JP2014177958A

JP2014177958A - Damper gear

Info

Publication number: JP2014177958A
Application number: JP2013050702A
Authority: JP
Inventors: Takeki Suzuki; 雄樹鈴木; Yasuyuki Ukon; 靖幸右近; Takeshi Shinohara; 剛篠原; Mamoru Murakami; 守村上
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

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 differential mechanism 20 having: a carrier C connected to the engine 12; a first ring gear R1 connected to the engine 12; and a second ring gear R2 connected to the transmission 13. The damper gear further includes: a spring 21 provided between the engine 12 and the first ring gear R1; a first inertia member 22 provided between the spring 21 and the first ring gear R1; and a second inertia member 24 connected to the first inertia member 22 via a clutch mechanism 26. The clutch mechanism 26 can switch a state between a coupling state where the second inertia member 24 is connected to the first inertia member 22 and a release state where the second inertia member 24 is disconnected from the first inertia member 22.

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、前記エンジンに接続される第２入力要素と、前記変速機に接続される出力要素と、を備える差動機構と、前記エンジンと前記第２入力要素との間に設けられる弾性部材と、前記弾性部材と前記第２入力要素との間に設けられる第１慣性質量体と、前記第１慣性質量体にクラッチ機構を介して接続される第２慣性質量体と、を有し、前記クラッチ機構は、前記第１慣性質量体に前記第２慣性質量体を接続する締結状態と、前記第１慣性質量体から前記第２慣性質量体を切り離す解放状態とに切り換えられる。 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, a second input element connected to the engine, and the transmission. A differential mechanism comprising: an output element connected to the engine; an elastic member provided between the engine and the second input element; and a first provided between the elastic member and the second input element. An inertia mass body and a second inertia mass body connected to the first inertia mass body via a clutch mechanism, and the clutch mechanism includes the second inertia mass body on the first inertia mass body. The connection state is switched between the connection state and the release state in which the second inertial mass body is disconnected from the first inertial mass body.

本発明によれば、第１慣性質量体にクラッチ機構を介して接続される第２慣性質量体を設けるようにしたので、クラッチ機構を切り換えることで振動系に作用する質量を変化させることができ、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, since the second inertial mass body connected to the first inertial mass body via the clutch mechanism is provided, the mass acting on the vibration system can be changed by switching the clutch mechanism. Thus, it becomes possible to change the damping characteristics of torsional vibration. 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. 図１のＡ−Ａ線に沿ってクラッチ機構の構造を概略的に示す断面図である。It is sectional drawing which shows schematically the structure of a clutch mechanism along the AA line of FIG. 図１のＡ−Ａ線に沿ってクラッチ機構の構造を概略的に示す断面図である。It is sectional drawing which shows schematically the structure of a clutch mechanism along the AA line of FIG. （ａ）および（ｂ）はダンパ装置の構造モデルを示す説明図である。(A) And (b) is explanatory drawing which shows the structural model of a damper apparatus. クラッチ締結時とクラッチ解放時との減衰特性を示す比較図である。It is a comparison figure which shows the damping characteristic at the time of clutch fastening, and the time of clutch release. ダンパ装置によって得られ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 obtained by a damper apparatus.

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。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１４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１５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. 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 acting on the crankshaft 14 of the engine 12. In addition, drive wheels 15 are connected to the transmission 13 via a differential device (not shown).

ダンパ装置１１は、複合遊星歯車列からなる差動機構（遊星歯車機構）２０を備えている。差動機構２０は、クランク軸１４に接続されるキャリア（第１入力要素）Ｃと、クランク軸１４にスプリング（弾性部材）２１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。このように、エンジン１２のクランク軸１４には第１リングギヤＲ１が接続されており、クランク軸１４と第１リングギヤＲ１との間にはスプリング２１が設けられている。また、差動機構２０は、変速機１３に接続される第２リングギヤ（出力要素）Ｒ２を備えている。キャリアＣには複合ピニオンギヤＣＰが回転自在に支持されており、複合ピニオンギヤＣＰは第１ピニオンギヤＰ１および第２ピニオンギヤＰ２によって構成されている。第１ピニオンギヤＰ１は第１リングギヤＲ１に噛み合い、第２ピニオンギヤＰ２は第２リングギヤＲ２に噛み合っている。 The damper device 11 includes a differential mechanism (planetary gear mechanism) 20 composed of a compound planetary gear train. The differential mechanism 20 includes a carrier (first input element) C connected to the crankshaft 14, and a first ring gear (second input element) R1 connected to the crankshaft 14 via a spring (elastic member) 21. It has. Thus, the first ring gear R1 is connected to the crankshaft 14 of the engine 12, and the spring 21 is provided between the crankshaft 14 and the first ring gear R1. Further, the differential mechanism 20 includes a second ring gear (output element) R <b> 2 connected to the transmission 13. A composite pinion gear CP is rotatably supported on the carrier C, and the composite pinion gear CP is constituted by a first pinion gear P1 and a second pinion gear P2. The first pinion gear P1 meshes with the first ring gear R1, and the second pinion gear P2 meshes with the second ring gear R2.

図１に示すように、スプリング２１と第１リングギヤＲ１との間には、所定の質量を備える第１イナーシャ部材（第１慣性質量体）２２が設けられている。また、パワーユニット１０のハウジング２３には、所定の質量を備える第２イナーシャ部材（第２慣性質量体）２４が軸受２５を介して回転自在に設けられている。第１および第２イナーシャ部材２２，２４は所謂フライホイールマスとして機能しており、第１イナーシャ部材２２と第２イナーシャ部材２４との間には締結状態と解放状態とに切り換えられるクラッチ機構２６が設けられている。クラッチ機構２６を締結状態に切り換えることにより、第１イナーシャ部材２２に対して第２イナーシャ部材２４を接続することが可能となる。一方、クラッチ機構２６を解放状態に切り換えることにより、第１イナーシャ部材２２から第２イナーシャ部材２４を切り離すことが可能となる。 As shown in FIG. 1, a first inertia member (first inertia mass body) 22 having a predetermined mass is provided between the spring 21 and the first ring gear R1. The housing 23 of the power unit 10 is provided with a second inertia member (second inertia mass body) 24 having a predetermined mass rotatably via a bearing 25. The first and second inertia members 22 and 24 function as a so-called flywheel mass, and a clutch mechanism 26 that is switched between a fastening state and a released state is provided between the first inertia member 22 and the second inertia member 24. Is provided. The second inertia member 24 can be connected to the first inertia member 22 by switching the clutch mechanism 26 to the engaged state. On the other hand, the second inertia member 24 can be disconnected from the first inertia member 22 by switching the clutch mechanism 26 to the released state.

図２および図３は図１のＡ−Ａ線に沿ってクラッチ機構２６の構造を概略的に示す断面図である。図２にはエンジン１２つまりクランク軸１４の回転速度（以下、エンジン回転数と記載する）が所定回転数を下回る低速回転時の状態が示され、図３にはエンジン回転数が所定回転数を上回る高速回転時の状態が示されている。図２に示すように、クランク軸１４には第１ディスク３１が固定されており、第１ディスク３１の径方向外方には第２ディスク３２が設けられている。第１ディスク３１と第２ディスク３２との間にはスプリング２１が設けられており、クランク軸１４の回転は第１ディスク３１からスプリング２１を介して第２ディスク３２に伝達される。この第２ディスク３２には第１イナーシャ部材２２が固定されており、第２ディスク３２の径方向外方には第２イナーシャ部材２４が配置されている。また、第２ディスク３２にはクラッチ機構２６が設けられており、このクラッチ機構２６を用いて第２ディスク３２つまり第１イナーシャ部材２２に対する第２イナーシャ部材２４の接続状態が制御される。 2 and 3 are cross-sectional views schematically showing the structure of the clutch mechanism 26 along the line AA in FIG. FIG. 2 shows a state at a low speed when the rotational speed of the engine 12, that is, the crankshaft 14 (hereinafter referred to as engine rotational speed) is lower than a predetermined rotational speed, and FIG. 3 shows the engine rotational speed at the predetermined rotational speed. The state at the time of high-speed rotation exceeding is shown. As shown in FIG. 2, the first disk 31 is fixed to the crankshaft 14, and the second disk 32 is provided radially outward of the first disk 31. A spring 21 is provided between the first disk 31 and the second disk 32, and the rotation of the crankshaft 14 is transmitted from the first disk 31 to the second disk 32 via the spring 21. A first inertia member 22 is fixed to the second disk 32, and a second inertia member 24 is disposed outward in the radial direction of the second disk 32. The clutch mechanism 26 is provided on the second disk 32, and the connection state of the second inertia member 24 to the second disk 32, that is, the first inertia member 22 is controlled by using the clutch mechanism 26.

クラッチ機構２６は、第２ディスク３２の支点軸３３に対して回動自在に装着されるクラッチレバー３４を備えている。クラッチレバー３４の一端部にはクラッチシュー３５が固定されており、クラッチレバー３４の他端部にはウェイト３６が固定されている。また、クラッチレバー３４の支点軸３３とウェイト３６との間の部位には、ウェイト３６をクランク軸１４に向けて内側に付勢するリターンスプリング３７が装着されている。図２の拡大部分に示すように、エンジン回転数が所定回転数を下回る低速回転時には、ウェイト３６に作用する遠心力が小さいことから、リターンスプリング３７のバネ力によってクラッチシュー３５は第２イナーシャ部材２４の内周面に押し付けられる。すなわち、低速回転時には、クラッチ機構２６が締結状態に切り換えられ、第１イナーシャ部材２２に第２イナーシャ部材２４が接続される。一方、図３の拡大部分に示すように、エンジン回転数が所定回転数を上回る高速回転時には、ウェイト３６に作用する遠心力が大きいことから、リターンスプリング３７が圧縮されてクラッチシュー３５は第２イナーシャ部材２４の内周面から引き離される。すなわち、高速回転時には、クラッチ機構２６が解放状態に切り換えられ、第１イナーシャ部材２２から第２イナーシャ部材２４が切り離される。なお、クラッチシュー３５としては摩擦力や噛み合いによって第２イナーシャ部材２４に係合する部材であれば良く、例えば、摩擦材、ゴム、ギヤ、噛合歯等を用いてクラッチシュー３５を構成することが可能である。つまり、クラッチ機構２６としては、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。 The clutch mechanism 26 includes a clutch lever 34 that is rotatably attached to a fulcrum shaft 33 of the second disk 32. A clutch shoe 35 is fixed to one end of the clutch lever 34, and a weight 36 is fixed to the other end of the clutch lever 34. A return spring 37 that urges the weight 36 inward toward the crankshaft 14 is attached to a portion between the fulcrum shaft 33 and the weight 36 of the clutch lever 34. As shown in the enlarged portion of FIG. 2, since the centrifugal force acting on the weight 36 is small at a low speed when the engine speed is lower than the predetermined speed, the clutch shoe 35 is moved by the spring force of the return spring 37 to cause the second inertia member. 24 is pressed against the inner peripheral surface. That is, at the time of low speed rotation, the clutch mechanism 26 is switched to the engaged state, and the second inertia member 24 is connected to the first inertia member 22. On the other hand, as shown in the enlarged portion of FIG. 3, when the engine speed exceeds a predetermined speed, the centrifugal force acting on the weight 36 is large, so the return spring 37 is compressed and the clutch shoe 35 is It is pulled away from the inner peripheral surface of the inertia member 24. That is, at the time of high speed rotation, the clutch mechanism 26 is switched to the released state, and the second inertia member 24 is disconnected from the first inertia member 22. The clutch shoe 35 may be a member that engages with the second inertia member 24 by frictional force or meshing. For example, the clutch shoe 35 may be configured using a friction material, rubber, gear, meshing teeth, or the like. Is possible. That is, the clutch mechanism 26 may be a friction clutch or a meshing clutch.

図４（ａ）および（ｂ）はダンパ装置１１の構造モデルを示す説明図である。図４（ａ）には低速回転時におけるダンパ装置１１の作動状態が示されており、図４（ｂ）には高速回転時におけるダンパ装置１１の作動状態が示されている。図４（ａ）に示すように、差動機構２０には、エンジントルクを入力する第１入力経路４０および第２入力経路４１が設けられており、エンジントルクを出力する１つの出力経路４２が設けられている。すなわち、差動機構２０には、クランク軸１４からスプリング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１入力経路４０と、クランク軸１４からキャリアＣにエンジントルクを入力する第２入力経路４１とが設けられている。このように、２つの入力経路４０，４１が設けられることから、差動機構２０には双方の入力経路４０，４１からエンジントルクＴ１，Ｔ２が入力される。そして、エンジントルクＴ１，Ｔ２は、差動機構２０において合成された後に、出力経路４２を経て変速機１３に出力される。なお、入力経路４０，４１や出力経路４２は、回転軸、ハブ部材、ドラム部材等によって構成される。 4A and 4B are explanatory views showing a structural model of the damper device 11. FIG. 4A shows the operating state of the damper device 11 during low-speed rotation, and FIG. 4B shows the operating state of the damper device 11 during high-speed rotation. As shown in FIG. 4A, the differential mechanism 20 is provided with a first input path 40 and a second input path 41 for inputting engine torque, and one output path 42 for outputting engine torque is provided. Is provided. That is, the differential mechanism 20 has a first input path 40 for inputting engine torque from the crankshaft 14 to the first ring gear R1 via the spring 22, and a second input for inputting engine torque from the crankshaft 14 to the carrier C. A route 41 is provided. Thus, since the two input paths 40 and 41 are provided, the engine torques T1 and T2 are input to the differential mechanism 20 from both the input paths 40 and 41. The engine torques T1 and T2 are combined in the differential mechanism 20 and then output to the transmission 13 via the output path 42. The input paths 40 and 41 and the output path 42 are configured by a rotating shaft, a hub member, a drum member, and the like.

また、第２入力経路４１には、スプリング２１、第１イナーシャ部材２２および第２イナーシャ部材２４からなる振動系４３が設けられている。このため、第１入力経路４０を経て伝達されるエンジントルクＴ１の捩り振動と、第２入力経路４１を経て伝達されるエンジントルクＴ２の捩り振動とでは、捩り振動の位相にずれが生じることになる。すなわち、振動系４３の共振点（固有振動数）を下回る周波数領域においては、第１リングギヤＲ１とキャリアＣとが同位相で振動しており、差動機構２０で合成された捩り振動は増幅されることになる。一方、振動系４３の共振点を上回る周波数領域においては、第１リングギヤＲ１とキャリアＣとが逆位相で振動しており、差動機構２０で合成された捩り振動は減衰されることになる。 The second input path 41 is provided with a vibration system 43 including the spring 21, the first inertia member 22, and the second inertia member 24. For this reason, the torsional vibration of the engine torque T1 transmitted through the first input path 40 and the torsional vibration of the engine torque T2 transmitted through the second input path 41 cause a shift in the phase of the torsional vibration. Become. That is, in the frequency region below the resonance point (natural frequency) of the vibration system 43, the first ring gear R1 and the carrier C vibrate in the same phase, and the torsional vibration synthesized by the differential mechanism 20 is amplified. Will be. On the other hand, in the frequency region exceeding the resonance point of the vibration system 43, the first ring gear R1 and the carrier C vibrate in opposite phases, and the torsional vibration synthesized by the differential mechanism 20 is attenuated.

ところで、図４（ａ）に示すように、低速回転時にはクラッチ機構２６が締結されることから、第１イナーシャ部材２２に第２イナーシャ部材２４が連結され、振動系４３に作用する質量が増大した状態となる。一方、図４（ｂ）に示すように、高速回転時にはクラッチ機構２６が解放されることから、第１イナーシャ部材２２から第２イナーシャ部材２４が切り離され、振動系４３に作用する質量が減少した状態となる。このように、クラッチ機構２６の締結時（以下、クラッチ締結時と記載する）とクラッチ機構２６の解放時（以下、クラッチ解放時と記載する）とでは、振動系４３に作用する質量が変化することから、振動系４３の共振点が相違することになる。すなわち、クラッチ締結時とクラッチ解放時とでは、共振点がずれることでエンジントルクＴ２の振動位相が変化し、ダンパ装置１１の減衰特性が変化することになる。なお、第１イナーシャ部材２２側にクラッチ機構２６が設けられることから、振動系４３にはウェイト３６等のクラッチ機構２６を構成する部材の質量も作用している。 By the way, as shown in FIG. 4A, the clutch mechanism 26 is fastened at the time of low speed rotation, so that the second inertia member 24 is connected to the first inertia member 22 and the mass acting on the vibration system 43 is increased. It becomes a state. On the other hand, as shown in FIG. 4B, since the clutch mechanism 26 is released during high-speed rotation, the second inertia member 24 is disconnected from the first inertia member 22 and the mass acting on the vibration system 43 is reduced. It becomes a state. Thus, when the clutch mechanism 26 is engaged (hereinafter referred to as clutch engagement) and when the clutch mechanism 26 is released (hereinafter referred to as clutch release), the mass acting on the vibration system 43 changes. Therefore, the resonance point of the vibration system 43 is different. That is, when the clutch is engaged and when the clutch is released, the vibration phase of the engine torque T2 changes due to the shift of the resonance point, and the damping characteristic of the damper device 11 changes. Since the clutch mechanism 26 is provided on the first inertia member 22 side, the mass of the members constituting the clutch mechanism 26 such as the weight 36 also acts on the vibration system 43.

図５はクラッチ締結時とクラッチ解放時との減衰特性を示す比較図である。図６はダンパ装置１１によって得られる捩り振動の減衰特性を示すイメージ図である。図５および図６において、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５および図６において、破線で表される特性線Ｌ１はクラッチ締結時の減衰特性を示し、一点鎖線で表される特性線Ｌ２はクラッチ解放時の減衰特性を示している。 FIG. 5 is a comparison diagram showing damping characteristics when the clutch is engaged and when the clutch is released. FIG. 6 is an image diagram showing a damping characteristic of torsional vibration obtained by the damper device 11. 5 and 6, the horizontal axis represents the frequency or frequency of torsional vibration, and the vertical axis represents drive system sensitivity, which is the vibration acceleration level of torsional vibration. 5 and 6, a characteristic line L1 represented by a broken line represents a damping characteristic when the clutch is engaged, and a characteristic line L2 represented by a one-dot chain line represents a damping characteristic when the clutch is released.

前述したように、クラッチ機構２６を締結した場合には振動系４３に作用する質量が増加する一方、クラッチ機構２６を解放した場合には振動系４３に作用する質量が減少する。このため、図５に特性線Ｌ１，Ｌ２で示すように、クラッチ締結時に得られる振動増幅側の変曲点Ａ１や振動減衰側の変曲点Ｂ１は、クラッチ解放時に得られる振動増幅側の変曲点Ａ２や振動減衰側の変曲点Ｂ２よりも、低い周波数つまり低いエンジン回転数で現れることになる。すなわち、クラッチ締結時には、振動系４３の質量増加に伴って振動系４３の共振点が低周波数側に移動する一方、クラッチ解放時には、振動系４３の質量減少に伴って振動系４３の共振点が高周波数側に移動することになる。 As described above, when the clutch mechanism 26 is engaged, the mass acting on the vibration system 43 increases, whereas when the clutch mechanism 26 is released, the mass acting on the vibration system 43 decreases. Therefore, as shown by characteristic lines L1 and L2 in FIG. 5, the inflection point A1 on the vibration amplification side and the inflection point B1 on the vibration attenuation side obtained when the clutch is engaged are the fluctuations on the vibration amplification side obtained when the clutch is disengaged. It appears at a lower frequency, that is, at a lower engine speed than the inflection point B2 on the vibration attenuation side. That is, when the clutch is engaged, the resonance point of the vibration system 43 moves to the low frequency side as the mass of the vibration system 43 increases. On the other hand, when the clutch is released, the resonance point of the vibration system 43 decreases as the mass of the vibration system 43 decreases. It will move to the high frequency side.

このように、クラッチ機構２６の作動状態に応じて減衰特性が変化することから、幅広い周波数領域において良好な減衰特性を得るように、クラッチ機構２６を構成するウェイト３６の質量やリターンスプリング３７のバネ定数等が設定されている。すなわち、図６に示すように、特性線Ｌ１，Ｌ２が交差する周波数Ｆ１に対応するエンジン回転数において、クラッチ機構２６の作動状態が切り換えられるように、ウェイト３６の質量やリターンスプリング３７のバネ定数等が設定される。これにより、図６に示すように、周波数Ｆ１に対応する基準回転数をエンジン回転数が下回る領域においては、クラッチ機構２６が締結状態に制御され、特性線Ｌ１に沿った減衰特性を得ることが可能となる。一方、周波数Ｆ１に対応する基準回転数をエンジン回転数が上回る領域においては、クラッチ機構２６が解放状態に制御され、特性線Ｌ２に沿った減衰特性を得ることが可能となる。このように、エンジン回転数に応じてクラッチ機構２６を切り換えることにより、図６に太線で示すように、幅広い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っている。 As described above, since the damping characteristic changes depending on the operating state of the clutch mechanism 26, the mass of the weight 36 constituting the clutch mechanism 26 and the spring of the return spring 37 are obtained so as to obtain a good damping characteristic in a wide frequency range. Constants etc. are set. That is, as shown in FIG. 6, the mass of the weight 36 and the spring constant of the return spring 37 are set such that the operating state of the clutch mechanism 26 is switched at the engine speed corresponding to the frequency F1 at which the characteristic lines L1 and L2 intersect. Etc. are set. As a result, as shown in FIG. 6, in the region where the engine speed is below the reference speed corresponding to the frequency F1, the clutch mechanism 26 is controlled to be engaged, and the damping characteristic along the characteristic line L1 can be obtained. It becomes possible. On the other hand, in a region where the engine rotational speed exceeds the reference rotational speed corresponding to the frequency F1, the clutch mechanism 26 is controlled to be in a released state, and it is possible to obtain a damping characteristic along the characteristic line L2. As described above, by switching the clutch mechanism 26 according to the engine speed, it is possible to obtain a good damping characteristic in a wide frequency range as shown by a thick line in FIG.

これまで説明したように、ダンパ装置１１によってエンジン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の捩り振動を抑制することができるため、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の捩り振動を抑制することができるため、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, the torsional vibration of the engine 12 can be suppressed by the damper device 11, so that the vehicle quality can be improved by suppressing vibration and noise. Moreover, since the torsional vibration of the engine 12 can be suppressed, the load acting on the transmission 13 can be reduced, and the durability of the transmission 13 can be improved. In addition, since the torsional vibration of the engine 12 can be suppressed, the number of cylinders of the engine 12 can be reduced and the use range of the engine speed can be reduced, and the fuel efficiency performance of the vehicle can be improved. Become.

前述の説明では、クラッチ機構２６として低速回転時に締結されて高速回転時に解放される遠心クラッチを用いているが、これに限られることはない。得られる捩り振動の減衰特性によっては、低速回転時に解放されて高速回転時に締結される遠心クラッチを採用しても良い。また、前述の説明では、クラッチ機構２６として遠心力に応じて制御される遠心クラッチを用いているが、これに限られることはない。例えば、クラッチ機構２６として油圧クラッチや電磁クラッチを用いるとともに、コンピュータによって油圧クラッチや電磁クラッチの作動状態を制御しても良い。この場合には、エンジン回転数を検出する回転数センサが設けられるとともに、ＣＰＵやメモリ等によって構成される電子制御ユニットが設けられる。クラッチ機構２６として油圧クラッチを用いた場合には、電子制御ユニットは、回転数センサから入力されるエンジン回転数に基づいて、油圧クラッチの油圧制御を実行するバルブユニットに制御信号を出力する。また、クラッチ機構２６として電磁クラッチを用いた場合には、電子制御ユニットは、回転数センサから入力されるエンジン回転数に基づいて、電磁クラッチの通電制御を実行する駆動回路部に制御信号を出力する。 In the above description, a centrifugal clutch that is fastened at a low speed and released at a high speed is used as the clutch mechanism 26. However, the present invention is not limited to this. Depending on the torsional vibration damping characteristics obtained, a centrifugal clutch that is released during low-speed rotation and fastened during high-speed rotation may be employed. In the above description, a centrifugal clutch controlled according to the centrifugal force is used as the clutch mechanism 26. However, the present invention is not limited to this. For example, a hydraulic clutch or an electromagnetic clutch may be used as the clutch mechanism 26, and the operating state of the hydraulic clutch or the electromagnetic clutch may be controlled by a computer. In this case, an engine speed sensor for detecting the engine speed is provided, and an electronic control unit including a CPU, a memory, and the like is provided. When a hydraulic clutch is used as the clutch mechanism 26, the electronic control unit outputs a control signal to a valve unit that performs hydraulic control of the hydraulic clutch based on the engine speed input from the rotation speed sensor. When an electromagnetic clutch is used as the clutch mechanism 26, the electronic control unit outputs a control signal to a drive circuit unit that performs energization control of the electromagnetic clutch based on the engine speed input from the rotation speed sensor. To do.

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、複合ピニオンギヤＣＰを備えた複合遊星歯車列によって差動機構２０を構成しているが、これに限られることはなく、複数の単純遊星歯車列を連結した複合遊星歯車列によって差動機構を構成しても良い。また、前述の説明では、遊星歯車列によって差動機構２０を構成しているが、これに限られることはなく、傘歯車等を用いて差動機構を構成しても良い。さらに、前述の説明では、弾性部材としてスプリング２１を用いているが、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。 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 differential mechanism 20 is configured by the compound planetary gear train having the compound pinion gear CP. However, the differential mechanism 20 is not limited to this, and the difference is determined by the compound planetary gear train in which a plurality of simple planetary gear trains are connected. A moving mechanism may be configured. In the above description, the differential mechanism 20 is configured by the planetary gear train. However, the present invention is not limited to this, and the differential mechanism may be configured by using a bevel gear or the like. Furthermore, in the above description, the spring 21 is used as the elastic member, but the present invention 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を組み込んでも良い。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 device 11 and the transmission 13, a start clutch may be provided between the damper device 11 and the transmission 13, and the damper device is provided in the case of the torque converter. 11 may be incorporated. 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差動機構（遊星歯車機構）
２１スプリング（弾性部材）
２２第１イナーシャ部材（第１慣性質量体）
２４第２イナーシャ部材（第２慣性質量体）
２６クラッチ機構
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（出力要素）
ＣＰ複合ピニオンギヤ
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 Differential mechanism (planetary gear mechanism)
21 Spring (elastic member)
22 First inertia member (first inertia mass body)
24 Second inertia member (second inertial mass)
26 Clutch mechanism C Carrier (first input element)
R1 first ring gear (second input element)
R2 Second ring gear (output element)
CP compound pinion gear P1 first pinion gear P2 second pinion gear

Claims

A damper device provided between the engine and the transmission,
A differential mechanism comprising: a first input element connected to the engine; a second input element connected to the engine; and an output element connected to the transmission;
An elastic member provided between the engine and the second input element;
A first inertia mass body provided between the elastic member and the second input element;
A second inertial mass connected to the first inertial mass via a clutch mechanism;
Have
The damper mechanism is a damper device that is switched between a fastening state in which the second inertial mass body is connected to the first inertial mass body and a release state in which the second inertial mass body is disconnected from the first inertial mass body.

The damper device according to claim 1, wherein
The damper mechanism is a damper device that is switched between an engaged state and a released state based on the rotational speed of the engine.

The damper device according to claim 1 or 2,
The differential mechanism is a planetary gear mechanism having a compound pinion gear,
The first input element is a carrier that rotatably supports the composite pinion gear;
The second input element is a first ring gear meshing with a first pinion gear of the composite pinion gear;
The damper device, wherein the output element is a second ring gear meshing with a second pinion gear of the composite pinion gear.