５４が固定されている。第１ディスク５３と第２ディスク５４との間には複数のスプリング３５が設けられており、環状に並べて配置される複数のスプリング３５によってスプリング群３８が構成されている。そして、リングギヤＲ１、キャリアＣ１、ピニオンギヤＰ１およびサンギヤＳ１からなる遊星歯車機構５２は、環状に配列されるスプリング群３８の内側つまり径方向内方に配置されている。また、図１０（ａ）に示すように、遊星歯車機構５２はダブルピニオン遊星歯車機構であることから、図１０（ｂ）に示すように、遊星歯車機構５２は、速度線図つまり共線図上で、キャリアＣ１、リングギヤＲ１、サンギヤＳ１の順に配列される構成を備えている。
【００２８】
図１１に示すように、遊星歯車機構５２には、エンジントルクを入力する２つの入力経路５５，５６が設けられている。すなわち、遊星歯車機構５２には、スプリング３５を介してキャリアＣ１にエンジントルクを入力する第１入力経路５５が設けられており、リングギヤＲ１に対して直にエンジントルクを入力する第２入力経路５６が設けられている。このように、第１入力経路５５にスプリング３５が設けられるため、エンジン１２の捩り振動に応じてスプリング３５を伸縮させることができ、第１入力経路５５が接続されるキャリアＣ１と第２入力経路５６が接続されるリングギヤＲ１とを相対的に回転させることが可能となる。また、遊星歯車機構５２には、サンギヤＳ１からエンジントルクを出力する出力経路５７が設けられている。
【００２９】
このような遊星歯車機構５２には、エンジン１２から双方の入力経路５５，５６を介してエンジントルクが入力される。そして、エンジントルクは、遊星歯車機構５２において合成された後に、サンギヤＳ１および出力経路５７を経て変速機１３に出力される。ここで、第１入力経路５５には、スプリング３５およびイナーシャ部５８からなる振動系５９が設けられている。なお、イナーシャ部５８とは振動系５９に作用する慣性質量体を意味しており、キャリアＣ１や第１ディスク５３等によって構成されている。このように、第１入力経路５５に振動系５９が設けられることから、第１入力経路５５を経て伝達されるエンジントルクの捩り振動と、第２入力経路５６を経て伝達されるエンジントルクの捩り振動とでは、捩り振動の位相にずれが生じることになる。すなわち、振動系５９の共振点を上回る周波数領域においては、リングギヤＲ１とキャリアＣ１とが逆位相で振動することから、遊星歯車機構５２において合成された捩り振動を減衰させることが可能となる。
【００３０】
このように、遊星歯車機構５２をダブルプラネタリ遊星歯車機構によって構成した場合であっても、前述したダンパ装置１１と同様の効果を得ることが可能となる。すなわち、ダンパ装置５１に遊星歯車機構５２を組み込むことにより、ダンパ装置５１の捩り剛性を低下させることができるとともに、ダンパ装置５１の慣性力を増大させることが可能となる。これにより、ダンパ装置５１の重量増加を抑制しつつ、捩り振動の減衰特性を向上させることが可能となる。また、ダンパ装置５１においては、所定の周波数領域でリングギヤＲ１とキャリアＣ１とが逆位相で振動することから、遊星歯車機構５２において合成された捩り振動を大幅に減衰させることが可能となる。
【００３１】
本発明は前記実施の形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々変更可能であることはいうまでもない。前述の説明では、リングギヤＲを振動系４７のイナーシャ部４６として機能させ、キャリアＣ１を振動系５９のイナーシャ部５８として機能させているが、これに限られることはなく、リングギヤＲに対して所定の質量を備えたイナーシャ部材を新たに固定しても良く、キャリアＣ１に対して所定の質量を備えたイナーシャ部材を新たに固定しても良い。前述の説明では、弾性部材としてスプリング３５を挙げているが、これに限られることはなく、弾性部材としてゴム部材を採用しても良い。また、変速機１３は、手動変速機や無段変速機であっても良く、遊星歯車式や平行軸式の自動変速機であっても良い。さらに、エンジン１２は、ガソリンエンジンに限られることはなく、ディーゼルエンジン等であっても良い。
【符号の説明】
【００３２】
１１    ダンパ装置
１２    エンジン
１３    変速機
２０    トルクコンバータ
３４    遊星歯車機構（シングルピニオン遊星歯車機構）
３５    スプリング（弾性部材）
３８    スプリング群（弾性部材群）
５１    ダンパ装置
５２    遊星歯車機構（シングルピニオン遊星歯車機構）
Ｒ    リングギヤ（第１入力要素）
Ｃ    キャリア（第２入力要素）
Ｓ    サンギヤ（出力要素）
Ｒ１    リングギヤ（第２入力要素）
Ｃ１    キャリア（第１入力要素）
Ｓ１    サンギヤ（出力要素）
【図１】
2014177960.tif 000003
【図２】
2014177960.tif 000004
【図３】
2014177960.tif 000005
【図４】
2014177960.tif 000006
【図５】
2014177960.tif 000007
【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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