JP5561375B2 - 車両用ダンパ装置 - Google Patents

Description

本発明は、本発明は、車両用ダンパ装置に係り、特に、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に記載のデュアルマスフライホイールがその一例である。特許文献１に記載のデュアルマスフライホイール１おいては、プライマリフライホイール１１とセカンダリフライホイール１２とがトーションスプリング１３を介して連結され、さらに、セカンダリフライホイール１２にマス部材２１と弾性体２２からなるダイナミックダンパ２が設けられている。

上記のように構成されるダンパ装置において、ダイナミックダンパ２の固有振動数がダンパ装置の固有振動数と略一致するように、マス部材２１の慣性質量および弾性体２２の剛性を調整することで、エンジンのトルク変動を起振源とする捩り共振発生時の振幅が低減される。

特開２００９−１１５１８４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に記載のデュアルマスフライホイール１のように、ダイナミックダンパ２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に記載のデュアルマスフライホイール１では、セカンダリフライホイール１２側にダイナミックダンパ２が設けられているため、ダイナミックダンパ２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おり、その構造体の振動エネルギが捩り共振に大きく影響を及ぼすが、これに対して、セカンダリフライホイール１２側の慣性質量は、エンジンにクランクシャフト１００を介して連結されているプライマリフライホイール１１の慣性質量に比べて小さく、捩り共振時にセカンダリフライホイール１２の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に記載のデュアルマスフライホイール１では、上記回転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、捩り共振を低減する方法もある。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、他の周波数領域において振動の伝達感度が上がることなく、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。

上記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）エンジンと出力軸との間に介在され、第１慣性体および第２慣性体から成るデュアルマスフライホイールを備えた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）前記エンジンのクランク軸に連結されてそのクランク軸の軸心まわりに回転可能な円盤状の前記第１慣性体と、（ｄ）前記第１慣性体と前記出力軸との間に介在されているトーショナルダンパ部と、（ｅ）前記軸心まわりに回転可能であって前記第１慣性体の外径よりも小径に形成されている円盤状の前記第２慣性体と、（ｆ）前記第１慣性体と前記第２慣性体との間に介在され、該第１慣性体および該第２慣性体を、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弾性部材とから成る、共振発生時の振動エネルギを吸収するためのダイナミックダンパとを、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、前記第２慣性体およびその第２慣性体を前記第１慣性体に作動的に連結する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、第１慣性体は、エンジン側に連結されているため、出力軸側と連結される場合と比較して慣性質量が大きい構造体に連結されていることとなる。すなわち、第１慣性体は、エンジンを含む慣性質量の大きい構造体の一部となる。そして、そのダイナミックダンパが、慣性質量の大きい構造体の一部である第１慣性体に連結されているため、ダイナミックダンパの減衰効果が高くなる。これは、捩り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いるため、その慣性質量が大きい構造体の一部である第１慣性体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、他の周波数領域において振動の伝達感度が高くなることも生じない。

また、好適には、前記第１慣性体と前記第２慣性体との間には、フリクションプレートと皿バネから成る摩擦機構が設けられていることを特徴とする。このようにすれば、フリクションプレートの摩擦係数や皿バネの剛性を調整することで、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。

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のダンパ装置を切断線Ｂで切断した断面図である。 図１のダンパ装置が設けられることで達成される捩り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）および出力軸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、慣性質量が大きい構造体ほど捩り共振発生時において保有する振動エネルギが大きいため、その振動エネルギの及ぼす影響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、後述する第１フライホイール５０および第２フライホイール５４から成るデュアルマスフライホイールを備え、エンジン２４のクランク軸３６とそのクランク軸３６に対して相対回転可能に設けられている図１に示す出力軸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、出力軸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６８に出力軸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。

ダンパ装置３８は、内周部がエンジン２４のクランク軸３６に連結されて軸心Ｃまわりに回転可能な所定の慣性質量を有する円盤状の第１フライホイール５０（本発明の第１慣性体に対応）と、第１フライホイール５０と出力軸３９との間に介在されているトーショナルダンパ部５２と、軸方向において第１フライホイール５０とトーショナルダンパ部５２との間に配置され、軸心Ｃまわりに回転可能な第１フライホイール５０の外径よりも小径に形成されている円盤状の第２フライホイール５４（本発明の第２慣性に対応）と、第１フライホイール５０と第２フライホイール５４との間に周方向に介在され、第１フライホイール５０および第２フライホイール５４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コイルスプリングから成るダイナミックダンパスプリング５６（本発明の弾性部材に対応）とを、含んで構成されている。本実施例のダイナミックスプリング５６（以下、Ｄ／Ｄスプリング５６と記載）は、第１ダイナミックダンパスプリング５６ａと、その第１ダイナミックダンパスプリング５６ａの内周側に収容されている第１ダイナミックダンパスプリング５６ａよりも小径の第２ダイナミックダンパスプリング５６ｂとから構成されている（以下、特に区別しない場合には、単にＤ／Ｄスプリング５６と記載する）。なお、本実施例において、軸方向とは、軸の仮想的な中心線である軸心Ｃと同じ方向を示している。

第１フライホイール５０は、内周部がボルト５８によってクランク軸３６に接続されていると共に、外周部がボルト６０によってトーショナルダンパ部５２の外周部に接続されている所定の慣性質量を備えた円盤状の部材である。また、第１フライホイール５０は、内周部がボルト５８によって締結されている円盤状の円盤部材６２と、その円盤部材６２の外周側に配設される円還状のイナーシャリング６４とで溶接により一体的に構成されている。円盤部材６２の外周端には、軸心Ｃと並行にトーショナルダンパ部５２側に向かって伸びる円筒状の円筒部６２ａが形成されている。そして、その円筒部６２ａの外周面とイナーシャリング６４の内周面とが溶接によって接続されている。従って、円盤部材６２とイナーシャリング６４とは相対回転不能に一体回転させられる。

第１フライホイール５０（イナーシャリング６４）の軸方向においてエンジン２４と反対側の端面が、トーショナルダンパ部５２の外周端部にボルト６０によって接続されている。イナーシャリング６４は、軸方向に所定の厚みを有しているため、第１フライホイール５０（円盤部材６２）とトーショナルダンパ部５２との間に空間が形成される。トーショナルダンパ部５２は、外周部がボルト６０によって締結されている入力側回転部材６６と、出力軸３９にスプライン嵌合されることで出力軸３９と共に軸心Ｃまわりに一体回転させられる出力側回転部材６８と、入力側回転部材６６と出力側回転部材６８との間に介在され、入力側回転部材６６および出力側回転部材６８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トーションスプリング７０とを、含んで構成されている。

入力側回転部材６６は、さらに外周側に配設されるトルクリミッタ機構７２と、内周側に配設されるプレート部７４とから構成されている。トルクリミッタ機構７２は、エンジン２４から伝達される駆動トルクが予め設定される許容トルクＴmaxを越える場合に滑りを発生させることで、ダンパ装置３８より下流側（駆動輪１８側）へ伝達される駆動トルクが、その許容トルクＴmaxを越えることを防止するために設けられている。

トルクリミッタ機構７２は、外周部がボルト６０によって第１フライホイール５０（イナーシャリング６４）に締結されている一対の円盤状の入力プレート７６ａ、７６ｂと、入力部材７６ａの内周部に接続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に接続されている円板状のフリクションプレート８２と、外周部が軸方向においてフリクションプレート７８、８２に挟まれるように介挿されていると共に、内周部がリベット８３によってプレート部７４に接続されている円板状のライニングプレー８４と、軸方向において中間部材８０と入力プレート７６ｂの内周部との間に介在されているコーン状の皿バネ８６とを、含んで構成されている。

皿バネ８６は、中間部材８０と入力プレート７６ｂの内周部との間に介在されて、その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側に押圧するため、フリクションプレート７８、８２と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の剛性およびフリクションプレート７８、８２の摩擦係数は、予め実験や計算によって求められ、トルクリミッタ機構７２に予め設定されている許容トルクＴmaxを越えるトルクが伝達された場合に、前記摩擦力に抗って、フリクションプレート７８、８２とライニングプレート８４との間で滑り（相対回転）が生じ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Ｔmaxを越えるトルクが伝達されることはなく、トルクリミッタ機構７２によって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。

プレート部７４は、円盤状の第１プレート８８および円盤状の第２プレート９０で構成されている。第１プレート８８および第２プレート９０の外周部は、その第１プレート８８および第２プレート９０の間にライニングプレート８４の内周部が挟まれた状態でリベット８３によって一体的に締結されている。また、第１プレート８８および第２プレート９０には、トーションスプリング７０を収容するための第１開口穴８８ａおよび第２開口穴９０ａがそれぞれ形成されている。

出力側回転部材６８は、内周部に出力軸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６８ａ、およびハブ部６８ａの外周面から外周方向に伸びる円盤状のフランジ部６８ｂから構成されている。フランジ部６８ｂは、周方向に等角度間隔で４個の延設部が形成されており、その各延設部の間に形成される空間にトーションスプリング７０が介挿されている。

トーションスプリング７０は、入力側回転部材６６（第１プレート８８および第２プレート９０）と出力側回転部材６８（フランジ部６８ａ）との間に介在され、入力側回転部材６６および出力側回転部材６８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している。なお、トーションスプリング７０は、例えばフランジ部６８ａに固定されている強化プラスチック等から成るスプリング保持部材９２によって、脱落不能に保持されている。

また、トーションスプリング７０の内周側には、トーショナルダンパ部５２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９４が設けられている。ヒステリシス機構９４は、第１プレート８８の内周部とフランジ部６８ｂとの間の間隙および第２プレート９０とフランジ部６８ａ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９６およびフリクションプレート９８と、フリクションプレート９６と第１プレート８８の内周部との間の間隙に介挿されている皿バネ９９とを、含んで構成されている。そして、この皿バネ９９の弾性復帰力によって第１プレート８８および第２プレート９０とフランジ部６８ｂ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の剛性やフリクションプレート９６、９８の摩擦係数が調整されることで、ヒステリシス機構９４で発生するヒステリシストルクが適宜調整される。

第１フライホイール５０を構成する円盤部材６２の円筒部６２ａの軸方向の端部には、円盤形状を有するのスプリング保持板１００の外周端部が溶接によって接続されている。したがって、スプリング保持板１００は、軸心Ｃまわりに第１フライホイール５０と共に一体回転させられる。

上記円盤部材６２の壁面、円筒部６２ｂの内周面、およびスプリング保持板１００の壁面で囲まれる円還状の空間にダイナミックダンパスプリング５６（以下、Ｄ／Ｄスプリング５６と記載）が収容されている。Ｄ／Ｄスプリング５６は、軸方向において円盤部材６２とスプリング保持板１００との間に挟まれるように保持されることで、Ｄ／Ｄスプリング５６の脱落が防止されている。また、前記空間の内周側は、軸方向の間隔がＤ／Ｄスプリング５６のコイル円直径よりも狭くなるように、円盤部材６２の壁面およびスプリング保持板１００の壁面が屈曲して形成されている。このように、Ｄ／Ｄスプリング５６を保持する機構として、円盤部材６２の壁の一部が利用されるため、Ｄ／Ｄスプリング５６を脱落不能に保持するに際して部品点数の増加が抑制される。

また、図２において斜線で示す前記空間の外周側、具体的には、Ｄ／Ｄスプリング５６が円盤部材６２、円筒部６２ａ、およびスプリング保持板１００と接触する部位には、グリス等から成る比較的粘度の高い潤滑油１０１が封入されている。

図３は、図２に示す切断線Ｂで切断した断面図である。図３に示すように、第２フライホイール５４には、径方向外側に向かって円筒部６２ａの内周壁近傍まで伸びるフランジ部１０２が形成されている。また、円盤部材６２の円筒部６２ａには、そのフランジ部１０２の対角上の位置から径方向内側に向かって第２フライホイール５４の外周壁近傍まで伸びるスプリング支持壁１０３が形成されている。そして、周方向においてフランジ部１０２とスプリング支持壁１０３との間に形成される円弧状の空間に、Ｄ／Ｄスプリング５６（第１ダイナミックダンパスプリングおよび第２ダイナミックダンパスプリング５６ｂ）がフランジ部１０２およびスプリング支持壁１０３の壁面に当接した状態で周方向に介挿されている。本実施例においては、フランジ部１０２およびスプリング支持壁１０３がそれぞれ１個形成されていることで、２つの円弧状の空間が形成されるに従い、Ｄ／Ｄスプリング５６はその円弧状の空間に応じてアーチ状（円弧状）に配設されている。

第２フライホイール５４の内周側に形成されている４つの丸穴１０４は、それぞれダンパ装置３８の組付の際にボルト５８を締結するために設けられている。具体的には、予め第１フライホイール５０に、予め第２フライホイール５４、Ｄ／Ｄスプリング５６やスプリング保持板１００等が組み付けられた状態で、丸穴１０４を通してボルト５８が締結される。したがって、例えばサブ製造ラインにおいて第１フライホイール５０に第２フライホイール５４やＤ／Ｄスプリング５６等を予め組付けておき、メイン製造ラインにおいてそのＤ／Ｄスプリング５６等が組み付けられた第１フライホイール５０をクランク軸３６に組付けることで組付性が向上する。

図２に戻り、Ｄ／Ｄスプリング５６の内周側には、摩擦機構１０６が設けられている。摩擦機構１０６は、第１フライホイール５０の円盤部材６２と第２フライホイール５４との間の間隙に介挿されているフリクションプレート１０８と、第２フライホイール５４とスプリング保持板１００の内周部との間の間隙に介挿されているフリクションプレート１１０およびコーン状の皿バネ１１２とを備えて構成されている。

フリクションプレート１０８は、その軸方向の一端に径方向外側に伸びる鍔部１０９が形成されている円筒状の部材であり、その鍔部１０９が円盤部材６２と第２フライホイール５４との間に挟まれるように介挿されている。また、フリクションプレート１０８の軸方向の他端側は、円盤部材６２の周方向に複数個形成されている嵌合穴１１８に嵌合されている。したがって、フリクションプレート１０８は、円盤部材６２と共に一体回転させられる。また、フリクションプレート１１０は、その軸方向の一端に径方向外側に伸びる鍔部１１１が形成されている円筒状の部材であり、その鍔部１１１が第２フライホイール５４と皿バネ１１２との間に挟まれるように介挿されている。皿バネ１１２は、フリクションプレート１１０の鍔部１１１とスプリング保持板１００の内周部との間に挟まれるように介挿されている。そして、皿バネ１１２は、その弾性復帰力によって、フリクションプレート１１０を第２フライホイール５４側へ押圧している。これに従い、第２フライホイール５４とフリクションプレート１０８およびフリクションプレート１１０との間には、皿バネ１１２の弾性復帰力に応じた摩擦力が発生する。

上記より、摩擦機構１０６は、円盤部材６２およびスプリング保持板１００と第２フライホイール５４との間で摩擦力を発生させることができる。なお、摩擦機構１０６によって発生させる摩擦力は、フリクションプレート１０８およびフリクションプレート１１０の摩擦係数および皿バネ１１２の剛性を調整することで、最適な値に設定される。

上記のように構成されるダンパ装置３８の作動について、以下説明する。
エンジン２４の回転がクランク軸３６に伝達されると、その回転が第１フライホイール５０に伝達され、第１フライホイール５０がクランク軸３６と共に一体回転させられる。さらに、その回転がトーショナルダンパ部５２に伝達され、トーショナルダンパ部５２の入力側回転部材６６側から入力される。そして、入力側回転部材６６の回転がトーションスプリング７０を介して出力側回転部材６８に伝達される。このとき、トーションスプリング７０は、入力側回転部材６６と出力側回転部材６８との間で生じる相対回転量に応じて弾性変形されつつ回転を出力側回転部材６８側へ伝達する。また、出力側回転部材６８は、出力軸３９にスプライン嵌合されているため、その回転が出力軸３９を介して遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ０へ入力される。

また、第１フライホイール５０の回転は、スプリング支持壁１０３、Ｄ／Ｄスプリング５６、およびフランジ部１０２を介して第２フライホイール５４に伝達される。このとき、Ｄ／Ｄスプリング５６は、第１フライホイール５０と第２フライホイール５４との間に生じる相対回転量に応じて弾性変形されつつ回転を第２フライホイール５４へ伝達する。すなわち、Ｄ／Ｄスプリング５６は、第１フライホイール５０と第２フライホイール５４との間の相対回転量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、第１フライホイール５０がＤ／Ｄスプリング５６を介して第２フライホイール５４に作動的に連結されることで、Ｄ／Ｄスプリング５６および第２フライホイール５４から成るダイナミックダンパ１２０が構成される。また、摩擦機構１０６がダイナミックダンパ１２０の減衰機構（減衰項）として機能する。ここで、ダイナミックダンパ１２０を構成する弾性部材として、コイルスプリングから成るＤ／Ｄスプリング５６が使用されるため、ゴム等の弾性部材に比べて信頼性が高く安定して捩れ特性を有し、温度変化に対する周波数のロバスト性も高くなる。また、ダイナミックダンパ１２０を設けるに際して、円盤部材６２の壁部を一部流用するため、部品点数の増加が抑制されるに従い製造コストが低減される。

本実施例のダンパ装置３８においては、Ｄ／Ｄスプリング５６および第２フライホイール５４によって主に構成されるダイナミックダンパ１２０が、第１フライホイール５０に連結されている。この第１フライホイール５０は、クランク軸３６を介してエンジン２４に連結されているため、第１フライホイール５０は、エンジン２４およびクランク軸３６を含む慣性質量の大きい構造体の一部となる。そして、ダイナミックダンパ１２０が第１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１２０は前記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とは、出力側回転部材６８側の慣性質量よりも大きい、すなわち、出力側回転部材６８および出力軸３９を含んで構成されるの構造体の慣性質量よりも大きいことに相当している。

このように、ダイナミックダンパ１２０が慣性質量の大きい構造体（エンジン２４や第１フライホイール５０を含む）に接続されると、ダイナミックダンパ１２０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１２０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１２０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１２０が第１フライホイール５０に連結されることで、共振時にエンジン２４や第１フライホイール５０の有する振動エネルギがダイナミックダンパ１２０によって効果的に吸収されるため、振動減衰効果が高くなる。

ダイナミックダンパ１２０は、第２フライホイール５４の慣性質量、Ｄ／Ｄスプリング５６の剛性を調整することで、ダイナミックダンパ１２０の基本特性（固有振動数）が捩り共振の周波数と略一致するように調整される。また、摩擦機構１０６を構成する、フリクションプレート１０８およびフリクションプレート１１０の摩擦係数や皿バネ１１２の剛性、さらに潤滑油１０１の潤滑油粘度や封入量を調整することで、ダイナミックダンパ１２０の減衰項が捩り共振の抑制される最適な値に調整される。

また、Ｄ／Ｄスプリング５６は、トーションスプリング７０と比較しても径方向外側に配置され、且つ、アーチ状に形成されているために圧縮可能な許容寸法も長くなることから、Ｄ／Ｄスプリング５６の剛性を低く設定することができる。したがって、Ｄ／Ｄスプリング５６の剛性に比例するダイナミックダンパ１２０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、Ｄ／Ｄスプリング５６は、第１ダイナミックダンパスプリング５６ａおよび第２ダイナミックダンパスプリング５６ｂで構成されるため、それぞれのスプリングの剛性や長さを調整することで、ダイナミックダンパ１２０の基本特性を最適な状態に設定することができる。

また、第１フライホイール５０が、円盤部材６２およびその円盤部材６２の外周側に溶接によって接続されるイナーシャリング６４で構成される。これより、予め円盤部材６２にダイナミックダンパ１２０および摩擦機構１０６を組み付けた後、イナーシャリング６４が溶接によって接続される。ここで、イナーシャリング６４の軸方向の長さ（厚み）は、第１フライホイール５０とトーショナルダンパ部５２との間に、ダイナミックダンパ１２０を設けることができる程度の空間が形成される長さに設定される。したがって、ダンパ装置３８の軸長が無駄に拡大されることが防止される。

また、本実施例のダンパ装置３８においては、ダイナミックダンパ１２０が第１フライホイール５０の円盤部材６２側に設けられることで、トーショナルダンパ部５２は、特に設計変更することなく従来構成のものを使用することができ、結果として製造コストが低減される。

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１２０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１２０が設けられておらず捩り共振をダンパスプリング（本実施例においてトーションスプリング７０）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１２０が設けられておらず捩り共振をヒステリシス機構９４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１２０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全体的に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、周波数が高くなるに従い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、周波数が高くなっ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、他の周波数域でのトルク増幅率（伝達特性）が悪化することなく、共振域での減衰効果が得られるという結果が得られた。すなわち、ダイナミックダンパ１２０が慣性質量の大きい構造体の一部として機能する第１フライホイール５０に接続されているに従い、捩り共振発生時の振動エネルギがダイナミックダンパ１２０によって効果的に吸収されていることを示している。

ところで、トルクリミッタ機構７２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７２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７２が作動しやすくなる。しかしながら、トルクリミッタ機構７２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１２０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７２の作動回数も低減される。これより、トルクリミッタ機構７２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、第２フライホイール５４およびその第２フライホイール５４を第１フライホイール５０に作動的に連結するＤ／Ｄスプリング５６によってダイナミックダンパ１２０が構成される。ここで、第１フライホイール５０は、エンジン２４側に連結されているため、出力軸３９側と連結される場合と比較して慣性質量が大きい構造体に連結されていることとなる。すなわち、第１フライホイール５０は、エンジン２４を含む慣性質量の大きい構造体の一部となる。そして、そのダイナミックダンパ１２０が、慣性質量の大きい構造体の一部である第１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１２０の減衰効果が高くなる。これは、捩り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いるため、その慣性質量が大きい構造体の一部である第１フライホイール５０にダイナミックダンパ１２０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１２０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１２０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、他の周波数領域において振動の伝達感度が高くなることも生じない。

また、本実施例によれば、第１フライホイール５０と第２フライホイール５４との間には、フリクションプレート１０８、１１０と皿バネ１１２から成る摩擦機構１０６が設けられている。このようにすれば、フリクションプレート１０８、１１０の摩擦係数や皿バネ１１２の剛性を調整することで、摩擦機構１０６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、第１フライホイール５０は、内周部がエンジン２４のクランク軸３６に接続されている円盤部材６２と、内周部がその円盤部材６２の外周端に溶接によって接続される円還状のイナーシャリング６４とで、構成されることを特徴とする。このようにすれば、円盤部材６２にＤ／Ｄスプリング５６および第２フライホイール５４等から成るダイナミックダンパ１２０および摩擦機構１０６が組み付けられた後、イナーシャリング６４が溶接によって接続されることで、第１フライホイール５０にダイナミックダンパ１２０および摩擦機構１０６を容易に組付けることができる。

また、本実施によれば、Ｄ／Ｄスプリング５６を保持する機構として、円盤部材６２の壁の一部が利用されるため、部品点数の増加が抑制される。

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、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たが、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、Ｄ／Ｄスプリング５６は、第１Ｄ／Ｄスプリング５６ａの内周側に第２Ｄ／Ｄスプリング５６が収容される構成となっているが、Ｄ／Ｄスプリング５６は、必ずしも第１Ｄ／Ｄスプリング５６ａおよび第２Ｄ／Ｄスプリング５６ｂの２個のコイルスプリングから構成される必要はなく、１つのコイルスプリングで構成されても構わない。

また、前述の実施例では、フランジ部１０２およびスプリング支持壁１０３は、それぞれ１個形成されているが、必ずしも１個に限定されず２個以上形成されても構わない。なお、フランジ部１０２およびスプリング支持壁１０３の数は、それぞれ同数形成されて、周方向に交互に配置される。また、フランジ部１０２およびスプリング支持壁１０３の数が増加するに従って、Ｄ／Ｄスプリング５６の個数も同様に増加する。

また、前述の実施例では、弾性部材としてコイルスプリングであるＤ／Ｄスプリング５６が使用されているが、弾性部材は必ずしもコイルスプリングに限定されずゴム部材であっても構わない。

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
３８：車両用ダンパ装置
３９：出力軸
５０：第１フライホイール（第１慣性体）
５２：トーショナルダンパ部
５４：第２フライホイール（第２慣性体）
５６：ダイナミックダンパスプリング（弾性部材）
１０６：摩擦機構
１０８：フリクションプレート
１１０：フリクションプレート
１１２：皿バネ

Claims (2)

1. エンジンと出力軸との間に介在され、第１慣性体および第２慣性体から成るデュアルマスフライホイールを備えた車両用ダンパ装置であって、
   前記車両用ダンパ装置は、
   前記エンジンのクランク軸に連結されて該クランク軸の軸心まわりに回転可能な円盤状の前記第１慣性体と、
   前記第１慣性体と前記出力軸との間に介在されているトーショナルダンパ部と、
   前記軸心まわりに回転可能であって前記第１慣性体の外径よりも小径に形成されている円盤状の前記第２慣性体と、
   前記第１慣性体と前記第２慣性体との間に介在され、該第１慣性体および該第２慣性体を、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弾性部材とから成る、共振発生時の振動エネルギを吸収するためのダイナミックダンパとを、
   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慣性体と前記第２慣性体との間には、フリクションプレートと皿バネから成る摩擦機構が設けら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。

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