JP7194206B2 - Transmission device with damper function - Google Patents
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Description
本発明は、伝動装置、特に入力回転体から出力回転体へ機械的に伝動可能な動力伝達経路に、入力回転体及び出力回転体間に配置される中間回転体と、その中間回転体及び入力回転体間を接続する一次ダンパばねと、中間回転体及び出力回転体間を接続する二次ダンパばねとを備え、中間回転体にはダイナミックダンパばねを介して慣性回転体が接続されるダンパ機能付き伝動装置に関する。 The present invention provides a power transmission device, particularly an intermediate rotating body arranged between the input rotating body and the output rotating body, and the intermediate rotating body and the input rotating body in a power transmission path capable of mechanical transmission from the input rotating body to the output rotating body. A damper function that includes a primary damper spring that connects the rotors, a secondary damper spring that connects the intermediate rotor and the output rotor, and an inertia rotor connected to the intermediate rotor via a dynamic damper spring. It relates to a transmission with.
上記ダンパ機能付き伝動装置を、例えばトルクコンバータのロックアップクラッチと出力軸との間の動力伝達に用いるものは、下記特許文献１にも示されるように従来公知であるが、斯かるダンパ機能付き伝動装置に付設される一般的なダイナミックダンパは、狭く限られた入力回転域でしか減衰効果を発揮し得なかった。
The use of the transmission device with a damper function, for example, for power transmission between a lockup clutch and an output shaft of a torque converter is conventionally known as shown in
そこで、ダイナミックダンパばねに対してプリセット荷重を付与することで、ダイナミックダンパの減衰領域を拡張させる技術が既に提案されている（例えば下記特許文献２を参照）。
Therefore, a technique has already been proposed to expand the damping region of a dynamic damper by applying a preset load to the dynamic damper spring (see, for example,
ところが特許文献２のダンパ機能付き伝動装置において、一次ダンパばねが二次ダンパばねよりも低剛性である場合には、例えば加速時に入力回転体に作用するエンジンのトルク変動が、低剛性の一次ダンパばねで少なからず減衰されて中間回転体に伝わることで、ダイナミックダンパの振れ角が小さくなるから、ダイナミックダンパばねへのプリセット荷重付与によるダイナミックダンパの減衰領域の拡大効果が不十分となる不都合が生じる虞れがある。尚、特許文献２の伝動装置では、一次ダンパばねが中間回転体の外周部に配置されており、これが伝動装置の径方向大型化の要因となっている。
However, in the transmission device with a damper function of
本発明は、かかる事情に鑑みてなされたものであり、従来装置の上記不都合を簡単な構造で解決可能なダンパ機能付き伝動装置を提供することを目的とする。 SUMMARY OF THE INVENTION It is an object of the present invention to provide a transmission device with a damper function that can solve the above-described problems of conventional devices with a simple structure.
上記目的を達成するために、本発明は、入力回転体から出力回転体へ機械的に伝動可能な動力伝達経路に、前記入力回転体及び前記出力回転体間に配置される中間回転体と、その中間回転体及び前記入力回転体間を接続する一次ダンパばねと、前記中間回転体及び前記出力回転体間を接続する二次ダンパばねとを備え、前記中間回転体には、ダイナミックダンパばねを介して慣性回転体が接続されるダンパ機能付き伝動装置において、前記ダイナミックダンパばねが、前記動力伝達経路の非伝動状態で該ダイナミックダンパばねに対しプリセット荷重が付与されるように前記中間回転体及び前記慣性回転体のうちの何れか一方に支持され、またその何れか他方と前記ダイナミックダンパばねとの間には、前記非伝動状態で回転方向に隙間が設定され、前記隙間をＣ［rad ］とし、前記ダイナミックダンパばねの前記プリセット荷重によるトルクをＴ
p
［Nm］とし、また前記ダイナミックダンパばねのばね剛性をｋ［Nm/rad］とした場合に、Ｃ＜Ｔ
p
／ｋ が成立するように前記隙間が設定され、前記一次ダンパばねのばね定数が、前記二次ダンパばねのばね定数よりも大きいことを第１の特徴とする。
In order to achieve the above object, the present invention provides an intermediate rotor arranged between the input rotor and the output rotor in a power transmission path capable of mechanical transmission from the input rotor to the output rotor; a primary damper spring connecting between the intermediate rotor and the input rotor; and a secondary damper spring connecting between the intermediate rotor and the output rotor, wherein the intermediate rotor includes a dynamic damper spring. In a transmission device with a damper function in which an inertial rotating body is connected via an intermediate rotating body and a dynamic damper spring , the intermediate rotating body and Between any one of the inertial rotating bodies and the dynamic damper spring, a gap is set in the rotational direction in the non-transmitting state, and the gap is C [rad] , where C<T p /k holds when the torque of the dynamic damper spring due to the preset load is T p [Nm] and the spring stiffness of the dynamic damper spring is k [Nm/rad]. and the spring constant of the primary damper spring is larger than the spring constant of the secondary damper spring.
また本発明は、第１の特徴に加えて、前記一次ダンパばねのばね定数をｋ１とし、前記二次ダンパばねのばね定数をｋ２としたときに、ｋ１／ｋ２で定義されるばね剛性比が１よりも大きく且つ５以下となっていることを第２の特徴とする。 In addition to the first feature, the present invention provides a spring rigidity ratio defined by k1/k2, where k1 is the spring constant of the primary damper spring and k2 is the spring constant of the secondary damper spring. A second feature is that it is larger than 1 and is 5 or less.
また本発明は、第１又は第２の特徴に加えて、前記一次ダンパばね及び前記二次ダンパばねは、前記中間回転体と同心の同一仮想円上に配列されることを第３の特徴とする。
In addition to the first or second feature, the present invention has a third feature that the primary damper spring and the secondary damper spring are arranged on the same imaginary circle concentric with the intermediate rotor. do.
本発明の第１の特徴によれば、入力回転体及び出力回転体間の動力伝達経路に、中間回転体と、中間回転体及び入力回転体間を接続する一次ダンパばねと、中間回転体及び出力回転体間を接続する二次ダンパばねとを備え、中間回転体にダイナミックダンパばねを介して慣性回転体が接続され、非伝動状態でダイナミックダンパばねに対しプリセット荷重が付与されるように、ダイナミックダンパばねが中間回転体及び慣性回転体のうちの何れか一方に支持されるダンパ機能付き伝動装置において、中間回転体及び慣性回転体のうちの何れか他方とダイナミックダンパばねとの間に、非伝動状態で回転方向に隙間、即ちバックラッシュが設定され、前記隙間をＣ［rad ］とし、ダイナミックダンパばねのプリセット荷重によるトルクをＴ
p
［Nm］とし、またダイナミックダンパばねのばね剛性をｋ［Nm/rad］とした場合に、Ｃ＜Ｔ
p
／ｋ が成立するように前記隙間が設定されるので、これにより、プリセット荷重の付与に加え、上記隙間を追加しただけの簡単な構造で、ダイナミックダンパの減衰領域を拡張させ得るばかりか、その拡張した減衰領域の減衰ピークが入力トルクの大小で大きくずれ動いてばらつくのを抑制可能となる。しかも、一次ダンパばねのばね定数を、二次ダンパばねのばね定数よりも大きくしているので、ダイナミックダンパの振れ角を十分に確保可能となり、これにより、ダイナミックダンパばねに対するプリセット荷重付与によるダイナミックダンパの減衰性能の向上に寄与することができる。それらの結果、減衰領域の拡張機能と、減衰ピークのずれ抑制機能とを両立させた高性能なダイナミックダンパが得られ、これに入力トルクの大小に関係なく高い減衰効果を発揮させることができる。
According to a first feature of the present invention, an intermediate rotor, a primary damper spring connecting between the intermediate rotor and the input rotor, an intermediate rotor and a power transmission path between the input rotor and the output rotor include: a secondary damper spring connecting the output rotors, the intermediate rotor is connected to the inertia rotor via the dynamic damper spring, and a preset load is applied to the dynamic damper spring in a non-transmitting state , In a transmission device with a damper function in which a dynamic damper spring is supported by either one of the intermediate rotor and the inertia rotor, between the other of the intermediate rotor and the inertia rotor and the dynamic damper spring: A clearance, that is, a backlash is set in the rotational direction in a non-transmitting state, the clearance is defined as C [rad], the torque of the dynamic damper spring due to the preset load is T p [Nm], and the spring stiffness of the dynamic damper spring is k. When [Nm/rad], the gap is set so that C<T p /k is established. , not only can the damping region of the dynamic damper be expanded, but also the damping peak of the expanded damping region can be suppressed from fluctuating due to large shifts depending on the magnitude of the input torque. Moreover, since the spring constant of the primary damper spring is made larger than the spring constant of the secondary damper spring, it is possible to sufficiently ensure the deflection angle of the dynamic damper. can contribute to the improvement of the damping performance of the As a result, it is possible to obtain a high-performance dynamic damper that achieves both the function of expanding the damping range and the function of suppressing the deviation of the damping peak, and can exhibit a high damping effect regardless of the magnitude of the input torque.
また第２の特徴によれば、一次ダンパばねのばね定数をｋ１とし、二次ダンパばねのばね定数をｋ２としたときに、ｋ１／ｋ２で定義されるばね剛性比が１よりも大きく且つ５以下とされるので、ばね剛性比が小さ過ぎて（従ってダイナミックダンパの振れ角が小さくなって）ダイナミックダンパの減衰性能の向上効果が十分でなくなる事態や、ばね剛性比が大き過ぎてダイナミックダンパばねの強度を十分には確保し得なくなる事態の発生が回避可能となる。これにより、ダイナミックダンパの減衰性能を向上させつつ、ダイナミックダンパばねの破損防止、延いては耐久性向上に寄与することができる。 According to the second feature, when the spring constant of the primary damper spring is k1 and the spring constant of the secondary damper spring is k2, the spring stiffness ratio defined by k1/k2 is greater than 1 and 5. Since it is defined as below, the spring rigidity ratio is too small (therefore, the deflection angle of the dynamic damper becomes small), and the effect of improving the damping performance of the dynamic damper is not sufficient, and the spring rigidity ratio is too large and the dynamic damper spring It is possible to avoid the occurrence of a situation where the strength of the steel cannot be sufficiently secured. As a result, while improving the damping performance of the dynamic damper, it is possible to contribute to prevention of breakage of the dynamic damper spring and, by extension, improvement in durability.
また第３の特徴によれば、一次ダンパばね及び二次ダンパばねは、中間回転体と同心の同一仮想円上に配列されるので、一次ダンパばねを二次ダンパばねと同様の径方向位置に配して、伝動装置の径方向大型化を抑制することができる。
According to the third feature, the primary damper spring and the secondary damper spring are arranged on the same imaginary circle concentric with the intermediate rotor. It is possible to suppress an increase in radial size of the transmission device.
以下、本発明の実施の形態を、添付図面に基づき説明する。 BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION Hereinafter, embodiments of the present invention will be described based on the accompanying drawings.
先ず、第１実施形態を、図１，図２及び図３（Ａ）を参照しながら説明する。図１において、ロックアップ機構付きトルクコンバータＴＣは、ポンプインペラ１１と、このポンプインペラ１１に対向して配置されるタービンランナ１２と、ポンプインペラ１１およびタービンランナ１２の内周部間に配置されるステータ１３とを備え、ポンプインペラ１１、タービンランナ１２およびステータ１３間には、矢印１４で示すように作動オイルを循環させる循環回路１５が形成される。
First, the first embodiment will be described with reference to FIGS. 1, 2 and 3(A). In FIG. 1, a torque converter TC with a lockup mechanism is arranged between a
トルクコンバータＴＣは、後述するように、ロックアップクラッチＬの断・接切換えに基づいて流体伝動と機械伝動を切換可能に構成されており、特に機械伝動を本発明に係るダンパ機能付き伝動装置Ｔが担う構造となっている。本明細書では、先ず、流体伝動のための構造例について説明する。 As will be described later, the torque converter TC is configured to be capable of switching between fluid transmission and mechanical transmission based on switching between engagement and disengagement of the lockup clutch L. It is a structure that is responsible for In this specification, first, an example structure for fluid transmission will be described.
前記ポンプインペラ１１は、椀状のポンプシェル１６と、ポンプシェル１６の内面に設けられる複数のポンプブレード１７と、それらのポンプブレード１７を連結するポンプコアリング１８と、ポンプシェル１６の内周部に例えば溶接によって固定されるポンプハブ１９とを有する。そのポンプハブ１９には、トルクコンバータＴＣに作動オイルを供給するオイルポンプ（図示せず）が連動、連結される。
The
またポンプシェル１６の外周部には、タービンランナ１２を外側から覆う椀状の伝動カバー２０が溶接によって結合されており、この伝動カバー２０の外周部にボス２１が固着され、ボス２１には駆動板２２が締結される。また駆動板２２には、車両用エンジンＥのクランクシャフト２３が同軸に締結されており、従って、ポンプインペラ１１には、車両用エンジンＥから回転動力が入力される。
A bowl-
前記タービンランナ１２は、椀状のタービンシェル２４と、タービンシェル２４の内面に設けられる複数のタービンブレード２５と、それらのタービンブレード２５を連結するタービンコアリング２６とを有する。タービンシェル２４の内周部は、後述するリング板状の出力回転体８０を介して出力ハブ２９に結合される。
The
車両用エンジンＥからの回転動力を図示しないミッションに伝達する出力軸２７は、これの中心部を縦通する油路１００を有しており、この油路１００には、後述するロックアップクラッチＬの作動油圧を油路１００に対し給排制御可能な不図示の油圧制御回路が接続される。また出力軸２７の先端部は、前記伝動カバー２０の中心部に連設した有底円筒状の支持筒部２０ａ内に環状空隙４９を挟んで受容され、その環状空隙４９は上記油路１００に常時連通している。
The
出力軸２７の外周には、ポンプハブ１９から離間し且つ出力回転体８０の内周部に溶接した出力ハブ２９がスプライン嵌合されると共に、出力ハブ２９の側面にニードルスラストベアリング３０を介して隣接する円環状のカバーハブ４４が、軸受ブッシュ４７を介して回転自在に嵌合、支持される。尚、軸受ブッシュ４７は、カバーハブ４４の内周に固定（例えば圧入）される。
An
カバーハブ４４は、放射状に延びる複数の油溝４４ａを外側面に有しており、その外側面の外周端が伝動カバー２０の内周部内面に溶接される。したがって、出力軸２７の先端部は、軸受ブッシュ４７及びカバーハブ４４を介して伝動カバー２０に回転自在に支持される。
The
前記ステータ１３は、ポンプハブ１９および出力ハブ２９間に配置されるステータハブ３１と、このステータハブ３１の外周に設けられる複数のステータブレード３２と、それらのステータブレード３２の外周を連結するステータコアリング３３とを有する。ポンプハブ１９とステータハブ３１との間にはスラストベアリング３４が介装され、また出力ハブ２９（直接的にはタービンシェル２４）とステータハブ３１との間にはスラストベアリング３５が介装される。
The
ステータハブ３１と、出力ハブ２９とともに回転する出力軸２７を相対回転自在に囲繞するステータシャフト３６との間には、一方向クラッチ３７が介設され、ステータシャフト３６は、ミッションケース（図示せず）に回転不能に支持される。伝動カバー２０およびタービンシェル２４間には、前記した循環回路１５に連通するクラッチ室３８が形成される。そのクラッチ室３８には、伝動カバー２０の回転動力を入力側に受けるロックアップクラッチＬと、このロックアップクラッチＬの出力側と出力軸２７間を機械的に伝動可能な動力伝達経路４６を有するダンパ機能付き伝動装置Ｔとが配設される。
A one-way clutch 37 is interposed between the
ロックアップクラッチＬは、前記したカバーハブ４４に軸方向摺動可能且つ油密に嵌合、支持されて伝動カバー２０の内面に近接、対向するクラッチピストン４３と、伝動カバー２０の内面に固着（溶接）したクラッチアウタＬｏと、クラッチアウタＬｏに同心状に囲繞され且つ後述する入力回転体６０に固定されるクラッチインナＬｉと、クラッチアウタＬｏ及びクラッチインナＬｉ間に介設される摩擦連結機構Ｌｍとを備える。クラッチアウタＬｏの内周面には、クラッチピストン４３の外周部が軸方向摺動可能且つ油密に嵌合される。
The lockup clutch L is axially slidable and oil-tightly fitted to and supported by the
摩擦連結機構Ｌｍは、従来周知の多板式摩擦クラッチ機構と同様、クラッチアウタＬｏに相対回転不能に且つ所定の制限された範囲で軸方向摺動可能に支持される複数の摩擦板及び受圧板と、クラッチインナＬｉに相対回転不能に且つ軸方向摺動可能に支持される複数の摩擦板とを有する。そして、クラッチピストン４３をクラッチオン側、即ち摩擦連結機構Ｌｍ側に移動（図１で右動）させることで、上記摩擦板相互が圧接されてロックアップクラッチＬが接続状態となり、またクラッチピストン４３を上記と反対側、即ちクラッチオフ側に移動（図１で左動）させることで摩擦板相互の圧接力が解放されて、ロックアップクラッチＬが非接続状態となる。
The friction coupling mechanism Lm includes a plurality of friction plates and pressure receiving plates which are supported by the clutch outer Lo so as to be non-rotatable relative to each other and axially slidable within a predetermined limited range, as in a conventional multi-plate friction clutch mechanism. , and a plurality of friction plates supported by the clutch inner Li so as to be non-rotatable and slidable in the axial direction. Then, by moving the
尚、ロックアップクラッチＬは、実施形態のような多板式摩擦クラッチに限定されず、種々の摩擦クラッチ、例えば単板式摩擦クラッチも実施可能である。 Note that the lockup clutch L is not limited to the multi-plate friction clutch as in the embodiment, and various friction clutches such as a single-plate friction clutch can also be implemented.
ところで前記クラッチ室３８内は、クラッチピストン４３によって、タービンランナ１２側に在って循環油路１５に連通する内側室３８ａと、伝動カバー２０側に在って循環油路１５には連通しない外側室３８ｂとに区画される。その内側室３８ａには、前記した摩擦連結機構Ｌｍ及びダンパ機能付き伝動装置Ｔが収容される。
By the
一方、外側室３８ｂは、クラッチピストン４３の受圧室として機能し、そこに不図示の油圧制御装置から前記油路１００、環状空隙４９及び油溝４４ａを経てクラッチ作動油が導入されると、その作動油でクラッチピストン４３を前記クラッチオン側に駆動、保持可能であり、また、クラッチ作動油が外側室３８ｂ（クラッチ受圧室）より排出されると、クラッチピストン４３は、内側室３８ａの油圧に押されて前記クラッチオフ側に後退可能となる。
On the other hand, the
また出力軸２７及びステータシャフト３６間には入口油路１０１が画成され、この入口油路１０１は、ステータシャフト３６の横孔から、ステータシャフト３６と一方向クラッチ３７のインナ部とのスプライン嵌合部（特にスプラインの欠歯部分）を経て、前記した循環油路１５及び内側室３８ａの各内周部に通じる。一方、ポンプハブ１９およびステータシャフト３６間には、循環回路１５の内周部に通じる出口油路１０２が画成される。それら入口油路１０１及び出口油路１０２は、不図示の油循環装置に接続されており、これにより、トルクコンバータＴＣの作動中は、入口油路１０１から内側室３８ａ及び循環回路１５を経て出口油路１０２に戻る油の流動が継続され、内側室３８ａ及び循環回路１５内は常に油で満たされる。
An
例えば、車両用エンジンＥのアイドリング時や極低速運転域では、外側室３８ｂ（クラッチ受圧室）にはクラッチ作動油が供給されず、クラッチピストン４３は前記クラッチオフ側にある。従って、摩擦連結機構Ｌｍの摩擦板相互が相対回転可能な非圧接状態にあり、ロックアップクラッチＬは非接続状態となっている。この状態では、ポンプインペラ１１およびタービンランナ１２の相対回転は許容されており、車両用エンジンＥによってポンプインペラ１１が回転駆動されることで、循環回路１５内の作動油が、矢印１４で示すように、ポンプインペラ１１、タービンランナ１２、ステータ１３の順に循環回路１５内を循環し、ポンプインペラ１１の回転トルクがタービンランナ１２、出力回転体８０及び出力ハブ２９を介して出力軸２７に伝達される。
For example, when the vehicle engine E is idling or in a very low speed operating range, the clutch operating oil is not supplied to the
一方、ポンプインペラ１１およびタービンランナ１２間でトルクの増幅作用が生じている状態では、それに伴う反力がステータ１３で負担され、ステータ１３は、一方向クラッチ３７のロック作用によって固定される。またトルク増幅作用を終えたときに、ステータ１３は、ステータ１３が受けるトルク方向の反転によって一方向クラッチ３７を空転させながらポンプインペラ１１およびタービンランナ１２とともに同一方向に回転する。
On the other hand, when torque is amplified between the
このようにしてトルクコンバータＴＣがカップリング状態となったとき、もしくはカップリング状態に近づいたときには、その状態を検出したセンサの出力に基づいて作動する不図示の油圧制御回路から、クラッチ作動油が出力軸２７内の油路１００等を経て外側室３８ｂ（クラッチ受圧室）に導入される。これにより、クラッチピストン４３が伝動カバー２０から離れる側（即ち前記クラッチオン側）に押圧されて、摩擦連結機構Ｌｍを摩擦結合状態に切換え、ロックアップクラッチＬが接続状態となる。
When the torque converter TC enters the coupling state or approaches the coupling state in this way, a hydraulic control circuit (not shown) that operates based on the output of a sensor that detects this state outputs clutch operating oil. It is introduced into the
ロックアップクラッチＬが接続状態となったときに、車両用エンジンＥから伝動カバー２０に伝わる回転動力は、ロックアップクラッチＬから内側室３８ａ内のダンパ機能付き伝動装置Ｔを経て出力軸２７に機械的に伝達される。その伝動装置Ｔは、これの動力伝達経路４６において、クラッチインナＬｉに固定される入力回転体６０と、その入力回転体６０に一次ダンパばねＳ１を介して接続される中間回転体７０と、中間回転体７０に二次ダンパばねＳ２を介して接続される出力回転体８０とを備える。
When the lockup clutch L is engaged, the rotational power transmitted from the vehicle engine E to the
而して、入力回転体６０、中間回転体７０及び出力回転体８０は、出力軸２７に対し同心状に配置され且つ互いに相対回転可能に構成される。また第１，第２ダンパばねＳ１，Ｓ２は、出力軸２７の軸線を中心とした（従って中間回転体７０と同心の）同一仮想円上に交互に配列される。
Thus, the
入力回転体６０は、リング板状に形成される中間回転体７０を回転摺動可能に挟む第１，第２支持板６１，６２をクラッチインナＬｉと共に固定（より具体的には複数のリベット６３でカシメ結合）されて構成される。各リベット６３には、両支持板６１，６２間のスペーサとして機能する円筒のカラー６４が嵌合、固定され、そのカラー６４は、これが入力回転体６０と一体的に回転する際に、中間回転体７０の円弧状内周面に沿って移動可能である。
The
第１支持板６１の内周端部は、径方向内方側に長く延びていて、出力ハブ２９の外周に同心状に嵌合、支持される。更に第１，第２支持板６１，６２の径方向中間部は、円周方向に延びる円弧状の開口６１ｏ，６２ｏを有しており、その開口６１ｏ，６２ｏの径方向内，外周縁部がそれぞれ軸方向外側に切り起こされて、第１，第２ダンパばねＳ１，Ｓ２を両側より抱持するばねホルダ部６１ｈ，６２ｈを構成する。上記開口６１ｏ，６２ｏの周方向両内端縁部は、第１，第２ダンパばねＳ１，Ｓ２の対応する一端部を支持するばね受け６０ｓとして機能する。
The inner peripheral end portion of the
中間回転体７０の内周部には、周方向に間隔をおいて複数の第１ばね受け突起７１が径方向内向きに一体に突設され、各々の第１ばね受け突起７１の、周方向で両側端面が、一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２の対応する他端部を支持するばね受け７０ｓとなる。第１ばね受け突起７１の根元部分には、一部の前記カラー６４と係合可能なストッパ凹部７１ａが設けられ、そのストッパ凹部７１ａにカラー６４を係合させることで、入力回転体６０に対する中間回転体７０の相対回転角を所定の制限された範囲内に規制可能である。而して、ストッパ凹部７１ａ及びカラー６４は、互いに協働して入力回転体６０に対する中間回転体７０の相対回転角を規定値以下に規制する第１ストッパ手段を構成し、この第１ストッパ手段によれば、加速時には一次ダンパばねＳ１の過度の変形が抑制され、また減速時には二次ダンパばねＳ２の過度の変形が抑制される。
A plurality of first
出力回転体８０の内周部には出力ハブ２９が嵌合、固定（例えば溶接）され、またタービンシェル２４の内周端寄り中間部が出力回転体８０に複数のリベット５３で固定される。また出力回転体８０の外周部には、周方向に間隔をおいて複数の第２ばね受け突起８２が径方向外向きに一体に突設されており、各々の第２ばね受け突起８２の、周方向で両側端面が、一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２の前記一端部を支持するばね受け８０ｓとなる。一部の前記カラー６４は、第２ばね受け突起８２の外周部に径方向で相互に近接又は当接するように配置され、これにより、中間回転体７０を出力回転体８０に対し相対回転可能に且つ同心状に保持する。
The
更に出力回転体８０の外周部には、周方向で隣り合う第２ばね受け突起８２の中間位置で、中間回転体７０の第１ばね受け突起７１と係合可能な係合凹部８３が形成される。その第１ばね受け突起７１と係合凹部８３との係合により、出力回転体８０に対する中間回転体７０の相対回転角を所定の制限された範囲内に規制可能である。而して、第１ばね受け突起７１及び係合凹部８３は、互いに協働して出力回転体８０に対する中間回転体７０の相対回転角を規定値以下に規制する第２ストッパ手段を構成し、この第２ストッパ手段によれば、加速時には二次ダンパばねＳ２の過度の変形が抑制され、また減速時には一次ダンパばねＳ１の過度の変形が抑制される。
Further, on the outer peripheral portion of the
ところで、本発明に係るダンパ機能付き伝動装置Ｔには、中間回転体７０に連動連結されるダイナミックダンパＤＤが付設される。このダイナミックダンパＤＤは、慣性回転体４０と、それに固定（例えばリベット４８で結合）される慣性重錘Ｗと、慣性回転体４０及び中間回転体７０間に介装されて周方向に間隔をおいて配置される複数のダイナミックダンパばねＳ３とを備える。慣性回転体４０は、中間回転体７０を相互間に回転摺動可能に挟み且つ内周が入力回転体６０の第１，第２支持板６１，６２外周に回転可能に同心嵌合する第１，第２保持板４１，４２を有する。第１，第２保持板４１，４２の相互間は、複数のリベット４８で結合される。
By the way, the transmission device T with a damper function according to the present invention is provided with a dynamic damper DD interlockingly connected to the
第１，第２保持板４１，４２は、慣性回転体４０の周方向に延びる円弧状の開口４１ｏ，４２ｏを有しており、その開口４１ｏ，４２ｏの径方向外周縁部がそれぞれ軸方向外側に切り起こされて、ダイナミックダンパばねＳ３を両側より抱持するばねホルダ部４１ｈ，４２ｈを構成する。上記開口４１ｏ，４２ｏの周方向両内端縁部は、ダイナミックダンパばねＳ３の対応する両端部に係合する第１ばね受け面４０ｓとして機能する。そのばね受け面４０ｓに対応して中間回転体７０にも複数の円弧状開口７０ｏが設けられ、その開口７０ｏの周方向両内端縁部は、ダイナミックダンパばねＳ３の対応する両端部を支持する第２ばね受け面７２ｓとして機能する。
The first and
また第１保持板４１の内面には、中間回転体７０の外周部に設けた径方向外向きの複数の回り止め突起７０ｔとそれぞれ係合可能な複数の係合凹部４１ａが形成される。その回り止め突起７０ｔを係合凹部４１ａに係合させることで、中間回転体７０に対する慣性回転体４０の相対回転角を所定の制限された範囲内に規制可能である。而して、回り止め突起７０ｔ及び係合凹部４１ａは、互いに協働して中間回転体７０に対する慣性回転体４０の相対回転角を規定値以下に規制する第３ストッパ手段を構成し、これによりダイナミックダンパばねＳ３の過度の変形が抑制される。
Further, the inner surface of the first holding
また特に第１実施形態では、ロックアップクラッチＬが非接続状態（即ち動力伝達経路４６が非伝動状態）にある場合に、図３（Ａ）で明らかなように、ダイナミックダンパばねＳ３を圧縮した状態（即ちダイナミックダンパばねＳ３に対し所定のプリセット荷重、即ち予圧が付与された状態）で、ダイナミックダンパばねＳ３の両端部が前記した第１，第２ばね受け面４０ｓ，７２ｓの何れとも当接（より具体的には圧接）状態にある。この場合、慣性回転体４０の周方向で相対向する第１ばね受け面４０ｓの相互間の長さをａとし、また相対向する第２ばね受け面７２ｓの相互間の長さをｂとし、ダイナミックダンパばねＳ３の自由状態での長さをｓとすれば、ｓ＞ａ＝ｂの関係を満たすように各々の長さａ，ｂ，ｓが設定される。
Further, particularly in the first embodiment, the dynamic damper spring S3 is compressed when the lockup clutch L is in the non-connected state (that is, the
これに対し、図３（Ｂ）に例示した第２実施形態では、ロックアップクラッチＬが非接続状態（即ち動力伝達経路４６が非伝動状態）にある場合に、ダイナミックダンパばねＳ３の両端部が前記第１，第２ばね受け面４０ｓ，７２ｓの何れか一方（図示例では第２ばね受け面７２ｓ）に、ダイナミックダンパばねＳ３を圧縮した状態（即ちダイナミックダンパばねＳ３に対し所定のプリセット荷重、即ち予圧が付与された状態）でそれぞれ当接し、またその何れか他方（図示例では第１ばね受け面４０ｓ）と、ダイナミックダンパばねＳ３の両端部との間には、バックラッシュ即ち回転方向に所定の隙間Ｃ（即ち図３（Ｂ）で、ａ－ｂに相当）が設定される。即ち、この第２実施形態では、上記した長さａ，ｂ，ｓが、ｓ＞ａ＞ｂの関係を満たすように設定される。
On the other hand, in the second embodiment illustrated in FIG. 3B, when the lockup clutch L is in the non-connected state (that is, the
しかも第２実施形態では、後述するように上記隙間をＣ［rad ］とし、ダイナミックダンパばねＳ３のプリセット荷重によるトルクをＴp ［Nm］とし、またダイナミックダンパばねＳ３のばね剛性をｋ［Nm/rad］とした場合に、Ｃ＜Ｔp ／ｋ が成立するよう隙間Ｃが設定される。また前記隙間をＣ［mm］とし、またダイナミックダンパばねＳ３のプリセット時の圧縮長さ即ちプリセット量（図３（Ｂ）でｓ－ｂ）に相当）をＺ［mm］とした場合に、０．１Ｚ＜Ｃ＜０．５Ｚ の関係を成立させるような隙間Ｃに設定されることが望ましい。
Moreover, in the second embodiment, as will be described later, the clearance is C [rad], the torque of the dynamic damper spring S3 due to the preset load is Tp [Nm], and the spring stiffness of the dynamic damper spring S3 is k [Nm/rad]. ], the gap C is set so that C<Tp/k holds. If the clearance is C [mm] and the compression length of the dynamic damper spring S3 at the time of presetting, that is, the preset amount (equivalent to sb) in FIG. 3(B) is Z [mm], then 0 It is desirable that the gap C be set to satisfy the relationship of .1Z<C<0.5Z.
また以上説明した第１，第２実施形態において、一次ダンパばねＳ１のばね定数をｋ１とし、二次ダンパばねＳ２のばね定数をｋ２としたときに、ｋ１がｋ２よりも大きく設定（望ましくは、後述するようにｋ１／ｋ２で定義されるばね剛性比が１よりも大きく且つ５以下の範囲内に設定）される。 Further, in the first and second embodiments described above, when the spring constant of the primary damper spring S1 is k1 and the spring constant of the secondary damper spring S2 is k2, k1 is set larger than k2 (preferably, A spring stiffness ratio defined by k1/k2 is set within a range of greater than 1 and 5 or less, as will be described later.
次に、上記した第１，第２実施形態の作用について、図４～図１２も併せて参照して、説明する。 Next, the operation of the above-described first and second embodiments will be described with reference to FIGS. 4 to 12 as well.
トルクコンバータＴＣにおいて、ロックアップクラッチＬが接続状態となった場合には、前述のようにエンジンＥから伝動カバー２０に伝わる回転動力が、ロックアップクラッチＬから実施形態のダンパ機能付き伝動装置Ｔの動力伝達経路４６を経て、出力軸２７に機械的に伝達される。このとき、エンジンＥの加速運転時又は減速運転時における回転変動により生じる振動は、伝動装置Ｔが具備する一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２並びにダイナミックダンパＤＤで減衰、抑制される。
In the torque converter TC, when the lockup clutch L is in the engaged state, the rotational power transmitted from the engine E to the
この場合、特にダイナミックダンパＤＤでは、慣性回転体４０がダイナミックダンパばねＳ３の弾性変形を伴って振動して、動力伝達経路４６（即ちダイナミックダンパＤＤを除く主振動系）の振動エネルギを代替吸収できるため、その主振動系の振動に対する減衰効果が、ダイナミックダンパＤＤ（即ち副振動系）の固有振動数に対応した減衰ピーク回転数ＮｅP 付近で特に高められる。
In this case, especially in the dynamic damper DD, the
ところで、ダイナミックダンパＤＤの減衰ピーク回転数ＮｅP ［rpm ］は、ダイナミックダンパばねＳ３のばね定数をｋ［Nm/rad］、慣性回転体４０のイナーシャ（慣性モーメント）をＩ［kgm2］としたときに、次の式で表されることが知られている。
ＮｅP ＝Ａ√（ｋ／Ｉ） ……………（１）
この場合、Ａは、６０／（２π×エンジン次数）、即ち定数であるため、減衰ピーク回転数ＮｅP は、ばね定数ｋとイナーシャＩとで決まる。そして、横軸をエンジンの回転数［rpm ］とし、また縦軸を振動減衰率［dB］としたグラフでダイナミックダンパＤＤによる減衰効果の一例を示すと、例えば、図４のようになる。尚、振動減衰率［dB］は、入力側の振動の最大振幅をＡ１、出力側の振動の最大振幅をＡ２としたときに、（Ａ２－Ａ１）／Ａ１で定義されるものであって、図４の縦軸で下方に行くほど減衰効果が大きいことを示す。
By the way, the damping peak rotation speed NeP [rpm] of the dynamic damper DD is obtained when the spring constant of the dynamic damper spring S3 is k [Nm/rad] and the inertia (moment of inertia) of the
NeP = A√(k/I) (1)
In this case, A is 60/(2.pi..times.engine order), that is, a constant. FIG. 4 shows an example of the damping effect of the dynamic damper DD in a graph with the engine speed [rpm] on the horizontal axis and the vibration damping rate [dB] on the vertical axis. The vibration damping rate [dB] is defined as (A2-A1)/A1, where A1 is the maximum amplitude of vibration on the input side and A2 is the maximum amplitude of vibration on the output side. The vertical axis in FIG. 4 indicates that the damping effect increases downward.
ところで図４（ａ）の実線は、ダイナミックダンパばねＳ３にプリセット荷重が付与されない場合の一例であり、また、図４（ｂ）の実線は、プリセット荷重が付与された場合で比較的大きいトルクが入力されたときの一例である。そして、後者の方が前者よりも、高い減衰効果を発揮し得る減衰領域が拡がるが、その理由を次に簡単に説明する。 By the way, the solid line in FIG. 4(a) is an example when no preset load is applied to the dynamic damper spring S3, and the solid line in FIG. 4(b) is when a preset load is applied and a relatively large torque is applied. It is an example when it is input. The latter has a wider damping range than the former, and the reason for this will be briefly explained below.
即ち、エンジンから回転動力を受けて加振される主振動系の振動周波数ｆ（以下、単に加振周波数という）は、エンジン回転数の増加に応じて概ね比例的に増加することが知られており、一方、ダイナミックダンパＤＤの減衰ピーク回転数ＮｅP は、前記（１）式で明らかなようにばね定数ｋとイナーシャＩのみに依存し、これらが不変であればエンジン回転数に関係なく一定である。またダイナミックダンパＤＤの振れ角θ［rad ］は、ダイナミックダンパＤＤへの入力トルクＴのトルク振幅をＴｗとしたときに、次の式で表されることが知られている。尚、トルク振幅Ｔｗは、入力トルクと略比例する。
θ＝Ｔｗ／（４π2 ・Ｉ・ｆ2 ） ……………（２）
この式（２）によれば、振れ角θは、仮にトルク振幅Ｔｗが一定であれば、図５に示すように加振周波数ｆの増加（従って加振周波数ｆに略比例するエンジン回転数の増加）に伴い二次関数的に減少するよう変化する。
That is, it is known that the vibration frequency f (hereinafter simply referred to as vibration frequency) of the main vibration system that is vibrated by receiving rotational power from the engine increases approximately proportionally as the engine speed increases. On the other hand, the damping peak rotation speed NeP of the dynamic damper DD depends only on the spring constant k and the inertia I, as is clear from the above equation (1), and is constant regardless of the engine rotation speed if these are unchanged. be. Further, it is known that the deflection angle θ [rad] of the dynamic damper DD is expressed by the following equation, where Tw is the torque amplitude of the input torque T to the dynamic damper DD. Note that the torque amplitude Tw is substantially proportional to the input torque.
θ=Tw/(4π2・I・f2) ………………(2)
According to this formula (2), if the torque amplitude Tw is constant, the deflection angle θ increases as the vibration frequency f increases as shown in FIG. increase), it changes so as to decrease quadratically.
また、図６（ａ－１）は、ダイナミックダンパばねＳ３にプリセット荷重によるトルクＴp ［Nm］が付与される場合のダイナミックダンパＤＤのばね特性の一例を示すグラフであり、横軸をダイナミックダンパＤＤの振れ角θ［rad ］とし、縦軸を入力トルクＴ［Nm］としている。この場合、ダイナミックダンパばねＳ３のばね定数をｋとすれば、見做しばね定数（即ちプリセット荷重付与時の見掛けのばね定数）ｋ′は、
ｋ′＝ｋ＋Ｔp ／θ ………（３）
となる。即ち、見做しばね定数ｋ′は、図６（ａ－１）のグラフの各プロット点ｐ１～ｐ４と原点とを結ぶ仮想直線の勾配に相当し、その勾配からも振れ角θが小さくなるほどに見做しばね定数ｋ′が増大することが判る。
FIG. 6(a-1) is a graph showing an example of the spring characteristics of the dynamic damper DD when torque Tp [Nm] is applied to the dynamic damper spring S3 by a preset load. is the deflection angle θ [rad], and the vertical axis is the input torque T [Nm]. In this case, if the spring constant of the dynamic damper spring S3 is k, the assumed spring constant (that is, the apparent spring constant when the preset load is applied) k' is
k'=k+Tp/.theta. (3)
becomes. That is, the assumed spring constant k' corresponds to the gradient of an imaginary straight line connecting the plotted points p1 to p4 of the graph of FIG. 6(a-1) and the origin. , the spring constant k' increases.
このように振れ角θが小さいほど見做しばね定数ｋ′が大きくなる一方で、振れ角θは、前述のようにエンジン回転数の増加に伴い二次関数的に減少（図５参照）することから、結局、振れ角θが小さい（従ってエンジン回転数が高い）ほど見做しばね定数ｋ′は大きくなる傾向となる。従って、この見做しばね定数ｋ′を用いて前記（１）式で演算したダイナミックダンパＤＤの減衰ピーク回転数ＮｅP は、見做しばね定数ｋ′が大きいほど高回転側に発生する。その結果、図４（ｂ）で明らかなように、ダイナミックダンパばねＳ３にプリセット荷重を付与することにより、付与しない場合よりも減衰領域を拡げることができる。 As described above, the smaller the deflection angle θ, the larger the assumed spring constant k', while the deflection angle θ decreases quadratically as the engine speed increases as described above (see FIG. 5). Therefore, as a result, the smaller the deflection angle .theta. (thus, the higher the engine speed), the larger the assumed spring constant k' tends to be. Therefore, the damping peak rotation speed NeP of the dynamic damper DD calculated by the above equation (1) using this assumed spring constant k' is generated on the higher rotation side as the assumed spring constant k' increases. As a result, as is clear from FIG. 4(b), by applying the preset load to the dynamic damper spring S3, it is possible to expand the damping region compared to when the preset load is not applied.
ところで第１実施形態（図３（Ａ）を参照）のように、ダイナミックダンパばねＳ３に単にプリセット荷重を付与しただけでは、トルク振幅Ｔｗが小さくなるほど減衰ピークが高回転側へ大きくずれるため、狙いとする回転域（例えば自動車用エンジンでは、常用回転域である1000～1500rpm ）で高い減衰効果が得られにくくなる。 By the way, if the preset load is simply applied to the dynamic damper spring S3 as in the first embodiment (see FIG. 3A), the smaller the torque amplitude Tw, the more the damping peak shifts toward the high rotation side. It becomes difficult to obtain a high damping effect in the rotation range (for example, 1000 to 1500 rpm, which is the normal rotation range for automobile engines).
即ち、ダイナミックダンパＤＤの振れ角θ［rad ］は、前記（２）式からも明らかなようにトルク振幅Ｔｗの関数でもあって、このトルク振幅Ｔｗの大小によっても見做しばね定数ｋ′が変動し、この変動に伴い減衰ピーク回転数ＮｅP も変動する。そのため、例えば、トルク振幅Ｔｗが小さくなるほど振れ角θが小さくなって見做しばね定数ｋ′が更に増大していくことで減衰ピーク回転数ＮｅP が高回転側に発散する傾向がある。その発散の様子は、図６（ａ－２）に例示した、振動減衰率とエンジン回転数との相関グラフからも明らかであり、この図のラインＬ１～Ｌ４は、図６（ａ－１）の各プロット点ｐ１～ｐ４に対応した見掛けばね定数ｋ′が、トルク振幅Ｔｗが小さくなるのに応じて更に増大したときに、減衰ピーク回転数ＮｅP が高回転側に大きくずれる一例を示す。 That is, the deflection angle θ [rad] of the dynamic damper DD is also a function of the torque amplitude Tw, as is clear from the above equation (2). Attenuation peak rotation speed NeP also fluctuates with this fluctuation. Therefore, for example, as the torque amplitude Tw becomes smaller, the deflection angle .theta. becomes smaller and the assumed spring constant k' further increases, so that the damping peak revolution speed NeP tends to diverge toward the high revolution side. The state of the divergence is also clear from the correlation graph between the vibration damping rate and the engine speed shown in FIG. 6(a-2). shows an example in which the damping peak rotation speed NeP deviates greatly to the high rotation side when the apparent spring constant k' corresponding to each of the plotted points p1 to p4 further increases as the torque amplitude Tw decreases.
それに対して第２実施形態（図３（Ｂ）を参照）では、ダイナミックダンパばねＳ３にプリセット荷重、即ち予圧を付与するように、中間回転体７０及び慣性回転体４０のうちの何れか一方（第２実施形態では中間回転体７０の第２ばね受け面７２ｓ）にダイナミックダンパばねＳ３の両端部が支持され、またその何れか他方（第２実施形態では慣性回転体４０の第１ばね受け面４０ｓ）と、ダイナミックダンパばねＳ３との間に、バックラッシュ即ち回転方向の隙間Ｃが設定される。これにより、第２実施形態では、第１実施形態と比べて、ダイナミックダンパＤＤの減衰領域を拡張させ得るばかりか、その拡張した減衰領域の減衰ピークがトルク振幅Ｔｗ（従って入力トルク）の大小でずれ動くのを効果的に抑制可能となる。次に、その効果が得られる理由を説明する。
On the other hand, in the second embodiment (see FIG. 3B), either one of the
図６（ｂ－１）は、上記隙間Ｃを特設した場合のダイナミックダンパばねＳ３のばね特性の一例を示しており、隙間Ｃが特設されたことで、見做しばね定数ｋ′は、図６（ｂ－１）の各プロット点ｐ１′～ｐ４′と原点とを結ぶ仮想直線の勾配となる。また、図６（ｂ－２）は、上記隙間Ｃを特設した場合の振動減衰率と入力回転数との相関の一例を示しており、この図のラインＬ１′～Ｌ４′は、各プロット点ｐ１′～ｐ４′に対応した見掛けばね定数ｋ′が、トルク振幅Ｔｗが小さくなるのに応じて更に増大したときに、減衰ピーク回転数ＮｅP がどのように変動するかを示している。 FIG. 6(b-1) shows an example of the spring characteristics of the dynamic damper spring S3 when the clearance C is specially provided. 6(b-1) is the gradient of an imaginary straight line connecting the plotted points p1' to p4' of 6(b-1) and the origin. Also, FIG. 6(b-2) shows an example of the correlation between the vibration damping rate and the input rotation speed when the clearance C is specially provided. It shows how the damping peak rotation speed NeP fluctuates when the apparent spring constant k' corresponding to p1' to p4' further increases as the torque amplitude Tw decreases.
この図６（ｂ－１）からも明らかなように第２実施形態では、トルク振幅Ｔｗが小さくなって振れ角θが小さく（即ちエンジン回転数が大きく）なればなる程、見做しばね定数ｋ′が大きくなるものの、隙間Ｃを特設したことで、振れ角θが当該隙間Ｃに対応した振れ角よりも小さくなると見做しばね定数ｋ′は減少する側に転じる。これにより、トルク振幅Ｔｗが小さくなると、減衰ピーク回転数ＮｅP は、図６（ｂ－２）に示すように高回転側に一旦移動した後、低回転側に反転、収束していく。従って、トルク振幅Ｔｗの大小に因る減衰ピークのばらつきを小さくすることができる効果が得られる。 As is clear from FIG. 6(b-1), in the second embodiment, the smaller the torque amplitude Tw and the smaller the deflection angle θ (that is, the larger the engine speed), the more the assumed spring constant Although k' is increased, the spring constant k' is reduced on the assumption that the deflection angle .theta. As a result, when the torque amplitude Tw becomes smaller, the attenuation peak rotation speed NeP temporarily moves to the high rotation side as shown in FIG. 6(b-2), then reverses and converges to the low rotation side. Therefore, it is possible to obtain the effect of reducing the variation in the attenuation peak due to the magnitude of the torque amplitude Tw.
但し、この効果は、隙間Ｃ［rad ］と、プリセット荷重によるトルクＴp ［Nm］と、ダイナミックダンパばねＤＤのばね定数ｋ［Nm/rad］とが、Ｃ＜Ｔp ／ｋ の条件式（４）を満たす場合に限られる。この場合のダイナミックダンパばねＳ３のばね特性の一例が図７（ａ）で示され、またＣ＝Ｔp ／ｋの場合のばね特性の一例が図７（ｂ）で示され、更にＣ＞Ｔp ／ｋの場合のばね特性の一例が図７（ｃ）で示される。 However, this effect is obtained when the clearance C [rad], the torque Tp [Nm] due to the preset load, and the spring constant k [Nm/rad] of the dynamic damper spring DD satisfy the conditional expression (4) where C<Tp/k is limited to cases where An example of the spring characteristics of the dynamic damper spring S3 in this case is shown in FIG. 7(a), an example of the spring characteristics in the case of C=Tp/k is shown in FIG. 7(b), and C>Tp/k. An example of spring characteristics for k is shown in FIG. 7(c).
而して、図７（ａ）の場合は、振れ角θが小さくなるほど見做しばね定数ｋ′（即ち点線の勾配）が高くなって、減衰領域が拡がる効果がある一方、図７（ｂ）の場合は、振れ角θに関係なく見做しばね定数ｋ′は同一となって、減衰領域が拡がる効果は得られず、また図７（ｃ）の場合は、振れ角θが小さいほど見做しばね定数ｋ′は減少するため、これまた減衰領域が拡がる効果は期待できないことが判る。 In the case of FIG. 7(a), the smaller the deflection angle .theta., the higher the assumed spring constant k' (that is, the gradient of the dotted line), which has the effect of widening the damping region. ), the assumed spring constant k' is the same regardless of the deflection angle .theta., and the effect of widening the damping region cannot be obtained. Since the assumed spring constant k' is reduced, it can be seen that the effect of widening the damping region cannot be expected.
即ち、減衰ピークのばらつきを小さくするために隙間Ｃを特設しても、その隙間Ｃが上記式（４）の条件を満たさなければ（換言すれば、振れ角θが小さくなるほど見做しばね定数ｋ′が高くなる設定としなければ）、ダイナミックダンパＤＤによる減衰領域を十分には拡張できず、従って、ダイナミックダンパＤＤによる減衰性能向上効果を確保し得なくなる。 That is, even if the gap C is specially provided in order to reduce the dispersion of the attenuation peak, the spring constant If k' is not set to be high), the damping region of the dynamic damper DD cannot be sufficiently expanded, and therefore the damping performance improvement effect of the dynamic damper DD cannot be ensured.
以上説明したように、ダイナミックダンパばねＳ３にプリセット荷重を付与することでダイナミックダンパＤＤの減衰領域を拡張できる効果が得られ、またそのプリセット荷重の付与に加えて前記隙間Ｃを特設にしたことで、拡張した減衰領域がトルク振幅Ｔｗの大小でずれ動くのを抑制できる効果が得られるが、その現象は、次のような説明でも明らかである。 As described above, applying a preset load to the dynamic damper spring S3 has the effect of expanding the damping region of the dynamic damper DD. , the effect of suppressing the shift of the expanded damping region depending on the magnitude of the torque amplitude Tw is obtained, and this phenomenon is also clear from the following explanation.
先ず、プリセット荷重付与だけの場合（即ち第１実施形態）のダイナミックダンパばねＳ３の特性は、例えば図８（ａ－１）に示すように、縦軸をダイナミックダンパＤＤの振れ角θとし、また横軸を入力トルクＴとしたグラフでも表される。そして、このばね特性から、振れ角θ毎の見做しばね定数ｋ′をプロットして、振れ角θと見做しばね定数ｋ′との相関を表す図８（ａ－２）のようなグラフを作成する。この（ａ－２）のグラフでは、見做しばね定数ｋ′は振れ角θがゼロに近づくにつれて発散していることが判る。 First, the characteristics of the dynamic damper spring S3 when only the preset load is applied (that is, the first embodiment) are, for example, as shown in FIG. It is also represented by a graph with the input torque T plotted on the horizontal axis. From this spring characteristic, the assumed spring constant k' for each swing angle θ is plotted, and the correlation between the swing angle θ and the assumed spring constant k' is shown in FIG. 8(a-2). Create graphs. It can be seen from the graph (a-2) that the assumed spring constant k' diverges as the deflection angle θ approaches zero.
次いで、図８（ａ－２）に示す振れ角θと見做しばね定数ｋ′との相関と、前記式（１）とに基づいて、図８（ａ－２）の横軸を減衰ピーク回転数ＮｅP に変換した図８（ａ－３）のようなダイナミックダンパの共振特性図を作成する。この（ａ－３）の共振特性図は、振れ角θと減衰ピーク回転数ＮｅP との相関を示すものであるから、その相関ラインで得た減衰ピーク回転数ＮｅP の分布に基づいて図８（ａ－４）のような減衰特性図が作成可能である。そして、この減衰特性図からは、トルク振幅Ｔｗが小さくなるほどに減衰ピーク回転数ＮｅP がより高回転側に発生する（即ち高回転側に大きくずれる）ことが判る。 Then, based on the correlation between the deflection angle θ and the assumed spring constant k′ shown in FIG. A resonance characteristic diagram of the dynamic damper is prepared as shown in FIG. Since the resonance characteristic diagram of (a-3) shows the correlation between the deflection angle θ and the damping peak rotation speed NeP, the distribution of the damping peak rotation speed NeP obtained from the correlation line is shown in FIG. An attenuation characteristic diagram such as a-4) can be created. From this damping characteristic diagram, it can be seen that as the torque amplitude Tw becomes smaller, the damped peak rotation speed NeP is generated on the higher rotation side (that is, deviates greatly to the higher rotation side).
これに対し、プリセット荷重付与に加えて、前記隙間Ｃを設けた場合（即ち第２実施形態）のダイナミックダンパばねＳ３の特性は、例えば図８（ｂ－１）に示すように、縦軸をダイナミックダンパＤＤの振れ角θとし、また横軸を入力トルクＴとしたグラフで表される。そして、このばね特性から、振れ角θ毎の見做しばね定数ｋ′をプロットして、振れ角θと見做しばね定数ｋ′との相関を表す図８（ｂ－２）のようなグラフを作成する。この（ｂ－２）のグラフでは、見做しばね定数ｋ′は振れ角θがゼロに近づく手前で収束していることが判る。 On the other hand, the characteristics of the dynamic damper spring S3 when the clearance C is provided in addition to the application of the preset load (that is, the second embodiment) are as shown in FIG. It is represented by a graph with the deflection angle θ of the dynamic damper DD and the input torque T on the horizontal axis. From this spring characteristic, the assumed spring constant k' for each swing angle θ is plotted, and the correlation between the swing angle θ and the assumed spring constant k' is shown in FIG. 8(b-2). Create graphs. It can be seen from the graph (b-2) that the assumed spring constant k' converges before the deflection angle θ approaches zero.
次いで、図８（ｂ－２）に示す振れ角θと見做しばね定数ｋ′との相関と、前記式（１）とに基づいて、図８（ｂ－２）の横軸を減衰ピーク回転数ＮｅP に変換した図８（ｂ－３）のようなダイナミックダンパの共振特性図を作成する。この（ｂ－３）の共振特性図は、振れ角θと減衰ピーク回転数ＮｅP との相関を示すものであるから、その相関ラインで得た減衰ピーク回転数ＮｅP の分布に基づいて図８（ｂ－４）のような減衰特性図が作成可能である。そして、この減衰特性図からは、トルク振幅Ｔｗが小さくなった場合でも、減衰ピーク回転数ＮｅP の高回転側への大きなずれ（即ちトルク振幅Ｔｗによる減衰ピークの変化）が抑制され、減衰性能の向上効果が発揮されることが判る。 Next, based on the correlation between the deflection angle θ and the assumed spring constant k′ shown in FIG. A resonance characteristic diagram of the dynamic damper is created as shown in FIG. This resonance characteristic diagram (b-3) shows the correlation between the deflection angle θ and the damping peak rotation speed NeP. An attenuation characteristic diagram such as b-4) can be created. From this damping characteristic diagram, even when the torque amplitude Tw becomes small, a large deviation of the damping peak rotation speed NeP to the high rotation side (that is, a change in the damping peak due to the torque amplitude Tw) is suppressed, and the damping performance is improved. It turns out that an improvement effect is demonstrated.
次に図９を参照して、ダイナミックダンパＤＤの振れ角θの大小で、ダイナミックダンパＤＤによる減衰効果の向上範囲がどのように変化するかを説明する。即ち、図９は、第２実施形態において、ダイナミックダンパの振れ角θと、入力トルクＴ、見做しばね定数および減衰ピーク回転数との各相関を示す図８（ｂ－１）～（ｂ－３）に相当するグラフであり、特に左側の（ｂ－１）～（ｂ－３）は振れ角θが大きい場合を示し、また右側の（ｂ－１′）～（ｂ－３′）は振れ角θが小さい場合を示す。これらグラフの比較、特にダイナミックダンパの共振特性図である（ｂ－３）と（ｂ－３′）の比較からも、振れ角θが大きい場合のダイナミックダンパによる減衰効果の向上範囲は、振れ角θが小さい場合の減衰効果の向上範囲よりも広いことが明らかである。 Next, with reference to FIG. 9, how the range of improvement of the damping effect by the dynamic damper DD changes depending on the magnitude of the deflection angle θ of the dynamic damper DD will be described. That is, FIG. 9 shows the correlations between the deflection angle θ of the dynamic damper, the input torque T, the assumed spring constant, and the damping peak rotation speed in the second embodiment. -3), in particular, the left side (b-1) to (b-3) show the case where the deflection angle θ is large, and the right side (b-1') to (b-3'). indicates the case where the deflection angle θ is small. A comparison of these graphs, especially comparisons of (b-3) and (b-3'), which are resonance characteristic diagrams of the dynamic damper, also shows that the range of improvement in the damping effect by the dynamic damper when the deflection angle θ is large is the deflection angle It is clear that the improvement range of the damping effect is wider than when θ is small.
更に第１実施形態のダンパ機能付き伝動装置を振動モデルとしたものにおいて、一次ダンパばねＳ１のばね定数をｋ１とし、二次ダンパばねＳ２のばね定数をｋ２としたときのばね剛性比ｋ１／ｋ２と、ダイナミックダンパＤＤの振れ角θとの関係を振動シミュレーションにより求めた結果を図１０に示す。この場合、シミュレーションに当たり、各例の振動モデルの諸元は、一般的な自動車を参考にして設定している。また、このシミュレーションで実施例としてはばね剛性比が３のものを、また比較例１としてはばね剛性比が１のものを、また比較例２としてはばね剛性比が１／３のものをそれぞれ示す。また表１は、振動シミュレーションで用いた上記諸元の一例であり、特に一次ダンパばね及び二次ダンパばねの合成ばね定数は一定となるよう調整した。 Furthermore, in the vibration model of the transmission device with a damper function of the first embodiment, the spring stiffness ratio k1/k2 is obtained when the spring constant of the primary damper spring S1 is k1 and the spring constant of the secondary damper spring S2 is k2. , and the deflection angle .theta. of the dynamic damper DD obtained by vibration simulation. In this case, in the simulation, the specifications of the vibration model of each example are set with reference to a general automobile. In this simulation, an example with a spring stiffness ratio of 3, a comparative example 1 with a spring stiffness ratio of 1, and a comparative example 2 with a spring stiffness ratio of 1/3 were used. show. Table 1 shows an example of the above specifications used in the vibration simulation. In particular, the combined spring constants of the primary damper spring and the secondary damper spring were adjusted to be constant.
而して、図１０は、横軸をエンジン回転数、縦軸をダイナミックダンパＤＤの振れ角θとしたグラフであり、上記シミュレーションの結果で得たばね剛性比ｋ１／ｋ２とダイナミックダンパＤＤの振れ角θの相関関係を示す。図１０でも明らかなように、ばね剛性比ｋ１／ｋ２（即ち一次ダンパばねのばね剛性）が高ければ高いほど、ダイナミックダンパの振れ角θが大きくなることが判る。これは、一次ダンパばねＳ１のばね剛性が高いほど、入力回転体６０に作用するエンジンＥのトルク変動が減衰されずに中間回転体７０（延いてはダイナミックダンパＤＤ）に伝わるためである。そして、上記振れ角θが大きくなれば、ダイナミックダンパばねＳ３へのプリセット荷重付与によるダイナミックダンパＤＤの減衰性能の向上効果（即ち減衰領域の拡大効果）が有効に発揮される。
FIG. 10 is a graph in which the horizontal axis is the engine speed and the vertical axis is the deflection angle θ of the dynamic damper DD. It shows the correlation of θ. As is clear from FIG. 10, the higher the spring rigidity ratio k1/k2 (that is, the spring rigidity of the primary damper spring), the greater the deflection angle θ of the dynamic damper. This is because the higher the spring rigidity of the primary damper spring S1, the more the torque fluctuation of the engine E acting on the
これに対し、ばね剛性比ｋ１／ｋ２が低ければ低いほど、上記振れ角θが小さくなり、特にばね剛性比ｋ１／ｋ２が１以下、即ち小さくなり過ぎると、エンジンＥのトルク変動が相当量減衰されてダイナミックダンパＤＤに伝わるため、ダイナミックダンパばねＳ３へのプリセット荷重付与によるダイナミックダンパＤＤの減衰性能の向上効果（即ち減衰領域の拡大効果）が十分には発揮されなくなる。 On the other hand, the lower the spring stiffness ratio k1/k2, the smaller the deflection angle θ. Particularly, when the spring stiffness ratio k1/k2 is 1 or less, that is, when the spring stiffness ratio k1/k2 is too small, the torque fluctuation of the engine E is considerably attenuated. As a result, the effect of improving the damping performance of the dynamic damper DD (that is, the effect of enlarging the damping region) by applying the preset load to the dynamic damper spring S3 is not sufficiently exhibited.
また図１１は、図１０に関わるシミュレーションと同様の振動シミュレーションにより求めた、入力トルク振幅Ｔｗが大・中・小の場合のばね剛性比ｋ１／ｋ２と、ダイナミックダンパの最大振れ角θMAX との関係を示したものである。この図１１でも明らかなように、ばね剛性比ｋ１／ｋ２が５を超えると、特にトルク振幅Ｔｗが大の場合にダイナミックダンパの最大振れ角θMAX が大きくなり過ぎるため、ダイナミックダンパばねＳ３の強度を十分に確保することが困難となる虞れがある。 FIG. 11 shows the relationship between the spring rigidity ratio k1/k2 and the maximum deflection angle θMAX of the dynamic damper when the input torque amplitude Tw is large, medium, or small, obtained by vibration simulation similar to the simulation related to FIG. is shown. As is clear from FIG. 11, when the spring rigidity ratio k1/k2 exceeds 5, the maximum deflection angle θMAX of the dynamic damper becomes too large, especially when the torque amplitude Tw is large, so the strength of the dynamic damper spring S3 is reduced. There is a possibility that it will be difficult to secure sufficient capacity.
従って、図１０及び図１１に示すシミュレーション結果からも、ダイナミックダンパの減衰性能の向上効果を確保しつつダイナミックダンパばねの破損防止延いては耐久性向上を図る上では、ばね剛性比ｋ１／ｋ２を１よりも大きく且つ５以下に設定することが望ましいと言える。 Therefore, from the simulation results shown in FIGS. 10 and 11 as well, in order to secure the effect of improving the damping performance of the dynamic damper and to prevent damage to the dynamic damper spring and further improve durability, the spring stiffness ratio k1/k2 should be It can be said that it is desirable to set it to be greater than 1 and 5 or less.
さらに図１２は、図１０・図１１に関わる前記シミュレーションと諸元を同じくした実施例（ばね剛性比３）及び比較例１（ばね剛性比１）を、第２実施形態（即ち予圧Ｔｐ及び隙間Ｃ有り）の振動モデルとしてシミュレーションした結果を示す。この図１２で左側グラフは実施例の、また右側グラフは比較例１のシミュレーション結果であって、各グラフの上段・下段の横軸は、エンジン回転数（共振特性の場合は減衰ピーク回転数）を示しており、また上段縦軸はダイナミックダンパの振れ角θを、また下段縦軸はダイナミックダンパによる減衰率をそれぞれ示す。 Further, FIG. 12 shows an example (spring stiffness ratio of 3) and a comparative example 1 (spring stiffness ratio of 1) having the same specifications as the simulations related to FIGS. The results of a simulation as a vibration model of C) are shown. In FIG. 12, the graph on the left is the simulation result of the embodiment, and the graph on the right is the simulation result of Comparative Example 1. The upper and lower horizontal axes of each graph represent the engine speed (attenuation peak speed in the case of resonance characteristics). , the upper vertical axis indicates the deflection angle θ of the dynamic damper, and the lower vertical axis indicates the damping rate of the dynamic damper.
而して、図１２の上段各図は、図１０のグラフに実施例及び比較例１のダイナミックダンパの共振特性図を重ねて描いたものであり、一方、図１２の下段各図は、対応するダイナミックダンパの減衰性能のシミュレーション結果（減衰特性）を上段各図と並べて表示したものであって、参考にダイナミックダンパ無しの場合の性能も併記した。この図１２の上段各図において、共振特性のラインとダイナミックダンパの振れ角のラインとが一致もしくは近接した回転域に着目すると、それは、実施例（ばね剛性比３）の方が比較例１（ばね剛性比１）よりも広範囲に拡がっており、その広い回転域に対応して図１２の下段各図の減衰率が下側に（即ち減衰性能が高い側に）広範囲に張り出していることが判る。これにより、ばね剛性比が大きい実施例では、ダイナミックダンパの振れ角θが十分確保されて減衰向上範囲が広くなるのに対し、ばね剛性比が小さい比較例１では、振れ角θが少なくなって減衰向上範囲が狭くなっていることが明らかである。 12 are the graphs of FIG. 10 superimposed on the resonance characteristic diagrams of the dynamic dampers of Example and Comparative Example 1. On the other hand, the lower diagrams of FIG. The simulation results (damping characteristics) of the damping performance of the dynamic damper are shown side by side with the upper diagrams, and the performance without the dynamic damper is also shown for reference. In the upper diagrams of FIG. 12, focusing on the rotation range where the resonance characteristic line and the deflection angle line of the dynamic damper match or are close to each other, it can be seen that the embodiment (spring stiffness ratio of 3) is superior to the comparative example 1 ( It spreads over a wider range than the spring rigidity ratio 1), and corresponding to the wide rotation range, the damping ratios in the lower diagrams of FIG. I understand. As a result, in the example with a large spring stiffness ratio, the deflection angle θ of the dynamic damper is sufficiently secured and the damping improvement range is widened, whereas in the comparative example 1 with a small spring stiffness ratio, the deflection angle θ is reduced. It is clear that the damping enhancement range is narrowed.
以上説明したように、実施形態のトルクコンバータＴＣ、特にロックアップクラッチＬと出力軸２７との間を機械的に伝動するダンパ機能付き伝動装置Ｔは、入力回転体６０及び出力回転体８０間に介装された中間回転体７０と、その中間回転体７０及び入力回転体６０間を接続する一次ダンパばねＳ１と、中間回転体７０及び出力回転体８０間に介装された二次ダンパばねＳ２と、中間回転体７０にダイナミックダンパばねＳ３を介して接続される慣性回転体４０とを具備していて、非伝動状態でダイナミックダンパばねＳ３に対しプリセット荷重が付与され、しかも一次ダンパばねＳ１のばね定数が二次ダンパばねＳ２のばね定数よりも大きく設定されている。
As described above, the torque converter TC of the embodiment, particularly the transmission device T with a damper function that mechanically transmits power between the lockup clutch L and the
これにより、実施形態の前述の作用説明からも明らかなように、ダイナミックダンパＤＤの振れ角を十分に確保可能となって、ダイナミックダンパばねＳ３へのプリセット荷重付与によるダイナミックダンパの減衰性能を向上させることができる。 As a result, as is clear from the above description of the operation of the embodiment, it is possible to sufficiently secure the deflection angle of the dynamic damper DD, and the damping performance of the dynamic damper is improved by applying a preset load to the dynamic damper spring S3. be able to.
また実施形態の伝動装置Ｔでは、一次ダンパばねＳ１のばね定数をｋ１とし、二次ダンパばねＳ２のばね定数をｋ２としたときに、ｋ１／ｋ２で定義されるばね剛性比が１よりも大きく且つ５以下とされている。これにより、そのばね剛性比が小さ過ぎて（従ってダイナミックダンパＤＤの振れ角が小さくなって）、ダイナミックダンパばねＳ３へのプリセット荷重付与によるダイナミックダンパＤＤの減衰性能の向上効果が不十分となる事態や、剛性比が大き過ぎてダイナミックダンパばねＳ３の強度を十分には確保し得なくなる事態の発生が回避可能となる。したがって、ダイナミックダンパＤＤの減衰性能を向上させつつ、ダイナミックダンパばねＳ３の破損防止、延いては耐久性向上が図られる。 Further, in the transmission device T of the embodiment, when the spring constant of the primary damper spring S1 is k1 and the spring constant of the secondary damper spring S2 is k2, the spring stiffness ratio defined by k1/k2 is greater than 1. and 5 or less. As a result, the spring stiffness ratio becomes too small (the deflection angle of the dynamic damper DD becomes small), and the effect of improving the damping performance of the dynamic damper DD by applying a preset load to the dynamic damper spring S3 becomes insufficient. Also, it is possible to avoid the situation where the rigidity ratio is too large and the strength of the dynamic damper spring S3 cannot be secured sufficiently. Therefore, while improving the damping performance of the dynamic damper DD, the damage prevention of the dynamic damper spring S3 and the durability improvement are achieved.
また特に第２実施形態の伝動装置Ｔでは、動力伝達経路４６の非伝動状態で、ダイナミックダンパばねＳ３が、これにプリセット荷重を付与するように中間回転体７０の第２ばね受け面７２ｓに両端支持され、また慣性回転体４０の第１ばね受け面４０ｓとダイナミックダンパばねＳ３との間に回転方向に隙間Ｃ、即ちバックラッシュが設定されている。これにより、第１実施形態と比べ上記隙間Ｃを追加しただけの簡単な構造で、ダイナミックダンパＤＤの減衰領域を拡張可能となるばかりか、その拡張した減衰領域の減衰ピークが入力トルクの大小で大きくずれ動いてばらつくのを抑制可能となる。その結果、減衰領域の拡張機能と、減衰ピークのずれ抑制機能とを両立させた高性能なダイナミックダンパＤＤが得られ、これに入力トルクの大小に関係なく高い減衰効果を発揮させることが可能となる。
Further, particularly in the transmission device T of the second embodiment, in the non-transmitting state of the
更に実施形態の一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２は、中間回転体７０と同心の同一仮想円上に配列される。これにより、一次ダンパばねＳ１を二次ダンパばねＳ２と同様の径方向位置に配して、ダンパ機能付き伝動装置Ｔの径方向大型化を抑制することができる。
Furthermore, the primary damper spring S<b>1 and the secondary damper spring S<b>2 of the embodiment are arranged on the same virtual circle concentric with the
以上、本発明の実施の形態について説明したが、本発明は上記実施の形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明を逸脱することなく種々の設計変更を行うことが可能である。 Although the embodiments of the present invention have been described above, the present invention is not limited to the above embodiments, and various design changes may be made without departing from the scope of the present invention described in the claims. is possible.
例えば、前記実施形態では、本発明のダンパ機能付き伝動装置として、ロックアップ機構付きトルクコンバータＴＣに内蔵されてロックアップクラッチＬの接続状態でエンジンＥから出力軸２７側への機械伝動を担う伝動装置Ｔを例示したが、本発明のダンパ機能付き伝動装置は、トルクコンバータＴＣ以外の種々の機械装置の動力伝達装置に適用してもよい。
For example, in the above-described embodiment, as a transmission device with a damper function of the present invention, a transmission that is incorporated in a torque converter TC with a lockup mechanism and performs mechanical transmission from the engine E to the
また前記第２実施形態では、ロックアップクラッチＬが非接続状態（即ち動力伝達経路４６が非伝動状態）にある場合に、ダイナミックダンパばねＳ３にプリセット荷重を付与すべく、中間回転体７０及び慣性回転体４０のうち前者７０の第２ばね受け面７２ｓにダイナミックダンパばねＳ３の両端部が支持され、またその後者４０の第１ばね受け面４０ｓとダイナミックダンパばねＳ３との間に、バックラッシュ即ち回転方向の隙間Ｃが設定されるものを示した。これに対し、第２実施形態の変形例（図示せず）では、上記場合にダイナミックダンパばねＳ３にプリセット荷重を付与すべく、中間回転体７０及び慣性回転体４０のうち後者４０の第１ばね受け面４０ｓにダイナミックダンパばねＳ３の両端部が支持され、またその前者７０の第２ばね受け面７２ｓとダイナミックダンパばねＳ３との間に、バックラッシュ即ち回転方向の隙間Ｃが設定されてもよい。そして、この変形例も、第２実施形態と基本的に同様の作用効果を達成可能である。
Further, in the second embodiment, when the lockup clutch L is in the non-connected state (that is, the
Ｃ・・・・・・隙間
ＤＤ・・・・・ダイナミックダンパ
Ｓ１，Ｓ２・・一次ダンパばね，二次ダンパばね
Ｓ３・・・・・ダイナミックダンパばね
Ｔ・・・・・・ダンパ機能付き伝動装置
４０・・・・・慣性回転体
４６・・・・・動力伝達経路
６０・・・・・入力回転体
７０・・・・・中間回転体
８０・・・・・出力回転体
C: Gap DD: Dynamic dampers S1, S2: Primary damper spring, secondary damper spring S3: Dynamic damper spring T: Transmission device with
Claims (3)
前記ダイナミックダンパばね（Ｓ３）が、前記動力伝達経路（４６）の非伝動状態で該ダイナミックダンパばね（Ｓ３）に対しプリセット荷重が付与されるように、前記中間回転体（７０）及び前記慣性回転体（４１）のうちの何れか一方に支持され、またその何れか他方と前記ダイナミックダンパばね（Ｓ３）との間には、前記非伝動状態で回転方向に隙間（Ｃ）が設定され、前記隙間をＣ［rad ］とし、前記ダイナミックダンパばねの前記プリセット荷重によるトルクをＴ p ［Nm］とし、また前記ダイナミックダンパばねのばね剛性をｋ［Nm/rad］とした場合に、Ｃ＜Ｔ p ／ｋ が成立するよう前記隙間が設定され、
前記一次ダンパばね（Ｓ１）のばね定数（ｋ１）が、前記二次ダンパばね（Ｓ２）のばね定数（ｋ２）よりも大きいことを特徴とするダンパ機能付き伝動装置。 An intermediate rotator disposed between the input rotator (60) and the output rotator (80) in a power transmission path (46) mechanically transmissible from the input rotator (60) to the output rotator (80) A primary damper spring (S1) connecting between a body (70), its intermediate rotor (70) and said input rotor (60), and between said intermediate rotor (70) and said output rotor (80) A transmission device with a damper function, comprising a secondary damper spring (S2) connected thereto, wherein an inertial rotor (40) is connected to the intermediate rotor (70) via a dynamic damper spring (S3),
The intermediate rotary body (70) and the inertial rotation are arranged so that the dynamic damper spring (S3) is applied with a preset load in the non-transmitting state of the power transmission path (46). Between any one of the bodies (41) and the dynamic damper spring (S3), a clearance (C) is set in the rotational direction in the non-transmitting state. If the gap is C [rad], the torque of the dynamic damper spring due to the preset load is T p [Nm], and the spring stiffness of the dynamic damper spring is k [Nm/rad], then C<T p /k is set so that the gap is established,
A transmission with a damper function, wherein the spring constant (k1) of the primary damper spring (S1) is larger than the spring constant (k2) of the secondary damper spring (S2).
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