JP3598706B2 - Fluid transmission - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ダンパ機能を有する直結クラッチを含む流体伝動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、例えば特開昭６１−２５２９５８号公報に開示されているように、直結クラッチを有する流体伝動装置においては、直結クラッチ作動時（クラッチ係合時）のエンジンからのトルク変動を抑えるために、ばね等のダンパ機構が設けられている。
【０００３】
このとき、（燃費向上のために）直結走行可能領域をより低車速域にまで広げるためには、前記ダンパ機構の捩じり剛性を低く設定するとよい。
【０００４】
これを、図３３に示す振動伝達系の簡易モデルを用いて説明する。
【０００５】
図３３において、Ｉ１はエンジン及び自動変速機１次側（自動変速機入力側から直結クラッチのダンパ機構まで：ダンパ機構の上流）の慣性モーメント、Ｉ２は自動変速機２次側（前記ダンパ機構の下流）の慣性モーメント、Ｂは車体を表わしている。又、Ｋ１は直結クラッチのダンパ機構の捩じり剛性、Ｋ２はドライブシャフトの捩じり剛性を表わし、Ｆ１は摩擦による減衰項、Ｖ１、Ｖ２は速度による減衰項を表わす。
【０００６】
直結走行の場合、例えば４気筒エンジンの場合、３００ｒｐｍ 付近に、慣性モーメントＩ１、Ｉ２が同位相で振動する１次モード共振点があり、１０００ｒｐｍ 付近に、慣性モーメントＩ１、Ｉ２が逆位相で振動する２次モード共振点がある。このうち、１次モード共振点はエンジンの使用可能領域外のため問題にならず、実際の直結走行時に問題となるのは２次モード共振点である。
【０００７】
従って、直結可能領域を低車速域にまで広げるためには、２次モード共振点のエンジン回転数をなるべく低回転側に設定すればよいことが分かる。従来、この２次モード共振点を下げる方法として、捩じり剛性Ｋ１、Ｋ２を低減する方法と、慣性モーメントＩ１、Ｉ２の配分を最適化する方法が提案されている。
【０００８】
前記特開昭６１−２５２９５８号公報に係る従来技術においては、ばね定数が小さく、ストローク長の大きい圧縮コイルばねを用いて捩じり剛性Ｋ１を低減していた。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、従来のいずれの方法も物理的な制約があり、直結可能領域の低車速域への拡大には限界があった。それは、スペース上の限界からダンパ機構の捩じり剛性Ｋ１の低減化には限界があり、一方ドライブシャフトの捩じり剛性Ｋ２を大幅に下げることも事実上不可能だからである。
【００１０】
又、慣性モーメントＩ１、Ｉ２の配分についても、構造上これらを自由に設定することは不可能に近く、所定値で妥協しなければならなかった。
【００１１】
例えば、慣性モーメントＩ１を小さくしようとすると、エンジン及び自動変速機１次側の振動が大きくなり、補機類駆動ベルトのいわゆる「鳴き」や、耐久性上の問題が発生する。
【００１２】
これらの問題を解決するために、本出願人は既に特願平７−２８０２１１号において、装置の重量や、収容スペースを大きくすることなく、又車両の振動特性を悪化させることなく、直結クラッチの直結可能領域をより低車速域側に拡大し、燃費の向上を図ると共に補機類の耐久性を向上させることのできる流体伝動装置を提案している。
【００１３】
しかしながら、ここで提案されている流体伝動装置には、更に改良すべき点があった。
【００１４】
即ち、ダイナミックダンパ機能の付加により、当初狙いとしていた周波数域の振動を抑えることはできたが、別の周波数域での振動が新たに発生してしまうという問題があった。
【００１５】
本発明は、上記提案に係る装置を改良したものであり、上記装置の有する問題を解決するべくなされたもので、ダイナミックダンパ機能の付加により新たに発生する振動を抑制し、且つ装置を大型化することなく、簡単に構成することのできる流体伝動装置を提供することを課題とする。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
本請求項１の発明は、ダンパ機構を有する直結クラッチを含む流体伝動装置において、前記流体伝動装置の一部であって、該直結クラッチが作動状態にあるときにトルク伝達に寄与しない部材が、トルク伝達に寄与する部材に弾性体を介して弾性支持されると共に、前記直結クラッチが作動状態にあるときに、前記弾性体による弾性支持によって特定の周波数域で新たに発生する振動を抑制することのできる振動抑制手段を備え、前記トルク伝達に寄与しない部材が、タービンであることを備えたことにより、前記課題を達成したものである。
また、本請求項２の発明は、ダンパ機構を有する直結クラッチを含む流体伝動装置において、前記流体伝動装置の一部であって、該直結クラッチが作動状態にあるときにトルク伝達に寄与しない部材と、前記流体伝動装置の一部であって、前記直結クラッチが作動状態にあるときにトルク伝達に寄与する部材と、前記トルク伝達に寄与しない部材が前記トルク伝達に寄与する部材に弾性支持されるための弾性体と、前記直結クラッチが作動状態にあるときに、前記弾性体による弾性支持によって特定の周波数域で新たに発生する振動を抑制することのできる振動抑制手段とを備えている。
さらに、本請求項３の発明は、ダンパ機構を有する直結クラッチを含む流体伝動装置において、前記流体伝動装置の一部であって、該直結クラッチが作動状態にあるときにトルク伝達に寄与しない部材が、トルク伝達に寄与する部材に弾性体を介して弾性支持されると共に、前記直結クラッチが作動状態にあるときに、前記弾性体による弾性支持によって特定の周波数域で新たに発生する振動を抑制することのできる振動抑制手段を備え、前記トルク伝達に寄与しない部材が、タービンおよびステータであることを特徴としている。
【００１７】
即ち、本請求項２の発明によれば、流体伝動装置の一部であって、前記直結クラッチが作動状態にあるときにトルク伝達に寄与しない部材（例えばタービン等）をトルク伝達に寄与する部材に弾性体を介して弾性支持するようにしている。この結果、直結クラッチが作動状態にあるとき、このトルク伝達に寄与しない部材をダイナミックダンパとして機能させることができる。
【００１８】
更に、本発明は、前記ダイナミックダンパ機能の付加により特定の周波数域で新たな振動が発生したとしても、振動抑制手段によりこれを抑制するようにしている。
【００１９】
【発明の実施の形態】
好ましい実施の形態は、前記振動抑制手段が、摩擦減衰手段であることである。これにより、簡単な構成で新たな振動を抑制することができる。
【００２０】
他の好ましい実施の形態は、前記摩擦減衰手段の摩擦減衰力を調整する手段を備えたことである。これによれば、例えば油圧サーボ等の調整手段により、精密且つ正確な摩擦減衰力の制御を行うことができ、新たに発生する振動レベルを、広い周波数範囲にわたって低減することができる。
【００２１】
他の好ましい実施の形態は、前記振動抑制手段が、粘性減衰手段であることである。これにより、新たに発生する振動レベルを低減することができ、流体伝動装置本体の振動特性は広い範囲にわたって規定値を満足する。
【００２２】
他の好ましい実施の形態は、前記振動抑制手段が、前記弾性体の弾性力を可変とする弾性力可変手段であることである。これにより、前記弾性体が前記振動抑制手段をも兼ねることができるため、装置の大型化を招くことなく、新たな振動を抑制することができる。
【００２３】
他の好ましい実施形態は、直結クラッチが所定以上の回転数のとき前記弾性体の弾性作用を無効とする手段を備えたことである。これにより、エンジンの高回転域において、ダイナミックダンパ機能を完全に阻止することができ、新たな悪影響を完全に無くすことができる。
【００２４】
他の好ましい実施の形態は、前記弾性体が板ばねであり、且つ、前記弾性力可変手段が、該板ばねの有効長を可変にするように、遠心力を利用して板ばねの一端部側に対して相対移動可能に該板ばねの他端部側に取付けられた慣性部材から構成されることである。これにより、新たな振動を抑制しつつ、装置全体をコンパクトに構成することが可能となる。
【００２５】
他の好ましい実施の形態は、前記板ばねの幅または厚さの少なくとも一方が、半径方向内側より外側の方が小さくされていることである。これにより、振動の減衰に最適なばね特性が得られる。
【００２６】
他の好ましい実施の形態は、前記慣性部材を半径方向内側に押圧する補助ばねが設けられ、該補助ばねが、半径方向外側へ行くほど前記板ばねとの距離が離れるように板ばねに対して所定角度を持って斜めに取付けられていることである。これにより、慣性部材を押圧する補助ばねが板ばねの制約を受けなくなる。よって、補助ばねのばね特性の設定が比較的容易に行えるようになる。
【００２７】
さらに、他の好ましい実施の形態は、前記振動抑制手段が、前記トルク伝達に寄与しない部材の慣性量を増減する手段よりなることである。これにより、ダイナミックダンパを付与したことによって生ずる新たな周波数域の振動の該周波数域を適当に変更でき、結果として該振動を抑えることができる。
【００２８】
以下、図面を参照して本発明の実施の形態のより具体的な例を詳細に説明する。
【００２９】
〔第１実施形態〕
図１は、本発明の第１実施形態に係る流体伝動装置の概略を表わす縦断面図である。
【００３０】
図１において、トルクコンバータ（流体伝動装置）２は、主として、ポンプ４、タービン６、ステータ８及び直結クラッチ１０とから構成されている。
【００３１】
この直結クラッチ１０のロックアップピストン１２は、トルクコンバータ２のフロントカバー１４の内面に当接するライニング（摩擦板）１６を有している。ロックアップピストン１２には、リベット１８によりドライブプレート２０が一体的に取り付けられている。又、ロックアップピストン１２とドライブプレート２０の間には、中間プレート２２が設けられている。この中間プレート２２は長孔２４を有し、その中を前記リベット１８が移動するようになっている。
【００３２】
前記ドライブプレート２０は、外側ダンパスプリング２６及び中間プレート２２を介して、ドリブンプレート２８にトルク伝達を行う。ドリブンプレート２８は、リベット３０によりタービンハブ３２に固定されている。タービンハブ３２の内周にはスプライン３４が設けられ、ここから図示しない出力軸（変速機入力軸）へトルクが伝達される。
【００３３】
又、前記ロックアップピストン１２の内周のフランジ部３６は、タービンハブ３２の軸受部３８に滑動可能に取り付けられ、シール４０によって封止されている。
【００３４】
又、タービン６の内周にはリベット４２により伝達部材４４が一体的に取り付けられている。この伝達部材４４は、内側ダンパスプリング４６を介してドリブンプレート２８に連結されている。
【００３５】
又、タービン６にはディスクハブ６０が一体化して取付けられている。このディスクハブ６０の端部にはディスク６２が、ドリブンプレート２８に面し、軸方向摺動可能に取付けられている。又、ディスク６２のタービン６側にはディスク６２に対向してプレート６４が設けられている。プレート６４は、外径側がドリブンプレート２８の外径側端部２８ａに沿って軸方向移動可能且つドリブンプレート２８と相対回転不能なように取付けられている。又、このプレート６４は、ばね体６６によってディスク６２側に押圧されている。ばね体６６はスナップリング６８により軸方向の移動が規制されている。
【００３６】
ディスク６２とプレート６４の間及び、ディスク６２とドリブンプレート２８の間には、摩擦材（振動抑制手段）７０が設けられている。摩擦材７０は、これらの向かい合う面の両面に設けられていてもよいし、片面に設けられていてもよい。あるいは、面の表面を加工して所定の効果が得られるような摩擦力を生じるようにしてもよい。
【００３７】
以下第１実施形態の作用を説明する。
【００３８】
直結クラッチ作動時には、ロックアップピストン１２が（公知の構成により）油圧の作用によって図の右方へ移動しフロントカバー１４側に押し付けられる。フロントカバー１４は図示しないエンジンにより駆動される。従ってエンジンからのトルクはライニング１６を介してロックアップピストン１２に直接的に伝達される。
【００３９】
ロックアップピストン１２と一体化されているドライブプレート２０は、外側ダンパスプリング２６の一端を押す。このため、外側ダンパスプリング２６の他端は、中間プレート２２を押すことになる。中間プレート２２に伝えられたトルクは、ドリブンプレート２８を介して出力部材であるタービンハブ３２に伝達される。
【００４０】
上述したようにタービン６は、タービン６に固定された伝達部材４４と内側ダンパスプリング４６を介してタービンハブ３２に対して相対回転可能に配置されている。即ち、直結クラッチ１０が作動状態にあるときにトルク伝達に寄与しない部材としてのタービン６が、弾性体としての内側ダンパスプリング４６を介して、トルク伝達に寄与する部材としてのタービンハブ３２に弾性支持されているものである。
【００４１】
ここで、ディスク６２とプレート６４は摩擦材７０を介して接触しており、ばね体６６によってドリブンプレート２８側へ押圧されている。これにより、タービン６とタービンハブ３２が相対回転しようとする場合に、プレート６４及びドリブンプレート２８とディスク６２との間に摩擦力による引摺りが発生する。その結果、新たに発生する本体の振動レベルを下げることができる。
【００４２】
このように本実施形態によれば、ダイナミックダンパ機能を付加したことによる新たな振動も抑えることができ、広い周波数範囲で、本体慣性の振動レベルを許容値以下にすることができる。
【００４３】
〔第２実施形態〕
次に、本発明の第２実施形態について説明する。
【００４４】
図２は、第２実施形態に係る流体伝動装置の概略を表わす縦断面図である。
【００４５】
本第２実施形態は、上の第１実施形態における２枚の摩擦材７０を１枚にして取付位置を変えたものである。
【００４６】
即ち、図２において、伝達部材１４４とタービンハブ１３２の間にプレート１６４が設けられている。このプレート１６４はタービンハブ１３２に対し、軸方向にのみ摺動可能で、相対回転不能である。プレート１６４とタービンハブ１３２の間には、摩擦材１７０が設けられている。摩擦材１７０はプレート１６４又はタービンハブ１３２のいずれに取付けられていてもよい。
【００４７】
伝達部材１４４とプレート１６４の間には、ばね体１６６が設けられている。このばね体１６６はプレート１６４をタービンハブ１３２側へ押し付けている。これにより、タービン１０６とタービンハブ１３２が相対回転しようとする場合に、プレート１６４とタービンハブ１３２との間に摩擦力による引摺りが発生する。その結果、新たに発生する振動を抑制することができる。
【００４８】
なお、ばね体１６６の押圧力に対するタービンハブ１３２からの反力は、ワッシャ（又はベアリング）１７２を介してスナップリング１６８で受けている。
【００４９】
又、他の構成については、前述した第１実施形態と基本的に同じであるため、同一又は類似の部材に下２桁が同一の符号を図中で付すこととし、説明を省略する。
【００５０】
〔第３実施形態〕
次に、本発明の第３実施形態について説明する。
【００５１】
図３は、第３実施形態に係る流体伝動装置の概略を表わす縦断面図である。
【００５２】
本第３実施形態は、上の第２実施形態を多少変更し、新たに摩擦減衰力を調整する手段として押圧ピストン２８０を組み込んだものである。
【００５３】
図３において、伝達部材２４４と、タービンハブ２３２に結合されたドリブンプレート２２８の支持凸部２２８ａとの間には、摩擦減衰手段を構成するリング状の３枚のプレート２６４、２６６、２６８が、軸線方向に並べて配設されている。３枚のプレート２６４、２６６、２６８のうち真ん中のプレート２６４は、伝達部材２４４にスプライン２７４を介して軸方向移動可能で（伝達部材２４４と）相対回転不能に取り付けられている。伝達部材２４４側の端部のプレート２６８は、ドリブンプレート２２８の支持凸部２２８ａの先端にスプライン２７６を介して取り付けられ、スナップリング２７２により脱け止めされている。又、ドリブンプレート２２８側のプレート２６６は、ドリブンプレート２２８に対して、相対回転不能かつ軸線方向移動自在に取り付けられている。これらプレート２６４、２６６、２６８の相互間には、摩擦材２７０が挟まれている。
【００５４】
前記ドリブンプレート２２８側のプレート２６６は、自身の半径方向中間部に貫通孔２６６ｂを有するもので、該貫通孔２６６ｂに、ドリブンプレート２２８に突設した支持凸部２２８ａが貫通させることで、ドリブンプレート２２８に保持されている。
【００５５】
図４は、ドリブンプレート２２８と前記プレート２６６の関係を示す、図３のＩＶ方向から見た正面図である。この図に示すように、プレート２６６の貫通孔２６６ｂは、同一円周上に間隔的に配され、周方向に所定長さを有した略円弧形の細長い矩形孔として形成されている。ドリブンプレート２２８の支持凸部２２８ａは、各貫通孔２２６ｂに対応して同一円周上に突設されている。各支持凸部２２８ａの外周に形成されたスプライン２２８ｂは、前記プレート２６６の貫通孔２６６ｂの外周側孔縁に形成されたスプライン２７６と嵌合し、これにより、プレート２６６は、ドリブンプレート２２８に対して軸線方向にスライドするものの、相対回転不能に結合されている。
【００５６】
このプレート２６６は、ドリブンプレート２２８の支持凸部２２８ａよりも内周側に、押圧ピストン２８０による押圧部２６６ａを有している。この押圧ピストン２８０は、タービンハブ２３２の円筒部２３２ａと、ドリブンプレート２２８の支持凸部２２８ａの基部円筒部２２８ｂとの間に形成された環状空間に、シール材２８２、２８４を介して液密的に軸線方向摺動自在に嵌め込まれている。そして、押圧ピストン２８０とタービンハブ２３２との間に、押圧ピストン２８０を押圧移動するための液圧室２９０が形成されている。
【００５７】
又、タービンハブ２３２の円筒部２３２ａの外周には、伝達部材２４４の軸方向位置を決めるスナップリング２６８が固定され、そのスナップリング２６８によって、押圧ピストン２８０を液圧室２９０側に付勢する皿ばね２８６の内周端が受け止められている。液圧室２９０には、タービンハブ２３２内の液圧通路２９２及び出力軸２９６内の液圧通路２９４を通じて、液圧が送り込まれるようになっている。摩擦材２７０での摩擦係合力は、押圧ピストン２８０に対する皿ばね２８６による図の右側への付勢力と液圧室２９０の液圧による図の左側への付勢力とのバランスに依存して発生される。
【００５８】
上記の構造では、支持凸部２２８ａの内周側に押圧ピストン２８０を配置することで、摩擦減衰手段の周辺及び押圧ピストン２８０の周辺の機構が薄型になっている。
【００５９】
前記押圧ピストン２８０の作動回路としては、図５に示すような構成をとることができる。図５において、２９７はデューティソレノイドバルブ、２９８は制御バルブである。図のバルブでは、右半分が直結クラッチ２１０がＯＦＦ状態のとき、左半分がＯＮ状態のときをそれぞれ示している。
【００６０】
デューティソレノイドバルブ２９７は、ポート２９７ａから入力される例えばセカンダリ圧等の比較的低圧の元圧を公知の方法でデューティ制御してポート２９７ｂよりデューティ制御圧を出力する。
【００６１】
制御バルブ２９８には直結クラッチ２１０をＯＮ−ＯＦＦするための油圧（の分圧）がそのポート２９８ａに入力されている。又ポート２９８ｂには、デューティソレノイドバルブ２９７からの前記デューティ制御圧が入力されている。更にポート２９８ｃは図３の押圧ピストン２８０背面の液圧室２９０に連結され、ポート２９８ｄには（高圧）のライン圧がかけられている。図の符号２９８ｅはスプリング、２９８ｆはスプールである。
【００６２】
直結クラッチ２１０がＯＦＦのときは、制御バルブ２９８のポート２９８ａに（直結クラッチ２１０をＯＮとするための）油圧（の分圧）がかからないため、スプリング２９８ｅによりスプール２９８ｆが押し下げられ図の右半分の状態となる。従って（高圧の）ライン圧がポート２９８ｄ、２９８ｃを介して直接液圧室２９０に導入され、強い摩擦係合力が発生する。
【００６３】
一方、直結クラッチ２１０がＯＮのときは、制御バルブ２９８のポート２９８ａに（直結クラッチ２１０をＯＮとするための）油圧（の分圧）がかかるため、スプール２９８ｆは図の左半分の状態となり、ポート２９８ｄのライン圧は遮断される。又、その代わりにデューティソレノイドバルブ２９７からのデューティ制御圧がポート２９８ｂ、２９８ｃを介して液圧室２９０に導入される。このデューティ制御圧は、前述したように比較的低圧の元圧をベースに調圧されたものであるため、調圧の精度が高く、従って液圧室２９０内の液圧を非常に精密に増減制御でき、押圧ピストン２８０による摩擦係合力を高精度に微調整できる。
【００６４】
次に第３実施形態の作用を説明する。
【００６５】
この第３実施形態では、タービン２０６とタービンハブ２３２が相対回転しようとする場合に、伝達部材２４４とタービンハブ２３２との間に、押圧ピストン２８０の押圧力によって調整された引摺り（摩擦係合力）を発生させることができる。よって、押圧ピストン２８０の押圧力の調整の仕方で、どの回転領域の変動レベルをどの程度下げるかを選択することができ、新たに発生する振動を広い範囲にわたり抑制することができる。
【００６６】
なお、他の構成については前述した第１実施形態と基本的に同じであるため、同一又は類似の部材に下２桁が同一の符号を図中で付すこととし、説明を省略する。
【００６７】
また、上記の例では、液圧を用いてプレート２６６に対する押圧力を可変とする場合を示したが、電磁力を用いてプレート２６６の押圧力を調整できるようにすることも可能である。
【００６８】
〔第４実施形態〕
次に、本発明の第４実施形態について説明する。
【００６９】
図６は、第４実施形態に係る流体伝動装置の概略を表わす縦断面図である。
【００７０】
又、図６の矢印ＶＩＩ 方向から見た図を図７に示す。更に図７のＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ線に沿う断面を図８に示す。
【００７１】
本第４実施形態は、振動抑制手段に粘性衰退手段を用いたものである。
【００７２】
即ち、図６において、ドリブンプレート３２８のケージ部３２８ａ及び３２８ｂの中にシリンダ３８２が固定され、タービンハブ３３２と一体化されて設けられている。このシリンダ３８２中にピストン３８４が摺動可能に嵌め込まれている。又、図８に示されるように、ピストン３８４は中央に溝３８４ａを有し、伝達部材３４４の先端のツメ部３４４ａがこの溝３８４ａに引っかかっている。シリンダ３８２の内部３８２ａ、３８２ｂは油液で満たされている。
【００７３】
伝達部材３４４がタービンハブ３３２と相対回転すると、図８においてツメ部３４４ａが左又は右へ移動する。その結果、ピストン３８４も左又は右へ移動する。このとき、シリンダ３８２の内部３８２ａ、３８２ｂは油液で満たされているため、ピントン３８４が移動してこの油液に圧力がかかると、ピストン３８４とシリンダ３８２の隙間から油液が外部へ流出する。よって、このときの油液の粘性により、ダイナミックダンパとしての伝達部材３４４の作動が制限される。これにより、新たに発生する振動を抑制することができる。
【００７４】
なお、他の構成については前述した第１実施形態と同様であり、同一又は類似の部材に下２桁同一の符号を図中で付して説明を省略することとする。
【００７５】
又、図９に示すように、ピストン３８４に、シリンダ３８２の内部３８２ａ、３８２ｂと外部を連通する貫通孔３８４ｂ、３８４ｃを設けて、減衰量が最適値になるようにしてもよい。
【００７６】
〔第５実施形態〕
次に、本発明の第５実施形態について説明する。
【００７７】
図１０は第５実施形態に係る流体伝動装置の概略を表わす縦断面図、図１１〜図１３はその細部構成を示す図、図１４は同装置の要部拡大図である。
【００７８】
本第５実施形態は、上記第１実施形態における弾性体である内側ダンパスプリング４６を、板ばね４４６として、この板ばね４４６の弾性力を可変とするようにしたものである。
【００７９】
図１０、図１４において、板ばね４４６は、半径方向に延ばされており、内周端が、リベット４３０でドリブンプレート４２８及びタービンハブ４３２と一体に固定されている。板ばね４４６は途中で９０°捻られており、上部（外径側）が周方向に撓むようになっている。又、タービン４０６には突起部４８８が取付けられている。この突起部４８８は板ばね４４６の両端（外径側）に接触する。これにより、タービン４０６は弾性的にタービンハブ４３２に連結される。
【００８０】
板ばね４４６には、質量体（慣性部材）４９０が組み付けられている。図１１は質量体４９０の構成、図１２は板ばね４４６の構成を示し、図１３は板ばね４４６と質量体４９０の組み付け状態を示す。
【００８１】
この場合の板ばね４４６は、図１２に示すように、ばねとして機能する先端部分（外周側）が、幅（ｓ）一定、厚さ（ｔ）一定の長方形状に形成されている。板ばね４４６には、図１１、図１３に示すように、中央部に溝を有する質量体４９０が、板ばね４４６が該溝部に入るように取付けられている。質量体４９０が板ばね４４６を挟んでいる部分は保持カバー４９２で覆われ、質量体４９０は、コイル状の補助ばね４９４により内径側へ押圧されている。又、板ばね４４６の上部（外周側）は保持カバー４９２より上に突き出ており、上端がタービン側に固定した突起部４８８の溝４８８ａに入り、突起部４８８と接触するようになっている。保持カバー４９２は溶接（又はカシメ）によりドリブンプレート４２８に固定されている。又、質量体４９０は半径方向に移動可能となっている。
【００８２】
なお、他の構成については前述した第１実施形態と基本的に同じであるため、同一又は類似の部材に下２桁が同一の符号を図中で付すこととし、説明を省略する。
【００８３】
以下、第５実施形態の作用を説明する。
【００８４】
タービン４０６は、板ばね４４６を介してタービンハブ４３２に対して微小な相対回転可能に弾性的に連結されている。
【００８５】
直結クラッチ作動状態において、第１実施形態と同様にしてドリブンプレート４２８が回転すると、リベット４３０によって一体となった板ばね４４６が回転する。
【００８６】
回転数が低い場合には、質量体４９０は、コイル状の補助ばね４９４により、内周側に押し付けられている。このとき、図１０に示すように質量体４９０より上（外周側）にある板ばね４４６の部分Ｌ１が長く、これが板ばね４４６の有効長となるため、ばね定数が小さくなる。従って、共振周波数は小さくなる。
【００８７】
又、回転数が高くなると、質量体４９０は、遠心力により図１４に示すようにコイル状の補助ばね４９４に抗して外周側へ移動する。このため、質量体４９０より上に出ている板ばね４４２の部分Ｌ２は短くなる。これにより、板ばね４４６の有効長は小さくなるため、ばね定数は大きくなる。従って、共振周波数は大きくなる。
【００８８】
このように、本実施形態では、ダイナミックダンパのばね定数をエンジン回転数に応じて変化させることにより、ダンパ共振点を、低回転のときは低周波数側に、高回転のときは高周波数側になるようにすることで、ダイナミックダンパによる振動の低減を広い周波数域で達成することができる。
【００８９】
又、本実施形態では内側ダンパスプリング４６の代わりに、板ばね４４６及び板ばね４４６に取付けた質量体４９０によって弾性力可変手段を構成するようにしたため、装置全体を小型化することが可能である。
【００９０】
〔第６実施形態〕
次に第６実施形態を図１５、図１６を用いて説明する。
【００９１】
この第６実施形態は、第５実施形態の板ばね４４６を、半径方向外側へ行くほど幅の狭くなった台形状の板ばね４４６Ｂで置き換え、質量体４９０が遠心力で半径方向外側へ移動するにつれて増大するばね定数の増加割合を、前記第５実施形態よりも小さい方に修正するようにしたものである。
【００９２】
即ち、この場合の板ばね４４６ｂは、図１６に示すように、板厚ｔは一定であるが、先端に行くほど幅ｓが狭くなるような台形状に形成されている。そして、図１５に示すように、質量体４９０を組み付けたときに、ばね機能を発揮する部分に、ちょうど台形状部分が対応するようになっている。
【００９３】
この台形状の板ばね４４６Ｂを用いた第６実施形態では、前記第５実施形態と同様に、質量体４９０が半径方向内側にあるとき、板ばね４４６Ｂの有効長が長いのでバネ定数が小さく、質量体４９０が外側に移動するにつれて、有効長が短くなるので、バネ定数が大きくなる。従って基本的には回転数が大きく、遠心力が増大するほど、質量体４９０が外側へ移動するので、バネ定数が大きくなり、共振周波数が大きくなる。
【００９４】
ここで、第５実施形態の板ばね４４６と第６実施形態の板ばね４４６Ｂの違いについて検討してみる。いま、流体伝動装置の半径方向の中心線（出力軸）回りに、全体が角速度ωで回転しているときの、板ばね４４６、４４６Ｂの有効長分のばね定数Ｋと、角速度ωの２乗値の関係を図１７に示す。又、ダイナミックダンパの共振周波数の関係式より得た理想のばね定数を同図に合わせて示す。
【００９５】
理想のばね定数は点線Ｃのように直線状になる。これに対して、長方形の板ばね４４６の場合（第５実施形態の場合）は実線Ａのようになる。この実線Ａの特性を、なるべく点線Ｃの特性に近付けることができれば、それだけ広い回転数範囲でダイナミックダンパによる回転変動低減効果を得ることができる。つまり、質量体が遠心力で外径方向に移動するにつれて、板ばねのバネ定数Ｋが大きくなるが、そのばね定数の増大率をできるだけ弱めることで、実際に得られるばね定数を点線Ｃに近付けることができる。
【００９６】
第６実施形態の台形状の板ばね４４６Ｂによれば、それを実現することができる。即ち、台形状の板ばね４４６Ｂは、先端に行くほど幅Ｓが小さくなっており、その断面２次モーメントが小さくなるので、長方形ばね４４６の場合の特性Ａよりも、点線の理想の特性Ｃに近付いた特性Ｂを示すことになる。このため、広い回転数範囲でダイナミックダンパによる回転変動のレベルを低下させることができるようになる。
【００９７】
なお、第６実施形態では、板ばね４４６Ｂの板幅Ｓを先端（半径方向外周）へ行くほど小さくすることで、先端側へ行くほど断面２次モーメントが小さくなるようにしたが、板厚ｔを先端へ行くほど減らすことによっても、断面２次モーメントを同じように小さくして、第６実施形態と同様のばね定数Ｋの調整を行うことができる。もちろん板幅Ｓ、板厚ｔの双方を小さくするようにしてもばね定数Ｋを調整できる。
【００９８】
〔第７実施形態〕
次に第７実施形態を図１８、１９、２０、２１を用いて説明する。
【００９９】
上記第５実施形態では、コイル状の補助ばね４９４の内部に、板ばね４４６を通した場合を説明した。しかし、そうすると、補助ばね４９４を設計する際に、板ばね４４６が補助ばね４９４の内側で支障なく移動できるように、補助ばね４９４のコイル径を一定値以上に大きくしなくてはならないという制約がある。
【０１００】
そこで、本第７実施形態では、板ばね４４６を補助ばね４９４Ｂの外に出し、補助ばね４９４Ｂを板ばね４４６の両側に一対配置した。そして、そのままではなお補助ばね４９４Ｂが板ばね４４６の邪魔になるおそれがあるので、補助ばね４４６を角度を付けて板ばね４４６の両側に配置した。即ち、図１８に概略構成を示すように、補助ばね４９４Ｂを、半径方向外側へ行くほど板ばね４４６との距離が離れるように、板ばね４４６に対して所定角度αを持って斜めに配した。
【０１０１】
具体的には、図１９に示すように、コイル状の補助バネ４９４Ｂの内部に伸縮ガイド４９５を配置し、補助ばね４９４Ｂが、斜めの姿勢で自身の軸線方向に安定して伸縮し得るようになっている。
【０１０２】
この伸縮ガイド４９５は、シリンダ状の本体４９５ａにスライド自在にロッド４９５ｂを組み付けたもので、本体４９５ａの後端とロッド４９５ｂの先端に、ばね座付きのブラケット４９５ｃ、４９５ｄを有している。これらブラケット４９５ｃ、４９５ｄは、図２０、図２１に詳細を示すように、ピン４９５ｅによって保持カバー４９２の肩部４９２ａに結合され、一方、ピン４９５ｆによって質量体４９０に結合されている。そして、伸縮ガイド４９５の外周に補助ばね４９４Ｂが嵌装され、両端のブラケット４９５ｃ、４９５ｄのばね座にて、補助ばね４９４Ｂの両端が受け止められている。従って、質量体４９０に対して、質量体４９０の移動方向と斜めの方向から補助ばね４９４Ｂの付勢力を作用させている。
【０１０３】
これによれば、板ばね４９６が自由に動け、又、補助ばね４９４Ｂの設計も容易となる。
【０１０４】
なお、上記の例では、伸縮ガイド４９５をコイル状の補助ばね４９４Ｂの内側に設けたが、外側に設けてもよい。つまり、図２２、図２３に示すように、伸縮ガイド４９６を、内部空間を有する管状のものとして製作し、その内部にコイル状の補助ばね４９４Ｂを収容してもよい。伸縮ガイド４９６は、互いにスライド嵌合する内筒４９６ａと外筒４９６ｂとを備え、内筒４９６ａと外筒４９６ｂの各先端に、ばね座を兼ねたブラケット４９６ｃ、４９６ｄが設けられている。そして、これらブラケット４９６ｃ、４９６ｄを、保持ケースの肩部と質量体にピン４９５ｅ、４９５ｆで結合している。
【０１０５】
〔第８実施形態〕
次に第８実施形態を説明する。
【０１０６】
前記第５、第６、第７実施形態では、内側ダンパスプリングとして板ばね４４６、４４６Ｂを用い、板ばね４４６、４４６Ｂの有効長を、質量体４９０の移動で変化させることにより、板ばね４４６、４４６Ｂのばね定数を変化、つまりダイナミックダンパの弾性力を可変としたが、本第８実施形態では、内側ダンパスプリングとしてコイルスプリングを用い、且つコイルスプリングの弾性力を可変としている。
【０１０７】
図２４は第８実施形態に係る流体伝動装置の縦断面図であり、図２５は図２４のＸＸＶ 矢視方向から見た図である。
【０１０８】
この実施形態では、コイルスプリングが内側ダンパスプリング５４６として用いられている。内側ダンパスプリング５４６は、円周方向に対に並べて配置されており、対をなす内側ダンパスプリング５４６の対向端部間に、伝達部材５４４の係合凸部５４４ａが挿入され挟持されている。
【０１０９】
図２５を用いて説明する。この図において、線Ｎ１は係合凸部５４４ａが中立位置にあるときの基準線である。この基準線Ｎ１は、ドリブンプレート５２８の半径上にあり、図２５の下側が内周側、上側が外周側となっている。
【０１１０】
一対の内側ダンパスプリング５４６、５４６は、基準線Ｎ１に対して対称配置されており、基準線Ｎ１に対して図中左側と右側は同じ構成になっている。ここでは、基準線Ｎ１に近い方を前端側、遠い方を後端側として説明する。又、左側の構成と右側の構成は、係合凸部５４４ａの存在する円周上に円周方向に沿って配されていてもよいし、同円の接線上に直線的に配されていてもよい。図２５では、直線的に配されている場合を示している。
【０１１１】
ドリブンプレート５２８のスプリング保持部５５０は、前端が、係合凸部５４４ａの挿入孔５５０ａに通じている。このスプリング保持部５５０の後端には、開口５５０ｃを有する後端壁５５０ｂが存在する。このスプリング保持部５５０には中間コマ５７５がスライド自在に挿入され、中間コマ５７５の前端に設けたフランジ５７５ａと係合凸部５４４ａ間に、主となる内側ダンパスプリング５４６が配されている。又、フランジ５７５ａとスプリング保持部５５０の後端壁５５０ｂ間に、副となる補助スプリング５７６が配されている。これらスプリング５４６、５７６は、予圧を与えられた状態で直列にセットされており、条件に応じて、両方のスプリング５４６、５７６の弾性力を合わせた力を発揮したり、片方のスプリング５４６の弾性力のみを発揮したりする。
【０１１２】
スプリング保持部５５０の更に後端側にはケージ５７０が設けられ、その内部には移動コマ５７２が収容されている。ケージ５７０は、スプリング保持部５５０の後端壁５５０ｂに設けた開口５５０ｃを介してスプリング保持部５５０と通じており、半径方向内周側の内周壁５７０ａと、後端壁５７０ｂと、半径方向外周側の外周壁５７０ｃとを有し、内部に移動コマ５７２が半径方向に移動可能に設けられている。
【０１１３】
ケージ５７０の後端壁５７０ｂは、半径方向外側に行くほど基準線Ｎ１側に近寄るように傾斜している。移動コマ５７２はこの傾斜に対応した形状をなし、ケージ５７０の後端壁５７ｂに対向する側面が傾斜壁５７２ａとなっている。又、他方の側面は、スプリング保持部５５０の後端壁５５０ｂの開口５５０ｃより突出した中間コマ５７５の後端面に当たる当接面５７２ｂとなっている。移動コマ５７２は、ばね５８０によって半径方向内側に付勢されており、遠心力によって外方へ移動する。そして、移動位置に応じて、傾斜壁５７２ａがケージ５７０の後端壁５７０ｂに当接することで、移動コマ５７２が中間コマ５７５に押された際の中間コマ５７５の移動限位置を規定する。中間コマ５７５が移動限まで押されると、補助スプリング５７６による弾性作用が無効になり、内側ダンパスプリング５４６のみが弾性力を発揮する。
【０１１４】
以下に第８実施形態の作用を説明する。
【０１１５】
回転数が低いときは、台形の移動コマ５７２は、ばね５８０により内径側に押されている。このときは、移動コマ５７２とケージ５７０の後端壁５７０ｂとの間に隙間ＳＨがあるため、中間コマ５７５は隙間ＳＨ分だけ自由に移動可能となり、この状態では内側ダンパスプリング５４６と補助スプリング５７６とが直列的に作用することになり、この結果、ダンパ機構としてのトータルのばね定数が小さくなる。
【０１１６】
一方、回転数が高くなると、移動コマ５７２は遠心力で外径側に移動し、隙間ＳＨは小さくなる。すると、中間コマ５７５がケージ５７０に対してその移動が拘束されるようになり、補助スプリング５７６が作用しなくなり内側ダンパスプリング５４６のみが作用することになる。この結果、ダンパ機構としてのトータルのばね定数が大きくなる。
【０１１７】
このように、遠心力を利用してダイナミックダンパのばね定数を多段に変化させ得るので、エンジン回転数に応じて、ダイナミックダンパの共振点をずらすことにより、広い回転数範囲で良好なダンパ特性が得られる。又、この構造は、板ばねを使用する場合に比べて低コストに実現できる。
【０１１８】
〔第９実施形態〕
次に第９実施形態を説明する。
【０１１９】
図２６は第９実施形態の要部構成を示し、図２５と同じ側からドリブンプレート５２８Ｂを見た図である。
【０１２０】
前記第８実施形態では、移動コマ５７２や中間コマ５７５を用いて内側ダンパスプリングの弾性力を調節する場合を示したが、本第９実施形態では、図２６に示すように、爪５９０ａ付きのストッパ５９０を用いることで、内側ダンパスプリング５４６の弾性力を２段階に調節できるようにしている。
【０１２１】
即ち、回転数が所定以上になると、遠心力によってストッパ５９０が外径側に移動し、ストッパ５９０の両端の爪５９０ａが、コイルスプリングよりなる内側ダンパスプリング５４６の線間に食い込んで、内側ダンパスプリング５４６の有効長を初期値Ｌ５から縮小値Ｌ４へ変更する。初期値Ｌ５から縮小値Ｌ４に有効長が短縮することにより、ばね定数が大きくなり、これにより、ダイナミックダンパの共振周波数が変更される。ストッパ５９０は、ドリブンプレート５２８Ｂに設けた半径方向のガイド孔５９１に、ロッド部５９０ａをスライド自在に挿入することで、安定して半径方向に変位できるよう支持され、ばね５９２により半径方向内側に付勢されている。
【０１２２】
〔第１０実施形態〕
次に第１０実施形態を説明する。
【０１２３】
図２７は第１０実施形態に係る流体伝動装置の縦断面図、図２８は図２７のＸＸＶＩＩＩ矢視方向から見た図である。
【０１２４】
ダイナミックダンパ機能を付加した直結クラッチ付き流体伝動装置では、ロックアップ時に、全てのエンジン回転数領域でダイナミックダンパが作用することになるため、ダイナミックダンパがない場合に比べて、回転変動レベルが良好になる領域が存在する。しかし、反面、逆に悪化する領域がある。
【０１２５】
その問題を解決するために、全体にヒステリシスを付加する方法が考えられるが、そうした場合、悪化代が低減される一方、良好だった領域も効果が目減りしてしまう。
【０１２６】
そこで、本第１０実施形態では、エンジン回転数が所定以上になった際に、ダイナミックダンパの弾性体の作用を無効とするようにした。
【０１２７】
即ち、図２７、図２８に示すように、ドリブンプレート６２８と伝達部材６４４の係合凸部６４４ａとを、内側ダンパスプリング６４６を介して弾性的に連結する一方、内側ダンパスプリング６４６と同じ円周上の他の位置に、回転数が所定以上になったときに、ドリブンプレート６２８と伝達部材６４４の係合凸部６４４ｂとをロックするストッパ６７０を設けた。
【０１２８】
ストッパ６７０は、ドリブンプレート６２８に形成したスライドケージ６７４内に、半径方向にスライド自在に収容されており、ばね６７２によって半径方向内側に付勢されている。
【０１２９】
図２９は図２８の同部分の拡大図である。
【０１３０】
ストッパ６７０は、連結部６７０ａの両端に一対の脚部６７０ｂを設けたコ字状をなし、脚部６７０ｂの外側面６７０ｄにて、スライドゲージ６７４の両ガイド壁６７４ａを摺動する。又、脚部６７０ｂの内側面６７０ｃは傾斜面となっており、遠心力によりストッパ６７０が、ばね６７２の力に抗して半径方向外方に移動したとき、傾斜した内側面６７０ｃが、伝達部材６４４の係合凸部６４４ｂの傾斜面６４４ｃに圧接することで、係合凸部６４４ｂの円周方向（矢印Ｙ方向）の動きを止める。即ち、係合凸部６４４ｂとストッパ６７０がロックすることで、伝達部材６４４とドリブンプレート６２８がロックされ、内側ダンパスプリング６４６の作用が無効とされる。この場合、傾斜面６４４ｃの傾きθは、余り大きいとロックする作用が弱くなり、余り小さいとロックするポイントが設定しにくくなる。
【０１３１】
ロックするポイントは、ダイナミックダンパにより良好な効果が得られる領域から悪い効果が出る領域への切り替わり点に設定する。そうすることで、ダイナミックダンパによる特性の悪化分のみを、ダイナミックダンパがないときのレベルまで低減することができる。
【０１３２】
なお、ダイナミックダンパ機能を止めるストッパ６７０が遠心力によって半径方向外側に移動する際に、ストッパ６７０とスライドケージ６７４の接触部間、及びストッパ６７０と係合凸部６４４ｂの接触部間に、打音が発生する可能性があるが、図３０に示すように、接触部に緩衝材６７８、６７８を設ければ、打音の発生を防止することができる。図と反対の接触部側に緩衝材６７８、６７８を設けても勿論よい。
【０１３３】
〔特性について〕
次に第８実施形態と第１０実施形態の特性について述べる。
【０１３４】
図３１は、エンジン回転数と回転変動レベルの関係を示す特性図である。
【０１３５】
図３１において、Ａはダイナミックダンパを設けない場合の特性、Ｂはダイナミックダンパを設けた場合の特性、Ｃは第１０実施形態の特性、Ｄは第８実施形態の特性を示す。
【０１３６】
ダイナミックダンパを設けたＢの場合、点Ｐより小さい範囲でレベル低減効果が見られるが、点Ｐを超えた領域で反対に変動が大きくなってしまう。それを解消するべく、第１０実施形態による特性Ｃでは、点Ｐ以降の領域でダイナミックダンパの機能を無効にすることにより、ダイナミックダンパの付加による悪影響を無くしている。つまり、その領域では、ダイナミックダンパを設けないレベルに低減している。
【０１３７】
又、第８実施形態の特性Ｄによれば、ダイナミックダンパのばね定数、即ち共振周波数がエンジン回転数に応じて切り替わるため、第１０実施形態に比べてａ領域で回転変動が大幅に低減される。しかし、ｂの領域では悪化する。但し、現実的には、この悪化領域はエンジン回転数が大きい範囲であるため、爆発変動トルクが小さくなることと、車両振動特性上感度が低くなることのため、悪影響は少ない。
【０１３８】
又、その悪影響を最小限に抑えるために、第８実施形態と第１０実施形態を組み合わせることもできる。その場合の特性をＥで示す。この場合は、ｂの領域に移行するまでは、ダイナミックダンパを有効化しておき、ｂの領域に移行した時点で、ダイナミックダンパを無効にする。つまり、ｂの領域の開始点にロックのポイントを設定するのである。
【０１３９】
なお、上記第５〜第１０実施形態では、内側ダンパスプリングのばね定数を変化させるための質量体、移動コマ、ストッパの移動や、ロックのためのストッパの移動を遠心力を利用して行ったが、これに限定されるものではなく、油圧によるものや、ソレノイドの電磁力によるもの等、様々な方法が可能である。
【０１４０】
又、振動抑制手段は上記実施形態で述べたような摩擦減衰手段や粘性衰退手段や弾性体の弾性力可変手段の他にも、慣性体の質量（慣性力）を可変にするものでもよい。
【０１４１】
〔第１１実施形態〕
次に第１１実施形態を説明する。
【０１４２】
図３２は第１１実施形態に係る流体伝動装置の縦断面図である。
【０１４３】
この実施形態では、振動抑制手段として、ダイナミックダンパの慣性体の質量を可変とする機構を採用している。
【０１４４】
前述の実施形態では、ダイナミックダンパの慣性体として、タービンのみを用いる場合を示したが、本実施形態では、必要に応じて、ダイナミックダンパの慣性体として、タービン７０６のみを用いるときと、タービン７０６とステータ７０８を一緒に結合して用いるときとを選択できるようにしている。
【０１４５】
つまり、ロックアップ時に空転しているステータ７０８を、都合の良いときだけ、更にダイナミックダンパの慣性体として利用するようにしているのである。これによれば、ダイナミックダンパの慣性を可変とすることで、共振周波数を変化させ、結果として新たに発性する共振領域での振動を低減する得ることができる。
【０１４６】
具体的な構成としては、図３２に示すように、ステータ７０８のハブ７０８ａと、タービン７０６に結合された伝達部材７４４との間に、両者を必要に応じて結合するコーンクラッチ７６６を設け、該クラッチ７６６をクラッチピストン７８０で作動させるようにしている。クラッチピストン７８０は、伝達部材７４４の側面に設けた環状凹所に、シール材７８２、７８４を介して液密に嵌め込まれている。そのため、クラッチピストン７８０と伝達部材７４４間に設けられた液圧室７９０に、出力軸７９６中の液圧通路７９４及び伝達部材７４４中の液圧通路７９２を通して液圧を導入すると、該クラッチピストン７８０が軸線方向に移動し、コーンクラッチ７６６が係合する。なお、クラッチピストン７８０は、スナップリング７６８で内周端が止められた皿ばね７８６により液圧室７９０側に付勢されている。液圧７９０への液圧の導入制御は、図５を用いて説明した第３実施形態と同様の構成により実現すればよい。
【０１４７】
この装置では、低回転時には、直結クラッチ７１０の係合と共に液圧によってクラッチピストン７８０が図中左方へ押されることで、コーンクラッチ７６６が係合状態となり、ダイナミックダンパの慣性が、「タービン慣性」＋「ステータ慣性」となり共振周波数（振動低減周波数）は低くなる。
【０１４８】
又、高回転時には、コーンクラッチ７６６が解放されることにより、ダイナミックダンパの慣性が、「タービン慣性」のみになり、共振周波数が高められる。従って、ダイナミックダンパの共振周波数が変化することで、エンジン回転数の広い範囲に亘って良好な振動特性が得られるようになる。この場合は、液圧を利用して精度良く、慣性量を切り替えることができるので、ダイナミックダンパの効果の現れ方に明らかな変化を与えることができる。
【０１４９】
【発明の効果】
以上説明したとおり、本発明によれば、装置構成を大型化することなく、ダイナミックダンパ機能を付加したことによる新たな周波数域における振動も抑えることが可能となった。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態に係る流体伝動装置の概略を表わす縦断面図
【図２】本発明の第２実施形態に係る流体伝動装置の概略を表わす縦断面図
【図３】本発明の第３実施形態に係る流体伝動装置の概略を表わす縦断面図
【図４】図３の摩擦減衰部をＩＶ方向から見た図
【図５】第３実施形態に係る摩擦減衰部の摩擦減衰力を可変とするための液圧回路図
【図６】本発明の第４実施形態に係る流体伝動装置の概略を表す縦断面図
【図７】図６の粘性減衰部をＶＩＩ 方向から見た図
【図８】図７のＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ線に関する断面図
【図９】図８のピストンの変形例を示す断面図
【図１０】本発明の第５実施形態に係る流体伝動装置の概略を表わす縦断面図
【図１１】第５実施形態に係る弾性力可変手段を構成する質量体を示す斜視図
【図１２】第５実施形態に内側ダンパスプリングとして用いる板ばねの一部斜視図
【図１３】第５実施形態に係る弾性力可変手段の構成を示す斜視図
【図１４】第５実施形態における質量体の働きを示す要部拡大縦断面図
【図１５】本発明の第６実施形態に係る弾性力可変手段の構成を示す斜視図
【図１６】図１５の板ばねの一部斜視図
【図１７】第６実施形態の特性図
【図１８】本発明の第７実施形態に係る弾性力可変手段の構成を示す概略図
【図１９】図１８の具体化例を示す図
【図２０】図１９のＸＸ部の斜視図
【図２１】図１９のＸＸＩ 部の斜視図
【図２２】図１９の一部の変形例を示す断面図
【図２３】図２２の部品の外観図
【図２４】本発明の第８実施形態に係る流体伝動装置の概略を表す縦断面図
【図２５】図２４のＸＸＶ 方向から見た図
【図２６】本発明の第９実施形態に係る弾性力可変手段の構成を示す概略図
【図２７】本発明の第１０実施形態に係る流体伝動装置の概略を表す縦断面図
【図２８】図２７のＸＸＶＩＩＩ方向から見た図
【図２９】図２８のＸＸＩＸ部の拡大図
【図３０】図２９の一部変形例を示す図
【図３１】第８実施形態と第１０実施形態の特性を他と比較して示す特性図
【図３２】本発明の第１１実施形態に係る流体伝動装置の概略を表す縦断面図
【図３３】従来の振動伝達系を示す簡易モデルの模式図
【符号の説明】
２、１０２、２０２、３０２、４０２、５０２、
６０２、７０２…トルクコンバータ
４、１０４、２０４、３０４、４０４、５０５、
６０４、７０４…ポンプ
６、１０６、２０６、３０６、４０６、５０６、
６０６、７０６…タービン
８、１０８、２０８、３０８、４０８、５０８、
６０８、７０８…ステータ
１０、１１０、２１０、３１０、４１０、５１０、
６１０、７１０…直結クラッチ
１２、１１２、２１２、３１２、４１２、５１２、
６１２、７１２…ロックアップピストン
１４、１１４、２１４、３１４、４１４、５１４、
６１４、７１４…フロントカバー
１６、１１６、２１６、３１６、４１６、５１６、
６１６、７１６…ライニング
１８、３０、４２、１１８、１３０、１４２、２１８、２３０、
２４２、３１８、３３０、３４２、４３０、４１８、４３０、
４４２、５１８、５３０、５４２、７１８、７３０…リベット
２０、１２０、２２０、３２０、４２０、５２０、
６２０、７２０…ドライブプレート
２２、１２２、２２２、３２２、４２２、５２２、
６２２、７２２…中間プレート
２４、１２４、２２４、３２４、４２４、５２４、
６２４、７２４…長孔
２６、１２６、２２６、３２６、４２６、５２６、
６２６、７２６…外側ダンパスプリング
２８、１２８、２２８、３２８、４２８、５２８、
６２８、７２８…ドリブンプレート
３２、１３２、２３２、３３２、４３２、５３２、
６３２、７３２…タービンハブ
３４、１３４、２３４、３３４、４３２、５３４、
６３４、７３４…スプライン
３６、１３６、２３６、３３６、４３６、５３６、
６３６、７３６…フランジ部
３８、１３８、２３８、３３８、４３８、５３８、
６３８、７３８…軸受部
４０、１４０、２４０、３４０、４４０、５４０、
６４０、７４０…シール
４４、１４４、２４４、３４４、４４４、５４４、
６４４、７４４…伝達部材
４６、１４６、２４６、５４６、６４６、
７４６…内側ダンパスプリング
６０…ディスクハブ
６２…ディスク
６４、１６４、２６４、２６６、２６８…プレート
６６、１６６…ばね体
６８、１６８、２７６、２６８…スナップリング
７０、１７０、２７０…摩擦材
１７２…ワッシャ（ベアリング）
２２８ａ…支持凸部
２６６ａ…押圧部
２６６ｂ…貫通孔
２７４、２７６…スプライン
２８０…押圧ピストン
２８２、２８４…シール材
２８６…皿ばね
２９０…液圧室
２９２、２９４…液圧通路
２９７…ソレノイドバルブ
２９８…制御バルブ
３４４ａ…ツメ部
３８２…シリンダ
３８４…ピストン
４４６、４４６Ｂ…板ばね
４８８…突起部
４９０…質量体
４９２…保持カバー
４９４、４９４Ｂ…ばね
５４４ａ…係合凸部
５５０…スプリング保持部
５５０ｂ…後端壁
５５０ｃ…開口
５７０…ケージ
５７０ａ…内周壁
５７０ｂ…後端壁
５７０ｃ…外周壁
５７２…移動コマ
５７２ａ…傾斜壁
５７２ｂ…当接壁
５７５…中間コマ
５７５ａ…フランジ
５８０…ばね
５９０…ストッパ
５９０ａ…爪
５９２…ばね
６４４ａ、６４４ｂ…係合凸部
６７０…ストッパ
６７０ｂ…脚部
６７０ｃ…内側面
６７０ｄ…外側面
６７２…ばね
６７４…スライドケージ
６７７、６７８…緩衝材
７６６…コーンクラッチ
７８０…作動ピストン
７９０…液圧室[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a fluid transmission including a direct coupling having a damper function.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 61-252958, for example, in a fluid transmission device having a direct coupling clutch, in order to suppress a torque fluctuation from the engine when the direct coupling clutch is activated (when the clutch is engaged), A damper mechanism such as a spring is provided.
[0003]
At this time, the torsional rigidity of the damper mechanism may be set low in order to extend the directly-connected traveling range to a lower vehicle speed range (for improving fuel efficiency).
[0004]
This will be described using a simplified model of the vibration transmission system shown in FIG.
[0005]
In FIG. 33, I1 is the inertia moment of the engine and the primary side of the automatic transmission (from the input side of the automatic transmission to the damper mechanism of the direct coupling clutch: upstream of the damper mechanism), and I2 is the secondary side of the automatic transmission (the above-mentioned damper mechanism). The (downstream) moment of inertia, B, represents the vehicle body. K1 represents the torsional rigidity of the damper mechanism of the direct coupling clutch, K2 represents the torsional rigidity of the drive shaft, F1 represents the damping term due to friction, and V1 and V2 represent the damping terms due to speed.
[0006]
In the case of a direct connection running, for example, in the case of a four-cylinder engine, there is a primary mode resonance point where the inertia moments I1 and I2 vibrate in the same phase around 300 rpm, and the inertia moments I1 and I2 vibrate in the opposite phase near 1000 rpm. There is a second mode resonance point. Of these, the primary mode resonance point is not a problem because it is outside the usable area of the engine, and the secondary mode resonance point is a problem during actual direct running.
[0007]
Accordingly, it can be seen that the engine speed at the secondary mode resonance point should be set as low as possible in order to extend the directly connectable range to the low vehicle speed range. Conventionally, as a method of lowering the secondary mode resonance point, a method of reducing the torsional rigidity K1, K2 and a method of optimizing the distribution of the inertia moments I1, I2 have been proposed.
[0008]
In the prior art disclosed in JP-A-61-252958, the torsional rigidity K1 is reduced by using a compression coil spring having a small spring constant and a large stroke length.
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
However, all of the conventional methods have physical limitations, and there is a limit in expanding the directly connectable region to a low vehicle speed region. This is because there is a limit in reducing the torsional rigidity K1 of the damper mechanism due to space limitations, and it is practically impossible to significantly reduce the torsional rigidity K2 of the drive shaft.
[0010]
Also, regarding the distribution of the moments of inertia I1 and I2, it is almost impossible to freely set them due to the structure, and a compromise must be made with a predetermined value.
[0011]
For example, if the inertia moment I1 is to be reduced, the vibrations of the engine and the primary side of the automatic transmission become large, and so-called "squeal" of the accessory drive belt and a problem in durability occur.
[0012]
In order to solve these problems, the present applicant has already disclosed in Japanese Patent Application No. Hei 7-280211 a method for directly connecting a clutch without increasing the weight and accommodation space of the device and without deteriorating the vibration characteristics of the vehicle. A fluid transmission device has been proposed that expands the directly connectable region to a lower vehicle speed region, improves fuel efficiency, and improves the durability of accessories.
[0013]
However, the fluid transmission proposed here has points to be further improved.
[0014]
That is, by adding the dynamic damper function, it was possible to suppress the vibration in the frequency range originally aimed at, but there was a problem that vibration in another frequency range was newly generated.
[0015]
The present invention is an improvement of the device according to the above proposal, and has been made to solve the problems of the device, and suppresses newly generated vibration due to the addition of a dynamic damper function and increases the size of the device. It is an object of the present invention to provide a fluid transmission device that can be easily configured without performing the operation.
[0016]
[Means for Solving the Problems]
Claim 1Akira discloses a fluid transmission including a direct coupling having a damper mechanism, wherein a part of the fluid transmission that does not contribute to torque transmission when the direct coupling is in an operating state contributes to torque transmission. Vibration suppressing means elastically supported by a member via an elastic body and capable of suppressing vibrations newly generated in a specific frequency range by elastic support by the elastic body when the direct coupling clutch is in an operating state. Be preparedThe member that does not contribute to the torque transmission is a turbine.The above-mentioned task has been achieved by having.
According to a second aspect of the present invention, there is provided a fluid transmission including a direct coupling having a damper mechanism, the member being a part of the fluid transmission and not contributing to torque transmission when the direct coupling is in an operating state. A member that contributes to torque transmission when the direct-coupled clutch is in an operating state, and a member that does not contribute to torque transmission is elastically supported by the member that contributes to torque transmission. And a vibration suppressing unit that can suppress newly generated vibration in a specific frequency range by elastic support by the elastic body when the direct coupling clutch is in an operating state.
Further, according to a third aspect of the present invention, in the fluid transmission including a direct coupling clutch having a damper mechanism, a member that is a part of the fluid transmission and does not contribute to torque transmission when the direct coupling is in an operating state. Are elastically supported by a member that contributes to torque transmission via an elastic body, and when the direct-coupled clutch is in an operating state, the elastic support by the elastic body suppresses newly generated vibration in a specific frequency range. And a member that does not contribute to the torque transmission is a turbine and a stator.
[0017]
That is,Claim 2According to the description, a member (for example, a turbine or the like) that does not contribute to the torque transmission when the direct-coupled clutch is in an operating state and that is a part of the fluid transmission device is elastically connected to a member that contributes to the torque transmission through an elastic body. I support them. As a result, when the direct coupling clutch is in the operating state, a member that does not contribute to the torque transmission can function as a dynamic damper.
[0018]
FurtherThe present inventionEven if a new vibration occurs in a specific frequency range due to the addition of the dynamic damper function, the vibration is suppressed by the vibration suppressing means.
[0019]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
In a preferred embodiment, the vibration suppressing means is a friction damping means. Thereby, new vibration can be suppressed with a simple configuration.
[0020]
Another preferred embodiment is provided with a means for adjusting the friction damping force of the friction damping means. According to this, for example, the friction damping force can be precisely and accurately controlled by adjusting means such as a hydraulic servo, and a newly generated vibration level can be reduced over a wide frequency range.
[0021]
In another preferred embodiment, the vibration suppressing means is a viscous damping means. Thereby, a newly generated vibration level can be reduced, and the vibration characteristics of the fluid transmission device main body satisfy the specified value over a wide range.
[0022]
In another preferred embodiment, the vibration suppressing unit is an elastic force varying unit that varies an elastic force of the elastic body. Thus, the elastic body can also serve as the vibration suppressing means, and thus new vibration can be suppressed without increasing the size of the device.
[0023]
Another preferred embodiment is provided with means for invalidating the elastic action of the elastic body when the number of rotations of the direct coupling clutch is equal to or higher than a predetermined number. As a result, the dynamic damper function can be completely prevented in the high rotation range of the engine, and new adverse effects can be completely eliminated.
[0024]
In another preferred embodiment, the elastic body is a leaf spring, and the elastic force varying means uses centrifugal force to change one end of the leaf spring so as to vary the effective length of the leaf spring. The plate spring comprises an inertia member attached to the other end side of the leaf spring so as to be relatively movable with respect to the side. This makes it possible to make the entire device compact while suppressing new vibrations.
[0025]
In another preferred embodiment, at least one of the width and the thickness of the leaf spring is smaller on the outer side than on the radially inner side. Thereby, a spring characteristic optimal for damping vibration is obtained.
[0026]
In another preferred embodiment, an auxiliary spring for pressing the inertia member inward in the radial direction is provided, and the auxiliary spring is moved relative to the leaf spring such that the distance from the leaf spring increases as the distance from the outer side increases. That is, they are mounted obliquely at a predetermined angle. Thus, the auxiliary spring that presses the inertia member is not restricted by the leaf spring. Therefore, the setting of the spring characteristics of the auxiliary spring can be performed relatively easily.
[0027]
Further, in another preferred embodiment, the vibration suppressing means comprises means for increasing or decreasing the amount of inertia of a member that does not contribute to the torque transmission. This makes it possible to appropriately change the frequency range of the vibration in a new frequency range caused by providing the dynamic damper, and as a result, the vibration can be suppressed.
[0028]
Hereinafter, a more specific example of an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0029]
[First Embodiment]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view schematically showing a fluid transmission device according to a first embodiment of the present invention.
[0030]
In FIG. 1, a torque converter (fluid power transmission) 2 mainly includes a pump 4, a turbine 6, a stator 8, and a direct coupling clutch 10.
[0031]
The lock-up piston 12 of the direct coupling clutch 10 has a lining (friction plate) 16 that comes into contact with the inner surface of the front cover 14 of the torque converter 2. A drive plate 20 is integrally attached to the lock-up piston 12 by a rivet 18. Further, an intermediate plate 22 is provided between the lock-up piston 12 and the drive plate 20. The intermediate plate 22 has a long hole 24 through which the rivet 18 moves.
[0032]
The drive plate 20 transmits torque to a driven plate 28 via an outer damper spring 26 and an intermediate plate 22. Driven plate 28 is fixed to turbine hub 32 by rivets 30. A spline 34 is provided on the inner periphery of the turbine hub 32, from which torque is transmitted to an output shaft (transmission input shaft) not shown.
[0033]
A flange 36 on the inner periphery of the lock-up piston 12 is slidably attached to a bearing 38 of the turbine hub 32 and sealed by a seal 40.
[0034]
A transmission member 44 is integrally attached to the inner periphery of the turbine 6 by rivets 42. The transmission member 44 is connected to the driven plate 28 via an inner damper spring 46.
[0035]
A disk hub 60 is integrally attached to the turbine 6. A disk 62 is attached to an end of the disk hub 60 so as to face the driven plate 28 and to be slidable in the axial direction. A plate 64 is provided on the turbine 6 side of the disk 62 so as to face the disk 62. The plate 64 is mounted such that the outer diameter side can move in the axial direction along the outer diameter side end 28 a of the driven plate 28 and cannot rotate relative to the driven plate 28. The plate 64 is pressed by the spring body 66 toward the disk 62. The axial movement of the spring body 66 is restricted by the snap ring 68.
[0036]
A friction material (vibration suppressing means) 70 is provided between the disk 62 and the plate 64 and between the disk 62 and the driven plate 28. The friction material 70 may be provided on both surfaces of these facing surfaces, or may be provided on one surface. Alternatively, the surface of the surface may be processed so as to generate a frictional force such that a predetermined effect is obtained.
[0037]
Hereinafter, the operation of the first embodiment will be described.
[0038]
During operation of the direct coupling clutch, the lock-up piston 12 moves to the right in the drawing by the action of hydraulic pressure (by a known configuration) and is pressed against the front cover 14 side. The front cover 14 is driven by an engine (not shown). Therefore, torque from the engine is directly transmitted to the lock-up piston 12 via the lining 16.
[0039]
The drive plate 20 integrated with the lock-up piston 12 pushes one end of the outer damper spring 26. For this reason, the other end of the outer damper spring 26 pushes the intermediate plate 22. The torque transmitted to the intermediate plate 22 is transmitted to the turbine hub 32 as an output member via the driven plate 28.
[0040]
As described above, the turbine 6 is disposed so as to be rotatable relative to the turbine hub 32 via the transmission member 44 fixed to the turbine 6 and the inner damper spring 46. That is, the turbine 6 as a member that does not contribute to torque transmission when the direct coupling clutch 10 is in the operating state is elastically supported by the turbine hub 32 as a member that contributes to torque transmission via the inner damper spring 46 as an elastic body. Is what is being done.
[0041]
Here, the disk 62 and the plate 64 are in contact with each other via the friction material 70, and are pressed by the spring body 66 toward the driven plate 28. As a result, when the turbine 6 and the turbine hub 32 are about to rotate relative to each other, drag occurs between the plate 64 and the driven plate 28 and the disk 62 due to frictional force. As a result, a newly generated vibration level of the main body can be reduced.
[0042]
As described above, according to the present embodiment, new vibration due to the addition of the dynamic damper function can be suppressed, and the vibration level of the main body inertia can be made equal to or less than an allowable value in a wide frequency range.
[0043]
[Second embodiment]
Next, a second embodiment of the present invention will be described.
[0044]
FIG. 2 is a longitudinal sectional view schematically illustrating a fluid transmission device according to a second embodiment.
[0045]
In the second embodiment, the two friction members 70 in the first embodiment are changed to one and the mounting position is changed.
[0046]
That is, in FIG. 2, the plate 164 is provided between the transmission member 144 and the turbine hub 132. The plate 164 can slide only in the axial direction with respect to the turbine hub 132, and cannot rotate relative to the turbine hub 132. A friction member 170 is provided between the plate 164 and the turbine hub 132. The friction material 170 may be attached to either the plate 164 or the turbine hub 132.
[0047]
A spring body 166 is provided between the transmission member 144 and the plate 164. The spring body 166 presses the plate 164 toward the turbine hub 132. As a result, when the turbine 106 and the turbine hub 132 attempt to rotate relative to each other, drag occurs between the plate 164 and the turbine hub 132 due to frictional force. As a result, newly generated vibration can be suppressed.
[0048]
The reaction force from the turbine hub 132 to the pressing force of the spring body 166 is received by the snap ring 168 via the washer (or bearing) 172.
[0049]
Further, since other configurations are basically the same as those of the above-described first embodiment, the same or similar members are denoted by the same reference numerals in the drawings with the same last two digits, and description thereof is omitted.
[0050]
[Third embodiment]
Next, a third embodiment of the present invention will be described.
[0051]
FIG. 3 is a longitudinal sectional view schematically showing a fluid transmission device according to the third embodiment.
[0052]
In the third embodiment, the pressing piston 280 is incorporated as a means for newly adjusting the friction damping force by slightly changing the above second embodiment.
[0053]
In FIG. 3, three ring-shaped plates 264, 266, 268 constituting friction damping means are provided between the transmission member 244 and the support protrusion 228 a of the driven plate 228 connected to the turbine hub 232. They are arranged side by side in the axial direction. The middle plate 264 of the three plates 264, 266, 268 is attached to the transmission member 244 via the spline 274 so as to be axially movable (with the transmission member 244) so as to be relatively non-rotatable. The plate 268 at the end on the side of the transmission member 244 is attached to the tip of the support projection 228 a of the driven plate 228 via a spline 276, and is secured by a snap ring 272. The plate 266 on the driven plate 228 side is attached to the driven plate 228 so as not to rotate relatively and to be movable in the axial direction. A friction material 270 is interposed between the plates 264, 266, 268.
[0054]
The plate 266 on the driven plate 228 side has a through hole 266b at a radially intermediate portion thereof, and the supporting protrusion 228a protruding from the driven plate 228 penetrates the through hole 266b, thereby driving the driven plate. 228.
[0055]
FIG. 4 is a front view showing the relationship between the driven plate 228 and the plate 266 viewed from the direction IV in FIG. As shown in this figure, the through holes 266b of the plate 266 are arranged at intervals on the same circumference, and are formed as substantially arc-shaped elongated rectangular holes having a predetermined length in the circumferential direction. The support projection 228a of the driven plate 228 is provided on the same circumference so as to correspond to each through hole 226b. A spline 228b formed on the outer periphery of each support projection 228a is fitted with a spline 276 formed on the outer peripheral side edge of the through hole 266b of the plate 266, whereby the plate 266 is moved relative to the driven plate 228. Although they slide in the axial direction, they are connected so that they cannot rotate relative to each other.
[0056]
The plate 266 has a pressing portion 266a by a pressing piston 280 on the inner peripheral side of the supporting protrusion 228a of the driven plate 228. This pressing piston 280 is provided in a liquid-tight manner through seal members 282 and 284 in an annular space formed between the cylindrical portion 232 a of the turbine hub 232 and the base cylindrical portion 228 b of the support protrusion 228 a of the driven plate 228. Is slidably fitted in the axial direction. A hydraulic chamber 290 for pressing and moving the pressing piston 280 is formed between the pressing piston 280 and the turbine hub 232.
[0057]
A snap ring 268 for determining the axial position of the transmission member 244 is fixed to the outer periphery of the cylindrical portion 232a of the turbine hub 232, and the snap ring 268 urges the pressing piston 280 toward the hydraulic pressure chamber 290. The inner peripheral end of the spring 286 is received. The hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber 290 through a hydraulic passage 292 in the turbine hub 232 and a hydraulic passage 294 in the output shaft 296. The frictional engagement force at the friction material 270 is generated depending on the balance between the rightward biasing force of the disc spring 286 against the pressing piston 280 and the leftward biasing force of the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 290. You.
[0058]
In the above-described structure, by disposing the pressing piston 280 on the inner peripheral side of the support protrusion 228a, the mechanism around the friction damping unit and the peripheral of the pressing piston 280 are thin.
[0059]
The operation circuit of the pressing piston 280 may have a configuration as shown in FIG. In FIG. 5, reference numeral 297 denotes a duty solenoid valve, and 298 denotes a control valve. In the valve shown in the figure, the right half shows when the direct coupling clutch 210 is in the OFF state and the left half shows when the direct coupling clutch is in the ON state.
[0060]
Duty solenoidValve 2The 97 performs duty control on a relatively low pressure source pressure such as a secondary pressure input from the port 297a by a known method, and outputs a duty control pressure from the port 297b.
[0061]
To the control valve 298, a hydraulic pressure (partial pressure) for turning on / off the direct coupling clutch 210 is input to a port 298a. The port 298b has a duty solenoidValve 297, the duty control pressure is input. Further, the port 298c is connected to a hydraulic chamber 290 on the back surface of the pressing piston 280 in FIG. 3, and a (high pressure) line pressure is applied to the port 298d. Reference numeral 298e in the figure denotes a spring, and 298f denotes a spool.
[0062]
When the direct coupling clutch 210 is OFF, the hydraulic pressure (for turning on the direct coupling clutch 210) (partial pressure) is not applied to the port 298a of the control valve 298. Therefore, the spool 298f is pushed down by the spring 298e, and the right half of FIG. State. Therefore, (high pressure) line pressure is introduced directly into the hydraulic chamber 290 via the ports 298d, 298c, and a strong frictional engagement force is generated.
[0063]
On the other hand, when the direct coupling clutch 210 is ON, a hydraulic pressure (partial pressure) for applying the direct coupling clutch 210 to the port 298a of the control valve 298 is applied, so that the spool 298f is in the left half state in the figure. The line pressure at port 298d is shut off. Also, instead of duty solenoidValve 2The duty control pressure from 97 is introduced into hydraulic chamber 290 via ports 298b, 298c. Since the duty control pressure is adjusted based on the relatively low pressure base pressure as described above, the accuracy of the pressure adjustment is high, and therefore, the hydraulic pressure in the hydraulic pressure chamber 290 is increased or decreased very precisely. It can be controlled, and the friction engagement force by the pressing piston 280 can be finely adjusted with high precision.
[0064]
Next, the operation of the third embodiment will be described.
[0065]
In the third embodiment, when the turbine 206 and the turbine hub 232 are about to rotate relative to each other, a drag (friction engagement force) adjusted by the pressing force of the pressing piston 280 is applied between the transmission member 244 and the turbine hub 232. ) Can be generated. Therefore, it is possible to select how much the fluctuation level of the rotation region is reduced by how much the pressing force of the pressing piston 280 is adjusted, and newly generated vibration can be suppressed over a wide range.
[0066]
Since other configurations are basically the same as those of the above-described first embodiment, the same or similar members are denoted by the same reference numerals in the drawings with the same lower two digits, and description thereof is omitted.
[0067]
Further, in the above example, the case where the pressing force on the plate 266 is made variable using the hydraulic pressure is shown, but it is also possible to adjust the pressing force on the plate 266 using the electromagnetic force.
[0068]
[Fourth embodiment]
Next, a fourth embodiment of the present invention will be described.
[0069]
FIG. 6 is a longitudinal sectional view schematically illustrating a fluid transmission device according to a fourth embodiment.
[0070]
FIG. 7 shows a view from the direction of arrow VII in FIG. Further, FIG. 8 shows a cross section along the line VIII-VIII in FIG.
[0071]
In the fourth embodiment, a viscous decay unit is used as the vibration suppression unit.
[0072]
That is, in FIG. 6, the cylinder 382 is fixed in the cage portions 328a and 328b of the driven plate 328, and is provided integrally with the turbine hub 332. A piston 384 is slidably fitted in the cylinder 382. As shown in FIG. 8, the piston 384 has a groove 384a at the center, and the claw 344a at the tip of the transmission member 344 is hooked in the groove 384a. The inside 382a, 382b of the cylinder 382 is filled with an oil liquid.
[0073]
When the transmission member 344 rotates relative to the turbine hub 332, the claw portion 344a moves left or right in FIG. As a result, the piston 384 also moves left or right. At this time, since the inside 382a and 382b of the cylinder 382 is filled with the oil liquid, when the pinton 384 moves and pressure is applied to the oil liquid, the oil liquid flows out of the gap between the piston 384 and the cylinder 382 to the outside. . Therefore, the operation of the transmission member 344 as a dynamic damper is restricted by the viscosity of the oil liquid at this time. Thereby, newly generated vibration can be suppressed.
[0074]
The other configuration is the same as that of the above-described first embodiment. The same or similar members are denoted by the same reference numerals in the last two digits, and the description is omitted.
[0075]
Further, as shown in FIG. 9, the piston 384 may be provided with through holes 384b, 384c communicating the inside 382a, 382b of the cylinder 382 and the outside, so that the amount of attenuation becomes an optimum value.
[0076]
[Fifth Embodiment]
Next, a fifth embodiment of the present invention will be described.
[0077]
FIG. 10 is a longitudinal sectional view schematically showing a fluid transmission device according to a fifth embodiment, FIGS. 11 to 13 are diagrams showing a detailed configuration thereof, and FIG. 14 is an enlarged view of a main part of the device.
[0078]
In the fifth embodiment, the inner damper spring 46, which is an elastic body in the first embodiment, is used as a leaf spring 446 so that the elastic force of the leaf spring 446 is variable.
[0079]
10 and 14, the leaf spring 446 is extended in the radial direction, and the inner peripheral end is integrally fixed to the driven plate 428 and the turbine hub 432 by rivets 430. The leaf spring 446 is twisted 90 ° in the middle, and the upper portion (outer diameter side) is bent in the circumferential direction. Further, a protrusion 488 is attached to the turbine 406. The protrusion 488 contacts both ends (outer diameter side) of the leaf spring 446. Thereby, the turbine 406 is elastically connected to the turbine hub 432.
[0080]
A mass body (inertia member) 490 is attached to the leaf spring 446. 11 shows a configuration of the mass body 490, FIG. 12 shows a configuration of the leaf spring 446, and FIG. 13 shows an assembled state of the leaf spring 446 and the mass body 490.
[0081]
As shown in FIG. 12, the leaf spring 446 in this case has a distal end portion (outer peripheral side) functioning as a spring formed in a rectangular shape having a constant width (s) and a constant thickness (t). As shown in FIGS. 11 and 13, a mass body 490 having a groove in the center is attached to the leaf spring 446 so that the leaf spring 446 enters the groove. The portion where the mass body 490 sandwiches the leaf spring 446 is covered with a holding cover 492, and the mass body 490 is pressed to the inner diameter side by a coil-shaped auxiliary spring 494. Further, the upper portion (outer peripheral side) of the leaf spring 446 protrudes above the holding cover 492, and the upper end enters the groove 488 a of the projection 488 fixed to the turbine side, and comes into contact with the projection 488. The holding cover 492 is fixed to the driven plate 428 by welding (or caulking). Further, the mass body 490 is movable in the radial direction.
[0082]
Since other configurations are basically the same as those of the above-described first embodiment, the same or similar members are denoted by the same reference numerals in the drawings with the same lower two digits, and description thereof is omitted.
[0083]
Hereinafter, the operation of the fifth embodiment will be described.
[0084]
The turbine 406 is elastically connected to a turbine hub 432 via a leaf spring 446 so as to be able to rotate relative to the turbine hub 432.
[0085]
When the driven plate 428 rotates in the directly-coupled clutch operating state as in the first embodiment, the plate spring 446 integrated by the rivet 430 rotates.
[0086]
When the rotation speed is low, the mass body 490 is pressed against the inner peripheral side by the coil-shaped auxiliary spring 494. At this time, as shown in FIG. 10, the portion L1 of the leaf spring 446 above (outer peripheral side of) the mass body 490 is long, and this is the effective length of the leaf spring 446, so that the spring constant is reduced. Therefore, the resonance frequency decreases.
[0087]
When the number of rotations increases, the mass body 490 moves to the outer peripheral side against the coil-shaped auxiliary spring 494 due to the centrifugal force as shown in FIG. Therefore, the portion L2 of the leaf spring 442 protruding above the mass body 490 becomes shorter. Accordingly, the effective length of the leaf spring 446 is reduced, and the spring constant is increased. Therefore, the resonance frequency increases.
[0088]
As described above, in the present embodiment, by changing the spring constant of the dynamic damper according to the engine speed, the damper resonance point is shifted to the low frequency side at low rotation speed and to the high frequency side at high rotation speed. By doing so, it is possible to reduce the vibration by the dynamic damper in a wide frequency range.
[0089]
Further, in the present embodiment, instead of the inner damper spring 46, the leaf spring 446 and the mass body 490 attached to the leaf spring 446 constitute the elastic force varying means, so that the entire apparatus can be downsized. .
[0090]
[Sixth embodiment]
Next, a sixth embodiment will be described with reference to FIGS.
[0091]
In the sixth embodiment, the leaf spring 446 of the fifth embodiment is replaced by a trapezoidal leaf spring 446B whose width becomes narrower outward in the radial direction, and the mass body 490 moves radially outward due to centrifugal force. Thus, the rate of increase of the spring constant, which increases with time, is corrected to a smaller value than in the fifth embodiment.
[0092]
That is, as shown in FIG. 16, the leaf spring 446b in this case is formed in a trapezoidal shape in which the plate thickness t is constant, but the width s becomes narrower toward the tip. Then, as shown in FIG. 15, when the mass body 490 is assembled, the trapezoidal portion exactly corresponds to the portion exhibiting the spring function.
[0093]
In the sixth embodiment using the trapezoidal leaf spring 446B, the spring constant is small because the effective length of the leaf spring 446B is long when the mass body 490 is on the inner side in the radial direction, as in the fifth embodiment. As the mass 490 moves outward, the effective length decreases, and the spring constant increases. Therefore, basically, as the rotation speed increases and the centrifugal force increases, the mass body 490 moves outward, so that the spring constant increases and the resonance frequency increases.
[0094]
Here, the difference between the leaf spring 446 of the fifth embodiment and the leaf spring 446B of the sixth embodiment will be examined. Now, the spring constant K corresponding to the effective length of the leaf springs 446 and 446B and the square of the angular velocity ω when the whole is rotating at the angular velocity ω around the radial center line (output shaft) of the fluid transmission device. FIG. 17 shows the relationship between the values. Further, the ideal spring constant obtained from the relational expression of the resonance frequency of the dynamic damper is also shown in FIG.
[0095]
The ideal spring constant is linear as indicated by a dotted line C. On the other hand, in the case of the rectangular plate spring 446 (in the case of the fifth embodiment), it is as shown by the solid line A. If the characteristic of the solid line A can be made as close as possible to the characteristic of the dotted line C, it is possible to obtain the effect of reducing the rotational fluctuation by the dynamic damper in the wider rotational speed range. In other words, the spring constant K of the leaf spring increases as the mass body moves in the outer diameter direction due to the centrifugal force. By decreasing the rate of increase of the spring constant as much as possible, the actual obtained spring constant approaches the dotted line C. be able to.
[0096]
According to the trapezoidal leaf spring 446B of the sixth embodiment, this can be realized. That is, the trapezoidal leaf spring 446B has a width S that decreases toward the tip, and a second moment of area thereof decreases. Therefore, the characteristic A of the dotted line is more ideal than the characteristic A of the rectangular spring 446. This indicates the approaching characteristic B. For this reason, it is possible to reduce the level of rotation fluctuation due to the dynamic damper over a wide rotation speed range.
[0097]
In the sixth embodiment, the plate width S of the leaf spring 446B is reduced toward the distal end (radially outer periphery), so that the secondary moment of area decreases toward the distal end. Is reduced toward the tip, the second moment of area can be similarly reduced, and the same adjustment of the spring constant K as in the sixth embodiment can be performed. Of course, the spring constant K can be adjusted even if both the plate width S and the plate thickness t are reduced.
[0098]
[Seventh embodiment]
Next, a seventh embodiment will be described with reference to FIGS.
[0099]
In the fifth embodiment, the case where the leaf spring 446 is passed through the inside of the coil-shaped auxiliary spring 494 has been described. However, when designing the auxiliary spring 494, there is a restriction that the coil diameter of the auxiliary spring 494 must be larger than a certain value so that the leaf spring 446 can move without any trouble inside the auxiliary spring 494. is there.
[0100]
Therefore, in the seventh embodiment, the leaf spring 446 is extended outside the auxiliary spring 494B, and a pair of the auxiliary springs 494B are arranged on both sides of the leaf spring 446. Since the auxiliary spring 494B may still interfere with the leaf spring 446 as it is, the auxiliary spring 446 is arranged on both sides of the leaf spring 446 at an angle. That is, as schematically shown in FIG. 18, the auxiliary spring 494B is disposed obliquely at a predetermined angle α with respect to the plate spring 446 so that the distance from the plate spring 446 increases as the position goes radially outward. .
[0101]
Specifically, as shown in FIG. 19, a telescopic guide 495 is arranged inside a coil-shaped auxiliary spring 494B so that the auxiliary spring 494B can stably expand and contract in its own axial direction in an oblique posture. Has become.
[0102]
The telescopic guide 495 is formed by assembling a rod 495b slidably on a cylindrical main body 495a, and has brackets 495c and 495d with spring seats at the rear end of the main body 495a and the front end of the rod 495b. The brackets 495c, 495d are connected to the shoulder 492a of the holding cover 492 by pins 495e, while being connected to the mass body 490 by pins 495f, as shown in detail in FIGS. An auxiliary spring 494B is fitted around the outer periphery of the extension guide 495, and both ends of the auxiliary spring 494B are received by spring seats of brackets 495c and 495d at both ends. Therefore, the urging force of the auxiliary spring 494B acts on the mass body 490 from a direction oblique to the moving direction of the mass body 490.
[0103]
According to this, the leaf spring 496 can move freely, and the design of the auxiliary spring 494B becomes easy.
[0104]
In the above example, the telescopic guide 495 is provided inside the coil-shaped auxiliary spring 494B, but may be provided outside. That is, as shown in FIGS. 22 and 23, the expansion and contraction guide 496 may be manufactured as a tubular member having an internal space, and the coil-shaped auxiliary spring 494B may be accommodated therein. The telescopic guide 496 includes an inner cylinder 496a and an outer cylinder 496b that are slidably fitted to each other. Brackets 496c and 496d that also serve as spring seats are provided at respective ends of the inner cylinder 496a and the outer cylinder 496b. The brackets 496c and 496d are connected to the shoulder of the holding case and the mass body by pins 495e and 495f.
[0105]
[Eighth Embodiment]
Next, an eighth embodiment will be described.
[0106]
In the fifth, sixth, and seventh embodiments, the leaf springs 446, 446B are used as the inner damper springs, and the effective length of the leaf springs 446, 446B is changed by moving the mass body 490. Although the spring constant of 446B is changed, that is, the elastic force of the dynamic damper is made variable, in the eighth embodiment, a coil spring is used as the inner damper spring, and the elastic force of the coil spring is made variable.
[0107]
FIG. 24 is a longitudinal sectional view of the fluid transmission according to the eighth embodiment, and FIG. 25 is a view as seen from the direction of the arrow XXV in FIG.
[0108]
In this embodiment, a coil spring is used as the inner damper spring 546. The inner damper springs 546 are arranged in pairs in the circumferential direction, and the engaging projection 544a of the transmission member 544 is inserted and clamped between opposed ends of the pair of inner damper springs 546.
[0109]
This will be described with reference to FIG. In this figure, a line N1 is a reference line when the engaging projection 544a is at the neutral position. The reference line N1 is located on the radius of the driven plate 528, and the lower side of FIG. 25 is the inner side and the upper side is the outer side.
[0110]
The pair of inner damper springs 546, 546 are arranged symmetrically with respect to the reference line N1, and the left and right sides in the figure have the same configuration with respect to the reference line N1. Here, a description will be given with the one closer to the reference line N1 as the front end side and the one farther from the reference line N1 as the rear end side. Further, the left side configuration and the right side configuration may be arranged along the circumferential direction on the circumference where the engagement convex portion 544a exists, or may be arranged linearly on the tangent line of the same circle. Is also good. FIG. 25 shows a case in which they are arranged linearly.
[0111]
The front end of the spring holding portion 550 of the driven plate 528 communicates with the insertion hole 550a of the engaging projection 544a. A rear end wall 550b having an opening 550c exists at the rear end of the spring holding portion 550. An intermediate frame 575 is slidably inserted into the spring holding portion 550, and a main inner damper spring 546 is disposed between a flange 575a provided at a front end of the intermediate frame 575 and the engaging convex portion 544a. An auxiliary spring 576 is disposed between the flange 575a and the rear end wall 550b of the spring holding portion 550. These springs 546 and 576 are set in series with a preload applied thereto. Depending on the conditions, the springs 546 and 576 exert the combined force of the springs 546 and 576, or the elasticity of one spring 546 is adjusted. It exerts only power.
[0112]
A cage 570 is further provided on the rear end side of the spring holding portion 550, and a moving piece 572 is accommodated therein. The cage 570 communicates with the spring holding portion 550 through an opening 550c provided in a rear end wall 550b of the spring holding portion 550, and has an inner peripheral wall 570a on the radially inner peripheral side, a rear end wall 570b, and a radial outer peripheral side. And a movable piece 572 is provided inside thereof so as to be movable in the radial direction.
[0113]
The rear end wall 570b of the cage 570 is inclined so as to be closer to the reference line N1 as going outward in the radial direction. The movable piece 572 has a shape corresponding to this inclination, and a side surface facing the rear end wall 57b of the cage 570 is an inclined wall 572a. Further, the other side surface is a contact surface 572b which comes into contact with the rear end surface of the intermediate piece 575 protruding from the opening 550c of the rear end wall 550b of the spring holding portion 550. The moving piece 572 is urged radially inward by a spring 580, and moves outward due to centrifugal force. Then, depending on the moving position, the inclined wall 572a abuts on the rear end wall 570b of the cage 570, thereby defining the movement limit position of the intermediate piece 575 when the moving piece 572 is pressed by the intermediate piece 575. When the intermediate piece 575 is pushed to the movement limit, the elastic action of the auxiliary spring 576 is invalidated, and only the inner damper spring 546 exerts an elastic force.
[0114]
The operation of the eighth embodiment will be described below.
[0115]
When the number of rotations is low, the trapezoidal moving piece 572 is pushed to the inner diameter side by the spring 580. At this time, since there is a gap SH between the movable piece 572 and the rear end wall 570b of the cage 570, the intermediate piece 575 can freely move by the gap SH. In this state, the inner damper spring 546 and the auxiliary spring 576 are provided. Act in series, and as a result, the total spring constant of the damper mechanism decreases.
[0116]
On the other hand, when the rotation speed increases, the moving piece 572 moves to the outer diameter side by centrifugal force, and the gap SH decreases. Then, the movement of the intermediate piece 575 is restrained with respect to the cage 570, and the auxiliary spring 576 does not work, and only the inner damper spring 546 works. As a result, the total spring constant of the damper mechanism increases.
[0117]
As described above, since the spring constant of the dynamic damper can be changed in multiple stages by using the centrifugal force, by shifting the resonance point of the dynamic damper according to the engine speed, good damper characteristics can be obtained over a wide range of speed. can get. In addition, this structure can be realized at lower cost than when a leaf spring is used.
[0118]
[Ninth embodiment]
Next, a ninth embodiment will be described.
[0119]
FIG. 26 is a diagram illustrating a configuration of a main part of the ninth embodiment, in which the driven plate 528B is viewed from the same side as in FIG.
[0120]
In the eighth embodiment, the case where the elastic force of the inner damper spring is adjusted by using the moving top 572 and the intermediate top 575 has been described. However, in the ninth embodiment, as shown in FIG. By using the stopper 590, the elastic force of the inner damper spring 546 can be adjusted in two steps.
[0121]
That is, when the rotation speed exceeds a predetermined value, the stopper 590 moves to the outer diameter side due to centrifugal force, and the claws 590a at both ends of the stopper 590 bite between the lines of the inner damper spring 546 formed of a coil spring, and the inner damper spring The effective length of 546 is changed from the initial value L5 to the reduced value L4. The reduction of the effective length from the initial value L5 to the reduction value L4 increases the spring constant, thereby changing the resonance frequency of the dynamic damper. The stopper 590 is supported so that it can be displaced stably in the radial direction by slidably inserting the rod portion 590a into the guide hole 591 in the radial direction provided in the driven plate 528B. It is being rushed.
[0122]
[Tenth embodiment]
Next, a tenth embodiment will be described.
[0123]
FIG. 27 is a longitudinal sectional view of the fluid transmission device according to the tenth embodiment, and FIG. 28 is a view as seen from the direction of the arrow XXVIII in FIG.
[0124]
In a fluid transmission with a direct coupling clutch with a dynamic damper function, the dynamic damper operates in the entire engine speed range at lock-up, so the rotation fluctuation level is better than when there is no dynamic damper. Area exists. However, on the other hand, there is an area that worsens.
[0125]
In order to solve the problem, a method of adding hysteresis to the whole is conceivable. In such a case, while the deterioration margin is reduced, the effect is also reduced in a good region.
[0126]
Therefore, in the tenth embodiment, the operation of the elastic body of the dynamic damper is invalidated when the engine speed exceeds a predetermined value.
[0127]
That is, as shown in FIGS. 27 and 28, the driven plate 628 and the engaging convex portion 644a of the transmission member 644 are elastically connected via the inner damper spring 646, while having the same circumference as the inner damper spring 646. A stopper 670 that locks the driven plate 628 and the engaging projection 644b of the transmission member 644 when the number of rotations reaches a predetermined value or more is provided at another upper position.
[0128]
The stopper 670 is slidably accommodated in a radial direction in a slide cage 674 formed on the driven plate 628, and is urged radially inward by a spring 672.
[0129]
FIG. 29 is an enlarged view of the same part of FIG.
[0130]
The stopper 670 has a U shape in which a pair of legs 670b are provided at both ends of the connecting portion 670a, and slides on both guide walls 674a of the slide gauge 674 on the outer surface 670d of the leg 670b. The inner surface 670c of the leg 670b is an inclined surface, and when the stopper 670 moves radially outward against the force of the spring 672 due to centrifugal force, the inclined inner surface 670c becomes a transmission member. By pressing against the inclined surface 644c of the engaging projection 644b of 644, the movement of the engaging projection 644b in the circumferential direction (the direction of the arrow Y) is stopped. That is, when the engagement convex portion 644b and the stopper 670 are locked, the transmission member 644 and the driven plate 628 are locked, and the operation of the inner damper spring 646 is invalidated. In this case, if the inclination θ of the inclined surface 644c is too large, the locking action becomes weak, and if the inclination θ is too small, it becomes difficult to set a locking point.
[0131]
The lock point is set as a switching point from a region where a good effect is obtained by the dynamic damper to a region where a bad effect is obtained. By doing so, it is possible to reduce only the deterioration of the characteristics due to the dynamic damper to a level where there is no dynamic damper.
[0132]
When the stopper 670 for stopping the dynamic damper function moves radially outward due to centrifugal force, a tapping sound is generated between the contact portion between the stopper 670 and the slide cage 674 and between the contact portion between the stopper 670 and the engaging convex portion 644b. However, if the contact portions are provided with cushioning materials 678 and 678 as shown in FIG. Of course, cushioning materials 678, 678 may be provided on the contact portion side opposite to the drawing.
[0133]
[About characteristics]
Next, characteristics of the eighth embodiment and the tenth embodiment will be described.
[0134]
FIG. 31 is a characteristic diagram showing the relationship between the engine speed and the rotation fluctuation level.
[0135]
In FIG. 31, A indicates the characteristic in the case where the dynamic damper is not provided, B indicates the characteristic in the case where the dynamic damper is provided, C indicates the characteristic of the tenth embodiment, and D indicates the characteristic of the eighth embodiment.
[0136]
In the case of B provided with a dynamic damper, the level reduction effect is seen in a range smaller than the point P, but the fluctuation becomes larger in a region beyond the point P. In order to solve this, in the characteristic C according to the tenth embodiment, the function of the dynamic damper is invalidated in the area after the point P, thereby eliminating the adverse effect due to the addition of the dynamic damper. That is, in that region, the level is reduced to a level where no dynamic damper is provided.
[0137]
Further, according to the characteristic D of the eighth embodiment, the spring constant of the dynamic damper, that is, the resonance frequency is switched in accordance with the engine speed, so that the rotation fluctuation is significantly reduced in the region a as compared with the tenth embodiment. . However, it becomes worse in the region b. However, in reality, this deteriorating region is a range in which the engine rotational speed is large, so that the explosion fluctuation torque is small and the sensitivity is low in terms of vehicle vibration characteristics, so that there is little adverse effect.
[0138]
In order to minimize the adverse effect, the eighth embodiment and the tenth embodiment can be combined. The characteristic in that case is indicated by E. In this case, the dynamic damper is activated until the area moves to the area b, and the dynamic damper is invalidated when the area moves to the area b. That is, the lock point is set at the start point of the area b.
[0139]
In the fifth to tenth embodiments, the centrifugal force is used to move the mass body, the moving piece, and the stopper for changing the spring constant of the inner damper spring, and to move the stopper for locking. However, the present invention is not limited to this, and various methods such as a method using hydraulic pressure and a method using electromagnetic force of a solenoid are possible.
[0140]
The vibration suppressing means may be a means for varying the mass (inertial force) of the inertial body, in addition to the friction damping means, the viscous decreasing means, and the elastic force varying means of the elastic body as described in the above embodiment.
[0141]
[Eleventh embodiment]
Next, an eleventh embodiment will be described.
[0142]
FIG. 32 is a longitudinal sectional view of the fluid transmission device according to the eleventh embodiment.
[0143]
In this embodiment, a mechanism for varying the mass of the inertial body of the dynamic damper is employed as the vibration suppressing means.
[0144]
In the above-described embodiment, the case where only the turbine is used as the inertia body of the dynamic damper has been described. However, in this embodiment, the case where only the turbine 706 is used as the inertia body of the dynamic damper and the case where the turbine 706 is used And when the stator 708 is connected and used together.
[0145]
That is, the idling stator 708 at the time of lock-up is used as an inertia body of the dynamic damper only when it is convenient. According to this, by changing the inertia of the dynamic damper, the resonance frequency can be changed, and as a result, vibration in the newly generated resonance region can be reduced.
[0146]
As a specific configuration, as shown in FIG. 32, between the hub 708a of the stator 708 and the transmission member 744 coupled to the turbine 706, there is provided a cone clutch 766 for coupling both as needed. The clutch 766 is operated by the clutch piston 780. The clutch piston 780 is fitted in a ring-shaped recess provided on the side surface of the transmission member 744 in a liquid-tight manner via seal members 782 and 784. Therefore, when hydraulic pressure is introduced into the hydraulic chamber 790 provided between the clutch piston 780 and the transmission member 744 through the hydraulic pressure passage 794 in the output shaft 796 and the hydraulic pressure passage 792 in the transmission member 744, the clutch piston 780 Move in the axial direction, and the cone clutch 766 is engaged. The clutch piston 780 is urged toward the hydraulic chamber 790 by a disc spring 786 whose inner peripheral end is stopped by a snap ring 768. The introduction control of the hydraulic pressure to the hydraulic pressure 790 may be realized by a configuration similar to that of the third embodiment described with reference to FIG.
[0147]
In this device, at the time of low rotation, the clutch piston 780 is pushed to the left in the drawing by the hydraulic pressure together with the engagement of the direct coupling clutch 710, so that the cone clutch 766 is engaged, and the inertia of the dynamic damper is reduced to the “turbine inertia”. "+" Stator inertia "and the resonance frequency (vibration reduction frequency) becomes lower.
[0148]
Further, at the time of high rotation, the inertia of the dynamic damper becomes only “turbine inertia” by releasing the cone clutch 766, and the resonance frequency is increased. Therefore, by changing the resonance frequency of the dynamic damper, favorable vibration characteristics can be obtained over a wide range of the engine speed. In this case, since the amount of inertia can be switched with high accuracy using the hydraulic pressure, a clear change can be given to the manner in which the effect of the dynamic damper appears.
[0149]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, vibration in a new frequency range due to the addition of the dynamic damper function can be suppressed without increasing the size of the device configuration.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view schematically showing a fluid transmission device according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a longitudinal sectional view schematically showing a fluid transmission device according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a longitudinal sectional view schematically showing a fluid transmission device according to a third embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a view of the friction damping unit of FIG. 3 as viewed from an IV direction.
FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram for varying a friction damping force of a friction damping unit according to a third embodiment.
FIG. 6 is a longitudinal sectional view schematically showing a fluid transmission according to a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a view of the viscous damping unit of FIG. 6 viewed from the direction VII.
FIG. 8 is a sectional view taken along line VIII-VIII in FIG. 7;
FIG. 9 is a sectional view showing a modification of the piston of FIG. 8;
FIG. 10 is a longitudinal sectional view schematically showing a fluid transmission according to a fifth embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a perspective view showing a mass body constituting an elastic force varying unit according to a fifth embodiment.
FIG. 12 is a partial perspective view of a leaf spring used as an inner damper spring in the fifth embodiment.
FIG. 13 is a perspective view showing a configuration of an elastic force varying unit according to a fifth embodiment.
FIG. 14 is an enlarged longitudinal sectional view of a main part showing a function of a mass body in a fifth embodiment.
FIG. 15 is a perspective view showing a configuration of an elastic force varying unit according to a sixth embodiment of the present invention.
FIG. 16 is a partial perspective view of the leaf spring of FIG. 15;
FIG. 17 is a characteristic diagram of the sixth embodiment.
FIG. 18 is a schematic diagram showing a configuration of an elastic force varying unit according to a seventh embodiment of the present invention.
FIG. 19 is a diagram showing a concrete example of FIG. 18;
FIG. 20 is a perspective view of an XX part in FIG. 19;
FIG. 21 is a perspective view of an XXI part in FIG. 19;
FIG. 22 is a sectional view showing a modification of part of FIG. 19;
FIG. 23 is an external view of the part shown in FIG. 22;
FIG. 24 is a longitudinal sectional view schematically showing a fluid transmission according to an eighth embodiment of the present invention.
FIG. 25 is a view as seen from the XXV direction in FIG. 24;
FIG. 26 is a schematic view showing a configuration of an elastic force varying unit according to a ninth embodiment of the present invention.
FIG. 27 is a longitudinal sectional view schematically showing a fluid transmission device according to a tenth embodiment of the present invention.
28 is a view as seen from the direction XXVIII in FIG. 27.
FIG. 29 is an enlarged view of a section XXIX of FIG. 28;
FIG. 30 is a view showing a partially modified example of FIG. 29;
FIG. 31 is a characteristic diagram showing characteristics of the eighth embodiment and the tenth embodiment in comparison with others.
FIG. 32 is a longitudinal sectional view schematically showing a fluid transmission device according to an eleventh embodiment of the present invention.
FIG. 33 is a schematic view of a simplified model showing a conventional vibration transmission system.
[Explanation of symbols]
2, 102, 202, 302, 402, 502,
602, 702 ... torque converter
4, 104, 204, 304, 404, 505,
604, 704 ... pump
6, 106, 206, 306, 406, 506,
606, 706 ... turbine
8, 108, 208, 308, 408, 508,
608, 708 ... stator
10, 110, 210, 310, 410, 510,
610, 710 ... direct connection clutch
12, 112, 212, 312, 412, 512,
612, 712 ... lock-up piston
14, 114, 214, 314, 414, 514,
614, 714 ... front cover
16, 116, 216, 316, 416, 516,
616, 716 ... lining
18, 30, 42, 118, 130, 142, 218, 230,
242, 318, 330, 342, 430, 418, 430,
442, 518, 530, 542, 718, 730 ... rivet
20, 120, 220, 320, 420, 520,
620, 720… Drive plate
22, 122, 222, 322, 422, 522,
622, 722: Intermediate plate
24, 124, 224, 324, 424, 524,
624, 724 ... long hole
26, 126, 226, 326, 426, 526,
626, 726: Outside damper spring
28, 128, 228, 328, 428, 528,
628, 728 ... Driven plate
32, 132, 232, 332, 432, 532,
632, 732 ... turbine hub
34, 134, 234, 334, 432, 534,
634, 734 ... Spline
36, 136, 236, 336, 436, 536,
636, 736: Flange part
38, 138, 238, 338, 438, 538,
638, 738 ... bearing part
40, 140, 240, 340, 440, 540,
640, 740 ... Seal
44, 144, 244, 344, 444, 544,
644, 744 transmission member
46, 146, 246, 546, 646,
746: Inside damper spring
60 ... disk hub
62 ... Disc
64, 164, 264, 266, 268 ... plate
66, 166 ... spring body
68, 168, 276, 268 ... snap ring
70, 170, 270 ... friction material
172 ... washer (bearing)
228a: Support projection
266a ... Pressing part
266b ... through-hole
274, 276 ... spline
280 ... Pressing piston
282, 284 ... sealing material
286: Disc spring
290 ... hydraulic chamber
292, 294 ... hydraulic passage
297 ... Solenoid valve
298 ... Control valve
344a: claws
382 ... cylinder
384 ... piston
446, 446B ... leaf spring
488: Projection
490 ... mass body
492 ... Retention cover
494, 494B ... spring
544a: engaging projection
550 ... Spring holding part
550b ... rear end wall
550c ... opening
570 ... Cage
570a ... inner peripheral wall
570b ... rear end wall
570c ... outer peripheral wall
572: Moving frame
572a: Inclined wall
572b: Contact wall
575 ... Intermediate frame
575a ... Flange
580 ... Spring
590 ... Stopper
590a ... nail
592 ... spring
644a, 644b ... engaging projection
670 ... Stopper
670b ... leg
670c ... inside surface
670d: Outside surface
672 ... spring
674 ... Slide cage
677, 678: cushioning material
766: Cone clutch
780 ... Working piston
790: hydraulic chamber

Claims (12)

ダンパ機構を有する直結クラッチを含む流体伝動装置において、
前記流体伝動装置の一部であって、該直結クラッチが作動状態にあるときにトルク伝達に寄与しない部材が、トルク伝達に寄与する部材に弾性体を介して弾性支持されると共に、
前記直結クラッチが作動状態にあるときに、前記弾性体による弾性支持によって特定の周波数域で新たに発生する振動を抑制することのできる振動抑制手段を備え、
前記トルク伝達に寄与しない部材が、タービンであることを特徴とする流体伝動装置。In a fluid transmission including a direct-coupled clutch having a damper mechanism,
A part of the fluid transmission device, a member that does not contribute to torque transmission when the direct coupling clutch is in an operating state, is elastically supported via an elastic body by a member that contributes to torque transmission,
Wherein when the lockup clutch is in operation, e Bei vibration suppression means capable of suppressing the newly generated vibration at a particular frequency range by the elastic support by the elastic member,
The member that does not contribute to the torque transmission is a turbine . ダンパ機構を有する直結クラッチを含む流体伝動装置において、
前記流体伝動装置の一部であって、該直結クラッチが作動状態にあるときにトルク伝達に寄与しない部材と、
前記流体伝動装置の一部であって、前記直結クラッチが作動状態にあるときにトルク伝達に寄与する部材と、
前記トルク伝達に寄与しない部材が前記トルク伝達に寄与する部材に弾性支持されるための弾性体と、
前記直結クラッチが作動状態にあるときに、前記弾性体による弾性支持によって特定の周波数域で新たに発生する振動を抑制することのできる振動抑制手段と
を備えたことを特徴とする流体伝動装置。 In a fluid transmission including a direct-coupled clutch having a damper mechanism,
A part of the fluid transmission device, the member not contributing to torque transmission when the direct coupling clutch is in an operating state;
A part of the fluid transmission device, which contributes to torque transmission when the direct coupling clutch is in an operating state;
An elastic body for elastically supporting a member that does not contribute to the torque transmission to a member that contributes to the torque transmission,
When the direct coupling clutch is in an operating state, a vibration suppressing unit capable of suppressing vibration newly generated in a specific frequency range by elastic support by the elastic body.
A fluid transmission device comprising a call with a. ダンパ機構を有する直結クラッチを含む流体伝動装置において、
前記流体伝動装置の一部であって、該直結クラッチが作動状態にあるときにトルク伝達に寄与しない部材が、トルク伝達に寄与する部材に弾性体を介して弾性支持されると共に、
前記直結クラッチが作動状態にあるときに、前記弾性体による弾性支持によって特定の周波数域で新たに発生する振動を抑制することのできる振動抑制手段を備え、
前記トルク伝達に寄与しない部材が、タービンおよびステータであることを特徴とする流体伝動装置。 In a fluid transmission including a direct-coupled clutch having a damper mechanism,
A part of the fluid transmission device, a member that does not contribute to torque transmission when the direct coupling clutch is in an operating state, is elastically supported via an elastic body by a member that contributes to torque transmission,
When the direct-coupled clutch is in an operating state, a vibration suppressing unit that can suppress vibration newly generated in a specific frequency range by elastic support by the elastic body,
A fluid transmission device, wherein the members that do not contribute to the torque transmission are a turbine and a stator . 請求項１から３のいずれかにおいて、前記振動抑制手段が、摩擦減衰手段であることを特徴とする流体伝動装置。Oite to any one of claims 1 to 3, a hydraulic power transmission, wherein said vibration suppression means is friction damping means. 請求項４において、前記摩擦減衰手段の摩擦減衰力を調整する手段を備えたことを特徴とする流体伝動装置。Oite to claim 4, the fluid transmission device characterized that you provided with means for adjusting the frictional damping force before Symbol frictional damping means. 請求項１から３のいずれかにおいて、前記振動抑制手段が、粘性減衰手段であることを特徴とする流体伝動装置。Oite to any one of claims 1 to 3, wherein the vibration suppressing means, hydraulic power transmission, characterized that it is a viscous damping means. 請求項１から３のいずれかにおいて、前記振動抑制手段が、前記弾性体の弾性力を可変とする弾性力可変手段であることを特徴とする流体伝動装置。Oite to any one of claims 1 to 3, before Symbol vibration suppressing means, hydraulic power transmission, characterized that it is an elastic force varying means for varying the elastic force of the elastic body. 請求項７において、直結クラッチが所定以上の回転数のとき前記弾性体の弾性作用を無効とする手段を備えたことを特徴とする流体伝動装置。In claim 7, the lockup clutch is a fluid transmission device comprising a call having means for disabling the elastic action of the elastic member when a predetermined or more rotational speed. 請求項７において、前記弾性体が板ばねであり、且つ、前記弾性力可変手段が、該板ばねの有効長を可変にするように、遠心力を利用して板ばねの一端部側に対して相対移動可能に該板ばねの他端部側に取付けられた慣性部材から構成されたことを特徴とする流体伝動装置。According to claim 7, before SL is an elastic body is a leaf spring, and the elastic force variable means, the effective length of the leaf spring so that the variable, the one end of the leaf spring by utilizing the centrifugal force a hydraulic power transmission, characterized that it has been constructed from the inertia member mounted on the other end of the relatively movable plate spring against. 請求項９において、前記板ばねの幅または厚さの少なくとも一方が、半径方向内側より外側の方が小さくされていることを特徴とする流体伝動装置。Oite to claim 9, at least one of the width or thickness of the front Symbol leaf spring, a hydraulic power transmission, wherein that it than the radial inside toward the outside is small. 請求項７において、前記慣性部材を半径方向内側に押圧する補助ばねが設けられ、該補助ばねが、半径方向外側へ行くほど前記板ばねとの距離が離れるように板ばねに対して所定角度を持って斜めに取付けられていることを特徴とする流体伝動装置。  In Claim 7, an auxiliary spring for pressing the inertia member inward in the radial direction is provided, and the auxiliary spring has a predetermined angle with respect to the leaf spring so that the distance from the leaf spring increases as going outward in the radial direction. A fluid transmission device characterized by being held and mounted diagonally. 請求項１において、前記振動抑制手段が、前記トルク伝達に寄与しない部材の慣性量を増減する手段よりなることを特徴とする流体伝動装置。  2. The fluid transmission according to claim 1, wherein the vibration suppressing unit includes a unit configured to increase or decrease an amount of inertia of a member that does not contribute to the torque transmission.

Images