CN103038546B - 起步装置 - Google Patents

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Abstract

本发明的起步装置(3)具有：锁止离合器机构(70)、流体耦合器(30、40)、弹簧式减震器(220)、摆式减震器(247)，弹簧式减震器(220)具有弹簧、将来自锁止离合器机构的输出部的动力传递至弹簧的动力传递部(223)、用于将弹簧的动力传递至输入轴的动力输出部(142、143、145)，摆式减震器(247)具有摆动件(248)、将来自弹簧式减震器的动力输出部的动力传递至摆动件的摆动件动力传递部(250)；从原动机开始在轴向上依次配置有锁止离合器的输出部、摆式减震器、弹簧式减震器、流体耦合器；锁止离合器机构的输出部和弹簧式减震器的动力传递部之间的连接在摆式减震器的外周侧进行；弹簧式减震器的动力输出部和摆动件动力传递部之间的连接在摆动件的内周侧进行。

Description

起步装置
技术领域
本发明涉及配置在原动机和变速器之间的起步装置。
背景技术
以往，已知有用于缓冲及吸收冲击扭矩等的减震装置相比起步装置的涡轮在轴向上配置在原动机侧的结构(例如，参照专利文献1)。然而，在该机构中，涡轮的外周侧的空间成为死角空间(deadspace)，从而存在不能有效利用该空间的问题。
相对于此，已知有如下结构，即，为了有效利用该死角空间，在涡轮的外周侧的空间内，以与涡轮在轴向上局部重叠的方式配置了新的减震器构成要素的结构(例如，参照专利文献2)。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2009－243536号公报
专利文献2：国际专利公开第2010/000220号(图1)
发明内容
发明要解决的问题
在专利文献2所述的结构中，新的减震器构成要素以与离心摆式减震器在轴向上相邻的方式设置在涡轮侧，从锁止离合器至该新的减震器构成要素的动力传递路径通过离心摆式减震器的内周侧。在该结构中，需要在支撑离心摆式减震器的摆动件的构件(减震板)上，形成用于确保该新的减震器构成要素的可移动范围的空间，因而成为在强度方面不利的结构。另外，在从防止摆动件和形成从锁止离合器至该新的减震器构成要素的动力传递路径的连接构件之间的干涉的角度考虑，离心摆式减震器的摆动件的可移动范围受到制约。因此，还存在离心摆式减震器的摆动件的设计自由度(例如质量及配置)下降这样的问题。
因此，本发明的目的在于，提供一种能够有效利用涡轮的外周侧的空间并且能够实现减震板等的强度的提高以及离心摆式减震器的摆动件的设计自由度的提高的起步装置。
用于解决问题的手段
为了达成上述目的，根据本发明的一个方面，提供一种起步装置，其特征在于，
该起步装置具有：
锁止离合器机构，其将来自原动机的动力以机械方式传递至变速器的输入轴，
流体耦合器，其具有涡轮及泵轮，用于将来自所述原动机的动力经由流体传递至所述输入轴，
弹簧式减震器，其具有弹簧、将来自所述锁止离合器机构的输出部的动力传递至所述弹簧的动力传递部、将所述弹簧的动力传递至所述输入轴的动力输出部，
摆式减震器，其具有摆动件、将来自所述弹簧式减震器的动力输出部的动力传递至所述摆动件的摆动件动力传递部；
从原动机开始在轴向上依次配置有所述锁止离合器的输出部、所述摆式减震器、所述弹簧式减震器、所述流体耦合器；
所述锁止离合器机构的输出部和所述弹簧式减震器的动力传递部之间的连接在摆式减震器的外周侧进行，并且，所述弹簧式减震器的动力输出部和摆动件动力传递部之间的连接在摆动件的内周侧进行。
发明效果
根据本发明，能够得到可有效利用涡轮的外周侧的空间并且能够实现减震板等的强度的提高以及离心摆式减震器的摆动件的设计自由度的提高的起步装置。
附图说明
图1是示出了一个实施例(参考例1)的起步装置1的主要部分的结构的剖视图。
图2是示出了图1所示的活塞71和第一减震器120之间的连接部的立体图。
图3是示出了另一个实施例(参考例2)的起步装置2的主要部分的结构的剖视图。
图4是示出了本发明的一个实施例(实施例3)的起步装置3的主要部分的结构的剖视图。
具体实施方式
下面，参照附图，说明用于实施本发明的最佳的方式。
图1是示出了一个实施例(参考例1)的起步装置1的主要部分的结构的剖视图。在图1中示出了起步装置1的剖面的上半部分(从输入轴10起的上半部分)。另外，在下面的说明中，轴向是指变速器的输入轴10的方向(图1中的左右方向)，径向是指沿着变速器的输入轴10观察时以变速器的输入轴10为中心的径向(与输入轴10垂直的方向，例如是图1的上下方向)。因此，径向外侧或外周侧是指在与输入轴10垂直的方向上离开输入轴10的一侧，径向内侧是指在与输入轴10垂直的方向上靠近输入轴10的一侧。
起步装置1还称为液力变矩器，配置在车辆的原动机和变速器之间。原动机通常是任意类型的发动机。起步装置1将由原动机输入的动力输出至变速器的输入轴10。另外，向变速器的输入轴10输入的动力例如经由行星齿轮单元传递至传动轴。另外，变速器也可以是自动变速器(AT)、无级变速器(CVT)等的任意类型的变速器。
起步装置1的主要构成要素包括前盖20、泵轮30、涡轮40、涡轮毂(turbinehub)50、导轮60、锁止离合器机构70及减震装置(damperdevice)100。
前盖20是起步装置1的输入构件，与位于图1的右侧的未图示的原动机相连接。即，前盖20从传动板(driveplate)(未图示)接受来自原动机的动力。前盖20以能够向泵轮30传递旋转扭矩的方式与泵轮30相连接。具体地讲，如图1所示，前盖20的外周壁的端部固定在泵轮30的径向外侧的缘部。泵轮30具有多个叶片30a。
涡轮毂50是起步装置1的输出构件，与变速器的输入轴10相连接(例如，花键嵌合)。涡轮毂50与涡轮40相连接。更具体地讲，涡轮40的涡轮外壳(runnershell)42的径向内侧端部经由第二减震板142与涡轮毂50相连接，以能够向涡轮毂50传递旋转扭矩。涡轮40具有与泵轮30的多个叶片30a在轴向相互对向的多个叶片40a。在涡轮40和泵轮30之间配置有具有多个叶片60a的导轮60。导轮60被单向离合器64以能够围绕输入轴10仅向一个方向旋转的方式支撑。
锁止离合器机构70包括：活塞(离合器片)71，其径向内侧端部被涡轮毂50支撑；锁止离合器74，其设置在活塞71的径向外侧。活塞71以能够滑动的方式支撑在涡轮毂50上，并能够围绕输入轴10旋转。另外，活塞71能够沿着轴向移动。锁止离合器74在锁止离合器机构70进行动作时，在与前盖20之间产生摩擦力。锁止离合器机构70可以借助流体的流动来进行动作。具体地讲，在锁止离合器机构70不进行动作时，活塞71借助流体的流动来与前盖20分离，从而不产生由锁止离合器74带来的摩擦力。在锁止离合器机构70进行动作时，通过切换控制阀(未图示)来使流体的流动反转，从而活塞71及锁止离合器74向前盖20按压。由此，通过由锁止离合器74带来的摩擦力，来使活塞71与前盖20以一体方式围绕输入轴10旋转。
减震装置100配置在锁止离合器机构70和涡轮毂50之间。减震装置100在锁止离合器机构70进行动作时，缓冲及吸收从锁止离合器74向涡轮毂50传递的冲击性的输入扭矩及扭矩变动。在后面详细说明减震装置100的结构。
说明起步装置1的动作的概要。在发动机进行动作时，伴随于此，前盖20及泵轮30旋转。在泵轮30旋转时，泵轮30的中心附近的流体沿着叶片30a及壁向涡轮40侧挤出，从而使涡轮40开始旋转。导轮60在泵轮30和涡轮40之间的转速差大时停止。由此，因导轮60而使流体的方向发生变化，泵轮30的旋转被加速，由此旋转扭矩增大(变矩范围)。另一方面，导轮60在涡轮40的旋转变快时，借助单向离合器64的作用来进行空转(耦合范围)，以不妨碍流体的流动。由此，在泵轮30和涡轮40之间的转速差小时，由导轮60将旋转扭矩直接传递至涡轮40。
在涡轮40的旋转变快，并满足规定的条件的情况(例如，车速达到了规定速度的情况，或者，形成了导轮60进行空转的状态(耦合范围)的情况)下，锁止离合器机构70进行动作。在锁止离合器机构70进行动作时，如上所述，从原动机向前盖20传递的动力以机械方式传递至涡轮毂50。即，从原动机向前盖20的动力，从锁止离合器74经由减震装置100以机械方式传递至涡轮毂50。此时，利用减震装置100来吸收从前盖20向涡轮毂50传递的扭矩的变动。
接着，参照图1及图2，详细说明减震装置100的结构。图2是示出了图1所示的活塞71和第一减震器120之间的连接部的立体图。
如图1所示，减震装置100包括第一减震器120和第二减震器140。
第一减震器120的至少一部分设置在涡轮40的外周侧的空间90(下面，称为死角空间90)内。在死角空间90内，第一减震器120与涡轮40在轴向上至少重叠一部分。如图1所示，在本实施例中，第一减震器120的第一弹簧124的一部分(在轴向上涡轮40侧的部位)配置在死角空间90内，与涡轮40在轴向上重叠。在此，如图1所示，死角空间90也可以定义为如下的空间，该空间是指，由包含涡轮40的在轴向上的最靠近原动机侧的点P在内的径向的面S1、涡轮40的涡轮外壳42、起步装置1的内表面(在本例中，泵轮30的泵轮外壳内表面)来划分形成的空间。此时，点P特别地取决于涡轮40上的向原动机侧凸出的弯曲部分(形成叶片40a的部分)，而并不考虑涡轮40上的涡轮毂50侧的安装部分。
从动力传递路径的角度考虑，第一减震器120设置在锁止离合器74和第二减震器140之间。第一减震器120接受来自锁止离合器74的动力，并向第二减震器140传递动力。
第一减震器120包括第一减震板122和第一弹簧124。如图1所示，第一减震板122具有在径向中心侧形成有孔的大致圆盘状的形状。第一减震板122包括保持第一弹簧124的弹簧保持部122a、径向内侧端部122c、径向外侧的外周缘部123。第一减震板122的径向内侧端部122c在轴向上夹持在涡轮40的涡轮外壳42和第二减震器140的第二减震板142之间。根据该支撑结构，第一减震板122的径向内侧端部122c被中心对齐，所以容易将第一减震板122以正确地被中心对齐的状态相对于涡轮毂50的轴进行组装。
如图1及图2所示，第一减震板122的外周缘部(动力传递部)123以能够传递旋转扭矩的方式，与活塞71的外周缘部72相连接。如图1所示，第一减震板122的外周缘部123及活塞71的外周缘部72以从径向外侧围绕第二减震器140的方式，在轴向上延伸。如图2所示，第一减震板122的外周缘部123具有在轴向上向活塞71侧突出的多个齿123a。多个齿123a沿着外周缘部123的周向隔开规定间隔排列。与此相对应地，如图2所示，活塞71的外周缘部72具有在轴向上向第一减震器120的第一减震板122侧突出的多个齿72a。多个齿72a沿着外周缘部72的周向隔开规定间隔排列。第一减震器120的第一减震板122的多个齿123a分别以嵌合在活塞71的多个齿72a之间的方式排列。由此，以使第一减震器120的第一减震板122的多个齿123a和活塞71的多个齿72a啮合的方式，实现第一减震器120的第一减震板122和活塞71的连接。另外，第一减震器120的第一减震板122的多个齿123a和活塞71的多个齿72a之间的啮合，以在周向上具有晃动(间隙)的方式实现。这是因为，第一减震板122的径向内侧端部122c夹持在涡轮40的涡轮外壳42和第二减震器140的第二减震板142之间。
另外，如图2所示，优选地，在活塞71的相邻的齿72a之间(具有多个)的一部分，形成有挡块可移动空间92。即，在图示的例子中，相对于活塞71的多个齿72a，在第一减震器120的第一减震板122的多个齿123a中存在一部分缺齿，因该缺齿而形成挡块可移动空间92。在后面叙述该挡块可移动空间92的功能。
第一弹簧124在第一减震器120的第一减震板122上大致沿着周向配置。第一弹簧124通常在第一减震器120的第一减震板122上大致沿着周向配置多个。另外，在图示的例子中，第一弹簧124被从外周缘部123绕到涡轮40侧的第一减震板122的弹簧保持部122a来从涡轮40侧保持。另外，第一弹簧124利用固定在第一减震板122上的构件122d来支撑周向端部。
第二减震器140包括第二减震板142、第三减震板145、中间板146、第二弹簧147及第三弹簧148。
第二减震板142在轴向上配置在第三减震板145的涡轮40侧。第二减震板142及第三减震板145具有在径向中心侧形成有孔的大致圆盘状的形状。第二减震板142及第三减震板145以能够相对于中间板146而围绕涡轮毂50的轴相对旋转的方式，与中间板146相连接。具体地讲，第二减震板142及第三减震板145借助铆钉170来相互固定。在铆钉170上安装有圆筒状的套筒172。套筒172确保中间板146的可移动范围。
第二减震板142在径向外侧端部具有在轴向上向涡轮40侧突出的弹簧卡合爪143。弹簧卡合爪143在周向上与第一减震器120的第一弹簧124的周向端部(座部)配合。第二减震板142经由弹簧卡合爪143接受来自第一减震器120的动力。
在第二减震板142的外周缘部，以任意的结构形成有朝向径向外侧延伸的挡块部144。如图2所示，挡块部144延伸到挡块可移动空间92内，该挡块可移动空间92是由活塞71的相邻的齿72a沿着周向划分形成的空间。挡块可移动空间92规定挡块部144的在周向上的可移动范围。因此，第二减震板142的旋转，通过挡块部144在周向上与划分形成挡块可移动空间92的活塞71的相邻的齿72a中的一个齿抵接而被限制。另外，这样的由挡块部144带来的机械上的阻挡功能，例如可以针对超过常用范围那样的冲击输入等发挥功能。
这样的挡块部144能够配置于在径向上比较大的径向位置上。即，能够将挡块部144配置在更靠径向外侧的位置。由此，在挡块部144发挥作用时能够实现力的传递路径上的减震板(第二减震板142等)的低刚性化。另外，能够利用第一减震器120的多个齿123a和活塞71的多个齿72a的啮合部的一部分，有效地实现阻挡功能。
图1所示的中间板146在整体上具有在径向中心侧形成有孔的大致圆盘状的形状。在轴向上中间板146设置在第二减震板142和第三减震板145之间。中间板146在径向内侧端部与涡轮毂50相连接。因此，中间板146与涡轮毂50一体旋转。
第二弹簧147及第三弹簧148在轴向上位于第二减震板142和第三减震板145之间，并大致沿着周向配置在中间板146上。第二弹簧147及第三弹簧148通常分别大致沿着周向配置有多个。第二弹簧147相比第三弹簧148配置在径向外侧。在图示的例子中，第二弹簧147在径向上配置在第三弹簧148和第一减震器120的第一弹簧124之间的径向位置。另外，第二弹簧147在轴向上相比第一减震器120的第一弹簧124更靠原动机侧，因此，第二弹簧147不位于上述死角空间90内。另外，就这些第一弹簧124、第二弹簧147及第三弹簧148的位置关系而言，可以在用剖面观察时时将各弹簧中心轴(线圈中心轴)的位置作为基准。第二弹簧147及第三弹簧148分别针对第二减震板142及第三减震板145相对于中间板146的围绕涡轮毂50的轴进行的相对旋转发挥弹性作用及衰减作用。另外，第二弹簧147及第三弹簧148也可以是结构(弹性特性及物理特性等)相互不同的弹簧。另外，第二弹簧147及第三弹簧148也可以在第二减震板142及第三减震板145相对于中间板146围绕涡轮毂50的轴进行相对旋转的期间，在不同的阶段发挥作用。
在减震装置100中，来自锁止离合器74的动力从活塞71的外周缘部72向第一减震器120(第一减震板122的外周缘部123)传递。由第一减震板122的外周缘部123接受的动力，经由第一减震器120的第一弹簧124向第二减震器140(第二减震板142的弹簧卡合爪143)传递。由第二减震板142的弹簧卡合爪143接受的动力，经由第二弹簧147及第三弹簧148向第二减震器140的中间板146及涡轮毂50传递。这样，从锁止离合器74向涡轮毂50的动力传递经由减震装置100来实现。
本参考例1的减震装置100具有第一减震器120及第二减震器140这两个减震器，因而能够实现能够充分吸收比较大的扭矩变动(例如由高输出的原动机产生的比较大的扭矩变动)的高容量的减震装置。
特别地，在本参考例1中，如上所述，第一减震器120在死角空间90内至少配置有一部分。更具体地讲，如图1所示，第一减震器120的第一弹簧124的一部分(在轴向上涡轮40侧的部位)配置在死角空间90内。这样能够有效利用通常作为死角空间90而不使用的空间，并且能够实现减震装置100的高容量化。另外，与不使用该死角空间90而实现同样的高容量化的结构相比，能够有效地缩短起步装置1的轴向长度。另外，第一减震器120的第一弹簧124通过利用死角空间90，能够配置在径向上比较大的径向位置上。即，第一减震器120的第一弹簧124能够配置在更靠近径向外侧的位置。由此，能够降低第一弹簧124的弹性系数，从而能够实现各种减震板(第一减震板122、第二减震板142等)的低刚性化。
另外，在本参考例1中，从锁止离合器74至第一减震器120的动力传递路径，通过第二减震器140的径向外侧。更具体地讲，从锁止离合器74至第一减震器120的动力传递路径，从活塞71的外周缘部72经由第一减震板122的外周缘部123，并在轴向上绕到第二减震器140的涡轮40侧。即，从锁止离合器74至第一减震器120的动力传递路径，不需在轴向上贯通第二减震器140的构成要素，而是通过第二减震器140的径向外侧，在轴向上从锁止离合器74侧越过第二减震器140而到达涡轮40侧。在此，在从锁止离合器74至第一减震器120的动力传递路径在轴向上贯通第二减震器140中的动力传递路径的情况下，如上述专利文献2相关联地叙述那样，需要在第二减震器140的构成要素内形成用于确保第一减震器120的可移动范围的空间，因而在强度上不利。相对于此，在本参考例1中，不需在第二减震器140的构成要素内形成用于确保第一减震器120的可移动范围的空间(套筒等)，从而能够实现提高第二减震器140的第二减震板142等的强度。另外，在本参考例1中，从锁止离合器74至第一减震器120的动力传递路径通过第二减震器140中的动力传递路径的径向外侧。
图3是示出了另一个实施例(参考例2)的起步装置2的主要部分的结构的剖视图。在图3中示出了起步装置2的剖面的上半部分(从输入轴10起的上半部分)。本参考例2的起步装置2，与上述参考例1的起步装置1相比，主要在第一弹簧124的保持方式上不同。在本参考例2的起步装置2中，对于与上述参考例1的起步装置1上的构成要素实质上相同的构成要素，在图3中标注相同的附图标记并省略说明。下面，主要说明本参考例2的起步装置2上的减震装置1000。
起步装置2包括减震装置1000。如图3所示，减震装置1000包括第一减震器1200和第二减震器1400。
第一减震器1200在涡轮40的外周侧的空间90(死角空间90)内，以与涡轮40在轴向上重叠一部分的方式设置。
第一减震器1200包括减震器输入构件1202和第一弹簧124。如图3所示，减震器输入构件1202具有在径向内周侧形成有孔的大致圆盘状的形状。减震器输入构件1202具有外周缘部1204，并且在径向内周侧具有弹簧卡合爪1206。
如图3所示，减震器输入构件1202的外周缘部(动力传递部)1204，以能够传递旋转扭矩的方式，与活塞71的外周缘部72相连接。如图3所示，第一减震器1200的外周缘部1204及活塞71的外周缘部72，以从径向外侧围绕第二减震器1400的方式，在轴向上延伸。第一减震器1200的外周缘部1204，也可以以与上述参考例1的起步装置1中的第一减震板122的外周缘部123及活塞71的外周缘部72的连接方式相同的连接方式(即，如图2示出那样的在轴向上相对向的齿和齿相啮合的方式)，与活塞71的外周缘部72相连接。但是，优选地，第一减震器1200的外周缘部1204的齿1204a和活塞71的齿72a(参照图2)之间的啮合，以在周向上没有晃动(间隙)的方式实现。这是因为，本参考例2的减震器输入构件1202与上述参考例1的第一减震板122不同，其径向内侧端部未被支撑。
第一减震器1200的弹簧卡合爪1206在轴向上向涡轮40侧延伸，并与第一减震器1200的第一弹簧124的周向端部在周向上配合。
第二减震器1400包括第二减震板142、第三减震板145、中间板146、第二弹簧147及第三弹簧148。在第二减震板142上固定有弹簧保持板142a，该弹簧保持板142a保持第一减震器1200的第一弹簧124。弹簧保持板142a可以与第二减震板142一体形成，也可以固定在第二减震板142上。弹簧保持板142a以从涡轮40侧绕回的方式保持第一弹簧124。另外，弹簧保持板142a与第一减震器1200的第一弹簧124的周向端部在周向上配合。第二减震板142经由弹簧保持板142a接受来自第一减震器1200的动力。
在减震装置1000中，来自锁止离合器74的动力从活塞71的外周缘部72向第一减震器120(减震器输入构件1202的外周缘部1204)传递。由减震器输入构件1202的外周缘部1204接受的动力，经由第一减震器120的第一弹簧124向第二减震器1400(固定在第二减震板142上的弹簧保持板142a)传递。由弹簧保持板142a接受的动力，经由第二弹簧147及第三弹簧148向第二减震器1400的中间板146及涡轮毂50传递。这样，从锁止离合器74至涡轮毂50的动力传递经由减震装置1000来实现。
本参考例2的减震装置1000具有第一减震器1200及第二减震器1400这样的两个减震器，因而能够实现能够吸收比较大的扭矩变动(例如由高输出的原动机产生的比较大的扭矩变动)的高容量减震装置。
特别地，在本参考例2中，如上所述，第一减震器1200在死角空间90内至少配置有一部分。更具体地讲，如图3所示，第一减震器1200的第一弹簧124的一部分(在轴向上涡轮40侧的部位)配置在死角空间90内。这样能够有效地利用通常作为死角空间90而不使用的空间，并且能够实现减震装置1000的高容量化。另外，与不使用该死角空间90而实现同样的高容量化的结构相比，能够有效地缩短起步装置2的轴向长度。另外，第一减震器1200的第一弹簧124通过利用死角空间90，能够配置在比较大的径向位置。由此，能够降低第一弹簧124的弹性系数，从而能够实现各种减震板(减震器输入构件1202、第二减震板142、弹簧保持板142a等)的低刚性化。
另外，在本参考例2中，从锁止离合器74至第一减震器1200的动力传递路径，通过第二减震器1400的径向外侧。更具体地讲，从锁止离合器74至第一减震器1200的动力传递路径，从活塞71的外周缘部72经由减震器输入构件1202的外周缘部1204，在轴向上绕到第二减震器1400的涡轮40侧。即，从锁止离合器74至第一减震器1200的动力传递路径，不需在轴向上贯通第二减震器1400的构成要素，而是通过第二减震器1400的径向外侧，在轴向上从锁止离合器74侧越过第二减震器1400而到达涡轮40侧。由此，不需在第二减震器1400的构成要素内形成用于确保第一减震器1200的可移动范围的空间，从而能够实现提高第二减震器1400的第二减震板142等的强度。另外，在本参考例2中，从锁止离合器74至第一减震器1200的动力传递路径通过第二减震器1400中的动力传递路径的径向外侧。
图4是示出了本发明的一个实施例(实施例3)的起步装置3的主要部分的结构的剖视图。在图4中示出了起步装置3的剖面的上半部分(从输入轴10起的上半部分)。本实施例3的起步装置3，与上述参考例1的起步装置1相比，主要的差异点在于第二减震器240的结构及具有离心摆式减震器(摆式减震器(pendulumdamper))247。在本实施例3的起步装置3中，对于与上述参考例1的起步装置1中的构成要素实质上相同的构成要素，在图4中标注相同的附图标记并省略说明。下面，主要说明本实施例3的起步装置3上的特有的结构。
起步装置3包括减震装置200。如图4所示，减震装置200包括第一减震器220、第二减震器240、离心摆式减震器(centrifugalpendulumdamper)247。
第一减震器220在涡轮40的外周侧的空间90(死角空间90)内，以与涡轮40在轴向上重叠一部分的方式设置。
第一减震器220包括第一减震板222和第一弹簧124。如图4所示，第一减震板222具有在径向内周侧形成有孔的大致圆盘状的形状。第一减震板222包括外周缘部223和用于保持第一弹簧124的弹簧保持部222a。
如图4所示，第一减震板222的外周缘部(动力传递部)223以能够传递旋转扭矩的方式，与活塞71的外周缘部72相连接。如图4所示，第一减震器220的外周缘部223及活塞71的外周缘部72以从径向外侧围绕第二减震器240的方式，在轴向上延伸。第一减震器220的外周缘部223，也可以以与上述参考例1的起步装置1中的第一减震板122的外周缘部123及活塞71的外周缘部72的连接方式相同的连接方式(即，如图2示出那样的在轴向上相对向的齿和齿相啮合的方式)，与活塞71的外周缘部72相连接。但是，优选地，第一减震器220的外周缘部223的齿223a和活塞71的齿72a(参照图2)之间的啮合，以在周向上没有晃动(间隙)的方式来实现。这是因为，本实施例3的第一减震板222与上述参考例1的第一减震板122不同，其径向内侧端部未被支撑。另外，本实施例3的第一减震板222也可以与上述参考例1的第一减震板122同样，其径向内侧端部被支撑。即，第一减震板222也可以夹持在涡轮40的涡轮外壳42和第二减震器240的第二减震板142之间。
第一减震器220的弹簧保持部222a以从涡轮40侧绕回的方式保持第一弹簧124。另外，弹簧保持部222a与第一减震器220的第一弹簧124的周向端部在周向上配合。
第二减震器240包括第二减震板142、第三减震板145、中间板146及第三弹簧148。另外，第三弹簧148相比配置在死角空间90内的第一减震器220的第一弹簧124在轴向上配置在原动机侧。另外，第二减震板142与涡轮外壳42的径向内侧端部一起，借助铆钉270来固定在与涡轮毂50一体旋转的构件280上。另外，第二减震板142和涡轮毂50的连接方式也可以与上述参考例1相同。
离心摆式减震器247相比第一减震器220的第一弹簧124在轴向上配置在原动机侧。在图示的例子中，离心摆式减震器247相比第三弹簧148配置在径向外侧，与第一减震器220的第一弹簧124配置在大致相同的径向位置。离心摆式减震器247产生对原动机的扭矩变动进行反作用的扭矩。即，离心摆式减震器247从第一减震器220的第一弹簧124接受动力(振动)，并将该动力(抵消该振动成分的反作用力)经由第二减震器240的第三减震板145传递至涡轮毂50。
在图示的例子中，离心摆式减震器247包括摆动件(pendulum)248和突缘(减震板)250。突缘250具有平面状的圆盘状的形状，与活塞71的基本面(比外周缘部72靠内周侧的部位)大致平行地延伸。突缘250的径向外侧部位大致直线状地延伸，构成用于支撑摆动件248的支撑部。突缘250的径向内侧部位借助铆钉272来与第三减震板145相连接。即，突缘250相比第三弹簧148在径向内侧与第三减震板145相连接。
摆动件248在突缘250的周向上设置有多处(例如4处)。另外，如图4所示，摆动件248也可以在轴向上设置在突缘250的两侧。摆动件248具有规定形状的用于引导的缺口槽249，在该缺口槽249内插入并贯通引导销274。引导销274具有挡止部，并且该引导销274以自由旋转的方式插入并贯通在突缘250及摆动件248中，并以能够沿着形成在突缘250上的规定形状的用于引导的缺口槽和形成在摆动件上的用于引导的缺口槽双方的形状进行旋转的方式组装。另外，将摆动件248设置在突缘250的两个侧面上时的摆动件间空隙(clearance)，由未图示的多个摆动件连接构件来规定。因此，通过引导销274沿着用于引导的缺口槽249在周向上移动，摆动件248能够相对于突缘(flange)250相对地在周向上移动。另外，用于引导的缺口槽249的周向的形状通常不与输入轴10形成为同心圆状，而是以距输入轴10的径向位置发生变化的方式形成。在该情况下，在引导销274沿着用于引导的缺口槽249移动时，摆动件248相对于突缘250还相对地在径向上移动。
在减震装置200中，来自锁止离合器74的动力从活塞71的外周缘部72向第一减震器220(第一减震板222的外周缘部223)传递。由第一减震板222的外周缘部223接受到的动力经由第一减震器220的第一弹簧124向第二减震器240(第二减震板142的弹簧卡合爪143)传递。由第二减震板142的弹簧卡合爪143接受到的动力受到第三弹簧148的衰减作用后向涡轮毂50传递。这样，从锁止离合器74至涡轮毂50的动力传递经由减震装置200来实现。另外，原动机的扭矩变动经由第二减震器240的第三减震板145受到离心摆式减震器247的作用而被衰减。
更具体地讲，如上所述，第二减震器240的第三减震板145与第二减震板142以一体方式相连接，从而与第二减震板142协同动作地将来自第一减震器220的动力向第二减震器240的第三弹簧148传递(输入)。另外，作为第二减震器240的输出部发挥作用的中间板146向涡轮毂50传递。进而，第二减震器240的第三减震板145与离心摆式减震器247的突缘250相连接。因此，第三减震板145接受离心摆式减震器247的摆动件249的衰减作用和第一减震器220的第一弹簧124的衰减作用。第一减震器220和第二减震器240的各中间构件(减震板142、145)与流体耦合器的涡轮40相连接，因而产生由涡轮40的重量引起的比较大的振动。通过使摆式减震器247与涡轮40连接在相同的中间构件(减震板142、145)上，能够使涡轮40的振动衰减，从而使与原动机的振动相伴产生的扭矩变动有效地衰减。
本实施例3的减震装置200具有第一减震器220、第二减震器240及离心摆式减震器247，因而能够实现能够充分地吸收比较大的扭矩变动的高容量的减震装置。
特别地，在本实施例3中，如上所述，第一减震器220在死角空间90内至少配置有一部分。更具体地讲，如图4所示，第一减震器220的第一弹簧124的一部分(在轴向上涡轮40侧的部位)配置在死角空间90内。这样能够有效地利用通常作为死角空间90而不使用的空间，并且能够实现减震装置200的高容量化。另外，与不使用该死角空间90而实现同样的高容量化的结构相比，能够有效地缩短起步装置3的轴向的长度。另外，第一减震器220的第一弹簧124通过利用死角空间90，能够配置在比较大的径向位置。由此，能够降低第一弹簧124的弹性系数，从而能够实现各种减震板(第一减震板222、第二减震板142等)的低刚性化。
另外，在本实施例3中，从锁止离合器74至第一减震器220的动力传递路径，通过第二减震器240及离心摆式减震器247的径向外侧。更具体地讲，从锁止离合器74至第一减震器220的动力传递路径，从活塞71的外周缘部72经由第一减震板222的外周缘部223，在轴向上绕到离心摆式减震器247及第二减震器240的涡轮40侧。即，从锁止离合器74至第一减震器220的动力传递路径，不需在轴向上贯通离心摆式减震器247及第二减震器240的构成要素，而是通过离心摆式减震器247及第二减震器240的径向外侧，在轴向上从锁止离合器74侧越过离心摆式减震器247及第二减震器240到达涡轮40侧。由此，不需在离心摆式减震器247及第二减震器240的构成要素内形成用于确保第一减震器220的可移动范围的空间，从而能够实现提高离心摆式减震器247及第二减震器240的各减震板(第二减震板142等)的强度。另外，在本实施例3中，从锁止离合器74至第一减震器220的动力传递路径通过第二减震器240中的动力传递路径的径向外侧。
另外，在本实施例3中，如上所述，用于划分形成从锁止离合器74至第一减震器220的动力传递路径的连接构件(活塞71的外周缘部72)配置在离心摆式减震器247的径向外侧，因而与该连接构件穿过离心摆式减震器247的径向内侧的(贯通突缘)结构相比，离心摆式减震器247的摆动件248的可移动范围的自由度变高。具体地讲，离心摆式减震器247的摆动件248移动到离心摆式减震器247的突缘248的外周缘的内径侧(即，基于用于引导的缺口槽249的形状来相对于突缘248向径向内侧相对移动)，但不需考虑由这样的移动引起的摆动件248和连接构件之间的干涉。因此，离心摆式减震器247的摆动件248的尺寸及配置的自由度变高。
另外，在本实施例3中，如上所述，从原动机开始在轴向上依次配置活塞71、离心摆式减震器247、第一减震器220及流体耦合器(泵轮30及涡轮40)，因而能够在轴向上在活塞71和流体耦合器之间划分形成的空间内有效地配置离心摆式减震器247及第一减震器220。例如，与本实施例3相反地，在将离心摆式减震器247配置在流体耦合器侧，并将第一减震器220配置在活塞71侧时，离心摆式减震器247的摆动件248的可移动范围受到较大的制约。这样，在流体耦合器侧划分形成的弯曲的边界的空间内，配置具有弯曲剖面部(例如第一弹簧124)的第一减震器220，而在活塞71侧划分形成的平面状的边界的空间内，配置具有大致平面状的剖面的离心摆式减震器247，由此能够有效地利用有限的空间。进而，关于第二减震器240，也与第一减震器220同样地，能够配置于在轴向上在活塞71和流体耦合器之间划分形成的空间内。此时，第二减震器240的第三弹簧148相比第一减震器220的第一弹簧124在轴向上位于原动机侧，由此能够更加提高空间利用效率。
另外，在上述实施例中，权利要求书中的“流体耦合器”与泵轮30及涡轮40相对应，权利要求书中的“锁止离合器机构的输出部”与活塞71(及其外周缘部72)相对应，权利要求书中的“弹簧式减震器”与第一减震器220相对应，权利要求书中的“弹簧式减震器的动力传递部”与第一减震板222的外周缘部223相对应。另外，权利要求书中的“弹簧式减震器的动力输出部”主要与第二减震板142、弹簧卡合爪143及第三减震板145相对应。在此，在上述中，第二减震板142、弹簧卡合爪143及第三减震板145作为第二减震器240的构成要素进行了说明，但也可以作为来自第一减震器220的输出构件发挥功能，从该角度出发，还能够作为第一减震器220的构成要素。另外，权利要求书中的“离心摆式减震器247”及“摆动件动力传递部”分别与离心摆式减震器247及突缘250相对应。
进而，权利要求书中的“第二弹簧式减震器”与第二减震器240相对应，权利要求书中的“第二动力传递部”主要与弹簧卡合爪143相对应，权利要求书中的“第二动力输出部”与中间板146相对应。权利要求书中的“连接部”与第二减震板142、弹簧卡合爪143及第三减震板145相对应。
至此，详细说明了本发明的优选的实施例，但本发明并不限定于上述实施例，只要不脱离本发明的范围，能够对上述实施例实施各种变形及置换。
例如，在上述参考例1中，相对于活塞71的多个齿72a，在第一减震器120的第一减震板122的多个齿123a中存在缺齿，并由该缺齿形成挡块可移动空间92。然而，也可以是相反的结构。即，也可以相对于第一减震板122的多个齿123a，在活塞71的多个齿72a中存在缺齿，并由该缺齿形成挡块可移动空间92。即，也可以在第一减震板122上的相邻的齿123a之间形成挡块可移动空间92。另外，这同样适用于上述参考例2及实施例3。
另外，在上述参考例1中，第一减震板122的外周缘部123及活塞71的外周缘部72以如图2示出那样的在轴向上相对向的齿和齿相啮合的方式相连接，但只要是在第一减震板122的外周缘部123和活塞71的外周缘部72之间能够实现在轴向上的相对移动并且能够传递旋转扭矩的连接方式即可，也可以采用如花键嵌合那样的其他连接方式。对此也可以同样适用于上述参考例2及实施例3。
另外，在上述参考例1、参考例2及实施例3中，第二减震器140、240、1400的结构只要是从第一减震器120、220、1200接受来自锁止离合器74的动力，并经由弹簧等向涡轮毂50传递的结构即可，可以是任意的结构。例如，在上述参考例1、参考例2中，还能够去掉第二弹簧147及第三弹簧148中的一个弹簧。另外，在实施例3中，还能够去掉第二减震器240。
另外，在上述参考例1、参考例2及实施例3中，除了减震装置100、200、1000、活塞71以外的结构，只要是在涡轮40的外周侧存在死角空间90的结构即可，可以是任意结构。例如，也可以采用不存在导轮60的结构以及在锁止离合器机构70中使用多板式离合器的结构等。
另外，在上述参考例1中，在死角空间90内配置第一减震器120的第一弹簧124的一部分，但也可以将第一减震器120的第一弹簧124的整体配置在死角空间90内。或者，相反地，也可以将第一减震器120的第一弹簧124的整体配置在死角空间90外(面S1的原动机侧)，此时，只要将第一减震器120的构件的一部分配置在死角空间90内即可。关于这些，对于上述参考例2及实施例3也同样。例如，在上述参考例1的情况下，只要第一减震器120的第一减震板122的一部分(尤其是弹簧保持部122a)配置在死角空间90内即可。在上述参考例2的情况下，只要弹簧保持板142a配置在死角空间90内即可。在上述实施例3的情况下，只要第一减震板222的弹簧保持部222a配置在死角空间90内即可。
另外，本国际申请基于2010年9月30日申请的日本专利申请2010－221024号主张优先权，并将其全部内容参照并引用到本国际申请中。
附图标记的说明
1、2、3起步装置
10输入轴
20前盖
30泵轮
30a叶片
40涡轮
40a叶片
42涡轮外壳
50涡轮毂
60导轮
60a叶片
64单向离合器
70锁止离合器机构
71活塞
72活塞的外周缘部
72a齿
74锁止离合器
90死角空间
92挡块可移动空间
100、200、1000减震装置
120、220、1200第一减震器
122第一减震板
122a弹簧保持部
122c径向内侧端部
123外周缘部
123a齿
124第一弹簧
140、240、1400第二减震器
142第二减震板
142a弹簧保持板
143弹簧卡合爪
144挡块部
145第三减震板
146中间板
147第二弹簧
148第三弹簧
170铆钉
172套筒
222第一减震板
222a弹簧保持部
223外周缘部
223a齿
247离心摆式减震器
248摆动件
250突缘
1202减震器输入构件
1204外周缘部
1204a齿
1206弹簧卡合爪

Claims (6)

1.一种起步装置，其特征在于，
具有：
锁止离合器机构，其将来自原动机的动力以机械方式传递至变速器的输入轴，
流体耦合器，其具有涡轮及泵轮，用于将来自所述原动机的动力经由流体传递至所述输入轴，
弹簧式减震器，其具有弹簧、将来自所述锁止离合器机构的输出部的动力传递至所述弹簧的动力传递部、将所述弹簧的动力传递至所述输入轴的动力输出部，
摆式减震器，其具有摆动件、将来自所述弹簧式减震器的动力输出部的动力传递至所述摆动件的摆动件动力传递部；
从原动机起在轴向上依次配置有所述锁止离合器的输出部、所述摆式减震器、所述弹簧式减震器、所述流体耦合器；
所述锁止离合器机构的输出部和所述弹簧式减震器的动力传递部之间的连接在摆式减震器的外周侧进行，并且，所述弹簧式减震器的动力输出部和摆动件动力传递部之间的连接在摆动件的内周侧进行。
2.如权利要求1所述的起步装置，其特征在于，
还具有第二弹簧式减震器，该第二弹簧式减震器具有第二弹簧、第二动力传递部和第二动力输出部，所述第二动力传递部与所述弹簧式减震器的动力输出部构成为一体，用于将来自所述弹簧式减震器的动力传递至所述第二弹簧，所述第二动力输出部将所述第二弹簧的动力传递至所述输入轴；
在作为使所述弹簧式减震器和所述第二弹簧式减震器相连接的连接部发挥功能的所述弹簧式减震器的动力输出部及所述第二弹簧式减震器的第二动力传递部上，连接有所述摆式减震器的摆动件动力传递部。
3.如权利要求1所述的起步装置，其特征在于，
所述连接部与所述涡轮相连接。
4.如权利要求2所述的起步装置，其特征在于，
所述连接部与所述涡轮相连接。
5.如权利要求2所述的起步装置，其特征在于，
所述第二弹簧在所述输入轴的轴向上配置在所述弹簧的所述原动机侧。
6.如权利要求4所述的起步装置，其特征在于，
所述第二弹簧在所述输入轴的轴向上配置在所述弹簧的所述原动机侧。
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