JP6336291B2

JP6336291B2 - Dynamic damper and power transmission shaft rotation fluctuation suppression device

Info

Publication number: JP6336291B2
Application number: JP2014029326A
Authority: JP
Inventors: 小林　篤; 篤小林
Original assignee: Unipres Corp
Current assignee: Unipres Corp
Priority date: 2014-02-19
Filing date: 2014-02-19
Publication date: 2018-06-06
Anticipated expiration: 2034-02-19
Also published as: JP2015152159A

Description

この発明は遊星歯車機構を備え、内燃機関のクランク軸等の回転駆動系のねじり振動を抑制するためのダイナミックダンパに関するものである。 The present invention relates to a dynamic damper that includes a planetary gear mechanism and suppresses torsional vibration of a rotational drive system such as a crankshaft of an internal combustion engine.

トルクコンバータを備えた車両の駆動系においては動力伝達が油圧に依拠しないロックアップ時にはエンジンの回転変動がトルクコンバータを介することなく直接ギヤトレーンに伝達する。そこで、ロックアップ時の回転変動抑制のためスプリングダンパを採用することは極く普通である。そして、より一層の回転変動抑制のため、スプリングダンパに加え所謂ダイナミックダンパを設置したものも提案されている。すなわち、ダイナミックダンパは、動力伝達系に別のスプリングを介して連結される回転体に質量体を付加しており、吸振を意図する回転数（周波数）においてより良好な回転振動の抑制を行うことを意図したものである（特許文献１）。 In a drive system of a vehicle equipped with a torque converter, at the time of lockup in which power transmission does not depend on hydraulic pressure, engine rotation fluctuations are directly transmitted to the gear train without passing through the torque converter. Therefore, it is very common to use a spring damper to suppress rotational fluctuation during lock-up. In order to further suppress rotational fluctuation, a so-called dynamic damper is installed in addition to the spring damper. That is, the dynamic damper adds a mass body to a rotating body connected to the power transmission system via another spring, and performs better suppression of rotational vibration at the number of rotations (frequency) intended for vibration absorption. (Patent Document 1).

また、ダイナミックダンパとして、遊星歯車機構を備えたものも提案されている（この種の特許文献の一例として特許文献２）。この特許文献２の技術では、遊星歯車機構のプラネタリギヤを回転自在に連結するキャリアが動力の入力側となり、サンギヤはプラネタリキャリヤに弾性体（スプリング）を介し連結すると共に、変速機の入力軸にスプライン連結されるハブ（トルクコンバータのタービンインペラの取付部位でもある）に連結される。そして、プラネタリギヤに噛合するリングギヤはフリーに回転することができる。フリーに回転するリングギヤは増速された慣性質量体として機能させることができる。 A dynamic damper having a planetary gear mechanism has also been proposed (Patent Document 2 as an example of this type of patent document). In the technique of Patent Document 2, a carrier for rotatably connecting a planetary gear of a planetary gear mechanism is a power input side, and a sun gear is connected to a planetary carrier via an elastic body (spring) and is connected to an input shaft of a transmission by a spline. It is connected to a hub to be connected (which is also a mounting part of a turbine impeller of a torque converter). The ring gear that meshes with the planetary gear can rotate freely. A freely rotating ring gear can function as an increased inertial mass.

また、遊星歯車機構を利用したねじり振動低減装置として遊星歯車機構をクランク軸に連結し、リングギヤはエンジンの固定部位に連結し、増速するサンギヤを振り子式吸振器として機能させたものも提案されている（特許文献３）。 In addition, as a torsional vibration reduction device using a planetary gear mechanism, a planetary gear mechanism is connected to a crankshaft, a ring gear is connected to a fixed part of an engine, and a speed-up sun gear functions as a pendulum type absorber. (Patent Document 3).

特開２０１１−５８５５７号公報JP 2011-58557 A 特開平１１−１５９５９５号公報JP 11-159595 A 特開平１０−１８４７９９号公報Japanese Patent Laid-Open No. 10-184799

特許文献１の技術では、ダイナミックダンパの制振効果を有効に作用させるためには、目的とする回転質量体の少なくとも１／１０程度の慣性質量をダイナミックダンパの慣性質量として付加することが必要とされる。そのため、動力伝達におけるエネルギの損失量が大きくなり、車両の加速性能を損なう結果となる。 In the technique of Patent Document 1, in order to effectively act the vibration damping effect of the dynamic damper, it is necessary to add an inertial mass of at least about 1/10 of the target rotating mass body as the inertial mass of the dynamic damper. Is done. As a result, the amount of energy loss in power transmission increases, resulting in a deterioration in the acceleration performance of the vehicle.

特許文献２の技術は遊星歯車機構の一要素であるリングギヤをフリーな慣性質量体として機能させ、その増速回転（遊星増速）により所期の増大された慣性質量を得ようとしている。遊星増速は同じ慣性質量に対しマス自体（特許文献２の例では遊星歯車機構のリングギヤ）は小さくできるためこの点で増速機能のない特許文献１に対する優位性がある。しかしながら、特許文献２の技術においてはダイナミックダンパとして機能すべき弾性体が動力伝達系自体に組み込まれた配置となっている。換言すれば弾性体自体が動力伝達に関与する配置となっている。この場合、弾性体は動力伝達に必要な強度を有している等の動力伝達要素としての特性を有している必要があり、これはダイナミックダンパとして最適な弾性体の設計において大きな制約となる。即ち、昨今要求される、低周波領域でのねじり振動特性の改善のためには、十分な慣性質量とそれに見合う弾性体の設計が必要となるが、この要請に適合させることが困難となる。 The technology of Patent Document 2 attempts to obtain a desired increased inertial mass by causing a ring gear, which is an element of a planetary gear mechanism, to function as a free inertial mass, and by increasing its rotation (planetary acceleration). The planetary acceleration is superior to Patent Document 1 having no speed increasing function in this respect because the mass itself (the ring gear of the planetary gear mechanism in the example of Patent Document 2) can be reduced with respect to the same inertial mass. However, in the technique of Patent Document 2, an elastic body that should function as a dynamic damper is disposed in the power transmission system itself. In other words, the elastic body itself is arranged to participate in power transmission. In this case, the elastic body needs to have characteristics as a power transmission element such as having a strength necessary for power transmission, which is a great restriction in designing an optimal elastic body as a dynamic damper. . That is, in order to improve the torsional vibration characteristics required in the low frequency region, which is required recently, it is necessary to design a sufficient inertial mass and an elastic body corresponding thereto, but it is difficult to meet this requirement.

また、特許文献３の技術は遊星歯車機構に弾性体を組み込んでいないため、特許文献２のような問題点はないが、振り子式吸振器として機能する遊星歯車機構の回転要素の増速のため、遊星歯車機構の別の一つの回転要素を固定化する必要があり、採用可能部位に制約があり、非回転箇所を直近に備えていない場合では採用できない。 Further, since the technology of Patent Document 3 does not incorporate an elastic body in the planetary gear mechanism, there is no problem as in Patent Document 2, but because of the speed increase of the rotating element of the planetary gear mechanism that functions as a pendulum absorber. In addition, it is necessary to fix another rotating element of the planetary gear mechanism, there are restrictions on the adoptable parts, and it is not possible to adopt when the non-rotating part is not provided most recently.

本発明は以上の問題点に鑑みなされたものであり、動力伝達特性に影響を及ぼすことなくかつ意図する吸振機能を損なうことなくかつ設置上の制約も付随することなくダイナミックダンパとしての最適設計を行いうるようにすることを目的とする。 The present invention has been made in view of the above-mentioned problems, and the optimum design as a dynamic damper is achieved without affecting the power transmission characteristics, without impairing the intended vibration absorption function, and without accompanying installation restrictions. The goal is to be able to do it.

この発明地よれば、遊星歯車機構の一つの回転要素を動力伝達軸にその回転駆動力を受けるように連結し、遊星歯車機構の回転要素間を回転方向にかつ回転動力伝達系における入力側から出力側に対する動力伝達に直接的には関与しないように弾性体にて連結し、回転動力伝達系の回転数に対して増速されたフリーな回転要素の回転を得るようにし、このフリーな回転要素の回転による増大された慣性質量を得るようにしたことを特徴とするダイナミックダンパが提供される。 According to this invention, one rotating element of the planetary gear mechanism is connected to the power transmission shaft so as to receive the rotational driving force, and the rotating elements of the planetary gear mechanism are connected in the rotational direction and from the input side in the rotational power transmission system. It is connected with an elastic body so that it does not directly participate in power transmission to the output side, and the rotation of the free rotating element increased with respect to the rotational speed of the rotational power transmission system is obtained. A dynamic damper is provided, characterized in that an increased inertial mass due to the rotation of the element is obtained.

本発明のダイナミックダンパにより、ロックアップ装置を備えたトルクコンバータにおけるロックアップ時の動力伝達軸の回転変動を抑制するため、ダイナミックダンパはトルクコンバータ内部に配置され、ロックアップ装置がロックアップ時にトルクコンバータ内の対向面に摩擦材を介して係合されるロックアップピストンを備え、かつダイナミックダンパにおける第１の弾性体に加えて第２の弾性体を具備し、第２の弾性体はロックアップピストン側の回転部材とダイナミックダンパにおける遊星歯車機構の一つの回転要素側の回転部材との間を回転方向に連結している。 In order to suppress the rotational fluctuation of the power transmission shaft at the time of lock-up in the torque converter having the lock-up device, the dynamic damper is disposed inside the torque converter, and the lock-up device is turned on when the lock-up device is locked up. A lockup piston that is engaged with an opposing surface via a friction material, and includes a second elastic body in addition to the first elastic body in the dynamic damper, and the second elastic body is a lockup piston. The rotating member on the side and the rotating member on the rotating element side of the planetary gear mechanism in the dynamic damper are connected in the rotational direction.

また、本発明のダイナミックダンパはクランク軸等の動力伝達軸に直接設けられた遠心振り子式の吸振器にも応用することができ、ダイナミックダンパにおける遊星歯車機構の第１の回転要素側の回転部材が動力伝達軸に固定され、遊星歯車機構のフリーな回転要素側に遠心振り子を構成するようにされる。 The dynamic damper of the present invention can also be applied to a centrifugal pendulum type vibration absorber directly provided on a power transmission shaft such as a crankshaft, and is a rotating member on the first rotating element side of the planetary gear mechanism in the dynamic damper. Is fixed to the power transmission shaft, and a centrifugal pendulum is configured on the free rotating element side of the planetary gear mechanism.

本発明のダイナミックダンパにおいては、遊星歯車の構成要素間を回転連結する弾性体は動力伝達系における動力伝達に直接関与しないため、遊星増速による効率的な吸振を行いつつダイナミックダンパの設計の自由度を大幅に高めることができる。即ち、動力伝達系に配置される弾性体とダイナミックダンパの弾性体とでは、目的とする吸振周波数（回転数）に対し弾性体の剛性もストロークも違ってくるが、本発明のダイナミックダンパにおいては弾性体はそのために専用されており、動力伝達系と共用していないため、動力伝達性能に影響を及ぼすことなく、ダイナミックダンパとしての意図する吸振特性が得られるように最適設計することができる。
また、本発明のダイナミックダンパを遠心振り子式の吸振器に応用した場合、遠心振り子となるフリーな回転要素の回転のため遊星歯車機構の回転要素の一つを固定する必要がないため、遊星歯車機構の付近に固定部が必要なく、設置場所の自由度を高めることができる。 In the dynamic damper of the present invention, the elastic body that rotationally connects the constituent elements of the planetary gear does not directly participate in the power transmission in the power transmission system, so the dynamic damper can be freely designed while performing efficient vibration absorption by planetary acceleration. The degree can be greatly increased. In other words, the elastic body arranged in the power transmission system and the elastic body of the dynamic damper have different rigidity and stroke of the elastic body with respect to the target vibration frequency (number of rotations). However, in the dynamic damper of the present invention, Since the elastic body is dedicated for that purpose and is not shared with the power transmission system, it can be optimally designed so as to obtain the intended vibration absorption characteristics as a dynamic damper without affecting the power transmission performance.
In addition, when the dynamic damper of the present invention is applied to a centrifugal pendulum type absorber, it is not necessary to fix one of the rotating elements of the planetary gear mechanism for the rotation of the free rotating element serving as the centrifugal pendulum. There is no need for a fixed part in the vicinity of the mechanism, and the degree of freedom of installation location can be increased.

図１はこの発明のダンパを備えたトルクコンバータの軸線に沿った断面図である。FIG. 1 is a cross-sectional view along the axis of a torque converter provided with a damper according to the present invention. 図２は第２のスプリング２８により回転方向の動力伝達を行う構成の模式図である。FIG. 2 is a schematic diagram of a configuration in which power is transmitted in the rotational direction by the second spring 28. 図３は第１のスプリング３０により回転方向の動力伝達を行う構成の模式図である。FIG. 3 is a schematic diagram of a configuration in which power is transmitted in the rotational direction by the first spring 30. 図４は第３のスプリング３２により回転方向の動力伝達を行う構成の模式図である。FIG. 4 is a schematic diagram of a configuration in which power is transmitted in the rotational direction by the third spring 32. 図５は（イ）に第１の実施形態における動力伝達系線図であり、（ロ）は（イ）における遊星歯車機構によりダイナミックダンパと同等な慣性質量を有した等価ダンパ機構を示し、（ハ）は従来の遊星増速を行うダイナミックダンパ（特許文献２）の動力伝達系線図を示す。FIG. 5 is a power transmission system diagram in the first embodiment in (a), and (b) shows an equivalent damper mechanism having an inertial mass equivalent to a dynamic damper by the planetary gear mechanism in (a). C) shows a power transmission system diagram of a dynamic damper (Patent Document 2) that performs conventional planetary acceleration. 図６は本発明のダイナミックダンパによるトルク変動伝達率の周波数特性を従来との比較で示す模式的グラフである。FIG. 6 is a schematic graph showing the frequency characteristics of the torque fluctuation transmission rate by the dynamic damper of the present invention in comparison with the prior art. 図７は本発明のダイナミックダンパにおける遊星歯車機構の各回転要素の回転変位を模式的に表す斜視図である。FIG. 7 is a perspective view schematically showing the rotational displacement of each rotating element of the planetary gear mechanism in the dynamic damper of the present invention. 図８は本発明の図１の実施形態のダイナミックダンパを模式的に示す斜視図である。FIG. 8 is a perspective view schematically showing the dynamic damper of the embodiment of FIG. 1 of the present invention. 図９は本発明の別実施形態のダイナミックダンパを模式的に示す斜視図である。FIG. 9 is a perspective view schematically showing a dynamic damper according to another embodiment of the present invention. 図１０は本発明の別実施形態のダイナミックダンパを模式的に示す斜視図である。FIG. 10 is a perspective view schematically showing a dynamic damper according to another embodiment of the present invention. 図１１は本発明の別実施形態のダイナミックダンパを模式的に示す斜視図である。FIG. 11 is a perspective view schematically showing a dynamic damper according to another embodiment of the present invention. 図１２は本発明の別実施形態のダイナミックダンパを模式的に示す斜視図である。FIG. 12 is a perspective view schematically showing a dynamic damper according to another embodiment of the present invention. 図１３は本発明の別実施形態のダイナミックダンパを模式的に示す斜視図である。FIG. 13 is a perspective view schematically showing a dynamic damper according to another embodiment of the present invention. 図１４は本発明をクランク軸の回転変動を抑制する遠心振り子式ダンパに応用した場合の断面図である。FIG. 14 is a cross-sectional view in the case where the present invention is applied to a centrifugal pendulum damper that suppresses rotational fluctuation of the crankshaft.

図１はトルクコンバータを軸線に沿った断面にて示しており、ハウジング１０にカバー１１が溶接により固定され、ハウジング１０及びカバー１１内により閉塞される空間内に、トルクコンバータの基本的構成要素であるポンプインペラ１２、タービンライナ１４、ステータ１６に加え、ロックアップピストン１８及びこの発明の実施形態のダイナミックダンパ２０が収容され、ハブ２２上に配置される。ハウジング１０のエンジン本体側外面にボスナット２４が溶接固定され、ボスナット２４にクランク軸に連結される図示しないドライブプレートが図示しないボルトにて固定され、ハウジング１０はエンジンのクランク軸と共に一体回転する。 FIG. 1 shows a cross section along the axis of the torque converter. A cover 11 is fixed to the housing 10 by welding, and a basic component of the torque converter is installed in a space closed by the housing 10 and the cover 11. In addition to the pump impeller 12, the turbine liner 14, and the stator 16, a lock-up piston 18 and a dynamic damper 20 according to the embodiment of the present invention are accommodated and disposed on the hub 22. A boss nut 24 is fixed to the outer surface of the housing 10 on the engine body side by welding, and a drive plate (not shown) connected to the crankshaft is fixed to the boss nut 24 with a bolt (not shown). The housing 10 rotates together with the crankshaft of the engine.

ロックアップピストン１８は中心ボス部18-1においてハブ２２上に摺動自在に嵌合され、外周部においてハウジング１０の内壁面との対向面に環状の摩擦材２６を備えている。周知のようにトルクコンバータをトルク伝達に関与させないロックアップ作動時には摩擦材２６から離間側面においてロックアップピストン１８に加わる高油圧により、ロックアップピストン１８は図１において左行するようにハブ２２上を摺動し、摩擦材２６がハウジング１０の対向内壁面に押し付けられるに至る。そのため、ハウジング１０の回転はロックアップピストン１８よりダイナミックダンパ２０及びハブ２２上にリベット６８にて固定される筒状連結部材７０を経由して伝達され、ハブ２２の内周にスプライン嵌合される図示しない変速機の入力軸にエンジンの回転がトルクコンバータを介することなく直接伝達される。 The lock-up piston 18 is slidably fitted onto the hub 22 at the central boss portion 18-1, and has an annular friction material 26 on the outer surface facing the inner wall surface of the housing 10. As is well known, during a lockup operation in which the torque converter is not involved in torque transmission, the lockup piston 18 moves on the hub 22 so as to move leftward in FIG. 1 due to the high hydraulic pressure applied to the lockup piston 18 on the side surface away from the friction material 26. The friction material 26 is pressed against the opposing inner wall surface of the housing 10. Therefore, the rotation of the housing 10 is transmitted from the lockup piston 18 through the dynamic damper 20 and the cylindrical connecting member 70 fixed on the hub 22 by the rivet 68 and is splined to the inner periphery of the hub 22. The rotation of the engine is directly transmitted to an input shaft of a transmission (not shown) without passing through a torque converter.

この発明の実施形態のダイナミックダンパ２０について説明すると、ダイナミックダンパ２０はよりロックアップ時の吸振を行うため採用されるものである。ダイナミックダンパ２０は遊星歯車機構３４を備え、遊星歯車機構３４はサンギヤ３６と、サンギヤ３６に噛合する複数（図１には１個のみ図示される）のプラネタリギヤ３８と、プラネタリギヤ３８に噛合するリングギヤ４０と、各プラネタリギヤを回転自在に軸支する回転軸４１に回転自在に軸支され、各プラネタリギヤ３８の回転軸４１を連結するキャリヤ４２とから構成される。キャリヤ４２は、中心部は環状板形状をなすが環状板から各プラネタリギヤ３８への板状部が一体延出した形状をなす。遊星歯車機構３４は、動力伝達系におけるねじり振動の抑制のためのダイナミックダンパとして機能させるため設けられ、この点は従来技術と同様であるが、従来技術と相違するのは遊星歯車機構３４にコイル状の第１のスプリング３０（本発明の第１の弾性体）を備えており、本発明においては、このスプリング３０が動力伝達系における動力伝達に関与しない配置となっていることが重要な特徴となっている。これについては後に詳細に説明する。そして、遊星歯車機構３４におけるサンギヤ３６にはこれ自体が慣性質量体であるが付加の慣性質量体となる円板７４及び円板７４の外周に等間隔に複数固定した錘７６が固定されており、フリー回転するサンギヤ３６の増速下での慣性質量体の大きな慣性により効果的な吸振を実現することができる。サンギヤ３６及びこれと一体の慣性質量体（７４及び７６）は回転駆動される（この実施形態ではプラネタリギヤ３８により回転駆動される）が、フリーに回転されるのみである。第１のスプリング３０は一個のみ図示されているが、円周方向に間隔を置いて複数設置されている。 The dynamic damper 20 according to the embodiment of the present invention will be described. The dynamic damper 20 is employed for performing vibration absorption at the time of lock-up. The dynamic damper 20 includes a planetary gear mechanism 34. The planetary gear mechanism 34 includes a sun gear 36, a plurality of planet gears 38 (only one is shown in FIG. 1) meshed with the sun gear 36, and a ring gear 40 meshed with the planetary gear 38. And a carrier 42 that is rotatably supported by a rotation shaft 41 that rotatably supports each planetary gear, and that connects the rotation shaft 41 of each planetary gear 38. The carrier 42 has an annular plate shape at the center, but a plate portion extending from the annular plate to each planetary gear 38 integrally extends. The planetary gear mechanism 34 is provided to function as a dynamic damper for suppressing torsional vibration in the power transmission system, and this point is the same as the prior art, but the difference from the prior art is that the planetary gear mechanism 34 has a coil. In the present invention, it is important that the spring 30 is arranged so as not to participate in power transmission in the power transmission system. It has become. This will be described in detail later. The sun gear 36 in the planetary gear mechanism 34 is an inertia mass body itself, but a disk 74 that is an additional inertia mass body and a plurality of weights 76 fixed at equal intervals on the outer periphery of the disk 74 are fixed. Effective vibration absorption can be realized by the large inertia of the inertial mass body under the increased speed of the sun gear 36 that rotates freely. The sun gear 36 and the inertia mass body (74 and 76) integrated therewith are rotationally driven (in this embodiment, rotationally driven by the planetary gear 38), but are only freely rotated. Although only one first spring 30 is illustrated, a plurality of first springs 30 are provided at intervals in the circumferential direction.

この発明のダイナミックダンパ２０はロックアップピストン１８にリベット４６にて固定された円環状のスプリング係合板（後述第２のスプリング２８のばね座となる）４４を備える。スプリング係合板４４は本発明におけるロックアップピストン（１８）側の回転部材となる。従って、スプリング係合板４４は、ロックアップ作動時、ロックアップピストン１８と共に図の左方への些少な軸方向移動を行う。しかしながら、スプリング係合板４４以外のダイナミックダンパ２０の構成部分は回転のみで軸方向には移動しないようにハブ２２に支持されている。即ち、円環状のダイナミックダンパ支持板６０がハブ２２に対して回転可能であるがスナップリング６２により軸方向の移動は阻止するように取付けられており、スプリング係合板４４以外のダイナミックダンパ２０の構成部品をハブ２２に対して回転可能にかつ軸方向に不動に支持している。 The dynamic damper 20 of the present invention includes an annular spring engagement plate 44 (which becomes a spring seat of the second spring 28 described later) fixed to the lockup piston 18 by a rivet 46. The spring engagement plate 44 is a rotating member on the lock-up piston (18) side in the present invention. Accordingly, the spring engagement plate 44 moves slightly in the axial direction to the left in the drawing together with the lockup piston 18 during the lockup operation. However, the components of the dynamic damper 20 other than the spring engagement plate 44 are supported by the hub 22 so as not to move in the axial direction only by rotation. That is, the annular dynamic damper support plate 60 is rotatable with respect to the hub 22 but is attached so as to be prevented from moving in the axial direction by the snap ring 62, and the configuration of the dynamic damper 20 other than the spring engagement plate 44. The component is supported so as to be rotatable with respect to the hub 22 and stationary in the axial direction.

この発明のダイナミックダンパ２０は遊星歯車機構３４に動力伝達系における動力伝達（入力側のハウジング１０から出力側のハブ２２への動力伝達）に関与しないように設置されたコイル状の第１のスプリング３０（本発明の第１の弾性体）に加え、動力伝達系における動力伝達には関与するように配置されるコイル状の第２のスプリング２８（本発明の第２の弾性体）及びコイル状の第３のスプリング３２（本発明の第３の弾性体）をも備えている。本発明の実施形態のダイナミックダンパ２０における動力伝達経路を更に詳細に説明すると、ロックアップ動作時のロックアップピストン１８の回転はこれと一体に回転するスプリング係合板４４及び第２のスプリング２８を介してスプリング係合板４８（本発明の遊星歯車機構の一つの回転要素側の回転部材）に伝達される。スプリング係合板４８はリベット５２によりリングギヤ４０に連結されていることから、回転運動は遊星歯車機構３４にも伝達される。しかしながら、遊星歯車機構３４はその入力側（後述のようにこの実施形態ではリングギヤ４０）の動力伝達系から回転駆動力を受けて行われることは当然であるが、遊星歯車機構３４の回転出力は動力伝達系には戻ることがなく、後述のようにこの実施形態ではサンギヤ３６がフリー回転するのみである。スプリング係合板４８（前述のようにリベット６４によりダイナミックダンパ支持板６０に支持される）の回転は第３のスプリング３２を介して筒状連結部材７０、延いてはハブ２２が回転駆動され、ハブ２２にスプライン嵌合される変速機入力軸が回転駆動される。第２のスプリング２８及び第３のスプリング３２も、それぞれ一個のみ図示されているが、これも夫々円周方向に離間して複数配置されている。 The dynamic damper 20 of the present invention is a coiled first spring installed in the planetary gear mechanism 34 so as not to participate in power transmission in the power transmission system (power transmission from the housing 10 on the input side to the hub 22 on the output side). In addition to 30 (first elastic body of the present invention), a coil-shaped second spring 28 (second elastic body of the present invention) and a coil shape arranged to participate in power transmission in the power transmission system The third spring 32 (the third elastic body of the present invention) is also provided. The power transmission path in the dynamic damper 20 according to the embodiment of the present invention will be described in more detail. The rotation of the lockup piston 18 during the lockup operation is performed via the spring engaging plate 44 and the second spring 28 that rotate integrally therewith. Is transmitted to the spring engaging plate 48 (a rotating member on one rotating element side of the planetary gear mechanism of the present invention). Since the spring engagement plate 48 is connected to the ring gear 40 by the rivet 52, the rotational motion is also transmitted to the planetary gear mechanism 34. However, it is natural that the planetary gear mechanism 34 receives the rotational driving force from the power transmission system on the input side (the ring gear 40 in this embodiment as will be described later), but the rotational output of the planetary gear mechanism 34 is In this embodiment, the sun gear 36 only rotates freely as described later, without returning to the power transmission system. The rotation of the spring engagement plate 48 (supported by the dynamic damper support plate 60 by the rivet 64 as described above) rotates the cylindrical connecting member 70 and the hub 22 through the third spring 32, and the hub 22 is rotated. The transmission input shaft that is splined to 22 is driven to rotate. Although only one second spring 28 and three third springs 32 are shown in the drawing, a plurality of second springs 28 and third springs 32 are also arranged separately in the circumferential direction.

次に本発明の弾性体としてのコイルスプリングスプリング28, 30, 32の保持及び回転運動伝達のための構成を図１におけるスプリングの配列順に従って説明すると、円周方向に離間配置された第２のスプリング２８を夫々の径方向位置に保持する手段として、外側及び内側筒状保持板５４及び５６がロックアップピストン側のスプリング係合板４４に溶接固定され、第２のスプリング２８が半径方向における外と内（図１の上下）で保持され、軸方向（図１の左右）には第２のスプリング２８の保持はロックアップピストン１８と第１のスプリング３０のためのスプリング係合板５０との間で行なわれる。第２のスプリング２８による回転伝達機能達成のため、スプリング係合板４４は図２に模式的に示すように円周方向の窓部４４Ａを形成しており、この窓部４４Ａの回転方向の一端縁44A-1が図１に示すようにスプリング２８の中心側にＵ字状に曲折され、この曲折部44A-1が第２のスプリング２８の一端の座部となる。他方、リングギヤ４０に固定されたスプリング係合板４８も図２に模式的に示すように円周方向の窓部４８Ａを形成しており、スプリング係合板４４の曲折部44A-1と回転方向に対向した窓部４８Ａの一端縁48A-1が図１に示すようにスプリング２８の中心側に向けＵ字状に曲折され、この曲折部48A-1が第２のスプリング２８の他端の座部となる。かくして、第２のスプリング２８はスプリング係合板44, 50間、換言すればロックアップピストン１８とリングギヤ４０間、の回転伝達を行うことができる。 Next, the structure for holding and transmitting the rotational motion of the coil springs 28, 30, 32 as the elastic body of the present invention will be described according to the arrangement order of the springs in FIG. As means for holding the spring 28 at the respective radial positions, the outer and inner cylindrical holding plates 54 and 56 are fixed by welding to the spring engaging plate 44 on the lockup piston side, and the second spring 28 is moved outwardly in the radial direction. The second spring 28 is held between the lock-up piston 18 and the spring engaging plate 50 for the first spring 30 in the axial direction (left and right in FIG. 1). Done. In order to achieve the rotation transmission function by the second spring 28, the spring engagement plate 44 forms a circumferential window 44A as schematically shown in FIG. 2, and one end edge of the window 44A in the rotation direction. As shown in FIG. 1, 44A-1 is bent in a U shape on the center side of the spring 28, and the bent portion 44A-1 serves as a seat at one end of the second spring 28. On the other hand, the spring engaging plate 48 fixed to the ring gear 40 also forms a circumferential window portion 48A as schematically shown in FIG. 2, and faces the bent portion 44A-1 of the spring engaging plate 44 in the rotational direction. As shown in FIG. 1, one end edge 48A-1 of the window portion 48A is bent in a U shape toward the center of the spring 28, and this bent portion 48A-1 is connected to the seat portion at the other end of the second spring 28. Become. Thus, the second spring 28 can transmit rotation between the spring engagement plates 44 and 50, in other words, between the lockup piston 18 and the ring gear 40.

図１において、円周方向に離間配置された複数の第１のスプリング３０の夫々を円周方向の所定位置に保持する手段として、スプリング係合板４８（第２のスプリング２８のためのスプリング係合板４８及び遊星歯車機構のリングギヤ４０と共にリベット５２により止められている）はＣ形断面部48-2を有しており、このＣ形断面部48-2により第２のスプリング３０の半径方向外、内面（図１の上下）及び左側面が保持され、第２のスプリング３０の右側面はプラネタリギヤ３８が保持機能を分担する。第１のスプリング３０による回転伝達機能達成のためスプリング係合板５０は図３に模式的に示すように円周方向の窓部５０Ａを形成しており、この窓部５０Ａの回転方向一端縁50A-1が第１のスプリング３０の一端の座部となる。他方、キャリア４２も図２に模式的に示すように円周方向の窓部４２Ａを形成しており、窓部５０Ａの回転方向端縁50A-1と回転方向に対向した窓部４２Ａの一端縁42A-1が第１のスプリング３０の他端の座部となる。かくして、第１のスプリング３０はスプリング係合板５０とキャリヤ４２との間、換言すれば、遊星歯車機構３４のリングギヤ４０とキャリヤ４２との間、の回転伝達を行うことができる。 In FIG. 1, as means for holding each of the plurality of first springs 30 spaced apart in the circumferential direction at a predetermined position in the circumferential direction, a spring engagement plate 48 (a spring engagement plate for the second spring 28). 48 and the ring gear 40 of the planetary gear mechanism, which are fixed by a rivet 52), have a C-shaped cross section 48-2, and the C-shaped cross section 48-2 causes the second spring 30 to be radially outward. The inner surface (upper and lower sides in FIG. 1) and the left side surface are held, and the planetary gear 38 shares the holding function on the right side surface of the second spring 30. In order to achieve the rotation transmission function by the first spring 30, the spring engagement plate 50 forms a circumferential window portion 50A as schematically shown in FIG. 3, and one end edge 50A- of the rotation direction of the window portion 50A. 1 is a seat at one end of the first spring 30. On the other hand, the carrier 42 also forms a circumferential window portion 42A as schematically shown in FIG. 2, and one end edge of the window portion 42A facing the rotation direction edge 50A-1 of the window portion 50A in the rotation direction. 42A-1 is a seat at the other end of the first spring 30. Thus, the first spring 30 can transmit rotation between the spring engagement plate 50 and the carrier 42, in other words, between the ring gear 40 of the planetary gear mechanism 34 and the carrier 42.

図１において、円周方向に離間配置された複数の第３のスプリング３２の夫々を円周方向の所定位置に保持する手段として、スプリング係合板４８におけるＣ形断面部48-2の内周面に環状板５８が固定され、かつＣ形断面部48-2から一体に延びる環状板部48-3にスプリング受部48-4が溶接固定され、他方、リベット６４にてスプリング係合板４８に固定されるダイナミックダンパ支持板６０にもスプリング受部60-1及び60-2が溶接固定され、これにより第３のスプリング３２の半径外側、内側（図１の上下）及び左右の保持が行われる。第３のスプリング３２をスプリング係合板４８及びダイナミックダンパ支持板６０と筒状連結部材７０との間で回転方向に連結する機能を達成するため、図４に模式的に示すように、リベット６４にて連結されたスプリング係合板４８及びダイナミックダンパ支持板６０は重複した窓部６６を備え、この窓部６６の回転方向の一端縁66-1が図１に示すように第３のスプリング３２の一端の座部となる。他方、ハブ２２にリベット６８にて固定された筒状連結部材７０は円周方向に間隔を置いて切欠部７０Ａを形成し、窓部６６の一端縁66-1と回転方向に対向した切欠部７０Ａの端縁70A-1が第３のスプリング３２の他端の座部となる。かくして、第３のスプリング３２はスプリング係合板４８及びダイナミックダンパ支持板６０と筒状連結部材７０との間、換言すれば、リングギヤ４０と変速機入力軸（ハブ２２）との間を回転方向に連結する。 In FIG. 1, as a means for holding each of the plurality of third springs 32 spaced apart in the circumferential direction at a predetermined position in the circumferential direction, the inner circumferential surface of the C-shaped cross section 48-2 in the spring engagement plate 48 The spring plate 48-4 is welded and fixed to the ring plate 48-3 integrally extending from the C-shaped cross section 48-2 and fixed to the spring engagement plate 48 by the rivet 64. The spring receiving portions 60-1 and 60-2 are also welded and fixed to the dynamic damper support plate 60, thereby holding the third spring 32 on the radially outer side, the inner side (up and down in FIG. 1), and the left and right sides. In order to achieve the function of connecting the third spring 32 in the rotational direction between the spring engagement plate 48 and the dynamic damper support plate 60 and the cylindrical connecting member 70, as schematically shown in FIG. The spring engagement plate 48 and the dynamic damper support plate 60 connected in this manner have overlapping window portions 66, and one end edge 66-1 of the rotation direction of the window portion 66 is one end of the third spring 32 as shown in FIG. It becomes the seat part. On the other hand, the cylindrical connecting member 70 fixed to the hub 22 with a rivet 68 forms a cutout portion 70A at a circumferential interval, and a cutout portion facing the one end edge 66-1 of the window portion 66 in the rotational direction. The edge 70 </ b> A- 1 of 70 </ b> A serves as a seat at the other end of the third spring 32. Thus, the third spring 32 rotates between the spring engagement plate 48 and the dynamic damper support plate 60 and the cylindrical connecting member 70, in other words, between the ring gear 40 and the transmission input shaft (hub 22). Link.

本発明の実施形態である図１の構成（ロックアップ時）は図５（イ）のような模式的線図として表示することができ、トルクコンバータ入力部１００（クランク軸からハウジング１０、カバー１１、ロックアップピストン１８、スプリング係合板４４等までの回転部材を含む）はねじり剛性K₁（第２のスプリング２８）を介してダイナミックダンパ接続部１０２（図２ではスプリング係合板48, 50、環状板５８、リベット52, 64及びダイナミックダンパ支持板６０等の遊星歯車機構２０のリングギヤ４０に接続される回転部材を含む）に連結され、ダイナミックダンパ接続部１０２がねじり剛性K₂（第３のスプリング３２）を介して変速機回転部１０４（筒状連結部材７０、リベット６８、タービンライナ１４、ハブ２２及びハブ２２以降の変速機の回転部分）に連結され、変速機回転部１０４は車両ドライブシャフトのねじり剛性K₃を介して車体１０６に背接続している。ダイナミックダンパ接続部１０２はリングギヤ４０に連結されると共にねじり剛性K_C（第１のスプリング３０）を介してキャリア４２に連結される。ねじり剛性K_C（第１のスプリング２０）はダイナミックダンパ接続部１０２に連結されるリングギヤ４０とキャリア４２間に位置され、プラネタリギヤ３９がサンギヤ３６に噛合し、サンギヤ３６がフリーに回転する。図中の符号は： The configuration of FIG. 1 (during lock-up) according to the embodiment of the present invention can be displayed as a schematic diagram as shown in FIG. 5 (a), and the torque converter input unit 100 (from the crankshaft to the housing 10, the cover 11). , Including the rotating members up to the lock-up piston 18 and the spring engagement plate 44, etc.) via the torsional rigidity K ₁ (second spring 28), the dynamic damper connecting portion 102 (in FIG. 2, the spring engagement plates 48 and 50 are annular). The dynamic damper connecting portion 102 is connected to the ring gear 40 of the planetary gear mechanism 20 such as the plate 58, the rivets 52 and 64, and the dynamic damper support plate 60, and the dynamic damper connecting portion 102 has a torsional rigidity K ₂ (third spring). 32) through the transmission rotating portion 104 (the cylindrical connecting member 70, the rivet 68, the turbine liner 14, the hub 22 and the change of the hub 22 and thereafter. It is connected to the machine rotary part of) transmission rotation unit 104 is being connected to the vehicle body 106 via a rigid K ₃ torsion of the vehicle drive shaft. The dynamic damper connecting portion 102 is connected to the ring gear 40 and to the carrier 42 via the torsional rigidity K _C (first spring 30). The torsional rigidity K _C (first spring 20) is positioned between the ring gear 40 coupled to the dynamic damper connecting portion 102 and the carrier 42, the planetary gear 39 meshes with the sun gear 36, and the sun gear 36 rotates freely. The symbols in the figure are:

I₀：ダイナミックダンパ慣性モーメント
I_C：キャリアの慣性モーメント
I_S：サンギヤの慣性モーメント
I_P：プラネタリギヤ（自転）の慣性モーメント
I_P’：プラネタリギヤ（公転）の慣性モーメント
I_R：リングギヤの慣性モーメント
I₀：従来のダイナミックダンパ慣性モーメント
I₁：エンジン＋入力部の慣性モーメント
I₂：ダイナミックダンパ部材（図５の符号１０２にて表す）の慣性モーメント
I₃：変速機（図５の符号１０４にて表す）の慣性モーメント
K₀：従来のダイナミックダンパのねじり剛性
K_C：第１の弾性体（スプリング３０）のねじり剛性
K₁：第２の弾性体（スプリング２８）のねじり剛性
K₂：第３の弾性体（スプリング３２）のねじり剛性
K₃：車両ドライブシャフトのねじり剛性
N_S：サンギヤ回転数
N_P：プラネタリギヤ回転数
N_R：リングギヤ回転数
N_C：キャリア回転数
Z_R：リングギヤ歯数
Z_C：キャリア歯数
Z_S：サンギヤ歯数
Z_P：プラネタリギヤ歯数
T₁：入力部材のトルク変動
θ₀：従来のダイナミックダンパの回転変位
θ₁：エンジン＋入力部の回転変位
θ₂：ダイナミックダンパ部材の回転変位
θ₃：変速機の回転変位
θ_C：キャリアの回転変位
θ_S：サンギヤの回転変位
θ_P：プラネタリギヤの回転変位
C₀−C₃, C_C：夫々の弾性体の減衰係数
を夫々表す。 I ₀ : Dynamic damper moment of inertia
I _C : Carrier moment of inertia
I _S : Inertia moment of sun gear
I _P : Planetary gear (rotation) moment of inertia
I _P ': Inertia moment of planetary gear (revolution)
I _R : Ring gear moment of inertia
I ₀ : Conventional dynamic damper moment of inertia
I ₁ : Engine + input moment of inertia
I ₂ : Moment of inertia of the dynamic damper member (represented by reference numeral 102 in FIG. 5)
I ₃ : Moment of inertia of transmission (represented by reference numeral 104 in FIG. 5)
K ₀ : Torsional rigidity of conventional dynamic damper
K _C : Torsional rigidity of the first elastic body (spring 30)
K ₁ : Torsional rigidity of the second elastic body (spring 28)
K ₂ : Torsional rigidity of the third elastic body (spring 32)
K _3: twisting of the vehicle drive shaft stiffness
N _S : Sun gear rotation speed
N _P : Planetary gear speed
N _R : Ring gear rotation speed
N _C : Carrier rotation speed
Z _R : Number of ring gear teeth
Z _C : Number of carrier teeth
Z _S : Number of sun gear teeth
Z _P : Number of planetary gear teeth
T ₁ : torque fluctuation of input member θ ₀ : rotational displacement of conventional dynamic damper θ ₁ : rotational displacement of engine + input section θ ₂ : rotational displacement of dynamic damper member θ ₃ : rotational displacement of transmission θ _C : carrier Rotational displacement θ _S : Sun gear rotational displacement θ _P : Planetary gear rotational displacement
C ₀ −C ₃ , C _C : Represents the damping coefficient of each elastic body.

後述の通り、遊星歯車の各回転要素間には
N_S＝(Z_S＋Z_R)/Z_S N_P＝(Z_R−Z_P)/Z_P
の関係が成立し、図１の構成の運動方程式は、弾性体の減衰係数C₀−C₃, C_Cを無視すると、以下のようになる。
I₁×(d²θ₁/dt²)＋K₁×θ₁＝T₁×sin(ωt) (1)
(I₂＋I_R)(d²θ₂/dt²)＋K₁(θ₂−θ₁)＋K₂(θ₂−θ₃)＋K_C (θ₂−θ_C)＝0 (2)
(I_C＋I_P’＋(((Z_S＋Z_R)/Z_S)²×I_S＋((Z_R−Z_P)/Z_P)²×I_P))×(d²θ_C/dt²)
＋K_C(θ_C−θ₂)＝0 (3)
I₃×(d²θ₃/dt²)＋K₂(θ₃−θ₂)＋K₃θ₃＝0 (4) As described later, between the rotating elements of the planetary gear
N _S = (Z _S + Z _R ) / Z _S N _P = (Z _R −Z _P ) / Z _P
1 is established, and the equation of motion of the configuration of FIG. 1 is as follows when the damping coefficient C ₀ -C ₃ , C _C of the elastic body is ignored.
I ₁ × (d ² θ ₁ / dt ² ) + K ₁ × θ ₁ = T ₁ × sin (ωt) (1)
(I ₂ + I _R ) (d ² θ ₂ / dt ² ) + K ₁ (θ ₂ −θ ₁ ) + K ₂ (θ ₂ −θ ₃ ) + K _C (θ ₂ −θ _C ) = 0 (2)
(I _C + I _P '+ (((Z _S + Z _R ) / Z _S ) ² × I _S + ((Z _R −Z _P ) / Z _P ) ² × I _P )) × (d ² θ _C / dt ² )
+ K _C (θ _C −θ ₂ ) = 0 (3)
I ₃ × (d ² θ ₃ / dt ² ) + K ₂ (θ ₃ −θ ₂ ) + K ₃ θ ₃ = 0 (4)

以上の運動方程式(1)−(4)より数値計算を実行し、得られたトルク変動の伝達率の計算結果を図６にてラインＡにて示す。図６において横軸は周波数、縦軸はトルク変動伝達率である。許容のトルク変動の伝達率の上限をラインT_Vにて示すが、本発明におけるロックアップの下限周波数をＬ_Fまで下げることができ、これはロックアップのための回転数の下限を下げることができることと等価である。因みに、図５の（ロ）は本発明における慣性質量I_C＋I_S＋I_P’と等価な慣性質量I₀に置き換えた場合を示す。この場合、上記(3)式の代わり以下の式、
(I_C＋I_P'＋×I_S)×(d²θ_C/dt²)＋K_C (θ_C−θ₂)＝0 (3')
に置き換えられるが、数値計算を実行したときの周波数特性を図６のラインＢにて示し、本発明実施形態における遊星増速によるトルク変動抑制効果が分かる。また、ラインＣはダイナミックダンパを完全に取り去ったときの特性を示す。ラインＢ及びＣのいずれでも許容のトルク変動の伝達率の上限ラインＬ_Fに対する下限周波数はＬ_F´まで上がってしまうことが分かる。 Numerical calculation is performed from the above equations of motion (1)-(4), and the calculation result of the transmission rate of the obtained torque fluctuation is shown by line A in FIG. In FIG. 6, the horizontal axis represents frequency and the vertical axis represents torque fluctuation transmission rate. Shows the upper limit of the allowable transmission rate of the torque fluctuation by the line T _V, the lower limit frequency of the lock-up in the present invention can be reduced to L _F, which can lower the lower limit of the rotational speed for the lock-up It is equivalent to what you can do. Incidentally, (b) of FIG. 5 shows a case where the inertial mass I ₀ equivalent to the inertial mass I _C + I _S + I _P ′ in the present invention is replaced. In this case, instead of the above equation (3), the following equation:
(I _C + I _P '+ × I _S ) × (d ² θ _C / dt ² ) + K _C (θ _C −θ ₂ ) = 0 (3')
However, the frequency characteristic when the numerical calculation is executed is shown by the line B in FIG. 6, and the torque fluctuation suppressing effect by the planetary acceleration in the embodiment of the present invention can be understood. Line C shows the characteristics when the dynamic damper is completely removed. It can be seen that the lower limit frequency for the upper limit line L _F of the transmission rate of the allowable torque fluctuation in both the lines B and C increases to L _F ′.

以下は、上記(3)式における遊星増速による慣性力の算出方法の補足説明である。まず、遊星歯車機構３４の構成要素の歯数と回転数との間には、周知の通り、
N_R＋N_S×(Z_S/Z_R)−N_C×((Z_R＋Z_S)/Z_R)＝0 (5)
の関係式が成立する。本発明実施形態にあっては、動力伝達軸に取り付けられたリングギヤ４０に対して、リングギヤ４０−キャリア４２間に取り付けられたねじり剛性K_C（第２のスプリング３０）を介してサンギヤ３６、プラネタリギヤ３８の公転を含むキャリア４２、プラネタリギヤ３８の自転及び公転の各々の慣性モーメントI_S，I_C，I_P，I_P’が図７に模式的に示すように動力伝達軸１１０に対し作用する。角度にて表した弾性体（第２のスプリング３０）の歪量（リングギヤ４０に対するキャリア４２との相対回転）θ_Cを基準として、遊星歯車の各要素間の回転数関係式(1)より、動力伝達軸に取り付けれらたリングギヤ４０の回転数に対するそれぞれの要素の相対回転関係を求めるため、N_R＝０、N_C＝１とすると、サンギヤ３６の回転数は、
N_S＝(Z_S＋Z_R)/Z_S
と求めることができ、また、プラネタリギヤ３８の回転数は、
N_P＝(Z_R−Z_P)/Z_P
と求めることができる。また、図７にて示すように速度直線上（実線）にサンギヤ３６、プラネタリギヤ３８、リングギヤ４０、キャリア４２が図示のように位置され、回転の基準となるキャリア（回転数：０）を中心として破線にて示すようなキャリア４２との相対回転角度θ_Cに対するサンギヤ３６の相対回転角度はθ_Sにて、またプラネタリギヤ３８の相対回転角度はθ_Pに表される。図７には基準となるリングギヤ４０に対する増速比がリングギヤ４２からのアーム長として表現されている。このアーム長は各要素の速度線図ともなっており、リングギヤ４０の増速比１に対しプラネタリギヤ３８は減速となっているがサンギヤ３６は増速となっていることが直ぐに分かる。 The following is a supplementary explanation of the method for calculating the inertial force by planetary acceleration in the above equation (3). First, as is well known, between the number of teeth and the number of rotations of the components of the planetary gear mechanism 34,
N _R + N _S × (Z _S / Z _R ) −N _C × ((Z _R + Z _S ) / Z _R ) = 0 (5)
The following relational expression holds. In the embodiment of the present invention, the sun gear 36 and the planetary gear are connected to the ring gear 40 attached to the power transmission shaft via the torsional rigidity K _C (second spring 30) attached between the ring gear 40 and the carrier 42. Inertia moments I _S , I _C , I _P , and I _P ′ of rotation and revolution of the carrier 42 including planetary revolution 38 and planetary gear 38 act on the power transmission shaft 110 as schematically shown in FIG. From the rotational speed relational expression (1) between the elements of the planetary gear with reference to the amount of strain (relative rotation of the carrier 42 relative to the ring gear 40) θ _C of the elastic body (second spring 30) expressed in angle. In order to obtain the relative rotational relationship of each element with respect to the rotational speed of the ring gear 40 attached to the power transmission shaft, assuming that N _R = 0 and N _C = 1, the rotational speed of the sun gear 36 is
N _S = (Z _S + Z _R ) / Z _S
And the rotational speed of the planetary gear 38 is
N _P = (Z _R −Z _P ) / Z _P
It can be asked. Further, as shown in FIG. 7, the sun gear 36, the planetary gear 38, the ring gear 40, and the carrier 42 are positioned on the speed straight line (solid line) as shown in the figure, and the carrier (rotation number: 0) serving as a rotation reference is the center. The relative rotation angle of the sun gear 36 with respect to the relative rotation angle θ _C with the carrier 42 as indicated by the broken line is represented by θ _S , and the relative rotation angle of the planetary gear 38 is represented by θ _P. In FIG. 7, the speed increasing ratio with respect to the reference ring gear 40 is expressed as an arm length from the ring gear 42. This arm length is also a speed diagram of each element, and it can be readily seen that the planetary gear 38 is decelerated with respect to the speed increasing ratio 1 of the ring gear 40, but the sun gear 36 is increasing in speed.

次に、キャリアの慣性モーメントによる慣性力（トルク）は
T_C＝1×I_C×(d²θ_C/dt²) (6)
そして、プラネタリギヤの公転による慣性力（トルク）は
T_P'＝I_P’×(d²θ_C/dt²) (7)
サンギヤの慣性モーメントによる慣性力（トルク）は
T_S＝((Z_S＋Z_R)/Z_S)×I_S×(d²θ_S/dt²)
d²θ_S/dt²＝((Z_S＋Z_R)/Z_S)×(d²θ_C/dt²)なので
T_S＝((Z_S＋Z_R)/Z_S)²×I_C×(d²θ_C/dt²) (8)
プラネタリギヤの慣性モーメントによる慣性力（トルク）は
T_P＝((Z_R−Z_P)/Z_P)×I_P×(d²θ_P/dt²)
d²θ_P/dt²＝((Z_R−Z_P)/Z_P)×(d²θ_C/dt²)なので
T_P＝((Z_R−Z_P)/Z_P)²×I_P×(d²θ_C/dt²) (9) Next, the inertial force (torque) due to the moment of inertia of the carrier is
T _C = 1 × I _C × (d ² θ _C / dt ² ) (6)
And the inertial force (torque) due to the revolution of the planetary gear is
T _P '= I _P ' × (d ² θ _C / dt ² ) (7)
The inertia force (torque) due to the moment of inertia of the sun gear is
T _S = ((Z _S + Z _R ) / Z _S ) × I _S × (d ² θ _S / dt ² )
d ² θ _S / dt ² = ((Z _S + Z _R ) / Z _S ) × (d ² θ _C / dt ² )
T _S = ((Z _S + Z _R ) / Z _S ) ² × I _C × (d ² θ _C / dt ² ) (8)
The inertial force (torque) due to the moment of inertia of the planetary gear is
T _P = ((Z _R −Z _P ) / Z _P ) × I _P × (d ² θ _P / dt ² )
d ² θ _P / dt ² = ((Z _R −Z _P ) / Z _P ) × (d ² θ _C / dt ² )
T _P = ((Z _R −Z _P ) / Z _P ) ² × I _P × (d ² θ _C / dt ² ) (9)

以上の(6)(7)(8)(9)式より、リングギヤとキャリアとの間の回転差により発生する弾性体の復元力と、前述各要素の慣性モーメントによる慣性力の項は、
T_C＋T_P'＋T_S＋T_P
＝(I_C＋I_P'＋((Z_S＋Z_R)/Z_S)²×I_S＋((Z_R−Z_P)/Z_P)²×I_P)×(d²θ_C/dt²) (10)
となり、これが(3)式における遊星増速による慣性力増加項となる。 From the above formulas (6), (7), (8), and (9), the terms of the restoring force of the elastic body generated by the rotational difference between the ring gear and the carrier and the inertial force due to the moment of inertia of each of the aforementioned elements are
T _C + T _P '+ T _S + T _P
= (I _C + I _P '+ ((Z _S + Z _R ) / Z _S ) ² × I _S + ((Z _R −Z _P ) / Z _P ) ² × I _P ) × (d ² θ _C / dt ² ) (Ten)
This is the inertia force increase term due to planetary acceleration in equation (3).

ところで、図５（ハ）は特許文献２のダイナミックダンパを本発明の図５（イ）に準じて模式的に表現したものである。トルクコンバータ入力部100Aはねじり剛性K₁（スプリング）を介してダイナミックダンパ接続部102Aに連結され、ダイナミックダンパ接続部102Aはねじり剛性K₂を介して変速機回転部104Aに連結され、変速機回転部104Aは車両ドライブシャフトのねじり剛性K₃を介して車体106Aに接続している。ねじり剛性K₁を構成するスプリング（以下本発明の図５（イ）と対比させるため同一番号にＡを付して表す）は遊星歯車機構のサンギヤ３６Ａとキャリア４２Ａ間に接続され、プラネタリギヤ３８がフリー回転される仕組みとなっている。実は、図５（ハ）の場合においても、(10)式に準じて遊星増速による慣性モーメント増は“計算上は”得られる。しかしながら、従来の図５（ハ）のシステムにおいては遊星歯車機構の２回転要素（特許文献２の場合はキャリアとサンギヤ）を連結する弾性体K₁（スプリング２８A）が動力伝達系に直列配置している構成（スプリング２８Aが動力伝達に直接関与する構成）となっている。そして、弾性体K₁（スプリング２８A）により遊星歯車機構の要素間の接続をも行う機能を兼備させている。これに対して本発明では直列配置の弾性体K₁（第２のスプリング２８）とは別に弾性体K_C（第１のスプリング３０）を設けている。本発明において動力伝達系に直列配置される弾性体K₁（第２のスプリング２８）と遊星歯車機構の弾性体K_C（第１のスプリング３０）とはそもそも意図する吸振特性に対し剛性やストロークが異なっており、従来の図５（ハ）のシステムのように弾性体K₁（スプリング２８A）で動力伝達と遊星増速共用させては両者間で必要な弾性体の特性の兼ね合いが困難で結局所期の制振効果が得られない。これに対して本発明では直列配置の弾性体K₁（第２のスプリング２８）と動力伝達には関与しないように遊星増速のための弾性体K_C（第１のスプリング３０）とを別々に設けることにより、夫々を意図する吸振周波数領域へ適合することが可能となる。また、従来の図５（ハ）のシステムでは動力伝達系から動力が直接遊星歯車機構の回転要素に加わるため、強度確保等の問題が発生し得るが本発明ではこのような問題点は生じない。 By the way, FIG. 5 (c) schematically shows the dynamic damper of Patent Document 2 in accordance with FIG. 5 (a) of the present invention. Torque converter input section 100A is coupled to dynamic damper connection section 102A via torsional rigidity K ₁ (spring), and dynamic damper connection section 102A is coupled to transmission rotation section 104A via torsional rigidity K ₂ for transmission rotation. part 104A is connected to the vehicle body 106A via a rigid K ₃ torsion of the vehicle drive shaft. Spring constituting the torsional stiffness K ₁ (representing subjected to A in the same number to contrast FIGS. 5 and (b) below present invention) is connected between the sun gear 36A and a carrier 42A of the planetary gear mechanism, the planetary gear 38 is It is a mechanism that rotates freely. In fact, even in the case of FIG. 5C, an increase in the moment of inertia due to the planetary acceleration can be obtained “in terms of calculation” according to the equation (10). However, in the conventional system shown in FIG. 5 (C), an elastic body K ₁ (spring 28A) that connects the two rotating elements of the planetary gear mechanism (in the case of Patent Document 2, the carrier and the sun gear) is arranged in series in the power transmission system. (Spring 28A is directly involved in power transmission). The elastic body K ₁ (spring 28A) also has a function of connecting the elements of the planetary gear mechanism. On the other hand, in the present invention, an elastic body K _C (first spring 30) is provided separately from the elastic body K ₁ (second spring 28) arranged in series. In the present invention, the elastic body K ₁ (second spring 28) arranged in series in the power transmission system and the elastic body K _C (first spring 30) of the planetary gear mechanism have rigidity and stroke with respect to the intended vibration absorption characteristics. If the power transmission and planetary speed increase are shared by the elastic body K ₁ (spring 28A) as in the conventional system of FIG. 5 (C), it is difficult to balance the required elastic body characteristics between the two. The vibration control effect in the local phase cannot be obtained. On the other hand, in the present invention, the elastic body K ₁ (second spring 28) arranged in series and the elastic body K _C (first spring 30) for planetary acceleration are separately provided so as not to be involved in power transmission. It is possible to adapt each to the intended vibration frequency range. Further, in the conventional system shown in FIG. 5 (c), power is directly applied to the rotating element of the planetary gear mechanism from the power transmission system, which may cause problems such as securing strength. However, the present invention does not cause such problems. .

以下、本発明の別実施形態を説明するが、比較対照としての第１実施形態との相違を明確する意図で本発明の要部構成を模式的斜視図として図８に示す。図５（イ）で用いた回転体及び弾性体の記号は変更しないで表している。但し、簡明のため、変速機回転部１０４の下流側は図示してなく、弾性体の減衰係数C₀−C₃, C_Cの図示も省略している。第１の実施形態（図８）ではリングギヤ４０とキャリヤ４２との間に弾性体K_C（第１のスプリング３０）を配置していたが、図９の実施形態ではキャリヤ４２とサンギヤ３６間に弾性体K_C（第１のスプリング３０）を配置している。動力伝達軸１１０がリングギヤ４０を駆動しているのは第１実施形態（図８）と同じである。また、本発明のフリーな回転要素はサンギヤ３６であり、円板７４及び錘７６で慣性質量体を構成していることは同様である。 Hereinafter, another embodiment of the present invention will be described. FIG. 8 shows a schematic perspective view of a main part configuration of the present invention with the intention of clarifying the difference from the first embodiment as a comparative reference. The symbols of the rotating body and the elastic body used in FIG. However, for simplicity, the downstream side of the transmission rotation unit 104 is not shown, it is also omitted illustration of the damping coefficient _C ₀ -C _3, C C of the elastic body. In the first embodiment (FIG. 8), the elastic body K _C (first spring 30) is disposed between the ring gear 40 and the carrier 42. However, in the embodiment of FIG. An elastic body K _C (first spring 30) is disposed. The power transmission shaft 110 drives the ring gear 40 as in the first embodiment (FIG. 8). Further, the free rotating element of the present invention is the sun gear 36, and it is the same that the disc 74 and the weight 76 constitute an inertial mass body.

図１０の変形実施形態は動力伝達軸１１０をリングギヤ４０に取り付けたのは図８と同様であが、キャリア４２とサンギヤ３６間に弾性体K_C（第１のスプリング３０）を設けた点が相違する。サンギヤ３６に慣性質量体としての円板７４及び錘７６を設けた構成は図８と同様である。
図１１の実施形態は図１０と同様に動力伝達軸１１０をキャリア４２に取り付けているが、弾性体K_C（第１のスプリング３０）はリングギヤ４０とサンギヤ３６間に配置した点が相違である。 In the modified embodiment of FIG. 10, the power transmission shaft 110 is attached to the ring gear 40 in the same manner as in FIG. 8, except that an elastic body K _C (first spring 30) is provided between the carrier 42 and the sun gear 36. Is different. The configuration in which the sun gear 36 is provided with a disc 74 and a weight 76 as inertia mass bodies is the same as that shown in FIG.
11, the power transmission shaft 110 is attached to the carrier 42 as in FIG. 10, except that the elastic body K _C (first spring 30) is disposed between the ring gear 40 and the sun gear 36. .

図１２はラビニヨ式の遊星歯車機構を利用したものを示し、プラネタリギヤが一体の大径部80-1と小径部80-2とを備えている。サンギヤは別体の大径部36-1と小径部36-2とに分割し、プラネタリギヤ大径部80-1をサンギヤ小径部36-2と噛合させ、プラネタリギヤ小径部80-2をサンギヤ小径部大径部36-1と噛合させ、プラネタリギヤ小径部80-2をキャリヤ４２にて連結し、リングギヤを省略したものである。この実施形態では動力伝達軸１１０によりサンギヤ大径部36-1を駆動するようにし、かつ弾性体K_C（第１のスプリング３０）を介してプラネタリギヤ小径部80-2を連結するキャリヤ４２に連結している。サンギヤ小径部36-2がこの発明のフリーな回転要素となり、プラネタリギヤ小径部80-2に円板７４及び錘７６を連結し、慣性質量体を構成している。 FIG. 12 shows an example using a Ravigneaux type planetary gear mechanism, in which a planetary gear is provided with a large-diameter portion 80-1 and a small-diameter portion 80-2 integrated. The sun gear is divided into a separate large-diameter portion 36-1 and small-diameter portion 36-2, the planetary gear large-diameter portion 80-1 is engaged with the sun-gear small-diameter portion 36-2, and the planetary gear small-diameter portion 80-2 is engaged with the sun-gear small-diameter portion. The planetary gear small-diameter portion 80-2 is engaged with the large-diameter portion 36-1 and connected with the carrier 42, and the ring gear is omitted. In this embodiment, the sun gear large-diameter portion 36-1 is driven by the power transmission shaft 110, and is connected to the carrier 42 that connects the planetary gear small-diameter portion 80-2 via the elastic body K _C (first spring 30). doing. The sun gear small diameter portion 36-2 is a free rotating element of the present invention, and a disk 74 and a weight 76 are connected to the planetary gear small diameter portion 80-2 to constitute an inertial mass body.

図１３はラビニヨ式の遊星歯車機構を利用した更に別の実施形態であり、図１２の実施形態とは相違し、サンギヤ３６は非分割で、動力伝達軸１１０によりサンギヤ３６を駆動するようにし、かつ弾性体K_C（第１のスプリング３２）を介してキャリヤ４２に連結している。この実施形態ではリングギヤ４０がこの発明のフリーな回転要素となり、それ自体が慣性質量体を構成している。リングギヤ４０に付加的な慣性質量体を設けてもよい。 FIG. 13 shows still another embodiment using a Ravigneaux type planetary gear mechanism. Unlike the embodiment of FIG. 12, the sun gear 36 is not divided, and the sun gear 36 is driven by the power transmission shaft 110. And it is connected to the carrier 42 through the elastic body K _C (first spring 32). In this embodiment, the ring gear 40 becomes a free rotating element of the present invention, and itself constitutes an inertial mass body. The ring gear 40 may be provided with an additional inertia mass body.

図１４は特許文献３に記載の遊星歯車機構をクランク軸に連結した所謂遠心振り子式吸振器への本発明の応用を示しており、遊星歯車機構３４はエンジンのクランク軸９０のねじり振動の抑制のため利用される。図１と同様に遊星歯車機構３４はサンギヤ３６と、プラネタリギヤ３８と、リングギヤ４０と、プラネタリギヤ３８を回転支持する回転軸４１を連結するキャリア４２とを備える。クランク軸９０の端面に回転板９２がボルト９４にて固定される。回転板９２は駆動軸からの回転動力を遊星歯車機構３４に伝達し、かつスプリング３０（図１の実施形態の第１のスプリング）を保持する機能（そのためのＣ形断面部92-1を備える）を有する点で第１の実施形態のスプリング係合板４８と同一であるが、回転板９２はクランク軸９０に直接連結されることで、クランク軸の回転駆動力を直接遊星歯車機構に伝達する。図１の実施形態と同様、スプリング係合板５０が回転板９２と共にリングギヤ４０にリベット５２に共締めされる。スプリング３０（本発明の弾性体）はスプリング係合板５０とキャリア４２との間を回転方向に連結する。そのための回転方向連結部は図１に実施形態に関連し説明した図３と同様である。サンギヤ３６はこの発明のフリーな回転要素であり、これに連結された遠心振り子９６とともに慣性質量体として機能する。遠心振り子９６は内部にローラを備えた転動室９８を備えた特許文献３と同様な構造のものであり、詳細は省略する。そして、第１の実施形態について図６で説明のようにリングギヤ３６の増速が行われ、増速されたリングギヤ３６及びこれに連結された遠心振り子９６による増大された慣性質量下でクランク軸のねじり振動の効率的な減衰を実現することができる。 FIG. 14 shows the application of the present invention to a so-called centrifugal pendulum absorber in which the planetary gear mechanism described in Patent Document 3 is connected to the crankshaft. The planetary gear mechanism 34 suppresses torsional vibration of the crankshaft 90 of the engine. Used for. As in FIG. 1, the planetary gear mechanism 34 includes a sun gear 36, a planetary gear 38, a ring gear 40, and a carrier 42 that couples a rotating shaft 41 that rotatably supports the planetary gear 38. A rotating plate 92 is fixed to the end surface of the crankshaft 90 with bolts 94. The rotating plate 92 has a function of transmitting rotational power from the drive shaft to the planetary gear mechanism 34 and holding the spring 30 (first spring in the embodiment of FIG. 1) (for this purpose, a C-shaped cross section 92-1. ) Is the same as the spring engagement plate 48 of the first embodiment, but the rotation plate 92 is directly connected to the crankshaft 90 to transmit the rotational driving force of the crankshaft directly to the planetary gear mechanism. . As in the embodiment of FIG. 1, the spring engaging plate 50 is fastened together with the rotating plate 92 to the ring gear 40 together with the rivet 52. The spring 30 (the elastic body of the present invention) connects the spring engagement plate 50 and the carrier 42 in the rotational direction. The rotation direction connecting portion for this purpose is the same as FIG. 3 described in relation to the embodiment in FIG. The sun gear 36 is a free rotating element of the present invention, and functions as an inertial mass body together with a centrifugal pendulum 96 connected thereto. The centrifugal pendulum 96 has the same structure as that of Patent Document 3 including a rolling chamber 98 including a roller therein, and details thereof are omitted. Then, as explained in FIG. 6 for the first embodiment, the speed of the ring gear 36 is increased, and the crankshaft is rotated under the increased inertial mass by the increased speed of the ring gear 36 and the centrifugal pendulum 96 connected thereto. Efficient damping of torsional vibration can be realized.

図１４の実施形態において遊星歯車機構における回転要素間（図１４ではスプリング係合板５０とキャリア４２間）をスプリング３０（弾性体）にて連結することにより、フリーな回転要素である遠心振り子９６より成る慣性質量体の増速回転を得ている。これに対し、特許文献３では増速のため遊星歯車機構のリングギヤを近接した非回転部（ブラケット）に連結する必要があったが、本発明のこの実施形態はこのような制約がない。そして、図１４の実施形態ではサンギヤ３６はクランク軸９０の回転数に対して増速されるため、同一の慣性質量に対して振り子腕長を短縮（回転円板７４の径を縮小）若しくは錘を軽量化しても慣性質量を維持することができる有利がある。 In the embodiment of FIG. 14, by connecting the rotating elements in the planetary gear mechanism (between the spring engagement plate 50 and the carrier 42 in FIG. 14) with a spring 30 (elastic body), the centrifugal pendulum 96 which is a free rotating element is used. The inertial mass body consisting of increased speed rotation. On the other hand, in Patent Document 3, it is necessary to connect the ring gear of the planetary gear mechanism to the adjacent non-rotating part (bracket) for speedup, but this embodiment of the present invention does not have such a restriction. In the embodiment shown in FIG. 14, the sun gear 36 is accelerated with respect to the rotational speed of the crankshaft 90, so that the pendulum arm length is shortened (the diameter of the rotating disk 74 is reduced) or the weight with respect to the same inertial mass. There is an advantage that the inertial mass can be maintained even if the weight is reduced.

１０…ハウジング
１２…ポンプライナ
１４…タービン羽根
１６…ステータ
１８…ロックアップピストン
２０…ダイナミックダンパ
２２…ハブ
２６…摩擦材
２８…弾性体（第２のスプリング）
３０…弾性体（第１のスプリング）
３２…弾性体（第３のスプリング）
３４…遊星歯車機構
３６…サンギヤ
３８…プラネタリギヤ
４０…リングギヤ
４２…キャリア
４４…スプリング係合板
４８…スプリング係合板
５０…スプリング係合板
６０…ダイナミックダンパ支持板 DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 ... Housing 12 ... Pump liner 14 ... Turbine blade 16 ... Stator 18 ... Lock-up piston 20 ... Dynamic damper 22 ... Hub 26 ... Friction material 28 ... Elastic body (2nd spring)
30 ... Elastic body (first spring)
32. Elastic body (third spring)
34 ... Planetary gear mechanism 36 ... Sun gear 38 ... Planetary gear 40 ... Ring gear 42 ... Carrier 44 ... Spring engagement plate 48 ... Spring engagement plate 50 ... Spring engagement plate 60 ... Dynamic damper support plate

Claims

遊星歯車機構を備えたダイナミックダンパであって、遊星歯車機構の一つの回転要素を回転動力伝達系における入力側から出力側に位置する動力伝達軸の一箇所にその回転駆動力を受けるように連結し、動力伝達軸との回転駆動力伝達のための遊星歯車機構の回転要素と動力伝達軸との連結箇所はこの一箇所のみとされ、遊星歯車機構の二つの回転要素間は回転方向に弾性体にて連結されており、これにより前記弾性体は回転動力伝達系における入力側から出力側に対する動力伝達に直接的には関与しないようにすると共に、フリーな回転要素は回転動力伝達系の回転数に対して増速された回転を得るようにし、このフリーな回転要素の回転による増大された慣性質量を得るようにしたことを特徴とするダイナミックダンパ。 A dynamic damper having a planetary gear mechanism, in which one rotating element of the planetary gear mechanism is connected to one place of a power transmission shaft located from the input side to the output side in the rotational power transmission system so as to receive the rotational driving force However, the rotating element of the planetary gear mechanism for transmitting the rotational driving force to the power transmission shaft and the power transmission shaft are connected only to this one place, and the two rotating elements of the planetary gear mechanism are elastic in the rotational direction. The elastic body is not directly involved in the power transmission from the input side to the output side in the rotational power transmission system , and the free rotational element is rotated by the rotational power transmission system. A dynamic damper characterized in that the rotation increased with respect to the number is obtained and an increased inertial mass is obtained by the rotation of this free rotating element.

請求項１に記載のダイナミックダンパを具備し、ロックアップ装置を備えたトルクコンバータにおけるロックアップ時の動力伝達軸の回転変動を前記ダイナミックダンパにより抑制する装置であって、ダイナミックダンパはトルクコンバータ内部に配置され、ロックアップ装置がロックアップ時にトルクコンバータ内の対向面に摩擦材を介して係合されるロックアップピストンを備え、かつダイナミックダンパにおける前記弾性体（以下第１の弾性体）に加えて第２の弾性体を具備し、第２の弾性体はロックアップピストン側の回転部材とダイナミックダンパにおける遊星歯車機構の前記一つの回転要素側の回転部材との間を回転方向に連結する回転変動抑制装置。 A device for suppressing rotation fluctuation of a power transmission shaft during lockup in a torque converter including the dynamic damper according to claim 1 and having a lockup device, wherein the dynamic damper is disposed inside the torque converter. In addition to the elastic body (hereinafter referred to as the first elastic body) in the dynamic damper, the lockup device is disposed and the lockup device is engaged with a facing surface in the torque converter via a friction material at the time of lockup. A second elastic body, the second elastic body rotating in a rotational direction between the rotary member on the lockup piston side and the rotary member on the one rotating element side of the planetary gear mechanism in the dynamic damper; Suppression device.

請求項２に記載の発明において、ダイナミックダンパにおける遊星歯車機構の前記一つの回転要素側の回転部材と変速機側の回転部材との間に回転方向に配設された第３の弾性体を更に具備した回転変動抑制装置。 In the invention of claim 2, further a third elastic member disposed in the rotational direction between the rotating member of the rotation member and the transmission side of said one rotary element side of the planetary gear mechanism in the dynamic damper A rotation fluctuation suppressing device provided.

請求項１に記載のダイナミックダンパを具備し、内燃機関の動力伝達軸の回転変動を抑制する遠心振り子式の回転変動抑制装置であって、ダイナミックダンパにおける遊星歯車機構の前記一つの回転要素側の回転部材が動力伝達軸に固定され、遊星歯車機構のフリーな回転要素側に遠心振り子を構成するようにした回転変動抑制装置。 A centrifugal pendulum-type rotation fluctuation suppressing device that includes the dynamic damper according to claim 1 and that suppresses rotation fluctuation of a power transmission shaft of an internal combustion engine, and is provided on the one rotating element side of the planetary gear mechanism in the dynamic damper. A rotation fluctuation suppressing device in which a rotating member is fixed to a power transmission shaft and a centrifugal pendulum is configured on a free rotating element side of a planetary gear mechanism.