CN103124860A - 扭转振动衰减装置 - Google Patents

Abstract

本发明能够增大第一旋转部件和第二旋转部件的扭转角并实现弹性部件的低刚性化，能够提高扭转振动的衰减性能。扭转振动衰减装置(1)具备从内燃机传递旋转扭矩的一对圆盘板(4、5)、旋转自如地安装于圆盘板(4、5)的输入齿轮(9、10)、相对于圆盘板(4、5)相对旋转自如地设置并与输入齿轮(9、10)啮合的输出齿轮(13)，且具备花键嵌合驱动传递系的输入轴(8)的轮毂部件(7)及一端部安装于输入齿轮(9)且另一端部安装于输入齿轮(10)的螺旋弹簧(14)，输入齿轮(9)具有沿半径方向从输入齿轮(9)的齿轮销(11)分开设置且支承螺旋弹簧(14)的一端部的曲轴部件(15)，输入齿轮(10)具有沿半径方向从输入齿轮(10)的齿轮销(12)分开设置且支承螺旋弹簧(14)的另一端部的曲轴部件(16)。

Description

扭转振动衰减装置

技术领域

本发明涉及扭转振动衰减装置，特别是涉及在第一旋转部件和第二旋转部件之间使扭转振动衰减且传递旋转扭矩的扭转振动衰减装置。

背景技术

目前，内燃机、电动机等驱动源和车轮等经由具有变速器等的驱动传递系连结，将来自驱动源的动力经由驱动传递系向车轮传递。然而，与驱动源连结的驱动传递系例如因将内燃机的扭矩变动产生的旋转变动作为起振源的扭转振动，而产生空腔共鸣、叮当声。

叮当声是指因以内燃机的扭矩变动造成的旋转变动为起振源的扭转振动而变速齿轮组的空转齿轮对撞击产生的叮当的异响。另外，空腔共鸣是指因以内燃机的扭矩变动作为起振力的驱动传递系的扭转共振造成的振动而在车室内产生的异响。

目前，公知有如下的扭转振动衰减装置：将内燃机、电动机等驱动源和车轮等连结而传递来自驱动源的旋转扭矩，并且使驱动源和具有变速齿轮组的驱动传递系之间的扭转振动衰减。

作为该扭转振动衰减装置，例如由与变速器的输入轴连结的轮毂、具有离合器片的圆盘板、及将轮毂及圆盘板弹性连结且在轮毂及圆盘板的圆周方向等间隔地设置的弹性部件构成(例如，参照专利文献1)，其中，所述离合器片与驱动源侧的飞轮连结及解除连接。

专利文献1：日本特开2006-144861号公报

发明内容

在这种现有的扭转振动衰减装置中，由于弹性部件为在轮毂及圆盘板的圆周方向等间隔地设置的构成，所以不能增加轮毂及圆盘板的扭转角，难以实现弹性部件的低刚性化。

因此，不能提高扭转振动的衰减性能，在将扭转振动衰减装置夹装于内燃机和驱动传递系之间的情况下，存在不能够充分地使空腔共鸣、叮当声衰减这种问题。

本发明是为了解决上述现有的问题而开发的，其目的在于，提供一种扭转振动衰减装置，其能够增大第一旋转部件和第二旋转部件的扭转角，实现弹性部件的低刚性化，可提高扭转振动的衰减性能。

为实现上述目的，本发明提供一种扭转振动衰减装置，其构成为，具备：第一旋转部件；旋转自如地安装于所述第一旋转部件的至少一组以上的输入齿轮对；相对于所述第一旋转部件相对旋转自如地设置且具有与所述输入齿轮对啮合的输出齿轮的第二旋转部件；及一端部安装于所述输入齿轮对中的一个齿轮且另一端部安装于所述输入齿轮对中的另一个齿轮的弹性部件，所述输入齿轮对中的一个齿轮具有从所述一个齿轮的旋转中心轴沿半径方向离开设置且支承所述弹性部件的一端部的第一支承部，所述输入齿轮对中的另一个齿轮具有从所述另一个齿轮的旋转中心轴沿半径方向离开设置且支承所述弹性部件的另一端部的第二支承部。

该扭转振动衰减装置的第一旋转部件具有由弹性部件连结的输入齿轮对，该输入齿轮对与输出齿轮啮合，因此，向第一旋转部件传递旋转扭矩时，通过第一旋转部件的旋转，输入齿轮对一边自转一边相对于输出齿轮公转。

而且，弹性部件的一端部及另一端部安装于从输入齿轮对中的一个齿轮及另一个齿轮的旋转中心轴沿半径方向分开设置的第一支承部及第二支承部，因此，在输入齿轮对旋转时，弹性部件发生弹性变形。

由于该弹性部件的变形产生的反作用力作用于输入齿轮对的有效半径，从而在阻止输入齿轮对的旋转的方向上产生旋转扭矩，利用该旋转扭矩从第一旋转部件向第二旋转部件传递旋转扭矩。

此外，在第一旋转部件及第二旋转部件相对旋转时，弹性部件发生弹性变形，从而可以使第一旋转部件及第二旋转部件的扭转振动衰减。

另外，由于输入齿轮对一边自转一边绕输出齿轮周围公转，弹性部件发生弹性变形，因此可以使第一旋转部件和第二旋转部件的扭转角广角化，使第一旋转部件和第二旋转部件的扭转刚性整体低刚性化，可以提高扭转振动的衰减性能。

输入齿轮对的有效半径是指弹性部件的反作用力作用于输入齿轮对的半径。该半径为在第一支承部及第二支承部从连结输入齿轮对中的一个齿轮及另一个齿轮的旋转中心轴的轴线偏移的状态下，将连结第一支承部及第二支承部的直线和输入齿轮对中的一个齿轮及另一个齿轮的旋转中心轴连结的直线。

该直线与连结第一支承部及第二支承部的直线正交，并且与连结输入齿轮对中的一个齿轮的旋转中心轴和第一支承部的直线及连结输入齿轮对中的另一个齿轮的旋转中心轴和第二支承部的直线具有一定的角度。

优选的是，也可以构成为，所述输出齿轮相对于所述输入齿轮对在所述第一旋转部件的半径方向内侧与所述输入齿轮对啮合，所述输出齿轮和所述输入齿轮对的齿轮比被设定为1。

该扭转振动衰减装置的输出齿轮和所述输入齿轮对的齿轮比被设定为1，所以在输入齿轮对一边自转180°一边绕输出齿轮的周围公转的范围内，可以在第一旋转部件和第二旋转部件之间传递旋转扭矩。

因此，可以将第一旋转部件和第二旋转部件的扭转角广角化至180°，可以更进一步整体降低第一旋转部件和第二旋转部件的扭转刚性，可以更进一步提高扭转振动的衰减性能。

优选的是，扭转振动衰减装置也可以为如下构成，所述第一旋转部件及所述第二旋转部件处于不进行相对旋转的中立位置时，所述第一支承部及所述第二支承部的旋转中心轴位于与连接所述输入齿轮对中的一个齿轮及另一个齿轮的旋转中心轴的轴线相同的轴线上，随着所述第一旋转部件从所述中立位置相对于所述第二旋转部件向正侧或负侧相对旋转，所述弹性部件发生弹性变形。

该扭转振动衰减装置在第一旋转部件及第二旋转部件位于中立位置时，第一支承部及第二支承部的旋转中心轴位于与连结输入齿轮对中的一个齿轮及另一个齿轮的旋转中心轴的轴线相同的线上，因此，弹性部件未发生弹性变形，弹性部件的反作用力未作用于输入齿轮对的有效半径。

另外，第一旋转部件及第二旋转部件从中立位置开始扭转时，第一支承部及第二支承部从连结输入齿轮对中的一个齿轮及另一个齿轮的旋转中心轴的轴线偏离，因此，弹性部件发生弹性变形，弹性部件的反作用力作用于输入齿轮对的有效半径。

因此，在阻止输入齿轮对的旋转的方向上产生旋转扭矩，利用该旋转扭矩从第一旋转部件向第二旋转部件传递旋转扭矩。

优选的是，扭转振动衰减装置也可以为如下构成，所述第一支承部及所述第二支承部旋转自如地安装于所述输入齿轮对上。

该扭转振动衰减装置因为支承弹性部件的一端部的第一支承部及支承弹性部件的另一端部的第二支承部旋转自如地安装在输入齿轮对上，所以在输入齿轮对自转而弹性部件发生弹性变形时，追随着弹性部件的弹性变形而第一支承部及第二支承部旋转。因此，能够防止弹性部件相对于轴线方向折弯。

优选的是，扭转振动衰减装置中，所述第一旋转部件由传递内燃机的旋转扭矩的板部件构成，所述第二旋转部件由与具有变速齿轮组的驱动传递系的输入轴连结的轮毂部件构成。

该扭转振动衰减装置因可以使第一旋转部件和第二旋转部件的扭转角的范围广角化而实现弹性部件的低刚性化，所以能够使以内燃机的扭矩变动产生的旋转变动为起振源的大扭转振动、驱动传递系的扭转共振衰减，可以抑制变速齿轮组的空转齿轮对碰撞而产生的叮当声、驱动传递系的扭转共振产生的空腔共鸣。

根据本发明，可以提供扩大第一旋转部件和第二旋转部件的扭转角并实现弹性部件的低刚性化，且能够提高扭转振动的衰减性能的扭转振动衰减装置。

附图说明

图1是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是扭转振动衰减装置的正面图；

图2是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是图1的向视A-A方向剖面图；

图3是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是表示扭转振动衰减装置的扭转角和扭矩的关系的图；

图4是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，表示用于求出扭转特性的输入齿轮及曲轴部件的位置的关系的图；

图5是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是圆盘板相对于轮毂部件向正侧扭转+90°时的扭转振动衰减装置的正面图；

图6是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是圆盘板相对于轮毂部件向正侧扭转+130°时的扭转振动衰减装置的正面图；

图7是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是圆盘板相对于轮毂部件向正侧扭转+180°时的扭转振动衰减装置的正面图；

图8是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是圆盘板相对于轮毂部件向负侧扭转-90°时的扭转振动衰减装置的正面图。

具体实施方式

下面，使用附图对本发明的扭转振动衰减装置的实施方式进行说明。

图1～图8是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图。

首先，说明构成。

图1、图2中，扭转振动衰减装置1具备第一旋转部件2、及相对于第一旋转部件2设置于同一轴线上且相对于第一旋转部件2相对旋转自如的第二旋转部件3。

向第一旋转部件2输入来自驱动源即未图示的内燃机的旋转扭矩，第二旋转部件3向未图示的驱动传递系的变速器传递第一旋转部件2的旋转扭矩。

第一旋转部件2具备圆盘板4、5及离合器片6，这些圆盘板4、5及离合器片6构成板部件。

另外，第二旋转部件3具备轮毂部件7，在该轮毂部件7的内周部形成有花键7a。具有驱动传递系的变速齿轮组的变速器的输入轴8与该花键7a花键嵌合，轮毂部件7相对于输入轴8在轴方向移动自如且不能相对旋转地连结，与输入轴8一体旋转自如。

圆盘板4、5在轮毂部件7的轴线方向两侧对置，通过销17连结。因此，圆盘板4、5一体旋转自如。

另外，在圆盘板4、5的半径方向内侧形成有中心孔4a、5a，该中心孔4a、5a在轮毂部件7的轴线方向对置。因此，输入轴8通过中心孔4a、5a而插通轮毂部件7的内周部。

另外，在圆盘板5上安装有作为输入齿轮对的输入齿轮9、10。在圆盘板5上固定有齿轮销11、12(参照图4、图5)，在该齿轮销11、12经由球轴承21a、21b旋转自如地安装有输入齿轮9、10。

也可以通过滑动轴承代替滚动轴承即球轴承21a、21b，在齿轮销11、12旋转自如地安装输入齿轮9、10。本实施方式的扭转振动衰减装置1设置有两组由输入齿轮9、10构成的输入齿轮对。

在轮毂部件7的外周部设置有输出齿轮13，输入齿轮9、10与该输出齿轮13啮合。输出齿轮13既可以与轮毂部件7一体形成，也可以使输出齿轮13的内周部与轮毂部件7的外周部花键嵌合而构成。本实施方式的扭转振动衰减装置1由轮毂部件7及输出齿轮13构成第二旋转部件3。

另外，在各组输入齿轮9、10分别设置有作为第一支承部的曲轴部件15及作为第二支承部的曲轴部件16，在该曲轴部件15、16上安装有曲轴销15a、16a。

在该曲轴销15a、16a经由由滑动轴承构成的推力轴承22a、22b旋转自如地安装有输入齿轮9、10。轴承也可以使用球轴承代替推力轴承22a、22b，。

曲轴部件15相对于输入齿轮9的旋转中心轴即齿轮销11沿半径方向分开设置，曲轴部件16相对于输入齿轮10的旋转中心轴即齿轮销12沿半径方向分开设置。

作为弹性部件的螺旋弹簧14的一端部与曲轴部件15嵌合，螺旋弹簧14的另一端部与曲轴部件16嵌合。

即，螺旋弹簧14的一端部从作为输入齿轮对中的一个齿轮的输入齿轮9的齿轮销11沿半径方向分开安装，另一端部从作为输入齿轮对中的另一个齿轮的输入齿轮10的齿轮销12沿半径方向分开设置。

在本实施方式中，曲轴部件15构成第一支承部，并且曲轴部件16构成第二支承部。

另外，圆盘板4、5和轮毂部件7处于没有发生扭转的中立位置时，曲轴部件15、16的旋转中心轴即曲轴销15a、16a位于连结齿轮销11、12的轴线Lo(参照图4)上。

如图1所示，在圆盘板4、5和轮毂部件7处于中立位置的状态下，曲轴销15a、16a的位置位于直线Lo上的外侧，以使螺旋弹簧14为最大伸缩状态，此时，螺旋弹簧14为初始状态。

输入齿轮9、10从该状态开始旋转时，随着曲轴部件15向半径方向外侧或半径方向内侧移动，曲轴部件16向和曲轴部件15的移动方向相反侧的半径方向内侧或半径方向外侧移动，所以螺旋弹簧14发生压缩变形。

另外，输出齿轮13相对于输入齿轮9、10在圆盘板4、5的半径方向内侧与输入齿轮9、10啮合，输入齿轮9、10和输出齿轮13的节圆直径PCD(Pitch Circle Diameter)和齿数分别相同。因此，输入齿轮9、10和输出齿轮13的齿轮比被设定为1。

另外，离合器片6设置于圆盘板4、5的半径方向外侧，具备缓冲片18及摩擦材料19a、19b。缓冲片18由在厚度方向呈起伏环状的部件构成，通过销17与圆盘板4、5连结。

摩擦材料19a、19b通过铆钉20固定在缓冲片18的两面，该摩擦材料19a、19b位于被固定在内燃机的曲轴的未图示的飞轮和螺栓固定于飞轮的离合器盖的压板之间。

而且，摩擦材料19a、19b通过按压压板而与飞轮和压板摩擦卡合，内燃机的旋转扭矩输入至圆盘板4、5。

另外，在踏下未图示的离合器踏板时，解除压板按压摩擦材料19a、19b的情况，通过使摩擦材料19a、19b与飞轮分离，从而内燃机的旋转扭矩不会被输入至圆盘板4、5。

下面，说明作用。

图3是表示圆盘板4、5和轮毂部件7的扭转特性的图，是说明本实施方式的圆盘板4、5和轮毂部件7的扭转角与从轮毂部件7输出的输出扭矩之间的关系的曲线图。

横轴为轮毂部件7相对于圆盘板4、5的相对的扭转角，纵轴为从轮毂部件7输出的输出扭矩。

首先，基于图4说明求出本实施方式的扭转振动衰减装置1的扭转特性的求出方法。

例如，将输入齿轮9、10及输出齿轮13的PCD设为d时，d为40mm，曲轴销15a、16a和齿轮销11、12之间的间隔距离S为10mm，螺旋弹簧14的弹簧系数k为300N/mm。

曲轴销15a、16a的最大中心间的距离L由式(1)求出。

[数学式1]

$L=d\×\sqrt{2}+2s.........\left(1\right)$

将圆盘板4、5和轮毂部件7的扭转角设为a(deg)时，扭转角为a时的曲轴销15a、16a的中心间的距离La利用勾股定理由式(2)求出。

[数学式2]

$\mathrm{La}=\sqrt{({(2s\×\sin \left(a\right))}^2+{(d\×\sqrt{2}+2s\×\cos \left(a\right))}^2)}.........\left(2\right)$

螺旋弹簧14的压缩量dx由式(3)求出。

dx＝L-La    ………(3)

螺旋弹簧14的压缩力f由式(4)求出。

f＝k×dx  ………(4)

将曲轴销15a、16a之间作为斜边的直角三角形的底边Lp由式(5)求出。

Lp＝2S×sin(a)………(5)

作用于输入齿轮9、10的螺旋弹簧14的压缩力的扭矩有效半径r利用两个直角三角形的相似形比由式(6)求出。

[数学式3]

$r=\mathrm{Lp}/\mathrm{La}\×(d\×\sqrt{2}/2).........\left(6\right)$

从图4可知，扭矩有效半径r为螺旋弹簧14的反作用力作用于输入齿轮9、10的半径。

该半径、即有效半径r为在曲轴销15a、16a从连结输入齿轮9、10的齿轮销11、12的轴线Lo偏移的状态下，将连结曲轴销15a、16a的直线La与输入齿轮9、10的齿轮销11、12连结的直线，该直线与连结曲轴销15a、16a的直线La正交，并且相对于连结输入齿轮9、10的齿轮销11、12和曲轴销15a、16a的直线S具有一定的角度θ。

图4中输入齿轮10侧的有效半径r虽未图示，但与输入齿轮9相同。

输入齿轮9、10的旋转扭矩Tc由式(7)求出。

Tc＝r×f/1000………(7)

利用式(1)～(7)，求出输入到输出齿轮13的旋转扭矩T(N/m)、即图3的扭转特性因具有四组输入齿轮9、10，所以由式(8)求出。

T＝4×Tc  ………(8)

如式(7)所示，输入齿轮9、10的旋转扭矩Tc由作用于输入齿轮9、10的螺旋弹簧14的压缩力的扭矩有效半径r和螺旋弹簧14的压缩力确定。

图5～图8表示圆盘板4、5受到内燃机的旋转扭矩而从图1的状态向顺时针旋转方向(R1方向)旋转的状态，为了说明方便，对轮毂部件7相对于圆盘板4、5向正侧的顺时针旋转方向(R1方向)及向负侧的顺时针旋转方向(R2方向)扭转的情况进行说明。

另外，图5～图8表示拆下圆盘板4的状态，圆盘板4因与圆盘板5一体动作，所以在进行图5～图8的说明时，也使用圆盘板4进行说明。

另外，轮毂部件7相对于圆盘板4、5向正侧扭转的情况为车辆的加速时。

离合器连接时，摩擦材料19a、19b按压压板，与飞轮和压板摩擦卡合，从而内燃机的旋转扭矩输入至圆盘板4、5。

另外，在离合器解除连接时，摩擦材料19a、19b解除压板的按压，从飞轮分离，从而内燃机的旋转扭矩不向圆盘板4、5传递。

本实施方式的扭转振动衰减装置1在如离合器解除连接时那样圆盘板4、5和轮毂部件7的相对旋转小的状态、即圆盘板4、5和轮毂部件7的扭转角处于0°附近中立位置的状态下，如图1所示，曲轴销15a、16a位于连结齿轮销11、12的轴线Lo(参照图4)上，因此，作用在输入齿轮9、10的螺旋弹簧14的压缩力的有效半径r为0。

此时，螺旋弹簧14未产生压缩变形，所以螺旋弹簧14的反作用力未作用在曲轴部件15、16上。因此，在输入齿轮9、10上不会产生旋转扭矩，旋转扭矩不会从圆盘板4、5经由输入齿轮9、10向输出齿轮13传递。

另一方面，在离合器连接状态下，内燃机的扭矩变动产生的旋转变动小时，圆盘板4、5和轮毂部件7之间的变动扭矩小，圆盘板4、5相对于轮毂部件7向正侧的顺时针旋转方向(R1方向)相对旋转。

这时，如图5所示，随着圆盘板4、5相对于轮毂部件7向R1方向扭转，与输出齿轮13啮合的输入齿轮9、10一边向箭头R3方向自转一边绕输出齿轮13的周围公转。

螺旋弹簧14的两端部安装于从输入齿轮9、10的齿轮销11、12沿半径方向分开设置的曲轴部件15、16上，随着输入齿轮9、10向箭头R3方向旋转，曲轴销15a、16a从连结齿轮销11、12的轴线Lo上偏移。

此时，随着输入齿轮9、10的旋转，曲轴部件15、16的曲轴销15a、16a的间隔逐渐减小，所以螺旋弹簧14发生压缩变形。

该螺旋弹簧14的压缩变形产生的反作用力作用在输入齿轮9、10的有效半径r上，由此，在阻止输入齿轮9、10的旋转的方向上产生旋转扭矩，利用该旋转扭矩，从圆盘板4、5经由输入齿轮9、10及输出齿轮13向轮毂部件7传递旋转扭矩。

另外，由内燃机的扭矩变动而圆盘板4、5相对于轮毂部件7向正侧扭转时，因螺旋弹簧14发生弹性变形，由此，从圆盘板4、5经由轮毂部件7向驱动传递系传递内燃机的动力，并且使圆盘板4、5和轮毂部件7的扭转振动衰减。

另外，当内燃机的扭矩变动产生的旋转变动进一步增大时，圆盘板4、5和轮毂部件7之间的变动扭矩增大，圆盘板4、5相对于轮毂部件7向正侧的顺时针旋转方向(R1方向)进一步相对旋转。

这时，如图6所示，随着圆盘板4、5相对于轮毂部件7向R1方向扭转，与输出齿轮13啮合的输入齿轮9、10一边向箭头R3方向自转一边绕输出齿轮13的周围进一步公转。

这时，随着输入齿轮9、10的旋转，曲轴部件15、16的曲轴销15a、16a的间隔进一步缩小，所以螺旋弹簧14进一步压缩变形。

该螺旋弹簧14的压缩变形产生的反作用力作用在输入齿轮9、10的有效半径r上，由此，在阻止输入齿轮9、10的旋转的方向上产生旋转扭矩，通过该旋转扭矩，从圆盘板4、5经由输入齿轮9、10及输出齿轮13向轮毂部件7传递旋转扭矩。

另外，由内燃机的扭矩变动而圆盘板4、5相对于轮毂部件7向正侧扭转时，因螺旋弹簧14发生弹性变形，从而从圆盘板4、5经由轮毂部件7向驱动传递系传递内燃机的动力，并且使圆盘板4、5和轮毂部件7的扭转振动衰减。

接着，当内燃机的扭矩变动产生的旋转变动进一步增大时，圆盘板4、5和轮毂部件7之间的变动扭矩增大，圆盘板4、5相对于轮毂部件7进一步向正侧的顺时针旋转方向(R1方向)相对旋转。

在本实施方式中，输入齿轮9、10和输出齿轮13的齿轮比设定为1，在中立位置，曲轴销15a、16a位于连结齿轮销11、12的轴线Lo上的外侧。

因此，随着圆盘板4、5相对于轮毂部件7向R1方向扭转，与输出齿轮13啮合的输入齿轮9、10一边向箭头R3方向自转一边绕输出齿轮13的周围公转时，在输入齿轮9、10的旋转角度从中立位置变为180°时，圆盘板4、5和轮毂部件7的扭转角为180°。

这时，如图7所示，曲轴销15a、16a位于连结齿轮销11、12的轴线Lo上，且位于轴线Lo上的内侧。在该状态下，作用于输入齿轮9、10的螺旋弹簧14的压缩力的有效半径r成为0，因此，在输入齿轮9、10不产生旋转扭矩。因此，从内燃机向圆盘板4、5输入了过大的扭矩的情况下，输入齿轮9、10旋转，曲轴部件15、16的间隔逐渐扩大，通过曲轴部件15、16对螺旋弹簧14施力，从而输入齿轮9、10旋转。

因此，螺旋弹簧14因输入齿轮9、10的旋转而进一步伸长，能够防止从螺旋弹簧14作用于曲轴部件15、16的反作用力过大，能够防止输入齿轮9、10的旋转被锁止。即，在车辆加速时，可以使输入齿轮9、10作为扭矩限制器发挥作用。

其结果是，防止在车辆加速时从圆盘板4、5向轮毂部件7传递过大的扭矩，可以保护驱动传递系的变速齿轮组。

圆盘板4、5和轮毂部件7的扭转角增大时，虽然基于螺旋弹簧14的压缩的反作用力增大，但如图3所示，从圆盘板4、5向轮毂部件7输入的旋转扭矩以扭转角为约120°为界减小，这是因为，如从式(7)可知，作用于输入齿轮9、10的螺旋弹簧14的压缩力的有效半径r减小。

这样，输入齿轮9、10的旋转扭矩由作用于输入齿轮9、10的螺旋弹簧14的压缩力的有效半径r和螺旋弹簧14的压缩力确定，根据该输入齿轮9、10的旋转扭矩，确定从圆盘板4、5向轮毂部件7传递的旋转扭矩。

另一方面，在车辆减速时，内燃机的驱动扭矩减小，产生发动机制动，所以从驱动传递系的输入轴8向轮毂部件7输入旋转扭矩。如果在减速时产生由于内燃机的扭矩变动引起的旋转变动，则圆盘板4、5相对于轮毂部件7相对地向负侧(R2方向)扭转。

这时，如图8所示，随着圆盘板4、5相对于轮毂部件7向R2方向扭转，与输出齿轮13啮合的输入齿轮9、10一边向箭头R4方向自转一边绕输出齿轮13的周围公转。

螺旋弹簧14的两端部安装于从输入齿轮9、10的齿轮销11、12沿半径方向分开设置的曲轴部件15、16上，随着输入齿轮9、10向箭头R4方向旋转，曲轴销15a、16a从连结齿轮销11、12的轴线Lo上偏移。

这时，随着输入齿轮9、10的旋转，曲轴部件15、16的间隔逐渐减小，所以螺旋弹簧14压缩变形。

通过该螺旋弹簧14的压缩变形产生的反作用力作用于曲轴部件15、16，在阻止输入齿轮9、10的旋转的方向上产生旋转扭矩，通过该旋转扭矩，从圆盘板4、5经由输入齿轮9、10及输出齿轮13向轮毂部件7传递旋转扭矩。

另外，根据内燃机的扭矩变动，圆盘板4、5相对于轮毂部件7向负侧扭转时，螺旋弹簧14发生弹性变形，由此，从圆盘板4、5经由轮毂部件7向驱动传递系传递内燃机的动力，并且使圆盘板4、5和轮毂部件7的扭转振动衰减。

这样，在本实施方式中，扭转振动衰减装置1具有从内燃机传递旋转扭矩的一对圆盘板4、5、旋转自如地安装于圆盘板4、5的输入齿轮9、10、及相对于圆盘板4、5相对旋转自如地设置并与输入齿轮9、10啮合的输出齿轮13，且具备花键嵌合驱动传递系的输入轴8的轮毂部件7及一端部安装于输入齿轮9且另一端部安装于输入齿轮10的螺旋弹簧14。

而且，该扭转振动衰减装置1中，输入齿轮9具有从输入齿轮9的齿轮销11沿半径方向分开设置且支承螺旋弹簧14的一端部的曲轴部件15，输入齿轮10具有从输入齿轮10的齿轮销12沿半径方向分开设置且支承螺旋弹簧14的另一端部的曲轴部件16。

因此，输入齿轮9、10一边自转一边绕输出齿轮13的周围公转，由此使螺旋弹簧14发生弹性变形，因此，可以使圆盘板4、5和轮毂部件7的扭转角广角化。因此，能够使圆盘板4、5和轮毂部件7的扭转刚性整体低刚性化，可以提高扭转振动的衰减性能。

特别是，本实施方式的扭转振动衰减装置1的输入齿轮9、10相对于输出齿轮13在圆盘板4、5的半径方向内侧与输入齿轮9、10啮合，且将输出齿轮13和输入齿轮9、10之间的齿轮比设定为1。

因此，在输入齿轮9、10一边自转180°一边绕输出齿轮13的周围公转的范围内，可在圆盘板4、5和轮毂部件7之间传递旋转扭矩。

因此，能够将圆盘板4、5和轮毂部件7的扭转角广角化至180°，可以整体上更进一步降低圆盘板4、5和轮毂部件7的扭转刚性，可以更进一步提高扭转振动的衰减性能。

因此，能够使以内燃机的扭矩变动产生的旋转变动作为起振源的大的扭转振动、驱动传递系的扭转共振衰减，能够抑制变速齿轮组的空转齿轮对碰撞产生的叮当声、驱动传递系的扭转共振产生的空腔共鸣的发生。

另外，本实施方式的扭转振动衰减装置1的构成为，在圆盘板4、5及轮毂部件7位于中立位置时，曲轴部件15、16的曲轴销15a、16a位于和连结输入齿轮9、10的齿轮销11、12的轴线Lo同一轴线上，随着圆盘板4、5相对于轮毂部件7从中立位置向正侧或负侧相对旋转，螺旋弹簧14发生弹性变形。

因此，圆盘板4、5及轮毂部件7处于中立位置时，曲轴部件15、16的曲轴销15a、16a位于与连结输入齿轮9、10的齿轮销11、12的轴线Lo相同的线上，因此，螺旋弹簧14未产生弹性变形，螺旋弹簧14的反作用力没有作用在输入齿轮9、10的有效半径上。

另外，圆盘板4、5及轮毂部件7从中立位置扭转时，曲轴部件15、16的曲轴销15a、16a从连结输入齿轮9、10的齿轮销11、12的轴线Lo偏移，因此，螺旋弹簧14发生弹性变形，能够使螺旋弹簧14的反作用力作用于输入齿轮9、10输入齿轮对的有效半径上。

因此，在阻止输入齿轮9、10的旋转的方向上产生旋转扭矩，通过该旋转扭矩，能够从圆盘板4、5向轮毂部件7传递旋转扭矩。

另外，本实施方式的扭转振动衰减装置1具有将螺旋弹簧1的两端部支承在输入齿轮9、10上的曲轴部件15、16，该曲轴部件15、16旋转自如地安装于输入齿轮9、10上。

因此，输入齿轮9、10自转而螺旋弹簧14发生弹性变形时，可以追随着螺旋弹簧14的弹性变形而使曲轴部件15、16旋转。因此，能够防止螺旋弹簧14相对于轴线方向折弯。

在上述各实施方式的扭转振动衰减装置1中，在车辆的内燃机和具有变速器的驱动传递系之间夹装有扭转振动衰减装置1，但不限于此，只要是设于车辆等驱动传递系的扭转振动衰减装置则均可使用。

例如，在混合动力车辆中，也可以将扭转振动衰减装置1适用于在内燃机的输出轴和动力分配机构之间夹装的混合动力减震器，所述动力分配机构向电动机和车轮侧输出轴分配动力。

另外，也可以地将扭转振动衰减装置1适用于在扭矩转换器的锁止离合器装置和变速齿轮组之间夹装的锁止减震器等中。

另外，也可以将扭转振动衰减装置1设置于差速器和设置于差速器的外周部的内齿轮之间。

如上所述，本发明的扭转振动衰减装置具有如下效果，即可以增大第一旋转部件和第二旋转部件的扭转角，实现弹性部件的低刚性化，可以提高扭转振动的衰减性能，作为在第一旋转部件和第二旋转部件之间使扭转振动衰减并传递旋转扭矩的扭转振动衰减装置等是有用的。

标号说明

1扭转振动衰减装置

2第一旋转部件

3第二旋转部件

4、5圆盘板(第一旋转部件、板部件)

6、离合器片(第一旋转部件、板部件)

7轮毂部件(第二旋转部件)

8输入轴

9、10输入齿轮(输入齿轮对)

11、12齿轮销(输入齿轮对的旋转中心轴)

12齿轮销

13输出齿轮(第二旋转部件)

14螺旋弹簧(弹性部件)

15曲轴部件(第一支承部)

16曲轴部件(第二支承部)

15a曲轴销(第一支承部的旋转中心轴)

16a曲轴销(第二支承部的旋转中心轴)

Claims (5)

1.一种扭转振动衰减装置，其特征在于，具备：第一旋转部件；旋转自如地安装于所述第一旋转部件的至少一组以上的输入齿轮对；相对于所述第一旋转部件相对旋转自如地设置且具有与所述输入齿轮对啮合的输出齿轮的第二旋转部件；及一端部安装于所述输入齿轮对中的一个齿轮且另一端部安装于所述输入齿轮对中的另一个齿轮的弹性部件，

所述输入齿轮对中的一个齿轮具有从所述一个齿轮的旋转中心轴沿半径方向离开设置且支承所述弹性部件的一端部的第一支承部，所述输入齿轮对中的另一个齿轮具有从所述另一个齿轮的旋转中心轴沿半径方向离开设置且支承所述弹性部件的另一端部的第二支承部。

2.如权利要求1所述的扭矩振动衰减装置，其特征在于，

所述输出齿轮相对于所述输入齿轮对在所述第一旋转部件的半径方向内侧与所述输入齿轮对啮合，所述输出齿轮和所述输入齿轮对的齿轮比被设定为1。

3.如要利要求1或2所述的扭矩振动衰减装置，其特征在于，

所述第一旋转部件及所述第二旋转部件处于不进行相对旋转的中立位置时，所述第一支承部及所述第二支承部的旋转中心轴位于与连接所述输入齿轮对中的一个齿轮及另一个齿轮的旋转中心轴的轴线相同的轴线上，

随着所述第一旋转部件从所述中立位置相对于所述第二旋转部件向正侧或负侧相对旋转，所述弹性部件发生弹性变形。

4.如权利要求1～3中任一项所述的扭转振动衰减装置，其特征在于，

所述第一支承部及所述第二支承部旋转自如地安装于所述输入齿轮对上。

5.如权利要求1～4中任一项所述的扭转振动衰减装置，其特征在于，

所述第一旋转部件由传递内燃机的旋转扭矩的板部件构成，所述第二旋转部件由与具有变速齿轮组的驱动传递系的输入轴连结的轮毂部件构成。

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