JP5505514B2 - 車両用ダンパ装置 - Google Patents

Description

本発明は、車両用ダンパ装置に係り、特に、伝達される動力の脈動に対して高い減衰効果を得ることができるダンパの構造に関するものである。

エンジンのクランク軸に連結されている動力伝達部材と出力軸との間の動力伝達経路に設けられ、動力伝達時において捩り振動の伝達を抑制する車両用ダンパ装置がよく知られている。例えば、特許文献１の流体伝動装置に設けられたロックアップ装置に備えられるダンパ装置がその一例である。特許文献１のロックアップ装置に備えられるダンパ装置は、ピストンと第１コイルスプリングとイナーシャ部材と第２コイルスプリングと出力プレートを、主に備えて構成されている。そして、第１コイルスプリングは、ピストンと出力プレートとの間に動力伝達可能に介在され、第２コイルスプリングは、イナーシャ部材と出力プレートとの間に動力伝達可能に介在されている。

上記特許文献１のロックアップ装置のダンパ装置において、イナーシャ部材および第２コイルスプリングはダイナミックダンパとして機能する。すなわち駆動系の捩り共振が発生すると、その振動エネルギがダイナミックダンパによって吸収される。なお、ダイナミックダンパの固有振動数は、イナーシャ部材の慣性質量および第２弾性部材の剛性を調整することで、駆動系の固有振動数と略一致する値に調整される。

特開２００９−２９３６７１号公報

ところで、車両の駆動源として機能するエンジンにおいて、従来では爆発一次（４気筒エンジンの場合は回転２次）の成分が爆発強制力として支配的であったが、近年の低燃費化対策によりエンジン燃焼のリーン化（希薄化）やそれに伴う燃焼の不安定化のため、回転１次や回転０．５次といった従来では問題とならなかった低次次数の成分の強制力も増加傾向にある。したがって、回転２次の駆動系捩り共振帯域は、エンジン常用回転速度以下に設定されるものの、回転低次次数の駆動系の捩り共振がエンジン常用回転速度で発生し、ＮＶ特性やドラビリに対して影響を与える問題があった。

これに対して、特許文献１に記載のダンパ装置のように、ダイナミックダンパによって捩り共振を減衰させる方法がある。しかしながら、特許文献１に記載のダンパ装置では、ロックアップ装置の出力側部材（タービン）にダイナミックダンパ（イナーシャ部材および第２弾性部材）が設けられているため、ダイナミックダンパによって吸収される振動エネルギが小さく、捩り共振を効果的に減衰させることが困難であった。これは、一般に慣性質量の大きい構造体ほど振動エネルギを保有しており、その構造体の振動エネルギが捩り共振発生時に大きく影響するが、これに対して、出力側部材（タービン）の慣性質量は、入力側部材（エンジン、フライホイール等）の慣性質量に比べて小さく、保有する振動エネルギが小さいためである。したがって、特許文献１に記載のダンパ装置では、回転２次による駆動系の捩り共振はもちろんのこと、回転１次や回転０．５次といった低次次数の駆動系の捩り共振が発生した場合において、高い減衰効果を得ることができなかった。

また、上記問題を解決する他の手段として、従来のダンパ装置のバネ剛性を高くして駆動系の固有振動数を高くする、或いは、ダンパ装置のヒステリシストルク（内部摩擦抵抗）を大きくすることで、捩り共振を抑制する方法もある。しかしながら、いずれの方法おいても固有振動数以上の高周波数領域において振動の伝達感度が高くなってしまい、エンジンこもり音や歯打ち音が発生する問題があった。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、高周波数領域において伝達感度を上げることなく、捩り共振域おいて高い減衰効果を得ることができる車両用ダンパ装置を提供することにある。

斯かる目的を達成するための、請求項１にかかる発明の要旨とするところは、(a)エンジンの出力軸に連結されている動力伝達部材と、該動力伝達部材と同軸心且つ相対回転可能に設けられた動力伝達軸との間に設けられている車両用ダンパ装置であって、(b)前記車両用ダンパ装置は、(c)前記動力伝達部材を介して前記エンジンの動力が入力される入力側回転部材と、(d)前記動力伝達軸に相対回転不能に連結され、前記入力側回転部材に対して同軸心上且つ相対回転可能な出力側回転部材と、(e)前記入力側回転部材に対して相対回転可能に設けられている質量体と、(f)前記入力回転部材と該質量体との間に介在され、該入力側回転部材および該質量体を、それらの部材間の相対回転量に応じて弾性変形しつつ作動的に連結する第１弾性部材と、(g)前記入力側回転部材と前記出力側回転部材との間に介在され、該入力側回転部材および該出力軸側回転部材を、それらの部材間の相対回転量に応じて弾性変形しつつ作動的に連結する第２弾性部材とを、含んで構成されていることを特徴とする。

このようにすれば、前記質量体、およびその質量体を入力側回転部材に作動的に連結する第１弾性部材によってダイナミックダンパが構成される。ここで、入力側回転部材は動力伝達部材を介してエンジンに連結されているため、出力側回転部材側と比較しても慣性質量が大きい。そして、ダイナミックダンパが出力側回転部材よりも慣性質量が大きい入力側回転部材側に連結されているため、そのダイナミックダンパの減衰効果が高くなる。これは、一般に共振時では慣性質量の大きい構造体ほど振動エネルギを保有しており、その慣性質量が大きい構造体に対応する入力側回転部材側にダイナミックダンパが連結されることで、捩り共振発生時の振動エネルギがダイナミックダンパによって効果的に吸収されるためである。また、ダイナミックダンパが設けられる以外には、ダンパ特性は従来のダンパ装置の基本特性と基本的に変わらないため、高周波数側において振動の伝達感度が高くなることも防止される。

ここで、好適には、前記第１弾性部材および前記第２弾性部材は、コイルスプリングから構成され、前記第１弾性部材は、前記第２弾性部材よりも外周側に配設されていることを特徴とする。このようにすれば、第１弾性部材が外周側に配置される程、同じトルクであっても第１弾性部材に加えられる荷重が小さくなることから、第１弾性部材のバネ剛性を低くすることができる。したがって、第１弾性部材のバネ剛性に比例するダイナミックダンパの固有振動数を低周波数側に設定することができる。また、第１弾性部材および第２弾性部材はコイルスプリングから構成されることで、ゴム等に比べて信頼性が高く安定した捩れ特性を有し、温度変化に対する周波数のロバスト性も高くなる。

また、好適には、前記ダンパ装置は、前記動力伝達部材に対して軸方向に所定値だけ離れた位置に配設され、前記第１弾性部材の外周側に質量体が設けられる。このようにすれば、ダンパ装置が動力伝達部材に対して軸方向に離れた位置に設けられることで、第１弾性部材の外周側に形成される空間に質量体を設けることができる。そして、その前記空間に質量体が配置されることで、質量体の調整の幅も広くなり、質量体の慣性質量を容易に増加することもできる。

また、好適には、前記動力伝達部材と前記入力側回転部材との間には、さらに予め設定されているトルク値を越えるトルク伝達を防止するためのトルクリミッタ機構が介在されている。このようにすれば、予め設定されているトルク値を越えるトルクがエンジン側から入力されると、トルクリミッタ機構において滑りが発生し、そのトルク値を越えるトルクが、ダンパ装置より下流の動力伝達経路には伝達されない。上記より、トルクリミッタ機構が安全装置として機能し、過剰なトルク伝達によるダンパ装置を含む駆動系の損傷や耐久性低下が防止される。

また、好適には、入力側回転部材と質量体との間には、さらにフリクションプレートと皿バネからなる摩擦機構が設けられる。このようにすれば、フリクションプレートの摩擦係数や配置位置、皿バネの剛性等を調整することで、ダイナミックダンパの基本性能に加えて、摩擦機構による振動減衰効果をさらに得ることができる。

また、好適には、前記入力側回転部材を保持するためのピンは、その入力側回転部材と前記質量体との相対回転量が予め設定されている所定値に到達した際にその質量体に当接し、その入力側回転部材と前記出力側回転部材との相対回転量が予め設定されている所定値に到達した際にその出力側回転部材と当接することで、前記第１弾性部材および第２弾性部材の弾性変形量を制限するストッパピンとしても機能する。このようにすれば、ストッパピンが、入力側回転部材を保持すると共に、第１弾性部材および第２弾性部材を保護する部材としても利用される。したがって、共通のストッパピンで２つの機能を持たせることで、ピンの数を低減することができるため、製造コストが抑制される。

本発明が適用されたハイブリッド形式の車両用駆動装置を説明する概略構成図である。 図１に示すダンパ装置の構成を詳細に示す断面図である。 図２のダンパ装置を矢印Ａ側から見た矢視図である。 図１のダンパ装置が設けられることで達成される振動減衰効果を示した計算結果である。

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。

図１は、本発明が適用されたハイブリッド形式の車両用駆動装置１０を説明する概略構成図である。図１において、この車両用駆動装置１０では、車両において、主駆動源である第１駆動源１２のトルクが出力部材として機能する車輪側出力軸１４に伝達され、その車輪側出力軸１４から差動歯車装置１６を介して左右一対の駆動輪１８にトルクが伝達されるようになっている。また、この車両用駆動装置１０には、走行のための駆動力を出力する力行制御およびエネルギを回収するための回生制御を選択的に実行可能な第２電動機ＭＧ２が第２駆動源として設けられており、この第２電動機ＭＧ２は自動変速機２２を介して上記車輪側出力軸に連結されている。したがって、第２電動機ＭＧ２から車輪側出力軸へ伝達される出力トルクがその自動変速機２２で設定される変速比γs（＝第２電動機ＭＧ２の回転速度Ｎmg2／車輪側出力軸の回転速度Ｎout）に応じて増減されるようになっている。

第２電動機ＭＧ２と駆動輪１８との間の動力伝達経路に介装されている自動変速機２２は、変速比γsが「１」より大きい複数段を成立させることができるように構成されており、第２電動機ＭＧ２からトルクを出力する力行時にはそのトルクを増大させて車輪側出力軸へ伝達することができるので、第２電動機ＭＧ２が一層低容量もしくは小型に構成される。これにより、例えば高車速に伴って車輪側出力軸の回転速度Ｎoutが増大した場合には、第２電動機ＭＧ２の運転効率を良好な状態に維持するために、変速比γsを小さくして第２電動機ＭＧ２の回転速度（以下、第２電動機回転速度という）Ｎmg2を低下させたり、また車輪側出力軸の回転速度Ｎoutが低下した場合には、変速比γsを大きくして第２電動機回転速度Ｎmg2を増大させる。

上記第１駆動源１２は、主動力源としてのエンジン２４と、第１電動機ＭＧ１と、これらエンジン２４と第１電動機ＭＧ１との間でトルクを合成もしくは分配するための動力分配機構としての遊星歯車装置２６とを主体として構成されている。上記エンジン２４は、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの燃料を燃焼させて動力を出力する公知の内燃機関であって、マイクロコンピュータを主体とする図示しないエンジン制御用の電子制御装置（Ｅ−ＥＣＵ）によって、スロットル弁開度や吸入空気量、燃料供給量、点火時期などの運転状態が電気的に制御されるように構成されている。上記電子制御装置には、アクセルペダルの操作量を検出するアクセル操作量センサＡＳ、ブレーキペダルの操作の有無を検出するためのブレーキセンサＢＳ等からの検出信号が供給されている。

上記第１電動機ＭＧ１は、例えば同期電動機であって、駆動トルクを発生させる電動機としての機能と発電機としての機能とを選択的に生じるように構成され、インバータ３０を介してバッテリー、コンデンサなどの蓄電装置３２に接続されている。そして、マイクロコンピュータを主体とする図示しないモータジェネレータ制御用の電子制御装置（ＭＧ−ＥＣＵ）によってそのインバータ３０が制御されることにより、第１電動機ＭＧ１の出力トルクあるいは回生トルクが調節或いは設定されるようになっている。

遊星歯車装置２６は、サンギヤＳ０と、そのサンギヤＳ０に対して同心円上に配置されたリングギヤＲ０と、これらサンギヤＳ０およびリングギヤＲ０に噛み合うピニオンギヤＰ０を自転かつ公転自在に支持するキャリヤＣＡ０とを三つの回転要素として備えて公知の差動作用を生じるシングルピニオン型の遊星歯車機構である。遊星歯車装置２６はエンジン２４および自動変速機２２と同心に設けられている。遊星歯車装置２６および自動変速機２２は中心線に対して対称的に構成されているため、図１ではそれらの下半分が省略されている。

本実施例では、エンジン２４のクランク軸３６（本発明のエンジンの出力軸に対応）は、ダンパ装置３８（本発明の車両用ダンパ装置に対応）および動力伝達軸３９を介して遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ０に連結されている。これに対してサンギヤＳ０には第１電動機ＭＧ１が連結され、リングギヤＲ０には車輪側出力軸が連結されている。このキャリヤＣＡ０は入力要素として機能し、サンギヤＳ０は反力要素として機能し、リングギヤＲ０は出力要素として機能している。

上記遊星歯車装置２６において、キャリヤＣＡ０に入力されるエンジン２４の出力トルクに対して、第１電動機ＭＧ１による反力トルクがサンギヤＳ０に入力されると、出力要素となっているリングギヤＲ０には、直達トルクが現れるので、第１電動機ＭＧ１は発電機として機能する。また、リングギヤＲ０の回転速度すなわち車輪側出力軸１４の回転速度（出力軸回転速度）Ｎoutが一定であるとき、第１電動機ＭＧ１の回転速度Ｎmg1を上下に変化させることにより、エンジン２４の回転速度（エンジン回転速度）Ｎeを連続的に（無段階に）変化させることができる。

本実施例の前記自動変速機２２は、一組のラビニョ型遊星歯車機構によって構成されている。すなわち自動変速機２２では、第１サンギヤＳ１と第２サンギヤＳ２とが設けられており、その第１サンギヤＳ１にステップドピニオンＰ１の大径部が噛合するとともに、そのステップドピニオンＰ１の小径部がピニオンＰ２に噛合し、そのピニオンＰ２が前記各サンギヤＳ１、Ｓ２と同心に配置されたリングギヤＲ１（Ｒ２）に噛合している。上記各ピニオンＰ１、Ｐ２は、共通のキャリヤＣＡ１（ＣＡ２）によって自転かつ公転自在にそれぞれ保持されている。また、第２サンギヤＳ２がピニオンＰ２に噛合している。

前記第２電動機ＭＧ２は、前記モータジェネレータ制御用の電子制御装置（ＭＧ−ＥＣＵ）によりインバータ４０を介して制御されることにより、電動機または発電機として機能させられ、アシスト用出力トルクあるいは回生トルクが調節或いは設定される。第２サンギヤＳ２にはその第２電動機ＭＧ２が連結され、上記キャリヤＣＡ１が車輪側出力軸に連結されている。第１サンギヤＳ１とリングギヤＲ１とは、各ピニオンＰ１、Ｐ２と共にタプルピニオン型遊星歯車装置に相当する機構を構成し、また第２サンギヤＳ２とリングギヤＲ１とは、ピニオンＰ２と共にシングルピニオン型遊星歯車装置に相当する機構を構成している。

そして、自動変速機２２には、第１サンギヤＳ１を選択的に固定するためにその第１サンギヤＳ１と非回転部材であるハウジング４２との間に設けられた第１ブレーキＢ１と、リングギヤＲ１を選択的に固定するためにそのリングギヤＲ１とハウジング４２との間に設けられた第２ブレーキＢ２とが設けられている。これらのブレーキＢ１、Ｂ２は摩擦力によって制動力を生じるいわゆる摩擦係合装置であり、多板形式の係合装置あるいはバンド形式の係合装置を採用することができる。そして、これらのブレーキＢ１、Ｂ２は、それぞれ油圧シリンダ等のブレーキＢ１用油圧アクチュエータ、ブレーキＢ２用油圧アクチュエータにより発生させられる係合圧に応じてそのトルク容量が連続的に変化するように構成されている。

以上のように構成された自動変速機２２は、第２サンギヤＳ２が入力要素として機能し、またキャリヤＣＡ１が出力要素として機能し、第１ブレーキＢ１が係合させられると「１」より大きい変速比γshの高速段Ｈが成立させられ、第１ブレーキＢ１に替えて第２ブレーキＢ２が係合させられるとその高速段Ｈの変速比γshより大きい変速比γslの低速段Ｌが成立させられるように構成されている。すなわち、自動変速機２２は２段変速機で、これらの変速段ＨおよびＬの間での変速は、車速Ｖや要求駆動力（もしくはアクセル操作量）などの走行状態に基づいて実行される。より具体的には、変速段領域を予めマップ（変速線図）として定めておき、検出された運転状態に応じていずれかの変速段を設定するように制御される。

本実施例の車両用駆動装置１０においては、ダンパ装置３８から駆動輪１８との間の動力伝達経路において電動機（第１電動機ＭＧ１および第２電動機ＭＧ２）が設けられているため、ダンパ装置３８より下流側（駆動輪１８側）の慣性質量が比較的大きなものとなる。したがって、車両用駆動装置１０において、エンジン２４のトルク変動を起振源とする捩り共振が発生すると、その捩り振動の振幅が大きくなりやすい。一般に、慣性質量が大きくなるほど、共振発生時において振動エネルギが大きくなるためである。

また、本実施例のエンジン２４においては、エンジン燃焼のリーン化（希薄化）設計が為されており、それに伴う燃焼の不安定化（燃焼不良等）が発生しやすくなっている。したがって、従来のエンジン２４の爆発強制力として支配的であった爆発１次次数（４気筒エンジンの場合は回転２次）以外に、回転１次や回転０．５次といった低次次数の強制力も増加傾向にある。したがって、従来では、エンジン常用回転速度以下の領域で発生する捩り共振（回転２次）に加えて、エンジン常用回転速度域でも回転１次や回転０．５次の強制力によって捩り共振が発生し、ＮＶ特性やドラビリに大きな影響を与えている。なお、回転１次の強制力とは、エンジン１回転に対して１回の爆発が発生することによる強制力であり、回転２次の強制力（４気筒エンジンでは爆発１次に対応）とは、エンジン１回転に対して２回の爆発が発生することによる強制力であり、爆発０．５次の強制力とは、エンジン１回転に対して０．５回の爆発（すなわちエンジン２回転で１回）が発生することによる強制力である。

従来のダンパ装置では、それらの問題に対して、ダンパ装置のバネ剛性を上げて駆動系の固有振動数を高くする、或いは、ダンパ装置のヒステリシストルクを増加することで、捩り共振を抑制していたが、何れも駆動系の固有振動数以上の高周波数領域において振動の伝達感度（ゲイン）が上がり、高周波数領域においてエンジンこもり音や歯打ち音等が発生する問題があった。これに対して、本実施例のダンパ装置３８では、高周波数領域において振動の伝達感度を悪化させることなく、捩り共振発生時時の振幅を効果的に低減することができる。以下、上記ダンパ装置３８の構成および作用について詳細に説明する。

図２は、図１に示すダンパ装置３８の構成を詳細に示す断面図である。本実施例のダンパ装置３８は、円盤状のフライホイール５０（本発明の動力伝達部材に対応）と、そのフライホイール５２に対して相対回転可能に設けられている図１に示す動力伝達軸３９との間に軸心Ｃを中心にして設けられている。なお、図２においては、動力伝達軸３９が記載されていないが、実際には、後述する出力側回転部材５８に動力伝達軸３９がスプライン嵌合される。また、ダンパ装置３８は軸心Ｃに対して略対称であるため、その下半分が省略されている。フライホイール５０は、内周側がエンジン２４のクランク軸３６にボルト５２によって締結されている円盤状の部材であり、所定の慣性質量を有して構成されている。

ダンパ装置３８は、クランクシャフト３６、フライホイール５０および後述するトルクリミッタ機構７６を介してエンジン２４の動力が伝達される入力側回転部材５６と、動力伝達軸３９に相対回転不能に連結され、入力側回転部材５６に対して同軸心上（軸心Ｃ）且つ相対回転可能に設けられている出力側回転部材５８と、入力側回転部材５６に対して相対回転可能に設けられ予め設定されている慣性質量を有する円還状のフランジ６０（本発明の質量体に対応）と、入力側回転部材５６とフランジ６０との間に介在され、入力側回転部材５６およびフランジ６０を、それらの部材間の相対回転量に応じて弾性変形しつつ作動的に連結するバネ鋼から成る第１コイルスプリング６２（本発明の第１弾性部材に対応）と、入力側回転部材５６と出力側回転部材５８との間に介在され、入力側回転部材５６および出力側回転部材５８を、それらの部材間の相対回転量に応じて弾性変形しつつ作動的にに連結する第２コイルスプリング６４（本発明の第２弾性部材に対応）とを、含んで構成されている。なお、本実施例では、第１コイルスプリング６２は第２コイルスプリング６４の外周側であって、且つ、第１コイルスプリング６２の中心と第２コイルスプリング６４の中心とが軸心Ｃ方向において一致する位置に配設されている。

入力側回転部材５６は、第１コイルスプリング６２および第２コイルスプリング６４を軸方向（軸心方向）において挟み込んだ状態で、リベットから成るストッパピン７０（ピン）によって互いに相対回転不能に固定されている一対の円盤状の第１プレート７２および第２プレート７４から構成されている。

第１プレート７２には、第１コイルスプリング６２を収容するための第１開口穴７３ａおよび第２コイルスプリング６４を収容するための第２開口穴７５ａが形成されている。また、第２プレート７４にも同様に、第１コイルスプリング６２を収容するための第１開口穴７３ｂおよび第２コイルスプリング６４を収容するための第２開口穴７５ｂが形成されている。

トルクリミッタ機構７６は、予め設定されているトルク値を越えるトルク伝達を防止するために設けられ、フライホイール５０と入力側回転部材５６との間に介在するように設けられている。トルクリミッタ機構７６は、外周部がフライホイール５０にボルト５４によってそれぞれ締結されている、円板状の第１入力プレート６６および断面が一部屈曲されている円盤状の第２入力プレート６８と、第１入力プレート６６の内周側に接着されている円板状のフリクションプレート７８と、円板状の中間部材８０に接着されている円板状のフリクションプレート８２と、外周部がフリクションプレート７８およびフリクションプレート８２に挟まれると共に、内周部がストッパピン７０で締結されることで第１プレート７２および第２プレート７４に対して相対回転不能な円盤状のリミッタライニングプレート８４と、軸方向において第２入力プレート６８の内周部と中間部材８０との間に介挿されて中間部材８０をフリクションプレート８２側へ押圧することにより、フリクションプレート７８、８２とリミッタライニングプレート８４との間で所定の摩擦力を発生させるコーン状の皿バネ８６とを、含んで構成されている。

リミッタライニングプレート８４は、径方向の中間部において軸心Ｃと並行な屈曲部８４ａが形成されていることで、そのリミッタライニングプレート８４の内周部と外周部とが軸方向において離れた位置に設定されている。また、リミッタライニングプレート８４の内周部は、ストッパピン７０によって第１プレート７２および第２プレート７４に締結されているため、それらのプレート７２、７４と共に一体回転させられる。皿バネ８６は、軸方向において第２入力プレート６８と中間部材８０との間に介挿されて、弾性復帰力によって中間部材８０をフリクションプレート８２へ押圧するため、中間部材８０を介してフリクションプレート７８、８２とリミッタライニングプレート８４との間で摩擦力が発生する。なお、皿バネ８６の剛性は、予め実験や計算によって求められており、ダンパ装置３８に予め設定されている許容トルク値を越えるトルクが負荷された場合に、フリクションプレート７８、８２とリミッタライニングプレート８４とが滑る（相対回転）するように設定されている。したがって、ダンパ装置３８側には、その許容トルク値を越えるトルクが伝達されることはなく、過剰なトルク伝達によるダンパ装置３８や遊星歯車装置２６等（駆動系）の損傷や耐久性低下が防止される。

出力側回転部材５８は、内周部に動力伝達軸３９をスプライン嵌合するための内周歯が形成されている円筒状のハブ部５８ａ、およびハブ部５８ａの外周面から外周側に伸びる円盤状のフランジ部５８ｂから構成されている。

また、第１コイルスプリング６２の内周側には、ダンパ装置３８のヒステリシストルクを発生させるためのヒステリシス機構８８が設けられている。ヒステリシス機構８８は、第１プレート７２の内周端とフランジ部５８ｂとの間の間隙および第２部プレート７４の内周端とフランジ部５８ｂとの間の間隙に介挿されている断面Ｌ字状の一対のフリクションプレート９０ａ、９０ｂと、フリクションプレート９０ｂと第２プレート７４の内周端との間の間隙に介挿されている皿バネ９２とを、含んで構成されている。そして、この皿バネ９２の弾性復帰力によって第１プレート７２および第２プレート７４とフランジ部５８ｂとの間で作用するヒステリシストルクが発生する。なお、この皿バネ９２の剛性が調整されることで、ヒステリシス機構８８で発生するヒステリシストルクが適宜調整される。

また、第１コイルスプリング６２の外周側にフランジ６０が設けられている。フランジ６０は、予め設定されている慣性質量を有する円還状の部材であり、軸方向において第１プレート７２と第２プレート７４との間の間隙に収容されるように配設されている。ここで、第１コイルスプリング６２の外周側にフランジ６０が配設可能となるように、フライホイール５０とダンパ装置３８とは軸方向に所定値だけ離れた位置に設定されている。具体的は、第１コイルスプリング６２の外周側に空間が形成される程度に、軸方向に離れた位置に設定されている。したがって、第１コイルスプリング６２の外周側に空間が形成される程度に、フライホイール５０とダンパ装置３８とが軸方向に離れた位置に配置されるように、リミッタライニングプレート８４に形成されている屈曲部８４ａの軸方向の長さが設定される。

また、軸方向において、第１プレート７２とフランジ６０との間の間隙および第２プレート７４とフランジ６０との間の間隙には、一対のフリクションプレート９４ａ、９４ｂが介在されている。フリクションプレート９４ａ、９４ｂはそれぞれ軸方向に伸びる凸部９５が形成されており、その凸部９５が第１プレート７２および第２プレート９４に形成されている嵌合穴９８に嵌合されることにより、フリクションプレート９４ａ、９４ｂがそれぞれ第１プレート７２および第２プレート９４に対して相対回転不能とされている。また、フリクションプレート９４ｂと第２プレート７４との間には、皿バネ９６が介挿されており、皿バネ９６の弾性復帰力に応じてフランジ６０と第１プレート７２および第２プレート９４との間において摩擦力を発生させている。上記フリクションプレート９４ａ、９４ｂおよび皿バネ９６によって振動減衰機能を有する摩擦機構９７が構成される。

図３は、図２のダンパ装置３８を矢印Ａ側（第２プレート７４側）から見た矢視図であり、一部は図２に示す切断線Ｂで切断した断面を示している。なお、図２に示す断面図は、図３において切断線Ｄで切断した断面図に対応している。図３に示すように、ダンパ装置３８において、第２プレート７４には、第２コイルスプリング６４を収容するための第２開口穴７５ｂが周方向に等角度間隔で４個形成されており、その第２開口穴７５ｂに第２コイルスプリング６４がそれぞれ収容されている。なお、第２コイルスプリング６４は、その軸方向の両端が例えば強化プラスチックからなるスプリング保持部材１０２によって保持されることで、その脱落が防止されている。また、第１プレート７２においても、上述した第２プレート７４と略同様に第２コイルスプリング６４を保持可能に構成されている。

また、第２プレート７４には、第２開口穴７５ｂの外周側において、第１コイルスプリング６２を収容するための第１開口穴７３ｂが周方向に等角度間隔で４個形成されており、その第１開口穴７３ｂに第１コイルスプリング６２がそれぞれ収容されている。第１コイルスプリングは６２は、図３に示すように第２コイルスプリング６４よりも軸長が長く、アーチ状に形成されている。第１コイルスプリング６２は、第１開口穴７３ｂの内周側に円弧状に形成されているスプリング保持壁１０６および第１開口穴７３ｂ外周側に円弧状に形成されているスプリング保持壁１０８によって保持され、その脱落が防止されている。また、第１プレート７２においても、上述した第２プレート７４と略同様にスプリング保持壁１０６およびスプリング保持壁１０８が形成されており、第１コイルスプリング６２を脱落不能に保持している。そして、図２および図３に示すように、周方向に複数個設けられているストッパピン７０によって、第１プレート７２および第２プレート７４が相対回転不能に固定されている。また、第１プレート７２および第２プレート７４の軸方向の間隙も一定に維持される。さらに、ストッパピン７０は、第１プレート７２および第２プレート７４を固定するだけではなく、トルクリミッタ機構７６のリミッタライニングプレート８４を入力側回転部材５６（第１プレート７２および第２プレート７４）に締結するためのリベットとしても機能している。

また、図３の断面図で示すように、出力側回転部材５８には、外径方向に向かって伸びるフランジ部５８ｂが周方向に等角度間隔で４個形成されている。そして、第２コイルスプリング６４は、各フランジ部５８ｂ間に形成されている間隙にそれぞれ介挿されている。また、図３の断面図に示すように、フランジ６０には、内周方向に向かって伸びる仕切壁１１０が周方向に等角度間隔に４個形成されている。そして、第１スプリング６２は、各仕切壁１１０間に形成されている間隙にそれぞれ介挿されている。

ここで、ストッパピン７０は、入力側回転部材５６（第１プレート７２および第２プレート７４）と出力側回転部材５８のフランジ部５８ｂとの間の相対回転量が予め設定されている所定量を超えないように制限するダンパ保護装置としても機能している。図３の断面図に示すように、例えばエンジン２４において大きなトルク変動が発生するなどして、フランジ部５８ｂと第１プレート７２および第２プレート７４との相対回転量が予め設定されている所定値に達すると、フランジ部５８ｂとストッパピン７０とが当接させられ、それ以上の相対回転が阻止される。すなわち、第２コイルスプリング６４の弾性変形量（作動角）が予め設定されている値を超えないように制限され、第２コイルスプリングおよびスプリング保持部材１０２の損傷および耐久性低下が防止される。

さらに、ストッパピン７０は、入力側回転部材５６（第１プレート７２および第２プレート７４）とフランジ６０との間の相対回転量が予め設定されている所定値を越えないように制限するダンパ保護装置としても機能している。図３の断面図に示すように、例えばエンジン２４において大きなトルク変動が発生するなどして、第１プレート７２および第２プレート７４とフランジ６０との相対回転量が予め設定されている所定値に達すると、フランジ６０の仕切壁１１０とストッパピン７０とが当接させられ、それ以上の相対回転が阻止される。すなわち、第１コイルスプリング６２の弾性変形量（作動角）が予め設定されている値を越えないように制限され、第１コイルスプリング６２の損傷および耐久性低下が防止される。上記より、ストッパピン７０は、入力側回転部材５６（第１プレート７２および第２プレート７４）とフランジ部５８ｂ（出力側回転部材５８）との間の相対回転量を制限するだけでなく、入力側回転部材５６（第１プレート７２および第２プレート７４）とフランジ６０との相対回転量を制限する機能を有している。

上記のように構成されることで、エンジン２４の回転がクランク軸３６、フライホイール５０、トルクリミッタ機構７６を介して入力側回転部材５６（第１プレート７２および第２プレート７４）に伝達されると、スプリング保持部材１０２、第２コイルスプリング６４を介して出力側回転部材５８（フランジ部５８ｂ）に伝達される。このとき、第２コイルスプリング６４は、入力側回転部材５６と出力側回転部材５８（フランジ５８ｂ）との間で生じる相対回転に応じて弾性変形されつつ回転をフランジ部５８ｂへ伝達する。すなわち、第２コイルスプリング６４は、入力側回転部材５６とフランジ部５８ｂ（出力側回転部材５８）との相対回転に応じて弾性変形しつつそれらを作動的に連結している。また、出力側回転部材５８は動力伝達軸３９に連結されているため、その回転が遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ０に入力される。

また、入力側回転部材５６の回転は、第１コイルスプリング６２を介してフランジ６０に伝達される。このとき、第１コイルスプリング６２は、入力側回転部材５６とフランジ６０との間で生じる相対回転に応じて弾性変形されつつ回転をフランジ６０に伝達する。すなわち、第１コイルスプリング６２は、入力側回転部材５６とフランジ６０との相対回転に応じて弾性変形しつつ、それらを作動的に連結している。

上記のように、フランジ６０が第１コイルスプリング６２を介して入力側回転部材５６（第１プレート７２および第２プレート７４）に連結されることで、フランジ６０および第１コイルスプリング６２から成るダイナミックダンパ１１２が構成される。また、フランジ６０と第１プレート７２および第２プレート６４との間に介挿されているフリクションプレート９４ａ、フリクションプレート９４ｂ、および皿バネ９６は、ダイナミックダンパ１１２の減衰機構（減衰項）として機能する。また、ダイナミックダンパ１１２を構成する弾性部材として第２コイルスプリング６４が使用されるため、ゴム等に比べて信頼性が高く安定した捩れ特性を有し、温度変化に対する周波数のロバスト性も高い。さらに、ダイナミックダンパ１１２は、第２コイルスプリング６４を保持する第１プレート７２および第２プレート７４に第１コイルスプリング６２を作動的に連結している、すなわち第１プレート７２および第２プレート７４を共用化して使用しているいるため、ダイナミックダンパ１１２を設けたことによる部品点数の増加も抑制される。

本実施例のダンパ装置３８においては、フランジ６０および第１コイルスプリング６２によって主に構成されるダイナミックダンパ１１２が入力側回転部材５６に連結されている。この入力側回転部材５６は、エンジン２４およびフライホイール５０に連結されているため、ダイナミックダンパ１１２は、エンジン２４やフライホイール５０等を含む慣性質量の大きい構造体に連結されていることとなる。なお、ここでいう慣性質量が大きい構造体とは、慣性質量が出力側回転部材５８に連結されている動力伝達軸３９に比べて大きい、エンジン２４やフライホイール５０を含む構造体に対応している。

このように、ダイナミックダンパ１１２が慣性質量の大きい構造体（エンジン２４やフライホイール５０）に接続されると、ダイナミックダンパ１１２による捩り共振発生時の振動減衰効果（振動吸収効果）が大きくなる。一般に、慣性質量の大きい構造体ほど、捩り共振発生時において大きな振動エネルギを保有している。これに対して、その慣性質量の大きい構造体にダイナミックダンパ１１２が接続されると、その振動エネルギがダイナミックダンパ１１２によって効果的に吸収される。したがって、ダイナミックダンパ１１２が入力側回転部材５６側に連結されることで、共振時にエンジン２４やフライホイール５０が有する振動エネルギがダイナミックダンパ１１２によって吸収されるため、振動減衰効果が高くなる。

また、ダイナミックダンパ１１２は、フランジ６０の慣性質量、第１コイルスプリング６２の剛性を調整することで、ダイナミックダンパ１１２の基本特性（固有振動数）が調整される。また、フリクションプレート９４ａ、９４ｂの摩擦係数や径方向の配置位置、および皿バネ９６の剛性を調整することで、ダイナミックダンパ１１２の減衰項が適宜調整される。

ここで、第１コイルスプリング６２は、第２コイルスプリング６２よりも径方向において外周側に配設されている。したがって、ダイナミックダンパ１１２に負荷される荷重が、同じトルクであっても第１コイルスプリング６２が内周側に配設される場合に比べて相対的に小さくなるため、第１コイルスプリング６２の剛性を小さくすることができる。したがって、第１コイルスプリング６２の剛性に比例するダイナミックダンパ１１２の固有振動数を低周波数側に設定することが容易となる。

さらに、ダンパ装置３８において、リミッタライニングプレート８４には屈曲部８４ａが形成されているに従い、フランジ６０がフライホイール５０に対して軸方向に所定値だけ離れた位置に設けられているため、フランジ６０を設ける空間が広くなり、フランジ６０の慣性質量を容易に増加することもできる。また、フランジ６０の有する慣性質量と固有振動数とは反比例することが知られているため、ダイナミックダンパ１１２の固有振動数をさらに低周波数側に設定することが可能となる。

図４は、ダンパ装置３８が上記のように構成されることで達成される振動減衰効果を示した計算結果である。図４において、横軸が周波数を示し、縦軸がエンジン２４に対する車輪側出力軸１４のトルク増幅率（車輪側出力軸１４のトルク／エンジントルク）を示している。このトルク増幅率が大きくなるに従って、振動の伝達感度が大きくなる。また、比較例として、ダイナミックダンパ１１２が設けられていないモデル（破線：オリジナル）、同様にダイナミックダンパ１１２が設けられておらず捩り共振をダンパスプリング（本実施例において第２コイルスプリング６４）の剛性増加によって対応した場合（一点鎖線：バネ合成ＵＰ）、ダイナミックダンパ１１２が設けられておらず捩り共振をヒステリシス機構のヒステリシストルク増加によって対応した場合（二点鎖線：ヒステリシスＵＰ）を示す。

また、横軸の下方に、参考として回転０．５次およびエンジン爆発１次（４気筒エンジンにおいて回転２次に対応）の周波数に対応するエンジン回転速度を示す。例えば周波数１５Ｈｚが、回転０．５次においてエンジン回転１８００ｒｐｍに対応し、爆発１次（４気筒エンジンにおいて回転２次）においてエンジン回転４５０ｒｐｍに対応している。図４より、エンジン常用回転領域（一般に１０００ｒｐｍ以上の領域）において、回転０．５次の捩り共振が発生することがわかる。

図４に示すように、破線で示すようにダイナミックダンパ１１２が設けられていない場合（以下、オリジナル）、周波数が１３Ｈｚ近傍でトルク増幅率が増大している。すなわち捩り共振が発生している。これに対して、一点鎖線で示すバネ剛性を増加させた場合（以下、バネ剛性ＵＰ）、周波数１３Ｈz近傍で発生する捩り共振が減衰しており一定の効果は得られるものの、高周波数側においてはオリジナルと比較してトルク増幅率が大きくなっている。また、ヒステリシストルクを増加した場合（以下、ヒステリシスＵＰ）においても、周波数１３Ｈz近傍で発生する捩り共振が減衰しており一定の効果は得られるものの、高周波数側においてオリジナルと比較してトルク増幅率が大きくなっている。

これに対して、本実施例のダンパ装置３８を設けた場合、太実線で示すように周波数１３Ｈｚ近傍で発生する捩り共振が減衰されると共に、高周波数側においてもオリジナルと同様のトルク増幅率で推移している。すなわち、本実施例のダンパ装置３８が設けられる場合、高周波数域でのトルク増幅率（伝達感度）が上がることなく、共振域での減衰効果が得られるという結果が得られた。

ところで、トルクリミッタ機構７６は、通常の走行状態では作動しないが、所定の走行状態においてトルクリミッタ機構７６に入力されるトルクが許容トルクＴmaxを越えると作動する。例えば、捩り共振時ではトルク増幅率が高くなるに従い、トルクリミッタ機構７６が作動しやすくなる。しかしながら、トルクリミッタ機構７６の作動は望ましいものではなく、その作動回数が少なくなることが望ましい。これに対して、本実施例のダンパ装置３８においては、図４に示すように、ダイナミックダンパ１１２によって捩り共振時でのトルク増幅率が減衰されるに従い、トルクリミッタ機構７６の作動回数も低減される。これより、トルクリミッタ機構７６のフリクションプレート７８、８２の摩耗量も少なくなり、安定したトルクリミッタ特性を得ることができる。

上述のように、本実施例によれば、フランジ６０、およびそのフランジ６０を入力側回転部材５６に作動的に連結する第１コイルスプリング６２によってダイナミックダンパ１１２が構成される。ここで、入力側回転部材５６はフライホイール５０等を介してエンジン２４に機械的に連結されているため、出力側回転部材側５８と比較しても慣性質量が大きい。そして、ダイナミックダンパ１１２が出力側回転部材５８よりも慣性質量が大きい入力側回転部材５６側に連結されているため、そのダイナミックダンパ１１２の減衰効果が高くなる。これは、一般に慣性質量の大きい構造体ほど振動エネルギを保有しており、その慣性質量が大きい構造体に対応する入力側回転部材５６側にダイナミックダンパ１１２が連結されることで、捩り共振発生時の振動エネルギがダイナミックダンパ１１２によって効果的に吸収されるためである。また、ダイナミックダンパ１１２が設けられる以外には、ダンパ特性は従来のダンパ装置の基本特性と基本的に変わらないため、高周波数側において振動の伝達感度が高くなることも防止される。

また、本実施例によれば、第１コイルスプリング６２は、第２コイルスプリング６４よりも外周側に配設されていることを特徴とする。このようにすれば、第１コイルスプリング６２が外周側に配置される程、同じトルクあっても第１コイルスプリング６２に係る荷重が小さくなることから、第１コイルスプリング６２のバネ剛性を低くすることができる。したがって、第１コイルスプリング６２のバネ剛性に比例するダイナミックダンパ１１２の固有振動数を低周波数側に設定することができる。また、第１スプリング６２および第２スプリング６４は、コイルスプリングから構成されることで、ゴム等に比べて信頼性が高く安定した捩れ特性を有し、温度変化に対する周波数のロバスト性も高くなる。

また、本実施例によれば、ダンパ装置３８は、フライホイール５０に対して軸方向に所定値だけ離れた位置に配設され、第１コイルスプリング６２の外周側にフランジ６０が設けられる。このようにすれば、ダンパ装置３８がフライホイール５０に対して軸方向に離れた位置に設けられることで、第１コイルスプリング６２の外周側に形成される空間にフランジ６０を設けることができる。そして、その前記空間にフランジ６０が配置されることで、フランジ６０の調整の幅も広くなり、フランジ６０の慣性質量を容易に増加することもできる。

また、本実施例によれば、フライホイール５０と入力側回転部材５６との間には、予め設定されているトルク値を越えるトルク伝達を防止するためのトルクリミッタ機構７６が介在されている。このようにすれば、予め設定されているトルク値を越えるトルクがエンジン２４側から入力されると、トルクリミッタ機構７６において滑りが発生し、そのトルク値を越えるトルクが、ダンパ装置３８より下流の動力伝達経路には伝達されない。上記より、トルクリミッタ機構７６が安全装置として機能し、過剰なトルク伝達によるダンパ装置３８を含む駆動系の損傷や耐久性低下が防止される。

また、本実施例によれば、入力側回転部材５６とフランジ６０との間には、さらにフリクションプレート９４ａ、９４ｂと皿バネ９６からなる摩擦機構９７が設けられる。このようにすれば、フリクションプレート９４ａ、９４ｂの摩擦係数や配置位置、皿バネ９６の剛性等を調整することで、ダイナミックダンパ１１２の基本性能に加えて、摩擦機構９７による振動減衰効果をさらに得ることができる。

また、本実施例によれば、入力側回転部材５６を保持するためのストッパピン７０は、その入力側回転部材５６とフランジ６０との相対回転量が予め設定されている所定値に到達した際にそのフランジ６０に当接し、その入力側回転部材５６と出力側回転部材５８との相対回転量が予め設定されている所定値に到達した際にその出力側回転部材５８と当接することで、第１コイルスプリング６２および第２コイルスプリング６４の弾性変形量を制限するストッパピン７０としても機能する。このようにすれば、ストッパピン７０が、入力側回転部材５６を保持すると共に、第１コイルスプリング６２および第２コイルスプリング６４を保護する部材としても利用される。したがって、共通のストッパピン７０で２つの機能を持たせることで、リベット数を低減することができるため、製造コストが抑制される。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例では、本実施例の第１コイルスプリング６２は、第２コイルスプリング６４に比べて軸長が長くアーチ状に形成されているが、必ずしもその軸長を長くする必要はなく直線形状であっても構わない。

また、前述の実施例では、車両用駆動装置１０は、電動機ＭＧ１、ＭＧ２を備えたハイブリッド形式の駆動装置であっが、本発明はハイブリッド形式の駆動装置に限定されず、従来の車両用自動変速機を備えた駆動装置など、他の形式の駆動装置においても適宜適用することができる。

また、前述の実施例では、第１コイルスプリング６２および第２コイルスプリング６４の数は、それぞれ４個とされていたが、スプリングの数は特に限定されず、自由に変更することができる。

また、前述の実施例では、摩擦機構９７の一部品として皿バネ９６が使用されているが、フリクションプレート９４ｂの一部を変形して皿バネとして用いても構わない。

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

２４：エンジン
３６：クランク軸（エンジンの出力軸）
３８：ダンパ装置（車両用ダンパ装置）
３９：動力伝達軸
５０：フライホイール（動力伝達部材）
５６：入力側回転部材
５８：出力側回転部材
６０：フランジ（質量体）
６２：第１コイルスプリング（第１弾性部材）
６４：第２コイルスプリング（第２弾性部材）
７０：ストッパピン（ピン）
７６：トルクリミッタ機構

Claims (5)

1. エンジンの出力軸に連結されている動力伝達部材と、該動力伝達部材と同軸心且つ相対回転可能に設けられた動力伝達軸との間に設けられている車両用ダンパ装置であって、
   前記車両用ダンパ装置は、
   前記動力伝達部材を介して前記エンジンの動力が入力される入力側回転部材と、
   前記動力伝達軸に相対回転不能に連結され、前記入力側回転部材に対して同軸心上且つ相対回転可能な出力側回転部材と、
   前記入力側回転部材に対して相対回転可能に設けられている質量体と、
   前記入力回転部材と該質量体との間に介在され、該入力側回転部材および該質量体を、それらの部材間の相対回転量に応じて弾性変形しつつ作動的に連結する第１弾性部材と、
   前記入力側回転部材と前記出力側回転部材との間に介在され、該入力側回転部材および該出力軸側回転部材を、それらの部材間の相対回転量に応じて弾性変しつつ作動的に連結する第２弾性部材とを、
   含んで構成されていることを特徴とする車両用ダンパ装置。
2. 前記第１弾性部材および前記第２弾性部材は、コイルスプリングから構成され、
   前記第１弾性部材は、前記第２弾性部材よりも外周側に配設されていることを特徴とする請求項１の車両用ダンパ装置。
3. 前記ダンパ装置は、前記動力伝達部材に対して軸方向に所定値だけ離れた位置に配設され、前記第１弾性部材の外周側に質量体が設けられていることを特徴とする請求項１または２の車両用ダンパ装置。
4. 前記動力伝達部材と前記入力側回転部材との間には、さらに予め設定されているトルク値を越えるトルク伝達を防止するためのトルクリミッタ機構が介在されていることを特徴とする請求項１乃至３のいずれか１の車両用ダンパ装置。
5. 前記入力側回転部材を保持するためのピンは、該入力側回転部材と前記質量体との相対回転量が予め設定されている所定値に到達した際に該質量体に当接し、該入力側回転部材と前記出力側回転部材との相対回転量が予め設定されている所定値に到達した際に該出力側回転部材と当接することで、前記第１弾性部材および第２弾性部材の弾性変形量を制限するストッパピンとしても機能することを特徴とする請求項１乃至４のいずれか１の車両用ダンパ。

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