JP2006090472A - 車両駆動系の捩りダンパ装置 - Google Patents

Abstract

【課題】円周方向に広いスペースを確保する必要が無く、高い剛性を要求されることもなく、捩り振動を効率よく減衰・吸収することができる捩りダンパ装置を提供する。
【解決手段】変速機１のドライブ軸８に、ボールねじ機構を介して螺旋運動自在に連設されているダンパプランジャ３３と、このダンパプランジャ３３に圧縮トーションコイルばねからなる前進用ばね３８，３９、及び後進用ばね４０を介して連設するケース本体３２とを有する捩りダンパ装置３１を介装する。ダンパプランジャ３３とケース本体３２との間の回転トルクは前進用ばね３８，３９、或いは後進用ばね４０を介して伝達される。又、捩り振動が発生すると、ダンパプランジャ３３とケース本体３２とが相対螺旋運動し、そのときの回転及び軸方向に作用する荷重が前進用ばね３８，３９、或いは後進用ばね４０にて減衰・吸収される。
【選択図】図２

Description

本発明は、回転方向に発生する捩り振動を軸方向に変換して減衰・吸収する車両駆動系の捩りダンパ装置に関する。

エンジンのクランク軸を含む車両の駆動系に設けられている入出力軸には、エンジンの回転トルク変動等に起因する捩り振動が伝達される。この捩り振動は、クランク軸を含む車両駆動系の入出力軸に引張りや剪断等、種々の応力を生じさせるため、捩り振動を低減させる技術が種々提案されている。

このような捩り振動の低減させる構造体としてはダイナミックダンパが広く知られている。例えば特許文献１（特開平１１−３０２８１号公報）、特許文献２（特開平１１−３０２８２号公報）には、フライホイールの入力側と出力側との間にダイナミックダンパを介装し、このダイナミックダンパにより捩り振動を吸収する技術が開示されている。
特開平１１−３０２８１号公報 特開平１１−３０２８２号公報

しかし、上述した各特許文献に開示されている技術では、その何れもがダイナミックダンパに設けられている弾性部材を円周方向に配設する構造であるため、取付け部位がフライホイール、或いは自動変速機のトルクコンバータ付近や手動変速機のクラッチ付近等、円周方向に比較的に広いスペースを確保し易い部位に設ける必要があり、取付けスペースが限定され、設計の自由度が制限される不都合がある。

又、弾性部材を回転方向へ伸縮させることで捩り振動を吸収するようにしているため、捩り角を充分に確保することが困難で、狭い捩り角で捩り振動を吸収しなければ成らず、その分、高い剛性が必要となり、構造が複雑化する問題がある。更に、弾性部材の剛性が高く、しかも狭い捩り角で捩り振動を吸収しなければならないので、振動、騒音が発生し易くなる問題がある。

本発明は、上記事情に鑑み、円周方向に広いスペースを確保する必要が無く、高い剛性を要求されることもなく、振動、騒音を大幅に低減することのできる車両駆動系の捩りダンパ装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するため本発明は、駆動系に配設されている少なくとも１つの入出力軸に介装されて、該入出力軸に伝達される捩り振動を減衰・吸収する車両駆動系の捩りダンパ装置において、第１回転部材と該第１回転部材の同軸上に配設されている第２回転部材とを有し、上記両回転部材が軸方向へ相対的に螺旋運動自在に連結され、上記両回転部材間にスラスト剛性を発生させると共に一方の該回転部材から他方の該回転部材へ回転トルクを伝達するばね部材を介装したことを特徴とする。

本発明によれば、円周方向に広いスペースを確保する必要が無く、高い剛性を要求されることもなく、捩り振動を効率よく減衰・吸収することができると共に、振動、騒音を大幅に低減することができる。

以下、図面に基づいて本発明の一形態を説明する。図１〜図３に本発明の第１形態を示す。図１は車両駆動系の概略図、図２は捩りダンパ装置の側面断面図である。

図１を参照して、手動変速機１の構成について簡単に説明する。この手動変速機１は四輪駆動用手動変速機であり、前部からトランスミッションケース２、トランスファケース３、エクステンションケース４に分割されている。又、トランスミッションケース２の前部にクラッチハウジング５が一体形成されている。更に、トランスミッションケース２内が、フロントデフ室２ａとトランスミッション室２ｂとに区画されている。又、トランスファケース３の後部側にトランスファ室３ａが形成され、トランスファ室３ａの後部がエクステンションケース４により閉塞されている。

又、クラッチハウジング５に収納されているクラッチ６の入力側に、エンジン７から延出するクランク軸７ａが連結され、クラッチ６の出力側にドライブ軸８が連結されている。

更に、フロントデフ室２ａの下部に、前輪９にフロントアクスル軸１０等を介して駆動トルクを伝達するフロントデファレンシャル装置１１が配設されている。このフロントデファレンシャル装置１１に、フロントドライブ軸１２の先端に形成されたフロントドライブギヤ１３が噛合されている。フロントドライブ軸１２は、トランスミッション室２ｂを貫通して後方のトランスファ室３ａ方向へ延出されている。

又、フロントドライブ軸１２には、中空のドリブン軸１４が相対回転自在に外装されている。トランスファ室３ａには、フロントドライブ軸１２と同軸上に配設されたセンタデファレンシャル装置１５と、ドライブ軸８の後方に配設されたリヤドライブ軸１６とが内装され、センタデファレンシャル装置１５から延出するトランスファ軸１７とリヤドライブ軸１６とがトランスファギヤ１８を介して連設されている。トランスファ軸１７からトランスファギヤ１８を介してリヤドライブ軸１６に伝達される回転トルクは、プロペラ軸１９、リヤデファレンシャル装置２０、リヤアクスル軸２１等を介して後輪２２に伝達される。

センタデファレンシャル装置１５は、ドリブン軸１４からの回転トルクを、フロントドライブ軸１２とリヤドライブ軸１６とに配分すると共に、前輪９と後輪２２との間の回転差を吸収する機能を有している。又、このセンタデファレンシャル装置１５に、ビスカスカップリング等の差動制限装置２３が併設されている。

又、トランスミッション室２ｂ内に平行に配設されているドライブ軸８とドリブン軸１４とに、シンクロメッシュ機構（図示せず）により特定の変速ギヤが選択的に連結される複数段の変速ギヤ列２４が配設されている。

エンジン７のクランク軸７ａから出力される回転トルクは、クラッチ６を介してドライブ軸８に伝達されて変速ギヤ列２４へ至る。変速ギヤ列２４に入力された回転トルクは、図示しないシフトレバーにより選択された変速段にて所定に変速された後、ドリブン軸１４からセンタデファレンシャル装置１５に伝達され、フロントドライブ軸１２とリヤドライブ軸１６とに配分される。

そして、フロントドライブ軸１２に配分された回転トルクは、フロントドライブギヤ１３、フロントデファレンシャル装置１１、フロントアクスル軸１０等を経て前輪９に伝達される。一方、リヤドライブ軸１６に配分された駆動トルクは、プロペラ軸１９、リヤデファレンシャル装置２０、リヤアクスル軸２１等を経て後輪２２に伝達される。

又、ドライブ軸８に捩りダンパ装置３１が介装されている。捩りダンパ装置３１は、ドライブ軸８の出力軸（ドライブ出力軸）８ａと入力軸（ドライブ入力軸）８ｂとの間のトルク伝達を行うと共に、捩り振動を減衰・吸収する機能を有している。

図２に示すように、捩りダンパ装置３１は、第１回転部材としてのダンパプランジャ３３と、第２回転部材としてのケース本体３２とを備えている。又、ケース本体３２は、その後端に、ドライブ入力軸８ｂに連結される軸部３２ａが形成されている。又、ケース本体３２内の中程にばね室３２ｂが形成されている。更に、ケース本体３２の後部にばね室３２ｂに連通する軸受け室３２ｃが形成されている。又、ケース本体３２の先端部側にナット部３２ｄが形成されており、このナット部３２ｄの内周に、ボール溝３２ｅが螺設されている。

一方、ダンパプランジャ３３はねじ軸部３４を有しており、このねじ軸部３４の後端にフランジ部３５を介してロッド部３６が一体形成されている。更に、このロッド部３６の後端に支持軸部３６ａを介してピストンフランジ３６ｂが形成されている。このピストンフランジ３６ｂには、１或いは複数のリーク孔３６ｃが形成されている。又、ねじ軸部３４の先端に、ドライブ出力軸８ａにスプライン結合されるスプライン軸部３４ａが形成されている。

更に、このねじ軸部３４の基部側外周にボール溝３２ｅが螺旋状に形成されている。このボール溝３２ｅは、ケース本体３２のナット部３２ｄの内周に形成されているボール溝３２ｅと同一ピッチを有している。

ダンパプランジャ３３がケース本体３２内に配設されている状態では、後端に形成されているピストンフランジ３６ｂが軸受け室３２ｃに挿通され、又、ロッド部３６が軸受け室３２ｃの内周に芯出し用ブッシュ３７を介して回動自在で且つ進退自在に支持される。この軸受け室３２ｃは、芯出し用ブッシュ３７とロッド部３６とで密閉されており、内部にオイル４２が充填されている。従って、この軸受け室３２ｃの芯出し用ブッシュ３７とロッド部３６とで閉塞された空間がオイル室として機能し、このオイル室がピストンフランジ３６ｂによって２室に区画される。

又、ナット部３２ｄと、このナット部３２ｄに挿通されているねじ軸部３４とに形成された螺旋状のボール溝３２ｅ，３４ｂが互いに対設された状態で配設され、この両ボール溝３２ｅ，３４ｂ間にボール列４１が介装されて、ボールねじ機構が構成される。両ボール溝３２ｅ，３４ｂは右ねじ状に螺設されており、従って、ねじ軸部３４を、図３の時計回り方向（右回り方向）へ回転させると、ダンパプランジャ３３が、図２の右方向へ移動する。

更に、ケース本体３２の中程に形成されたばね室３２ｂに、ダンパプランジャ３３のフランジ部３５が配設されている。ばね室３２ｂには、フランジ部３５を挟んで後進用ばね３８と二重化された前進用ばね３９，４０とが配設されている。この各ばね３８〜４０は、圧縮と捩れとを同時に受けるばね部材としての圧縮トーションコイルばねであり、その一端がフランジ部３５の座面に固設され、他端がばね室３２ｂの壁面に固設されている。尚、前進用ばね３９，４２を二重化ばねとしたことで、スラスト剛性（ねじ軸部３４に対する予圧特性）を幅広く調整することができる。

前進走行時のドライブ出力軸８ａは、エンジン７側から見た場合、時計回り方向（右回り方向）へ回転しており、従って、ダンパプランジャ３３が同方向へ回転するため、そのときの螺旋運動により、図２の右方向へ移動し、前進用ばね３９，４０を圧縮すると共に、この前進用ばね３９，４０に捩れを発生させる。そして、その捩れによりケース本体３２が回転し、ドライブ出力軸８ａが正転する。

一方、後進走行時のドライブ出力軸８ａは、前進走行時と逆方向へ回転するため、そのときの螺旋運動によりダンパプランジャ３３は、図２の左方向へ移動し、後進用ばね３８を圧縮すると共に捩れを発生させ、その捩れによりケース本体３２が回転し、ドライブ出力軸８ａが逆転する。

又、ケース本体３２とダンパプランジャ３３との間には、両者の相対回転による捩り角を規制する捩り角ストッパ４３が形成されている。本形態では、この捩り角ストッパ４３が、ダンパプランジャ３３に形成したフランジ部３５の外周と、この外周に対向するばね室３２ｂの内周との間に形成されている。

すなわち、図３に示すように、捩り角ストッパ４３は、フランジ部３５の外周に、一定間隔（本形態では、９０°）毎に形成されたスプライン外歯３５ａと、ばね室３２ｂの内周に形成すると共に、スプライン外歯３５ａに係合するスプライン内歯３２ｆとで構成されている。又、スプライン外歯３５ａとスプライン内歯３２ｆとの間に、相対回転を許容する隙間Ｇが形成されており、この隙間Ｇが、スプライン外歯３５ａを挟んで両側に設けられている。従って、総隙間は２Ｇとなる。尚、図の矢印は前進走行時の回転方向を示している。

次に、このような構成による本形態の作用について説明する。エンジン７のクランク軸７ａから出力された回転トルクは、クラッチ６を介して手動変速機１のドライブ軸８に伝達される。ドライブ軸８は、ドライブ出力軸８ａとドライブ入力軸８ｂとに分割されており、この両軸８ａ，８ｂ間に捩りダンパ装置３１が介装されている。

ドライブ出力軸８ａは、捩りダンパ装置３１に設けられているダンパプランジャ３３の先端に形成されているスプライン軸部３４ａにスプライン係合されている。尚、この場合、スプライン係合は、セレーション係合であっても良い。従って、ドライブ出力軸８ａからの回転トルクは、ダンパプランジャ３３にそのまま伝達される。ダンパプランジャ３３は、入力された回転トルクにより、図３の矢印で示す時計回り方向へ回転する。

ダンパプランジャ３３とケース本体３２とは、互いに対向するボール溝３４ｂ，３２ｅとボール列４１とから成るボールねじ機構を介して連設されており、従って、ダンパプランジャ３３が、図３の時計回り方向へ回転すると、ボールねじ機構により螺旋運動し、ケース本体３２に対して、図２の右方向へ相対移動しようとする。

ダンパプランジャ３３の中途に形成されているフランジ部３５は、ケース本体３２の中途に形成されているばね室３２ｂに臨まされており、このフランジ部３５とばね室３２ｂの図２の右側の壁面との間に前進用ばね３９，４０が介装されている。この前進用ばね３９，４０は、圧縮トーションコイルばねであり、その両端がフランジ部３５とばね室３２ｂの壁面とに各々固設されている。従って、ダンパプランジャが図２の右方向へ螺旋運動すると、前進用ばね３９，４０が圧縮且つ捩れを受ける。

この捩れによる回転トルクは、前進用ばね３９，４０からケース本体３２へ伝達される。すると、このケース本体３２が回転し、その回転トルクが後端に形成された軸部３２ａに軸着されているドライブ入力軸８ｂに伝達されて、変速ギヤ列２４へ至り、図示しないシフトレバーにより選択された変速段にて所定に変速された後、ドリブン軸１４からセンタデファレンシャル装置１５に伝達され、フロントドライブ軸１２とリヤドライブ軸１６とに配分される。

尚、ダンパプランジャ３３とケース本体３２とは、ダンパプランジャ３３のロッド部３６が、ケース本体３２に形成されている軸受け室３２ｃに対して芯出し用ブッシュ３７を介して回動自在で且つ進退自在に支持されているため、ダンパプランジャ３３とケース本体３２とは、軸芯が常に一致された状態で相対回転、或いは同期回転する。

又、前進用ばね３９，４０が二重化されているため、両ばね３９，４０のばね定数を個々に適正に設定することで、スラスト剛性（ねじ軸部３４に対する予圧特性）を幅広く調整することができる。

ところで、エンジン７の回転トルク変動等に起因する捩り振動が、ドライブ軸８のドライブ出力軸８ａに全く伝達されてない場合、すなわち、ドライブ軸８が等速回転している場合、ダンパプランジャ３３とケース本体３２とは、前進用ばね３９，４０を介して一体回転する。

一方、ドライブ出力軸８ａに捩り振動が伝達されると、ダンパプランジャ３３とケース本体３２との間に差回転が生じる。その差回転によりダンパプランジャ３３がケース本体３２に対し、螺旋運動しながらスラスト方向へ相対移動するので、捩り振動の一部はスラスト荷重に変換される。前進用ばね３９，４０は圧縮トーションコイルばねを採用しているため、ダンパプランジャ３３の螺旋運動により、この前進用ばね３９，４０に捩れが生じると共に、圧縮或いは伸張される。この前進用ばね３９，４０の捩れと圧縮或いは伸張により、前進走行時の捩り振動が、減衰・吸収され、低騒音化、低振動化を実現することができる。

更に、本形態では、ダンパプランジャ３３の後端に形成したピストンフランジ３６ｂが、ケース本体３２の後部に形成された軸受け室３２ｃに臨まされている。この軸受け室３２ｃにはオイル４２が充填されており、ダンパプランジャ３３の螺旋運動により、ピストンフランジ３６ｂが軸方向へ移動すると、２室に区画された軸受け室３２ｃの一方のオイル４２がピストンフランジ３６ｂに穿設されているリーク孔３６ｃを通り他方へ流れ込もうとする。このときの流動抵抗がオイルダンパとして機能し、急激なトルク変動が発生しても、そのときのスラスト荷重として作用する捩り振動を減衰・吸収させることができる。

又、オイルダンパを併設することで、前進用ばね３９，４０及び後述する後進用ばね３８のスラスト剛性を相対的に低く設定することができ、その分、捩りダンパ装置３１の構造を簡素化することができると共に、より一層の低騒音化、低振動化を実現することができる。

一方、後進走行時の捩りダンパ装置３１に設けられているダンパプランジャ３３は、図３の矢印で示す方向と反対方向（反時計回り方向）へ回転する。従って、ダンパプランジャ３３は、図２の左方向へ螺旋運動しようとし、ダンパプランジャ３３の中途に形成されているピストンフランジ３６ｂと、ばね室３２ｂの壁面とに両端を固設する後進用ばね３８が捩れ且つ圧縮を受ける。そして、この捩れによる回転トルクがケース本体３２へ伝達され、このケース本体３２に軸着するドライブ入力軸８ｂが回転する。この場合も、前進走行と同様、ドライブ軸８が等速回転している場合は、ダンパプランジャ３３とケース本体３２とは、後進用ばね３８を介して一体回転する。

又、後進走行の際に、ドライブ出力軸８ａに捩り振動が伝達されると、ダンパプランジャ３３とケース本体３２との間に差回転が生じ、その差回転によりダンパプランジャ３３がケース本体３２に対し、螺旋運動しながらスラスト方向へ相対移動する。後進用ばね３８は、圧縮トーションコイルばねを採用しているため、ダンパプランジャ３３の螺旋運動により、この後進用ばね３８に捩れが生じると共に圧縮或いは伸張される。この後進用ばね３８の捩れと、圧縮或いは伸張により、後進走行時の捩り振動が、減衰・吸収され、低振動、低騒音化が実現できる。

尚、後進用ばね３８は、前進用ばね３９，４０と異なり、一条の圧縮トーションコイルばねを採用している。その理由は、後進走行時に発生する捩り振動は、前進走行時に発生する捩れ振動に比し小さく、又、軸受け室３２ｃに臨まされているピストンフランジ３６ｂ及びオイル４２がオイルダンパとして機能するため、後進走行時の捩れ振動を、一条の後進用ばね４０にて充分に減衰・吸収することができるからである。勿論、後進用ばね３８を二重化しても良いことはいうまでもない。又、本形態では、前進用ばね３９，４０と後進用ばね３８とを備えているので、前進走行時と後進走行時とのスラスト剛性を異なる値に設定することができる。

又、図３に示すように、本形態による捩りダンパ装置３１には、捩れ角ストッパ４３が設けられている。同図に示す状態は、中立状態、すなわち、ドライブ軸８に駆動トルクが伝達されてない、停車状態、及びドライブ軸８が等速回転している状態が示されている。この状態では、前進用ばね３９，４０、或いは後進用ばね３８を介してダンパプランジャ３３からの回転トルクがケース本体３２に伝達される。

一方、走行時において、捩り振動が大きく、従って、ダンパプランジャ３３とケース本体３２との差回転が大きくなると、上述した中立状態からダンパプランジャ３３が一方へ大きく相対回転する。そして、フランジ部３５の外周に形成されているスプライン外歯３５ａの歯すじが、ケース本体３２の内周に形成されているスプライン内歯３２ｆの歯すじに接触し、ケース本体３２が、ダンパプランジャ３３の回転と同方向へ押圧される。その結果、ダンパプランジャ３３から出力される回転トルクは、捩り角ストッパ４３を介してケース本体３２へ直接伝達される。

従って、捩り振動が発生した場合であっても、前進用ばね３９，４０、及び後進用ばね３８に過大な回転トルクが印加されることが無く、この各ばね３８〜４０の耐久性を向上させることができる。

又、捩り振動をスラスト方向で減衰させるようにしたので、円周方向に広いスペースを確保する必要が無い。従って、スラスト方向に捩りダンパ装置３１を組み付けるスペースを確保することができれば、図１に一点鎖線で示すように、この捩りダンパ装置３１を、手動変速機１内のリヤドライブ軸１６、或いは手動変速機１から突出されたリヤドライブ軸１６に介装することも可能である。或いは、捩りダンパ装置３１を、エンジン７から突出されているクランク軸７ａに介装することも可能である。

又、図４に本発明の第２形態による図２相当の断面図を示す。上述した第１形態では、ケース本体３２の後部に形成した軸受け室３２ｃにオイル４２を充填し、このオイル４２と、このオイル４２内を移動するピストンフランジ３６ｂとでオイルダンパを構成するようにしたが、本形態では、ダンパプランジャ３３の後端に形成されている支持軸部３６ａとピストンフランジ３６ｂとを廃止し、代わりに、芯出し用ブッシュ３７を摩擦材を用いて形成し、更に、前進用ばね３９を一条の圧縮トーションコイルばねとしたものであり、その他の構成は、第１形態と同様である。

本形態では、ダンパプランジャ３３の後端に形成されている支持軸部３６ａとピストンフランジ３６ｂとを廃止すると共に、前進用ばね３９を一条の圧縮トーションコイルばねとすることで、構造の簡素化が図れ、製品コストの低減を実現することができる。

又、ダンパプランジャ３３の支持軸部３６ａとピストンフランジ３６ｂとを廃止したので、その分、軸方向の長さを短くし、小型化を実現することができる。

更に、芯出し用ブッシュ３７を摩擦材で形成したので、ダンパプランジャ３３の螺旋運動により、ロッド部３６が芯出し用ブッシュ３７を摺動する際に摩擦抵抗が生じ、この摩擦抵抗により捩り振動を減衰・吸収させることができる。従って、相対的に前進用ばね３９と後進用ばね３８とのスラスト剛性を低くすることができ、構造化の簡素化を実現することができる。

又、図５に本発明の第３形態による図２相当の断面図を示す。上述した第２形態では、ケース本体３２とダンパプランジャ３３とをボールねじ機構を用いて相対的に螺旋運動可能な構造としたが、本形態では、ダンパプランジャ３３のねじ軸部３４に雄ねじ３４ｃを形成し、ケース本体３２のナット部３２ｄの内周に、雄ねじ３４ｃに螺合する雌ねじ３２ｇを形成し、この両ねじ３４ｃ，３２ｇにより、ダンパプランジャ３３を螺旋運動させるようにしたものである。

従って、本形態は、第２形態のボールねじ機構をねじ３４ｃ，３２ｇの螺合構造とした点が相違しているのみで、その他の構成は同じである。

本形態では、ダンパプランジャ３３とケース本体３２とをねじ３４ｃ，３２ｇの螺合構造としたので、第２形態に比し構成が簡素化され、製造が容易となり、製品コストの低減を図ることができる。

尚、本発明は上述した各形態に限るものではなく、例えば、適用する変速機は手動変速機に限らず、自動変速機、或いは無段変速機であっても良い。更に、適用する車両は４輪駆動車に限らず、前輪駆動車、後輪駆動車の何れであっても良い。

第１形態による車両駆動系の概略図 同、捩りダンパ装置の側面断面図 同、図２のIII-III断面図 第２形態による図２相当の断面図 第３形態による図２相当の断面図

符号の説明

１…手動変速機、２…トランスミッションケース、７…エンジン、８…ドライブ軸、８ａ…ドライブ出力軸、８ｂ…ドライブ入力軸、３１…捩りダンパ装置、３２…ケース本体、３２ａ…軸部、３２ｂ…ばね室、３２ｃ…軸受け室、３２ｄ…ナット部、３２ｅ，３４ｂ…ボール溝、３２ｆ…スプライン内歯、３３…ダンパプランジャ、３４…軸部、３４ａ…スプライン軸部、３５…フランジ部、３５ａ…スプライン外歯、３６…ロッド部、３６ｂ…ピストンフランジ、３６ｃ…リーク孔、３７…芯出し用ブッシュ、４１…ボール列、４２…オイル、４３…捩り角ストッパ、Ｇ…隙間

代理人 弁理士 伊 藤 進

Claims (8)

1. 駆動系に配設されている少なくとも１つの入出力軸に介装されて、該入出力軸に伝達される捩り振動を減衰・吸収する車両駆動系の捩りダンパ装置において、
   第１回転部材と該第１回転部材の同軸上に配設されている第２回転部材とを有し、
   上記両回転部材が軸方向へ相対的に螺旋運動自在に連結され、
   上記両回転部材間にスラスト剛性を発生させると共に一方の該回転部材から他方の該回転部材へ回転トルクを伝達するばね部材を介装した
   ことを特徴とする車両駆動系の捩りダンパ装置。
2. 上記ばね部材が圧縮トーションコイルばねであることを特徴とする請求項１記載の車両駆動系の捩りダンパ装置。
3. 上記圧縮トーションコイルばねが二重化されている
   ことを特徴とする請求項２記載の車両駆動系の捩りダンパ装置。
4. 上記螺旋運動は、上記両回転部材間に配設されるボールねじ機構により生成される
   ことを特徴とする請求項１〜３の何れかに記載の車両駆動系の捩りダンパ装置。
5. 上記螺旋運動は、上記両回転部材間の一方に形成された雄ねじと他方に形成された雌ねじとの螺合により生成される
   ことを特徴とする請求項１〜３の何れかに記載の車両駆動系の捩りダンパ装置。
6. 上記第１回転部材と上記第２回転部材との間にスラスト荷重を減衰するオイルダンパが介装されている
   ことを特徴とする請求項１〜５の何れかに記載の車両駆動系の捩りダンパ装置。
7. 上記第１回転部材と上記第２回転部材との間に、該両回転部材の軸芯を保持した状態で回転及びスラスト方向への移動を許容する芯出し用ブッシュが介装されていると共に、
   上記芯出し用ブッシュを摩擦材を用いて形成した
   ことを特徴とする請求項１〜５の何れかに記載の車両駆動系の捩りダンパ装置。
8. 上記両回転部材間に、該両回転部材の相対回転角を規制する捩り角ストッパが設けられている
   ことを特徴とする請求項１〜７の何れかに記載の車両駆動系の捩りダンパ装置。

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