JP2014177959A

JP2014177959A - Damper gear

Info

Publication number: JP2014177959A
Application number: JP2013050703A
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: JP6137672B2

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 first spring 22; a sun gear S connected to the transmission 13; and a second ring gear R2 connected to the transmission 13 via a second spring 24. The damper gear further includes: a first clutch CL1 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; and a second clutch CL2 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.

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、前記エンジンに第１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、前記変速機に第２弾性部材を介して接続される第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 connected to the engine via a first elastic member. A torque distribution mechanism comprising: an input element; a first output element connected to the transmission; and a second output element connected to the transmission via a second elastic member; and the first output element. A first clutch provided between the transmission and 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; A second clutch provided between the output element and the transmission, wherein the second clutch is switched between an engagement 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; Have

本発明によれば、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。さらに、第２出力要素と変速機との間に第２弾性部材を設けることにより、第２出力要素からエンジントルクを出力する際の共振点を使用領域外に引き下げることが可能となる。 According to the present invention, the output element of the torque distribution mechanism connected to the transmission can be switched by switching the first clutch or the second clutch to the engaged state, and the damping characteristic of torsional vibration can be changed. It becomes. 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. Further, by providing the second elastic member between the second output element and the transmission, it is possible to lower the resonance point when the engine torque is output from the second output element to the outside of the use 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. 第２出力経路から第２スプリングを省いた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 which excluded the 2nd spring from the 2nd output path | route. 第２出力経路から出力さ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 output from a 2nd output path | route. 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に第１スプリング（第１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。第１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に接続されるサンギヤ（第１出力要素）Ｓと、変速機１３に第２スプリング（第２弾性部材）２４を介して接続される第２リングギヤ（第２出力要素）Ｒ２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が回転自在に支持されている。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) connected to the crankshaft 21 via a first spring (first elastic member) 22. Element) R1. An inertia member 23 having a predetermined mass is fixed to the first ring gear R1 connected to the crankshaft 21 via the first spring 22. The torque distribution mechanism 20 includes a sun gear (first output element) S connected to the transmission 13 and a second ring gear (second output) connected to the transmission 13 via a second spring (second elastic member) 24. 2 output elements) R2. Further, a composite pinion gear CP in which the first pinion gear P1 and the second pinion gear P2 are integrated is rotatably supported on the carrier C. 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２５，２６と、エンジントルクを出力する２つの出力経路２７，２８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２５と、第１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２６とが設けられている。このように、第２入力経路２６に第１スプリング２２が設けられるため、エンジン１２の捩り振動に応じて第１スプリング２２を伸縮させることができ、キャリアＣと第１リングギヤＲ１とを相対的に回転させることが可能となる。また、トルク分配機構２０には、サンギヤＳからからエンジントルクを出力する第１出力経路２７と、第２リングギヤＲ２から第２スプリング２４を介してエンジントルクを出力する第２出力経路２８とが設けられている。このように、第２出力経路２８に第２スプリング２４を設けることにより、後述するように、第２リングギヤＲ２からなる振動系２９の共振点（固有振動数）を高周波数領域から低周波数領域に引き下げることが可能となる。なお、入力経路２５，２６や出力経路２７，２８は、回転軸、ハブ部材、ドラム部材等によって構成されている。 As described above, the torque distribution mechanism 20 is provided with the two input paths 25 and 26 for inputting the engine torque and the two output paths 27 and 28 for outputting the engine torque. That is, the torque distribution mechanism 20 is provided with a first input path 25 for inputting engine torque to the carrier C and a second input path 26 for inputting engine torque to the first ring gear R1 via the first spring 22. ing. Thus, since the 1st spring 22 is provided in the 2nd input path 26, the 1st spring 22 can be expanded-contracted according to torsional vibration of engine 12, and carrier C and 1st ring gear R1 are made relatively. It can be rotated. Further, the torque distribution mechanism 20 is provided with a first output path 27 that outputs engine torque from the sun gear S, and a second output path 28 that outputs engine torque from the second ring gear R2 via the second spring 24. It has been. Thus, by providing the second spring 24 in the second output path 28, as will be described later, the resonance point (natural frequency) of the vibration system 29 including the second ring gear R2 is changed from the high frequency region to the low frequency region. It can be lowered. The input paths 25 and 26 and the output paths 27 and 28 are constituted by a rotating shaft, a hub member, a drum member, and the like.

また、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、サンギヤＳ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、サンギヤＳ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２５と第２入力経路２６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１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。 Further, between the sun gear S and the transmission 13, there is provided a first clutch CL1 that can be switched between an engaged state and a released state. The sun gear S is connected to the transmission 13 by switching the first clutch CL1 to the engaged state, while the sun gear S is disconnected from the transmission 13 by switching the first clutch CL1 to the released state. 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 25 and the second input path 26 are torque distribution mechanisms. After being combined through 20, it is output from the sun gear S and the first 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.

同様に、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、第２リングギヤＲ２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、第２リングギヤＲ２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２５と第２入力経路２６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２出力経路２８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。 Similarly, a second clutch CL2 that is switched between an engaged state and a released state is provided between the second ring gear R2 and the transmission 13. The second ring gear R2 is disconnected from the transmission 13 by switching the second clutch CL2 to the disengaged state while the second ring gear R2 is connected to the transmission 13 by switching the second clutch CL2 to the engaged 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 25 and the second input path 26 are torque distribution mechanisms. After being synthesized through 20, it is output to the transmission 13 from the second ring gear R <b> 2 and the second output path 28. 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

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２７，２８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 27 and 28 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は第２出力経路２８から第２スプリング２４を省いた比較例としてのダンパ装置１００の構造モデルを示す説明図である。なお、図４において図３（ｂ）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。また、図５は第２出力経路２８から出力される捩り振動の減衰特性を示すイメージ図である。図５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。なお、図５において、破線で表される特性線Ｌａは、図４に記載される構造モデルの第２出力経路２８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５において、実線で表される特性線Ｌｂは、前述した図３（ｂ）に記載される構造モデルの第２出力経路２８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 explanatory view showing a structural model of a damper device 100 as a comparative example in which the second spring 24 is omitted from the second output path 28. In FIG. 4, the same members as those shown in FIG. 3B are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted. FIG. 5 is an image diagram showing a damping characteristic of torsional vibration output from the second output path 28. In FIG. 5, 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. 5, a characteristic line La represented by a broken line indicates a damping characteristic of torsional vibration output from the second output path 28 of the structural model illustrated in FIG. In FIG. 5, a characteristic line Lb represented by a solid line indicates a damping characteristic of the torsional vibration output from the second output path 28 of the structural model described in FIG.

図４に示すように、第２出力経路２８から第２スプリング２４を省いた場合には、図５に特性線Ｌａで示すように、中周波数領域において捩り振動が減衰されるものの、低周波数領域および高周波数領域において捩り振動が増幅されていた。低周波数領域においては、第１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３４の共振点が存在しており、この共振点の存在が低周波数領域における捩り振動の増幅要因となっていた。また、高周波数領域においては、質量が増加し易い第２リングギヤＲ２からなる振動系２９の共振点が存在しており、この共振点の存在が高周波数領域における捩り振動の増幅要因となっていた。これに対し、図３（ｂ）に示すように、第２出力経路２８に第２スプリング２４を設けた場合には、図５に特性線Ｌｂで示すように、低周波数領域において捩り振動が増幅されるものの、中周波数領域および高周波数領域において捩り振動を減衰させることが可能となる。すなわち、第２出力経路２８に第２スプリング２４を設けることにより、図５に矢印αで示すように、第２リングギヤＲ２からなる振動系２９の共振点を、高周波数領域から低周波数領域に引き下げることが可能となる。 As shown in FIG. 4, when the second spring 24 is omitted from the second output path 28, the torsional vibration is attenuated in the middle frequency region as shown by the characteristic line La in FIG. And torsional vibration was amplified in the high frequency region. In the low frequency region, there is a resonance point of the vibration system 34 composed of the first spring 22, the first ring gear R1, and the inertia member 23, and the presence of this resonance point becomes an amplification factor of torsional vibration in the low frequency region. It was. Further, in the high frequency region, there is a resonance point of the vibration system 29 composed of the second ring gear R2 that tends to increase in mass, and the presence of this resonance point has become a factor for amplifying torsional vibration in the high frequency region. . On the other hand, as shown in FIG. 3B, when the second spring 24 is provided in the second output path 28, the torsional vibration is amplified in the low frequency region as shown by the characteristic line Lb in FIG. However, the torsional vibration can be attenuated in the medium frequency region and the high frequency region. That is, by providing the second spring 24 in the second output path 28, the resonance point of the vibration system 29 composed of the second ring gear R2 is lowered from the high frequency region to the low frequency region as indicated by an arrow α in FIG. It becomes possible.

続いて、図６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６において、破線で表される特性線Ｌ１は、図５に示した特性線Ｌｂであり、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ている。また、図６において、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。 Next, FIG. 6 is an image diagram showing a damping characteristic of torsional vibration by the damper device 11. In FIG. 6, a characteristic line L1 represented by a broken line is the characteristic line Lb shown in FIG. 5, and shows the damping characteristic of the torsional vibration output from the second ring gear R2. In FIG. 6, a characteristic line L <b> 2 represented by an alternate long and short dash line indicates a damping characteristic of torsional vibration output from the sun gear S.

図６に特性線Ｌ１で示すように、第２クラッチＣＬ２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、振動系３４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３４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. 6, when the second clutch CL2 is engaged and 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 F1 of the vibration system 34, 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 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 34, 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６に特性線Ｌ２で示すように、第１クラッチＣＬ１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３４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３４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。 In addition, as shown by the characteristic line L2 in FIG. 6, when the first clutch CL1 is engaged and the engine torque is output from the sun gear S, the amount of torsional vibration amplification is suppressed in the low frequency range more than the characteristic line L1. 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 34, 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 34, 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６に示すように、サンギヤＳからエンジントルクを出力した場合と、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１出力経路２７からエンジントルクを出力した場合と、第２出力経路２８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２５と第２入力経路２６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、第１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. 6, there is a difference in the torsional vibration damping characteristics between when the engine torque is output from the sun gear S and when the engine torque is output from the second ring gear R2. That is, when the engine torque is output from the first output path 27 and when the engine torque is output from the second output path 28, the engine torque T1 distributed to the first input path 25 and the second input path 26 is determined. , T2 have different distribution ratios, so that a difference appears in the damping characteristics of torsional vibration. In particular, in the illustrated configuration, when the composite pinion gear CP is rotated while the first spring 22 is expanded and contracted, the rotation direction of the second ring gear R2 and the sun gear S is different. The difference is noticeable.

このように、出力経路２７，２８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７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７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１クラッチＣＬ１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２クラッチＣＬ２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 27 and 28, the control unit 30 switches the first clutch CL1 or the second clutch CL2 based on the frequency of torsional vibration, that is, the engine speed. Switching to the fastening state. Here, FIG. 7 is an explanatory view showing a control state of the first clutch CL1 and the second clutch CL2. As shown in FIG. 7, the first clutch CL1 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 speed exceeds the reference speed corresponding to the torsional vibration frequency F2, the second clutch CL2 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７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。特に、第２出力経路２８に第２スプリング２４を設けることにより、振動系２９の共振点を高周波数領域から低周波数領域に引き下げることが可能となる。すなわち、第２クラッチＣＬ２が解放状態となる低周波数領域つまり使用領域外に、振動系２９の共振点を移動させることができるため、全周波数領域において捩り振動の良好な減衰特性を得ることが可能となる。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 indicated by a thick line in FIG. In particular, by providing the second spring 24 in the second output path 28, the resonance point of the vibration system 29 can be lowered from the high frequency region to the low frequency region. That is, since the resonance point of the vibration system 29 can be moved outside the low frequency region in which the second clutch CL2 is released, that is, the use region, it is possible to obtain a good damping characteristic of torsional vibration in all frequency regions It becomes. 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. 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に第１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、サンギヤＳを第１出力要素として機能させ、第２リングギヤＲ２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、クランク軸２１から切り離した上でキャリアＣを第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 1 may be directly connected to the crankshaft 21 and the carrier C may be connected to the crankshaft 21 via the first 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 sun gear S functions as the first output element and the second ring gear R2 functions as the second output element. However, 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 function as the first output element (or the second output element) after being separated from the crankshaft 21.

また、前述の説明では、サンギヤＳを第１出力要素として機能させ、第２リングギヤＲ２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 sun gear S functions as the first output element, and the second ring gear R2 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.

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 mechanism 20 is 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２２，２４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 springs 22 and 24 are cited as the elastic member, but the present invention is not limited to this, and a rubber member may be employed 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トルク分配機構（遊星歯車機構）
２２第１スプリング（第１弾性部材）
２４第２スプリング（第２弾性部材）
３０制御ユニット（クラッチ制御部）
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２出力要素）
Ｓサンギヤ（第１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 First spring (first elastic member)
24 Second spring (second elastic member)
30 Control unit (clutch control unit)
CL1 First clutch CL2 Second clutch C Carrier (first input element)
R1 first ring gear (second input element)
R2 Second ring gear (second output element)
S Sun gear (first 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 a first elastic member; a first output element connected to the transmission; and a second to the transmission. A second output element connected via an elastic member, a torque distribution mechanism comprising:
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 sun 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 second ring gear meshing with the second pinion gear.