JP2797691B2 - Damper mechanism of fluid transmission with lock-up clutch - Google Patents
Damper mechanism of fluid transmission with lock-up clutchInfo
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- F16H45/00—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches
- F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type
- F16H2045/0221—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type with damping means
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Description
【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 この発明は、ロックアップクラッチ付き流体伝動装置
に設けられているダンパ機構に関するものである。Description: BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a damper mechanism provided in a fluid transmission with a lock-up clutch.
従来の技術 周知のように流体伝動装置は、入力された駆動力によ
って流体の流れを生じさせ、その流体の流れが出力側の
部材に作用してこれを回転させることにより動力の伝達
を行なう装置である。この種の装置では、入力側の部材
と出力側の部材とに不可避的な回転数差があるために動
力損失が生じる不都合がある。そのため例えば車両用の
トルクコンバータにおいては、動力損失に起因する燃費
の悪化を防止するために、ロックアップクラッチを設け
ている。2. Description of the Related Art As is well known, a fluid transmission device generates a fluid flow by an input driving force, and the fluid flow acts on an output member to rotate the member, thereby transmitting power. It is. In this type of device, there is an inconvenience that power loss occurs because there is an unavoidable rotational speed difference between the input side member and the output side member. Therefore, for example, a torque converter for a vehicle is provided with a lock-up clutch in order to prevent deterioration of fuel efficiency due to power loss.
車両用のトルクコンバータにおける一般的なロックア
ップクラッチは、フロントカバーの内面とタービンラン
ナとの間に配置され、フロントカバーとロックアップク
ラッチとの間からフルードをドレンすることにより、あ
るいはタービンランナ側の油圧を高めることによりロッ
クアップクラッチをフロントカバーに押し付け、これに
よりロックアップクラッチを係合状態として入力要素で
あるフロントカバーから出力要素である出力軸に直接ト
ルクを伝達するよう構成されている。A general lock-up clutch in a vehicle torque converter is disposed between an inner surface of a front cover and a turbine runner, and by draining fluid from between the front cover and the lock-up clutch, or on a turbine runner side. By increasing the oil pressure, the lock-up clutch is pressed against the front cover, whereby the lock-up clutch is engaged to directly transmit torque from the front cover as an input element to the output shaft as an output element.
したがってロックアップクラッチを係合させた状態で
は、入力要素と出力要素とを機械的に直結した状態にな
るので、動力損失が生じない反面、これらの要素の間で
トルク変動に伴う振動をも伝達してしまうことになる。
そこで従来では、ロックアップクラッチにダンパスプリ
ングを主体とするダンパ機構を組み込んで、振動を低減
するようにしている。このダンパ機構としては、予想さ
れる最大入力トルクを吸収できる容量を備えていること
が、先ず必要であるが、大トルクに耐え得るようにばね
定数の大きいダンパスプリングを使用すると、振動を充
分低減できなくなり、またこもり音が大きくなる不都合
が生じる。このようにダンパ機構には、強度上、ばね定
数をある程度大きくすることが要求され、これとは反対
に振動の低減のためには、ばね定数を小さくすることが
要求される。従来、これら相反する要求を満すために、
ばね定数の異なる複数種類のダンパスプリングを使用し
て、ダンパ機構を構成することが行なわれている。Therefore, when the lock-up clutch is engaged, the input element and the output element are mechanically directly connected to each other, so that no power loss occurs, but vibrations caused by torque fluctuation are transmitted between these elements. Will be done.
Therefore, conventionally, a damper mechanism mainly comprising a damper spring is incorporated in the lock-up clutch to reduce vibration. This damper mechanism must first have a capacity to absorb the expected maximum input torque, but if a damper spring with a large spring constant is used to withstand a large torque, the vibration will be sufficiently reduced. This makes it impossible to do so, and also causes the problem that the muffled sound is increased. As described above, the damper mechanism is required to increase the spring constant to some extent in terms of strength, and conversely, to reduce the vibration, it is required to reduce the spring constant. Conventionally, to satisfy these conflicting demands,
2. Description of the Related Art A damper mechanism is configured using a plurality of types of damper springs having different spring constants.
その一例が特開昭61−252964号公報に記載されてお
り、これを簡単に説明すれば以下のとおりである。One example is described in JP-A-61-252964, which is briefly described as follows.
すなわち第15図および第16図において、トルクコンバ
ータ1のハウジング2内には、ポンプインペラ3と、こ
のポンプインペラ3と対向して配置されたタービンラン
ナ4と、ポンプインペラ3とタービンランナ4との間に
配置したステータ5と、フロントカバー2aとタービンラ
ンナ4との間に配置したロックアップクラッチ6とが設
けられている。That is, in FIGS. 15 and 16, a pump impeller 3, a turbine runner 4 disposed opposite to the pump impeller 3, and a pump impeller 3 and a turbine runner 4 are provided in a housing 2 of the torque converter 1. A stator 5 arranged between the front cover 2a and a lock-up clutch 6 arranged between the front cover 2a and the turbine runner 4 is provided.
このロックアップクラッチ6は、フロントカバー2aの
内側面に対して係合および解除される円盤状の駆動側部
材7と、この駆動側部材7に対向して配置した円盤状の
被駆動側部材9とを有している。The lock-up clutch 6 includes a disk-shaped drive-side member 7 that is engaged with and released from the inner surface of the front cover 2a, and a disk-shaped driven-side member 9 that is disposed to face the drive-side member 7. And
また被駆動側部材9は、駆動側部材7の外周部に連結
された第1プレート9aと、この第1プレート9aに対して
第1ダンパスプリング10を介して連結された第2プレー
ト9bと、この第2プレート9bに第2ダンパスプリング11
を介して連結された第3プレート9cとによって構成され
ており、その第3プレート9がトルクコンバータ1の出
力軸8にスプライン嵌合させたハブ4aにタービンランナ
4と共に固定されている。そして上記の第1ダンパスプ
リング10と第2ダンパスプリング11とは、ばね定数が互
いに異なっており、例えば第1ダンパスプリング10のば
ね定数が第2ダンパスプリング11のばね定数より小さい
値が設定されている。The driven side member 9 includes a first plate 9a connected to the outer peripheral portion of the driving side member 7, a second plate 9b connected to the first plate 9a via a first damper spring 10, The second damper spring 11 is attached to the second plate 9b.
The third plate 9c is fixed together with the turbine runner 4 to a hub 4a that is spline-fitted to the output shaft 8 of the torque converter 1 via a third plate 9c. The first damper spring 10 and the second damper spring 11 have different spring constants. For example, the spring constant of the first damper spring 10 is set to a value smaller than the spring constant of the second damper spring 11. I have.
したがって上記従来のトルクコンバータ1では、ロッ
クアップ状態での入力トルクが小さければ、第1ダンパ
スプリング10が伸縮してトルク変動を吸収し、また大ト
ルクが入力された場合には、ばね定数の大きい第2ダン
パスプリング11が圧縮されてトルクを吸収する。すなわ
ち低トルク時では所定トルクに対するロックアップクラ
ッチ6のねじれ角が大きくなり、また大トルク時では所
定トルクに対するロックアップクラッチ6のねじれ角が
小さくなり、ばね特性は二段に変化するものとなる。そ
の結果、通常の走行状態におけるエンジントルクの変動
に起因するこもり音の発生は、ばね定数の小さい第1ダ
ンパスプリング10が作用することによって防止し、また
一時的に入力される大トルクに対しては、ばね定数の大
きい第2ダンパスプリング11が作用して損傷を防止する
ようになっている。Therefore, in the conventional torque converter 1 described above, if the input torque in the lock-up state is small, the first damper spring 10 expands and contracts to absorb torque fluctuations, and if a large torque is input, the spring constant is large. The second damper spring 11 is compressed to absorb the torque. That is, when the torque is low, the torsion angle of the lock-up clutch 6 with respect to the predetermined torque increases, and when the torque is high, the torsion angle of the lock-up clutch 6 with respect to the predetermined torque decreases, and the spring characteristics change in two stages. As a result, the generation of the muffled sound caused by the fluctuation of the engine torque in the normal running state is prevented by the action of the first damper spring 10 having a small spring constant, and the large damping torque is temporarily input. The second damper spring 11 having a large spring constant acts to prevent damage.
発明が解決しようとする課題 ばね定数の相違するダンパスプリングを使用したダン
パ機構は、大きな衝撃トルクにも耐え得る利点があるの
で、オフロード車のようにタイヤから大トルクが比較的
頻繁に入力されることのある車両には特に有効な機構で
ある。しかしながらばね定数が所定のねじれ角を境にし
て大きく変化するために、以下のような不都合があっ
た。Problems to be Solved by the Invention A damper mechanism using a damper spring having a different spring constant has an advantage of being able to withstand a large impact torque, so that a large torque is relatively frequently input from a tire like an off-road vehicle. This is a particularly effective mechanism for vehicles that may be used. However, since the spring constant greatly changes at a predetermined twist angle, there are the following inconveniences.
すなわち衝撃トルクが入力された場合、先ずばね定数
の小さいダンパスプリングが急速かつ大きく圧縮され、
しかる後、ねじれ角がばね定数の変化する角度になる
と、この時点でダンパ機構を介して急激かつ大きなトル
クが伝達されることになるため、車両の出力軸のトルク
が急激に変化する。これは駆動機構にガタがある場合に
生じるような衝撃として搭乗者に体感され、乗心地や車
両の安定性を損う原因となるおそれがある。That is, when an impact torque is input, first, a damper spring having a small spring constant is rapidly and greatly compressed,
Thereafter, when the torsion angle becomes an angle at which the spring constant changes, abrupt and large torque is transmitted through the damper mechanism at this point, so that the torque of the output shaft of the vehicle rapidly changes. This is perceived by the occupant as an impact generated when the drive mechanism has backlash, and may cause a reduction in ride comfort and vehicle stability.
また前述した従来の構成では、ばね定数が所定のねじ
れ角度で急激かつ大きく変化することになるから、例え
ば不整地の走行中にタイヤから大きな衝撃トルクが入力
され、その結果、ばね定数の大きいダンパスプリングを
も圧縮させ、しかる後、タイヤからのトルクの入力がな
くなった場合には、ばね定数の大きいダンパスプリング
に蓄積されたエネルギが、ばね定数の変化点すなわちね
じれ角がばね定数の変化する角度になる時点まで急激に
放出される。これは入力トルクが大きく変化した場合と
類似した状況であって、このトルク変動はばね定数の小
さいダンパスプリングによって低減させることになるか
ら、ねじれ角が大きくかつゆっくり繰返し変化する所謂
シャクリを惹き起すおそれがある。Further, in the above-described conventional configuration, the spring constant changes abruptly and greatly at a predetermined torsion angle. For example, a large impact torque is input from a tire while traveling on uneven terrain, and as a result, a damper having a large spring constant is obtained. When the spring is also compressed, and thereafter the input of torque from the tire is stopped, the energy stored in the damper spring having a large spring constant is determined by the change point of the spring constant, that is, the torsion angle is the angle at which the spring constant changes. It is released rapidly until This is a situation similar to the case where the input torque greatly changes. Since this torque fluctuation is reduced by the damper spring having a small spring constant, there is a possibility that a so-called shear is generated in which the torsion angle is large and changes slowly and repeatedly. There is.
このように上記のトルクコンバータでは、ロックアッ
プクラッチのダンパ機構におけるばね特性が、所定のね
じれ角で急激に変化するため、ショックやシャクリが生
じる不都合があった。As described above, in the above torque converter, the spring characteristic of the damper mechanism of the lock-up clutch changes abruptly at a predetermined torsion angle.
この発明は、上記の事情に鑑みなされたもので、ばね
特性が変化する所定のねじれ角付近で生じるシャクリを
効果的に防止することのできるダンパ機構を提供するこ
とを目的とするものである。The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a damper mechanism that can effectively prevent a shearing generated near a predetermined torsion angle at which a spring characteristic changes.
課題を解決するための手段 この発明は、上記の目的を達成するために、ポンプイ
ンペラを一体に連結した入力要素と、タービンランナを
一体に連結した出力要素と、前記入力要素に選択的に係
合させることにより入力要素から出力要素に動力を伝達
するロックアップクラッチと、ロックアップクラッチに
負荷されるねじりトルクに応じて圧縮されるダンパスプ
リングとを有し、前記ダンパスプリングを圧縮する方向
の所定のねじれ角度においてばね特性が変化するロック
アップクラッチ付き流体伝動装置のダンパ機構におい
て、前記ダンパスプリングを圧縮するねじり作用に対す
る抵抗力が、前記ばね特性が変化する前記ねじれ角度付
近の所定の角度範囲で、該所定の角度範囲よりも小さい
角度の角度範囲における抵抗力、および前記所定の角度
範囲よりも大きい角度の角度範囲における抵抗力よりも
大きくなる粘性減衰機構が設けられていることを特徴と
するものである。Means for Solving the Problems In order to achieve the above object, the present invention selectively relates to an input element integrally connected to a pump impeller, an output element integrally connected to a turbine runner, and the input element. A lock-up clutch that transmits power from the input element to the output element by coupling the damper spring, and a damper spring that is compressed in accordance with a torsional torque applied to the lock-up clutch. In a damper mechanism of a fluid transmission with a lock-up clutch in which a spring characteristic changes at a torsion angle, a resistance force against a torsion action of compressing the damper spring is changed within a predetermined angle range near the torsion angle at which the spring characteristic changes. The resistance in an angle range smaller than the predetermined angle range, and The present invention is characterized in that a viscous damping mechanism is provided which becomes larger than a resistance force in an angle range of an angle larger than the angle range.
作用 この発明における流体伝動装置では、ロックアップク
ラッチを係合させることによりロックアップクラッチに
ねじりトルクが作用し、そのトルクの大きさに応じてダ
ンパスプリングが圧縮される。ダンパスプリングを圧縮
することに伴うねじれ角度が予め定めた所定の角度に達
すると、ばね特性が変化し、それ以上の角度では、入力
トルクの変化に対するねじれ角の変化の割合が、それ以
下の角度領域とは異なる。このばね特性が変化するねじ
れ角度を仮に変化点と称すると、この発明のダンパ機構
では、ねじれ角がこの変化点に達する直前もしくは変化
点に達すると同時あるいはその直後の状態を含む所定の
角度範囲における抵抗力が、該所定の角度範囲よりも小
さい角度の角度範囲における抵抗力、および前記所定の
角度範囲よりも大きい角度の角度範囲における抵抗力よ
りも大きくなるような粘性減衰作用が生じる。これはね
じれ角が変化点以上になった後、入力トルクが減少する
とともにダンパスプリングに蓄えられたエネルギが放出
されることによってねじれ角が変化点を越えて減少する
場合にも同様に生じる。Effect In the fluid transmission according to the present invention, by engaging the lock-up clutch, a torsional torque acts on the lock-up clutch, and the damper spring is compressed according to the magnitude of the torque. When the torsion angle associated with the compression of the damper spring reaches a predetermined angle, the spring characteristic changes, and at a larger angle, the ratio of the change in the torsion angle to the change in the input torque decreases to a smaller angle. Different from the area. Assuming that the torsion angle at which the spring characteristic changes is referred to as a change point, the damper mechanism of the present invention has a predetermined angle range including a state immediately before the torsion angle reaches the change point or at the same time as or immediately after the torsion angle reaches the change point. Is greater than the resistance in the angle range smaller than the predetermined angle range and the resistance in the angle range larger than the predetermined angle range. This also occurs when the input torque decreases and the energy stored in the damper spring is released after the torsion angle exceeds the change point, and the torsion angle decreases beyond the change point.
したがってこの発明では、変化点の直前で粘性減衰作
用が生じるようにすることにより、出力軸トルクの変化
として、あるいは車両の挙動として変化点が顕著には生
じなくなる。また変化点の前後のいずれかで粘性減衰作
用が生じることにより、ばね定数が変化することに起因
するシャクリ、換言すれば大きい衝撃トルクが入力され
た場合のシャクリが防止される。Therefore, in the present invention, by causing the viscous damping action to occur immediately before the change point, the change point does not significantly occur as a change in the output shaft torque or as a behavior of the vehicle. Further, the viscous damping action occurs before or after the change point, thereby preventing shearing caused by a change in the spring constant, in other words, shaking when a large impact torque is input.
実施例 以下、この発明の実施例を第1図ないし第14図を参照
して説明する。Embodiment An embodiment of the present invention will be described below with reference to FIGS. 1 to 14.
先ず第1図ないし第6図を参照して第1の実施例を説
明する。第1図に示すトルクコンバータ21は、ロックア
ップクラッチおよびダンパ機構ならびに粘性減衰機構を
除いた他の機構を従来のトルクコンバータとほぼ同一に
構成したものであって、エンジンの出力軸(図示せず)
に取付けたドライブプレート22を連結するハウジング23
はフロントカバー23aとポンプインペラ24のケースとに
よって構成されており、このハウジング23内にはポンプ
インペラ24からATオイルを介してトルク伝達されるター
ビンランナ25がポンプインペラ24に対向して配置され、
またタービンランナ25からポンプインペラ24へ向うATオ
イルの流れの方向を変換するステータ26が、タービンラ
ンナ25とポンプインペラ24との間に配置されている。さ
らにタービンランナ25は、出力軸27にスプライン嵌合さ
せたハブ27aに取付けられており、このハブ27aの外周部
には、タービンランナ25とフロントカバー23aとの間に
位置するほぼ円盤状の被駆動側部材28が軸線方向に移動
し得るようスプライン嵌合している。また、この被駆動
側部材28とフロントカバー23aとの間には、駆動側部材2
9が配置されている。この駆動側部材29は、第1図に断
面で示すように、被駆動側部材28に対向する円盤状の部
分と、その外周部において軸線方向に延びた円筒状の部
分とを有しており、その円筒状部分で被駆動側部材28に
嵌合している。First, a first embodiment will be described with reference to FIGS. The torque converter 21 shown in FIG. 1 has substantially the same structure as a conventional torque converter except for a lock-up clutch, a damper mechanism, and a viscous damping mechanism, and has an output shaft (not shown) of an engine. )
Housing 23 that connects drive plate 22 mounted on
Is constituted by a front cover 23a and a case of the pump impeller 24.In the housing 23, a turbine runner 25 to which torque is transmitted from the pump impeller 24 via AT oil is disposed so as to face the pump impeller 24.
Further, a stator 26 for changing the direction of the flow of the AT oil from the turbine runner 25 to the pump impeller 24 is disposed between the turbine runner 25 and the pump impeller 24. Further, the turbine runner 25 is attached to a hub 27a spline-fitted to the output shaft 27, and an outer peripheral portion of the hub 27a has a substantially disk-shaped cover located between the turbine runner 25 and the front cover 23a. The drive side member 28 is spline-fitted so that it can move in the axial direction. Further, between the driven side member 28 and the front cover 23a, the driving side member 2 is provided.
9 are located. As shown in the cross section in FIG. 1, the drive side member 29 has a disk-shaped portion facing the driven side member 28 and a cylindrical portion extending in the axial direction on the outer peripheral portion. The cylindrical portion is fitted to the driven member 28.
この駆動側部材29について更に説明すると、第2図に
示すように、駆動側部材29のうち被駆動側部材28と対向
する面には、同心円状の6本の環状リブ29a,29b,……29
fが、外周側から順に所定の間隔に突出して形成されて
おり、これらの環状リブ29a,29b,……29fの相互の間、
すなわち5つの谷部のうち、環状リブ29b,29c間および
環状リブ29d,29e間を除く3つの谷部には、ダンパスプ
リング用のストッパリブ30が、円周を4等分する位置で
かつそれぞれ同心円の一部を成す円弧状に突出して形成
されている。換言すれば、ストッパリブ30が残るよう環
状のリブの一部を所定長さに亘って切除して円弧状の切
欠部が形成されている。なお、最外周の谷部におけるス
トッパリブ30と中間部の谷部におけるストッパリブ30と
は、第2図に示す中心角がθaになる長さに設定され
る。The drive-side member 29 will be further described. As shown in FIG. 2, a surface of the drive-side member 29 facing the driven-side member 28 has six concentric annular ribs 29a, 29b,. 29
f are formed so as to protrude at predetermined intervals in order from the outer peripheral side, and between these annular ribs 29a, 29b,.
That is, among the five valleys, the stopper valleys 30 for the damper spring are provided at three valleys except for between the annular ribs 29b and 29c and between the annular ribs 29d and 29e at positions where the circumference is divided into four equal parts and concentric circles respectively. Are formed so as to protrude in an arc shape that forms part of. In other words, an arc-shaped notch is formed by cutting off a part of the annular rib over a predetermined length so that the stopper rib 30 remains. Note that the stopper rib 30 in the valleys of the stopper rib 30 and the intermediate portion of the outermost valleys, is set to a length that a central angle shown in FIG. 2 is theta a.
そしてその切欠部に以下に述べるダンパスプリングが
収容されている。すなわち、ストッパリブ30がそれぞれ
形成された3つの谷部には、従来のこの種の用途に使用
されているダンパスプリングよりもばね定数が小さい第
1ダンパスプリング31a,31b,31cが、各谷部ごとに8
個、合計24個収容されている。その設置状態は第2図に
具体的に示してあり、円周方向で隣り合うストッパリブ
30同士間、すなわち各切欠部には、それぞれ一対の第1
ダンパスプリング31a,31b,31cがスペーサブロック32を
挟み込んだ状態で嵌め込まれている。なお、スペーサブ
ロック32は円周方向に移動可能であって、これはダンパ
スプリング31a,〜31cの1本ごとの長さを短くしてその
座屈を防ぐために設けたものである。The cutout accommodates a damper spring described below. That is, the first damper springs 31a, 31b, and 31c having a smaller spring constant than the damper springs used for this type of conventional application are provided at the three valleys where the stopper ribs 30 are formed, respectively. To 8
And a total of 24 are accommodated. The installation state is specifically shown in FIG. 2, and the circumferentially adjacent stopper ribs are provided.
Between each other, that is, in each notch, a pair of first
The damper springs 31a, 31b, 31c are fitted with the spacer block 32 interposed therebetween. The spacer block 32 is movable in the circumferential direction, and is provided to reduce the length of each of the damper springs 31a to 31c to prevent buckling.
さらにストッパリブ30を設けていない谷部のうち環状
リブ29b,29c間の谷部には、円周を4等分する位置でか
つ前記ストッパリブ30の位置から円周方向に15度回転し
た位置に、4対の円弧状の粘性減衰リブ33が一定間隔ご
とに形成されている。この粘性減衰リブ33は、第2図に
示すように中心角がθbとなる長さの2条のリブを1組
とするものであって、それぞれ対をなす粘性減衰リブ33
の間には第2ダンパスプリング36aが嵌め込まれてい
る。なおこの第2ダンパスプリング36aはばね定数が第
1ダンパスプリング31a,〜31cと同じあってもよく、あ
るいは異なっていてもよい。Further, in the valley between the annular ribs 29b and 29c among the valleys where the stopper rib 30 is not provided, at a position where the circumference is divided into four equal parts and a position rotated 15 degrees in the circumferential direction from the position of the stopper rib 30, Four pairs of arc-shaped viscous damping ribs 33 are formed at regular intervals. As shown in FIG. 2, the viscous damping ribs 33 are a set of two ribs having a central angle of θb, and a pair of the viscous damping ribs 33 is provided.
Between them, a second damper spring 36a is fitted. Note that the second damper spring 36a may have the same or different spring constant as the first damper springs 31a, 31c.
他方、被駆動側部材28において、駆動側部材29と対向
する面のうち円周を4等分するそれぞれの位置には、第
3図に示すように、同心円の一部を成す円弧状の複数の
押動リブ34が形成されている。この押動リブ34は、駆動
側部材29と被駆動側部材28とが相対的に回転した際に、
前記ストッパリブ30と共にダンパスプリング31a,〜31c
を押して圧縮するものであって、駆動側部材29側のスト
ッパリブ30および環状リブ29aと間に若干の間隙をあけ
てこれらのリブ30,29a,〜29fと凹凸嵌合するように形成
されている。On the other hand, in the driven-side member 28, at the respective positions on the surface facing the driving-side member 29 that divide the circumference into four equal parts, as shown in FIG. Are formed. The pushing rib 34 is used when the driving member 29 and the driven member 28 rotate relatively.
Damper springs 31a, 31c together with the stopper rib 30
The ribs 30 and 29a are formed so as to fit into the ribs 30, 29a, to 29f with a slight gap between the stopper rib 30 and the annular rib 29a on the drive side member 29 side. .
さらに被駆動側部材28には4対の減衰リブ35が形成さ
れている。これらの減衰リブ35は、前述した駆動側部材
29に形成してある粘性減衰リブ33に対応するものであっ
て、粘性減衰リブ33と凹凸嵌合する位置に3条を1組と
しかつ中心角θbとなる円弧状のリブとして形成されて
いる。またその円周方向の位置は第3図に示すように前
記の押動リブ34から約15度回転した位置であり、したが
って駆動側部材29と被駆動側部材28とを組付けた初期状
態では粘性減衰リブ33と減衰リブ35とは円周方向に外れ
て位置し、互いに嵌合していない状態となるようになっ
ている。そしてこれら互いに対をなす減衰リブ35の間に
第2ダンパスプリング36bが嵌め込まれている。Further, four pairs of damping ribs 35 are formed on the driven side member 28. These damping ribs 35 correspond to the driving-side members described above.
A counterpart to the viscous damping rib 33 which is formed in 29, are formed to Article 3 at positions viscous damping ribs 33 and projection fitting as arcuate rib comprising a pair Toshikatsu central angle theta b I have. The circumferential position is a position rotated by about 15 degrees from the pushing rib 34 as shown in FIG. 3, and therefore, in the initial state where the driving side member 29 and the driven side member 28 are assembled. The viscous damping rib 33 and the damping rib 35 are located in the circumferential direction and are not fitted to each other. A second damper spring 36b is fitted between the pair of damping ribs 35.
なお、第4図にこれらのリブ29a,〜29f,30,33,34,35
の嵌合状態を示す。FIG. 4 shows these ribs 29a, 29f, 30, 33, 34, 35
3 shows a fitting state of
また、被駆動側部材28と駆動側部材29との内外周の摺
接部分がX型シールによってシールされており、これら
のX型シールで密閉された被駆動側部材28と駆動側部材
29との間の中空部には、シリコンオイル等の高粘性油
が、適量の空気と共に封入され、ここに可変容量型の粘
性減衰機構37が構成されている。Further, sliding portions of the inner and outer peripheries of the driven side member 28 and the driving side member 29 are sealed by X-shaped seals, and the driven side member 28 and the driving side member sealed by these X-shaped seals.
A high-viscosity oil such as silicone oil or the like is sealed in a hollow portion between the chamber 29 and an appropriate amount of air, and a variable-capacity viscous damping mechanism 37 is formed therein.
さらにフロントカバー23aの内側に摩擦材40が貼着さ
れており、この摩擦材40に前記駆動側部材29が押し付け
られることにより、入力トルクが駆動側部材29およびダ
ンパスプリング31a,〜31c,36a,36bならびに被駆動側部
材28を経て出力軸27に伝達されるようになっている。す
なわちここにロックアップクラッチ39が形成されてい
る。Further, a friction material 40 is adhered to the inside of the front cover 23a, and the drive side member 29 is pressed against the friction material 40, so that the input torque increases the drive side member 29 and the damper springs 31a, 31c, 31c, 36a, The power is transmitted to the output shaft 27 via the driving member 36b and the driven member 28. That is, the lock-up clutch 39 is formed here.
次に、上記のように構成されたトルクコンバータ21の
作用を説明する。Next, the operation of the torque converter 21 configured as described above will be described.
車両の走行状態がロックアップ領域に達していない状
態では、フロントカバー23aと駆動側部材29との間の圧
力が高められて駆動側部材29がフロントカバー23aの内
面に貼着した摩擦材40から離れており、すなわちロック
アップクラッチ39が解除された状態にあり、この状態で
は、ハウジング23と一体のポンプインペラ24からATオイ
ルを介してタービンランナ25にトルクが伝達され、更に
出力軸27にトルクが伝わる。このように低速時には、流
体を介したトルク伝達が行なわれるので、トルク変動に
よる振動は、トルクコンバータ21がスリップすることに
よってカットされる。In a state where the running state of the vehicle has not reached the lock-up area, the pressure between the front cover 23a and the driving side member 29 is increased, and the driving side member 29 is removed from the friction material 40 adhered to the inner surface of the front cover 23a. In this state, the lock-up clutch 39 is released, and in this state, torque is transmitted from the pump impeller 24 integral with the housing 23 to the turbine runner 25 via AT oil, and furthermore, torque is transmitted to the output shaft 27. Is transmitted. As described above, at the time of low speed, the torque is transmitted via the fluid, so that the vibration due to the torque fluctuation is cut by the slip of the torque converter 21.
そして、例えば車速が増して車両の走行状態がロック
アップ領域に達すると、フロントカバー23aと駆動側部
材29との間の油圧に対してタービンランナ25側の油圧Pa
が相対的に高められ、その結果、被駆動側部材28がフロ
ントカバー23a側(第1図において左側)へ移動する。
この被駆動側部材28と駆動側部材29との間には、高粘性
油が適量の空気と共に封入されているから、被駆動側部
材28の移動に伴って駆動側部材29が高粘性油が空気封入
した空気を介してフロントカバー23a側に押され、前記
摩擦材40に押し付けられる。すなわちロックアップクラ
ッチ39が係合する。その場合、駆動側部材29が摩擦材40
に接触し始めた時点では、高粘性油と共に封入されてい
る空気が未だ圧縮されていないから、ロックアップクラ
ッチ39の係合圧は低く、その後、被駆動側部材28が更に
移動して駆動側部材29に接近することにより前記の空気
を圧縮すると、駆動側部材29と被駆動側部材28との間の
圧力が次第に高くなり、それに伴ってロックアップクラ
ッチ39の係合圧も高くなる。すなわち高粘性油と共に封
入されている空気が緩衝作用を行ない、ロックアップク
ラッチ39の係合圧は徐々に高まることになる。When, for example, the vehicle speed increases and the running state of the vehicle reaches the lock-up region, the hydraulic pressure Pa on the turbine runner 25 side with respect to the hydraulic pressure between the front cover 23a and the drive side member 29.
Is relatively increased, and as a result, the driven side member 28 moves to the front cover 23a side (the left side in FIG. 1).
Since a high-viscosity oil is enclosed between the driven-side member 28 and the driving-side member 29 together with an appropriate amount of air, the driving-side member 29 moves to the high-viscosity oil with the movement of the driven-side member 28. It is pushed toward the front cover 23a through the air filled therein, and is pushed against the friction material 40. That is, the lock-up clutch 39 is engaged. In this case, the driving member 29 is
When the contact with the high-viscosity oil has begun, the engagement pressure of the lock-up clutch 39 is low. When the air is compressed by approaching the member 29, the pressure between the driving-side member 29 and the driven-side member 28 gradually increases, and the engagement pressure of the lock-up clutch 39 also increases accordingly. That is, the air sealed together with the high-viscosity oil performs a buffering action, and the engagement pressure of the lock-up clutch 39 gradually increases.
ロックアップクラッチ39が係合した状態では、入力ト
ルクの大半を駆動側部材29と被駆動側部材28とを介して
出力軸27に伝達することになるから、これらの二つの部
材29,28の間にはねじりトルクが作用することになる。
したがって入力トルクが所定のトルク以下であれば、ば
ね定数の小さい第1ダンパスプリング31a,〜31cが圧縮
されて駆動側部材29と被駆動側部材28との間に相対的な
ねじれが生じる。また入力トルクが更に大きくなれば、
第2ダンパスプリング36a,36bをも圧縮され、過負荷を
防止する。したがって駆動側部材29と被駆動側部材28と
の相対的なねじれ角(以下、単にねじれ角と記す)が所
定値以下であれば、第1ダンパスプリング31a,〜31cに
よって振動を低減させ、またねじれ角が所定値以上であ
れば、第1および第2のダンパスプリング31a,〜31c,36
a,36bによって入力トルクを吸収することになり、ばね
特性は二段に変化する特性となる。In a state where the lock-up clutch 39 is engaged, most of the input torque is transmitted to the output shaft 27 via the driving side member 29 and the driven side member 28, so that these two members 29, 28 A torsional torque acts between them.
Therefore, if the input torque is equal to or less than the predetermined torque, the first damper springs 31a, 31c having a small spring constant are compressed, and a relative torsion occurs between the driving side member 29 and the driven side member 28. Also, if the input torque increases further,
The second damper springs 36a and 36b are also compressed to prevent overload. Therefore, if the relative torsion angle between the driving side member 29 and the driven side member 28 (hereinafter, simply referred to as torsion angle) is equal to or smaller than a predetermined value, the vibration is reduced by the first damper springs 31a to 31c. If the torsion angle is equal to or larger than a predetermined value, the first and second damper springs 31a, 31c, 36c
The input torque is absorbed by a and 36b, so that the spring characteristic changes in two steps.
これらのダンパスプリング31a,〜31c,36a,36bの作用
を第5図(A)〜(D)の模式図を参照して説明する。
これらの図は前述した各リブを直線状に延ばして示す展
開図であって、第5図(A)はロックアップクラッチ39
にねじりトルクが作用していない状態を示している。こ
の状態では、駆動側部材29のストッパリブ30と被駆動側
部材28の押動リブ34とが完全に嵌合しており、すなわち
半径方向においてオーバーラップしており、そのラップ
長さ1は最も長くなっている。また粘性減衰リブ33と
減衰リブ35とは最大の間隔で離れており、これは第4図
および第5図(A)に中心角の値として示すθc、すな
わち組付状態での開き角θcで表される。そしていずれ
のダンパスプリング31a,〜31c,36a,36bにも組付け時以
上の圧縮力は作用していない。The operation of these damper springs 31a, 31c, 36a, 36b will be described with reference to the schematic diagrams of FIGS.
These figures are development views showing the above-described ribs linearly extended, and FIG. 5 (A) shows the lock-up clutch 39.
Shows a state in which no torsional torque is applied. In this state, the stopper rib 30 of the driving side member 29 and the pushing rib 34 of the driven side member 28 are completely fitted, that is, overlapped in the radial direction, and the wrap length 1 is the longest. Has become. The viscous damping rib 33 and the damping rib 35 are separated at the maximum interval, which is represented by θ c shown as the value of the central angle in FIGS. 4 and 5A, that is, the opening angle θ in the assembled state. Expressed by c . Then, no compressive force is applied to any of the damper springs 31a to 31c, 36a, 36b.
トルクコンバータ21にトルクが入力されると、ロック
アップクラッチ39にねじりトルクが作用し、駆動側部材
29と被駆動側部材28とはねじられた状態となる。第5図
(B)はねじれ角がストッパリブ30の中心角θaよりわ
ずか大きい角度となるまでロックアップクラッチ39がね
じられた状態を示しており、この状態では、ストッパリ
ブ30と押動リブ34とが相対的に円周方向に移動してその
嵌合が解消され、その結果、第1ダンパスプリング31a,
〜31cはストッパリブ30と押動リブ34とによって圧縮さ
れている。またこれ以上のねじれ角では、これらのリブ
30,34のラップ長さは“0"になる。他方、第5図(B)
の状態では、ねじれ角が、粘性減衰リブ33と減衰リブ35
との初期の開き角度θcに至っていないので、これらの
リブ33,35は半径方向においてオーバーラップしてい
ず、また第2ダンパスプリング36a,36bには初期の組付
け時以上の圧縮力は作用していない。When torque is input to the torque converter 21, a torsional torque acts on the lock-up clutch 39, and the drive-side member
The 29 and the driven side member 28 are in a twisted state. Figure 5 (B) shows a state in which the twist angle is the lock-up clutch 39 until the slightly larger angle than the center angle theta a stopper ribs 30 is twisted, in this state, the stopper rib 30 and the pushing rib 34 Are relatively moved in the circumferential direction to cancel the engagement, and as a result, the first damper spring 31a,
31c are compressed by the stopper rib 30 and the pushing rib 34. For even higher torsion angles, these ribs
The lap length of 30,34 becomes "0". On the other hand, FIG. 5 (B)
In the state of, the torsional angle is reduced by viscous damping rib 33 and damping rib 35
Since not reached the initial opening angle theta c between these ribs 33 and 35 Izu overlap in the radial direction, and the second damper springs 36a, the initial assembly time than the compressive force acting on the 36b I haven't.
入力トルクが大きいことにより、ねじり角が粘性減衰
リブ33と減衰リブ35との初期の開き角度θc以上になる
と、これらのリブ33,35が嵌合し始める。第5図(C)
はその状態を示しており、粘性減衰リブ33と減衰リブ35
とはそれぞれの間に入り込み、そのラップ長さl2が次第
に長くなる。なお、この時点では第2ダンパスプリング
36a,36bは未だ初期状態以上には圧縮されていない。By the input torque is larger, twist angle becomes equal to or larger than the initial opening angle theta c between the attenuation rib 35 and the viscous damping ribs 33, these ribs 33 and 35 begins to fit. Fig. 5 (C)
Shows the state, the viscous damping rib 33 and the damping rib 35
And between the two, the wrap length l2 gradually increases. At this point, the second damper spring
36a and 36b have not yet been compressed beyond the initial state.
そしてねじれ角度が粘性減衰リブ33と減衰リブ35との
初期の開き角度θcとこれらのリブ33,35の長さに対する
中心角θbとを加えた角度(θc+θb)以上になると、
それぞれの間に入り込んだ粘性減衰リブ33と減衰リブ35
とは反対側に抜け出るから、第2ダンパスプリング36a,
36bはこれらのリブ33,35によって挟み付けられて圧縮さ
れる。この状態を第5図(D)に示してあり、各リブ3
3,35のラップ長さl2は次第に短くなる。なお、これらの
リブ33,35は、ねじれ角が更に大きくなると互いにそれ
ぞれの間から抜け出るので、そのラップ長さは“0"にな
る。When the torsion angle is equal to or greater than the angle (θ c + θ b ) obtained by adding the initial opening angle θ c between the viscous damping rib 33 and the damping rib 35 and the central angle θ b with respect to the length of the ribs 33 and 35,
Viscous damping rib 33 and damping rib 35 inserted between each
The second damper spring 36a,
36b is pinched and compressed by these ribs 33,35. This state is shown in FIG.
The lap length l2 of 3,35 gradually decreases. The ribs 33 and 35 come out of each other when the twist angle is further increased, so that the wrap length is "0".
以上説明したように、ねじれ角が(θc+θb)を越え
るまでは第1ダンパスプリング31a,〜31cが圧縮され、
それ以上のねじれ角では第1ダンパスプリング31a,〜31
cと第2ダンパスプリング36a,36bとの両方が圧縮される
ので、上記のダンパ機構におけるばね特性は二段に変化
する特性となる。このような特性は、ねじれ角を横軸に
とり、トルクを縦軸にとった特性線図で示せば、第6図
(A)に示すように、ねじれ角が(θc+θb)の点で折
れ曲がった線で表される。なお、この(θc+θb)の角
度を、以下、仮に変化点と記す。As described above, the first damper springs 31a and 31c are compressed until the torsion angle exceeds (θ c + θ b ),
With a larger torsion angle, the first damper springs 31a, 31
Since both c and the second damper springs 36a and 36b are compressed, the spring characteristics of the above damper mechanism change in two steps. Such a characteristic can be represented by a characteristic diagram in which the torsion angle is plotted on the horizontal axis and the torque is plotted on the vertical axis, as shown in FIG. 6 (A), where the torsion angle is (θ c + θ b ). It is represented by a bent line. The angle of (θ c + θ b ) is hereinafter referred to as a change point.
したがって、トルクコンバータ21に入力されるエンジ
ンの平均最大トルクによるねじれ角θが変化点より幾分
小さい角度となるよう第1ダンパスプリング31a,〜31c
のばね定数を設定しておけば、エンジンからの入力トル
クの変動は、ばね定数の小さい第1ダンパスプリグ31a,
〜31cが伸縮して吸収することになるため、エンジント
ルクの変動に起因するこもり音の発生が防止される。Therefore, the first damper springs 31a, 31c are set so that the torsion angle θ based on the average maximum torque of the engine input to the torque converter 21 is slightly smaller than the change point.
If the spring constant of is set, the fluctuation of the input torque from the engine is reduced by the first damper prim 31a,
Since 31c expands and contracts and absorbs, generation of muffled noise caused by fluctuations in engine torque is prevented.
また悪路走行時にエンジンの平均最大トルクを越える
大きな衝撃トルクがタイヤから入力された場合には、変
化点を越えるまでねじれた時点で、ばね定数の大きい第
2ダンパスプリング36a,36bも圧縮され始める。したが
って大きな衝撃トルクは2種類のダンパスプリング31a,
〜31c,36a,36bで吸収することになるため、ねじれ角が
過大にならず、ダンパ機構の損傷が防止される。Also, when a large impact torque exceeding the average maximum torque of the engine is input from the tires when traveling on a rough road, the second damper springs 36a and 36b having a large spring constant also start to be compressed at the time when they are twisted until exceeding the change point. . Therefore, a large impact torque is generated by two types of damper springs 31a,
Since it is absorbed by 3131c, 36a, and 36b, the torsion angle does not become excessive, and damage to the damper mechanism is prevented.
ところで前述したストッパリブ30や粘性減衰リブ33な
どの円弧状のリブはダンパスプリング31a,〜31c,36a,36
bを押して圧縮するだけではなく、粘性トルクを生じさ
せるようにも作用する。以下、その粘性減衰作用につい
て説明する。By the way, arc-shaped ribs such as the stopper rib 30 and the viscous damping rib 33 described above are used for damper springs 31a, 31c, 36a, 36.
In addition to pressing b to compress, it also acts to generate viscous torque. Hereinafter, the viscous damping action will be described.
上記の円弧状リブは、それらの間に充填されている高
粘性油を剪断することによって粘性トルクを生じさせ、
その粘性トルクの大きさは、リブ30,33,34,35の間の隙
間h1,h2に反比例し、またラップ長さ1,l2および剪断
方向の速度差に比例する。The above-mentioned arc-shaped ribs generate a viscous torque by shearing the highly viscous oil filled between them,
The magnitude of the viscous torque is inversely proportional to the gaps h1, h2 between the ribs 30, 33, 34, 35, and proportional to the wrap length 1, l2 and the speed difference in the shear direction.
したがってねじれ角が“0°”の第5図(A)に示す
状態では、ストッパリブ30と押動リブ34とのラップ長さ
1が最大となっているから、これらのリブ30,34によ
って生じる粘性トルクTaは、ねじれ角の変化速度が一定
であれば、ねじれ角が“0°”の状態で最大となる。ま
たこれらのリブ30,34の長さは、中心角がθaの長さで、
この間でラップするから、ねじれ角が“0°”からプラ
ス方向およびマイナス方向に変化すると、粘性トルクTa
がθaの角度の範囲で次第に小さくなる。Therefore, in the state shown in FIG. 5 (A) where the twist angle is “0 °”, the wrap length 1 between the stopper rib 30 and the pushing rib 34 is maximum, and the viscosity generated by these ribs 30 and 34 is large. If the rate of change of the torsion angle is constant, the torque Ta becomes maximum when the torsion angle is “0 °”. The length of these ribs 30 and 34, the length of the central angle theta a,
Since the lap is performed during this time, when the twist angle changes from “0 °” in the plus direction and the minus direction, the viscous torque Ta
There becomes gradually smaller in a range of angles theta a.
またねじれ角がθaを越えた第5図(B)に示す状態
では、いずれの円弧状リブも互いにラップしていないか
ら、円弧状リブによる粘性トルクは生じない。In the condition shown in FIG. 5 where the twist angle exceeds θ a (B), because any of arcuate ribs nor wraps each other, there is no viscous torque due to the arc-shaped ribs.
この状態はねじれ角がθcを越えるまで継続し、それ
以降では第5図(C)に示すように粘性減衰リブ33と減
衰リブ35とが半径方向で重なり始めるので、これらのリ
ブ33,35によって粘性トルクTbが生じ始める。これらの
リブ33,35のラップ長さl2は、変化点で最も長くなり、
それ以降ではラップ長さが次第に短くなる。そして変化
点からリブ33,35の長さ分、更にねじれると、すなわち
変化点からθbの角度ねじれると、ラップ長さl2が、
“0"となって粘性トルクTbも“0"となる。すなわち粘性
減衰リブ33と減衰リブ35とによる粘性トルクは、変化点
で最大で、これを挟んで±θbの範囲で次第に小さくな
る。This state continues until exceeding c twist angle theta, since the subsequent attenuation rib 35 and the viscous damping ribs 33 as shown in FIG. 5 (C) starts to overlap in the radial direction, these ribs 33 and 35 As a result, a viscous torque Tb starts to be generated. The wrap length l2 of these ribs 33, 35 is the longest at the point of change,
After that, the lap length gradually decreases. The length of the ribs 33 and 35 minutes from the change point, further twisting, i.e. the twisting angle between the transition points theta b, lap length l2 is,
It becomes “0” and the viscous torque Tb also becomes “0”. That viscosity torque due the viscous damping ribs 33 and the damping ribs 35 is the largest at the change point, gradually decreases within a range of ± theta b across it.
なお、ねじれ角が大きくなるに従って駆動側部材29と
被駆動側部材28との相対速度が小さくなるので、ストッ
パリブ33と押動リブ34とで生じる粘性トルクTaより、粘
性減衰リブ33と減衰リブ35とで生じる粘性トルクTbが小
さいトルクとなる。Since the relative speed between the driving side member 29 and the driven side member 28 decreases as the torsion angle increases, the viscous damping rib 33 and the damping rib 35 are calculated based on the viscous torque Ta generated by the stopper rib 33 and the pushing rib 34. And the viscous torque Tb generated is smaller.
以上の粘性特性を特性線図に示せば第6図(B)のと
おりであって、ねじれ角が“0°”の点を中心にした±
θaの範囲と変化点を中心にした±θbの範囲とで粘性ト
ルクTa,Tbが生じ、それぞれのトルクTa,Tbは、ねじれ角
が“0°”の点および変化点から離れるに従って小さく
なる。なお、第6図(B)は、それぞれの範囲でのねじ
れ角の変化速度が一定であると仮定したものである。The above viscosity characteristics are shown in a characteristic diagram as shown in FIG. 6 (B), and ± around a point where the torsion angle is “0 °”.
viscous torque Ta in a range of ± theta b centered on the range and change point of theta a, Tb occurs, each of the torque Ta, Tb is smaller as the twist angle away from the point and a change point of "0 °" Become. FIG. 6 (B) assumes that the rate of change of the torsion angle in each range is constant.
以上述べたばね特性と粘性減衰特性とを合せて示すと
第6図(C)のとおりである。この図から知られるよう
に第1図に示すトルクコンバータ21では、ねじれ角が
“0°”の点を中心とした±θaの範囲で粘性減衰作用
が生じるから、エンジントルクの変動に起因する振動を
低減させる第1ダンパスプリング31a,〜31cのばね定数
が小さく、その結果、シャクリが生じ易いとしても、ス
トッパリブ30および押動リブ34の部分で生じる粘性トル
クが駆動側部材29と被駆動側部材28との相対的なねじれ
作用を抑制するよう働き、ばね定数の小さいことに伴う
シャクリが効果的に防止される。FIG. 6 (C) shows the combined spring characteristics and viscous damping characteristics described above. As is known from this figure, in the torque converter 21 shown in FIG. 1, since the viscous damping action occurs in a range of ± θa around the point where the torsion angle is “0 °”, it is caused by the fluctuation of the engine torque. Although the spring constants of the first damper springs 31a to 31c for reducing vibration are small, and as a result, the shear torque is likely to occur, the viscous torque generated at the stopper rib 30 and the pushing rib 34 is reduced by the drive side member 29 and the driven side. It works to suppress the relative twisting action with the member 28, and effectively prevents the shearing due to the small spring constant.
また一方、ねじれ角が変化点より大きくなるほどの大
きな衝撃トルクが入力された場合、入力トルクが抜ける
ことにより、すなわち入力トルクが急激に低下すること
により、第1ダンパスプリング31a,〜31cと第2ダンパ
スプリング36a,36bが延びてエネルギを放出するが、第
2ダンパスプリング36a,36bはばね定数が大きいスプリ
ングであるから、ねじれ角が変化点以下になるまでは、
第2ダンパスプリング36a,36bによる大きなねじりトル
クが作用し、変化点より小さいねじれ角になると、その
ねじれトルクがなくなる。この第2ダンパスプリング36
a,36bの弾性エネルギによる一時的な大トルクは、トル
クコンバータ21への入力トルクが一時的に大きくなるこ
とと同様な現象であり、したがってばね定数の大きい第
2ダンパスプリング36a,36bが弾性エネルギを放出する
ことにより、変化点を中心にしてねじれ角が増減するシ
ャクリが生じるおそれがある。しかしながら前述したト
ルクコンバータ21では、第6図(C)に示すように、変
化点を中心にして±θbの範囲で粘性減衰作用が生じる
ので、シャクリが効果的に防止される。On the other hand, when a large impact torque is input such that the torsion angle becomes larger than the change point, the first torque damper springs 31a, 31c and the second Although the damper springs 36a and 36b extend and emit energy, the second damper springs 36a and 36b are springs having a large spring constant.
When a large torsion torque is applied by the second damper springs 36a and 36b and the torsion angle becomes smaller than the change point, the torsion torque disappears. This second damper spring 36
The temporary large torque due to the elastic energy of the a and 36b is a phenomenon similar to that the input torque to the torque converter 21 temporarily increases. Therefore, the second damper springs 36a and 36b having a large spring constant Is released, there is a possibility that a shearing force in which the torsion angle increases / decreases around the changing point may occur. However the torque converter 21 described above, as shown in FIG. 6 (C), since the viscous damping effect in a range of ± theta b around the changing point occurs, surging can be prevented effectively.
またねじれ角が変化点を越えるほどの大きな衝撃トル
クが入力された場合、第2ダンパスプリング36a,36bが
圧縮され始める変化点に対してθbだけ小さい角度まで
ねじれ角が増大した時点、すなわちねじれ角がθcにな
った時点で、粘性減衰リブ33と減衰リブ35とによる粘性
トルクTbが生じ始め、これが入力トルクに対する抵抗力
として作用する。しかもその粘性トルクTbは変化点まで
次第に増大するから、現象のうえではばね特性はθcの
ねじれ角の状態から次第に変化するのと同様となる。そ
の結果、上記のトルクコンバータ21では、実質上、ばね
特性の急激な変化が防止され、出力軸トルクの急変やそ
れに伴うショックが生じないので、車両の乗心地や安定
性が良好になる。When a large impact torque is input such that the torsion angle exceeds the change point, the point at which the torsion angle increases by θ b to the change point at which the second damper springs 36a and 36b start to be compressed, that is, the torsion when the angle becomes theta c, it begins to occur the viscosity torque Tb by the viscous damping ribs 33 and the damping ribs 35, which acts as a resistance to the input torque. Moreover since it increased gradually until the change point that the viscous torque Tb, the spring characteristic is the same as gradually changes from a state of twist angle theta c is upon the phenomenon. As a result, in the torque converter 21, a sudden change in the spring characteristic is substantially prevented, and a sudden change in the output shaft torque and a shock associated therewith do not occur, so that the riding comfort and stability of the vehicle are improved.
なお、エンジンの平均最大トルクによって生じるねじ
れ角θが、粘性減衰リブ33と減衰リブ35との初期の開き
角度θcより小さくなるよう構成することが好ましい。
すなわち粘性減衰作用は、高粘性油が剪断されることに
より運動エネルギが熱エネルギとして吸収されて生じる
ので、上記の角度の関係がθ<θcとなるよう構成して
おけば、エンジンの出力の一部が粘性減衰リブ33と減衰
リブ35とによる減衰作用によって吸収されることが殆ん
どなく、燃費の悪化を防止することができる。Incidentally, the twist angle theta caused by the average maximum torque of the engine, it is preferably configured to be smaller than the initial opening angle theta c between the attenuation rib 35 and the viscous damping ribs 33.
That is, the viscous damping effect is generated by absorbing the kinetic energy as heat energy due to the shearing of the high-viscosity oil. Therefore, if the angle relationship is configured to satisfy θ <θ c , the output of the engine is reduced. Part of it is hardly absorbed by the damping action of the viscous damping rib 33 and the damping rib 35, so that deterioration of fuel efficiency can be prevented.
つぎにこの発明の他の実施例を説明すると、第7図な
いし第10図はこの発明の第2実施例を示すもので、前記
第1実施例において被駆動側部材と駆動側部材との両方
に設けた第2ダンパスプリングが、この実施例では駆動
側部材のみに設けられている。Next, another embodiment of the present invention will be described. FIGS. 7 to 10 show a second embodiment of the present invention. In the first embodiment, both the driven member and the driving member are used. The second damper spring provided in this embodiment is provided only on the drive side member in this embodiment.
すなわち第7図ないし第9図はこの実施例のダンパ機
構の被駆動側部材58および駆動側部材59を示すもので、
円板状の部分とその外周部の円筒状部分とを有する環状
の駆動側部材59のうち被駆動側部材58と対向する面に同
心円状の6本の環状リブ59a,59b,……59fが所定の間隔
をあけて突出して形成されており、これらの環状リブ59
a,59b,……59fの相互間、すなわち5つの谷部のうち、
環状リブ59b,59c間および環状リブ59d,59e間を除く残り
3つの谷部には、円弧状のストッパリブ60が、円周を4
等分する位置にそれぞれ形成され、これらのストッパリ
ブ60同士の間には、ばね定数が比較的小さい第1ダンパ
スプリング61a,61b,61cが、2個一組でかつそれぞれの
間にスペーサブロック62を挟み込んだ状態で嵌め込まれ
ている。したがって第1ダンパスプリング61a,〜61c
は、3つの谷部ごとに8個、合計24個使用されている。7 to 9 show the driven side member 58 and the driving side member 59 of the damper mechanism of this embodiment.
The annular driving side member 59 having a disc-shaped portion and a cylindrical portion on the outer periphery thereof has six concentric annular ribs 59a, 59b,..., 59f on a surface facing the driven side member 58. These annular ribs 59 are formed so as to protrude at a predetermined interval.
a, 59b, ... 59f, that is, among the five valleys,
In the remaining three valleys except between the annular ribs 59b and 59c and between the annular ribs 59d and 59e, an arc-shaped stopper rib 60 is provided.
First damper springs 61a, 61b, 61c having a relatively small spring constant are formed in pairs at the equally dividing positions, and a spacer block 62 is provided between the stopper ribs 60. It is fitted in a sandwiched state. Therefore, the first damper springs 61a, 61c
Are used for each of the three valleys, for a total of 24 valleys.
そして、第7図に示すように、この駆動側部材59の環
状リブ59b,59c間の谷部には、6対の粘性減衰リブ63が
等間隔に形成されている。これらの粘性減衰リブ63は2
条を1組とし、かつ2組を1対とするものであって、そ
れぞれ対を成している粘性減衰リブ63同士の間に第2ダ
ンパスプリング66aが嵌め込まれている。As shown in FIG. 7, six pairs of viscous damping ribs 63 are formed at equal intervals in a valley between the annular ribs 59b and 59c of the driving side member 59. These viscous damping ribs 63 are 2
One set of strips and one set of two sets, and a second damper spring 66a is fitted between each pair of viscous damping ribs 63.
他方、第8図には被駆動側部材58の正面図を示してあ
り、この被駆動側部材58の駆動側部材59と対向する面に
は、前記ストッパリブ60とほぼ同一長さの押動リブ64が
形成されている。これはストッパリブ60と共に第1ダン
パスプリング61a,〜61cを挟み付けるものであって、ス
トッパリブ60と凹凸嵌合する位置に設けられいる。また
駆動側部材59側の粘性減衰リブ63と対応する半径位置に
は、3条を1組とした減衰リブ65が突出して形成されて
おり、この減衰リブ65は前記粘性減衰リブ63とほぼ同じ
長さであって、被駆動側部材58と駆動側部材59とのねじ
れ角が“0°”の状態で粘性減衰リブ63の中間部に位置
するよう配列されている。On the other hand, FIG. 8 is a front view of the driven side member 58, and the surface of the driven side member 58 facing the driving side member 59 has a pushing rib having substantially the same length as the stopper rib 60. 64 are formed. This sandwiches the first damper springs 61a to 61c together with the stopper rib 60, and is provided at a position where the first damper springs 61a to 61c are fitted into the stopper rib 60. Further, at a radial position corresponding to the viscous damping rib 63 on the drive side member 59 side, a set of three damping ribs 65 protrudingly formed, and this damping rib 65 is substantially the same as the viscous damping rib 63. It is arranged so that it is located at the middle part of the viscous damping rib 63 in a state where the torsion angle between the driven side member 58 and the driving side member 59 is “0 °”.
なお、これらのリブの初期状態での相互位置は第9図
に示すとおりである。The mutual positions of these ribs in the initial state are as shown in FIG.
またこれらの被駆動側部材58と駆動側部材59とを対向
させて組付けた状態における両者の間の中空部は、適当
なシール材によって気密状態に保持され、その内部にシ
リコンオイル等の高粘性油を適量の空気と共に封入する
ことにより、可変容量型の粘性減衰機構67が形成されて
いる。When the driven side member 58 and the driving side member 59 are assembled to face each other, a hollow portion between them is held in an airtight state by an appropriate sealing material, and a high level of silicon oil or the like is contained therein. By filling the viscous oil with an appropriate amount of air, a variable displacement type viscous damping mechanism 67 is formed.
なおまたこれら被駆動側部材58と駆動側部材59とは、
前記第1実施例の場合と同様に、トルクコンバータのハ
ウジング内に収容して第1図に示すと同様に組付けられ
る。In addition, these driven side member 58 and driving side member 59 are
As in the case of the first embodiment, it is accommodated in the housing of the torque converter and assembled in the same manner as shown in FIG.
したがって第7図および第8図に示す構成の駆動側部
材59と被駆動側部材58とを使用したロックアップクラッ
チ付きトルクコンバータでは、各ダンパスプリングおよ
びリブが以下に述べるように作用して振動を低減し、ま
たシャクリを防止する。Accordingly, in a torque converter with a lock-up clutch using the driving side member 59 and the driven side member 58 having the configuration shown in FIGS. 7 and 8, each damper spring and rib act as described below to generate vibration. Reduce and prevent shaking.
すなわち第10図(A)〜(D)は前述した第5図
(A)〜(D)と同様の模式図であって、第10図(A)
に示すねじり角“0°”の状態では、ストッパリブ60と
押動リブ64とがその長さの全体で半径方向においてオー
バーラップしており、また減衰リブ65は粘性減衰リブ63
の中間に位置していて両者は大きく離れている。また各
ダンパスプリング61a,〜61c,66aは組付状態以上には圧
縮されていない。That is, FIGS. 10 (A) to 10 (D) are schematic diagrams similar to FIGS. 5 (A) to 5 (D) described above.
In the state of the torsion angle “0 °” shown in FIG. 7, the stopper rib 60 and the pushing rib 64 overlap in the radial direction over the entire length thereof, and the damping rib 65 is
Are located in the middle of and are far apart. Each of the damper springs 61a, 61c, 66a is not compressed beyond the assembled state.
第10図(B)はトルクが入力されて粘性減衰リブ63と
減衰リブ65とがラップし始める直前までねじれ角が大き
くなった状態を示しており、この状態では、第1ダンパ
スプリング61a,〜61cがストッパリブ60と押動リブ64と
によって圧縮され、かつこれらのリブ60,64が互いにそ
れぞれの間から抜け出ていて粘性トルクが生じない状態
になっている。これに対して第2ダンパスプリング66a
には荷重がかかっていず、また粘性減衰リブ63と減衰リ
ブ65とは互いにラップしていないから、ここでも粘性ト
ルクは生じない。FIG. 10 (B) shows a state in which the torsion angle is increased until just before the torque is input and the viscous damping rib 63 and the damping rib 65 start to wrap. In this state, the first damper springs 61a,. 61c is compressed by the stopper rib 60 and the pushing rib 64, and the ribs 60, 64 are pulled out from between each other, so that no viscous torque is generated. On the other hand, the second damper spring 66a
Is not loaded, and the viscous damping rib 63 and the damping rib 65 do not overlap each other, so that no viscous torque is generated here as well.
ねじれ角が更に大きくなると、第10図(C)に示すよ
うに、粘性減衰リブ63と減衰リブ65とが半径方向で重な
り始め、そのラップ長さl2に応じて粘性トルクが生じ
る。When the torsion angle further increases, as shown in FIG. 10 (C), the viscous damping rib 63 and the damping rib 65 start to overlap in the radial direction, and a viscous torque is generated according to the wrap length l2.
そしてねじれ角が変化点、すなわち粘性減衰リブ63と
減衰リブ65との初期の開き角度θcとこれらのリブ63,65
の長さに応じた中心角θbとを加えた角度まで増大する
と、これらのリブ63,65が第2ダンパスプリング66aを圧
縮し始め、かつその時点での粘性トルクが最大となる。
この変化点を越えると、第10図(D)に示すにようにこ
れらのリブ63,66aのラップ長さl2が短くなり、第2ダン
パスプリング66aの圧縮量が多くなるとともに、粘性ト
ルクが次第に低下する。The twist angle change point, i.e. an initial opening angle theta c and the ribs of the damping ribs 65 and the viscous damping ribs 63 63,65
Increasing to an angle obtained by adding the center angle theta b corresponding to the length of these ribs 63 and 65 begins to compress the second damper springs 66a, and the viscosity torque at that time becomes the maximum.
Beyond this change point, as shown in FIG. 10 (D), the wrap length l2 of these ribs 63, 66a becomes shorter, the amount of compression of the second damper spring 66a increases, and the viscous torque gradually increases. descend.
したがってこの第2実施例においても、第1ダンパス
プリング61a,〜61cのばね定数を小さくすることによ
り、エンジントルクの変動に起因するこもり音の発生を
効果的に防止することができ、またばね定数を小さくす
ることに伴うシャクリの発生を粘性減衰機構67によって
防止することができる。さらにばね特性が二段に変化す
るが、大きい衝撃トルクが入力された場合には第2ダン
パスプリング66aがそのトルクの一部を吸収して過負荷
を防止し、またシャクリの発生も第1実施例におけると
同様にして防止することができる。そして上記の第2実
施例では、第2ダンパスプリング66aを駆動側部材59に
のみ組付ける構成としたので、組付け作業性が向上す
る。Therefore, in the second embodiment as well, by reducing the spring constant of the first damper springs 61a to 61c, it is possible to effectively prevent the occurrence of booming noise due to the fluctuation of the engine torque. Can be prevented by the viscous damping mechanism 67 due to the reduction of the thickness. Further, the spring characteristic changes in two steps, but when a large impact torque is input, the second damper spring 66a absorbs a part of the torque to prevent overload, and the first damper spring is also used to prevent shaking. It can be prevented in the same way as in the example. In the second embodiment, the second damper spring 66a is assembled only to the driving member 59, so that the assembling workability is improved.
第11図ないし第14図はこの発明の第3実施例を示すも
ので、前記第1,第2実施例においては粘性減衰リブおよ
び減衰リブを等間隔に設けて、ねじれ角が所定の角度以
上になった時点で粘性トルクが発生する構造としたが、
この第3の実施例は、これに加えて、小さい粘性トルク
が常時発生する構造としたものである。11 to 14 show a third embodiment of the present invention. In the first and second embodiments, the viscous damping ribs and the damping ribs are provided at equal intervals, and the torsion angle is equal to or larger than a predetermined angle. The structure is such that a viscous torque is generated when it becomes
The third embodiment has a structure in which a small viscous torque is constantly generated.
すなわち第11図および第12図に示すように、円周方向
で隣り合う粘性減衰リブ63同士の間には、これらのリブ
63を連結するように厚さの薄い円弧状の中間リブ63aが
一体に形成されており、被駆動側部材58に形成した減衰
リブ65が、この中間リブ63aを所定の隙間をあけて挟ん
だ状態で円周方向に相対的に移動するようになってい
る。その他の構成は上述した第2実施例と同じなので、
同一の部分あるいは同一の部材に第2実施例と同一の符
号を付してその説明を省略する。That is, as shown in FIGS. 11 and 12, between the viscous damping ribs 63 adjacent in the circumferential direction, these ribs are provided.
An arcuate intermediate rib 63a having a small thickness is integrally formed so as to connect the 63, and the damping rib 65 formed on the driven side member 58 sandwiches the intermediate rib 63a with a predetermined gap. In this state, it relatively moves in the circumferential direction. Other configurations are the same as the above-described second embodiment.
The same parts or members are denoted by the same reference numerals as in the second embodiment, and description thereof will be omitted.
したがって減衰リブ65は、入力トルクに応じたねじれ
角の増大に従って、粘性減衰リブ63の中間の位置からい
ずれか一方の粘性減衰リブ63側に相対的に移動する。そ
の状況を、前述した第10図(A)〜(D)と同様な模式
図である第13図(A)〜(D)に示してあり、減衰リブ
65が粘性減衰リブ63と半径方向で重なり始めるまで、す
なわち第13図(A)および(B)に示す状態では、減衰
リブ65と中間リブ63aとが相対的に剪断方向に移動する
ので、ここで粘性トルクが生じる。しかしながら中間リ
ブ63aが薄肉であるために、これらのリブ65,63aの隙間
が広く、その結果、発生する粘性トルクは小さい。Therefore, the damping rib 65 relatively moves from the middle position of the viscous damping rib 63 toward one of the viscous damping ribs 63 as the torsion angle increases according to the input torque. This situation is shown in FIGS. 13 (A) to 13 (D), which are schematic views similar to FIGS. 10 (A) to 10 (D) described above, and show the damping ribs.
Since the damping rib 65 and the intermediate rib 63a relatively move in the shearing direction until 65 starts to overlap the viscous damping rib 63 in the radial direction, that is, in the state shown in FIGS. 13 (A) and 13 (B), Generates viscous torque. However, since the intermediate rib 63a is thin, the gap between the ribs 65 and 63a is wide, and as a result, the generated viscous torque is small.
そして第13図(C)および(D)に示すように、減衰
リブ65が粘性減衰リブ63の間に入り込むと、粘性減衰リ
ブ63が厚肉であるために両者のリブ65,63の間の隙間が
狭くなり、比較的大きい粘性トルクが両者のリブ63,65
のラップが解消するまで発生する。As shown in FIGS. 13 (C) and (D), when the damping rib 65 enters between the viscous damping ribs 63, since the viscous damping rib 63 is thick, the space between the two ribs 65, 63 is reduced. The gap becomes smaller, and a relatively large viscous torque is applied to both ribs 63 and 65.
Occurs until the lap is resolved.
なお、第1ダンパスプリング61a,〜61cおよび第2ダ
ンパスプリング66aの作用およびストッパリブ60および
押動リブ64の作用は上述した第2実施例と同様である。The functions of the first damper springs 61a to 61c and the second damper spring 66a and the functions of the stopper rib 60 and the pushing rib 64 are the same as those in the second embodiment.
したがって上記の第3実施例においては、第14図に特
性線図で示すように、ストッパリブ60および押動リブ64
の中心角θa以上でかつ粘性減衰リブ63と減衰リブ65と
の初期開き角θc以下の範囲でも、中間リブ63aを設けた
ことによる粘性トルクが生じ、その結果、エンジンの定
格出力での走行中には常時粘性減衰作用を行なうことに
なるので、エンジンのトルク変動に起因するシャクリの
防止効果に優れたものとなる。また当然、上記の第2実
施例で得られる効果と同様の効果も得ることができる。Therefore, in the third embodiment, as shown in the characteristic diagram of FIG.
Also in the initial opening angle theta c the range of a central angle theta a higher and a viscous damping ribs 63 and the damping rib 65, resulting viscous torque due be provided intermediate ribs 63a, as a result, at the rated output of the engine Since the viscous damping action is always performed during the running, the effect of preventing the shearing due to the torque fluctuation of the engine is excellent. Of course, the same effects as those obtained in the second embodiment can be obtained.
なお、前記各実施例においては粘性減衰リブ33,35,6
3,65を、周方向へ等間隔に配置して、複数箇所において
粘性トルクが同時に発生するようにしたが、前記各リブ
の間隔を違えれば、2段折れのねじれ特性を3段、4段
と多段化できる。またその場合、各ばね特性変化点の近
傍で作用する粘性減衰機構を設ければ、ばね特性が変化
することに起因するショックを低減することができる。In each of the above embodiments, the viscous damping ribs 33, 35, 6
3, 65 are arranged at equal intervals in the circumferential direction so that viscous torque is simultaneously generated at a plurality of locations. Can be multi-stage. Further, in this case, if a viscous damping mechanism that acts near each spring characteristic change point is provided, it is possible to reduce a shock caused by a change in the spring characteristic.
さらに上記の各実施例では、ばね特性が変化するねじ
れ角の前後で粘性減衰作用が生じるように構成したが、
この発明は上記の各実施例に限定されるものではなく、
粘性減衰作用が生じる角度範囲は、変化点より小角度側
の所定の角度範囲あるいは変化点より大角度側の所定の
角度範囲のいずれか一方であってもよく、その場合、そ
れぞれの角度範囲に変化点を含んでもよく、あるいは含
まなくてもよい。Furthermore, in each of the above embodiments, the viscous damping action is generated before and after the torsion angle at which the spring characteristic changes.
The present invention is not limited to the above embodiments,
The angle range in which the viscous damping effect occurs may be one of a predetermined angle range on the small angle side from the change point or a predetermined angle range on the large angle side from the change point, in which case, A change point may or may not be included.
発明の効果 以上、説明したようにこの発明によれば、ねじれ角の
増大に伴ってばね特性が変化するダンパ機構であって、
そのばね特性が変化するねじれ角度付近の所定の角度範
囲で、前記ダンパスプリングを圧縮するねじり作用に対
する抵抗力が、前記所定の角度範囲よりも小さい角度の
角度範囲における抵抗力、および前記所定の角度範囲よ
りも大きい角度の角度範囲における抵抗力よりも大きく
なる粘性減衰力を生じる粘性減衰機構を構成してあるの
で、ねじれ角がばね特性の変化する角度以上となるよう
な衝撃トルクが入力された場合であっても、ばね特性が
変化する付近でのシャクリを効果的に防止し、乗心地や
車両の安定性を向上させることができる。Effect of the Invention As described above, according to the present invention, as described above, a damper mechanism whose spring characteristics change with an increase in torsion angle,
In a predetermined angle range near the torsion angle at which the spring characteristic changes, the resistance to the torsional action of compressing the damper spring is less than the predetermined angle, and the predetermined angle is smaller than the predetermined angle. Since a viscous damping mechanism that generates a viscous damping force that is larger than the resistance force in the angle range of an angle larger than the range is configured, an impact torque is input such that the torsion angle is equal to or greater than the angle at which the spring characteristic changes. Even in such a case, it is possible to effectively prevent the shearing in the vicinity where the spring characteristic changes, thereby improving the riding comfort and the stability of the vehicle.
第1図ないし第6図は、この発明の第1実施例を示すも
ので、第1図はトルクコンバータを示す断面側面図、第
2図はダンパスプリングを装着した状態の駆動側部材の
正面図、第3図は被駆動側部材の正面図、第4図は第1
図のIV−IV線断面図、第5図(A)〜(D)はダンパス
プリングと粘性減衰リブとの関係を直線状に展開して示
す模式図、第6図(A)〜(C)はねじれ特性と発生す
る粘性トルクとの関係をそれぞれ示す線図、第7図ない
し第10図は第2実施例を示し、第7図はダンパスプリン
グを装着した状態の駆動側部材の正面図、第8図は被駆
動側部材の正面図、第9図は駆動側部材と被駆動側部材
とを衝合した状態の断面図、第10図(A)〜(D)はダ
ンパスプリングと粘性減衰リブとの関係を直線状に展開
して示す模式図、第11図ないし第14図は第3実施例を示
し、第11図はダンパスプリングを装着した状態の駆動側
部材の正面図、第12図は駆動側部材と被駆動側部材とを
衝合した状態の断面図、第13図は(A)〜(D)はダン
パスプリングと粘性減衰リブとの関係を直線状の展開し
て示す模式図、第14図はねじれ特性と発生する粘性トル
クとの関係を示す線図、第15図および第16図は従来例を
示し、第15図は従来のロックアップクラッチ付きトルク
コンバータを示す縦断側面図、第16図はそれに設けられ
ているダンパ機構を示す部分断面正面図である。 21……トルクコンバータ、23……ハウジング、23a……
フロントカバー、24……ポンプインペラ、25……タービ
ンランナ、26……ステータ、27……出力軸、28……被駆
動側部材、29……駆動側部材、29a,29b〜29f,59a,59b〜
59f……環状リブ、30,60……ストッパリブ、31a,31b,31
c,61a,61b,61c……第1ダンパスプリング、33,63……粘
性減衰リブ、63a……中間リブ、34,64……押動リブ、3
5,65……減衰リブ、36,66……第2ダンパスプリング、3
9……ロックアップクラッチ、40……摩擦材。1 to 6 show a first embodiment of the present invention. FIG. 1 is a sectional side view showing a torque converter, and FIG. 2 is a front view of a driving side member with a damper spring mounted. FIG. 3 is a front view of the driven member, and FIG.
FIGS. 5 (A) to 5 (D) are cross-sectional views taken along line IV-IV of the figure, and FIGS. 5 (A) to 5 (D) are schematic views showing the relationship between the damper spring and the viscous damping rib in a linearly developed manner, FIGS. 7 is a diagram showing the relationship between the torsional characteristic and the generated viscous torque, respectively, FIGS. 7 to 10 show the second embodiment, FIG. 7 is a front view of a driving side member with a damper spring mounted, 8 is a front view of the driven side member, FIG. 9 is a sectional view of a state where the driven side member and the driven side member are abutted, and FIGS. 10 (A) to 10 (D) show a damper spring and viscous damping. FIGS. 11 to 14 show a third embodiment of the present invention. FIG. 11 is a front view of a driving side member with a damper spring mounted, and FIGS. FIG. 13 is a cross-sectional view showing a state where the driving-side member and the driven-side member are in contact with each other. FIGS. FIG. 14 is a schematic diagram showing a relationship between the torsion characteristic and the viscous torque to be generated, FIG. 15 and FIG. 16 show a conventional example, and FIG. Is a longitudinal sectional side view showing a conventional torque converter with a lock-up clutch, and FIG. 16 is a partial sectional front view showing a damper mechanism provided therein. 21 …… Torque converter, 23 …… Housing, 23a ……
Front cover, 24 Pump impeller, 25 Turbine runner, 26 Stator, 27 Output shaft, 28 Driven member, 29 Drive member, 29a, 29b to 29f, 59a, 59b ~
59f: annular rib, 30, 60: stopper rib, 31a, 31b, 31
c, 61a, 61b, 61c: first damper spring, 33, 63: viscous damping rib, 63a: intermediate rib, 34, 64 ... pushing rib, 3
5,65… damping rib, 36,66… second damper spring, 3
9 ... lock-up clutch, 40 ... friction material.
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭60−4629(JP,A) 特開 昭60−192126(JP,A) 実開 昭61−157746(JP,U) 実開 昭61−182440(JP,U) 実開 昭62−4629(JP,U) (58)調査した分野(Int.Cl.6,DB名) F16H 45/02 F16F 15/12,15/16──────────────────────────────────────────────────続 き Continuation of the front page (56) References JP-A-60-4629 (JP, A) JP-A-60-192126 (JP, A) Fully open 1986-157746 (JP, U) Really open 1986 182440 (JP, U) Japanese Utility Model Showa 62-4629 (JP, U) (58) Fields investigated (Int. Cl. 6 , DB name) F16H 45/02 F16F 15/12, 15/16
Claims (1)
と、タービンランナを一体に連結した出力要素と、前記
入力要素に選択的に係合させることにより入力要素から
出力要素に動力を伝達するロックアップクラッチと、ロ
ックアップクラッチに負荷されるねじりトルクに応じて
圧縮されるダンパスプリングとを有し、前記ダンパスプ
リングを圧縮する方向の所定のねじれ角度においてばね
特性が変化するロックアップクラッチ付き流体伝動装置
のダンパ機構において、 前記ダンパスプリングを圧縮するねじり作用に対する抵
抗力が、前記ばね特性が変化する前記ねじれ角度付近の
所定の角度範囲で、該所定の角度範囲よりも小さい角度
の角度範囲における抵抗力、および前記所定の角度範囲
よりも大きい角度の角度範囲における抵抗力よりも大き
くなる粘性減衰機構が設けられていることを特徴とする
ロックアップクラッチ付き流体伝動装置のダンパ機構。An input element integrally connected to a pump impeller, an output element integrally connected to a turbine runner, and a lock for transmitting power from the input element to the output element by selectively engaging the input element. Fluid transmission with a lock-up clutch having an up-clutch and a damper spring that is compressed in accordance with a torsion torque applied to the lock-up clutch, wherein a spring characteristic changes at a predetermined torsion angle in a direction in which the damper spring is compressed. In the damper mechanism of the device, a resistance force against a torsion action of compressing the damper spring is a resistance in an angle range smaller than the predetermined angle range in a predetermined angle range near the torsion angle at which the spring characteristic changes. Force, and resistance in an angle range greater than the predetermined angle range. A damper mechanism for a hydraulic power transmission with a lock-up clutch, characterized by comprising a viscous damping mechanism that also increases the size.
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1990
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