JP2021050787A - Power transmission device - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、動力伝達装置、特に少なくとも１つのダンパを介設した動力伝達経路にダイナミックダンパが付設され、そのダイナミックダンパが、動力伝達経路の一部を構成する伝動回転部材に対し相対回転可能な慣性回転体と、伝動回転部材及び慣性回転体の相互間を接続可能なダイナミックダンパばねとを有する動力伝達装置に関する。 In the present invention, a dynamic damper is attached to a power transmission device, particularly a power transmission path via at least one damper, and the dynamic damper can rotate relative to a transmission rotating member forming a part of the power transmission path. The present invention relates to a power transmission device having an inertial rotating body and a dynamic damper spring capable of connecting the transmission rotating member and the inertial rotating body to each other.
上記動力伝達装置を、例えばトルクコンバータのロックアップクラッチにおけるクラッチピストンと出力軸との間の動力伝達に用いるものは、従来より知られている。そして、このような動力伝達装置に設けられる一般的なダイナミックダンパは、狭く限られた入力回転域でしか減衰効果を発揮し得なかった。 Those using the above power transmission device for power transmission between the clutch piston and the output shaft in a lockup clutch of a torque converter, for example, have been conventionally known. A general dynamic damper provided in such a power transmission device can exert a damping effect only in a narrow and limited input rotation range.
そこで、動力伝達経路の非伝動状態でダイナミックダンパばねに対してプリセット荷重を付与することで、ダイナミックダンパの減衰領域を拡張させる技術が既に提案されている（例えば下記の特許文献１を参照）。
Therefore, a technique for expanding the damping region of the dynamic damper by applying a preset load to the dynamic damper spring in a non-transmission state of the power transmission path has already been proposed (see, for example,
特許文献１の動力伝達装置では、上記非伝動状態でダイナミックダンパばねを、伝動回転部材における一対のばね保持部材と、その両ばね保持部材間に挟持される、慣性回転体のばね支持部材とに対して何れも隙間無く係合させることで、ダイナミックダンパばねにプリセット荷重が付与される構造となっている。
In the power transmission device of
そのため、装置の組立過程で、一対のばね保持部材の相互間にダイナミックダンパばね及び上記ばね支持部材を挟みつつ両ばね保持部材間を結合する際には、ばね支持部材及び両ばね保持部材の何れにもダイナミックダンパばねの弾発力が及ぶ状態で組立作業を行う必要があり、全体として作業工程が複雑化し、コスト増となる虞れがある。 Therefore, in the process of assembling the device, when the dynamic damper spring and the spring support member are sandwiched between the pair of spring holding members and the two spring holding members are connected to each other, either the spring supporting member or the both spring holding members is used. In addition, it is necessary to perform the assembly work in a state where the elastic force of the dynamic damper spring is applied, which may complicate the work process as a whole and increase the cost.
本発明は、かかる事情に鑑みてなされたものであり、上記従来装置の問題を簡単な構造で解決可能な動力伝達装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of such circumstances, and an object of the present invention is to provide a power transmission device capable of solving the problems of the above-mentioned conventional device with a simple structure.
上記目的を達成するために、本発明は、少なくとも１つのダンパを介設した動力伝達経路にダイナミックダンパが付設され、前記ダイナミックダンパは、前記動力伝達経路の一部を構成する伝動回転部材に対し相対回転可能な慣性回転体と、前記伝動回転部材及び前記慣性回転体の相互間を接続可能なダイナミックダンパばねとを有しており、前記ダイナミックダンパばねには、前記動力伝達経路の非伝動状態でプリセット荷重が付与されている動力伝達装置において、前記伝動回転部材及び前記慣性回転体のうちの何れか一方は、前記非伝動状態で前記ダイナミックダンパばねに前記プリセット荷重を単独で付与するよう係合するばね支持部材を備えると共に、前記伝動回転部材及び前記慣性回転体のうちの何れか他方は、相互間が結合され且つその相互間に前記ばね支持部材を挟持する一対のばね保持部材を備えており、前記一対のばね保持部材は、前記ダイナミックダンパばねを保持するばねホルダ部を有していて、該ばねホルダ部と前記ダイナミックダンパばねとの間に前記非伝動状態で回転方向の隙間が設定されることを第１の特徴とする。 In order to achieve the above object, in the present invention, a dynamic damper is attached to a power transmission path via at least one damper, and the dynamic damper is provided with respect to a transmission rotating member forming a part of the power transmission path. The dynamic damper spring has a relative rotatable inertial rotating body and a dynamic damper spring capable of connecting the transmission rotating member and the inertial rotating body to each other, and the dynamic damper spring has a non-transmission state of the power transmission path. In the power transmission device to which the preset load is applied, one of the transmission rotating member and the inertial rotating body is engaged to independently apply the preset load to the dynamic damper spring in the non-transmission state. A matching spring support member is provided, and any one of the transmission rotating member and the inertial rotating body is provided with a pair of spring holding members that are coupled to each other and sandwich the spring support member between them. The pair of spring holding members have a spring holder portion for holding the dynamic damper spring, and there is a gap in the rotational direction between the spring holder portion and the dynamic damper spring in the non-transmission state. The first feature is that it is set.
また本発明は、第１の特徴に加えて、前記隙間は、前記ダイナミックダンパばねに前記プリセット荷重を付与するよう係合する前記ばね支持部材を前記一対のばね保持部材間に挟んだ状態で該一対のばね保持部材相互を結合する組立過程で前記プリセット荷重を該一対のばね保持部材に作用させないために設けられることを第２の特徴とする。 Further, in addition to the first feature, the present invention has the gap in a state where the spring support member that engages with the dynamic damper spring so as to apply the preset load is sandwiched between the pair of spring holding members. The second feature is that the preset load is provided so as not to act on the pair of spring holding members in the assembly process of connecting the pair of spring holding members to each other.
また本発明は、第１の特徴に加えて、前記隙間は、前記ダイナミックダンパの、前記プリセット荷重の付与に基づき拡張された減衰領域の減衰ピークが入力トルクの変化に応じて変動するのを抑制可能な大きさに設定されることを第３の特徴とする。 Further, in addition to the first feature, the present invention suppresses that the damping peak of the dynamic damper in the damping region expanded based on the application of the preset load fluctuates according to the change of the input torque. The third feature is that it is set to a possible size.
また本発明は、第１〜第３の何れかの特徴に加えて、前記一対のばね保持部材と前記ばね支持部材との相互間は、その相互間の相対回転を許容しつつ相対回転量を一定範囲に規制できるように連結されることを第４の特徴とする。 Further, in the present invention, in addition to any one of the first to third features, the relative rotation amount between the pair of spring holding members and the spring supporting member is increased while allowing the relative rotation between the two. The fourth feature is that they are connected so that they can be regulated within a certain range.
また本発明は、第１〜第４の何れかの特徴に加えて、前記動力伝達経路に少なくとも第１，第２の前記ダンパが直列に介設されると共に、前記一対のばね保持部材を備えた前記伝動回転部材が、前記動力伝達経路内で前記第１，第２のダンパの中間に介設され、前記一対のばね保持部材は、前記ばねホルダ部とは異なる部位で、前記第２のダンパのダンパスプリングを保持しており、前記動力伝達経路内の、前記伝動回転部材よりも下流側の部材と、前記一対のばね保持部材との間に、前記第２のダンパのダンパスプリングが介装されることを第５の特徴とする。 Further, in addition to any of the first to fourth features, the present invention includes at least the first and second dampers in series in the power transmission path and the pair of spring holding members. The transmission rotating member is interposed between the first and second dampers in the power transmission path, and the pair of spring holding members are at a portion different from the spring holder portion, and the second The damper spring of the damper is held, and the damper spring of the second damper is interposed between the member downstream of the transmission rotating member and the pair of spring holding members in the power transmission path. The fifth feature is to be dressed.
また本発明は、第５の特徴に加えて、トルクコンバータにおけるロックアップクラッチの接続状態で、エンジンからの回転動力を、前記ロックアップクラッチから前記動力伝達経路を経てトルクコンバータの出力軸に伝達可能であることを第６の特徴とする。 Further, in addition to the fifth feature, the present invention can transmit the rotational power from the engine from the lockup clutch to the output shaft of the torque converter via the power transmission path in the connected state of the lockup clutch in the torque converter. The sixth feature is that.
また本発明は、第６の特徴に加えて、一方の前記ばね保持部材と、前記ロックアップクラッチのクラッチピストンとの間に、前記第１のダンパのダンパスプリングが介装されることを第７の特徴とする。 Further, in addition to the sixth feature, the seventh aspect of the present invention is that the damper spring of the first damper is interposed between one of the spring holding members and the clutch piston of the lockup clutch. It is a feature of.
また本発明は、第７の特徴に加えて、前記トルクコンバータのタービンランナが、前記出力軸又は該出力軸と一体に回転する部材に固定されることを第８の特徴とする。 Further, in addition to the seventh feature, the eighth feature of the present invention is that the turbine runner of the torque converter is fixed to the output shaft or a member that rotates integrally with the output shaft.
また本発明は、第７の特徴に加えて、前記トルクコンバータのタービンランナが前記伝動回転部材に固定されることを第９の特徴とする。 Further, in addition to the seventh feature, the present invention has a ninth feature that the turbine runner of the torque converter is fixed to the transmission rotating member.
また本発明は、第７の特徴に加えて、前記トルクコンバータのタービンランナが、前記慣性回転体における少なくとも一部の質量体を構成することを第１０の特徴とする。 Further, in addition to the seventh feature, the tenth feature of the present invention is that the turbine runner of the torque converter constitutes at least a part of the mass body in the inertial rotating body.
本発明の第１の特徴によれば、伝動回転部材及び慣性回転体のうちの何れか一方は、非伝動状態でダイナミックダンパばねにプリセット荷重を単独で付与するよう係合するばね支持部材を備えると共に、伝動回転部材及び慣性回転体のうちの何れか他方は、相互間が結合され且つその相互間にばね支持部材を挟持する一対のばね保持部材を備えており、一対のばね保持部材は、ダイナミックダンパばねを保持するばねホルダ部を有していて、該ばねホルダ部とダイナミックダンパばねとの間に非伝動状態で回転方向の隙間が設定される。これにより、装置の組立過程では、ばね支持部材によりプリセット荷重を単独で付与しつつ、このばね支持部材にダイナミックダンパばねを仮止め可能であるため、その仮止め状態のダイナミックダンパばね及びばね支持部材を一対のばね保持部材間に挟みながら、その両ばね保持部材間を結合することで、それらを一纏めに容易に組立て可能となる。従って、その組立過程で両ばね保持部材にはダイナミックダンパばねの弾発力が及ばず、全体として組立作業性が頗る良好で作業能率の向上に寄与することができる。 According to the first feature of the present invention, either one of the transmission rotating member and the inertial rotating body includes a spring support member that engages with the dynamic damper spring so as to independently apply a preset load in a non-transmission state. At the same time, any one of the transmission rotating member and the inertial rotating body includes a pair of spring holding members which are coupled to each other and sandwich a spring supporting member between them. It has a spring holder portion that holds the dynamic damper spring, and a gap in the rotational direction is set between the spring holder portion and the dynamic damper spring in a non-transmitted state. As a result, in the assembly process of the device, the dynamic damper spring can be temporarily fixed to the spring support member while the preset load is independently applied by the spring support member. Therefore, the dynamic damper spring and the spring support member in the temporarily fixed state are provided. Is sandwiched between a pair of spring holding members, and the two spring holding members are connected to each other, so that they can be easily assembled together. Therefore, in the assembly process, the elastic force of the dynamic damper spring does not reach the both spring holding members, and the assembly workability is excellent as a whole, which can contribute to the improvement of work efficiency.
また第２の特徴によれば、隙間は、装置の上記組立過程でプリセット荷重を両ばね保持部材に作用させないために設けられるので、この隙間の大きさを組立作業性向上の観点から設定可能であり、その設定自由度が比較的高くなる。 Further, according to the second feature, since the gap is provided so as not to apply the preset load to both spring holding members in the assembly process of the device, the size of the gap can be set from the viewpoint of improving the assembly workability. Yes, the degree of freedom in setting is relatively high.
また第３の特徴によれば、上記隙間は、ダイナミックダンパの、プリセット荷重の付与に基づき拡張された減衰領域の減衰ピークが入力トルクの変化に応じて変動するのを抑制可能な大きさに設定されるので、プリセット荷重の付与に加え、上記隙間を追加しただけの簡単な構造で、ダイナミックダンパの減衰領域を拡張させ得るばかりか、その拡張した減衰領域の減衰ピークが入力トルクの大小で大きくずれ動いてばらつくのを抑制可能となる。その結果、減衰領域の拡張機能と、減衰ピークのずれ抑制機能とを両立させた高性能なダイナミックダンパが得られ、これに入力トルクの大小に関係なく高い減衰効果を発揮させることができる。 Further, according to the third feature, the gap is set to a size capable of suppressing the damping peak of the damping region expanded based on the application of the preset load of the dynamic damper from fluctuating according to the change of the input torque. Therefore, in addition to applying the preset load, the damping region of the dynamic damper can be expanded by simply adding the above gap, and the damping peak of the expanded damping region is large depending on the magnitude of the input torque. It is possible to suppress the displacement and variation. As a result, a high-performance dynamic damper that has both an expansion function of the damping region and a shift suppression function of the damping peak can be obtained, and a high damping effect can be exhibited regardless of the magnitude of the input torque.
また第４の特徴によれば、一対のばね保持部材と、ばね支持部材との相互間は、その相互間の相対回転を許容しつつ相対回転量を一定範囲に規制できるように連結されるので、ダイナミックダンパばねに過大な負荷が作用することを防止して、ダイナミックダンパばねの寿命向上を図ることができる。 Further, according to the fourth feature, the pair of spring holding members and the spring supporting members are connected to each other so that the relative rotation amount can be regulated within a certain range while allowing the relative rotation between them. , It is possible to prevent an excessive load from acting on the dynamic damper spring and improve the life of the dynamic damper spring.
また第５の特徴によれば、動力伝達経路に少なくとも第１，第２のダンパが直列に介設されると共に、一対のばね保持部材を備えた伝動回転部材が、動力伝達経路内で第１，第２のダンパの中間に介設され、一対のばね保持部材は、ばねホルダ部とは異なる部位で、第２のダンパのダンパスプリングを保持しており、動力伝達経路内の、伝動回転部材よりも下流側の部材と、一対のばね保持部材との間に、第２のダンパのダンパスプリングが介装されるので、第１，第２のダンパと、ダイナミックダンパとが協働して、より減衰機能を向上させることができる。しかもダイナミックダンパばねを保持する上記一対のばね保持部材が、第２のダンパのダンパスプリングに対する保持手段にも兼用され、構造簡素化に寄与することができる。 Further, according to the fifth feature, at least the first and second dampers are interposed in series in the power transmission path, and the transmission rotating member provided with the pair of spring holding members is the first in the power transmission path. , The pair of spring holding members, which are interposed in the middle of the second damper, hold the damper spring of the second damper at a part different from the spring holder portion, and are the transmission rotating members in the power transmission path. Since the damper spring of the second damper is interposed between the member on the downstream side and the pair of spring holding members, the first and second dampers and the dynamic damper cooperate with each other. The damping function can be further improved. Moreover, the pair of spring holding members for holding the dynamic damper spring can also be used as a holding means for the damper spring of the second damper, which can contribute to structural simplification.
また第６の特徴によれば、動力伝達装置は、トルクコンバータにおけるロックアップクラッチの接続状態で、エンジンからの回転動力をロックアップクラッチからトルクコンバータの出力軸に伝達するので、ロックアップクラッチの作動時にエンジンの回転変動により生じる振動を効果的に減衰することができる。 Further, according to the sixth feature, the power transmission device transmits the rotational power from the engine from the lockup clutch to the output shaft of the torque converter in the connected state of the lockup clutch in the torque converter, so that the lockup clutch operates. It is possible to effectively dampen the vibration generated by the rotation fluctuation of the engine at times.
また第７の特徴によれば、一方のばね保持部材と、ロックアップクラッチのクラッチピストンとの間に、第１のダンパのダンパスプリングが介装されるので、ダイナミックダンパばねの保持に関与する一方のばね保持部材が、第１のダンパのダンパスプリングに対する係合手段にも兼用され、構造簡素化に寄与することができる。 Further, according to the seventh feature, since the damper spring of the first damper is interposed between one spring holding member and the clutch piston of the lockup clutch, it is involved in holding the dynamic damper spring. The spring holding member of the above can also be used as a means for engaging the first damper with the damper spring, and can contribute to structural simplification.
また第８の特徴によれば、タービンランナが、出力軸又はこれと一体に回転する部材に固定されるので、出力側の慣性質量が小さい場合でも、これをタービンランナで補うことができて、より減衰性能を向上させることができる。 Further, according to the eighth feature, since the turbine runner is fixed to the output shaft or a member that rotates integrally with the output shaft, even if the inertial mass on the output side is small, this can be supplemented by the turbine runner. The damping performance can be further improved.
また第９の特徴によれば、伝動回転部材にタービンランナが固定されるので、一対のダンパ間の伝動回転部材の慣性質量をタービンランナで増やすことができ、より減衰性能を向上させることができる。 Further, according to the ninth feature, since the turbine runner is fixed to the transmission rotating member, the inertial mass of the transmission rotating member between the pair of dampers can be increased by the turbine runner, and the damping performance can be further improved. ..
また第１０の特徴によれば、タービンランナが、慣性回転体における少なくとも一部の質量体を構成するので、慣性回転体の外径側に設けられる専用の質量体を小型化するか又は省略することができ、これにより、ダイナミックダンパの小型軽量化に寄与することができる。 Further, according to the tenth feature, since the turbine runner constitutes at least a part of the mass body in the inertial rotating body, the dedicated mass body provided on the outer diameter side of the inertial rotating body is miniaturized or omitted. This can contribute to the reduction in size and weight of the dynamic damper.
以下、本発明の実施の形態を、添付図面に基づき説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
先ず、第１実施形態を、図１〜図５を参照しながら説明する。図１において、トルクコンバータＴＣは、ポンプインペラ１１と、このポンプインペラ１１に対向して配置されるタービンランナ１２と、ポンプインペラ１１およびタービンランナ１２の内周部間に配置されるステータ１３とを備え、ポンプインペラ１１、タービンランナ１２およびステータ１３間には、矢印１４で示すように作動オイルを循環させる循環回路１５が形成される。
First, the first embodiment will be described with reference to FIGS. 1 to 5. In FIG. 1, the torque converter TC includes a
前記ポンプインペラ１１は、椀状のポンプシェル１６と、ポンプシェル１６の内面に設けられる複数のポンプブレード１７と、それらのポンプブレード１７を連結するポンプコアリング１８と、ポンプシェル１６の内周部に例えば溶接によって固定されるポンプハブ１９とを有する。そのポンプハブ１９には、トルクコンバータＴＣに作動オイルを供給するオイルポンプ（図示せず）が連動、連結される。
The
またポンプシェル１６の外周部には、タービンランナ１２を外側から覆う椀状の伝動カバー２０が溶接によって結合されており、この伝動カバー２０の外周部にリングギヤ２１が溶接によって固着され、リングギヤ２１には駆動板２２が締結される。また駆動板２２には、車両用エンジンＥのクランクシャフト２３が同軸に締結されており、ポンプインペラ１１には、車両用エンジンＥから回転動力が入力される。
A bowl-shaped
前記タービンランナ１２は、椀状のタービンシェル２４と、タービンシェル２４の内面に設けられる複数のタービンブレード２５と、それらのタービンブレード２５を連結するタービンコアリング２６とを有する。
The
車両用エンジンＥからの回転動力を図示しないミッションに伝達する出力軸２７の端部は、前記伝動カバー２０がその中心部に一体に有する有底円筒状の支持筒部２０ａに、軸受ブッシュ２８を介して支持される。出力軸２７は、ポンプハブ１９との間に軸方向の間隔をあけた位置に配置される出力ハブ２９にスプライン結合されており、出力ハブ２９および伝動カバー２０間にはニードルスラストベアリング３０が介装される。
The end of the
前記ステータ１３は、ポンプハブ１９および出力ハブ２９間に配置されるステータハブ３１と、このステータハブ３１の外周に設けられる複数のステータブレード３２と、それらのステータブレード３２の外周を連結するステータコアリング３３とを有し、ポンプハブ１９およびステータハブ３１間にはスラストベアリング３４が介装され、出力ハブ２９およびステータハブ３１間にはスラストベアリング３５が介装される。
The
ステータハブ３１と、出力ハブ２９とともに回転する出力軸２７を相対回転自在に囲繞するステータシャフト３６との間には、一方向クラッチ３７が介設され、ステータシャフト３６は、ミッションケース（図示せず）に回転不能に支持される。
A one-way clutch 37 is interposed between the
伝動カバー２０およびタービンシェル２４間には、前記循環回路１５に連通するクラッチ室３８が形成され、このクラッチ室３８内に、ロックアップクラッチ４０と、慣性回転体４１と、当該慣性回転体４１に対して制限された範囲での相対回転を可能として慣性回転体４１の内周部を両側から挟むスプリングホルダ４２とが収容される。
A
前記ロックアップクラッチ４０は、伝動カバー２０に摩擦接続可能なクラッチピストン４３を有するとともに該クラッチピストン４３を伝動カバー２０に摩擦接続させた接続状態ならびに摩擦接続を解除した非接続状態を切替えることが可能である。そして、円板状に形成されるクラッチピストン４３の内周部は、出力ハブ２９に軸方向移動を可能として摺動可能に支持される。
The
前記クラッチ室３８内は、クラッチピストン４３によって、タービンランナ１２側の内側室３８ａと、伝動カバー２０側の外側室３８ｂとに区画されており、前記ニードルスラストベアリング３０に隣接して出力ハブ２９に形成される油溝４４が外側室３８ｂに連通され、この油溝４４は円筒状の出力軸２７内に連通する。またポンプハブ１９およびステータシャフト３６間には、循環回路１５の内周部に通じる油路４５が形成される。油溝４４および油路４５には、前記オイルポンプおよびオイル溜め（図示せず）が交互に接続される。
The inside of the
車両用エンジンＥのアイドリング時や極低速運転域では、油溝４４から外側室３８ｂに作動油が供給されると共に、油路４５から作動油が導出されており、この状態では外側室３８ｂの方が内側室３８ａよりも高圧となる。これにより、クラッチピストン４３は伝動カバー２０の内面から離反する側に押されており、ロックアップクラッチ４０は非接続状態となっている。この状態では、ポンプインペラ１１およびタービンランナ１２の相対回転は許容されており、車両用エンジンＥによってポンプインペラ１１が回転駆動されることで、循環回路１５内の作動油が、矢印１４で示すように、ポンプインペラ１１、タービンランナ１２、ステータ１３の順に循環回路１５内を循環し、ポンプインペラ１１の回転トルクがタービンランナ１２及び出力ハブ２９を介して出力軸２７に伝達される。
When the vehicle engine E is idling or in an extremely low speed operation range, hydraulic oil is supplied from the
ポンプインペラ１１およびタービンランナ１２間でトルクの増幅作用が生じている状態では、それに伴う反力がステータ１３で負担され、ステータ１３は、一方向クラッチ３７のロック作用によって固定される。またトルク増幅作用を終えたときに、ステータ１３は、ステータ１３が受けるトルク方向の反転によって一方向クラッチ３７を空転させながらポンプインペラ１１およびタービンランナ１２とともに同一方向に回転する。
In a state where the torque amplification action is generated between the
このようなトルクコンバータＴＣがカップリング状態となったとき、もしくはカップリング状態に近づいたときには、油路４５から内側室３８ａに作動油が供給されると共に、油溝４４から作動油が導出されるように、油溝４４および油路４５と、前記オイルポンプおよびオイル溜めとの接続状態が切替えられる。その結果、クラッチ室３８内では内側室３８ａの方が外側室３８ｂよりも高圧となり、その圧力差によってクラッチピストン４３が伝動カバー２０側に押圧され、クラッチピストン４３の外周部が伝動カバー２０の内面に圧接して伝動カバー２０に摩擦接続され、即ち、ロックアップクラッチ４０が接続状態となる。
When such a torque converter TC is in the coupling state or approaches the coupling state, the hydraulic oil is supplied from the
ロックアップクラッチ４０が接続状態となったときに、車両用エンジンＥから伝動カバー２０に伝わるトルクは、ロックアップクラッチ４０の一部を構成しつつポンプインペラ１１とともに回転するクラッチピストン４３、スプリングホルダ４２および出力ハブ２９を含む、動力伝達経路としてのトルク伝達経路４６を経て、出力軸２７に機械的に伝達される。このトルク伝達経路４６には、少なくとも１つのダンパ、この実施の形態では第１および第２のダンパ４７，４８が介設されるとともに、ダイナミックダンパ４９が付設される。
When the
而して、クラッチピストン４３及び出力軸２７は一方及び他方の回転体の一例であり、またスプリングホルダ４２は伝動回転部材の一例である。
Thus, the
前記スプリングホルダ４２は、本実施形態では出力軸２７の軸線方向に間隔をあけて配置されて出力ハブ２９と同軸に配置される一対の保持プレート５０，５１が相互に相対回転不能に連結されて構成される。そして、一対の保持プレート５０，５１間に挟まれるとともにそれらの保持プレート５０，５１から半径方向内方に一部が張り出すように形成されてトルク伝達経路４６の一部を構成するリング板状のドリブンプレート５２の内周部と、タービンランナ１２におけるタービンシェル２４の内周部とが、出力ハブ２９とともに回転するようにして出力ハブ２９に複数の第１のリベット５３で固定される。
In the present embodiment, the
前記第１のダンパ４７は、クラッチピストン４３に保持されて周方向に等間隔をあけて配置される複数個のコイル状である第１のダンパスプリング５５が、クラッチピストン４３およびスプリングホルダ４２間に介設されて成る。
The
クラッチピストン４３の外周部の、伝動カバー２０とは反対側の面には、環状の収容凹部５６が形成されており、その収容凹部５６内に周方向に等間隔をあけて収容される第１のダンパスプリング５５を、クラッチピストン４３との間に保持するスプリング保持部材５４がクラッチピストン４３に固定される。
An annular
そのスプリング保持部材５４は、前記収容凹部５６の内周にほぼ対応した外周を有してクラッチピストン４３と同軸に配置されるリング板部５４ａと、クラッチピストン４３の半径方向に沿う第１のダンパスプリング５５の内方側を覆うように横断面円弧状に形成されてリング板部５４ａの外周の周方向に等間隔をあけた４箇所に連設されるとともにクラッチピストン４３の周方向に沿って長く形成されるスプリングカバー部５４ｂと、それらのスプリングカバー部５４ｂ相互間に配置されるとともにスプリングカバー部５４ｂよりも半径方向外方に突出するようにしてリング板部５４ａの外周に連設されるばね当接部５４ｃとを一体に有するように形成され、リング板部５４ａが複数の第２のリベット５７でクラッチピストン４３に固定される。
The
前記ばね当接部５４ｃは、複数の第１のダンパスプリング５５相互間に配置される。そして、ロックアップクラッチ４０が非接続状態にあるときに、ばね当接部５４ｃは、その両側の第１のダンパスプリング５５の端部に当接する。
The
図２および図３を併せて参照して、前記ダイナミックダンパ４９は、スプリングホルダ４２と、慣性回転体４１と、スプリングホルダ４２および慣性回転体４１間に介設される複数個たとえば６個の弾性部材としてのコイル状のダイナミックダンパばね５８と、スプリングホルダ４２を構成する一対の保持プレート５０，５１を相対回転不能に連結する複数個たとえば６個の連結手段５９とを備える。
With reference to FIGS. 2 and 3, the
前記慣性回転体４１は、一対の保持プレート５０，５１の外周部間に挟まれるリング板状の慣性プレート６１と、その慣性プレート６１に複数の第３のリベット６３で固定されるリング状の重量部材６２とを備える。そして、慣性プレート６１は、その外周部が一対の保持プレート５０，５１よりも半径方向外方に突出するように形成されており、重量部材６２が慣性プレート６１の外周部に固定される。またダイナミックダンパばね５８は、ばね保持部材として機能する一対の保持プレート５０，５１で保持されており、慣性回転体４１の一部を構成する慣性プレート６１と、一対の保持プレート５０，５１との間に介設される。
The inertial
一対の保持プレート５０，５１の周方向に等間隔をあけた複数箇所例えば６箇所には、ダイナミックダンパばね５８を保持するためのばねホルダ部５０ａ，５１ａが、ダイナミックダンパばね５８の一部側面を外部に臨ませるようにして形成される。そのばねホルダ部５０ａ，５１ａは、例えば、各保持プレート５０，５１の、ダイナミックダンパばね５８を配置すべき部位にＨ字状のスリット孔を設けた上で、そのスリット孔周辺の一部を切り起こすことで形成される。より具体的に言えば、ばねホルダ部５０ａ，５１ａは、上記スリット孔の、径方向内方・外方（図５で下方・上方）側の周辺部を出力軸２７の軸方向外方に各々拡開するよう切り起こすことで形成されたばね胴支持部５０ａｓ，５１ａｓと、同スリット孔の、周方向一方・他方（図５で左方・右方）側の周縁部で形成される各一対のばね端支持部５０ａｅ，５１ａｅとを備える。
一方、慣性プレート６１の、ばねホルダ部５０ａ，５１ａに対応する内周部には、ダイナミックダンパばね５８を収容する弾性部材収容凹部６４が慣性プレート６１の内周部に開放するように形成されている。而して、慣性プレート６１は、ダイナミックダンパばね５８に所定のプリセット荷重を付与するよう係合可能な本発明のばね支持部材の一例である。
On the other hand, in the inner peripheral portion of the
そして、ロックアップクラッチ４０が非接続状態（即ちトルク伝達経路４６が非伝動状態）にある場合は、慣性プレート６１の周方向で弾性部材収容凹部６４の両端部６４ａがダイナミックダンパばね５８の両端部に、ダイナミックダンパばね５８を圧縮した状態（即ちダイナミックダンパばね５８に所定のプリセット荷重、即ち予圧が付与された状態）でそれぞれ当接し、一方、上記非伝動状態で一対の保持プレート５０，５１の前記ばね端支持部５０ａｅ，５１ａｅと、ダイナミックダンパばね５８の両端部との間には、バックラッシュ、即ち回転方向に所定の隙間Ｃが設定される。
When the
この場合、慣性プレート６１の周方向で前記弾性部材収容凹部６４の両端部６４ａ間の長さをａとし、各保持プレート５０，５１の前記各一対のばね端支持部５０ａｅ，５１ａｅ間の長さをｂとし、ダイナミックダンパばね５８の自由状態での長さをｓとしたとき、ｓ＞ｂ＞ａを関係を満たすように各長さａ，ｂ，ｓが設定される。
In this case, the length between both ends 64a of the elastic member
また後述するように前記隙間をＣ［rad ］とし、ダイナミックダンパばね５８のプリセット荷重によるトルクＴp ［Nm］とし、またダイナミックダンパばね５８のばね剛性をｋ［Nm/rad］とした場合に、Ｃ＜Ｔp ／ｋ が成立するよう隙間Ｃが設定される。
Further, as will be described later, when the gap is C [rad], the torque T p [Nm] due to the preset load of the
しかも前記隙間をＣ［mm］（即ち図５で（ｂ−ａ）に相当）とし、またダイナミックダンパばね５８のプリセット時の圧縮長さ即ちプリセット量（即ち図５で（ｓ−ａ）に相当）をＺ［mm］とした場合に、後述する理由により、 ０．１Ｚ＜Ｃ＜０．５Ｚ
を成立させるような隙間Ｃに設定されることが望ましい。
Moreover, the gap is set to C [mm] (that is, corresponds to (ba) in FIG. 5), and the compression length at the time of presetting the
It is desirable to set the gap C so as to establish.
一対の保持プレート５０，５１を相対回転不能に連結する連結手段５９は、保持プレート５０，５１間に介装される円筒状の第１のスペーサ６５と、一対の保持プレート５０，５１間を相対回転不能に連結するようにして第１のスペーサ６５をそれぞれ貫通する第４のリベット６６とから構成される。一方、慣性プレート６１の内周部には、慣性プレート６１および一対の保持プレート５０，５１の相対回転を許容しつつ前記連結手段５９を収容する複数の連結手段収容凹部６７が、慣性プレート６１の周方向で弾性部材収容凹部６４相互間に配置されて慣性プレート６１の内周に開放するように形成される。
The connecting means 59 for connecting the pair of holding
しかも上記した連結手段収容凹部６７および弾性部材収容凹部６４は、出力軸２７の軸線を中心とした同一の仮想円ＣＩ（図２参照）に外周縁を沿わせるようにして円弧状に形成される。
Moreover, the connecting
また慣性プレート６１の周方向に沿う連結手段収容凹部６７の両端部には、連結手段５９のスペーサ６５に当接して慣性プレート６１および一対の保持プレート５０，５１の相対回転限を規制するストッパ部６７ａが形成される。そして、そのストッパ部６７ａに連結手段５９を当接させることで慣性プレート６１および一対の前記保持プレート５０，５１の相対回転限が規制されるので、ダイナミックダンパばね５８に過大な負荷が作用することを防止して、ダイナミックダンパばね５８の寿命向上を図ることができる。
Further, at both ends of the connecting
さらに連結手段収容凹部６７の外周縁および連結手段５９が、一対の保持プレート５０，５１に対する慣性プレート６１の半径方向に沿う位置決めを果たすべく、慣性プレート６１の半径方向で相互に近接もしくは当接するように配置されている。これにより、部品点数を増やすことなく、一対の前記保持プレート５０，５１および慣性プレート６１の半径方向に沿う相対位置を定めることができる。
Further, the outer peripheral edge of the connecting
ところで前記第１のダンパ４７の第１のダンパスプリング５５は、クラッチピストン４３に固定されるスプリング保持部材５４のばね当接部５４ｃと、スプリングホルダ４２を構成する一対の保持プレート５０，５１の一方、この実施形態ではクラッチピストン４３とは反対側の保持プレート５０との間に介設される。そして、その保持プレート５０には、第１のダンパスプリング５５をスプリング保持部材５４のばね当接部５４ｃとの間に挟むようにして複数の第１のダンパスプリング５５にそれぞれ係合する複数の爪部６８が一体に設けられる。
By the way, the
また慣性プレート６１には、二股状に分岐した形状に形成される前記爪部６８を挿通させて慣性プレート６１の周方向に長く延びる長孔６９が形成される。この実施の形態では、保持プレート５０の外周部は、第１のダンパスプリング５５とは反対側に膨らむように屈曲して形成されており、第１のダンパスプリング５５の個数と同数である爪部６８が、保持プレート５０の外周屈曲部から出力軸２７の軸線に沿う方向に延びるようにして保持プレート５０に一体に設けられる。
Further, the
前記第２のダンパ４８は、一対の保持プレート５０，５１と、出力軸２７とともに回転するドリブンプレート５２との間に介設されるものでり、第２のダンパ４８の一部を構成する複数個たとえば６個の第２のダンパスプリング７０が一対の保持プレート５０，５１間に保持される。
The
一対の保持プレート５０，５１の周方向に等間隔をあけた複数箇所たとえば６箇所には、第２のダンパスプリング７０を保持するためのばね保持部５０ｂ，５１ｂが、第２のダンパスプリング７０の一部を外部に臨ませるようにして形成される。一方、ドリブンプレート５２の、ばね保持部５０ｂ，５１ｂに対応する内周部には、第２のダンパスプリング７０を収容するスプリング収容孔７１が形成される。
一対の保持プレート５０，５１の半径方向に沿ってスプリング収容孔７１の内方側で、一対の保持プレート５０，５１間には、ドリブンプレート５２の周方向に等間隔をあけた複数箇所たとえば６箇所に設けられて周方向長く延びる長孔７２にそれぞれ挿通される円筒状の第２スペーサ７３が介装され、一対の保持プレート５０，５１は、第２スペーサ７３をそれぞれ貫通する複数の第５のリベット７４で連結される。即ち、ドリブンプレート５２は、長孔７２内を第２のスペーサ７３が移動するだけの制限された範囲で、スプリングホルダ４２に対して相対回転することが可能である。
Along the radial direction of the pair of holding
次に、上記した第１実施形態の作用について、図６〜図１２も併せて参照して、説明する。 Next, the operation of the first embodiment described above will be described with reference to FIGS. 6 to 12.
トルクコンバータＴＣにおいて、ロックアップクラッチ４０が接続状態となった場合には、前述のように車両用エンジンＥから伝動カバー２０に伝わるトルクが、ロックアップクラッチ４０のクラッチピストン４３、スプリングホルダ４２（伝動回転部材）及び出力ハブ２９を含むトルク伝達経路４６を経て出力軸２７に機械的に伝達され、そのとき、エンジンの回転変動により生じる振動は、両ダンパ４７，４８及びダイナミックダンパ４９で減衰、抑制される。この場合、特にダイナミックダンパ４９では、慣性回転体４１がダイナミックダンパばね５８の弾性変形を伴って振動して、トルク伝達経路４６（即ちダイナミックダンパ４９を除く主振動系）の振動エネルギを代替吸収できるため、その主振動系の振動に対する減衰効果が、ダイナミックダンパ４９（即ち副振動系）の固有振動数に対応した減衰ピーク回転数付近で特に高められる。
In the torque converter TC, when the
ところで、ダイナミックダンパ４９の減衰ピーク回転数ＮｅP ［rpm ］は、ダイナミックダンパばね５８のばね定数をｋ［Nm/rad］、慣性回転体４１のイナーシャ（慣性モーメント）をＩ［kgm2］としたときに、次の式で表されることが知られている。
ＮｅP ＝Ａ√（ｋ／Ｉ） ……………（１）
この場合、Ａは、６０／（２π×エンジン次数）、即ち定数であるため、減衰ピーク回転数ＮｅP は、ばね定数ｋとイナーシャＩとで決まる。そして、横軸をエンジンの回転数［rpm ］とし、また縦軸を振動減衰率［dB］としたグラフでダイナミックダンパ４９による減衰効果の一例を示すと、例えば、図６のようになる。尚、図６において、振動減衰率［dB］は、縦軸で下方に行くほど減衰効果が大きいことを示す。
By the way, in the damping peak rotation speed Ne P [rpm] of the
Ne P = A√ (k / I) …………… (1)
In this case, since A is 60 / (2π × engine order), that is, a constant, the damping peak rotation speed Ne P is determined by the spring constant k and the inertia I. An example of the damping effect of the
ところで図６（ａ）の実線は、ダイナミックダンパばね５８にプリセット荷重が付与されない場合の一例であり、また、図６（ｂ）の実線は、比較的大きいトルクが入力されたときにプリセット荷重が付与された場合の一例である。そして、後者の場合の方が前者の場合よりも、高い減衰効果を発揮し得る減衰領域が拡がるが、その理由を次に簡単に説明する。
By the way, the solid line in FIG. 6A is an example when the preset load is not applied to the
即ち、エンジンから回転動力を受けて加振される主振動系の振動周波数ｆ（以下、単に加振周波数という）は、エンジン回転数の増加に応じて概ね比例的に増加することが知られており、一方、ダイナミックダンパ４９の減衰ピーク回転数ＮｅP は、前記（１）式で明らかなようにばね定数ｋとイナーシャＩのみに依存し、これらが不変であればエンジン回転数に関係なく一定である。またダイナミックダンパ４９の振れ角θ［rad ］は、ダイナミックダンパ４９への入力トルクＴのトルク振幅をＴｗとしたときに、次の式で表されることが知られている。尚、トルク振幅Ｔｗは、入力トルクと略比例する。
θ＝Ｔｗ／（４π2 ・Ｉ・ｆ2 ） ……………（２）
この式（２）によれば、振れ角θは、仮にトルク振幅Ｔｗが一定であれば、図７に示すように加振周波数ｆの増加（従って加振周波数ｆに略比例するエンジン回転数の増加）に伴い二次関数的に減少するよう変化する。
That is, it is known that the vibration frequency f (hereinafter, simply referred to as the vibration frequency) of the main vibration system that is vibrated by receiving rotational power from the engine increases substantially proportionally as the engine speed increases. On the other hand, the damping peak rotation speed Ne P of the
θ = Tw / (4π 2・ I ・ f 2 ) ……………… (2)
According to this equation (2), if the torque amplitude Tw is constant, the runout angle θ increases the vibration frequency f (hence, the engine speed is substantially proportional to the vibration frequency f) as shown in FIG. It changes to decrease quadratically with increasing).
また、図８（ａ−１）は、ダイナミックダンパばね５８にプリセット荷重によるトルクＴp ［Nm］が付与される場合のダイナミックダンパ４９のばね特性の一例を示すグラフであり、横軸をダイナミックダンパ４９の振れ角θ［rad ］とし、縦軸を入力トルクＴ［Nm］としている。この場合、ダイナミックダンパばね５８のばね定数をｋとすれば、見做しばね定数（即ちプリセット荷重付与時の見掛けのばね定数）ｋ′は、
ｋ′＝ｋ＋Ｔp ／θ ………（３）
となる。即ち、見做しばね定数ｋ′は、図８（ａ−１）のグラフの各プロット点ｐ１〜ｐ４と原点とを結ぶ仮想直線の勾配に相当し、その勾配からも振れ角θが小さくなるほどに見做しばね定数ｋ′が増大することが判る。
Further, FIG. 8A-1 is a graph showing an example of the spring characteristics of the
k'= k + T p / θ ……… (3)
Will be. That is, the deemed spring constant k'corresponds to the gradient of the virtual straight line connecting each plot point p1 to p4 in the graph of FIG. 8 (a-1) and the origin, and the smaller the deflection angle θ is from that gradient. It can be seen that the spring constant k'increases.
このように振れ角θが小さいほど見做しばね定数ｋ′が大きくなる一方で、振れ角θは、前述のようにエンジン回転数の増加に伴い二次関数的に減少（図７参照）することから、結局、振れ角θが小さい（従ってエンジン回転数が高い）ほど見做しばね定数ｋ′は大きくなる傾向となる。従って、この見做しばね定数ｋ′を用いて前記（１）式で演算したダイナミックダンパ４９の減衰ピーク回転数ＮｅP は、見做しばね定数ｋ′が大きいほど高回転側に発生する。その結果、ダイナミックダンパばね５８にプリセット荷重を付与することにより、付与しない場合よりも減衰領域を拡げることができる。
As described above, the smaller the runout angle θ is, the larger the spring constant k'is regarded as, while the runout angle θ decreases quadratically as the engine speed increases as described above (see FIG. 7). Therefore, in the end, the smaller the runout angle θ (and therefore the higher the engine speed), the larger the spring constant k ′ is considered to be. Therefore, the damping peak rotation speed Ne P of the
ところで、特許文献１のようにダイナミックダンパばね５８に単にプリセット荷重を付与しただけでは、トルク振幅Ｔｗが小さくなるほど減衰ピークが高回転側へ大きくずれるため、狙いとする回転域（例えば自動車用エンジンでは、常用回転域である1000〜1500rpm ）で高い減衰効果が得られなくなるといった不都合がある。
By the way, if a preset load is simply applied to the
即ち、ダイナミックダンパ４９の振れ角θ［rad ］は、前記（２）式からも明らかなようにトルク振幅Ｔｗの関数でもあって、このトルク振幅Ｔｗの大小によっても見做しばね定数ｋ′が変動し、この変動に伴い減衰ピーク回転数ＮｅP も変動する。そのため、例えば、トルク振幅Ｔｗが小さくなるほど振れ角θが小さくなって見做しばね定数ｋ′が更に増大していくことで減衰ピーク回転数ＮｅP が高回転側に発散するようになり、これにより、上記不都合が生じる。その発散の様子は、図８（ａ−２）に例示した、振動減衰率とエンジン回転数との相関グラフからも明らかであり、この図のラインＬ１〜Ｌ４は、図８（ａ−１）の各プロット点ｐ１〜ｐ４に対応した見掛けばね定数ｋ′が、トルク振幅Ｔｗが小さくなるのに応じて更に増大したときに、減衰ピーク回転数ＮｅP が高回転側に大きくずれる一例を示す。
That is, the deflection angle θ [rad] of the
それに対して本実施形態では、ダイナミックダンパばね５８が、これにプリセット荷重、即ち予圧を付与するようにスプリングホルダ４２及び慣性回転体４１のうちの何れか一方（第１実施形態では慣性回転体４１の慣性プレート６１）に支持され、またその何れか他方（第１実施形態ではスプリングホルダ４２のばね保持プレート５０，５１）と、ダイナミックダンパばね５８との間に、バックラッシュ即ち回転方向の隙間Ｃが設定される。これにより、ダイナミックダンパ４９の減衰領域を拡張させ得るばかりか、その拡張した減衰領域の減衰ピークがトルク振幅Ｔｗ（従って入力トルク）の大小でずれ動くのを効果的に抑制可能となる。次に、その効果が得られる理由を説明する。
On the other hand, in the present embodiment, the
図８（ｂ−１）は、上記隙間Ｃを特設した場合のダイナミックダンパばね５８のばね特性の一例を示しており、隙間Ｃが特設されたことで、見做しばね定数ｋ′は、図８（ｂ−１）の各プロット点ｐ１′〜ｐ４′と原点とを結ぶ仮想直線の勾配となる。また、図８（ｂ−２）は、上記隙間Ｃを特設した場合の振動減衰率と入力回転数との相関の一例を示しており、この図のラインＬ１′〜Ｌ４′は、各プロット点ｐ１′〜ｐ４′に対応した見掛けばね定数ｋ′が、トルク振幅Ｔｗが小さくなるのに応じて更に増大したときに、減衰ピーク回転数ＮｅP がどのように変動するかを示している。
FIG. 8B-1 shows an example of the spring characteristics of the
この図８（ｂ−１）からも明らかなように本実施形態では、トルク振幅Ｔｗが小さくなって振れ角θが小さく（即ちエンジン回転数が大きく）なればなる程、見做しばね定数ｋ′が大きくなるものの、隙間Ｃを特設したことで、振れ角θが当該隙間Ｃに対応した振れ角よりも小さくなると見做しばね定数ｋ′は減少する側に転じる。これにより、トルク振幅Ｔｗが小さくなると、減衰ピーク回転数ＮｅP は、図８（ｂ−２）に示すように高回転側に一旦移動した後、低回転側に反転、収束していく。従って、トルク振幅Ｔｗの大小に因る減衰ピークのばらつきを小さくすることができる効果が得られる。 As is clear from FIG. 8 (b-1), in the present embodiment, the smaller the torque amplitude Tw and the smaller the runout angle θ (that is, the larger the engine speed), the more the spring constant k is considered to be. Although ′ increases, it is considered that the runout angle θ becomes smaller than the runout angle corresponding to the gap C due to the special provision of the gap C, and the spring constant k ′ turns to the decreasing side. As a result, when the torque amplitude Tw becomes smaller, the damping peak rotation speed Ne P once moves to the high rotation speed side as shown in FIG. 8 (b-2), and then reverses and converges to the low rotation speed side. Therefore, the effect of reducing the variation of the attenuation peak depending on the magnitude of the torque amplitude Tw can be obtained.
但し、この効果は、隙間Ｃ［rad ］と、プリセット荷重によるトルクＴp ［Nm］と、ダイナミックダンパばね４９のばね定数ｋ［Nm/rad］とが、Ｃ＜Ｔp ／ｋ の条件式（４）を満たす場合に限られる。この場合のダイナミックダンパばね５８のばね特性の一例が図９（ａ）で示され、またＣ＝Ｔp ／ｋの場合のばね特性の一例が図９（ｂ）で示され、更にＣ＞Ｔp ／ｋの場合のばね特性の一例が図９（ｃ）で示される。
However, this effect is due to the conditional expression that the gap C [rad], the torque T p [Nm] due to the preset load, and the spring constant k [Nm / rad] of the
而して、図９（ａ）の場合は、振れ角θが小さくなるほど見做しばね定数ｋ′（即ち点線の勾配）が高くなって、減衰領域が拡がる効果がある一方、図９（ｂ）の場合は、振れ角θに関係なく見做しばね定数ｋ′は同一となって、減衰領域が拡がる効果は得られず、また図９（ｃ）の場合は、振れ角θが小さいほど見做しばね定数ｋ′は減少するため、これまた減衰領域が拡がる効果は期待できないことが判る。 Therefore, in the case of FIG. 9A, the smaller the runout angle θ, the higher the spring constant k'(that is, the gradient of the dotted line), which has the effect of expanding the damping region, while FIG. 9B In the case of), the spring constant k ′ is regarded as the same regardless of the runout angle θ, and the effect of expanding the damping region cannot be obtained. In the case of FIG. 9C, the smaller the runout angle θ is, the smaller the runout angle θ is. Since the spring constant k'is reduced, it can be seen that the effect of expanding the damping region cannot be expected.
即ち、減衰ピークのばらつきを小さくするために隙間Ｃを特設しても、その隙間Ｃが上記式（４）の条件を満たさなければ（換言すれば、振れ角θが小さくなるほど見做しばね定数ｋ′が高くなる設定としなければ）、ダイナミックダンパ４９による減衰領域を十分には拡張できず、従って、ダイナミックダンパ４９による減衰性能向上効果を確保し得なくなる。
That is, even if the gap C is specially provided in order to reduce the variation of the damping peak, if the gap C does not satisfy the condition of the above equation (4) (in other words, the smaller the runout angle θ is, the more the spring constant is considered. Unless the setting is such that k'is increased), the damping region by the
以上説明したように、ダイナミックダンパばね５８にプリセット荷重を付与することでダイナミックダンパ４９の減衰領域を拡張できる効果が得られ、またそのプリセット荷重の付与に加えて前記隙間Ｃを特設にしたことで、拡張した減衰領域がトルク振幅Ｔｗの大小でずれ動くのを抑制できる効果が得られるが、その現象は、次のような説明でも明らかである。
As described above, by applying a preset load to the
先ず、プリセット荷重付与だけの場合のダイナミックダンパばね５８の特性は、例えば図１０（ａ−１）に示すように、縦軸をダイナミックダンパ４９の振れ角θとし、また横軸を入力トルクＴとしたグラフでも表される。そして、このばね特性から、振れ角θ毎の見做しばね定数ｋ′をプロットして、振れ角θと見做しばね定数ｋ′との相関を表す図１０（ａ−２）のグラフを作成し、このグラフにおいて、見做しばね定数ｋ′は振れ角θがゼロに近づくにつれて発散している。次いで、図１０（ａ−２）に示す振れ角θと見做しばね定数ｋ′との相関と、前記式（１）とに基づいて、図１０（ａ−２）の横軸を減衰ピーク回転数ＮｅP に変換した図１０（ａ−３）を作成する。そして、この図１０（ａ−３）は、振れ角θと減衰ピーク回転数ＮｅP との相関を示すものであるから、その相関ラインで得た減衰ピーク回転数ＮｅP の分布に基づいて作成した図１０（ａ−４）の減衰特性図からは、トルク振幅Ｔｗが小さくなるほどに減衰ピーク回転数ＮｅP がより高回転側に発生する（即ち高回転側に大きくずれる）ことが判る。
First, as for the characteristics of the
これに対し、プリセット荷重付与に加えて、前記隙間Ｃを設けた場合のダイナミックダンパばね５８の特性は、例えば図１０（ｂ−１）に示すように、縦軸をダイナミックダンパ４９の振れ角θとし、また横軸を入力トルクＴとしたグラフで表される。そして、このばね特性から、振れ角θ毎の見做しばね定数ｋ′をプロットして、振れ角θと見做しばね定数ｋ′との相関を表す図１０（ｂ−２）のグラフを作成し、このグラフにおいて、見做しばね定数ｋ′は振れ角θがゼロに近づく手前で収束している。次いで、図１０（ｂ−２）に示す振れ角θと見做しばね定数ｋ′との相関と、前記式（１）とに基づいて、図１０（ｂ−２）の横軸を減衰ピーク回転数ＮｅP に変換した図１０（ｂ−３）を作成する。この図１０（ｂ−３）は、振れ角θと減衰ピーク回転数ＮｅP との相関を示すものであるから、その相関ラインで得た減衰ピーク回転数ＮｅP の分布に基づいて作成した図１０（ｂ−４）の減衰特性図からは、トルク振幅Ｔｗが小さくなった場合でも、減衰ピーク回転数ＮｅP の高回転側への大きなずれが抑制されることが判る。
On the other hand, in addition to applying the preset load, the characteristics of the
ところで第１実施形態のように第１，第２のダンパ４７，４８の中間の伝動回転部材（スプリングホルダ４２）にダイナミックダンパ４９が付設された動力伝達装置を搭載した自動車について、その動力伝達装置の減衰特性を演算によりシミュレーションし、その結果の一例を図１１に示した。尚、演算に当り、各例の振動モデルの諸元は、一般的な自動車を参考にして設定している。
By the way, with respect to an automobile equipped with a power transmission device in which a
図１１で［１］は、プリセット荷重を付与しただけの場合を示し、［２］〜［４］は、プリセット荷重の付与に加えて、前記隙間Ｃを特設した場合であって、特に［２］はプリセット量Ｚ（即ちダイナミックダンパばね５８の自由長ｓとプリセット付与時の長さａとの寸法差（例えば４ｍｍ））に対し隙間Ｃを１０％（例えば０．４ｍｍ）とした場合を示し、また［３］は、同じく隙間Ｃを２５％（例えば１．０ｍｍ）とした場合を示し、また［４］は、同じく隙間Ｃを５０％（例えば２．０ｍｍ）とした場合を示す。そして、各々の場合において、線の太さは、トルク振幅Ｔｗを大中小の三段階に変えた場合をそれぞれ示す。
In FIG. 11, [1] shows a case where only the preset load is applied, and [2] to [4] are cases where the gap C is specially provided in addition to the application of the preset load, and particularly [2]. ] Indicates a case where the gap C is 10% (for example, 0.4 mm) with respect to the preset amount Z (that is, the dimensional difference between the free length s of the
これら図示例の比較に基づくシミュレーション結果からは、隙間Ｃを特設したことにより、特にトルク振幅Ｔｗが小さい場合の減衰ピークの高回転側へのずれをかなり抑制できていることが判る。例えば、また図１１で［１］の場合のように隙間Ｃが無ければ、トルク振幅Ｔｗが小さいときに、狙った回転域（例えば自動車用エンジンの常用回転域である1000〜1500rpm ）で高減衰領域から大きく逸脱しており、また隙間Ｃが有っても、それがプリセット量Ｚの１０％以下（即ち［２］の場合を参照）では、狙った回転域から高減衰領域が未だ逸脱しており、更にプリセット量Ｚの５０％以上（即ち［４］の場合を参照）では、狙った回転域での高減衰領域が狭くなってしまう不都合がある。それに対し、隙間Ｃがプリセット量Ｚの１０％〜５０％の範囲内にあれば、狙った回転域に高減衰領域が適度にキープされている。 From the simulation results based on the comparison of these illustrated examples, it can be seen that the special provision of the gap C makes it possible to considerably suppress the deviation of the damping peak toward the high rotation side, especially when the torque amplitude Tw is small. For example, if there is no gap C as in the case of [1] in FIG. 11, when the torque amplitude Tw is small, high damping is performed in the target rotation range (for example, 1000 to 1500 rpm, which is the normal rotation range of an automobile engine). Even if there is a gap C that deviates significantly from the region, if it is 10% or less of the preset amount Z (that is, see the case of [2]), the high attenuation region still deviates from the target rotation region. Further, when the preset amount Z is 50% or more (that is, refer to the case of [4]), there is a disadvantage that the high attenuation region in the target rotation range becomes narrow. On the other hand, if the gap C is within the range of 10% to 50% of the preset amount Z, the high attenuation region is appropriately kept in the target rotation range.
このシミュレーション結果からも、狙った回転域内から逸脱しないで極力広い高減衰領域を確保（即ち減衰ピークのばらつきを低減）するためには、隙間Ｃをプリセット量Ｚに対し最適に設定する必要があることが判る。より具体的には、０．１Ｚ＜Ｃ＜０．５Ｚ
が成立するよう隙間Ｃが設定されることが望ましい。
From this simulation result as well, it is necessary to optimally set the gap C with respect to the preset amount Z in order to secure an extremely wide high attenuation region (that is, to reduce the variation of the attenuation peak) without deviating from the target rotation range. It turns out. More specifically, 0.1Z <C <0.5Z
It is desirable that the gap C is set so that
以上説明したように第１実施形態によれば、ダイナミックダンパばね５８が、これにプリセット荷重を付与するよう慣性回転体４１（即ちばね支持部材としての慣性プレート６１）に支持され、また第１，第２のダンパ４７，４８間の伝動回転部材（即ちスプリングホルダ４２のばね保持プレート５０，５１）と、ダイナミックダンパばね５８との間に、バックラッシュ即ち回転方向の隙間Ｃが設定される。これにより、プリセット荷重の付与に加え、隙間Ｃを追加しただけの簡単な構造で、ダイナミックダンパ４９の減衰領域を拡張させ得るばかりか、その拡張した減衰領域の減衰ピークが入力トルクの大小で大きくずれ動いてばらつくのを抑制可能となる。その結果、減衰領域の拡張機能と、減衰ピークのずれ抑制機能とを両立させた高性能なダイナミックダンパが得られ、これに、入力トルクの大小に関係なく高い減衰効果を発揮させることができる。
As described above, according to the first embodiment, the
上記した減衰効果を図１２で判り易く説明すると、プリセット荷重の付与と隙間Ｃの特設が何れも無い［１］の場合には、狙った回転域で高い減衰効果が得られるものの、その減衰レンジは狭く、狙った回転域のごく一部しかカバーできない不都合がある。またプリセット荷重の付与は有るが隙間Ｃの特設が無い［２］の場合（特許文献１に相当）には、狙った回転域で高い減衰効果が得られるレンジが拡がるものの、そのレンジが特に入力トルクが低くなるにつれて高回転側にずれていくため、低トルク領域では高い減衰効果が得られなくなる。 Explaining the above-mentioned damping effect in an easy-to-understand manner with reference to FIG. 12, in the case of [1] in which neither the preset load is applied nor the gap C is specially provided, a high damping effect can be obtained in the target rotation range, but the damping range thereof. Is narrow and has the disadvantage that it can cover only a small part of the target rotation range. Further, in the case of [2] (corresponding to Patent Document 1) in which the preset load is applied but the gap C is not specially provided, the range in which a high damping effect can be obtained in the target rotation range is expanded, but the range is particularly input. As the torque decreases, it shifts to the high rotation side, so that a high damping effect cannot be obtained in the low torque region.
これに対し、プリセット荷重の付与と隙間Ｃの特設が何れも有る［３］の場合（本発明に相当）には、プリセット荷重の付与と隙間Ｃの特設により［２］の場合の不都合が解消されており、即ち、狙った回転域で、入力トルクの大小に関係なく広いレンジに亘り高い減衰効果を得られることが判る。 On the other hand, in the case of [3] where both the preset load is applied and the gap C is specially provided (corresponding to the present invention), the inconvenience in the case of [2] is solved by applying the preset load and specially providing the gap C. That is, it can be seen that a high damping effect can be obtained over a wide range regardless of the magnitude of the input torque in the target rotation range.
また第１実施形態では、慣性回転体４１の、ばね支持部材として機能する慣性プレート６１が、ダイナミックダンパばね５８にプリセット荷重を単独で付与するよう係合して同ばね５８を支持するＤＤばね係合支持部（具体的には弾性部材収容凹部６４）を備えており、またダイナミックダンパばね５８と、伝動回転部材としてのスプリングホルダ４２の一対のばね保持プレート５０，５１との間に前記隙間Ｃが設定されている。
Further, in the first embodiment, the
これにより、装置の組立過程では、慣性プレート６１によりプリセット荷重を単独で付与しつつ、この慣性プレート６１にダイナミックダンパばね５８を仮止め、保持可能となる。そして、この仮止め状態（換言すれば、慣性回転体４１及びダイナミックダンパばね５８を一纏めにしたサブアッセンブリ状態）のダイナミックダンパばね５８及び慣性プレート６１を一対のばね保持プレート５０，５１間に挟みながら、その両ばね保持プレート５０，５１の相互間を結合することで、それらを一纏めに容易に組立て可能となる。従って、その組立過程で両ばね保持プレート５０，５１にはダイナミックダンパばね５８の弾発力が及ばず、全体として組立作業性が頗る良好となるから、作業能率を向上させることができる。
As a result, in the process of assembling the device, the
しかも、ダイナミックダンパばね５８に対するプリセット荷重の付与、設定は、慣性プレート６１が単独で（即ち両ばね保持プレート５０，５１から独立して）行うため、プリセット荷重の設定精度を向上させる上で有利である。
Moreover, since the
更に第１実施形態では、トルク伝達経路４６に一対のダンパ４７，４８が直列に介設されると共に、ダイナミックダンパ４９が付設される伝動回転部材（具体的にはスプリングホルダ４２）が、動力伝達経路４６内で一対のダンパ４７，４８の中間に介設されるため、***振の影響を回避し、より減衰性能を向上させることができる。
Further, in the first embodiment, a pair of
その上、第１実施形態のタービンランナ１２は、出力軸２７と一体に回転する部材（出力ハブ２９）に固定されているため、トルクコンバータＴＣの出力側の慣性質量が小さい場合でも、これをタービンランナ１２で補うことができて、より減衰性能を向上させることができる。
Further, since the
また本実施形態では、クラッチピストン４３および一対の保持プレート５０，５１間に、クラッチピストン４３に保持される第１のダンパスプリング５５を有する第１のダンパ４７が介設され、また出力軸２７と一体的に回転するドリブンプレート５２および一対の保持プレート５０，５１間に第２のダンパ４８が介設されるので、トルクコンバータＴＣの大型化を回避しつつ２つのダンパ４７，４８で減衰性能の向上を図ることができる。しかも第２のダンパ４８の一部を構成する第２のダンパスプリング７０が、一対の保持プレート５０，５１間に保持されるので、第２のダンパのダンパスプリング７０と、ダイナミックダンパ４９のダイナミックダンパばね５８とが何れも共通の保持プレート５０，５１間に保持されることになり、慣性回転体４１側にダイナミックダンパばね５８のばねホルダ部を設ける必要がなく、慣性回転体４１の形状を簡略化することができる。
Further, in the present embodiment, a
また図１３には、本発明の第２実施形態が示される。第１実施形態では、タービンランナ１２が、出力軸２７と一体に回転する部材（例えば出力ハブ２９）に固定されるものを示したが、第２実施形態では、タービンランナ１２が、クラッチピストン４３及び出力軸２７間のトルク伝達経路４６内で第１，第２のダンパ４７，４８の中間に介設される伝動回転部材としてのスプリングホルダ４２に結合される点で異なる。
Further, FIG. 13 shows a second embodiment of the present invention. In the first embodiment, the
上記スプリングホルダ４２は、これと第１，第２のダンパ４７，４８との接続構造や、ダイナミックダンパ４９との接続構造が、第１実施形態のスプリングホルダ４２と基本的に同様の構造である。即ち、第２実施形態においてスプリングホルダ４２と第２のダンパ４８のドリブンプレート５２との間の結合手段は、第１実施形態と同様、ドリブンプレート５２に間隔をおいて穿設されて周方向延びる長孔７２にそれぞれ挿通され且つ一対の保持プレート５０，５１間に介装される円筒状のスペーサ７３と、スペーサ７３及び両保持プレート５０，５１を貫通する複数のリベット７４とを備えるが、特に第２実施形態では、タービンランナ１２の内周部１２ｉが上記リベット７４で両保持プレート５０，５１と共締め固定されており、ドリブンプレート５２は、これにタービンランナ１２を固定せずに出力ハブ２９にだけ固定（例えば溶接）される。
The
第２実施形態のその他の構成は、第１実施形態と基本的に同一であり、各構成要素には、第１実施形態の対応する構成要素と同じ参照符号を付すに止め、それ以上の説明は省略する。従って、第２実施形態においても、第１実施形態と基本的に同様の作用効果を達成可能である。 The other configurations of the second embodiment are basically the same as those of the first embodiment, and each component is given the same reference code as the corresponding component of the first embodiment. Is omitted. Therefore, even in the second embodiment, basically the same effects as those in the first embodiment can be achieved.
更にこの第２実施形態によれば、トルク伝達経路４６に直列に介設した一対のダンパ４７，４８の中間でトルク伝達経路４６の一部を構成する伝動回転部材（より具体的にはスプリングホルダ４２の一対のばね保持プレート５０，５１）にタービンランナ１２が固定されるため、一対のダンパ４７，４８間の伝動回転部材（スプリングホルダ４２）の慣性質量をタービンランナ１２で増やすことができ、更なる減衰性能の向上が図られる。
Further, according to the second embodiment, a transmission rotating member (more specifically, a spring holder) forming a part of the
また図１４及び図１５には、本発明の第３実施形態が示される。第１実施形態では、タービンランナ１２が、慣性回転体４１とは別個独立に設けられていて、出力軸２７と一体に回転する部材（例えば出力ハブ２９）に固定されるものを示したが、第３実施形態では、タービンランナ１２が、慣性回転体４１の重量部材６２に代わる質量体として機能するよう慣性プレート６１に固定される。即ち、第３実施形態のタービンランナ１２は、慣性回転体４１の少なくとも一部の質量体を兼ねるように慣性プレート６１に中継部材８０を介して一体回転可能に結合される。
Further, FIGS. 14 and 15 show a third embodiment of the present invention. In the first embodiment, the
この中継部材８０は、それの基部がタービンランナ１２の外周部に結合（例えば溶接）され、また先部が、慣性プレート６１に貫通係合する係合突起部８０ａを有する。さらにタービンランナ１２の内周部１２ｉは、出力ハブ２９に回転自在に嵌合、支持される。
The
第３実施形態のその他の構成は、第１実施形態と基本的に同様であり、各構成要素には、第１実施形態の対応する構成要素と同じ参照符号を付すに止め、それ以上の説明は省略する。従って、第３実施形態においても、第１実施形態と基本的に同様の作用効果を達成可能である。 The other configurations of the third embodiment are basically the same as those of the first embodiment, and each component is given the same reference code as the corresponding component of the first embodiment. Is omitted. Therefore, even in the third embodiment, basically the same effects as those in the first embodiment can be achieved.
更にこの第３実施形態によれば、タービンランナ１２が、慣性回転体４１における少なくとも一部の質量体（重量部材）を兼ねるため、慣性回転体４１の外径側に設けられる専用の質量体を小型化するか又は省略することができ、ダイナミックダンパ４９の小型軽量化が図られる。
Further, according to the third embodiment, since the
以上説明した第１〜第３実施形態では、動力伝達経路４６の非伝動状態で一対のばね保持プレート５０，５１とダイナミックダンパばね５８との間に設定される隙間Ｃを、ダイナミックダンパばね５８のプリセット荷重付与に基づき拡張された減衰領域の減衰ピークが変動するのを抑制可能な大きさに設定したものをそれぞれ示した。
In the first to third embodiments described above, the gap C set between the pair of
これに対して、第１〜第３実施形態の、図示しない各変形例（本発明の第２の特徴に対応）では、上記非伝動状態で一対のばね保持プレート５０，５１とダイナミックダンパばね５８との間に設定される隙間Ｃを、装置の組立作業性を向上させる観点から（即ち上記減衰ピークの変動を抑制する観点を考慮に入れないで）設定される。
On the other hand, in each of the modified examples (not shown) of the first to third embodiments (corresponding to the second feature of the present invention), the pair of
より具体的に言えば、各変形例での隙間Ｃは、装置の組立過程（特にダイナミックダンパばね５８にプリセット荷重を付与するよう係合する慣性プレート６１を一対のばね保持プレート５０，５１間に挟んだ状態で両ばね保持プレート５０，５１相互を結合する組立過程）でダイナミックダンパばね５８の弾発力（即ちプリセット荷重）を両ばね保持プレート５０，５１に作用させないために設けられる。
More specifically, the gap C in each modification is between the pair of
従って、この各変形例での隙間Ｃは、第１〜第３実施形態のように上記減衰ピークの変動抑制を主眼として設定される隙間Ｃよりも、隙間サイズの設定自由度が比較的高くなる。例えば、各変形例の隙間Ｃは、少なくとも組立作業性を損なわなければ、第１〜第３実施形態の隙間Ｃより小さく設定することも可能であり、或いはまた第１〜第３実施形態の隙間Ｃより大きく設定することも可能である。 Therefore, the gap C in each of the modified examples has a relatively higher degree of freedom in setting the gap size than the gap C set mainly for suppressing the fluctuation of the attenuation peak as in the first to third embodiments. .. For example, the gap C of each modification can be set smaller than the gap C of the first to third embodiments at least as long as the assembly workability is not impaired, or the gap C of the first to third embodiments can be set smaller. It is also possible to set it larger than C.
また、各変形例の隙間Ｃを、例えば上記組立過程でダイナミックダンパばね５８の弾発力（即ちプリセット荷重）を両ばね保持プレート５０，５１に作用させない必要最小限の大きさに設定した場合には、その隙間Ｃを極力小さくして、隙間Ｃの特設に伴うガタの発生を最小限に抑えることができる。
Further, when the gap C of each modification is set to the minimum necessary size so that the elastic force (that is, the preset load) of the
以上、本発明の実施形態及び実施形態の変形例について説明したが、本発明は上記実施形態及びその変形例に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明を逸脱することなく種々の設計変更を行うことが可能である。 Although the embodiments and modifications of the present invention have been described above, the present invention is not limited to the above-described embodiments and modifications thereof, and deviates from the present invention described in the claims. It is possible to make various design changes.
例えば、前記実施形態では、動力伝達装置として、トルクコンバータＴＣにおけるロックアップクラッチ４０の接続状態で、エンジンからの回転動力をロックアップクラッチ４０からトルクコンバータＴＣの出力軸２７側に伝達可能なトルクコンバータ用動力伝達装置を例示したが、本発明の第１〜第５の特徴に係る動力伝達装置の用途は、トルクコンバータ用に限定されない。例えば、エンジンからの回転動力を伝達可能な動力伝達経路としてのトルク伝達経路４６に、動力伝達に関与する少なくとも１つのダンパが介設されるとともにダイナミックダンパが付設される動力伝達装置であれば、用途を問わず本発明を適用可能である。
For example, in the above-described embodiment, as a power transmission device, a torque converter capable of transmitting rotational power from the engine from the lockup clutch 40 to the
また前記実施形態では、トルク伝達経路４６に、ダイナミックダンパ４９とは別個独立の第１および第２のダンパ４７，４８を直列に介設したものを示したが、本発明では、ダイナミックダンパ４９以外のダンパの設置個数は１個だけもよく、或いは３個以上でもよい。
Further, in the above-described embodiment, the
Ｃ・・・・・・隙間
ＴＣ・・・・・トルクコンバータ
１２・・・・・タービンランナ
２７・・・・・出力軸
２９・・・・・部材としての出力ハブ
４０・・・・・ロックアップクラッチ
４１・・・・・慣性回転体
４２・・・・・伝動回転部材としてのスプリングホルダ
４３・・・・・クラッチピストン
４６・・・・・動力伝達経路としてのトルク伝達経路
４７，４８・・第１，第２のダンパ
４９・・・・・ダイナミックダンパ
５０，５１・・一対のばね保持部材としての保持プレート
５０ａ，５１ａ・・ばねホルダ部
５５，７０・・ダンパスプリング
５８・・・・・ダイナミックダンパばね
６１・・・・・ばね支持部材としての慣性プレート
C ... Gap TC ...
Claims (10)
前記伝動回転部材（４２）及び前記慣性回転体（４１）のうちの何れか一方は、前記非伝動状態で前記ダイナミックダンパばね（５８）に前記プリセット荷重を単独で付与するよう係合するばね支持部材（６１）を備えると共に、前記伝動回転部材（４２）及び前記慣性回転体（４１）のうちの何れか他方は、相互間が結合され且つその相互間に前記ばね支持部材（６１）を挟持する一対のばね保持部材（５０，５１）を備えており、
前記一対のばね保持部材（５０，５１）は、前記ダイナミックダンパばね（５８）を保持するばねホルダ部（５０ａ，５１ａ）を有していて、該ばねホルダ部（５０ａ，５１ａ）と前記ダイナミックダンパばね（５８）との間に前記非伝動状態で回転方向の隙間（Ｃ）が設定されることを特徴とすることを特徴とする、動力伝達装置。 A dynamic damper (49) is attached to a power transmission path (46) interposed at least one damper (47, 48), and the dynamic damper (49) constitutes a part of the power transmission path (46). An inertial rotating body (41) that can rotate relative to the transmission rotating member (42) and a dynamic damper spring (58) that can connect between the transmission rotating member (42) and the inertial rotating body (41). In a power transmission device, the dynamic damper spring (58) is provided with a preset load in a non-transmission state of the power transmission path (46).
One of the transmission rotating member (42) and the inertial rotating body (41) engages with the dynamic damper spring (58) so as to independently apply the preset load in the non-transmission state. The member (61) is provided, and any one of the transmission rotating member (42) and the inertial rotating body (41) is coupled to each other and sandwiches the spring support member (61) between them. It is provided with a pair of spring holding members (50, 51).
The pair of spring holding members (50, 51) have a spring holder portion (50a, 51a) for holding the dynamic damper spring (58), and the spring holder portion (50a, 51a) and the dynamic damper. A power transmission device, characterized in that a gap (C) in the rotational direction is set between the spring (58) and the spring (58) in the non-transmission state.
前記一対のばね保持部材（５０，５１）は、前記ばねホルダ部（５０ａ，５１ａ）とは異なる部位で、前記第２のダンパ（４８）のダンパスプリング（７０）を保持しており、 前記動力伝達経路（４６）内の、前記伝動回転部材（４２）よりも下流側の部材（５２）と、前記一対のばね保持部材（５０，５１）との間に、前記第２のダンパ（４８）のダンパスプリング（７０）が介装されることを特徴とする、請求項１〜４の何れか１項に記載の動力伝達装置。 At least the first and second dampers (47, 48) are interposed in the power transmission path (46) in series, and the transmission rotation member (50, 51) including the pair of spring holding members (50, 51) is provided. 42) is interposed in the middle of the first and second dampers (47, 48) in the power transmission path (46).
The pair of spring holding members (50, 51) hold the damper spring (70) of the second damper (48) at a portion different from that of the spring holder portions (50a, 51a), and the power thereof. The second damper (48) in the transmission path (46) is between the member (52) on the downstream side of the transmission rotation member (42) and the pair of spring holding members (50, 51). The power transmission device according to any one of claims 1 to 4, wherein the damper spring (70) of the above is interposed.
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