JP2014177955A

JP2014177955A - Damper gear

Info

Publication number: JP2014177955A
Application number: JP2013050699A
Authority: JP
Inventors: Yasuyuki Ukon; 靖幸右近; Mamoru Murakami; 守村上; Takeki Suzuki; 雄樹鈴木; Takeshi Shinohara; 剛篠原
Original assignee: Fuji Heavy Industries Ltd
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 2013-03-13
Filing date: 2013-03-13
Publication date: 2014-09-25
Anticipated expiration: 2033-03-13
Also published as: JP6137670B2

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To dampen torsional vibration of an engine in a wide region.SOLUTION: A damper gear 11 provided between an engine 12 and a transmission 13 includes a torque distribution mechanism 20 having: a carrier C connected to the engine 12; a first ring gear R1 connected to the engine 12 via a spring 22; a second ring gear R2 connected to the transmission 13; and a sun gear S connected to the transmission 13. The damper gear further includes: a first clutch CL1 that is provided between the second ring gear R2 and the transmission 13 and can switch a state between a coupling state where the second ring gear R2 is connected to the transmission 13 and a release state where the second ring gear R2 is disconnected from the transmission 13; and a second clutch CL2 that is provided between the sun gear S and the transmission 13 and can switch a state between a coupling state where the sun gear S is connected to the transmission 13 and a release state where the sun gear S is disconnected from the transmission 13.

Description

本発明は、エンジンと変速機との間に設けられるダンパ装置に関する。 The present invention relates to a damper device provided between an engine and a transmission.

エンジンから変速機に伝達される捩り振動を低減するため、エンジンと変速機との間にはダンパ装置が設けられている。このようなダンパ装置として、スプリングを介して連結される２つのフライホイールを備えたダンパ装置が提案されている（特許文献１参照）。このように、スプリングを介して２つのフライホイールを連結することにより、エンジンの捩り振動を抑制することが可能となる。 In order to reduce torsional vibration transmitted from the engine to the transmission, a damper device is provided between the engine and the transmission. As such a damper device, a damper device including two flywheels connected via a spring has been proposed (see Patent Document 1). Thus, it becomes possible to suppress the torsional vibration of the engine by connecting the two flywheels via the spring.

国際公開第２０１２／６６６８０号International Publication No. 2012/66680

ところで、ダンパ装置においては、ダンパ装置を構成する各部材の質量やバネ定数を調整することにより、エンジン回転数の常用領域からダンパ装置の共振点（固有振動数）を外すように設計される。しかしながら、ダンパ装置の質量やバネ定数を調整するだけでは、低回転域から高回転域までの幅広い領域からダンパ装置の共振点を外すことは困難であった。このため、従来のダンパ装置を用いた場合には、幅広い領域においてエンジンの捩り振動を抑制することが困難となっていた。 By the way, the damper device is designed so as to remove the resonance point (natural frequency) of the damper device from the normal range of the engine speed by adjusting the mass and spring constant of each member constituting the damper device. However, it is difficult to remove the resonance point of the damper device from a wide range from the low rotation region to the high rotation region only by adjusting the mass and spring constant of the damper device. For this reason, when the conventional damper device is used, it has been difficult to suppress the torsional vibration of the engine in a wide range.

本発明の目的は、幅広い領域でエンジンの捩り振動を抑制することにある。 An object of the present invention is to suppress engine torsional vibrations in a wide range.

本発明のダンパ装置は、エンジンと変速機との間に設けられるダンパ装置であって、前記エンジンに接続される第１入力要素と、前記エンジンに弾性部材を介して接続される第２入力要素と、前記変速機に接続される第１出力要素と、前記変速機に接続される第２出力要素と、を備えるトルク分配機構と、前記第１出力要素と前記変速機との間に設けられ、前記第１出力要素を前記変速機に接続する締結状態と前記第１出力要素を前記変速機から切り離す解放状態とに切り換えられる第１クラッチと、前記第２出力要素と前記変速機との間に設けられ、前記第２出力要素を前記変速機に接続する締結状態と前記第２出力要素を前記変速機から切り離す解放状態とに切り換えられる第２クラッチと、を有する。 A damper device according to the present invention is a damper device provided between an engine and a transmission, and includes a first input element connected to the engine and a second input element connected to the engine via an elastic member. A torque distribution mechanism comprising: a first output element connected to the transmission; and a second output element connected to the transmission; and between the first output element and the transmission. A first clutch that is switched between an engagement state in which the first output element is connected to the transmission and a release state in which the first output element is disconnected from the transmission; and between the second output element and the transmission And a second clutch that is switched between an engaged state in which the second output element is connected to the transmission and a released state in which the second output element is disconnected from the transmission.

本発明によれば、第１クラッチを締結状態に切り換えることにより、第１出力要素を変速機に接続することが可能となり、第２クラッチを締結状態に切り換えることにより、第２出力要素を変速機に接続することが可能となる。このように、第１クラッチまたは第２クラッチを締結状態に切り換えることにより、変速機に接続されるトルク分配機構の出力要素を切り換えることができ、捩り振動の減衰特性を変化させることが可能となる。これにより、幅広い領域で捩り振動の減衰特性を向上させることができ、幅広い領域でエンジンの捩り振動を抑制することが可能となる。 According to the present invention, the first output element can be connected to the transmission by switching the first clutch to the engaged state, and the second output element can be connected to the transmission by switching the second clutch to the engaged state. It becomes possible to connect to. As described above, by switching the first clutch or the second clutch to the engaged state, the output element of the torque distribution mechanism connected to the transmission can be switched, and the damping characteristic of torsional vibration can be changed. . Thereby, the damping characteristic of torsional vibration can be improved in a wide range, and the torsional vibration of the engine can be suppressed in a wide range.

車両に搭載されるパワーユニットを示す概略図である。It is the schematic which shows the power unit mounted in a vehicle. パワーユニットに組み込まれるダンパ装置の構造モデルを示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the structural model of the damper apparatus integrated in a power unit. （ａ）および（ｂ）はエンジントルクの伝達状況を示す説明図である。(A) And (b) is explanatory drawing which shows the transmission condition of an engine torque. ダンパ装置による捩り振動の減衰特性を示すイメージ図である。It is an image figure which shows the damping characteristic of the torsional vibration by a damper apparatus. 第１クラッチと第２クラッチとの制御状態を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the control state of a 1st clutch and a 2nd clutch. 本発明の他の実施の形態であるダンパ装置を備えたパワーユニットを示す概略図である。It is the schematic which shows the power unit provided with the damper apparatus which is other embodiment of this invention. ダンパ装置による捩り振動の減衰特性を示すイメージ図である。It is an image figure which shows the damping characteristic of the torsional vibration by a damper apparatus. 第１クラッチと第２クラッチとの制御状態を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the control state of a 1st clutch and a 2nd clutch.

以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。図１は車両に搭載されるパワーユニット１０を示す概略図である。図１に示されるパワーユニット１０には本発明の一実施の形態であるダンパ装置１１が組み付けられている。また、図２はパワーユニット１０に組み込まれるダンパ装置１１の構造モデルを示す説明図である。さらに、図３（ａ）および（ｂ）はエンジントルクの伝達状況を示す説明図である。図１に示すように、パワーユニット１０は、内燃機関であるエンジン１２と、これにダンパ装置１１を介して接続される変速機１３とを有している。このように、エンジン１２と変速機１３との間にはダンパ装置１１が設けられており、このダンパ装置１１を用いてエンジン１２の加振力に起因する捩り振動を減衰させている。なお、エンジン１２の捩り振動とは、エンジン１２のクランク軸２１に作用する燃焼加振力や不平衡慣性力等に起因するトルク変動を意味している。また、変速機１３には、図示しないディファレンシャル装置等を介して駆動輪１４が接続されている。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is a schematic view showing a power unit 10 mounted on a vehicle. A power unit 10 shown in FIG. 1 is assembled with a damper device 11 according to an embodiment of the present invention. FIG. 2 is an explanatory diagram showing a structural model of the damper device 11 incorporated in the power unit 10. Further, FIGS. 3A and 3B are explanatory views showing the transmission state of the engine torque. As shown in FIG. 1, the power unit 10 includes an engine 12 that is an internal combustion engine, and a transmission 13 that is connected to the engine 12 via a damper device 11. As described above, the damper device 11 is provided between the engine 12 and the transmission 13, and the torsional vibration caused by the excitation force of the engine 12 is attenuated using the damper device 11. The torsional vibration of the engine 12 means a torque fluctuation caused by a combustion excitation force or an unbalanced inertial force that acts on the crankshaft 21 of the engine 12. Further, drive wheels 14 are connected to the transmission 13 via a differential device (not shown).

図１および図２に示すように、ダンパ装置１１は、複合遊星歯車列からなるトルク分配機構（遊星歯車機構）２０を備えている。トルク分配機構２０は、クランク軸２１に接続されるキャリア（第１入力要素）Ｃと、クランク軸２１にスプリング（弾性部材）２２を介して接続される第１リングギヤ（第２入力要素）Ｒ１とを備えている。スプリング２２を介してクランク軸２１に接続される第１リングギヤＲ１には、所定の質量を備えるイナーシャ部材２３が固定されている。また、トルク分配機構２０は、変速機１３に接続される第２リングギヤ（第１出力要素）Ｒ２と、変速機１３に接続されるサンギヤ（第２出力要素）Ｓとを備えている。さらに、キャリアＣには、第１ピニオンギヤＰ１と第２ピニオンギヤＰ２とが一体となる複合ピニオンギヤＣＰが回転自在に設けられている。一方の第１ピニオンギヤＰ１は第１リングギヤＲ１に噛み合っており、他方の第２ピニオンギヤＰ２は第２リングギヤＲ２およびサンギヤＳに噛み合っている。 As shown in FIGS. 1 and 2, the damper device 11 includes a torque distribution mechanism (planetary gear mechanism) 20 composed of a compound planetary gear train. The torque distribution mechanism 20 includes a carrier (first input element) C connected to the crankshaft 21, and a first ring gear (second input element) R1 connected to the crankshaft 21 via a spring (elastic member) 22. It has. An inertia member 23 having a predetermined mass is fixed to the first ring gear R1 connected to the crankshaft 21 via the spring 22. The torque distribution mechanism 20 includes a second ring gear (first output element) R2 connected to the transmission 13 and a sun gear (second output element) S connected to the transmission 13. Further, the carrier C is rotatably provided with a composite pinion gear CP in which the first pinion gear P1 and the second pinion gear P2 are integrated. One first pinion gear P1 meshes with the first ring gear R1, and the other second pinion gear P2 meshes with the second ring gear R2 and the sun gear S.

このように、トルク分配機構２０には、エンジントルクを入力する２つの入力経路２４，２５と、エンジントルクを出力する２つの出力経路２６，２７とが設けられている。すなわち、トルク分配機構２０には、キャリアＣにエンジントルクを入力する第１入力経路２４と、スプリング２２を介して第１リングギヤＲ１にエンジントルクを入力する第２入力経路２５とが設けられている。また、トルク分配機構２０には、第２リングギヤＲ２からエンジントルクを出力する第１出力経路２６と、サンギヤＳからエンジントルクを出力する第２出力経路２７とが設けられている。 Thus, the torque distribution mechanism 20 is provided with two input paths 24 and 25 for inputting engine torque and two output paths 26 and 27 for outputting engine torque. That is, the torque distribution mechanism 20 is provided with a first input path 24 for inputting engine torque to the carrier C and a second input path 25 for inputting engine torque to the first ring gear R1 via the spring 22. . Further, the torque distribution mechanism 20 is provided with a first output path 26 that outputs engine torque from the second ring gear R2 and a second output path 27 that outputs engine torque from the sun gear S.

また、第２リングギヤＲ２と変速機１３との間には、締結状態と解放状態とに切り換えられる第１クラッチＣＬ１が設けられている。第１クラッチＣＬ１を締結状態に切り換えることにより、第２リングギヤＲ２が変速機１３に接続される一方、第１クラッチＣＬ１を解放状態に切り換えることにより、第２リングギヤＲ２が変速機１３から切り離される。図３（ａ）に示すように、第１クラッチＣＬ１を締結状態に切り換えた場合には、第１入力経路２４と第２入力経路２５とに分配されるエンジントルクＴ１，Ｔ２が、トルク分配機構２０を経て合成された後に、第２リングギヤＲ２および第１出力経路２６から変速機１３に出力される。このとき、エンジントルクＴ１とこれのトルク変動を打ち消すためのエンジントルクＴ２との分配比は、第１リングギヤＲ１、第１ピニオンギヤＰ１、第２ピニオンギヤＰ２、第２リングギヤＲ２の歯数に基づき設定される。 A first clutch CL1 that is switched between an engaged state and a released state is provided between the second ring gear R2 and the transmission 13. By switching the first clutch CL1 to the engaged state, the second ring gear R2 is connected to the transmission 13, while by switching the first clutch CL1 to the released state, the second ring gear R2 is disconnected from the transmission 13. As shown in FIG. 3A, when the first clutch CL1 is switched to the engaged state, the engine torques T1 and T2 distributed to the first input path 24 and the second input path 25 are torque distribution mechanisms. 20, and then output to the transmission 13 from the second ring gear R <b> 2 and the first output path 26. At this time, the distribution ratio between the engine torque T1 and the engine torque T2 for canceling the torque fluctuation is set based on the number of teeth of the first ring gear R1, the first pinion gear P1, the second pinion gear P2, and the second ring gear R2. The

同様に、サンギヤＳと変速機１３との間には、締結状態と解放状態とに切り換えられる第２クラッチＣＬ２が設けられている。第２クラッチＣＬ２を締結状態に切り換えることにより、サンギヤＳが変速機１３に接続される一方、第２クラッチＣＬ２を解放状態に切り換えることにより、サンギヤＳが変速機１３から切り離される。図３（ｂ）に示すように、第２クラッチＣＬ２を締結状態に切り換えた場合には、第１入力経路２４と第２入力経路２５とに分配されるエンジントルクＴ１，Ｔ２が、トルク分配機構２０を経て合成された後に、サンギヤＳおよび第２出力経路２７から変速機１３に出力される。このとき、エンジントルクＴ１とこれのトルク変動を打ち消すためのエンジントルクＴ２との分配比は、第１リングギヤＲ１、第１ピニオンギヤＰ１、第２ピニオンギヤＰ２、サンギヤＳの歯数に基づき設定される。 Similarly, a second clutch CL <b> 2 that is switched between an engaged state and a released state is provided between the sun gear S and the transmission 13. The sun gear S is connected to the transmission 13 by switching the second clutch CL2 to the engaged state, while the sun gear S is disconnected from the transmission 13 by switching the second clutch CL2 to the released state. As shown in FIG. 3B, when the second clutch CL2 is switched to the engaged state, the engine torques T1 and T2 distributed to the first input path 24 and the second input path 25 are the torque distribution mechanism. After being combined through 20, it is output from the sun gear S and the second output path 27 to the transmission 13. At this time, the distribution ratio between the engine torque T1 and the engine torque T2 for canceling the torque fluctuation is set based on the number of teeth of the first ring gear R1, the first pinion gear P1, the second pinion gear P2, and the sun gear S.

また、図１に示すように、ダンパ装置１１の第１クラッチＣＬ１および第２クラッチＣＬ２を制御するため、パワーユニット１０にはクラッチ制御部として機能する制御ユニット３０が設けられている。また、パワーユニット１０には、複数の電磁バルブによって構成されるバルブユニット３１と、バルブユニット３１に向けて作動油を圧送するオイルポンプ３２とが設けられている。制御ユニット３０には、クランク軸２１の回転速度（以下、エンジン回転数と記載する）を検出するエンジン回転数センサ３３が接続されている。そして、制御ユニット３０は、エンジン回転数センサ３３によって検出されたエンジン回転数に基づいて、締結状態に切り換えるクラッチＣＬ１，ＣＬ２を選択してバルブユニット３１に制御信号を出力する。すなわち、制御ユニット３０は、エンジン回転数に基づいて第１クラッチＣＬ１または第２クラッチＣＬ２を締結状態に切り換えることにより、エンジントルクを取り出すための出力経路２６，２７を選択している。なお、制御ユニット３０は、制御信号等を演算するＣＰＵ、制御プログラム、演算式およびマップデータ等を格納するＲＯＭ、一時的にデータを格納するＲＡＭ等によって構成されている。 Further, as shown in FIG. 1, in order to control the first clutch CL1 and the second clutch CL2 of the damper device 11, the power unit 10 is provided with a control unit 30 that functions as a clutch control unit. Further, the power unit 10 is provided with a valve unit 31 composed of a plurality of electromagnetic valves and an oil pump 32 that pumps hydraulic oil toward the valve unit 31. Connected to the control unit 30 is an engine speed sensor 33 that detects the rotational speed of the crankshaft 21 (hereinafter referred to as engine speed). The control unit 30 selects the clutches CL1 and CL2 to be switched to the engaged state based on the engine speed detected by the engine speed sensor 33 and outputs a control signal to the valve unit 31. That is, the control unit 30 selects the output paths 26 and 27 for extracting the engine torque by switching the first clutch CL1 or the second clutch CL2 to the engaged state based on the engine speed. The control unit 30 includes a CPU that calculates control signals and the like, a ROM that stores control programs, arithmetic expressions and map data, and a RAM that temporarily stores data.

ここで、図４はダンパ装置１１による捩り振動の減衰特性を示すイメージ図である。図４においては、横軸は捩り振動の振動数つまり周波数を示しており、縦軸は捩り振動の振動加速度レベルである駆動系感度を示している。また、図４において、破線で表される特性線Ｌ１は、第２リングギヤＲ２から出力される捩り振動の減衰特性を示し、一点鎖線で表される特性線Ｌ２は、サンギヤＳから出力される捩り振動の減衰特性を示している。 Here, FIG. 4 is an image diagram showing a damping characteristic of torsional vibration by the damper device 11. In FIG. 4, the horizontal axis indicates the frequency or frequency of torsional vibration, and the vertical axis indicates drive system sensitivity, which is the vibration acceleration level of torsional vibration. In FIG. 4, a characteristic line L1 represented by a broken line indicates a damping characteristic of torsional vibration output from the second ring gear R2, and a characteristic line L2 represented by a one-dot chain line represents a torsional vibration output from the sun gear S. The vibration damping characteristics are shown.

図４に特性線Ｌ１で示すように、第１クラッチＣＬ１を締結して第２リングギヤＲ２からエンジントルクを出力した場合には、低周波数領域においては捩り振動が増幅される一方、中高周波数領域においては捩り振動が減衰される。すなわち、スプリング２２、第１リングギヤＲ１およびイナーシャ部材２３からなる振動系２８の共振点（固有振動数）Ｆ１を下回る低周波数領域においては、クランク軸２１の回転位相と第１リングギヤＲ１の回転位相とが同じ向きとなる。つまり、クランク軸２１の回転位相と第２リングギヤＲ２の回転位相とが同じ向きとなるため、低周波数領域において第２リングギヤＲ２からエンジントルクを出力した場合には、クランク軸２１と第２リングギヤＲ２とが同位相で振動して捩り振動が増幅される。一方、振動系２８の共振点Ｆ１を上回る中高周波数領域においては、クランク軸２１の回転位相と第１リングギヤＲ１の回転位相とが逆向きとなる。つまり、クランク軸２１の回転位相と第２リングギヤＲ２の回転位相とが逆向きとなるため、中高周波数領域において第２リングギヤＲ２からエンジントルクを出力した場合には、クランク軸２１と第２リングギヤＲ２とが逆位相で振動して捩り振動が減衰される。 As shown by the characteristic line L1 in FIG. 4, when the first clutch CL1 is engaged and the engine torque is output from the second ring gear R2, torsional vibration is amplified in the low frequency region, while in the middle and high frequency region. The torsional vibration is attenuated. That is, in the low frequency region below the resonance point (natural frequency) F1 of the vibration system 28 including the spring 22, the first ring gear R1, and the inertia member 23, the rotational phase of the crankshaft 21 and the rotational phase of the first ring gear R1 are Are in the same direction. That is, since the rotation phase of the crankshaft 21 and the rotation phase of the second ring gear R2 are in the same direction, when engine torque is output from the second ring gear R2 in the low frequency region, the crankshaft 21 and the second ring gear R2 are output. Vibrate in phase and torsional vibration is amplified. On the other hand, in the middle and high frequency range above the resonance point F1 of the vibration system 28, the rotational phase of the crankshaft 21 and the rotational phase of the first ring gear R1 are opposite. That is, since the rotation phase of the crankshaft 21 and the rotation phase of the second ring gear R2 are opposite to each other, when engine torque is output from the second ring gear R2 in the middle and high frequency range, the crankshaft 21 and the second ring gear R2 are output. Vibrate in opposite phases and torsional vibration is attenuated.

また、図４に特性線Ｌ２で示すように、第２クラッチＣＬ２を締結してサンギヤＳからエンジントルクを出力した場合には、低周波数領域においては特性線Ｌ１よりも捩り振動の増幅量が抑制される一方、中高周波数領域においては特性線Ｌ１よりも捩り振動の減衰量が抑制される。前述したように、振動系２８の共振点Ｆ１を下回る低周波数領域においては、クランク軸２１の回転位相と第１リングギヤＲ１の回転位相とが同じ向きとなる。つまり、クランク軸２１の回転位相とサンギヤＳの回転位相とが逆向きとなるため、低周波数領域においてサンギヤＳからエンジントルクを出力した場合には、特性線Ｌ１に比べて捩り振動の増幅量が抑制されることになる。一方、振動系２８の共振点Ｆ１を上回る中高周波数領域においては、クランク軸２１の回転位相と第１リングギヤＲ１の回転位相とが逆向きとなる。つまり、クランク軸２１の回転位相とサンギヤＳの回転位相とが同じ向きとなるため、中高周波数領域においてサンギヤＳからエンジントルクを出力した場合には、特性線Ｌ１に比べて捩り振動の減衰量が抑制されることになる。 Further, as shown by the characteristic line L2 in FIG. 4, when the second clutch CL2 is engaged and the engine torque is output from the sun gear S, the amount of torsional vibration amplification is suppressed more than the characteristic line L1 in the low frequency region. On the other hand, the attenuation amount of torsional vibration is suppressed more than the characteristic line L1 in the middle and high frequency range. As described above, in the low frequency region below the resonance point F1 of the vibration system 28, the rotational phase of the crankshaft 21 and the rotational phase of the first ring gear R1 are in the same direction. That is, since the rotational phase of the crankshaft 21 and the rotational phase of the sun gear S are opposite to each other, when the engine torque is output from the sun gear S in the low frequency region, the amount of amplification of torsional vibration is larger than that of the characteristic line L1. Will be suppressed. On the other hand, in the middle and high frequency range above the resonance point F1 of the vibration system 28, the rotational phase of the crankshaft 21 and the rotational phase of the first ring gear R1 are opposite. In other words, since the rotational phase of the crankshaft 21 and the rotational phase of the sun gear S are in the same direction, when the engine torque is output from the sun gear S in the middle and high frequency range, the torsional vibration attenuation is larger than that of the characteristic line L1. Will be suppressed.

図４に示すように、第２リングギヤＲ２からエンジントルクを出力した場合と、サンギヤＳからエンジントルクを出力した場合とでは、捩り振動の減衰特性に差が現れることになる。すなわち、第２リングギヤＲ２からエンジントルクを出力した場合と、サンギヤＳからエンジントルクを出力した場合とでは、第１入力経路２４と第２入力経路２５とに分配されるエンジントルクＴ１，Ｔ２の分配比が相違することから、捩り振動の減衰特性に差が現れることになる。特に、図示する構成においては、スプリング２２を伸縮させながら複合ピニオンギヤＣＰが回動した場合に、第２リングギヤＲ２とサンギヤＳとの回動方向が相違することから、捩り振動の減衰特性に関して差が顕著に現れるようになっている。 As shown in FIG. 4, a difference appears in the torsional vibration attenuation characteristics between when the engine torque is output from the second ring gear R2 and when the engine torque is output from the sun gear S. That is, when the engine torque is output from the second ring gear R2 and when the engine torque is output from the sun gear S, the engine torques T1 and T2 distributed to the first input path 24 and the second input path 25 are distributed. Since the ratio is different, a difference appears in the damping characteristics of torsional vibration. In particular, in the illustrated configuration, when the compound pinion gear CP is rotated while the spring 22 is expanded and contracted, the rotation direction of the second ring gear R2 and the sun gear S is different, so that there is a difference with respect to the torsional vibration damping characteristics. It has come to appear prominently.

このように、出力経路２６，２７を切り換えることで減衰特性を変化させることができるため、制御ユニット３０は、捩り振動の周波数つまりエンジン回転数に基づいて、第１クラッチＣＬ１または第２クラッチＣＬ２を締結状態に切り換えている。ここで、図５は第１クラッチＣＬ１と第２クラッチＣＬ２との制御状態を示す説明図である。図５に示すように、特性線Ｌ１，Ｌ２が交差する周波数Ｆ２を下回る周波数領域、つまり捩り振動の周波数Ｆ２に対応する基準回転数をエンジン回転数が下回る領域では、第２クラッチＣＬ２が締結されてサンギヤＳからエンジントルクが出力される。一方、周波数Ｆ２を上回る周波数領域、つまり捩り振動の周波数Ｆ２に対応する基準回転数をエンジン回転数が上回る領域では、第１クラッチＣＬ１が締結されて第２リングギヤＲ２からエンジントルクが出力される。 As described above, since the damping characteristic can be changed by switching the output paths 26 and 27, the control unit 30 switches the first clutch CL1 or the second clutch CL2 based on the frequency of the torsional vibration, that is, the engine speed. Switching to the fastening state. Here, FIG. 5 is an explanatory view showing a control state of the first clutch CL1 and the second clutch CL2. As shown in FIG. 5, the second clutch CL2 is engaged in a frequency region below the frequency F2 where the characteristic lines L1 and L2 intersect, that is, in a region where the engine rotational speed is below the reference rotational speed corresponding to the torsional vibration frequency F2. The engine torque is output from the sun gear S. On the other hand, in the frequency region above the frequency F2, that is, in the region where the engine rotational speed exceeds the reference rotational speed corresponding to the torsional vibration frequency F2, the first clutch CL1 is engaged and the engine torque is output from the second ring gear R2.

このように、エンジン回転数に基づいてクラッチＣＬ１，ＣＬ２を締結状態に切り換えることにより、図５に太線で示すように、全周波数領域において良好な減衰特性を得ることが可能となる。これにより、エンジン１２の捩り振動を抑制することができるため、振動や騒音を抑えて車両品質を向上させることが可能となる。また、エンジン１２の捩り振動が抑制されることから、変速機１３に作用する負荷を軽減することができ、変速機１３の耐久性を向上させることが可能となる。また、エンジン１２の捩り振動が抑制されることから、エンジン１２の気筒数を削減したり、エンジン回転数の使用領域を下げたりすることができ、車両の燃費性能を向上させることが可能となる。 As described above, by switching the clutches CL1 and CL2 to the engaged state based on the engine speed, it is possible to obtain a good damping characteristic in the entire frequency region as shown by the thick line in FIG. Thereby, since the torsional vibration of the engine 12 can be suppressed, it is possible to improve the vehicle quality by suppressing the vibration and noise. Further, since the torsional vibration of the engine 12 is suppressed, the load acting on the transmission 13 can be reduced, and the durability of the transmission 13 can be improved. Further, since the torsional vibration of the engine 12 is suppressed, the number of cylinders of the engine 12 can be reduced, and the use range of the engine speed can be lowered, so that the fuel efficiency performance of the vehicle can be improved. .

図示する場合には、キャリアＣを第１入力要素として機能させ、第１リングギヤＲ１を第２入力要素として機能させているが、これに限られることはない。例えば、クランク軸２１に対して第１リングギヤＲ１を直に接続し、クランク軸２１にスプリング２２を介してキャリアＣを接続しても良い。この場合には、第１リングギヤＲ１が第１入力要素として機能し、キャリアＣが第２入力要素として機能することになる。また、第１ピニオンギヤＰ１に噛み合うサンギヤを設けることにより、このサンギヤを第１入力要素（または第２入力要素）として機能させても良い。このように、第１ピニオンギヤＰ１に噛み合うサンギヤを第１入力要素（または第２入力要素）として機能させる場合には、第１リングギヤＲ１を第２入力要素（または第１入力要素）として機能させても良く、キャリアＣを第２入力要素（または第１入力要素）として機能させても良い。さらに、図示する場合には、第２リングギヤＲ２を第１出力要素として機能させ、サンギヤＳを第２出力要素として機能させているが、これに限られることはない。例えば、前述したように、第１ピニオンギヤＰ１に噛み合うサンギヤを第１入力要素（または第２入力要素）として機能させ、第１リングギヤＲ１を第２入力要素（または第１入力要素）として機能させる場合には、キャリアＣをクランク軸２１から切り離した上で第１出力要素（または第２出力要素）として機能させても良い。 In the illustrated case, the carrier C functions as the first input element and the first ring gear R1 functions as the second input element. However, the present invention is not limited to this. For example, the first ring gear R <b> 1 may be directly connected to the crankshaft 21 and the carrier C may be connected to the crankshaft 21 via the spring 22. In this case, the first ring gear R1 functions as a first input element, and the carrier C functions as a second input element. Further, by providing a sun gear that meshes with the first pinion gear P1, the sun gear may function as a first input element (or a second input element). As described above, when the sun gear meshing with the first pinion gear P1 is caused to function as the first input element (or the second input element), the first ring gear R1 is caused to function as the second input element (or the first input element). Alternatively, the carrier C may function as the second input element (or the first input element). Further, in the illustrated case, the second ring gear R2 functions as the first output element and the sun gear S functions as the second output element, but the present invention is not limited to this. For example, as described above, the sun gear meshing with the first pinion gear P1 functions as the first input element (or the second input element), and the first ring gear R1 functions as the second input element (or the first input element). Alternatively, the carrier C may be separated from the crankshaft 21 and function as the first output element (or the second output element).

また、前述の説明では、第２リングギヤＲ２を第１出力要素として機能させ、サンギヤＳを第２出力要素として機能させている。これにより、複合ピニオンギヤＣＰが回動した場合に、第１出力要素と第２出力要素とを逆向きに回動させているが、これに限られることはない。例えば、第２リングギヤＲ２、第２ピニオンギヤＰ２、サンギヤＳによって構成される遊星歯車列を、ダブルピニオン型の遊星歯車列として構成することにより、複合ピニオンギヤＣＰが回動した場合に第１出力要素と第２出力要素とを同方向に回動させても良い。この場合であっても、トルク分配機構２０を構成する各ギヤの歯数を調整することにより、第１出力要素からエンジントルクを出力した場合と、第２出力要素からエンジントルクを出力した場合とで、前述したエンジントルクＴ１，Ｔ２の分配比を変えることができ、捩り振動の減衰特性を相違させることが可能となる。 In the above description, the second ring gear R2 functions as the first output element, and the sun gear S functions as the second output element. Thereby, when the compound pinion gear CP is rotated, the first output element and the second output element are rotated in opposite directions, but the present invention is not limited to this. For example, the planetary gear train constituted by the second ring gear R2, the second pinion gear P2, and the sun gear S is constituted as a double pinion type planetary gear train, so that when the compound pinion gear CP rotates, the first output element The second output element may be rotated in the same direction. Even in this case, by adjusting the number of teeth of each gear constituting the torque distribution mechanism 20, the engine torque is output from the first output element, and the engine torque is output from the second output element. Thus, the distribution ratio of the engine torques T1 and T2 described above can be changed, and the torsional vibration damping characteristics can be made different.

また、前述の説明では、トルク分配機構２０を、複合ピニオンギヤＣＰを備えた複合遊星歯車列によって構成しているが、これに限られることはなく、単純遊星歯車列によって構成しても良い。ここで、図６は本発明の他の実施の形態であるダンパ装置４０を備えたパワーユニット４１を示す概略図である。なお、図６において、図１に示す部材と同様の部材については、同一の符号を付してその説明を省略する。 In the above description, the torque distribution mechanism 20 is constituted by a compound planetary gear train provided with a compound pinion gear CP. However, the present invention is not limited to this and may be constituted by a simple planetary gear train. Here, FIG. 6 is a schematic view showing a power unit 41 including a damper device 40 according to another embodiment of the present invention. In FIG. 6, members similar to those shown in FIG. 1 are given the same reference numerals and description thereof is omitted.

図６に示すように、ダンパ装置４０は、単純遊星歯車列からなるトルク分配機構（遊星歯車機構）４２を備えている。トルク分配機構４２は、クランク軸２１に接続されるキャリア（第１入力要素）４２ｃを備えている。トルク分配機構４２は、一方側がクランク軸２１にスプリング２２を介して接続され、他方側が変速機１３に接続されるリングギヤ（第２入力要素，第１出力要素）４２ｒを備えている。また、トルク分配機構４２は、変速機１３に接続されるサンギヤ（第２出力要素）４２ｓを備えている。キャリア４２ｃには、リングギヤ４２ｒとサンギヤ４２ｓとに噛み合うピニオンギヤ４２ｐが回転自在に支持されている。さらに、リングギヤ４２ｒと変速機１３との間には締結状態と解放状態とに切り換えられる第１クラッチＣＬ１が設けられており、サンギヤ４２ｓと変速機１３との間には締結状態と解放状態とに切り換えられる第２クラッチＣＬ２が設けられている。このように、第２入力要素および第１出力要素を、一体となってピニオンギヤ４２ｐに噛み合う１つのリングギヤ４２ｒとして構成した場合であっても、エンジン回転数に基づいて第１クラッチＣＬ１または第２クラッチＣＬ２を締結状態に切り換えることにより、前述したダンパ装置１１のような減衰効果を得ることが可能となる。 As shown in FIG. 6, the damper device 40 includes a torque distribution mechanism (planetary gear mechanism) 42 including a simple planetary gear train. The torque distribution mechanism 42 includes a carrier (first input element) 42 c connected to the crankshaft 21. The torque distribution mechanism 42 includes a ring gear (second input element, first output element) 42r connected on one side to the crankshaft 21 via a spring 22 and connected on the other side to the transmission 13. The torque distribution mechanism 42 includes a sun gear (second output element) 42 s connected to the transmission 13. A pinion gear 42p that meshes with the ring gear 42r and the sun gear 42s is rotatably supported by the carrier 42c. Further, a first clutch CL1 that can be switched between an engaged state and a released state is provided between the ring gear 42r and the transmission 13, and between the sun gear 42s and the transmission 13, the engaged state and the released state are provided. A second clutch CL2 to be switched is provided. Thus, even when the second input element and the first output element are configured as one ring gear 42r integrally engaged with the pinion gear 42p, the first clutch CL1 or the second clutch is based on the engine speed. By switching CL2 to the engaged state, it is possible to obtain a damping effect like that of the damper device 11 described above.

ここで、図７はダンパ装置４０による捩り振動の減衰特性を示すイメージ図である。なお、図７において、破線で表される特性線Ｌａは、クランク軸２１にスプリング２２を介して連結されるリングギヤ４２ｒから出力される捩り振動の減衰特性を示し、一点鎖線で表される特性線Ｌｂは、サンギヤ４２ｓから出力される捩り振動の減衰特性を示している。また、図８は第１クラッチＣＬ１と第２クラッチＣＬ２との制御状態を示す説明図である。 Here, FIG. 7 is an image diagram showing a damping characteristic of torsional vibration by the damper device 40. In FIG. 7, a characteristic line La represented by a broken line indicates a damping characteristic of torsional vibration output from a ring gear 42r connected to the crankshaft 21 via a spring 22, and is represented by a one-dot chain line. Lb indicates the damping characteristic of the torsional vibration output from the sun gear 42s. FIG. 8 is an explanatory diagram showing a control state of the first clutch CL1 and the second clutch CL2.

図７に特性線Ｌａ，Ｌｂで示すように、リングギヤ４２ｒからエンジントルクを出力した場合と、サンギヤ４２ｓからエンジントルクを出力した場合とでは、捩り振動の減衰特性に差が現れている。すなわち、低中周波数領域においては、第２クラッチＣＬ２を締結してサンギヤ４２ｓからエンジントルクを出力した方が、捩り振動の良好な減衰特性を得ることが可能となる。一方、高周波数領域においては、第１クラッチＣＬ１を締結してリングギヤ４２ｒからエンジントルクを出力した方が、捩り振動の良好な減衰特性を得ることが可能となる。 As indicated by characteristic lines La and Lb in FIG. 7, there is a difference in the torsional vibration attenuation characteristics between when the engine torque is output from the ring gear 42r and when the engine torque is output from the sun gear 42s. That is, in the low and middle frequency region, it is possible to obtain a better torsional vibration damping characteristic when the second clutch CL2 is engaged and the engine torque is output from the sun gear 42s. On the other hand, in the high frequency region, it is possible to obtain better damping characteristics of torsional vibration when the first clutch CL1 is engaged and the engine torque is output from the ring gear 42r.

すなわち、図８に示すように、特性線Ｌａ，Ｌｂが交差する周波数Ｆ３を下回る周波数領域、つまり捩り振動の周波数Ｆ３に対応する基準回転数をエンジン回転数が下回る領域では、サンギヤ４２ｓからエンジントルクを出力するために第２クラッチＣＬ２が締結される。一方、周波数Ｆ３を上回る周波数領域、つまり捩り振動の周波数Ｆ３に対応する基準回転数をエンジン回転数が上回る領域では、リングギヤ４２ｒからエンジントルクを出力するために第１クラッチＣＬ１が締結される。このように、エンジン回転数に基づいてクラッチＣＬ１，ＣＬ２を締結状態に切り換えることにより、図８に太線で示すように、全周波数領域において良好な減衰特性を得ることが可能となる。 That is, as shown in FIG. 8, in the frequency region below the frequency F3 where the characteristic lines La and Lb intersect, that is, in the region where the engine rotational speed falls below the reference rotational speed corresponding to the frequency F3 of torsional vibration, the engine torque from the sun gear 42s Is output, the second clutch CL2 is engaged. On the other hand, in the frequency region above the frequency F3, that is, in the region where the engine rotational speed exceeds the reference rotational speed corresponding to the torsional vibration frequency F3, the first clutch CL1 is engaged to output the engine torque from the ring gear 42r. As described above, by switching the clutches CL1 and CL2 to the engaged state based on the engine speed, it is possible to obtain a good damping characteristic in the entire frequency region, as indicated by a thick line in FIG.

本発明は前記実施の形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々変更可能であることはいうまでもない。前述の説明では、１つの周波数Ｆ２を境に、第１クラッチＣＬ１の締結領域と第２クラッチＣＬ２の締結領域とを分けているが、これに限られることはなく、得られる減衰特性によっては複数の周波数を境に、第１クラッチＣＬ１の締結領域と第２クラッチＣＬ２の締結領域とを分けても良い。また、前述の説明では、遊星歯車列によってトルク分配機構２０，４２を構成しているが、これに限られることはなく、傘歯車等を用いてトルク分配機構を構成しても良い。 It goes without saying that the present invention is not limited to the above-described embodiment, and various modifications can be made without departing from the scope of the invention. In the above description, the engagement region of the first clutch CL1 and the engagement region of the second clutch CL2 are divided with one frequency F2 as a boundary. However, the present invention is not limited to this. The engagement region of the first clutch CL1 and the engagement region of the second clutch CL2 may be divided on the basis of the frequency. In the above description, the torque distribution mechanisms 20 and 42 are configured by the planetary gear train. However, the present invention is not limited to this, and the torque distribution mechanism may be configured by using a bevel gear or the like.

また、第１クラッチＣＬ１および第２クラッチＣＬ２は、油圧によって締結状態と解放状態とに切り換えられる油圧クラッチに限られることはなく、電磁力によって締結状態と解放状態とに切り換えられる電磁クラッチであっても良い。また、第１クラッチＣＬ１および第２クラッチＣＬ２は、摩擦クラッチであっても良く、噛合クラッチであっても良い。また、前述の説明では、弾性部材としてスプリング２２を挙げているが、これに限られることはなく、弾性部材としてゴム部材を採用しても良い。 The first clutch CL1 and the second clutch CL2 are not limited to hydraulic clutches that are switched between the engaged state and the released state by hydraulic pressure, but are electromagnetic clutches that are switched between the engaged state and the released state by electromagnetic force. Also good. Further, the first clutch CL1 and the second clutch CL2 may be friction clutches or meshing clutches. In the above description, the spring 22 is used as the elastic member. However, the spring 22 is not limited to this, and a rubber member may be used as the elastic member.

また、変速機１３は、手動変速機であっても良く、無段変速機であっても良く、遊星歯車式や平行軸式の自動変速機であっても良い。また、ダンパ装置１１，４０と変速機１３との間にトルクコンバータを設けても良く、ダンパ装置１１，４０と変速機１３との間に発進クラッチを設けても良い、さらに、トルクコンバータのケース内にダンパ装置１１，４０を組み込むようにしても良い。なお、エンジン１２は、ガソリンエンジンに限られることはなく、ディーゼルエンジン等であっても良い。 The transmission 13 may be a manual transmission, a continuously variable transmission, or a planetary gear type or parallel shaft type automatic transmission. Further, a torque converter may be provided between the damper devices 11, 40 and the transmission 13, a starting clutch may be provided between the damper devices 11, 40, and the transmission 13, and a torque converter case. The damper devices 11 and 40 may be incorporated inside. The engine 12 is not limited to a gasoline engine, and may be a diesel engine or the like.

１１ダンパ装置
１２エンジン
１３変速機
２０トルク分配機構（遊星歯車機構）
２２スプリング（弾性部材）
３０制御ユニット（クラッチ制御部）
４０ダンパ装置
４２トルク分配機構（遊星歯車機構）
４２ｃキャリア（第１入力要素）
４２ｒリングギヤ（第２入力要素，第１出力要素）
４２ｓサンギヤ（第２出力要素）
４２ｐピニオンギヤ
ＣＬ１第１クラッチ
ＣＬ２第２クラッチ
Ｃキャリア（第１入力要素）
Ｒ１第１リングギヤ（第２入力要素）
Ｒ２第２リングギヤ（第１出力要素）
Ｓサンギヤ（第２出力要素）
Ｐ１第１ピニオンギヤ
Ｐ２第２ピニオンギヤ 11 Damper device 12 Engine 13 Transmission 20 Torque distribution mechanism (planetary gear mechanism)
22 Spring (elastic member)
30 Control unit (clutch control unit)
40 Damper device 42 Torque distribution mechanism (planetary gear mechanism)
42c Carrier (first input element)
42r Ring gear (second input element, first output element)
42s sun gear (second output element)
42p pinion gear CL1 first clutch CL2 second clutch C carrier (first input element)
R1 first ring gear (second input element)
R2 Second ring gear (first output element)
S Sun gear (second output element)
P1 First pinion gear P2 Second pinion gear

Claims

A damper device provided between the engine and the transmission,
A first input element connected to the engine; a second input element connected to the engine via an elastic member; a first output element connected to the transmission; and a first input element connected to the transmission. A torque distribution mechanism comprising two output elements;
The first output element is provided between the first output element and the transmission, and is switched between a fastening state in which the first output element is connected to the transmission and a release state in which the first output element is disconnected from the transmission. Clutch,
The second output element is provided between the second output element and the transmission, and is switched between a fastening state in which the second output element is connected to the transmission and a release state in which the second output element is disconnected from the transmission. Clutch,
A damper device.

The damper device according to claim 1, wherein
A damper device, comprising: a clutch control unit that switches the first clutch or the second clutch to an engaged state based on the rotational speed of the engine.

The damper device according to claim 1 or 2,
The damper device, wherein the torque distribution mechanism is a planetary gear mechanism.

The damper device according to any one of claims 1 to 3,
The first input element is a carrier that rotatably supports the first pinion gear;
The second input element is a first ring gear meshing with the first pinion gear;
The first output element is a second ring gear that meshes with a second pinion gear that is fixed to the first pinion gear and rotates integrally.
The damper device, wherein the second output element is a sun gear that meshes with the second pinion gear.

The damper device according to any one of claims 1 to 3,
The first input element is a carrier that rotatably supports a pinion gear;
The second input element and the first output element are one ring gear that integrally meshes with the pinion gear;
The damper device, wherein the second output element is a sun gear that meshes with the pinion gear.