JP2014177960A

JP2014177960A - Damper gear

Info

Publication number: JP2014177960A
Application number: JP2013050704A
Authority: JP
Inventors: 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 reduce the torsional stiffness of a damper gear.SOLUTION: A damper gear 11 provided between an engine 12 and a transmission 13 includes a planetary gear mechanism 34 having: a ring gear R connected to the engine 12; a carrier C connected to the engine 12; and a sun gear S connected to the transmission 13. The damper gear further includes a spring 35 provided between the engine 12 and the ring gear R. The planetary gear mechanism 34 has a structure where the ring gear R, the carrier C, and the sun gear S are arranged in this order on the collinear diagram.

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は、一般的に、スプリング等の弾性部材を介してエンジンと変速機とを連結する構造が多い。また、ダンパ装置として、３つの回転イナーシャを遊星歯車機構およびスプリングを介して連結したダンパ装置が提案されている（特許文献１参照）。 In order to reduce torsional vibration transmitted from the engine to the transmission, a damper device is provided between the engine and the transmission. Such a damper device generally has a structure in which an engine and a transmission are coupled via an elastic member such as a spring. As a damper device, a damper device has been proposed in which three rotary inertias are connected via a planetary gear mechanism and a spring (see Patent Document 1).

特開２０１０−１６４１２５号公報JP 2010-164125 A

しかしながら、前述したように、エンジンと変速機との間にスプリング等を介在させるダンパ装置においては、バネ定数の引き下げによってダンパ装置の捩れ角が増大することから、ダンパ装置の捩り剛性を大幅に低下させることは困難であった。また、特許文献１のダンパ装置においては、クランク軸と変速機入力軸とが直結されることから、ダンパ装置の捩り剛性を低下させることは不可能であった。このような捩り剛性の上昇は、ダンパ装置における共振点（固有振動数）の上昇を招くことから、ダンパ装置の捩り剛性を低下させることが所望されている。 However, as described above, in a damper device in which a spring or the like is interposed between the engine and the transmission, the torsional angle of the damper device is increased by lowering the spring constant, so that the torsional rigidity of the damper device is greatly reduced. It was difficult to do. Further, in the damper device of Patent Document 1, since the crankshaft and the transmission input shaft are directly connected, it is impossible to reduce the torsional rigidity of the damper device. Such an increase in torsional rigidity leads to an increase in the resonance point (natural frequency) in the damper device, and therefore it is desired to reduce the torsional rigidity of the damper device.

本発明の目的は、ダンパ装置の捩り剛性を低下させることにある。 An object of the present invention is to reduce the torsional rigidity of the damper device.

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、を備える遊星歯車機構と、前記エンジンと前記第１入力要素との間に設けられる弾性部材と、を有し、前記遊星歯車機構は、共線図上で、前記第１入力要素、前記第２入力要素、前記出力要素の順に配列される構成を備え、前記出力要素はサンギヤである。 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. An output element connected to the engine, and an elastic member provided between the engine and the first input element, wherein the planetary gear mechanism is The first input element, the second input element, and the output element are arranged in this order, and the output element is a sun gear.

本発明によれば、エンジンに接続される第１入力要素と、エンジンに接続される第２入力要素と、変速機に接続される出力要素と、を備える遊星歯車機構を設けるようにしたので、ダンパ装置の捩り剛性を低下させることが可能となる。しかも、出力要素としてサンギヤを用いることにより、サンギヤの大型化を回避することができ、ダンパ装置の小型化を達成することが可能となる。 According to the present invention, the planetary gear mechanism including the first input element connected to the engine, the second input element connected to the engine, and the output element connected to the transmission is provided. It becomes possible to reduce the torsional rigidity of the damper device. Moreover, by using the sun gear as the output element, it is possible to avoid an increase in the size of the sun gear and to achieve a reduction in the size of the damper device.

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. ダンパ装置およびその近傍の構造を示す断面図である。It is sectional drawing which shows a damper apparatus and the structure of the vicinity. （ａ）は図１の矢印Ａ方向からダンパ装置の構造を示す概略図であり、（ｂ）は遊星歯車機構の共線図である。(A) is the schematic which shows the structure of a damper apparatus from the arrow A direction of FIG. 1, (b) is a collinear diagram of a planetary gear mechanism. 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 a damper apparatus. ダンパ装置を介してエンジンから変速機に伝達されるエンジントルクの伝達状況を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the transmission condition of the engine torque transmitted to a transmission from an engine via a damper apparatus. 比較例としての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 as a comparative example. ダンパ装置の減衰特性を示す比較図である。It is a comparison figure which shows the damping characteristic of a damper apparatus. 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. ダンパ装置およびその近傍の構造を示す断面図である。It is sectional drawing which shows a damper apparatus and the structure of the vicinity. （ａ）は図８の矢印Ａ方向からダンパ装置の構造を示す概略図であり、（ｂ）はダンパ装置に組み込まれる遊星歯車機構の共線図である。(A) is the schematic which shows the structure of a damper apparatus from the arrow A direction of FIG. 8, (b) is a collinear diagram of the planetary gear mechanism integrated in a damper apparatus. 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 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２はダンパ装置１１およびその近傍の構造を示す断面図である。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. FIG. 2 is a sectional view showing the structure of the damper device 11 and the vicinity thereof. 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).

図１および図２に示すように、エンジン１２と変速機１３との間にはトルクコンバータ２０が設けられており、トルクコンバータ２０内にはダンパ装置１１が収容されている。トルクコンバータ２０は、クランク軸１４に連結されるフロントカバー２１と、フロントカバー２１に固定されるポンプシェル２２とを備えている。また、トルクコンバータ２０は、ポンプシェル２２に固定されるポンプインペラ２３と、ポンプインペラ２３に対向するタービンランナ２４とを備えている。タービンランナ２４にはタービンハブ２５が連結されており、タービンハブ２５にはタービン軸２６が連結されている。このタービン軸２６には変速入力軸２７を介して変速機１３が接続されている。 As shown in FIGS. 1 and 2, a torque converter 20 is provided between the engine 12 and the transmission 13, and a damper device 11 is accommodated in the torque converter 20. The torque converter 20 includes a front cover 21 connected to the crankshaft 14 and a pump shell 22 fixed to the front cover 21. The torque converter 20 includes a pump impeller 23 that is fixed to the pump shell 22 and a turbine runner 24 that faces the pump impeller 23. A turbine hub 25 is connected to the turbine runner 24, and a turbine shaft 26 is connected to the turbine hub 25. A transmission 13 is connected to the turbine shaft 26 via a transmission input shaft 27.

トルクコンバータ２０には、締結状態と解放状態とに切り換えられるロックアップクラッチ３０が設けられている。ロックアップクラッチ３０は、トルクコンバータ２０内にアプライ室３１とリリース室３２とを区画するクラッチプレート３３を備えている。アプライ室３１に作動油を供給してリリース室３２から作動油を排出することにより、ロックアップクラッチ３０はクラッチプレート３３をフロントカバー２１に押し付ける締結状態に切り換えられる。一方、リリース室３２に作動油を供給してアプライ室３１から作動油を排出することにより、ロックアップクラッチ３０はクラッチプレート３３をフロントカバー２１から引き離す解放状態に切り換えられる。このように、ロックアップクラッチ３０を解放状態に切り換えた場合には、フロントカバー２１とタービン軸２６とはトルクコンバータ２０を介して連結された状態となる。一方、ロックアップクラッチ３０を締結状態に切り換えた場合には、フロントカバー２１とタービン軸２６とはダンパ装置１１を介して連結された状態となる。すなわち、ロックアップクラッチ３０を解放することにより、エンジン１２と変速機１３とはトルクコンバータ２０を介して連結される一方、ロックアップクラッチ３０を締結することにより、エンジン１２と変速機１３とはダンパ装置１１を介して連結される。 The torque converter 20 is provided with a lockup clutch 30 that can be switched between an engaged state and a released state. The lockup clutch 30 includes a clutch plate 33 that partitions an apply chamber 31 and a release chamber 32 in the torque converter 20. By supplying the operating oil to the apply chamber 31 and discharging the operating oil from the release chamber 32, the lockup clutch 30 is switched to an engaged state in which the clutch plate 33 is pressed against the front cover 21. On the other hand, by supplying hydraulic oil to the release chamber 32 and discharging the hydraulic oil from the apply chamber 31, the lockup clutch 30 is switched to a released state in which the clutch plate 33 is pulled away from the front cover 21. Thus, when the lockup clutch 30 is switched to the released state, the front cover 21 and the turbine shaft 26 are connected via the torque converter 20. On the other hand, when the lockup clutch 30 is switched to the engaged state, the front cover 21 and the turbine shaft 26 are connected via the damper device 11. That is, the engine 12 and the transmission 13 are connected via the torque converter 20 by releasing the lockup clutch 30, while the engine 12 and the transmission 13 are connected to each other by fastening the lockup clutch 30. They are connected via the device 11.

ダンパ装置１１は、シングルピニオン遊星歯車機構からなる遊星歯車機構３４を有している。遊星歯車機構３４は、フロントカバー２１にロックアップクラッチ３０およびスプリング（弾性部材）３５を介して接続されるリングギヤ（第１入力要素）Ｒを有している。すなわち、エンジン１２のクランク軸１４にはリングギヤＲが接続されており、クランク軸１４とリングギヤＲとの間にはスプリング３５が設けられている。また、遊星歯車機構３４は、クランク軸１４にロックアップクラッチ３０を介して接続されるキャリア（第２入力要素）Ｃと、キャリアＣに回転自在に支持されるとともにリングギヤＲに噛み合うピニオンギヤＰとを有している。さらに、遊星歯車機構３４は、ピニオンギヤＰに噛み合うサンギヤ（出力要素）Ｓを有している。このサンギヤＳは、タービンハブ２５、タービン軸２６および変速入力軸２７を介して変速機１３に接続されている。 The damper device 11 has a planetary gear mechanism 34 composed of a single pinion planetary gear mechanism. The planetary gear mechanism 34 has a ring gear (first input element) R connected to the front cover 21 via a lockup clutch 30 and a spring (elastic member) 35. That is, a ring gear R is connected to the crankshaft 14 of the engine 12, and a spring 35 is provided between the crankshaft 14 and the ring gear R. The planetary gear mechanism 34 includes a carrier (second input element) C connected to the crankshaft 14 via a lockup clutch 30 and a pinion gear P that is rotatably supported by the carrier C and meshes with the ring gear R. Have. Further, the planetary gear mechanism 34 has a sun gear (output element) S that meshes with the pinion gear P. The sun gear S is connected to the transmission 13 via the turbine hub 25, the turbine shaft 26, and the transmission input shaft 27.

図３（ａ）は図１の矢印Ａ方向からダンパ装置１１の構造を示す概略図であり、図３（ｂ）は遊星歯車機構３４の共線図である。図３（ａ）に示すように、キャリアＣには第１ディスク３６が固定されており、リングギヤＲには第２ディスク３７が固定されている。第１ディスク３６と第２ディスク３７との間には複数のスプリング３５が設けられており、環状に並べて配置される複数のスプリング３５によってスプリング群（弾性部材群）３８が構成されている。そして、リングギヤＲ、キャリアＣ、ピニオンギヤＰおよびサンギヤＳからなる遊星歯車機構３４は、環状に配列されるスプリング群３８の内側つまり径方向内方に配置されている。また、図３（ａ）に示すように、遊星歯車機構３４はシングルピニオン遊星歯車機構であることから、図３（ｂ）に示すように、遊星歯車機構３４は、速度線図つまり共線図上で、リングギヤＲ、キャリアＣ、サンギヤＳの順に配列される構成を備えている。すなわち、エンジン１２の捩り振動に応じてスプリング３５が伸縮した場合には、例えば、図３（ｂ）に破線や一点鎖線で示すように、リングギヤＲ、キャリアＣ、サンギヤＳが相対的に回転することになる。 FIG. 3A is a schematic diagram showing the structure of the damper device 11 from the direction of arrow A in FIG. 1, and FIG. 3B is a collinear diagram of the planetary gear mechanism 34. As shown in FIG. 3A, the first disk 36 is fixed to the carrier C, and the second disk 37 is fixed to the ring gear R. A plurality of springs 35 are provided between the first disk 36 and the second disk 37, and a spring group (elastic member group) 38 is configured by the plurality of springs 35 arranged in an annular shape. The planetary gear mechanism 34 including the ring gear R, the carrier C, the pinion gear P, and the sun gear S is disposed inside the spring group 38 that is annularly arranged, that is, radially inward. Further, as shown in FIG. 3A, the planetary gear mechanism 34 is a single pinion planetary gear mechanism. Therefore, as shown in FIG. 3B, the planetary gear mechanism 34 has a velocity diagram, that is, a collinear diagram. The ring gear R, the carrier C, and the sun gear S are arranged in this order. That is, when the spring 35 expands and contracts according to the torsional vibration of the engine 12, for example, as shown by a broken line or a one-dot chain line in FIG. 3B, the ring gear R, the carrier C, and the sun gear S relatively rotate. It will be.

図４はダンパ装置１１の構造モデルを示す説明図である。なお、図４にはロックアップクラッチ３０を締結した状態での構造モデルが示されている。また、図５はダンパ装置１１を介してエンジン１２から変速機１３に伝達されるエンジントルクの伝達状況を示す説明図である。図４において、エンジン側質量体４０とは、エンジン１２側に連結される回転質量体を意味しており、エンジン側質量体４０は、クランク軸１４、フロントカバー２１およびポンプシェル２２等によって構成される。また、トルコン側質量体４１とは、トルクコンバータ２０の出力側に連結される回転質量体を意味しており、トルコン側質量体４１は、タービンランナ２４、タービンハブ２５およびタービン軸２６等によって構成される。また、ミッション側質量体４２とは、変速入力軸２７に連結される回転質量体を意味しており、ミッション側質量体４２は、変速機１３内の図示しない回転軸やギヤ等によって構成される。 FIG. 4 is an explanatory diagram showing a structural model of the damper device 11. FIG. 4 shows a structural model in a state where the lock-up clutch 30 is engaged. FIG. 5 is an explanatory diagram showing a state of transmission of engine torque transmitted from the engine 12 to the transmission 13 via the damper device 11. In FIG. 4, the engine-side mass body 40 means a rotating mass body connected to the engine 12 side, and the engine-side mass body 40 is configured by the crankshaft 14, the front cover 21, the pump shell 22, and the like. The The torque converter-side mass body 41 means a rotating mass body connected to the output side of the torque converter 20, and the torque converter-side mass body 41 is constituted by the turbine runner 24, the turbine hub 25, the turbine shaft 26, and the like. Is done. The mission-side mass body 42 means a rotating mass body connected to the transmission input shaft 27. The mission-side mass body 42 is configured by a rotation shaft, a gear, or the like (not shown) in the transmission 13. .

図４に示すように、遊星歯車機構３４には、エンジントルクを入力する２つの入力経路４３，４４が設けられている。すなわち、遊星歯車機構３４には、スプリング３５を介してリングギヤＲにエンジントルクを入力する第１入力経路４３が設けられており、キャリアＣに対して直にエンジントルクを入力する第２入力経路４４が設けられている。このように、第１入力経路４３にスプリング３５が設けられるため、エンジン１２の捩り振動に応じてスプリング３５を伸縮させることができ、第１入力経路４３が接続されるリングギヤＲと第２入力経路４４が接続されるキャリアＣとを相対的に回転させることが可能となる。また、遊星歯車機構３４には、サンギヤＳからエンジントルクを出力する出力経路４５が設けられている。 As shown in FIG. 4, the planetary gear mechanism 34 is provided with two input paths 43 and 44 for inputting engine torque. That is, the planetary gear mechanism 34 is provided with a first input path 43 for inputting engine torque to the ring gear R via the spring 35, and a second input path 44 for inputting engine torque directly to the carrier C. Is provided. Thus, since the spring 35 is provided in the first input path 43, the spring 35 can be expanded and contracted according to the torsional vibration of the engine 12, and the ring gear R and the second input path to which the first input path 43 is connected. It becomes possible to relatively rotate the carrier C to which 44 is connected. The planetary gear mechanism 34 is provided with an output path 45 for outputting engine torque from the sun gear S.

図５に示すように、遊星歯車機構３４には、エンジン１２から双方の入力経路４３，４４を介してエンジントルクＴ１，Ｔ２が入力される。そして、エンジントルクＴ１，Ｔ２は、遊星歯車機構３４において合成された後に、サンギヤＳおよび出力経路４５を経て変速機１３に出力される。ここで、第１入力経路４３には、スプリング３５およびイナーシャ部４６からなる振動系４７が設けられている。なお、イナーシャ部４６とは振動系４７に作用する慣性質量体を意味しており、リングギヤＲや第２ディスク３７等によって構成されている。このように、第１入力経路４３に振動系４７が設けられることから、第１入力経路４３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４４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４７の共振点（固有振動数）を下回る周波数領域においては、リングギヤＲとキャリアＣとが同位相で振動することから、遊星歯車機構３４において合成された捩り振動は増幅される。一方、振動系４７の共振点を上回る周波数領域においては、リングギヤＲとキャリアＣとが逆位相で振動することから、遊星歯車機構３４において合成された捩り振動は減衰される。なお、エンジントルクＴ１，Ｔ２の分配比は、リングギヤＲおよびサンギヤＳの歯数に基づき設定される。 As shown in FIG. 5, engine torques T <b> 1 and T <b> 2 are input to the planetary gear mechanism 34 from the engine 12 via both input paths 43 and 44. The engine torques T1 and T2 are combined in the planetary gear mechanism 34 and then output to the transmission 13 via the sun gear S and the output path 45. Here, the first input path 43 is provided with a vibration system 47 including a spring 35 and an inertia part 46. The inertia part 46 means an inertial mass body that acts on the vibration system 47, and is configured by the ring gear R, the second disk 37, and the like. As described above, since the vibration system 47 is provided in the first input path 43, the torsional vibration of the engine torque T1 transmitted through the first input path 43 and the engine torque T2 transmitted through the second input path 44. In the torsional vibration, a phase shift occurs in the torsional vibration. That is, in the frequency region below the resonance point (natural frequency) of the vibration system 47, the ring gear R and the carrier C vibrate in the same phase, so that the torsional vibration synthesized in the planetary gear mechanism 34 is amplified. On the other hand, in the frequency region above the resonance point of the vibration system 47, the ring gear R and the carrier C vibrate in opposite phases, so that the torsional vibration synthesized in the planetary gear mechanism 34 is attenuated. The distribution ratio of engine torques T1 and T2 is set based on the number of teeth of ring gear R and sun gear S.

以下、比較例であるダンパ装置１００の構造について説明した後に、本発明の一実施の形態であるダンパ装置１１によって得られる効果について説明する。図６は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６において図４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。図６に示すように、ダンパ装置１００においては、エンジン側質量体４０とトルコン側質量体４１とが１つの入力経路１０１を介して接続されている。また、入力経路１０１には、スプリング１０２が設けられるとともに、所定の質量を備えたイナーシャ部材１０３が設けられている。このダンパ装置１００においては、スプリング１０２のバネ定数を小さくしたり、イナーシャ部材１０３の質量を増加させたりすることにより、ダンパ装置１００の共振点をエンジン使用領域から外すように引き下げている。 Hereinafter, after describing the structure of the damper device 100 as a comparative example, effects obtained by the damper device 11 according to an embodiment of the present invention will be described. FIG. 6 is an explanatory diagram showing a structural model of a damper device 100 as a comparative example. In FIG. 6, members similar to those shown in FIG. 4 are given the same reference numerals and description thereof is omitted. As shown in FIG. 6, in the damper device 100, the engine-side mass body 40 and the torque converter-side mass body 41 are connected via one input path 101. The input path 101 is provided with a spring 102 and an inertia member 103 having a predetermined mass. In the damper device 100, the resonance point of the damper device 100 is pulled down from the engine use region by reducing the spring constant of the spring 102 or increasing the mass of the inertia member 103.

一方、図４に示すように、本発明の一実施の形態であるダンパ装置１１は、エンジントルクの伝達経路に遊星歯車機構３４を備えている。つまり、ダンパ装置１１は、入力経路４３，４４と出力経路４５との間に遊星歯車機構３４を備えている。このように、ダンパ装置１１に遊星歯車機構３４を組み込むことにより、遊星歯車機構３４を備えていないダンパ装置１００に比べて、ダンパ装置１１の捩り剛性を大幅に低下させることが可能となる。すなわち、遊星歯車機構３４のリングギヤＲ、キャリアＣ、サンギヤＳは、所定の角度範囲内で相対的に回動することから、出力経路となるサンギヤＳより見たダンパ装置１１の捩り剛性は、リングギヤＲ〜キャリアＣ間の捩り剛性に、下記の式（１）に基づく係数ｋ１を乗じた値となっている。一般的な遊星歯車機構においては、（サンギヤ歯数÷リングギヤ歯数）の値が０．３〜０．７となることから、ダンパ装置１１に許容される捩れ角度に合わせてスプリング３５のバネ定数が増加したとしても、ダンパ装置１００に比べてダンパ装置１１の捩り剛性を３０％〜７０％に低下させることが可能となる。
ｋ１＝（サンギヤ歯数÷リングギヤ歯数）^２ …（１） On the other hand, as shown in FIG. 4, the damper device 11 according to one embodiment of the present invention includes a planetary gear mechanism 34 in an engine torque transmission path. That is, the damper device 11 includes the planetary gear mechanism 34 between the input paths 43 and 44 and the output path 45. Thus, by incorporating the planetary gear mechanism 34 in the damper device 11, it becomes possible to significantly reduce the torsional rigidity of the damper device 11 compared to the damper device 100 that does not include the planetary gear mechanism 34. That is, the ring gear R, the carrier C, and the sun gear S of the planetary gear mechanism 34 are relatively rotated within a predetermined angle range, so that the torsional rigidity of the damper device 11 as viewed from the sun gear S serving as the output path is determined by the ring gear. The value obtained by multiplying the torsional rigidity between R and the carrier C by a coefficient k1 based on the following equation (1). In a general planetary gear mechanism, the value of (the number of sun gear teeth / the number of ring gear teeth) is 0.3 to 0.7, so that the spring constant of the spring 35 is adjusted in accordance with the torsion angle allowed for the damper device 11. Even if it increases, the torsional rigidity of the damper device 11 can be reduced to 30% to 70% as compared with the damper device 100.
k1 = (number of sun gear teeth / number of ring gear teeth) ² (1)

また、ダンパ装置１１は遊星歯車機構３４を有することから、イナーシャ部４６の質量を抑制しつつ大きな慣性力（イナーシャ）を得ることが可能となる。すなわち、加振時には遊星歯車機構３４によってリングギヤＲが増速されることから、出力経路となるサンギヤＳより見たリングギヤＲの慣性力は、リングギヤＲの慣性力を下記の式（２）に基づく係数ｋ２で除した値となる。これにより、例えばダンパ装置１００のイナーシャ部材１０３とダンパ装置１１のイナーシャ部４６とが同じ質量であった場合には、ダンパ装置１００の慣性力に比べてダンパ装置１１の慣性力を７〜１３倍に増加させることが可能となる。
ｋ２＝｛サンギヤ歯数÷（サンギヤ歯数＋リングギヤ歯数）｝^２ …（２） Further, since the damper device 11 includes the planetary gear mechanism 34, it is possible to obtain a large inertia force (inertia) while suppressing the mass of the inertia part 46. That is, since the ring gear R is accelerated by the planetary gear mechanism 34 at the time of vibration, the inertial force of the ring gear R viewed from the sun gear S serving as the output path is based on the inertial force of the ring gear R based on the following equation (2). The value is divided by the coefficient k2. Thereby, for example, when the inertia member 103 of the damper device 100 and the inertia part 46 of the damper device 11 have the same mass, the inertia force of the damper device 11 is 7 to 13 times that of the damper device 100. Can be increased.
k2 = {number of sun gear teeth ÷ (number of sun gear teeth + number of ring gear teeth)} ² (2)

ここで、図７はダンパ装置１１，１００の減衰特性を示す比較図である。図７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。図７において、実線で表される特性線Ｌａは、ダンパ装置１１によって得られる減衰特性を示しており、破線で表される特性線Ｌｂは、ダンパ装置１００によって得られる減衰特性を示している。前述したように、ダンパ装置１１には遊星歯車機構３４が組み込まれることから、ダンパ装置１１の捩り剛性を低下させることができるとともに、ダンパ装置１１の慣性力を増大させることが可能となる。これにより、ダンパ装置１１に対して新たなイナーシャ部材を追加することなく、図７に符号Ａで示すように、ダンパ装置１１の共振点を引き下げることが可能となる。一方、図７に符号Ｂで示すように、ダンパ装置１００の共振点を引き下げるためには、スプリング１０２のバネ定数には下限値があることから、所定質量を備えるイナーシャ部材１０３を追加することが必要となる。このように、本発明の一実施の形態であるダンパ装置１１においては、ダンパ装置１００と比較して軽量でありながら、捩り振動の低減効果を高めることが可能となっている。 Here, FIG. 7 is a comparison diagram showing the damping characteristics of the damper devices 11 and 100. In FIG. 7, 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. 7, a characteristic line La represented by a solid line represents an attenuation characteristic obtained by the damper device 11, and a characteristic line Lb represented by a broken line represents an attenuation characteristic obtained by the damper device 100. As described above, since the planetary gear mechanism 34 is incorporated in the damper device 11, the torsional rigidity of the damper device 11 can be reduced and the inertial force of the damper device 11 can be increased. As a result, the resonance point of the damper device 11 can be lowered as indicated by the symbol A in FIG. 7 without adding a new inertia member to the damper device 11. On the other hand, as indicated by the symbol B in FIG. 7, in order to lower the resonance point of the damper device 100, since the spring constant of the spring 102 has a lower limit value, it is possible to add an inertia member 103 having a predetermined mass. Necessary. As described above, in the damper device 11 according to the embodiment of the present invention, the effect of reducing torsional vibration can be enhanced while being lighter than the damper device 100.

さらに、前述したように、ダンパ装置１１においては、所定の周波数領域でリングギヤＲとキャリアＣとが逆位相で振動することから、遊星歯車機構３４において合成された捩り振動を減衰させることが可能となる。これにより、図７に符号Ｃおよび矢印Ｄで示すように、特にエンジン回転数（クランク軸１４の回転速度）の低回転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。このように、良好な減衰特性を得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により、低車速走行時のこもり音を抑制することができるため、低車速領域からロックアップクラッチ３０を締結することができ、車両の燃費性能を向上させることが可能となる。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。 Further, as described above, in the damper device 11, the ring gear R and the carrier C vibrate in opposite phases in a predetermined frequency region, and thus it is possible to attenuate the torsional vibration synthesized in the planetary gear mechanism 34. Become. As a result, as shown by the symbol C and the arrow D in FIG. 7, it is possible to obtain a good damping characteristic particularly in the low engine speed range of the engine speed (the rotational speed of the crankshaft 14). Thus, since a favorable damping characteristic can be obtained, it becomes possible to improve vehicle quality by suppressing vibration and noise. Further, by suppressing the torsional vibration of the engine 12, it is possible to suppress the muffled noise at the time of traveling at a low vehicle speed, so that the lockup clutch 30 can be engaged from the low vehicle speed region, and the fuel efficiency performance of the vehicle is improved. It becomes possible. 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.

また、遊星歯車機構３４のサンギヤＳを変速機１３に接続したので、サンギヤＳの大型化を回避することが可能となり、延いてはダンパ装置１１の小型化を達成することが可能となる。すなわち、リングギヤＲやキャリアＣに比べて小径となるサンギヤＳは、リングギヤＲやキャリアＣに比べて強度を確保することが困難となっている。このように、強度を確保し難いサンギヤＳを出力経路４５側に設けることにより、エンジン１２からサンギヤＳに対する直接的な捩り振動の伝達を回避することが可能となる。これにより、サンギヤＳの設計強度を引き下げることができるため、サンギヤＳの大型化を回避することが可能となる。 In addition, since the sun gear S of the planetary gear mechanism 34 is connected to the transmission 13, it is possible to avoid an increase in the size of the sun gear S and, in turn, to reduce the size of the damper device 11. That is, it is difficult for the sun gear S, which has a smaller diameter than the ring gear R and the carrier C, to ensure strength compared to the ring gear R and the carrier C. Thus, by providing the sun gear S that is difficult to secure strength on the output path 45 side, it is possible to avoid transmission of direct torsional vibration from the engine 12 to the sun gear S. Thereby, since the design strength of the sun gear S can be lowered, it is possible to avoid an increase in the size of the sun gear S.

また、遊星歯車機構３４がスプリング群３８の内側に配置されることから、遊星歯車機構３４を備えたダンパ装置１１の小型化を達成することが可能となる。すなわち、ダンパ装置１１の共振点の引き下げる観点から、スプリング３５のバネ定数を小さくすることが重要であるが、バネ定数を下げるためにはスプリング３５の全長を長く設定して伸縮量を確保する必要がある。このようなスプリング３５の全長増加に伴ってスプリング群３８は大径化する傾向にあるが、このスプリング群３８の内側に遊星歯車機構３４を組み込むことにより、スプリング群３８の内側に空いていたスペースを有効に利用することができ、ダンパ装置１１の大型化を抑制することが可能となる。 Further, since the planetary gear mechanism 34 is disposed inside the spring group 38, it is possible to achieve a reduction in the size of the damper device 11 including the planetary gear mechanism 34. That is, from the viewpoint of lowering the resonance point of the damper device 11, it is important to reduce the spring constant of the spring 35, but in order to lower the spring constant, it is necessary to set the entire length of the spring 35 to be long and to ensure the amount of expansion and contraction. There is. As the overall length of the spring 35 increases, the diameter of the spring group 38 tends to increase. However, by incorporating the planetary gear mechanism 34 inside the spring group 38, the space that is vacant inside the spring group 38. Can be effectively used, and the increase in size of the damper device 11 can be suppressed.

また、作動油が供給されるトルクコンバータ２０内に、ダンパ装置１１の遊星歯車機構３４を収容したので、遊星歯車機構３４を良好に潤滑することが可能となる。なお、ダンパ装置１１の設置箇所としては、トルクコンバータ２０内に限られることはなく、ダンパ装置１１をトルクコンバータ２０とは別個に設置しても良い。また、ダンパ装置１１が搭載される車両としては、トルクコンバータ２０を備えた車両に限られることはなく、トルクコンバータ２０を持たない車両であってもダンパ装置１１を有効に適用することが可能である。 Further, since the planetary gear mechanism 34 of the damper device 11 is accommodated in the torque converter 20 to which hydraulic oil is supplied, the planetary gear mechanism 34 can be well lubricated. The installation location of the damper device 11 is not limited to the torque converter 20, and the damper device 11 may be installed separately from the torque converter 20. Further, the vehicle on which the damper device 11 is mounted is not limited to a vehicle having the torque converter 20, and the damper device 11 can be effectively applied even to a vehicle without the torque converter 20. is there.

前述の説明では、遊星歯車機構３４をシングルプラネタリ遊星歯車機構によって構成しているが、これに限られることはなく、遊星歯車機構をダブルプラネタリ遊星歯車機構によって構成しても良い。ここで、図８は車両に搭載されるパワーユニット５０を示す概略図である。図８に示されるパワーユニット５０には、本発明の他の実施の形態であるダンパ装置５１が組み付けられている。図９はダンパ装置５１およびその近傍の構造を示す断面図である。また、図１０（ａ）は図８の矢印Ａ方向からダンパ装置５１の構造を示す概略図であり、図１０（ｂ）はダンパ装置５１に組み込まれる遊星歯車機構５２の共線図である。図１１はダンパ装置５１の構造モデルを示す説明図である。なお、図１１にはロックアップクラッチ３０を締結した状態での構造モデルが示されている。また、図８〜図１１において、図１〜図４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 planetary gear mechanism 34 is configured by a single planetary planetary gear mechanism, but is not limited thereto, and the planetary gear mechanism may be configured by a double planetary planetary gear mechanism. Here, FIG. 8 is a schematic view showing the power unit 50 mounted on the vehicle. A power unit 50 shown in FIG. 8 is assembled with a damper device 51 according to another embodiment of the present invention. FIG. 9 is a sectional view showing the structure of the damper device 51 and the vicinity thereof. 10A is a schematic diagram showing the structure of the damper device 51 from the direction of arrow A in FIG. 8, and FIG. 10B is a collinear diagram of the planetary gear mechanism 52 incorporated in the damper device 51. FIG. 11 is an explanatory diagram showing a structural model of the damper device 51. FIG. 11 shows a structural model in a state where the lockup clutch 30 is engaged. Moreover, in FIGS. 8-11, about the member similar to the member shown in FIGS. 1-4, the same code | symbol is attached | subjected and the description is abbreviate | omitted.

図８〜図１０に示すように、ダンパ装置５１は、ダブルピニオン遊星歯車機構からなる遊星歯車機構５２を有している。遊星歯車機構５２は、フロントカバー２１にロックアップクラッチ３０およびスプリング３５を介して接続されるキャリア（第１入力要素）Ｃ１を有している。すなわち、エンジン１２のクランク軸１４にはキャリアＣ１が接続されており、クランク軸１４とキャリアＣ１との間にはスプリング３５が設けられている。また、遊星歯車機構５２は、クランク軸１４にロックアップクラッチ３０を介して接続されるリングギヤ（第２入力要素）Ｒ１と、リングギヤＲ１に噛み合うとともにキャリアＣ１に回転自在に支持される一対のピニオンギヤＰ１とを有している。さらに、遊星歯車機構５２は、ピニオンギヤＰ１に噛み合うサンギヤ（出力要素）Ｓ１を有している。このサンギヤＳ１は、タービンハブ２５、タービン軸２６および変速入力軸２７を介して変速機１３に接続されている。 As shown in FIGS. 8 to 10, the damper device 51 has a planetary gear mechanism 52 composed of a double pinion planetary gear mechanism. The planetary gear mechanism 52 has a carrier (first input element) C1 connected to the front cover 21 via a lock-up clutch 30 and a spring 35. That is, the carrier C1 is connected to the crankshaft 14 of the engine 12, and a spring 35 is provided between the crankshaft 14 and the carrier C1. The planetary gear mechanism 52 includes a ring gear (second input element) R1 connected to the crankshaft 14 via the lockup clutch 30, and a pair of pinion gears P1 that mesh with the ring gear R1 and that are rotatably supported by the carrier C1. And have. Further, the planetary gear mechanism 52 has a sun gear (output element) S1 that meshes with the pinion gear P1. The sun gear S <b> 1 is connected to the transmission 13 via the turbine hub 25, the turbine shaft 26 and the transmission input shaft 27.

図１０（ａ）に示すように、キャリアＣ１には第１ディスク５３が固定されており、リングギヤＲ１には第２ディスク５４が固定されている。第１ディスク５３と第２ディスク５４との間には複数のスプリング３５が設けられており、環状に並べて配置される複数のスプリング３５によってスプリング群３８が構成されている。そして、リングギヤＲ１、キャリアＣ１、ピニオンギヤＰ１およびサンギヤＳ１からなる遊星歯車機構５２は、環状に配列されるスプリング群３８の内側つまり径方向内方に配置されている。また、図１０（ａ）に示すように、遊星歯車機構５２はダブルピニオン遊星歯車機構であることから、図１０（ｂ）に示すように、遊星歯車機構５２は、速度線図つまり共線図上で、キャリアＣ１、リングギヤＲ１、サンギヤＳ１の順に配列される構成を備えている。 As shown in FIG. 10A, the first disk 53 is fixed to the carrier C1, and the second disk 54 is fixed to the ring gear R1. A plurality of springs 35 are provided between the first disk 53 and the second disk 54, and a plurality of springs 35 arranged in a ring form a spring group 38. The planetary gear mechanism 52 including the ring gear R1, the carrier C1, the pinion gear P1, and the sun gear S1 is arranged inside the spring group 38 arranged in an annular shape, that is, radially inward. Further, as shown in FIG. 10 (a), the planetary gear mechanism 52 is a double pinion planetary gear mechanism. Therefore, as shown in FIG. 10 (b), the planetary gear mechanism 52 has a velocity diagram, that is, a collinear diagram. Above, the carrier C1, the ring gear R1, and the sun gear S1 are arranged in this order.

図１１に示すように、遊星歯車機構５２には、エンジントルクを入力する２つの入力経路５５，５６が設けられている。すなわち、遊星歯車機構５２には、スプリング３５を介してキャリアＣ１にエンジントルクを入力する第１入力経路５５が設けられており、リングギヤＲ１に対して直にエンジントルクを入力する第２入力経路５６が設けられている。このように、第１入力経路５５にスプリング３５が設けられるため、エンジン１２の捩り振動に応じてスプリング３５を伸縮させることができ、第１入力経路５５が接続されるキャリアＣ１と第２入力経路５６が接続されるリングギヤＲ１とを相対的に回転させることが可能となる。また、遊星歯車機構５２には、サンギヤＳ１からエンジントルクを出力する出力経路５７が設けられている。 As shown in FIG. 11, the planetary gear mechanism 52 is provided with two input paths 55 and 56 for inputting engine torque. That is, the planetary gear mechanism 52 is provided with a first input path 55 for inputting engine torque to the carrier C1 via the spring 35, and a second input path 56 for directly inputting engine torque to the ring gear R1. Is provided. Thus, since the spring 35 is provided in the first input path 55, the spring 35 can be expanded and contracted according to the torsional vibration of the engine 12, and the carrier C1 and the second input path to which the first input path 55 is connected. It is possible to relatively rotate the ring gear R1 to which the 56 is connected. The planetary gear mechanism 52 is provided with an output path 57 for outputting engine torque from the sun gear S1.

このような遊星歯車機構５２には、エンジン１２から双方の入力経路５５，５６を介してエンジントルクが入力される。そして、エンジントルクは、遊星歯車機構５２において合成された後に、サンギヤＳ１および出力経路５７を経て変速機１３に出力される。ここで、第１入力経路５５には、スプリング３５およびイナーシャ部５８からなる振動系５９が設けられている。なお、イナーシャ部５８とは振動系５９に作用する慣性質量体を意味しており、キャリアＣ１や第１ディスク５３等によって構成されている。このように、第１入力経路５５に振動系５９が設けられることから、第１入力経路５５を経て伝達されるエンジントルクの捩り振動と、第２入力経路５６を経て伝達されるエンジントルクの捩り振動とでは、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５９の共振点を上回る周波数領域においては、リングギヤＲ１とキャリアＣ１とが逆位相で振動することから、遊星歯車機構５２において合成された捩り振動を減衰させることが可能となる。 Engine torque is input to the planetary gear mechanism 52 from the engine 12 through both input paths 55 and 56. The engine torque is combined in the planetary gear mechanism 52 and then output to the transmission 13 via the sun gear S1 and the output path 57. Here, the first input path 55 is provided with a vibration system 59 including a spring 35 and an inertia part 58. The inertia part 58 means an inertial mass body that acts on the vibration system 59, and is constituted by the carrier C1, the first disk 53, and the like. Thus, since the vibration system 59 is provided in the first input path 55, the torsional vibration of the engine torque transmitted through the first input path 55 and the torsion of the engine torque transmitted through the second input path 56. With vibration, a shift occurs in the phase of torsional vibration. That is, in the frequency region that exceeds the resonance point of the vibration system 59, the ring gear R1 and the carrier C1 vibrate in opposite phases, so that the torsional vibration synthesized in the planetary gear mechanism 52 can be attenuated.

このように、遊星歯車機構５２をダブルプラネタリ遊星歯車機構によって構成した場合であっても、前述したダンパ装置１１と同様の効果を得ることが可能となる。すなわち、ダンパ装置５１に遊星歯車機構５２を組み込むことにより、ダンパ装置５１の捩り剛性を低下させることができるとともに、ダンパ装置５１の慣性力を増大させることが可能となる。これにより、ダンパ装置５１の重量増加を抑制しつつ、捩り振動の減衰特性を向上させることが可能となる。また、ダンパ装置５１においては、所定の周波数領域でリングギヤＲ１とキャリアＣ１とが逆位相で振動することから、遊星歯車機構５２において合成された捩り振動を大幅に減衰させることが可能となる。 As described above, even when the planetary gear mechanism 52 is configured by a double planetary planetary gear mechanism, it is possible to obtain the same effect as that of the damper device 11 described above. That is, by incorporating the planetary gear mechanism 52 in the damper device 51, the torsional rigidity of the damper device 51 can be reduced and the inertial force of the damper device 51 can be increased. As a result, it is possible to improve the damping characteristics of torsional vibration while suppressing an increase in the weight of the damper device 51. Further, in the damper device 51, the ring gear R1 and the carrier C1 vibrate in opposite phases in a predetermined frequency region, so that the torsional vibration synthesized in the planetary gear mechanism 52 can be greatly attenuated.

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、リングギヤＲを振動系４７のイナーシャ部４６として機能させ、キャリアＣ１を振動系５９のイナーシャ部５８として機能させているが、これに限られることはなく、リングギヤＲに対して所定の質量を備えたイナーシャ部材を新たに固定しても良く、キャリアＣ１に対して所定の質量を備えたイナーシャ部材を新たに固定しても良い。前述の説明では、弾性部材としてスプリング３５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。また、変速機１３は、手動変速機や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。さらに、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。 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 ring gear R functions as the inertia part 46 of the vibration system 47 and the carrier C1 functions as the inertia part 58 of the vibration system 59. However, the present invention is not limited to this. An inertia member having a predetermined mass may be newly fixed, or an inertia member having a predetermined mass may be newly fixed to the carrier C1. In the above description, the spring 35 is used as the elastic member. However, the elastic member is not limited to this, and a rubber member may be used as the elastic member. The transmission 13 may be a manual transmission or a continuously variable transmission, or may be a planetary gear type or parallel shaft type automatic transmission. Furthermore, 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トルクコンバータ
３４遊星歯車機構（シングルピニオン遊星歯車機構）
３５スプリング（弾性部材）
３８スプリング群（弾性部材群）
５１ダンパ装置
５２遊星歯車機構（シングルピニオン遊星歯車機構）
Ｒリングギヤ（第１入力要素）
Ｃキャリア（第２入力要素）
Ｓサンギヤ（出力要素）
Ｒ１リングギヤ（第２入力要素）
Ｃ１キャリア（第１入力要素）
Ｓ１サンギヤ（出力要素） 11 Damper Device 12 Engine 13 Transmission 20 Torque Converter 34 Planetary Gear Mechanism (Single Pinion Planetary Gear Mechanism)
35 Spring (elastic member)
38 Spring group (elastic member group)
51 Damper Device 52 Planetary Gear Mechanism (Single Pinion Planetary Gear Mechanism)
R ring gear (first input element)
C carrier (second input element)
S Sun gear (output element)
R1 ring gear (second input element)
C1 carrier (first input element)
S1 Sun gear (output element)

Claims

A damper device provided between the engine and the transmission,
A planetary gear 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 first input element;
Have
The planetary gear mechanism includes a configuration arranged in the order of the first input element, the second input element, and the output element on a collinear diagram,
The damper device, wherein the output element is a sun gear.

The damper device according to claim 1, wherein
A damper device, wherein an elastic member group is configured by a plurality of the elastic members arranged side by side, and the planetary gear mechanism is disposed inside the elastic member group.

The damper device according to claim 1 or 2,
The planetary gear mechanism is a single pinion planetary gear mechanism, the first input element is a ring gear, and the second input element is a carrier that rotatably supports the pinion gear.

The damper device according to claim 1 or 2,
The planetary gear mechanism is a double pinion planetary gear mechanism, the first input element is a carrier that rotatably supports the pinion gear, and the second input element is a ring gear.

In the damper device according to any one of claims 1 to 4,
The planetary gear mechanism is a damper device housed in a torque converter.