(57)【要約】【課題】  遠心振子式ダンパとトロイダル変速機構とを組み合わせることで広い入力回転数領域で有効な制振性能を発揮させる。【解決手段】  車両用動力伝達装置は、遠心振子式ダンパ１５と、２段式のトロイダル変速機構１８とを備える。遠心振子式ダンパ１５はエンジンＥの回転数が低い高速クルーズ時等に制振性能が低下するが、そのときトロイダル変速機構１８は速度比が増加して慣性質量が増加し、エンジンＥおよび駆動輪Ｗ間の振動伝達率が低下するため、遠心振子式ダンパの制振性能の低下を補って車両の振動・騒音特性を高めることができる。特に、トロイダル変速機構１８は、入力ディスク２７、中間ディスク２９および出力ディスク２８を有する２段式に構成されるため、１段式のものに比べて速度比を拡大して慣性質量が増加させることで、振動伝達率を効率的に低下させて制振性能を高めることができる。【選択図】        図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
駆動源（Ｅ）の駆動力を遠心振子式ダンパ（１５）およびトロイダル変速機構（１８）を介して駆動輪（Ｗ）に伝達する車両用動力伝達装置であって、
前記トロイダル変速機構（１８）は、前記遠心振子式ダンパ（１５）からの駆動力が入力される回転軸（１２）と、前記回転軸（１２）と共に回転する入力ディスク（２７）と、前記回転軸（１２）に相対回転自在に支持された出力ディスク（２８）と、前記入力ディスク（２７）および前記出力ディスク（２８）間で前記回転軸（１２）に相対回転自在に支持された中間ディスク（２９）と、前記入力ディスク（２７）および前記中間ディスク（２９）間に挟持された第１パワーローラ（３０）と、前記中間ディスク（２９）および前記出力ディスク（２８）間に挟持された第２パワーローラ（３１）とを備えることを特徴とする車両用動力伝達装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、駆動源の駆動力を遠心振子式ダンパおよびトロイダル変速機構を介して駆動輪に伝達する車両用動力伝達装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
エンジンの出力軸と共に回転するフライホイールに複数の慣性質量体を支持し、出力軸の回転変動に応じて前記慣性質量体を円周方向に振子振動させて制振性能を発揮させる車両用の遠心振子式ダンパが、下記特許文献１により公知である。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特許第４７９７１７６号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
図６には、遠心振子式ダンパの入力回転数に対する出力トルク変動の関係が示される。遠心振子式ダンパに対する入力回転数が大きい領域では、慣性質量体に作用する遠心力が大きいため、制振性能が充分に発揮されて出力トルク変動が小さくなるが、遠心振子式ダンパに対する入力回転数が小さい領域では、慣性質量体に作用する遠心力が小さいため、制振性能が充分に発揮されずに出力トルク変動が大きくなる。つまり、遠心振子式ダンパは、高回転領域では有効な制振性能を発揮することが可能であるが、低回転領域では性能を生かしきれない問題がある。
【０００５】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、遠心振子式ダンパとトロイダル変速機構とを組み合わせることで広い入力回転数領域で有効な制振性能を発揮させることを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、駆動源の駆動力を遠心振子式ダンパおよびトロイダル変速機構を介して駆動輪に伝達する車両用動力伝達装置であって、前記トロイダル変速機構は、前記遠心振子式ダンパからの駆動力が入力される回転軸と、前記回転軸と共に回転する入力ディスクと、前記回転軸に相対回転自在に支持された出力ディスクと、前記入力ディスクおよび前記出力ディスク間で前記回転軸に相対回転自在に支持された中間ディスクと、前記入力ディスクおよび前記中間ディスク間に挟持された第１パワーローラと、前記中間ディスクおよび前記出力ディスク間に挟持された第２パワーローラとを備えることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。
【０００７】
尚、実施の形態の入力軸１２は本発明の回転軸に対応し、実施の形態の二次ダンパ１５は本発明の遠心振子式ダンパに対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応する。
【発明の効果】
【０００８】
請求項１の構成によれば、車両用動力伝達装置は、駆動源の駆動力を遠心振子式ダンパおよびトロイダル変速機構を介して駆動輪に伝達する。トロイダル変速機構は、遠心振子式ダンパからの駆動力が入力される回転軸と、回転軸と共に回転する入力ディスクと、回転軸に相対回転自在に支持された出力ディスクと、入力ディスクおよび出力ディスク間で回転軸に相対回転自在に支持された中間ディスクと、入力ディスクおよび中間ディスク間に挟持された第１パワーローラと、中間ディスクおよび出力ディスク間に挟持された第２パワーローラとを備えるので、入力ディスクの回転は第１パワーローラで変速されて中間ディスクに伝達され、更に中間ディスク２９の回転は第２パワーローラで変速されて出力ディスクに伝達される。
【０００９】
遠心振子式ダンパは、駆動源の回転数が高くて慣性質量体に作用する遠心力が大きいとき、つまりトロイダル変速機構の速度比が小さいとき（変速比が大きいとき）に有効な制振性能を発揮する。一方、トロイダル変速機構は、その速度比が大きいとき（変速比が小さいとき）に、等価慣性が増加して駆動源および駆動輪間の捩じり振動系の共振周波数が低下することで、振動伝達率が低下して制振性能を発揮する。トロイダル変速機構は、入力ディスクおよび中間ディスク間で変速を行い、かつ中間ディスクおよび出力ディスク間で変速を行うため、その２段階の変速により速度比を大きくすることが可能であるため、共振周波数の低下量を増加させて有効な制振性能を発揮させることができる。
【００１０】
よって駆動源の回転数が高い領域（速度比が小さい領域）では遠心振子式ダンパが有効な制振性能を発揮し、駆動源の回転数が低い領域（速度比が大きい領域）ではトロイダル変速機構が有効な制振性能を発揮することで、駆動源の回転数の広い領域で制振性能を高めることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１１】
【図１】車両用動力伝達装置のスケルトン図。
【図２】トロイダル変速機構の等価慣性の説明図。
【図３】エンジンおよび駆動輪間の振動伝達率と振動周波数との関係を示すグラフ。
【図４】二次ダンパおよびトロイダル変速機構の制振性能の比較を示す表。
【図５】遠心振子式ダンパの制振性能をトロイダル変速機構の制振性能で補う領域の説明図。
【図６】入力回転数に応じた遠心振子式ダンパの制振性能の変化を示すグラフ。
【発明を実施するための形態】
【００１２】
以下、図１〜図６に基づいて本発明の実施の形態を説明する。
【００１３】
図１に示すように、エンジンＥの駆動力を無段階に変速して左右の駆動輪Ｗ，Ｗに伝達する自動車用の無段変速機Ｔは、エンジンＥのクランクシャフト１１と同軸に配置された入力軸１２と、入力軸１２と平行に配置された出力軸１３とを備える。クランクシャフト１１と入力軸１２との間には、エンジンＥ側から順に一次ダンパ１４と、二次ダンパ１５と、前後進切換機構１６と、駆動力統合機構１７とが直列に配置され、入力軸１２上にはトロイダル変速機構１８が配置される。
【００１４】
一次ダンパ１４および二次ダンパ１５はエンジンＥの出力トルクの変動を吸収するためのもので、一次ダンパ１４はフライホイール１４ａおよびスプリング１４ｂを組み合わせた一般的なダンパであり、二次ダンパ１５は遠心振子式ダンパである。遠心振子式ダンパは、回転するハブ１５ａの外周に円周方向に揺動可能な複数の振子１５ｂ…を支持したもので、振子１５ｂ…がエンジンＥの出力トルクの変動に応じて遠心加速度により振動することで制振性能を発揮する。
【００１５】
前後進切換機構１６は、前進クラッチ１９と、後進ブレーキ２０と、遊星歯車機構２１とからなり、遊星歯車機構２１は、サンギヤ２２と、リングギヤ２３と、キャリヤ２４と、キャリヤ２４に支持されてサンギヤ２２およびリングギヤ２３に噛合する複数のピニオン２５…とを備える。サンギヤ２２は二次ダンパ１５の出力側に接続されるとともに、前進クラッチ１９を介して入力軸１２に結合可能である。リングギヤ２３は入力軸１２に接続される。またキャリヤ２４は後進ブレーキ２０を介してケーシング２６に結合可能である。
【００１６】
トロイダル変速機構１８は、シングルキャビティ型のものを２個直列に接続して２段式に構成されるもので、入力軸１２に相対回転不能に支持された入力ディスク２７と、入力軸１２に相対回転自在に支持された出力ディスク２８と、入力ディスク２７および出力ディスク２８に挟まれる位置で入力軸１２に相対回転自在に支持された中間ディスク２９と、入力ディスク２７および中間ディスク２９に当接する一対の第１パワーローラ３０，３０と、中間ディスク２９および出力ディスク２８に当接する一対の第２パワーローラ３１，３１とを備える。
【００１７】
第１パワーローラ３０，３０は第１トラニオン軸３２，３２まわりに傾転可能であり、第１パワーローラ３０，３０が傾転して入力ディスク２７および中間ディスク２９との当接点が変化すると、入力ディスク２７および出力ディスク２８間の変速比が変化する。同様に、第２パワーローラ３１，３１は第２トラニオン軸３３，３３まわりに傾転可能であり、第２パワーローラ３１，３１が傾転して中間ディスク２９および出力ディスク２８との当接点が変化すると、中間ディスク２９および出力ディスク２８間の変速比が変化する。
【００１８】
入力ディスク２７の回転は第１パワーローラ３０，３０を介して中間ディスク２９に伝達され、中間ディスク２９の回転は第２パワーローラ３１，３１を介して出力ディスク２８に伝達されるため、入力ディスク２７から中間ディスク２９への変速比をｉ１とし、中間ディスク２９から出力ディスク２８への変速比をｉ２とすると、入力ディスク２７から出力ディスク２８への変速比ｉは、ｉ＝ｉ１×ｉ２となる。従って、変速比ｉ１および変速比ｉ２を同方向に増加させ、あるいは同方向に減少させることで、入力ディスク２７から出力ディスク２８への変速比ｉのレンジを大幅に拡大することができる。
【００１９】
駆動力統合機構１７は遊星歯車機構からなり、入力軸１２に固設されたサンギヤ３４と、出力ディスク２８の背面に固設されたリングギヤ３５と、入力軸１２の外周に相対回転自在に支持されたキャリヤ３６と、キャリヤ３６に支持された複数の２連ピニオン３７…とで構成される。各２連ピニオン３７は第１ピニオン３８および第２ピニオン３９からなり、第１ピニオン３８はサンギヤ３４に噛合し、第２ピニオン３９はリングギヤ３５に噛合する。
【００２０】
駆動力統合機構１７の出力要素であるキャリヤ３６に固設したドライブギヤ４０が出力軸１３に固設したドリブンギヤ４１に噛合し、出力軸１３に固設したファイナルドライブギヤ４２がディファレンシャルギヤＤのケースに固設したファイナルドリブンギヤ４３に噛合する。そしてディファレンシャルギヤＤから左右に延びる一対の車軸４４，４４が駆動輪Ｗ，Ｗに接続される。
【００２１】
次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。
【００２２】
前後進切換機構１６の前進クラッチ１９を係合して後進ブレーキ２０を係合解除すると、二次ダンパ１５が入力軸１２に結合される、従って、エンジンＥの駆動力は、クランクシャフト１１→一次ダンパ１４→二次ダンパ１５→前後進切換機構１６→入力軸１２→トロイダル変速機構１８の経路で駆動力統合機構１７のリングギヤ３５に伝達され、そこから２連ピニオン３７…の第２ピニオン３９…を介してキャリヤ３６に伝達される。
【００２３】
一方、入力軸１２の駆動力は、駆動力統合機構１７のサンギヤ３４から２連ピニオン３７…の第１ピニオン３８を介してキャリヤ３６に直接伝達され、キャリヤ３６においてトロイダル変速機構１８から伝達される駆動力と合流した後、ドライブギヤ４０→ドリブンギヤ４１→ファイナルドライブギヤ４２→ファイナルドリブンギヤ４３→ディファレンシャルギヤＤ→車軸４４，４４の経路で駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。
【００２４】
このように、入力軸１２から直接伝達される駆動力と、入力軸１２からトロイダル変速機構１８を介して変速されて伝達される駆動力とを駆動力統合機構１７で合流させることで、トロイダル変速機構１８の変速比の変更に応じて無段変速機Ｔ全体の変速比を変更できるだけでなく、トロイダル変速機構１８による動力伝達率の低下を補って無段変速機Ｔ全体の動力伝達率を高めることができる。
【００２５】
さて、エンジンＥのクランクシャフト１１の出力トルクの変動に起因する無段変速機Ｔの振動の一部は、一次ダンパ１４および二次ダンパ１５により制振される。図６で既に説明したように、二次ダンパ１５の入力回転数（つまりエンジン回転数）が高いときほど、その慣性質量体１５ｂ…に作用する遠心力が大きくなるため、二次ダンパ１５の制振性能が高くなる。言い換えると、エンジン回転数が低いときには、二次ダンパ１５は充分な制振性能を発揮できないことになる。本実施の形態は、エンジン回転数が低いときの二次ダンパ１５の制振性能の低下を、トロイダル変速機構１８による制振性能で補うものである。
【００２６】
図２（Ａ）は、本実施の形態のトロイダル変速機構１８を簡易化した物理モデルを示すものである。入力ディスク２７の慣性をＩｉ、中間ディスク２９の慣性をＩｍ、出力ディスク２８の慣性をＩｏとし、入力ディスク２７および中間ディスク２９間の速度比をαとし、中間ディスク２９および出力ディスク２８間の速度比をβとすると、トロイダル変速機構１８全体の等価慣性Ｉｃｖｔは、
Ｉｃｖｔ＝Ｉｉ＋α2 Ｉｍ＋β2 Ｉｏ
で与えられる。
【００２７】
尚、速度比は（出力回転数／入力回転数）で定義されるもので、（入力回転数／出力回転数）で定義される減速比の逆数に相当する。
【００２８】
ちなみに、図２（Ｂ）に示すように、入力ディスク０１、出力ディスク０２およびパワーローラ０３よりなる１段式のトロイダル変速機構０４全体の等価慣性Ｉｃｖｔは、入力ディスク０１の慣性をＩｉとし、出力ディスク０２の慣性をＩｏとし、入力ディスク２７および出力ディスク２８間の速度比をγとすると、
Ｉｃｖｔ＝Ｉｉ＋γ2 Ｉｏ
で与えられる。
【００２９】
変速比α，β，γの最大値は何れも５．０〜７．５程度であることから、本実施の形態の２段式のトロイダル変速機構１８の等価慣性Ｉｃｖｔは、１段式のトロイダル変速機構０４の等価慣性Ｉｃｖｔよりも大幅に増加する。
【００３０】
図３は、エンジンＥから車軸４４，４４への振動伝達率と振動周波数との関係を示すグラフであり、実線は等価慣性Ｉｃｖｔが小さい場合であり、破線は等価慣性Ｉｃｖｔが大きい場合である。このグラフから明らかなように、トロイダル変速機構１８の等価慣性Ｉｃｖｔが増加すると、共振周波数が低い側にずれることが分かる。共振周波数よりも高い周波数領域である実用周波数領域では、周波数の増加に応じて振動伝達率が漸減するため、共振周波数が低い側にずれることで振動伝達率が減少することになる。
【００３１】
以上を纏めると、図４の表に示すように、エンジン回転数が減少してトロイダル変速機構１８の速度比が増加する車両の高速クルーズ時には、エンジン回転数の減少により二次ダンパ１５（遠心振子式ダンパ）の制振性能が悪化するが、トロイダル変速機構１８の速度比の増加により等価慣性が増加することで、振動伝達率が低くなって制振性能が向上することになる、
一方、エンジン回転数が増加してトロイダル変速機構１８の速度比が減少する車両の発進加速時や中速走行時には、トロイダル変速機構１８の速度比の減少により等価慣性が減少することで、振動伝達率が高くなって制振性能が悪化するが、エンジン回転数の増加により二次ダンパ１５（遠心振子式ダンパ）の制振性能が向上することになる。
【００３２】
よって、二次ダンパ１５による制振性能およびトロイダル変速機構１８による制振性能が相互に補い合うことで、車両の発進時から高速クルーズ時までの広いエンジン回転数領域で必要な制振性能を得ることが可能となり、車両の振動・騒音性能を高めることができる。
【００３３】
図５のグラフは、縦軸がエンジン回転数で横軸が車軸回転数であり、O.A.Low のラインは無段変速機Ｔ全体のＬＯＷレシオを示し、O.A.Highのラインは無段変速機Ｔ全体のＨＩレシオを示している。エンジン回転数Ｎ１のラインは、その下側のエンジン回転数で二次ダンパ１５（遠心振子式ダンパ）の制振性能が悪化するラインである。レシオＲ１のラインは、その下側でトロイダル変速機構１８の等価慣性の増加により振動伝達率が減少するラインである。
【００３４】
本実施の形態によれば、トロイダル変速機構１８を２段式にしてワイドレンジ化したことで、O.A.HighのラインがレシオＲ１のラインよりも下側に大きく移動し、トロイダル変速機構１８の等価慣性の増加により振動伝達率が減少する斜線の領域が大きく拡大している。その結果、エンジン回転数Ｎ１のラインの下側の二次ダンパ１５の制振性能が悪化する領域の多くを、トロイダル変速機構１８の等価慣性の増加による振動伝達率が減少で補い、広いエンジン回転数領域で車両の振動・騒音性能を高めることができる。
【００３５】
以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。
【００３６】
例えば、実施の形態の無段変速機Ｔは駆動力統合機構１７を備えているが、駆動力統合機構１７は必ずしも必要ではない。
【００３７】
また本発明の駆動源は実施の形態のエンジンＥに限定されず、電気モータのような他種の駆動源であってもよい。
【符号の説明】
【００３８】
１２        入力軸（回転軸）
１５        二次ダンパ（遠心振子式ダンパ）
１８        トロイダル変速機構
２７        入力ディスク
２８        出力ディスク
２９        中間ディスク
３０        第１パワーローラ
３１        第２パワーローラ
Ｅ          エンジン（駆動源）
Ｗ          駆動輪
【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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