CN107110323B - 减振装置 - Google Patents

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Abstract

减振装置(10Y)包括:在驱动器部件(11Y)与中间部件(12Y)之间传递扭矩的第一内侧弹簧(SP1′)、在中间部件(12Y)与从动部件(15Y)之间传递扭矩的第二内侧弹簧(SP2′)、以及具有相应于驱动器部件(11Y)与从动部件(15Y)的相对旋转而旋转的作为质量体的太阳轮(22)的旋转惯性质量减振器(20Y),旋转惯性质量减振器(20Y)相对于包括中间部件(12Y)和第一以及第二内侧弹簧(SP1、SP2)的扭矩传递路径(TP)并列设置,根据中间部件(12Y)的惯性力矩(J2)和第一以及第二内侧弹簧(SP1′、SP2′)的刚性k1、k2决定的该中间部件(12)的衰减比ζ小于值1。

Description

减振装置
技术领域
本发明涉及减振装置,其含有输入构件、输出构件以及在输入构件与输出构件之间传递扭矩的弹性体。
背景技术
以往公知有包含具有沿周向排列的多个弹簧的减振器弹簧装置、和旋转惯性质量减振器的扭振减振器(例如参照专利文献1)。该扭振减振器中,减振器弹簧装置具有多个滑块,它们分别配置于相邻的弹簧之间,并且被驱动侧的减振器元件(输入构件)支承为外周面的整体自由滑动。另外,旋转惯性质量减振器包括:与涡轮叶轮的涡轮壳一体旋转并且包括行星齿轮的太阳轮的驱动侧的减振器元件、与涡轮叶轮的涡轮轮毂一体旋转并且作为行星齿轮的行星架发挥作用的从动侧的减振器元件(输出构件)、被该从动侧的减振器元件支承而旋转并且与上述太阳轮啮合的小齿轮、作为与小齿轮啮合的质量体的齿圈。在这样构成的扭振减振器中,若驱动侧的减振器元件相对于从动侧的减振器元件旋转(扭转),则减振器弹簧装置的弹簧弯曲,并且根据驱动侧以及从动侧的减振器元件的相对旋转,作为质量体的齿圈旋转。由此,将作为质量体的齿圈的惯性(惯性力矩)以及与驱动侧和从动侧的减振器元件的角加速度的差对应的扭矩施加于从动侧的减振器元件,能够提高该扭振减振器的振动衰减性能。
专利文献1:专利第3476719号公报(图5、图7)
这里,就从旋转惯性质量减振器施加于从动侧的减振器元件(输出构件)的扭矩而言,若传递至驱动侧的减振器元件(输入构件)的振动的振幅相同,则随着该振动的频率(驱动侧的减振器元件的转速)变大而逐渐变大。另一方面,如专利文献1的图2所示,从上述减振器弹簧装置传递至输出构件的振动的振幅特别是在比与固有振动数EF4对应的转速高的旋转侧(高频侧)随着驱动侧的减振器元件的转速(频率)的变高而变小。因此,在上述现有的扭振减振器中,在从减振器弹簧装置传递至输出构件的振动的振幅降低的状态下,从旋转惯性质量减振器对该输出构件施加很大扭矩,反而担心振动衰减性能降低。
发明内容
因此,本发明的主要目的是提供具有更高振动衰减性能的减振装置。
本发明的减振装置包括被传递来自发动机的扭矩的输入构件和输出构件,其特征在于,具备:扭矩传递路径,其包括中间构件、在上述输入构件与上述中间构件之间传递扭矩的第一弹性体、以及在上述中间构件与上述输出构件之间传递扭矩的第二弹性体;和旋转惯性质量减振器,其具有相应于上述输入构件与上述输出构件的相对旋转而旋转的质量体,在上述输入构件与上述输出构件之间相对于上述扭矩传递路径并列设置,根据上述中间构件的惯性力矩和上述第一弹性体以及第二弹性体的刚性决定的该中间构件的衰减比小于值1。
在上述减振装置中,若假定传递至输入构件的输入扭矩周期性地振动,则经由扭矩传递路径从输入构件向输出构件传递的振动的相位、与经由旋转惯性质量减振器从输入构件向输出构件传递的振动的相位错开180°。另外,在包括衰减比小于值1的中间构件的扭矩传递路径中,相对于第一弹性体以及第二弹性体的弯曲被允许的状态,能够设定多个固有振动数(谐振频率),并且在输入构件的转速达到与上述多个固有振动数的任一个对应的转速的阶段产生中间构件的共振。由此,在该减振装置中,能够设定两个反共振点,在该反共振点,从输入构件经由扭矩传递路径向输出构件传递的振动,与从输入构件经由旋转惯性质量减振器向输出构件传递的振动在理论上相互抵消。因此,通过利用该减振装置使两个反共振点的振动数要衰减的振动(共振)的频率一致(更接近),从而能够很好地提高减振装置的振动衰减性能。而且,在本发明的减振装置中,在输入构件的转速比与低旋转侧(低频侧)的反共振点的振动数对应的转速高的阶段产生中间构件的共振,从第二弹性体向输出构件传递的振动的振幅在输入构件的转速达到与比较小的中间构件的固有振动数对应的转速前从减少转为增加。由此,随着输入构件的转速增加,从旋转惯性质量减振器向输出构件传递的振动的振幅逐渐增加,也能够扩大从该旋转惯性质量减振器向输出构件传递的振动将从第二弹性体向输出构件传递的振动的至少一部分抵消的区域。其结果,能够进一步提高输入构件的转速比较低的区域的减振装置的振动衰减性能。
附图说明
图1是表示含有本发明的一实施方式的减振装置的起步装置的简要结构图。
图2是表示图1的起步装置的剖视图。
图3是表示图1以及图2的减振装置的主视图。
图4是例示发动机的转速与图1等减振装置的输出构件的扭矩变动TFluc的关系的说明图。
图5是表示本发明的其它实施方式的起步装置的简要结构图。
图6是表示本发明的又一实施方式的起步装置的简要结构图。
图7是表示本发明的其它实施方式的起步装置的简要结构图。
图8是表示本发明的又一实施方式的起步装置的简要结构图。
图9是表示本发明的其它实施方式的起步装置的简要结构图。
图10是表示本发明的又一实施方式的起步装置的简要结构图。
图11A、图11B、图11C以及图11D是例示能够应用于图1等减振装置的其它旋转惯性质量减振器的示意图。
具体实施方式
接下来,参照附图来说明用于实施本发明的方式。
图1是表示包括本发明的一实施方式的减振装置10的起步装置1的简要结构图,图2是表示起步装置1的剖视图。上述附图所示的起步装置1搭载于具备作为原动机的发动机(内燃机)EG的车辆,除了具有减振装置10之外,还具有与发动机EG的曲轴连结并被传递来自该发动机EG的扭矩的作为输入部件的前盖3、固定于前盖3的泵轮(输入侧流体传动构件)4、与泵轮4同轴且能够旋转的涡轮(输出侧流体传动构件)5、与减振装置10连结并且固定于自动变速器(AT)或无级变速器(CVT)亦即变速器TM的输入轴IS的作为输出部件的减振毂7、锁止离合器8等。
此外,在以下的说明中,“轴向”除有特别明记之外,基本上表示起步装置1、减振装置10的中心轴(轴心)的延伸方向。另外,“径向”除有特别明记之外,基本上表示起步装置1、减振装置10、该减振装置10等的旋转构件的径向,即从起步装置1、减振装置10的中心轴朝正交于该中心轴的方向(径向)延伸的直线的延伸方向。而且,“周向”除有特别明记之外,基本上表示起步装置1、减振装置10、该减振装置10等的旋转构件的周向,即沿该旋转构件的旋转方向的方向。
如图2所示,泵轮4具有与前盖3紧密固定的泵壳40、配设于泵壳40的内表面的多个泵叶片41。如图2所示,涡轮5具有涡轮壳50、配设于涡轮壳50的内表面的多个涡轮叶片51。涡轮壳50的内周部经由多个铆钉固定于涡轮轮毂52。涡轮轮毂52被减振毂7支承为能够旋转,该涡轮轮毂52(涡轮5)在起步装置1的轴向的移动由减振毂7和被安装于该减振毂7的卡环限制。
泵轮4与涡轮5相互对置,两者之间同轴配置有对从涡轮5向泵轮4的工作油(工作流体)的流动进行整流的定子6。定子6具有多个定子叶片60,定子6的旋转方向由单向离合器61设定为仅在一个方向。上述泵轮4、涡轮5以及定子6形成使工作油循环的圆环(环状流路),作为具有扭矩增幅功能的扭矩转换器(流体传动装置)发挥功能。但是,在起步装置1中,也可以省略定子6、单向离合器61,而使泵轮4以及涡轮5作为液力耦合器发挥功能。
锁止离合器8执行经由减振装置10将前盖3与减振毂7连结的锁止,并且解除该锁止。本实施方式中,锁止离合器8构成为单板液压式离合器,具有锁止活塞80,该锁止活塞80在前盖3的内部配置于该前盖3的靠发动机EG侧的内壁面附近并相对于减振毂7自由旋转且沿轴向自由移动地嵌合。如图2所示,在锁止活塞80的外周侧并且靠前盖3侧的面贴附有摩擦材料81。而且,锁止活塞80与前盖3之间划分锁止室85,该锁止室85经由工作油供给路、形成于输入轴IS的油路连接于未图示的液压控制装置。
经由形成于输入轴IS的油路等而从泵轮4以及涡轮5的轴心侧(单向离合器61的周边)向径向外侧朝泵轮4以及涡轮5(圆环)供给的、来自液压控制装置的工作油能够流入锁止室85内。因此,由前盖3和泵轮4的泵壳划分的流体传动室9内和锁止室85内若保持等压,则锁止活塞80不向前盖3侧移动,锁止活塞80不与前盖3摩擦接合。与此相对,若利用未图示的液压控制装置将锁止室85内减压,则锁止活塞80因压力差而向前盖3移动,与前盖3摩擦接合。由此,前盖3经由减振装置10连结于减振毂7。此外,锁止离合器8也可以采用至少含有1片摩擦接合片(多个摩擦材料)的多板液压式离合器。
如图1以及图2所示,减振装置10包括驱动器部件(输入构件)11、中间部件(中间构件)12、从动部件(输出构件)15作为旋转构件。而且,减振装置10包括在驱动器部件11与中间部件12之间传递扭矩的多个(在本实施方式中例如为三个)第一内侧弹簧(第一弹性体)SP1、与分别对应的第一内侧弹簧SP1以串联的方式作用并在中间部件12与从动部件15之间传递扭矩的多个(在本实施方式中例如为三个)第二内侧弹簧(第二弹性体)SP2、在驱动器部件11与从动部件15之间传递扭矩的多个(在本实施方式中例如为三个)外侧弹簧SPo作为扭矩传递构件(扭矩传递弹性体)。
即如图1所示,减振装置10具有在驱动器部件11与从动部件15之间相互并列设置的第一扭矩传递路径TP1以及第二扭矩传递路径TP2。第一扭矩传递路径TP1由多个第一内侧弹簧SP1、中间部件12以及多个第二弹簧SP2构成,经由上述构件在驱动器部件11与从动部件15之间传递扭矩。另外,第二扭矩传递路径TP2由多个外侧弹簧SPo构成,经由相互并列作用的多个外侧弹簧SPo在驱动器部件11与从动部件15之间传递扭矩。
本实施方式中,第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2采用具有相同的各种规格(弹簧常数)的螺旋弹簧。而且,构成第二扭矩传递路径TP2的多个外侧弹簧SPo在对驱动器部件11的输入扭矩达到比与减振装置10的最大扭转角θmax对应的扭矩T2(第二阈值)小的预先决定的扭矩(第一阈值)T1而驱动器部件11相对于从动部件15的扭转角变为规定角度θref以上之后,与构成第一扭矩传递路径TP1的第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2并列作用。由此,减振装置10具有两个阶段(两种程度)的衰减特性。
另外,在本实施方式中,作为第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2以及外侧弹簧SPo,采用以在没有施加载荷时具有笔直延伸的轴心的方式卷绕为螺旋状的由金属件构成的直线型螺旋弹簧。由此,与使用弧形螺旋弹簧的情况相比,能够使第一内侧弹簧SP1、第二内侧弹簧SP2以及外侧弹簧SPo沿轴心适当伸缩,能够减少所谓的滞后H(对驱动器部件11的输入扭矩增加时从动部件15输出的扭矩、与该输入扭矩减少时从动部件15输出的扭矩的差)。但是,第一内侧弹簧SP1和第二内侧弹簧SP2、以及外侧弹簧SPo的至少任一方也可以采用弧形螺旋弹簧。
如图2所示,减振装置10的驱动器部件11具有短边的外筒部11a、从该外筒部11a的一端朝径向内侧延伸的板状的环状部11b。驱动器部件11的外筒部11a经由啮合卡合部811连结于锁止离合器8的锁止活塞80的外周部。由此,驱动器部件11能够与锁止活塞80一体旋转,通过锁止离合器8的卡合,使前盖3与减振装置10的驱动器部件11连结。
另外,如图3所示,驱动器部件11具有从环状部11b的内周面沿周向空开间隔朝径向内侧(驱动器部件11的轴心)突出的多个(在本实施方式中,例如按照120°的间隔有三个)内侧弹簧抵接部11c。而且,如图3所示,在环状部11b形成有分别位于对应的内侧弹簧抵接部11c的径向外侧并且沿周向空开间隔排列的多个(在本实施方式中,例如按照120°的间隔有三个)外侧弹簧收纳部11o。各外侧弹簧收纳部11o具有与外侧弹簧SPo的自然长度对应的周长,各外侧弹簧收纳部11o的周向的两侧各形成有一个外侧弹簧抵接部11f。
中间部件12是板状的环状部件,具有从其外周面朝径向外侧突出并且沿周向空开间隔排列的多个(在本实施方式中,例如按照120°的间隔有三个)弹簧抵接部12c。如图2所示,中间部件12的内周部与涡轮壳50的内周部一起经由多个铆钉固定于涡轮轮毂52。由此,中间部件12与涡轮5被连结为一体旋转,通过将涡轮5(以及涡轮轮毂52)连结于中间部件12,从而能够进一步增大该中间部件12的实际惯性力矩(中间部件12、涡轮5等的惯性力矩的合计值)。
从动部件15含有配置于涡轮5侧的环状的第一输出片部件16、配置于前盖3侧并且经由多个铆钉连结(固定)于第一输出片部件16的环状的第二输出片部件17。构成从动部件15的第一输出片部件16具有沿其内周缘在周向空开间隔排列的多个(在本实施方式中,例如按照120°的间隔有三个)圆弧状的弹簧支承部16a、在比多个弹簧支承部16a更靠径向外侧沿周向空开间隔排列并且分别与对应的弹簧支承部16a在第一输出片部件16的径向对置的多个(在本实施方式中,例如按照120°的间隔有三个)圆弧状的弹簧支承部16b、多个(在本实施方式中,例如有三个)内侧弹簧抵接部16c。多个内侧弹簧抵接部16c在沿周向相互相邻的弹簧支承部16a、16b之间各设置一个。
而且,第一输出片部件16具有在比弹簧支承部16b更靠径向外侧沿周向空开间隔排列的多个(在本实施方式中,例如按照120°的间隔有三个)圆弧状的弹簧支承部16d、在比多个弹簧支承部16d更靠径向外侧沿周向空开间隔排列并且分别与对应的弹簧支承部16d在第一输出片部件16的径向对置的多个(在本实施方式中,例如按照120°的间隔有三个)圆弧状的弹簧支承部16e。各弹簧支承部16d以及16e的中央部位于对应的内侧弹簧抵接部16c的径向外侧,弹簧支承部16d以及16e与相互相邻的弹簧支承部16b双方在径向上重叠。另外,在一对弹簧支承部16d、16e的两侧各形成有一个外侧弹簧抵接部16f。
如图2所示,构成从动部件15的第二输出片部件17的内周部经由多个铆钉固定于减振毂7。另外,第二输出片部件17具有沿其内周部在周向空开间隔排列的多个(在本实施方式中,例如按照120°的间隔有三个)圆弧状的弹簧支承部17a、在比多个弹簧支承部17a更靠径向外侧沿周向空开间隔排列并且分别与对应的弹簧支承部17a在第二输出片部件17的径向对置的多个(在本实施方式中,例如按照120°的间隔有三个)圆弧状的弹簧支承部17b、多个(在本实施方式中,例如有三个)内侧弹簧抵接部17c。多个内侧弹簧抵接部17c在沿周向相互相邻的弹簧支承部17a、17b之间各设置有一个。
而且,第二输出片部件17具有在比弹簧支承部17b更靠径向外侧沿周向空开间隔排列的多个(在本实施方式中,例如按照120°的间隔有三个)圆弧状的弹簧支承部17d、在比多个弹簧支承部17d更靠径向外侧沿周向空开间隔排列并且与分别对应的弹簧支承部17d在第二输出片部件17的径向对置的多个(在本实施方式中,例如按照120°的间隔有三个)圆弧状的弹簧支承部17e。各弹簧支承部17d以及17e的中央部位于对应的内侧弹簧抵接部17c的径向外侧,各弹簧支承部17d以及17e与相互相邻的弹簧支承部17b双方在径向上重叠。另外,在一对弹簧支承部17d、17e的两侧各形成有一个外侧弹簧抵接部17f。
在第一输出片部件16以及第二输出片部件17相互连结时,第一输出片部件16的多个弹簧支承部16a分别从内周侧支承(引导)对应的第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2的涡轮5侧的侧部。多个弹簧支承部16b分别从外周侧支承(引导)对应的第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2的涡轮5侧的侧部。另外,第二输出片部件17的多个弹簧支承部17a与第一输出片部件16的对应的弹簧支承部16a在轴向上对置,分别从内周侧支承(引导)对应的第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2的锁止活塞80侧的侧部。多个弹簧支承部17b与第一输出片部件16的对应的弹簧支承部16b在轴向上对置,分别从外周侧支承(引导)对应的第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2的锁止活塞80侧的侧部。
由此,第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2以逐个成对(以串联的方式作用)并且在从动部件15的周向交替排列的方式,由第一输出片部件16的弹簧支承部16a、16b和第二输出片部件17的弹簧支承部17a、17b支承。本实施方式中,多个第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2如图3所示,分别排列在同一圆周上,起步装置1、减振装置10的轴心和各第一内侧弹簧SP1的轴心的距离、与起步装置1等的轴心和各第二内侧弹簧SP2的轴心的距离相等。
另外,在减振装置10的安装状态下,驱动器部件11的各内侧弹簧抵接部11c由彼此不同的弹簧支承部16a、16b、17a、17b支承,在不成对(不以串联的方式作用)的第一内侧弹簧SP1与第二内侧弹簧SP2之间与两者的端部抵接。而且,中间部件12的各弹簧抵接部12c由相同的弹簧支承部16a、16b、17a、17b支承,在相互成对第一内侧弹簧SP1与第二内侧弹簧SP2之间与两者的端部抵接。另外,第一输出片部件16的各内侧弹簧抵接部16c由彼此不同的弹簧支承部16a、16b、17a、17b支承,在不成对(不以串联的方式作用)的第一内侧弹簧SP1与第二内侧弹簧SP2之间与两者的端部抵接。同样,第二输出片部件17的各内侧弹簧抵接部17c也由彼此不同的弹簧支承部16a、16b、17a、17b支承,在不成对(不以串联的方式作用)的第一内侧弹簧SP1与第二内侧弹簧SP2之间与两者的端部抵接。
由此,减振装置10的安装状态下,各第一内侧弹簧SP1的一端与驱动器部件11的对应的内侧弹簧抵接部11c抵接,各第一内侧弹簧SP1的另一端与中间部件12的对应的弹簧抵接部12c抵接。另外,各第二内侧弹簧SP2的一端与中间部件12的对应的弹簧抵接部12c抵接,各第二内侧弹簧SP2的另一端与从动部件15的对应的内侧弹簧抵接部16c、17c抵接。其结果,相互成对的第一内侧弹簧SP1与第二内侧弹簧SP2在驱动器部件11与从动部件15之间,经由中间部件12的弹簧抵接部12c以串联的方式连结。因此,减振装置10中,能够减小在驱动器部件11与从动部件15之间传递扭矩的弹性体的刚性,即减小第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2的合成弹簧常数。
另外,在第一输出片部件16以及第二输出片部件17相互连结时,第一输出片部件16的多个弹簧支承部16d分别从内周侧支承(引导)对应的外侧弹簧SPo的涡轮5侧的侧部。多个弹簧支承部16e分别从外周侧支承(引导)对应的外侧弹簧SPo的涡轮5侧的侧部。另外,第二输出片部件17的多个弹簧支承部17d与第一输出片部件16的对应的弹簧支承部16d在轴向上对置,分别从内周侧支承(引导)对应的外侧弹簧SPo的锁止活塞80侧的侧部。多个弹簧支承部17e与第一输出片部件16的对应的弹簧支承部16e在轴向上对置,分别从外周侧支承(引导)对应的外侧弹簧SPo的锁止活塞80侧的侧部。
在减振装置10的安装状态下,各外侧弹簧SPo位于对应的弹簧支承部16d、16e、17d、17e的周向之间。而且,在对驱动器部件11的输入扭矩即驱动扭矩或从车轴侧施加于从动部件15的扭矩(被驱动扭矩)达到上述扭矩T1而使驱动器部件11相对于从动部件15的扭转角成为规定角度θref以上时,各外侧弹簧SPo与设置于弹簧支承部16d、16e、17d、17e的两侧的外侧弹簧抵接部16f、17f的一方抵接。另外,如图2以及图3所示,各外侧弹簧SPo以包围第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2的方式配置于流体传动室9内的外周侧区域。由此,能够进一步缩短减振装置10乃至起步装置1的轴长。
而且,如图1所示,减振装置10包括旋转惯性质量减振器20,该旋转惯性质量减振器20连接于驱动器部件11和从动部件15并相对于第一扭矩传递路径TP1和第二扭矩传递路径TP2双方并列设置。本实施方式中,旋转惯性质量减振器20由配置于作为减振装置10的输入构件的驱动器部件11与作为输出构件的从动部件15之间的单小齿轮式行星齿轮21构成。行星齿轮21具有作为外齿齿轮的太阳轮(第三构件)22、与太阳轮22配置于同心圆上的作为内齿齿轮的齿圈(第二构件)23、分别与太阳轮22以及齿圈23啮合的多个(在本实施方式中,例如有三个)小齿轮24。
行星齿轮21的太阳轮22具有例如比从动部件15的第一输出片部件16的内径稍大的外径,在多个外齿的内侧包括用于增加惯性力矩的质量部22m。太阳轮22被减振毂7支承为能够旋转,该太阳轮22的起步装置1的轴向的移动由减振毂7和被安装于该减振毂7的卡环限制。齿圈23具有例如比第一输出片部件16以及第二输出片部件17的弹簧支承部16b、17b大的内径,通过将第一输出片部件16以及第二输出片部件17连结的多个铆钉固定于从动部件15。由此,齿圈23能够与从动部件15一体旋转。
另外,多个小齿轮24以在周向空开间隔(等间隔)地排列并且与相互相邻的第一内侧弹簧SP1与第二内侧弹簧SP2之间的部分在轴向上对置的方式,分别经由例如轴颈轴承88被锁止活塞80支承为自由旋转。如上述那样,锁止活塞80被减振毂7支承为自由旋转,并且能够与作为减振装置10的输入构件的驱动器部件11一体旋转。因此,锁止活塞80作为将多个小齿轮24支承为自由旋转(自转)并且相对于太阳轮22以及齿圈23自由公转的行星齿轮21的行星架(第一构件)发挥功能。
如上述那样构成的起步装置1的锁止离合器8的锁止被解除时,由图1可知,从发动机EG传递至前盖3的扭矩经由泵轮4、涡轮5、中间部件12、第二内侧弹簧SP2、从动部件15、减振毂7这样的路径向变速器TM的输入轴IS传递。与此相对,若利用起步装置1的锁止离合器8执行锁止,则从发动机EG经由前盖3以及锁止离合器8传递至驱动器部件11的扭矩在输入扭矩达到上述扭矩T1之前,经由包括多个第一内侧弹簧SP1、中间部件12以及多个第二弹簧SP2的第一扭矩传递路径TP1、以及旋转惯性质量减振器20向从动部件15以及减振毂7传递。另外,若输入扭矩变为上述扭矩T1以上,则传递至驱动器部件11的扭矩经由第一扭矩传递路径TP1、包括多个外侧弹簧SPo的第二扭矩传递路径TP2、旋转惯性质量减振器20向从动部件15以及减振毂7传递。
而且,在锁止的执行时(锁止离合器8的卡合时)若驱动器部件11相对于从动部件15旋转(扭转),则第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2弯曲,并且对应于驱动器部件11与从动部件15的相对旋转,作为质量体的太阳轮22旋转。即在驱动器部件11相对于从动部件15旋转时,作为行星齿轮21的输入构件即行星架的锁止活塞80(以及驱动器部件11)的转速比与齿圈23一体旋转的从动部件15的转速高。因此,此时,太阳轮22由于行星齿轮21的作用增速,以比锁止活塞80以及驱动器部件11高的转速旋转。由此,从作为旋转惯性质量减振器20的质量体的太阳轮22,对作为减振装置10的输出构件的从动部件15施加惯性力矩(惯性),能够使该从动部件15的振动衰减。
此外,旋转惯性质量减振器20在驱动器部件11与从动部件15之间主要传递惯性扭矩,不传递平均扭矩。另外,在减振装置10中,若输入扭矩达到上述扭矩T2,则利用限位器ST限制驱动器部件11与从动部件15的相对旋转,即限制第一弹簧SP1、第二弹簧SP2以及外侧弹簧SPo的全部的弯曲。本实施方式中,限位器ST由在将第一输出片部件16以及第二输出片部件17(以及齿圈23)紧固的多个铆钉上安装的套环19、和形成于驱动器部件11的例如圆弧状的多个开口部11s构成。在减振装置10的安装状态下,套环19配置为在驱动器部件11的对应的开口部11s内不与划分该开口部11s的两侧的内壁面抵接。而且,伴随着驱动器部件11和从动部件15的相对旋转,若上述各套环19与对应的开口部11s的一方的内壁面抵接,则驱动器部件11与从动部件15的相对旋转以及弹簧SP1、SP2、SPo的扭转被限制。
接下来,说明减振装置10的设计顺序。
如上述那样,在减振装置10中,在传递至驱动器部件11的输入扭矩到达上述扭矩T1之外,第一扭矩传递路径TP1所含的第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2与旋转惯性质量减振器20共同作用。这样,第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2与旋转惯性质量减振器20共同作用时,从中间部件12和含有第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2的第一扭矩传递路径TP1传递至从动部件15的扭矩依存(正比例)于中间部件12与从动部件15之间的第二内侧弹簧SP2的位移(弯曲量即扭转角)。与此相对,从旋转惯性质量减振器20传递至从动部件15的扭矩依存(正比例)于驱动器部件11与从动部件15的角加速度的差,即驱动器部件11与从动部件15之间的第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2的位移的二阶导数值。由此,传递至减振装置10的驱动器部件11的输入扭矩若如下式(1)所示那样假定为周期性地振动,则从驱动器部件11经由第一扭矩传递路径TP1传递至从动部件15的振动的相位、与从驱动器部件11经由旋转惯性质量减振器20传递至从动部件15的振动的相位偏差180°。
[数学式1]
T=T0sinωt…(1)
而且,在具有中间部件12的减振装置10中,相对于允许第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2的弯曲并且外侧弹簧SPo不弯曲的状态,能够设定两个固有振动数(谐振频率)。即,在假定为在利用锁止离合器8执行锁止的状态下开始从发动机EG向驱动器部件11传递扭矩的情况下,在第一扭矩传递路径TP1中,当允许第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2的弯曲并且外侧弹簧SPo不弯曲时,产生驱动器部件11与从动部件15以相互以相反相位振动引起的共振或驱动器部件11与未图示的驱动轴之间产生的主要是变速器的共振(第一共振,参照图4的共振点R1)。
另外,第一扭矩传递路径TP1的中间部件12形成为环状,来自发动机EG的扭矩向驱动器部件11传递时,作用于中间部件12的惯性力比妨碍该中间部件12的振动的阻力(主要是作用于旋转的中间部件12的离心力所引起的摩擦力)大。因此,伴随着来自发动机EG的扭矩向驱动器部件11传递而振动的中间部件12的衰减比ζ小于值1。此外,单自由度系的中间部件12的衰减比ζ可以表示为ζ=C/(2·(J2·(k1+k2))0.5。但是,“J2”是中间部件12的惯性力矩(在本实施方式中,中间部件12以及涡轮5的惯性力矩的合计值),“k1”是在驱动器部件11与中间部件12之间共同作用的多个第一内侧弹簧SP1的合成弹簧常数,“k2”是在中间部件12与从动部件15之间共同作用的多个第二内侧弹簧SP2的合成弹簧常数,“C”是妨碍中间部件12的振动的该中间部件12的每单位速度的衰减力(阻力)。即,中间部件12的衰减比ζ至少根据中间部件12的惯性力矩J2和第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2的刚性k1、k2决定。
另外,上述衰减力C可以如下求出。即,若将中间部件12的位移x设为x=A·sin(ω12·t)(其中,“A”是振幅,“ω12”是中间部件12的振动频率。),则上述衰减力C产生的损失能量Sc可以表示为Sc=π·C·A2·ω12。而且,若将中间部件12的位移x设为x=A·sin(ω12·t),则中间部件12的一个周期的振动的上述滞后H引起的损失能量Sh可以表示为Sh=2·H·A。而且,若假定上述衰减力C引起的损失能量Sc与滞后H的损失能量Sh相相等,则上述衰减力C可以表示为C=(2·H)/(π·A·ω12)。
而且,单自由度系的中间部件12的固有振动数f12表示为f12=1/2π·((k1+k2)/J2)0.5,中间部件12形成为环状从而惯性力矩J2变得比较大,所以该中间部件12的固有振动数f12变得比较小。因此,第一扭矩传递路径TP1中,允许第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2的弯曲并且外侧弹簧SPo不弯曲时,如图4所示,在驱动器部件11的转速达到与两个固有振动数中较大一方对应的转速的阶段,即比第一共振高的旋转侧(高频侧),能够产生因中间部件12以与驱动器部件11以及从动部件15双方相反的相位振动引起的该中间部件12的共振(第二共振,参照图4的共振点R2)。
本发明者们为了进一步提高具有上述特性的减振装置10的振动衰减效果而进行深入研究/解析,着眼于在减振装置10中使第一扭矩传递路径TP1的振动的振幅、和与其相位相反的旋转惯性质量减振器20的振动的振幅一致,从而能够使从动部件15的振动衰减。而且,本发明者们在通过锁止的执行使扭矩从发动机EG传递至驱动器部件11的状态下,并且在包括外侧弹簧SPo不弯曲的减振装置10的振动系中,构建下式(2)那样的运动方程式。其中,式(2)中,“J1”是驱动器部件11的惯性力矩,“J2”如上述那样是中间部件12的惯性力矩,“J3”是从动部件15的惯性力矩,“Ji”是旋转惯性质量减振器20的质量体即太阳轮22的惯性力矩。而且,“θ1”是驱动器部件11的扭转角,“θ2”是中间部件12的扭转角,“θ3”是从动部件15的扭转角。另外,“λ”是构成旋转惯性质量减振器20的行星齿轮21的传动比(太阳轮22的齿数/齿圈23的齿数)。
[数学式2]
而且,本发明者们假定输入扭矩T如上述式(1)所示那样周期性地振动,并且假定驱动器部件11的扭转角θ1、中间部件12的扭转角θ2以及从动部件15的扭转角θ3如下式(3)所示那样周期性地响应(振动)。其中,式(1)以及(3)的“ω”是输入扭矩T的周期性的变动(振动)的角振动数,式(3)中,“Θ1”是伴随着来自发动机EG的扭矩的传递产生的驱动器部件11的振动的振幅(振动振幅,即最大扭转角),“Θ2”是伴随着来自发动机EG的扭矩向驱动器部件11传递而产生的中间部件12的振动的振幅(振动振幅),“Θ3”是伴随着来自发动机EG的扭矩向驱动器部件11传递而产生的从动部件15的振动的振幅(振动振幅)。根据上述假定,将式(1)以及(3)代入式(2),从两边消去“sinωt”,从而能够得到下式(4)的恒等式。
[数学式3]
式(4)中,在从动部件15的振动振幅Θ3为零的情况下,利用减振装置10使来自发动机EG的振动在理论上完全衰减,理论上使振动不向比从动部件15更靠后段侧的变速器TM、驱动轴等传递。因此,本发明者们考虑上述观点,针对振动振幅Θ3解出式(4)的恒等式,并且使Θ3=0,从而得到下式(5)所示的条件式。式(5)是针对输入扭矩T的周期性的变动的角振动数的平方值ω2的2次方程式。在该角振动数的平方值ω2是式(5)的两个实数根的任一个(或重根)的情况下,从驱动器部件11经由第一扭矩传递路径TP1传递至从动部件15的来自发动机EG的振动、与从驱动器部件11经由旋转惯性质量减振器20传递至从动部件15的振动相互消除,从动部件15的振动振幅Θ3是理论上变为零。
[数学式4]
根据上述解析结果,具有中间部件12从而经由第一扭矩传递路径TP1传递的扭矩产生两个峰值即共振的减振装置10中,如图4所示,可以理解将从动部件15的振动振幅Θ3理论上变为零的反共振点合计设定为2个的情况。即,在减振装置10中,使第一扭矩传递路径TP1的振动的振幅、和与其相位相反的旋转惯性质量减振器20的振动的振幅在与第一扭矩传递路径TP1中产生的两个共振对应的两个点一致,从而能够使从动部件15的振动很好地衰减。
而且,减振装置10中,在驱动器部件11的转速比与低旋转侧(低频侧)的反共振点A1的振动数对应的转速高一些的阶段产生中间部件12的共振,从第二内侧弹簧SP2传递至从动部件15的振动的振幅如图4中单点划线所示,驱动器部件11(发动机EG)的转速在达到与比较小的中间部件12的固有振动数对应的转速前,由减少转为增加。由此,随着驱动器部件11的转速增加,从旋转惯性质量减振器20向从动部件15传递的振动的振幅逐渐增加(参照图4的双点划线),也能够扩大从该旋转惯性质量减振器20向从动部件15传递的振动消除从第二内侧弹簧SP2向从动部件15传递的振动的至少一部分的区域。其结果,能够进一步提高驱动器部件11的转速比较低的区域的减振装置10的振动衰减性能。
这里,在搭载有作为行驶用动力的产生源的发动机EG的车辆中,使锁止离合器8的锁止转速Nlup(发动机EG的启动后最初将该发动机EG与减振装置10连结时的转速,多个锁止转速中的最低值,即扭矩从驱动器部件11经由扭矩传递路径TP1向从动部件15传递的转速范围的最小转速)降低,提前将来自发动机EG的扭矩机械传递至变速器TM,提高发动机EG与变速器TM之间的动力传递效率,由此能够进一步提高发动机EG的油耗。但是,在可作为锁止转速Nlup的设定范围的500rpm~1500rpm左右的低转速范围,从发动机EG经由锁止离合器8传递至驱动器部件11的振动变大,特别是搭载有三缸或四缸发动机这样的节能缸发动机的车辆中振动等级的增加变得显著。因此,为了在锁止执行时、执行之后不使较大的振动传递至变速器TM等,需要在锁止被执行的状态下,使将来自发动机EG的扭矩(振动)向变速器TM传递的减振装置10整体(从动部件15)的锁止转速Nlup附近的转速范围的振动等级进一步降低。
在此基础上,本发明者们根据相对于锁止离合器8决定的锁止转速Nlup,在发动机EG的转速Ne位于500rpm~1500rpm的范围(锁止转速Nlup的假定设定范围)内时形成低旋转侧(低频侧)的反共振点A1来构成减振装置10。根据2次方程式的解的公式,如下式(6)以及(7)那样能够得到上述式(5)的两个解ω1以及ω2,ω1<ω2成立。而且,低旋转侧(低频侧)的反共振点A1的振动数(以下称为“最小振动数”)fa1如下式(8)所示那样表示,高旋转侧(高频侧)的反共振点A2的振动数fa2(fa2>fa1)如下式(9)所示那样表示。另外,将“n”设为发动机EG的气缸数,则与最小振动数fa1对应的发动机EG的转速Nea1表示为Nea1=(120/n)·fa1
[数学式5]
因此,在减振装置10中,为了满足下式(10),选择/设定多个第一内侧弹簧SP1的合成弹簧常数k1、多个第二内侧弹簧SP2的合成弹簧常数k2、中间部件12的惯性力矩J2(考虑(合计)一体旋转地连结的涡轮5等惯性力矩)、以及旋转惯性质量减振器20的质量体即太阳轮22的惯性力矩Ji。即在减振装置10中,根据上述最小振动数fa1(以及锁止转速Nlup),决定第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2的弹簧常数k1、k2、中间部件12的惯性力矩J2
[数学式6]
这样,将可以使从动部件15的振动振幅Θ3理论上为零(可以更低)的低旋转侧的反共振点A1设定在500rpm~1500rpm的低转速范围(锁止转速Nlup的假定设定范围)内,从而如图4所示,能够以使在第一扭矩传递路径TP1产生的共振中的振动数较小的一方(第一共振)包含在锁止离合器8的非锁止区域(参照图4的双点划线)的方式,向更低的旋转侧(低频侧)变换。即,在本实施方式中,共振点R1的共振(两个固有振动数较小一方的共振)是在减振装置10使用的转速范围中不产生的假想的共振。其结果,能够允许更低的转速的锁止(发动机EG与驱动器部件11的连结)。
另外,在以满足式(10)的方式构成减振装置10时,优选使在第一扭矩传递路径TP1产生的低旋转侧(低频侧)的共振(共振点R1,参照图4的共振点R1)的振动数比上述最小振动数fa1小并且成为尽可能小的值来选择/设定弹簧常数k1、k2、惯性力矩J2、Ji。由此,能够进一步减小最小振动数fa1,能够允许更低的转速的锁止。
而且,能够设定两个反共振点A1、A2,从而与设定单一的反共振点的情况相比(参照图4的虚线),能够使该两个反共振点A1、A2中的振动数(fa1)最小的反共振点A1向更低频侧变换。此外,能够设定两个反共振点A1、A2,从而由图4可知,在两个反共振点A1、A2间比较大的转速范围,能够利用从驱动器部件11经由旋转惯性质量减振器20传递至从动部件15的振动(参照图4的双点划线)使从驱动器部件11经由第一扭矩传递路径TP1传递至从动部件15的来自发动机EG的振动(参照图4的单点划线)很好地衰减。
由此,能够进一步提高来自发动机EG的振动常变大的锁止区域的低转速范围的减振装置10的振动衰减效果。此外,减振装置10中,若产生第二个共振(第二共振,参照图4的共振点R2),则中间部件12以与从动部件15相反的相位振动,如图4中单点划线所示,从驱动器部件11经由第一扭矩传递路径TP1向从动部件15传递的振动的相位、与从驱动器部件11经由旋转惯性质量减振器20向从动部件15传递的振动的相位变得一致。
另外,如上述那样构成的减振装置10中,为了进一步提高锁止转速Nlup附近的振动衰减性能,需要使该锁止转速Nlup和对应于共振点R2的发动机EG的转速适当分离。因此,在以满足式(10)的方式构成减振装置10时,优选满足Nlup≤(120/n)·fa1(=Nea1)来选择/设定弹簧常数k1、k、惯性力矩J2、Ji。由此,很好地抑制振动向变速器TM的输入轴IS的传递来执行锁止离合器8的锁止,并且在锁止的执行之后,能够利用减振装置10使来自发动机EG的振动很好地衰减。
而且,若将中间部件12与涡轮5连结为一体旋转,则能够进一步增大该中间部件12的实际惯性力矩J2(中间部件12、涡轮5等的惯性力矩的合计值)。由此,由式(8)可知,能够进一步减小反共振点A1的振动数fa1而将该反共振点A1设定于更低的旋转侧(低频侧)。
如上述那样,根据反共振点A1的振动数(最小振动数)fa1设计减振装置10,由此能够很好地提高该减振装置10的振动衰减性能。而且,根据本发明者们的研究/解析,确认了在将锁止转速Nlup例如决定为1000rpm前后的值的情况下,例如以满足900rpm≤(120/n)·fa1≤1200rpm的方式构成减振装置10,从而得到实用性很好的结果。
另外,上述减振装置10所具有的旋转惯性质量减振器20具有作为与驱动器部件11一体旋转的行星架(第一构件)的锁止活塞80、和包括与从动部件15一体旋转的齿圈23(第二构件)以及与质量部22m一体旋转的太阳轮22(作为质量体的第三构件)的行星齿轮21。由此,能够使作为质量体的太阳轮22的转速比驱动器部件11增大,所以能够很好地确保从旋转惯性质量减振器20施加于从动部件15的惯性力矩并实现旋转惯性质量减振器20的质量体的轻型化,并且提高旋转惯性质量减振器20、减振装置10整体的设计的自由度。但是,由于质量体的惯性力矩的大小不同,旋转惯性质量减振器20的行星齿轮21也可以构成为使质量体(太阳轮22)比驱动器部件11减速。另外,旋转惯性质量减振器20也可以包括除行星齿轮21以外的例如具有连杆机构等的差动装置。而且,由于质量体的惯性力矩的大小不同,也可以将使质量体与驱动器部件11等速旋转的等速旋转机构设置于旋转惯性质量减振器20。另外,旋转惯性质量减振器20也可以包括根据驱动器部件11与从动部件15的相对转速使质量体的转速变化的变速机构。
此外,如上述那样,能够设定两个反共振点A1、A2,从而能够将反共振点A1向更低频侧变换,但由于应用减振装置10的车辆、原动机等的各种规格不同,也可以将式(5)的重根(=1/2π·{(k1+k2)/(2·J2)}0.5作为上述最小振动数fa1。这样,根据式(5)的重根决定第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2的弹簧常数k1、k2、中间部件12的惯性力矩J2,也能如图4的虚线所示那样,提高来自发动机EG的振动常变大的锁止区域的低转速范围的减振装置10的振动衰减效果。
另外,上述减振装置10中,第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2,采用具有相同的各种规格(弹簧常数)的弹簧,但并非限定于此。即第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2的弹簧常数k1、k2可以彼此不同(k1>k2或k1<k2)。由此,能够进一步增大式(6)以及(8)的根号项(辨别式)的值,所以能够进一步增大两个反共振点A1、A2的间隔,进一步提高低频域(低转速范围)的减振装置的振动衰减效果。在该情况下,在减振装置10设置限制第一内侧弹簧SP1以及第二内侧弹簧SP2中的一方(例如具有更低的刚性的一方)的弯曲的限位器即可。
而且,上述减振装置10中,构成旋转惯性质量减振器20的行星齿轮21的多个小齿轮24由作为行星架的锁止活塞80支承,但行星齿轮21的多个小齿轮24也可以由减振装置10的驱动器部件11支承为能够旋转。即该驱动器部件11本身可以作为行星齿轮21的行星架利用。另外,涡轮5如图1中双点划线所示,驱动器部件11以及从动部件15的任一方连结。此外,在这样涡轮5与中间部件12不连结的情况下,将中间部件12形成为环状从而能够抑制因离心力引起的该中间部件12的径向的移动,所以伴随着来自发动机EG的扭矩传递至驱动器部件11而振动的中间部件12的衰减比ζ基本小于值1。
而且,上述旋转惯性质量减振器20(行星齿轮21)也可以构成为齿圈23(第一构件)与驱动器部件11(锁止活塞80)一体旋转,并且行星架(第二构件)与从动部件15一体旋转。另外,上述旋转惯性质量减振器20(行星齿轮21)可以构成为齿圈23(第一构件)与驱动器部件11(锁止活塞80)一体旋转,太阳轮22(第二构件)与从动部件15一体旋转,并且行星架(第三构件)与质量部(质量体)一体旋转。在该情况下,质量部可以配置于齿圈23的径向外侧以及太阳轮22的径向内侧的至少任一方。而且,上述旋转惯性质量减振器20(行星齿轮21)可以构成为太阳轮22(第一构件)与驱动器部件11(锁止活塞80)一体旋转,齿圈23(第二构件)与从动部件15一体旋转,并且行星架(第三构件)与质量部(质量体)一体旋转。在该情况下,质量部可以配置于齿圈23的径向外侧以及太阳轮22的径向内侧的至少任一方。
图5是表示包括本发明的其它实施方式的减振装置10X的起步装置1X的简要结构图。此外,起步装置1X、减振装置10X的结构构件中与上述起步装置1、减振装置10相同的构件标注相同的符号,省略重复的说明。
在图5所示的减振装置10X中,与泵轮4一起构成扭矩转换器(流体传动装置)的涡轮5经由连结部件连结于构成旋转惯性质量减振器20X的行星齿轮21的太阳轮22。即旋转惯性质量减振器20X含有涡轮5作为相应于驱动器部件11与从动部件15的相对旋转而旋转的质量体。由此,与设置专用的质量体(质量部)的情况相比,能够抑制减振装置10整体的大型化并且能够进一步旋转惯性质量减振器20X的质量体的惯性力矩,能够进一步增大从旋转惯性质量减振器20X施加于从动部件15的惯性力矩。
图6是表示包括本发明的又一实施方式的减振装置10X′的起步装置1X′的简要结构图。此外,起步装置1X′、减振装置10X′的结构构件中与上述起步装置1、减振装置10等相同的构件标注相同的符号,并省略重复的说明。
图6所示的减振装置10X′包括驱动器部件(输入构件)11′、中间部件(中间构件)12′、从动部件(输出构件)15′作为旋转构件。而且,减振装置10X′包括在驱动器部件11′与中间部件12′之间传递扭矩的多个第一弹簧(第一弹性体)SP1′、分别与对应的第一弹簧SP1′以串联的方式作用并在中间部件12′与从动部件15′之间传递扭矩的多个第二弹簧(第二弹性体)SP2′作为扭矩传递构件(扭矩传递弹性体)。多个第一弹簧(第一弹性体)SP1′、中间部件12′、多个第二弹簧(第二弹性体)SP2′在驱动器部件11′与从动部件15′之间构成扭矩传递路径TP。中间部件12′是环状部件,伴随着来自发动机EG的扭矩传递至驱动器部件11而振动的中间部件12的衰减比ζ小于值1。
而且,减振装置10X′包括在驱动器部件11′与从动部件15′之间传递扭矩的多个内侧弹簧SPi。多个内侧弹簧SPi与上述减振装置10的外侧弹簧SPo相同,在对驱动器部件11′的输入扭矩达到上述扭矩(第一阈值)T1而驱动器部件11′相对于从动部件15′的扭转角成为上述规定角度θref以上之后,构成第一扭矩传递路径TP1的第一弹簧SP1′以及第二弹簧SP2′共同作用。在图6的例子中,弹簧SPi在第一弹簧SP1′以及第二弹簧SP2′的径向内侧配置,被该第一弹簧SP1′以及第二弹簧SP2′包围。
而且,减振装置10X′中,驱动器部件11′将多个小齿轮24支承为能够旋转(自转)并且能够相对于太阳轮22以及齿圈23公转,作为构成旋转惯性质量减振器20X′的行星齿轮21的行星架(第一构件)发挥功能。而且,行星齿轮21的太阳轮(第二构件)22与从动部件15连结为一体旋转。由此,作为质量体(第三构件)的齿圈23以及质量部23m相应于驱动器部件11与从动部件15的相对旋转而旋转。上述减振装置10X′也能够得到与上述减振装置10等相同的作用效果。此外,虽然省略了图示,但上述旋转惯性质量减振器20X′(行星齿轮21)也可以构成为太阳轮22(第一构件)与驱动器部件11一体旋转,并且行星架(第二构件)与从动部件15一体旋转。
图7是表示包括本发明的其它实施方式的减振装置10Y的起步装置1Y的简要结构图。此外,起步装置1Y、减振装置10Y的结构构件中与上述起步装置1、减振装置10等相同的构件标注相同的符号,并省略重复的说明。
图7所示的减振装置10Y含有驱动器部件(输入构件)11Y、中间部件(中间构件)12Y、从动部件(输出构件)15Y作为旋转构件。而且,减振装置10Y含有在驱动器部件11Y与中间部件12Y之间传递扭矩的多个第一弹簧(第一弹性体)SP1′、分别与对应的第一弹簧SP1′以串联的方式作用并在中间部件12Y与从动部件15Y之间传递扭矩的多个第二弹簧(第二弹性体)SP2′作为扭矩传递构件(扭矩传递弹性体)。多个第一弹簧(第一弹性体)SP1′、中间部件12Y、多个第二弹簧(第二弹性体)SP2′在驱动器部件11Y与从动部件15Y之间构成扭矩传递路径TP。中间部件12Y是环状部件,伴随着来自发动机EG的扭矩传递至驱动器部件11而振动的中间部件12的衰减比ζ小于值1。另外,旋转惯性质量减振器20Y与上述旋转惯性质量减振器20相同,由单小齿轮式行星齿轮21构成,连接于驱动器部件11Y和从动部件15Y,相对于扭矩传递路径TP并列排列,主要对从动部件15Y传递惯性扭矩。而且,如图所示,中间部件12Y与涡轮5连结为一体旋转。但是,涡轮5也可以如图7中双点划线所示那样,与驱动器部件11以及从动部件15的任一方连结。
而且,减振装置10Y包括限制驱动器部件11Y与中间部件12Y的相对旋转即第一弹簧SP1′的弯曲的第一限位器ST1、限制中间部件12Y与从动部件15Y的相对旋转即第二弹簧SP2′的弯曲的第二限位器ST2。第一限位器ST1以及第二限位器ST2的一方在对驱动器部件11Y的输入扭矩达到比与减振装置10Y的最大扭转角θmax对应的扭矩T2小的预先决定的扭矩T1而驱动器部件11Y相对于从动部件15Y的扭转角成为规定角度θref以上时,限制驱动器部件11Y与中间部件12Y的相对旋转、或中间部件12Y与从动部件15Y的相对旋转。另外,第一限位器ST1以及第二限位器ST2的另一方在对驱动器部件11Y的输入扭矩达到扭矩T2时,限制中间部件12Y与从动部件15Y的相对旋转、或驱动器部件11Y与中间部件12Y的相对旋转。
由此,在第一限位器ST1以及第二限位器ST2的一方动作之前,允许第一弹簧SP1′以及第二弹簧SP2′的弯曲,若第一限位器ST1以及第二限位器ST2的一方动作,则限制第一弹簧SP1′以及第二弹簧SP2′的一方的弯曲。而且,若第一限位器ST1以及第二限位器ST2双方动作,则限制第一弹簧SP1′以及第二弹簧SP2′双方的弯曲。因此,减振装置10Y也具有两个阶段(两种程度)的衰减特性。此外,与扭矩T2对应的第一限位器ST1或第二限位器ST2可以构成为限制驱动器部件11Y与从动部件15Y的相对旋转。
具有这样的结构的减振装置10Y也能够得到与上述减振装置10相同的作用效果。而且,减振装置10Y中配设为第一弹簧SP1′以及第二弹簧SP2′的任一方在另一方的径向外侧沿周向空开间隔排列即可。即,例如可以将多个第一弹簧SP1′在流体传动室9内的外周侧区域沿周向空开间隔排列地配设,例如可以将多个第二弹簧SP2′在多个第一弹簧SP1的径向内侧沿周向空开间隔排列地配设。在该情况下,第一弹簧SP1′以及第二弹簧SP2′可以配置为从径向观察时至少局部重叠。
图8是表示包括本发明的又一实施方式的减振装置10Z的起步装置1Z的简要结构图。此外,起步装置1Z、减振装置10Z的结构构件中与上述起步装置1、减振装置10等相同的构件标注相同的符号,并省略重复的说明。
图8所示的减振装置10Z包括驱动器部件(输入构件)11Z、第一中间部件(第一中间构件)13、第二中间部件(第二中间构件)14、从动部件(输出构件)15Z作为旋转构件。第一中间部件13以及第二中间部件14都是环状部件。另外,伴随着来自发动机EG的扭矩传递至驱动器部件11而振动的第一中间部件13以及第二中间部件14中至少任一方的衰减比ζ小于值1。而且,减振装置10Z包括在驱动器部件11Z与第一中间部件13之间传递扭矩的多个第一弹簧(第一弹性体)SP1′、在第一中间部件13与第二中间部件14之间传递扭矩的多个第二弹簧(第二弹性体)SP2′、在第二中间部件14与从动部件15Z之间传递扭矩的多个第三弹簧(第三弹性体)SP3作为扭矩传递构件(扭矩传递弹性体)。多个第一弹簧SP1′、第一中间部件13、多个第二弹簧SP2′、第二中间部件14以及多个第三弹簧SP3在驱动器部件11Z与从动部件15Z之间构成扭矩传递路径TP。另外,旋转惯性质量减振器20Z连接于驱动器部件11Z和从动部件15Z,与扭矩传递路径TP并列排列,主要对从动部件15Z传递惯性扭矩。而且,如图所示,第一中间部件13与涡轮5连结为一体旋转。
在具有这样的第一中间部件13以及第二中间部件14的减振装置10Z中,在第一弹簧SP1′、第二弹簧SP2′、以及第三弹簧SP3的全部的弯曲被允许时,在扭矩传递路径TP中产生3个共振。即在扭矩传递路径TP中,第一弹簧SP1′、第二弹簧SP2′、以及第三弹簧SP3的弯曲被允许时,产生例如因驱动器部件11Z和从动部件15Z以相互相反的相位振动引起的减振装置10整体的共振。另外,在扭矩传递路径TP中,第一弹簧SP1′、第二弹簧SP2′、以及第三弹簧SP3的弯曲被允许时,产生因第一中间部件13以及第二中间部件14以与驱动器部件11Z以及从动部件15Z双方相反的相位振动引起的共振。而且,在扭矩传递路径TP中,在第一弹簧SP1′、第二弹簧SP2′、以及第三弹簧SP3的弯曲被允许时,产生由于第一中间部件13以与驱动器部件11Z相反的相位振动,第二中间部件14以与第一中间部件13相反的相位振动,并且从动部件15Z以与第二中间部件14相反的相位振动而引起的共振。因此,在减振装置10Z中,可以合计设定3个使从驱动器部件11Z经由扭矩传递路径TP传递至从动部件15Z的振动、与从驱动器部件11Z经由旋转惯性质量减振器20Z传递至从动部件15Z的振动在理论上相互消除的反共振点。
而且,将在理论上可使从动部件15Z的振动振幅为零(可以更低)的3个反共振点中最低旋转侧的第一反共振点设定在500rpm~1500rpm的低转速范围(锁止转速Nlup的假定设定范围)内,从而能够以使在扭矩传递路径TP产生的共振中振动数最小的任一个包含在锁止离合器8的非锁止区域的方式,向更低旋转侧(低频侧)变换。其结果,能够允许更低的转速的锁止,并且很好地提高来自发动机EG的振动常变大的低转速范围的减振装置10Z的振动衰减性能。另外,减振装置10Z中,使比第一反共振点高的旋转侧(高频侧)的第二反共振点例如与变速器TM的输入轴IS的共振点(的振动数)一致(或更接近),使比第二反共振点高的旋转侧(高频侧)的第三反共振点与例如减振装置10Z内的共振点(的振动数)一致(或更接近),从而也能够很好地抑制上述共振的产生。此外,减振装置10Z可以构成为扭矩传递路径TP包括3个以上的中间部件。另外,涡轮5可以与第二中间部件14连结,也可以如图8中双点划线所示那样与驱动器部件11Z以及从动部件15Z的任一方连结。
图9是表示包括本发明的其它实施方式的减振装置10V的起步装置1V的简要结构图。此外,起步装置1V、减振装置10V的结构构件中与上述起步装置1、减振装置10等相同的构件标注相同的符号,并省略重复的说明。
图9所示的减振装置10V含有驱动器部件(输入构件)11V、第一中间部件(第一中间构件)13、第二中间部件(第二中间构件)14、从动部件(输出构件)15V作为旋转构件。伴随着来自发动机EG的扭矩传递至驱动器部件11而振动的第一中间部件13以及第二中间部件14中,至少第一中间部件13是环状部件,至少第一中间部件13的衰减比ζ小于值1。而且,减振装置10V包括在驱动器部件11V与第一中间部件13之间传递扭矩的多个第一弹簧(第一弹性体)SP1′、在第一中间部件13与第二中间部件14(从动部件15V)之间传递扭矩的多个第二弹簧(第二弹性体)SP2′、在第二中间部件14与从动部件15V之间传递扭矩的多个第三弹簧(第三弹性体)SP3作为扭矩传递构件(扭矩传递弹性体)。多个第一弹簧SP1′、第一中间部件13、多个第二弹簧SP2′、第二中间部件14以及多个第三弹簧SP3在驱动器部件11V与从动部件15V之间构成扭矩传递路径TP。在图9的例子中,第三弹簧SP3采用具有比第一弹簧SP1′以及第二弹簧SP2′的弹簧常数(刚性)大的弹簧常数(刚性)的弹簧。
另外,旋转惯性质量减振器20V连接于驱动器部件11V和第二中间部件14,相对于扭矩传递路径TP的多个第一弹簧(第一弹性体)SP1′、第一中间部件13、多个第二弹簧(第二弹性体)SP2′并列排列,经由第二中间部件14以及第三弹簧SP3主要对从动部件15V传递惯性扭矩。即驱动器部件11V作为将多个小齿轮24支承为能够旋转(自转)并且能够相对于太阳轮22以及齿圈23公转的行星齿轮21的行星架(第一构件)发挥功能。而且,行星齿轮21的齿圈(第二构件)23固定于第二中间部件14,能够与该第二中间部件14一体旋转。由此,作为质量体(第三构件)的太阳轮22以及质量部22m相应于驱动器部件11V和从动部件15V的相对旋转,更详细地说相应于驱动器部件11V与第二中间部件14的相对旋转而旋转。而且,减振装置10V中,驱动器部件11V与涡轮5连结为一体旋转。
上述减振装置10V实际上相当于在图7所示的减振装置10Y中将共同作用的多个第三弹簧SP3配置于从动部件15Y与变速器TM的输入轴IS之间的情况。而且,减振装置10V中,旋转惯性质量减振器20V相对于第一弹簧SP1′以及第二弹簧SP2′第一中间部件13并列设置。因此,减振装置10V中,也能够至少对第一弹簧SP1′以及第二弹簧SP2′的弯曲被允许的状态的从驱动器部件11V到第二中间部件14的扭矩传递路径设定两个(多个)固有振动数,并且能够在比第一共振高的旋转侧(高频侧)产生第一中间部件13的共振(第二共振)。其结果,减振装置10V中,能够合计设定两个在理论上使从动部件15V的振动振幅为零的反共振点。
另外,减振装置10V特别优选与后轮驱动用的变速器TM组合使用。即,从输入轴IS的端部(起步装置1V侧的端部)到未图示的输出轴的端部(车轮侧的端部)的长度变长的后轮驱动用的变速器TM中,减振装置10V的与从动部件15V连结的输入轴IS、输出轴(乃至中间轴)的刚性降低,所以根据上述轴部件的惯性力矩决定的固有振动数(谐振频率)由于旋转惯性质量减振器20V整体的惯性力矩的影响而变小(低频化)。因此,担心本来在驱动器部件11(发动机EG)的转速高的状态下产生的共振在低旋转范围产生而变明显。与此相对,将旋转惯性质量减振器20V连结于减振装置10V的驱动器部件11V和第二中间部件14,从而能够使第三弹簧SP3夹装在旋转惯性质量减振器20V与连结于从动部件15V的变速器TM的输入轴IS之间而将两者实际分离。由此,能够进行两个反共振点的设定并且能够很好地减少旋转惯性质量减振器20V整体的惯性力矩对根据与从动部件15V连结的轴部件等惯性力矩决定的固有振动数的影响。
但是,减振装置10V当然也可以与前轮驱动车用的变速器TM组合。在减振装置10V与前轮驱动车用的变速器TM组合的情况下,能够很好地减少旋转惯性质量减振器20V整体的惯性力矩,对根据与从动部件15V连结的轴部件等惯性力矩决定的固有振动数的影响,并且通过进一步的低刚性化能够提高减振装置10V的振动衰减性能。另外,减振装置10V在第一中间部件13与第二中间部件14之间也可以还包括中间部件以及弹簧(弹性体)。而且,涡轮5也可以如图9中双点划线所示那样,与第一中间部件13以及第二中间部件14的任一方连结,也可以与从动部件15V连结。另外,旋转惯性质量减振器20V也可以包括涡轮5作为相应于驱动器部件11与从动部件15(第二中间部件14)的相对旋转而旋转的质量体。
图10是表示包括本发明的又一实施方式的减振装置10W的起步装置1W的简要结构图。此外,起步装置1W、减振装置10W的结构构件中与上述起步装置1、减振装置10等相同的构件标注相同的符号,并省略重复的说明。
图10所示的减振装置10W相当于将上述减振装置10V中的旋转惯性质量减振器20V置换为与其不同的旋转惯性质量减振器20W的装置。旋转惯性质量减振器20W连接于驱动器部件11W和第二中间部件14,相对于扭矩传递路径TP的多个第一弹簧(第一弹性体)SP1′、第一中间部件13、多个第二弹簧(第二弹性体)SP2′并列排列,经由第二中间部件14以及第三弹簧SP3主要对从动部件15W传递惯性扭矩。即驱动器部件11W作为将多个小齿轮24支承为能够旋转(自转)并且能够相对于太阳轮22以及齿圈23公转的行星齿轮21的行星架(第一构件)发挥功能。而且,行星齿轮21的太阳轮(第二构件)22固定于第二中间部件14,能够与该第二中间部件14一体旋转。由此,作为质量体(第三构件)的齿圈23以及质量部23m相应于驱动器部件11W与从动部件15W的相对旋转,更详细地说相应于驱动器部件11W与第二中间部件14的相对旋转而旋转。上述减振装置10W也能够得到与上述减振装置10V相同的作用效果。
图11A、图11B、图11C以及图11D分别是表示能够应用于上述减振装置10、10X、10Y、10Z、10V、10W的旋转惯性质量减振器20D~20G的示意图。
图11A所示的旋转惯性质量减振器20D由双小齿轮式行星齿轮21D构成。行星齿轮21D具有作为外齿齿轮的太阳轮(第三构件)22D、与太阳轮22配置于同心圆上的作为内齿齿轮的齿圈(第一构件)23D、将相互啮合并且一方与太阳轮22D啮合而另一方与齿圈23D啮合的两个小齿轮24a、24b的多组保持为能够自转(能够旋转)并且能够公转的行星架(第二构件)25。
行星齿轮21D的太阳轮22D作为旋转惯性质量减振器20D的质量体使用,包括用于增加惯性力矩的质量部22m,并且被未图示的减振毂等支承为自由旋转。齿圈23D以能够与驱动器部件11一体旋转的方式与该驱动器部件11或未图示的锁止活塞连结。行星架25以能够与从动部件15一体旋转的方式与该从动部件15连结。但是,多个小齿轮24a、24b也可以由从动部件15支承。即该从动部件15本身可以作为行星齿轮21D的行星架使用。
图11B所示的旋转惯性质量减振器20E由具有多个阶梯式小齿轮26的行星齿轮21E构成,上述阶梯式小齿轮26包括同轴并且一体地结合的小径小齿轮26a以及大径小齿轮26b。行星齿轮21E除了具有多个阶梯式小齿轮26之外,还具有与各阶梯式小齿轮26的小径小齿轮26a啮合的第一太阳轮(第一构件)27a、与各阶梯式小齿轮26的大径小齿轮26b啮合的第二太阳轮(第二构件)27b、将多个阶梯式小齿轮26支承为自由旋转并且自由公转的行星架(第三构件)28。
阶梯式小齿轮26的大径小齿轮26b的齿数设定为比小径小齿轮26a的齿数多。第一太阳轮27a以能够与驱动器部件11一体旋转的方式与该驱动器部件11或未图示的锁止活塞连结。第二太阳轮27b以能够与从动部件15一体旋转的方式与该从动部件15连结。行星架28作为旋转惯性质量减振器20E的质量体使用,具有用于增加惯性力矩的质量部28m并且例如被未图示的减振毂等支承为自由旋转。
图11C所示的旋转惯性质量减振器20F由具有多个阶梯式小齿轮26的行星齿轮21F构成,上述阶梯式小齿轮26包括同轴并且结合成一体的小径小齿轮26a以及大径小齿轮26b。行星齿轮21F除了具有多个阶梯式小齿轮26之外,还具有与各阶梯式小齿轮26的小径小齿轮26a啮合的第一齿圈(第一构件)29a、与各阶梯式小齿轮26的大径小齿轮26b啮合的第二齿圈(第二构件)29b、将多个阶梯式小齿轮26支承为自由旋转并且自由公转的行星架(第三构件)28。
阶梯式小齿轮26的大径小齿轮26b的齿数设定为比小径小齿轮26a的齿数多。第一齿圈29a以能够与驱动器部件11一体旋转的方式与该驱动器部件11或未图示的锁止活塞连结。第二齿圈29b以能够与从动部件15一体旋转的方式与该从动部件15连结。行星架28作为旋转惯性质量减振器20F的质量体使用,具有用于增加惯性力矩的质量部28m并且例如被未图示的减振毂等支承为自由旋转。
图11D所示的旋转惯性质量减振器20G由具有多个阶梯式小齿轮26的行星齿轮21G构成,上述阶梯式小齿轮26包括同轴并且结合成一体的小径小齿轮26a以及大径小齿轮26b。行星齿轮21G除了具有多个阶梯式小齿轮26之外,还具有将多个阶梯式小齿轮26支承为自由旋转并且自由公转的行星架(第一构件)28、与各阶梯式小齿轮26的大径小齿轮26b啮合的太阳轮(第二构件)27G、与各阶梯式小齿轮26的小径小齿轮26a啮合的齿圈(第三构件)29G。
阶梯式小齿轮26的大径小齿轮26b的齿数设定为比小径小齿轮26a的齿数多。行星架28以能够与驱动器部件11一体旋转的方式与该驱动器部件11或未图示的锁止活塞连结。太阳轮27G以能够与从动部件15一体旋转的方式与该从动部件15连结。齿圈29G作为旋转惯性质量减振器20G的质量体使用,具有用于增加惯性力矩的质量部29m,并且例如被未图示的减振毂等支承为自由旋转。
如以上说明那样,本发明的减振装置是包括被传递来自发动机(EG)的扭矩的输入构件(11、11′、11Y、11Z、11V、11W)和输出构件(15、15′、15Y、15Z、15V、15W)的减振装置(10、10X、10X′、10Y、10Z、10V、10W),其特征在于,具备:扭矩传递路径(TP1、TP),该扭矩传递路径包括中间构件(12、12′、13、14)、在上述输入构件(11、11′、11Y、11Z、11V、11W)与上述中间构件(12、12′、13)之间传递扭矩的第一弹性体(SP1、SP1′)、和在上述中间构件(12、12′、14)与上述输出构件(15、15′、15Y、15Z、15V、15W)之间传递扭矩的第二弹性体(SP2、SP2′);以及旋转惯性质量减振器(20、20X、20Y、20Z、20V、20W、20D、20E、20F、20G),该旋转惯性质量减振器具有相应于上述输入构件(11、11′、11Y、11Z、11V、11W)与上述输出构件(15、15′、15Y、15Z、15V、15W)的相对旋转而旋转的质量体(5,22、22m,23,23m,28,28m,29G,29m),并在上述输入构件(11、11′、11Y、11Z、11V、11W)与上述输出构件(15、15′、15Y、15Z、15V、15W)之间与上述扭矩传递路径(TP1、TP)并列设置,对于上述中间构件(12、12′、13、14)而言,根据上述中间构件(12、12′、13)的惯性力矩(J2)和上述第一弹性体以及第二弹性体(SP1、SP1′、SP2、SP2′)的刚性(k1、k2)决定的该上述中间构件的衰减比(ζ)小于值1。
在本发明的减振装置中,由中间构件、第一弹性体以及第二弹性体构成扭矩传递路径,并且具有相应于输入构件与输出构件的相对旋转而旋转的质量体的旋转惯性质量减振器在输入构件与输出构件之间与该扭矩传递路径并列设置。另外,根据中间构件的惯性力矩和第一弹性体以及第二弹性体的刚性决定的该中间构件的衰减比小于值1。
在上述减振装置中,从包括中间构件和第一弹性体以及第二弹性体的扭矩传递路径向输出构件传递的扭矩依存(正比例)于中间构件与输出构件之间的第二弹性体的位移。与此相对,从旋转惯性质量减振器向输出构件传递的扭矩依存(正比例)于输入构件与输出构件之间的角加速度的差,即,依存(正比例)于在输入构件与输出构件之间配置的弹性体的位移的二阶导数值。因此,若假定向减振装置的输入构件传递的输入扭矩周期性地振动,则经由扭矩传递路径从输入构件向输出构件传递的振动的相位、与经由旋转惯性质量减振器从输入构件向输出构件传递的振动的相位偏差180°。另外,在包括衰减比小于值1的中间构件的扭矩传递路径中,相对于第一弹性体以及第二弹性体的弯曲被允许的状态,能够设定多个固有振动数(谐振频率),并且在输入构件的转速达到与上述多个固有振动数的任一个对应的转速的阶段产生中间构件的共振。
由此,在本发明的减振装置中,能够设定2个反共振点,在该反共振点,从输入构件经由扭矩传递路径向输出构件传递的振动、与从输入构件经由旋转惯性质量减振器向输出构件传递的振动理论上相互抵消。因此,利用该减振装置使两个反共振点的振动数要衰减的振动(共振)的频率一致(更接近),从而能够很好地提高减振装置的振动衰减性能。而且,在本发明的减振装置中,在输入构件的转速比与低旋转侧(低频侧)的反共振点的振动数对应的转速高的阶段产生中间构件的共振,从第二弹性体向输出构件传递的振动的振幅,在输入构件的转速达到与比较小的中间构件的固有振动数对应的转速前从减少转为增加。由此,即使随着输入构件的转速增加而从旋转惯性质量减振器向输出构件传递的振动的振幅逐渐增加,也能够扩大使从该旋转惯性质量减振器向输出构件传递的振动将从第二弹性体向输出构件传递的振动的至少一部分抵消的区域。其结果,能够进一步提高输入构件的转速比较低的区域的减振装置的振动衰减性能。
另外,上述中间部件(12、12′、13)也可以是环状部件。由此,能够使中间构件的固有振动数比较小,使经由第二弹性体向输出构件传递的振动的振幅比较早地从减少转为增加。
而且,优选,与上述中间构件(12、12′、13)的固有振动数对应的转速比从上述输入构件(11、11′、11Y、11Z、11V、11W)经由上述扭矩传递路径(TP1、TP)向上述输出构件(15、15′、15Y、15Z、15V、15W)传递扭矩的转速范围的最小转速(Nlup)高,经由上述第二弹性体(SP2、SP2′)向上述输出构件(15、15′、15Y、15Z、15V、15W)传递的振动的振幅在上述输入构件(11、11′、11Y、11Z、11V、11W)的转速是上述最小转速(Nlup)以上并且上述输入构件(11、11′、11Y、11Z、11V、11W)的转速达到与上述中间构件(12、12′、13)的固有振动数对应的转速前从减少转为增加。
而且,优选,上述旋转惯性质量减振器(20、20X、20Y、20Z、20D、20E、20F、20G)包括差动装置(21、21D、21E、21F、21G),该差动装置具有与上述输入构件一体旋转的第一构件(80、11、11Y、11Z、23D、27a、28、29a)、与上述输出构件(15、15Y、15Z)一体旋转的第二构件(23、25、27b、27G、29b)、以及与上述质量体(22、22m、5、28m、29m)一体旋转的第三构件(22、22D、28、29G)。由此,能够根据质量体的惯性力矩的大小等,使第三构件即质量体的转速比输入构件增速,或比输入构件减速。其结果,能够很好地确保从旋转惯性质量减振器施加于输出构件的惯性力矩并且能够提高质量体、减振装置整体的设计的自由度。但是,旋转惯性质量减振器由于质量体的惯性力矩的大小不同,可以是使质量体与输入构件等速旋转的等速旋转机构,也可以包括根据输入构件与输出构件的相对转速而使质量体的转速变化的变速机构。
另外,优选,上述差动装置是行星齿轮(21、21W、21D、21E、21F、21G)。但是,差动装置不限于行星齿轮,例如也可以具有连杆机构等。
而且,优选,上述扭矩传递路径(TP)包括第一中间构件以及第二中间构件(13、14)作为上述中间构件,并且还包括第三弹性体(SP3),上述第一弹性体(SP1′)在上述输入构件(11Z)与上述第一中间构件(13)之间传递扭矩,上述第二弹性体(SP2′)在上述第一中间构件(13)与上述第二中间构件(14)之间传递扭矩,上述第三弹性体(SP3)在上述第二中间构件(14)与上述输出构件(15Z)之间传递扭矩,上述第一中间构件以及第二中间构件(13、14)是环状部件,上述第一中间构件以及第二中间构件(13、14)的至少任一方的上述衰减比(ζ)小于值1。在上述减振装置中,能够合计设定3个反共振点,在该反共振点,从输入构件经由扭矩传递路径向输出构件传递的振动、与从输入构件经由旋转惯性质量减振器向输出构件传递的振动在理论上相互抵消,所以能够进一步提高振动衰减性能。
另外,优选,上述中间构件(12、12′、13、14)与流体传动装置的涡轮(5)连结为一体旋转。由此,能够实际增大中间构件的惯性力矩,能够使振动数最小的反共振点向更低的频侧变换。
而且,优选,上述旋转惯性质量减振器(20X)的上述质量体包括流体传动装置的涡轮(5)。由此,与设置专用的质量体情况相比,能够抑制减振装置整体的大型化并且进一步增大旋转惯性质量减振器的质量体的惯性力矩,能够进一步增大从该旋转惯性质量减振器施加于输出构件的惯性力矩。
另外,优选,上述第一弹性体(SP1、SP1′)的弹簧常数、与上述第二弹性体(SP2、SP2′)的弹簧常数相同。
而且,上述第一弹性体(SP1、SP1′)的弹簧常数与上述第二弹性体(SP2、SP2′)的弹簧常数也可以彼此不同。由此,能够进一步增大两个反共振点的间隔,进一步提高低频域(低转速范围)的减振装置的振动衰减效果。
另外,优选,根据上述输出构件的振动振幅变为零的反共振点的振动数中的最小振动数,决定上述第一弹性体以及第二弹性体的弹簧常数、和上述中间构件以及上述质量体的惯性力矩。
而且,优选,根据上述反共振点的最小振动数和上述发动机的气缸数,决定上述第一弹性体以及第二弹性体的弹簧常数、上述中间构件以及上述质量体的惯性力矩。
另外,优选,在将上述反共振点的上述最小振动数设为“fa1”,上述发动机的气缸数设为“n”时,上述减振装置构成为满足500rpm≤(120/n)·fa1≤1500rpm。
这样,通过在500rpm~1500rpm的低转速范围内设定能够使输出构件的振动振幅进一步降低的反共振点,从而能够允许更低的转速的发动机与输入构件的连结,能够进一步提高来自发动机的振动常常变大的低转速范围的减振装置的振动衰减效果。而且,以使在扭矩传递路径产生的任一个的共振(R1)的振动数比反共振点的振动数fa1小并且是尽可能小的值的方式构成减振装置,从而能够使反共振点的振动数fa1更小,允许更加低的转速的内燃机与输入构件的连结。
而且,优选,在将连结上述发动机和上述输入构件的锁止离合器的锁止转速设为“Nlup”时,上述减振装置构成为满足Nlup≤(120/n)·fa。由此,在利用锁止离合器连结内燃机和输入构件时、或者两者连结之后,能够利用减振装置使来自内燃机的振动很好地衰减。
另外,优选,上述减振装置构成为满足900rpm≤(120/n)·fa≤1200rpm。
而且,优选,上述差动装置是行星齿轮,上述反共振点的上述最小振动数fa1可以由上述式(8)表示。此外,在旋转惯性质量减振器由单小齿轮式以外的行星齿轮构成的情况下,式(8)中“γ=λ2/(1+λ)”,根据行星齿轮的旋转构件相对于输入构件以及输出构件的连接方式和该行星齿轮的传动比决定常数γ即可。
而且,优选,上述减振装置构成为在向上述输入构件传递的输入扭矩变为预先决定阈值以上之前限制上述第一弹性体以及第二弹性体的弯曲。在该情况下,阈值可以是与减振装置的最大扭转角对应的扭矩值,也可以是比其小的扭矩值。
另外,优选,上述输出构件与变速器的输入轴相作用地连结。
本发明的其它减振装置是包括被传递来自发动机(EG)的扭矩的输入构件(11V、11W)和输出构件(15V、15W)的减振装置(10V、10W),其特征在于,具备:扭矩传递路径(TP),该扭矩传递路径包括第一中间构件以及第二中间构件(13、14)、在上述输入构件(11V、11W)与上述第一中间构件(13)之间传递扭矩的第一弹性体(SP1′)、在上述第一中间构件(13)与上述第二中间构件(14)之间传递扭矩的第二弹性体(SP2′)、在上述第二中间构件(14)与上述输出构件(15V、15W)之间传递扭矩的第三弹性体(SP3);以及具有相应于上述输入构件(11V、11W)与上述第二中间构件(14)的相对旋转而旋转的质量体(22、22m、23、23m)并相对于上述扭矩传递路径(TP)的上述第一弹性体(SP1′)、上述第一中间构件(13)及上述第二弹性体(SP2′)并列设置的旋转惯性质量减振器(20V,20W),至少根据上述第一中间构件(13)的惯性力矩和上述第一弹性体以及第二弹性体(SP1′、SP2′)的刚性决定的该第一中间构件(13)的衰减比小于值1。
如上述减振装置那样,通过将旋转惯性质量减振器连结于减振装置的输入构件和第二中间构件,从而能够使第三弹性体夹装在旋转惯性质量减振器与连结于输出构件的部件之间,将两者实际分离。由此,能够进行两个反共振点的设定并且能够很好地减少旋转惯性质量减振器整体的惯性力矩对根据连结于输出构件的部件的惯性力矩决定的固有振动数的影响。其结果,即使与减振装置的输出构件连结的部件的刚性低,根据该部件的惯性力矩决定的固有振动数(谐振频率)对旋转惯性质量减振器整体的惯性力矩的影响更小,也能够很好地抑制本来在输入构件的转速高的状态下产生的共振在低旋转范围产生而表露。
另外,优选,上述旋转惯性质量减振器包括行星齿轮,该行星齿轮具有与上述输入构件一体旋转的第一构件、与上述第二中间构件一体旋转的第二构件、以及与上述质量体一体旋转的第三构件。
而且,本申请的发明不限定于上述实施方式,可以在本发明延伸的范围内进行各种改变。而且,用于实施上述发明的方式仅仅是将课题记载于发明内容一栏的发明的具体一个方式,并不对发明内容一栏中记载的发明要素进行限定。
工业上利用的可能性
本发明能够应用于减振装置的制造领域等中。

Claims (64)

1.一种减振装置,包括输入构件和输出构件,来自发动机的扭矩传递至该输入构件,在该减振装置中,具备:
扭矩传递路径,其包括中间构件、在上述输入构件与上述中间构件之间传递扭矩的第一弹性体、以及在上述中间构件与上述输出构件之间传递扭矩的第二弹性体;和
旋转惯性质量减振器,其具有相应于上述输入构件与上述输出构件之间的相对旋转而旋转的质量体,并在上述输入构件与上述输出构件之间相对于上述扭矩传递路径并列设置,
根据上述中间构件的惯性力矩、上述第一弹性体的刚性以及上述第二弹性体的刚性决定的该中间构件的衰减比小于值1,
上述旋转惯性质量减振器包括差动装置,该差动装置具有与上述输入构件一体旋转的第一构件、与上述输出构件一体旋转的第二构件、以及与上述质量体一体旋转的第三构件。
2.根据权利要求1所述的减振装置,其中,
上述中间构件是环状部件。
3.根据权利要求1所述的减振装置,其中,
与上述中间构件的固有振动数对应的转速比从上述输入构件经由上述扭矩传递路径向上述输出构件传递扭矩的转速范围的最小转速高,
在上述输入构件的转速是上述最小转速以上并且达到与上述中间构件的固有振动数对应的转速前,经由上述第二弹性体向上述输出构件传递的振动的振幅从减少转为增加。
4.根据权利要求2所述的减振装置,其中,
与上述中间构件的固有振动数对应的转速比从上述输入构件经由上述扭矩传递路径向上述输出构件传递扭矩的转速范围的最小转速高,
在上述输入构件的转速是上述最小转速以上并且达到与上述中间构件的固有振动数对应的转速前,经由上述第二弹性体向上述输出构件传递的振动的振幅从减少转为增加。
5.根据权利要求1所述的减振装置,其中,
上述差动装置是行星齿轮。
6.根据权利要求2所述的减振装置,其中,
上述差动装置是行星齿轮。
7.根据权利要求3所述的减振装置,其中,
上述差动装置是行星齿轮。
8.根据权利要求4所述的减振装置,其中,
上述差动装置是行星齿轮。
9.根据权利要求1所述的减振装置,其中,
上述扭矩传递路径包括作为上述中间构件的第一中间构件以及第二中间构件,还包括第三弹性体,
上述第一弹性体在上述输入构件与上述第一中间构件之间传递扭矩,上述第二弹性体在上述第一中间构件与上述第二中间构件之间传递扭矩,上述第三弹性体在上述第二中间构件与上述输出构件之间传递扭矩,
上述第一中间构件以及上述第二中间构件是环状部件,上述第一中间构件以及上述第二中间构件的至少任一方的上述衰减比小于值1。
10.根据权利要求2所述的减振装置,其中,
上述扭矩传递路径包括作为上述中间构件的第一中间构件以及第二中间构件,还包括第三弹性体,
上述第一弹性体在上述输入构件与上述第一中间构件之间传递扭矩,上述第二弹性体在上述第一中间构件与上述第二中间构件之间传递扭矩,上述第三弹性体在上述第二中间构件与上述输出构件之间传递扭矩,
上述第一中间构件以及上述第二中间构件是环状部件,上述第一中间构件以及上述第二中间构件的至少任一方的上述衰减比小于值1。
11.根据权利要求3所述的减振装置,其中,
上述扭矩传递路径包括作为上述中间构件的第一中间构件以及第二中间构件,还包括第三弹性体,
上述第一弹性体在上述输入构件与上述第一中间构件之间传递扭矩,上述第二弹性体在上述第一中间构件与上述第二中间构件之间传递扭矩,上述第三弹性体在上述第二中间构件与上述输出构件之间传递扭矩,
上述第一中间构件以及上述第二中间构件是环状部件,上述第一中间构件以及上述第二中间构件的至少任一方的上述衰减比小于值1。
12.根据权利要求4所述的减振装置,其中,
上述扭矩传递路径包括作为上述中间构件的第一中间构件以及第二中间构件,还包括第三弹性体,
上述第一弹性体在上述输入构件与上述第一中间构件之间传递扭矩,上述第二弹性体在上述第一中间构件与上述第二中间构件之间传递扭矩,上述第三弹性体在上述第二中间构件与上述输出构件之间传递扭矩,
上述第一中间构件以及上述第二中间构件是环状部件,上述第一中间构件以及上述第二中间构件的至少任一方的上述衰减比小于值1。
13.根据权利要求5所述的减振装置,其中,
上述扭矩传递路径包括作为上述中间构件的第一中间构件以及第二中间构件,还包括第三弹性体,
上述第一弹性体在上述输入构件与上述第一中间构件之间传递扭矩,上述第二弹性体在上述第一中间构件与上述第二中间构件之间传递扭矩,上述第三弹性体在上述第二中间构件与上述输出构件之间传递扭矩,
上述第一中间构件以及上述第二中间构件是环状部件,上述第一中间构件以及上述第二中间构件的至少任一方的上述衰减比小于值1。
14.根据权利要求6所述的减振装置,其中,
上述扭矩传递路径包括作为上述中间构件的第一中间构件以及第二中间构件,还包括第三弹性体,
上述第一弹性体在上述输入构件与上述第一中间构件之间传递扭矩,上述第二弹性体在上述第一中间构件与上述第二中间构件之间传递扭矩,上述第三弹性体在上述第二中间构件与上述输出构件之间传递扭矩,
上述第一中间构件以及上述第二中间构件是环状部件,上述第一中间构件以及上述第二中间构件的至少任一方的上述衰减比小于值1。
15.根据权利要求7所述的减振装置,其中,
上述扭矩传递路径包括作为上述中间构件的第一中间构件以及第二中间构件,还包括第三弹性体,
上述第一弹性体在上述输入构件与上述第一中间构件之间传递扭矩,上述第二弹性体在上述第一中间构件与上述第二中间构件之间传递扭矩,上述第三弹性体在上述第二中间构件与上述输出构件之间传递扭矩,
上述第一中间构件以及上述第二中间构件是环状部件,上述第一中间构件以及上述第二中间构件的至少任一方的上述衰减比小于值1。
16.根据权利要求8所述的减振装置,其中,
上述扭矩传递路径包括作为上述中间构件的第一中间构件以及第二中间构件,还包括第三弹性体,
上述第一弹性体在上述输入构件与上述第一中间构件之间传递扭矩,上述第二弹性体在上述第一中间构件与上述第二中间构件之间传递扭矩,上述第三弹性体在上述第二中间构件与上述输出构件之间传递扭矩,
上述第一中间构件以及上述第二中间构件是环状部件,上述第一中间构件以及上述第二中间构件的至少任一方的上述衰减比小于值1。
17.根据权利要求1~16中任一项所述的减振装置,其中,
上述中间构件与流体传动装置的涡轮以一体旋转的方式连结。
18.根据权利要求1~16中任一项所述的减振装置,其中,
上述旋转惯性质量减振器的上述质量体包括流体传动装置的涡轮。
19.根据权利要求1~16中任一项所述的减振装置,其中,
上述第一弹性体的弹簧常数与上述第二弹性体的弹簧常数相同。
20.根据权利要求17所述的减振装置,其中,
上述第一弹性体的弹簧常数与上述第二弹性体的弹簧常数相同。
21.根据权利要求18所述的减振装置,其中,
上述第一弹性体的弹簧常数与上述第二弹性体的弹簧常数相同。
22.根据权利要求1~16中任一项所述的减振装置,其中,
上述第一弹性体的弹簧常数与上述第二弹性体的弹簧常数彼此不同。
23.根据权利要求17所述的减振装置,其中,
上述第一弹性体的弹簧常数与上述第二弹性体的弹簧常数彼此不同。
24.根据权利要求18所述的减振装置,其中,
上述第一弹性体的弹簧常数与上述第二弹性体的弹簧常数彼此不同。
25.根据权利要求1~16、20、21、23、24中任一项所述的减振装置,其中,
根据上述输出构件的振动振幅为零的反共振点的振动数中的最小振动数,决定上述第一弹性体的弹簧常数、上述第二弹性体的弹簧常数、上述中间构件的惯性力矩以及上述质量体的惯性力矩。
26.根据权利要求17所述的减振装置,其中,
根据上述输出构件的振动振幅为零的反共振点的振动数中的最小振动数,决定上述第一弹性体的弹簧常数、上述第二弹性体的弹簧常数、上述中间构件的惯性力矩以及上述质量体的惯性力矩。
27.根据权利要求18所述的减振装置,其中,
根据上述输出构件的振动振幅为零的反共振点的振动数中的最小振动数,决定上述第一弹性体的弹簧常数、上述第二弹性体的弹簧常数、上述中间构件的惯性力矩以及上述质量体的惯性力矩。
28.根据权利要求19所述的减振装置,其中,
根据上述输出构件的振动振幅为零的反共振点的振动数中的最小振动数,决定上述第一弹性体的弹簧常数、上述第二弹性体的弹簧常数、上述中间构件的惯性力矩以及上述质量体的惯性力矩。
29.根据权利要求22所述的减振装置,其中,
根据上述输出构件的振动振幅为零的反共振点的振动数中的最小振动数,决定上述第一弹性体的弹簧常数、上述第二弹性体的弹簧常数、上述中间构件的惯性力矩以及上述质量体的惯性力矩。
30.根据权利要求25所述的减振装置,其中,
根据上述反共振点的最小振动数和上述发动机的气缸数,决定上述第一弹性体的弹簧常数、上述第二弹性体的弹簧常数、上述中间构件的惯性力矩以及上述质量体的惯性力矩。
31.根据权利要求26~29中任一项所述的减振装置,其中,
根据上述反共振点的最小振动数和上述发动机的气缸数,决定上述第一弹性体的弹簧常数、上述第二弹性体的弹簧常数、上述中间构件的惯性力矩以及上述质量体的惯性力矩。
32.根据权利要求30所述的减振装置,其中,
在将上述反共振点的上述最小振动数设为“fa1”,将上述发动机的气缸数设为“n”时,构成为满足以下关系式:
500rpm≤(120/n)·fa1≤1500rpm。
33.根据权利要求31所述的减振装置,其中,
在将上述反共振点的上述最小振动数设为“fa1”,将上述发动机的气缸数设为“n”时,构成为满足以下关系式:
500rpm≤(120/n)·fa1≤1500rpm。
34.根据权利要求30、32、33中任一项所述的减振装置,其中,
在将上述反共振点的上述最小振动数设为“fa1”,将上述发动机的气缸数设为“n”,将连结上述发动机与上述输入构件的锁止离合器的锁止转速设为“Nlup”时,构成为满足以下关系式:
Nlup≤(120/n)·fa1
35.根据权利要求31所述的减振装置,其中,
在将上述反共振点的上述最小振动数设为“fa1”,将上述发动机的气缸数设为“n”,将连结上述发动机与上述输入构件的锁止离合器的锁止转速设为“Nlup”时,构成为满足以下关系式:
Nlup≤(120/n)·fa1
36.根据权利要求32、33、35中任一项所述的减振装置,其中,
构成为满足以下关系式:
900rpm≤(120/n)·fa1≤1200rpm。
37.根据权利要求34所述的减振装置,其中,
构成为满足以下关系式:
900rpm≤(120/n)·fa1≤1200rpm。
38.根据权利要求26~30、32、33、35、37中任一项所述的减振装置,其中,
上述差动装置是行星齿轮,
在将上述反共振点的上述最小振动数设为“fa1”时,
上述反共振点的上述最小振动数fa1由下式(1)表示,其中,式(1)中,“k1”是上述第一弹性体的弹簧常数,“k2”是上述第二弹性体的弹簧常数,“J2”是上述中间构件的惯性力矩,“Ji”是上述质量体的惯性力矩,“γ”是根据上述行星齿轮的旋转构件与上述输入构件以及上述输出构件的连接方式和该行星齿轮的传动比决定的常数,
[数学式1]
39.根据权利要求25所述的减振装置,其中,
上述差动装置是行星齿轮,
在将上述反共振点的上述最小振动数设为“fa1”时,
上述反共振点的上述最小振动数fa1由下式(1)表示,其中,式(1)中,“k1”是上述第一弹性体的弹簧常数,“k2”是上述第二弹性体的弹簧常数,“J2”是上述中间构件的惯性力矩,“Ji”是上述质量体的惯性力矩,“γ”是根据上述行星齿轮的旋转构件与上述输入构件以及上述输出构件的连接方式和该行星齿轮的传动比决定的常数,
[数学式1]
40.根据权利要求31所述的减振装置,其中,
上述差动装置是行星齿轮,
在将上述反共振点的上述最小振动数设为“fa1”时,
上述反共振点的上述最小振动数fa1由下式(1)表示,其中,式(1)中,“k1”是上述第一弹性体的弹簧常数,“k2”是上述第二弹性体的弹簧常数,“J2”是上述中间构件的惯性力矩,“Ji”是上述质量体的惯性力矩,“γ”是根据上述行星齿轮的旋转构件与上述输入构件以及上述输出构件的连接方式和该行星齿轮的传动比决定的常数,
[数学式1]
41.根据权利要求34所述的减振装置,其中,
上述差动装置是行星齿轮,
在将上述反共振点的上述最小振动数设为“fa1”时,
上述反共振点的上述最小振动数fa1由下式(1)表示,其中,式(1)中,“k1”是上述第一弹性体的弹簧常数,“k2”是上述第二弹性体的弹簧常数,“J2”是上述中间构件的惯性力矩,“Ji”是上述质量体的惯性力矩,“γ”是根据上述行星齿轮的旋转构件与上述输入构件以及上述输出构件的连接方式和该行星齿轮的传动比决定的常数,
[数学式1]
42.根据权利要求36所述的减振装置,其中,
上述差动装置是行星齿轮,
在将上述反共振点的上述最小振动数设为“fa1”时,
上述反共振点的上述最小振动数fa1由下式(1)表示,其中,式(1)中,“k1”是上述第一弹性体的弹簧常数,“k2”是上述第二弹性体的弹簧常数,“J2”是上述中间构件的惯性力矩,“Ji”是上述质量体的惯性力矩,“γ”是根据上述行星齿轮的旋转构件与上述输入构件以及上述输出构件的连接方式和该行星齿轮的传动比决定的常数,
[数学式1]
43.根据权利要求1~16、20、21、23、24、26~30、32、33、35、37、39~42中任一项所述的减振装置,其中,
上述减振装置构成为:在向上述输入构件传递的输入扭矩成为预先决定的阈值以上之前,不限制上述第一弹性体以及上述第二弹性体的弯曲。
44.根据权利要求17所述的减振装置,其中,
上述减振装置构成为:在向上述输入构件传递的输入扭矩成为预先决定的阈值以上之前,不限制上述第一弹性体以及上述第二弹性体的弯曲。
45.根据权利要求18所述的减振装置,其中,
上述减振装置构成为:在向上述输入构件传递的输入扭矩成为预先决定的阈值以上之前,不限制上述第一弹性体以及上述第二弹性体的弯曲。
46.根据权利要求19所述的减振装置,其中,
上述减振装置构成为:在向上述输入构件传递的输入扭矩成为预先决定的阈值以上之前,不限制上述第一弹性体以及上述第二弹性体的弯曲。
47.根据权利要求22所述的减振装置,其中,
上述减振装置构成为:在向上述输入构件传递的输入扭矩成为预先决定的阈值以上之前,不限制上述第一弹性体以及上述第二弹性体的弯曲。
48.根据权利要求25所述的减振装置,其中,
上述减振装置构成为:在向上述输入构件传递的输入扭矩成为预先决定的阈值以上之前,不限制上述第一弹性体以及上述第二弹性体的弯曲。
49.根据权利要求31所述的减振装置,其中,
上述减振装置构成为:在向上述输入构件传递的输入扭矩成为预先决定的阈值以上之前,不限制上述第一弹性体以及上述第二弹性体的弯曲。
50.根据权利要34所述的减振装置,其中,
上述减振装置构成为:在向上述输入构件传递的输入扭矩成为预先决定的阈值以上之前,不限制上述第一弹性体以及上述第二弹性体的弯曲。
51.根据权利要求36所述的减振装置,其中,
上述减振装置构成为:在向上述输入构件传递的输入扭矩成为预先决定的阈值以上之前,不限制上述第一弹性体以及上述第二弹性体的弯曲。
52.根据权利要求38所述的减振装置,其中,
上述减振装置构成为:在向上述输入构件传递的输入扭矩成为预先决定的阈值以上之前,不限制上述第一弹性体以及上述第二弹性体的弯曲。
53.根据权利要求1~16、20、21、23、24、26~30、32、33、35、37、39~42、44~52中任一项所述的减振装置,其中,
上述输出构件与变速器的输入轴相作用地连结。
54.根据权利要求17所述的减振装置,其中,
上述输出构件与变速器的输入轴相作用地连结。
55.根据权利要求18所述的减振装置,其中,
上述输出构件与变速器的输入轴相作用地连结。
56.根据权利要求19所述的减振装置,其中,
上述输出构件与变速器的输入轴相作用地连结。
57.根据权利要求22所述的减振装置,其中,
上述输出构件与变速器的输入轴相作用地连结。
58.根据权利要求25所述的减振装置,其中,
上述输出构件与变速器的输入轴相作用地连结。
59.根据权利要求31所述的减振装置,其中,
上述输出构件与变速器的输入轴相作用地连结。
60.根据权利要求34所述的减振装置,其中,
上述输出构件与变速器的输入轴相作用地连结。
61.根据权利要求36所述的减振装置,其中,
上述输出构件与变速器的输入轴相作用地连结。
62.根据权利要求38所述的减振装置,其中,
上述输出构件与变速器的输入轴相作用地连结。
63.根据权利要求43所述的减振装置,其中,
上述输出构件与变速器的输入轴相作用地连结。
64.一种减振装置,包括输入构件和输出构件,来自发动机的扭矩传递至该输入构件,在该减振装置中,具备:
扭矩传递路径,其包括第一中间构件及第二中间构件、在上述输入构件与上述第一中间构件之间传递扭矩的第一弹性体、在上述第一中间构件与上述第二中间构件之间传递扭矩的第二弹性体、以及在上述第二中间构件与上述输出构件之间传递扭矩的第三弹性体;和
旋转惯性质量减振器,其具有相应于上述输入构件与上述第二中间构件的相对旋转而旋转的质量体,并相对于上述扭矩传递路径的上述第一弹性体、上述第一中间构件以及上述第二弹性体并列设置,
至少根据上述第一中间构件的惯性力矩、上述第一弹性体的刚性以及上述第二弹性体的刚性决定的该第一中间构件的衰减比小于值1,
上述旋转惯性质量减振器包括行星齿轮,该行星齿轮具有与上述输入构件一体旋转的第一构件、与上述第二中间构件一体旋转的第二构件、以及与上述质量体一体旋转的第三构件。
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