(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンの出力トルクを流体流により出力部材に伝達する流体伝動装置と、
入力側回転部材と出力側回転部材とを有し、前記入力側回転部材と前記出力側回転部材とが係合することにより、前記エンジンの出力トルクを前記流体伝動装置を介さずに前記出力部材に伝達するクラッチと、
前記クラッチを介して前記エンジンの出力トルクが伝達される入力部材と、
前記入力部材と前記出力部材との間に設けられ、前記入力部材のトルクを弾性力により前記出力部材に伝達する弾性体と、
前記弾性体を介して前記出力部材に伝達されたトルクの変動と逆位相の慣性トルクを前記出力部材に作用させる慣性質量体と
を備えた捩り振動低減装置において、
前記流体伝動装置の軸線方向に、前記クラッチおよび前記流体伝動装置と所定の間隔を空けて配置された保持部材と、
前記保持部材に自転可能に保持されるとともに、前記保持部材を挟んで前記流体伝動装置とは反対側に形成された第１噛み合い部と、前記保持部材と前記流体伝動装置との間に形成された第２噛み合い部とを備えた第１歯車と、
前記第１噛み合い部に噛み合う第２歯車と、
前記第２噛み合い部に噛み合う第３歯車と
を備え、
前記第２歯車は、前記入力部材と一体となって回転し、前記第３歯車は、前記出力部材と前記慣性質量体とのうち一方と一体となって回転し、前記保持部材は、前記出力部材と前記慣性質量体とのうちの他方と一体となって回転するように構成されている
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、
前記慣性質量体は、前記第３歯車と一体となって回転するように構成され、
前記第２噛み合い部のピッチ円径は、前記第１噛み合い部のピッチ円径よりも大きく形成されている
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、
前記慣性質量体は、前記保持部材と一体となって回転するように構成され、
前記保持部材は、前記第２噛み合い部および第３歯車よりも内径が大きく、かつ前記流体伝動装置側に延出した円筒部を備え、
前記慣性質量体は、前記円筒部と一体となって回転するように構成され、かつ前記流体伝動装置と前記第２噛み合い部および前記第３歯車との間に配置されている
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、慣性質量体の角加速度が変化することにより生じる慣性トルクにより、トルクの変動（脈動）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】
特許文献１には、トルクコンバータの内部に設けられたトルクコンバータクラッチ（以下、ＴＣＣと記す。）を介して、エンジンから出力されたトルクを変速機に伝達する際に、そのトルクの変動（脈動）を低減するように構成された捩り振動低減装置が記載されている。この捩り振動低減装置は、ＴＣＣからトルクが伝達される環状のディスクと、そのディスクからバネを介してトルクが伝達される出力部材と、ディスクの側面のうちＴＣＣとは反対側に向いた側面から突出したシャフトによって自転可能に保持されたピニオンギヤと、ピニオンギヤと噛み合いかつ慣性質量体が連結されたサンギヤと、ピニオンギヤに噛み合うリングギヤとによって構成されている。上記リングギヤは、サンギヤ、慣性質量体、およびピニオンギヤをディスクとの間に収容するとともに出力部材と一体化されたプレート部材に形成されている。
【０００３】
上記の捩り振動低減装置は、ディスクに伝達されるトルクが変動した場合には、そのトルクの変動を要因としてサンギヤの角加速度が変化し、そのサンギヤの角加速度が変化することによる慣性トルクがリングギヤを介して出力部材に伝達される。そのようにリングギヤを介して出力部材に伝達されるトルクの位相は、ディスクからバネを介して出力部材に伝達されるトルクの位相と逆位相となる。その結果、出力部材のトルクの変動を低減することができる。なお、上記のようにサンギヤを慣性質量体とし、リングギヤを出力部材と一体に形成するのは、サンギヤがディスクやリングギヤに対して往復回転する振幅を増大させることにより、慣性質量体を大型化することなく、振動低減効果を増大させるためであることが、特許文献１に記載されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００８−１６４０１３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
特許文献１に記載された捩り振動低減装置は、慣性質量体の質量に基づく慣性モーメントや慣性質量体の角加速度が大きくなるほど振動を低減する効果が向上する。したがって、特許文献１に記載されたようにサンギヤを慣性質量体とし、かつリングギヤを出力部材に一体化させることにより、ディスクに入力されるトルクが変動した場合に、サンギヤの角加速度を大きくすることができ、振動を低減する効果を向上させることができる。しかしながら、特許文献１に記載された構成では、サンギヤの大きさは、リングギヤと出力部材とを連結するプレート部材と、ディスクとに囲われた空間の大きさに制限されるため、サンギヤを大型化することが困難になる可能性がある。すなわち、サンギヤの質量に応じた振動の低減効果を向上させることが困難になる可能性がある。
【０００６】
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、慣性質量体を配置する自由度を向上させることにより、振動を低減する効果を向上させることが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】
【０００７】
上記の目的を達成するために、この発明は、エンジンの出力トルクを流体流により出力部材に伝達する流体伝動装置と、入力側回転部材と出力側回転部材とを有し、前記入力側回転部材と前記出力側回転部材とが係合することにより、前記エンジンの出力トルクを前記流体伝動装置を介さずに前記出力部材に伝達するクラッチと、前記クラッチを介して前記エンジンの出力トルクが伝達される入力部材と、前記入力部材と前記出力部材との間に設けられ、前記入力部材のトルクを弾性力により前記出力部材に伝達する弾性体と、前記弾性体を介して前記出力部材に伝達されたトルクの変動と逆位相の慣性トルクを前記出力部材に作用させる慣性質量体とを備えた捩り振動低減装置において、前記流体伝動装置の軸線方向に、前記クラッチおよび前記流体伝動装置と所定の間隔を空けて配置された保持部材と、前記保持部材に自転可能に保持されるとともに、前記保持部材を挟んで前記流体伝動装置とは反対側に形成された第１噛み合い部と、前記保持部材と前記流体伝動装置との間に形成された第２噛み合い部とを備えた第１歯車と、前記第１噛み合い部に噛み合う第２歯車と、前記第２噛み合い部に噛み合う第３歯車とを備え、前記第２歯車は、前記入力部材と一体となって回転し、前記第３歯車は、前記出力部材と前記慣性質量体とのうち一方と一体となって回転し、前記保持部材は、前記出力部材と前記慣性質量体とのうちの他方と一体となって回転するように構成されていることを特徴とするものである。
【０００８】
また、この発明では、前記慣性質量体は、前記第３歯車と一体となって回転するように構成され、前記第２噛み合い部のピッチ円径は、前記第１噛み合い部のピッチ円径よりも大きく形成されていてよい。
【０００９】
また、この発明では、前記慣性質量体は、前記保持部材と一体となって回転するように構成され、前記保持部材は、前記第２噛み合い部および第３歯車よりも内径が大きく、かつ前記流体伝動装置側に延出した円筒部を備え、前記慣性質量体は、前記円筒部と一体となって回転するように構成され、かつ前記流体伝動装置と前記第２噛み合い部および前記第３歯車との間に配置されていてよい。
【発明の効果】
【００１０】
この発明によれば、保持部材に自転可能に保持された第１歯車を備え、その第１歯車における保持部材を挟んで流体伝動装置とは反対側に形成された第１噛み合い部が、エンジンからトルクが入力される入力部材と一体に回転する第２歯車と噛み合い、保持部材と流体伝動装置との間に形成された第２噛み合い部が、出力部材と慣性質量体とのうちの一方と一体に回転する第３歯車と噛み合っている。また、出力部材と慣性質量体とのうちの他方に保持部材が一体に回転するように構成されている。したがって、入力部材と出力部材と慣性質量体とを軸線方向に並んで配置することができる。そのため、クラッチを介してトルクを伝達するための構成部材と流体伝動装置との間に配置することができ、慣性質量体を配置する自由度を向上させることができる。言い換えると、慣性質量体を配置する位置または領域が、入力部材や出力部材により制限されることを抑制することができる。その結果、慣性質量体の大きさの制限を緩和することができるので、慣性質量体を大型化することにより、捩り振動低減装置における振動低減の効果を向上させることができる。
【００１１】
また、慣性質量体を第３歯車と一体に回転するように構成した場合には、入力部材からトルクが伝達される第１噛み合い部のピッチ円径よりも、第３歯車に噛み合う第２噛み合い部のピッチ円径を大きく形成することにより、弾性体を介して出力部材に伝達されるトルクが変動（脈動）した場合における慣性質量体の角加速度の変化量を大きくすることができる。その結果、捩り振動低減装置における振動低減の効果を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１２】
【図１】この発明の第１実施形態を説明するための断面図である。
【図２】そのスケルトン図である。
【図３】第１実施形態における各回転部材のトルクの変動を示す図である。
【図４】この発明の第２実施形態を説明するための断面図である。
【図５】そのスケルトン図である。
【図６】この発明の第３実施形態を説明するための断面図である。
【図７】そのスケルトン図である。
【図８】この発明の第４実施形態を説明するための断面図である。
【図９】そのスケルトン図である。
【図１０】キャリヤプレートに慣性質量体を連結した構成の一例を説明するためのスケルトン図である。
【発明を実施するための形態】
【００１３】
この発明で対象とすることができる捩り振動低減装置の第１実施形態を説明するための断面図を図１に示し、そのスケルトン図を図２に示している。図１および図２に示す捩り振動低減装置１は、トルクコンバータ（以下、ＴＣと記す）２と、そのＴＣ２を介さずにトルクを伝達するためのトルクコンバータクラッチ（以下、ＴＣＣと記す）３と、それらＴＣ２およびＴＣＣ３を収容するハウジング４の内部に設けられた、いわゆるイナータダンパ５およびバネダンパ６とを備えている。
【００１４】
図１に示すＴＣ２は、この発明の実施形態における「流体伝動装置」に相当するものであって、従来知られているトルクコンバータと同様に、エンジン７からトルクが入力されるポンプインペラー８と、そのポンプインペラー８に対向して配置され、かつ変速機９の入力軸１０に連結されたタービンランナー１１と、ポンプインペラー８およびタービンランナー１１の間に配置されたステータ１２とによって構成されている。
【００１５】
また、上記のＴＣ２は、流体流によってトルクを伝達するものであり、したがって、その流体を収容するハウジング４が設けられている。図１に示す例では、エンジン７からトルクが伝達されるフロントカバー１３と、フロントカバー１３に一体化されたポンプシェル１４と、ポンプシェル１４に一体化された円筒軸１５とによってハウジング４が構成されている。
【００１６】
上記のフロントカバー１３は、有底円筒状に形成されており、そのエンジン７側の面に、円周方向に所定の間隔を空けてセットブロック１６が溶接されており、そのセットブロック１６を介してエンジン７からトルクが入力されるように構成されている。
【００１７】
また、ポンプシェル１４は、環状に形成されており、その内周部および外周部が、半径方向における内周部と外周部との間の部分よりもフロントカバー１３側に位置するように湾曲して形成されている。そして、その外周部とフロントカバー１３における円筒状の部分とが溶接などによって一体化されている。なお、ポンプシェル１４の内面には、従来知られているトルクコンバータと同様にポンプシェル１４の内周面に沿った形状のポンプインペラー８が一体化されている。
【００１８】
さらに、ポンプシェル１４の内周部は、円筒軸１５の一方の端部に形成されたフランジ部１７に溶接などによって一体化されている。なお、変速機９のケースには、図示しない固定軸が連結されており、上記円筒軸１５は、その固定軸に相対回転可能に嵌め合わされている。
【００１９】
上記のタービンランナー１１は、ポンプインペラー８と対象形状に形成されている。すなわち、タービンランナー１１は、環状に形成され、その内周部と外周部とが、半径方向における内周部と外周部との間の部分よりも、ポンプインペラー８から離隔するように湾曲して形成されている。その内周部には、環状に形成された連結プレート１８が設けられており、その連結プレート１８と、変速機９の入力軸１０にスプライン係合するタービンハブ１９とがリベット２０により一体化されている。
【００２０】
この連結プレート１８における内周部が、外周部よりも軸線方向におけるフロントカバー１３側に屈曲して形成されており、タービンランナー１１の外表面のうち最もフロントカバー１３側に突出した部分よりも、フロントカバー１３側の位置で、タービンハブ１９と連結プレート１８とがリベット留めされるように構成されている。なお、上記タービンハブが、この発明の実施形態における「出力部材」に相当する。
【００２１】
上述したように構成されたポンプインペラー８は、エンジン７からトルクが伝達されることにより回転する。そのため、ポンプインペラー８とタービンランナー１１との間の空間に収容されている流体に流れが生じる。その流体流によりタービンランナー１１が回転させられて、タービンハブ１９にトルクが伝達される。そのようにポンプインペラー８からタービンランナー１１に向けた流体の流動方向を整えるために、ステータ１２が設けられている。このステータ１２は、従来知られているステータと同様に構成されている。具体的には、図示しない固定軸にワンウェイクラッチを介して連結されており、ポンプインペラー８の回転数がタービンランナー１１の回転数よりも高回転数では、ワンウェイクラッチが係合し、それとは反対にポンプインペラー８の回転数が、タービンランナー１１の回転数よりも低回転数の場合には、ワンウェイクラッチが解放して、ステータ１２が回転することができるように構成されている。
【００２２】
一方、ポンプインペラー８とタービンランナー１１との回転数がほぼ一致した場合などには、エンジン７の出力トルクを、上記のＴＣ２を介さずにタービンハブ１９に伝達する方がトルクの伝達効率が良好になる場合があり、そのため、入力側回転部材と出力側回転部材とを係合させることにより、フロントカバー１３からタービンハブ１９にトルクを伝達することができるように構成されたＴＣＣ３が設けられている。このＴＣＣ３は、この発明における「クラッチ」に相当するものであり、従来知られているトルクコンバータクラッチと同様に構成されている。具体的には、従動プレート２１におけるフロントカバー１３に対向した面に取り付けられている摩擦材２２と、フロントカバー１３とを接触させてトルクを伝達するように構成されている。なお、上記フロントカバー１３が、この発明の実施形態における「入力側回転部材」に相当し、従動プレート２１が、この発明の実施形態における「出力側回転部材」に相当する。
【００２３】
また、従動プレート２１の内周部は、タービンハブ１９から軸線方向におけるフロントカバー１３側に突出した第１円筒部２３に嵌め合わされており、従動プレート２１とフロントカバー１３との隙間の油圧を変化させることにより、従動プレート２１が軸線方向に移動するように構成されている。
【００２４】
さらに、従動プレート２１の外周部には、フロントカバー１３とは反対側に向けて突出した第２円筒部２４が形成されており、その第２円筒部２４の内面に環状に形成された第１ディスク２５の外周部がスプライン係合している。
【００２５】
この第１ディスク２５には、円周方向に所定の間隔を空け、かつ円周方向に所定の長さを有する複数の第１貫通孔２６が形成されており、その第１貫通孔２６のそれぞれには、第１ディスク２５の円周方向に圧縮されるコイルバネ２７が収容されている。また、第１ディスク２５の内周面には、第１内歯歯車５０が一体となって回転するように連結されている。この内歯歯車が、この発明の実施形態における「第２歯車」に相当する。
【００２６】
上記第１ディスク２５のうちのタービンランナー１１側の側面に隣接して、環状の第１出力プレート２８が配置されている。この第１出力プレート２８は、上記コイルバネ２７のバネ力によって第１ディスク２５からトルクが伝達されるように構成されている。具体的には、上記第１ディスク２５に形成された第１貫通孔２６と、半径方向および円周方向で一致する箇所に、第１貫通孔２６と同一の長さを有する第２貫通孔２９が形成されている。すなわち、第２貫通孔２９は、第１貫通孔２６が形成された数と同一の数、第１出力プレート２８の円周方向に所定の間隔を空けて形成されている。なお、第１出力プレート２８の内周部は、連結プレート１８とタービンハブ１９とに挟まれており、連結プレート１８とタービンハブ１９と第１出力プレート２８とをまとめてリベット留めされている。そして、第１ディスク２５と第１出力プレート２８とを隣接して配置した状態で、第１ディスク２５よりも従動プレート２１側および第１出力プレート２８よりもタービンランナー１１側に突出するように、上記コイルバネ２７が形成されている。なお、上記の第１ディスク２５が、この発明の実施形態における「入力部材」に相当し、第１出力プレート２８が、この発明の実施形態における「保持部材」に相当し、コイルバネ２７が、この発明の実施形態における「弾性体」に相当する。
【００２７】
したがって、第１ディスク２５に伝達されるトルク（以下、入力トルクと記す）Ｔinが変動して第１ディスク２５の角速度（または角加速度）が増大したときには、コイルバネ２７が圧縮される。このようにコイルバネ２７が圧縮されると、そのコイルバネ２７のバネ力は、第１出力プレート２８の角速度（または角加速度）を増大させるように作用することになる。そのため、コイルバネ２７が圧縮された後に、第１出力プレート２８の角速度（または角加速度）が増大する。同様に入力トルクＴinが変動して第１ディスク２５の角速度（または角加速度）が減少したときには、コイルバネ２７が上記第１ディスク２５の角速度（または角加速度）が増大したときとは反対側に圧縮される。このようにコイルバネ２７が圧縮された場合には、そのコイルバネ２７のバネ力は、第１出力プレート２８の角速度（または角加速度）を減少させるように作用することになる。そのため、コイルバネ２７が圧縮された後に、第１出力プレート２８の角速度（または角加速度）が減少する。すなわち、入力トルクＴinが変動した場合には、入力トルクＴinの脈動の位相と、第１出力プレート２８に作用するトルクの脈動の位相とが異なる。
【００２８】
また、上記のようにコイルバネ２７を介して第１ディスク２５から第１出力プレート２８にトルクを伝達することにより、第１ディスク２５から第１出力プレート２８に伝達されるトルク（以下、ダンパトルクと記す）Ｔd の振幅は低減される。すなわち、第１ディスク２５、第１出力プレート２８、コイルバネ２７によってバネダンパ６を構成している。なお、上記の入力トルクＴinの変動は、主に、エンジン７の燃料を燃焼（爆発）させることに要因としている。
【００２９】
図１に示す例では、第１出力プレート２８には、上記第２貫通孔２９よりも半径方向の内側に第３貫通孔３０が形成されており、その第３貫通孔３０に、自転可能にシャフト３１が挿入されている。なお、第３貫通孔３０を形成する数は、第１貫通孔２６や第２貫通孔２９と同一でなくてもよい。
【００３０】
上記のシャフト３１のうち従動プレート２１側の端部には、第１ディスク２５に一体化された第１内歯歯車５０に噛み合う第１ピニオンギヤ３２が形成され、タービンランナー１１側の端部には、第２ピニオンギヤ３３が形成されている。この第１ピニオンギヤ３２と第２ピニオンギヤ３３との歯数や径は同一でもよく、異なっていてもよい。なお、第１ピニオンギヤ３２、第２ピニオンギヤ３３、シャフト３１を一体化したものが、この発明の実施例における「第１歯車」に相当し、第１ピニオンギヤ３２が、この発明の実施形態における「第１噛み合い部」に相当し、第２ピニオンギヤ３３が、この発明の実施形態における「第２噛み合い部」に相当する。
【００３１】
そして、第２ピニオンギヤ３３には、内歯が形成された第１リングギヤ３４と、外歯が形成された第１サンギヤ３５とが噛み合っている。この第１リングギヤ３４には、環状に形成された第１慣性質量体Ｉ１が一体となって回転するように連結され、第１サンギヤ３５には、環状に形成された第２慣性質量体Ｉ２が一体となって回転するように連結されている。したがって、第１慣性質量体Ｉ１は、図１に示すように半径方向のタービンランナー１１の外側の外壁とハウジング４と第１出力プレート２８とに囲われた空間を埋めるような形状として第１慣性質量体Ｉ１の体積を大きくし、同様に第２慣性質量体Ｉ２は、半径方向におけるタービンランナー１１の内側の外壁と連結プレート１８と第１出力プレート２８とに囲われた空間を埋めるような形状として第２慣性質量体Ｉ２の体積を大きくしている。なお、第１リングギヤ３４（または第１慣性質量体Ｉ１）と第１サンギヤ３５（または第２慣性質量体Ｉ２）とのいずれか一方を設けて構成してもよく、これらのギヤ３４，３５が、この発明の実施形態における「第３歯車」に相当する。
【００３２】
つぎに、図１および図２に示す捩り振動低減装置１の作用について説明する。入力トルクＴinは、上述したように燃料を燃焼（爆発）を要因として図３に示すように変動する。この入力トルクＴinの脈動の周波数は、エンジン７を構成するシリンダの数量や、エンジン７の回転数などに応じた周波数となる。そして、上記のように入力トルクＴinが変動した場合には、コイルバネ２７を介して第１出力プレート２８にそのトルクが伝達されるため、コイルバネ２７のバネ係数などに応じて、ダンパトルクＴd の脈動の振幅は、図３に示すように、入力トルクＴinよりも小さくなる。すなわち、バネダンパ６によりトルクの変動が低減される。また、そのダンパトルクＴd の脈動の位相は、入力トルクＴinの脈動の位相とは異なる。
【００３３】
一方、上述した第１ディスク２５と第１出力プレート２８と第１リングギヤ３４とにより一つの遊星歯車機構３６を構成し、第１ディスク２５と第１出力プレート２８と第１サンギヤ３５とにより、もう一つの遊星歯車機構３７を構成している。
【００３４】
したがって、上記のように入力トルクＴinが変動した場合には、第１ディスク２５と第１出力プレート２８とが相対回転し、それに伴って第１リングギヤ３４や第１サンギヤ３５が回転する。その際の第１リングギヤ３４や第１サンギヤ３５の回転は、第１ディスク２５と第１出力プレート２８との相対回転を許容する程度の回転であり、また第１ディスク２５と第１出力プレート２８とは、一方の回転数（速度）が一時的に他方の回転数（速度）よりも増大し、その後、一方の回転数（速度）が一時的に他方の回転数（速度）よりも減少するような挙動を繰り返すこととなるため、第１リングギヤ３４や第１サンギヤ３５は、第１ディスク２５や第１出力プレート２８に対して所定角度の範囲で往復動することになる。このように第１リングギヤ３４や第１サンギヤ３５が往復動する周波数は、ダンパトルクＴd の脈動の周波数と一致する。
【００３５】
このように第１リングギヤ３４や第１サンギヤ３５が往復動することにより、第１慣性質量体Ｉ１や第２慣性質量体Ｉ２の質量に応じた慣性モーメントと、角加速度とに基づいた慣性トルクが生じ、その慣性トルクが第１出力プレート２８に作用する。そのように第１リングギヤ３４や第１サンギヤ３５が往復動することにより第１出力プレート２８に作用するトルク（以下、慣性トルクと記す）Ｔi は、図３に示しているようになる。具体的には、慣性トルクＴi の脈動の位相は、ダンパトルクＴd の脈動の位相と逆位相となる。
【００３６】
上述したように第１出力プレート２８には、ダンパトルクＴd と慣性トルクＴi とが作用する。そして、これらのトルクＴd ，Ｔi の脈動の位相は逆位相となる。したがって、ダンパトルクＴd の変動を、慣性トルクＴi により低減することとなる。その結果、第１出力プレート２８から変速機９などの出力側の回転部材に伝達されるトルクＴout の脈動の振幅は、図３に示すように低減することができる。
【００３７】
また、上記のようにシャフト３１の両端部にピニオンギヤ３２，３３を形成し、第１ディスク２５と一体となって回転するように連結された第１内歯歯車５０を、第１ピニオンギヤ３２と噛み合わせ、慣性質量体Ｉ１，Ｉ２と一体となって回転するように連結された第１リングギヤ３４や第１サンギヤ３５を第２ピニオンギヤと噛み合わせることにより、第１ディスク２５と、第１出力プレート２８と、慣性質量体Ｉ１，Ｉ２とを軸線方向に並んで配置することができる。そのため、第１慣性質量体Ｉ１や第２慣性質量体Ｉ２を、第１出力プレート２８とタービンランナー１１との間の空間に配置することができ、慣性質量体Ｉ１，Ｉ２を配置する自由度を向上させることができる。言い換えると、慣性質量体Ｉ１，Ｉ２を配置する位置または領域が、第１ディスク２５や第１出力プレート２８により制限されることを抑制することができる。その結果、慣性質量体Ｉ１，Ｉ２の大きさの制限を緩和することができるので、慣性質量体Ｉ１，Ｉ２を大型化することにより、慣性トルクＴi を増大させることができる。そのように慣性トルクＴi を増大させることにより、ダンパトルクＴd の変動を相殺するためのトルクを大きくすることができるので、第１出力プレート２８から出力されるトルクの変動を低減する効果を向上させることができる。
【００３８】
この発明で対象とすることができる捩り振動低減装置の第２実施形態を説明するための断面図を図４に示し、そのスケルトン図を図５に示している。なお、以下の説明では、図１および図２と同様の構成については同一の参照符号を付してその説明を省略する。
【００３９】
第２実施形態では、従動プレート２１には、第１出力プレート２８に設けられたシャフト３１よりも内側の部分に向けて突出した第３円筒部３８が形成されており、その第３円筒部３８の端部に環状に形成された第２ディスク３９の外周部が連結されている。この第２ディスク３９には、円周方向に所定の間隔を空けて、円周方向に所定の長さを有する図示しない第１切り欠き部が複数形成されている。そして、その第１切り欠き部にコイルバネ２７が圧縮されるように配置され、かつ第１出力プレート２８に形成される第２貫通孔２９は、半径方向における第１切り欠き部と同一の箇所に形成されている。
【００４０】
また、第２実施形態では、第１出力プレート２８と所定の間隔を空けて環状の第２出力プレート４０が配置されており、第１出力プレート２８と第２出力プレート４０との間に第２ディスク３９が位置するように構成されている。この第２出力プレート４０の外周部には、円周方向において第１切り欠き部と同一の箇所に、第１切り欠き部と同一の長さを有する図示しない第２切り欠き部が形成されている。そして、上記各切り欠き部と第２貫通孔２９との間にコイルバネ２７が圧縮されるように収容されている。また、第２出力プレート４０の内周部と、タービンハブ１９と、第１出力プレート２８と、連結プレート１８とをまとめてリベット留めするように構成されている。なお、第２実施形態における第２ディスク３９が、この発明の実施形態における「入力部材」に相当する。
【００４１】
さらに、第３円筒部３８の端部の外周面には、第１外歯歯車５１が形成されており、その第１外歯歯車５１が第１ピニオンギヤ３２と噛み合うように構成されている。なお、この第１外歯歯車５１が、この発明の実施形態における「第２歯車」に相当する。
【００４２】
したがって、第２実施形態では、第２ディスク３９と、第１出力プレート２８と、第１サンギヤ３５とにより一つの遊星歯車機構３６が構成され、第２ディスク３９と、第１出力プレート２８と、第１リングギヤ３４とによりもう一つの遊星歯車機構３７が構成され、第２ディスク３９と第１出力プレート２８とは、第１実施形態と同様に相対的に回転することができるように構成されている。したがって、第１実施形態と同様に入力トルクが変動した場合には、コイルバネ２７を介して第１出力プレート２８にダンパトルクＴd が伝達され、かつ第１リングギヤ３４や第１サンギヤ３５の角加速度の変動を要因とした慣性トルクＴi がダンパトルクＴd と逆位相となって作用する。そのため、第１実施形態と同様の効果を奏することができる。
【００４３】
この発明で対象とすることができる捩り振動低減装置の第３実施形態を説明するための断面図を図６に示し、そのスケルトン図を図７に示している。なお、以下の説明では、図１および図２と同様の構成については同一の参照符号を付してその説明を省略する。
【００４４】
第３実施形態では、第１ディスク２５には、円周方向に所定の間隔を空け、かつ円周方向に所定の長さを有する複数の第４貫通孔４１が、半径方向における第３貫通孔３０と同一の箇所に形成されている。そして、第３貫通孔３０と第４貫通孔４１とにシャフト３１が挿入され、その両端部に、各ピニオンギヤ３２，３３が形成されている。すなわち、第１ディスク２５と第１出力プレート２８とが、各ピニオンギヤ３２，３３の間に配置されるように構成されている。また、第１ディスク２５の内周部には、従動プレート２１側に突出した第４円筒部４２が形成されており、第４円筒部４２の外周面に第２外歯歯車５２が一体となって回転するように連結され、その第２外歯歯車５２と第１ピニオンギヤ３２とが噛み合うように構成されている。なお、この第２外歯歯車５２が、この発明の実施形態における「第２歯車」に相当する。
【００４５】
この第３実施形態では、入力トルクＴinが変動した場合に、第１ディスク２５と第１出力プレート２８とが相対的に回転し、その際に、シャフト３１が第４貫通孔４１の長手方向に移動する。その他の作用は、第１実施形態と同様である。そのため、第１実施形態と同様の効果を奏することができる。
【００４６】
この発明で対象とすることができる捩り振動低減装置の第４実施形態を説明するための断面図を図８に示し、そのスケルトン図を図９に示している。なお、以下の説明では、図１および図２と同様の構成については同一の参照符号を付してその説明を省略する。第４実施形態は、第１ピニオンギヤ３２のピッチ円径と第２ピニオンギヤ３３のピッチ円径とが異なっている。より具体的には、第２ピニオンギヤ３３のピッチ円径が、第１ピニオンギヤ３２のピッチ円径よりも大きく形成されている。
【００４７】
このように第１ピニオンギヤ３２のピッチ円径と第２ピニオンギヤ３３のピッチ円径とを異ならせることにより、入力トルクＴinが変動した際における第１リングギヤ３４や第１サンギヤ３５の角加速度の変化量を調整することができる。すなわち、ダンパトルクＴd を相殺するためのトルク（慣性トルクＴi ）の大きさを調整すること、つまり、制振性能の度合いを調整することができる。特に、第２ピニオンギヤ３３のピッチ円径を、第１ピニオンギヤ３２のピッチ円径よりも大きく形成することにより、ダンパトルクＴd が変動した際における第１リングギヤ３４や第１サンギヤ３５の角加速度の変化量を大きくすることができる。したがって、ダンパトルクＴd を相殺するためのトルク（慣性トルクＴi ）を大きくすることができるので、制振性能を向上させることができる。
【００４８】
さらに、この発明で対象とすることができる捩り振動低減装置は、慣性質量体を、第２ピニオンギヤ３３に噛み合わせる構成に限定されない。図１０には、第３慣性質量体Ｉ３をキャリヤプレート４３に連結した構成を説明するためのスケルトン図を示している。なお、図１，２、および図４ないし図９と同様の構成については、同一の符号を付してその説明を省略する。
【００４９】
図１０に示す例では、従動プレート２１が外周にタービンランナー１１側に突出した第５円筒部４４が連結されており、その第５円筒部４４の軸線方向における中央部分に、環状に形成された第３ディスク４５の外周面が連結されている。そして、第３ディスク４５と第３出力プレート４６とがコイルバネ２７を介してトルク伝達可能に連結されている。具体的には、第３ディスク４５の内周部に、円周方向に所定の間隔を空けて図示しない複数の切り欠き部が形成され、第３出力プレート４６の外周部に、円周方向に所定の間隔を空けて図示しない複数の切り欠き部が形成され、それらの切り欠き部にコイルバネ２７が円周方向に圧縮されるように配置されている。
【００５０】
また、第５円筒部４４の端部には、第２内歯歯車５３が一体となって回転するように連結されている。さらに、タービンハブ１９には、軸線方向における第３出力プレート４６よりも連結プレート１８側の部分、より具体的には、上記第５円筒部４４の端部よりも軸線方向においてタービンランナー１１側の部分に環状の第２サンギヤ４７が一体となって回転するように連結されている。そして、軸線方向における第５円筒部４４の端部と、第２サンギヤ４７との間に環状のキャリヤプレート４３が配置されている。なお、このキャリヤプレート４３は、図示しない軸受などによりタービンハブ１９と相対回転可能に保持されている。
【００５１】
そして、キャリヤプレート４３には、円周方向に所定の間隔を空けて複数の第５貫通孔４８が形成されており、その第５貫通孔４８にシャフト３１が自転可能に保持されている。また、そのシャフト３１には、上記各実施形態と同様に第１ピニオンギヤ３２と第２ピニオンギヤ３３とが形成されており、その第１ピニオンギヤ３２が第５円筒部４４に形成された内歯と噛み合い、第２ピニオンギヤ３３が第２サンギヤ４７と噛み合っている。さらに、キャリヤプレート４３の外径は、第２ピニオンギヤ３３よりも半径方向における外側まで形成されており、その外周部に、タービンランナー１１側に向けて突出した第６円筒部４９が形成され、その第６円筒部４９に第３慣性質量体Ｉ３が連結されている。なお、上記第２内歯歯車５３が、この発明の実施形態における「第２歯車」に相当し、第２サンギヤ４７が、この発明の実施形態における「第３歯車」に相当する。
【００５２】
図１０に示すように構成した場合であっても、第３出力プレート４６とタービンランナー１１との間の空間に第３慣性質量体Ｉ３を配置することができるため、図１および図２と同様の効果を奏することができる。
【符号の説明】
【００５３】
１…捩り振動低減装置、  ２…トルクコンバータ（ＴＣ）、  ３…トルクコンバータクラッチ（ＴＣＣ）、  ４…ハウジング、  ５…イナータダンパ、  ６…バネダンパ、  ７…エンジン、  １３…フロントカバー、  １９…タービンハブ、  ２１…従動プレート、  ２５，３９，４５…ディスク、  ２７…コイルバネ、  ２８，４０，４６…出力プレート、  ３１…シャフト、  ３２，３３…ピニオンギヤ、  ３４…リングギヤ、  ３５，４７…サンギヤ、  ３６，３７…遊星歯車機構、  ４３…キャリヤプレート、  ５０，５３…内歯歯車、  ５１，５２…外歯歯車、  Ｉ１，Ｉ２，Ｉ３…慣性質量体。
【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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【図１０】
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