DE112017003936T5

DE112017003936T5 - Dämpfervorrichtung

Info

Publication number: DE112017003936T5
Application number: DE112017003936.3T
Authority: DE
Inventors: Takuya Yoshikawa; Aki Ogawa; Yoshihiro Yoshida; Akiyoshi Kato; Yoichi OI; Masaki Wajima
Original assignee: Aisin AW Co Ltd; Aisin AW Industries Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd; Aisin AW Industries Co Ltd
Priority date: 2016-09-09
Filing date: 2017-08-25
Publication date: 2019-04-25
Also published as: JP2018040475A; WO2018047637A1; CN109790905A; US20190203801A1

Abstract

Ein rotierender Trägheitsmassedämpfer 20 einer Dämpfervorrichtung weist ein Planetengetriebe 21 mit einem Abtriebsbauteil 15, das Außenzähne 15t aufweist und das als ein Sonnenrad dient; eine Mehrzahl von Ritzeln 23; erste und zweite Eingangsplattenbauteile 111 und 112, die dazu ausgebildet sind, die Mehrzahl von Ritzeln 23 in einer drehbaren Weise abzustützen, und die als ein Träger dienen; und ein Hohlrad 25, das mit der Mehrzahl von Ritzeln 23 in Eingriff ist und das als ein Massekörper dient, auf. Das Hohlrad 25 weist zwei Zahnradhauptkörper 250 (250a und 250b) auf, die entlang einer axialen Richtung des Planetengetriebes 21 angeordnet sind und die miteinander gekoppelt sind. Innenzähne 25t (25ta und 25tb) der zwei Zahnradhauptkörper 250 (250a und 250b) sind in einer Umfangsrichtung der Zahnradhauptkörper 250 zueinander verschoben.

Description

Technisches Gebiet
Die vorliegende Offenbarung betrifft eine Dämpfervorrichtung.
Hintergrund
Es ist herkömmlicherweise bekannt, dass ein Drehmomentwandler eine Überbrückungskupplung, einen Torsionsschwingungsdämpfer und einen rotierenden Trägheitsmassedämpfer (Getriebemechanismus), der ein Planetengetriebe aufweist, aufweist (wie es beispielsweise in Patentliteratur 1 beschrieben wird). Der Torsionsschwingungsdämpfer dieses Drehmomentwandlers weist zwei Deckplatten (Eingangselement), die mit einem Überbrückungskolben über eine Mehrzahl von Lagerzapfen gekoppelt sind; ein Sonnenrad, das zwischen den zwei Deckplatten in einer axialen Richtung platziert ist und das als ein abtriebsseitiges Getriebeelement (Ausgangselement) dient; und eine Feder (elastischer Körper), die dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen der Deckplatte und dem Sonnenrad zu übertragen, auf. Der rotierende Trägheitsmassedämpfer weist eine Mehrzahl von Ritzeln (Planetenräder), die durch die Deckplatten, die als ein Träger dienen, über die Lagerzapfen in einer drehbaren Weise abgestützt werden; und ein Hohlrad, das mit der Mehrzahl von Ritzeln in Eingriff ist, zusätzlich zu dem Sonnenrad auf. In dem Drehmomentwandler, der wie oben beschrieben ausgebildet ist, wird, wenn die Deckplatte des Torsionsschwingungsdämpfers relativ zu dem Sonnenrad in dem Zustand eines Eingriffs der Überbrückungskupplung gedreht (verdreht) wird, die Feder ausgelenkt, und das Hohlrad, das als ein Massekörper dient, wird mit der relativen Drehung der Deckplatte zu dem Sonnenrad gedreht. Diese Ausgestaltung bewirkt, dass ein Trägheitsdrehmoment, das einer Differenz zwischen Winkelbeschleunigungen der Deckplatte und des Sonnenrads entspricht, von dem Hohlrad, das als der Massekörper dient, über das Ritzel auf das Sonnenrad, das das Ausgangselement des Torsionsschwingungsdämpfers ist, ausgeübt wird, und verbessert die Schwingungsdämpfungsleistung des Torsionsschwingungsdämpfers.
Zitierliste
Patentliteratur
Patentliteratur 1: Patent Nr. 3299510B
Zusammenfassung
In dem herkömmlichen rotierenden Trägheitsmassedämpfer, der oben beschrieben wurde, wird, wenn es ein Spiel zwischen den Zahnradzähnen von Zahnrädern, die miteinander in Eingriff sind (das Sonnenrad und das Ritzel oder das Ritzel und das Hohlrad), gibt, das Spiel zwischen den Zahnradzähnen der Zahnräder, die miteinander in Eingriff sind, während einer Umkehrung einer Drehmomenteingabe an das Planetengetriebe eliminiert. Ein Leerlaufzustand tritt während einer Eliminierung des Spiels auf, und kein Trägheitsdrehmoment wird an das Getriebeelement (Ausgangselement) über den rotierenden Trägheitsmassedämpfer ausgegeben. Es ist dementsprechend für den Drehmomentwandler schwierig, die Schwingung effektiv zu dämpfen. Es wird erwartet, dass die Leerlaufzeit, die für eine Eliminierung des Spiels zwischen den Zahnradzähnen der Zahnräder, die miteinander in Eingriff sind, benötigt wird, mit einer Zunahme des Grads von Spiel zwischen den Zahnradzähnen zunimmt.
Ein Hauptgegenstand der Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung ist, ein Spiel zwischen Zahnradzähnen von Zahnrädern eines Planetengetriebes, die miteinander in Eingriff sind, in einem rotierenden Trägheitsmassedämpfer zu reduzieren und die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung weiter zu verbessern.
Die vorliegende Offenbarung ist auf eine Dämpfervorrichtung gerichtet. Eine Dämpfervorrichtung weist eine Mehrzahl von Drehelementen mit einem Eingangselement, an das ein Drehmoment von einem Motor übertragen wird, und einem Ausgangselement, einen elastischen Körper, der dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement zu übertragen, und einen rotierenden Trägheitsmassedämpfer mit einem Massekörper und einem Planetengetriebe, das dazu ausgebildet ist, den Massekörper mit einer relativen Drehung eines ersten Drehelements, das eines der Mehrzahl von Drehelementen ist, zu einem zweiten Drehelement, das von dem ersten Drehelement verschieden ist, zu drehen, auf. Das Planetengetriebe weist ein Sonnenrad, eine Mehrzahl von Ritzeln, die dazu ausgebildet sind, mit dem Sonnenrad in Eingriff zu sein, einen Träger, der dazu ausgebildet ist, die Mehrzahl von Ritzeln in einer drehbaren Weise abzustützen, und ein Hohlrad, das dazu ausgebildet ist, mit der Mehrzahl von Ritzeln in Eingriff zu sein, auf. Mindestens eines von dem Sonnenrad, dem Ritzel und dem Hohlrad weist zwei Zahnradbauteile auf, die entlang einer axialen Richtung des Planetengetriebes angeordnet sind und die miteinander gekoppelt sind. Zahnradzähne der zwei Zahnradbauteile sind in einer Umfangsrichtung der zwei Zahnradbauteile zueinander verschoben, so dass ein Spiel zwischen den Zahnradzähnen der zwei Zahnradbauteile und Zahnradzähnen eines Zahnrads, das mit den zwei Zahnradbauteilen in Eingriff ist, reduziert wird.
Die Dämpfervorrichtung dieses Aspekts ermöglicht, dass ein Antiresonanzpunkt, wo die Schwingungsamplitude des Ausgangselements theoretisch gleich null wird, festgelegt wird. In der Dämpfervorrichtung dieses Aspekts weist mindestens eines von dem Sonnenrad, dem Ritzel und dem Hohlrad des Planetengetriebes in dem rotierenden Trägheitsmassedämpfer die zwei Zahnradbauteile auf, die entlang der axialen Richtung des Planetengetriebes angeordnet sind und die miteinander gekoppelt sind. Die Zahnradzähne der zwei Zahnradbauteile sind in der Umfangsrichtung der zwei Zahnradbauteile zueinander verschoben, so dass ein Spiel zwischen den Zahnradzähnen der zwei Zahnradbauteile und Zahnradzähnen eines Zahnrads, das mit den zwei Zahnradbauteilen in Eingriff ist, reduziert wird. Diese Ausgestaltung reduziert dementsprechend das Spiel zwischen den Zahnradzähnen der zwei Zahnradbauteile und den Zahnradzähnen des Zahnrads, das mit den zwei Zahnradbauteilen in Eingriff ist, in dem Planetengetriebe und verbessert weiter die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung.
Figurenliste
1 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung mit einer Dämpfervorrichtung gemäß der vorliegenden Offenbarung darstellt;

2 ist eine Schnittansicht, die die Startvorrichtung von 1 darstellt;
3 ist eine Vorderansicht, die die Dämpfervorrichtung gemäß der vorliegenden Offenbarung darstellt;
4 ist eine vergrößerte Schnittansicht eines Hauptteils, die einen rotierenden Trägheitsmassedämpfer, der in der Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung enthalten ist, darstellt;
5 ist eine Vorderansicht, die ein Ritzel und einen Zahnradhauptkörper des rotierenden Trägheitsmassedämpfers darstellt;
6 ist ein Schaubild, das Beziehungen zwischen einer Drehzahl eines Motors EG und einer Drehmomentschwankung eines Ausgangselements der Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung darstellt;
7 ist ein Schaubild, das ein Beispiel von Zeitänderungen von Drehmomenten Tsp, Td und Tsum, wenn die Drehzahl des Motors EG gleich einer Drehzahl ist, die entweder einem Antiresonanzpunkt A1 oder einem Antiresonanzpunkt A2 entspricht, darstellt;
8 ist ein Schaubild, das eine Relativgeschwindigkeit eines Hohlrads des rotierenden Trägheitsmassedämpfers zu einem Antriebsbauteil der Dämpfervorrichtung darstellt;
9 ist ein Schaubild, das eine Relativgeschwindigkeit des Hohlrads zu dem Ritzel des rotierenden Trägheitsmassedämpfers darstellt;
10 ist ein Schaubild, das eine Drehmomentdifferenz, die eine quantifizierte Hysterese des rotierenden Trägheitsmassedämpfers, der in der Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung enthalten ist, angibt, darstellt;
11 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das einen rotierenden Massedämpfer gemäß einer Abwandlung der vorliegenden Offenbarung darstellt;
12 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung mit einer Dämpfervorrichtung gemäß einer Abwandlung der vorliegenden Offenbarung darstellt;
13 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung mit einer Dämpfervorrichtung gemäß einer anderen Abwandlung der vorliegenden Offenbarung darstellt; und
14 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung mit einer Dämpfervorrichtung gemäß einer anderen Abwandlung der vorliegenden Offenbarung darstellt.

Beschreibung von Ausführungsformen
Das Folgende beschreibt einige Aspekte der Offenbarung in Bezug auf Ausführungsformen.
1 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung 1 mit einer Dämpfervorrichtung 10 der vorliegenden Offenbarung darstellt. 2 ist eine Schnittansicht, die die Startvorrichtung 1 darstellt. Die Startvorrichtung 1, die in diesen Zeichnungen gezeigt ist, wird auf einem Fahrzeug, das mit einem Motor (Brennkraftmaschine) EG als eine Antriebsvorrichtung ausgestattet ist, montiert und weist zusätzlich zu der Dämpfervorrichtung 10 beispielsweise eine Frontabdeckung 3 als ein Eingangsbauteil, das mit einer Kurbelwelle des Motors EG gekoppelt ist, zum Aufnehmen eines Drehmoments, das von dem Motor EG übertragen wird; ein Pumpenrad (eingangsseitiges Fluidgetriebeelement) 4, das an der Frontabdeckung 3 befestigt ist; ein Turbinenrad (ausgangsseitiges Fluidgetriebeelement) 5, das dazu ausgebildet ist, koaxial mit dem Pumpenrad 4 drehbar zu sein; eine Dämpfernabe 7 als ein Ausgangsbauteil, das mit der Dämpfervorrichtung 10 gekoppelt ist und an einer Eingangswelle IS eines Getriebes TM, das entweder ein Automatikgetriebe (AT) oder ein kontinuierlich variables Getriebe (CVT) ist, befestigt ist; und eine Überbrückungskupplung 8 auf.
In der Beschreibung unten bezeichnet eine „axiale Richtung“ grundsätzlich eine Ausdehnungsrichtung einer Mittelachse (axialen Mitte) der Startvorrichtung 1 oder der Dämpfervorrichtung 10, soweit es nicht anders angegeben ist. Eine „radiale Richtung“ bezeichnet grundsätzlich eine radiale Richtung der Startvorrichtung 1, der Dämpfervorrichtung 10 oder eines Drehelements der Dämpfervorrichtung 10 oder dergleichen oder genauer gesagt eine Ausdehnungsrichtung einer geraden Linie, die von der Mittelachse der Startvorrichtung 1 oder der Dämpfervorrichtung 10 in einer Richtung senkrecht zu der Mittelachse (in einer radialen Richtung) ausgedehnt ist, soweit es nicht anders angegeben ist. Eine „Umfangsrichtung“ bezeichnet grundsätzlich eine Umfangsrichtung der Startvorrichtung 1, der Dämpfervorrichtung 10 oder des Drehelements der Dämpfervorrichtung 10 oder dergleichen oder, mit anderen Worten, eine Richtung entlang einer Drehrichtung des Drehelements, soweit es nicht anders angegeben ist.
Wie in 2 gezeigt ist, weist das Pumpenrad 4 eine Pumpenschale 40, die dicht an der Frontabdeckung 3 befestigt ist, zum Definieren einer Fluidkammer 9, in der Hydrauliköl strömt; und eine Mehrzahl von Pumpenschaufeln 41, die auf einer inneren Oberfläche der Pumpenschale 40 platziert sind, auf. Wie in 2 gezeigt ist, weist das Turbinenrad 5 eine Turbinenschale 50; und eine Mehrzahl von Turbinenschaufeln 51, die auf einer inneren Oberfläche der Turbinenschale 50 platziert sind, auf. Ein Innenumfangsabschnitt der Turbinenschale 50 ist an der Dämpfernabe 7 mittels einer Mehrzahl von Nieten befestigt. Das Pumpenrad 4 und das Turbinenrad 5 liegen einander gegenüber, und ein Leitrad 6 ist koaxial zwischen dem Pumpenrad 4 und dem Turbinenrad 5 zum Ausrichten der Strömung des Hydrauliköls (Arbeitsfluids) von dem Turbinenrad 5 zu dem Pumpenrad 4 angeordnet. Das Leitrad 6 weist eine Mehrzahl von Leitradschaufeln 60 auf, und die Drehrichtung des Leiterrads 6 ist durch eine Freilaufkupplung 61 auf lediglich eine Richtung festgelegt. Das Pumpenrad 4, das Turbinenrad 5 und das Leitrad 6 bilden einen Torus (ringförmigen Strömungsweg) zum Zirkulieren des Hydrauliköls aus und dienen als ein Drehmomentwandler (Fluidgetriebevorrichtung), der eine Drehmomentverstärkungsfunktion aufweist. Das Leitrad 6 und die Freilaufkupplung 61 können aus der Startvorrichtung 1 weggelassen werden, und das Pumpenrad 4 und das Turbinenrad 5 können als eine Fluidkopplung dienen.
Die Überbrückungskupplung 8 ist als eine hydraulische Mehrscheibenkupplung zum Herstellen und Lösen einer Überbrückung, die die Frontabdeckung 3 mit der Dämpfernabe 7 über die Dämpfervorrichtung 10 koppelt, ausgebildet. Die Überbrückungskupplung 8 weist einen Überbrückungskolben 80, der durch ein Mittelstück 30, das an der Frontabdeckung 3 befestigt ist, so abgestützt wird, dass er in der axialen Richtung bewegbar ist; eine Kupplungstrommel 81; eine ringförmige Kupplungsnabe 82, die an einer inneren Oberfläche eines seitlichen Wandabschnitts 33 der Frontabdeckung 3 befestigt ist, so dass sie dem Überbrückungskolben 80 gegenüberliegt; eine Mehrzahl von ersten Reibeingriffsplatten (Reibungsplatten, die Reibungsmaterialien auf jeweiligen Oberflächen davon aufweisen) 83, die an einem Keilprofil, das an einem Innenumfang der Kupplungstrommel 81 ausgebildet ist, montiert sind; und eine Mehrzahl von zweiten Reibeingriffsplatten 84 (Trennplatten), die an einem Keilprofil, das in einem Außenumfang der Kupplungsnabe 82 ausgebildet ist, montiert sind, auf.
Die Überbrückungskupplung 8 weist auch ein ringförmiges Flanschbauteil (ölkammerdefinierendes Bauteil) 85, das an dem Mittelstück 30 der Frontabdeckung 3 montiert ist, so dass es relativ zu dem Überbrückungskolben 80 auf der zu der Frontabdeckung 3 entgegengesetzten Seite gelegen ist, d.h., dass es auf der Dämpfervorrichtung-10-Seite und der Turbinenrad-5-Seite des Überbrückungskolbens 80 gelegen ist; und eine Mehrzahl von Rückstellfedern 86, die zwischen der Frontabdeckung 3 und dem Überbrückungskolben 80 platziert sind, auf. Wie dargestellt ist, definieren der Überbrückungskolben 80 und das Flanschbauteil 85 eine Eingriffsölkammer 87, und Hydrauliköl (Eingriffshydraulikdruck) wird von einer nicht dargestellten Hydraulikdrucksteuerung der Eingriffsölkammer 87 zugeführt. Ein Erhöhen des Eingriffshydraulikdrucks, der der Eingriffsölkammer 87 zugeführt wird, bewegt den Überbrückungskolben 80 in der axialen Richtung, so dass er die ersten Reibeingriffsplatten 83 und die zweiten Reibeingriffsplatten 84 in Richtung auf die Frontabdeckung 3 drückt, so dass die Überbrückungskupplung 8 in Eingriff (voll in Eingriff oder Schlupfeingriff) gebracht wird. Die Überbrückungskupplung 8 kann als eine hydraulische Einzelscheibenkupplung ausgebildet sein.
Wie in 1 und 2 gezeigt ist, weist die Dämpfervorrichtung 10 ein Antriebsbauteil (Eingangselement) 11, ein Zwischenbauteil (Zwischenelement) 12 und ein Abtriebsbauteil (Ausgangselement) 15 als Drehelemente auf. Die Dämpfervorrichtung 10 weist auch eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) ersten Federn (erster elastischer Körper) SP1, die dazu ausgebildet sind, das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Zwischenbauteil 12 zu übertragen; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) zweiten Federn (zweiter elastischer Körper) SP2, die dazu ausgebildet sind, jeweils in Reihe mit den entsprechenden ersten Federn SP1 zu arbeiten und das Drehmoment zwischen dem Zwischenbauteil 12 und dem Abtriebsbauteil 15 zu übertragen; und eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) inneren Federn SPi, die dazu ausgebildet sind, das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 zu übertragen, als Drehmomentübertragungselemente (elastischer Drehmomentübertragungskörper) auf.
Genauer gesagt weist, wie in 1 gezeigt ist, die Dämpfervorrichtung 10 einen ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 und einen zweiten Drehmomentübertragungsweg TP2, die parallel zueinander vorgesehen sind, zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 auf. Der erste Drehmomentübertragungsweg TP1 ist durch die Mehrzahl von ersten Federn SP1, das Zwischenbauteil 12 und die Mehrzahl von zweiten Federn SP2 ausgebildet und überträgt das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 über diese Elemente. Gemäß der Ausführungsform werden Schraubenfedern, die identische Spezifikationen (Federkonstanten) aufweisen, als die ersten Federn SP1 und die zweiten Federn SP2, die den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 darstellen, eingesetzt.
Der zweite Drehmomentübertragungsweg TP2 ist durch die Mehrzahl von inneren Federn SPi ausgebildet und überträgt das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 über die Mehrzahl von inneren Federn SPi, die parallel zueinander arbeiten. Gemäß der Ausführungsform arbeitet die Mehrzahl von inneren Federn SPi, die den zweiten Drehmomentübertragungsweg TP2 ausbilden, parallel zu den ersten Federn SP1 und den zweiten Federn SP2, die den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 darstellen, wenn ein Eingangsdrehmoment an das Antriebsbauteil 11 ein vorherbestimmtes Drehmoment (erster Referenzwert) T1, das kleiner als ein Drehmoment T2 (zweiter Referenzwert) ist, das einem maximalen Fluchtwinkel θmax der Dämpfervorrichtung 10 entspricht, erreicht und ein Fluchtwinkel des Antriebsbauteils 11 relativ zu dem Abtriebsbauteil 15 gleich oder größer als ein vorherbestimmter Winkel θref wird. Dementsprechend weist die Dämpfervorrichtung 10 zweischrittige (zweistufige) Dämpfungscharakteristiken auf.
Gemäß der Ausführungsform werden lineare Schraubenfeder, die aus einem Metallmaterial, das helikal gewickelt ist, so dass es eine axiale Mitte aufweist, die unter keiner Anwendung einer Last gerade ausgedehnt ist, ausgebildet sind, als die ersten Federn SP1, die zweiten Federn SP2 und die inneren Federn SPi eingesetzt. Diese Ausgestaltung ermöglicht, dass die ersten Federn SP1, die zweiten Federn SP2 und die inneren Federn SPi entlang der axialen Mitte im Vergleich zu einer Ausgestaltung, die Bogenschraubenfedern einsetzt, geeigneter ausgedehnt und zusammengezogen werden. Infolgedessen reduziert diese Ausgestaltung eine Hysterese oder genauer gesagt eine Differenz zwischen einem Drehmoment, das von den zweiten Federn SP2 und dergleichen an das Abtriebsbauteil 15 bei dem Vorgang eines Erhöhens eines relativen Versatzes zwischen dem Antriebsbauteil 11 (Eingangselement) und dem Abtriebsbauteil 15 (Ausgangselement) übertragen wird, und einem Drehmoment, das von den zweiten Federn SP2 und dergleichen an das Abtriebsbauteil 15 bei dem Vorgang eines Verringerns des relativen Versatzes zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 übertragen wird. Bogenschraubenfedern können als mindestens eine der ersten Federn SP1, der zweiten Federn SP2 und der inneren Federn SPi eingesetzt werden.
Wie in 2 gezeigt ist, weist das Antriebsbauteil 11 der Dämpfervorrichtung 10 ein ringförmiges erstes Eingangsplattenbauteil 111, das mit der Kupplungstrommel 81 der Überbrückungskupplung 8 gekoppelt ist; und ein ringförmiges zweites Eingangsplattenbauteil 112, das mit dem ersten Eingangsplattenbauteil 111 mittels einer Mehrzahl von Nieten gekoppelt ist, so dass es dem ersten Eingangsplattenbauteil 111 gegenüberliegt, auf. Dementsprechend drehen sich das Antriebsbauteil 11 oder genauer gesagt das erste Eingangsplattenbauteil 111 und das zweite Eingangsplattenbauteil 112 integral mit der Kupplungstrommel 81, und die Frontabdeckung 3 (Motor EG) und das Antriebsbauteil 11 der Dämpfervorrichtung 10 werden durch Eingriff der Überbrückungskupplung 8 miteinander gekoppelt.
3 ist eine Vorderansicht, die Dämpfervorrichtung 10 gemäß der vorliegenden Offenbarung darstellt. Wie in 2 und 3 gezeigt ist, weist das erste Eingangsplattenbauteil 111 eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) äußeren Federplatzierungsfenstern 111wo, die jeweils in einer Bogenform ausgedehnt sind und die in Intervallen (in gleichmäßigen Intervallen) in der Umfangsrichtung platziert sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) inneren Federplatzierungsfenstern 111wi, die jeweils in einer Bogenform ausgedehnt sind und die in Intervallen (in gleichmäßigen Intervallen) in der Umfangsrichtung platziert sind, so dass sie auf einer inneren Seite in der radialen Richtung der jeweiligen äußeren Federplatzierungsfenster 111wo angeordnet sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Federstützstrukturen 111s, die entlang äußerer Ränder der jeweiligen inneren Federplatzierungsfenster 111wi ausgedehnt sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) äußeren Federanlagestrukturen 111co; und eine Mehrzahl von (beispielsweise sechs gemäß der Ausführungsform) inneren Federanlagestrukturen 111ci auf. Die jeweiligen inneren Federplatzierungsfenster 111wi weisen einen längeren Umfang als die natürlichen Länge der inneren Federn SPi auf (wie in 3 gezeigt ist). Jede der äußeren Federanlagestrukturen 111co ist zwischen angrenzenden äußeren Federplatzierungsfenstern 111wo, die entlang der Umfangsrichtung aneinander angrenzen, vorgesehen. Zudem sind die inneren Federanlagestrukturen 111ci auf jeweiligen Seiten in der Umfangsrichtung jedes der inneren Federplatzierungsfenster 111wi vorgesehen.
Das zweite Eingangsplattenbauteil 112 weist eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) äußeren Federplatzierungsfenstern 112wo, die jeweils in einer Bogenform ausgedehnt sind und die in Intervallen (in gleichmäßigen Intervallen) in der Umfangsrichtung platziert sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) inneren Federplatzierungsfenstern 112wi, die jeweils in einer Bogenform ausgedehnt sind und die in Intervallen (in gleichmäßigen Intervallen) in der Umfangsrichtung platziert sind, so dass sie auf einer inneren Seite in der radialen Richtung der jeweiligen äußeren Federplatzierungsfenster 112wo angeordnet sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Federstützstrukturen 112s, die entlang äußerer Ränder der jeweiligen inneren Federplatzierungsfenster 112wi ausgedehnt sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) äußeren Federanlagestrukturen 112co; und eine Mehrzahl von (beispielsweise sechs gemäß der Ausführungsform) inneren Federanlagestrukturen 112ci auf. Die jeweiligen inneren Federplatzierungsfenster 112wi weisen einen längeren Umfang als die natürlichen Länge der inneren Federn SPi auf (wie in 3 gezeigt ist). Jede der äußeren Federanlagestrukturen 112co ist zwischen angrenzenden äußeren Federplatzierungsfenstern 112wo, die entlang der Umfangsrichtung aneinander angrenzen, vorgesehen. Zudem sind die inneren Federanlagestrukturen 112ci auf jeweiligen Seiten in der Umfangsrichtung jedes der inneren Federplatzierungsfenster 112wi vorgesehen. Gemäß der Ausführungsform werden Komponenten einer identischen Form als das erste Eingangsplattenbauteil 111 und das zweite Eingangsplattenbauteil 112 eingesetzt. Diese Ausgestaltung reduziert die Anzahl verschiedener Arten von Komponenten.
Das Zwischenbauteil 12 weist ein ringförmiges erstes Zwischenplattenbauteil 121, das auf der Frontabdeckung-3-Seite des ersten Eingangsplattenbauteils 111 des Antriebsbauteils 11 platziert ist; und ein ringförmiges zweites Zwischenplattenbauteil 122, das auf der Turbinenrad-5-Seite des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 des Antriebsbauteils 11 platziert ist und das mit dem ersten Zwischenplattenbauteil 121 mittels einer Mehrzahl von Nieten gekoppelt (daran befestigt) ist. Wie in 2 gezeigt ist, sind das erste Zwischenplattenbauteil 121 und das zweite Zwischenplattenbauteil 122 derart angeordnet, dass das erste Eingangsplattenbauteil 111 und das zweite Eingangsplattenbauteil 112 zwischen dem ersten und dem zweiten Zwischenplattenbauteil 121 und 122 in der axialen Richtung der Dämpfervorrichtung 10 platziert sind.
Wie in 2 und 3 gezeigt ist, weist das erste Zwischenplattenbauteil 121 eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Federplatzierungsfenstern 121w, die jeweils in einer Bogenform ausgedehnt sind und die in Intervallen (in gleichmäßigen Intervallen) in der Umfangsrichtung platziert sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Federstützstrukturen 121s, die entlang äußerer Ränder der jeweiligen entsprechenden Federplatzierungsfenster 121w ausgedehnt sind; und eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Federanlagestrukturen 121c auf. Jede der Federanlagestrukturen 121c ist zwischen angrenzenden Federplatzierungsfenstern 121w, die entlang der Umfangsrichtung aneinander angrenzen, vorgesehen. Das zweite Zwischenplattenbauteil 122 weist eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Federplatzierungsfenstern 122w, die jeweils in einer Bogenform ausgedehnt sind und die in Intervallen (in gleichmäßigen Intervallen) in der Umfangsrichtung platziert sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Federstützstrukturen 122s, die entlang äußerer Ränder der jeweiligen entsprechenden Federplatzierungsfenster 122w ausgedehnt sind; und eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Federanlagestrukturen 122c auf. Jede der Federanlagestrukturen 122c ist zwischen angrenzenden Federplatzierungsfenstern 122w, die entlang der Umfangsrichtung aneinander angrenzen, vorgesehen. Gemäß der Ausführungsform werden Komponenten einer identischen Form als das erste Zwischenplattenbauteil 121 und das zweite Zwischenplattenbauteil 122 eingesetzt. Diese Ausgestaltung reduziert die Anzahl verschiedener Arten von Komponenten.
Das Abtriebsbauteil 15 ist als ein plattenartiges ringförmiges Bauteil ausgebildet, ist zwischen dem ersten Eingangsplattenbauteil 111 und dem zweiten Eingangsplattenbauteil 112 in der axialen Richtung platziert und ist an der Dämpfernabe 7 mittels einer Mehrzahl von Nieten befestigt. Wie in 2 und 3 gezeigt ist, weist das Abtriebsbauteil 15 eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) äußeren Federplatzierungsfenstern 15wo, die jeweils in einer Bogenform ausgedehnt sind und die in Intervallen (in gleichmäßigen Intervallen) in der Umfangsrichtung platziert sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) inneren Federplatzierungsfenstern 15wi, die in Intervallen (in gleichmäßigen Intervallen) in der Umfangsrichtung platziert sind, so dass sie auf einer inneren Seite in der radialen Richtung der jeweiligen äußeren Federplatzierungsfenster 15wo angeordnet sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) äußeren Federanlagestrukturen 15co; und eine Mehrzahl von (beispielsweise sechs gemäß der Ausführungsform) inneren Federanlagestrukturen 15ci auf. Jede der äußeren Federanlagestrukturen 15co ist zwischen angrenzenden äußeren Federplatzierungsfenstern 15wo, die entlang der Umfangsrichtung aneinander angrenzen, vorgesehen. Die jeweiligen inneren Federplatzierungsfenster 15wi weisen einen Umfang, der der natürlichen Länge der inneren Federn SPi entspricht, auf. Zudem sind die inneren Federanlagestrukturen 15ci auf jeweiligen Seiten in der Umfangsrichtung jedes der inneren Federplatzierungsfenster 15wi vorgesehen.
Eine erste Feder SP1 und eine zweite Feder SP2 sind so, dass sie gepaart sind (d.h., in Reihe arbeiten), in den äußeren Federplatzierungsfenstern 111wo des ersten Eingangsplattenbauteils 111, den äußeren Federplatzierungsfenstern 112wo des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 und den äußeren Federplatzierungsfenstern 15wo des Abtriebsbauteils 15 angeordnet. In dem montierten Zustand der Dämpfervorrichtung 10 ist jede der äußeren Federanlagestrukturen 111co und 112co des ersten und des zweiten Eingangsplattenbauteils 111 und 112 und der äußeren Federanlagestrukturen 15co des Abtriebsbauteils 15 zwischen der ersten Feder SP1 und der zweiten Feder SP2, die in verschiedenen äußeren Federplatzierungsfenstern 15wo, 111wo und 112wo platziert sind, so dass sie nicht gepaart sind (d.h., nicht in Reihe arbeiten), gelegen und ist so angeordnet, dass sie an Enden der ersten Feder SP1 und der zweiten Feder SP2 anliegt.
Außerdem ist jede der Federanlagestrukturen 121c und 122c des ersten und des zweiten Zwischenplattenbauteils 121 und 122 zwischen der ersten Feder SP1 und der zweiten Feder SP2, die in identischen äußeren Federplatzierungsfenstern 15wo, 111wo und 112wo platziert sind, so dass sie gepaart sind, platziert und ist so angeordnet, dass sie an Enden der ersten Feder SP1 und der zweiten Feder SP2 anliegt. Die erste Feder SP1 und die zweite Feder SP2, die in verschiedenen äußeren Federplatzierungsfenstern 15wo, 111wo und 112wo platziert sind und die nicht gepaart sind (d.h., nicht in Reihe arbeiten), sind in den Federplatzierungsfenstern 121w und 122w des ersten und des zweiten Zwischenplattenbauteils 121 und 122 platziert. Zudem werden die erste Feder SP1 und die zweite Feder SP2, die nicht gepaart sind (d.h., nicht in Reihe arbeiten), von einer äußeren Seite in der radialen Richtung durch die Federstützstrukturen 121s des ersten Zwischenplattenbauteils 121 auf der Frontabdeckung-3-Seite abgestützt (geführt) und werden auch von einer äußeren Seite in der radialen Richtung durch die Federstützstrukturen 122s des zweiten Zwischenplattenbauteils 122 auf der Turbinenrad-5-Seite abgestützt (geführt).
Wie in 3 gezeigt ist, sind die ersten Federn SP1 und die zweiten Federn SP2 somit alternierend in der Umfangsrichtung der Dämpfervorrichtung 10 angeordnet. Ein Ende jeder der ersten Federn SP1 liegt an den entsprechenden äußeren Federanlagestrukturen 111co und 112co des Antriebsbauteils 11 an, und das andere Ende jeder der ersten Federn SP1 liegt an den entsprechenden Federanlagestrukturen 121c und 122c des Zwischenbauteils 12 an. Ein Ende jeder der zweiten Federn SP2 liegt an den entsprechenden Federanlagestrukturen 121c und 122c des Zwischenbauteils 12 an, und das andere Ende jeder der zweiten Federn SP2 liegt an der entsprechenden äußeren Federanlagestruktur 15co des Abtriebsbauteils 15 an.
Infolgedessen sind die erste Feder SP1 und die zweite Feder SP2, die gepaart sind, in Reihe über die entsprechenden Federanlagestrukturen 121c und 122c des Zwischenbauteils 12 zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 gekoppelt. In der Dämpfervorrichtung 10 reduziert diese Ausgestaltung die Steifigkeit des elastischen Körpers, der zum Übertragen des Drehmoments zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 dient, d.h., reduziert eine kombinierte Federkonstante der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2. Gemäß der Ausführungsform sind, wie in 3 gezeigt ist, die Mehrzahl von ersten Federn SP1 und die Mehrzahl von zweiten Federn SP2 jeweils auf einem identischen Umfang angeordnet, so dass die Abstände zwischen der axialen Mitte der Startvorrichtung 1 oder der Dämpfervorrichtung 10 und den axialen Mitten der jeweiligen ersten Federn SP1 und die Abstände zwischen der axialen Mitte der Startvorrichtung 1 oder dergleichen und den axialen Mitten der jeweiligen zweiten Federn SP2 einander gleich sind.
Die innere Feder SPi ist in jedem der inneren Federplatzierungsfenster 15wi des Abtriebsbauteils 15 platziert. In dem montierten Zustand der Dämpfervorrichtung 10 liegt jede der inneren Federanlagestrukturen 15ci an einem entsprechenden Ende der inneren Feder SPi an. Zudem ist in dem montierten Zustand der Dämpfervorrichtung 10 ein frontabdeckung-3-seitiger lateraler Abschnitt jeder der inneren Federn SPi in einem mittleren Teil in der Umfangsrichtung des entsprechenden inneren Federplatzierungsfensters 111wi des ersten Eingangsplattenbauteils 111 platziert und wird von außen in der radialen Richtung durch die Federstützstruktur 111s des ersten Eingangsplattenbauteils 111 abgestützt (geführt). In dem montierten Zustand der Dämpfervorrichtung 10 ist ein turbinenrad-5-seitiger lateraler Abschnitt jeder der inneren Federn SPi in einem mittleren Teil in der Umfangsrichtung des entsprechenden inneren Federplatzierungsfensters 112wi des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 platziert und wird von außen in der radialen Richtung durch die Federstützstruktur 112s des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 abgestützt (geführt).
Wie in 2 und 3 gezeigt ist, ist jede der inneren Federn SPi dementsprechend in einem Innenumfangsbereich in der Fluidkammer 9 platziert und wird durch die erste Feder SP1 und die zweite Feder SP2 abgestützt. Infolgedessen verkürzt diese Ausgestaltung weiter die axiale Länge der Dämpfervorrichtung 10 und dadurch die axiale Länge der Startvorrichtung 1. Jede der inneren Federn SPi liegt an einer der inneren Federanlagestrukturen 111ci und 112ci, die auf jeweiligen Seiten der entsprechenden inneren Federplatzierungsfenster 111wi und 112wi des ersten und des zweiten Eingangsplattenbauteils 111 und 112 vorgesehen sind, an, wenn das Eingangsdrehmoment (Antriebsdrehmoment) an das Antriebsbauteil 11 oder das Drehmoment (Abtriebsdrehmoment), das von der Achsenseite auf das Abtriebsbauteil 15 ausgeübt wird, das Drehmoment T1 erreicht.
Die Dämpfervorrichtung 10 weist ferner einen nicht dargestellten Anschlag, der dazu ausgebildet ist, die relative Drehung des Antriebsbauteils 11 zu dem Abtriebsbauteil 15 zu begrenzen, auf. Gemäß der Ausführungsform weist der Anschlag eine Mehrzahl von Anschlagkörpern, die in der radialen Richtung von dem Innenumfangsabschnitt des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 in Richtung auf die Dämpfernabe 7 vorstehen und in Intervallen in der Umfangsrichtung angeordnet sind; und eine Mehrzahl von Schnitten, die in der Dämpfernabe 7, an der das Abtriebsbauteil 15 befestigt ist, ausgebildet sind, in Intervallen in der Umfangsrichtung angeordnet sind und in einer Bogenform ausgedehnt sind, auf. In dem montierten Zustand der Dämpfervorrichtung 10 ist jeder der Anschlagkörper des zweiten Eingangsplattenbauteils in dem entsprechenden Schnitt der Dämpfernabe 7 derart platziert, dass er nicht an den Wandoberflächen der Dämpfernabe 7, die Enden auf den jeweiligen Seiten des Schnitts definieren, anliegt. Wenn der Anschlagkörper des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 an einer der Wandoberflächen, die die Enden auf den jeweiligen Seiten des Schnitts der Dämpfernabe 7 definieren, begleitet von einer relativen Drehung des Antriebsbauteils 11 zu dem Abtriebsbauteil 15 anliegt, begrenzt diese Ausgestaltung die relative Drehung des Antriebsbauteils 11 und des Abtriebsbauteils 15 und Auslenkungen aller der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 und der inneren Federn SPi.
Wie in 1 gezeigt ist, weist die Dämpfervorrichtung 10 zudem einen rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20, der parallel zu sowohl dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 mit der Mehrzahl von ersten Federn SP1, dem Zwischenbauteil 12 und der Mehrzahl von zweiten Federn SP2 und dem zweiten Drehmomentübertragungsweg TP2 mit der Mehrzahl von inneren Federn SPi angeordnet ist, auf. Gemäß der Ausführungsform weist der rotierende Trägheitsmassedämpfer 20 ein Einzelritzeltypplanetengetriebe 21, das zwischen dem Antriebsbauteil 11 als das Eingangselement der Dämpfervorrichtung 10 und dem Abtriebsbauteil 15 als das Ausgangselement platziert ist, auf.
Gemäß der Ausführungsform besteht das Planetengetriebe 21 aus dem Abtriebsbauteil 15, das Außenzähne (Zahnradzähne) 15t auf seinem Außenumfang aufweist und das als ein Sonnenrad dient; einer Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Ritzeln 23, die jeweils mit den Außenzähnen 15t in Eingriff sind; dem ersten und dem zweiten Eingangsplattenbauteil 111 und 112, die die Mehrzahl von Ritzeln 23 drehbar abstützen und die als ein Träger dienen; und einem Hohlrad 25, das Innenzähne (Zahnradzähne) 25t, die mit den jeweiligen Ritzeln 23 in Eingriff sind, aufweist und das konzentrisch mit dem Abtriebsbauteil 15 (Außenzähne 15t) als das Sonnenrad angeordnet ist. Dementsprechend überlappen das Abtriebsbauteil 15 als das Sonnenrad, die Mehrzahl von Ritzeln 23 und das Hohlrad 25 zumindest teilweise mit den ersten und den zweiten Federn SP1 und SP2 (und den inneren Federn SPi) in der Fluidkammer 9 in der axialen Richtung, wenn sie in der radialen Richtung der Dämpfervorrichtung 10 betrachtet werden.
Wie in 2 und 3 gezeigt ist, sind die Außenzähne 15t an einer Mehrzahl von Stellen, die in Intervallen (in gleichmäßigen Intervallen) in der Umfangsrichtung bestimmt sind, in einer Außenumfangsoberfläche des Abtriebsbauteils 15 ausgebildet. Dementsprechend sind die Außenzähne 15t auf der äußeren Seite in der radialen Richtung der ersten Federn SP1, der zweiten Federn SP2 und der inneren Federn SPi, die zum Übertragen des Drehmoments zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 dienen, gelegen. Die Außenzähne 15t können um den gesamten Außenumfang des Abtriebsbauteils 15 ausgebildet sein.
Wie in 2 und 3 gezeigt ist, weist das erste Eingangsplattenbauteil 111, das den Träger des Planetengetriebes 21 darstellt, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Ritzelstützstrukturen 115, die in Intervallen (in gleichmäßigen Intervallen) in der Umfangsrichtung auf der äußeren Seite in der radialen Richtung der äußeren Federanlagestrukturen 111co angeordnet sind, auf. Ähnlich weist, wie in 2 und 3 gezeigt ist, das zweite Eingangsplattenbauteil 112, das den Träger des Planetengetriebes 21 darstellt, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Ritzelstützstrukturen 116, die in Intervallen (in gleichmäßigen Intervallen) in der Umfangsrichtung auf der äußeren Seite in der radialen Richtung der äußeren Federanlagestrukturen 112co angeordnet sind, auf.
4 ist eine vergrößerte Schnittansicht eines Hauptteils, die einen rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20, der in der Dämpfervorrichtung 10 der vorliegenden Offenbarung enthalten ist, darstellt. Wie in 4 gezeigt ist, weist jede der Ritzelstützstrukturen 115 des ersten Eingangsplattenbauteils 111 einen bogenförmigen axial ausgedehnten Abschnitt 115a, der so ausgebildet ist, dass er in der axialen Richtung in Richtung auf die Frontabdeckung 3 vorsteht, und einen bogenförmigen Flanschabschnitt 115f, der nach außen in der radialen Richtung von einem Ende des axial ausgedehnten Abschnitts 115a ausgedehnt ist, auf. Jede der Ritzelstützstrukturen 116 des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 weist einen bogenförmigen axial ausgedehnten Abschnitt 116a, der so ausgebildet ist, dass er in der axialen Richtung in Richtung auf das Turbinenrad 5 vorsteht, und einen bogenförmigen Flanschabschnitt 116f, der nach außen in der radialen Richtung von einem Ende des axial ausgedehnten Abschnitts 116a ausgedehnt ist, auf. Jede der Ritzelstützstrukturen 115 (Flanschabschnitte 115f) des ersten Eingangsplattenbauteils 111 liegt in der axialen Richtung der entsprechenden Ritzelstützstruktur 116 (Flanschabschnitt 116f) des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 gegenüber, und die gepaarten Flanschabschnitte 115f und 116f stützen ein Ende eines Ritzelschafts 24, der in das Ritzel 23 eingefügt ist, ab. Gemäß der Ausführungsform sind die Ritzelstützstrukturen 115 (Flanschabschnitte 115f) des ersten Eingangsplattenbauteils 111 jeweils mittels Nieten an die Kupplungstrommel 81 der Überbrückungskupplung 8 geklemmt. Außerdem wird gemäß der Ausführungsform das erste Zwischenplattenbauteil 121, das das Zwischenbauteil 12 darstellt, durch Innenumfangsoberflächen der axial ausgedehnten Abschnitte 115a der Ritzelstützstrukturen 115 ausgerichtet. Das zweite Zwischenplattenbauteil 122, das das Zwischenbauteil 12 darstellt, wird durch Innenumfangsoberflächen der axial ausgedehnten Abschnitte 116a der Ritzelstützstrukturen 116 ausgerichtet.
Wie in 4 gezeigt ist, weist das Ritzel 23 des Planetengetriebes 21 einen ringförmigen Zahnradhauptkörper 230, der Zahnradzähne (Außenzähnen) 23t auf seinem Außenumfang aufweist; eine Mehrzahl von Nadellagern 231, die zwischen einer Innenumfangsoberfläche des Zahnradhauptkörpers 230 und einer Außenumfangsoberfläche des Ritzelschafts 24 platziert sind; und ein Paar von Abstandshaltern 232, die auf jeweiligen Enden des Zahnradhauptkörpers 230 montiert sind, zum Begrenzen der Bewegungen der Nadellager 231 in der axialen Richtung auf. Wie in 4 gezeigt ist, weist der Zahnradhauptkörper 230 des Ritzels 23 ringförmige Radialrichtungsstützstrukturen 230s, die auf jeweiligen Seiten in der axialen Richtung der Zahnradzähne 23t auf der Innenumfangsseite von Gründen der Zahnradzähne 23t in der radialen Richtung des Ritzels 23 vorstehen, und die Außenumfangsoberflächen in einer zylindrischen Form aufweisen, auf. Die Außenumfangsoberfläche jedes Abstandshalters 232 ist so ausgebildet, dass sie einen Durchmesser aufweist, der gleich dem Durchmesser der Radialrichtungsstützstruktur 230s ist oder der kleiner als der Durchmesser der Radialrichtungsstützstruktur 230s ist.
Die Mehrzahl von Ritzeln 23 wird durch das erste und das zweite Eingangsplattenbauteil 111 und 112 (Ritzelstützstrukturen 115 und 116), die als der Träger dienen, drehbar so abgestützt, dass sie in Intervallen (in gleichmäßigen Intervallen) in der Umfangsrichtung angeordnet ist. Unterlegscheiben 235 sind zwischen seitlichen Oberflächen der jeweiligen Abstandshalter 232 und den Ritzelstützstrukturen 115 und 116 (Flanschabschnitte 115f und 116f) des ersten und des zweiten Eingangsplattenbauteils 111 und 112 platziert. Lücken sind zwischen jeweiligen seitlichen Oberflächen der Zahnradzähne 23t der Ritzel 23 und den Ritzelstützstrukturen 115 und 116 (Flanschabschnitte 115f und 116f) des ersten und des zweiten Eingangsplattenbauteils 111 und 112 in der axialen Richtung ausgebildet, wie in 4 gezeigt ist.
Das Hohlrad 25 des Planetengetriebes 21 weist zwei Zahnradhauptkörper 250 (250a, 250b) als ringförmige zwei Zahnradbauteile, die jeweils Innenzähne (Zahnradzähne) 25t (25ta, 25tb), die auf ihren Innenumfängen ausgebildet sind, aufweisen und die entlang der axialen Richtung des Planetengetriebes 21 angeordnet sind; zwei seitliche Platten 251 (251a, 251b) als zwei Trägheitsbauteile, die jeweils in einer ringförmigen Form ausgebildet sind; und eine Mehrzahl von Nieten 252 als eine Mehrzahl von Verbindungsbauteilen, die zum Befestigen der zwei seitlichen Platten 251a und 251b von jeweiligen Seiten in der axialen Richtung der zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b vorgesehen sind, auf. Die zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b, die zwei seitlichen Platten 251a und 251b und die Mehrzahl von Nieten 252 sind so, dass sie als ein Massekörper des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 dienen, integriert. Gemäß der Ausführungsform sind die Innenzähne 25ta und 25tb um die gesamten Innenumfangsoberflächen der zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b ausgebildet. Die Innenzähne 25ta und 25tb können an einer Mehrzahl von Stellen, die in Intervallen (in gleichmäßigen Intervallen) in der Umfangsrichtung bestimmt sind, in den Innenumfangsoberflächen der zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b ausgebildet sein. Wie in 3 gezeigt ist, kann eine Mehrzahl von Aussparungen, die zum Anpassen der Masse des Hohlrads 25 dienen, in den Außenumfangsoberflächen der zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b ausgebildet sein und kann in Intervallen (in gleichmäßigen Intervallen) in der Umfangsrichtung angeordnet sein.
Wie in 4 gezeigt ist, weisen die zwei Zahnradhauptkörper 250 (250a, 250b) elliptische Verbindungslöcher 250h (250ha, 250hb) mit ihren longitudinalen Seiten in der Umfangsrichtung auf, und die zwei seitlichen Platten 251 (251a, 251b) weisen Verbindungslöcher 251h (251ha, 251hb) auf. Die Verbindungslöcher 250ha und 250hb der zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b können längliche Löcher sein. Die zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b und die zwei seitlichen Platten 251a und 251b sind in der Reihenfolge der seitlichen Platte 251a, des Zahnradhauptkörpers 250a, des Zahnradhauptkörpers 250b und der seitlichen Platte 251b von der linken Seite in 4 angeordnet. Die zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b und die zwei seitlichen Platten 251a und 251b sind derart, dass die Innenzähne 25ta und 25tb der zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b in der Umfangsrichtung der Zahnradhauptkörper 250a und 250b voneinander versetzt sind, über die Niete 252, die durch die Verbindungslöcher 251ha, 250ha, 250hb und 251hb eingefügt sind, miteinander gekoppelt.
5 ist eine Vorderansicht, die ein Ritzel 23 und einen Zahnradhauptkörper 250 des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 darstellt. Für die verbesserte Sichtbarkeit ist der Zahnradhauptkörper 250b durch die gepunktete Linie in 5 gezeigt. Beispielsweise kann der Versatz der Innenzähne 25ta und 25tb der zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b angepasst (festgelegt) werden, wie unten beschrieben wird. Von dem Zustand, dass die Niete 252 durch die Verbindungslöcher 251ha, 250ha, 250hb und 251hb der seitlichen Platte 251a, der Zahnradhauptkörper 250a und 250b und der seitlichen Platte 251b eingefügt sind und dass der Winkel des Versatzes zwischen den Innenzähnen 25ta und den Innenzähnen 25tb null ist, wird mindestens einer der Zahnradhauptkörper 250a und 250b um die axiale Mitte zum Vorsehen eines Versatzes zwischen den Innenzähnen 25ta und den Innenzähnen 25tb gedreht, so dass ein Spiel zwischen den Innenzähnen 25ta und 25tb und dem Ritzel 23 eliminiert (null Spiel vorgesehen) wird. Der Winkel des Versatzes zwischen den Innenzähnen 25ta und den Innenzähnen 25tb in diesem Zustand ist als ein Winkel θa definiert. Einer der Zahnradhauptkörper 250a und 250b wird dann um die axiale Mitte um einen vorherbestimmten Winkel θb gedreht, so dass der Winkel des Versatzes zwischen den Innenzähnen 25ta und den Innenzähnen 25tb größer als null aber kleiner als der Winkel θa wird. Dementsprechend ist der Winkel des Versatzes zwischen den Innenzähnen 25ta und den Innenzähnen 25tb der zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b als ein Wert (θa - θb) angegeben. Das Spiel zwischen den Innenzähnen 25ta und 25tb der zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b und den Zahnradzähnen 23t des Zahnradhauptkörpers 230 des Ritzels 23 weist eine Länge, die dem vorherbestimmten Winkel θb entspricht, auf. Der vorherbestimmte Winkel θb ist in einem Bereich, in dem das Hohlrad 25 und das Ritzel 23 problemlos drehbar sind, so bestimmt, dass er minimiert wird. Enden der Niete 252 werden dann gesenkgeschmiedet. Diese Ausgestaltung reduziert das Spiel zwischen den Innenzähnen 25ta und 25tb der zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b des Hohlrads 25 und den Zahnradzähnen 23t des Zahnradhauptkörpers 230 des Ritzels 23 im Vergleich zu einer Ausgestaltung, dass das Hohlrad 25 lediglich einen Zahnradhauptkörper aufweist (äquivalent zu einer Ausgestaltung, dass der Winkel des Versatzes zwischen den Innenzähnen 25ta und den Innenzähnen 25tb der Zahnradhauptkörper 250a und 250b gleich null ist). Genauer gesagt kann, selbst wenn die Innenzähne 25t (25ta, 25tb) mit einer zu der herkömmlichen Genauigkeit äquivalenten Zahnprofilausbildungsgenauigkeit ausgebildet sind, das Spiel zwischen den Innenzähnen 25ta und 25tb und den Zahnradzähnen 23t durch Versetzen der Innenzähne 25ta und der Innenzähne 25tb voneinander in der Umfangsrichtung reduziert werden. Zudem weisen die zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b die elliptischen (oder länglichen) Verbindungslöcher 250ha und 250hb mit ihren longitudinalen Seiten in der Umfangsrichtung auf. Die Innenzähne 25ta und die Innenzähne 25tb können somit in der Umfangsrichtung durch Drehen der zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b um die axiale Mitte nach Einfügung der Niete 252 durch die Verbindungslöcher 250ha und 250hb voneinander versetzt werden.
Die zwei seitlichen Platten 251a und 251b weisen Innenumfangsoberflächen einer ausgesparten zylindrischen Form auf und dienen als abgestützte Abschnitte, die in der axialen Richtung durch die Mehrzahl von Ritzeln 23, die die Zahnradzähne 23t des Zahnradhauptkörpers 230, die mit den Innenzähnen 25ta und 25tb der zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b in Eingriff sind, aufweisen, abgestützt werden. Genauer gesagt sind die zwei seitlichen Platten 251a und 251b an entsprechenden seitlichen Oberflächen der Zahnradhauptkörper 250a und 250b auf den jeweiligen Seiten in der axialen Richtung der Innenzähne 25ta und 25tb befestigt, so dass sie zu der inneren Seite in der radialen Richtung der Gründe der Innenzähne 25ta und 25tb vorstehen und zumindest den seitlichen Oberflächen der Zahnradzähne 23t des Zahnradhauptkörpers 230 des Ritzels 23 gegenüberliegen. Gemäß der Ausführungsform sind Innenumfangsoberflächen der zwei seitlichen Platten 251a und 251b auf der geringfügig inneren Seite in der radialen Richtung von Spitzen der Innenzähne 25ta und 25tb gelegen, wie in 4 gezeigt ist.
Wenn die Zahnradzähne 23t der Zahnradhauptkörper 230 der jeweiligen Ritzel 23 mit den Innenzähnen 25ta und 25tb der zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b in Eingriff sind, werden die Innenumfangsoberflächen der zwei seitlichen Platten 251a und 251b in der radialen Richtung durch die entsprechenden Radialrichtungsstützstrukturen 230s der Ritzel 23 (Zahnradhauptkörper 230) abgestützt. Diese Ausgestaltung ermöglicht, dass das Hohlrad 25 mit hoher Genauigkeit relativ zu der axialen Mitte des Abtriebsbauteils 15, das als das Sonnenrad dient, durch die Radialrichtungsstützstrukturen 230s der Mehrzahl von Ritzeln 23 abgestützt wird, und dreht (schwingt) das Hohlrad 25 problemlos. Wenn die Zahnradzähne 23t der Zahnradhauptkörper 230 der jeweiligen Ritzel 23 mit den Innenzähnen 25ta und 25tb der zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b in Eingriff sind, liegen die inneren Oberflächen der zwei seitlichen Platten 251a und 251b seitlichen Oberflächen der Zahnradzähne 23t der Ritzel 23 und seitlichen Oberflächen von Abschnitten von den Gründen der Zahnradzähne 23t zu den Radialrichtungsstützstrukturen 230s gegenüber. Die Bewegung in der axialen Richtung des Hohlrads 25 wird dementsprechend durch zumindest die seitlichen Oberflächen der Zahnradzähne 23t des Ritzels 23 begrenzt. Zudem sind Lücken zwischen äußeren Oberflächen der zwei seitlichen Platten 251a und 251b des Hohlrads 25 und den Ritzelstützstrukturen 115 und 116 (Flanschabschnitten 115f und 116f) des ersten und des zweiten Eingangsplattenbauteils 111 und 112 in der axialen Richtung ausgebildet, wie in 4 gezeigt ist.
In der Startvorrichtung 1, die wie oben beschrieben ausgebildet ist, wird, wie man anhand von 1 versteht, in dem Zustand, dass die Überbrückung durch die Überbrückungskupplung 8 gelöst ist, das Drehmoment (Leistung), das von dem Motor EG an die Frontabdeckung 3 übertragen wird, an die Eingangswelle IS des Getriebes TM durch den Weg des Pumpenrads 4, des Turbinenrads 5, des Abtriebsbauteils 15 und der Dämpfernabe 7 übertragen. In den Zustand, dass die Überbrückung durch die Überbrückungskupplung 8 der Startvorrichtung 1 hergestellt ist, wird andererseits das Drehmoment, das von dem Motor EG an das Antriebsbauteil 11 durch die Frontabdeckung 3 und die Überbrückungskupplung 8 übertragen wird, an das Abtriebsbauteil 15 und die Dämpfernabe 7 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 mit der Mehrzahl von ersten Federn SP1, dem Zwischenbauteil 12 und der Mehrzahl von zweiten Federn SP2 und den rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 übertragen, bis das Eingangsdrehmoment das Drehmoment T1, das oben beschrieben wurde, erreicht. Wenn das Eingangsdrehmoment gleich oder größer als das Drehmoment T1, das oben beschrieben wurde, wird, wird das Drehmoment, das an das Antriebsbauteil 11 übertragen wird, an das Abtriebsbauteil 15 und die Dämpfernabe 7 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1, den zweiten Drehmomentübertragungsweg TP2 mit der Mehrzahl von inneren Federn SPi und den rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 übertragen.
Wenn das Antriebsbauteil 11 relativ zu dem Abtriebsbauteil 15 in dem hergestellten Zustand der Überbrückung (in dem Eingriffszustand der Überbrückungskupplung 8) gedreht (verdreht) wird, werden die ersten Federn SP1 und die zweiten Federn SP2 ausgelenkt, und das Hohlrad 25 als der Massekörper dreht sich (schwingt) um die axiale Mitte begleitet von der relativen Drehung des Antriebsbauteils 11 zu dem Abtriebsbauteil 15. Wenn das Antriebsbauteil 11 relativ zu dem Abtriebsbauteil 15 gedreht (geschwungen) wird, wird die Drehzahl des Antriebsbauteils 11 oder genauer gesagt des ersten und des zweiten Eingangsplattenbauteils 111 und 112 als der Träger, der das Eingangselement des Planetengetriebes 21 ist, höher als die Drehzahl des Abtriebsbauteils 15 als das Sonnenrad. Dementsprechend wird in diesem Zustand das Hohlrad 25 durch die Funktion des Planetengetriebes 21 beschleunigt, so dass es bei der höheren Drehzahl als jener des Antriebsbauteils 11 gedreht wird. Ein Trägheitsdrehmoment wird dann von dem Hohlrad 25, das der Massekörper des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 ist, an das Abtriebsbauteil 15, das das Ausgangselement der Dämpfervorrichtung 10 ist, über die Ritzel 23 übertragen. Dies dämpft die Schwingung des Abtriebsbauteils 15.
Das Folgende beschreibt einen Ablauf eines Ausgestaltens der Dämpfervorrichtung 10.
Wie oben beschrieben wurde, arbeiten in der Dämpfervorrichtung 10 die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2, die in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 enthalten sind, und der rotierende Trägheitsmassedämpfer 20 parallel, bis das Eingangsdrehmoment, das an das Antriebsbauteil 11 übertragen wird, das Drehmoment T1, das oben beschrieben wurde, erreicht. Während die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 und der rotierende Trägheitsmassedämpfer 20 parallel arbeiten, ist das Drehmoment, das von dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 mit dem Zwischenbauteil 12 und den ersten und den zweiten Federn SP1 und SP2 an das Abtriebsbauteil 15 übertragen wird, abhängig von (proportional zu) dem Versatz (Ausmaß einer Auslenkung, d.h. Fluchtwinkel) der zweiten Federn SP2, die zwischen dem Zwischenbauteil 12 und dem Abtriebsbauteil 15 platziert sind. Das Drehmoment, das von dem rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 an das Abtriebsbauteil 15 übertragen wird, ist andererseits abhängig von (proportional zu) einer Differenz in einer Winkelbeschleunigung zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15, d.h. einem zweimal differenzierten Wert des Versatzes der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15. Unter der Annahme, dass das Eingangsdrehmoment, das an das Antriebsbauteil 11 der Dämpfervorrichtung 10 übertragen wird, periodisch schwingt, wie durch Ausdruck (1), der unten angegeben ist, ausgedrückt wird, verschiebt sich die Phase der Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11 an das Abtriebsbauteil 15 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 übertragen wird, um 180 Grad von der Phase der Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11 an das Abtriebsbauteil 15 über den rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 übertragen wird.
[Math. 1] $T = T_{0} sin ω t$
In der Dämpfervorrichtung 10, die das einzige Zwischenbauteil 12 aufweist, treten zwei Resonanzen in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 in dem Zustand, dass die Auslenkung der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 zugelassen wird und die inneren Federn SPi nicht ausgelenkt werden, auf. Genauer gesagt tritt eine Resonanz der gesamten Dämpfervorrichtung 10 (erste Resonanz) in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 aufgrund von Schwingungen des Antriebsbauteils 11 und des Abtriebsbauteils 15 in den entgegengesetzten Phasen in dem Zustand, dass die Auslenkung der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 zugelassen wird und die inneren Federn SPi nicht ausgelenkt werden, auf. Eine Resonanz (zweite Resonanz) tritt auch in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 grundsätzlich bei der höheren Drehzahl (höheren Frequenz) als die erste Resonanz aufgrund einer Schwingung des Zwischenbauteils 12 in der zu den Phasen sowohl des Antriebsbauteils 11 als auch des Abtriebsbauteils 15 entgegengesetzten Phase in dem Zustand, dass die Auslenkung der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 zugelassen wird und die inneren Federn SPi nicht ausgelenkt werden, auf.
Die Erfinder haben intensive Studien und Analysen für den Zweck eines weiteren Verbesserns der Schwingungsdämpfungswirkung der Dämpfervorrichtung 10, die die obigen Charakteristiken aufweist, durchgeführt und haben bemerkt, dass die Schwingung des Abtriebsbauteils 15 gedämpft werden kann, indem die Amplitude der Schwingung in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 gleich der Amplitude der Schwingung der entgegengesetzten Phase in dem rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 gemacht wird. Die Erfinder haben dann eine Bewegungsgleichung, die als Ausdruck (2) unten angegeben ist, in Bezug auf ein Schwingungssystem mit der Dämpfervorrichtung 10 in dem Zustand, dass ein Drehmoment von dem Motor EG an das Antriebsbauteil 11 durch Herstellung der Überbrückung übertragen wird und dass die inneren Federn SPi nicht ausgelenkt werden, aufgestellt. In Ausdruck (2) bezeichnet „J1“ das Trägheitsmoment des Antriebsbauteils 11; bezeichnet „J2“ das Trägheitsmoment des Zwischenbauteils 12, wie oben beschrieben wurde; bezeichnet „J3“ das Trägheitsmoment des Abtriebsbauteils 15; und bezeichnet „Ji“ das Trägheitsmoment des Hohlrads 25, das der Massekörper des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 ist. Außerdem bezeichnet „θ1“ den Fluchtwinkel des Antriebsbauteils 11; bezeichnet „θ2“ den Fluchtwinkel des Zwischenbauteils 12; und bezeichnet „θ3“ den Fluchtwinkel des Abtriebsbauteils 15. Zudem bezeichnet „k1“ eine kombinierte Federkonstante der Mehrzahl von ersten Federn SP1, die parallel zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Zwischenbauteil 12 arbeiten; und „k2“ bezeichnet eine kombinierte Federkonstante der Mehrzahl von zweiten Federn SP2, die parallel zwischen dem Zwischenbauteil 12 und dem Abtriebsbauteil 15 arbeiten. Außerdem bezeichnet „λ“ das Zähnezahlverhältnis (Wälzkreisdurchmesser der Außenzähne 15t (Sonnenrad) / Wälzkreisdurchmesser der Innenzähne 25t des Hohlrads 25) des Planetengetriebes 21, das den rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 darstellt, d.h. das Verhältnis der Drehzahl des Hohlrads 25 als der Massekörper zu der Drehzahl des Abtriebsbauteils 15; und „T1“ bezeichnet ein Eingangsdrehmoment, das von dem Motor EG an das Antriebsbauteil 11 übertragen wird.
[Math. 2] $[\begin{matrix} J_{1} + J_{i} \cdot {(1 + λ)}^{2} & 0 & - J_{i} \cdot λ \cdot (1 + λ) \\ 0 & J_{2} & 0 \\ - J_{i} \cdot λ \cdot (1 + λ) & 0 & J_{3} + J_{i} \cdot λ^{2} \end{matrix}] [\begin{matrix} {\ddot{θ}}_{1} \\ {\ddot{θ}}_{2} \\ {\ddot{θ}}_{3} \end{matrix}] [\begin{matrix} k_{1} & - k_{1} & 0 \\ - k_{1} & k_{1} + k_{2} & - k_{2} \\ 0 & - k_{2} & k_{2} \end{matrix}] [\begin{matrix} θ_{1} \\ θ_{2} \\ θ_{3} \end{matrix}] = [\begin{matrix} T_{1} \\ 0 \\ 0 \end{matrix}]$
Außerdem haben die Erfinder angenommen, dass das Eingangsdrehmoment T periodisch schwingt, wie durch Ausdruck (1), der oben angegeben wurde, ausgedrückt wird, und dass der Fluchtwinkel θ1 des Antriebsbauteils 11, der Fluchtwinkel θ2 des Zwischenbauteils 12 und der Fluchtwinkel θ3 des Abtriebsbauteils 15 periodisch ansprechen (schwingen), wie durch Ausdruck (3), der unten angegeben ist, ausgedrückt wird. In Ausdruck (1) und Ausdruck (3) bezeichnet „ω“ einen Winkelfrequenz in der periodischen Schwankung (Schwingung) des Eingangsdrehmoments T. In Ausdruck (3) bezeichnet „Θ1“ die Amplitude der Schwingung (Schwingungsamplitude, d.h. maximaler Fluchtwinkel) des Antriebsbauteils 11, die durch Übertragung des Drehmoments von dem Motor EG erzeugt wird; bezeichnet „Θ2“ die Amplitude der Schwingung (Schwingungsamplitude) des Zwischenbauteils 12, die durch Übertragung des Drehmoments von dem Motor EG an das Antriebsbauteil 11 erzeugt wird; und bezeichnet „Θ3“ die Amplitude der Schwingung (Schwingungsamplitude) des Abtriebsbauteils 15, die durch Übertragung des Drehmoments von dem Motor EG an das Antriebsbauteil 11 erzeugt wird. Eine Identität, die als Ausdruck (4) unten angegeben ist, wird durch Substituieren der Ausdrücke (1) und (3) in Ausdruck (2) und Eliminieren von „sinωt“ von beiden Seiten unter der obigen Annahme erhalten.
[Math. 3] $[\begin{matrix} θ_{1} \\ θ_{2} \\ θ_{3} \end{matrix}] = [\begin{matrix} Θ_{1} \\ Θ_{2} \\ Θ_{3} \end{matrix}] sin ω t$
$[\begin{matrix} T_{1} \\ 0 \\ 0 \end{matrix}] = [\begin{matrix} k_{1} - ω^{2} {J_{1} + J_{i} \cdot {(1 + λ)}^{2}} & - k_{1} & ω^{2} \cdot J_{i} \cdot λ \cdot (1 + λ) \\ - k_{1} & k_{1} + k_{2} - ω^{2} \cdot J_{2} & - k_{2} \\ ω^{2} \cdot J_{i} \cdot λ \cdot (1 + λ) & - k_{2} & k_{2} - ω^{2} (J_{3} + J_{i} \cdot λ^{2}) \end{matrix}] [\begin{matrix} Θ_{1} \\ Θ_{2} \\ Θ_{3} \end{matrix}]$
In Ausdruck (4) dämpft, wenn die Schwingungsamplitude Θ3 des Abtriebsbauteils 15 gleich 0 ist, die Dämpfervorrichtung 10 die Schwingung von dem Motor EG theoretisch voll und bewirkt theoretisch, dass keine Schwingung an das Getriebe TM, die Antriebswelle und dergleichen nachfolgend zu dem Abtriebsbauteil 15 übertragen wird. Dementsprechend haben die Erfinder von diesem Standpunkt einen Konditionalausdruck, der durch Ausdruck (5) unten angegeben ist, erhalten, wenn die Identität von Ausdruck (4) in Bezug auf die Schwingungsamplitude Θ3 aufgelöst wird und die Schwingungsamplitude Θ3 gleich 0 gesetzt wird. Ausdruck (5) ist eine quadratische Gleichung hinsichtlich eines Quadratwerts einer Winkelfrequenz ω2 in der periodischen Schwankung des Eingangsdrehmoments T. Wenn der Quadratwert einer Winkelfrequenz ω2 eine von zwei reellen Wurzeln (oder eine mehrfache Wurzel) von Ausdruck (5) ist, heben die Schwingung des Motors EG, die von dem Antriebsbauteil 11 an das Abtriebsbauteil 15 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 übertragen wird, und die Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11 an das Abtriebsbauteil 15 über den rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 übertragen wird, einander auf, so dass die Schwingungsamplitude Θ3 des Abtriebsbauteils 15 theoretisch gleich null wird.
[Math. 4] $J_{2} \cdot J_{i} \cdot λ (1 + λ) \cdot {(ω^{2})}^{2} + J_{i} \cdot λ (1 + λ) \cdot (k_{1} + k_{2}) \cdot ω^{2} + k_{1} \cdot k_{2} = 0$
Die Ergebnisse derartiger Analysen zeigen, dass eine Gesamtheit von zwei Antiresonanzpunkten (A1 und A2 in 6), wo die Schwingungsamplitude Θ3 des Abtriebsbauteils 15 theoretisch gleich null wird, in der Dämpfervorrichtung 10 mit dem Zwischenbauteil 12 zum Vorsehen zweier Spitzen, d.h. Resonanzen, in dem Drehmoment, das über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 übertragen wird, festgelegt werden können, wie in 6 gezeigt ist. Dementsprechend dämpft die Dämpfervorrichtung 10 extrem effektiv die Schwingung des Abtriebsbauteils 15, indem die Amplitude der Schwingung in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 und die Amplitude der Schwingung in der entgegengesetzten Phase in dem rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 an zwei Punkten, die zwei Resonanzen, die in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 auftreten, entsprechen, einander gleich gemacht werden.
Die obige Dämpfervorrichtung 10 ist dazu ausgebildet, die Innenzähne 25t (25ta und 25tb) der zwei Zahnradhauptkörper 250 (250a und 250b) des Hohlrads 25 in der Umfangsrichtung der Zahnradhauptkörper 250 voneinander zu versetzen. Diese Ausgestaltung reduziert das Spiel zwischen den Innenzähnen 25ta und 25tb der zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b des Hohlrads 25 und den Zahnradzähnen 23t des Zahnradhauptkörpers 230 des Ritzels 23 im Vergleich zu der Ausgestaltung, dass das Hohlrad 25 lediglich einen Zahnradhauptkörper aufweist.
7 ist ein Schaubild, das ein Beispiel von Zeitänderungen eines Drehmoments Tsp, das an das Abtriebsbauteil 15 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 (über die ersten Federn SP1 und die zweiten Federn SP2 als die elastischen Körper) übertragen wird, eines Trägheitsdrehmoments Td, das an das Abtriebsbauteil 15 über den rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 übertragen wird, und eines Drehmoments Tsum durch Kombinieren des Drehmoments Tsp mit dem Trägheitsdrehmoment Td, wenn die Drehzahl des Motors EG eine Drehzahl ist, die entweder dem Antiresonanzpunkt A1 oder dem Antiresonanzpunkt A2 entspricht, darstellt. 7(a) zeigt Zeitänderungen ohne das Spiel zwischen den Zahnradzähnen der Zahnräder, die miteinander in Eingriff sind (dem Sonnenrad und dem Ritzel oder dem Ritzel und dem Hohlrad), und 7(b) zeigt Zeitänderungen mit dem Spiel.
Wie in 7(a) gezeigt ist, heben, wenn es kein Spiel zwischen den Zahnradzähnen der Zahnräder, die miteinander in Eingriff sind, gibt, das Drehmoment Tsp und das Drehmoment Td einander auf, so dass das Drehmoment Tsum gleich dem Wert 0 ist. Dies dämpft extrem effektiv die Schwingung des Abtriebsbauteils 15. Es ist jedoch schwierig, das Spiel zwischen den Zahnradzähnen der Zahnräder, die miteinander in Eingriff sind, zu eliminieren. Selbst falls das Spiel erfolgreich eliminiert wird, macht es dies schwierig, die Ritzel 23 und das Hohlrad 25 problemlos zu drehen. Wie in 7(b) gezeigt ist, wird andererseits, wenn es ein Spiel zwischen den Zahnradzähnen der Zahnräder, die miteinander in Eingriff sind, gibt, das Spiel zwischen den Zahnradzähnen der Zahnräder, die miteinander in Eingriff sind, während einer Umkehrung des Trägheitsdrehmoments Td eliminiert, so dass das Trägheitsdrehmoment Td gleich dem Wert 0 wird (d.h., kein Drehmoment an das Abtriebsbauteil 15 über den rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 übertragen wird). Mit anderen Worten, das Drehmoment Tsum wird nicht gleich dem Wert 0, während das Spiel zwischen den Zahnradzähnen der Zahnräder, die miteinander in Eingriff sind, eliminiert wird. Selbst in dem Fall, dass die Drehzahl des Motors EG gleich der Drehzahl ist, die entweder dem Antiresonanzpunkt A1 oder dem Antiresonanzpunkt A2 entspricht, ist es schwierig, die Schwingung des Drehmoments, das an das Abtriebsbauteil 15 übertragen wird, effektiv zu dämpfen, während das Spiel zwischen den Zahnradzähnen der Zahnräder, die miteinander in Eingriff sind, eliminiert wird. Es wird erwartet, dass eine Leerlaufzeit, die zum Eliminieren des Spiels zwischen den Zahnradzähnen benötigt wird, mit einer Zunahme eines Grads von Spiel zwischen den Zahnradzähnen der Zahnräder, die miteinander in Eingriff sind, zunimmt. Die Ausgestaltung der Ausführungsform versetzt die Innenzähne 25t (25ta und 25tb) der zwei Zahnradhauptkörper 250 (250a und 250b) des Hohlrads 25 in der Umfangsrichtung der Zahnradhauptkörper 250 zum Reduzieren des Spiels zwischen den Innenzähnen 25ta und 25tb des Hohlrads 25 und der Zahnradzähne 23t des Ritzels 23 voneinander. Dies verkürzt die Leerlaufzeit und dämpft dadurch effektiver die Schwingung des Abtriebsbauteils 15. Die obige Beschreibung betrachtet den Fall, dass die Drehzahl des Motors EG gleich der Drehzahl ist, die dem Antiresonanzpunkt A1 oder dem Antiresonanzpunkt A2 entspricht. Die Beschreibung wird ähnlich auf den Fall angewendet, in dem die Drehzahl des Motors EG nicht gleich der Drehzahl ist, die dem Antiresonanzpunkt A1 oder dem Antiresonanzpunkt A2 entspricht.
Ein Fahrzeug, das mit dem Motor EG als der Erzeugungsquelle der Leistung zum Fahren ausgestattet ist, kann dazu ausgebildet sein, eine Überbrückungsdrehzahl Nlup der Überbrückungskupplung weiter zu reduzieren und mechanisch das Drehmoment von dem Motor EG an das Getriebe TM zu dem früheren Zeitpunkt zu übertragen. Diese Ausgestaltung verbessert die Leistungsübertragungseffizienz zwischen dem Motor EG und dem Getriebe TM und verbessert dadurch weiter den Kraftstoffverbrauch des Motors EG. Die Schwingung, die von dem Motor EG an das Antriebsbauteil 11 über die Überbrückungskupplung übertragen wird, nimmt jedoch in einem niedrigen Drehzahlbereich von etwa 500 UpM bis 1500 UpM, der ein Festlegungsbereich der Überbrückungsdrehzahl Nlup sein kann, zu. Eine Zunahme in dem Schwingungsniveau ist in einem Fahrzeug, das mit einem Motor EG einer geringeren Anzahl von Zylindern, beispielsweise einem Dreizylinder- oder Vierzylindermotor EG, ausgestattet ist, besonders bemerkbar. Zum Verhindern, dass eine große Schwingung an das Getriebe TM oder dergleichen während oder unmittelbar nach Herstellung der Überbrückung übertragen wird, gibt es einen Bedarf, das Schwingungsniveau in einem Drehzahlbereich um die Überbrückungsdrehzahl Nlup der gesamten Dämpfervorrichtung 10 (Abtriebsbauteil 15), die dazu ausgebildet ist, das Drehmoment (Schwingung) von dem Motor EG an das Getriebe TM zu übertragen, in einem Zustand einer Herstellung der Überbrückung weiter zu reduzieren.
Unter Berücksichtigung des Vorhergehenden haben die Erfinder die Dämpfervorrichtung 10 basierend auf der Überbrückungsdrehzahl Nlup, die für die Überbrückungskupplung 8 bestimmt ist, dazu ausgebildet, den geringdrehungsseitigen (niederfrequenzseitigen) Antiresonanzpunkt A1 bei der Drehzahl des Motors EG in einem Bereich von 500 UpM bis 1500 UpM (erwarteten Festlegungsbereich der Überbrückungsdrehzahl Nlup) auszubilden. Zwei Lösungen ω1 und ω2 von Ausdruck (5), der oben angegeben wurde, können als Ausdrücke (6) und (7), die unten angegeben sind, aus der quadratischen Formel erhalten werden, bei denen ω1 < ω2. Eine Frequenz fa1 des geringdrehungsseitigen (niederfrequenzseitigen) Antiresonanzpunkts A1 (die nachfolgend „minimale Frequenz“ genannt wird) wird durch Ausdruck (8), der unten angegeben ist, ausgedrückt, und eine Frequenz fa2 (fa2 > fa1) des hochdrehungsseitigen (hochfrequenzseitigen) Antiresonanzpunkts A2 wird durch Ausdruck (9), der unten angegeben ist, ausgedrückt. Zudem wird die Drehzahl Neal des Motors EG, die der minimalen Frequenz fa1 entspricht, durch Neal = (120/n)·fa1 ausgedrückt, bei dem „n“ die Anzahl von Zylindern des Motors EG bezeichnet.
[Math. 5] $ω_{1}^{2} = \frac{(k_{1} + k_{2}) - \sqrt{{(k_{1} + k_{2})}^{2} - 4 \cdot \frac{J_{2}}{J_{i}} k_{1} \cdot k_{2} \cdot \frac{1}{λ (1 + λ)}}}{2 \cdot J_{2}}$
$ω_{2}^{2} = \frac{(k_{1} + k_{2}) + \sqrt{{(k_{1} + k_{2})}^{2} - 4 \cdot \frac{J_{2}}{J_{i}} k_{1} \cdot k_{2} \cdot \frac{1}{λ (1 + λ)}}}{2 \cdot J_{2}}$
$f a_{1} = \frac{1}{2 π} \sqrt{\frac{(k_{1} + k_{2}) - \sqrt{{(k_{1} + k_{2})}^{2} - 4 \cdot \frac{J_{2}}{J_{i}} \cdot k_{1} \cdot k_{2} \cdot \frac{1}{λ (1 + λ)}}}{2 \cdot J_{2}}}$
$f a_{2} = \frac{1}{2 π} \sqrt{\frac{(k_{1} + k_{2}) + \sqrt{{(k_{1} + k_{2})}^{2} - 4 \cdot \frac{J_{2}}{J_{i}} \cdot k_{1} \cdot k_{2} \cdot \frac{1}{λ (1 + λ)}}}{2 \cdot J_{2}}}$
Die Dämpfervorrichtung 10 wählt dementsprechend die kombinierte Federkonstante k1 der Mehrzahl von ersten Federn SP1, die kombinierte Federkonstante k2 der Mehrzahl von zweiten Federn SP2, das Trägheitsmoment J2 des Zwischenbauteils 12 (unter Berücksichtigung (Aufsummieren) der Trägheitsmomente des Turbinenrads 5 und dergleichen, die so gekoppelt sind, dass sie sich integral drehen) und das Trägheitsmoment Ji des Hohlrads 25 als der Massekörper des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 so aus und legt sie fest, dass der Ausdruck (10), der unten angegeben ist, erfüllt ist. Dementsprechend bestimmt die Dämpfervorrichtung 10 die Federkonstanten k1 und k2 der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2, das Trägheitsmoment J2 des Zwischenbauteils 12, das Trägheitsmoment Ji des Hohlrads 25 und das Zähnezahlverhältnis λ des Planetengetriebes 21 basierend auf der minimalen Frequenz fa1, die oben beschrieben wurde (und der Überbrückungsdrehzahl Nlup). Beim Ausgestalten der Dämpfervorrichtung 10 bewirkt ein Ignorieren des Trägheitsmoments des Ritzels 23, wie in den Ausdrücken (2) bis (9), die oben angegeben wurden, gezeigt ist, kein praktisches Problem, aber das Trägheitsmoment des Ritzels 23 kann zusätzlich in dem Ausdruck (2) und dergleichen berücksichtigt werden. In dem letzteren Fall können die Federkonstanten k1 und k2 der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2, das Trägheitsmoment J2 des Zwischenbauteils 12, das Trägheitsmoment Ji des Hohlrads 25, das Zähnezahlverhältnis λ des Planetengetriebes 21 und das Trägheitsmoment des Ritzels 23 basierend auf der minimalen Frequenz fa1 (und der Überbrückungsdrehzahl Nlup) bestimmt werden.
[Math. 6] $500 UpM \leq \frac{120}{n} f a_{1} \leq 1500 UpM$
Ein Festlegen des geringdrehungsseitigen Antiresonanzpunkts A1, an dem die Schwingungsamplitude Θ3 des Abtriebsbauteils 15 theoretisch gleich null wird (weiter verringerbar ist), in dem niedrigen Drehzahlbereich von 500 UpM bis 1500 UpM (erwarteten Festlegungsbereich der Überbrückungsdrehzahl Nlup), wie oben beschrieben wurde, lässt die Überbrückung (Koppeln des Motors EG mit dem Antriebsbauteil 11) bei der niedrigeren Drehzahl zu.
In der Ausgestaltung der Dämpfervorrichtung 10 zum Erfüllen von Ausdruck (10) ist es vorzuziehen, die Federkonstanten k1 und k2 und die Trägheitsmomente J2 und Ji derart auszuwählen und festzulegen, dass die Frequenz der geringdrehungsseitigen (niederfrequenzseitigen) Resonanz (Resonanzpunkt R1), die in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 auftritt, niedriger als die obige minimale Frequenz fa1 ist und ein geringster möglicher Wert ist. Dies verringert weiter die minimale Frequenz fa1 und lässt die Überbrückung bei der weiter niedrigeren Drehzahl zu.
Außerdem ermöglicht im Vergleich zu einer Ausgestaltung eines Festlegens lediglich eines einzigen Antiresonanzpunkts (der durch die unterbrochene Linienkurve in 6 gezeigt ist) die Ausgestaltung eines Festlegens zweier Antiresonanzpunkte A1 und A2, dass der Antiresonanzpunkt A1, der die minimale Frequenz (fa1) aufweist, aus den zwei Antiresonanzpunkten A1 und A2 auf die Seite niedrigerer Frequenz verschoben wird. Zudem ermöglicht, wie man anhand von 6 versteht, die Ausgestaltung eines Festlegens zweier Antiresonanzpunkte A1 und A2, dass die Schwingung des Motors EG, die von dem Antriebsbauteil 11 an das Abtriebsbauteil 15 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 übertragen wird (die durch die Einpunktkettenlinienkurve in 6 gezeigt ist), durch die Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11 an das Abtriebsbauteil 15 über den rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 übertragen wird (die durch die Zweipunktkettenlinienkurve in 6 gezeigt ist), in einem relativ breiten Drehzahlbereich zwischen den zwei Antiresonanzpunkten A1 und A2 effektiv gedämpft wird.
Dies verbessert weiter die Schwingungsdämpfungswirkung der Dämpfervorrichtung 10 in dem niedrigen Drehzahlbereich des Überbrückungsbereichs, bei dem es wahrscheinlich ist, dass er die größere Schwingung von dem Motor EG aufweist. In der Dämpfervorrichtung 10 startet bei dem Auftreten der zweiten Resonanz (Resonanzpunkt R2, der in 6 gezeigt ist: zweite Resonanz, die oben beschrieben wurde) das Zwischenbauteil 12, in der zu der Phase der Schwingung des Abtriebsbauteils 15 entgegengesetzten Phase zu schwingen. Wie durch die Einpunktkettenlinienkurve in 6 gezeigt ist, wird die Phase der Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11 an das Abtriebsbauteil 15 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 übertragen wird, identisch mit der Phase der Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11 an das Abtriebsbauteil 15 über den rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 übertragen wird.
Hinsichtlich eines weiteren Verbesserns der Schwingungsdämpfungsleistung um die Überbrückungsdrehzahl Nlup in der Dämpfervorrichtung 10, die wie oben beschrieben ausgebildet ist, gibt es einen Bedarf, die Überbrückungsdrehzahl Nlup geeignet von der Drehzahl des Motors EG, die dem Resonanzpunkt R2 entspricht, wegzubringen. Dementsprechend ist es bei der Ausgestaltung der Dämpfervorrichtung 10 zum Erfüllen von Ausdruck (10) vorzuziehen, die Federkonstanten k1 und k2 und die Trägheitsmomente J2 und Ji derart auszuwählen und festzulegen, dass Nlup ≤ (120/n)·fa1 (= Nea1) erfüllt ist. Diese Ausgestaltung stellt die Überbrückung durch die Überbrückungskupplung 8 her, während sie eine Übertragung der Schwingung an die Eingangswelle IS des Getriebes TM effektiv unterdrückt. Diese Ausgestaltung ermöglicht auch, dass die Dämpfervorrichtung 10 die Schwingung von dem Motor EG unmittelbar nach Herstellung der Überbrückung bemerkenswert effektiv dämpft.
Die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung 10 wird durch Ausgestalten der Dämpfervorrichtung 10 basierend auf der Frequenz (minimalen Frequenz) fa1 des Antiresonanzpunkts A1, wie oben beschrieben wurde, bemerkenswert effektiv verbessert. Gemäß den Studien und Analysen der Erfinder wird bestätigt, dass die Ausgestaltung der Dämpfervorrichtung 10, dass sie beispielsweise 900 UpM ≤ (120/n)·fa1 ≤ 1200 UpM erfüllt, die extrem positiven praktischen Ergebnisse vorsieht, wenn die Überbrückungsdrehzahl Nlup auf einen Wert nahe an beispielsweise 1000 UpM festgelegt ist.
Hinsichtlich eines weiteren Verringerns der tatsächlichen Schwingungsamplitude des Abtriebsbauteils 15 in der Nachbarschaft der Antiresonanzpunkte A1 und A2, die oben beschrieben wurden, gibt es einen Bedarf, die Hysteresen sowohl des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 als auch des ersten Drehmomentübertragungswegs TP1 mit dem Zwischenbauteil 12 und den ersten und den zweiten Federn SP1 und SP2 zu minimieren. Mit anderen Worten, die Dämpfervorrichtung 10 erfordert, dass sowohl eine Phasenverschiebung der Schwingung, die an das Abtriebsbauteil 15 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 übertragen wird, aufgrund der Hysterese der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 als auch eine Phasenverschiebung der Schwingung, die an das Abtriebsbauteil 15 über den rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 übertragen wird, aufgrund der Hysterese des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 minimiert werden.
In der Dämpfervorrichtung 10 sind die Außenzähne 15t auf dem Abtriebsbauteil 15, das als das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 dient, ausgebildet, so dass sie auf der äußeren Seite in der radialen Richtung der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2, die zum Übertragen des Drehmoments zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 vorgesehen sind, gelegen sind. Mit anderen Worten, die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 sind auf der inneren Seite in der radialen Richtung des Planetengetriebes 21 des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 gelegen. Diese Ausgestaltung reduziert die Zentrifugalkraft, die auf die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 ausgeübt wird und reduziert die Reibungskraft (Gleitwiderstand), die erzeugt wird, wenn die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 durch die Zentrifugalkraft gegen die Federstützstrukturen 121s und 122s gedrückt werden. Dementsprechend kann die Dämpfervorrichtung 10 die Hysterese der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 effektiv reduzieren.
Ein Energieverlust Jh aufgrund der Hysterese des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 wird als Jh= ΔT·θ ausgedrückt, bei dem „Jh“ den Energieverlust aufgrund der Hysterese des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 bezeichnet; „ΔT“ eine Differenz (die nachfolgend „Drehmomentdifferenz“ genannt wird) zwischen dem Drehmoment, das an das Abtriebsbauteil 15 (Sonnenrad) über den rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 mit einer Zunahme an relativem Versatz des Antriebsbauteils 11 zu dem Abtriebsbauteil 15 übertragen wird, und dem Drehmoment, das an das Abtriebsbauteil 15 über den rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 mit einer Abnahme an relativem Versatz des Antriebsbauteils 11 zu dem Abtriebsbauteil 15 übertragen wird, bezeichnet; und „θ“ den Fluchtwinkel des Antriebsbauteils 11 relativ zu dem Abtriebsbauteil 15 bezeichnet. Der Energieverlust Jh wird auch als Jh= µ·Fr·x ausgedrückt, bei dem „µ“ einen dynamischen Reibungskoeffizienten zwischen dem Hohlrad 25 und dem Ritzel 23 bezeichnet; „Fr“ eine vertikale Last (Kraft in der axialen Richtung), die auf das Hohlrad 25 aufgrund beispielsweise des Drucks in der Fluidkammer 9 ausgeübt wird, bezeichnet; und „x“ eine Gleitstrecke des Hohlrads 25 relativ zu dem Ritzel 23 bezeichnet.
Eine Beziehung von ΔT·dθ/ dt= µ·Fr·dx/ dt wird durch Zeitableitung beider Seiten eines Beziehungsausdrucks von ΔT·θ= µ·Fr·x erhalten. Die Drehmomentdifferenz ΔT, d.h. die Hysterese des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20, wird dadurch als ΔT= µ·Fr·(dx/ dt)/ (dθ/ dt) ausgedrückt. Der Zeitableitungswert dx/dt der Gleitstrecke x auf der rechten Seite des Beziehungsausdrucks, der die Drehmomentdifferenz ΔT zeigt, gibt eine Relativgeschwindigkeit Vrp des Hohlrads 25 zu dem Ritzel 23 an. Die Hysterese des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 nimmt dementsprechend mit einer Abnahme an der Relativgeschwindigkeit Vrp des Hohlrads 25 zu dem Ritzel 23, das das Stützbauteil des Hohlrads 25 ist, d.h. mit einer Abnahme an der Relativgeschwindigkeit des Massekörpers zu dem Stützbauteil, das dazu dient, die Bewegung in der axialen Richtung des Massekörpers zu begrenzen, ab.
In dem Fall, dass die jeweiligen Seiten des Hohlrads 25 als der Massekörper durch das erste und das zweite Eingangsplattenbauteil 111 und 112, die das Antriebsbauteil 11 als den Träger des Planetengetriebes 21 darstellen, abgestützt werden, ist die Hysterese des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 abhängig von einer Relativgeschwindigkeit Vrc des Hohlrads 25 zu dem Antriebsbauteil 11. Die Relativgeschwindigkeit Vrc des Hohlrads 25 zu dem Antriebsbauteil 11 in dem Zustand, in dem das Antriebsbauteil 11 relativ zu dem Abtriebsbauteil 15 um einen Winkel θ verdreht wird, ist in 8 gezeigt. Die Relativgeschwindigkeit Vrc ist in der Umgebung des Innenumfangs des Hohlrads 25 relativ hoch und nimmt von dem Innenumfang in Richtung auf den Außenumfang des Hohlrads 25 weiter zu. Dementsprechend versagt die Ausgestaltung, dass die jeweiligen Seiten des Hohlrads 25 als der Massekörper durch das erste und das zweite Eingangsplattenbauteil 111 und 112 abgestützt werden, darin, die Hysterese des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 effektiv zu reduzieren.
Das Ritzel 23 läuft bei einer Umfangsgeschwindigkeit Vp, die gleich den Umfangsgeschwindigkeiten des ersten und des zweiten Eingangsplattenbauteils 111 und 112 als der Träger ist, um und dreht sich um den Ritzelschaft 24. Die Relativgeschwindigkeit Vrp des Hohlrads 25 zu dem Ritzel 23 wird in der Umgebung einer Eingriffsposition der Innenzähne 25t des Hohlrads 25 und der Zahnradzähne 23t des Ritzels 23 (einem Punkt auf der unterbrochenen Linie in 9, ähnlich 8) annähernd gleich null. Die Relativgeschwindigkeit Vrp des Hohlrads 25 zu dem Ritzel 23 wird somit signifikant niedriger als die Relativgeschwindigkeit Vrc des Hohlrads 25 zu dem Antriebsbauteil 11 (Träger), wie durch einen offenen Pfeil in 9 gezeigt ist, und wird niedriger als eine Relativgeschwindigkeit (die nicht gezeigt ist) des Hohlrads 25 zu dem Abtriebsbauteil 15 (Sonnenrad). Dementsprechend reduziert, wie durch die durchgezogene Linie in 10 gezeigt ist, die Dämpfervorrichtung 10, die dazu ausgebildet ist, die Bewegung in der axialen Richtung des Hohlrads 25 als der Massekörper durch das Ritzel 23 des Planetengetriebes 21 zu begrenzen, effektiv die Hysterese des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20, d.h. die Drehmomentdifferenz ΔT, im Vergleich zu der Ausgestaltung, dass die jeweiligen Seiten des Hohlrads 25 durch das erste und das zweite Eingangsplattenbauteil 111 und 112 abgestützt werden (wie durch die unterbrochene Linie in 10 gezeigt ist).
Gemäß der Ausführungsform weist das Hohlrad 25 die zwei seitlichen Platten (abgestützten Abschnitte) 251 (251a, 251b), die an den seitlichen Oberflächen auf den jeweiligen Seiten der zwei Zahnradhauptkörper 250 (250a, 250b) derart befestigt sind, dass die Innenumfangsoberflächen der seitlichen Platten 251 auf der geringfügig inneren Seite in der radialen Richtung der Spitzen der Innenzähne 25t (25ta, 25tb) gelegen sind, auf. Die Bewegung in der axialen Richtung des Hohlrads 25 wird zumindest an den seitlichen Oberflächen der Zahnradzähne 23t des Ritzels 23 begrenzt. Das Ritzel 23 begrenzt die Bewegung in der axialen Richtung des Hohlrads 25 in der Umgebung der Eingriffsposition des Hohlrads 25 und des Ritzels 23 (der Innenzähne 25ta und 25tb und der Zahnradzähne 23t), wo die Relativgeschwindigkeit Vrp des Hohlrads 25 zu dem Ritzel 23 annähernd gleich null wird. Diese Ausgestaltung reduziert somit extrem effektiv die Hysterese (Verlust) des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20.
Wie oben beschrieben wurde, reduziert die Dämpfervorrichtung 10 effektiv sowohl die Hysterese in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 als auch die Hysterese des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 und verringert effektiv die tatsächliche Schwingungsamplitude des Abtriebsbauteils 15 in der Umgebung der Antiresonanzpunkte A1 und A2. Dementsprechend kann die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung 10 mit dem rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 weiter verbessert werden, indem die Frequenz fa1 des niederdrehungsseitigen Antiresonanzpunkts A1 gleich (näher zu) der Frequenz einer Schwingung (Resonanz), die in dem obigen Bereich zu dämpfen ist, gemacht wird, oder indem die Frequenz fa2 des hochdrehungsseitigen Antiresonanzpunkts A2 gleich der Frequenz einer anderen Schwingung (Resonanz), die zu dämpfen ist, gemacht wird. Ein Reduzieren der Hysterese des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20, wie oben beschrieben wurde, ist zum weiteren Verbessern der Schwingungsdämpfungswirkung des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 signifikant effektiv.
In der Dämpfervorrichtung 10 überlappen das Abtriebsbauteil 15, das als das Sonnenrad dient, die Mehrzahl von Ritzeln 23 und das Hohlrad 25 zumindest teilweise in der axialen Richtung mit den ersten und den zweiten Federn SP1 und SP2 (und den inneren Federn SPi), wenn sie in der radialen Richtung der Dämpfervorrichtung 10 betrachtet werden. Diese Ausgestaltung unterdrückt eine Zunahme an axialer Länge der Dämpfervorrichtung 10 und legt das Hohlrad 25 auf die Außenumfangsseite der Dämpfervorrichtung 10 zum weiteren Verbessern des Trägheitsmoments des Hohlrads 25 und effizienteren Erhalten des Trägheitsmoments, während eine Zunahme an Gewicht des Hohlrads 25, das als der Massekörper des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 dient, unterdrückt wird.
Außerdem kann in der Dämpfervorrichtung 10 die Drehzahl des Hohlrads 25 als der Massekörper durch die Funktion des Planetengetriebes 21 erhöht werden, so dass sie höher als die Drehzahl des Antriebsbauteils 11 (Träger) ist. Diese Ausgestaltung reduziert das Gewicht des Hohlrads 25 als der Massekörper, während das Trägheitsmoment, das von dem rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 auf das Abtriebsbauteil 15 ausgeübt wird, effektiv sichergestellt wird, und verbessert die Flexibilität bei einer Ausgestaltung des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 und der gesamten Dämpfervorrichtung 10. Der rotierende Trägheitsmassedämpfer 20 (Planetengetriebe 21) kann jedoch dazu ausgebildet sein, die Drehzahl des Hohlrads 25 gemäß der Größe des Trägheitsmoments des Hohlrads 25 (Massekörper) zu verringern, so dass sie niedriger als die Drehzahl des Antriebsbauteils 11 ist. Das Planetengetriebe 21 kann ein Doppelritzeltypplanetengetriebe sein. Außerdem können jegliche der Außenzähne 15t des Abtriebsbauteils 15, der Zahnradzähne 23t des Ritzels und der Innenzähne 25t des Hohlrads 25 Helixzähne einer Spiralzahnspur sein oder können eine Zahnspur aufweisen, die parallel zu der axialen Mitte ausgedehnt ist.
Die Ausgestaltung eines Festlegens der zwei Antiresonanzpunkte A1 und A2 ermöglicht, dass der Antiresonanzpunkt A1 auf die Seite niedrigerer Frequenz verschoben wird, wie oben beschrieben wurde. Gemäß den Spezifikationen eines Fahrzeugs, einer Antriebsmaschine oder dergleichen, auf die die Dämpfervorrichtung 10 angewendet wird, kann eine mehrfache Wurzel von Ausdruck (5) (= 1/2π·√{(k1+k2)/ (2·J2)} als die obige minimale Frequenz fa1 spezifiziert werden. Ein Bestimmen der Federkonstanten k1 und k2 der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 und des Trägheitsmoments J2 des Zwischenbauteils 12 basierend auf der mehrfachen Wurzeln von Ausdruck (5) verbessert auch die Schwingungsdämpfungswirkung der Dämpfervorrichtung 10 in dem niedrigen Drehzahlbereich des Überbrückungsbereichs, bei dem es wahrscheinlich ist, dass er die größere Schwingung von dem Motor EG aufweist, wie durch die unterbrochene Linienkurve in 6 gezeigt ist.
In der Dämpfervorrichtung 10, die oben beschrieben wurde, werden Federn, die identische Spezifikationen (Federkonstanten) aufweisen, als die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 eingesetzt. Dies ist jedoch nicht wesentlich. Genauer gesagt können die Federkonstanten k1 und k2 der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 voneinander verschieden sein (k1 > k2 oder k1< k2). Dies erhöht weiter den Wert in dem Wurzelausdruck (Diskriminante) in Ausdruck (6) und in Ausdruck (8) zum Erhöhen des Intervalls zwischen den zwei Antiresonanzpunkten A1 und A2 und dadurch weiteren Verbessern der Schwingungsdämpfungswirkung der Dämpfervorrichtung in dem niedrigen Frequenzbereich (niedrigen Drehzahlbereich). In diesem Fall kann die Dämpfervorrichtung 10 mit einem Anschlag zum Begrenzen der Auslenkung einer der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 (beispielsweise einer Feder, die die geringere Steifigkeit aufweist) versehen sein.
Außerdem weist das Hohlrad 25 des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20, der oben beschrieben wurde, die zwei seitlichen Platten 251a und 251b, die an den zwei Zahnradhauptkörpern 250a und 250b derart befestigt sind, dass die Innenumfangsoberflächen der seitlichen Platten 251a und 251b auf der geringfügig inneren Seite in der radialen Richtung der Spitzen der Innenzähne 25t gelegen sind, auf. Diese Ausgestaltung ist jedoch nicht wesentlich. Die Anforderung ist, dass die jeweiligen seitlichen Platten 251a und 251b (abgestützten Abschnitte) des Hohlrads 25 an den zwei Zahnradhauptkörpern 250a und 250b derart befestigt sind, dass die Innenumfangsoberflächen der seitlichen Platten 251a und 251b auf der inneren Seite in der radialen Richtung der Gründe der Innenzähne 25ta und 25tb gelegen sind und auf der äußeren Seite in der radialen Richtung des Ritzelschafts 24, der zum Abstützen des Ritzels 23 vorgesehen ist, gelegen sind. Die Radialrichtungsstützstrukturen 230s des Ritzels 23 (Zahnradhauptkörper 230) können kleinere Durchmesser als jene, die oben beschrieben wurden, aufweisen. Die Ausgestaltung, dass die Innenumfangsoberflächen der jeweiligen seitlichen Platten 251a und 251b des Hohlrads 25 näher an dem Ritzelschaft 24 angeordnet sind, ermöglicht, dass die Bewegung in der axialen Richtung des Hohlrads 25 durch das Ritzel 23 extrem effektiv begrenzt wird.
Hinsichtlich eines Begrenzens der Bewegung in der axialen Richtung des Hohlrads 25 durch das Ritzel 23 können die zwei seitlichen Platten 251a und 251b aus dem Hohlrad 25 weggelassen werden, und das Ritzel 23 kann mit einem Paar von Stützstrukturen, die auf den jeweiligen Seiten der Zahnradzähne 23t angeordnet sind, so dass sie in der radialen Richtung nach außen vorstehen, und die beispielsweise in einer Ringform ausgebildet sind, versehen sein. In dieser Abwandlung ist es vorzuziehen, dass die Stützstrukturen des Ritzels 23 so ausgebildet sind, dass sie zumindest seitlichen Oberflächen der Innenzähne 25t des Hohlrads 25 gegenüberliegen. Die Stützstrukturen des Ritzels 23 können so ausgebildet sein, dass sie Teilen der seitlichen Oberflächen der zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b gegenüberliegen.
Das Hohlrad 25 des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20 weist die zwei Zahnradhauptkörper 250a und 250b und die zwei seitlichen Platten 251a und 251b, die jenseits der zwei Zahnradhauptkörper 250 in der axialen Richtung angeordnet sind, auf. Diese Ausgestaltung ist jedoch nicht wesentlich. Beispielsweise kann in einem rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20V, der in 11 gezeigt ist, ein Planetengetriebe 21V ein Abtriebsbauteil 15, das als das Sonnenrad dient, eine Mehrzahl von Ritzeln 23V, erste und zweite Eingangsplattenbauteile 111 und 112, die als der Träger dienen, und ein Hohlrad 25V aufweisen. Das Folgende beschreibt hauptsächlich Unterschiede des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20V, der in 11 gezeigt ist, zu dem rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20, der in 4 gezeigt ist.
Das Ritzel 23V weist einen ringförmigen Zahnradhauptkörper 230V; und eine Mehrzahl von Nadellagern 231, die zwischen einer Innenumfangsoberfläche des Zahnradhauptkörpers 230V und einer Außenumfangsoberfläche eines Ritzelschafts 24 platziert sind, auf. Der Zahnradhauptkörper 230V des Ritzels 23V weist einen Großdurchmesserabschnitt 230a, der Zahnradzähne 23ta, die mit Außenzähnen (Zahnradzähnen) 15t des Abtriebsbauteils 15 in Eingriff sind, aufweist; und Kleindurchmesserabschnitte 230b, die auf jeweiligen Seiten in der axialen Richtung des Großdurchmesserabschnitts 230a vorstehen, die kleinere Durchmesser als der Durchmesser des Großdurchmesserabschnitts 230a aufweisen und die Zahnradzähne 23tb, die mit Innenzähnen (Zahnradzähnen) 25Vt (25tc und 25td) des Hohlrads 25V in Eingriff sind, aufweisen, auf.
Das Hohlrad 25V weist zwei Zahnradhauptkörper 250V (250c und 250d) als zwei ringförmige Zahnradbauteile, die jeweils Innenzähne 25Vt (25tc und 25td) auf Innenumfängen davon aufweisen; ein Trägheitsbauteil 251V, das in einer ringförmigen Form ausgebildet ist; und eine Mehrzahl von Nieten 252 als eine Mehrzahl von Kopplungsbauteilen zum Befestigen des Trägheitsbauteils 251V, das zwischen den zwei Zahnradhauptkörpern 250c und 250d platziert ist, auf. Die zwei Zahnradhauptkörper 250c und 250d, das Trägheitsbauteil 251V und die Mehrzahl von Nieten 252 sind miteinander integriert, so dass sie als ein Massekörper des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20V dienen.
Die zwei Zahnradhauptkörper 250c und 250d weisen elliptische Verbindungslöcher 250hc und 250hd mit ihren longitudinalen Seiten in der Umfangsrichtung auf. Das Trägheitsbauteil 251V weist ein Verbindungsloch 251hc auf. Die zwei Zahnradhauptkörper 250c und 250b und das Trägheitsbauteil 251V sind derart, dass das Trägheitsbauteil 251V zwischen den zwei Zahnradhauptkörpern 250c und 250d platziert ist und die Innenzähne 25tc und 25td der zwei Zahnradhauptkörper 250c und 250d in der Umfangsrichtung der Zahnradhauptkörper 250c und 250d voneinander verschoben sind, über die Niete 252, die durch die Verbindungslöcher 250hc, 251hc und 250hd eingefügt sind, miteinander gekoppelt. Wie der rotierende Trägheitsmassedämpfer 20 von 4 reduziert die Ausgestaltung des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20V von 11 das Spiel zwischen den Innenzähnen 25tc und 25td der zwei Zahnradhauptkörper 250V (250c und 250d) des Hohlrads 25V und den Zahnradzähnen 23ta und 23tb des Zahnradhauptkörpers 230V des Ritzels 23V.
Wenn die Zahnradzähne 23tb des Kleindurchmesserabschnitts 230b des Zahnradhauptkörpers 230V jedes der Ritzel 23V mit den Innenzähnen 25tc und 25td der zwei Zahnradhauptkörper 250c und 250d des Hohlrads 25V in Eingriff sind, liegen die inneren Oberflächen der Innenzähne 25tc und 25td seitlichen Oberflächen der Zahnradzähne 23ta des Großdurchmesserabschnitts 230a des Zahnradhauptkörpers 230V des Ritzels 23 und seitlichen Oberflächen von Innenumfangsabschnitten als den Gründen der Zahnradzähne 23ta gegenüber. Diese Ausgestaltung begrenzt die Bewegung in der axialen Richtung des Hohlrads 25V durch zumindest die seitlichen Oberflächen der Zahnradzähne 23ta des Großdurchmesserabschnitts 230a des Ritzels 23V. Dies bewirkt dementsprechend, dass die Bewegung in der axialen Richtung des Hohlrads 25V durch das Ritzel 23V in der Umgebung einer Eingriffsposition des Hohlrads 25V und des Ritzels 23V (der Innenzähne 25tc und 25td und der Zahnradzähne 23ta und 23tb), wo eine Relativgeschwindigkeit des Hohlrads 25V zu dem Ritzel 23V annähernd gleich null wird, begrenzt wird. Dies reduziert extrem effektiv die Hysterese (Verlust) des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20.
Das Planetengetriebe 21 des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20, der oben beschrieben wurde, weist ein Abtriebsbauteil 15, das die Außenzähne 15t aufweist und als das Sonnenrad dient; die Ritzel 23, die jeweils einen Zahnradhauptkörper 230, der mit den Zahnradzähnen 23t versehen ist, aufweisen; und das Hohlrad 25 mit den zwei Zahnradhauptkörpern 250 (250a und 250b), die mit den Innenzähnen 25t (25ta und 25tb) versehen sind, auf, und die Innenzähne 25t der zwei Zahnradhauptkörper 250 sind in der Umfangsrichtung zueinander verschoben. Diese Ausgestaltung ist jedoch nicht wesentlich. Gemäß einer Abwandlung kann das Hohlrad 25 lediglich einen Zahnradhauptkörper 250 aufweisen, kann das Planetengetriebe 21 zwei Abtriebsbauteile 15 (die in zwei geteilt sind, wie durch die Zweipunktkettenlinie in 4 gezeigt ist) aufweisen, und können Außenzähne 15t der zwei Abtriebsbauteile 15 in der Umfangsrichtung zueinander verschoben sein. Diese Ausgestaltung reduziert das Spiel zwischen den Außenzähnen 15t der zwei Abtriebsbauteile 15 und den Zahnradzähnen 23t des Zahnradhauptkörpers 230 des Ritzels 23. Gemäß einer anderen Abwandlung kann das Hohlrad 25 lediglich einen Zahnradhauptkörper 250 aufweisen, kann das Ritzel 23 zwei Zahnradhauptkörper 230 (die in zwei geteilt sind, wie durch die Zweipunktkettenlinie in 4 gezeigt ist) aufweisen, und können Zahnradzähne 23t der zwei Zahnradhauptkörper 230 in der Umfangsrichtung zueinander verschoben sein. Diese Ausgestaltung reduziert das Spiel zwischen den Zahnradzähnen 23t der zwei Zahnradhauptkörper 230 des Ritzels 23 und den Außenzähnen 15t des Abtriebsbauteils 15 einher mit den Innenzähnen 25t des Zahnradhauptkörpers 250 des Hohlrads 25. Gemäß einer anderen Abwandlung können jegliche mehrere (zwei oder alle drei) Bauteile von dem Abtriebsbauteil 15, dem Zahnradhauptkörper 230 des Ritzels 23 und dem Zahnradhauptkörper 250 des Hohlrads 25 jeweils in zwei geteilt sein, und Zahnradzähne des Bauteils, das in zwei geteilt ist, können in der Umfangsrichtung zueinander verschoben sein. Das Bauteil, das in zwei geteilt ist, unter dem Abtriebsbauteil 15, dem Zahnradhauptkörper 230 und dem Zahnradhauptkörper 250 kann Zahnradzähne, die in der Umfangsrichtung zueinander verschoben sind und mittels eines Niets miteinander gekoppelt sind, aufweisen oder kann als ein Scherengetriebe, das Zahnradzähne, die durch die Elastizitätskraft eines elastischen Körpers in der Umfangsrichtung zueinander verschoben sind, aufweist, ausgebildet sein. Die obige Beschreibung betrachtet das Planetengetriebe 21 des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20, aber ist ähnlich auf das Planetengetriebe 21V des rotierenden Trägheitsmassedämpfers 20V anwendbar. Beispielsweise kann das Planetengetriebe 21V zwei Abtriebsbauteile 15 (die in zwei geteilt sind, wie durch die Zweipunktkettenlinie in 11 gezeigt ist) aufweisen, und Außenzähne 15t der zwei Abtriebsbauteile 15 können in der Umfangsrichtung zueinander verschoben sein. In einem anderen Beispiel kann das Ritzel 23V zwei Zahnradhauptkörper 230V (die in zwei geteilt sind, wie durch die Zweipunktkettenlinie in 11 gezeigt ist) aufweisen, können Zahnradzähne 23ta der zwei Zahnradhauptkörper 230V in der Umfangsrichtung zueinander verschoben sein, und können Zahnradzähne 23tb der zwei Zahnradhauptkörper 230V in der Umfangsrichtung zueinander verschoben sein. In noch einem anderen Beispiel können das Abtriebsbauteil 15, der Zahnradhauptkörper 230V des Ritzels 23V und der Zahnradhauptkörper 250V des Hohlrads 25V alle in zwei geteilt sein, und Zahnradzähne jedes Bauteils, das in zwei geteilt ist, können in der Umfangsrichtung zueinander verschoben sein.
Wie in einer Dämpfervorrichtung 10X einer Startvorrichtung 1X von 12 gezeigt ist, kann ein Zwischenbauteil 12X mit einem Turbinenrad 5 so, dass es sich integral mit dem Turbinenrad 5 dreht, anstelle eines Abtriebsbauteils 15X, das mit dem Turbinenrad 5 so, dass es sich integral mit dem Turbinenrad 5 dreht, gekoppelt ist, gekoppelt sein. Diese Ausgestaltung erhöht weiter ein wesentliches Trägheitsmoment J2 des Zwischenbauteils 12X (Summe von Trägheitsmomenten des Zwischenbauteils 12X, des Turbinenrads 5 und dergleichen). Diese Abwandlung verringert weiter die Frequenz fa1 des Antiresonanzpunkts A1 und ermöglicht, dass der Antiresonanzpunkt A1 auf der Seite geringerer Drehung (Seite niedrigerer Frequenz) festgelegt wird, wie man anhand von Ausdruck (8) versteht.
Gemäß einer Abwandlung kann in der Dämpfervorrichtung 10 oder 10X das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit dem Antriebsbauteil 11 gekoppelt (integriert) sein, und das Abtriebsbauteil 15X kann als der Träger des Planetengetriebes 21 ausgebildet sein. Gemäß einer anderen Abwandlung kann in der Dämpfervorrichtung 10 oder 10X das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit dem Zwischenbauteil 12 oder 12X gekoppelt (integriert) sein, und das Antriebsbauteil 11 oder das Abtriebsbauteil 15X kann als der Träger des Planetengetriebes 21 ausgebildet sein. Gemäß noch einer anderen Abwandlung kann in der Dämpfervorrichtung 10 oder 10X das Zwischenbauteil 12 oder 12X als der Träger des Planetengetriebes 21 ausgebildet sein, und das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 kann mit dem Antriebsbauteil 11 oder dem Abtriebsbauteil 15X gekoppelt (integriert) sein. Die Kombination zweier Bauteile aus dem Sonnenrad, dem Träger und dem Hohlrad des Planetengetriebes 21, die jeweils mit beliebigen zweien von dem Antriebsbauteil 11, dem Abtriebsbauteil 15X und dem Zwischenbauteil 12 oder 12X gekoppelt (integriert) sind, und eines Bauteils, das als der Massekörper dient, ist nicht auf die Kombinationen, die oben beschrieben wurden, beschränkt.
13 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung 1Y mit einer Dämpfervorrichtung 10Y gemäß einer anderen Abwandlung der vorliegenden Offenbarung darstellt. Jenen der Startvorrichtung 1 und der Dämpfervorrichtung 10 oder dergleichen, die oben beschrieben wurden, gleiche Komponenten unter Komponenten der Startvorrichtung 1Y und der Dämpfervorrichtung 10Y werden durch gleiche Bezugszeichen ausgedrückt, und die duplizierte Beschreibung wird weggelassen.
Die Dämpfervorrichtung 10Y, die in 13 gezeigt ist, weist ein Antriebsbauteil (Eingangselement) 11Y, ein Zwischenbauteil (Zwischenelement) 12Y und ein Abtriebsbauteil (Ausgangselement) 15Y als Drehelemente auf. Die Dämpfervorrichtung 10Y weist auch eine Mehrzahl von ersten Federn (erster elastischer Körper) SP1, die dazu ausgebildet sind, das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11Y und dem Zwischenbauteil 12Y zu übertragen; und eine Mehrzahl von zweiten Federn (zweiter elastischer Körper) SP2, die dazu ausgebildet sind, jeweils in Reihe mit den entsprechenden ersten Federn SP1 zu arbeiten und das Drehmoment zwischen dem Zwischenbauteil 12Y und dem Abtriebsbauteil 15Y zu übertragen, als Drehmomentübertragungselemente (elastischer Drehmomentübertragungskörper) auf. Die Mehrzahl von ersten Federn (erster elastischer Körper) SP1, das Zwischenbauteil 12Y und die Mehrzahl von zweiten Federn (zweiter elastischer Körper) SP2 stellen einen Drehmomentübertragungsweg TP zwischen dem Antriebsbauteil 11Y und dem Abtriebsbauteil 15Y dar. Außerdem ist das Zwischenbauteil 12Y mit dem Turbinenrad 5 so gekoppelt, dass es sich integral mit dem Turbinenrad 5 dreht, wie dargestellt ist. Das Turbinenrad 5 kann mit jedem von dem Antriebsbauteil 11Y und dem Abtriebsbauteil 15Y gekoppelt sein, wie durch die Zweipunktkettenlinie in 13 gezeigt ist.
Wie der rotierende Trägheitsmassedämpfer 20, der oben beschrieben wurde, ist ein rotierender Trägheitsmassedämpfer 20Y durch ein Einzelritzeltypplanetengetriebe 21 ausgebildet. Der rotierende Trägheitsmassedämpfer 20Y ist parallel zu dem Drehmomentübertragungsweg TP zwischen dem Antriebsbauteil 11Y und dem Abtriebsbauteil 15Y vorgesehen. In dem rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20Y stützt das Antriebsbauteil 11Y (erstes und zweites Eingangsplattenbauteil 111 und 112) eine Mehrzahl von Ritzeln 23 drehbar ab und dient als der Träger des Planetengetriebes 21. Das Abtriebsbauteil 15Y weist Außenzähne 15t auf und dient als das Sonnenrad des Planetengetriebes 21. In dem rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20Y dient das Ritzel 23 zum Begrenzen der Bewegung in der axialen Richtung des Hohlrads 25 als der Massekörper.
Die Dämpfervorrichtung 10Y weist auch einen ersten Anschlag ST1, der dazu ausgebildet ist, eine relative Drehung des Antriebsbauteils 11Y zu dem Zwischenbauteil 12Y zu begrenzen, d.h., eine Auslenkung der ersten Federn SP1 zu begrenzen; und einen zweiten Anschlag ST2, der dazu ausgebildet ist, eine relative Drehung des Zwischenbauteils 12Y zu dem Abtriebsbauteil 15Y zu begrenzen, d.h., eine Auslenkung der zweiten Federn SP2 zu begrenzen, auf. Einer von dem ersten und dem zweiten Anschlag ST1 und ST2 begrenzt die relative Drehung des Antriebsbauteils 11Y zu dem Zwischenbauteil 12Y oder die relative Drehung des Zwischenbauteils 12Y zu dem Abtriebsbauteil 15Y, wenn das Eingangsdrehmoment an das Antriebsbauteil 11Y ein vorherbestimmtes Drehmoment T1, das kleiner als ein Drehmoment T2 ist, das einem maximalen Fluchtwinkel θmax der Dämpfervorrichtung 10Y entspricht, erreicht, und ein Fluchtwinkel des Antriebsbauteils 11Y relativ zu dem Abtriebsbauteil 15Y gleich oder größer als ein vorherbestimmter Winkel θref wird. Der andere von dem ersten und dem zweiten Anschlag ST1 und ST2 begrenzt die relative Drehung des Zwischenbauteils 12Y zu dem Abtriebsbauteil 15Y oder die relative Drehung des Antriebsbauteils 11Y zu dem Zwischenbauteil 12Y, wenn das Eingangsdrehmoment an das Antriebsbauteil 11Y das Drehmoment T2 erreicht.
Diese Ausgestaltung erlaubt Auslenkungen der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2, bis einer von dem ersten und dem zweiten Anschlag ST1 und ST2 wirkt. Wenn einer von dem ersten und dem zweiten Anschlag ST1 und ST2 wirkt, wird eine Auslenkung einer von den ersten und den zweiten Federn SP1 und SP2 begrenzt. Wenn sowohl der erste als auch der zweite Anschlag ST1 und ST2 wirken, werden Auslenkungen sowohl der ersten als auch der zweiten Federn SP1 und SP2 begrenzt. Dementsprechend weist die Dämpfervorrichtung 10Y zweischrittige (zweistufige) Dämpfungscharakteristiken auf. Der erste Anschlag ST1 oder der zweite Anschlag ST2 kann dazu ausgebildet sein, die relative Drehung des Antriebsbauteils 11Y zu dem Abtriebsbauteil 15Y zu begrenzen.
Die Dämpfervorrichtung 10Y, die die obige Ausgestaltung aufweist, weist jenen der Dämpfervorrichtung 10, die oben beschrieben wurde, ähnliche Funktionen und vorteilhafte Wirkungen auf. In der Dämpfervorrichtung 10Y kann eine von den ersten und den zweiten Federn SP1 und SP2 in Intervallen in der Umfangsrichtung auf einer äußeren Seite der anderen in der radialen Richtung angeordnet sein. Beispielsweise kann die Mehrzahl von ersten Federn SP1 in Intervallen in der Umfangsrichtung in einem außenumfangsseitigen Bereich der Fluidkammer 9 angeordnet sein, und die Mehrzahl von zweiten Federn SP2 kann in Intervallen in der Umfangsrichtung auf einer inneren Seite in der radialen Richtung der Mehrzahl von ersten Federn SP1 angeordnet sein. In dieser Ausgestaltung können die ersten Federn SP1 und die zweiten Federn SP2 so angeordnet sein, dass sie teilweise miteinander überlappen, wenn sie in der radialen Richtung betrachtet werden.
Gemäß einer Abwandlung kann in der Dämpfervorrichtung 10Y das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit dem Antriebsbauteil 11Y gekoppelt (integriert) sein, und das Abtriebsbauteil 15Y kann als der Träger des Planetengetriebes 21 ausgebildet sein. Gemäß einer anderen Abwandlung kann in der Dämpfervorrichtung 10Y das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit dem Zwischenbauteil 12Y gekoppelt (integriert) sein, und das Antriebsbauteil 11Y oder das Abtriebsbauteil 15Y kann als der Träger des Planetengetriebes 21 ausgebildet sein. Gemäß noch einer anderen Abwandlung kann in der Dämpfervorrichtung 10Y das Zwischenbauteil 12Y als der Träger des Planetengetriebes 21 ausgebildet sein, und das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 kann mit dem Antriebsbauteil 11Y oder dem Abtriebsbauteil 15Y gekoppelt (integriert) sein. Die Kombination zweier Bauteile aus dem Sonnenrad, dem Träger und dem Hohlrad des Planetengetriebes 21, die jeweils mit beliebigen zweien von dem Antriebsbauteil 11Y, dem Abtriebsbauteil 15Y und dem Zwischenbauteil 12Y gekoppelt (integriert) sind, und eines Bauteils, das als der Massekörper dient, ist nicht auf die Kombinationen, die oben beschrieben wurden, beschränkt.
14 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung mit einer Dämpfervorrichtung 10Z gemäß einer anderen Abwandlung der vorliegenden Offenbarung darstellt. Jenen der Startvorrichtung 1 und der Dämpfervorrichtung 10 oder dergleichen, die oben beschrieben wurden, gleiche Komponenten unter Komponenten der Startvorrichtung 1Z und der Dämpfervorrichtung 10Z werden durch gleiche Bezugszeichen ausgedrückt, und die duplizierte Beschreibung wird weggelassen.
Die Dämpfervorrichtung 10Z, die in 14 gezeigt ist, weist ein Antriebsbauteil (Eingangselement) 11Z, ein erstes Zwischenbauteil (erstes Zwischenelement) 13, ein zweites Zwischenbauteil (zweites Zwischenelement) 14 und ein Abtriebsbauteil (Ausgangselement) 15Z als Drehelemente auf. Die Dämpfervorrichtung 10Z weist auch eine Mehrzahl von ersten Federn (erster elastischer Körper) SP1', die dazu ausgebildet sind, das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11Z und dem ersten Zwischenbauteil 13 zu übertragen; eine Mehrzahl von zweiten Federn (zweiter elastischer Körper) SP2', die dazu ausgebildet sind, das Drehmoment zwischen dem ersten Zwischenbauteil 13 und dem zweiten Zwischenbauteil 14 zu übertragen; und eine Mehrzahl von dritten Federn (dritter elastischer Körper) SP3, die dazu ausgebildet sind, das Drehmoment zwischen dem zweiten Zwischenbauteil 14 und dem Abtriebsbauteil 15Z zu übertragen, als Drehmomentübertragungselemente (elastischer Drehmomentübertragungskörper) auf. Die Mehrzahl von ersten Federn (erster elastischer Körper) SP1', das erste Zwischenbauteil 13, die Mehrzahl von zweiten Federn (zweiter elastischer Körper) SP2', das zweite Zwischenbauteil 14 und die Mehrzahl von dritten Federn (dritter elastische Körper) SP3 stellen einen Drehmomentübertragungsweg TP zwischen dem Antriebsbauteil 11Z und dem Abtriebsbauteil 15Z dar. Wie die rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20 und 20Y, die oben beschrieben wurden, ist ein rotierender Trägheitsmassedämpfer 20Z durch ein Einzelritzeltypplanetengetriebe 21 ausgebildet. Der rotierende Trägheitsmassedämpfer 20Z ist parallel zu dem Drehmomentübertragungsweg TP zwischen dem Antriebsbauteil 11Z und dem Abtriebsbauteil 15Z vorgesehen. Außerdem ist das erste Zwischenbauteil 13 mit dem Turbinenrad 5 so, dass es sich integral mit dem Turbinenrad 5 dreht, gekoppelt. Das Turbinenrad 5 kann mit jedem von dem Antriebsbauteil 11Z und dem Abtriebsbauteil 15Z gekoppelt sein, wie durch die Zweipunktkettenlinie in 14 gezeigt ist.
In der Dämpfervorrichtung 10Z mit dem ersten und dem zweiten Zwischenbauteil 13 und 14 treten, wenn die Auslenkungen aller der ersten bis dritten Federn SP1', SP2' und SP3 zugelassen werden, drei Resonanzen in dem Drehmomentübertragungsweg TP auf. Genauer gesagt tritt eine Resonanz der gesamten Dämpfervorrichtung 10Z in dem Drehmomentübertragungsweg TP aufgrund von Schwingungen des Antriebsbauteils 11Z und des Abtriebsbauteils 15Z in entgegengesetzten Phasen auf, wenn die Auslenkungen der ersten bis dritten Federn SP1', SP2' und SP3 zugelassen werden. Eine Resonanz tritt auch in dem Drehmomentübertragungsweg TP aufgrund von Schwingungen des ersten und des zweiten Zwischenbauteils 13 und 14 in zu den Phasen der Schwingungen sowohl des Antriebsbauteils 11Z als auch des Abtriebsbauteils 15Z entgegengesetzten Phasen auf, wenn die Auslenkungen der ersten bis dritten Federn SP1', SP2' und SP3 zugelassen werden. Eine Resonanz tritt ferner in dem Drehmomentübertragungsweg TP aufgrund einer Schwingung des ersten Zwischenbauteils 13 in einer zu der Phase der Schwingung des Antriebsbauteils 11Z entgegengesetzten Phase, einer Schwingung des zweiten Zwischenbauteils 14 in einer zu der Phase der Schwingung des ersten Zwischenbauteils 13 entgegengesetzten Phase und einer Schwingung des Abtriebsbauteils 15Z in einer zu der Phase der Schwingung des zweiten Zwischenbauteils 14 entgegengesetzten Phase auf, wenn die Auslenkungen der ersten bis dritten Federn SP1', SP2' und SP3 zugelassen werden. Dementsprechend ist die Dämpfervorrichtung 10Z imstande, drei Antiresonanzpunkte festzulegen, wo die Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11Z an das Abtriebsbauteil 15Z über den Drehmomentübertragungsweg TP übertragen wird, und die Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11Z an das Abtriebsbauteil 15Z über den rotierenden Trägheitsmassedämpfer 20Z übertragen wird, einander theoretisch aufheben.
Ein Festlegen eines geringste-drehung-seitigen ersten Antiresonanzpunkts unter den drei Antiresonanzpunkten, der die Schwingungsamplitude des Abtriebsbauteils 15Z theoretisch gleich null macht (der die Schwingungsamplitude des Abtriebsbauteils 15Z weiter verringert), in einem niedrigen Drehzahlbereich von 500 UpM bis 1500 UpM (erwarteter Festlegungsbereich der Überbrückungsdrehzahl Nlup) ermöglicht, dass jegliche Resonanz, die die niedrigste Frequenz unter den Resonanzen, die in dem Drehmomentübertragungsweg TP auftreten, aufweist, auf die Seite geringerer Drehung (Seite niedrigerer Frequenz) verschoben wird, so dass sie in einem Nichtüberbrückungsbereich der Überbrückungskupplung 8 enthalten ist. Infolgedessen erlaubt dies eine Herstellung der Überbrückung bei der niedrigeren Drehzahl und verbessert extrem effektiv die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung 10Z in einem niedrigen Drehzahlbereich, bei dem es wahrscheinlich ist, dass er die größere Schwingung von dem Motor EG aufweist. Die Dämpfervorrichtung 10Z kann auch einen zweiten Antiresonanzpunkt auf der Seite höherer Drehung (Seite höherer Frequenz) als der erste Antiresonanzpunkt gleich (näher zu) beispielsweise (der Frequenz von) einem Resonanzpunkt der Eingangswelle IS des Getriebes TM machen oder einen dritten Antiresonanzpunkt auf der Seite höherer Drehung (Seite höherer Frequenz) als der zweite Antiresonanzpunkt gleich (näher zu) beispielsweise (der Frequenz von) einem Resonanzpunkt in der Dämpfervorrichtung 10Z machen. Dies unterdrückt effektiv das Auftreten derartiger Resonanzen.
Die Dämpfervorrichtung 10Z kann derart ausgebildet sein, dass drei oder mehr Zwischenbauteile in dem Drehmomentübertragungsweg TP enthalten sind. Das Turbinenrad 5 kann mit dem zweiten Zwischenbauteil 14 gekoppelt sein oder kann mit jedem von dem Antriebsbauteil 11Z und dem Abtriebsbauteil 15Z gekoppelt sein, wie durch die Zweipunktkettenlinie in 14 gezeigt ist. Gemäß einer Abwandlung kann in der Dämpfervorrichtung 10Z das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit dem Antriebsbauteil 11Z gekoppelt (integriert) sein, und das Abtriebsbauteil 15Z kann als der Träger des Planetengetriebes 21 ausgebildet sein. Gemäß einer anderen Abwandlung kann in der Dämpfervorrichtung 10Z das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit beispielsweise dem ersten Zwischenbauteil 13 gekoppelt (integriert) sein, und beispielsweise kann das erste Zwischenbauteil 13 als der Träger des Planetengetriebes 21 ausgebildet sein. Die Kombination zweier Bauteile aus dem Sonnenrad, dem Träger und dem Hohlrad des Planetengetriebes 21, die jeweils mit beliebigen zweien von dem Antriebsbauteil 11Z, dem Abtriebsbauteil 15Z, dem ersten Zwischenbauteil 13 und dem zweiten Zwischenbauteil 14 gekoppelt (integriert) sind, und eines Bauteils, das als der Massekörper dient, ist nicht auf die Kombinationen, die oben beschrieben wurden, beschränkt.
Wie oben beschrieben wurde, weist eine Dämpfervorrichtung gemäß der vorliegenden Offenbarung eine Mehrzahl von Drehelementen mit einem Eingangselement (11, 11Y, 11Z), an das ein Drehmoment von einem Motor (EG) übertragen wird, und einem Ausgangselement (15, 15X, 15Y, 15Z); einen elastischen Körper (SP1, SP1', SP2, SP2', SP3), der dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement (11, 11Y, 11Z) und dem Ausgangselement (15, 15X, 15Y, 15Z) zu übertragen; und einen rotierenden Trägheitsmassedämpfer (20, 20V, 20Y, 20Z) mit einem Massekörper (25, 25V); und einem Planetengetriebe (21, 21V), das dazu ausgebildet ist, den Massekörper (25, 25V) mit einer relativen Drehung eines ersten Drehelements, das eines der Mehrzahl von Drehelementen ist, zu einem zweiten Drehelement, das von dem ersten Drehelement verschieden ist, zu drehen, auf. Das Planetengetriebe (21, 21V) weist ein Sonnenrad (15, 15t, 15X, 15Y, 15Z); eine Mehrzahl von Ritzeln (23, 23V), die dazu ausgebildet sind, mit dem Sonnenrad (15, 15t, 15X, 15Y, 15Z) in Eingriff zu sein; einen Träger (11, 111, 112), der dazu ausgebildet ist, die Mehrzahl von Ritzeln (23, 23V) in einer drehbaren Weise abzustützen; und ein Hohlrad (25, 25V), das dazu ausgebildet ist, mit der Mehrzahl von Ritzeln (23, 23V) in Eingriff zu sein, auf. Mindestens eines von dem Sonnenrad (15, 15t, 15X, 15Y, 15Z), dem Ritzel (23, 23V) und dem Hohlrad (25, 25V) weist zwei Zahnradbauteile (250, 250a, 250b, 250V, 250c, 250d, 15, 230), die entlang einer axialen Richtung des Planetengetriebes (21, 21V) angeordnet sind und die miteinander gekoppelt sind, auf. Zahnradzähne (25t, 25ta, 25tb, 25Vt, 25tc, 25td, 15t, 23t) der zwei Zahnradbauteile (250, 250a, 250b, 250V, 250c, 250d, 15, 230) sind in einer Umfangsrichtung der zwei Zahnradbauteile (250, 250a, 250b, 250V, 250c, 250d, 15, 230) zueinander verschoben, so dass ein Spiel zwischen den Zahnradzähnen (25t, 25ta, 25tb, 25Vt, 25tc, 25td, 15t, 23t) der zwei Zahnradbauteile (250, 250a, 250b, 250V, 250c, 250d, 15, 230) und Zahnradzähnen eines Zahnrads, das mit den zwei Zahnradbauteilen (250, 250a, 250b, 250V, 250c, 250d, 15, 230) in Eingriff ist, reduziert wird.
In der Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung ist das Drehmoment, das an das Ausgangselement über den elastischen Körper übertragen wird, abhängig von (proportional zu) einem Versatz des elastischen Körpers, der dazu ausgebildet ist, das Drehmoment an das Ausgangselement zu übertragen. Der rotierende Trägheitsmassedämpfer arbeitet parallel zu dem elastischen Körper, der zwischen dem ersten Drehelement und dem zweiten Drehelement platziert ist. Das Drehmoment, das an das Ausgangselement über den rotierenden Trägheitsmassedämpfer übertragen wird, ist abhängig von (proportional zu) einer Differenz zwischen Winkelbeschleunigungen des ersten Drehelements und des zweiten Drehelements, d.h. einem zweimal differenzierten Wert des Versatzes des elastischen Körpers, der zwischen dem ersten Drehelement und dem zweiten Drehelement platziert ist. Unter der Annahme, dass ein Eingangsdrehmoment, das an das Eingangselement der Dämpfervorrichtung übertragen wird, periodisch schwingt, sind die Phase der Schwingung, die an das Ausgangselement über den elastischen Körper übertragen wird, und die Phase der Schwingung, die von dem Eingangselement an das Ausgangselement über den rotierenden Trägheitsmassedämpfer übertragen wird, um 180 Grad zueinander verschoben. Diese Ausgestaltung ermöglicht somit, dass ein Antiresonanzpunkt, an dem die Schwingungsamplitude des Ausgangselements theoretisch gleich null wird, in der Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung festgelegt wird.
In der Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung weist mindestens eines von dem Sonnenrad, dem Ritzel und dem Hohlrad des Planetengetriebes in dem rotierenden Trägheitsmassedämpfer die zwei Zahnradbauteile auf, die entlang der axialen Richtung des Planetengetriebes angeordnet sind und die miteinander gekoppelt sind. Die Zahnradzähne der zwei Zahnradbauteile sind in der Umfangsrichtung der zwei Zahnradbauteile zueinander verschoben, so dass das Spiel zwischen den Zahnradzähnen der zwei Zahnradbauteile und den Zahnradzähnen des Zahnrads, das mit den zwei Zahnradbauteilen in Eingriff ist, reduziert wird. Diese Ausgestaltung reduziert dementsprechend das Spiel zwischen den Zahnradzähnen der zwei Zahnradbauteile und den Zahnradzähnen des Zahnrads, das mit den zwei Zahnradbauteilen in Eingriff ist, in dem Planetengetriebe und verbessert weiter die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung.
In der Dämpfervorrichtung gemäß dem obigen Aspekt der vorliegenden Offenbarung können die zwei Zahnradbauteile (250, 250a, 250b, 250V, 250c, 250d) jeweils Verbindungslöcher (250h, 250ha, 250hb, 250hc, 250hd) aufweisen, die dazu ausgebildet sind, zuzulassen, dass sich die zwei Zahnradbauteile (250, 250a, 250b, 250V, 250c, 250d) in zueinander entgegengesetzten Richtungen um eine axiale Mitte drehen, und sind über ein Kopplungsbauteil (252), das in die Verbindungslöcher (250h, 250ha, 250hb, 250hc, 250hd) eingefügt ist, in einem Zustand, dass die Zahnradzähne (25t, 25ta, 25tb, 25Vt, 25tc, 25td) der zwei Zahnradbauteile (250, 250a, 250b, 250V, 250c, 250d) in der Umfangsrichtung zueinander verschoben sind, miteinander gekoppelt. In diesem Fall kann das Verbindungsloch (250h, 250ha, 250hb, 250hc, 250hd) entweder ein elliptisches Loch oder ein längliches Loch sein.
In der Dämpfervorrichtung gemäß dem obigen Aspekt der vorliegenden Offenbarung kann die Bewegung des Hohlrads (25, 25V) in der axialen Richtung durch die Mehrzahl von Ritzeln (23, 23V) begrenzt werden. Die Relativgeschwindigkeit des Hohlrads zu dem Ritzel ist geringer als die Relativgeschwindigkeit des Hohlrads zu dem Träger. Die Ausgestaltung eines Begrenzens der Bewegung in der axialen Richtung des Hohlrads mittels der Mehrzahl von Ritzeln reduziert effektiv den Verlust des rotierenden Trägheitsmassedämpfers im Vergleich zu einer Ausgestaltung eines Begrenzens der Bewegung in der axialen Richtung des Hohlrads mittels beispielsweise eines Bauteils, das als der Träger des Planetengetriebes dient.
In der Dämpfervorrichtung gemäß dem obigen Aspekt der vorliegenden Offenbarung kann das Hohlrad (25) die zwei Zahnradbauteile (250, 250a, 250b) und zwei Trägheitsbauteile (251, 251a, 251b), die jenseits der zwei Zahnräder (250, 250a, 250b) in der axialen Richtung platziert sind, aufweisen. In diesem Fall können die zwei Trägheitsbauteile (251, 251a, 251b) jeweils zu inneren Seiten der zwei Zahnradbauteile (250, 250a, 250b) in einer radialen Richtung der Dämpfervorrichtung (10) vorstehen, so dass sie zumindest einem Teil einer seitlichen Oberfläche von Zahnradzähnen (23t) des Ritzels (23) gegenüberliegen. Diese Ausgestaltung ermöglicht, dass das Ritzel die Bewegung in der axialen Richtung des Hohlrads in der Umgebung einer Eingriffsposition des Hohlrads und des Ritzels (Zahnradzähne des Hohlrads und Zahnradzähne des Ritzels), wo die Relativgeschwindigkeit des Hohlrads zu dem Ritzel annähernd gleich null wird, begrenzt. Dies reduziert extrem effektiv die Hysterese des rotierenden Trägheitsmassedämpfers.
In der Dämpfervorrichtung gemäß dem obigen Aspekt der vorliegenden Offenbarung kann das Hohlrad (25V) die zwei Zahnradbauteile (250V, 250c, 250d) und ein Trägheitsbauteil (251V), das zwischen den zwei Zahnradbauteilen (250V, 250c, 250d) platziert ist, aufweisen. In diesem Fall kann das Ritzel (23V) einen Großdurchmesserabschnitt (230a), der mit dem Sonnenrad (15, 15t) in Eingriff ist, und zwei Kleindurchmesserabschnitte (230b), die auf jeweiligen Seiten in der axialen Richtung des Großdurchmesserabschnitts (230a) vorstehen, die kleinere Durchmesser als der Großdurchmesserabschnitt (230a) aufweisen und die mit den zwei Zahnradbauteilen (250V, 250c, 250d) des Hohlrads (25V) in Eingriff sind, aufweisen. Die zwei Zahnradbauteile (250V, 250c, 250d) des Hohlrads (25V) können zu einer inneren Seite des Trägheitsbauteils (251) in einer radialen Richtung der Dämpfervorrichtung (10) vorstehen, so dass sie zumindest einem Teil einer seitlichen Oberfläche von Zahnradzähnen (23ta) des Großdurchmesserabschnitts (230a) des Ritzels (23V) gegenüberliegen. Diese Ausgestaltung ermöglicht, dass das Ritzel die Bewegung in der axialen Richtung des Hohlrads in der Umgebung einer Eingriffsposition des Hohlrads und des Ritzels (Zahnradzähne des Hohlrads und Zahnradzähne des Ritzels), wo die Relativgeschwindigkeit des Hohlrads zu dem Ritzel annähernd gleich null wird, begrenzt. Dies reduziert extrem effektiv die Hysterese des rotierenden Trägheitsmassedämpfers.
In der Dämpfervorrichtung gemäß dem obigen Aspekt der vorliegenden Offenbarung kann sich das Sonnenrad (15, 15t, 15Y, 15Z) integral mit dem ersten Drehelement drehen. Der Träger (11, 111, 112) kann sich integral mit dem zweiten Drehelement drehen, und das Hohlrad (25, 25V) kann als der Massekörper (25 , 25V) dienen.
In der Dämpfervorrichtung gemäß dem obigen Aspekt der vorliegenden Offenbarung kann die Mehrzahl von Drehelementen ein Zwischenelement (12, 12X, 12Y) aufweisen. Der elastische Körper (SP1, SP2) kann einen ersten elastischen Körper (SP1), der dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement (11, 11Y) und dem Zwischenelement (12, 12X, 12Y) zu übertragen, und einen zweiten elastischen Körper (SP2), der dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen dem Zwischenelement (12, 12X, 12Y) und dem Ausgangselement (15, 15X, 15Y) zu übertragen, aufweisen. Das erste Drehelement kann eines von dem Eingangselement (11, 11Y) und dem Ausgangselement (15, 15X, 15Y) sein, und das zweite Drehelement kann das andere von dem Eingangselement (11, 11Y) und dem Ausgangselement (15, 15X, 15Y) sein. In der Dämpfervorrichtung dieses Aspekts treten zwei Resonanzen in dem Drehmomentübertragungsweg, der durch das Zwischenelement und den ersten und den zweiten elastischen Körper ausgebildet wird, auf, wenn Auslenkungen aller des ersten und des zweiten elastischen Körpers zugelassen werden. Diese Ausgestaltung ermöglicht dementsprechend, dass zwei Antiresonanzpunkte in der Dämpfervorrichtung dieses Aspekts festgelegt werden. Die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung wird extrem effektiv verbessert, indem die Frequenzen der zwei Antiresonanzpunkte gleich (näher zu) der Frequenz einer Schwingung (Resonanz), die durch die Dämpfervorrichtung zu dämpfen ist, gemacht werden. Zudem ermöglicht die Ausgestaltung eines Festlegens zweier Antiresonanzpunkte, dass ein Antiresonanzpunkt, der die minimale Frequenz unter einer Mehrzahl von Antiresonanzpunkten aufweist, auf die Seite niedrigerer Frequenz verschoben wird, und verbessert die Schwingungsdämpfungsleistung in einem breiteren Drehzahlbereich.
In diesem Fall kann das Eingangselement (11, 11Y) zwei Eingangsplattenbauteile (111, 112) aufweisen, die einander entlang der axialen Richtung gegenüberliegen, die dazu ausgebildet sind, die Mehrzahl von Ritzeln (23, 23V) in einer drehbaren Weise abzustützen, und die als der Träger dienen. Das Ausgangselement (15, 15X, 15Y) kann ein Ausgangsplattenbauteil aufweisen, das zwischen den Eingangsplattenbauteilen (111, 112) in der axialen Richtung platziert ist, das Zahnradzähne (15t) auf einem Außenumfang davon aufweist und das als das Sonnenrad dient. Das Zwischenelement (12, 12X, 12Y) kann zwei Zwischenplattenbauteile (121, 122) aufweisen, die jenseits der zwei Eingangsplattenbauteile (111, 112) in der axialen Richtung platziert sind. Diese Ausgestaltung unterdrückt effektiv eine Zunahme an axialer Länge der Dämpfervorrichtung durch Platzierung des rotierenden Trägheitsmassedämpfers und des Zwischenelements.
Der Aspekt der Offenbarung wird oben in Bezug auf die Ausführungsform beschrieben. Die Offenbarung ist jedoch nicht auf die obige Ausführungsform beschränkt, sondern verschiedene Abwandlungen und Variationen können an der Ausführungsform vorgenommen werden, ohne von dem Umfang der Offenbarung abzuweichen.
Gewerbliche Anwendbarkeit
Die Technik der Offenbarung ist vorzugsweise auf die Herstellungsindustrien der Dämpfervorrichtung usw. anwendbar.

Claims

Dämpfervorrichtung, mit: einer Mehrzahl von Drehelementen mit einem Eingangselement, an das ein Drehmoment von einem Motor übertragen wird, und einem Ausgangselement; einem elastischen Körper, der dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement zu übertragen; und einem rotierenden Trägheitsmassedämpfer mit einem Massekörper; und einem Planetengetriebe, das dazu ausgebildet ist, den Massekörper mit einer relativen Drehung eines ersten Drehelements, das eines der Mehrzahl von Drehelementen ist, zu einem zweiten Drehelement, das von dem ersten Drehelement verschieden ist, zu drehen, bei der das Planetengetriebe ein Sonnenrad; eine Mehrzahl von Ritzeln, die dazu ausgebildet sind, mit dem Sonnenrad in Eingriff zu sein; einen Träger, der dazu ausgebildet ist, die Mehrzahl von Ritzeln in einer drehbaren Weise abzustützen; und ein Hohlrad, das dazu ausgebildet ist, mit der Mehrzahl von Ritzeln in Eingriff zu sein, aufweist, bei der mindestens eines von dem Sonnenrad, dem Ritzel und dem Hohlrad zwei Zahnradbauteile aufweist, die entlang einer axialen Richtung des Planetengetriebes angeordnet sind und die miteinander gekoppelt sind, und Zahnradzähne der zwei Zahnradbauteile in einer Umfangsrichtung der zwei Zahnradbauteile zueinander verschoben sind, so dass ein Spiel zwischen den Zahnradzähnen der zwei Zahnradbauteile und Zahnradzähnen eines Zahnrads, das mit den zwei Zahnradbauteilen in Eingriff ist, reduziert wird.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 1, bei der die zwei Zahnradbauteile jeweils Verbindungslöcher aufweisen, die so ausgebildet sind, dass sie den zwei Zahnradbauteilen erlauben, sich in zueinander entgegengesetzten Richtungen um eine axiale Mitte zu drehen, und über ein Kopplungsbauteil, das in die Verbindungslöcher eingefügt ist, in einem Zustand, in dem die Zahnradzähne der zwei Zahnradbauteile in der Umfangsrichtung zueinander verschoben sind, miteinander gekoppelt sind.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 2, bei der das Verbindungloch entweder ein elliptisches Loch oder ein längliches Loch ist.
Dämpfervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, bei der eine Bewegung des Hohlrads in der axialen Richtung durch die Mehrzahl von Ritzeln begrenzt wird.
Dämpfervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, bei der das Hohlrad die zwei Zahnradbauteile und zwei Trägheitsbauteile, die jenseits der zwei Zahnräder in der axialen Richtung platziert sind, aufweist.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 5, bei der die zwei Trägheitsbauteile jeweils zu inneren Seiten der zwei Zahnradbauteile in einer radialen Richtung der Dämpfervorrichtung vorstehen, so dass sie zumindest einem Teil einer seitlichen Oberfläche von Zahnradzähnen des Ritzels gegenüberliegen.
Dämpfervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, bei der das Hohlrad die zwei Zahnradbauteile und ein Trägheitsbauteil, das zwischen den zwei Zahnradbauteilen platziert ist, aufweist.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 7, bei der das Ritzel einen Großdurchmesserabschnitt, der mit dem Sonnenrad in Eingriff ist; und zwei Kleindurchmesserabschnitte, die auf jeweiligen Seiten in der axialen Richtung des Großdurchmesserabschnitts vorstehen, die kleinere Durchmesser als der Großdurchmesserabschnitt aufweisen, und die mit den zwei Zahnradbauteilen des Hohlrads in Eingriff sind, aufweist, und die zwei Zahnradbauteile des Hohlrads zu einer inneren Seite des Trägheitsbauteils in einer radialen Richtung der Dämpfervorrichtung vorstehen, so dass sie zumindest einem Teil einer seitlichen Oberfläche von Zahnradzähnen des Großdurchmesserabschnitts des Ritzels gegenüberliegen.
Dämpfervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, bei der sich das Sonnenrad integral mit dem ersten Drehelement dreht, sich der Träger integral mit dem zweiten Drehelement dreht, und das Hohlrad als der Massekörper dient.
Dämpfervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, bei der die Mehrzahl von Drehelementen ein Zwischenelement aufweist, der elastische Körper einen ersten elastischen Körper, der dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement und dem Zwischenelement zu übertragen, und einen zweiten elastischen Körper, der dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen dem Zwischenelement und dem Ausgangselement zu übertragen, aufweist, das erste Drehelement eines von dem Eingangselement und dem Ausgangselement ist, und das zweite Drehelement das andere von dem Eingangselement und dem Ausgangselement ist.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 10, bei der das Eingangselement zwei Eingangsplattenbauteile aufweist, die einander entlang der axialen Richtung gegenüberliegen, die dazu ausgebildet sind, die Mehrzahl von Ritzeln in einer drehbaren Weise abzustützen, und die als der Träger dienen, das Ausgangselement ein Ausgangsplattenbauteil aufweist, das zwischen den zwei Eingangsplattenbauteilen in der axialen Richtung platziert ist, das Zahnradzähne auf einem Außenumfang davon aufweist, und das als das Sonnenrad dient, und das Zwischenelement zwei Zwischenplattenbauteile aufweist, die jenseits der zwei Eingangsplattenbauteile in der axialen Richtung platziert sind.