CN104428560A - 用于车辆的减振器装置 - Google Patents

Abstract

在从发动机(24)侧传递转矩的正扭转角区中，一直产生小的滞后转矩(H1)。因此，在怠速运转期间出现的小幅度的扭转振动可通过所述小的滞后转矩(H1)有效地减弱，而无需例如在发动机(24)的怠速运转期间转换成大的滞后转矩(H2)。结果，可防止由于在怠速运转期间转换成大的滞后转矩而导致驾驶员感觉到的不舒适，且因此可提高驾驶性能。

Description

用于车辆的减振器装置

技术领域

本发明涉及一种设置在发动机和包括有电动机-发电机的驱动单元之间的用于车辆的减振器装置，且更具体地涉及一种用于设定最佳的滞后转矩的技术。

背景技术

现可用一种如下构造，在该构造中，产生滞后转矩的滞后机构设置在用于车辆的减振器装置中，所述减振器装置安装在发动机和包括有电动机-发电机的驱动单元之间，且所述减振器装置在吸收由发动机产生的转矩波动的同时传递动力。例如，在公布号为2006-29363的日本专利申请(JP 2006-29363 A)中描述了这种减振器装置。在JP2006-29363 A中描述的减振器装置中，使用了一种技术，当在沿转矩从发动机侧传递的正方向的扭转中的相对扭转角等于或小于预定值时，则通过所述技术产生小的滞后转矩，而当所述相对扭转角超出预定值时，则通过所述技术产生大的滞后转矩，并且在沿转矩从驱动单元侧传递的负方向的扭转的情况下，通过所述技术产生大的滞后转矩。

然而，例如，在发动机的怠速运转期间，由于产生了小的扭转振动，因此，期望的是，通过小的滞后转矩来减弱振动。为了这个目的，在JP 2006-29363 A中描述的减振器装置中，当在沿转矩从发动机侧传递的正方向的扭转中，相对扭转角等于或小于预定值时，在怠速运转期间发生的振动和在正常的发动机运转期间发生的隆隆声通过产生小的滞后转矩来减弱。然而，在JP 2006-29363 A中描述的减振器装置中，由于小的滞后转矩和大的滞后转矩之间的转换是基于相对扭转角而执行的，因此当期望小的滞后转矩时(例如在怠速运转和正常发动机运转期间)，可能产生的是大的滞后转矩，而驾驶员可能会感觉不舒适。

发明内容

本发明提供了一种用于车辆的减振器装置，该减振器装置可依照运转状态产生最佳的滞后转矩。

本发明的第一方案归于用于车辆的减振器装置中。所述减振器装置设置有第一滞后机构和第二滞后机构。所述第一滞后机构构造为产生预定的第一滞后转矩。所述第二滞后机构构造为产生大于所述第一滞后转矩的第二滞后转矩。所述第一滞后机构和所述第二滞后机构可设置在发动机和装备有电动机-发电机的动力传递装置之间。所述第一滞后机构和所述第二滞后机构在从发动机侧传递转矩的正扭转角区中产生所述第一滞后转矩，并且所述第一滞后机构和所述第二滞后机构在从动力传递装置侧传递转矩的负扭转角区中产生所述第二滞后转矩。

在这种构造下，在转矩从发动机侧传递的正扭转角区中，一直产生小的滞后转矩。因此，例如，在怠速运转或正常发动机运转期间，不执行向大的滞后转矩的转换，所以，在怠速运转期间出现的小幅度的扭转振动以及在正常发动机运转期间出现的隆隆声可通过小的滞后转矩有效地减弱。结果，防止由于在怠速运转或正常发动机运转期间转换成大的滞后转矩而导致驾驶员感觉到的不舒适，且因此可以提高驾驶性能。

在所述减振器装置中，当扭转角小于所述负扭转角区的预定角时，所述第一滞后机构和所述第二滞后机构可产生比在所述扭转角等于或大于所述预定角时产生的滞后转矩小的滞后转矩。在这种情况下，在发动机起动-停止控制期间，低频且大幅度的扭转振动在负扭转角区中产生，但是那些振动可通过大的滞后转矩的产生而减弱。同时，在怠速运转期间，产生小幅度的扭转振动，但是那些扭转振动可通过小的滞后转矩的产生而有效地减弱。

在所述减振器装置中，预定角可被设定成在所述发动机的怠速运转期间的扭转角波动的一半的角度。在这种情况下，在怠速运转期间出现的振动可被高效率地减弱。

所述减振器装置可包含能够绕旋转轴线旋转的一对圆盘板、能够绕所述旋转轴线旋转的毂、以及布置在所述圆盘板中的每一个与所述毂之间的弹性构件，所述弹性构件将所述圆盘板和所述毂连接，以便传递动力，并且所述第二滞后机构可构造为使得：响应于扭转角的变化，设置在所述毂的外圆周端部的摩擦元件沿所述圆盘板滑动。在这种构造下，当产生大的滞后转矩时，大的滞后转矩能通过不需要弹簧或类似物的简单结构产生。

在所述减振器装置中，所述圆盘板可具有切口，并且所述圆盘板的沿所述第二滞后机构中的所述摩擦元件滑动的部分可由所述切口限定，所述圆盘板的所述部分朝向摩擦元件侧倾斜。在这种情况下，通过使圆盘板朝向摩擦元件侧倾斜来形成，可容易地构造使圆盘板和摩擦元件能够滑动的机构。

附图说明

参考附图，将在下文描述本发明的示范性实施例的特征、优点以及技术和产业意义，在附图中，同样的附图标记表示同样的元件，并且其中：

图1是图示出用于使用了本发明的混合动力车的驱动装置的示意构造图；

图2是详细地图示出图1所示的减振器装置的构造的剖视图；

图3是图2所示的减振器装置的一部分的放大剖视图；

图4是减振器沿箭头IV方向截取的图2所示的减振器装置的箭头IV视图，其一部分被切除；

图5主要是图4所示的减振器装置中的第二板的悬臂部的外围的进一步简化的视图；

图6示出了图2所示的减振器装置中的滞后转矩值与毂的行程之间的关系；

图7示出了图2所示的减振器装置的扭转特性；以及

图8图示出在发动机起动时的减振器行为。

具体实施方式

在本说明书中，在从发动机侧传递转矩时(即，在传递正转矩时)的减振器装置的扭转角定义为正扭转角，而在从驱动单元侧传递转矩时(即，在传递负转矩时)的减振器装置的扭转角定义为负扭转角。

进一步地，在本说明书中，在负扭转角区中的大的扭转角意指沿负方向的扭转角的绝对值为大的，而小的扭转角意指扭转角接近于零。

参考附图，将在下文更详细地解释本发明的实施例。在下文的实施例中，附图适当地简单化或变形，并且部件的纵横比和形状不一定精确描绘。

图1是图示出用于使用了本发明的混合动力车的车辆用驱动装置10的示意构造图。车辆用驱动装置10构造为包含发动机24、动力传递装置12、以及下文描述的减振器装置38，该减振器装置设置在发动机24和动力传递装置12之间。在图1所示的车辆用驱动装置10中，通过下文描述的减振器装置38和行星齿轮装置26，发动机24的转矩(其为主驱动源)传递到车轮侧输出轴14，并且通过差速齿轮装置16，所述转矩从车轮侧输出轴14传递到一对左右驱动轮18。进一步地，车辆用驱动装置10还设置有第二电动机-发电机MG2，该第二电动机-发电机MG2能够选择地执行用于输出行驶用的驱动力的驱动控制以及用于复原能量的再生控制，并且该第二电动机-发电机MG2通过自动变速器22来连接至车轮侧输出轴。因此，依照在自动变速器22中设定的变速比γs(第二电动机-发电机MG2的旋转速度Nmg2与车轮侧输出轴的旋转速度Nout之比)，从第二电动机-发电机MG2传递到车轮侧输出轴的输出转矩增加或减小。

第二电动机-发电机MG2与驱动轮18之间的动力传递路径中采用的自动变速器22被构造为能够建立变速比γs大于“1”的多个级，并且在从第二电动机-发电机MG2输出转矩的行驶期间，自动变速器可增加转矩且将其传递到车轮侧输出轴。因此，第二电动机-发电机MG2构造为具有更低的容量或更小的尺寸。结果，例如，当车轮侧输出轴的旋转速度Nout随着车速的提升而增加时，为了维持第二电动机-发电机MG2的良好的运转效率，变速比γs降低且第二电动机-发电机MG2的旋转速度Nmg2减小，并且当车轮侧输出轴的旋转速度Nout减小时，变速比γs增加且第二电动机-发电机旋转速度Nmg2增加。

动力传递装置12装备有第一电动机-发电机MG1以及第二电动机-发电机MG2，并且将发动机24的转矩传递到驱动轮18。发动机24为例如汽油机或柴油机的传统的内燃机，在所述内燃机中，通过燃料燃烧来输出动力，并且所述内燃机被构造为其运转状态(例如节气门开度、进气量、燃料供给量、以及点火正时)由用于发动机控制的电子控制单元(E-ECU)(图中未示出)来电子控制，该电子控制单元(E-ECU)包含作为主部件的微型计算机。来自检测加速踏板的压低量的加速踏板压低量传感器AS、用于检测制动踏板是否操作的制动传感器BS等的检测信号被提供给电子控制单元。

例如，第一电动机-发电机MG1(电动机-发电机)为同步电动机，该同步电动机构造为选择性地显示产生驱动转矩的电动机的功能和发电机的功能，并且通过逆变器30连接至例如电池或电容器的蓄电装置32。通过使用包含作为主部件的微型计算机的用于电动机-发电机控制的电子控制单元(MG-ECU)(图中未示出)来控制逆变器30，从而调整或设定第一电动机-发电机MG1的输出转矩或第一电动机-发电机MG1的再生转矩。

行星齿轮装置26为单一小齿轮型的传统的行星齿轮装置，该传统的行星齿轮装置执行差动作用且包含以下三个旋转元件：太阳轮S0、布置在与太阳轮S0同一中心的圆上的齿圈R0、以及齿轮架CA0，该齿轮架CA0支撑与太阳轮S0和齿圈R0啮合的小齿轮P0，以便小齿轮可自转且公转。行星齿轮装置26设置成与发动机24和自动变速器22同一中心。行星齿轮装置26和自动变速器22都相对于中心线对称地构造。因此，在图1中，省略其下半部。

在本实施例中，通过减振器装置38(本发明的车辆用减振器装置)和动力传递轴39，发动机24的曲轴36连接至行星齿轮装置26的齿轮架CA0。太阳轮S0连接至第一电动机-发电机MG1，并且齿圈R0连接至车轮侧输出轴。齿轮架CA0用作输入元件，太阳轮S0用作反作用元件，而齿圈R0用作输出元件。

在相对于输入到行星齿轮装置26中的齿轮架CA0的发动机24的输出转矩，由第一电动机-发电机MG1生成的反作用转矩输入到太阳轮S0的情况下，直接传递转矩出现在用作输出元件的齿圈R0中。因此，第一电动机-发电机MG1用作发电机。进一步地，当齿圈R0的旋转速度(即，车轮侧输出轴14的旋转速度(输出轴旋转速度)Nout)恒定时，可通过增加或减小第一电动机-发电机MG1的旋转速度Nmg1而连续地(不分级的)改变发动机24的旋转速度(发动机旋转速度)。

本实施例的自动变速器22通过一系列的拉维奈尔赫(Ravigneaux)型行星齿轮机构来构造。因此，自动变速器22设置有第一太阳轮S1和第二太阳轮S2，塔式小齿轮P1的大直径段与第一太阳轮S1啮合，塔式小齿轮P1的小直径段与小齿轮P2啮合，并且，小齿轮P2与布置成与太阳轮S1、S2同一中心的齿圈R1(R2)啮合。小齿轮P1、P2通过共用齿轮架CA1(CA2)保持，以便小齿轮可自转和公转。第二太阳轮S2与小齿轮P2啮合。

第二电动机-发电机MG2(电动机-发电机)由MG-ECU通过逆变器40控制，从而导致电动机-发电机用作电动机或发电机，并且调整或设定了辅助输出转矩或再生转矩。第二太阳轮S2连接至第二电动机-发电机MG2，并且，齿轮架CA1连接至车轮侧输出轴。第一太阳轮S1和齿圈R1与小齿轮P1、P2一起构成对应双小齿轮型的行星齿轮装置的机构，并且，第二太阳轮S2和齿圈R1与小齿轮P2一起构成对应单一小齿轮型的行星齿轮装置的机构。

进一步地，自动变速器22设置有为了选择地固定第一太阳轮S1而设置在第一太阳轮S1和作为非旋转构件的壳体42之间的第一制动器B1、以及为了选择地固定齿圈R1而设置在齿圈R1和壳体42之间的第二制动器B2。那些制动器B1、B2为通过摩擦力产生制动力的所谓的摩擦接合装置。多板式的接合装置或带式接合装置可被用于摩擦接合装置。那些制动器B1、B2被构造为：响应于由用于制动器B1的液压致动器和用于制动器B2的液压致动器产生的接合压，制动器B1、B2的额定转矩连续地改变，其中，用于制动器B1的液压致动器和用于制动器B2的液压致动器为液压缸或类似物。

在以上述方式构造的自动变速器22中，第二太阳轮S2用作输入元件，而齿轮架CA1用作输出元件。变速器还被构造为，当第一制动器B1接合时，建立变速比γsh大于“1”的高速级H，并且当第二制动器B2接合而不是第一制动器B1接合时，建立变速比γsl大于高速级H的变速比γsh的低速级L。因此，自动变速器22为两级式变速器，并且，基于行驶状态(例如，车速V和所需驱动力(或加速踏板压低量))来执行变速级H和L之间的转换。更具体地，变速级区预先绘制(变速曲线图)，并且依照检测的运转状态来执行控制，以设定变速级。

图2是详细地图示出图1所示的减振器38的构造的剖视图。减振器装置38设置成能够在发动机24和行星齿轮装置26之间以旋转轴线C作为中心来传递动力。在图1中示出的动力传递轴39与减振器装置38的内圆周部花键配合(spline-mate)。

减振器装置38构造为包含：绕旋转轴线C能够旋转的一对圆盘板56；相对于圆盘板56能够绕相同的旋转轴线C旋转的毂58；螺旋弹簧62，其由弹簧钢形成且插在圆盘板56和毂58之间以连接圆盘板56和毂58，使得动力可在其间传递；包括在螺旋弹簧62内部的缓冲垫63；在圆盘板56和毂58之间产生小的滞后转矩H1的第一滞后机构64；设置在毂58的外圆周端部且在圆盘板56和毂58之间产生大的滞后转矩H2的第二滞后机构65；以及设置在圆盘板56的外圆周侧的转矩限制机构68。螺旋弹簧62可被看作是本发明的弹性构件的实例，第一滞后机构64可被看作是本发明的产生小的滞后转矩(第一滞后转矩)的第一滞后机构的实例，以及第二滞后机构65可被看作是本发明的产生大的滞后转矩(第二滞后转矩)的第二滞后机构的实例。

圆盘板56由一对左右的圆盘状的第一圆盘板70(以下称为第一板70)和第二圆盘板72(以下称为第二板72)构成，且在外圆周部处用铆钉66紧固一起，该铆钉66在螺旋弹簧62和毂58轴向地插在板70、72之间的状态中来防止圆盘板相对于彼此旋转。铆钉66还用作衬板76的紧固构件，该衬板76为下文描述的转矩限制机构68的构成部件。用于容纳螺旋弹簧62的多个第一开口孔(第一开口)70a沿圆周方向形成在第一板70中。此外，用于容纳螺旋弹簧62的多个第二开口孔(第二开口)72a沿圆周方向形成在第二板72的对应于第一开口孔70a的位置处。多个螺旋弹簧62以等角度间隔的方式被容纳在由多个第一开口孔70a和多个第二开口孔72a形成的多个空间内。结果，当圆盘板56绕旋转轴线C旋转时，螺旋弹簧62也同样地绕旋转轴线C绕转。圆的柱状缓冲垫63容纳在每一螺旋弹簧62的内部。第一板70和第二板72构成本发明的一对圆盘板。

毂58由圆筒部58a、圆盘状凸缘部58b以及多个突起部58c组成，其中，圆筒部58a设置有在内圆周部与动力传递轴39花键配合的内圆周齿，圆盘状凸缘部58b从圆筒部58a的外圆周表面径向朝外地延伸，多个突起部58c从凸缘部58b进一步径向朝外地突起。螺旋弹簧62沿旋转方向插入在突起部58c之间形成的空间内。结果，当毂58绕旋转轴线C旋转时，螺旋弹簧62也同样地绕旋转轴线C绕转。通过这种构造，螺旋弹簧62依照构件圆盘板56和毂58之间的相对旋转量而弹性变形的同时传递动力。例如，在圆盘板56旋转的情况下，螺旋弹簧62的一端被推动且螺旋弹簧62的另一端推动毂58的凸起部58c，从而使毂58旋转。在这种情况下，由于螺旋弹簧62在弹性变形的同时传递动力，因此，由转矩波动引起的冲击被螺旋弹簧62吸收。

第一滞后机构64在螺旋弹簧62的内圆周侧，沿轴向方向设置在圆盘板56和毂58的凸缘部58b之间。第一滞后机构64构造为包含插在第一板70和凸缘部58b之间的第一构件64a、插在第二板72和凸缘部58b之间的第二构件64b、以及在预负荷的状态下插在第二构件64b和第二板72之间且抵靠凸缘部58b侧挤压第二构件64b的板簧64c。通过使第一构件64a的一部分与在第一板70中形成的切口配合来防止第一构件64a和第一板70的相对旋转。通过使第二构件64b的一部分与在第二板72中形成的切口配合来防止第二构件64b和第二板72的相对旋转。当毂58和圆盘板56在以上述方式构造的第一滞后机构64中滑动时，在凸缘部58b与第一板70和第二板72之间产生摩擦力，从而产生滞后转矩。进一步地，第一滞后机构64被设计为使得：相对小规模的小的滞后转矩H1(小滞后转矩)在正扭转角区和负扭转角区中一直产生。小的滞后转矩H1在减弱相对小的幅度的扭转振动方面是有用的，该相对小的幅度的扭转振动在怠速运转或正常发动机运转期间产生。

转矩限制机构68设置在圆盘板56的外圆周侧上，且转矩限制机构68具有防止超过已经预先设定的极限转矩Tlim的转矩的传递的功能。转矩限制机构68被构造为包含：由于通过铆钉66紧固于圆盘板56而与圆盘板56一起旋转的环形的圆盘状衬板76、布置在外圆周侧且可绕旋转轴线C旋转的支撑板78、布置在支撑板78的内圆周侧且可绕旋转轴线C旋转的环形的圆盘状压板80、插在压板80和衬板76之间的第一摩擦材料81、插在衬板76和支撑板78之间的第二摩擦材料82、以及在预负荷状态下插在压板80和支撑板78之间的圆锥状板簧83。

支撑板78由圆盘状的第一支撑板78a和圆盘状的第二支撑板78b构成，并且设计为用于固定飞轮(图中未示出)以及支撑板78a、78b的用于螺栓紧固的螺栓孔(图中未示出)形成在支撑板的外圆周部中。通过使第一支撑板78a的内圆周部沿轴向方向弯曲，在第一支撑板78a和第二支撑板78b之间形成空间。板簧83、压板80、第一摩擦材料81、衬板76以及第二摩擦材料82以所描述的顺序沿从第一支撑板78a到第二支撑板78b的轴向方向被容纳在该空间内。

衬板76为环形的圆盘状构件，其内圆周部通过铆钉66与第一板70和第二板72固定在一起。压板80同样地以环形的盘状形成。第一摩擦材料81插在压板80和衬板76之间。第一摩擦材料81以，例如，环形的盘状的方式形成。选择地，其可形成为沿圆周方向以等角度间隔布置的圆弧段(块)。第一摩擦材料81附接至衬板76侧，但是也可以附接至压板80侧。

进一步地，第二摩擦材料82插在第二支撑板78b的内圆周部与衬板76之间。第二摩擦材料82以，例如，与第一摩擦材料81相似的环形的圆盘状的方式形成。选择地，第二摩擦材料可形成为沿圆周方向以等角度间隔布置的圆弧段(块)。第二摩擦材料82附接至衬板76侧，但是也可以附接至第二支撑板78b侧。

板簧84在预负荷状态下插在第一支撑板78a和压板80之间。板簧83以圆锥状的形状形成，其内圆周端部紧靠压板80，板簧83的外圆周部紧靠第一支撑板78a，并且板簧在变形到产生预负荷(板簧负荷W)的挠曲量之后插入。因此，板簧83通过板簧负荷W朝向衬板76侧沿轴向方向推动压板80。通过调整压板80与第一摩擦材料81之间的摩擦表面以及第二支撑板78b与第二摩擦材料82之间的摩擦表面的摩擦系数μ、摩擦材料81、82的工作半径r、以及板簧83的板簧负荷W，将极限转矩Tlm设定成目标转矩。当超过极限转矩Tlm的转矩输入至转矩限制机构68时，在压板80和第一摩擦材料81之间的摩擦表面以及第二支撑板78b与第二摩擦材料82之间的摩擦表面处出现打滑，从而防止了超过极限转矩Tlm的转矩的传递。

第二滞后机构65设置在毂58和圆盘板56的外圆周部，且通过在其间产生的滑动阻力(摩擦力)来产生大的滞后转矩H2，该大的滞后转矩H2大于由第一滞后机构64产生的小的滞后转矩H1。图3是图2所示的减振器装置38的第二滞后机构65的外围的放大图。图4是减振器沿箭头IV方向截取的图2所示的减振器装置38的箭头IV视图，其一部分被切除。图4的一部分以透视方式示出。如图2至图4所示，在毂58的突起部58c的外圆周侧，由例如树脂材料构成的矩形形状(块状)的摩擦板90在基本上平行于圆盘板56的两表面处通过铆钉92固定。图4中示出的II-II部分对应于图2的剖视图。摩擦板90对应于本发明的摩擦元件。

进一步地，如图4所示，从外圆周端部延伸到内圆周侧且然后由内圆周部沿圆周方向(旋转方向)形成的L状切口94形成在第二板72中。作为形成切口94的结果，平行于旋转方向的扇状悬臂部96限定在第二板72中。悬臂部96沿径向方向形成在与固定突起部58c的摩擦板90的部位相同的位置处。进一步地，悬臂部96形成为：朝向毂58侧(摩擦板90侧)沿着旋转方向以预定的斜度S倾斜。因此，在毂58和第二板72相对于彼此旋转且达到预定扭转角的情况下，摩擦板90和悬臂部96紧靠彼此且开始与螺旋弹簧62的压缩并行地滑动。如图2和图3所示，与第二板72的形状相同的悬臂部98(图4中未示出)也形成在第一板70中。悬臂部96、98可被看作是本发明的沿摩擦元件滑动的部件的实例。

图5主要是图4所示的减振器装置38中的第二板72的悬臂部96的外围的进一步简化的视图。第二板72实际上具有圆盘状的形状，但是图5示出第二板72伸展成线性形状。因此，尽管毂58的通过虚线示出的突起部58c实际上同样地绕旋转轴线C旋转，但是在图5中，其线性地(图5中的左右方向)移动。进一步地，图5中的上图为在下面所示的悬臂部96以及突起部58c的侧表面视图。在图5中，省略了固定至突起部58c的摩擦板90。

如图5中的侧表面视图所示，悬臂部96以预定斜度S倾斜。因此，在突起部58c(毂58)与第二板72相对彼此旋转且突起部58c沿旋转方向移动到与悬臂部96重叠的位置情况下(在当沿轴向方向观看时，突起部58c和悬臂部96重叠的情况下)，导致突起部58c和第二板72抵靠彼此滑动。更具体地，在图5中，在突起部58c相对于第二板72向左侧移动的情况下，由于悬臂部96倾斜地形成，突起部58c和悬臂部96紧靠彼此，并且依照扭转角θ的变化，导致毂58沿悬臂部96滑动，同时抵靠挤压。进一步地，在图4和图5中，示出第二板72的悬臂部96，但是通过第一板70的悬臂部98也实现相似的滑动。

在由此导致突起部58c和悬臂部96、98滑动的情况下，在固定到突起部58c的摩擦板90与悬臂部96、98之间产生摩擦力，并且产生与此对应的大的滞后转矩H2。因此，悬臂部96、98具有传统滞后机构中的板簧和滑动构件两者的功能。通过调整摩擦板90和毂58的板厚、第一板70与第二板72之间的间隙、在第一板70和第二板72中形成的切口的形状、以及第一板70和第二板72的悬臂部96、98斜度S(倾斜角度)，从而调整作用在摩擦板90上的推动负荷，将大的滞后转矩H2设定成目标滞后转矩H2。进一步地，通过调整悬臂部96、98的切口形状和斜度S，也可适当地调整扭转角θ，滞后转矩H2从该扭转角θ开始产生。而且，由于第二滞后机构65相对于第一滞后机构64沿径向方向布置在外圆周侧上，因此，可产生比小的滞后转矩H1大的大的滞后转矩H2。

图6示出滞后转矩(Nm)与行程(mm)之间的关系，所述关系是通过适当地设定第一板70和第二板72中的切口形状和悬臂部96、98的斜度S而获得的。行程(mm)对应于在图5中的突起部58c相对于第二板72(同样对于第一板70)向左侧移动时的移动量，换句话说，。行程(mm)对应于减振器装置38的扭转角θ。在图6中，滞后转矩假定基本上恒定的值，无论行程值如何。因此，通过调整上文提到的参数，无论减振器装置38的扭转角θ如何，都可产生基本上恒定的滞后转矩减振器。上文提到的滞后转矩特性是一个实例，并且滞后转矩特性可通过调整上述的参数而无约束地被调整。例如，滞后转矩可相对于行程线性地或非线性地改变。

本实施例的第二滞后机构65设定为使得：当转矩从驱动装置侧传递时，大的滞后转矩H2在负扭转角区中产生。因此，这些设定使得：当从驱动装置侧传递转矩时，摩擦板90沿悬臂部96、98滑动。这些设定还使得：在从发动机侧传递转矩的正扭转角区中，摩擦板90和悬臂部96、98不会沿彼此滑动。

例如，在这些设定使得当从驱动装置侧传递转矩(负扭转角区)时，毂58沿在图4中的逆时针方向旋转(在图5中，突起部58c向左侧移动)的情况下，导致悬臂部96和摩擦板90依照扭转角θ的变化而滑动。同时，在这些设定使得当从发动机侧传递转矩(正扭转角区)时，毂58沿在图4中的顺时针方向旋转(在图5中，突起部58c向右侧移动)的情况下，摩擦板90与悬臂部96分开，且因此，即使在扭转角θ改变时，悬臂部96和摩擦板90也不会滑动。因此，在从发动机侧传递转矩的正扭转角区中，由第二滞后机构65生成的大的滞后转矩H2不会产生，而由第二滞后机构65生成的大的滞后转矩H2在从驱动装置侧传递转矩的负扭转角区中产生。

图7示出本实施例的减振器装置38的扭转特性。在该图中，扭转角θ(rad)以横轴标绘出，转矩(Nm)以纵轴标绘出。如图7所示，在具有正扭转角θ的区域中，即，在从发动机侧输入转矩的区域(正转矩区)中，滞后转矩减小。这是因为如以上描述的，仅仅第一滞后机构64运转，而第二滞后机构65没有运转。同时，在具有负扭转角θ的区域中，即，在从驱动轮侧输入转矩的区域(负转矩区)中，第二滞后机构65运转，并因此，滞后转矩达到大的值(H1+H2)。因此，在负扭转角区中，产生大的滞后转矩(H1+H2)，但是在减振器装置38中，使用了螺旋弹簧62，从而使得具有能够使毂58克服滞后转矩的阻力而返回到原始位置(扭转角为零)的释放力(弹性回复力)。

进一步地，在具有相对小的扭转角θ的负扭转角区(其中，扭转角θ从预定角(-θ2)到零)中，设定滞后转矩减小的失误角度。更具体地，即使在负扭转角区中，通过设定成使得第二滞后机构65在该区域中不运转，也会降低滞后转矩。因此，悬臂部96、98的形状或位置被调整为使得：在扭转角θ达到预定角(-θ2)之前，第二滞后机构65中的摩擦板90和悬臂部96、98不会滑动，并且不会产生摩擦力。因此，在扭转角范围(-θ2＜θ＜0)中产生的滞后转矩变为由第一滞后机构64生成的小的滞后转矩H1。在扭转角θ小于负扭转角区中的预定角(-θ2)时产生的滞后转矩H1小于在扭转角θ等于或大于该预定角时产生的滞后转矩。扭转角θ的大小在负扭转角区中同样通过扭转角θ的绝对值来判定。预定角(-θ2)优选地设定成在发动机24的怠速运转期间的扭转角波动的一半的角度。作出该设定以使得怠速运转期间的扭转振动减弱，并且考虑到在怠速运转期间波动也发生在正扭转角中的事实，而将预定角设定成扭转角波动的一半。

进一步地，在减振器装置38中，毂58的总的四个突起部58c沿圆周方向形成，并且使第二滞后机构65开始运转的扭转角θ也可被做成：在这些突起部58c之间是不同的。结果，依照扭转角θ，滞后转矩可被改变成多级。进一步地，对于每一滞后机构65，滞后转矩的大小也可被做成不同的，以大大地增加设定滞后转矩时的自由度。

作为以上述方式设定扭转特性的结果所显示的效果在下文描述。图8图示出在发动机起动时所观察到的减振器行为。在发动机起动时的经过时间(秒“sec”)以横轴标绘出，而减振器装置的扭转角θ(弧度“rad”)以纵轴标绘出。虚线对应于具有两个级的滞后转矩的传统减振器装置，点划线对应于具有一个级的滞后转矩的传统减振器装置并且，实线对应于本实施例的减振器装置38。

当发动机起动时，发动机24通过起动电动机(第一电动机-发电机MG1)旋转，即，从驱动轮侧输入转矩，并且扭转角θ因此在负区域中。在该情况下，扭转角θ的振荡也增加，并且因此，期望的是，通过产生大的滞后转矩来减弱那些振荡。因此，在本实施例的减振器装置38中，第二滞后机构65在负区域中被致动，因此产生大的滞后转矩(H1+H2)。结果，如实线所示，在发动机起动时出现的振荡被有效地减弱。同时，在如点划线示出的，在具有一个级的滞后转矩的减振器装置中，在发动机起动时出现的扭转角θ的振荡为大的且随着时间推移没有实际地减弱。进一步地，在如虚线示出的，在具有两个级的滞后转矩的减振器装置中，振荡小于具有一个级的滞后转矩的减振器装置中的振荡，但是大于本实施例的减振器装置38中的振荡。

进一步地，在小的扭转角θ接近于零的区域中，使第二滞后机构65不活动，从而降低滞后转矩(H1)。通过这些设定，例如，在怠速运转期间，期望的是，扭转角θ的振荡为小的且产生小的滞后转矩。因此，由于在怠速运转期间扭转角也是小的(等于或小于θ2)，第二滞后机构65变成非活动的，且在怠速运转期间可产生小的滞后转矩。在谐振点的高频侧的区域中，存在一问题，该问题与正常发动机运转期间出现的驱动装置10中的齿打声的NV或发动机24的隆隆声有关，因此期望的是，在这种高频区域中也产生小的滞后转矩。然而，在减振器装置38中，由于在具有正扭转角θ的区域中一直产生小的滞后转矩，因此通过上述的隆隆声或齿打声判定的NV性能也提高。

在具有两个级的滞后转矩的传统减振器装置中，在预定的扭转角θ，小的滞后转矩转换成大的滞后转矩，但是由于该转换在相对的扭转角执行，因此可能的是，当实质期望产生小的滞后转矩时，也执行向大的滞后转矩的转换。相比之下，在减振器装置38中，由于没有任何致动通过相对扭转角来执行，因此也可防止这种故障。

如以上所提到的，在本实施例中，在从发动机24侧传递转矩的正扭转角区中，一直产生小的滞后转矩H1。因此，在怠速运转期间出现的小幅度的扭转振动以及在正常发动机运转期间出现的隆隆声可通过小的滞后转矩H1有效地减弱，而无需例如在发动机24的怠速运转或正常发动机运转期间来转换成大的滞后转矩H2。结果，防止由于在怠速运转期间或正常发动机运转期间转换成大的滞后转矩而导致驾驶员感到的不舒适，并且因此提高驾驶性能。

进一步地，在本实施例中，在发动机24的起动-停止控制期间，低频的且大振幅的扭转振动在负扭转角区中产生，但是由于此时产生大的滞后转矩H2，因此那些振动可被减弱。同时在怠速运转或正常发动机运转期间，产生小幅度的扭转振动，但是由于此时产生小的滞后转矩，因此这种扭转振动可有效地被减弱。

进一步地，在本实施例中，当通过第二滞后机构65产生大的滞后转矩H2时，大的滞后转矩H2能以简单的结构产生，而无需使用弹簧或类似物。由于摩擦板90为块状构件，因此也可大大地提高材料利用率。

进一步地，在本实施例中，通过使圆盘板56朝向摩擦板90侧倾斜来形成，可容易地构造使圆盘板56和摩擦板90能够滑动的机构。

进一步地，在本实施例中，通过调整摩擦板90和毂58的板厚、第一板70和第二板72之间的间隙、在第一板70和第二板72中形成的切口的形状、以及第一板70和第二板72的悬臂部96、98的斜度S(倾斜角度)，从而调整作用在摩擦板90上的推动负荷，滞后转矩可被设定成目标滞后转矩H2。例如，也可相对于扭转角θ产生基本上恒定的滞后转矩。

进一步地，在本实施例中，第二滞后机构65仅仅由摩擦板90和阻止摩擦板的铆钉构成。因此，抑制了部件的数量的增加。

参考附图，在上文详细地解释了本发明的实施例，但是本发明也可以其它样式来实施。

例如，在本实施例中，在第一板70处且也在第二板72处形成悬臂部，但是也可使用仅仅在第一板70或第二板72处形成悬臂部的构造。

进一步地，在本实施例中，摩擦板90用铆钉92固定到毂58的突起部58c，但是当毂58的突起部58c自身展示了摩擦板90的功能时，可使用省略了摩擦板90的构造。进一步地，用于固定摩擦板90的方法不限制于铆接。

进一步地，在本实施例中，在负扭转角区中，用于从小的滞后转矩转换到大的滞后转矩的预定角(-θ2)被设定成例如在发动机24的怠速运转期间的扭转角波动的一半的角度，但是该值仅仅为示范性的且可适当地改变。

进一步地，在本实施例中，悬臂部96、98形成在圆盘板56处，并且通过引起那些悬臂部96、98以及摩擦板90的滑动而产生滞后转矩，但是该布置可适当地改变，只要使用一种在摩擦板90和圆盘板56之间产生摩擦力的结构。例如，倾斜构件可被附接至圆盘板56的表面。

进一步地，在本实施例中，设置了自动变速器22，但是变速器的具体结构不限制于自动变速器22，并且可适当地改变成例如具有进一步增加的数量的级的变速器或带式无级变速器。而且，变速器可以不设置。

以上的描述仅仅为本发明的一个实施例，且本发明可通过本领域的技术人员以各种改变和改进的方式来具体化。

Claims (5)

1.一种用于车辆的减振器装置，包括：

第一滞后机构，其构造为产生预定的第一滞后转矩；以及

第二滞后机构，其构造为产生大于所述第一滞后转矩的第二滞后转矩，所述第一滞后机构和所述第二滞后机构能够设置在发动机和装备有电动机-发电机的动力传递装置之间，所述第一滞后机构和所述第二滞后机构在从发动机侧传递转矩的正扭转角区中产生所述第一滞后转矩，并且所述第一滞后机构和所述第二滞后机构在从动力传递装置侧传递转矩的负扭转角区中产生所述第二滞后转矩。

2.根据权利要求1所述的减振器装置，其中

当扭转角小于所述负扭转角区的预定角时，所述第一滞后机构和所述第二滞后机构产生比在所述扭转角等于或大于所述预定角时产生的滞后转矩小的滞后转矩。

3.根据权利要求2所述的减振器装置，其中

所述预定角设定成在所述发动机的怠速运转期间的扭转角波动的一半的角度。

4.根据权利要求1至3中任一项所述的减振器装置，进一步包括：

一对圆盘板，其能够绕旋转轴线旋转；

毂，其能够绕所述旋转轴线旋转；以及

弹性构件，其布置在所述圆盘板中的每一个与所述毂之间，所述弹性构件将所述圆盘板和所述毂连接，以便传递动力，其中

所述第二滞后机构构造为使得：响应于扭转角的变化，设置在所述毂的外圆周端部的摩擦元件沿所述圆盘板滑动。

5.根据权利要求4所述的减振器装置，其中

所述圆盘板具有切口，

所述圆盘板的沿所述第二滞后机构中的所述摩擦元件滑动的部分由所述切口限定，并且

所述圆盘板的所述部分朝向摩擦元件侧倾斜。