JP2008138885A - トルク変動吸収装置 - Google Patents

Abstract

【課題】高速駆動の継続時でもトルク変動吸収機能を確保する。
【解決手段】周方向に１８０度ずれて位置する駆動側回転部材のトルク受渡し部材２８、２９と被駆動側回転部材のトルク受渡し部３１ａとの間の周方向空間に、第１ドライブプレート２１のガイド面２１ａにより摺動可能にガイドさせた９個のスプリングシート６０乃至６８によってそれぞれの両端を支持させた、３個の低ばね荷重のコイルスプリング７０乃至７２、２個の中ばね荷重のコイルスプリング７３、７４、３個の高ばね荷重のコイルスプリング７５乃至７７を周方向に直列に設置する。コイルスプリング７５のばね荷重の最大値は、エンジンの最大駆動トルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定し、コイルスプリング７７のばね荷重の最大値は、最大ブレーキトルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定する。
【選択図】図１

Description

この出願の発明は、自動車等の駆動系内に介装されるトルク変動吸収装置に関するものである。

自動車のエンジンの出力軸と変速機の入力軸との間に介装しトルク変動を吸収させるトルク変動吸収装置として、様々な構成のものが知られているが、例えば下記特許文献１の図７に示された装置は、低トルク域から高トルク域に亘り良好なトルク変動吸収性能を発揮させるために捩り特性（駆動側回転部材と被駆動側回転部材との相対回動角度とトルクとの関係を表す）を折れ線状に設定可能とし、駆動側回転部材と被駆動側回転部材との間でトルク伝達をするコイルスプリングが遠心力により他部材と接触し摩耗して損傷する可能性を低くすることとしている。

このトルク変動吸収装置においては、エンジンと一体に回転する駆動側回転部材に半径方向内方に向いたガイド面を設け、このガイド面の内径側に駆動側回転部材と同軸的に且つ回転自在に配置した被駆動側回転部材の外周とガイド面との間に周方向の空間を形成し、駆動側回転部材および被駆動側回転部材には空間内に突入するトルク受渡し部をそれぞれ設け、これら両トルク受渡し部の間の周方向空間には、ガイド面により摺動可能にガイドさせたスプリングシートによってそれぞれの両端を支持させた２個の低ばね荷重のコイルスプリング、及びこのコイルスプリングよりばね荷重の大きいコイルスプリング５個を周方向に直列に且つ周方向空間の周方向両端部に低ばね荷重のコイルスプリングが位置するように設置している。そして、駆動側回転部材と被駆動側回転部材との間の所定の最大捩り角を超える捩りは、駆動側回転部材のトルク受渡し部と被駆動側回転部材のトルク受渡し部との間にスプリングシートを介する当接関係が生じることで規制され、併せて各コイルスプリングの密着が防止されている。

尚、例えば特許文献２及び３には、両端のピッチが小さい円弧状コイルスプリング、あるいは両端が低ばね荷重のコイルスプリングと高ばね荷重のコイルスプリングを組合せたものが使用されている。

特開平１０−１３２０２８号公報 独国特許公開公報ＤＥ４２１５５９３Ａ１ 独国特許公開公報ＤＥ４３４１３７４Ａ１

上記の如く低ばね荷重のコイルスプリングを両トルク受渡し部間の周方向空間の両端部に配置した従来装置においては、高速駆動時、トルク変動吸収機能が発揮されなくなることがあった。その原因は、次のようであると考えられる。

高速駆動時においては、スプリングシートがそれ自体およびコイルスプリングに働く遠心力によって駆動側回転部材のガイド面に押圧され、ガイド面とスプリングシートとの間の摩擦力が大きなものとなる。この摩擦力は、スプリングシートの摺動に抵抗する。低ばね荷重のコイルスプリングは、駆動トルクの増大で撓んだ後に駆動トルクが減少しても、そのばね荷重が小さいため、スプリングシートと駆動側回転部材のガイド面との間の摩擦力に抗してスプリングシートを摺動させて復元することができず、また、高ばね荷重のコイルスプリングは、駆動トルクの増加で撓んだ後に駆動トルクが減少しても、そのばね荷重が大きいものの、復元するためにガイド面を摺動させなければならないスプリングシートの数が多いため、やはりスプリングシートを摺動させて復元することが出来ず、その結果、高速駆動の継続により高ばね荷重のコイルスプリングの撓みが徐々に増加し、遂には駆動側回転部材のトルク受渡し部と被駆動側回転部材のトルク受渡し部との間で全てのスプリングシートが挟み付けられた状態となり、トルク変動が吸収できなくなる。

而して、高速駆動時でもトルク変動吸収機能を確保するためには、駆動側回転部材のガイド面とスプリングシートとの間の摩擦力をより小さくする等、ガイド面によるコイルスプリングのガイド部の摩擦力を小さくすればよいことが判るが、そのためには多大な開発費用が必要となる。

前述のように、高速駆動の継続によりコイルスプリングの撓みが徐々に増加してトルク変動が吸収できなくなる現象は、駆動側回転部材のトルク受渡し部と被駆動側回転部材のトルク受渡し部の間の周方向空間に、ガイド面により摺動可能にガイドさせた円弧状のコイルスプリングを配置し、周方向におけるコイルスプリングの各部のばね荷重を上記トルク変動吸収装置と同様に変化させ、或いは周方向におけるコイルスプリングの各部のばね荷重を同じにした構成を有する公知の別のトルク変動吸収装置でも発生する。

例えば、前掲の特許文献２及び３に記載の何れの場合も、低トルク時には両端の低ばね荷重部分によって良好なＮＶ性能（耐騒音、振動）が期待できるものの、高トルク時には両端のコイルが密着し、この密着した部分の重量がヒステリシスとして上乗せされてしまいＮＶ性能を悪化させることになる。更に高トルク状態を継続させた場合には、コイルスプリングの端部が自重の遠心力のヒステリシスによって復元できなくなり、トルク変動により徐々に押し込まれ、遂にはトーション部全体がストッパまで捩れ、トルク変動を吸収しきれず衝撃となるおそれがある。

そこで、この出願の発明は、高速駆動時でもトルク変動吸収機能を確保することを目的とする。

この出願の請求項１の発明は、エンジンと一体に回転する駆動側回転部材に半径方向内方に向いたガイド面を設け、このガイド面の内径側に前記駆動側回転部材と同軸的に且つ回転自在に配置した被駆動側回転部材の外周と前記ガイド面との間に周方向の空間を形成し、前記駆動側回転部材および前記被駆動側回転部材には前記空間内に突入するトルク受渡し部をそれぞれ設け、これら両トルク受渡し部の間の周方向空間には、前記ガイド面により摺動可能にガイドさせたスプリングシートによってそれぞれの両端を支持させたコイルスプリングを複数個、周方向に直列に設置したトルク変動吸収装置において、前記複数個のコイルスプリングのうち少なくとも二つのコイルスプリングのばね荷重が相互に異なり、前記周方向空間の周方向両端部に配置され正回転方向側の端部に位置するコイルスプリングのばね荷重と負回転方向側の端部に位置するコイルスプリングのばね荷重は、前記正回転方向側の端部及び前記負回転方向側の端部に配置されたコイルスプリングの間に位置するコイルスプリングのばね荷重より大きい値とし、前記周方向空間の周方向両端部のうちの正回転方向側の端部に配置されたコイルスプリングのばね荷重の最大値を、前記エンジンの最大駆動トルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定したことを特徴とするトルク変動吸収装置である。

上記のトルク変動吸収装置において、自動車の駆動系のようにエンジンブレーキ状態がある場合、エンジンの最大ブレーキトルクが最大駆動トルクより小さいことから、エンジンブレーキ時の良好なトルク変動吸収性能を確保するため、請求項２に記載したように、両トルク受渡し部の間の周方向空間の周方向両端部のうちの負回転方向側の端部に配置されたコイルスプリングのばね荷重の最大値を、前記エンジンの最大ブレーキトルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定することが望ましい。

この出願の請求項３の発明は、エンジンと一体に回転する駆動側回転部材に半径方向内方に向いたガイド面を設け、このガイド面の内径側に前記駆動側回転部材と同軸的に且つ回転自在に配置した被駆動側回転部材の外周と前記ガイド面との間に周方向の空間を形成し、前記駆動側回転部材および前記被駆動側回転部材には前記空間内に突入するトルク受渡し部をそれぞれ設け、これら両トルク受渡し部の間の周方向空間には、前記ガイド面により摺動可能にガイドさせたスプリングを設置したトルク変動吸収装置において、前記スプリングを前記空間内の周方向の位置によってばね荷重が相互に異なる１個の円弧状コイルスプリングで形成し、この円弧状コイルスプリングの周方向両端部のコイルスプリングによるばね荷重は、中間部のコイルスプリングによるばね荷重より大きい値に設定し、前記周方向空間の周方向両端部のうちの正回転方向側の端部に位置するコイルスプリングによるばね荷重の最大値を、前記エンジンの最大駆動トルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定したことを特徴とするトルク変動吸収装置である。

前記スプリングは、請求項４に記載のように、円弧状コイルスプリングの周方向両端部のピッチを中間部のピッチより大きい値に設定するとよい。あるいは、請求項５に記載のように、円弧状コイルスプリングの周方向両端部の線径を中間部の線径より大きい値に設定することとしてもよい。更に、請求項６に記載のように、前記周方向空間の周方向両端部のうちの負回転方向側の端部に位置するコイルスプリングによるばね荷重の最大値を、前記エンジンの最大ブレーキトルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定するとよい。

本発明は上述のように構成されているので以下に記載の効果を奏する。即ち、この出願の発明に係るトルク変動吸収装置は、両トルク受渡し部の間の周方向空間の周方向両端部に配置され正回転方向側の端部に位置するコイルスプリングのばね荷重と負回転方向側の端部に位置するコイルスプリングのばね荷重は、正回転方向側の端部及び負回転方向側の端部に配置されたコイルスプリングの間に位置するコイルスプリングのばね荷重より大きい値とし、周方向空間の周方向両端部のうちの正回転方向側の端部に高ばね荷重のコイルスプリングを配置し、このコイルスプリングのばね荷重をエンジンの最大駆動トルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定したことにより、高速駆動が継続した時においても、トルク受渡し部の間の周方向空間の周方向両端部のうちで正回転方向側の端部に配置した高ばね荷重のコイルスプリングの伸縮によりトルク変動吸収性能を確保することができる。特に、両トルク受渡し部の間の周方向空間の周方向両端部のうちで正回転方向側の端部に高ばね荷重のコイルスプリングを配置したことにより、このコイルスプリングはその端部と被駆動側回転部材のトルク受渡し部との間に位置する１個のスプリングシートを摺動させることにより復元することができる。従って、このスプリングのばね荷重をエンジンの最大駆動トルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定することにより、高速駆動が継続した時においても、トルク受渡し部の間の周方向空間の周方向両端部のうちで正回転方向側の端部に配置した高ばね荷重のコイルスプリングの伸縮によりトルク変動吸収性能を確保することができる。

そして、請求項２に記載のように構成することにより、高速駆動が継続した時と同様に、高速エンジンブレーキが継続したとしても、両トルク受渡し部の間の周方向空間の周方向両端部のうちの負回転方向側の端部に配置するコイルスプリングの伸縮によりトルク変動吸収性能を確保することができる。

また、請求項３に記載のように構成したトルク変動吸収装置においては、両トルク受渡し部の間の周方向空間内の周方向の位置によってばね荷重が相互に異なる１個の円弧状コイルスプリングで形成し、この円弧状コイルスプリングの周方向両端部のコイルスプリングによるばね荷重は、中間部のコイルスプリングによるばね荷重より大きい値に設定し、周方向空間の周方向両端部のうちの正回転方向側の端部に位置するコイルスプリングによるばね荷重の最大値を、エンジンの最大駆動トルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定したので、高速駆動が継続した時においても、トルク受渡し部の間の周方向空間の周方向両端部のうちで正回転方向側の端部に配置したスプリングの伸縮によりトルク変動吸収性能を確保することができる。

更に、請求項４に記載のように構成することにより、高速駆動が継続した時においても、コイルスプリングの端部は密着しないので、微振動時のヒステリシスの上昇を抑えることができる。あるいは、請求項５に記載のように構成することにより、一層の低捩り剛性化及び広捩り角化を図ることができ、しかも端部の線径が大であるのでスプリングシートを用いなくてもスプリングの損傷を懸念する必要はない。また、請求項６に記載のように、周方向両端部のうちの負回転方向側の端部に位置するコイルスプリングによるばね荷重の最大値を、エンジンの最大ブレーキトルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定することにより、高速エンジンブレーキが継続した時、負回転方向側の端部に位置するスプリングの伸縮によりトルク変動吸収性能を確保することができる。

図１及び図２は、この出願の発明に係るトルク変動吸収装置の第１実施形態を示すものであり、図１は縦断面図、図２は図１の右方から見た一部切除側面図である。図１及び図２において、断面を示すハッチングは、図が見難くなるため省略してある。図１及び図２において、トルク変動吸収装置１０は、駆動側回転部材２０と被駆動側回転部材３０とを有する。駆動側回転部材２０は、第１ドライブプレート２１、第２ドライブプレート２２、リングギヤ２３、イナーシャリング２４、インナープレート２５、スペーサ２６、２７を主たる構成要素としている。第１ドライブプレート２１の外周部の円筒状部はその内周によりガイド面２１ａを構成している。第１ドライブプレート２１、第２ドライブプレート２２、イナーシャリング２４は外周部にて溶接され、リングギヤ２３は第１ドライブプレート２１に溶接されている。第１ドライブプレート２１、インナープレート２５、スペーサ２６、２７はリベットにより結合されており、これらに形成された軸方向孔にボルト（図示省略）を挿通してエンジン出力軸（図示省略）に螺合することによりエンジンと結合される。

被駆動側回転部材３０は、軸方向において第１ドライブプレート２１と第２ドライブプレート２２との間に位置するドリブンディスク３１と、このドリブンディスク３１がボルト３２により結合されたフライホイール３３とを有する。このフライホイール３３は、インナープレート２５によりボールベアリング４０を介して回転自在に支承されている。フライホイール３３には、エンジンと変速機（図示省略）との間のトルク伝達を断続する摩擦クラッチ（図示省略）のための摩擦面３３ａが形成されている。

第１ドライブプレート２１のガイド面２１ａとドリブンディスク３１の外周との間には周方向の空間５０が形成されている。この空間５０には、周方向に１８０度ずれた２個所のそれぞれにおいて、ドライブプレート２１、２２にリベットで結合された一対のトルク受渡し部材２８、２９と、ドリブンディスク３１の外周に形成されてトルク受渡し部材２８、２９間に位置するトルク受渡し部３１ａが設置される。

周方向に１８０度ずれて位置するトルク受渡し部材２８、２９とトルク受渡し部３１ａとの間の２つの周方向空間のそれぞれには、コイルスプリングが複数個配設され、好適には、低ばね荷重のコイルスプリングと高ばね荷重のコイルスプリングが配設される。この実施形態においては、第１ドライブプレート２１のガイド面２１ａにより摺動可能にガイドさせた９個のスプリングシート６０乃至６８によってそれぞれの両端を支持させた３個の低ばね荷重のコイルスプリング７０、７１、７２、２個の中ばね荷重のコイルスプリング７３、７４、並びに３個の高ばね荷重のコイルスプリング７５、７６、７７が周方向に直列に設置されている。

上記のように、ガイド面２１ａにガイドされたスプリングシート６０乃至６８によりコイルスプリング７０乃至７７のそれぞれの両端を支持させた構成により、コイルスプリング７０乃至７７のそれぞれが遠心力で第１ドライブプレート２１の円筒状部に当接し摩耗して損傷することが防止される。コイルスプリング７０乃至７７のそれぞれの両端を支持する２つのスプリングシートのそれぞれからコイルスプリングの内周側へ突出する突出部分は、コイルスプリングの撓み量の増加に応じて互いに接近し、互いに当接することによってコイルスプリングの撓み量を限定してコイルスプリングの密着を防止する。これから判るように、コイルスプリング７０乃至７７のそれぞれのばね荷重は、その撓み量に応じて変化するものである。そして、駆動側回転部材２０と被駆動側回転部材３０との最大捩り角は、トルク受渡し部材２８、２９とトルク受渡し部３１ａとがスプリングシート６０乃至６８を介して当接関係になることで規定される。

エンジンの回転方向は図２に矢印で示す正回転方向Ｆであり、駆動側回転部材２０と被駆動側回転部材３０との間に働くエンジン駆動トルクの方向は正回転方向Ｆに一致する。また、駆動側回転部材２０と被駆動側回転部材３０との間に働くエンジンブレーキトルクの方向は、図２に矢印で示した負回転方向Ｒに一致する。

コイルスプリング７０乃至７７の配列は、この出願の発明に従って、周方向空間の正回転方向Ｆ側の端部から負回転方向Ｒ側の端部へ、高ばね荷重のコイルスプリング７５、７６、中ばね荷重のコイルスプリング７３、低ばね荷重のコイルスプリング７０、７１、７２、中ばね荷重のコイルスプリング７４、高ばね荷重のコイルスプリング７７の順に配置されている。そして、高ばね荷重のコイルスプリング７５、７６、７７のそれぞれのばね荷重の最大値は、エンジンの最大駆動トルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定されている。尚、当然乍ら、コイルスプリング７５、７６、７７の最小ばね荷重（セット時のばね荷重）はエンジンの最大駆動トルクの伝達に必要な値よりも小さく設定されている。

また、コイルスプリング７７のばね荷重の最大値はエンジンの最大ブレーキトルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定されている。当然乍ら、コイルスプリング７７の最小ばね荷重（セット時のばね荷重）はエンジンの最大ブレーキトルクの伝達に必要な値よりも小さく設定されている。更に、駆動側回転部材２０と被駆動側回転部材３０との間には、その両者の相対回転に対して所定の摩擦抵抗トルクを発生させるヒステリシス装置８０、８１が介装されている。

図３は、図１及び図２に示すトルク変動吸収装置の捩り特性を示す線図である。図２は捩り角がゼロの状態を示しており、各トルク受渡し部３１ａとこれに隣接するスプリングシートとの間には、それぞれ空隙がある。この空隙は捩り角が図３の捩り角閘１または−閘１に達したときに消滅する。捩り角が図３の捩り角閘１〜閘２及び−閘１〜−閘２の範囲では、コイルスプリング７０乃至７７が伸縮する。捩り角が図３の捩り角閘２、−閘２に達すると低ばね荷重のコイルスプリング７０、７１、７２が縮み切り、捩り角が図３の捩り角閘２〜閘３及び−閘２〜−閘３の範囲では、コイルスプリング７３乃至７４が伸縮する。捩り角が図３の捩り角閘３、−閘３に達するとコイルスプリング７３、７４も縮み切り、図３の捩り角閘３〜閘４及び−閘３〜−閘４の範囲では、高ばね荷重のコイルスプリング７５、７６、７７が伸縮する。尚、図３に示すヒステリシストルクＨ１はヒステリシス装置８１によって与えられ、またヒステリシストルクＨ２はヒステリシス装置８０によって与えられる。

ところで、図１及び図２に示すトルク変動吸収装置１０においては、１８０度ずれた位置にあるトルク受渡し部材２８、２９とトルク受渡し部３１ａとの間の周方向空間の正回転方向側の端部に高ばね荷重のコイルスプリング７５が配置されている。高速駆動時においてはスプリングシート６０乃至６８やコイルスプリング７０乃至７７に働く遠心力によって、スプリングシート６０乃至６８とガイド面２１ａとの間の摩擦力が増大し、スプリングシート６０乃至６８のそれぞれが摺動し難くなるが、コイルスプリング７５はその端部と被駆動側回転部材のトルク受渡し部との間に位置する１個のスプリングシート６０を摺動させることにより復元することができる。そして、このスプリング７５のばね荷重はエンジンの最大駆動トルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定されているので、高速駆動が継続した時においても、コイルスプリング７５の伸縮によりトルク変動吸収性能が確保される。

また、エンジンブレーキ時、被駆動側回転部材３０から駆動側回転部材２０に負回転方向Ｒの向きのトルクが直列のコイルスプリング７０乃至７７を介して伝達されるが、このときのトルク変動吸収性能はコイルスプリング７７の伸縮によって確保される。コイルスプリング７７は１個のスプリングシート６８を摺動させることにより復元することができる。そして、このスプリング７７のばね荷重の最大値はエンジンの最大ブレーキトルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定されているので、エンジンブレーキが継続した時においても、コイルスプリング７７の伸縮によりトルク変動吸収性能が確保される。

図４及び図５は、この出願の発明のトルク変動吸収装置の第２実施形態を示す。このトルク変動吸収装置１１０の、図１及び図２に示すトルク変動吸収装置１０に対する主たる相違点は、コイルスプリング７０乃至７７の配列にある。即ち、図４及び図５において、図１及び図２に示す構成部材に対応する構成部材には図１及び図２で用いた符号と同じ符号が付してあり、図５と図２の比較から明らかなように、トルク変動吸収装置１１０においては、トルク受渡し部材２８、２９とトルク受渡し部３１ａとの間の周方向空間に、正回転方向Ｆ側の端部から負回転方向Ｒ側の端部へ、高ばね荷重のコイルスプリング７５、７６、７７、低ばね荷重のコイルスプリング７０、７１、７２、中ばね荷重のコイルスプリング７３、７４の順に配置されている。

図４及び図５における高ばね荷重のコイルスプリング７５、７６、７７のそれぞれのばね荷重の最大値は、エンジンの最大駆動トルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定されている。そして、中ばね荷重のコイルスプリング７４のばね荷重の最大値は、エンジンの最大ブレーキトルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定されている。当然乍ら、コイルスプリング７４の最小ばね荷重（セット時のばね荷重）はエンジンの最大ブレーキトルクの伝達に必要な値よりも小さく設定されている。第２実施形態の第１実施形態に対するその他の相違点としては、図１のイナーシャリング２４が省略されている点が挙げられる。尚、図４及び図５においても、断面を示すハッチングが省略されている。

而して、図４及び図５に示すトルク変動吸収装置１１０においては、エンジンブレーキ時、被駆動側回転部材３０から駆動側回転部材２０に負回転方向Ｒの向きのトルクが直列のコイルスプリング７０乃至７７を介して伝達されるのであるが、コイルスプリング７４は１個のスプリングシート６８を摺動させることにより復元することができる。そして、このスプリング７４のばね荷重の最大値はエンジンの最大ブレーキトルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定されているので、エンジンブレーキが継続した時においても、コイルスプリング７４の伸縮によりトルク変動吸収性能が確保される。

以上説明した２つの実施形態は、駆動側回転部材のトルク受渡し部と被駆動側回転部材のトルク受渡し部の間の周方向空間に複数個のコイルスプリングを配置しているが、以下の実施形態に示すように、１個のコイルスプリングを配置することとしてもよく、その場合には両トルク受渡し部の間の周方向空間の周方向両端部のうちで正回転方向側の端部に位置するコイルスプリングのばね荷重がエンジンの最大駆動トルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定される。

図６はこの出願の発明の第３実施形態を示し、トルク変動吸収装置２１０は、２つの周方向空間のそれぞれに１個の円弧状コイルスプリング７８を配置したものである。この円弧状コイルスプリング７８（以下、単にコイルスプリング７８という）は、その周方向両端部７８ａ、７８ｃのピッチ（図６にＬ１、Ｌ３で示す）が中間部７８ｂのピッチ（図６にＬ２で示す）より大きい値に設定されている（Ｌ１＞Ｌ２、Ｌ３＞Ｌ２）。そして、コイルスプリング７８の正回転方向Ｆ側の端部７８ａのばね荷重はエンジンの最大駆動トルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定されている。これにより、高速駆動が継続した時においても、コイルスプリング７８の正回転方向Ｆ側の端部７８ａは密着することはなく、微振動時の捩り特性は図７に示すようになる。

これに対し、従来の両端のピッチを小さくしたコイルスプリング等を用いた装置においては、エンジンの最大駆動トルク以下で密着すると、密着したコイルスプリングの重量分がヒステリシスとして上乗せされるので、微振動時の捩り特性は図８に示すようになり、ヒステリシスがＨ４で示すように、図７のＨ３に比べて格段に大きい。このように、第３実施形態のトルク変動吸収装置２１０においては、従来装置に比べ、微振動時のヒステリシスの上昇を適切に抑えることができる。また、コイルスプリング７８の負回転方向Ｒ側の端部７８ｃのばね荷重の最大値はエンジンの最大ブレーキトルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定されているので、エンジンブレーキが継続した時においても、コイルスプリング７８の伸縮によりトルク変動吸収性能が確保される。

図９はこの出願の発明の第４実施形態のトルク変動吸収装置３１０を示すもので、図６の実施形態と同様、２つの周方向空間のそれぞれに１個の円弧状コイルスプリング７９を配置したものであるが、この円弧状コイルスプリング７９は、その周方向両端部７９ａ、７９ｃの線径（図９にｄ１で示す）が中間部７９ｂの線径（図９にｄ２で示す）より大きい値に設定されている（ｄ１＞ｄ２）。而して、この第４実施形態のトルク変動吸収装置３１０によれば、第３実施形態より一層の低捩り剛性化及び広捩り角化が可能となる。しかも、端部７９ａ、７９ｃの線径が大であるのでスプリングシートを用いなくても円弧状コイルスプリング７９の損傷を懸念する必要はない。

この出願の発明のトルク変動吸収装置の第１実施形態の縦断面図である。 図１の右方から見た一部切除側面図である。 図１及び図２のトルク変動吸収装置の捩り特性を示す線図である。 この出願の発明のトルク変動吸収装置の第２実施形態の縦断面図である。 図４の右方から見た一部切除側面図である。 この出願の第３実施形態の一部切除側面図である。 図６のトルク変動吸収装置の捩り特性を示す線図である。 従来のトルク変動吸収装置の捩り特性を示す線図である。 この出願の第４実施形態の一部分の一部切除側面図である。

符号の説明

１０、１１０、２１０、３１０ トルク変動吸収装置
２０ 駆動側回転部材
２１ａ 駆動側回転部材のガイド面
２８、２９ 駆動側回転部材のトルク受渡し部材
３０ 被駆動側回転部材
３１ａ 被駆動側回転部材のトルク受渡し部
５０ 空間
６０〜６８ スプリングシート
７０〜７９ コイルスプリング２

Claims (6)

1. エンジンと一体に回転する駆動側回転部材に半径方向内方に向いたガイド面を設け、このガイド面の内径側に前記駆動側回転部材と同軸的に且つ回転自在に配置した被駆動側回転部材の外周と前記ガイド面との間に周方向の空間を形成し、前記駆動側回転部材および前記被駆動側回転部材には前記空間内に突入するトルク受渡し部をそれぞれ設け、これら両トルク受渡し部の間の周方向空間には、前記ガイド面により摺動可能にガイドさせたスプリングシートによってそれぞれの両端を支持させたコイルスプリングを複数個、周方向に直列に設置したトルク変動吸収装置において、
   前記複数個のコイルスプリングのうち少なくとも二つのコイルスプリングのばね荷重が相互に異なり、
   前記周方向空間の周方向両端部に配置され正回転方向側の端部に位置するコイルスプリングのばね荷重と負回転方向側の端部に位置するコイルスプリングのばね荷重は、前記正回転方向側の端部及び前記負回転方向側の端部に配置されたコイルスプリングの間に位置するコイルスプリングのばね荷重より大きい値とし、
   前記周方向空間の周方向両端部のうちの正回転方向側の端部に配置されたコイルスプリングのばね荷重の最大値を、前記エンジンの最大駆動トルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定したことを特徴とするトルク変動吸収装置。
2. 請求項１に記載のトルク変動吸収装置であって、前記周方向空間の周方向両端部のうちの負回転方向側の端部に配置されたコイルスプリングのばね荷重の最大値を、前記エンジンの最大ブレーキトルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定したことを特徴とするトルク変動吸収装置。
3. エンジンと一体に回転する駆動側回転部材に半径方向内方に向いたガイド面を設け、このガイド面の内径側に前記駆動側回転部材と同軸的に且つ回転自在に配置した被駆動側回転部材の外周と前記ガイド面との間に周方向の空間を形成し、前記駆動側回転部材および前記被駆動側回転部材には前記空間内に突入するトルク受渡し部をそれぞれ設け、これら両トルク受渡し部の間の周方向空間には、前記ガイド面により摺動可能にガイドさせたスプリングを設置したトルク変動吸収装置において、
   前記スプリングを前記空間内の周方向の位置によってばね荷重が相互に異なる１個の円弧状コイルスプリングで形成し、この円弧状コイルスプリングの周方向両端部のコイルスプリングによるばね荷重は、中間部のコイルスプリングによるばね荷重より大きい値に設定し、
   前記周方向空間の周方向両端部のうちの正回転方向側の端部に位置するコイルスプリングによるばね荷重の最大値を、前記エンジンの最大駆動トルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定したことを特徴とするトルク変動吸収装置。
4. 請求項３に記載のトルク変動吸収装置であって、前記円弧状コイルスプリングの周方向両端部のピッチを中間部のピッチより大きい値に設定したことを特徴とするトルク変動吸収装置。
5. 請求項３に記載のトルク変動吸収装置であって、前記円弧状コイルスプリングの周方向両端部の線径を中間部の線径より大きい値に設定したことを特徴とするトルク変動吸収装置。
6. 請求項３に記載のトルク変動吸収装置であって、前記周方向空間の周方向両端部のうちの負回転方向側の端部に位置するコイルスプリングによるばね荷重の最大値を、前記エンジンの最大ブレーキトルクの伝達に必要な値よりも大きい値に設定したことを特徴とするトルク変動吸収装置。

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