JP2016023769A

JP2016023769A - Torsional vibration reduction device

Info

Publication number: JP2016023769A
Application number: JP2014149821A
Authority: JP
Inventors: 直志藤吉; Naoshi Fujiyoshi; 匡史関口; Tadashi Sekiguchi; 有希荒津; Yuki Aratsu; 富永　聡; Satoshi Tominaga; 聡富永; 聡弘塚野; Satohiro Tsukano
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2014-07-23
Filing date: 2014-07-23
Publication date: 2016-02-08

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a torsional vibration reduction device which can obtain a large vibration isolation effect when switching a vibration attenuation characteristic.SOLUTION: A torsional vibration reduction device 1 comprises a first engagement mechanism CL which selectively connects a first rotating element 6 to an input member 2, and a second engagement mechanism B which selectively fixes the first rotating element 6. An elastic damper 11 is provided between a second rotating element 7 and the input member 2, an output member 3 is connected to a third rotating element 9, and there are set a first transmission state in which torque is transmitted to the first rotating element 6 and the second rotating element 7 from the input member 2 by making the first rotating element engage with the first engagement mechanism CL, and releasing the second engagement mechanism B therefrom, and a second transmission state in which torque is transmitted to the second rotating element from the input member 2 in a state in which the first engagement mechanism CL is released from the second rotating element, the second engagement mechanism B is engaged therewith, and the first rotating element 6 is fixed thereto.SELECTED DRAWING: Figure 1

Description

この発明は、捩り振動を低減する装置に関するものである。 The present invention relates to an apparatus for reducing torsional vibration.

この種の装置の一例が特許文献１に記載されている。その装置は、入力軸と出力軸との間に、シングルピニオン型の遊星歯車機構と、捩り振動を低減するための緩衝部材と、慣性体とが設けられている。上記の遊星歯車機構のリングギヤに入力軸が連結されかつそのリングギヤに緩衝部材を介してキャリヤが連結され、このキャリヤに出力軸が連結されている。またサンギヤに遠心クラッチを介して慣性体を選択的に連結するように構成されている。上記の緩衝部材は、コイルバネなどの弾性部材によって構成されている。この装置では、エンジン回転数が設定回転数よりも低い場合には、遠心クラッチが係合状態となってサンギヤと慣性体とが一体に回転する。その状態でトルク変動が入力されると、入力軸と出力軸との間の角加速度差に応じた角加速度で慣性体の回転速度が変化し、その結果、前記角加速度差に応じた慣性トルクが慣性体に生じる。その慣性トルクがキャリヤに作用し、このキャリヤに作用する前記慣性トルクによって前記トルク変動が低減される。一方、エンジン回転数が設定回転数よりも高い場合には、遠心クラッチが解放状態となり慣性体の慣性トルクがキャリヤに作用しなくなる。この場合、トルク変動は緩衝部材の弾性力によって低減される。 An example of this type of device is described in Patent Document 1. In this apparatus, a single pinion type planetary gear mechanism, a buffer member for reducing torsional vibration, and an inertial body are provided between an input shaft and an output shaft. An input shaft is connected to the ring gear of the planetary gear mechanism, and a carrier is connected to the ring gear via a buffer member, and an output shaft is connected to the carrier. The inertial body is selectively connected to the sun gear via a centrifugal clutch. Said buffer member is comprised by elastic members, such as a coil spring. In this device, when the engine speed is lower than the set speed, the centrifugal clutch is engaged and the sun gear and the inertial body rotate together. When torque fluctuation is input in this state, the rotational speed of the inertial body changes with the angular acceleration according to the angular acceleration difference between the input shaft and the output shaft, and as a result, the inertia torque according to the angular acceleration difference. Occurs in inertial bodies. The inertia torque acts on the carrier, and the torque fluctuation is reduced by the inertia torque acting on the carrier. On the other hand, when the engine speed is higher than the set speed, the centrifugal clutch is disengaged and the inertial torque of the inertial body does not act on the carrier. In this case, the torque fluctuation is reduced by the elastic force of the buffer member.

また、特許文献２には、サンギヤに慣性体が一体に連結され、キャリヤにエンジンの出力軸および変速機の入力軸が連結され、前記サンギヤと前記リングギヤとが捩りばねを介して連結されたシングルピニオン型の遊星歯車機構を備えた装置が記載されている。この装置では、トルク変動が入力されると、遊星歯車機構の各回転要素の回転速度が変化しすなわち振動する。その場合、キャリヤの振幅に比較して、サンギヤおよびリングギヤが大きく振幅し、それらサンギヤおよびリングギヤの慣性トルクが互いに打ち消すように作用し、これによって前記トルク変動が低減される。 In Patent Document 2, an inertia body is integrally connected to a sun gear, an output shaft of an engine and an input shaft of a transmission are connected to a carrier, and the sun gear and the ring gear are connected via a torsion spring. An apparatus with a pinion type planetary gear mechanism is described. In this device, when torque fluctuation is input, the rotational speed of each rotating element of the planetary gear mechanism changes, that is, vibrates. In that case, the sun gear and the ring gear have a large amplitude compared with the carrier amplitude, and the inertia torques of the sun gear and the ring gear cancel each other, thereby reducing the torque fluctuation.

さらに、特許文献３には、シングルピニオン型の遊星歯車機構を備えた捩り振動低減装置が記載されている。その遊星歯車機構のサンギヤに慣性体が一体に連結され、キャリヤにコイルバネなどの弾性部材によって構成されたダンパを介してエンジンの出力軸が連結されている。上記のキャリヤに変速機の入力軸が連結されている。また、リングギヤはブレーキによって選択的に固定されるように構成されている。この装置では、エンジンの回転数が予め定めた低い回転数の場合に、ブレーキが作動させられてリングギヤが固定され、これにより、変速機の入力軸に作用する慣性質量が増大させられてトルク変動が低減される。 Further, Patent Document 3 describes a torsional vibration reducing device including a single pinion type planetary gear mechanism. An inertial body is integrally connected to the sun gear of the planetary gear mechanism, and the output shaft of the engine is connected to the carrier via a damper constituted by an elastic member such as a coil spring. The input shaft of the transmission is connected to the carrier. The ring gear is configured to be selectively fixed by a brake. In this device, when the engine speed is a predetermined low speed, the brake is operated and the ring gear is fixed, thereby increasing the inertial mass acting on the input shaft of the transmission and increasing the torque fluctuation. Is reduced.

特開２０１２−２２５４８２号公報JP 2012-225482 A 特開２０１０−１６４１２５号公報JP 2010-164125 A 特開２０１０−１９０５号公報JP 2010-1905 A

特許文献１に記載された構成では、上述したように、エンジン回転数が設定回転数よりも高い場合に、遠心クラッチを係合状態から解放状態に切り替えることにより、トルク変動を低減するためにキャリヤに作用させる慣性トルクを減少させている。つまり、装置における振動減衰特性を切り替えている。しかしながら、上記のような切り替えを行っただけでは、選択した振動減衰特性に適したエンジンの回転数領域を用いることができず、大きい制振効果を得ることができない可能性がある。このような状況は、特許文献２および特許文献３に記載された構成であっても同様である。 In the configuration described in Patent Document 1, as described above, when the engine speed is higher than the set speed, the centrifugal clutch is switched from the engaged state to the released state, thereby reducing the torque fluctuation. Inertia torque to be applied to is reduced. That is, the vibration attenuation characteristics in the apparatus are switched. However, the engine speed region suitable for the selected vibration damping characteristic cannot be used only by performing the switching as described above, and there is a possibility that a large damping effect cannot be obtained. Such a situation is the same even in the configurations described in Patent Document 2 and Patent Document 3.

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであって、振動減衰特性を切り替えた場合に、大きい制振効果を得ることができる捩り振動低減装置を提供することを目的とするものである。 The present invention has been made paying attention to the above technical problem, and an object thereof is to provide a torsional vibration reducing device capable of obtaining a large damping effect when the vibration damping characteristics are switched. It is.

上記の目的を達成するために、この発明は、入力部材から出力部材に伝達されるトルクの変動を、少なくとも３つの回転要素によって差動作用を行う差動機構と、前記トルクの変動を低減するための弾性体を有する弾性ダンパとによって低減させるように構成された捩り振動低減装置において、前記少なくとも３つの回転要素のうち第１回転要素を前記入力部材に選択的に連結する第１係合機構と、前記第１回転要素を選択的に固定する第２係合機構とを備え、前記少なくとも３つの回転要素のうち第２回転要素と前記入力部材との間に前記弾性ダンパが設けられ、前記少なくとも３つの回転要素のうち第３回転要素に前記出力部材が連結され、前記第１係合機構を係合させかつ前記第２係合機構を解放させることにより前記第１回転要素と前記第２回転要素とに前記入力部材からトルクを伝達する第１の伝動状態と、前記第１係合機構を解放させかつ前記第２係合機構を係合させることにより前記第１回転要素を固定した状態で前記第２回転要素に前記入力部材からトルクを伝達する第２の伝動状態とを設定するように構成されていることを特徴とするものである。 In order to achieve the above object, the present invention reduces a variation in torque transmitted from an input member to an output member by a differential mechanism that performs differential action by at least three rotating elements. A torsional vibration reducing device configured to reduce the torsional vibration by an elastic damper having an elastic body for selectively coupling a first rotating element of the at least three rotating elements to the input member. And a second engagement mechanism for selectively fixing the first rotating element, and the elastic damper is provided between the second rotating element and the input member among the at least three rotating elements, The output member is coupled to a third rotating element of at least three rotating elements, and the first rotating element is engaged with the first engaging mechanism and the second engaging mechanism is released. A first transmission state in which torque is transmitted from the input member to the second rotation element, and the first rotation element is released by releasing the first engagement mechanism and engaging the second engagement mechanism. In a fixed state, the second rotation element is configured to set a second transmission state in which torque is transmitted from the input member.

また、この発明における前記差動機構は、前記第１の伝動状態から前記第２の伝動状態に切り替えられた場合に、前記入力部材の回転数に対して前記出力部材の回転数を低減させる減速状態に設定されるように構成されていてよい。 Further, the differential mechanism according to the present invention reduces the rotational speed of the output member relative to the rotational speed of the input member when the first transmission state is switched to the second transmission state. It may be configured to be set to a state.

さらに、この発明における前記差動機構は、前記第１の伝動状態から前記第２の伝動状態に切り替えられた場合に、前記入力部材の回転数に対して前記出力部材の回転数を増大させる増速状態に設定されるように構成されていてよい。 Furthermore, the differential mechanism according to the present invention increases the rotational speed of the output member relative to the rotational speed of the input member when the first transmission state is switched to the second transmission state. It may be configured to be set to the speed state.

この発明によれば、第１係合機構を係合させかつ第２係合機構を解放させることにより第１回転要素と第２回転要素とに入力部材からトルクを伝達する第１の伝動状態が設定される。この状態では、第１回転要素は入力部材と一体となって回転する。第２回転要素は弾性ダンパを介して入力部材に連結されているため、その入力部材にトルクの変動が伝達されない場合には、入力部材と一体となって回転する。その結果、差動機構はいわゆる直結状態となり、入力部材に伝達されたトルクは出力部材に増減されることなくそのまま出力される。入力部材にトルクの変動が伝達された場合には、弾性ダンパによってそのトルクの変動の一部が低減される。このように弾性ダンパが作動すると、第１回転要素と第２回転要素とが相対回転し、第２回転要素の慣性トルクによって前記トルクの変動の他の一部が低減される。一方、第１係合機構を解放させかつ第２係合機構を係合させることにより第１回転要素を固定した状態で第２回転要素に入力部材からトルクを伝達する第２の伝動状態が設定される。この状態では、弾性ダンパのみによってトルクの変動が低減される。このように、この発明によれば、第１係合機構および第２係合機構の係合・解放を切り替えることにより、捩り振動低減装置の振動減衰特性を容易に切り替えることができる。 According to this invention, the first transmission state in which torque is transmitted from the input member to the first rotating element and the second rotating element by engaging the first engaging mechanism and releasing the second engaging mechanism is provided. Is set. In this state, the first rotating element rotates together with the input member. Since the second rotating element is connected to the input member via the elastic damper, when the torque variation is not transmitted to the input member, the second rotating element rotates together with the input member. As a result, the differential mechanism is in a so-called direct connection state, and the torque transmitted to the input member is output as it is without being increased or decreased by the output member. When torque fluctuation is transmitted to the input member, part of the torque fluctuation is reduced by the elastic damper. When the elastic damper is actuated in this way, the first rotating element and the second rotating element rotate relative to each other, and the other part of the torque fluctuation is reduced by the inertia torque of the second rotating element. On the other hand, a second transmission state is set in which torque is transmitted from the input member to the second rotation element in a state where the first rotation element is fixed by releasing the first engagement mechanism and engaging the second engagement mechanism. Is done. In this state, torque fluctuation is reduced only by the elastic damper. Thus, according to the present invention, the vibration damping characteristics of the torsional vibration reducing device can be easily switched by switching the engagement / release of the first engagement mechanism and the second engagement mechanism.

また、この発明における差動機構は、第１の伝動状態から第２の伝動状態に切り替えた場合に、入力部材の回転数に対して出力部材の回転数を低減させた減速状態に設定される。つまり、上記の切り替えを行うことにより、高い回転数領域で弾性ダンパのみを作動させてトルクの変動を低減できる。また、第２の伝動状態から第１の伝動状態に切り替えた場合には、入力部材の回転数は減少させられるから、低い回転数領域で弾性ダンパと第２回転要素の慣性トルクとによってトルクの変動を低減できる。このように上記の切り替えによって各振動減衰特性に適した回転数領域を用いることができるから、トルクの変動を効果的に低減して装置全体としての振動減衰性能を向上できる。 Moreover, the differential mechanism in this invention is set to the deceleration state which reduced the rotation speed of the output member with respect to the rotation speed of the input member, when switching from the 1st transmission state to the 2nd transmission state. . That is, by performing the switching described above, it is possible to reduce the torque fluctuation by operating only the elastic damper in a high rotational speed region. In addition, when the second transmission state is switched to the first transmission state, the rotational speed of the input member is reduced, so that the torque is reduced by the elastic damper and the inertia torque of the second rotational element in the low rotational speed region. Variation can be reduced. As described above, since the rotation speed region suitable for each vibration damping characteristic can be used by the above switching, it is possible to effectively reduce the fluctuation of torque and improve the vibration damping performance of the entire apparatus.

さらに、この発明における差動機構は、第１の伝動状態から第２の伝動状態に切り替えた場合に、入力部材の回転数に対して出力部材の回転数を増大させた増速状態に設定される。つまり、上記の切り替えを行うことにより、低い回転数領域で弾性ダンパのみを作動させてトルクの変動を低減できる。また、第２の伝動状態から第１の伝動状態に切り替えた場合には、入力部材の回転数は増大させられるから、その高い回転数領域で弾性ダンパと第２回転要素の慣性トルクとによってトルクの変動を低減できる。このように上記の切り替えによって各振動減衰特性に適した回転数領域を用いることができるから、トルクの変動を効果的に低減して装置全体としての振動減衰性能を向上できる。 Furthermore, the differential mechanism according to the present invention is set to a speed increasing state in which the rotational speed of the output member is increased relative to the rotational speed of the input member when the first transmission state is switched to the second transmission state. The That is, by performing the switching described above, it is possible to reduce the torque fluctuation by operating only the elastic damper in the low rotational speed region. Further, when the second transmission state is switched to the first transmission state, the rotational speed of the input member is increased, so that the torque is generated by the elastic damper and the inertia torque of the second rotational element in the high rotational speed region. Fluctuations can be reduced. As described above, since the rotation speed region suitable for each vibration damping characteristic can be used by the above switching, it is possible to effectively reduce the fluctuation of torque and improve the vibration damping performance of the entire apparatus.

この発明に係る捩り振動低減装置の一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the torsional vibration reduction apparatus which concerns on this invention. 図１に示す捩り振動低減装置の動作状態と、遊星歯車機構におけるギヤ比とを変更するためのブレーキおよびクラッチの係合および解放の状態をまとめて示す図表である。FIG. 2 is a chart collectively showing the engagement and disengagement states of brakes and clutches for changing the operation state of the torsional vibration reduction device shown in FIG. 1 and the gear ratio in the planetary gear mechanism. 図１に示す構成の遊星歯車機構についての共線図である。FIG. 2 is a collinear diagram for the planetary gear mechanism configured as shown in FIG. 1. 図１に示す構成の捩り振動低減装置の制振効果を示す図である。It is a figure which shows the damping effect of the torsional vibration reduction apparatus of the structure shown in FIG. 図１に示す構成の遊星歯車機構におけるキャリヤを中心にしてサンギヤとリングギヤとが互いに逆位相で振動している状態を示す共線図である。FIG. 2 is a collinear diagram showing a state in which a sun gear and a ring gear are oscillating in opposite phases around a carrier in the planetary gear mechanism having the configuration shown in FIG. 1. 図１に示す構成の捩り振動低減装置の一部を変更した一例を示す図である。It is a figure which shows an example which changed a part of torsional vibration reduction apparatus of the structure shown in FIG. 図６に示す捩り振動低減装の動作状態と、遊星歯車機構におけるギヤ比とを変更するためのクラッチおよび一方向クラッチの係合および解放の状態をまとめて示す図表である。FIG. 7 is a chart collectively showing engagement and disengagement states of a clutch and a one-way clutch for changing the operation state of the torsional vibration reducing device shown in FIG. 6 and the gear ratio in the planetary gear mechanism. 図６に示す構成の遊星歯車機構についての共線図である。FIG. 7 is a collinear diagram for the planetary gear mechanism configured as shown in FIG. 6. 図１に示す構成の捩り振動低減装置の一部を変更した他の例を示す図である。It is a figure which shows the other example which changed a part of torsional vibration reduction apparatus of the structure shown in FIG. 図９に示す捩り振動低減装置の動作状態と、遊星歯車機構におけるギヤ比とを変更するためのブレーキおよびクラッチの係合および解放の状態をまとめて示す図表である。FIG. 10 is a table collectively showing engagement and disengagement states of brakes and clutches for changing the operation state of the torsional vibration reduction device shown in FIG. 9 and the gear ratio in the planetary gear mechanism. 図９に示す構成の遊星歯車機構についての共線図である。FIG. 10 is a collinear diagram for the planetary gear mechanism configured as shown in FIG. 9. この発明に係る捩り振動低減装置の他の例を示す図である。It is a figure which shows the other example of the torsional vibration reduction apparatus which concerns on this invention. 図１２に示す捩り振動低減装置の動作状態と、遊星歯車機構におけるギヤ比とを変更するためのブレーキおよびクラッチの係合および解放の状態をまとめて示す図表である。FIG. 13 is a table collectively showing states of engagement and disengagement of brakes and clutches for changing the operating state of the torsional vibration reduction device shown in FIG. 12 and the gear ratio in the planetary gear mechanism. 図１２に示す構成の遊星歯車機構についての共線図であるFIG. 13 is a collinear diagram for the planetary gear mechanism configured as shown in FIG. 12. 図１２に示す構成の捩り振動低減装置の制振効果を示す図である。It is a figure which shows the damping effect of the torsional vibration reduction apparatus of the structure shown in FIG. 図１２に示す構成の遊星歯車機構におけるキャリヤとリングギヤとが振動している状態を示す共線図である。FIG. 13 is a collinear diagram illustrating a state where the carrier and the ring gear are oscillating in the planetary gear mechanism having the configuration illustrated in FIG. 12. 図１２に示す構成の捩り振動低減装置の一部を変更した一例を示す図である。It is a figure which shows an example which changed a part of torsional vibration reduction apparatus of the structure shown in FIG. 図１７に示す捩り振動低減装置の動作状態と、遊星歯車機構におけるギヤ比とを変更するためのブレーキおよびクラッチの係合および解放の状態をまとめて示す図表である。FIG. 18 is a chart collectively showing states of engagement and disengagement of brakes and clutches for changing the operating state of the torsional vibration reducing device shown in FIG. 17 and the gear ratio in the planetary gear mechanism. 図１７に示す構成の遊星歯車機構についての共線図である。FIG. 18 is a collinear diagram for the planetary gear mechanism configured as shown in FIG. 17.

（第１具体例）
図１に、この発明に係る捩り振動低減装置の一例を示してあり、その捩り振動低減装置１は、トルクの伝達方向でエンジンと変速機（それぞれ図示せず）との間に配置されており、それらの回転軸が共振した状態となる回転数よりも高い回転数でのトルク変動を低減するように構成されている。エンジンの出力軸に捩り振動低減装置１の入力軸２が動力伝達可能に連結され、変速機の入力軸に捩り振動低減装置１の出力軸３が動力伝達可能に連結されている。上記のエンジンは例えばガソリンエンジンあるいはディーゼルエンジンなどの内燃機関であって、二気筒や三気筒や四気筒など比較的に少ない気筒数に構成されている。上記の入力軸２に、捩り振動低減装置１の一部を構成するフライホイール４が取り付けられている。なお、上述したエンジンの出力軸がこの発明における入力部材に相当し、変速機の入力軸がこの発明における出力部材に相当している。 (First example)
FIG. 1 shows an example of a torsional vibration reducing device according to the present invention. The torsional vibration reducing device 1 is disposed between an engine and a transmission (not shown) in the direction of torque transmission. The torque fluctuations at a higher rotational speed than the rotational speed at which the rotary shafts resonate are reduced. An input shaft 2 of the torsional vibration reduction device 1 is connected to the output shaft of the engine so as to be able to transmit power, and an output shaft 3 of the torsional vibration reduction device 1 is connected to be able to transmit power to the input shaft of the transmission. The above-described engine is an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine, and has a relatively small number of cylinders such as two cylinders, three cylinders, and four cylinders. A flywheel 4 constituting a part of the torsional vibration reducing device 1 is attached to the input shaft 2. The output shaft of the engine described above corresponds to the input member in the present invention, and the input shaft of the transmission corresponds to the output member in the present invention.

上記の捩り振動低減装置１は、シングルピニオン型の遊星歯車機構５を備えている。その遊星歯車機構５は、サンギヤ６と、そのサンギヤ６の外周側に同心円上に配置されたリングギヤ７と、サンギヤ６およびリングギヤ７に噛み合っているピニオンギヤ８と、そのピニオンギヤ８を自転可能および公転可能に保持しているキャリヤ９とを有している。図１に示す例では、サンギヤ６は、クラッチＣＬを介してフライホイール４の出力側に選択的に連結され、また、ブレーキＢを介してケーシングなどの固定部１０に選択的に固定されるように構成されている。リングギヤ７は、弾性ダンパ１１を介してフライホイール４の出力側に連結され、キャリヤ９は捩り振動低減装置１の出力軸３に連結されている。上記の変速機は従来知られている有段式あるいは無段式の変速機であってよい。なお、上述したクラッチＣＬがこの発明における第１係合装置に相当し、ブレーキＢがこの発明における第２係合装置に相当している。また、図１に示す例では、サンギヤ６がこの発明における第１回転要素に相当し、リングギヤ７がこの発明における第２回転要素に相当し、キャリヤ９がこの発明における第３回転要素に相当している。 The torsional vibration reducing device 1 includes a single pinion type planetary gear mechanism 5. The planetary gear mechanism 5 includes a sun gear 6, a ring gear 7 disposed concentrically on the outer peripheral side of the sun gear 6, a pinion gear 8 meshing with the sun gear 6 and the ring gear 7, and the pinion gear 8 capable of rotating and revolving. And a carrier 9 held on the surface. In the example shown in FIG. 1, the sun gear 6 is selectively connected to the output side of the flywheel 4 via the clutch CL, and is selectively fixed to a fixing portion 10 such as a casing via the brake B. It is configured. The ring gear 7 is connected to the output side of the flywheel 4 via the elastic damper 11, and the carrier 9 is connected to the output shaft 3 of the torsional vibration reducing device 1. The above transmission may be a conventionally known stepped or continuously variable transmission. The clutch CL described above corresponds to the first engagement device in the present invention, and the brake B corresponds to the second engagement device in the present invention. In the example shown in FIG. 1, the sun gear 6 corresponds to the first rotating element in the present invention, the ring gear 7 corresponds to the second rotating element in the present invention, and the carrier 9 corresponds to the third rotating element in the present invention. ing.

上記の弾性ダンパ１１は、入力側部材と出力側部材とによってコイルバネ１２を挟み込んで構成されている。その入力側部材はフライホイール４の出力側に連結され、出力側部材はリングギヤ７に連結されている。そして、入力側部材と出力側部材とが相対回転することによりコイルバネ１２を伸縮させ、そのコイルバネ１２の弾性力によってトルク変動を低減するようになっている。また図１に示す例では、コイルバネ１２の弾性係数Ｋ１を、弾性ダンパ１１の出力側部材に連結される部材すなわちリングギヤ７の質量によって除算して求めた比ｆ１が、後述する図１２および図１７に示す例での比ｆ２よりも小さい値になっている。こうすることにより、後述する弾性ダンパ１１と、サンギヤ６の慣性トルクＩｓおよびリングギヤ７の慣性トルクＩｒとによってトルク変動を低減する場合における制振効果が最も大きくなるエンジン回転数が、図１２に示す例よりも低いエンジン回転数になっている。 The elastic damper 11 is configured by sandwiching a coil spring 12 between an input side member and an output side member. The input side member is connected to the output side of the flywheel 4, and the output side member is connected to the ring gear 7. The input side member and the output side member are rotated relative to each other to expand and contract the coil spring 12, and torque fluctuation is reduced by the elastic force of the coil spring 12. Further, in the example shown in FIG. 1, the ratio f1 obtained by dividing the elastic coefficient K1 of the coil spring 12 by the mass of the member connected to the output side member of the elastic damper 11, that is, the ring gear 7, is shown in FIGS. The value is smaller than the ratio f2 in the example shown in FIG. By doing this, the engine speed at which the damping effect is maximized when the torque fluctuation is reduced by the elastic damper 11 described later, the inertia torque Is of the sun gear 6 and the inertia torque Ir of the ring gear 7 is shown in FIG. The engine speed is lower than the example.

上記のクラッチＣＬおよびブレーキＢは、図示しないアクチュエータによって係合および解放されるように構成されている。そのアクチュエータは、油圧式や電磁式などであってよく、図示しない電子制御装置（以下、ＥＣＵと記す。）によってその動作が制御されている。ＥＣＵは、マイクロコンピュータを主体にして構成され、予め用意されている各種の制御プログラムに従って演算を行い、その演算の結果を制御指令信号としてクラッチＣＬおよびブレーキＢに出力するように構成されている。また、上記構成の捩り振動低減装置１では、クラッチＣＬおよびブレーキＢの係合および解放を切り替えることにより、その制振効果と、遊星歯車機構５におけるギヤ比とを変更できるように構成されており、それらの変更を成立させるためのクラッチＣＬおよびブレーキＢの係合作動を係合表として図２に示してある。図２における「○」は係合を、「×」は解放をそれぞれ表している。 The clutch CL and the brake B are configured to be engaged and released by an actuator (not shown). The actuator may be hydraulic or electromagnetic, and its operation is controlled by an electronic control device (hereinafter referred to as ECU) (not shown). The ECU is mainly composed of a microcomputer, and performs calculations according to various control programs prepared in advance, and outputs the calculation results to the clutch CL and the brake B as control command signals. Further, the torsional vibration reduction device 1 having the above-described configuration is configured to change the vibration damping effect and the gear ratio in the planetary gear mechanism 5 by switching the engagement and release of the clutch CL and the brake B. FIG. 2 shows the engagement operation of the clutch CL and the brake B for establishing those changes as an engagement table. In FIG. 2, “◯” represents engagement, and “x” represents release.

図３は、図１に示す構成の遊星歯車機構５についての共線図であり、この共線図は、サンギヤ６およびキャリヤ９ならびにリングギヤ７を縦線で示し、それらの間隔を遊星歯車機構５のギヤ比に対応する間隔とし、さらにそれぞれの縦線の上下方向を回転方向、その上下方向での位置を回転数としたものである。クラッチＣＬを係合させ、ブレーキＢを解放させた場合には、遊星歯車機構５のサンギヤ６およびリングギヤ７にエンジントルクが入力される。この状態がこの発明における第１の伝動状態である。この場合にトルク変動が伝達されないとすれば、遊星歯車機構５のサンギヤ６およびリングギヤ７は一体となって回転する。つまり遊星歯車機構５におけるギヤ比は「１」のいわゆる直結状態になっている。この状態を図３に符号「Ｈｉ」で示してある。この状態では、エンジントルクは増減されることなく変速機にそのまま伝達される。また、トルク変動が伝達されたとすれば、後述するように、弾性ダンパ１１が作動しかつ共線図上で、キャリヤ９を中心にしてサンギヤ６とリングギヤ７とが互いに逆位相で振動する。クラッチＣＬを解放させ、ブレーキＢを係合させた場合には、サンギヤ６が固定部１０に固定される。遊星歯車機構５のギヤ比は「１」より小さくなり、いわゆる減速状態になる。この状態を図３に符号「Ｌｏ」で示してある。この状態では、図３に符号「Ｌｏ」で示すように、キャリヤ９がリングギヤ７より低い回転数で回転する。またこの状態がこの発明における第２の伝動状態である。 FIG. 3 is a collinear diagram of the planetary gear mechanism 5 having the configuration shown in FIG. 1. In this collinear diagram, the sun gear 6, the carrier 9, and the ring gear 7 are indicated by vertical lines, and the distance between them is determined by the planetary gear mechanism 5. The vertical direction of each vertical line is the rotational direction, and the position in the vertical direction is the rotational speed. When the clutch CL is engaged and the brake B is released, the engine torque is input to the sun gear 6 and the ring gear 7 of the planetary gear mechanism 5. This state is the first transmission state in the present invention. In this case, if torque fluctuation is not transmitted, the sun gear 6 and the ring gear 7 of the planetary gear mechanism 5 rotate together. That is, the gear ratio in the planetary gear mechanism 5 is in a so-called direct connection state of “1”. This state is indicated by “Hi” in FIG. In this state, the engine torque is directly transmitted to the transmission without being increased or decreased. If torque fluctuation is transmitted, as will be described later, the elastic damper 11 operates and the sun gear 6 and the ring gear 7 vibrate in opposite phases around the carrier 9 on the alignment chart. When the clutch CL is released and the brake B is engaged, the sun gear 6 is fixed to the fixing portion 10. The gear ratio of the planetary gear mechanism 5 becomes smaller than “1”, and a so-called deceleration state is established. This state is indicated by “Lo” in FIG. In this state, the carrier 9 rotates at a lower rotational speed than the ring gear 7 as indicated by reference numeral “Lo” in FIG. This state is the second transmission state in the present invention.

次に、図１に示す構成の捩り振動低減装置１の作用について説明する。図４は、図１に示す構成の捩り振動低減装置１の制振効果を示す図である。その捩り振動低減装置１における弾性ダンパ１１は、エンジン回転数が高いほど弾性ダンパ１１の制振効果ｖｄ１が大きくなる特性を有している。そのため、現時点でのエンジン回転数が所定回転数Ｎｅ１よりも低い場合には、クラッチＣＬを係合させかつブレーキＢを解放させる。この状態では、上述したように、遊星歯車機構５はいわゆる直結状態になっているから、エンジンのトルク変動がないとすれば、エンジントルクは増減されることなく変速機にそのまま伝達される。 Next, the operation of the torsional vibration reducing device 1 having the configuration shown in FIG. 1 will be described. FIG. 4 is a diagram showing the vibration damping effect of the torsional vibration reducing device 1 having the configuration shown in FIG. The elastic damper 11 in the torsional vibration reducing device 1 has a characteristic that the damping effect vd1 of the elastic damper 11 increases as the engine speed increases. Therefore, when the current engine speed is lower than the predetermined speed Ne1, the clutch CL is engaged and the brake B is released. In this state, as described above, the planetary gear mechanism 5 is in a so-called direct connection state. Therefore, if there is no torque fluctuation of the engine, the engine torque is transmitted as it is to the transmission without being increased or decreased.

エンジンのトルク変動が伝達された場合には、弾性ダンパ１１における入力側部材と出力側部材とが相対回転してコイルバネ１２が伸縮する。このコイルバネ１２の弾性力によってトルク変動の一部が低減される。また、前記トルク変動によって入力軸２と出力軸３との間に角加速度差が生じ、弾性ダンパ１１は前記角加速度差に応じたねじれ角を生じる。これにより、サンギヤ６に対してリングギヤ７がねじれる。この場合に、遊星歯車機構５の出力要素であるキャリヤ９の回転数を一定にするとすれば、前記トルク変動によって見かけ上、リングギヤ７の回転数が増大すると、サンギヤ６の回転数は低下する。また、見かけ上、リングギヤ７の回転数が減少すると、サンギヤ６の回転数は増大する。つまり、サンギヤ６に対してリングギヤ７が振動する。共線図上では、キャリヤ９を中心にしてサンギヤ６とリングギヤ７とが互いに逆位相で振動し、それらリングギヤ７の慣性トルクＩｒとサンギヤ６の慣性トルクＩｓとは互いに打ち消し合うように作用する。このようにして前記トルク変動の他の一部が低減される。これを示したのが図５である。このように、現時点でのエンジン回転数が所定回転数Ｎｅ１より低い場合には、クラッチＣＬを係合させかつブレーキＢを解放させることにより、弾性ダンパ１１および上記の各慣性トルクＩｓ，Ｉｒによってトルク変動が低減される。 When the engine torque fluctuation is transmitted, the input side member and the output side member of the elastic damper 11 rotate relative to each other and the coil spring 12 expands and contracts. A part of torque fluctuation is reduced by the elastic force of the coil spring 12. The torque fluctuation causes an angular acceleration difference between the input shaft 2 and the output shaft 3, and the elastic damper 11 generates a torsion angle corresponding to the angular acceleration difference. As a result, the ring gear 7 is twisted with respect to the sun gear 6. In this case, if the rotation speed of the carrier 9 that is the output element of the planetary gear mechanism 5 is made constant, the rotation speed of the sun gear 6 decreases when the rotation speed of the ring gear 7 apparently increases due to the torque fluctuation. Apparently, when the rotational speed of the ring gear 7 decreases, the rotational speed of the sun gear 6 increases. That is, the ring gear 7 vibrates with respect to the sun gear 6. On the nomograph, the sun gear 6 and the ring gear 7 vibrate in opposite phases around the carrier 9, and the inertia torque Ir of the ring gear 7 and the inertia torque Is of the sun gear 6 act so as to cancel each other. In this way, another part of the torque fluctuation is reduced. This is shown in FIG. Thus, when the current engine speed is lower than the predetermined speed Ne1, the clutch CL is engaged and the brake B is released, so that the torque is generated by the elastic damper 11 and the inertia torques Is and Ir described above. Variability is reduced.

弾性ダンパ１１および各慣性トルクＩｓ，Ｉｒによる制振効果ｖｄ２は、図４に示すように、エンジン回転数の増大に伴って増大し、所定回転数Ｎｅ２の場合に最も高くなる。すなわちピーク状態Ｐとなり、トルク変動の伝達率が最も小さくなる。エンジン回転数が所定回転数Ｎｅ２よりも高くなると、上述したリングギヤ７の慣性トルクＩｒの振動やサンギヤ６の慣性トルクＩｓの振動が、エンジンのトルク変動よりも大きくなってしまい、慣性トルクＩｒ，Ｉｓに起因するトルク変動が生じる。これにより前記制振効果ｖｄ２は次第に低下する。 As shown in FIG. 4, the vibration damping effect vd2 due to the elastic damper 11 and each of the inertia torques Is and Ir increases as the engine speed increases, and becomes the highest at a predetermined speed Ne2. That is, the peak state P is reached, and the torque fluctuation transmission rate is minimized. When the engine speed becomes higher than the predetermined speed Ne2, the vibration of the inertia torque Ir of the ring gear 7 and the vibration of the inertia torque Is of the sun gear 6 described above become larger than the torque fluctuation of the engine, and the inertia torques Ir, Is. Torque fluctuations resulting from As a result, the vibration suppression effect vd2 gradually decreases.

エンジン回転数が更に高くなると、弾性ダンパ１１および各慣性トルクＩｓ，Ｉｒによる制振効果ｖｄ２は更に低下する。そしてついには弾性ダンパ１１のみによる制振効果ｖｄ１と上記の制振効果ｖｄ２の大小が逆転する。それら制振効果ｖｄ１と制振効果ｖｄ２との交点を図４に符号「Ｘ」で示してあり、その交点Ｘに対応するエンジン回転数が上述した所定回転数Ｎｅ１である。上記構成の捩り振動低減装置１では、エンジンが所定回転数Ｎｅ１よりも高いエンジン回転数Ｎｅ３で運転されている場合には、クラッチＣＬを係合状態から解放状態に切り替え、ブレーキＢを解放状態から係合状態に切り替える。これにより遊星歯車機構５を「Ｈｉ」から「Ｌｏ」に切り替える。遊星歯車機構５はいわゆる減速状態にされるから、エンジン回転数Ｎｅ３が回転数Ｎｅ４に増大させられ、弾性ダンパ１１は図４に示すように、回転数Ｎｅ４で作動させられる。その結果、弾性ダンパ１１による制振効果ｖｄ１を向上できる As the engine speed further increases, the vibration damping effect vd2 by the elastic damper 11 and the inertia torques Is and Ir further decreases. Finally, the magnitudes of the damping effect vd1 by the elastic damper 11 and the damping effect vd2 are reversed. The intersection of the vibration suppression effect vd1 and the vibration suppression effect vd2 is indicated by a symbol “X” in FIG. 4, and the engine speed corresponding to the intersection X is the above-described predetermined rotation speed Ne1. In the torsional vibration reduction device 1 configured as described above, when the engine is operated at an engine speed Ne3 higher than the predetermined speed Ne1, the clutch CL is switched from the engaged state to the released state, and the brake B is released from the released state. Switch to engaged state. As a result, the planetary gear mechanism 5 is switched from “Hi” to “Lo”. Since the planetary gear mechanism 5 is brought into a so-called deceleration state, the engine speed Ne3 is increased to the speed Ne4, and the elastic damper 11 is operated at the speed Ne4 as shown in FIG. As a result, the vibration damping effect vd1 by the elastic damper 11 can be improved.

また、弾性ダンパ１１のみによってトルク変動を低減している場合であって、現時点でのエンジン回転数が所定回転数Ｎｅ１よりも低下した場合には、遊星歯車機構５を「Ｌｏ」から「Ｈｉ」に切り替える。具体的には、図４に示すように、エンジンが、所定回転数Ｎｅ１よりも低いエンジン回転数Ｎｅ５で運転されている場合に、クラッチＣＬを係合させかつブレーキＢを解放させることにより、遊星歯車機構５を「Ｌｏ」から「Ｈｉ」に切り替える。こうすることにより現時点でのエンジン回転数Ｎｅ５をこれより低いエンジン回転数Ｎｅ６に低下させる。その結果、エンジン回転数Ｎｅ５より低いエンジン回転数Ｎｅ６で、弾性ダンパ１１を機能させかつサンギヤ６に対してリングギヤ７を振動させることができるから、弾性ダンパ１１および各慣性トルクＩｓ，Ｉｒによる制振効果ｖｄ２を向上できる。なお、上述したクラッチＣＬおよびブレーキＢの係合および解放の切り替えは、ＥＣＵによって実行される。 Further, when the torque fluctuation is reduced only by the elastic damper 11 and the current engine speed is lower than the predetermined speed Ne1, the planetary gear mechanism 5 is changed from “Lo” to “Hi”. Switch to. Specifically, as shown in FIG. 4, when the engine is operated at an engine speed Ne5 lower than a predetermined speed Ne1, the clutch CL is engaged and the brake B is released, thereby causing the planet The gear mechanism 5 is switched from “Lo” to “Hi”. By doing so, the current engine speed Ne5 is reduced to a lower engine speed Ne6. As a result, since the elastic damper 11 can function and the ring gear 7 can be vibrated with respect to the sun gear 6 at an engine speed Ne6 lower than the engine speed Ne5, vibration suppression by the elastic damper 11 and the inertia torques Is and Ir is possible. The effect vd2 can be improved. Note that the above-described switching between engagement and release of the clutch CL and the brake B is performed by the ECU.

したがって、図１に示す構成の捩り振動低減装置１では、クラッチＣＬおよびブレーキＢの係合・解放を切り替えることにより、振動減衰特性を容易に切り替えることができる。また、上記の切り替えの際に、遊星歯車機構５で差動作用を行うことによりエンジン回転数を増減させる。弾性ダンパ１１のみを作動させてトルク変動を低減する場合には、エンジン回転数は増大させられ、弾性ダンパ１１および各慣性トルクＩｓ，Ｉｒとによってトルク変動を低減する場合には、エンジン回転数は低下させられる。つまり、切り替えた振動減衰特性に適した回転数領域を設定するため、高い制振効果を得ることができ、その結果、装着全体としての振動減衰性能を向上できる。 Therefore, in the torsional vibration reduction device 1 having the configuration shown in FIG. 1, the vibration damping characteristics can be easily switched by switching the engagement / release of the clutch CL and the brake B. Further, at the time of switching, the planetary gear mechanism 5 performs a differential action to increase or decrease the engine speed. When the torque fluctuation is reduced by operating only the elastic damper 11, the engine speed is increased. When the torque fluctuation is reduced by the elastic damper 11 and the inertia torques Is and Ir, the engine speed is Reduced. That is, since a rotation speed region suitable for the switched vibration damping characteristics is set, a high vibration damping effect can be obtained, and as a result, the vibration damping performance as a whole can be improved.

なお、図１に示す構成の捩り振動低減装置１におけるシングルピニオン型の遊星歯車機構５に替えてダブルピニオン型の遊星歯車機構を用いることもできる。その場合には、ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるサンギヤに、クラッチＣＬを介してフライホイール４の出力側を選択的に連結させ、かつ、ブレーキＢを介してケーシングなどの固定部１０を選択的に固定させる。またダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるリングギヤに、弾性ダンパ１１を介してフライホイール４の出力側を連結させ、ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるキャリヤに、捩り振動低減装置１の出力軸３を連結させる。こうすることにより図１に示す構成の捩り振動低減装置１と同様の作用・効果を得ることができる。 Note that a double pinion type planetary gear mechanism can be used instead of the single pinion type planetary gear mechanism 5 in the torsional vibration reducing device 1 having the configuration shown in FIG. In that case, the output side of the flywheel 4 is selectively connected to the sun gear in the double pinion type planetary gear mechanism via the clutch CL, and the fixing part 10 such as a casing is selectively connected via the brake B. To fix. Further, the output side of the flywheel 4 is connected to the ring gear in the double pinion type planetary gear mechanism via the elastic damper 11, and the output shaft 3 of the torsional vibration reduction device 1 is connected to the carrier in the double pinion type planetary gear mechanism. Let By doing so, it is possible to obtain the same operation and effect as the torsional vibration reducing device 1 having the configuration shown in FIG.

（第２具体例）
図６は、図１に示す構成の捩り振動低減装置の一部を変更した例を示す図である。ここに示す例は、ブレーキＢに替えて一方向クラッチＯＷＣを用いた例であって、他の構成は、図１に示す構成と同じである。その一方向クラッチＯＷＣの基本的な構成は従来知られているものと同様である。上記の一方向クラッチＯＷＣによってサンギヤ６の負回転方向の回転すなわちエンジンの回転方向とは反対方向の回転を阻止するように構成されている。上記のクラッチＣＬおよび一方向クラッチＯＷＣの係合作動を係合表として図７に示してあり、「○」はクラッチＣＬの係合状態を、「×」はクラッチＣＬの解放状態をそれぞれ表している。「ロック」は一方向クラッチＯＷＣによってサンギヤ６の回転数を「０」に固定している状態を、「フリー」はサンギヤ６の正回転方向の回転を許容し負回転方向の回転を阻止している状態をそれぞれ表している。なお、上述した一方向クラッチＯＷＣがこの発明における第２係合装置に相当している。 (Second specific example)
FIG. 6 is a diagram showing an example in which a part of the torsional vibration reducing device having the configuration shown in FIG. 1 is changed. The example shown here is an example in which a one-way clutch OWC is used instead of the brake B, and the other configuration is the same as the configuration shown in FIG. The basic configuration of the one-way clutch OWC is the same as that conventionally known. The one-way clutch OWC is configured to prevent rotation of the sun gear 6 in the negative rotation direction, that is, rotation in the direction opposite to the engine rotation direction. The engagement operation of the clutch CL and the one-way clutch OWC is shown in FIG. 7 as an engagement table, where “◯” represents the engagement state of the clutch CL, and “X” represents the release state of the clutch CL. Yes. “Lock” indicates a state in which the rotational speed of the sun gear 6 is fixed to “0” by the one-way clutch OWC, and “Free” allows the rotation of the sun gear 6 in the positive rotation direction and prevents the rotation in the negative rotation direction. Each state is shown. The one-way clutch OWC described above corresponds to the second engagement device in the present invention.

図８は、図６に示す構成の遊星歯車機構５についての共線図である。クラッチＣＬを係合させると、サンギヤ６およびリングギヤ７にエンジントルクが入力され、サンギヤ６およびリングギヤ７は正回転方向すなわちエンジンの回転方向と同じ方向に回転する。この場合にトルク変動が伝達されないとすれば、図８に符号「Ｈｉ」で示すように、サンギヤ６およびリングギヤ７が一体となって回転する。エンジントルクは増減されることなくそのまま変速機に伝達される。一方向クラッチＯＷＣは「フリー」の状態になっている。また、この状態でエンジンのトルク変動が伝達されたとすれば、図１に示す構成と同様に、弾性ダンパ１１が作動し、かつ、サンギヤ６とリングギヤ７とが相対回転する。つまり共線図上で、キャリヤ９を中心にしてサンギヤ６とリングギヤ７とが互いに逆位相で振動する。 FIG. 8 is a collinear diagram for the planetary gear mechanism 5 having the configuration shown in FIG. When the clutch CL is engaged, the engine torque is input to the sun gear 6 and the ring gear 7, and the sun gear 6 and the ring gear 7 rotate in the normal rotation direction, that is, the same direction as the engine rotation direction. If the torque fluctuation is not transmitted in this case, the sun gear 6 and the ring gear 7 rotate as a unit as indicated by reference numeral “Hi” in FIG. The engine torque is directly transmitted to the transmission without being increased or decreased. The one-way clutch OWC is in a “free” state. If the engine torque fluctuation is transmitted in this state, the elastic damper 11 operates and the sun gear 6 and the ring gear 7 rotate relative to each other as in the configuration shown in FIG. That is, on the nomograph, the sun gear 6 and the ring gear 7 vibrate in mutually opposite phases around the carrier 9.

そしてクラッチＣＬを解放させると、サンギヤ６がいわゆる反力要素となる。またリングギヤ７に対し、サンギヤ６は負回転方向に回転しようとする。しかしながら、サンギヤ６の負回転方向の回転は、一方向クラッチＯＷＣによって阻止されている。つまり一方向クラッチＯＷＣは「ロック」状態になる。その結果、遊星歯車機構５はいわゆる減速状態になり、図８に符号「Ｌｏ」で示すように、キャリヤ９がリングギヤ７より低い回転数で回転する。このように図６に示す構成の捩り振動低減装置１であっても、図１に示す構成の捩り振動低減装置１と同様に作用するため、図１に示す構成の捩り振動低減装置１と同様の効果を得ることができる。特に、図６に示す構成の捩り振動低減装置１では、ブレーキＢに替えて一方向クラッチＯＷＣを用いるため、その分、油圧回路を少なくでき、これにより簡素な構成とすることができる。 When the clutch CL is released, the sun gear 6 becomes a so-called reaction force element. The sun gear 6 tends to rotate in the negative rotation direction with respect to the ring gear 7. However, the rotation of the sun gear 6 in the negative rotation direction is prevented by the one-way clutch OWC. That is, the one-way clutch OWC is in the “locked” state. As a result, the planetary gear mechanism 5 is in a so-called deceleration state, and the carrier 9 rotates at a lower rotational speed than the ring gear 7 as indicated by reference numeral “Lo” in FIG. Thus, even the torsional vibration reducing device 1 having the configuration shown in FIG. 6 operates in the same manner as the torsional vibration reducing device 1 having the configuration shown in FIG. The effect of can be obtained. In particular, the torsional vibration reducing device 1 having the configuration shown in FIG. 6 uses the one-way clutch OWC instead of the brake B, and therefore, the hydraulic circuit can be reduced correspondingly, thereby simplifying the configuration.

なお、図６に示す構成の捩り振動低減装置１におけるシングルピニオン型の遊星歯車機構５に替えてダブルピニオン型の遊星歯車機構を用いることもできる。その場合には、ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるサンギヤに、クラッチＣＬを介してフライホイール４の出力側を選択的に連結させ、かつ、一方向クラッチＯＷＣによってサンギヤの負回転方向の回転を阻止する。またダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるリングギヤに、弾性ダンパ１１を介してフライホイール４の出力側を連結させ、ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるキャリヤに、捩り振動低減装置１の出力軸３を連結させる。こうすることにより図６に示す構成の捩り振動低減装置１と同様の作用・効果を得ることができる。 Note that a double pinion type planetary gear mechanism may be used instead of the single pinion type planetary gear mechanism 5 in the torsional vibration reduction device 1 having the configuration shown in FIG. In that case, the output side of the flywheel 4 is selectively connected to the sun gear in the double pinion type planetary gear mechanism via the clutch CL, and the sun gear is prevented from rotating in the negative rotation direction by the one-way clutch OWC. To do. Further, the output side of the flywheel 4 is connected to the ring gear in the double pinion type planetary gear mechanism via the elastic damper 11, and the output shaft 3 of the torsional vibration reduction device 1 is connected to the carrier in the double pinion type planetary gear mechanism. Let By doing so, it is possible to obtain the same operation and effect as the torsional vibration reducing device 1 having the configuration shown in FIG.

（第３具体例）
図９は、図１に示す構成の捩り振動低減装置の一部を変更した他の例を示す図である。図９に示す例では、サンギヤ６は、弾性ダンパ１１を介してフライホイール４の出力側に連結されている。リングギヤ７は、クラッチＣＬを介してフライホイール４の出力側に選択的に連結され、また、ブレーキＢを介してケーシングなどの固定部１０に選択的に固定されるように構成されている。キャリヤ９は捩り振動低減装置１の出力軸３に連結されている。図９に示す構成の捩り振動低減装置１は、図１に示す構成の捩り振動低減装置と同様に、クラッチＣＬおよびブレーキＢの係合および解放を切り替えることにより、遊星歯車機構５のギヤ比および制振効果を変更できるように構成されている。それらの変更を成立させるためのクラッチＣＬおよびブレーキＢの係合作動を係合表として図１０に示してある。図１０における「○」は係合を、「×」は解放をそれぞれ表している。なお、図９に示す例では、サンギヤ６がこの発明における第２回転要素に相当し、リングギヤ７がこの発明における第１回転要素に相当し、キャリヤ９がこの発明における第３回転要素に相当している。 (Third example)
FIG. 9 is a diagram showing another example in which a part of the torsional vibration reducing device having the configuration shown in FIG. 1 is changed. In the example shown in FIG. 9, the sun gear 6 is connected to the output side of the flywheel 4 via the elastic damper 11. The ring gear 7 is selectively connected to the output side of the flywheel 4 via the clutch CL, and is selectively fixed to a fixing part 10 such as a casing via the brake B. The carrier 9 is connected to the output shaft 3 of the torsional vibration reducing device 1. The torsional vibration reducing device 1 having the configuration shown in FIG. 9 is similar to the torsional vibration reducing device having the configuration shown in FIG. It is configured to change the damping effect. FIG. 10 shows the engagement operation of the clutch CL and the brake B for establishing those changes as an engagement table. In FIG. 10, “◯” represents engagement, and “x” represents release. In the example shown in FIG. 9, the sun gear 6 corresponds to the second rotating element in the present invention, the ring gear 7 corresponds to the first rotating element in the present invention, and the carrier 9 corresponds to the third rotating element in the present invention. ing.

図１１は、図９に示す構成の遊星歯車機構５についての共線図である。クラッチＣＬを係合させ、ブレーキＢを解放させた場合には、遊星歯車機構５のサンギヤ６およびリングギヤ７にエンジントルクが入力される。この状態でトルク変動が伝達されないとすれば、図１１に符号「Ｈｉ」で示すように、遊星歯車機構５のサンギヤ６およびリングギヤ７が一体となって回転する。遊星歯車機構５はいわゆる直結状態になっているから、トルク変動がない場合には、エンジントルクは増減されることなく変速機にそのまま伝達される。また、この状態でエンジンのトルク変動が伝達されたとすれば、図１および図６に示す構成と同様に、弾性ダンパ１１が作動し、かつ、サンギヤ６とリングギヤ７とが相対回転する。つまり共線図上で、キャリヤ９を中心にしてサンギヤ６とリングギヤ７とが互いに逆位相で振動する。そして、クラッチＣＬを解放させ、ブレーキＢを係合させた場合には、リングギヤ７が固定部１０に固定される。この場合には、図１１に符号「Ｌｏ」で示すように、キャリヤ９がサンギヤ６より低い回転数で回転する。遊星歯車機構５のギヤ比は「１」より小さくなり、いわゆる減速状態になる。 FIG. 11 is a collinear diagram of the planetary gear mechanism 5 having the configuration shown in FIG. When the clutch CL is engaged and the brake B is released, the engine torque is input to the sun gear 6 and the ring gear 7 of the planetary gear mechanism 5. If torque fluctuation is not transmitted in this state, the sun gear 6 and the ring gear 7 of the planetary gear mechanism 5 rotate as a unit, as indicated by reference numeral “Hi” in FIG. Since the planetary gear mechanism 5 is in a so-called direct connection state, when there is no torque fluctuation, the engine torque is transmitted as it is to the transmission without being increased or decreased. If the engine torque fluctuation is transmitted in this state, the elastic damper 11 operates and the sun gear 6 and the ring gear 7 rotate relative to each other as in the configuration shown in FIGS. That is, on the nomograph, the sun gear 6 and the ring gear 7 vibrate in mutually opposite phases around the carrier 9. When the clutch CL is released and the brake B is engaged, the ring gear 7 is fixed to the fixing portion 10. In this case, the carrier 9 rotates at a lower rotational speed than the sun gear 6 as indicated by reference numeral “Lo” in FIG. The gear ratio of the planetary gear mechanism 5 becomes smaller than “1”, and a so-called deceleration state is established.

したがって、図９に示す構成の捩り振動低減装置１であっても、図１に示す構成の捩り振動低減装置１と同様に作用するため、図１に示す構成の捩り振動低減装置１と同様の効果を得ることができる。特に、図９に示す構成の捩り振動低減装置１では、上記の減速状態を設定する場合に、リングギヤ７を固定要素とし、サンギヤ６を入力要素とし、キャリヤ９を出力要素とする。そのため、弾性ダンパ１１および各慣性トルクＩｓ，Ｉｒとによってトルク変動を低減する状態から、弾性ダンパ１１のみによってトルク変動を低減する状態に切り替える際に、図１に示す例よりエンジン回転数を増大させることができる。すなわち、より高い回転数領域で弾性ダンパ１１のみを作動させることができるため、その制振効果ｖｄ１を向上できる。これと同様の原理により、弾性ダンパ１１のみによってトルク変動を低減する状態から、弾性ダンパ１１および各慣性トルクＩｓ，Ｉｒとによってトルク変動を低減する状態に切り替える際に、図１に示す例よりエンジン回転数を低下させることができる。これにより、弾性ダンパ１１および各慣性トルクＩｓ，Ｉｒとによる制振効果ｖｄ２をより向上できる。 Accordingly, even the torsional vibration reducing device 1 configured as shown in FIG. 9 operates in the same manner as the torsional vibration reducing device 1 configured as shown in FIG. An effect can be obtained. In particular, in the torsional vibration reduction device 1 having the configuration shown in FIG. 9, when setting the above-described deceleration state, the ring gear 7 is a fixed element, the sun gear 6 is an input element, and the carrier 9 is an output element. Therefore, when switching from the state in which the torque fluctuation is reduced by the elastic damper 11 and each of the inertia torques Is and Ir to the state in which the torque fluctuation is reduced only by the elastic damper 11, the engine speed is increased from the example shown in FIG. be able to. That is, since only the elastic damper 11 can be operated in a higher rotational speed region, the damping effect vd1 can be improved. Based on the same principle, when switching from a state in which torque fluctuation is reduced only by the elastic damper 11 to a state in which torque fluctuation is reduced by the elastic damper 11 and each of the inertia torques Is and Ir, the engine shown in FIG. The number of rotations can be reduced. Thereby, the damping effect vd2 by the elastic damper 11 and each inertia torque Is and Ir can be improved more.

なお、図９に示す構成の捩り振動低減装置１におけるシングルピニオン型の遊星歯車機構５に替えてダブルピニオン型の遊星歯車機構を用いることもできる。その場合には、ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるサンギヤに、弾性ダンパ１１を介してフライホイール４の出力側を連結させる。ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるキャリヤに、クラッチＣＬを介してフライホイール４の出力側を選択的に連結させ、かつ、ブレーキＢを介してケーシングなどの固定部１０を選択的に固定させる。またダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるリングギヤに、捩り振動低減装置１の出力軸３を連結させる。こうすることにより図１に示す構成の捩り振動低減装置１と同様の作用・効果を得ることができる。 Note that a double-pinion planetary gear mechanism can be used instead of the single-pinion planetary gear mechanism 5 in the torsional vibration reduction device 1 having the configuration shown in FIG. In that case, the output side of the flywheel 4 is connected via the elastic damper 11 to the sun gear in the double pinion type planetary gear mechanism. The output side of the flywheel 4 is selectively connected to the carrier in the double pinion type planetary gear mechanism via the clutch CL, and the fixing portion 10 such as a casing is selectively fixed via the brake B. Further, the output shaft 3 of the torsional vibration reduction device 1 is connected to the ring gear in the double pinion type planetary gear mechanism. By doing so, it is possible to obtain the same operation and effect as the torsional vibration reducing device 1 having the configuration shown in FIG.

（第４具体例）
図１２に、この発明に係る捩り振動低減装置の他の例を示してある。図１２に示す捩り振動低減装置１３は、トルクの伝達方向でエンジンと変速機（それぞれ図示せず）との間に配置されており、それらの回転軸が共振した状態となる回転数よりも低い回転数でのトルク変動を低減するように構成されている。エンジンの出力軸に捩り振動低減装置１３の入力軸１４が動力伝達可能に連結され、変速機の入力軸に捩り振動低減装置１３の出力軸１５が動力伝達可能に連結されている。上記の入力軸１４に捩り振動低減装置１３の一部を構成するフライホイール１６が取り付けられている。なお、上述したエンジンの出力軸がこの発明における入力部材に相当し、変速機の入力軸がこの発明における出力部材に相当している。 (Fourth specific example)
FIG. 12 shows another example of the torsional vibration reducing device according to the present invention. The torsional vibration reduction device 13 shown in FIG. 12 is disposed between the engine and the transmission (not shown) in the torque transmission direction, and is lower than the rotational speed at which the rotation shafts resonate. It is configured to reduce torque fluctuations at the rotational speed. An input shaft 14 of the torsional vibration reduction device 13 is connected to the output shaft of the engine so as to be able to transmit power, and an output shaft 15 of the torsional vibration reduction device 13 is connected to be able to transmit power to the input shaft of the transmission. A flywheel 16 constituting a part of the torsional vibration reducing device 13 is attached to the input shaft 14. The output shaft of the engine described above corresponds to the input member in the present invention, and the input shaft of the transmission corresponds to the output member in the present invention.

また、捩り振動低減装置１３は、シングルピニオン型の遊星歯車機構１７を備えている。その遊星歯車機構１７は、サンギヤ１８と、そのサンギヤ１８の外周側に同心円上に配置されたリングギヤ１９と、サンギヤ１８およびリングギヤ１９に噛み合っているピニオンギヤ２０と、そのピニオンギヤ２０を自転可能および公転可能に保持しているキャリヤ２１とを有している。図１２に示す例では、リングギヤ１９はクラッチＣＬを介してフライホイール１６の出力側に選択的に連結されるように構成され、また、ブレーキＢを介してケーシングなどの固定部２２に選択的に固定されるように構成されている。キャリヤ２１は、弾性ダンパ２３を介してフライホイール１６の出力側に連結され、サンギヤ１８は捩り振動低減装置１３の出力軸１５に連結されている。なお、上述したクラッチＣＬがこの発明における第１係合装置に相当し、ブレーキＢがこの発明における第２係合装置に相当している。また、図１２に示す例では、サンギヤ１８がこの発明における第３回転要素に相当し、リングギヤ１９がこの発明における第１回転要素に相当し、キャリヤ２１がこの発明における第２回転要素に相当している。 The torsional vibration reducing device 13 includes a single pinion type planetary gear mechanism 17. The planetary gear mechanism 17 includes a sun gear 18, a ring gear 19 concentrically disposed on the outer peripheral side of the sun gear 18, a pinion gear 20 meshed with the sun gear 18 and the ring gear 19, and the pinion gear 20 can rotate and revolve. And a carrier 21 held in the container. In the example shown in FIG. 12, the ring gear 19 is configured to be selectively connected to the output side of the flywheel 16 via the clutch CL, and is selectively connected to the fixed portion 22 such as a casing via the brake B. It is configured to be fixed. The carrier 21 is connected to the output side of the flywheel 16 via an elastic damper 23, and the sun gear 18 is connected to the output shaft 15 of the torsional vibration reducing device 13. The clutch CL described above corresponds to the first engagement device in the present invention, and the brake B corresponds to the second engagement device in the present invention. In the example shown in FIG. 12, the sun gear 18 corresponds to the third rotating element in the present invention, the ring gear 19 corresponds to the first rotating element in the present invention, and the carrier 21 corresponds to the second rotating element in the present invention. ing.

また、コイルバネ２４の弾性係数Ｋ２を、弾性ダンパ２３の出力側部材に連結される部材すなわちキャリヤ２１の質量によって除算して求めた比ｆ２が、図１に示す例における比ｆ１よりも大きい値に設定されている。これにより、弾性ダンパ２３とキャリヤ２１の慣性トルクＩｃおよびリングギヤ１９の慣性トルクＩｒとによってトルク変動を低減する場合における制振効果が最も大きくなるエンジン回転数が、図１に示す例よりも高いエンジン回転数になっている。また、上記のクラッチＣＬおよびブレーキＢの係合作動を係合表として図１３に示してあり、「○」は係合状態を、「×」は解放状態をそれぞれ表している。 Further, the ratio f2 obtained by dividing the elastic coefficient K2 of the coil spring 24 by the mass of the member connected to the output side member of the elastic damper 23, that is, the carrier 21, is larger than the ratio f1 in the example shown in FIG. Is set. Accordingly, the engine speed at which the vibration damping effect is maximized when the torque fluctuation is reduced by the elastic damper 23, the inertia torque Ic of the carrier 21 and the inertia torque Ir of the ring gear 19 is higher than that of the example shown in FIG. It is the rotation speed. Further, the engagement operation of the clutch CL and the brake B is shown in FIG. 13 as an engagement table, where “◯” represents the engaged state and “×” represents the released state.

図１４は、図１２に示す構成の遊星歯車機構１７についての共線図である。クラッチＣＬを係合させ、ブレーキＢを解放させた場合には、遊星歯車機構１７のリングギヤ１９およびキャリヤ２１にエンジントルクが入力される。この状態がこの発明における第１の伝動状態である。この場合にトルク変動が伝達されないとすれば、遊星歯車機構１７のリングギヤ１９およびキャリヤ２１は一体となって回転する。遊星歯車機構１７はいわゆる直結状態になっているため、エンジントルクは増減されることなく変速機にそのまま伝達される。また、クラッチＣＬを解放させ、ブレーキＢを係合させた場合には、リングギヤ１９が固定部２２に固定される。遊星歯車機構１７はいわゆる増速状態になり、図１４に符号「Ｈｉ」で示すように、サンギヤ１８がキャリヤ２１より高い回転数で回転する。この状態がこの発明における第２の伝動状態である。 FIG. 14 is a collinear diagram for the planetary gear mechanism 17 having the configuration shown in FIG. When the clutch CL is engaged and the brake B is released, the engine torque is input to the ring gear 19 and the carrier 21 of the planetary gear mechanism 17. This state is the first transmission state in the present invention. If torque fluctuation is not transmitted in this case, the ring gear 19 and the carrier 21 of the planetary gear mechanism 17 rotate together. Since the planetary gear mechanism 17 is in a so-called direct connection state, the engine torque is transmitted to the transmission without being increased or decreased. Further, when the clutch CL is released and the brake B is engaged, the ring gear 19 is fixed to the fixing portion 22. The planetary gear mechanism 17 enters a so-called speed-up state, and the sun gear 18 rotates at a higher rotational speed than the carrier 21 as indicated by reference numeral “Hi” in FIG. This state is the second transmission state in the present invention.

次に、図１２に示す構成の捩り振動低減装置１３の作用について説明する。図１５は、その捩り振動低減装置１３の制振効果を示す図である。その捩り振動低減装置１３における弾性ダンパ２３はエンジン回転数が低いほどその制振効果ｖｄ３が大きくなる特性を有している。そのため例えば、現時点でのエンジン回転数が所定回転数Ｎｅ７より低い場合には、クラッチＣＬを解放させかつブレーキＢを係合させる。この状態では、弾性ダンパ２３のみが作動し、その弾性ダンパ２３のみによってトルク変動が低減される。また遊星歯車機構１７はいわゆる増速状態になっている。 Next, the operation of the torsional vibration reducing device 13 having the configuration shown in FIG. 12 will be described. FIG. 15 is a diagram showing the vibration damping effect of the torsional vibration reducing device 13. The elastic damper 23 in the torsional vibration reducing device 13 has a characteristic that the damping effect vd3 increases as the engine speed decreases. Therefore, for example, when the current engine speed is lower than the predetermined speed Ne7, the clutch CL is released and the brake B is engaged. In this state, only the elastic damper 23 is operated, and the torque fluctuation is reduced only by the elastic damper 23. The planetary gear mechanism 17 is in a so-called speed-up state.

また、エンジンが所定回転数Ｎｅ７よりも高い回転数Ｎｅ９で運転されている場合には、クラッチＣＬを係合させかつブレーキＢを解放させる。こうすることにより、遊星歯車機構１７をいわゆる直結状態にし、エンジン回転数を、前記回転数Ｎｅ９から回転数Ｎｅ１０に増大させる。この状態でエンジンのトルク変動がない場合には、エンジントルクが増減されることなく変速機にそのまま伝達される。 When the engine is operated at a rotational speed Ne9 higher than the predetermined rotational speed Ne7, the clutch CL is engaged and the brake B is released. In this way, the planetary gear mechanism 17 is brought into a so-called direct connection state, and the engine speed is increased from the rotational speed Ne9 to the rotational speed Ne10. When there is no engine torque fluctuation in this state, the engine torque is transmitted as it is to the transmission without being increased or decreased.

エンジンのトルク変動が伝達された場合には、弾性ダンパ２３における入力側部材と出力側部材とが相対回転してコイルバネ２４が伸縮する。このコイルバネ２４の弾性力によってトルク変動の一部が低減される。また、前記トルク変動によって入力軸１４と出力軸１５との間に角加速度差が生じ、弾性ダンパ２３は前記角加速度差に応じたねじれ角を生じる。これにより、リングギヤ１９に対してキャリヤ２１がねじれる。遊星歯車機構１７の出力要素であるサンギヤ１８の回転数を一定にするとすれば、キャリヤ２１およびリングギヤ１９の各回転数が、共線図上での上下方向に変化する。すなわちリングギヤ１９に対してキャリヤ２１が振動する。これを図１６に共線図で示してある。この場合、キャリヤ２１の慣性トルクＩｃとリングギヤ１９の慣性トルクＩｒとは互いに打ち消し合うように作用し、これによって前記トルク変動の他の一部が低減される。このように、エンジン回転数が所定回転数Ｎｅ７より高くかつ共振回転数より低い場合には、図１５に示すように、弾性ダンパ２３および上記の各慣性トルクＩｃ，Ｉｒによってトルク変動が低減される。また上記の切り替えを行うことにより、エンジン回転数を増大させることができるため、弾性ダンパ２３および上記の各慣性トルクＩｓ，Ｉｒによる制振効果ｖｄ４を向上できる。 When engine torque fluctuation is transmitted, the input side member and the output side member of the elastic damper 23 rotate relative to each other and the coil spring 24 expands and contracts. A part of torque fluctuation is reduced by the elastic force of the coil spring 24. Further, the torque fluctuation causes an angular acceleration difference between the input shaft 14 and the output shaft 15, and the elastic damper 23 generates a torsion angle corresponding to the angular acceleration difference. As a result, the carrier 21 is twisted with respect to the ring gear 19. If the rotational speed of the sun gear 18 that is the output element of the planetary gear mechanism 17 is made constant, the rotational speeds of the carrier 21 and the ring gear 19 change in the vertical direction on the nomograph. That is, the carrier 21 vibrates with respect to the ring gear 19. This is shown in a collinear diagram in FIG. In this case, the inertia torque Ic of the carrier 21 and the inertia torque Ir of the ring gear 19 act so as to cancel each other, thereby reducing another part of the torque fluctuation. As described above, when the engine speed is higher than the predetermined speed Ne7 and lower than the resonance speed, the torque fluctuation is reduced by the elastic damper 23 and the inertia torques Ic and Ir as shown in FIG. . Moreover, since the engine speed can be increased by performing the above switching, the vibration damping effect vd4 by the elastic damper 23 and each of the inertia torques Is and Ir can be improved.

なお、上記の弾性ダンパ２３および上記の各慣性トルクＩｓ，Ｉｒによる制振効果ｖｄ４は、図１５に示すように、エンジン回転数の増大に伴って向上し、エンジン回転数が所定回転数Ｎｅ８の場合に最も大きくなる。すなわちピーク状態Ｐとなり、トルク変動の伝達率が最も小さくなる。また、エンジン回転数が所定回転数Ｎｅ８よりも高くなると、上述したリングギヤ１９の慣性トルクＩｒの振動やキャリヤ２１の慣性トルクＩｃの振動がエンジンのトルク変動よりも大きくなってしまい、それらの慣性トルクＩｒ，Ｉｃに起因するトルク変動が生じる。そのため、上記の効果ｖｄ４は次第に低下し、ついには上述した弾性ダンパ２３のみによる制振効果ｖｄ３と上記の制振効果ｖｄ４との大小が逆転する。それら制振効果ｖｄ３と制振効果ｖｄ４との交点を図１５に符号「Ｙ」で示してあり、その交点Ｙに対応するエンジン回転数が上述した所定回転数Ｎｅ７である。 As shown in FIG. 15, the vibration damping effect vd4 by the elastic damper 23 and the inertia torques Is and Ir is improved as the engine speed increases, and the engine speed is a predetermined speed Ne8. The case will be the largest. That is, the peak state P is reached, and the torque fluctuation transmission rate is minimized. Further, when the engine speed is higher than the predetermined speed Ne8, the vibration of the inertia torque Ir of the ring gear 19 and the vibration of the inertia torque Ic of the carrier 21 described above become larger than the engine torque fluctuation, and those inertia torques. Torque fluctuations caused by Ir and Ic occur. Therefore, the effect vd4 gradually decreases, and finally, the magnitude of the vibration suppression effect vd3 by the above-described elastic damper 23 and the vibration suppression effect vd4 is reversed. The intersection of the vibration damping effect vd3 and the vibration damping effect vd4 is indicated by a symbol “Y” in FIG. 15, and the engine speed corresponding to the intersection Y is the above-described predetermined rotational speed Ne7.

また、弾性ダンパ２３および各慣性トルクＩｒ，Ｉｃによってトルク変動を低減している場合であって、現時点でのエンジン回転数が所定回転数Ｎｅ７よりも低下した場合には、遊星歯車機構５のギヤ比を「Ｌｏ」から「Ｈｉ」に切り替える。例えば、エンジンが回転数Ｎｅ１１で運転されている場合に、クラッチＣＬを解放させかつブレーキＢを係合させる。こうすることにより、遊星歯車機構１７はいわゆる増速状態になり、エンジン回転数Ｎｅ１１が回転数Ｎｅ１２に低下させられる。弾性ダンパ１１は、上記の低い回転数Ｎｅ１２で作動させられ、弾性ダンパ２３による制振効果ｖｄ３を向上できる。 Further, when the torque fluctuation is reduced by the elastic damper 23 and the inertia torques Ir and Ic, and the current engine speed is lower than the predetermined speed Ne7, the gear of the planetary gear mechanism 5 is used. Switch the ratio from “Lo” to “Hi”. For example, when the engine is operated at the rotational speed Ne11, the clutch CL is released and the brake B is engaged. By doing so, the planetary gear mechanism 17 is in a so-called speed-up state, and the engine speed Ne11 is reduced to the speed Ne12. The elastic damper 11 is operated at the low rotational speed Ne12 and can improve the damping effect vd3 by the elastic damper 23.

したがって、図１２に示す構成の捩り振動低減装置１３では、クラッチＣＬおよびブレーキＢの係合・解放を切り替えることにより、振動減衰特性を容易に切り替えることができる。また、上記の切り替えの際に、遊星歯車機構５で差動作用を行うことによりエンジン回転数を増減できる。弾性ダンパ１１のみを作動させてトルク変動を低減する場合には、エンジン回転数は低下させられ、弾性ダンパ１１および各慣性トルクＩｓ，Ｉｒとによってトルク変動を低減する場合には、エンジン回転数は増大させられる。つまり、切り替えた振動減衰特性に適した回転数領域を設定するため、高い制振効果を得ることができ、その結果、装着全体としての振動減衰性能を向上できる。 Therefore, in the torsional vibration reducing device 13 having the configuration shown in FIG. 12, the vibration damping characteristics can be easily switched by switching the engagement / release of the clutch CL and the brake B. Further, at the time of switching, the engine speed can be increased or decreased by performing a differential action with the planetary gear mechanism 5. When the torque fluctuation is reduced by operating only the elastic damper 11, the engine speed is decreased. When the torque fluctuation is reduced by the elastic damper 11 and the inertia torques Is and Ir, the engine speed is Increased. That is, since a rotation speed region suitable for the switched vibration damping characteristics is set, a high vibration damping effect can be obtained, and as a result, the vibration damping performance as a whole can be improved.

なお、図１２に示す構成の捩り振動低減装置１３におけるシングルピニオン型の遊星歯車機構１７に替えてダブルピニオン型の遊星歯車機構を用いることもできる。その場合には、ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるサンギヤに、捩り振動低減装置１３の出力軸１５を連結させる。ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるキャリヤに、クラッチＣＬを介してフライホイール１６の出力側を選択的に連結させ、かつ、ブレーキＢを介してケーシングなどの固定部２２を選択的に固定させる。またダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるリングギヤに、弾性ダンパ２３を介してフライホイール１６の出力側を連結させる。こうすることにより図１２に示す構成の捩り振動低減装置１３と同様の作用・効果を得ることができる。 Note that a double-pinion planetary gear mechanism can be used instead of the single-pinion planetary gear mechanism 17 in the torsional vibration reducing device 13 having the configuration shown in FIG. In that case, the output shaft 15 of the torsional vibration reduction device 13 is connected to the sun gear in the double pinion type planetary gear mechanism. The output side of the flywheel 16 is selectively connected to the carrier in the double pinion type planetary gear mechanism via the clutch CL, and the fixing portion 22 such as a casing is selectively fixed via the brake B. Further, the output side of the flywheel 16 is connected to the ring gear in the double pinion type planetary gear mechanism via the elastic damper 23. By doing so, it is possible to obtain the same operation and effect as the torsional vibration reducing device 13 having the configuration shown in FIG.

（第５具体例）
図１７は、図１２に示す構成の捩り振動低減装置の一部を変更した一例を示す図である。図１７に示す例では、サンギヤ１８は、クラッチＣＬを介してフライホイール１６の出力側に選択的に連結され、また、ブレーキＢを介してケーシングなどの固定部２２に選択的に固定されるように構成されている。リングギヤ１９は、捩り振動低減装置１３の出力軸１５に連結され、キャリヤ２１は、弾性ダンパ２３を介してフライホイール１６の出力側に連結されている。図１７に示す構成の捩り振動低減装置は、図１２に示す構成の捩り振動低減装置と同様に、クラッチＣＬおよびブレーキＢの係合および解放を切り替えることにより、遊星歯車機構１７のギヤ比および制振効果を変更できるように構成されている。それらの変更を成立させるためのクラッチＣＬおよびブレーキＢの係合作動を係合表として図１８に示してある。図１８における「○」は係合を、「×」は解放をそれぞれ表している。なお、図１７に示す例では、サンギヤ１８がこの発明における第１回転要素に相当し、リングギヤ１９がこの発明における第３回転要素に相当し、キャリヤ２１がこの発明における第２回転要素に相当している。 (Fifth example)
FIG. 17 is a diagram showing an example in which a part of the torsional vibration reducing device having the configuration shown in FIG. 12 is changed. In the example shown in FIG. 17, the sun gear 18 is selectively connected to the output side of the flywheel 16 via the clutch CL, and is selectively fixed to the fixing portion 22 such as a casing via the brake B. It is configured. The ring gear 19 is connected to the output shaft 15 of the torsional vibration reducing device 13, and the carrier 21 is connected to the output side of the flywheel 16 via the elastic damper 23. The torsional vibration reduction device having the configuration shown in FIG. 17 is similar to the torsional vibration reduction device having the configuration shown in FIG. It is configured to change the vibration effect. The engagement operations of the clutch CL and the brake B for establishing these changes are shown in FIG. 18 as an engagement table. In FIG. 18, “◯” represents engagement, and “x” represents release. In the example shown in FIG. 17, the sun gear 18 corresponds to the first rotating element in the present invention, the ring gear 19 corresponds to the third rotating element in the present invention, and the carrier 21 corresponds to the second rotating element in the present invention. ing.

図１９は、図１７に示す構成の遊星歯車機構１７についての共線図である。クラッチＣＬを係合させ、ブレーキＢを解放させた場合には、遊星歯車機構１７におけるサンギヤ１８およびキャリヤ２１にエンジントルクが入力される。この状態でトルク変動が伝達されないとすれば、図１９に符号「Ｌｏ」で示すように、遊星歯車機構１７のサンギヤ１８およびキャリヤ２１が一体となって回転する。遊星歯車機構１７はいわゆる直結状態になっているから、エンジントルクは増減されることなく変速機にそのまま伝達される。また、この状態でエンジンのトルク変動が伝達されたとすれば、弾性ダンパ２３が作動しかつサンギヤ１８とキャリヤ２１とが相対回転する。図１２に示す例と同様の原理により、キャリヤ２１の慣性トルクＩｃとサンギヤ１８の慣性トルクＩｓとは互いに打ち消し合うように作用し、その結果、トルク変動が低減される。さらに、クラッチＣＬを解放させ、ブレーキＢを係合させた場合には、サンギヤ１８が固定部２２に固定される。遊星歯車機構１７はいわゆる増速状態になり、図１９に符号「Ｈｉ」で示すように、リングギヤ１９はキャリヤ２１より高い回転数で回転する。 FIG. 19 is a collinear diagram for the planetary gear mechanism 17 having the configuration shown in FIG. When the clutch CL is engaged and the brake B is released, the engine torque is input to the sun gear 18 and the carrier 21 in the planetary gear mechanism 17. If torque fluctuation is not transmitted in this state, the sun gear 18 and the carrier 21 of the planetary gear mechanism 17 rotate as a unit, as indicated by reference numeral “Lo” in FIG. Since the planetary gear mechanism 17 is in a so-called direct connection state, the engine torque is transmitted as it is to the transmission without being increased or decreased. If the engine torque fluctuation is transmitted in this state, the elastic damper 23 operates and the sun gear 18 and the carrier 21 rotate relative to each other. Based on the same principle as in the example shown in FIG. 12, the inertia torque Ic of the carrier 21 and the inertia torque Is of the sun gear 18 act so as to cancel each other, and as a result, torque fluctuation is reduced. Further, when the clutch CL is released and the brake B is engaged, the sun gear 18 is fixed to the fixing portion 22. The planetary gear mechanism 17 enters a so-called speed-up state, and the ring gear 19 rotates at a higher rotational speed than the carrier 21 as indicated by reference numeral “Hi” in FIG.

このように、図１７に示す構成の捩り振動低減装置１であっても、図１２に示す構成の捩り振動低減装置１と同様に作用するため、図１２に示す構成の捩り振動低減装置１と同様の効果を得ることができる。特に、図１７に示す構成の捩り振動低減装置１では、上記の増速状態を設定する場合に、サンギヤ１８を固定要素とし、キャリヤ２１を入力要素とし、リングギヤ１９を出力要素とする。そのため、弾性ダンパ１７および各慣性トルクＩｓ，Ｉｃとによってトルク変動を低減する状態から、弾性ダンパ１７のみによってトルク変動を低減する状態に切り替える際に、図１２に示す例よりエンジン回転数を低下させることができる。すなわち、より低い回転数領域で弾性ダンパ１７のみを作動させることができ、その制振効果ｖｄ３を向上できる。これと同様の原理により、弾性ダンパ１７のみによってトルク変動を低減する状態から、弾性ダンパ１７および各慣性トルクＩｓ，Ｉｃとによってトルク変動を低減する状態に切り替える際は、図１２に示す例よりエンジン回転数を増大させることができる。そのため弾性ダンパ１７および各慣性トルクＩｓ，Ｉｃによる制振効果ｖｄ４をより向上できる。 As described above, even the torsional vibration reducing device 1 having the configuration shown in FIG. 17 operates in the same manner as the torsional vibration reducing device 1 having the configuration shown in FIG. Similar effects can be obtained. In particular, in the torsional vibration reduction device 1 having the configuration shown in FIG. 17, when setting the speed increasing state, the sun gear 18 is a fixed element, the carrier 21 is an input element, and the ring gear 19 is an output element. Therefore, when switching from a state in which the torque fluctuation is reduced by the elastic damper 17 and each of the inertia torques Is and Ic to a state in which the torque fluctuation is reduced only by the elastic damper 17, the engine speed is lowered from the example shown in FIG. be able to. That is, only the elastic damper 17 can be operated in a lower rotational speed region, and the vibration damping effect vd3 can be improved. Based on the same principle, when switching from the state in which the torque fluctuation is reduced only by the elastic damper 17 to the state in which the torque fluctuation is reduced by the elastic damper 17 and each of the inertia torques Is and Ic, the engine shown in FIG. The number of rotations can be increased. Therefore, the damping effect vd4 by the elastic damper 17 and the inertia torques Is and Ic can be further improved.

なお、図１７に示す構成の捩り振動低減装置１３におけるシングルピニオン型の遊星歯車機構１７に替えてダブルピニオン型の遊星歯車機構を用いることもできる。その場合には、ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるサンギヤに、クラッチＣＬを介してフライホイール１６の出力側を選択的に連結させ、かつ、ブレーキＢを介してケーシングなどの固定部２２を選択的に固定させる。ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるキャリヤに、捩り振動低減装置１３の出力軸１５を連結させ、ダブルピニオン型の遊星歯車機構におけるリングギヤに、弾性ダンパ２３を介してフライホイール１６の出力側を連結させる。こうすることにより図１７に示す構成の捩り振動低減装置１３と同様の作用・効果を得ることができる。 Note that a double pinion planetary gear mechanism may be used in place of the single pinion planetary gear mechanism 17 in the torsional vibration reducing device 13 having the configuration shown in FIG. In that case, the output side of the flywheel 16 is selectively connected to the sun gear in the double pinion type planetary gear mechanism via the clutch CL, and the fixing portion 22 such as a casing is selectively connected via the brake B. To fix. The output shaft 15 of the torsional vibration reduction device 13 is connected to the carrier in the double pinion type planetary gear mechanism, and the output side of the flywheel 16 is connected to the ring gear in the double pinion type planetary gear mechanism via the elastic damper 23. . By doing so, it is possible to obtain the same operation and effect as the torsional vibration reducing device 13 having the configuration shown in FIG.

１，１３…振動低減装置、２，１４…入力軸、３，１５…出力軸、５，１７…遊星歯車機構、６，１８…サンギヤ、７，１９…リングギヤ、８，２０…ピニオンギヤ、９，２１…キャリヤ、１１，２３…弾性ダンパ、１２，２４…コイルバネ（弾性体）、ＣＬ…クラッチ（第１係合装置）、ＯＷＣ…一方向クラッチ（第２係合装置）、Ｂ…ブレーキ（第２係合装置）。 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1,13 ... Vibration reducing device 2,14 ... Input shaft 3,15 ... Output shaft 5,17 ... Planet gear mechanism 6,18 ... Sun gear, 7,19 ... Ring gear 8,20 ... Pinion gear 9, DESCRIPTION OF SYMBOLS 21 ... Carrier 11, 23 ... Elastic damper 12, 24 ... Coil spring (elastic body), CL ... Clutch (first engaging device), OWC ... One-way clutch (second engaging device), B ... Brake (first 2 engagement device).

Claims

The variation in torque transmitted from the input member to the output member is reduced by a differential mechanism that performs a differential action using at least three rotating elements and an elastic damper that has an elastic body for reducing the variation in torque. In the torsional vibration reduction device configured in
A first engagement mechanism for selectively connecting a first rotation element of the at least three rotation elements to the input member;
A second engagement mechanism for selectively fixing the first rotation element;
The elastic damper is provided between a second rotating element and the input member among the at least three rotating elements,
The output member is coupled to a third rotating element among the at least three rotating elements,
A first transmission state in which torque is transmitted from the input member to the first rotating element and the second rotating element by engaging the first engaging mechanism and releasing the second engaging mechanism; A second transmission that transmits torque from the input member to the second rotating element in a state where the first rotating element is fixed by releasing the first engaging mechanism and engaging the second engaging mechanism. A torsional vibration reduction device configured to set a state.

The differential mechanism is set in a deceleration state that reduces the rotational speed of the output member relative to the rotational speed of the input member when the first transmission state is switched to the second transmission state. The torsional vibration reducing device according to claim 1, wherein the device is configured as described above.

The differential mechanism is set in a speed increasing state that increases the rotational speed of the output member relative to the rotational speed of the input member when the first transmission state is switched to the second transmission state. The torsional vibration reducing device according to claim 1, wherein the torsional vibration reducing device is configured as described above.