JP2012225482A - 捩じり振動低減装置 - Google Patents

Abstract

【課題】エンジンの広範囲の運転状態に渡って高い捩じり振動減衰効果を得る。
【解決手段】エンジン１の回転速度ωが設定速度ω_set以下である場合は、遠心クラッチ２０が係合状態となることで、エンジン１と出力軸１５間の角加速度差の発生時に慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメントが大きくなり、捩じり振動減衰効果が得られる周波数帯が低くなる。一方、エンジン１の回転速度ωが設定速度ω_setより高い場合は、遠心クラッチ２０が解放状態となることで、エンジン１と出力軸１５間の角加速度差の発生時に慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメントが小さくなり、捩じり振動減衰効果が得られる周波数帯が高くなる。
【選択図】図２

Description

本発明は、エンジンから出力軸への捩じり振動の伝達を低減するための捩じり振動低減装置に関する。

この種の捩じり振動低減装置の関連技術が下記特許文献１に開示されている。特許文献１の捩じり振動低減装置では、エンジンに結合された駆動側の伝達部材と、被駆動側の伝達部材とにそれぞれ回転質量が配設されており、駆動側の伝達部材が遊星歯車機構の太陽歯車に結合され、被駆動側の伝達部材が遊星歯車機構の内歯歯車に結合されている。さらに、遊星歯車機構の遊星支持体に中間質量が配設されており、駆動側の伝達部材（回転質量）がばね装置を介して遊星支持体（中間質量）に結合されている。

特開平７−２０８５４７号公報 実開平４−３９４５１号公報 特公平６−４８０３１号公報

特許文献１では、捩じり振動減衰効果が得られる周波数帯が狭い範囲に固定されるのに対して、捩じり振動減衰対象となる周波数帯は、エンジンの回転速度やエンジンのトルク等のエンジンの運転状態に応じて変化する。したがって、特許文献１では、捩じり振動減衰効果が得られるエンジンの運転状態が狭い範囲に限定され、エンジンの運転状態が変化すると、捩じり振動減衰対象となる周波数帯が捩じり振動減衰効果が得られる周波数帯から外れるため、捩じり振動減衰効果が低下する。

本発明は、エンジンの広範囲の運転状態に渡って高い捩じり振動減衰効果を得ることができる捩じり振動低減装置を提供することを目的とする。

本発明に係る捩じり振動低減装置は、上述した目的を達成するために以下の手段を採った。

本発明に係る捩じり振動低減装置は、エンジンから出力軸への捩じり振動の伝達を低減するための捩じり振動低減装置であって、エンジンと出力軸との角加速度差の発生時に、当該角加速度差に応じた角加速度で慣性体の回転速度を変化させることで、慣性体の回転速度の変化による慣性トルクをエンジンと出力軸間のトルク伝達経路に作用させる慣性体回転機構と、エンジンの運転状態に応じて、前記トルク伝達経路に作用させる慣性トルクを変化させることで、エンジンと出力軸間の捩じり振動伝達特性を変化させる振動伝達特性可変機構と、を備えることを要旨とする。

本発明の一態様では、慣性体回転機構は、エンジンとともに回転する入力側回転要素と、出力軸とともに回転する出力側回転要素と、慣性体とともに回転する、または慣性体の少なくとも一部を構成する慣性側回転要素と、を含み、慣性側回転要素と出力側回転要素との回転速度差が出力側回転要素と入力側回転要素との回転速度差に比例する、または慣性側回転要素と入力側回転要素との回転速度差が入力側回転要素と出力側回転要素との回転速度差に比例する差動機構であることが好適である。

本発明の一態様では、捩じり振動を吸収するための緩衝部材を介して入力側回転要素と出力側回転要素が連結されていることが好適である。

本発明の一態様では、振動伝達特性可変機構は、慣性トルクを前記トルク伝達経路に作用させる慣性体の慣性モーメントを変化させることで、エンジンと出力軸間の捩じり振動伝達特性を変化させる機構であることが好適である。

本発明の一態様では、振動伝達特性可変機構は、エンジンの回転速度の増加に応じて、慣性トルクを前記トルク伝達経路に作用させる慣性体の慣性モーメントを減少させる機構であることが好適である。

本発明の一態様では、振動伝達特性可変機構は、エンジンのトルクの減少に応じて、慣性トルクを前記トルク伝達経路に作用させる慣性体の慣性モーメントを減少させる機構であることが好適である。

本発明の一態様では、振動伝達特性可変機構は、エンジンの角速度ω、出力軸の角速度ω_t、慣性体の角速度ω_f、及び差動ゲインＫに関して、
ω_f＝Ｋ×(ω−ω_t)＋ω
が成立する場合に、緩衝部材の弾性係数をＫ_luとすると、慣性トルクを前記トルク伝達経路に作用させる慣性体の慣性モーメントと

との差の絶対値が設定値以下になるように、慣性トルクを前記トルク伝達経路に作用させる慣性体の慣性モーメントを変化させる機構であることが好適である。

本発明の一態様では、振動伝達特性可変機構は、慣性体と前記トルク伝達経路間のトルク伝達を許容または遮断するトルク断続機構を含むことが好適である。

本発明の一態様では、トルク断続機構は、エンジンの回転速度が設定速度より高い場合に、慣性体と前記トルク伝達経路間のトルク伝達を遮断する遠心クラッチであることが好適である。

本発明の一態様では、振動伝達特性可変機構においては、慣性体に対してトルク伝達を行うための歯車機構にバックラッシュを有し、歯車機構のバックラッシュの大きさは、エンジンの回転速度が所定の低回転速度であるときのエンジンと出力軸間の捩じれ角の振幅よりも小さく、且つエンジンの回転速度が所定の高回転速度であるときのエンジンと出力軸間の捩じれ角の振幅よりも大きいことが好適である。

本発明の一態様では、差動機構が差動歯車機構であり、振動伝達特性可変機構においては、差動歯車機構の互いに噛み合う慣性側回転要素と歯車要素との間にバックラッシュを有し、バックラッシュの大きさは、エンジンの回転速度が所定の低回転速度であるときのエンジンと出力軸間の捩じれ角の振幅よりも小さく、且つエンジンの回転速度が所定の高回転速度であるときのエンジンと出力軸間の捩じれ角の振幅よりも大きいことが好適である。

本発明の一態様では、振動伝達特性可変機構は、慣性体と前記トルク伝達経路間で伝達されるトルクの制限値を変化させることで、エンジンと出力軸間の捩じり振動伝達特性を変化させる機構であることが好適である。

本発明の一態様では、振動伝達特性可変機構は、エンジンの回転速度の増加に応じて、前記制限値を減少させる機構であることが好適である。

本発明の一態様では、振動伝達特性可変機構は、エンジンのトルクの減少に応じて、前記制限値を減少させる機構であることが好適である。

本発明の一態様では、差動機構が遊星ローラ機構であり、振動伝達特性可変機構は、遊星ローラ機構におけるローラ押付力を変化させることで、エンジンと出力軸間の捩じり振動伝達特性を変化させる押付力可変機構を含むことが好適である。

本発明の一態様では、振動伝達特性可変機構は、慣性体のエンジンに対する回転速度比を変化させることで、エンジンと出力軸間の捩じり振動伝達特性を変化させる変速機構を含むことが好適である。

本発明の一態様では、変速機構は、エンジンの回転速度の増加に応じて、慣性体のエンジンに対する回転速度比を減少させる機構であることが好適である。

本発明の一態様では、変速機構は、エンジンのトルクの減少に応じて、慣性体のエンジンに対する回転速度比を減少させる機構であることが好適である。

本発明の一態様では、変速機構は、エンジンの角速度をω、出力軸の角速度をω_t、慣性体の角速度をω_f、慣性体の慣性モーメントをＩ_f、緩衝部材の弾性係数をＫ_luとすると、
ω_f＝Ｋ×(ω−ω_t)＋ω
を満たす差動ゲインＫと

との差の絶対値が設定値以下になるように、慣性体のエンジンに対する回転速度比を変化させる機構であることが好適である。

本発明によれば、エンジンの運転状態に応じて、エンジンと出力軸間のトルク伝達経路に作用させる慣性トルクを変化させることで、エンジンと出力軸間の捩じり振動伝達特性を変化させるため、エンジンの広範囲の運転状態に渡って、高い捩じり振動減衰効果を得ることができる。

自動車の動力伝達系の概略構成を示す図である。 本発明の実施形態に係る捩じり振動低減装置の概略構成を示す図である。 本発明の実施形態に係る捩じり振動低減装置の捩じり振動伝達特性を示す図である。 本発明の実施形態に係る捩じり振動低減装置の他の概略構成を示す図である。 本発明の実施形態に係る捩じり振動低減装置の他の概略構成を示す図である。 本発明の実施形態に係る捩じり振動低減装置の他の概略構成を示す図である。 本発明の実施形態に係る捩じり振動低減装置の捩じり振動伝達特性を示す図である。 本発明の実施形態に係る捩じり振動低減装置の他の概略構成を示す図である。 本発明の実施形態に係る捩じり振動低減装置の他の概略構成を示す図である。 本発明の実施形態に係る捩じり振動低減装置の他の概略構成を示す図である。 本発明の実施形態に係る捩じり振動低減装置の他の概略構成を示す図である。 本発明の実施形態に係る捩じり振動低減装置の他の概略構成を示す図である。 本発明の実施形態に係る捩じり振動低減装置の他の概略構成を示す図である。

以下、本発明を実施するための形態（以下実施形態という）を図面に従って説明する。

図１は自動車の動力伝達系の概略構成を示す図であり、図２は本発明の実施形態に係る捩じり振動低減装置６の概略構成を示す図である。エンジン（内燃機関）１が発生した動力は、捩じり振動低減装置６を介して変速機２へ伝達される。変速機２は、エンジン１からの動力を変速して、差動装置３及びドライブシャフト４を介して車両の駆動輪５へ伝達する。本実施形態に係る捩じり振動低減装置６は、エンジン１から変速機２への捩じり振動の伝達を低減するために、エンジン１の出力軸と変速機２の入力軸との間に設けられている。

本実施形態に係る捩じり振動低減装置６は、差動機構である遊星機構１１と、捩じり振動を吸収するための緩衝部材１９と、慣性体としてのイナータ（フライホイール）１７と、トルク断続機構としての遠心クラッチ２０とを含んで構成される。遊星機構１１は、サン回転要素１６と、サン回転要素１６の外周を取り囲むリング回転要素１３と、サン回転要素１６とリング回転要素１３との間にこれらと係合して配置された複数のピニオン回転要素（遊星回転要素）１８と、各ピニオン回転要素１８を回転自在に支持するキャリア１４と、を有する。ここでの遊星機構１１は、遊星歯車機構であってもよいし、遊星ローラ機構であってもよい。遊星機構１１が遊星歯車機構である場合は、サン回転要素１６とリング回転要素１３と各ピニオン回転要素１８が歯車要素（サンギヤとリングギヤと各ピニオンギヤ）により構成され、遊星機構１１が遊星ローラ機構である場合は、サン回転要素１６とリング回転要素１３と各ピニオン回転要素１８がローラ要素（サンローラとリングローラと各ピニオンローラ）により構成される。図２は、遊星機構１１がシングルピニオン式の遊星機構である例を示している。

捩じり振動低減装置６の入力軸１２がエンジン１の出力軸に機械的に連結され、リング回転要素１３が入力軸１２に機械的に係合していることで、入力側回転要素であるリング回転要素１３がエンジン１及び入力軸１２とともに一体で回転する。捩じり振動低減装置６の出力軸１５が変速機２の入力軸に機械的に連結され、キャリア１４が出力軸１５に機械的に係合していることで、出力側回転要素であるキャリア１４が出力軸１５及び変速機２の入力軸とともに一体で回転する。遠心クラッチ２０はサン回転要素１６とイナータ１７との間に設けられている。サン回転要素１６の回転速度ω_fが設定速度ω_set以下である場合は、遠心クラッチ２０が係合状態となり、サン回転要素１６とイナータ１７が遠心クラッチ２０により係合することで、慣性側回転要素であるサン回転要素１６がイナータ１７とともに一体で回転する。一方、サン回転要素１６の回転速度ω_fが設定速度ω_setより高い場合は、遠心クラッチ２０が解放状態となり、サン回転要素１６とイナータ１７が遠心クラッチ２０により解放される。イナータ１７の慣性モーメントは、サン回転要素１６の慣性モーメントと比較して、十分大きい値に設定される。さらに、リング回転要素１３とキャリア１４が緩衝部材１９を介して機械的に連結されている。ここでの緩衝部材１９は、リング回転要素１３の周方向に関して弾性を有するばね要素等の弾性部材を含んで構成することが可能である。さらに、リング回転要素１３の周方向に関して粘性摩擦力やクーロン摩擦力を発生可能なダンパ要素を含んで緩衝部材１９を構成することも可能である。エンジン１が発生するトルクは、リング回転要素１３と緩衝部材１９とキャリア１４によるトルク伝達経路を介して出力軸１５へ伝達される。

遊星機構１１においては、サン回転要素１６の外径とリング回転要素１３の内径との比をρ（０＜ρ＜１）とすると、サン回転要素１６の回転速度ω_f、キャリア１４（出力軸１５）の回転速度ω_t、及びリング回転要素１３（エンジン１）の回転速度ωに関して以下の（１）式が成立する。つまり、サン回転要素１６の回転速度ω_fとキャリア１４の回転速度ω_tとの差ω_f−ω_tが、キャリア１４の回転速度ω_tとリング回転要素１３の回転速度ωとの差ω_t−ωに正の比例定数１／ρで比例する条件が成立する。

ω_f−ω_t＝１／ρ×(ω_t−ω) （１）

また、（１）式を変形すると、以下の（２）式が得られる。（２）式から、サン回転要素１６の回転速度ω_fは、リング回転要素１３とキャリア１４との回転速度差ω−ω_tの一次関数で表され、サン回転要素１６は、エンジン１と出力軸１５との回転速度差ω−ω_tに応じた回転速度で回転する。したがって、サン回転要素１６の角加速度ｄω_f／ｄｔ（時間微分をｄ／ｄｔで表す）は、リング回転要素１３とキャリア１４との角加速度差ｄω／ｄｔ−ｄω_t／ｄｔの一次関数で表され、サン回転要素１６は、エンジン１と出力軸１５との角加速度差ｄω／ｄｔ−ｄω_t／ｄｔに応じた角加速度で回転速度が変化する。

ω_f＝−(１＋ρ)／ρ×(ω−ω_t)＋ω （２）

エンジン１にトルク変動（回転変動）が発生していない状態では、エンジン１と出力軸１５との間に角加速度差は発生しておらず、遊星機構１１のサン回転要素１６とリング回転要素１３と各ピニオン回転要素１８とキャリア１４が等しい回転速度で一体となって回転する。一方、エンジン１にトルク変動が発生して捩じり振動が発生すると、緩衝部材１９がリング回転要素１３の周方向に関して変形しながら捩じり振動を緩和及び吸収することで、エンジン１から出力軸１５（変速機２）への捩じり振動の伝達が低減される。

さらに、エンジン１のトルク変動が発生して、エンジン１と出力軸１５との間に角加速度差が発生すると、サン回転要素１６は、エンジン１と出力軸１５との角加速度差ｄω／ｄｔ−ｄω_t／ｄｔに応じた角加速度で回転速度が変化する。トルク変動発生直前において、エンジン１の回転速度ωが設定速度ω_set以下である場合は、サン回転要素１６の回転速度ω_fも設定速度ω_set以下であるため、遠心クラッチ２０が係合状態となる。その場合は、イナータ１７とサン回転要素１６が等しい回転速度で一体となって回転し、エンジン１と出力軸１５との角加速度差ｄω／ｄｔ−ｄω_t／ｄｔに応じた角加速度でイナータ１７の回転速度ω_fが変化する。このイナータ１７の回転速度ω_fの変化により、エンジン１と出力軸１５との角加速度差ｄω／ｄｔ−ｄω_t／ｄｔに応じた慣性トルクがイナータ１７に発生し、この慣性トルクがエンジン１と出力軸１５間のトルク伝達経路であるキャリア１４に作用する。このキャリア１４に作用する慣性トルクがエンジン１と出力軸１５間のトルク変動を妨げる働きを行い、エンジン１から出力軸１５（変速機２）への捩じり振動の伝達が低減される。このように、エンジン１の回転速度ωが設定速度ω_set以下であり、遠心クラッチ２０が係合状態にある場合は、イナータ１７とキャリア１４（エンジン１と出力軸１５間のトルク伝達経路）間のトルク伝達が許容され、エンジン１と出力軸１５との角加速度差ｄω／ｄｔ−ｄω_t／ｄｔに応じたイナータ１７の慣性トルクがキャリア１４に伝達される。その場合におけるエンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性（出力軸トルク振幅／エンジントルク振幅の周波数特性）は、図３のＡに示すようになり、低周波数帯においてゲインが低くなって捩じり振動減衰効果が得られる。

一方、トルク変動発生直前において、エンジン１の回転速度ωが設定速度ω_setより高い場合は、サン回転要素１６の回転速度ω_fも設定速度ω_setより高いため、遠心クラッチ２０が解放状態となる。その場合は、イナータ１７とキャリア１４間のトルク伝達が遮断され、エンジン１と出力軸１５との角加速度差ｄω／ｄｔ−ｄω_t／ｄｔに応じた慣性トルクがイナータ１７からキャリア１４に作用しなくなり、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメント（質量）が減少する。その場合におけるエンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性は、図３のＢに示すようになり、高周波数帯においてゲインが低くなって捩じり振動減衰効果が得られる。このように、遠心クラッチ２０の係合／解放の切り替えにより、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメントを変化させることで、エンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性を変化させることができ、捩じり振動減衰効果が得られる周波数帯を変化させることができる。

エンジン１の回転速度ωが低い場合は、捩じり振動減衰対象となる周波数帯も低くなる。一方、エンジン１の回転速度ωが高い場合は、捩じり振動減衰対象となる周波数帯も高くなり、また、エンジン１と変速機２間の捩じりトルクも小さくなるため、イナータ１７が加振すると振動の原因となる場合がある。これに対して本実施形態では、エンジン１の回転速度ωが設定速度ω_set以下である場合は、遠心クラッチ２０が係合状態となることで、エンジン１のトルク変動の発生時（エンジン１と出力軸１５間の角加速度差の発生時）に、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメント（質量）が大きくなり、キャリア１４に作用する慣性トルクも大きくなる。その結果、エンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性は、図３のＡに示すような、低周波数帯においてゲインが低く捩じり振動減衰効果が得られる周波数特性となる。一方、エンジン１の回転速度ωが設定速度ω_setより高い場合は、遠心クラッチ２０が解放状態となることで、エンジン１と出力軸１５間の角加速度差の発生時に、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメント（質量）が小さくなり、キャリア１４に作用する慣性トルクも小さくなる。その結果、エンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性は、図３のＢに示すような、高周波数帯においてゲインが低く捩じり振動減衰効果が得られる周波数特性となる。このように、エンジン１の回転速度ωの増加に応じて、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメントを減少させる（キャリア１４に作用する慣性トルクを減少させる）ことで、捩じり振動減衰効果が得られる周波数帯を高くすることができるので、エンジン１の低回転領域から高回転領域に渡って、高い捩じり振動減衰効果を得ることができる。特にエンジン１を少気筒化する場合は、エンジン１の回転変動が大きくなりやすいが、本実施形態では、その場合であっても、高い捩じり振動減衰効果を得ることができる。さらに、エンジン１の回転速度ωに応じて、遠心クラッチ２０の係合／解放が切り替わることで、クラッチ機構の電子制御を行うことなく、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメント（キャリア１４に作用する慣性トルク）を変化させることができ、エンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性を変化させることができる。

上記の説明では、遠心クラッチ２０をサン回転要素１６とイナータ１７との間に設けるものとしたが、遠心クラッチ２０を設ける位置は、エンジン１と出力軸１５間のトルク伝達経路と、イナータ１７との間のトルク伝達を許容または遮断可能な位置であればよく、上記の位置に限定されるものではない。例えば図４に示すように、キャリア１４を、各ピニオン回転要素１８を回転支持する部分１４ａと、出力軸１５に機械的に係合している部分１４ｂ（エンジン１と出力軸１５間のトルク伝達経路）とに分割し、これらの部分１４ａ，１４ｂ間に遠心クラッチ２０を設けることも可能である。図４に示す構成例においても、遠心クラッチ２０の係合／解放により、出力軸１５に機械的に係合している部分１４ｂ（エンジン１と出力軸１５間のトルク伝達経路）とイナータ１７との間のトルク伝達の許容／遮断が可能となる。さらに、図４に示す構成例では、イナータ１７とサン回転要素１６を一体化することも可能であり、慣性体の少なくとも一部をサン回転要素１６により構成することも可能である。また、遠心クラッチ２０以外のクラッチ機構を用いて、エンジン１と出力軸１５間のトルク伝達経路と、イナータ１７との間のトルク伝達を許容または遮断することも可能である。その場合は、クラッチ機構の係合／解放を電子制御により行う。

また、上記の説明では、エンジン１の回転速度ωに応じて、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメント（キャリア１４に作用する慣性トルク）を２段階に変化させることで、エンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性を２段階に変化させるものとした。ただし、本実施形態では、例えば図５や図６に示すように、イナータ１７及び遠心クラッチ２０の数をさらに増やして、遠心クラッチ２０の係合／解放が切り替わるときのエンジン１の回転速度ωを各遠心クラッチ２０毎に異ならせることで、エンジン１の回転速度ωの増加に応じて、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメントを減少させる（キャリア１４に作用する慣性トルクを減少させる）ように、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメントを多段階に変化させることが可能である。これによって、例えば図７に示すように、エンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性を多段階に変化させることが可能である。その場合における各イナータ１７の接続方法は、例えば図５に示すような直列接続であってもよいし、例えば図６に示すような並列接続であってもよい。図７に示すように、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメントが減少するほど、捩じり振動減衰効果が得られる周波数帯が高くなる。

ここで、エンジン１と出力軸１５間の捩じれ角(ω−ω_t)／ｓ（ｓは時間微分を表す）を以下の（３）式で表し、イナータ１７の角速度ω_fを以下の（４）式で表すものとすると、緩衝部材１９（弾性部材）によるエンジン１と変速機２間の伝達トルクＴ_sは以下の（５）式で表され、イナータ１７による伝達トルク（キャリア１４に作用する慣性トルク）Ｔ_iは以下の（６）式で表される。（４）式のＫは差動ゲインを表し、図２ではＫ＝−(１＋ρ)／ρ＜−２である。また、（３）式のＫ_luは、リング回転要素１３の周方向に関する緩衝部材１９（弾性部材）の弾性係数を表し、（４）式のＩ_fは、イナータ１７の慣性モーメントを表す。

(ω−ω_t)／ｓ＝−Ａ／ω²×sin(ω×ｔ) （３）
ω_f＝Ｋ×(ω−ω_t)＋ω （４）
Ｔ_s＝Ｋ_lu×−Ａ／ω²×sin(ω×ｔ) （５）
Ｔ_i＝Ｉ_f×Ｋ×ω_f×ｓ
＝Ｉ_f×Ｋ×[(Ｋ＋１)×Ａ×sin(ω×ｔ)＋ω_t×ｓ] （６）

（６）式において、ω_t×ｓ≒０と近似すると、イナータ１７による伝達トルクＴ_iは以下の（７）式で近似できる。

Ｔ_i≒Ｉ_f×Ｋ×(Ｋ＋１)×Ａ×sin(ω×ｔ) （７）

（５）式で表される緩衝部材１９によるエンジン１と変速機２間の伝達トルクＴ_sと、（７）式で近似されるイナータ１７による伝達トルクＴ_iが、逆位相で振幅が一致する場合に、常に最大の捩じり振動減衰効果を得ることが可能となる。その場合におけるイナータ１７の慣性モーメントＩ_fは以下の（８）式で表される。（８）式で表されるＩ_fは、エンジン１の回転速度の２乗ω²に反比例する。

そこで、本実施形態では、慣性トルクをキャリア１４（エンジン１と出力軸１５間のトルク伝達経路）に作用させるイナータ１７の慣性モーメントと、（８）式で表されるＩ_fとの差の絶対値が設定値以下になる状態が保たれるように、各遠心クラッチ２０の係合／解放が切り替わるときのエンジン１の回転速度ωを設定することで、慣性トルクをキャリア１４に作用させるイナータ１７の慣性モーメントを多段階に変化させることが好ましい。これによって、エンジン１の回転速度ωが変化しても、慣性トルクをキャリア１４に作用させるイナータ１７の慣性モーメントを、最大の捩じり振動減衰効果が得られる値付近に常に適応させることができる。したがって、捩じり振動減衰効果をさらに向上させることができる。

また、エンジン１のトルクＴ_eが小さい場合は、エンジン１と変速機２間のトルクの捩じり成分も小さくなるため、イナータ１７が加振すると振動の原因となる場合がある。一方、エンジン１のトルクＴ_eが大きい場合は、エンジン１と変速機２間のトルクの捩じり成分も大きくなるため、捩じり振動も大きくなりやすい。これに対して本実施形態では、クラッチ機構の係合／解放を電子制御により行う場合は、エンジン１のトルクＴ_eの減少に応じて、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメントを減少させる（キャリア１４に作用する慣性トルクを減少させる）ことも可能である。エンジン１のトルクＴ_eが設定トルクＴ_set以上である場合は、クラッチ機構を係合状態に制御することで、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメント（キャリア１４に作用する慣性トルク）が大きくなり、低周波数帯において捩じり振動減衰効果が大きくなる。これによって、慣性トルクによる捩じり振動減衰効果を大きくすることができる。一方、エンジン１のトルクＴ_eが設定トルクＴ_setより小さい場合は、クラッチ機構を解放状態に制御することで、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメント（キャリア１４に作用する慣性トルク）が小さくなり、高周波数帯において捩じり振動減衰効果が大きくなる。これによって、イナータ１７の加振による振動を抑制することができる。したがって、エンジン１の低トルク領域から高トルク領域に渡って、高い捩じり振動減衰効果を得ることができる。

また、図８に示す構成例では、図２に示す構成例と比較して、トルクリミッタ機構３０がサン回転要素１６とイナータ１７との間に設けられている。エンジン１の回転速度ωやエンジン１のトルクＴ_e等のエンジン１の運転状態に応じて、トルクリミッタ機構３０における摩擦接触部の面積や摩擦接触部の押付力を制御することで、トルクリミッタ機構３０のトルク伝達容量を制御することができる。これによって、イナータ１７とキャリア１４（エンジン１と出力軸１５間のトルク伝達経路）との間で伝達されるトルクをトルクリミッタ機構３０のトルク伝達容量以下（制限値以下）に制限することができ、キャリア１４に作用する慣性トルクをトルクリミッタ機構３０のトルク伝達容量以下に制限することができる。

図８に示す構成例では、エンジン１の回転速度ωの増加に応じて、トルクリミッタ機構３０のトルク伝達容量を減少させることで、エンジン１と出力軸１５間の角加速度差の発生時にキャリア１４に作用する慣性トルクを減少させることができ、エンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性については、ゲインが低く捩じり振動減衰効果が得られる周波数帯が高くなる。これによって、エンジン１の低回転領域から高回転領域に渡って、高い捩じり振動減衰効果を得ることができる。また、エンジン１のトルクＴ_eの減少に応じて、トルクリミッタ機構３０のトルク伝達容量を減少させることで、エンジン１と出力軸１５間の角加速度差の発生時にキャリア１４に作用する慣性トルクを減少させることができる。これによって、エンジン１の低トルク領域から高トルク領域に渡って、高い捩じり振動減衰効果を得ることができる。

なお、図８に示す構成例でも、トルクリミッタ機構３０を設ける位置は、エンジン１と出力軸１５間のトルク伝達経路と、イナータ１７との間で伝達されるトルクの制限値を変更可能な位置であればよく、サン回転要素１６とイナータ１７との間に限定されるものではない。例えば図７に示す構成例と同様に、キャリア１４を、各ピニオン回転要素１８を回転支持する部分１４ａと、出力軸１５に機械的に係合している部分１４ｂ（エンジン１と出力軸１５間のトルク伝達経路）とに分割し、これらの部分１４ａ，１４ｂ間にトルクリミッタ機構３０を設けることも可能である。その場合は、イナータ１７とサン回転要素１６を一体化することも可能であり、慣性体の少なくとも一部をサン回転要素１６により構成することも可能である。また、イナータ１７及びトルクリミッタ機構３０の数をさらに増やして、各トルクリミッタ機構３０毎にトルク伝達容量を異ならせることも可能である。その場合における各イナータ１７の接続方法も、直列接続であってもよいし、並列接続であってもよい。

また、遊星機構１１が遊星ローラ機構である場合は、遊星機構１１におけるリング回転要素（リングローラ）１３とピニオン回転要素（ピニオンローラ）１８間、及びサン回転要素（サンローラ）１６とピニオン回転要素１８間のローラ押付力を押付力可変機構により制御することで、リング回転要素１３とピニオン回転要素１８間、及びサン回転要素１６とピニオン回転要素１８間のトルク伝達容量を制御することができる。これによっても、イナータ１７とキャリア１４との間で伝達されるトルクを遊星機構１１のトルク伝達容量以下（制限値以下）に制限することができ、キャリア１４に作用する慣性トルクを遊星機構１１のトルク伝達容量以下に制限することができる。その場合は、イナータ１７とサン回転要素１６を一体化することも可能であり、慣性体の少なくとも一部をサン回転要素１６により構成することも可能である。ここでの押付力可変機構については、公知の構成で実現可能であるため、具体的構成の説明を省略する。エンジン１の回転速度ωの増加に応じて、遊星機構１１におけるリング回転要素１３とピニオン回転要素１８間、及びサン回転要素１６とピニオン回転要素１８間のローラ押付力を押付力可変機構により減少させることで、エンジン１と出力軸１５間の角加速度差の発生時にキャリア１４に作用する慣性トルクを減少させることができ、エンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性については、ゲインが低く捩じり振動減衰効果が得られる周波数帯が高くなる。これによって、エンジン１の低回転領域から高回転領域に渡って、高い捩じり振動減衰効果を得ることができる。また、エンジン１のトルクＴ_eの減少に応じて、遊星機構１１におけるリング回転要素１３とピニオン回転要素１８間、及びサン回転要素１６とピニオン回転要素１８間のローラ押付力を押付力可変機構により減少させることで、エンジン１と出力軸１５間の角加速度差の発生時にキャリア１４に作用する慣性トルクを減少させることができ、これによって、エンジン１の低トルク領域から高トルク領域に渡って、高い捩じり振動減衰効果を得ることができる。

また、図９に示す構成例では、図２に示す構成例と比較して、変速比γを変更可能な変速機構３１がサン回転要素１６とイナータ１７との間に設けられている。エンジン１の回転速度ωやエンジン１のトルクＴ_e等のエンジン１の運転状態に応じて、変速機構３１の変速比γを制御することで、イナータ１７のエンジン１に対する回転速度比ω_f／ωを制御することができる。これによって、エンジン１と出力軸１５間の角加速度差の発生時に、エンジン１側から見たイナータ１７の見かけの慣性モーメントを変化させることができ、キャリア１４に作用する慣性トルクを変化させることができる。その結果、エンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性を変化させることが可能となる。

図９は、変速機構３１がボール機構を用いた無段変速機構である例を示しており、ボールの回転軸の角度を変更することで、サン回転要素１６及びイナータ１７へのボール機構の接触半径を変化させることができ、変速機構３１の変速比γを連続的に変化させることが可能である。これによって、イナータ１７のエンジン１に対する回転速度比ω_f／ωを連続的に変化させることができ、エンジン１と出力軸１５間の角加速度差の発生時にキャリア１４に作用する慣性トルクを連続的に変化させることができる。その結果、エンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性を連続的に変化させることが可能となる。なお、ボール機構を用いた無段変速機構については、公知の構成で実現可能であるため、具体的構成の説明を省略する。

図９に示す構成例では、エンジン１の回転速度ωの増加に応じて、イナータ１７のエンジン１に対する回転速度比ω_f／ωを減少させるように変速機構３１の変速比γを変化させることで、イナータ１７の慣性Ｉ_fが見かけ上小さくなり、エンジン１と出力軸１５間の角加速度差の発生時にキャリア１４に作用する慣性トルクを減少させることができ、エンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性については、ゲインが低く捩じり振動減衰効果が得られる周波数帯が高くなる。これによって、エンジン１の低回転領域から高回転領域に渡って、高い捩じり振動減衰効果を得ることができる。また、エンジン１のトルクＴ_eの減少に応じて、イナータ１７のエンジン１に対する回転速度比ω_f／ωを減少させるように変速機構３１の変速比γを変化させることで、イナータ１７の慣性Ｉ_fが見かけ上小さくなり、エンジン１と出力軸１５間の角加速度差の発生時にキャリア１４に作用する慣性トルクを減少させることができ、捩じり振動減衰効果が得られる周波数帯が高くなる。これによって、エンジン１の低トルク領域から高トルク領域に渡って、高い捩じり振動減衰効果を得ることができる。

なお、緩衝部材１９によるエンジン１と変速機２間の伝達トルクＴ_sを（５）式で表し、イナータ１７による伝達トルクＴ_iを（７）式で近似するものとすると、Ｔ_sとＴ_iが逆位相で振幅が一致する場合に、常に最大の捩じり振動減衰効果を得ることが可能となる。その場合は、差動ゲインＫに関して以下の（９）式が成立し、（９）式を差動ゲインＫについて解くと、以下の（１０）式が得られる。

図９に示す構成例では、（４）式を満たす差動ゲインＫは、サン回転要素１６の外径とリング回転要素１３の内径との比ρ（定数）と、変速機構３１の変速比γとから決まり、変速機構３１の変速比γを変化させると、（４）式を満たす差動ゲインＫも変化する。つまり、変速機構３１の変速比γを変化させる動作は、（４）式を満たす差動ゲインＫを変化させる動作に相当する。そこで、本実施形態では、（４）式を満たす差動ゲインＫと（１０）式で表されるＫとの差の絶対値が設定値以下になる状態が保たれるように、変速機構３１の変速比γを変化させることで、イナータ１７のエンジン１に対する回転速度比ω_f／ωを変化させることが好ましい。さらに、（４）式を満たす差動ゲインＫと（１０）式で表されるＫとが等しい状態が保たれるように、変速機構３１の変速比γを連続的に変化させることで、イナータ１７のエンジン１に対する回転速度比ω_f／ωを連続的に変化させることがより好ましい。これによって、エンジン１の回転速度ωが変化しても、変速機構３１の変速比γ（イナータ１７のエンジン１に対する回転速度比ω_f／ω）を、最大の捩じり振動減衰効果が得られる値付近に常に適応させることができる。したがって、捩じり振動減衰効果をさらに向上させることができる。

なお、図９に示す構成例でも、変速機構３１を設ける位置は、エンジン１と出力軸１５間のトルク伝達経路と、イナータ１７との間で変速比γを変更することで、イナータ１７のエンジン１に対する回転速度比ω_f／ωを変更可能な位置であればよく、サン回転要素１６とイナータ１７との間に限定されるものではない。例えば図７に示す構成例と同様に、キャリア１４を、各ピニオン回転要素１８を回転支持する部分１４ａと、出力軸１５に機械的に係合している部分１４ｂ（エンジン１と出力軸１５間のトルク伝達経路）とに分割し、これらの部分１４ａ，１４ｂ間に変速機構３１を設けることも可能である。その場合は、イナータ１７とサン回転要素１６を一体化することも可能であり、慣性体の少なくとも一部をサン回転要素１６により構成することも可能である。また、変速機構３１は、無段変速機構に限られるものではなく、変速比を段階的に変更可能な有段変速機構であってもよい。変速機構３１が有段変速機構である場合は、イナータ１７のエンジン１に対する回転速度比ω_f／ωを段階的に変化させることで、キャリア１４に作用する慣性トルクが段階的に変化し、エンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性が段階的に変化する。

また、エンジン１の回転速度ωが高い場合は、エンジン１と変速機２間のトルク伝達経路の回転要素自体がフライホイールの機能を有し、エンジン１と出力軸１５間の捩じれ角(ω−ω_t)／ｓの振幅が小さくなる。一方、エンジン１の回転速度ωが低い場合は、エンジン１と変速機２間のトルク伝達経路の回転要素自体はフライホイールの機能をほとんど有さず、エンジン１と出力軸１５間の捩じれ角(ω−ω_t)／ｓの振幅が大きくなる。このように、エンジン１と出力軸１５間の捩じれ角(ω−ω_t)／ｓの振幅は、エンジン１の回転速度ωとの相関が高く、エンジン１の回転速度ωの増加に応じて、エンジン１と出力軸１５間の捩じれ角(ω−ω_t)／ｓの振幅が減少する特性を有する。遊星機構１１が遊星歯車機構（差動歯車機構）である場合は、この特性を利用して、図１０に示すように、遊星機構１１の互いに噛み合うサン回転要素（サンギヤ）１６とピニオン回転要素（ピニオンギヤ）１８との間に有する不感帯としてのバックラッシュ３３の大きさを調整することで、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメントを、エンジン１の回転速度ωに応じて変化させることが可能となる。より具体的には、サン回転要素１６とピニオン回転要素１８間のバックラッシュ３３の大きさを、エンジン１の回転速度ωが設定速度ω_setであるときのエンジン１と出力軸１５間の捩じれ角(ω−ω_t)／ｓの振幅に等しく設定する。これによって、サン回転要素１６とピニオン回転要素１８間のバックラッシュ３３の大きさは、エンジン１の回転速度ωが設定速度ω_setより低い所定の低回転速度ω_lowであるときのエンジン１と出力軸１５間の捩じれ角(ω−ω_t)／ｓの振幅よりも小さくなり、且つエンジン１の回転速度ωが設定速度ω_setより高い所定の高回転速度ω_highであるときのエンジン１と出力軸１５間の捩じれ角(ω−ω_t)／ｓの振幅よりも大きくなる。

エンジン１の回転速度ωが所定の高回転速度ω_highである（設定速度ω_setより高い）ときは、サン回転要素１６とピニオン回転要素１８間のバックラッシュ３３の大きさが、エンジン１と出力軸１５間の捩じれ角(ω−ω_t)／ｓの振幅よりも大きくなる。そのため、エンジン１と出力軸１５間の角加速度差の発生時に、図１１に示すように、サン回転要素１６とピニオン回転要素１８の歯面同士が互いに十分に接触できなくなる。これによって、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメント（質量）が小さくなり、キャリア１４に作用する慣性トルクも小さくなる。その結果、エンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性は、図３のＢに示すような、高周波数帯においてゲインが低く捩じり振動減衰効果が得られる周波数特性となる。一方、エンジン１の回転速度ωが所定の低回転速度ω_lowである（設定速度ω_setより低い）ときは、サン回転要素１６とピニオン回転要素１８間のバックラッシュ３３の大きさが、エンジン１と出力軸１５間の捩じれ角(ω−ω_t)／ｓの振幅よりも小さくなる。そのため、エンジン１と出力軸１５間の角加速度差の発生時に、サン回転要素１６とピニオン回転要素１８の歯面同士が互いに十分に接触する。これによって、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメント（質量）が大きくなり、キャリア１４に作用する慣性トルクも大きくなる。その結果、エンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性は、図３のＡに示すような、低周波数帯においてゲインが低く捩じり振動減衰効果が得られる周波数特性となる。このように、サン回転要素１６とピニオン回転要素１８間のバックラッシュ３３の大きさを調整することで、エンジン１の回転速度ωの増加に応じて、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメントを減少させる（キャリア１４に作用する慣性トルクを減少させる）ことができ、捩じり振動減衰効果が得られる周波数帯を高くすることができる。したがって、エンジン１の低回転領域から高回転領域に渡って、高い捩じり振動減衰効果を得ることができる。

また、例えば図１２に示すように、イナータ１７に対してトルク伝達を行うための歯車機構３４をサン回転要素１６とイナータ１７との間に設け、歯車機構３４において、イナータ１７に機械的に連結されたイナータ側歯車３４ａと、サン回転要素１６に機械的に連結された遊星機構側歯車３４ｂとの間に有するバックラッシュの大きさを調整することによっても、エンジン１の回転速度ωの増加に応じて、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメントを減少させる（キャリア１４に作用する慣性トルクを減少させる）ことが可能となる。その場合も、歯車機構３４のイナータ側歯車３４ａと遊星機構側歯車３４ｂ間のバックラッシュの大きさを、エンジン１の回転速度ωが設定速度ω_setであるときのエンジン１と出力軸１５間の捩じれ角(ω−ω_t)／ｓの振幅に等しく設定する。エンジン１の回転速度ωが所定の高回転速度ω_highである（設定速度ω_setより高い）ときは、イナータ側歯車３４ａと遊星機構側歯車３４ｂ間のバックラッシュの大きさが、エンジン１と出力軸１５間の捩じれ角(ω−ω_t)／ｓの振幅よりも大きくなるため、エンジン１と出力軸１５間の角加速度差の発生時に、イナータ側歯車３４ａと遊星機構側歯車３４ｂの歯面同士が互いに十分に接触できなくなる。これによって、キャリア１４に作用する慣性トルクが小さくなり、エンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性は、図３のＢに示すような、高周波数帯においてゲインが低く捩じり振動減衰効果が得られる周波数特性となる。一方、エンジン１の回転速度ωが所定の低回転速度ω_lowである（設定速度ω_setより低い）ときは、イナータ側歯車３４ａと遊星機構側歯車３４ｂ間のバックラッシュの大きさが、エンジン１と出力軸１５間の捩じれ角(ω−ω_t)／ｓの振幅よりも小さくなるため、エンジン１と出力軸１５間の角加速度差の発生時に、イナータ側歯車３４ａと遊星機構側歯車３４ｂの歯面同士が互いに十分に接触する。これによって、キャリア１４に作用する慣性トルクが大きくなり、エンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性は、図３のＡに示すような、低周波数帯においてゲインが低く捩じり振動減衰効果が得られる周波数特性となる。

なお、図１２に示す構成例でも、バックラッシュを有する歯車機構３４を設ける位置は、エンジン１と出力軸１５間のトルク伝達経路と、イナータ１７との間でトルク伝達を行う位置であればよく、サン回転要素１６とイナータ１７との間に限定されるものではない。例えば図７に示す構成例と同様に、キャリア１４を、各ピニオン回転要素１８を回転支持する部分１４ａと、出力軸１５に機械的に係合している部分１４ｂ（エンジン１と出力軸１５間のトルク伝達経路）とに分割し、これらの部分１４ａ，１４ｂ間に歯車機構３４を設けることも可能である。また、イナータ１７及び歯車機構３４の数をさらに増やして、各歯車機構３４毎にバックラッシュを異ならせることで、エンジン１の回転速度ωの増加に応じて、キャリア１４に作用する慣性トルクを減少させるように、慣性トルクをキャリア１４に作用させる慣性体の慣性モーメントを多段階に変化させることが可能である。これによって、例えば図７に示すように、エンジン１と出力軸１５間の捩じり振動伝達特性を多段階に変化させることが可能である。その際には、慣性トルクをキャリア１４に作用させるイナータ１７の慣性モーメントと、（８）式で表されるＩ_fとの差の絶対値が設定値以下になる状態が保たれるように、各歯車機構３４のバックラッシュの大きさを設定することで、慣性トルクをキャリア１４に作用させるイナータ１７の慣性モーメントを多段階に変化させることが好ましい。その場合における各イナータ１７の接続方法も、直列接続であってもよいし、並列接続であってもよい。

以上の説明では、入力側回転要素としてリング回転要素１３がエンジン１及び入力軸１２とともに回転し、出力側回転要素としてキャリア１４が出力軸１５及び変速機２の入力軸とともに回転し、慣性側回転要素としてサン回転要素１６がイナータ１７とともに回転する例について説明した。ただし、本実施形態では、エンジン１の出力軸に連結される入力軸１２と変速機２の入力軸に連結される出力軸１５とを入れ替えて、入力側回転要素としてキャリア１４がエンジン１及び入力軸１２とともに回転し、出力側回転要素としてリング回転要素１３が出力軸１５及び変速機２の入力軸とともに回転するように構成することも可能である。その場合は、サン回転要素１６の回転速度ω_f、キャリア１４（エンジン１）の回転速度ω、及びリング回転要素１３（出力軸１５）の回転速度ω_tに関して、以下の（１１）式が成立する。そのため、差動ゲインＫ＝１／ρ＞１となる（変速機構３１を設けた例を除く）。

ω_f−ω＝１／ρ×(ω−ω_t) （１１）

また、リング回転要素１３とイナータ１７との間に遠心クラッチ２０やトルクリミッタ機構３０や変速機構３１や歯車機構３４を設け、慣性側回転要素としてリング回転要素１３がイナータ１７とともに回転するように構成することも可能である。入力側回転要素としてサン回転要素１６がエンジン１及び入力軸１２とともに回転し、出力側回転要素としてキャリア１４が出力軸１５及び変速機２の入力軸とともに回転する場合は、サン回転要素１６（エンジン１）の回転速度ω、キャリア１４（出力軸１５）の回転速度ω_t、及びリング回転要素１３の回転速度ω_fに関して、以下の（１２）、（１３）式が成立する。その場合は、差動ゲインＫ＝−(１＋ρ)、−２＜Ｋ＜−１となる（変速機構３１を設けた例を除く）。一方、入力側回転要素としてキャリア１４がエンジン１及び入力軸１２とともに回転し、出力側回転要素としてサン回転要素１６が出力軸１５及び変速機２の入力軸とともに回転する場合は、サン回転要素１６（出力軸１５）の回転速度ω_t、キャリア１４（エンジン１）の回転速度ω、及びリング回転要素１３の回転速度ω_fに関して、以下の（１４）式が成立する。その場合は、差動ゲインＫ＝ρ、０＜Ｋ＜１となる（変速機構３１を設けた例を除く）。以上説明した場合でも、エンジン１と出力軸１５との角加速度差ｄω／ｄｔ−ｄω_t／ｄｔに応じた角加速度でイナータ１７の回転速度ω_fを変化させることが可能であり、エンジン１と出力軸１５との角加速度差ｄω／ｄｔ−ｄω_t／ｄｔに応じた慣性トルクをエンジン１と出力軸１５間のトルク伝達経路に作用させることが可能である。

ω_f−ω_t＝ρ×(ω_t−ω) （１２）
ω_f＝−(１＋ρ)×(ω−ω_t)＋ω （１３）
ω_f−ω＝ρ×(ω−ω_t) （１４）

以上の説明では、遊星機構１１がシングルピニオン式の遊星機構である例について説明した。ただし、本実施形態では、遊星機構１１にダブルピニオン式の遊星機構を用いることで、エンジン１と出力軸１５との角加速度差ｄω／ｄｔ−ｄω_t／ｄｔに応じた角加速度でイナータ１７の回転速度ω_fを変化させることも可能である。遊星機構１１がダブルピニオン式の遊星機構である例では、サン回転要素１６とイナータ１７との間に遠心クラッチ２０やトルクリミッタ機構３０や変速機構３１や歯車機構３４を設け、慣性側回転要素としてサン回転要素１６がイナータ１７とともに回転するように構成することが可能である。その場合は、入力側回転要素としてキャリア１４及びリング回転要素１３の一方がエンジン１及び入力軸１２とともに回転し、出力側回転要素としてキャリア１４及びリング回転要素１３の他方が出力軸１５及び変速機２の入力軸とともに回転する。あるいは、遊星機構１１がダブルピニオン式の遊星機構である例では、キャリア１４とイナータ１７との間に遠心クラッチ２０やトルクリミッタ機構３０や変速機構３１や歯車機構３４を設け、慣性側回転要素としてキャリア１４がイナータ１７とともに回転するように構成することも可能である。その場合は、入力側回転要素としてサン回転要素１６及びリング回転要素１３の一方がエンジン１及び入力軸１２とともに回転し、出力側回転要素としてサン回転要素１６及びリング回転要素１３の他方が出力軸１５及び変速機２の入力軸とともに回転する。遊星機構１１がダブルピニオン式の遊星機構である場合は、リング回転要素１３がシングルピニオン式の遊星機構のキャリアと同等の役割を果たし、キャリア１４がシングルピニオン式の遊星機構のリング回転要素と同等の役割を果たす。遊星機構１１がダブルピニオン式の遊星機構である場合の動作は、遊星機構１１がシングルピニオン式の遊星機構である場合に対して、ρをρ／(１−ρ)に置き換えたものを考えればよい。

また、本実施形態では、例えば図１３に示すように、遊星機構以外の差動機構１１を用いることで、エンジン１と出力軸１５との角加速度差ｄω／ｄｔ−ｄω_t／ｄｔに応じた角加速度でイナータ１７の回転速度ω_fを変化させることも可能である。図１３に示す構成例では、差動機構１１は、入力側回転要素４２と、出力側回転要素４４と、かさ歯車・ラックアンドピニオン機構４６と、ボールねじ機構４７と、を有する。入力側回転要素４２は、入力軸１２に機械的に係合しており、エンジン１及び入力軸１２とともに回転する。出力側回転要素４４は、出力軸１５に機械的に係合しており、出力軸１５及び変速機２の入力軸とともに回転する。入力側回転要素４２と出力側回転要素４４は、緩衝部材１９を介して機械的に連結されている。かさ歯車・ラックアンドピニオン機構４６のラックがボールねじ機構４７に機械的に連結され、イナータ１７がボールねじ機構４７に支持されている。そして、かさ歯車・ラックアンドピニオン機構４６のかさ歯車と出力側回転要素４４との間に遠心クラッチ２０が設けられている。ただし、遠心クラッチ２０をボールねじ機構４７とイナータ１７との間に設けることも可能である。また、遠心クラッチ２０に代えて、トルクリミッタ機構３０や変速機構３１や歯車機構３４を設けることも可能である。図１３に示す構成例でも、エンジン１と出力軸１５との角加速度差ｄω／ｄｔ−ｄω_t／ｄｔの発生に応じて、かさ歯車・ラックアンドピニオン機構４６によりボールねじ機構４７が軸方向に駆動されることで、エンジン１と出力軸１５との角加速度差ｄω／ｄｔ−ｄω_t／ｄｔに応じた角加速度でイナータ１７の回転速度ω_fが変化する。

以上、本発明を実施するための形態について説明したが、本発明はこうした実施形態に何等限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、種々なる形態で実施し得ることは勿論である。

１ エンジン、２ 変速機、３ 差動装置、４ ドライブシャフト、５ 駆動輪、６ 捩じり振動低減装置、１１ 遊星機構（差動機構）、１２ 入力軸、１３ リング回転要素、１４ キャリア、１５ 出力軸、１６ サン回転要素、１７ イナータ、１８ ピニオン回転要素、１９ 緩衝部材、２０ 遠心クラッチ、３０ トルクリミッタ機構、３１ 変速機構、３３ バックラッシュ、３４ 歯車機構、３４ａ イナータ側歯車、３４ｂ 遊星機構側歯車、４２ 入力側回転要素、４４ 出力側回転要素、４６ かさ歯車・ラックアンドピニオン機構、４７ ボールねじ機構。

Claims (19)

1. エンジンから出力軸への捩じり振動の伝達を低減するための捩じり振動低減装置であって、
   エンジンと出力軸との角加速度差の発生時に、当該角加速度差に応じた角加速度で慣性体の回転速度を変化させることで、慣性体の回転速度の変化による慣性トルクをエンジンと出力軸間のトルク伝達経路に作用させる慣性体回転機構と、
   エンジンの運転状態に応じて、前記トルク伝達経路に作用させる慣性トルクを変化させることで、エンジンと出力軸間の捩じり振動伝達特性を変化させる振動伝達特性可変機構と、
   を備える、捩じり振動低減装置。
2. 請求項１に記載の捩じり振動低減装置であって、
   慣性体回転機構は、
   エンジンとともに回転する入力側回転要素と、
   出力軸とともに回転する出力側回転要素と、
   慣性体とともに回転する、または慣性体の少なくとも一部を構成する慣性側回転要素と、
   を含み、
   慣性側回転要素と出力側回転要素との回転速度差が出力側回転要素と入力側回転要素との回転速度差に比例する、または慣性側回転要素と入力側回転要素との回転速度差が入力側回転要素と出力側回転要素との回転速度差に比例する差動機構である、捩じり振動低減装置。
3. 請求項２に記載の捩じり振動低減装置であって、
   捩じり振動を吸収するための緩衝部材を介して入力側回転要素と出力側回転要素が連結されている、捩じり振動低減装置。
4. 請求項１〜３のいずれか１に記載の捩じり振動低減装置であって、
   振動伝達特性可変機構は、慣性トルクを前記トルク伝達経路に作用させる慣性体の慣性モーメントを変化させることで、エンジンと出力軸間の捩じり振動伝達特性を変化させる機構である、捩じり振動低減装置。
5. 請求項４に記載の捩じり振動低減装置であって、
   振動伝達特性可変機構は、エンジンの回転速度の増加に応じて、慣性トルクを前記トルク伝達経路に作用させる慣性体の慣性モーメントを減少させる機構である、捩じり振動低減装置。
6. 請求項４または５に記載の捩じり振動低減装置であって、
   振動伝達特性可変機構は、エンジンのトルクの減少に応じて、慣性トルクを前記トルク伝達経路に作用させる慣性体の慣性モーメントを減少させる機構である、捩じり振動低減装置。
7. 請求項３に係る請求項４または５に記載の捩じり振動低減装置であって、
   振動伝達特性可変機構は、
   エンジンの角速度ω、出力軸の角速度ω_t、慣性体の角速度ω_f、及び差動ゲインＫに関して、
   ω_f＝Ｋ×(ω−ω_t)＋ω
   が成立する場合に、
   緩衝部材の弾性係数をＫ_luとすると、慣性トルクを前記トルク伝達経路に作用させる慣性体の慣性モーメントと
   

   

   との差の絶対値が設定値以下になるように、慣性トルクを前記トルク伝達経路に作用させる慣性体の慣性モーメントを変化させる機構である、捩じり振動低減装置。
8. 請求項４〜７のいずれか１に記載の捩じり振動低減装置であって、
   振動伝達特性可変機構は、慣性体と前記トルク伝達経路間のトルク伝達を許容または遮断するトルク断続機構を含む、捩じり振動低減装置。
9. 請求項５または７に係る請求項８に記載の捩じり振動低減装置であって、
   トルク断続機構は、エンジンの回転速度が設定速度より高い場合に、慣性体と前記トルク伝達経路間のトルク伝達を遮断する遠心クラッチである、捩じり振動低減装置。
10. 請求項５または７に記載の捩じり振動低減装置であって、
    振動伝達特性可変機構においては、慣性体に対してトルク伝達を行うための歯車機構にバックラッシュを有し、
    歯車機構のバックラッシュの大きさは、エンジンの回転速度が所定の低回転速度であるときのエンジンと出力軸間の捩じれ角の振幅よりも小さく、且つエンジンの回転速度が所定の高回転速度であるときのエンジンと出力軸間の捩じれ角の振幅よりも大きい、捩じり振動低減装置。
11. 請求項５に記載の捩じり振動低減装置であって、
    差動機構が差動歯車機構であり、
    振動伝達特性可変機構においては、差動歯車機構の互いに噛み合う慣性側回転要素と歯車要素との間にバックラッシュを有し、
    バックラッシュの大きさは、エンジンの回転速度が所定の低回転速度であるときのエンジンと出力軸間の捩じれ角の振幅よりも小さく、且つエンジンの回転速度が所定の高回転速度であるときのエンジンと出力軸間の捩じれ角の振幅よりも大きい、捩じり振動低減装置。
12. 請求項１〜３のいずれか１に記載の捩じり振動低減装置であって、
    振動伝達特性可変機構は、慣性体と前記トルク伝達経路間で伝達されるトルクの制限値を変化させることで、エンジンと出力軸間の捩じり振動伝達特性を変化させる機構である、捩じり振動低減装置。
13. 請求項１２に記載の捩じり振動低減装置であって、
    振動伝達特性可変機構は、エンジンの回転速度の増加に応じて、前記制限値を減少させる機構である、捩じり振動低減装置。
14. 請求項１２または１３に記載の捩じり振動低減装置であって、
    振動伝達特性可変機構は、エンジンのトルクの減少に応じて、前記制限値を減少させる機構である、捩じり振動低減装置。
15. 請求項１〜３のいずれか１に記載の捩じり振動低減装置であって、
    差動機構が遊星ローラ機構であり、
    振動伝達特性可変機構は、遊星ローラ機構におけるローラ押付力を変化させることで、エンジンと出力軸間の捩じり振動伝達特性を変化させる押付力可変機構を含む、捩じり振動低減装置。
16. 請求項１〜３のいずれか１に記載の捩じり振動低減装置であって、
    振動伝達特性可変機構は、慣性体のエンジンに対する回転速度比を変化させることで、エンジンと出力軸間の捩じり振動伝達特性を変化させる変速機構を含む、捩じり振動低減装置。
17. 請求項１６に記載の捩じり振動低減装置であって、
    変速機構は、エンジンの回転速度の増加に応じて、慣性体のエンジンに対する回転速度比を減少させる機構である、捩じり振動低減装置。
18. 請求項１６または１７に記載の捩じり振動低減装置であって、
    変速機構は、エンジンのトルクの減少に応じて、慣性体のエンジンに対する回転速度比を減少させる機構である、捩じり振動低減装置。
19. 請求項３に係る請求項１６または１７に記載の捩じり振動低減装置であって、
    変速機構は、
    エンジンの角速度をω、出力軸の角速度をω_t、慣性体の角速度をω_f、慣性体の慣性モーメントをＩ_f、緩衝部材の弾性係数をＫ_luとすると、
    ω_f＝Ｋ×(ω−ω_t)＋ω
    を満たす差動ゲインＫと
    

    

    との差の絶対値が設定値以下になるように、慣性体のエンジンに対する回転速度比を変化させる機構である、捩じり振動低減装置。

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