(57)【要約】【課題】振動減衰特性を切り替えた場合に、大きい制振効果を得ることが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１回転要素６を入力部材に選択的に連結する第１係合機構ＣＬと、第１回転要素６を選択的に固定する第２係合機構Ｂとを備え、第２回転要素７と入力部材２との間に弾性ダンパ１１が設けられ、第３回転要素９に出力部材３が連結され、第１係合機構ＣＬを係合させかつ第２係合機構Ｂを解放させることにより第１回転要素６と第２回転要素７とに入力部材２からトルクを伝達する第１の伝動状態と、第１係合機構ＣＬを解放させかつ第２係合機構Ｂを係合させることにより第１回転要素６を固定した状態で第２回転要素に入力部材２からトルクを伝達する第２の伝動状態とを設定するように構成されている。【選択図】図１
2016023769.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力部材から出力部材に伝達されるトルクの変動を、少なくとも３つの回転要素によって差動作用を行う差動機構と、前記トルクの変動を低減するための弾性体を有する弾性ダンパとによって低減させるように構成された捩り振動低減装置において、
前記少なくとも３つの回転要素のうち第１回転要素を前記入力部材に選択的に連結する第１係合機構と、
前記第１回転要素を選択的に固定する第２係合機構とを備え、
前記少なくとも３つの回転要素のうち第２回転要素と前記入力部材との間に前記弾性ダンパが設けられ、
前記少なくとも３つの回転要素のうち第３回転要素に前記出力部材が連結され、
前記第１係合機構を係合させかつ前記第２係合機構を解放させることにより前記第１回転要素と前記第２回転要素とに前記入力部材からトルクを伝達する第１の伝動状態と、前記第１係合機構を解放させかつ前記第２係合機構を係合させることにより前記第１回転要素を固定した状態で前記第２回転要素に前記入力部材からトルクを伝達する第２の伝動状態とを設定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】
前記差動機構は、前記第１の伝動状態から前記第２の伝動状態に切り替えられた場合に、前記入力部材の回転数に対して前記出力部材の回転数を低減させる減速状態に設定されるように構成されていることを特徴とする請求項１に記載の捩り振動低減装置。
【請求項３】
前記差動機構は、前記第１の伝動状態から前記第２の伝動状態に切り替えられた場合に、前記入力部材の回転数に対して前記出力部材の回転数を増大させる増速状態に設定されるように構成されていることを特徴とする請求項１に記載の捩り振動低減装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、捩り振動を低減する装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
この種の装置の一例が特許文献１に記載されている。その装置は、入力軸と出力軸との間に、シングルピニオン型の遊星歯車機構と、捩り振動を低減するための緩衝部材と、慣性体とが設けられている。上記の遊星歯車機構のリングギヤに入力軸が連結されかつそのリングギヤに緩衝部材を介してキャリヤが連結され、このキャリヤに出力軸が連結されている。またサンギヤに遠心クラッチを介して慣性体を選択的に連結するように構成されている。上記の緩衝部材は、コイルバネなどの弾性部材によって構成されている。この装置では、エンジン回転数が設定回転数よりも低い場合には、遠心クラッチが係合状態となってサンギヤと慣性体とが一体に回転する。その状態でトルク変動が入力されると、入力軸と出力軸との間の角加速度差に応じた角加速度で慣性体の回転速度が変化し、その結果、前記角加速度差に応じた慣性トルクが慣性体に生じる。その慣性トルクがキャリヤに作用し、このキャリヤに作用する前記慣性トルクによって前記トルク変動が低減される。一方、エンジン回転数が設定回転数よりも高い場合には、遠心クラッチが解放状態となり慣性体の慣性トルクがキャリヤに作用しなくなる。この場合、トルク変動は緩衝部材の弾性力によって低減される。
【０００３】
また、特許文献２には、サンギヤに慣性体が一体に連結され、キャリヤにエンジンの出力軸および変速機の入力軸が連結され、前記サンギヤと前記リングギヤとが捩りばねを介して連結されたシングルピニオン型の遊星歯車機構を備えた装置が記載されている。この装置では、トルク変動が入力されると、遊星歯車機構の各回転要素の回転速度が変化しすなわち振動する。その場合、キャリヤの振幅に比較して、サンギヤおよびリングギヤが大きく振幅し、それらサンギヤおよびリングギヤの慣性トルクが互いに打ち消すように作用し、これによって前記トルク変動が低減される。
【０００４】
さらに、特許文献３には、シングルピニオン型の遊星歯車機構を備えた捩り振動低減装置が記載されている。その遊星歯車機構のサンギヤに慣性体が一体に連結され、キャリヤにコイルバネなどの弾性部材によって構成されたダンパを介してエンジンの出力軸が連結されている。上記のキャリヤに変速機の入力軸が連結されている。また、リングギヤはブレーキによって選択的に固定されるように構成されている。この装置では、エンジンの回転数が予め定めた低い回転数の場合に、ブレーキが作動させられてリングギヤが固定され、これにより、変速機の入力軸に作用する慣性質量が増大させられてトルク変動が低減される。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開２０１２−２２５４８２号公報
【特許文献２】特開２０１０−１６４１２５号公報
【特許文献３】特開２０１０−１９０５号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
特許文献１に記載された構成では、上述したように、エンジン回転数が設定回転数よりも高い場合に、遠心クラッチを係合状態から解放状態に切り替えることにより、トルク変動を低減するためにキャリヤに作用させる慣性トルクを減少させている。つまり、装置における振動減衰特性を切り替えている。しかしながら、上記のような切り替えを行っただけでは、選択した振動減衰特性に適したエンジンの回転数領域を用いることができず、大きい制振効果を得ることができない可能性がある。このような状況は、特許文献２および特許文献３に記載された構成であっても同様である。
【０００７】
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って、振動減衰特性を切り替えた場合に、大きい制振効果を得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】
【０００８】
上記の目的を達成するために、この発明は、入力部材から出力部材に伝達されるトルクの変動を、少なくとも３つの回転要素によって差動作用を行う差動機構と、前記トルクの変動を低減するための弾性体を有する弾性ダンパとによって低減させるように構成された捩り振動低減装置において、前記少なくとも３つの回転要素のうち第１回転要素を前記入力部材に選択的に連結する第１係合機構と、前記第１回転要素を選択的に固定する第２係合機構とを備え、前記少なくとも３つの回転要素のうち第２回転要素と前記入力部材との間に前記弾性ダンパが設けられ、前記少なくとも３つの回転要素のうち第３回転要素に前記出力部材が連結され、前記第１係合機構を係合させかつ前記第２係合機構を解放させることにより前記第１回転要素と前記第２回転要素とに前記入力部材からトルクを伝達する第１の伝動状態と、前記第１係合機構を解放させかつ前記第２係合機構を係合させることにより前記第１回転要素を固定した状態で前記第２回転要素に前記入力部材からトルクを伝達する第２の伝動状態とを設定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。
【０００９】
また、この発明における前記差動機構は、前記第１の伝動状態から前記第２の伝動状態に切り替えられた場合に、前記入力部材の回転数に対して前記出力部材の回転数を低減させる減速状態に設定されるように構成されていてよい。
【００１０】
さらに、この発明における前記差動機構は、前記第１の伝動状態から前記第２の伝動状態に切り替えられた場合に、前記入力部材の回転数に対して前記出力部材の回転数を増大させる増速状態に設定されるように構成されていてよい。
【発明の効果】
【００１１】
この発明によれば、第１係合機構を係合させかつ第２係合機構を解放させることにより第１回転要素と第２回転要素とに入力部材からトルクを伝達する第１の伝動状態が設定される。この状態では、第１回転要素は入力部材と一体となって回転する。第２回転要素は弾性ダンパを介して入力部材に連結されているため、その入力部材にトルクの変動が伝達されない場合には、入力部材と一体となって回転する。その結果、差動機構はいわゆる直結状態となり、入力部材に伝達されたトルクは出力部材に増減されることなくそのまま出力される。入力部材にトルクの変動が伝達された場合には、弾性ダンパによってそのトルクの変動の一部が低減される。このように弾性ダンパが作動すると、第１回転要素と第２回転要素とが相対回転し、第２回転要素の慣性トルクによって前記トルクの変動の他の一部が低減される。一方、第１係合機構を解放させかつ第２係合機構を係合させることにより第１回転要素を固定した状態で第２回転要素に入力部材からトルクを伝達する第２の伝動状態が設定される。この状態では、弾性ダンパのみによってトルクの変動が低減される。このように、この発明によれば、第１係合機構および第２係合機構の係合・解放を切り替えることにより、捩り振動低減装置の振動減衰特性を容易に切り替えることができる。
【００１２】
また、この発明における差動機構は、第１の伝動状態から第２の伝動状態に切り替えた場合に、入力部材の回転数に対して出力部材の回転数を低減させた減速状態に設定される。つまり、上記の切り替えを行うことにより、高い回転数領域で弾性ダンパのみを作動させてトルクの変動を低減できる。また、第２の伝動状態から第１の伝動状態に切り替えた場合には、入力部材の回転数は減少させられるから、低い回転数領域で弾性ダンパと第２回転要素の慣性トルクとによってトルクの変動を低減できる。このように上記の切り替えによって各振動減衰特性に適した回転数領域を用いることができるから、トルクの変動を効果的に低減して装置全体としての振動減衰性能を向上できる。
【００１３】
さらに、この発明における差動機構は、第１の伝動状態から第２の伝動状態に切り替えた場合に、入力部材の回転数に対して出力部材の回転数を増大させた増速状態に設定される。つまり、上記の切り替えを行うことにより、低い回転数領域で弾性ダンパのみを作動させてトルクの変動を低減できる。また、第２の伝動状態から第１の伝動状態に切り替えた場合には、入力部材の回転数は増大させられるから、その高い回転数領域で弾性ダンパと第２回転要素の慣性トルクとによってトルクの変動を低減できる。このように上記の切り替えによって各振動減衰特性に適した回転数領域を用いることができるから、トルクの変動を効果的に低減して装置全体としての振動減衰性能を向上できる。
【図面の簡単な説明】
【００１４】
【図１】この発明に係る捩り振動低減装置の一例を示す図である。
【図２】図１に示す捩り振動低減装置の動作状態と、遊星歯車機構におけるギヤ比とを変更するためのブレーキおよびクラッチの係合および解放の状態をまとめて示す図表である。
【図３】図１に示す構成の遊星歯車機構についての共線図である。
【図４】図１に示す構成の捩り振動低減装置の制振効果を示す図である。
【図５】図１に示す構成の遊星歯車機構におけるキャリヤを中心にしてサンギヤとリングギヤとが互いに逆位相で振動している状態を示す共線図である。
【図６】図１に示す構成の捩り振動低減装置の一部を変更した一例を示す図である。
【図７】図６に示す捩り振動低減装の動作状態と、遊星歯車機構におけるギヤ比とを変更するためのクラッチおよび一方向クラッチの係合および解放の状態をまとめて示す図表である。
【図８】図６に示す構成の遊星歯車機構についての共線図である。
【図９】図１に示す構成の捩り振動低減装置の一部を変更した他の例を示す図である。
【図１０】図９に示す捩り振動低減装置の動作状態と、遊星歯車機構におけるギヤ比とを変更するためのブレーキおよびクラッチの係合および解放の状態をまとめて示す図表である。
【図１１】図９に示す構成の遊星歯車機構についての共線図である。
【図１２】この発明に係る捩り振動低減装置の他の例を示す図である。
【図１３】図１２に示す捩り振動低減装置の動作状態と、遊星歯車機構におけるギヤ比とを変更するためのブレーキおよびクラッチの係合および解放の状態をまとめて示す図表である。
【図１４】図１２に示す構成の遊星歯車機構についての共線図である
【図１５】図１２に示す構成の捩り振動低減装置の制振効果を示す図である。
【図１６】図１２に示す構成の遊星歯車機構におけるキャリヤとリングギヤとが振動している状態を示す共線図である。
【図１７】図１２に示す構成の捩り振動低減装置の一部を変更した一例を示す図である。
【図１８】図１７に示す捩り振動低減装置の動作状態と、遊星歯車機構におけるギヤ比とを変更するためのブレーキおよびクラッチの係合および解放の状態をまとめて示す図表である。
【図１９】図１７に示す構成の遊星歯車機構についての共線図である。
【発明を実施するための形態】
【００１５】
（第１具体例）
図１に、この発明に係る捩り振動低減装置の一例を示してあり、その捩り振動低減装置１は、トルクの伝達方向でエンジンと変速機（それぞれ図示せず）との間に配置されており、それらの回転軸が共振した状態となる回転数よりも高い回転数でのトルク変動を低減するように構成されている。エンジンの出力軸に捩り振動低減装置１の入力軸２が動力伝達可能に連結され、変速機の入力軸に捩り振動低減装置１の出力軸３が動力伝達可能に連結されている。上記のエンジンは例えばガソリンエンジンあるいはディーゼルエンジンなどの内燃機関であって、二気筒や三気筒や四気筒など比較的に少ない気筒数に構成されている。上記の入力軸２に、捩り振動低減装置１の一部を構成するフライホイール４が取り付けられている。なお、上述したエンジンの出力軸がこの発明における入力部材に相当し、変速機の入力軸がこの発明における出力部材に相当している。
【００１６】
上記の捩り振動低減装置１は、シングルピニオン型の遊星歯車機構５を備えている。その遊星歯車機構５は、サンギヤ６と、そのサンギヤ６の外周側に同心円上に配置されたリングギヤ７と、サンギヤ６およびリングギヤ７に噛み合っているピニオンギヤ８と、そのピニオンギヤ８を自転可能および公転可能に保持しているキャリヤ９とを有している。図１に示す例では、サンギヤ６は、クラッチＣＬを介してフライホイール４の出力側に選択的に連結され、また、ブレーキＢを介してケーシングなどの固定部１０に選択的に固定されるように構成されている。リングギヤ７は、弾性ダンパ１１を介してフライホイール４の出力側に連結され、キャリヤ９は捩り振動低減装置１の出力軸３に連結されている。上記の変速機は従来知られている有段式あるいは無段式の変速機であってよい。なお、上述したクラッチＣＬがこの発明における第１係合装置に相当し、ブレーキＢがこの発明における第２係合装置に相当している。また、図１に示す例では、サンギヤ６がこの発明における第１回転要素に相当し、リングギヤ７がこの発明における第２回転要素に相当し、キャリヤ９がこの発明における第３回転要素に相当している。
【００１７】
上記の弾性ダンパ１１は、入力側部材と出力側部材とによってコイルバネ１２を挟み込んで構成されている。その入力側部材はフライホイール４の出力側に連結され、出力側部材はリングギヤ７に連結されている。そして、入力側部材と出力側部材とが相対回転することによりコイルバネ１２を伸縮させ、そのコイルバネ１２の弾性力によってトルク変動を低減するようになっている。また図１に示す例では、コイルバネ１２の弾性係数Ｋ１を、弾性ダンパ１１の出力側部材に連結される部材すなわちリングギヤ７の質量によって除算して求めた比ｆ１が、後述する図１２および図１７に示す例での比ｆ２よりも小さい値になっている。こうすることにより、後述する弾性ダンパ１１と、サンギヤ６の慣性トルクＩｓおよびリングギヤ７の慣性トルクＩｒとによってトルク変動を低減する場合における制振効果が最も大きくなるエンジン回転数が、図１２に示す例よりも低いエンジン回転数になっている。
【００１８】
上記のクラッチＣＬおよびブレーキＢは、図示しないアクチュエータによって係合および解放されるように構成されている。そのアクチュエータは、油圧式や電磁式などであってよく、図示しない電子制御装置（以下、ＥＣＵと記す。）によってその動作が制御されている。ＥＣＵは、マイクロコンピュータを主体にして構成され、予め用意されている各種の制御プログラムに従って演算を行い、その演算の結果を制御指令信号としてクラッチＣＬおよびブレーキＢに出力するように構成されている。また、上記構成の捩り振動低減装置１では、クラッチＣＬおよびブレーキＢの係合および解放を切り替えることにより、その制振効果と、遊星歯車機構５におけるギヤ比とを変更できるように構成されており、それらの変更を成立させるためのクラッチＣＬおよびブレーキＢの係合作動を係合表として図２に示してある。図２における「○」は係合を、「×」は解放をそれぞれ表している。
【００１９】
図３は、図１に示す構成の遊星歯車機構５についての共線図であり、この共線図は、サンギヤ６およびキャリヤ９ならびにリングギヤ７を縦線で示し、それらの間隔を遊星歯車機構５のギヤ比に対応する間隔とし、さらにそれぞれの縦線の上下方向を回転方向、その上下方向での位置を回転数としたものである。クラッチＣＬを係合させ、ブレーキＢを解放させた場合には、遊星歯車機構５のサンギヤ６およびリングギヤ７にエンジントルクが入力される。この状態がこの発明における第１の伝動状態である。この場合にトルク変動が伝達されないとすれば、遊星歯車機構５のサンギヤ６およびリングギヤ７は一体となって回転する。つまり遊星歯車機構５におけるギヤ比は「１」のいわゆる直結状態になっている。この状態を図３に符号「Ｈｉ」で示してある。この状態では、エンジントルクは増減されることなく変速機にそのまま伝達される。また、トルク変動が伝達されたとすれば、後述するように、弾性ダンパ１１が作動しかつ共線図上で、キャリヤ９を中心にしてサンギヤ６とリングギヤ７とが互いに逆位相で振動する。クラッチＣＬを解放させ、ブレーキＢを係合させた場合には、サンギヤ６が固定部１０に固定される。遊星歯車機構５のギヤ比は「１」より小さくなり、いわゆる減速状態になる。この状態を図３に符号「Ｌｏ」で示してある。この状態では、図３に符号「Ｌｏ」で示すように、キャリヤ９がリングギヤ７より低い回転数で回転する。またこの状態がこの発明における第２の伝動状態である。
【００２０】
次に、図１に示す構成の捩り振動低減装置１の作用について説明する。図４は、図１に示す構成の捩り振動低減装置１の制振効果を示す図である。その捩り振動低減装置１における弾性ダンパ１１は、エンジン回転数が高いほど弾性ダンパ１１の制振効果ｖｄ１が大きくなる特性を有している。そのため、現時点でのエンジン回転数が所定回転数Ｎｅ１よりも低い場合には、クラッチＣＬを係合させかつブレーキＢを解放させる。この状態では、上述したように、遊星歯車機構５はいわゆる直結状態になっているから、エンジンのトルク変動がないとすれば、エンジントルクは増減されることなく変速機にそのまま伝達される。
【００２１】
エンジンのトルク変動が伝達された場合には、弾性ダンパ１１における入力側部材と出力側部材とが相対回転してコイルバネ１２が伸縮する。このコイルバネ１２の弾性力によってトルク変動の一部が低減される。また、前記トルク変動によって入力軸２と出力軸３との間に角加速度差が生じ、弾性ダンパ１１は前記角加速度差に応じたねじれ角を生じる。これにより、サンギヤ６に対してリングギヤ７がねじれる。この場合に、遊星歯車機構５の出力要素であるキャリヤ９の回転数を一定にするとすれば、前記トルク変動によって見かけ上、リングギヤ７の回転数が増大すると、サンギヤ６の回転数は低下する。また、見かけ上、リングギヤ７の回転数が減少すると、サンギヤ６の回転数は増大する。つまり、サンギヤ６に対してリングギヤ７が振動する。共線図上では、キャリヤ９を中心にしてサンギヤ６とリングギヤ７とが互いに逆位相で振動し、それらリングギヤ７の慣性トルクＩｒとサンギヤ６の慣性トルクＩｓとは互いに打ち消し合うように作用する。このようにして前記トルク変動の他の一部が低減される。これを示したのが図５である。このように、現時点でのエンジン回転数が所定回転数Ｎｅ１より低い場合には、クラッチＣＬを係合させかつブレーキＢを解放させることにより、弾性ダンパ１１および上記の各慣性トルクＩｓ，Ｉｒによってトルク変動が低減される。
【００２２】
弾性ダンパ１１および各慣性トルクＩｓ，Ｉｒによる制振効果ｖｄ２は、図４に示すように、エンジン回転数の増大に伴って増大し、所定回転数Ｎｅ２の場合に最も高くなる。すなわちピーク状態Ｐとなり、トルク変動の伝達率が最も小さくなる。エンジン回転数が所定回転数Ｎｅ２よりも高くなると、上述したリングギヤ７の慣性トルクＩｒの振動やサンギヤ６の慣性トルクＩｓの振動が、エンジンのトルク変動よりも大きくなってしまい、慣性トルクＩｒ，Ｉｓに起因するトルク変動が生じる。これにより前記制振効果ｖｄ２は次第に低下する。
【００２３】
エンジン回転数が更に高くなると、弾性ダンパ１１および各慣性トルクＩｓ，Ｉｒによる制振効果ｖｄ２は更に低下する。そしてついには弾性ダンパ１１のみによる制振効果ｖｄ１と上記の制振効果ｖｄ２の大小が逆転する。それら制振効果ｖｄ１と制振効果ｖｄ２との交点を図４に符号「Ｘ」で示してあり、その交点Ｘに対応するエンジン回転数が上述した所定回転数Ｎｅ１である。上記構成の捩り振動低減装置１では、エンジンが所定回転数Ｎｅ１よりも高いエンジン回転数Ｎｅ３で運転されている場合には、クラッチＣＬを係合状態から解放状態に切り替え、ブレーキＢを解放状態から係合状態に切り替える。これにより遊星歯車機構５を「Ｈｉ」から「Ｌｏ」に切り替える。遊星歯車機構５はいわゆる減速状態にされるから、エンジン回転数Ｎｅ３が回転数Ｎｅ４に増大させられ、弾性ダンパ１１は図４に示すように、回転数Ｎｅ４で作動させられる。その結果、弾性ダンパ１１による制振効果ｖｄ１を向上できる
【００２４】
また、弾性ダンパ１１のみによってトルク変動を低減している場合であって、現時点でのエンジン回転数が所定回転数Ｎｅ１よりも低下した場合には、遊星歯車機構５を「Ｌｏ」から「Ｈｉ」に切り替える。具体的には、図４に示すように、エンジンが、所定回転数Ｎｅ１よりも低いエンジン回転数Ｎｅ５で運転されている場合に、クラッチＣＬを係合させかつブレーキＢを解放させることにより、遊星歯車機構５を「Ｌｏ」から「Ｈｉ」に切り替える。こうすることにより現時点でのエンジン回転数Ｎｅ５をこれより低いエンジン回転数Ｎｅ６に低下させる。その結果、エンジン回転数Ｎｅ５より低いエンジン回転数Ｎｅ６で、弾性ダンパ１１を機能させかつサンギヤ６に対してリングギヤ７を振動させることができるから、弾性ダンパ１１および各慣性トルクＩｓ，Ｉｒによる制振効果ｖｄ２を向上できる。なお、上述したクラッチＣＬおよびブレーキＢの係合および解放の切り替えは、ＥＣＵによって実行される。
【００２５】
したがって、図１に示す構成の捩り振動低減装置１では、クラッチＣＬおよびブレーキＢの係合・解放を切り替えることにより、振動減衰特性を容易に切り替えることができる。また、上記の切り替えの際に、遊星歯車機構５で差動作用を行うことによりエンジン回転数を増減させる。弾性ダンパ１１のみを作動させてトルク変動を低減する場合には、エンジン回転数は増大させられ、弾性ダンパ１１および各慣性トルクＩｓ，Ｉｒとによってトルク変動を低減する場合には、エンジン回転数は低下させられる。つまり、切り替えた振動減衰特性に適した回転数領域を設定するため、高い制振効果を得ることができ、その結果、装着全体としての振動減衰性能を向上できる。
【００２６】
なお、図１に示す構成の捩り振動低減装置１におけるシングルピニオン型の遊星歯車機構５に替えてダブルピニオン型の遊星歯車機構を用いることもできる。その場合には、ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるサンギヤに、クラッチＣＬを介してフライホイール４の出力側を選択的に連結させ、かつ、ブレーキＢを介してケーシングなどの固定部１０を選択的に固定させる。またダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるリングギヤに、弾性ダンパ１１を介してフライホイール４の出力側を連結させ、ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるキャリヤに、捩り振動低減装置１の出力軸３を連結させる。こうすることにより図１に示す構成の捩り振動低減装置１と同様の作用・効果を得ることができる。
【００２７】
（第２具体例）
図６は、図１に示す構成の捩り振動低減装置の一部を変更した例を示す図である。ここに示す例は、ブレーキＢに替えて一方向クラッチＯＷＣを用いた例であって、他の構成は、図１に示す構成と同じである。その一方向クラッチＯＷＣの基本的な構成は従来知られているものと同様である。上記の一方向クラッチＯＷＣによってサンギヤ６の負回転方向の回転すなわちエンジンの回転方向とは反対方向の回転を阻止するように構成されている。上記のクラッチＣＬおよび一方向クラッチＯＷＣの係合作動を係合表として図７に示してあり、「○」はクラッチＣＬの係合状態を、「×」はクラッチＣＬの解放状態をそれぞれ表している。「ロック」は一方向クラッチＯＷＣによってサンギヤ６の回転数を「０」に固定している状態を、「フリー」はサンギヤ６の正回転方向の回転を許容し負回転方向の回転を阻止している状態をそれぞれ表している。なお、上述した一方向クラッチＯＷＣがこの発明における第２係合装置に相当している。
【００２８】
図８は、図６に示す構成の遊星歯車機構５についての共線図である。クラッチＣＬを係合させると、サンギヤ６およびリングギヤ７にエンジントルクが入力され、サンギヤ６およびリングギヤ７は正回転方向すなわちエンジンの回転方向と同じ方向に回転する。この場合にトルク変動が伝達されないとすれば、図８に符号「Ｈｉ」で示すように、サンギヤ６およびリングギヤ７が一体となって回転する。エンジントルクは増減されることなくそのまま変速機に伝達される。一方向クラッチＯＷＣは「フリー」の状態になっている。また、この状態でエンジンのトルク変動が伝達されたとすれば、図１に示す構成と同様に、弾性ダンパ１１が作動し、かつ、サンギヤ６とリングギヤ７とが相対回転する。つまり共線図上で、キャリヤ９を中心にしてサンギヤ６とリングギヤ７とが互いに逆位相で振動する。
【００２９】
そしてクラッチＣＬを解放させると、サンギヤ６がいわゆる反力要素となる。またリングギヤ７に対し、サンギヤ６は負回転方向に回転しようとする。しかしながら、サンギヤ６の負回転方向の回転は、一方向クラッチＯＷＣによって阻止されている。つまり一方向クラッチＯＷＣは「ロック」状態になる。その結果、遊星歯車機構５はいわゆる減速状態になり、図８に符号「Ｌｏ」で示すように、キャリヤ９がリングギヤ７より低い回転数で回転する。このように図６に示す構成の捩り振動低減装置１であっても、図１に示す構成の捩り振動低減装置１と同様に作用するため、図１に示す構成の捩り振動低減装置１と同様の効果を得ることができる。特に、図６に示す構成の捩り振動低減装置１では、ブレーキＢに替えて一方向クラッチＯＷＣを用いるため、その分、油圧回路を少なくでき、これにより簡素な構成とすることができる。
【００３０】
なお、図６に示す構成の捩り振動低減装置１におけるシングルピニオン型の遊星歯車機構５に替えてダブルピニオン型の遊星歯車機構を用いることもできる。その場合には、ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるサンギヤに、クラッチＣＬを介してフライホイール４の出力側を選択的に連結させ、かつ、一方向クラッチＯＷＣによってサンギヤの負回転方向の回転を阻止する。またダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるリングギヤに、弾性ダンパ１１を介してフライホイール４の出力側を連結させ、ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるキャリヤに、捩り振動低減装置１の出力軸３を連結させる。こうすることにより図６に示す構成の捩り振動低減装置１と同様の作用・効果を得ることができる。
【００３１】
（第３具体例）
図９は、図１に示す構成の捩り振動低減装置の一部を変更した他の例を示す図である。図９に示す例では、サンギヤ６は、弾性ダンパ１１を介してフライホイール４の出力側に連結されている。リングギヤ７は、クラッチＣＬを介してフライホイール４の出力側に選択的に連結され、また、ブレーキＢを介してケーシングなどの固定部１０に選択的に固定されるように構成されている。キャリヤ９は捩り振動低減装置１の出力軸３に連結されている。図９に示す構成の捩り振動低減装置１は、図１に示す構成の捩り振動低減装置と同様に、クラッチＣＬおよびブレーキＢの係合および解放を切り替えることにより、遊星歯車機構５のギヤ比および制振効果を変更できるように構成されている。それらの変更を成立させるためのクラッチＣＬおよびブレーキＢの係合作動を係合表として図１０に示してある。図１０における「○」は係合を、「×」は解放をそれぞれ表している。なお、図９に示す例では、サンギヤ６がこの発明における第２回転要素に相当し、リングギヤ７がこの発明における第１回転要素に相当し、キャリヤ９がこの発明における第３回転要素に相当している。
【００３２】
図１１は、図９に示す構成の遊星歯車機構５についての共線図である。クラッチＣＬを係合させ、ブレーキＢを解放させた場合には、遊星歯車機構５のサンギヤ６およびリングギヤ７にエンジントルクが入力される。この状態でトルク変動が伝達されないとすれば、図１１に符号「Ｈｉ」で示すように、遊星歯車機構５のサンギヤ６およびリングギヤ７が一体となって回転する。遊星歯車機構５はいわゆる直結状態になっているから、トルク変動がない場合には、エンジントルクは増減されることなく変速機にそのまま伝達される。また、この状態でエンジンのトルク変動が伝達されたとすれば、図１および図６に示す構成と同様に、弾性ダンパ１１が作動し、かつ、サンギヤ６とリングギヤ７とが相対回転する。つまり共線図上で、キャリヤ９を中心にしてサンギヤ６とリングギヤ７とが互いに逆位相で振動する。そして、クラッチＣＬを解放させ、ブレーキＢを係合させた場合には、リングギヤ７が固定部１０に固定される。この場合には、図１１に符号「Ｌｏ」で示すように、キャリヤ９がサンギヤ６より低い回転数で回転する。遊星歯車機構５のギヤ比は「１」より小さくなり、いわゆる減速状態になる。
【００３３】
したがって、図９に示す構成の捩り振動低減装置１であっても、図１に示す構成の捩り振動低減装置１と同様に作用するため、図１に示す構成の捩り振動低減装置１と同様の効果を得ることができる。特に、図９に示す構成の捩り振動低減装置１では、上記の減速状態を設定する場合に、リングギヤ７を固定要素とし、サンギヤ６を入力要素とし、キャリヤ９を出力要素とする。そのため、弾性ダンパ１１および各慣性トルクＩｓ，Ｉｒとによってトルク変動を低減する状態から、弾性ダンパ１１のみによってトルク変動を低減する状態に切り替える際に、図１に示す例よりエンジン回転数を増大させることができる。すなわち、より高い回転数領域で弾性ダンパ１１のみを作動させることができるため、その制振効果ｖｄ１を向上できる。これと同様の原理により、弾性ダンパ１１のみによってトルク変動を低減する状態から、弾性ダンパ１１および各慣性トルクＩｓ，Ｉｒとによってトルク変動を低減する状態に切り替える際に、図１に示す例よりエンジン回転数を低下させることができる。これにより、弾性ダンパ１１および各慣性トルクＩｓ，Ｉｒとによる制振効果ｖｄ２をより向上できる。
【００３４】
なお、図９に示す構成の捩り振動低減装置１におけるシングルピニオン型の遊星歯車機構５に替えてダブルピニオン型の遊星歯車機構を用いることもできる。その場合には、ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるサンギヤに、弾性ダンパ１１を介してフライホイール４の出力側を連結させる。ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるキャリヤに、クラッチＣＬを介してフライホイール４の出力側を選択的に連結させ、かつ、ブレーキＢを介してケーシングなどの固定部１０を選択的に固定させる。またダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるリングギヤに、捩り振動低減装置１の出力軸３を連結させる。こうすることにより図１に示す構成の捩り振動低減装置１と同様の作用・効果を得ることができる。
【００３５】
（第４具体例）
図１２に、この発明に係る捩り振動低減装置の他の例を示してある。図１２に示す捩り振動低減装置１３は、トルクの伝達方向でエンジンと変速機（それぞれ図示せず）との間に配置されており、それらの回転軸が共振した状態となる回転数よりも低い回転数でのトルク変動を低減するように構成されている。エンジンの出力軸に捩り振動低減装置１３の入力軸１４が動力伝達可能に連結され、変速機の入力軸に捩り振動低減装置１３の出力軸１５が動力伝達可能に連結されている。上記の入力軸１４に捩り振動低減装置１３の一部を構成するフライホイール１６が取り付けられている。なお、上述したエンジンの出力軸がこの発明における入力部材に相当し、変速機の入力軸がこの発明における出力部材に相当している。
【００３６】
また、捩り振動低減装置１３は、シングルピニオン型の遊星歯車機構１７を備えている。その遊星歯車機構１７は、サンギヤ１８と、そのサンギヤ１８の外周側に同心円上に配置されたリングギヤ１９と、サンギヤ１８およびリングギヤ１９に噛み合っているピニオンギヤ２０と、そのピニオンギヤ２０を自転可能および公転可能に保持しているキャリヤ２１とを有している。図１２に示す例では、リングギヤ１９はクラッチＣＬを介してフライホイール１６の出力側に選択的に連結されるように構成され、また、ブレーキＢを介してケーシングなどの固定部２２に選択的に固定されるように構成されている。キャリヤ２１は、弾性ダンパ２３を介してフライホイール１６の出力側に連結され、サンギヤ１８は捩り振動低減装置１３の出力軸１５に連結されている。なお、上述したクラッチＣＬがこの発明における第１係合装置に相当し、ブレーキＢがこの発明における第２係合装置に相当している。また、図１２に示す例では、サンギヤ１８がこの発明における第３回転要素に相当し、リングギヤ１９がこの発明における第１回転要素に相当し、キャリヤ２１がこの発明における第２回転要素に相当している。
【００３７】
また、コイルバネ２４の弾性係数Ｋ２を、弾性ダンパ２３の出力側部材に連結される部材すなわちキャリヤ２１の質量によって除算して求めた比ｆ２が、図１に示す例における比ｆ１よりも大きい値に設定されている。これにより、弾性ダンパ２３とキャリヤ２１の慣性トルクＩｃおよびリングギヤ１９の慣性トルクＩｒとによってトルク変動を低減する場合における制振効果が最も大きくなるエンジン回転数が、図１に示す例よりも高いエンジン回転数になっている。また、上記のクラッチＣＬおよびブレーキＢの係合作動を係合表として図１３に示してあり、「○」は係合状態を、「×」は解放状態をそれぞれ表している。
【００３８】
図１４は、図１２に示す構成の遊星歯車機構１７についての共線図である。クラッチＣＬを係合させ、ブレーキＢを解放させた場合には、遊星歯車機構１７のリングギヤ１９およびキャリヤ２１にエンジントルクが入力される。この状態がこの発明における第１の伝動状態である。この場合にトルク変動が伝達されないとすれば、遊星歯車機構１７のリングギヤ１９およびキャリヤ２１は一体となって回転する。遊星歯車機構１７はいわゆる直結状態になっているため、エンジントルクは増減されることなく変速機にそのまま伝達される。また、クラッチＣＬを解放させ、ブレーキＢを係合させた場合には、リングギヤ１９が固定部２２に固定される。遊星歯車機構１７はいわゆる増速状態になり、図１４に符号「Ｈｉ」で示すように、サンギヤ１８がキャリヤ２１より高い回転数で回転する。この状態がこの発明における第２の伝動状態である。
【００３９】
次に、図１２に示す構成の捩り振動低減装置１３の作用について説明する。図１５は、その捩り振動低減装置１３の制振効果を示す図である。その捩り振動低減装置１３における弾性ダンパ２３はエンジン回転数が低いほどその制振効果ｖｄ３が大きくなる特性を有している。そのため例えば、現時点でのエンジン回転数が所定回転数Ｎｅ７より低い場合には、クラッチＣＬを解放させかつブレーキＢを係合させる。この状態では、弾性ダンパ２３のみが作動し、その弾性ダンパ２３のみによってトルク変動が低減される。また遊星歯車機構１７はいわゆる増速状態になっている。
【００４０】
また、エンジンが所定回転数Ｎｅ７よりも高い回転数Ｎｅ９で運転されている場合には、クラッチＣＬを係合させかつブレーキＢを解放させる。こうすることにより、遊星歯車機構１７をいわゆる直結状態にし、エンジン回転数を、前記回転数Ｎｅ９から回転数Ｎｅ１０に増大させる。この状態でエンジンのトルク変動がない場合には、エンジントルクが増減されることなく変速機にそのまま伝達される。
【００４１】
エンジンのトルク変動が伝達された場合には、弾性ダンパ２３における入力側部材と出力側部材とが相対回転してコイルバネ２４が伸縮する。このコイルバネ２４の弾性力によってトルク変動の一部が低減される。また、前記トルク変動によって入力軸１４と出力軸１５との間に角加速度差が生じ、弾性ダンパ２３は前記角加速度差に応じたねじれ角を生じる。これにより、リングギヤ１９に対してキャリヤ２１がねじれる。遊星歯車機構１７の出力要素であるサンギヤ１８の回転数を一定にするとすれば、キャリヤ２１およびリングギヤ１９の各回転数が、共線図上での上下方向に変化する。すなわちリングギヤ１９に対してキャリヤ２１が振動する。これを図１６に共線図で示してある。この場合、キャリヤ２１の慣性トルクＩｃとリングギヤ１９の慣性トルクＩｒとは互いに打ち消し合うように作用し、これによって前記トルク変動の他の一部が低減される。このように、エンジン回転数が所定回転数Ｎｅ７より高くかつ共振回転数より低い場合には、図１５に示すように、弾性ダンパ２３および上記の各慣性トルクＩｃ，Ｉｒによってトルク変動が低減される。また上記の切り替えを行うことにより、エンジン回転数を増大させることができるため、弾性ダンパ２３および上記の各慣性トルクＩｓ，Ｉｒによる制振効果ｖｄ４を向上できる。
【００４２】
なお、上記の弾性ダンパ２３および上記の各慣性トルクＩｓ，Ｉｒによる制振効果ｖｄ４は、図１５に示すように、エンジン回転数の増大に伴って向上し、エンジン回転数が所定回転数Ｎｅ８の場合に最も大きくなる。すなわちピーク状態Ｐとなり、トルク変動の伝達率が最も小さくなる。また、エンジン回転数が所定回転数Ｎｅ８よりも高くなると、上述したリングギヤ１９の慣性トルクＩｒの振動やキャリヤ２１の慣性トルクＩｃの振動がエンジンのトルク変動よりも大きくなってしまい、それらの慣性トルクＩｒ，Ｉｃに起因するトルク変動が生じる。そのため、上記の効果ｖｄ４は次第に低下し、ついには上述した弾性ダンパ２３のみによる制振効果ｖｄ３と上記の制振効果ｖｄ４との大小が逆転する。それら制振効果ｖｄ３と制振効果ｖｄ４との交点を図１５に符号「Ｙ」で示してあり、その交点Ｙに対応するエンジン回転数が上述した所定回転数Ｎｅ７である。
【００４３】
また、弾性ダンパ２３および各慣性トルクＩｒ，Ｉｃによってトルク変動を低減している場合であって、現時点でのエンジン回転数が所定回転数Ｎｅ７よりも低下した場合には、遊星歯車機構５のギヤ比を「Ｌｏ」から「Ｈｉ」に切り替える。例えば、エンジンが回転数Ｎｅ１１で運転されている場合に、クラッチＣＬを解放させかつブレーキＢを係合させる。こうすることにより、遊星歯車機構１７はいわゆる増速状態になり、エンジン回転数Ｎｅ１１が回転数Ｎｅ１２に低下させられる。弾性ダンパ１１は、上記の低い回転数Ｎｅ１２で作動させられ、弾性ダンパ２３による制振効果ｖｄ３を向上できる。
【００４４】
したがって、図１２に示す構成の捩り振動低減装置１３では、クラッチＣＬおよびブレーキＢの係合・解放を切り替えることにより、振動減衰特性を容易に切り替えることができる。また、上記の切り替えの際に、遊星歯車機構５で差動作用を行うことによりエンジン回転数を増減できる。弾性ダンパ１１のみを作動させてトルク変動を低減する場合には、エンジン回転数は低下させられ、弾性ダンパ１１および各慣性トルクＩｓ，Ｉｒとによってトルク変動を低減する場合には、エンジン回転数は増大させられる。つまり、切り替えた振動減衰特性に適した回転数領域を設定するため、高い制振効果を得ることができ、その結果、装着全体としての振動減衰性能を向上できる。
【００４５】
なお、図１２に示す構成の捩り振動低減装置１３におけるシングルピニオン型の遊星歯車機構１７に替えてダブルピニオン型の遊星歯車機構を用いることもできる。その場合には、ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるサンギヤに、捩り振動低減装置１３の出力軸１５を連結させる。ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるキャリヤに、クラッチＣＬを介してフライホイール１６の出力側を選択的に連結させ、かつ、ブレーキＢを介してケーシングなどの固定部２２を選択的に固定させる。またダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるリングギヤに、弾性ダンパ２３を介してフライホイール１６の出力側を連結させる。こうすることにより図１２に示す構成の捩り振動低減装置１３と同様の作用・効果を得ることができる。
【００４６】
（第５具体例）
図１７は、図１２に示す構成の捩り振動低減装置の一部を変更した一例を示す図である。図１７に示す例では、サンギヤ１８は、クラッチＣＬを介してフライホイール１６の出力側に選択的に連結され、また、ブレーキＢを介してケーシングなどの固定部２２に選択的に固定されるように構成されている。リングギヤ１９は、捩り振動低減装置１３の出力軸１５に連結され、キャリヤ２１は、弾性ダンパ２３を介してフライホイール１６の出力側に連結されている。図１７に示す構成の捩り振動低減装置は、図１２に示す構成の捩り振動低減装置と同様に、クラッチＣＬおよびブレーキＢの係合および解放を切り替えることにより、遊星歯車機構１７のギヤ比および制振効果を変更できるように構成されている。それらの変更を成立させるためのクラッチＣＬおよびブレーキＢの係合作動を係合表として図１８に示してある。図１８における「○」は係合を、「×」は解放をそれぞれ表している。なお、図１７に示す例では、サンギヤ１８がこの発明における第１回転要素に相当し、リングギヤ１９がこの発明における第３回転要素に相当し、キャリヤ２１がこの発明における第２回転要素に相当している。
【００４７】
図１９は、図１７に示す構成の遊星歯車機構１７についての共線図である。クラッチＣＬを係合させ、ブレーキＢを解放させた場合には、遊星歯車機構１７におけるサンギヤ１８およびキャリヤ２１にエンジントルクが入力される。この状態でトルク変動が伝達されないとすれば、図１９に符号「Ｌｏ」で示すように、遊星歯車機構１７のサンギヤ１８およびキャリヤ２１が一体となって回転する。遊星歯車機構１７はいわゆる直結状態になっているから、エンジントルクは増減されることなく変速機にそのまま伝達される。また、この状態でエンジンのトルク変動が伝達されたとすれば、弾性ダンパ２３が作動しかつサンギヤ１８とキャリヤ２１とが相対回転する。図１２に示す例と同様の原理により、キャリヤ２１の慣性トルクＩｃとサンギヤ１８の慣性トルクＩｓとは互いに打ち消し合うように作用し、その結果、トルク変動が低減される。さらに、クラッチＣＬを解放させ、ブレーキＢを係合させた場合には、サンギヤ１８が固定部２２に固定される。遊星歯車機構１７はいわゆる増速状態になり、図１９に符号「Ｈｉ」で示すように、リングギヤ１９はキャリヤ２１より高い回転数で回転する。
【００４８】
このように、図１７に示す構成の捩り振動低減装置１であっても、図１２に示す構成の捩り振動低減装置１と同様に作用するため、図１２に示す構成の捩り振動低減装置１と同様の効果を得ることができる。特に、図１７に示す構成の捩り振動低減装置１では、上記の増速状態を設定する場合に、サンギヤ１８を固定要素とし、キャリヤ２１を入力要素とし、リングギヤ１９を出力要素とする。そのため、弾性ダンパ１７および各慣性トルクＩｓ，Ｉｃとによってトルク変動を低減する状態から、弾性ダンパ１７のみによってトルク変動を低減する状態に切り替える際に、図１２に示す例よりエンジン回転数を低下させることができる。すなわち、より低い回転数領域で弾性ダンパ１７のみを作動させることができ、その制振効果ｖｄ３を向上できる。これと同様の原理により、弾性ダンパ１７のみによってトルク変動を低減する状態から、弾性ダンパ１７および各慣性トルクＩｓ，Ｉｃとによってトルク変動を低減する状態に切り替える際は、図１２に示す例よりエンジン回転数を増大させることができる。そのため弾性ダンパ１７および各慣性トルクＩｓ，Ｉｃによる制振効果ｖｄ４をより向上できる。
【００４９】
なお、図１７に示す構成の捩り振動低減装置１３におけるシングルピニオン型の遊星歯車機構１７に替えてダブルピニオン型の遊星歯車機構を用いることもできる。その場合には、ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるサンギヤに、クラッチＣＬを介してフライホイール１６の出力側を選択的に連結させ、かつ、ブレーキＢを介してケーシングなどの固定部２２を選択的に固定させる。ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるキャリヤに、捩り振動低減装置１３の出力軸１５を連結させ、ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるリングギヤに、弾性ダンパ２３を介してフライホイール１６の出力側を連結させる。こうすることにより図１７に示す構成の捩り振動低減装置１３と同様の作用・効果を得ることができる。
【符号の説明】
【００５０】
１，１３…振動低減装置、  ２，１４…入力軸、  ３，１５…出力軸、  ５，１７…遊星歯車機構、  ６，１８…サンギヤ、  ７，１９…リングギヤ、  ８，２０…ピニオンギヤ、  ９，２１…キャリヤ、  １１，２３…弾性ダンパ、  １２，２４…コイルバネ（弾性体）、  ＣＬ…クラッチ（第１係合装置）、  ＯＷＣ…一方向クラッチ（第２係合装置）、  Ｂ…ブレーキ（第２係合装置）。
【図１】
2016023769.tif 000003
【図２】
2016023769.tif 000004
【図３】
2016023769.tif 000005
【図４】
2016023769.tif 000006
【図５】
2016023769.tif 000007
【図６】
2016023769.tif 000008
【図７】
2016023769.tif 000009
【図８】
2016023769.tif 000010
【図９】
2016023769.tif 000011
【図１０】
2016023769.tif 000012
【図１１】
2016023769.tif 000013
【図１２】
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【図１３】
2016023769.tif 000015
【図１４】
2016023769.tif 000016
【図１５】
2016023769.tif 000017
【図１６】
2016023769.tif 000018
【図１７】
2016023769.tif 000019
【図１８】
2016023769.tif 000020
【図１９】
2016023769.tif 000021