WO2013042170A1

WO2013042170A1 - 捩り振動減衰装置

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Publication number: WO2013042170A1
Application number: PCT/JP2011/005335
Authority: WO
Inventors: 眞一郎渡會
Original assignee: トヨタ自動車株式会社
Priority date: 2011-09-22
Filing date: 2011-09-22
Publication date: 2013-03-28
Also published as: US8657691B2; JPWO2013042170A1; CN103124860A; EP2687748A4; US20130079164A1; EP2687748A1; JP5234223B1

Abstract

【課題】第１の回転部材と第２の回転部材との捩れ角を大きくして、弾性部材の低剛性化を図ることができ、捩り振動の減衰性能を向上させることができる。捩り振動減衰装置１が、内燃機関から回転トルクが伝達される一対のディスクプレート４、５と、ディスクプレート４、５に回転自在に取付けられた入力歯車９、１０と、ディスクプレート４、５に対して相対回転自在に設けられ、入力歯車９、１０に噛合する出力歯車１３を備え、駆動伝達系の入力軸８がスプライン嵌合されるボス部材７と、一端部が入力歯車９に取付けられ、他端部が入力歯車１０に取付けられたコイルスプリング１４とを備え、入力歯車９が、入力歯車９の歯車ピン１１から半径方向に離隔し、コイルスプリング１４の一端部を支持するクランク部材１５を有し、入力歯車１０が、入力歯車１０の歯車ピン１２から半径方向に離隔し、コイルスプリング１４の他端部を支持するクランク部材１６を有している。

Description

捩り振動減衰装置

　本発明は、捩り振動減衰装置に関し、特に、第１の回転部材と第２の回転部材との間で捩り振動を減衰しつつ回転トルクを伝達するようにした捩り振動減衰装置に関する。

　従来から内燃機関や電動モータ等の駆動源と車輪等とは、変速機等を有する駆動伝達系を介して連結されており、駆動源からの動力が駆動伝達系を介して車輪に伝達されるようになっている。ところが、駆動源に連結される駆動伝達系は、例えば、内燃機関のトルク変動による回転変動を起振源とした捩り振動によってこもり音やジャラ音が発生する。

　ジャラ音とは、内燃機関のトルク変動による回転変動を起振源とした捩り振動によって変速歯車組の空転歯車対が衝突して生じるジャラジャラという異音のことである。また、こもり音とは、内燃機関のトルク変動を起振力とする駆動伝達系の捩り共振による振動によって車室内に発生する異音のことである。

　従来から内燃機関や電動モータ等の駆動源と車輪等とを連結して駆動源からの回転トルクを伝達するとともに、駆動源と変速歯車組を有する駆動伝達系との間の捩り振動を減衰する捩り振動減衰装置が知られている。

　この捩り振動減衰装置としては、例えば、変速機の入力軸に連結されるハブと、駆動源側のフライホイールに締結および解放されるクラッチディスクを有するディスクプレートと、ハブおよびディスクプレートを弾性的に連結し、ハブおよびディスクプレートの円周方向に等間隔に設けられた弾性部材とから構成されたものがある（例えば、特許文献１参照）。

特開２００６－１４４８６１号公報

　このような従来の捩り振動減衰装置にあっては、弾性部材がハブおよびディスクプレートの円周方向に等間隔に設けられた構成となっているため、ハブおよびディスクプレートの捩れ角を大きくすることができず、弾性部材の低剛性化を図ることが困難となる。

　このため、捩り振動の減衰性能を向上させることができず、捩り振動減衰装置を内燃機関と駆動伝達系との間に介装した場合に、ジャラ音やこもり音を充分に減衰することができないという問題があった。

　本発明は、上述のような従来の問題を解決するためになされたもので、第１の回転部材と第２の回転部材との捩れ角を大きくして、弾性部材の低剛性化を図ることができ、捩り振動の減衰性能を向上させることができる捩り振動減衰装置を提供することを目的とする。

　本発明に係る捩り振動減衰装置は、上記目的を達成するため、第１の回転部材と、前記第１の回転部材に回転自在に取付けられた少なくとも１組以上の入力歯車対と、前記第１の回転部材に対して相対回転自在に設けられ、前記入力歯車対に噛合する出力歯車を有する第２の回転部材と、一端部が前記入力歯車対の一方の歯車に取付けられ、他端部が前記入力歯車対の他方の歯車に取付けられた弾性部材とを備え、前記入力歯車対の一方の歯車が、前記一方の歯車の回転中心軸から半径方向に離隔し、前記弾性部材の一端部を支持する第１の支持部を有し、前記入力歯車対の他方の歯車が、前記他方の歯車の回転中心軸から半径方向に離隔し、前記弾性部材の他端部を支持する第２の支持部を有するものから構成されている。

　この捩り振動減衰装置は、第１の回転部材が弾性部材によって連結される入力歯車対を有し、この入力歯車対が出力歯車に噛合するので、第１の回転部材に回転トルクが伝達されると、第１の回転部材の回転によって入力歯車対が自転しながら出力歯車に対して公転する。

　そして、弾性部材の一端部および他端部は、入力歯車対の一方および他方の歯車の回転中心軸から半径方向に離隔する第１の支持部および第２の支持部に取付けられているため、入力歯車対が回転すると、弾性部材が弾性変形する。

　この弾性部材の変形による反力が入力歯車対の有効半径に作用することにより、入力歯車対の回転を阻止する方向に回転トルクが発生し、この回転トルクにより第１の回転部材から第２の回転部材に回転トルクが伝達される。

　さらに、第１の回転部材および第２の回転部材が相対回転したときに弾性部材が弾性変形することにより、第１の回転部材および第２の回転部材の捩り振動を減衰することができる。

　また、入力歯車対が自転しながら出力歯車の周囲を公転することにより弾性部材が弾性変形するので、第１の回転部材と第２の回転部材との捩れ角を広角化して、第１の回転部材と第２の回転部材の捩れ剛性を全体的に低剛性化することができ、捩り振動の減衰性能を向上させることができる。

　なお、入力歯車対の有効半径とは、弾性部材の反力が入力歯車対に作用する半径のことである。この半径は、第１の支持部および第２の支持部が入力歯車対の一方および他方の歯車の回転中心軸を結んだ軸線からオフセットした状態において、第１の支持部および第２の支持部を結んだ直線と入力歯車対の一方および他方の歯車の回転中心軸とを結んだ直線のことである。

　この直線は、第１の支持部および第２の支持部を結んだ直線に直交しているとともに、入力歯車対の一方の歯車の回転中心軸と第１の支持部とを結んだ直線および入力歯車対の他方の歯車の回転中心軸と第２の支持部とを結んだ直線に対して一定の角度を有している。

　好ましくは、前記出力歯車が、前記入力歯車対に対して前記第１の回転部材の半径方向内方で前記入力歯車対に噛合し、前記出力歯車と前記入力歯車対のギヤ比が１に設定されるものから構成されてもよい。

　この捩り振動減衰装置は、出力歯車と前記入力歯車対のギヤ比が１に設定されるので、入力歯車対が１８０°自転しながら出力歯車の周囲を公転する範囲において、第１の回転部材と第２の回転部材との間で回転トルクを伝達することができる。

　このため、第１の回転部材と第２の回転部材との捩れ角を１８０°まで広角化することができ、第１の回転部材と第２の回転部材の捩れ剛性を全体的により一層低くすることができ、捩り振動の減衰性能をより一層向上させることができる。

　好ましくは、捩り振動減衰装置は、前記第１の回転部材および前記第２の回転部材が相対回転していない中立位置にあるときに、前記第１の支持部および前記第２の支持部の回転中心軸が前記入力歯車対の一方および他方の歯車の回転中心軸を結んだ軸線と同一軸線上に位置し、前記中立位置から前記第１の回転部材が前記第２の回転部材に対して正側または負側に相対回転するに従って前記弾性部材が弾性変形するものから構成されてもよい。

　この捩り振動減衰装置は、第１の回転部材および第２の回転部材が中立位置にあるときに、第１の支持部および第２の支持部の回転中心軸が入力歯車対の一方および他方の歯車の回転中心軸を結んだ軸線と同一線上に位置するので、弾性部材が弾性変形せず、弾性部材の反力が入力歯車対の有効半径に作用しない。

　また、第１の回転部材および第２の回転部材が中立位置から捩れると、第１の支持部および第２の支持部が入力歯車対の一方および他方の回転中心軸を結んだ軸線からオフセットするので、弾性部材が弾性変形して弾性部材の反力が入力歯車対の有効半径に作用する。

　このため、入力歯車対の回転を阻止する方向に回転トルクが発生し、この回転トルクにより第１の回転部材から第２の回転部材に回転トルクが伝達される。

　好ましくは、捩り振動減衰装置は、前記第１の支持部および前記第２の支持部が、前記入力歯車対に回転自在に取付けられるものから構成されてもよい。

　この捩り振動減衰装置は、弾性部材の一端部を支持する第１の支持部および弾性部材の他端部を支持する第２の支持部が入力歯車対に回転自在に取付けられるので、入力歯車対が自転して弾性部材が弾性変形したときに、弾性部材の弾性変形に追随して第１の支持部および第２の支持部が回転する。このため、弾性部材が軸線方向に対して折れ曲がるのを防止することができる。

　好ましくは、捩り振動減衰装置は、前記第１の回転部材が、内燃機関の回転トルクが伝達されるプレート部材から構成され、前記第２の回転部材が、変速歯車組を有する駆動伝達系の入力軸が連結されるボス部材から構成されてもよい。

　この捩り振動減衰装置は、第１の回転部材と第２の回転部材との捩れ角の範囲を広角化して弾性部材の低剛性化を図ることができるので、内燃機関のトルク変動による回転変動を起振源とした大きな捩り振動や、駆動伝達系の捩り共振を減衰して、変速歯車組の空転歯車対が衝突して生じるジャラ音や駆動伝達系の捩り共振によるこもり音の発生を抑制することができる。

　本発明によれば、第１の回転部材と第２の回転部材との捩れ角を大きくして、弾性部材の低剛性化を図ることができ、捩り振動の減衰性能を向上させることができる捩り振動減衰装置を提供することができる。

本発明に係る捩り振動減衰装置の一実施の形態を示す図であり、捩り振動減衰装置の正面図である。本発明に係る捩り振動減衰装置の一実施の形態を示す図であり、図１の矢視Ａ－Ａ方向断面図である。本発明に係る捩り振動減衰装置の一実施の形態を示す図であり、捩り振動減衰装置の捩れ角とトルクの関係を示す図である。本発明に係る捩り振動減衰装置の一実施の形態を示す図であり、捩れ特性を求めるための入力歯車およびクランク部材の位置関係を示す図である。本発明に係る捩り振動減衰装置の一実施の形態を示す図であり、ディスクプレートがボス部材に対して正側に＋９０°捩れたときの捩り振動減衰装置の正面図である。本発明に係る捩り振動減衰装置の一実施の形態を示す図であり、ディスクプレートがボス部材に対して正側に＋１３０°捩れたときの捩り振動減衰装置の正面図である。本発明に係る捩り振動減衰装置の一実施の形態を示す図であり、ディスクプレートがボス部材に対して正側に＋１８０°捩れたときの捩り振動減衰装置の正面図である。本発明に係る捩り振動減衰装置の一実施の形態を示す図であり、ディスクプレートがボス部材に対して負側に－９０°捩れたときの捩り振動減衰装置の正面図である。

　以下、本発明に係る捩り振動減衰装置の実施の形態について、図面を用いて説明する。
　図１～図８は、本発明に係る捩り振動減衰装置の一実施の形態を示す図である。
　まず、構成を説明する。
　図１、図２において、捩り振動減衰装置１は、第１の回転部材２と、第１の回転部材２に対して同一軸線上に設けられ、第１の回転部材２に対して相対回転自在な第２の回転部材３とを備えている。

　第１の回転部材２には駆動源である図示しない内燃機関からの回転トルクが入力されるようになっており、第２の回転部材３は、第１の回転部材２の回転トルクを図示しない駆動伝達系の変速機に伝達するようになっている。

　第１の回転部材２は、ディスクプレート４、５およびクラッチディスク６を備えており、これらディスクプレート４、５およびクラッチディスク６は、プレート部材を構成している。

　また、第２の回転部材３は、ボス部材７を備えており、このボス部材７の内周部にはスプライン７ａが形成されている。このスプライン７ａには駆動伝達系の変速歯車組を有する変速機の入力軸８がスプライン嵌合されるようになっており、ボス部材７は、入力軸８に対して軸方向に移動自在で、かつ相対回転不能に連結され、入力軸８と一体回転自在となっている。

　ディスクプレート４、５は、ボス部材７の軸線方向両側に対向しており、ピン１７によって連結されている。このため、ディスクプレート４、５は、一体回転自在となっている。
　また、ディスクプレート４、５の半径方向内方には中心孔４ａ、５ａが形成されており、この中心孔４ａ、５ａは、ボス部材７の軸線方向に対向している。このため、入力軸８が中心孔４ａ、５ａを通してボス部材７の内周部に挿通されることになる。

　また、ディスクプレート５には入力歯車対としての入力歯車９、１０が取付けられている。ディスクプレート５には歯車ピン１１、１２が固定されており（図４、図５参照）、この歯車ピン１１、１２にはボールベアリング２１ａ、２１ｂを介して入力歯車９、１０が回転自在に取付けられている。

　なお、入力歯車９、１０は、転がり軸受であるボールベアリング２１ａ、２１ｂに代えて、滑り軸受によって歯車ピン１１、１２に回転自在に取付けてもよい。なお、本実施の形態の捩り振動減衰装置１は、入力歯車９、１０からなる入力歯車対が２組設けられている。

　ボス部材７の外周部には出力歯車１３が設けられており、この出力歯車１３には入力歯車９、１０が噛合している。なお、出力歯車１３は、ボス部材７に一体形成されていてもよく、ボス部材７の外周部に出力歯車１３の内周部がスプライン嵌合されたものから構成されてもよい。本実施の形態の捩り振動減衰装置１は、ボス部材７および出力歯車１３によって第２の回転部材３が構成されている。

　また、各組の入力歯車９、１０には第１の支持部としてのクランク部材１５および第２の支持部としてのクランク部材１６がそれぞれ設けられており、このクランク部材１５、１６にはクランクピン１５ａ、１６ａが取付けられている。

　このクランクピン１５ａ、１６ａには滑り軸受からなるスラストベアリング２２ａ、２２ｂを介して入力歯車９、１０が回転自在に取付けられている。なお、ベアリングとしては、スラストベアリング２２ａ、２２ｂに代えて、ボールベアリングを用いてもよい。

　クランク部材１５は、入力歯車９の回転中心軸である歯車ピン１１に対して半径方向に離隔して設けられており、クランク部材１６は、入力歯車１０の回転中心軸である歯車ピン１２に対して半径方向に離隔して設けられている。

　クランク部材１５には弾性部材としてのコイルスプリング１４の一端部が嵌合しており、クランク部材１６にはコイルスプリング１４の他端部が嵌合している。

　すなわち、コイルスプリング１４の一端部は、入力歯車対の一方である入力歯車９の歯車ピン１１から半径方向に離隔して取付けられており、他端部が入力歯車対の他方である入力歯車１０の歯車ピン１２から半径方向に離隔して設けられている。

　本実施の形態では、クランク部材１５が第１の支持部を構成するとともに、クランク部材１６が第２の支持部を構成している。
　また、ディスクプレート４、５とボス部材７とが捩れていない中立位置にあるときに、クランク部材１５、１６の回転中心軸であるクランクピン１５ａ、１６ａは、歯車ピン１１、１２を結んだ軸線Ｌｏ（図４参照）上に位置している。

図１に示すように、ディスクプレート４、５とボス部材７とが中立位置にある状態において、クランクピン１５ａ、１６ａの位置は、コイルスプリング１４が最大に伸張する状態となるように直線Ｌｏ上の外方に位置しており、このときにコイルスプリング１４は、初期状態となる。

　この状態から入力歯車９、１０が回転すると、クランク部材１５が半径方向外方または半径方向内方に移動するのに伴って、クランク部材１６がクランク部材１５の移動方向と逆側の半径方向内方または半径方向外方に移動するため、コイルスプリング１４は、圧縮変形する。

　また、出力歯車１３は、入力歯車９、１０に対してディスクプレート４、５の半径方向内方で入力歯車９、１０に噛合しており、入力歯車９、１０と出力歯車１３とのピッチ円直径ＰＣＤ（Ｐｉｔｃｈ　Ｃｉｒｃｌｅ　Ｄｉａｍｅｔｅｒ）と歯数とは、それぞれ同一となっている。このため、入力歯車９、１０と出力歯車１３とのギヤ比は、１に設定されている。

　また、クラッチディスク６は、ディスクプレート４、５の半径方向外方に設けられており、クッショニングプレート１８および摩擦材１９ａ、１９ｂを備えている。クッショニングプレート１８は、厚み方向に波打つリング状の部材から構成されており、ピン１７によってディスクプレート４、５に連結されている。

　摩擦材１９ａ、１９ｂは、クッショニングプレート１８の両面にリベット２０によって固定されており、この摩擦材１９ａ、１９ｂは、内燃機関のクランクシャフトに固定された図示しないフライホイールとフライホイールにボルト固定されたクラッチカバーのプレッシャプレートとの間に位置している。

　そして、摩擦材１９ａ、１９ｂがプレッシャプレートに押圧されてフライホイールとプレッシャプレートに摩擦係合することで、内燃機関の回転トルクがディスクプレート４、５に入力される。

　また、図示しないクラッチペダルが踏み込まれると、プレッシャプレートが摩擦材１９ａ、１９ｂを押圧するのを解除し、摩擦材１９ａ、１９ｂがフライホイールから離隔することで、内燃機関の回転トルクがディスクプレート４、５に入力されない。

　次に、作用を説明する。
　図３は、ディスクプレート４、５とボス部材７の捩れ特性を示す図であり、本実施の形態におけるディスクプレート４、５とボス部材７との捩れ角と、ボス部材７から出力される出力トルクとの関係を説明するグラフである。

　横軸は、ディスクプレート４、５に対するボス部材７の相対的な捩れ角であり、縦軸がボス部材７から出力される出力トルクである。

　まず、本実施の形態の捩り振動減衰装置１の捩れ特性の求め方を図４に基づいて説明する。
　例えば、入力歯車９、１０および出力歯車１３のＰＣＤをｄとしたときに、ｄを４０ｍｍ、クランクピン１５ａ、１６ａと歯車ピン１１、１２との離隔距離Ｓを１０ｍｍ、コイルスプリング１４のばね係数ｋを３００Ｎ／ｍｍとする。

　クランクピン１５ａ、１６ａの最大中心間の距離Ｌは、式（１）によって求められる。

　ディスクプレート４、５とボス部材７との捩り角をａ（ｄｅｇ）とすると、捩り角ａ時のクランクピン１５ａ、１６ａの中心間の距離Ｌａは、三平方の定理によって式（２）によって求められる。

　コイルスプリング１４の圧縮量ｄｘは、式（３）によって求められる。
　ｄｘ＝Ｌ－Ｌａ.........（３）
　コイルスプリング１４の圧縮力ｆは、式（４）によって求められる。
　ｆ＝ｋ×ｄｘ.........（４）
　クランクピン１５ａ、１６ａの間を斜辺とした直角三角形の底辺Ｌｐは、式（５）によって求められる。

　Ｌｐ＝２Ｓ×ｓｉｎ（ａ）.........（５）
　入力歯車９、１０に作用するコイルスプリング１４の圧縮力のトルク有効半径ｒは、２つの直角三角形の相似形の比により式（６）によって求められる。

　なお、図４から明らかなように、トルク有効半径ｒは、コイルスプリング１４の反力が入力歯車９、１０に作用する半径のことである。

　この半径、すなわち、有効半径ｒは、クランクピン１５ａ、１６ａが入力歯車９、１０の歯車ピン１１、１２を結んだ軸線Ｌｏからオフセットした状態において、クランクピン１５ａ、１６ａを結んだ直線Ｌａと入力歯車９、１０の歯車ピン１１、１２とを結んだ直線であり、この直線は、クランクピン１５ａ、１６ａを結んだ直線Ｌａに直交しているとともに、入力歯車９、１０の歯車ピン１１、１２とクランクピン１５ａ、１６ａとを結んだ直線Ｓに対して、一定の角度θを有している。

　なお、図４では、入力歯車１０側の有効半径ｒは、図示していないが、入力歯車９と同一である。
　入力歯車９、１０の回転トルクＴｃは、式（７）によって求められる。
　Ｔｃ＝ｒ×ｆ／１０００.........（７）
　式（１）～（７）により、出力歯車１３に入力される回転トルクＴ（Ｎ／ｍ）、すなわち、図３の捩れ特性は、入力歯車９、１０を４個有するので、式（８）によって求められる。
　Ｔ＝４×Ｔｃ.........（８）
　式（７）に示すように、入力歯車９、１０の回転トルクＴｃは、入力歯車９、１０に作用するコイルスプリング１４の圧縮力のトルク有効半径ｒとコイルスプリング１４の圧縮力によって決定される。

　図５～図８は、ディスクプレート４、５が内燃機関の回転トルクを受けて図１の状態から時計回転方向（Ｒ１方向）に回転している状態を示し、説明の便宜上、ボス部材７がディスクプレート４、５に対して正側の時計回転方向（Ｒ１方向）および負側の時計回転方向（Ｒ２方向）に捩れるものとして説明を行う。

　また、図５～図８では、ディスクプレート４を取り外した状態を示しているが、ディスクプレート４は、ディスクプレート５と一体に動くため、図５～図８の説明を行う場合には、ディスクプレート４も用いて説明を行う。

　また、ディスクプレート４、５に対してボス部材７が正側に捩れるのは、車両の加速時である。

　クラッチ接続時に、摩擦材１９ａ、１９ｂがプレッシャプレートに押圧されてフライホイールとプレッシャプレートに摩擦係合することで、内燃機関の回転トルクがディスクプレート４、５に入力される。

　また、クラック解放時に摩擦材１９ａ、１９ｂがプレッシャプレートによる押圧が解除されてフライホイールから離隔することで、内燃機関の回転トルクがディスクプレート４、５に伝達されない。

　本実施の形態の捩り振動減衰装置１は、クラッチ解放時のようにディスクプレート４、５とボス部材７との相対回転が小さい状態、すなわち、ディスクプレート４、５とボス部材７との捩れ角が０°付近の中立位置にある状態では、図１に示すように、クランクピン１５ａ、１６ａが歯車ピン１１、１２を結んだ軸線Ｌｏ（図４参照）上に位置しているこのため、入力歯車９、１０に作用するコイルスプリング１４の圧縮力の有効半径ｒは、０である。

　このとき、コイルスプリング１４が圧縮変形しないため、コイルスプリング１４の反力がクランク部材１５、１６に作用しない。このため、入力歯車９、１０に回転トルクが発生せず、ディスクプレート４、５から入力歯車９、１０を介して出力歯車１３に回転トルクが伝達されない。

　一方、クラッチ接続状態において、内燃機関のトルク変動による回転変動が小さい場合には、ディスクプレート４、５とボス部材７と間の変動トルクが小さく、ディスクプレート４、５がボス部材７に対して正側の時計回転方向（Ｒ１方向）に相対回転する。

　このとき、図５に示すように、ディスクプレート４、５がボス部材７に対してＲ１方向に捩れるのに伴って、出力歯車１３に噛合する入力歯車９、１０が矢印Ｒ３方向に自転しながら出力歯車１３の周囲を公転する。

　コイルスプリング１４の両端部は、入力歯車９、１０の歯車ピン１１、１２から半径方向に離隔するクランク部材１５、１６に取付けられており、入力歯車９、１０が矢印Ｒ３方向に回転するに伴ってクランクピン１５ａ、１６ａが歯車ピン１１、１２を結んだ軸線Ｌｏ上からオフセットされる。
　このとき、入力歯車９、１０の回転に伴って、クランク部材１５、１６のクランクピン１５ａ、１６ａの間隔が漸次小さくなるため、コイルスプリング１４が圧縮変形する。

　このコイルスプリング１４の圧縮変形による反力が、入力歯車９、１０の有効半径ｒに作用することにより、入力歯車９、１０の回転を阻止する方向に回転トルクが発生し、この回転トルクによりディスクプレート４、５から入力歯車９、１０および出力歯車１３を介してボス部材７に回転トルクが伝達される。

　また、内燃機関のトルク変動によってディスクプレート４、５がボス部材７に対して正側に捩れたときに、コイルスプリング１４が弾性変形することにより、ディスクプレート４、５からボス部材７を介して駆動伝達系に内燃機関の動力を伝達しつつ、ディスクプレート４、５とボス部材７との捩り振動を減衰する。

　また、内燃機関のトルク変動による回転変動がさらに大きくなると、ディスクプレート４、５とボス部材７との間の変動トルクが大きくなり、ディスクプレート４、５がボス部材７に対して正側の時計回転方向（Ｒ１方向）にさらに相対回転する。

　このとき、図６に示すように、ディスクプレート４、５がボス部材７に対してＲ１方向に捩れるのに伴って、出力歯車１３に噛合する入力歯車９、１０が矢印Ｒ３方向に自転しながら出力歯車１３の周囲をさらに公転する。

　このとき、入力歯車９、１０の回転に伴って、クランク部材１５、１６のクランクピン１５ａ、１６ａの間隔がさらに小さくなるため、コイルスプリング１４がさらに圧縮変形する。

　このコイルスプリング１４の圧縮変形による反力が入力歯車９、１０の有効半径ｒに作用することにより、入力歯車９、１０の回転を阻止する方向に回転トルクが発生し、この回転トルクによりディスクプレート４、５から入力歯車９、１０および出力歯車１３を介してボス部材７に回転トルクが伝達される。

　次いで、内燃機関のトルク変動による回転変動がさらに大きくなると、ディスクプレート４、５とボス部材７との間の変動トルクが大きくなり、ディスクプレート４、５がボス部材７に対して正側の時計回転方向（Ｒ１方向）にさらに相対回転する。

　本実施の形態では、入力歯車９、１０と出力歯車１３とのギヤ比が１に設定されており、中立位置においてクランクピン１５ａ、１６ａが歯車ピン１１、１２を結んだ軸線Ｌｏ上の外方に位置している。

　このため、ディスクプレート４、５がボス部材７に対してＲ１方向に捩れるのに伴って、出力歯車１３に噛合する入力歯車９、１０が矢印Ｒ３方向に自転しながら出力歯車１３の周囲を公転すると、入力歯車９、１０の回転角度が中立位置から１８０°となったときにディスクプレート４、５とボス部材７との捩れ角が１８０°となる。

　このとき、図７に示すように、クランクピン１５ａ、１６ａが歯車ピン１１、１２を結んだ軸線Ｌｏ上でかつ、軸線Ｌｏ上の内方に位置する。この状態では、入力歯車９、１０に作用するコイルスプリング１４の圧縮力の有効半径ｒが０になるため、入力歯車９、１０に回転トルクが発生しない。このため、ディスクプレート４、５に内燃機関から過大なトルクが入力した場合には、入力歯車９、１０が回転してクランク部材１５、１６の間隔に漸次大きくなり、クランク部材１５、１６がコイルスプリング１４に付勢されることで入力歯車９、１０が回転する。

　このため、コイルスプリング１４が入力歯車９、１０の回転によってさらに伸張されて、コイルスプリング１４からクランク部材１５、１６に作用する反力が過度に大きくなるのを防止することができ、入力歯車９、１０の回転がロックされてしまうのを防止することができる。すなわち、車両の加速時に入力歯車９、１０をトルクリミッタとして機能させることができる。

　この結果、車両の加速時にディスクプレート４、５からボス部材７に過大なトルクが伝達されてしまうのを防止して、駆動伝達系の変速歯車組を保護することができる。

　なお、ディスクプレート４、５とボス部材７との捩れ角が大きくなると、コイルスプリング１４の圧縮によるて反力が大きくなるのに、図３に示すように、ディスクプレート４、５からボス部材７に入力される回転トルクが、捩れ角が約１２０°を境に小さくなるのは、式（７）から明らかなように、入力歯車９、１０に作用するコイルスプリング１４の圧縮力の有効半径ｒが小さくなるためである。

　このように入力歯車９、１０の回転トルクは、入力歯車９、１０に作用するコイルスプリング１４の圧縮力の有効半径ｒとコイルスプリング１４の圧縮力によって決定され、この入力歯車９、１０の回転トルクによってディスクプレート４、５からボス部材７に伝達される回転トルクが決定される。

　一方、車両の減速時には、内燃機関の駆動トルクが小さくなり、エンジンブレーキが発生するため、駆動伝達系の入力軸８からボス部材７に回転トルクが入力されることになる。減速時に内燃機関のトルク変動による回転変動が発生すると、ディスクプレート４、５がボス部材７に対して相対的に負側（Ｒ２方向）に捩れることになる。

　このとき、図８に示すように、ディスクプレート４、５がボス部材７に対してＲ２方向に捩れるのに伴って、出力歯車１３に噛合する入力歯車９、１０が矢印Ｒ４方向に自転しながら出力歯車１３の周囲を公転する。

　コイルスプリング１４の両端部は、入力歯車９、１０の歯車ピン１１、１２から半径方向に離隔するクランク部材１５、１６に取付けられており、入力歯車９、１０が矢印Ｒ４方向に回転するに伴ってクランクピン１５ａ、１６ａが歯車ピン１１、１２を結んだ軸線Ｌｏ上からオフセットされる。

　このとき、入力歯車９、１０の回転に伴って、クランク部材１５、１６の間隔に漸次小さくなるため、コイルスプリング１４が圧縮変形する。

　このコイルスプリング１４の圧縮変形による反力がクランク部材１５、１６に作用することにより、入力歯車９、１０の回転を阻止する方向に回転トルクが発生し、この回転トルクによりディスクプレート４、５から入力歯車９、１０および出力歯車１３を介してボス部材７に回転トルクが伝達される。

　また、内燃機関のトルク変動によってディスクプレート４、５がボス部材７に対して負側に捩れたときに、コイルスプリング１４が弾性変形することにより、ディスクプレート４、５からボス部材７を介して駆動伝達系に内燃機関の動力を伝達しつつ、ディスクプレート４、５とボス部材７との捩り振動を減衰する。

　このように本実施の形態では、捩り振動減衰装置１が、内燃機関から回転トルクが伝達される一対のディスクプレート４、５と、ディスクプレート４、５に回転自在に取付けられた入力歯車９、１０と、ディスクプレート４、５に対して相対回転自在に設けられるとともに、入力歯車９、１０に噛合する出力歯車１３を有し、駆動伝達系の入力軸８がスプライン嵌合されるボス部材７と、一端部が入力歯車９に取付けられ、他端部が入力歯車１０に取付けられたコイルスプリング１４とを備えている。

　そして、この捩り振動減衰装置１は、入力歯車９が、入力歯車９の歯車ピン１１から半径方向に離隔し、コイルスプリング１４の一端部を支持するクランク部材１５を有し、入力歯車１０が、入力歯車１０の歯車ピン１２から半径方向に離隔し、コイルスプリング１４の他端部を支持するクランク部材１６を有している。

　このため、入力歯車９、１０が自転しながら出力歯車１３の周囲を公転することによりコイルスプリング１４を弾性変形させているので、ディスクプレート４、５とボス部材７との捩れ角を広角化することができる。このため、ディスクプレート４、５とボス部材７の捩れ剛性を全体的に低剛性化することができ、捩り振動の減衰性能を向上させることができる。

　特に、本実施の形態の捩り振動減衰装置１は、入力歯車９、１０が出力歯車１３に対してディスクプレート４、５の半径方向内方で入力歯車９、１０に噛合し、出力歯車１３と入力歯車９、１０とのギヤ比が１を設定している。

　このため、入力歯車９、１０が１８０°自転しながら出力歯車１３の周囲を公転する範囲において、ディスクプレート４、５とボス部材７との間で回転トルクを伝達することができる。

　このため、ディスクプレート４、５とボス部材７との捩れ角を１８０°まで広角化することができ、ディスクプレート４、５とボス部材７との捩れ剛性を全体的により一層低くすることができ、捩り振動の減衰性能をより一層向上させることができる。

　このため、内燃機関のトルク変動による回転変動を起振源とした大きな捩り振動や、駆動伝達系の捩り共振を減衰して、変速歯車組の空転歯車対が衝突して生じるジャラ音や駆動伝達系の捩り共振によるこもり音の発生を抑制することができる。

　また、本実施の形態の捩り振動減衰装置１は、ディスクプレート４、５およびボス部材７が中立位置にあるときに、クランク部材１５、１６のクランクピン１５ａ、１６ａが入力歯車９、１０の歯車ピン１１、１２を結んだ軸線Ｌｏと同一軸線上に位置し、中立位置からディスクプレート４、５がボス部材７に対して正側または負側に相対回転するに従ってコイルスプリング１４が弾性変形するよう構成した。

　このため、ディスクプレート４、５およびボス部材７が中立位置にあるときに、クランク部材１５、１６のクランクピン１５ａ、１６ａが入力歯車９、１０の歯車ピン１１、１２を結んだ軸線Ｌｏと同一線上に位置するので、コイルスプリング１４が弾性変形せず、コイルスプリング１４の反力が入力歯車９、１０の有効半径に作用しない。

　また、ディスクプレート４、５およびボス部材７が中立位置から捩れると、クランク部材１５、１６のクランクピン１５ａ、１６ａが入力歯車９、１０の歯車ピン１１、１２を結んだ軸線Ｌｏからオフセットするので、コイルスプリング１４が弾性変形してコイルスプリング１４の反力が入力歯車９、１０入力歯車対の有効半径に作用させることができる。

　このため、入力歯車９、１０の回転を阻止する方向に回転トルクが発生し、この回転トルクによりディスクプレート４、５からボス部材７に回転トルクを伝達させることができる。

　また、本実施の形態の捩り振動減衰装置１は、コイルスプリング１４の両端部を入力歯車９、１０に支持するクランク部材１５、１６を有し、このクランク部材１５、１６が入力歯車９、１０に回転自在に取付けられている。

　このため、入力歯車９、１０が自転してコイルスプリング１４が弾性変形したときに、コイルスプリング１４の弾性変形に追随してクランク部材１５、１６を回転させることができる。このため、コイルスプリング１４が軸線方向に対して折れ曲がるのを防止することができる。

　なお、上記各実施の形態の捩り振動減衰装置１にあっては、捩り振動減衰装置１を車両の内燃機関と変速機を有する駆動伝達系との間に介装するようにしているが、これに限らず、車両等の駆動伝達系に設けられる捩り振動減衰装置であれば何でもよい。

　例えば、ハイブリッド車両にあっては、捩り振動減衰装置１を、内燃機関の出力軸と、電動機と車輪側出力軸とに動力を分割する動力分割機構との間に介装されるハイブリッドダンパ等に適用してもよい。

　また、捩り振動減衰装置１を、トルクコンバータのロックアップクラッチ装置と変速歯車組の間に介装されるロックアップダンパ等に適用してもよい。
　また、捩り振動減衰装置１を、ディファレンシャルケースとディファレンシャルケースの外周部に設けられたリングギヤとの間に設けてもよい。

　以上のように、本発明に係る捩り振動減衰装置は、第１の回転部材と第２の回転部材との捩れ角を大きくして、弾性部材の低剛性化を図ることができ、捩り振動の減衰性能を向上させることができるという効果を有し、第１の回転部材と第２の回転部材との間で捩れ振動を減衰しつつ回転トルクを伝達するようにした捩り振動減衰装置等として有用である。

　１　捩り振動減衰装置
　２　第１の回転部材
　３　第２の回転部材
　４、５　ディスクプレート（第１の回転部材、プレート部材）
　６　クラッチディスク（第１の回転部材、プレート部材）
　７　ボス部材（第２の回転部材）
　８　入力軸
　９、１０　入力歯車（入力歯車対）
　１１、１２　歯車ピン（入力歯車対の回転中心軸）
　１２　歯車ピン
　１３　出力歯車（第２の回転部材）
　１４　コイルスプリング（弾性部材）
　１５　クランク部材（第１の支持部）
　１６　クランク部材（第２の支持部）
　１５ａ　クランクピン（第１の支持部の回転中心軸）
　１６ａ　クランクピン（第２の支持部の回転中心軸）
　

Claims

第１の回転部材と、前記第１の回転部材に回転自在に取付けられた少なくとも１組以上の入力歯車対と、前記第１の回転部材に対して相対回転自在に設けられ、前記入力歯車対に噛合する出力歯車を有する第２の回転部材と、一端部が前記入力歯車対の一方の歯車に取付けられ、他端部が前記入力歯車対の他方の歯車に取付けられた弾性部材とを備え、
　前記入力歯車対の一方の歯車が、前記一方の歯車の回転中心軸から半径方向に離隔し、前記弾性部材の一端部を支持する第１の支持部を有し、前記入力歯車対の他方の歯車が、前記他方の歯車の回転中心軸から半径方向に離隔し、前記弾性部材の他端部を支持する第２の支持部を有することを特徴とする捩り振動減衰装置。
前記出力歯車が、前記入力歯車対に対して前記第１の回転部材の半径方向内方で前記入力歯車対に噛合し、前記出力歯車と前記入力歯車対のギヤ比が１に設定されることを特徴とする請求項１に記載の捩り振動減衰装置。
前記第１の回転部材および前記第２の回転部材が相対回転していない中立位置にあるときに、前記第１の支持部および前記第２の支持部の回転中心軸が前記入力歯車対の一方および他方の歯車の回転中心軸を結んだ軸線と同一軸線上に位置し、
　前記中立位置から前記第１の回転部材が前記第２の回転部材に対して正側または負側に相対回転するに従って前記弾性部材が弾性変形することを特徴とする請求項１または請求項２に記載の捩り振動減衰装置。
前記第１の支持部および前記第２の支持部が、前記入力歯車対に回転自在に取付けられることを特徴とする請求項１ないし請求項３のいずれか１の請求項に記載の捩り振動減衰装置。
前記第１の回転部材が、内燃機関の回転トルクが伝達されるプレート部材から構成され、前記第２の回転部材が、変速歯車組を有する駆動伝達系の入力軸が連結されるボス部材から構成されることを特徴とする請求項１ないし請求項４のいずれか１の請求項に記載の捩り振動減衰装置。