JPH10169755A - Hydraulic power transmission with direct coupled clutch - Google Patents
Hydraulic power transmission with direct coupled clutchInfo
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- JPH10169755A JPH10169755A JP32725796A JP32725796A JPH10169755A JP H10169755 A JPH10169755 A JP H10169755A JP 32725796 A JP32725796 A JP 32725796A JP 32725796 A JP32725796 A JP 32725796A JP H10169755 A JPH10169755 A JP H10169755A
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Abstract
Description
【0001】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、ダンパ機能を有す
る直結クラッチ付流体伝動装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a fluid transmission with a direct connection clutch having a damper function.
【0002】[0002]
【従来の技術】従来、例えば特開昭61−252958
号公報に開示されているように、直結クラッチ付のトル
クコンバータ(流体伝動装置)においては、直結クラッ
チ作動時(クラッチ係合時)のエンジンからのトルク変
動を抑えるために、トーションスプリング等のダンパ機
構が設けられている。2. Description of the Related Art Conventionally, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 61-252958
In a torque converter (fluid power transmission) with a direct coupling clutch, a damper such as a torsion spring is used to suppress torque fluctuation from the engine when the direct coupling clutch is activated (when the clutch is engaged). A mechanism is provided.
【0003】この場合、(燃費向上のために)直結走行
可能領域をより低車速域にまで広げるためには、前記ダ
ンパ機構の捩じり剛性を低く設定するとよい。In this case, the torsional rigidity of the damper mechanism should be set low in order to extend the directly-connected traveling range to a lower vehicle speed range (for improving fuel efficiency).
【0004】これを、図9に示す振動伝達系の簡易モデ
ルを用いて説明する。[0004] This will be described using a simplified model of a vibration transmission system shown in FIG.
【0005】図9において、I1はエンジン及び自動変
速機1次側(自動変速機入力側から直結クラッチのダン
パ機構まで:ダンパ機構の上流)の慣性モーメント、I
2は自動変速機2次側(前記ダンパ機構の下流)の慣性
モーメント、Bは車体を表わしている。又、K1は直結
クラッチのダンパ機構の捩じり剛性、K2はドライブシ
ャフトの捩じり剛性を表わし、F1は摩擦による減衰
項、V1、V2は速度による減衰項を表わす。In FIG. 9, I1 is an inertia moment of the engine and the primary side of the automatic transmission (from the input side of the automatic transmission to the damper mechanism of the direct-coupled clutch: upstream of the damper mechanism).
Reference numeral 2 denotes a moment of inertia on the secondary side of the automatic transmission (downstream of the damper mechanism), and B denotes a vehicle body. K1 represents the torsional rigidity of the damper mechanism of the direct coupling clutch, K2 represents the torsional rigidity of the drive shaft, F1 represents the damping term due to friction, and V1 and V2 represent the damping terms due to speed.
【0006】直結走行の場合、例えば4気筒エンジンの
場合、300rpm 付近に、慣性モーメントI1、I2が
同位相で振動する1次モード共振点があり、1000rp
m 付近に、慣性モーメントI1、I2が逆位相で振動す
る2次モード共振点がある。このうち、1次モード共振
点はエンジンの使用可能領域外のため問題にならず、実
際の直結走行時に問題となるのは2次モード共振点であ
る。In the case of direct running, for example, in the case of a four-cylinder engine, there is a primary mode resonance point where the inertia moments I1 and I2 vibrate in the same phase near 300 rpm, and 1000 rp.
Near m, there is a second mode resonance point where the moments of inertia I1 and I2 vibrate in opposite phases. Of these, the primary mode resonance point is out of the usable range of the engine and therefore does not cause a problem. The secondary mode resonance point becomes a problem during actual direct running.
【0007】従って、直結可能領域を低車速域にまで広
げるためには、2次モード共振点のエンジン回転数をな
るべく低回転側に設定すればよいことが分かる。従来、
この2次モード共振点を下げる方法として、捩じり剛性
K1、K2を低減する方法と、慣性モーメントI1、I
2の配分を最適化する方法が提案されている。Therefore, it can be seen that in order to extend the directly connectable region to the low vehicle speed region, the engine speed at the secondary mode resonance point should be set as low as possible. Conventionally,
As a method of lowering the secondary mode resonance point, a method of reducing the torsional rigidity K1, K2 and a method of reducing the inertia moments I1, I2
Methods have been proposed to optimize the distribution of the two.
【0008】前記特開昭61−252958号公報に係
る従来技術においては、ばね定数が小さく、ストローク
長の大きい圧縮コイルばねを用いて、捩じり剛性K1を
低減していた。In the prior art disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 61-252958, the torsional rigidity K1 is reduced by using a compression coil spring having a small spring constant and a large stroke length.
【0009】[0009]
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、従来の
いずれの方法も物理的な制約があり、直結可能領域の低
車速域への拡大には限界があった。それは、スペース上
の限界からダンパ機構の捩じり剛性K1の低減化には限
界があり、一方、ドライブシャフトの捩じり剛性K2を
大幅に下げることも事実上不可能だからである。However, all of the conventional methods have physical limitations, and there is a limit in expanding the directly connectable region to a low vehicle speed region. This is because there is a limit in reducing the torsional rigidity K1 of the damper mechanism due to space limitations, while it is practically impossible to significantly reduce the torsional rigidity K2 of the drive shaft.
【0010】又、慣性モーメントI1、I2の配分につ
いても、構造上これらを自由に設定することは不可能に
近く、所定値で妥協しなければならなかった。Also, regarding the distribution of the moments of inertia I1 and I2, it is almost impossible to set them freely because of the structure, and a compromise has to be made with a predetermined value.
【0011】例えば、慣性モーメントI1を小さくしよ
うとすると、エンジン及び自動変速機1次側の振動が大
きくなり、補機類駆動ベルトのいわゆる「鳴き」や、耐
久性上の問題が発生する。For example, if the inertia moment I1 is to be reduced, the vibration of the engine and the primary side of the automatic transmission increases, causing so-called "squeal" of the accessory drive belt and a problem in durability.
【0012】これらの問題を解決するために、本出願人
は、既に特願平7−280211号(未公知)におい
て、装置の重量や、収容スペースを大きくすることな
く、又車両の振動特性を悪化させることなく、直結クラ
ッチの直結可能領域をより低車速域側に拡大し、燃費の
向上を図ると共に補機類の耐久性を向上させることので
きる直結クラッチ付トルクコンバータを提案している。[0012] In order to solve these problems, the present applicant has already disclosed in Japanese Patent Application No. 7-280211 (unknown) the need to increase the weight and accommodation space of the apparatus and to reduce the vibration characteristics of the vehicle. A torque converter with a direct-coupled clutch that can increase the direct-coupled area of the direct-coupled clutch to a lower vehicle speed range without deteriorating the fuel consumption and improve the durability of accessories is proposed.
【0013】このトルクコンバータは、図10の簡易モ
デルに示すように、従来の既存の振動伝達系(主振動
系)に対して、ダイナミックダンパ(副振動系)dを付
加したものである。図10において、I0がダイナミッ
クダンパdの慣性モーメント、K0がダイナミックダン
パdの捩じり剛性をそれぞれ表している。この振動伝達
系によれば、自動変速機2次側慣性モーメントI2に対
し、ダイナミックダンパdの捩じり剛性K0及び慣性モ
ーメントI0を作用させることにより、自動変速機2次
側慣性モーメントI2の変動レベルを低減することが可
能である。As shown in the simplified model of FIG. 10, this torque converter is obtained by adding a dynamic damper (sub-vibration system) d to a conventional vibration transmission system (main vibration system). In FIG. 10, I0 represents the moment of inertia of the dynamic damper d, and K0 represents the torsional rigidity of the dynamic damper d. According to this vibration transmission system, the torsional stiffness K0 and the inertia moment I0 of the dynamic damper d act on the secondary inertia moment I2 of the automatic transmission, thereby changing the secondary inertia moment I2 of the automatic transmission. It is possible to reduce the level.
【0014】なお、前記の出願によるトルクコンバータ
では、直結クラッチが作動状態にあるときにトルク伝達
に寄与しない部材としてのタービンを、トルク伝達に寄
与する部材に弾性体を介して弾性支持させることによ
り、重量増大を招くことなくタービンと弾性体をダイナ
ミックダンパとして機能させるようにしている。即ち、
既存のトルクコンバータの中のタービンをダイナミック
ダンパの質量体、つまり慣性モーメントを発生させるた
めの部材として用いると共に、前記弾性体により、ダイ
ナミックダンパの捩じり剛性を調整するようにしてい
る。In the torque converter according to the above-mentioned application, the turbine which does not contribute to the torque transmission when the direct coupling clutch is in the operating state is elastically supported by the member which contributes to the torque transmission via an elastic body. In addition, the turbine and the elastic body function as a dynamic damper without increasing the weight. That is,
A turbine in an existing torque converter is used as a mass of a dynamic damper, that is, a member for generating a moment of inertia, and the torsional rigidity of the dynamic damper is adjusted by the elastic body.
【0015】しかしながら、ここで提案されているトル
クコンバータには、更に改良すべき点があった。[0015] However, the torque converter proposed here has a point to be further improved.
【0016】即ち、ダイナミックダンパ機能の付加によ
り、当初狙いとしていた周波数域の振動を抑えることは
できたが、別の周波数域(特に高回転側)での振動特性
が悪化してしまうという問題があった。That is, by adding the dynamic damper function, it was possible to suppress the vibration in the frequency range originally aimed at, but the vibration characteristics in another frequency range (especially on the high rotation side) deteriorated. there were.
【0017】この対策としては、ダイナミックダンパの
ばね定数や慣性(質量)を油圧や電磁力で可変にするこ
とが考えれるが、構造が複雑になる上、部品点数が増え
る可能性があるので、コストを抑えながらの実現は困難
である。As a countermeasure, it is conceivable to make the spring constant and inertia (mass) of the dynamic damper variable by hydraulic pressure or electromagnetic force. However, the structure becomes complicated and the number of parts may increase. It is difficult to realize while keeping costs down.
【0018】本発明は、上記事情を考慮してなされたも
のであり、簡単な構造変更により、ダイナミックダンパ
機能の付加により新たに発生する振動を効果的に抑制す
ることのできる直結クラッチ付流体伝動装置を提供する
ことを課題とする。The present invention has been made in view of the above circumstances, and a fluid transmission with a direct coupling clutch which can effectively suppress newly generated vibration by adding a dynamic damper function by a simple structural change. It is an object to provide a device.
【0019】[0019]
【課題を解決するための手段】本発明は、ダンパ機構を
有する直結クラッチ付流体伝動装置において、前記ダン
パ機構より動力伝達経路の下流側にあり且つ直結クラッ
チが作動状態にあるときにトルク伝達に寄与する部材
に、ダイナミックダンパを構成するように弾性体を介し
て質量体が連結され、且つ、該弾性体が、トルクが所定
以上になって初めて弾性変形するように予圧状態で前記
トルク伝達に寄与する部材と質量体間に組み付けられて
いることにより、前記目的を達成したものである。SUMMARY OF THE INVENTION The present invention relates to a fluid transmission device with a direct coupling clutch having a damper mechanism, which transmits torque when the direct coupling clutch is in an operating state on the downstream side of the power transmission path from the damper mechanism. A mass body is connected to a contributing member via an elastic body so as to constitute a dynamic damper, and the elastic body is elastically deformed only when a torque exceeds a predetermined value, and transmits a torque to the torque transmission in a preloaded state. The above object has been achieved by being assembled between the contributing member and the mass body.
【0020】この流体伝動装置(トルク増幅を伴うトル
クコンバータのほか、単なる流体継手も含む)では、ト
ルク伝達に寄与する部材と質量体が相対回転しようとし
て、両者間の捩りトルクが所定以上になったときにはじ
めて弾性体が弾性変形を始める。よって、トルクが大き
いときは、トルク伝達に寄与する部材に対して質量体が
柔らかく弾性支持されることになるので、ダイナミック
ダンパ機能が発揮される。一方、前記捩りトルクが所定
値に満たないときは、弾性体が弾性変形せず、ほぼ、あ
るいは完全に剛体のように機能する。よって、トルクが
小さいときは、ダイナミックダンパ機能が発揮されな
い。In this fluid transmission device (including not only a torque converter with torque amplification but also a mere fluid coupling), the member contributing to the torque transmission and the mass body tend to rotate relative to each other, so that the torsional torque between the two exceeds a predetermined value. The elastic body starts elastically deforming only when it is pressed. Therefore, when the torque is large, the mass body is softly and elastically supported by the members contributing to the torque transmission, and the dynamic damper function is exhibited. On the other hand, when the torsional torque is less than the predetermined value, the elastic body does not elastically deform and functions almost or completely as a rigid body. Therefore, when the torque is small, the dynamic damper function is not exhibited.
【0021】即ち、ダイナミックダンパへの加振力(例
えばエンジンの爆発振動による自動変速機本体の回転変
動レベル)が大きい(トルク変動が大きい)状態では、
弾性体が低ばね特性(ばね定数小=弾性大)となり、加
振力が小さい(トルク変動が小さい)状態では、弾性体
が高ばね特性(ばね定数大=弾性小)となる。That is, in a state where the exciting force to the dynamic damper (for example, the rotational fluctuation level of the automatic transmission main body due to the explosion vibration of the engine) is large (the torque fluctuation is large),
When the elastic body has low spring characteristics (small spring constant = large elasticity) and the excitation force is small (torque fluctuation is small), the elastic body has high spring characteristics (large spring constant = small elasticity).
【0022】一般に、エンジンでは、図8に示すよう
に、回転数が高くなると回転変動レベル(加振トルク)
が小さくなり、回転数が低くなると回転変動レベル(加
振トルク)が大きくなる傾向がある。この傾向は、その
まま自動変速機のトルクコンバータ(流体伝動装置)に
も伝わる。従って、前記弾性体は、捩りトルクの大きい
低回転側で等価ばね定数が小さくなり、捩りトルクの小
さい高回転側で等価ばね定数が大きくなる性質を有する
ことになる。Generally, in an engine, as shown in FIG. 8, when the number of rotations increases, the rotation fluctuation level (excitation torque) increases.
When the number of rotations decreases, the rotation fluctuation level (excitation torque) tends to increase. This tendency is directly transmitted to the torque converter (fluid transmission) of the automatic transmission. Therefore, the elastic body has such a property that the equivalent spring constant decreases on the low rotation side where the torsional torque is large and the equivalent spring constant increases on the high rotation side where the torsional torque is small.
【0023】一方、前述したようにダイナミックダンパ
を付加した場合、一般に低回転側での振動抑制効果は期
待できるが、反面、高回転側では振動が悪化してしま
う。そこで、上記の弾性体のばね特性が効果を発揮す
る。即ち、低回転側では、ダイナミックダンパ機能を発
揮させて、振動抑制効果を引き出す。又、高回転側で
は、ダイナミックダンパ機能を敢えて無効にして、振動
特性の悪化を無くす。これにより、広い周波数域で振動
を抑制することができるようになる。又、この効果を、
弾性体に予圧を付与するという非常に簡単な構成で実現
できるので、コスト低減を図ることができる。On the other hand, when a dynamic damper is added as described above, the effect of suppressing vibration on the low rotation side can generally be expected, but on the other hand, the vibration deteriorates on the high rotation side. Therefore, the spring characteristics of the above-mentioned elastic body exhibit an effect. That is, on the low rotation speed side, the dynamic damper function is exerted to bring out the vibration suppressing effect. On the high rotation side, the dynamic damper function is deliberately invalidated to prevent the deterioration of the vibration characteristics. This makes it possible to suppress vibration in a wide frequency range. Also, this effect,
Since it can be realized with a very simple configuration of applying a preload to the elastic body, the cost can be reduced.
【0024】[0024]
【発明の実施の形態】以下、図面を参照して本発明の実
施形態を詳細に説明する。Embodiments of the present invention will be described below in detail with reference to the drawings.
【0025】図1は本発明の実施形態のトルクコンバー
タの縦断面図、図2は図1のII矢視図、図3〜図5は図
2の各矢視断面図である。以下においては、主として図
1を用い、細部は図2〜図5を用いて説明する。FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a torque converter according to an embodiment of the present invention, FIG. 2 is a sectional view taken along the arrow II in FIG. 1, and FIGS. 3 to 5 are sectional views taken along the arrows in FIG. In the following, mainly FIG. 1 will be used, and details will be described with reference to FIGS.
【0026】このトルクコンバータ2は、主として、ポ
ンプ4、タービン6、ステータ8及び直結クラッチ10
とから構成されている。The torque converter 2 mainly includes a pump 4, a turbine 6, a stator 8, and a direct coupling clutch 10.
It is composed of
【0027】タービン6は、タービンランナ6Aとター
ビンハブ6Bとからなり、タービンランナ6Aとタービ
ンハブ6Bは、同一円周上にてリベット7により結合さ
れ、一体化されている。タービンハブ6Bの内周側には
出力軸(変速機入力軸)5へトルクコンバータ2の出力
を伝達する出力ハブ32が設けられている。この出力ハ
ブ32とタービンハブ6Bは互いに切り離されており、
相対回転可能に組み付けられている。The turbine 6 includes a turbine runner 6A and a turbine hub 6B, and the turbine runner 6A and the turbine hub 6B are joined together by rivets 7 on the same circumference and integrated. An output hub 32 that transmits the output of the torque converter 2 to an output shaft (transmission input shaft) 5 is provided on the inner peripheral side of the turbine hub 6B. The output hub 32 and the turbine hub 6B are separated from each other,
It is assembled so that it can rotate relatively.
【0028】前記直結クラッチ10のロックアップピス
トン12は、トルクコンバータ2のフロントカバー14
の内面に当接するライニング(摩擦板)16を有してい
る。ロックアップピストン12には、リベット18によ
りドライブプレート20が一体的に取り付けられてい
る。又、ロックアップピストン12とドライブプレート
20の間には、中間プレート22が設けられている。こ
の中間プレート22は長孔24を有し、その中に前記リ
ベット18が遊嵌されている。The lock-up piston 12 of the direct coupling clutch 10 is connected to a front cover 14 of the torque converter 2.
Has a lining (friction plate) 16 which comes into contact with the inner surface of the. A drive plate 20 is integrally attached to the lock-up piston 12 by a rivet 18. An intermediate plate 22 is provided between the lock-up piston 12 and the drive plate 20. The intermediate plate 22 has a long hole 24 in which the rivet 18 is loosely fitted.
【0029】前記ドライブプレート20は、外側ダンパ
スプリング26及び中間プレート22を介して、ドリブ
ンプレート28にトルク伝達を行う。ドリブンプレート
28は、リベット30により出力ハブ32の円板壁32
aに固定されている。The drive plate 20 transmits torque to the driven plate 28 via the outer damper spring 26 and the intermediate plate 22. The driven plate 28 is fixed to the disk wall 32 of the output hub 32 by the rivet 30.
a.
【0030】前記ロックアップピストン12は、内周の
円筒部36により、出力ハブ32の円板壁32aの外周
に設けた円筒部38に、シール40を介して滑動可能に
嵌合されている。The lock-up piston 12 is slidably fitted to a cylindrical portion 38 provided on the outer periphery of the disk wall 32a of the output hub 32 via a seal 40 by an inner cylindrical portion 36.
【0031】タービンハブ6Bの外周には、タービン6
の回転面と直交する方向(トルクコンバータ2の軸線方
向)に突出する第1、第2の係合凸部44、45(図1
には第1の係合凸部44のみしか図示されず)が、円周
方向に間隔を持って複数設けられている。A turbine 6 is provided on the outer periphery of the turbine hub 6B.
The first and second engagement projections 44 and 45 (FIG. 1) projecting in a direction (axial direction of the torque
(Only the first engaging projections 44 are shown) are provided at intervals in the circumferential direction.
【0032】図2に示すように、第1の係合凸部44と
第2の係合凸部45は、同一円周上に(この実施例で
は)90度間隔で交互に配置箇所が定められており、第
1の係合凸部44は、配置箇所の中心位置(図に示す中
立線L)に対して、対称的に2個を一組にして設けられ
ている。対をなす第1の係合凸部44、44は、円周方
向に一定の間隔を存して端部同士を対向させており、こ
の対向端部間に、後述する内側ダンパスプリング46を
挿入するようになっている。As shown in FIG. 2, the first engaging projections 44 and the second engaging projections 45 are alternately arranged at 90 ° intervals (in this embodiment) on the same circumference. The two first engagement projections 44 are provided symmetrically with respect to the center position (neutral line L shown in the drawing) of the arrangement location. The pair of first engaging projections 44, 44 have their ends facing each other at a constant interval in the circumferential direction, and an inner damper spring 46 described later is inserted between the facing ends. It is supposed to.
【0033】図1に戻って、ドリブンプレート28の半
径方向中間部には、円周方向に間隔をおいて複数のスプ
リング保持部50が設けられており、各スプリング保持
部50に、ダイナミックダンパを構成する内側ダンパス
プリング(弾性体)46が保持されている。この場合の
内側ダンパスプリング46は圧縮コイルスプリングより
なる。なお、ゴム材のようなものであってもよい。Returning to FIG. 1, a plurality of spring holding portions 50 are provided at a radially intermediate portion of the driven plate 28 at intervals in the circumferential direction, and a dynamic damper is provided on each spring holding portion 50. The constituent inner damper spring (elastic body) 46 is held. In this case, the inner damper spring 46 is a compression coil spring. Note that a material such as a rubber material may be used.
【0034】スプリング保持部50は、図2に示すよう
に、ドリブンプレート28の円周方向に両端壁50a、
50aを持つ長さの限定された窓部として形成されてい
る。図3〜図5に各部の断面を示すように、ドリブンプ
レート28は、ドリブンプレート本体28aにカバー2
8bをリベット29で取り付けたもので、ドリブンプレ
ート本体28aとカバー28bとの間に、スプリング保
持部50が形成されている。該スプリング保持部50の
両端壁50a、50bは、ドリブンプレート本体28a
及びカバー28bに形成した切欠のエッジによって構成
されている。As shown in FIG. 2, both ends 50a of the spring holding portion 50 are arranged in the circumferential direction of the driven plate 28.
It is formed as a limited length window having 50a. As shown in FIGS. 3 to 5, the driven plate 28 has a cover 2 attached to the driven plate main body 28 a.
8b is attached with a rivet 29, and a spring holding portion 50 is formed between the driven plate main body 28a and the cover 28b. Both end walls 50a and 50b of the spring holding portion 50 are driven plate body 28a.
And a notch edge formed in the cover 28b.
【0035】又、図2に示すように、ドリブンプレート
28には、スプリング保持部50に隣接させて、円周方
向に長い略矩形の長孔50bが形成されている。長孔5
0bは、スプリング保持部50を挟んで対向するよう一
対設けられ、各長孔50bの端部がスプリング保持部5
0の空間に連続している。As shown in FIG. 2, the driven plate 28 is formed with a substantially rectangular long hole 50b which is long in the circumferential direction and adjacent to the spring holding portion 50. Slot 5
0b are provided so as to face each other with the spring holding portion 50 interposed therebetween.
It continues in the space of 0.
【0036】スプリング保持部50には、圧縮コイルス
プリングよりなる内側ダンパスプリング46が嵌め込ま
れている。この場合、内側ダンパスプリング46は、両
端がスプリング保持部50の両端壁50aに受け止めら
れた圧縮状態で嵌め込まれており、所定の予圧が付与さ
れている。そして、この内側ダンパスプリング46の両
側の長孔50bに、内側ダンパスプリング46を挟み込
むようにして、タービンハブ6Bに形成した第1の係合
凸部44が挿入されている。これにより、タービンハブ
6Bが、内側ダンパスプリング46を介してドリブンプ
レート28に弾性的に連結されている。An inner damper spring 46 made of a compression coil spring is fitted in the spring holding portion 50. In this case, the inner damper spring 46 is fitted in a compressed state in which both ends are received on both end walls 50a of the spring holding portion 50, and a predetermined preload is applied. The first engaging projections 44 formed on the turbine hub 6B are inserted into the long holes 50b on both sides of the inner damper spring 46 so as to sandwich the inner damper spring 46. As a result, the turbine hub 6B is elastically connected to the driven plate 28 via the inner damper spring 46.
【0037】なお、内側ダンパスプリング46の反発力
は、中立位置にある状態で、スプリング保持部50の両
端壁50aと、第1の係合凸部44の端部との双方でほ
ぼ均等に受け止められるように組込まれる。The repulsive force of the inner damper spring 46 is almost equally received by both end walls 50a of the spring holding portion 50 and the end of the first engaging projection 44 in the neutral position. To be incorporated.
【0038】又、図2、図5に示すように、タービンハ
ブ6Bとドリブンプレート28との間には、タービンハ
ブ6Bとドリブンプレート28が所定角度以上相対回転
しないように両者をロックするストッパ機構60が設け
られている。ストッパ機構160は、内側ダンパスプリ
ング46が線間密着するのを阻止する働きをするもの
で、前述したタービンハブ6B側に突設された第2の係
合凸部45と、ドリブンプレート28側に穿設された長
孔63よりなる。長孔63は、第2の係合凸部45の移
動範囲を規制する長さに形成されており、この長孔63
の端部に第2の係合凸部45が当たることで、タービン
ハブ6Bとドリブンプレート28の相対回転範囲が規制
される。As shown in FIGS. 2 and 5, a stopper mechanism is provided between the turbine hub 6B and the driven plate 28 to lock the turbine hub 6B and the driven plate 28 so that the turbine hub 6B and the driven plate 28 do not rotate relative to each other by a predetermined angle or more. 60 are provided. The stopper mechanism 160 functions to prevent the inner damper spring 46 from adhering between the lines, and is provided between the second engagement projection 45 protruding from the turbine hub 6B and the driven plate 28. It is made up of a long hole 63 formed. The long hole 63 is formed to have a length that regulates the moving range of the second engagement projection 45.
The second engagement projection 45 abuts on the end of the turbine hub 6B and the driven plate 28 to restrict the relative rotation range.
【0039】次に作用を説明する。Next, the operation will be described.
【0040】初めに直結クラッチ10が作動している時
(直結走行時、即ちトルクコンバータ非作動時)の作用
について説明する。First, the operation when the direct-coupled clutch 10 is operating (during direct-coupled traveling, that is, when the torque converter is not operating) will be described.
【0041】直結クラッチ作動時には、ロックアップピ
ストン12が(公知の構成により)油圧の作用によって
図1の右方へ移動し、フロントカバー14側に押し付け
られる。フロントカバー14は図示しないエンジンによ
り駆動される。従って、エンジンからのトルクはライニ
ング16を介してロックアップピストン12に直接的に
伝達される。When the direct coupling clutch operates, the lock-up piston 12 moves to the right in FIG. 1 by the action of hydraulic pressure (by a known configuration) and is pressed against the front cover 14. The front cover 14 is driven by an engine (not shown). Therefore, torque from the engine is directly transmitted to the lock-up piston 12 via the lining 16.
【0042】ロックアップピストン12と一体化されて
いるドライブプレート20は、外側ダンパスプリング2
6の一端を押す。このため、外側ダンパスプリング26
の他端は、中間プレート22を押すことになる。中間プ
レート22に伝えられたトルクは、ドリブンプレート2
8を介して、出力部材である出力ハブ32に伝達され
る。The drive plate 20 integrated with the lock-up piston 12 includes the outer damper spring 2
Press one end of 6. For this reason, the outer damper spring 26
Will push the intermediate plate 22. The torque transmitted to the intermediate plate 22 is
8, is transmitted to an output hub 32 which is an output member.
【0043】ここで、前記外側ダンパスプリング26が
図10におけるエンジン及び自動変速機の1次側(ダン
パ機構の上流側)の捩じり剛性K1に相当する。又、前
記中間プレート22以降の部材が自動変速機2次側(ダ
ンパ機構の下流側)の慣性モーメントI2に相当する。Here, the outer damper spring 26 corresponds to the torsional rigidity K1 on the primary side (upstream of the damper mechanism) of the engine and the automatic transmission in FIG. The members after the intermediate plate 22 correspond to the inertia moment I2 on the secondary side of the automatic transmission (downstream of the damper mechanism).
【0044】一方、タービン6は、前述したように内側
ダンパスプリング46を介して、前記自動変速機2次側
のドリブンプレート28に連結されている。従って、直
結クラッチ10が作動状態にあるときにトルク伝達に寄
与しない部材としてのタービン6が、弾性体としての内
側ダンパスプリング46を介して、トルク伝達に寄与す
る部材としてのドリブンプレート28に連結されること
により、タービン6が図10のダイナミックダンパdの
慣性モーメントI0を発生する部材として、又、内側ダ
ンパスプリング46がダイナミックダンパdの捩じり剛
性K0に相当する部材として機能する。On the other hand, the turbine 6 is connected to the driven plate 28 on the secondary side of the automatic transmission via the inner damper spring 46 as described above. Therefore, the turbine 6 as a member that does not contribute to torque transmission when the direct coupling clutch 10 is in the operating state is connected to the driven plate 28 as a member that contributes to torque transmission via the inner damper spring 46 as an elastic body. Thus, the turbine 6 functions as a member that generates the inertia moment I0 of the dynamic damper d in FIG. 10, and the inner damper spring 46 functions as a member corresponding to the torsional rigidity K0 of the dynamic damper d.
【0045】この場合、内側ダンパスプリング46が、
所定の予圧を付与された圧縮状態でスプリング保持部5
0に組み込まれているので、相対回転しようとするター
ビンハブ6Aとドリブンプレート28間に、図6に示す
ような捩れ角と捩りトルクの関係が成立する。図6にお
いて、点線は予圧なしの場合、実線は予圧ありの場合を
示す。In this case, the inner damper spring 46
In a compressed state to which a predetermined preload is applied, the spring holding portion 5
0, the relationship between the torsion angle and the torsion torque as shown in FIG. 6 is established between the turbine hub 6A that is about to rotate relatively and the driven plate 28. In FIG. 6, a dotted line indicates a case without preload, and a solid line indicates a case with preload.
【0046】この図から分かるように、ドリブンプレー
ト28とタービンハブ6Bとの間の捩りトルクが所定値
a1を超えたとき初めて内側ダンパスプリング46は弾
性変形を始める。つまり、図2に示す第1の係合凸部4
4が内側ダンパスプリング46を押圧しても、内側ダン
パスプリング44が予圧によりスプリング保持部50の
端壁50aに圧接しているので、ある値a1以上の力
(捩りトルク)が加わるまでは、内側ダンパスプリング
46は変形を始めない。よって、所定値a1以内のトル
クのときには、捩じれ角なし、つまり内側ダンパスプリ
ング46は剛体のように振る舞う。As can be seen from this figure, the inner damper spring 46 starts elastically deforming only when the torsional torque between the driven plate 28 and the turbine hub 6B exceeds the predetermined value a1. That is, the first engagement projection 4 shown in FIG.
Even if 4 presses the inner damper spring 46, the inner damper spring 44 is pressed against the end wall 50a of the spring holding portion 50 by the preload, so that the inner damper spring 44 is pressed until a force (torsional torque) of a value a1 or more is applied. The damper spring 46 does not start to deform. Therefore, when the torque is within the predetermined value a1, there is no twist angle, that is, the inner damper spring 46 behaves like a rigid body.
【0047】又、捩じりトルクがa1よりは大きいが、
比較的小さい値a2の時は、捩じれ角は小さい値b2と
なる。このときは、二点鎖線に示すように等価ばね定数
が大となる。又、捩じりトルクが大きい値a3のとき
は、捩じり角はb3となり、一点鎖線で示すように、捩
じりトルクが小のときよりも、等価ばね定数は低めの傾
きとなる。Although the torsional torque is larger than a1,
When the value is relatively small a2, the twist angle becomes a small value b2. In this case, the equivalent spring constant becomes large as shown by the two-dot chain line. When the torsion torque is a large value a3, the torsion angle is b3, and the equivalent spring constant has a lower slope than when the torsion torque is small, as indicated by the one-dot chain line.
【0048】図7はこのトルクコンバータを用いた駆動
系の変動特性を示す。FIG. 7 shows the fluctuation characteristics of a drive system using this torque converter.
【0049】図7において、Aはダイナミックダンパな
しの場合、Bはダイナミックダンパありで予圧なしの場
合、Cはダイナミックダンパありで予圧ありの場合を示
す。この図から分かるように、ダイナミックダンパなし
のAの場合に比べて、予圧なしのスプリング特性を持つ
ダイナミックダンパを付けたBの場合は、自動変速機の
回転変動レベルは領域aで低減され、領域bでは悪化す
る。つまり、共振点が1点に特定され、そこでの制振効
果が大だが、新たな共振領域bが発生する。In FIG. 7, A shows a case without a dynamic damper, B shows a case with a dynamic damper and no preload, and C shows a case with a dynamic damper and a preload. As can be seen from this figure, the rotational fluctuation level of the automatic transmission is reduced in the region a in the case of B with the dynamic damper having the spring characteristic without the preload, as compared with the case of A without the dynamic damper. In b, it gets worse. That is, the resonance point is specified as one point, and the vibration suppression effect there is great, but a new resonance region b is generated.
【0050】これに対し、予圧ありのスプリング特性を
持つダイナミックダンパを付けたCの場合は、領域cで
低減され、領域dで悪化はしない。On the other hand, in the case of C provided with a dynamic damper having a spring characteristic with preload, it is reduced in the region c and does not deteriorate in the region d.
【0051】なお、領域a、cでCの方がBより変動レ
ベルの低減量が小さいが、ロックアップ実施領域Fにお
いては許容レベルである。In the areas a and c, C has a smaller reduction amount of the fluctuation level than B, but the permissible level in the lock-up execution area F.
【0052】従って、図7のCの特性から分かるよう
に、本実施形態のトルクコンバータによれば、ダイナミ
ックダンパを付加したことによる制振効果を、広い周波
数(エンジン回転数)領域に広げることができる。Therefore, as can be seen from the characteristic C in FIG. 7, according to the torque converter of the present embodiment, the vibration damping effect due to the addition of the dynamic damper can be extended to a wide frequency (engine speed) region. it can.
【0053】又、本実施形態では、既存の部材であるタ
ービンを質量体として用いることにより、ダイナミック
ダンパを構成しているので、重量・収容スペースを増大
させることなく、ダイナミックダンパ機能を付与するこ
とができ、直結走行可能領域を(振動特性を悪化させる
ことなく)より低速側に下げ、燃費を向上させることが
できる。In this embodiment, the dynamic damper is formed by using the existing turbine as the mass body, so that the dynamic damper function can be provided without increasing the weight and storage space. Therefore, it is possible to lower the directly-connected traveling range (without deteriorating the vibration characteristics) to a lower speed side, thereby improving fuel efficiency.
【0054】次に、直結クラッチ非作動時(トルクコン
バータ走行時)の作用について説明する。Next, the operation when the direct coupling clutch is not operated (during the running of the torque converter) will be described.
【0055】エンジンがフロントカバー14を駆動する
と、フロントカバー14と一体となっているポンプ4が
駆動される。ポンプ4が駆動されると、流体流が発生
し、これによりタービン6が駆動される。このときステ
ータ8は、タービン6からポンプ4へと流れる流体の方
向を調整している。When the engine drives the front cover 14, the pump 4 integrated with the front cover 14 is driven. When the pump 4 is driven, a fluid flow is generated, which drives the turbine 6. At this time, the stator 8 adjusts the direction of the fluid flowing from the turbine 6 to the pump 4.
【0056】タービン6が駆動されると、タービンハブ
6Bの第1の係合凸部44が内側ダンパスプリング46
を押すので、タービン6のトルクは、この内側ダンパス
プリング46を介してドリブンプレート28に伝達され
る。なお、内側ダンパスプリング46で受け得てないト
ルクはストッパ機構60を介して伝達される。ドリブン
プレート28は出力ハブ32に固定されており、出力ハ
ブ32から図示しない出力軸へトルクが伝達される。When the turbine 6 is driven, the first engagement projection 44 of the turbine hub 6B is moved to the inside damper spring 46.
, The torque of the turbine 6 is transmitted to the driven plate 28 via the inner damper spring 46. The torque that cannot be received by the inner damper spring 46 is transmitted via the stopper mechanism 60. The driven plate 28 is fixed to the output hub 32, and torque is transmitted from the output hub 32 to an output shaft (not shown).
【0057】なお、上記実施形態では、ダイナミックダ
ンパの質量体(慣性)として、ロックアップ時にトルク
伝達に寄与しない部材であるタービンを用いたが、代わ
りにステータを用いてもよいし、両方を用いてもよい。
又、既存の部材とは別にダイナミックダンパを構成する
質量体を新たに設けてもよい。In the above embodiment, a turbine which does not contribute to torque transmission at lock-up is used as the mass body (inertia) of the dynamic damper. However, a stator may be used instead, or both may be used. You may.
Further, a mass body constituting the dynamic damper may be newly provided separately from the existing members.
【0058】[0058]
【発明の効果】以上説明したとおり、本発明によれば、
大きな回転変動の発生する低回転側でダイナミックダン
パの実質的ばね定数を低くし、小さな回転変動しか発生
しない高回転側でダイナミックダンパの実質的ばね定数
を高くすることができる。よって、低回転側でダイナミ
ックダンパの共振周波数を小さくし、高回転側でダイナ
ミックダンパの共振周波数を大きくすることができ、こ
れにより、広い周波数域で自動変速機の回転変動レベル
を低減することができる。又、この効果を、弾性体に予
圧を付与するという非常に簡単な構成で実現できるの
で、コスト低減を図ることができる。As described above, according to the present invention,
The substantial spring constant of the dynamic damper can be reduced on the low rotation side where a large rotation fluctuation occurs, and the substantial spring constant of the dynamic damper can be increased on the high rotation side where only a small rotation fluctuation occurs. Therefore, the resonance frequency of the dynamic damper can be reduced on the low rotation side and the resonance frequency of the dynamic damper can be increased on the high rotation side, thereby reducing the rotation fluctuation level of the automatic transmission in a wide frequency range. it can. In addition, since this effect can be realized with a very simple configuration in which a preload is applied to the elastic body, cost can be reduced.
【図1】本発明の実施形態に係るトルクコンバータの概
略を表わす縦断面図FIG. 1 is a longitudinal sectional view schematically showing a torque converter according to an embodiment of the present invention.
【図2】図1のII矢視図FIG. 2 is a view taken in the direction of arrow II in FIG.
【図3】図2のIII 矢視断面図FIG. 3 is a sectional view taken along the arrow III in FIG. 2;
【図4】図2のIV矢視断面図4 is a sectional view taken along the arrow IV in FIG.
【図5】図2のV矢視断面図FIG. 5 is a sectional view taken along the arrow V in FIG. 2;
【図6】本発明の実施形態のトルクコンバータにおい
て、内側ダンパスプリングを介して連結されるタービン
ハブとドリブンプレート間に発生する捩りトルクと捩れ
角の関係(内側ダンパスプリングによる実質的なばね特
性)を示す図FIG. 6 shows a relationship between a torsional torque and a torsion angle generated between a turbine hub and a driven plate connected via an inner damper spring in the torque converter according to the embodiment of the present invention (substantial spring characteristics by the inner damper spring). Figure showing
【図7】本発明に係るトルクコンバータを用いた振動伝
達系の特性を他と比較して示す特性図FIG. 7 is a characteristic diagram showing characteristics of a vibration transmission system using the torque converter according to the present invention in comparison with others.
【図8】エンジンの回転数と回転変動の関係を示す特性
図FIG. 8 is a characteristic diagram showing a relationship between an engine speed and rotation fluctuation.
【図9】従来の振動伝達系を示す簡易モデルの模式図FIG. 9 is a schematic diagram of a simplified model showing a conventional vibration transmission system.
【図10】未公知先願の振動伝達系を示す簡易モデルの
模式図FIG. 10 is a schematic diagram of a simplified model showing a vibration transmission system of a previously unknown prior application.
2…トルクコンバータ 6…タービン(質量体) 10…直結クラッチ 26…外側ダンパスプリング(ダンパ機構) 28…ドリブンプレート(トルク伝達に寄与する部材) 44…第1の係合凸部 46…内側ダンパスプリング(弾性体) 50…スプリング保持部 50a…両端壁 2 Torque converter 6 Turbine (mass body) 10 Direct coupling clutch 26 Outer damper spring (damper mechanism) 28 Driven plate (member that contributes to torque transmission) 44 First engagement projection 46 Inner damper spring (Elastic body) 50: Spring holding part 50a: Both end walls
Claims (1)
動装置において、 前記ダンパ機構より動力伝達経路の下流側にあり且つ直
結クラッチが作動状態にあるときにトルク伝達に寄与す
る部材に、ダイナミックダンパを構成するように弾性体
を介して質量体が連結され、 且つ、該弾性体が、トルクが所定以上になって初めて弾
性変形するように予圧状態で前記トルク伝達に寄与する
部材と質量体間に組み付けられていることを特徴とする
直結クラッチ付流体伝動装置。1. A fluid transmission device with a direct coupling clutch having a damper mechanism, wherein a dynamic damper is provided on a member downstream of the damper mechanism in a power transmission path and contributing to torque transmission when the direct coupling clutch is in an operating state. A mass body is connected via an elastic body so as to constitute, and, between the member and the mass body that contribute to the torque transmission in a pre-loaded state so that the elastic body is elastically deformed only when the torque exceeds a predetermined value. A fluid transmission device with a direct coupling clutch, which is assembled.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP32725796A JPH10169755A (en) | 1996-12-06 | 1996-12-06 | Hydraulic power transmission with direct coupled clutch |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP32725796A JPH10169755A (en) | 1996-12-06 | 1996-12-06 | Hydraulic power transmission with direct coupled clutch |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH10169755A true JPH10169755A (en) | 1998-06-26 |
Family
ID=18197099
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP32725796A Pending JPH10169755A (en) | 1996-12-06 | 1996-12-06 | Hydraulic power transmission with direct coupled clutch |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPH10169755A (en) |
Cited By (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2009115112A (en) * | 2007-11-01 | 2009-05-28 | Honda Motor Co Ltd | Fluid transmission device |
JP2014114946A (en) * | 2012-12-06 | 2014-06-26 | Hyundai Motor Company Co Ltd | Damping device of flywheel |
JP2016089893A (en) * | 2014-10-31 | 2016-05-23 | アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 | Starter |
JP2016098962A (en) * | 2014-11-25 | 2016-05-30 | アイシン精機株式会社 | Damper device |
-
1996
- 1996-12-06 JP JP32725796A patent/JPH10169755A/en active Pending
Cited By (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2009115112A (en) * | 2007-11-01 | 2009-05-28 | Honda Motor Co Ltd | Fluid transmission device |
JP2014114946A (en) * | 2012-12-06 | 2014-06-26 | Hyundai Motor Company Co Ltd | Damping device of flywheel |
JP2016089893A (en) * | 2014-10-31 | 2016-05-23 | アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 | Starter |
JP2016098962A (en) * | 2014-11-25 | 2016-05-30 | アイシン精機株式会社 | Damper device |
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