JP5673460B2 - 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、コンパクトで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上に介挿され、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に記載のダンパ装置がその一例である。特許文献１の図９に示すダンパ装置では、出力プレート部材６７の外周端に慣性体６８が設けられており、振動の吸収能力をさら高めている。

特開２０１０−３８３１２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の図９に示すダンパ装置では、慣性体６８によって振動を吸収することはできるが、２つのコイルスプリングが径方向の内周および外周に重複することなく配置されているので、径方向に大きくなる。また、慣性体６８は、外周側に位置されるコイルスプリングと軸方向に並んで配置されているため、ダンパ装置が軸方向にも大きくなる。従って、ダンパ装置が径方向にも軸方向にも大きくなるため、搭載性が悪化するという問題があった。

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、振動減衰効果が高く、且つ、コンパクトに構成され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)エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路に介挿され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)前記エンジン側に連結されているディスクプレートと、(d)前記駆動輪側に連結されているハブと、(e)前記ディスクプレートと前記ハブとの間に介挿され、そのディスクプレートとハブとを動力伝達可能に連結する第１のバネと、(f)前記ハブの径方向外側に設けられている慣性体と、(g)前記慣性体と前記ディスクプレートとの間に介挿され、その慣性体とディスクプレートとを動力伝達可能に連結する第２のバネとを、含み、(h)前記第１のバネと前記第２のバネとが、同一平面上で少なくとも一部が周方向に重なる状態で設けられていることを特徴とする。

このようにすれば、前記慣性体と前記第２のバネによってダイナミックダンパが構成される。従って、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ので、高い振動減衰効果を得ることができる。また、第１のバネおよび第２のバネは、同一平面上で少なくとも一部が周方向に重なる状態で設けられているので、ダンパ装置を軸方向および径方向にもコンパクトに構成することができる。

また、好適には、前記ハブの外周部には径方向に伸びる突起部が形成されており、前記ディスクプレートの内周部にはその突起部と嵌合する切欠が形成されており、前記ハブと前記ディスクプレートとの相対回転角が規定値となると、前記突起部と前記切欠とが当接するものである。このようにすれば、前記ハブと前記ディスクプレートとの相対回転角が規定値となると前記突起部と前記切欠とが当接するので、ハブとディスクプレートとの相対回転角が規定値を超えることが防止される。従って、ハブとディスクプレートとの間に介挿されている第１のバネが過度に圧縮されることが防止されるので、第１のバネの耐久性低下を抑制することができる。

また、好適には、前記ディスクプレートは、前記第１のバネと前記第２のバネとを挟み込む左右一対のディスクプレートから構成され、リベットによって互いに相対回転不能に締結されており、前記慣性体には切欠が形成されて、前記リベットがその切欠を貫通しており、前記切欠は、前記慣性体とリベットとの相対回転角が規定値となると、その慣性体と当接するように形成されている。このようにすれば、慣性体と左右一対のディスクプレートを締結するリベットとの相対回転角が規定値となると、リベットと切欠とが当接するので、慣性体とリベットすなわちディスクプレートとの相対回転角が規定値を超えることが防止される。従って、慣性体とディスクプレートとの間に介挿されている第２のバネが過度に圧縮されることが防止されるので、第２のバネの耐久性低下を抑制することができる。また、この第２のバネを保護する機構は、ディスクプレートを締結するためのリベットを含んでいるので、部品が共用化されて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にダンパ装置を矢印Ａ側から見たＡ矢視図である。 図１のダンパ装置によ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は、車両用ダンパ装置３８（以下、ダンパ装置３８）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。

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、クランク軸３６と出力軸３９との間に介挿されており、軸心Ｃまわりに回転可能に保持されている。ダンパ装置３８において、クランク軸３６に接続されている図示しないフライホイールの外周端が、図示しないボルトを介して左右一対の入力プレート５０に接続されており、入力プレート５０からエンジン２４の回転が入力され、内周部が出力軸３９にスプライン嵌合されているハブ５２に伝達される。

ダンパ装置３８は、入力プレート５０、トルクリミッタ機構５４、エンジン２４側に連結されている円盤状のディスクプレート５６、ディスクプレート５６とハブ５２との間に介挿されてこれらを動力伝達可能に連結する第１コイルスプリング５８、第１コイルスプリング５８の径方向外側に設けられている円環板状の外周フランジ６０、外周フランジ６０とディスクプレート５６との間に介挿されてこれらを動力伝達可能に連結する第２コイルスプリング６２、ヒステリシストルクを発生させるヒステリシス機構６４、および出力軸３９にスプライン嵌合されているハブ５２を含んで構成されている。なお、第１コイルスプリング５８が本発明の第１のバネに対応し、第２コイルスプリング６２が本発明の第２のバネに対応し、外周フランジ６０が本発明の慣性体に対応している。

入力プレート５０は左右一対の円盤状の第１入力プレート５０ａおよび第２入力プレート５０ｂから構成され、エンジン２４のクランク軸３６に接続された図示しないフライホイールに図示しないボルトを介して一体的に締結されている。第１入力プレート５０ａは、径方向の中間部において第２入力プレート５０ｂから離れる側に軸方向に屈曲されている。これより、第１入力プレート５０ａおよび第２入力プレート５０ｂの内周側には空間が形成される。この空間に後述するトルクリミッタ機構５４が収容されている。

トルクリミッタ機構５４は、第２入力プレート５０ｂに相対回転不能な円盤状のエンドプレート６６、円環板状のライニングプレート６８、エンドプレート６６とライニングプレート６８との間に介挿されている円環板状の摩擦材７０、ライニングプレート６８と第２入力プレート５０ｂとの間に介挿されている円環板状の摩擦材７２、および第１入力プレート５０ａとエンドプレート６６との間に介挿されている皿バネ７４を含んで構成されている。

エンドプレート６６は円盤状に形成されており、外周端から第２入力プレート５０ｂに向かって軸方向に伸びる爪部６６ａが周方向に等角度間隔で複数個形成されている。この爪部６６ａが、第２入力プレート５０ｂに複数個形成されている嵌合孔７６に嵌合されることにより、エンドプレート６６と第２入力プレート５０ｂとが相対回転不能とされている。

ライニングプレート６８は、円環板状に形成されており、内周端がリベット７８によってディスクプレート５６に締結されている。従って、ライニングプレート６８は、ディスクプレート５６と軸心Ｃまわりに一体的に回転させられる。

摩擦材７０は、円環板状の部材であり、例えばエンドプレート６６側に接着されている。また、摩擦材７２は、円盤環状の部材であり、例えば第２入力プレート５０ｂに接着されている。従って、摩擦材７０とライニングプレート６８との間の接触面が、摺動可能な摩擦面となる。また、摩擦材７２とライニングプレート６８との間の接触面が、摺動可能な摩擦面となる。

皿バネ７４は、コーン状に形成されており、第１入力プレート５０ａとエンドプレート６６との間に予荷重状態で介挿されている。上記のようにトルクリミッタ機構５４が構成されることにより、皿バネ７４の皿バネ荷重Ｆ、摩擦材７０、７２の有効径ｒ、摩擦材７０、７２とライニングプレート６８との間の摩擦面の摩擦係数μに基づいて算出されるリミットトルクＴlimが設定される。例えば、リミットトルクＴlimを越えるトルクがトルクリミッタ機構５４に入力されると、ライニングプレート６８と摩擦材７０、７２との間で滑りが生じ、リミットトルクＴlimを越えるトルク伝達が回避される。

ディスクプレート５６は、左右一対の円盤状の第１ディスクプレート５６ａおよび第２ディスクプレート５６ｂから構成されている（以下、特にこれらを区別しない場合にはディスクプレート５６と記載）。第１ディスクプレート５６ａおよび第２ディスクプレート５６ｂは、第１コイルスプリング５８および第２コイルスプリング６２を軸方向に挟み込んだ状態で、その外周側がリベット７８によってライニングプレート６８とともに相対回転不能に締結されている。従って、第１ディスクプレート５６ａおよび第２ディスクプレート５６ｂは、軸心Ｃまわりに一体的に回転させられる。なお、第１ディスクプレート５６ａおよび第２ディスクプレート５６ｂが、本発明の左右一対のディスクプレートに対応している。

第１ディスクプレート５６ａには、第１コイルスプリング５８を収容するための第１スプリング保持穴８０ａおよび第２コイルスプリング６２を収容するための第２スプリング保持穴８０ｂが周方向に等角度間隔（本実施例では９０度間隔）で交互に２個づつ形成されている。

第２ディスクプレート５６ｂには、第１コイルスプリング５８を収容するための第１スプリング保持穴８２ａおよび第２コイルスプリング６２を収容するための第２スプリング保持穴８２ｂが周方向に等角度間隔（本実施例では９０度間隔）で交互に２個づつ形成されている。

第１スプリング保持穴８０ａと第１スプリング保持穴８２ａとは、回転方向において同じ位相に形成され、第２コイルスプリング保持穴８０ｂと第２コイルスプリング保持穴８２ｂとは、回転方向において同じ位相に形成されている。

ハブ５２は、円環板状の内周フランジ８４を一体的に備えている。内周フランジ８４は、ハブ５２に形成されている突起部５２ａに当接する位置まで嵌め入れられた状態でかしめ付けられている。さらに、内周フランジ８４は、例えばハブ５２にスプライン嵌合あるいは圧入されることにより相対回転不能とされている。以下において、ハブ５２は、内周フランジ８４を含むものとする。

ヒステリシス機構６４は、軸方向において第１ディスクプレート５６ａと内周フランジ８４（ハブ５２）との間の空間に介挿されているフリクションプレート８６および皿バネ８８、内周フランジ８４（ハブ５２）と第２ディスクプレート５６ｂとの間の空間に介挿されているフリクションプレート９０を含んで構成されている。フリクションプレート８６は、内周フランジ８４と摺接可能とされており、そのフリクションプレート８６と第１ディスクプレート５６ａとの間にコーン状の皿バネ８８が予荷重状態で介挿されている。また、フリクションプレート９０は、内周フランジ８４に摺接可能とされている。従って、内周フランジ８４とフリクションプレート８６、９０とが相対回転すると、内周フランジ８４とフリクションプレート８６、９０との間の摩擦力に基づくヒステリシストルクが発生する。なお、ヒステリシストルクは、皿バネ８８の皿バネ荷重、内周フランジ８４とフリクションプレート８６、９０との摩擦面の摩擦係数μに基づいて調整される。

外周フランジ６０は円板環状に形成されており、内周フランジ８４の径方向外側に配置されている。また、外周フランジ６０には、軸方向に貫通する切欠６０ｃが形成されており、さらに、ディスクプレート５６およびライニングプレート６８を締結するリベット７８がその切欠６０ｃを貫通している。また、第１ディスクプレート５６ａと外周フランジ６０の間には、プレート９２が摺動可能に介挿され、第２ディスクプレート５６ｂと外周フランジ６０の間にも、プレート９４が摺動可能に介挿されている。これらのプレート９２、９４によって、外周フランジ６０の軸方向への移動が規制されている。

図３は、図２のダンパ装置３８を矢印Ａ側から見たＡ矢視図であって、さらに、第２ディスクプレート５６ｂ、フリクションプレート９０、およびプレート９４を取り外した状態を示している。なお、ダンパ装置３８は、軸心Ｃに対して対称に構成されているため、図３では下半分が省略されている。また、図２のダンパ装置３８は、図３において一点鎖線で示す切断線Ｂで切断した断面図に対応している。

図３に示すように、内周フランジ８４は、外周部に円弧状に突き出す円弧状突出部８４ａが２個形成されており、この円弧状突出部８４ａには円弧形状の第１スプリング収容穴８４ｂがそれぞれ形成されている。この第１スプリング収容穴８４ｂに第１コイルスプリング５８が収容されている。また、第１スプリング収容穴８４ｂが形成される周方向の位置（位相）と、ディスクプレート５６の第１スプリング保持穴８０ａ、８２ａが形成される周方向の位置（位相）とが、一致している。従って、第１コイルスプリング５８が、第１スプリング収容穴８４ｂおよび第１スプリング保持穴８０ａ、８２ａによって形成される空間内に収容されることとなる。

第１コイルスプリング５８は、ディスクプレート５６と内周フランジ８４（ハブ５２）とを動力伝達可能に連結している。具体的には、図２に示すように、ディスクプレート５６の第１スプリング保持穴８０ａ、８２ａの周方向の両端が第１コイルスプリング５８の両端と当接し、且つ、図３に示すように、第１スプリング収容穴８４ｂの周方向の両端が第１コイルスプリング５８の両端と当接している。従って、例えばエンジン２４の回転がトルクリミッタ機構５４を介してディスクプレート５６に入力されると、ディスクプレート５６の第１スプリング保持穴８０ａ、８２ａの一端が第１コイルスプリング５８の一端に押し付けられる。そして、第１コイルスプリング５８の他端が、内周フランジ８４（ハブ５２）の第１スプリング収容穴８４ｂの周方向の一端に押し付けられるので、内周フランジ８４すなわちハブ５２が軸心Ｃまわりに回転させられる。このとき、第１コイルスプリング５８は、ディスクプレート５６ｂと内周フランジ８４との相対回転量に応じて弾性変形させられ、エンジン２４のトルク変動が第１コイルスプリング５８によって吸収されることとなる。このようにして、第１コイルスプリング５８は、ディスクプレート５６と内周フランジ８４（ハブ５２）とを作動的（動力伝達可能）に連結している。

ハブ５２には、図３に示すように、そのハブ５２の外周部から径方向に伸びる突起部５２ａが周方向に等角度間隔で複数個（本実施例では４個）形成されている。さらに、第２ディスクプレート５６ｂの内周端部には、図３の破線で示すような切欠９６が周方向に等角度間隔で複数個（本実施例では４個）形成されている。切欠９６は周方向に拡がる円弧形状に形成されており、突起部５２ａは、切欠９６の周方向の幅によって規定される回転角（規定値）の範囲内で相対回転可能に嵌合されている。すなわち、切欠９６の周方向の幅によって、突起部５２ａ（ハブ５２）とディスクプレート５６ｂとの相対回転角が規制されている。具体的には、例えば突起部５２ａ（ハブ５２）とディスクプレート５６ｂとの相対回転角が規定値となると、突起部５２ａと切欠９６の周方向の端面とが当接して、ディスクプレート５６とハブ５２とが一体的に回転させられる。従って、ディスクプレート５６とハブ５２との間に介挿されている第１コイルスプリング５８の圧縮量が制限されるため、第１コイルスプリング５８の圧縮量が許容値（定格値）を超えることによる第１コイルスプリング５８の耐久性低下が防止される。

外周フランジ６０は、内周フランジ８４の径方向外側に設けられている。外周フランジ６０は円環板状に形成されており、その内周部には内周側に向かって突き出す円弧形状の円弧状突出部６０ａが対角上に２個（１つは省略）形成されている。この円弧状突出部６０ａには、円弧形状の第２スプリング収容穴６０ｂが形成されている。そして、この第２スプリング収容穴６０ｂに第２コイルスプリング６２が収容されている。また、第２コイルスプリング収容穴６０ｂが形成される周方向の位置（位相）と、ディスクプレート５６の第２スプリング保持穴８０ｂ、８２ｂが形成される周方向の位置（位相）とが、一致している。従って、図２に示すように、第２コイルスプリング６２が、第２スプリング収容穴６０ｂおよび第２スプリング保持穴８０ｂ、８２ｂによって形成される空間内に収容されることとなる。

第２コイルスプリング６２は、ディスクプレート５６と外周フランジ６０と動力伝達可能に連結している。具体的には、図２に示すように、ディスクプレート５６の第２スプリング保持穴８０ｂ、８２ｂの周方向の両端が第２コイルスプリング６２の両端と当接し、且つ、図３に示すように、第２スプリング収容穴６０ｂの周方向の両端が第２コイルスプリング６２の両端と当接している。従って、例えばディスクプレート５６が回転すると、ディスクプレート５６の第２スプリング保持穴８０ｂ、８２ｂの端面が、第２コイルスプリング６２の一端に押し付けられる。そして、第２コイルスプリング６２の他端が、外周フランジ６０の第２スプリング収容穴６０ｂの周方向の端面に押し付けられるので、外周フランジ６０が軸心Ｃまわりに回転させられる。このとき、第２コイルスプリング６２は、ディスクプレート５６と外周フランジ６０との相対回転角に応じて弾性変形させられる。このようにして、第２コイルスプリング６２は、ディスクプレート５６と外周フランジ６０とを作動的（動力伝達可能）に連結している。これら第２コイルスプリング６２および外周フランジ６０によって、動吸振器として機能するダイナミックダンパ１００が構成される。

外周フランジ６０には、周方向に広がる円弧形状の切欠６０ｃが形成されている。この切欠６０ｃは軸方向に貫通しており、ディスクプレート５６ａ、５６ｂを締結するリベット７８が切欠６０ｃ内を貫通している。従って、リベット７８（ディスクプレート５６）と外周フランジ６０との相対回転角が規定値となると、リベット７８と切欠６０ｃの周方向の端面（すなわち内周フランジ６０）とが当接して、ディスクプレート５６と外周フランジ６０とが一体的に回転させられる。すなわち、ディスクプレート５６と外周フランジ６０との相対回転角が規定値以下に規制される。これより、ディスクプレート５６と外周フランジ６０との間に介挿されている第２コイルスプリング６２の圧縮量が規制されるので、第２コイルスプリング６２の圧縮量が規定値（許容値）を超えることによる、第２コイルスプリング６２の耐久性低下が防止される。また、ディスクプレート５６を締結するためのリベット７８が、第２コイルスプリング６２の圧縮量を規制する機構としても機能している。

上記のように構成されるダンパ装置３８において、エンジン２４の回転がクランク軸３６、トルクリミッタ機構５４を介してディスクプレート５６に入力されると、第１コイルスプリング５８を介してハブ５２に伝達される。このとき、第１コイルスプリング５８は、ディスクプレート５６とハブ５２（内周フランジ８４）との間で生じる相対回転量に応じて弾性変形しつつ回転をハブ５２へ伝達する。

また、ディスクプレート５６の回転は、第２コイルスプリング６２を介して外周フランジ６０に伝達される。このとき、第２コイルスプリング６２は、ディスクプレート５６とハブ５２との間で生じる相対回転に応じて弾性変形しつつ回転を外周フランジ６０へ伝達する。

上記のように、外周フランジ６０が第２コイルスプリング６２を介してディスクプレート５６に連結されることで、外周フランジ６０および第２コイルスプリング６２から成るダイナミックダンパ１００が構成される。ダイナミックダンパ１００は、基本特性（固有振動数）が例えば駆動系の捩り共振周波数に予め調整されており、捩り共振発生時にその振動を効果的に吸収することができる。また、外周フランジ６０と第１ディスクプレート５６ａとの間に介挿されているプレート９２、および外周フランジ６０と第２ディスクプレート５６ｂとの間に介挿されているプレート９４は、ダイナミックダンパ１００の減衰機構としても機能する。

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１００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１００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１コイルスプリング５８）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１００が設けられておらず捩り共振をヒステリシス機構６４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１００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、本実施例のダイナミックダンパ１００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。すなわち、ダイナミックダンパ１００が設けられることで、他周波数領域での振動伝達特性の悪化なく共振時の捩り振動を効果的に下げることができる。

また、本実施例では、第１コイルスプリング５８と第２コイルスプリング６２とが、軸心Ｃに垂直な同一平面上であって、周方向（回転方向）に重なる（重複する）状態で設けられている。すなわち、第１コイルスプリング５８と第２コイルスプリング６２とが、径方向において同じ位置に配置されている。また、内周フランジ８４と外周フランジ６０とが、軸心Ｃに垂直な同一平面上に設けられている。すなわち、内周フランジ８４と外周フランジ６０とが、径方向において重複する位置に配置されている。従って、第２コイルスプリング６２が第１コイルスプリング５８の外周側に配置されることもないため、ダンパ装置３８が径方向に大きくなることが抑制される。また、第１コイルスプリング５８、第２コイルスプリング６２、内周フランジ８４、および外周フランジ６０が軸心Ｃに垂直な同一平面上に配置されているので、ダンパ装置３８が軸方向に大きくなることも抑制される。これより、ダイナミックダンパ１００を設けることによるダンパ装置３８の大型化が最小限に抑制されるので、搭載性も有利となる。なお、本実施例において同一平面上に設けられるとは、第１コイルスプリング５８の中心線、第２コイルスプリング６２の中心線、内周フランジ８４の厚み方向の中心線、および外周フランジ６０の厚み方向の中心線が、軸心Ｃに垂直な平面上に厳密に一致することまで要求されるものではなく、軸心Ｃに垂直な平面上に各部材の一部が重複すれば足りるものとする。

また、内周フランジ８４は、外周フランジ６０内に収容される形状であるため、一枚の鋼板から内周フランジ８４および外周フランジ６０を生産することができる。従って、材料の歩留まりが向上して生産コストも抑制される。

上述のように、本実施例によれば、外周フランジ６０と第２コイルスプリング６２によってダイナミックダンパ１００が構成される。従って、捩り共振発生時の振動エネルギがダイナミックダンパ１００によって効果的に吸収されるので、高い振動減衰効果を得ることができる。また、第１コイルスプリング５８および第２コイルスプリング６２は、同一平面上で少なくとも一部が周方向に重なる状態で設けられているので、ダンパ装置３８を軸方向および径方向にもコンパクトに構成することができる。

また、本実施例によれば、ハブ５２の外周部には径方向に伸びる突起部５２ａが形成されており、ディスクプレート５６の内周部にはその突起部５２ａと嵌合する切欠９６が形成されており、ハブ５２とディスクプレート５６との相対回転角が規定値となると、突起部５２ａと切欠９６とが当接するものである。このようにすれば、ハブ５２とディスクプレート５６との相対回転角が規定値となると突起部５２ａと切欠９６とが当接するので、ハブ５２とディスクプレート５６との相対回転角が規定値を超えることが防止される。従って、ハブ５２とディスクプレート５６との間に介挿されている第１コイルスプリング５８が過度に圧縮されることが防止されるので、第１コイルスプリング５８の耐久性低下を抑制することができる。

また、本実施例によれば、ディスクプレート５６は、第１コイルスプリング５８と第２コイルスプリング６２とを挟み込む左右一対のディスクプレート５６ａ、５６ｂから構成され、リベット７８によって互いに相対回転不能に締結されており、外周フランジ６０には切欠６０ｃが形成されて、リベット７８がその切欠６０ｃを貫通しており、切欠６０ｃは、外周フランジ６０とリベット７８との相対回転角が規定値となると、その外周フランジ６０と当接するように形成されている。このようにすれば、外周フランジ６０と左右一対のディスクプレート５６ａ、５６ｂを締結するリベット７８との相対回転角が規定値となると、リベット７８と切欠６０ｃとが当接するので、外周フランジ６０とリベット７８すなわちディスクプレート５６との相対回転角が規定値を超えることが防止される。従って、外周フランジ６０とディスクプレート５６との間に介挿されている第２コイルスプリング６２が過度に圧縮されることが防止されるので、第２コイルスプリング６２の耐久性低下を抑制することができる。また、この第２コイルスプリング６２を保護する機構は、ディスクプレート５６を締結するためのリベット７８を含んでいるので、部品が共用化されて製造コストが抑制される。

また、本実施例によれば、ダイナミックダンパ１００を構成する弾性部材として第２コイルスプリング６２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くなる。

また、本実施例によれば、ダイナミックダンパ１００を構成する第２コイルスプリング６２を保護するための機構が、外周フランジ６０の切欠６０ｃおよびディスクプレート５６を締結するためのリベット７８によって構成されるので、部品点数の増加もなく、製造コストが抑制される。

また、本実施例によれば、ダイナミックダンパ１００を構成する第２コイルスプリング６２は、第１コイルスプリング５８を保持するためのディスクプレート５６によって保持されているので、ダイナミックダンパ１００を構成するに際して部品点数の増加も抑制される。

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、第１コイルスプリング５８と第２コイルスプリング６２とが、周方向において略全体が周方向に重なる状態で設けられているが、必ずしも全体が重なる必要はなく、少なくとも一部が周方向に重なる状態で設けられるものであっても構わない。

また、前述の実施例では、第１コイルスプリング５８の中心線、第２コイルスプリング６２の中心線、内周フランジ８４の厚み方向の中心線、および外周フランジ６０の厚み方向の中心線が、軸心Ｃに垂直な平面上に略一致しているが、必ずしもこれらが厳密に一致する状態で設けられる必要はなく、軸心Ｃに垂直な平面上にこれらの部材の一部が重複する範囲において軸方向にズレがあっても構わない。

また、前述の実施例では、第１コイルスプリング５８および第２コイルスプリング６２がそれぞれ２個設けられているが、これらの数はそれに限定されるものではなく、適宜変更しても構わない。

また、前述の実施例では、ダンパ装置３８がクランク軸３６と出力軸３９との間に介挿されているが、必ずしも上記に限定されない。すなわち、エンジン２４と駆動輪１８との動力伝達経路上であれば、矛盾のない範囲で自由に変更することができる。

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。

１８：駆動輪
２４：エンジン
３８：車両用ダンパ装置
５２：ハブ
５２ａ：突起部
５６：ディスクプレート
５６ａ：第１ディスクプレート（左右一対のプレート）
５６ｂ：第２ディスクプレート（左右一対のプレート）
５８：第１コイルスプリング（第１のバネ）
６０：外周フランジ（慣性体）
６０ｃ：切欠
６２：第２コイルスプリング（第２のバネ）
７８：リベット
８４：内周フランジ（ハブ）
９６：切欠

Claims (3)

1. エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路上に介挿さ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、
   前記エンジン側に連結されているディスクプレートと、
   前記駆動輪側に連結されているハブと、
   前記ディスクプレートと前記ハブとの間に介挿され、該ディスクプレートと該ハブとを動力伝達可能に連結する第１のバネと、
   前記ハブの径方向外側に設けられている慣性体と、
   前記慣性体と前記ディスクプレートとの間に介挿され、該慣性体と該ディスクプレートとを動力伝達可能に連結する第２のバネとを、含み、
   前記第１のバネと前記第２のバネとが、同一平面上で少なくとも一部が周方向に重なる状態で設けられていることを特徴とする車両用ダンパ装置。
2. 前記ハブの外周部には径方向に伸びる突起部が形成されており、前記ディスクプレートの内周部には該突起部と嵌合する切欠が形成されており、
   前記ハブと前記ディスクプレートとの相対回転角が規定値となると、前記突起部と前記切欠とが当接することを特徴とする請求項１の車両用ダンパ装置。
3. 前記ディスクプレートは、前記第１のバネと前記第２のバネとを挟み込む左右一対のプレートから構成され、リベットによって互いに相対回転不能に締結されており、
   前記慣性体には切欠が形成されて、前記リベットが該切欠を貫通しており、
   前記切欠は、前記慣性体とリベットとの相対回転角が規定値となると、該慣性体と当接するように形成さ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。

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