JP2015152159A

JP2015152159A - ダイナミックダンパ及び動力伝達軸の回転変動抑制装置

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Publication number: JP2015152159A
Application number: JP2014029326A
Authority: JP
Inventors: 小林　篤; Atsushi Kobayashi; 篤小林
Original assignee: Unipres Corp
Current assignee: Unipres Corp
Priority date: 2014-02-19
Filing date: 2014-02-19
Publication date: 2015-08-24
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Also published as: JP6336291B2

Abstract

【課題】本発明はダイナミックダンパに関し、動力伝達特性に影響を及ぼすことなくかつ意図する吸振機能を損なうことなくかつ設置上の制約も付随することなくダイナミックダンパとしての最適設計を行いうるようにすることを目的とする。【解決手段】遊星歯車機構34のリングギヤ40を動力伝達軸にその回転駆動力を受けるように連結し、リングギヤ40とキャリア４２とを弾性体30にて連結し、フリーなリングギヤ36に動力伝達軸の回転数に対して増速された回転を得るようにし、増速回転するリングギヤ36に固定された円板74及び錘76により増大された慣性質量を得る。弾性体30は回転動力伝達軸における入力側から出力側に対する動力伝達に直接的には関与しないように配置されている。弾性体30は動力伝達軸における動力伝達に直接関与しないため、遊星増速による効率的な吸振を行いつつダイナミックダンパの設計の自由度を大幅に高めることができる。【選択図】図１

Description

この発明は遊星歯車機構を備え、内燃機関のクランク軸等の回転駆動系のねじり振動を抑制するためのダイナミックダンパに関するものである。

トルクコンバータを備えた車両の駆動系においては動力伝達が油圧に依拠しないロックアップ時にはエンジンの回転変動がトルクコンバータを介することなく直接ギヤトレーンに伝達する。そこで、ロックアップ時の回転変動抑制のためスプリングダンパを採用することは極く普通である。そして、より一層の回転変動抑制のため、スプリングダンパに加え所謂ダイナミックダンパを設置したものも提案されている。すなわち、ダイナミックダンパは、動力伝達系に別のスプリングを介して連結される回転体に質量体を付加しており、吸振を意図する回転数（周波数）においてより良好な回転振動の抑制を行うことを意図したものである（特許文献１）。

また、ダイナミックダンパとして、遊星歯車機構を備えたものも提案されている（この種の特許文献の一例として特許文献２）。この特許文献２の技術では、遊星歯車機構のプラネタリギヤを回転自在に連結するキャリアが動力の入力側となり、サンギヤはプラネタリキャリヤに弾性体（スプリング）を介し連結すると共に、変速機の入力軸にスプライン連結されるハブ（トルクコンバータのタービンインペラの取付部位でもある）に連結される。そして、プラネタリギヤに噛合するリングギヤはフリーに回転することができる。フリーに回転するリングギヤは増速された慣性質量体として機能させることができる。

また、遊星歯車機構を利用したねじり振動低減装置として遊星歯車機構をクランク軸に連結し、リングギヤはエンジンの固定部位に連結し、増速するサンギヤを振り子式吸振器として機能させたものも提案されている（特許文献３）。

特開２０１１−５８５５７号公報特開平１１−１５９５９５号公報特開平１０−１８４７９９号公報

特許文献１の技術では、ダイナミックダンパの制振効果を有効に作用させるためには、目的とする回転質量体の少なくとも１／１０程度の慣性質量をダイナミックダンパの慣性質量として付加することが必要とされる。そのため、動力伝達におけるエネルギの損失量が大きくなり、車両の加速性能を損なう結果となる。

特許文献２の技術は遊星歯車機構の一要素であるリングギヤをフリーな慣性質量体として機能させ、その増速回転（遊星増速）により所期の増大された慣性質量を得ようとしている。遊星増速は同じ慣性質量に対しマス自体（特許文献２の例では遊星歯車機構のリングギヤ）は小さくできるためこの点で増速機能のない特許文献１に対する優位性がある。しかしながら、特許文献２の技術においてはダイナミックダンパとして機能すべき弾性体が動力伝達系自体に組み込まれた配置となっている。換言すれば弾性体自体が動力伝達に関与する配置となっている。この場合、弾性体は動力伝達に必要な強度を有している等の動力伝達要素としての特性を有している必要があり、これはダイナミックダンパとして最適な弾性体の設計において大きな制約となる。即ち、昨今要求される、低周波領域でのねじり振動特性の改善のためには、十分な慣性質量とそれに見合う弾性体の設計が必要となるが、この要請に適合させることが困難となる。

また、特許文献３の技術は遊星歯車機構に弾性体を組み込んでいないため、特許文献２のような問題点はないが、振り子式吸振器として機能する遊星歯車機構の回転要素の増速のため、遊星歯車機構の別の一つの回転要素を固定化する必要があり、採用可能部位に制約があり、非回転箇所を直近に備えていない場合では採用できない。

本発明は以上の問題点に鑑みなされたものであり、動力伝達特性に影響を及ぼすことなくかつ意図する吸振機能を損なうことなくかつ設置上の制約も付随することなくダイナミックダンパとしての最適設計を行いうるようにすることを目的とする。

この発明地よれば、遊星歯車機構の一つの回転要素を動力伝達軸にその回転駆動力を受けるように連結し、遊星歯車機構の回転要素間を回転方向にかつ回転動力伝達系における入力側から出力側に対する動力伝達に直接的には関与しないように弾性体にて連結し、回転動力伝達系の回転数に対して増速されたフリーな回転要素の回転を得るようにし、このフリーな回転要素の回転による増大された慣性質量を得るようにしたことを特徴とするダイナミックダンパが提供される。

本発明のダイナミックダンパにより、ロックアップ装置を備えたトルクコンバータにおけるロックアップ時の動力伝達軸の回転変動を抑制するため、ダイナミックダンパはトルクコンバータ内部に配置され、ロックアップ装置がロックアップ時にトルクコンバータ内の対向面に摩擦材を介して係合されるロックアップピストンを備え、かつダイナミックダンパにおける第１の弾性体に加えて第２の弾性体を具備し、第２の弾性体はロックアップピストン側の回転部材とダイナミックダンパにおける遊星歯車機構の一つの回転要素側の回転部材との間を回転方向に連結している。

また、本発明のダイナミックダンパはクランク軸等の動力伝達軸に直接設けられた遠心振り子式の吸振器にも応用することができ、ダイナミックダンパにおける遊星歯車機構の第１の回転要素側の回転部材が動力伝達軸に固定され、遊星歯車機構のフリーな回転要素側に遠心振り子を構成するようにされる。

本発明のダイナミックダンパにおいては、遊星歯車の構成要素間を回転連結する弾性体は動力伝達系における動力伝達に直接関与しないため、遊星増速による効率的な吸振を行いつつダイナミックダンパの設計の自由度を大幅に高めることができる。即ち、動力伝達系に配置される弾性体とダイナミックダンパの弾性体とでは、目的とする吸振周波数（回転数）に対し弾性体の剛性もストロークも違ってくるが、本発明のダイナミックダンパにおいては弾性体はそのために専用されており、動力伝達系と共用していないため、動力伝達性能に影響を及ぼすことなく、ダイナミックダンパとしての意図する吸振特性が得られるように最適設計することができる。
また、本発明のダイナミックダンパを遠心振り子式の吸振器に応用した場合、遠心振り子となるフリーな回転要素の回転のため遊星歯車機構の回転要素の一つを固定する必要がないため、遊星歯車機構の付近に固定部が必要なく、設置場所の自由度を高めることができる。

図１はこの発明のダンパを備えたトルクコンバータの軸線に沿った断面図である。図２は第２のスプリング２８により回転方向の動力伝達を行う構成の模式図である。図３は第１のスプリング３０により回転方向の動力伝達を行う構成の模式図である。図４は第３のスプリング３２により回転方向の動力伝達を行う構成の模式図である。図５は（イ）に第１の実施形態における動力伝達系線図であり、（ロ）は（イ）における遊星歯車機構によりダイナミックダンパと同等な慣性質量を有した等価ダンパ機構を示し、（ハ）は従来の遊星増速を行うダイナミックダンパ（特許文献２）の動力伝達系線図を示す。図６は本発明のダイナミックダンパによるトルク変動伝達率の周波数特性を従来との比較で示す模式的グラフである。図７は本発明のダイナミックダンパにおける遊星歯車機構の各回転要素の回転変位を模式的に表す斜視図である。図８は本発明の図１の実施形態のダイナミックダンパを模式的に示す斜視図である。図９は本発明の別実施形態のダイナミックダンパを模式的に示す斜視図である。図１０は本発明の別実施形態のダイナミックダンパを模式的に示す斜視図である。図１１は本発明の別実施形態のダイナミックダンパを模式的に示す斜視図である。図１２は本発明の別実施形態のダイナミックダンパを模式的に示す斜視図である。図１３は本発明の別実施形態のダイナミックダンパを模式的に示す斜視図である。図１４は本発明をクランク軸の回転変動を抑制する遠心振り子式ダンパに応用した場合の断面図である。

図１はトルクコンバータを軸線に沿った断面にて示しており、ハウジング１０にカバー１１が溶接により固定され、ハウジング１０及びカバー１１内により閉塞される空間内に、トルクコンバータの基本的構成要素であるポンプインペラ１２、タービンライナ１４、ステータ１６に加え、ロックアップピストン１８及びこの発明の実施形態のダイナミックダンパ２０が収容され、ハブ２２上に配置される。ハウジング１０のエンジン本体側外面にボスナット２４が溶接固定され、ボスナット２４にクランク軸に連結される図示しないドライブプレートが図示しないボルトにて固定され、ハウジング１０はエンジンのクランク軸と共に一体回転する。

ロックアップピストン１８は中心ボス部18-1においてハブ２２上に摺動自在に嵌合され、外周部においてハウジング１０の内壁面との対向面に環状の摩擦材２６を備えている。周知のようにトルクコンバータをトルク伝達に関与させないロックアップ作動時には摩擦材２６から離間側面においてロックアップピストン１８に加わる高油圧により、ロックアップピストン１８は図１において左行するようにハブ２２上を摺動し、摩擦材２６がハウジング１０の対向内壁面に押し付けられるに至る。そのため、ハウジング１０の回転はロックアップピストン１８よりダイナミックダンパ２０及びハブ２２上にリベット６８にて固定される筒状連結部材７０を経由して伝達され、ハブ２２の内周にスプライン嵌合される図示しない変速機の入力軸にエンジンの回転がトルクコンバータを介することなく直接伝達される。

この発明の実施形態のダイナミックダンパ２０について説明すると、ダイナミックダンパ２０はよりロックアップ時の吸振を行うため採用されるものである。ダイナミックダンパ２０は遊星歯車機構３４を備え、遊星歯車機構３４はサンギヤ３６と、サンギヤ３６に噛合する複数（図１には１個のみ図示される）のプラネタリギヤ３８と、プラネタリギヤ３８に噛合するリングギヤ４０と、各プラネタリギヤを回転自在に軸支する回転軸４１に回転自在に軸支され、各プラネタリギヤ３８の回転軸４１を連結するキャリヤ４２とから構成される。キャリヤ４２は、中心部は環状板形状をなすが環状板から各プラネタリギヤ３８への板状部が一体延出した形状をなす。遊星歯車機構３４は、動力伝達系におけるねじり振動の抑制のためのダイナミックダンパとして機能させるため設けられ、この点は従来技術と同様であるが、従来技術と相違するのは遊星歯車機構３４にコイル状の第１のスプリング３０（本発明の第１の弾性体）を備えており、本発明においては、このスプリング３０が動力伝達系における動力伝達に関与しない配置となっていることが重要な特徴となっている。これについては後に詳細に説明する。そして、遊星歯車機構３４におけるサンギヤ３６にはこれ自体が慣性質量体であるが付加の慣性質量体となる円板７４及び円板７４の外周に等間隔に複数固定した錘７６が固定されており、フリー回転するサンギヤ３６の増速下での慣性質量体の大きな慣性により効果的な吸振を実現することができる。サンギヤ３６及びこれと一体の慣性質量体（７４及び７６）は回転駆動される（この実施形態ではプラネタリギヤ３８により回転駆動される）が、フリーに回転されるのみである。第１のスプリング３０は一個のみ図示されているが、円周方向に間隔を置いて複数設置されている。

この発明のダイナミックダンパ２０はロックアップピストン１８にリベット４６にて固定された円環状のスプリング係合板（後述第２のスプリング２８のばね座となる）４４を備える。スプリング係合板４４は本発明におけるロックアップピストン（１８）側の回転部材となる。従って、スプリング係合板４４は、ロックアップ作動時、ロックアップピストン１８と共に図の左方への些少な軸方向移動を行う。しかしながら、スプリング係合板４４以外のダイナミックダンパ２０の構成部分は回転のみで軸方向には移動しないようにハブ２２に支持されている。即ち、円環状のダイナミックダンパ支持板６０がハブ２２に対して回転可能であるがスナップリング６２により軸方向の移動は阻止するように取付けられており、スプリング係合板４４以外のダイナミックダンパ２０の構成部品をハブ２２に対して回転可能にかつ軸方向に不動に支持している。

この発明のダイナミックダンパ２０は遊星歯車機構３４に動力伝達系における動力伝達（入力側のハウジング１０から出力側のハブ２２への動力伝達）に関与しないように設置されたコイル状の第１のスプリング３０（本発明の第１の弾性体）に加え、動力伝達系における動力伝達には関与するように配置されるコイル状の第２のスプリング２８（本発明の第２の弾性体）及びコイル状の第３のスプリング３２（本発明の第３の弾性体）をも備えている。本発明の実施形態のダイナミックダンパ２０における動力伝達経路を更に詳細に説明すると、ロックアップ動作時のロックアップピストン１８の回転はこれと一体に回転するスプリング係合板４４及び第２のスプリング２８を介してスプリング係合板４８（本発明の遊星歯車機構の一つの回転要素側の回転部材）に伝達される。スプリング係合板４８はリベット５２によりリングギヤ４０に連結されていることから、回転運動は遊星歯車機構３４にも伝達される。しかしながら、遊星歯車機構３４はその入力側（後述のようにこの実施形態ではリングギヤ４０）の動力伝達系から回転駆動力を受けて行われることは当然であるが、遊星歯車機構３４の回転出力は動力伝達系には戻ることがなく、後述のようにこの実施形態ではサンギヤ３６がフリー回転するのみである。スプリング係合板４８（前述のようにリベット６４によりダイナミックダンパ支持板６０に支持される）の回転は第３のスプリング３２を介して筒状連結部材７０、延いてはハブ２２が回転駆動され、ハブ２２にスプライン嵌合される変速機入力軸が回転駆動される。第２のスプリング２８及び第３のスプリング３２も、それぞれ一個のみ図示されているが、これも夫々円周方向に離間して複数配置されている。

次に本発明の弾性体としてのコイルスプリングスプリング28, 30, 32の保持及び回転運動伝達のための構成を図１におけるスプリングの配列順に従って説明すると、円周方向に離間配置された第２のスプリング２８を夫々の径方向位置に保持する手段として、外側及び内側筒状保持板５４及び５６がロックアップピストン側のスプリング係合板４４に溶接固定され、第２のスプリング２８が半径方向における外と内（図１の上下）で保持され、軸方向（図１の左右）には第２のスプリング２８の保持はロックアップピストン１８と第１のスプリング３０のためのスプリング係合板５０との間で行なわれる。第２のスプリング２８による回転伝達機能達成のため、スプリング係合板４４は図２に模式的に示すように円周方向の窓部４４Ａを形成しており、この窓部４４Ａの回転方向の一端縁44A-1が図１に示すようにスプリング２８の中心側にＵ字状に曲折され、この曲折部44A-1が第２のスプリング２８の一端の座部となる。他方、リングギヤ４０に固定されたスプリング係合板４８も図２に模式的に示すように円周方向の窓部４８Ａを形成しており、スプリング係合板４４の曲折部44A-1と回転方向に対向した窓部４８Ａの一端縁48A-1が図１に示すようにスプリング２８の中心側に向けＵ字状に曲折され、この曲折部48A-1が第２のスプリング２８の他端の座部となる。かくして、第２のスプリング２８はスプリング係合板44, 50間、換言すればロックアップピストン１８とリングギヤ４０間、の回転伝達を行うことができる。

図１において、円周方向に離間配置された複数の第１のスプリング３０の夫々を円周方向の所定位置に保持する手段として、スプリング係合板４８（第２のスプリング２８のためのスプリング係合板４８及び遊星歯車機構のリングギヤ４０と共にリベット５２により止められている）はＣ形断面部48-2を有しており、このＣ形断面部48-2により第２のスプリング３０の半径方向外、内面（図１の上下）及び左側面が保持され、第２のスプリング３０の右側面はプラネタリギヤ３８が保持機能を分担する。第１のスプリング３０による回転伝達機能達成のためスプリング係合板５０は図３に模式的に示すように円周方向の窓部５０Ａを形成しており、この窓部５０Ａの回転方向一端縁50A-1が第１のスプリング３０の一端の座部となる。他方、キャリア４２も図２に模式的に示すように円周方向の窓部４２Ａを形成しており、窓部５０Ａの回転方向端縁50A-1と回転方向に対向した窓部４２Ａの一端縁42A-1が第１のスプリング３０の他端の座部となる。かくして、第１のスプリング３０はスプリング係合板５０とキャリヤ４２との間、換言すれば、遊星歯車機構３４のリングギヤ４０とキャリヤ４２との間、の回転伝達を行うことができる。

図１において、円周方向に離間配置された複数の第３のスプリング３２の夫々を円周方向の所定位置に保持する手段として、スプリング係合板４８におけるＣ形断面部48-2の内周面に環状板５８が固定され、かつＣ形断面部48-2から一体に延びる環状板部48-3にスプリング受部48-4が溶接固定され、他方、リベット６４にてスプリング係合板４８に固定されるダイナミックダンパ支持板６０にもスプリング受部60-1及び60-2が溶接固定され、これにより第３のスプリング３２の半径外側、内側（図１の上下）及び左右の保持が行われる。第３のスプリング３２をスプリング係合板４８及びダイナミックダンパ支持板６０と筒状連結部材７０との間で回転方向に連結する機能を達成するため、図４に模式的に示すように、リベット６４にて連結されたスプリング係合板４８及びダイナミックダンパ支持板６０は重複した窓部６６を備え、この窓部６６の回転方向の一端縁66-1が図１に示すように第３のスプリング３２の一端の座部となる。他方、ハブ２２にリベット６８にて固定された筒状連結部材７０は円周方向に間隔を置いて切欠部７０Ａを形成し、窓部６６の一端縁66-1と回転方向に対向した切欠部７０Ａの端縁70A-1が第３のスプリング３２の他端の座部となる。かくして、第３のスプリング３２はスプリング係合板４８及びダイナミックダンパ支持板６０と筒状連結部材７０との間、換言すれば、リングギヤ４０と変速機入力軸（ハブ２２）との間を回転方向に連結する。

本発明の実施形態である図１の構成（ロックアップ時）は図５（イ）のような模式的線図として表示することができ、トルクコンバータ入力部１００（クランク軸からハウジング１０、カバー１１、ロックアップピストン１８、スプリング係合板４４等までの回転部材を含む）はねじり剛性K₁（第２のスプリング２８）を介してダイナミックダンパ接続部１０２（図２ではスプリング係合板48, 50、環状板５８、リベット52, 64及びダイナミックダンパ支持板６０等の遊星歯車機構２０のリングギヤ４０に接続される回転部材を含む）に連結され、ダイナミックダンパ接続部１０２がねじり剛性K₂（第３のスプリング３２）を介して変速機回転部１０４（筒状連結部材７０、リベット６８、タービンライナ１４、ハブ２２及びハブ２２以降の変速機の回転部分）に連結され、変速機回転部１０４は車両ドライブシャフトのねじり剛性K₃を介して車体１０６に背接続している。ダイナミックダンパ接続部１０２はリングギヤ４０に連結されると共にねじり剛性K_C（第１のスプリング３０）を介してキャリア４２に連結される。ねじり剛性K_C（第１のスプリング２０）はダイナミックダンパ接続部１０２に連結されるリングギヤ４０とキャリア４２間に位置され、プラネタリギヤ３９がサンギヤ３６に噛合し、サンギヤ３６がフリーに回転する。図中の符号は：

I₀：ダイナミックダンパ慣性モーメント
I_C：キャリアの慣性モーメント
I_S：サンギヤの慣性モーメント
I_P：プラネタリギヤ（自転）の慣性モーメント
I_P’：プラネタリギヤ（公転）の慣性モーメント
I_R：リングギヤの慣性モーメント
I₀：従来のダイナミックダンパ慣性モーメント
I₁：エンジン＋入力部の慣性モーメント
I₂：ダイナミックダンパ部材（図５の符号１０２にて表す）の慣性モーメント
I₃：変速機（図５の符号１０４にて表す）の慣性モーメント
K₀：従来のダイナミックダンパのねじり剛性
K_C：第１の弾性体（スプリング３０）のねじり剛性
K₁：第２の弾性体（スプリング２８）のねじり剛性
K₂：第３の弾性体（スプリング３２）のねじり剛性
K₃：車両ドライブシャフトのねじり剛性
N_S：サンギヤ回転数
N_P：プラネタリギヤ回転数
N_R：リングギヤ回転数
N_C：キャリア回転数
Z_R：リングギヤ歯数
Z_C：キャリア歯数
Z_S：サンギヤ歯数
Z_P：プラネタリギヤ歯数
T₁：入力部材のトルク変動
θ₀：従来のダイナミックダンパの回転変位
θ₁：エンジン＋入力部の回転変位
θ₂：ダイナミックダンパ部材の回転変位
θ₃：変速機の回転変位
θ_C：キャリアの回転変位
θ_S：サンギヤの回転変位
θ_P：プラネタリギヤの回転変位
C₀−C₃, C_C：夫々の弾性体の減衰係数
を夫々表す。

後述の通り、遊星歯車の各回転要素間には
N_S＝(Z_S＋Z_R)/Z_S N_P＝(Z_R−Z_P)/Z_P
の関係が成立し、図１の構成の運動方程式は、弾性体の減衰係数C₀−C₃, C_Cを無視すると、以下のようになる。
I₁×(d²θ₁/dt²)＋K₁×θ₁＝T₁×sin(ωt) (1)
(I₂＋I_R)(d²θ₂/dt²)＋K₁(θ₂−θ₁)＋K₂(θ₂−θ₃)＋K_C (θ₂−θ_C)＝0 (2)
(I_C＋I_P’＋(((Z_S＋Z_R)/Z_S)²×I_S＋((Z_R−Z_P)/Z_P)²×I_P))×(d²θ_C/dt²)
＋K_C(θ_C−θ₂)＝0 (3)
I₃×(d²θ₃/dt²)＋K₂(θ₃−θ₂)＋K₃θ₃＝0 (4)

以上の運動方程式(1)−(4)より数値計算を実行し、得られたトルク変動の伝達率の計算結果を図６にてラインＡにて示す。図６において横軸は周波数、縦軸はトルク変動伝達率である。許容のトルク変動の伝達率の上限をラインT_Vにて示すが、本発明におけるロックアップの下限周波数をＬ_Fまで下げることができ、これはロックアップのための回転数の下限を下げることができることと等価である。因みに、図５の（ロ）は本発明における慣性質量I_C＋I_S＋I_P’と等価な慣性質量I₀に置き換えた場合を示す。この場合、上記(3)式の代わり以下の式、
(I_C＋I_P'＋×I_S)×(d²θ_C/dt²)＋K_C (θ_C−θ₂)＝0 (3')
に置き換えられるが、数値計算を実行したときの周波数特性を図６のラインＢにて示し、本発明実施形態における遊星増速によるトルク変動抑制効果が分かる。また、ラインＣはダイナミックダンパを完全に取り去ったときの特性を示す。ラインＢ及びＣのいずれでも許容のトルク変動の伝達率の上限ラインＬ_Fに対する下限周波数はＬ_F´まで上がってしまうことが分かる。

以下は、上記(3)式における遊星増速による慣性力の算出方法の補足説明である。まず、遊星歯車機構３４の構成要素の歯数と回転数との間には、周知の通り、
N_R＋N_S×(Z_S/Z_R)−N_C×((Z_R＋Z_S)/Z_R)＝0 (5)
の関係式が成立する。本発明実施形態にあっては、動力伝達軸に取り付けられたリングギヤ４０に対して、リングギヤ４０−キャリア４２間に取り付けられたねじり剛性K_C（第２のスプリング３０）を介してサンギヤ３６、プラネタリギヤ３８の公転を含むキャリア４２、プラネタリギヤ３８の自転及び公転の各々の慣性モーメントI_S，I_C，I_P，I_P’が図７に模式的に示すように動力伝達軸１１０に対し作用する。角度にて表した弾性体（第２のスプリング３０）の歪量（リングギヤ４０に対するキャリア４２との相対回転）θ_Cを基準として、遊星歯車の各要素間の回転数関係式(1)より、動力伝達軸に取り付けれらたリングギヤ４０の回転数に対するそれぞれの要素の相対回転関係を求めるため、N_R＝０、N_C＝１とすると、サンギヤ３６の回転数は、
N_S＝(Z_S＋Z_R)/Z_S
と求めることができ、また、プラネタリギヤ３８の回転数は、
N_P＝(Z_R−Z_P)/Z_P
と求めることができる。また、図７にて示すように速度直線上（実線）にサンギヤ３６、プラネタリギヤ３８、リングギヤ４０、キャリア４２が図示のように位置され、回転の基準となるキャリア（回転数：０）を中心として破線にて示すようなキャリア４２との相対回転角度θ_Cに対するサンギヤ３６の相対回転角度はθ_Sにて、またプラネタリギヤ３８の相対回転角度はθ_Pに表される。図７には基準となるリングギヤ４０に対する増速比がリングギヤ４２からのアーム長として表現されている。このアーム長は各要素の速度線図ともなっており、リングギヤ４０の増速比１に対しプラネタリギヤ３８は減速となっているがサンギヤ３６は増速となっていることが直ぐに分かる。

次に、キャリアの慣性モーメントによる慣性力（トルク）は
T_C＝1×I_C×(d²θ_C/dt²) (6)
そして、プラネタリギヤの公転による慣性力（トルク）は
T_P'＝I_P’×(d²θ_C/dt²) (7)
サンギヤの慣性モーメントによる慣性力（トルク）は
T_S＝((Z_S＋Z_R)/Z_S)×I_S×(d²θ_S/dt²)
d²θ_S/dt²＝((Z_S＋Z_R)/Z_S)×(d²θ_C/dt²)なので
T_S＝((Z_S＋Z_R)/Z_S)²×I_C×(d²θ_C/dt²) (8)
プラネタリギヤの慣性モーメントによる慣性力（トルク）は
T_P＝((Z_R−Z_P)/Z_P)×I_P×(d²θ_P/dt²)
d²θ_P/dt²＝((Z_R−Z_P)/Z_P)×(d²θ_C/dt²)なので
T_P＝((Z_R−Z_P)/Z_P)²×I_P×(d²θ_C/dt²) (9)

以上の(6)(7)(8)(9)式より、リングギヤとキャリアとの間の回転差により発生する弾性体の復元力と、前述各要素の慣性モーメントによる慣性力の項は、
T_C＋T_P'＋T_S＋T_P
＝(I_C＋I_P'＋((Z_S＋Z_R)/Z_S)²×I_S＋((Z_R−Z_P)/Z_P)²×I_P)×(d²θ_C/dt²) (10)
となり、これが(3)式における遊星増速による慣性力増加項となる。

ところで、図５（ハ）は特許文献２のダイナミックダンパを本発明の図５（イ）に準じて模式的に表現したものである。トルクコンバータ入力部100Aはねじり剛性K₁（スプリング）を介してダイナミックダンパ接続部102Aに連結され、ダイナミックダンパ接続部102Aはねじり剛性K₂を介して変速機回転部104Aに連結され、変速機回転部104Aは車両ドライブシャフトのねじり剛性K₃を介して車体106Aに接続している。ねじり剛性K₁を構成するスプリング（以下本発明の図５（イ）と対比させるため同一番号にＡを付して表す）は遊星歯車機構のサンギヤ３６Ａとキャリア４２Ａ間に接続され、プラネタリギヤ３８がフリー回転される仕組みとなっている。実は、図５（ハ）の場合においても、(10)式に準じて遊星増速による慣性モーメント増は“計算上は”得られる。しかしながら、従来の図５（ハ）のシステムにおいては遊星歯車機構の２回転要素（特許文献２の場合はキャリアとサンギヤ）を連結する弾性体K₁（スプリング２８A）が動力伝達系に直列配置している構成（スプリング２８Aが動力伝達に直接関与する構成）となっている。そして、弾性体K₁（スプリング２８A）により遊星歯車機構の要素間の接続をも行う機能を兼備させている。これに対して本発明では直列配置の弾性体K₁（第２のスプリング２８）とは別に弾性体K_C（第１のスプリング３０）を設けている。本発明において動力伝達系に直列配置される弾性体K₁（第２のスプリング２８）と遊星歯車機構の弾性体K_C（第１のスプリング３０）とはそもそも意図する吸振特性に対し剛性やストロークが異なっており、従来の図５（ハ）のシステムのように弾性体K₁（スプリング２８A）で動力伝達と遊星増速共用させては両者間で必要な弾性体の特性の兼ね合いが困難で結局所期の制振効果が得られない。これに対して本発明では直列配置の弾性体K₁（第２のスプリング２８）と動力伝達には関与しないように遊星増速のための弾性体K_C（第１のスプリング３０）とを別々に設けることにより、夫々を意図する吸振周波数領域へ適合することが可能となる。また、従来の図５（ハ）のシステムでは動力伝達系から動力が直接遊星歯車機構の回転要素に加わるため、強度確保等の問題が発生し得るが本発明ではこのような問題点は生じない。

以下、本発明の別実施形態を説明するが、比較対照としての第１実施形態との相違を明確する意図で本発明の要部構成を模式的斜視図として図８に示す。図５（イ）で用いた回転体及び弾性体の記号は変更しないで表している。但し、簡明のため、変速機回転部１０４の下流側は図示してなく、弾性体の減衰係数C₀−C₃, C_Cの図示も省略している。第１の実施形態（図８）ではリングギヤ４０とキャリヤ４２との間に弾性体K_C（第１のスプリング３０）を配置していたが、図９の実施形態ではキャリヤ４２とサンギヤ３６間に弾性体K_C（第１のスプリング３０）を配置している。動力伝達軸１１０がリングギヤ４０を駆動しているのは第１実施形態（図８）と同じである。また、本発明のフリーな回転要素はサンギヤ３６であり、円板７４及び錘７６で慣性質量体を構成していることは同様である。

図１０の変形実施形態は動力伝達軸１１０をリングギヤ４０に取り付けたのは図８と同様であが、キャリア４２とサンギヤ３６間に弾性体K_C（第１のスプリング３０）を設けた点が相違する。サンギヤ３６に慣性質量体としての円板７４及び錘７６を設けた構成は図８と同様である。
図１１の実施形態は図１０と同様に動力伝達軸１１０をキャリア４２に取り付けているが、弾性体K_C（第１のスプリング３０）はリングギヤ４０とサンギヤ３６間に配置した点が相違である。

図１２はラビニヨ式の遊星歯車機構を利用したものを示し、プラネタリギヤが一体の大径部80-1と小径部80-2とを備えている。サンギヤは別体の大径部36-1と小径部36-2とに分割し、プラネタリギヤ大径部80-1をサンギヤ小径部36-2と噛合させ、プラネタリギヤ小径部80-2をサンギヤ小径部大径部36-1と噛合させ、プラネタリギヤ小径部80-2をキャリヤ４２にて連結し、リングギヤを省略したものである。この実施形態では動力伝達軸１１０によりサンギヤ大径部36-1を駆動するようにし、かつ弾性体K_C（第１のスプリング３０）を介してプラネタリギヤ小径部80-2を連結するキャリヤ４２に連結している。サンギヤ小径部36-2がこの発明のフリーな回転要素となり、プラネタリギヤ小径部80-2に円板７４及び錘７６を連結し、慣性質量体を構成している。

図１３はラビニヨ式の遊星歯車機構を利用した更に別の実施形態であり、図１２の実施形態とは相違し、サンギヤ３６は非分割で、動力伝達軸１１０によりサンギヤ３６を駆動するようにし、かつ弾性体K_C（第１のスプリング３２）を介してキャリヤ４２に連結している。この実施形態ではリングギヤ４０がこの発明のフリーな回転要素となり、それ自体が慣性質量体を構成している。リングギヤ４０に付加的な慣性質量体を設けてもよい。

図１４は特許文献３に記載の遊星歯車機構をクランク軸に連結した所謂遠心振り子式吸振器への本発明の応用を示しており、遊星歯車機構３４はエンジンのクランク軸９０のねじり振動の抑制のため利用される。図１と同様に遊星歯車機構３４はサンギヤ３６と、プラネタリギヤ３８と、リングギヤ４０と、プラネタリギヤ３８を回転支持する回転軸４１を連結するキャリア４２とを備える。クランク軸９０の端面に回転板９２がボルト９４にて固定される。回転板９２は駆動軸からの回転動力を遊星歯車機構３４に伝達し、かつスプリング３０（図１の実施形態の第１のスプリング）を保持する機能（そのためのＣ形断面部92-1を備える）を有する点で第１の実施形態のスプリング係合板４８と同一であるが、回転板９２はクランク軸９０に直接連結されることで、クランク軸の回転駆動力を直接遊星歯車機構に伝達する。図１の実施形態と同様、スプリング係合板５０が回転板９２と共にリングギヤ４０にリベット５２に共締めされる。スプリング３０（本発明の弾性体）はスプリング係合板５０とキャリア４２との間を回転方向に連結する。そのための回転方向連結部は図１に実施形態に関連し説明した図３と同様である。サンギヤ３６はこの発明のフリーな回転要素であり、これに連結された遠心振り子９６とともに慣性質量体として機能する。遠心振り子９６は内部にローラを備えた転動室９８を備えた特許文献３と同様な構造のものであり、詳細は省略する。そして、第１の実施形態について図６で説明のようにリングギヤ３６の増速が行われ、増速されたリングギヤ３６及びこれに連結された遠心振り子９６による増大された慣性質量下でクランク軸のねじり振動の効率的な減衰を実現することができる。

図１４の実施形態において遊星歯車機構における回転要素間（図１４ではスプリング係合板５０とキャリア４２間）をスプリング３０（弾性体）にて連結することにより、フリーな回転要素である遠心振り子９６より成る慣性質量体の増速回転を得ている。これに対し、特許文献３では増速のため遊星歯車機構のリングギヤを近接した非回転部（ブラケット）に連結する必要があったが、本発明のこの実施形態はこのような制約がない。そして、図１４の実施形態ではサンギヤ３６はクランク軸９０の回転数に対して増速されるため、同一の慣性質量に対して振り子腕長を短縮（回転円板７４の径を縮小）若しくは錘を軽量化しても慣性質量を維持することができる有利がある。

１０…ハウジング
１２…ポンプライナ
１４…タービン羽根
１６…ステータ
１８…ロックアップピストン
２０…ダイナミックダンパ
２２…ハブ
２６…摩擦材
２８…弾性体（第２のスプリング）
３０…弾性体（第１のスプリング）
３２…弾性体（第３のスプリング）
３４…遊星歯車機構
３６…サンギヤ
３８…プラネタリギヤ
４０…リングギヤ
４２…キャリア
４４…スプリング係合板
４８…スプリング係合板
５０…スプリング係合板
６０…ダイナミックダンパ支持板

Claims

遊星歯車機構を備えたダイナミックダンパであって、遊星歯車機構の一つの回転要素を動力伝達軸にその回転駆動力を受けるように連結し、遊星歯車機構の回転要素間を回転方向にかつ回転動力伝達系における入力側から出力側に対する動力伝達に直接的には関与しないように弾性体にて連結し、回転動力伝達系の回転数に対して増速されたフリーな回転要素の回転を得るようにし、このフリーな回転要素の回転による増大された慣性質量を得るようにしたことを特徴とするダイナミックダンパ。
請求項１に記載のダイナミックダンパを具備し、ロックアップ装置を備えたトルクコンバータにおけるロックアップ時の動力伝達軸の回転変動を前記ダイナミックダンパにより抑制する装置であって、ダイナミックダンパはトルクコンバータ内部に配置され、ロックアップ装置がロックアップ時にトルクコンバータ内の対向面に摩擦材を介して係合されるロックアップピストンを備え、かつダイナミックダンパにおける前記弾性体（以下第１の弾性体）に加えて第２の弾性体を具備し、第２の弾性体はロックアップピストン側の回転部材とダイナミックダンパにおける遊星歯車機構の前記一つの回転要素側の回転部材との間を回転方向に連結する回転変動抑制装置。
請求項２に記載の発明において、ダイナミックダンパの一つの回転要素側の回転部材と変速機側の回転部材との間に回転方向に配設された第３の弾性体を更に具備した回転変動抑制装置。
請求項１に記載のダイナミックダンパを具備し、内燃機関の動力伝達軸の回転変動を抑制する遠心振り子式の回転変動抑制装置であって、ダイナミックダンパにおける遊星歯車機構の前記第１の回転要素側の回転部材が動力伝達軸に固定され、遊星歯車機構のフリーな回転要素側に遠心振り子を構成するようにした回転変動抑制装置。