JP2017067167A - 遠心振子ダンパ付き動力伝達装置 - Google Patents

遠心振子ダンパ付き動力伝達装置 Download PDF

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Abstract

【課題】遠心振子ダンパの大型化及び高速回転することによる信頼性低下を回避しながら、トルク変動乃至車両の振動騒音が効果的に抑制することができる遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を実現する。
【解決手段】入力軸（９）の回転を増速する増速機構（１２）を介して、入力軸（９）に連絡された遠心振子ダンパ（１３）を有する遠心振子ダンパ付き動力伝達装置（１０）であって、入力軸（９）から遠心振子ダンパ（１３）への動力伝達を断接可能な断接機構（１４）を備えることを特徴とする。
【選択図】図１

Description

本発明は、車両等の動力伝達装置に関し、特に、遠心振子ダンパを有する動力伝達装置に関する。
車両等を駆動するエンジンにおいて、燃費性能の向上のために、高負荷時は全筒運転を行い、低負荷時は一部気筒を休止させる減筒運転を行うように制御する多気筒エンジンが実用化されている。
しかし、一般に、気筒数が少ないほど間欠爆発に起因してトルク変動が増大し、複数の気筒の点火間隔が不均一になるとトルク変動が増大するので、減筒運転時は全筒運転時に比べてトルク変動が増加する傾向があり、この傾向はエンジンが低回転であるほど顕著になる。
また、燃費性能の更なる向上のために、予混合圧縮着火（以下、「ＨＣＣＩ」（Homogeneous-Charge Compression Ignition）という。）燃焼を適用したエンジンの実用化が試みられているが、全運転領域でＨＣＣＩ燃焼を行うのは現時点では困難であるため、例えば、低回転低負荷域ではＨＣＣＩ燃焼モードとし、高回転域や高負荷域では火花点火（以下、「ＳＩ」（Spark Ignition）という。）燃焼モードとするように、運転領域に応じて燃焼モードを切り換えることが考えられている。
しかし、一般に、多点での自己着火によるバルク燃焼であるＨＣＣＩ燃焼は、火花点火による火炎伝播燃焼であるＳＩ燃焼よりもトルク変動が大きくなる傾向にある。そのため、このようなエンジンの場合、ＨＣＣＩ燃焼モードで運転される低回転域では、大きなトルク変動が発生するおそれがある。
また、近年、エンジンの燃費性能の向上のために、自動変速機のトルコンレス化によってエンジンの伝達効率を向上させた車両が知られている。自動変速機のトルコンレス化に際しては、トルクコンバータの代わりに、例えば、ねじりダンパを採用することが検討されており、この場合、ねじりダンパを動力伝達経路上に設けることで、トルク変動はある程度吸収される。しかしながら、一般にねじりダンパは、予め設定された主要な周波数成分のトルク変動しか吸収できず、流体を介してトルクを伝達するトルクコンバータのように、トルク変動の周波数成分が複数あったり変動したりする場合、予め設定された周波数成分以外のトルク変動を吸収することが難しい。
上述のようなエンジンの減筒運転、ＨＣＣＩ燃焼又は自動変速機のトルコンレス化の技術を適用した車両は、特に低回転域でトルク変動によって発生したねじり振動が動力伝達系の共振によって増幅されて車両各部に振動と騒音を発生させるという課題があった。
これに対して、遠心振子ダンパを動力伝達軸に設けることが知られている。この遠心振子ダンパは、動力伝達軸と共に回転する支持部材と、該支持部材にその軸心から所定半径の円周上の点を中心として揺動可能に支持された質量体である振子と、を備える。トルク変動によって振子が揺動すれば、振子に作用する遠心力を受ける支持部材に周方向の分力が発生し、この分力が支持部材乃至動力伝達軸のトルク変動を抑制する反トルクとして働く。遠心力は、質量体の重さ及び回転半径に比例することから、質量体の重さ又は回転半径を大きくすることで、遠心振子ダンパの制振性能を向上させることができるが、遠心振子ダンパ自体が大型化し、重量や配置スペースの面で不利になるという問題がある。
また、この遠心力は質量体の回転速度の２乗に比例することから、例えば、特許文献１に開示されているように、遊星歯車セット等を用いた増速機構を介して遠心振子ダンパを動力伝達軸に連絡することにより、質量体の回転速度を増すことで該ダンパの大型化を回避しながら遠心振子ダンパの制振性能を向上させることが考えられる。
なお、特許文献２には、動力伝達軸と遠心振子ダンパとの間を断接する断接機構を備えたものが開示されている。この断接機構は、異音の発生を防止するために、エンジンの低回転域で遠心振子ダンパへの動力伝達を遮断するものである。この異音の発生は、エンジンが始動時等に低回転域で運転され、これに伴い遠心振子ダンパが設けられた動力伝達軸の回転速度も低速となる際、振子に作用する遠心力が小さいので、この遠心力による反トルクよりも大きなトルク変動が生じたときに振子が揺動して周辺部材と接触することに起因し、特許文献２のものは、これを防止するものである。
特開平１０−１８４７９９号公報 特開２０１４−２２８００９号公報
ところが、特許文献１の先行技術では、エンジンが高回転域で運転されると、これに伴い遠心振子ダンパが設けられた動力伝達軸の回転速度も高くなり、この動力伝達軸に対して増速機構により質量体の回転速度が増速されるため、遠心振子ダンパは、その信頼性確保のために高速回転時の遠心力に耐える構造としなければならず、却って大型化するおそれがある。また、特許文献２の先行技術は、振子と動力伝達軸との接触のおそれがない遠心振子ダンパの高回転時は、エンジンのトルク変動を抑制するために断接機構を締結して遠心振子ダンパと動力伝達軸とを接続するものであり、遠心振子ダンパ高回転時の信頼性悪化に対策するものではなかった。
本発明は、遠心振子ダンパ付き動力伝達装置に関する上述のような実情に鑑みてなされたもので、遠心振子ダンパの大型化及び高速回転することによる信頼性低下を回避しながら、トルク変動乃至車両の振動騒音が効果的に抑制することを課題とする。
前記課題を解決するため、本発明に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置は、次のように構成したことを特徴とする。
まず、本願の請求項１に記載の発明は、
動力伝達軸の回転を増速する増速機構と、該増速機構を介して前記動力伝達軸に連絡された遠心振子ダンパと、を有する遠心振子ダンパ付き動力伝達装置であって、
前記動力伝達軸から前記遠心振子ダンパへの動力伝達を断接可能な断接機構を備える
ことを特徴とする。
また、請求項２に記載の発明は、前記請求項１に記載の遠心振子ダンパ付き動力伝達装置において、
前記断接機構は、前記動力伝達軸から前記増速機構への動力伝達を断接可能に設けられる
ことを特徴とする。
また、請求項３に記載の発明は、前記請求項１又は２に記載の遠心振子ダンパ付き動力伝達装置において、
前記断接機構は、第１断接機構と第２断接機構を備え、
前記第１断接機構及び前記増速機構は、前記動力伝達軸と前記遠心振子ダンパとの間の第１動力伝達経路上に介設され、
前記第２断接機構は、前記動力伝達軸と前記遠心振子ダンパとの間で前記第１動力伝達経路に並列に設けられた第２動力伝達経路上に介設される
ことを特徴とする。
また、請求項４に記載の発明は、前記請求項１から３のいずれか１項に記載の遠心振子ダンパ付き動力伝達装置において、
前記増速機構は、サンギヤ、ピニオンキャリヤ及びリングギヤを有するシングルピニオンタイプの遊星歯車セットであり、
前記ピニオンキャリヤは、前記動力伝達軸に連絡され、
前記サンギヤ又は前記リングギヤの一方は、前記遠心振子ダンパに連絡され、
前記サンギヤ又は前記リングギヤの他方は、その回転を制止する制止手段に連絡されている
ことを特徴とする。
また、請求項５に記載の発明は、前記請求項１から３のいずれか１項に記載の遠心振子ダンパ付き動力伝達装置において、
前記増速機構は、サンギヤ、ピニオンキャリヤ及びリングギヤを有するダブルピニオンタイプの遊星歯車セットであり、
前記リングギヤは、前記動力伝達軸に連絡され、
前記サンギヤ又は前記ピニオンキャリヤの一方は、前記遠心振子ダンパに連絡され、
前記サンギヤ又は前記ピニオンキャリヤの他方は、その回転を制止する制止手段に連絡されている
ことを特徴とする。
また、請求項６に記載の発明は、前記請求項１に記載の遠心振子ダンパ付き動力伝達装置において、
前記増速機構は、サンギヤ、ピニオンキャリヤ及びリングギヤを有する遊星歯車セットであり、
前記断接機構は、前記遊星歯車セットの前記サンギヤ、ピニオンキャリヤ又はリングギヤのいずれか１つの回転を制動可能なブレーキ機構である
ことを特徴とする。
また、請求項７に記載の発明は、前記請求項１から６のいずれか１項に記載の遠心振子ダンパ付き動力伝達装置において、
前記断接機構は、前記遠心振子ダンパの過回転を抑制するように構成されている
ことを特徴とする。
また、請求項８に記載の発明は、
動力伝達軸の回転を増速する増速機構と、該増速機構を介して前記動力伝達軸に連絡された遠心振子ダンパと、を有する遠心振子ダンパ付き動力伝達装置であって、
前記遠心振子ダンパの過回転を抑制するものであって、前記動力伝達軸から前記遠心振子ダンパへの動力伝達を断接可能な断接機構を備える
ことを特徴とする。
更に、請求項９に記載の発明は、
動力伝達軸の回転を増速する増速機構と、該増速機構を介して前記動力伝達軸に連絡された遠心振子ダンパと、を有する遠心振子ダンパ付き動力伝達装置であって、
前記動力伝達軸と前記増速機構との間に介設された前記動力伝達軸から前記増速機構への動力伝達を断接可能なクラッチ機構を備え、
前記増速機構は、サンギヤ、ピニオンキャリヤ及びリングギヤを有するシングルピニオンタイプの遊星歯車セットであり、
前記ピニオンキャリヤは、前記クラッチ機構に連絡され、
前記リングギヤは、ケース部材に固定され、
前記サンギヤは、前記遠心振子ダンパに連絡される
ことを特徴とする。
前記の構成により、請求項１に記載の発明によれば、動力伝達軸から遠心振子ダンパへの動力伝達を断接可能な断接機構を備えるので、動力伝達軸が比較的高回転にて運転される状況下において、断接機構により動力伝達軸から遠心振子ダンパへの動力伝達を遮断することで、遠心振子ダンパが増速機構により増速されないようにできるので、遠心振子ダンパをその信頼性確保のために高速回転時の遠心力に耐える構造とする必要がなく、遠心振子ダンパの大型化を抑制しながら信頼性を確保することができる。また、トルク変動が相対的に、又は比較的大きい低回転域では、断接機構を接続することで、遠心振子ダンパによってトルク変動を吸収することができる。したがって、本発明によれば、遠心振子ダンパの大型化及び高速回転することによる信頼性低下を回避しながら、トルク変動乃至車両の振動騒音が効果的に抑制される。
また、請求項２に記載の発明によれば、断接機構は動力伝達軸から増速機構への動力伝達を断接可能に設けられているので、遠心振子ダンパによるトルク変動の抑制が不要な動力伝達軸が比較的高回転にて運転される状況下において、断接機構により動力伝達軸から増速機構への動力伝達を遮断することで、増速機構が駆動されないようにできるので、増速機構を駆動することによる動力損失の低減を図ることができる。
また、請求項３に記載の発明によれば、断接機構は、第１断接機構と第２断接機構を備え、第１断接機構及び増速機構は、動力伝達軸と遠心振子ダンパとの間の第１動力伝達経路上に介設され、第２断接機構は、第１動力伝達経路とは独立した、動力伝達軸と遠心振子ダンパとの間の第２動力伝達経路上に介設される。そのため、動力伝達軸が比較的高回転にて運転される状況下において、第１断接機構及び第２断接機構により第１動力伝達経路及び第２動力伝達経路上における動力伝達軸から遠心振子ダンパへの動力伝達を遮断することで、遠心振子ダンパに動力が伝達されないようにできる。また、動力伝達軸が比較的低回転高負荷にて運転される状況下において、第１断接機構により第１動力伝達経路における動力伝達軸から増速機構を介した遠心振子ダンパへの動力伝達を遮断すると共に、第２断接機構により第２動力伝達経路における動力伝達軸から遠心振子ダンパへ動力を伝達することで、遠心振子ダンパが増速機構により増速されずに、等速で回転されるようにできる。更に、動力伝達軸が比較的低回転低負荷にて運転される状況下において、第２断接機構により第２動力伝達経路における動力伝達軸から遠心振子ダンパへの動力伝達を遮断すると共に、第１断接機構により第１動力伝達経路における動力伝達軸から増速機構を介した遠心振子ダンパへ動力を伝達することで、遠心振子ダンパが増速機構により増速されるようにできる。したがって、各断接機構の断接を制御することにより、遠心振子ダンパを増速、等速又は遮断状態に切り換えることができ、当該車両の運転状態に応じた適切な制御を行うことができる。
また、請求項４に記載の発明によれば、増速機構は、サンギヤ、ピニオンキャリヤ及びリングギヤを有するシングルピニオンタイプの遊星歯車セットであり、キャリヤは動力伝達軸に連絡され、サンギヤ又はリングギヤの一方は遠心振子ダンパに連絡され、サンギヤ又はリングギヤの他方はその回転を制止する制止手段に連絡されているので、請求項１に記載の発明に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置の構成が具体化され、その具体化された遠心振子ダンパ付き動力伝達装置について前記効果が実現される。
一方、請求項５に記載の発明によれば、増速機構は、サンギヤ、ピニオンキャリヤ及びリングギヤを有するダブルピニオンタイプの遊星歯車セットであり、リングギヤは動力伝達軸に連絡され、サンギヤ又はキャリヤの一方は遠心振子ダンパに連絡され、サンギヤ又はキャリヤの他方はその回転を制止する制止手段に連絡されているので、請求項１に記載の発明に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置の構成が具体化され、その具体化された遠心振子ダンパ付き動力伝達装置について前記効果が実現される。
また、請求項６に記載の発明によれば、増速機構は、サンギヤ、ピニオンキャリヤ及びリングギヤを有する遊星歯車セットであり、断接機構は遊星歯車セットのサンギヤ、ピニオンキャリヤ又はリングギヤのいずれか１つの回転を制動可能なブレーキ機構であり、一般にブレーキ機構はクラッチ機構のように遠心油圧の影響を受けないので、このようなブレーキ機構を断接機構として用いることで、断接機構の制御精度の向上を図ることができる。
また、請求項７に記載の発明によれば、断接機構は遠心振子ダンパの過回転を抑制するので、断接機構により動力伝達軸から遠心振子ダンパへの動力伝達を遮断することで、遠心振子ダンパが増速機構により増速されないようにできるので、遠心振子ダンパをその信頼性確保のために高速回転時の遠心力に耐える構造とする必要がなく、遠心振子ダンパの大型化を抑制しながら信頼性を確保することができる。
また、請求項８に記載の発明によれば、遠心振子ダンパの過回転を抑制するものであって、動力伝達軸から遠心振子ダンパへの動力伝達を断接可能な断接機構を備えるので、動力伝達軸が比較的高回転にて運転される状況下において、遠心振子ダンパが過回転とならないように断接機構によって遠心振子ダンパへの動力伝達を遮断することができる。そのため、遠心振子ダンパをその信頼性確保のために高速回転時の遠心力に耐える構造とする必要がなく、遠心振子ダンパの大型化を抑制しながら信頼性を確保することができる。
更に、請求項９に記載の発明によれば、動力伝達軸と増速機構との間に介設された動力伝達軸から増速機構への動力伝達を断接可能なクラッチ機構を備え、増速機構は、サンギヤ、ピニオンキャリヤ及びリングギヤを有するシングルピニオンタイプの遊星歯車セットであり、ピニオンキャリヤは、クラッチ機構に連絡され、リングギヤは、ケース部材に固定され、サンギヤは、遠心振子ダンパに連絡されるので、動力伝達軸が比較的低回転にて運転される状況下において、クラッチ機構によって動力伝達軸からキャリヤへ動力を伝達すると、サンギヤと共に遠心振子ダンパの回転が増速される一方で、動力伝達軸が比較的高回転にて運転される状況下において、クラッチ機構によってキャリヤへの動力伝達を遮断すると、サンギヤに連絡された遠心振子ダンパへ動力が伝達されないので、遠心振子ダンパをその信頼性確保のために高速回転時の遠心力に耐える構造とする必要がなく、遠心振子ダンパの大型化を抑制しながら信頼性を確保することができる。
本発明の第１実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。 図１に示した遠心振子ダンパ付き動力伝達装置の増速機構の速度線図である。 図１に示した遠心振子ダンパ付き動力伝達装置の有利な実施形態を示す縦断面図である。 第２実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。 第３実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。 第４実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。 図６の遠心振子ダンパ付き動力伝達装置の運転領域を示す概念図である。 図７の各運転領域における各断接機構の状態を示す表である。 第５実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。 図９に示した遠心振子ダンパ付き動力伝達装置の増速機構の速度線図である。 第６実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。 図１１に示した遠心振子ダンパ付き動力伝達装置の増速機構の速度線図である。 第７実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。 図１３に示した遠心振子ダンパ付き動力伝達装置の増速機構の速度線図である。 第８実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。 図１５に示した遠心振子ダンパ付き動力伝達装置の増速機構の速度線図である。 第９実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。 図１７に示した遠心振子ダンパ付き動力伝達装置の増速機構の速度線図である。 第１０実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。 第１１実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。 その他の実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。 トルクコンバータに接続された遠心振子ダンパ付き動力伝達装置の有利な実施形態を示す縦断面図である。
以下、本発明の実施形態について説明する。
（第１実施形態）
図１は、本発明の第１実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。図１に示すように、駆動源であるエンジン１から、図示しない駆動輪への回転を変速する変速機構２への動力伝達は、遠心振子ダンパ付き動力伝達装置１０（以下、単に「動力伝達装置１０」という。）を介して行われる。
動力伝達装置１０は、エンジン１の出力部材としてのエンジン側動力伝達部材３と、変速機構２のエンジン１側に配設された入力部材としての変速機側動力伝達部材９と、の間を連絡するねじりダンパ機構を備える。該ねじりダンパ機構は、エンジン側動力伝達部材３と変速機側動力伝達部材９の間に並列に連結された第１ばね部材５及び第２ばね部材７を備える。これにより、エンジン側動力伝達部材３の回転がばね部材５、７を介して変速機側動力伝達部材９側に伝達されるようになっている。なお、本実施形態の「変速機側動力伝達部材９」は、請求項１における「動力伝達軸」に相当する。
また、動力伝達装置１０は、変速機側動力伝達部材９に連絡された遠心振子ダンパ機構１１を備える。遠心振子ダンパ機構１１は、変速機側動力伝達部材９の回転を増速する増速機構である遊星歯車セット１２と、該遊星歯車セット１２を介して変速機側動力伝達部材９に連絡された遠心振子ダンパ１３と、変速機側動力伝達部材９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を断接可能な断接機構であるクラッチ機構１４と、を備える。
本実施形態において、遊星歯車セット１２は、シングルピニオンタイプであり、回転要素として、サンギヤ２１と、リングギヤ２３と、サンギヤ２１及びリングギヤ２３に噛み合うピニオン２２を支持するピニオンキャリヤ２４（以下、単に「キャリヤ２４」と略記する。）と、を有する。
そして、この遊星歯車セット１２のキャリヤ２４には変速機側動力伝達部材９がクラッチ機構１４を介して連絡されると共に、サンギヤ２１には遠心振子ダンパ１３が連絡されており、また、リングギヤ２３には第１ケース部材２ａが連結されることでその回転が制止されている。
また、クラッチ機構１４における遠心振子ダンパ１３側の回転要素である遊星歯車セット１２のサンギヤ２１の回転数を検出する回転数センサ１５を備える。
次に、図２を参照しながら、遊星歯車セット１２による増速について説明する。
図２は、図１に示した動力伝達装置１０の増速機構である遊星歯車セット１２の速度線図である。なお、図２において、サンギヤ２１、キャリヤ２４及びリングギヤ２３をそれぞれ「Ｓ」、「Ｃ」及び「Ｒ」と略記する。図２に示すように、リングギヤ２３が固定されているため、キャリヤ２４に入力軸９から入力された回転は、サンギヤ２１とキャリヤ２４の歯数比Ｚs：Ｚcに基づいて変速されてサンギヤ２１から出力される。このとき、サンギヤ２１はキャリヤ２４と同じ回転方向に回転（正回転）するため、キャリヤ２４の入力回転数Ｎinとサンギヤ２１の出力回転数Ｎoutは、Ｎout＝Ｎin×（Ｚs＋Ｚc）／Ｚsの関係が成立する。そのため、当然に、出力回転数Ｎout＞入力回転数Ｎinとなり、入力軸９から入力された回転は遊星歯車セット１２によって増速されて遠心振子ダンパ１３に伝達される。
次に、図３を参照しながら、本発明の動力伝達装置をトルコンレスの自動変速機に適用した具体例について詳細に説明する。
図３は、図１に示した動力伝達装置１０の有利な実施形態を示す縦断面図である。図３に示すように、動力伝達装置１０は、変速機構２を内部に収容する第１ケース部材２ａに結合された第２ケース部材２ｂの内部に収容されており、これら第１ケース部材２ａ及び第２ケース部材２ｂの中身を含めて自動変速機が構成され、エンジン１に結合されている。第２ケース部材２ｂは、軸方向のエンジン１側に開口部を有し、該開口部はカバー部材２ｃによって閉塞されている。第２ケース部材２ｂの内部空間は、カバー部材２ｃによってエンジン１側の空間Ａと変速機構２側の空間Ｂに分けられている。第１ケース部材２ａは、変速機構２が収容された空間Ｃのエンジン１側を空間Ｂに対して閉塞するように構成されている。変速機構２の入力軸９（図１の「変速機側動力伝達部材９」に対応）は、カバー部材２ｃを貫通して空間Ａ内にその先端部が突出するように設けられている。
（ねじりダンパ機構）
エンジン１側の空間Ａには、ねじりダンパ機構として、入力プレート４、第１コイルばね５（図１の「第１ばね部材５」に対応）、保持プレート６、第２コイルばね７（図１の「第２ばね部材７」に対応）及び出力プレート８が配設されている。
エンジン１の出力軸３（図１の「エンジン側動力伝達部材３」に対応）は、ドライブプレートを介して円板状の入力プレート４に固定され、出力軸３の回転に伴って入力プレート４が同心上を回転するように構成されている。入力プレート４には、保持プレート６が溶接等により固定されており、保持プレート６は、周方向に配置された複数の第１コイルばね５と、第１コイルばね５の内周側で周方向に配置された複数の第２コイルばね７と、を保持している。これらのコイルばね５、７は、動力伝達経路上で並列に配置されるように、保持プレート６の外周部が第１コイルばね５の一端に係合すると共に、保持プレート６の内周部が第２コイルばね７の一端に係合している。出力プレート８は、その外周部が第１コイルばね５及び第２コイルばね７の他端に係合すると共に、その内周部が変速機構２の入力軸９にスプライン嵌合している。これにより、エンジン１の出力軸３の回転は、コイルばね５、７を介して変速機構２の入力軸９側に伝達される。
また、第２ケース部材２ｂ内の変速機構２側の空間Ｂには、遊星歯車セット１２、遠心振子ダンパ１３、クラッチ機構１４及び回転数センサ１５が入力軸９の軸心上に配設されている。空間Ｂのエンジン１側には、内周側に遊星歯車セット１２が、その外周側に遠心振子ダンパ１３がそれぞれ配置されている。遊星歯車セット１２の変速機構２側には、クラッチ機構１４が設けられている。これら遊星歯車セット１２、遠心振子ダンパ１３、クラッチ機構１４及び回転数センサ１５について以下に詳細に説明する。
（増速機構）
遊星歯車セット１２は、前述のように、キャリヤ２４に支持されたピニオン２２がサンギヤ２１とリングギヤ２３とに直接噛み合ったシングルピニオン型遊星歯車セットで構成されている。
遊星歯車セット１２は、入力軸９と遠心振子ダンパ１３との径方向間に配設されている。遊星歯車セット１２のキャリヤ２４は、後述するクラッチ機構１４のクラッチハブ４１と連結され、クラッチ機構１４を介して変速機構２の入力軸９と連絡されている。また、サンギヤ２１は、後述する遠心振子ダンパ１３の支持部材３１に連結部材３４を介して連絡されている。更に、リングギヤ２３は、第１ケース部材２ａに連結部材２５を介して連結されている。
ここで、変速機構２の入力軸９が回転してクラッチ機構１４が接続されると、遊星歯車セット１２のキャリヤ２４が回転する。そして、リングギヤ２３が第１ケース部材２ａに連結され、その回転が制止されているため、キャリヤ２４の回転に伴ってサンギヤ２１が回転する。ここで、前述のように、キャリヤ２４の回転に対して、サンギヤ２１の回転は、サンギヤ２１に対するキャリヤ２４の歯数比に応じて増速される。したがって、入力軸９から入力された回転は、遊星歯車セット１２によって増速されて遠心振子ダンパ１３に伝達される。
（遠心振子ダンパ）
遠心振子ダンパ１３は、円環板状の支持部材３１と、該支持部材３１に支持された質量体である複数の振子３２と、を備える。支持部材３１及び振子３２には、軸方向に貫通する長穴３１ａ、３２ａがそれぞれ形成され、これらの長穴３１ａ、３２ａ内に周方向の前後に移動可能に挿通された複数の支持ピン３３によって、各振子３２は、支持部材３１に対して軸心から所定半径の円周上の点を中心として揺動可能に支持されている。
そして、支持部材３１は、遊星歯車セット１２のエンジン側を径方向外方に延びる円環板状の連結部材３４によって、遊星歯車セット１２のサンギヤ２に連結されている。連結部材３４は、内周部が外周部に比べて軸方向のエンジン１側に位置するように形成されている。遊星歯車セット１２は、この連結部材３４の内周部の軸方向の変速機構２側に配設されている。
ここで、入力軸９が回転すると、遊星歯車セット１２のサンギヤ２１の回転に伴って支持部材３１が回転する。これに伴って、支持部材３１にトルク変動が伝達されると、支持部材３１の長穴３１ａ内で支持ピン３３が周方向の前後に揺動し、更に支持ピン３３に対して振子３２が長孔３２ａの範囲内で周方向の前後に揺動する。振子３２が揺動すると、振子３２に作用する遠心力を受ける支持部材３１に周方向の分力が発生し、この分力が支持部材３１乃至入力軸９のトルク変動を抑制する反トルクとして働く。
なお、本実施形態では、質量体の重さを大きくして制振性能を向上させるために、支持部材３１を軸方向両側から挟むように振子３２が対となって設けられ、各対の振子３２は共通の支持ピン３３によって一体的に揺動可能に支持されている。
また、回転数センサ１５によって支持部材３１の回転速度を検知するために、支持部材３１には、外周面に円周方向に沿って並べられた多数の図示しない被検出歯が形成されている。
（断接機構）
クラッチ機構１４は、図３に示すように、同心状に配置されたクラッチハブ４１及びクラッチドラム４２と、該クラッチハブ４１とクラッチドラム４２との間に配設され、これらに交互に係合された複数の摩擦板４４と、複数の摩擦板４４を押圧するピストン４３と、を備える。
クラッチドラム４２は、入力軸９にスプライン嵌合されており、入力軸９の回転に伴って軸心周りを回転するように構成されている。クラッチハブ４１は、エンジン１側の端部が遊星歯車セット１２のキャリヤ２４に結合されている。そして、互いに対向するクラッチドラム４２の円筒部とクラッチハブ４１の円筒部との間に、これらに交互に係合された複数の摩擦板４４が配設されている。クラッチドラム４２の内部には、摩擦板４４を押圧するピストン４３が配置されている。クラッチドラム４２とピストン４３によって、締結用油圧が供給される油圧室４６が画定されている。また、油圧室４６への油圧非供給時に摩擦板４４の締結を解放するようにピストン４３を付勢する皿ばねでなるリターンスプリング４７が設けられている。
油圧室４６に締結用油圧が供給されると、この締結用油圧によりピストン４３を介して摩擦板４４が押し付けられてクラッチ機構１４が締結される。
なお、本実施形態では、ピストン４３の背部に遠心バランス室形成部材４８を備え、該遠心バランス室形成部材４８とピストン４３によって遠心バランス室４９が画定されている。遠心バランス室４９に作動油を導入することで、該作動油に作用する遠心力によって、油圧室４６内の作動油に作用する遠心力をキャンセルして、クラッチ機構１４の解放状態においてピストン４３が締結方向に移動することを抑制することができる。
（回転数センサ）
回転数センサ１５は、遠心振子ダンパ１３の回転速度に基づいた検出信号を出力するものであり、例えば、ピックアップコイル型、ホール素子型、磁気抵抗素子型等の磁気センサを用いることができる。
例えば、回転数センサ１５としてピックアップ式磁気センサを用いる場合、回転数センサ１５は、遠心振子ダンパ１３の支持部材３１の外周面を臨むように、カバー部材２ｃに固定されており、内蔵する回転検出素子によって支持部材３１の外周面に形成された被検出歯を検出することで、遠心振子ダンパ１３の回転速度に基づいた検出信号を出力するように構成されている。この検出信号に基づいてクラッチ機構１４の断接制御が行われる。
（動力伝達装置の作用）
次に、以上のような構成を備えた動力伝達装置１０の作用について説明する。
まず、エンジン１の動力は、ねじりダンパ機構に伝達され、このとき、エンジン１のトルク変動は、動力伝達装置１０のねじりダンパ機構に入力され、このねじりダンパ機構である程度は吸収される。このねじりダンパ機構から出力された動力は、その内周側にある変速機構２の入力軸９を介してクラッチ機構１４に伝達される。
次に、エンジン１の低回転時は、クラッチ機構１４が接続されることで、変速機構２の入力軸９から遊星歯車セット１２を介して遠心振子ダンパ１３へ動力が伝達される。このとき、入力軸９の回転は、リングギヤ２３が固定された遊星歯車セット１２のキャリヤ２４に入力されてサンギヤ２１から出力されるため増速される。遠心振子ダンパ１３は、増速されたサンギヤ２１の回転数で駆動される。このとき、ねじりダンパで吸収しきれなかったトルク変動が遠心振子ダンパ１３で吸収される。特に、遠心振子ダンパ１３は増速されているので、効率よくトルク変動が吸収される。
ここで、遠心振子ダンパ１３は、回転数センサ１５によってその支持部材３１の回転速度が検出されている。エンジン１が高回転になり、遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値を越えると、クラッチ機構１４が切断されて、変速機構２の入力軸９から遠心振子ダンパ１３に動力が伝達されなくなる。なお、遠心振子ダンパ１３の回転速度の所定値としては、遠心振子ダンパ１３に作用する遠心力等を考慮して、遠心振子ダンパ１３の大型化を抑制しながら信頼性を確保することができる最高回転数が設定されている。
また、本実施形態では、動力伝達装置１０は、変速機構２の入力軸９の回転速度を検出するための図示しない入力軸回転数センサを備えている。エンジン１が再び低回転になり、入力軸９の回転速度が所定値以下になると、クラッチ機構１４が接続される。なお、入力軸９の回転速度の所定値としては、クラッチ機構１４の接続時に遊星歯車セット１２によって増速された遠心振子ダンパ１３の回転速度が前述の最高回転数となるような入力軸９の回転速度が設定されている。
それ以降も、回転数センサ１５によって検出された遠心振子ダンパ１３の回転速度と、入力軸回転数センサによって検出された入力軸９の回転速度と、に基づいて、クラッチ機構１４が断接制御される。なお、クラッチ機構１４の断接制御を入力軸回転数センサの検出値のみに基づいて行ってもよい。
なお、遠心振子ダンパ１３の回転速度を直接測定する回転数センサ１５は、クラッチ機構１４の断接制御に直接的には用いられず、回転数センサ１５が故障した場合に、この故障を検知することでフェールセーフを実現するためのセンサである。回転数センサ１５の故障は、回転数センサ１５による遠心振子ダンパ１３の回転速度の検出値と、入力軸回転数センサの検出値に基づく遠心振子ダンパ１３の回転速度の算出値との比較によって検知される。
したがって、本実施形態によれば、入力軸９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を断接可能なクラッチ機構１４を備えており、入力軸９が比較的高回転にて運転される状況下において、クラッチ機構１４により入力軸９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を遮断することで、遠心振子ダンパ１３が遊星歯車セット１２により増速されないようにできるので、遠心振子ダンパ１３をその信頼性確保のために高速回転時の遠心力に耐える構造とする必要がなく、遠心振子ダンパ１３の大型化を抑制しながら信頼性を確保することができる。また、トルク変動が大きい低回転域では、クラッチ機構１４を接続することで、遠心振子ダンパ１３によってトルク変動を吸収することができる。すなわち、本実施形態によれば、遠心振子ダンパ１３の大型化及び高速回転することによる信頼性低下を回避しながら、トルク変動乃至車両の振動騒音が効果的に抑制される。
（第２実施形態）
次に、図４に示す第２実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置１１０について説明する。なお、以下の説明では、上述の実施形態と共通する構成については、説明を省略すると共に、図面に同一の符号を用いる。
図４は、第２実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。図４に示すように、動力伝達装置１１０は、第１実施形態の動力伝達装置１０と比較すると、遠心振子ダンパ機構１１１の構成のみが異なる。
すなわち、遠心振子ダンパ機構１１１は、入力軸９の回転を増速する増速機構である遊星歯車セット１２と、該遊星歯車セット１２を介して入力軸９に連絡された遠心振子ダンパ１３と、入力軸９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を断接可能な断接機構であるブレーキ機構１６と、を備える。
ブレーキ機構１６は、第１ケース部材２ａとリングギヤ２３との間に配設されて、これらを断接するように構成されている。ブレーキ機構１６を接続すると、遊星歯車セット１２のリングギヤ２３の回転が制止されることで、入力軸９の動力が遊星歯車セット１２のキャリヤ２４からサンギヤ２１に伝達される。一方で、ブレーキ機構１６を切断すると、遊星歯車セット１２のキャリヤ２４が回転してもリングギヤ２３が空転するだけで、入力軸９の動力はキャリヤ２４からサンギヤ２１に伝達されない。
本実施形態においても、エンジン１が始動されて遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値以下の間は、ブレーキ機構１６が接続されることで、変速機構２の入力軸９から遊星歯車セット１２を介して遠心振子ダンパ１３に動力が伝達される。この間、エンジン１で発生したトルク変動は、遠心振子ダンパ１３によって吸収される。
エンジン１の回転が上昇するのに連れて、遊星歯車セット１２によって増速された遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値を越えると、ブレーキ機構１６が切断される。この間は、変速機構２の入力軸９から遊星歯車セット１２を介して遠心振子ダンパ１３に動力が伝達されない。それ以降も、遠心振子ダンパ１３の回転速度に応じてブレーキ機構１６が断接される。
なお、本実施形態の場合、ブレーキ機構１６が切断されていても、入力軸９の回転に伴って遊星歯車セット１２のキャリヤ２４が回転するように構成されている。そのため、第１実施形態に比べて、動力伝達装置１０のイナーシャが大きくなり、燃費性能に僅かながら影響する。
（第３実施形態）
次に、図５に示す第３実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置１２０について説明する。なお、以下の説明では、上述の実施形態と共通する構成については、説明を省略すると共に、図面に同一の符号を用いる。
図５は、第３実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。図５に示すように、動力伝達装置１２０は、第１実施形態の動力伝達装置１０と比較すると、遠心振子ダンパ機構１２１の構成のみが異なる。
すなわち、遠心振子ダンパ機構１２１は、入力軸９の回転を増速する増速機構である遊星歯車セット１２と、該遊星歯車セット１２を介して入力軸９に連絡された遠心振子ダンパ１３と、遊星歯車セット１２のサンギヤ２１から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を断接可能な断接機構であるクラッチ機構１４と、を備える。
クラッチ機構１４は、遊星歯車セット１２のサンギヤ２１と遠心振子ダンパ１３との間に配設されて、これらを断接するように構成されている。クラッチ機構１４を接続すると、入力軸９の動力が遊星歯車セット１２のサンギヤ２１から遠心振子ダンパ１３に伝達される。一方で、クラッチ機構１４を切断すると、入力軸９の動力はサンギヤ２１から遠心振子ダンパ１３に伝達されない。
本実施形態においても、エンジン１が始動されて遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値以下の間は、クラッチ機構１４が接続されることで、変速機構２の入力軸９から遊星歯車セット１２を介して遠心振子ダンパ１３に動力が伝達される。この間、エンジン１で発生したトルク変動は、遠心振子ダンパ１３によって吸収される。
エンジン１の回転が上昇するのに連れて、遊星歯車セット１２によって増速された遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値を越えると、クラッチ機構１４が切断される。この間は、変速機構２の入力軸９から遊星歯車セット１２を介して遠心振子ダンパ１３に動力が伝達されない。それ以降も、遠心振子ダンパ１３の回転速度に応じてクラッチ機構１４が断接される。
なお、本実施形態の場合、クラッチ機構１４が切断されていても、入力軸９の回転に伴って遊星歯車セット１２のキャリヤ２４とサンギヤ２１が回転するように構成されている。そのため、第１、第２実施形態に比べて、動力伝達装置１２０のイナーシャが大きくなるので、燃費性能が低下する。
（第４実施形態）
次に、図６に示す第４実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置１３０について説明する。なお、以下の説明では、上述の実施形態と共通する構成については、説明を省略すると共に、図面に同一の符号を用いる。
図６は、第４実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。図６に示すように、動力伝達装置１３０は、第１実施形態の動力伝達装置１０と比較すると、遠心振子ダンパ機構１３１の構成のみが異なる。
遠心振子ダンパ機構１３１は、入力軸９の回転を増速する増速機構である遊星歯車セット１２と、該遊星歯車セット１２のサンギヤ２１と噛み合うギヤ２６と、該ギヤ２６を介して入力軸９に連絡された遠心振子ダンパ１３と、入力軸９から遊星歯車セット１２のサンギヤ２１を介して遠心振子ダンパ１３へ動力を伝達する第１動力伝達経路を断接可能な断接機構である第１クラッチ機構１４Ａと、入力軸９から遠心振子ダンパ１３へ遊星歯車セット１２を介さずに動力を伝達する第２動力伝達経路を断接可能な断接機構である第２クラッチ機構１４Ｂと、を備える。
第１クラッチ機構１４Ａは、第１動力伝達経路上において入力軸９と遊星歯車セット１２のキャリヤ２４との間に配設されて、これらを断接するように構成されている。また、第２クラッチ機構１４は、第２動力伝達経路上において入力軸９とギヤ２６との間に配設されて、これらを断接するように構成されている。
また、遠心振子ダンパ機構１３１は、第１クラッチ機構１４Ａにおける遊星歯車セット１２側の回転要素の回転数を検出する第１回転数センサ１５Ａと、第２クラッチ機構１４Ｂにおける遠心振子ダンパ１３側の回転要素の回転数を検出する回転数センサ１５Ｂと、を備える。
第１クラッチ機構１４Ａを接続し、第２クラッチ機構１４Ｂを切断すると、入力軸９の動力は第１動力伝達経路上を遊星歯車セット１２のサンギヤ２１からギヤ２６を介して遠心振子ダンパ１３に伝達される。また、第１クラッチ機構１４Ａを切断し、第２クラッチ機構１４Ｂを接続すると、入力軸９の動力は第２動力伝達経路上をギヤ２６を介して遠心振子ダンパ１３に伝達される。更に、第１クラッチ機構１４Ａ及び第２クラッチ機構１４Ｂを共に切断すると、入力軸９の動力は遠心振子ダンパ１３に伝達されない。
ここで、図７は、図６の遠心振子ダンパ付き動力伝達装置の運転領域を示す概念図である。図７（ａ）に示すように、エンジン回転数とエンジントルクに応じて遠心振子ダンパ機構１３１の状態が切り替えられる。すなわち、エンジン回転数がアイドル回転数Ｎ０以上かつＮ１以下の極低回転域、又はエンジン回転数がＮ１以上かつＮ２以下であると共にエンジントルクがＴ１以下の低回転低負荷域は、遠心振子ダンパ機構１３１の遠心振子ダンパ１３を遊星歯車セット１２によって増速させることができる増速使用可能領域である。また、エンジン回転数Ｎ１以上Ｎ２以下かつエンジントルクがＴ１以上の低回転高負荷域は、遠心振子ダンパ機構１３１の遠心振子ダンパ１３を入力軸９と等速で回転させることができる等速使用可能領域である。更に、エンジン回転数Ｎ２以上の高回転域は、遠心振子ダンパ機構１３１の遠心振子ダンパ１３を入力軸９から切り離すことができる切り離し領域である。
なお、図７（ｂ）に示すように、増速使用可能領域は、切り離し領域と隣接しておらず、等速使用可能領域によって囲まれていてもよい。この場合、エンジントルクがＴ１以下でエンジン回転数がＮ１からＮ２まで上昇すると、等速使用可能領域に切り替わり、エンジン回転数がＮ３になると、切り離し領域に切り替わる。したがって、図７（ａ）に示した例に比べて、エンジン回転数が上昇する間に増速使用可能領域から切り離し領域に直接切り替わらないため、遠心振子ダンパ１３の回転速度をスムーズに変化させることができる。
図８は、図７の各運転領域における各断接機構の状態を示す表である。図８に示すように、入力軸９が比較的低回転低負荷にて運転される増速使用可能領域では、第２クラッチ機構１４Ｂの切断（ＯＦＦ）により第２動力伝達経路ｂにおける入力軸９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を遮断すると共に、第１クラッチ機構１４Ａの接続（ＯＮ）により第１動力伝達経路ａにおける入力軸９から遊星歯車セット１２を介した遠心振子ダンパ１３へ動力を伝達することで、遠心振子ダンパ１３が遊星歯車セット１２により増速される。
入力軸９が比較的低回転高負荷にて運転される等速使用可能領域では、第１クラッチ機構１４Ａの切断により第１動力伝達経路ａ上における入力軸９から遊星歯車セット１２を介した遠心振子ダンパ１３への動力伝達を遮断すると共に、第２クラッチ機構１４Ｂの接続により第２動力伝達経路ｂ上における入力軸９から遠心振子ダンパ１３へ動力を伝達することで、遠心振子ダンパ１３が遊星歯車セット１２により増速されずに入力軸９と等速で回転される。
入力軸９が比較的高回転にて運転される切り離し領域では、第１クラッチ機構１４Ａ及び第２クラッチ機構１４Ｂの切断により第１動力伝達経路ａ及び第２動力伝達経路ｂ上における入力軸９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を遮断することで、遠心振子ダンパ１３に動力が伝達されない。
（第５実施形態）
次に、図９に示す第５実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置１４０について説明する。なお、以下の説明では、上述の実施形態と共通する構成については、説明を省略すると共に、図面に同一の符号を用いる。
図９は、第５実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。図９に示すように、動力伝達装置１４０は、第１実施形態の動力伝達装置１０と比較すると、遠心振子ダンパ機構１４１の構成のみが異なる。
すなわち、遠心振子ダンパ機構１４１は、入力軸９の回転を増速する増速機構である遊星歯車セット１２と、該遊星歯車セット１２を介して入力軸９に連絡された遠心振子ダンパ１３と、入力軸９から遊星歯車セット１２のキャリヤ２４への動力伝達を断接可能な断接機構であるクラッチ機構１４と、を備える。
クラッチ機構１４は、入力軸９と遊星歯車セット１２のキャリヤ２４との間に配設されて、これらを断接するように構成されている。クラッチ機構１４を接続すると、入力軸９の動力が遊星歯車セット１２のキャリヤ２４に伝達されると共に、ピニオン２２に噛み合うリングギヤ２３に連結された遠心振子ダンパ１３に伝達される。一方で、クラッチ機構１４を切断すると、入力軸９の動力は遊星歯車セット１２及び遠心振子ダンパ１３に伝達されない。
本実施形態においても、エンジン１が始動されて遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値以下の間は、クラッチ機構１４が接続されることで、変速機構２の入力軸９から遊星歯車セット１２を介して遠心振子ダンパ１３に動力が伝達される。この間、エンジン１で発生したトルク変動は、遠心振子ダンパ１３によって吸収される。
エンジン１の回転が上昇するのに連れて、遊星歯車セット１２によって増速された遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値を越えると、クラッチ機構１４が切断される。この間は、変速機構２の入力軸９から遊星歯車セット１２を介して遠心振子ダンパ１３に動力が伝達されない。それ以降も、遠心振子ダンパ１３の回転速度に応じてクラッチ機構１４が断接される。
図１０は、図９に示した動力伝達装置１４０の増速機構である遊星歯車セット１２の速度線図である。図１０に示すように、サンギヤ２１が固定されているため、キャリヤ２４に入力軸９から入力された回転は、リングギヤ２３とキャリヤ２４の歯数比Ｚr：Ｚcに基づいて変速されてリングギヤ２３から出力される。このとき、リングギヤ２３はキャリヤ２４と同じ回転方向に回転（正回転）するため、キャリヤ２４の入力回転数Ｎinとリングギヤ２３の出力回転数Ｎoutは、Ｎout＝Ｎin×（Ｚr＋Ｚc）／Ｚrの関係が成立する。そのため、当然に、出力回転数Ｎout＞入力回転数Ｎinとなり、入力軸９から入力された回転は遊星歯車セット１２によって増速されて遠心振子ダンパ１３に伝達される。
本実施形態においても、エンジン１が始動されて遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値以下の間は、クラッチ機構１４が接続されることで、変速機構２の入力軸９から遊星歯車セット１２を介して遠心振子ダンパ１３に動力が伝達される。この間、エンジン１で発生したトルク変動は、遠心振子ダンパ１３によって吸収される。
エンジン１の回転が上昇するのに連れて、遊星歯車セット１２によって増速された遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値を越えると、クラッチ機構１４が切断される。この間は、変速機構２の入力軸９から遊星歯車セット１２を介して遠心振子ダンパ１３に動力が伝達されない。それ以降も、遠心振子ダンパ１３の回転速度に応じてクラッチ機構１４が断接される。
本実施形態は、遊星歯車セット１２の増速比を大きくする必要が無い場合に有効である。
（第６実施形態）
次に、図１１に示す第６実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置１５０について説明する。なお、以下の説明では、上述の実施形態と共通する構成については、説明を省略すると共に、図面に同一の符号を用いる。
図１１は、第６実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。図１１に示すように、動力伝達装置１５０は、第１実施形態の動力伝達装置１０と比較すると、遠心振子ダンパ機構１５１の構成のみが異なる。
すなわち、遠心振子ダンパ機構１５１は、入力軸９の回転を増速する増速機構であるダブルピニオンタイプの遊星歯車セット１７と、該遊星歯車セット１７を介して入力軸９に連絡された遠心振子ダンパ１３と、入力軸９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を断接可能な断接機構であるクラッチ機構１４と、を備える。
遊星歯車セット１７は、回転要素として、サンギヤ７１と、リングギヤ７４と、サンギヤ７１に噛み合う第１ピニオン７２及び該第１ピニオン７２とリングギヤ７４とに噛み合う第２ピニオン７３を支持するピニオンキャリヤ７５（以下、単に「キャリヤ７５」と略記する）とを有する。そして、本実施形態では、リングギヤ７４はクラッチ機構１４を介して入力軸９と連絡され、キャリヤ７５は第１ケース部材２ａに連結され、サンギヤ７１は遠心振子ダンパ１３に連結されている。
クラッチ機構１４は、入力軸９と遊星歯車セット１７のリングギヤ７４との間に配設されて、これらを断接するように構成されている。クラッチ機構１４を接続すると、入力軸９の動力が遊星歯車セット１７のリングギヤ７４に伝達されると共に、ピニオン７２、７３に噛み合うサンギヤ７１に連結された遠心振子ダンパ１３に伝達される。一方で、クラッチ機構１４を切断すると、入力軸９の動力は遊星歯車セット１７及び遠心振子ダンパ１３に伝達されない。
図１２は、図１１に示した動力伝達装置１５０の増速機構である遊星歯車セット１７の速度線図である。図１２に示すように、キャリヤ７５が固定されているため、リングギヤ７４に入力軸９から入力された回転は、リングギヤ７４とサンギヤ７１の歯数比Ｚr：Ｚsに基づいて変速されてサンギヤ７１から出力される。このとき、サンギヤ７１はリングギヤ７４と同じ回転方向に回転（正回転）するため、リングギヤ７４の入力回転数Ｎinとサンギヤ７１の出力回転数Ｎoutは、Ｎout＝Ｎin×（Ｚr＋Ｚs）／Ｚsの関係が成立する。そのため、当然に、出力回転数Ｎout＞入力回転数Ｎinとなり、入力軸９から入力された回転は遊星歯車セット１７によって増速されて遠心振子ダンパ１３に伝達される。
本実施形態においても、エンジン１が始動されて遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値以下の間は、クラッチ機構１４が接続されることで、変速機構２の入力軸９から遊星歯車セット１７を介して遠心振子ダンパ１３に動力が伝達される。この間、エンジン１で発生したトルク変動は、遠心振子ダンパ１３によって吸収される。
エンジン１の回転が上昇するのに連れて、遊星歯車セット１７によって増速された遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値を越えると、クラッチ機構１４が切断される。この間は、変速機構２の入力軸から遊星歯車セット１７及び遠心振子ダンパ１３に動力が伝達されない。それ以降も、遠心振子ダンパ１３の回転速度に応じてクラッチ機構１４が断接される。
（第７実施形態）
次に、図１３に示す第７実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置１６０について説明する。なお、以下の説明では、上述の実施形態と共通する構成については、説明を省略すると共に、図面に同一の符号を用いる。
図１３は、第７実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。図１３に示すように、動力伝達装置１６０は、第６実施形態の動力伝達装置１０と比較すると、遠心振子ダンパ機構１６１の構成のみが異なる。
すなわち、遠心振子ダンパ機構１６１は、入力軸９の回転を増速する増速機構であるダブルピニオンタイプの遊星歯車セット１７と、該遊星歯車セット１７を介して入力軸９に連絡された遠心振子ダンパ１３と、入力軸９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を断接可能な断接機構であるクラッチ機構１４と、を備える。そして、本実施形態では、遊星歯車セット１７のリングギヤ７４は、クラッチ機構１４を介して入力軸９と連絡され、キャリヤ７５は遠心振子ダンパ１３に連結され、サンギヤ７１は第１ケース部材２ａに連結されている。
図１４は、図１３に示した動力伝達装置１６０の増速機構である遊星歯車セット１７の速度線図である。図１４に示すように、サンギヤ７１が固定されているため、リングギヤ７４に入力軸９から入力された回転は、リングギヤ７４とキャリヤ７５の歯数比Ｚr：Ｚcに基づいて変速されてキャリヤ７５から出力される。このとき、キャリヤ７５はリングギヤ７４と同じ回転方向に回転（正回転）するため、リングギヤ７４の入力回転数Ｎinとキャリヤ７５の出力回転数Ｎoutは、Ｎout＝Ｎin×（Ｚr＋Ｚc）／Ｚcの関係が成立する。そのため、当然に、出力回転数Ｎout＞入力回転数Ｎinとなり、入力軸９から入力された回転は遊星歯車セット１７によって増速されて遠心振子ダンパ１３に伝達される。
本実施形態においても、エンジン１が始動されて遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値以下の間は、クラッチ機構１４が接続されることで、変速機構２の入力軸９から遊星歯車セット１７を介して遠心振子ダンパ１３に動力が伝達される。この間、エンジン１で発生したトルク変動は、遠心振子ダンパ１３によって吸収される。
エンジン１の回転が上昇するのに連れて、遊星歯車セット１７によって増速された遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値を越えると、クラッチ機構１４が切断される。この間は、変速機構２の入力軸から遊星歯車セット１７及び遠心振子ダンパ１３に動力が伝達されない。それ以降も、遠心振子ダンパ１３の回転速度に応じてクラッチ機構１４が断接される。
（第８実施形態）
次に、図１５に示す第８実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置１７０について説明する。なお、以下の説明では、上述の実施形態と共通する構成については、説明を省略すると共に、図面に同一の符号を用いる。
図１５は、第８実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。図１５に示すように、動力伝達装置１７０は、第１実施形態の動力伝達装置１０と比較すると、遠心振子ダンパ機構１７１の構成のみが異なる。
すなわち、遠心振子ダンパ機構１７１は、入力軸９の回転を増速する増速機構であるダブルピニオンタイプの遊星歯車セット１７と、該遊星歯車セット１７を介して入力軸９に連絡された遠心振子ダンパ１３と、入力軸９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を断接可能な断接機構であるブレーキ機構１６と、を備える。そして、本実施形態では、遊星歯車セット１７のリングギヤ７４は、入力軸９に連結され、キャリヤ７５はブレーキ機構１６に連結され、サンギヤ７１は遠心振子ダンパ１３に連結されている。
図１６は、図１５に示した動力伝達装置１７０の増速機構である遊星歯車セット１７の速度線図である。図１６に示すように、キャリヤ７５が固定されているとき、リングギヤ７４に入力軸９から入力された回転は、リングギヤ７４とサンギヤ７１の歯数比Ｚr：Ｚsに基づいて変速されてサンギヤ７１から出力される。このとき、サンギヤ７１はリングギヤ７４と同じ回転方向に回転（正回転）するため、リングギヤ７４の入力回転数Ｎinとサンギヤ７１の出力回転数Ｎoutは、Ｎout＝Ｎin×（Ｚr＋Ｚs）／Ｚsの関係が成立する。そのため、当然に、出力回転数Ｎout＞入力回転数Ｎinとなり、入力軸９から入力された回転は遊星歯車セット１７によって増速されて遠心振子ダンパ１３に伝達される。
本実施形態によれば、エンジン１が始動されて遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値以下の間は、ブレーキ機構１６が接続されることで、変速機構２の入力軸９から遊星歯車セット１７を介して遠心振子ダンパ１３に動力が伝達される。この間、エンジン１で発生したトルク変動は、遠心振子ダンパ１３によって吸収される。
エンジン１の回転が上昇するのに連れて、遊星歯車セット１７によって増速された遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値を越えると、ブレーキ機構１６が切断される。この間は、変速機構２の入力軸から遊星歯車セット１７を介して遠心振子ダンパ１３に動力が伝達されない。それ以降も、遠心振子ダンパ１３の回転速度に応じてブレーキ機構１６が断接される。
（第９実施形態）
次に、図１７に示す第９実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置１８０について説明する。なお、以下の説明では、上述の実施形態と共通する構成については、説明を省略すると共に、図面に同一の符号を用いる。
図１７は、第９実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。図１７に示すように、動力伝達装置１８０は、第１実施形態の動力伝達装置１０と比較すると、遠心振子ダンパ機構１８１の構成のみが異なる。
すなわち、遠心振子ダンパ機構１８１は、入力軸９の回転を増速する増速機構である遊星歯車セット１２と、該遊星歯車セット１２を介して入力軸９に連絡された遠心振子ダンパ１３と、入力軸９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を断接可能な断接機構であるクラッチ機構１４と、を備える。
クラッチ機構１４は、入力軸９と遊星歯車セット１２のリングギヤ２３との間に配設されて、これらを断接するように構成されている。クラッチ機構１４を接続すると、入力軸９の動力が遊星歯車セット１２を介して遠心振子ダンパ１３に伝達される。一方で、クラッチ機構１４を切断すると、入力軸９の動力は遠心振子ダンパ１３に伝達されない。
図１８は、図１７に示した動力伝達装置１８０の増速機構である遊星歯車セット１２の速度線図である。図１８に示すように、キャリヤ２４が固定されているため、リングギヤ２３に入力軸９から入力された回転は、リングギヤ２３とサンギヤ２１の歯数比Ｚr：Ｚsに基づいて変速されてサンギヤ２１から出力される。このとき、リングギヤ２３はサンギヤ２１と反対方向に回転（逆回転）するため、リングギヤ２３の入力回転数Ｎinとサンギヤ２１の出力回転数Ｎoutは、Ｎout＝Ｎin×Ｚr／Ｚsの関係が成立する。ここで、リングギヤ２３とサンギヤ２１の歯数の大小関係がＺr＞Ｚsであるので、出力回転数Ｎout＞入力回転数Ｎinとなり、入力軸９から入力された回転は遊星歯車セット１２によって増速されて遠心振子ダンパ１３に伝達される。
本実施形態においても、エンジン１が始動されて遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値以下の間は、クラッチ機構１４が接続されることで、変速機構２の入力軸９から遊星歯車セット１２を介して遠心振子ダンパ１３に動力が伝達される。この間、エンジン１で発生したトルク変動は、遠心振子ダンパ１３によって吸収される。
エンジン１の回転が上昇するのに連れて、遊星歯車セット１２によって増速された遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値を越えると、クラッチ機構１４が切断される。この間は、変速機構２の入力軸９から遊星歯車セット１２を介して遠心振子ダンパ１３に動力が伝達されない。それ以降も、遠心振子ダンパ１３の回転速度に応じてクラッチ機構１４が断接される。
本実施形態の場合、遊星歯車セット１２のキャリヤ２４を固定しているため、リングギヤ２３に対してサンギヤ２１は逆回転する。また、本実施形態は、遊星歯車セット１２の増速比を大きくする必要が無い場合に有効である。
なお、遠心振子ダンパ機構１８１は、遊星歯車セット１７として、リングギヤ２３とサンギヤ２１の歯数の大小関係がＺr＜Ｚsであるものを用いて、サンギヤ２１はクラッチ機構１４を介して入力軸９に連結すると共に、リングギヤ２３は遠心振子ダンパ１３に連結してもよい。
（第１０実施形態）
次に、図１９に示す第１０実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置１９０について説明する。なお、以下の説明では、上述の実施形態と共通する構成については、説明を省略すると共に、図面に同一の符号を用いる。
図１９は、第１０実施形態に係る遠心振子ダンパ付き動力伝達装置を備えた車両駆動系の振動モデルを示す図である。図１９に示すように、動力伝達装置１９０は、第１実施形態の動力伝達装置１０と比較すると、遠心振子ダンパ機構１９１の構成のみが異なる。
すなわち、遠心振子ダンパ機構１９１は、入力軸９の回転を増速する増速機構である歯車列１８と、該歯車列１８を介して入力軸９に連絡された遠心振子ダンパ１３と、入力軸９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を断接可能な断接機構であるクラッチ機構１４と、を備える。
歯車列１８は、回転要素として、大ギヤ８１と、該大ギヤ８１に噛み合う小ギヤ８２と、を有する。大ギヤ８１の歯数は、小ギヤ８２の歯数よりも大きく設定されている。そして、大ギヤ８１はクラッチ機構１４を介して入力軸９と連絡され、小ギヤ８２は遠心振子ダンパ１３に連結されている。
クラッチ機構１４は、入力軸９と歯車列１８の大ギヤ８１との間に配設されて、これらを断接するように構成されている。クラッチ機構１４を接続すると、入力軸９の動力が歯車列１８の大ギヤ８１から小ギヤ８２を介して遠心振子ダンパ１３に伝達される。一方で、クラッチ機構１４を切断すると、入力軸９の動力は歯車列１８及び遠心振子ダンパ１３に伝達されない。
本実施形態においても、エンジン１が始動されて遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値以下の間は、クラッチ機構１４が接続されることで、変速機構２の入力軸９から歯車列１８を介して遠心振子ダンパ１３に動力が伝達される。この間、エンジン１で発生したトルク変動は、遠心振子ダンパ１３によって吸収される。
エンジン１の回転が上昇するのに連れて、歯車列１８によって増速された遠心振子ダンパ１３の回転速度が所定値を越えると、クラッチ機構１４が切断される。この間は、変速機構２の入力軸９から歯車列１８を介して遠心振子ダンパ１３に動力が伝達されない。それ以降も、遠心振子ダンパ１３の回転速度に応じてクラッチ機構１４が断接される。
以上の構成により、上述の第１〜第１０実施形態によれば、入力軸９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を断接可能な断接機構としてクラッチ機構１４又はブレーキ機構１６を備えるので、入力軸９が比較的高回転にて運転される状況下において、断接機構により入力軸９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を遮断することで、遠心振子ダンパ１３が遊星歯車セット１２により増速されないようにできるので、遠心振子ダンパ１３をその信頼性確保のために高速回転時の遠心力に耐える構造とする必要がなく、遠心振子ダンパ１３の大型化を抑制しながら信頼性を確保することができる。
また、トルク変動が大きい低回転域では、クラッチ機構１４又はブレーキ機構１６を接続することで、遠心振子ダンパ１３によってトルク変動を吸収することができる。
したがって、本発明によれば、遠心振子ダンパ１３の大型化及び高速回転することによる信頼性低下を回避しながら、トルク変動乃至車両の振動騒音が効果的に抑制される。
また、第１、４〜７、９、１０実施形態によれば、クラッチ機構１４又はブレーキ機構１６は入力軸９から遊星歯車セット１２への動力伝達を断接可能に設けられているので、入力軸９が比較的高回転にて運転される状況下において、クラッチ機構１４又はブレーキ機構１６により入力軸９から遊星歯車セット１２への動力伝達を遮断することで、遊星歯車セット１２が駆動されないようにできるので、遊星歯車セット１２を駆動することによる動力損失の低減を図ることができる。
また、第４実施形態によれば、断接機構は、第１クラッチ機構１４Ａと第２クラッチ機構１４Ｂを備え、第１クラッチ機構１４Ａ及び遊星歯車セット１２は、入力軸９と遠心振子ダンパ１３との間の第１動力伝達経路上に介設され、第２クラッチ機構１４Ｂは、第１動力伝達経路とは独立した、入力軸９と遠心振子ダンパ１３との間の第２動力伝達経路上に介設される。そのため、入力軸９が比較的高回転にて運転される状況下において、第１クラッチ機構１４Ａ及び第２クラッチ機構１４Ｂにより第１動力伝達経路及び第２動力伝達経路上における入力軸９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を遮断することで、遠心振子ダンパ１３に動力が伝達されないようにできる。
また、入力軸９が比較的低回転高負荷にて運転される状況下において、第１クラッチ機構１４Ａにより第１動力伝達経路における入力軸９から遊星歯車セット１２を介した遠心振子ダンパ１３への動力伝達を遮断すると共に、第２クラッチ機構１４Ｂにより第２動力伝達経路における入力軸９から遠心振子ダンパ１３へ動力を伝達することで、遠心振子ダンパ１３が遊星歯車セット１２により増速されずに、等速で回転されるようにできる。
更に、入力軸９が比較的低回転低負荷にて運転される状況下において、第２クラッチ機構１４Ｂにより第２動力伝達経路における入力軸９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を遮断すると共に、第１クラッチ機構１４Ａにより第１動力伝達経路における入力軸９から遊星歯車セット１２を介した遠心振子ダンパ１３へ動力を伝達することで、遠心振子ダンパ１３が遊星歯車セット１２により増速されるようにできる。
したがって、第１クラッチ機構１４Ａ及び第２クラッチ機構１４Ｂの断接を制御することにより、遠心振子ダンパ１３を増速、等速又は遮断状態に切り換えることができ、当該車両の運転状態に応じた適切な制御を行うことができる。
また、第１〜５、９実施形態によれば、遊星歯車セット１２は、サンギヤ２１、ピニオンキャリヤ２４及びリングギヤ２３を有するシングルピニオンタイプの遊星歯車セットであり、キャリヤ２４は入力軸９に連絡され、サンギヤ２１又はリングギヤ２３の一方は遠心振子ダンパ１３に連絡され、サンギヤ２１又はリングギヤ２３の他方はその回転を制止する制止手段に連絡されているので、遠心振子ダンパ付き動力伝達装置の構成が具体化され、その具体化された遠心振子ダンパ付き動力伝達装置について前記効果が実現される。
一方、第６〜８実施形態によれば、遊星歯車セット１２は、サンギヤ２１、ピニオンキャリヤ２４及びリングギヤ２３を有するダブルピニオンタイプの遊星歯車セットであり、リングギヤ２３は入力軸９に連絡され、サンギヤ２１又はキャリヤ２４の一方は遠心振子ダンパ１３に連絡され、サンギヤ２１又はキャリヤ２４の他方はその回転を制止する制止手段に連絡されているので、遠心振子ダンパ付き動力伝達装置の構成が具体化され、その具体化された遠心振子ダンパ付き動力伝達装置について前記効果が実現される。
また、第２、８実施形態によれば、遊星歯車セット１２は、サンギヤ２１、ピニオン２２を支持するキャリヤ２４及びリングギヤ２３を有する遊星歯車セットであり、断接機構は遊星歯車セット１２のサンギヤ２１、キャリヤ２４又はリングギヤ２３のいずれか１つの回転を制動可能なブレーキ機構１６であり、一般にブレーキ機構１６はクラッチ機構１４のように遠心油圧の影響を受けないので、このようなブレーキ機構１６を断接機構として用いることで、断接機構の制御精度の向上を図ることができる。
また、第１〜１０実施形態によれば、断接機構は遠心振子ダンパ１３の過回転を抑制するので、断接機構により入力軸９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を遮断することで、遠心振子ダンパ１３が遊星歯車セット１２により増速されないようにできるので、遠心振子ダンパ１３をその信頼性確保のために高速回転時の遠心力に耐える構造とする必要がなく、遠心振子ダンパ１３の大型化を抑制しながら信頼性を確保することができる。
また、第１〜１０実施形態によれば、遠心振子ダンパ１３の過回転を抑制するものであって、入力軸９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を断接可能な断接機構としてクラッチ機構１４又はブレーキ機構１６を備えるので、入力軸９が比較的高回転にて運転される状況下において、遠心振子ダンパ１３が過回転とならないように断接機構によって遠心振子ダンパ１３への動力伝達を遮断することができる。そのため、遠心振子ダンパ１３をその信頼性確保のために高速回転時の遠心力に耐える構造とする必要がなく、遠心振子ダンパ１３の大型化を抑制しながら信頼性を確保することができる。
更に、第１実施形態によれば、入力軸９から遠心振子ダンパ１３への動力伝達を断接可能な断接機構としてクラッチ機構１４又はブレーキ機構１６を備え、断接機構と遠心振子ダンパ１３との間の動力伝達経路上には、遊星歯車セット１２として、サンギヤ２１、ピニオンキャリヤ２４及びリングギヤ２３を有するシングルピニオンタイプの遊星歯車セット１２が介設され、キャリヤ２４は断接機構に連絡され、リングギヤ２３は第１ケース部材２ａに固定され、サンギヤ２１は遠心振子ダンパ１３に連絡されるので、入力軸９が比較的低回転にて運転される状況下において、断接機構によって入力軸９からキャリヤ２４へ動力を伝達すると、サンギヤ２１と共に遠心振子ダンパ１３の回転が増速される一方で、入力軸９が比較的高回転にて運転される状況下において、断接機構によってキャリヤ２４への動力伝達を遮断すると、サンギヤ２１に連絡された遠心振子ダンパ１３へ動力が伝達されないので、遠心振子ダンパ１３をその信頼性確保のために高速回転時の遠心力に耐える構造とする必要がなく、遠心振子ダンパの大型化及び高速回転することによる信頼性低下を回避しながら、トルク変動乃至車両の振動騒音が効果的に抑制することができる。
本発明は、例示された実施形態に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲において、種々の改良及び設計上の変更が可能である。
例えば、本実施形態では、出力軸３と入力軸９との間を連絡するねじりダンパ機構として、第１コイルばね５と第２コイルばね７が並列に連結されたものについて記載したが、図２０に示すように、ねじりダンパ機構は、中間プレート６’を介して第１コイルばね５と第２コイルばね７が直列に連結されたものであってもよい。この場合、第１コイルばね５及び第２コイルばね７として異なる振動特性のコイルばねを用いることで、異なる特性のトルク変動を吸収することが可能となる。なお、このとき、遠心振子ダンパ機構は、第１〜第１０実施形態で示したいずれの遠心振子ダンパ機構１１〜１９１であってもよい。
また、本実施形態では、遠心振子ダンパ機構１１が変速機構２の入力軸９に連結されているものについて記載したが、遠心振子ダンパ機構１１は、エンジン１の出力軸３に連結されてもよい。更に、図２０に示すようなねじりダンパ機構を用いる場合には、図２１（ａ）、図２１（ｂ）に示すように、遠心振子ダンパ機構１１は、エンジン１の出力軸３又は中間プレート６’に連結されてもよい。このとき、遠心振子ダンパ機構は、第１〜第１０実施形態で示したいずれの遠心振子ダンパ機構１１〜１９１であってもよい。
また、本実施形態では、ばねダンパ機構が第１コイルばね５及び第２コイルばね７から構成されているものについて記載したが、図２１（ｃ）、図２１（ｄ）に示すように、出力軸３と入力軸９の間を第１コイルばね５のみで連結してもよい。このとき、遠心振子ダンパ機構は、第１〜第１０実施形態で示したいずれの遠心振子ダンパ機構１１〜１９１であってもよい。
また、本実施形態では、トルコンレスの自動変速機に適用したものについて記載したが、図２２に示すように、トルクコンバータを備えた自動変速機に適用してもよい。
以上のように本発明によれば、遠心振子ダンパの大型化及び高速回転することによる信頼性低下を回避しながら、トルク変動乃至車両の振動騒音が効果的に抑制することができるので、この種の遠心振子ダンパ付き動力伝達装置又はこれが搭載される車両の製造技術分野において好適に利用される可能性がある。
２ａ 第１ケース部材（ケース部材）
９ 入力軸（動力伝達軸）
１０、１１０、１２０、１３０、１４０、１５０、１６０、１７０、１８０、１９０、２００、２１０、２２０、２３０、２４０ 動力伝達装置
１２、１７ 遊星歯車セット（増速機構）
１３ 遠心振子ダンパ
１４ クラッチ機構（断接機構）
１４Ａ 第１クラッチ機構（第１断接機構）
１４Ｂ 第２クラッチ機構（第２断接機構）
１６ ブレーキ機構（断接機構）
２１ サンギヤ
２３ リングギヤ
２４ キャリヤ
ａ 第１動力伝達経路
ｂ 第２動力伝達経路

Claims (9)

  1. 動力伝達軸の回転を増速する増速機構と、該増速機構を介して前記動力伝達軸に連絡された遠心振子ダンパと、を有する遠心振子ダンパ付き動力伝達装置であって、
    前記動力伝達軸から前記遠心振子ダンパへの動力伝達を断接可能な断接機構を備える
    ことを特徴とする遠心振子ダンパ付き動力伝達装置。
  2. 前記断接機構は、前記動力伝達軸から前記増速機構への動力伝達を断接可能に設けられる
    ことを特徴とする請求項１に記載の遠心振子ダンパ付き動力伝達装置。
  3. 前記断接機構は、第１断接機構と第２断接機構を備え、
    前記第１断接機構及び前記増速機構は、前記動力伝達軸と前記遠心振子ダンパとの間の第１動力伝達経路上に介設され、
    前記第２断接機構は、前記動力伝達軸と前記遠心振子ダンパとの間で前記第１動力伝達経路に並列に設けられた第２動力伝達経路上に介設される
    ことを特徴とする請求項１又は２に記載の遠心振子ダンパ付き動力伝達装置。
  4. 前記増速機構は、サンギヤ、ピニオンキャリヤ及びリングギヤを有するシングルピニオンタイプの遊星歯車セットであり、
    前記ピニオンキャリヤは、前記動力伝達軸に連絡され、
    前記サンギヤ又は前記リングギヤの一方は、前記遠心振子ダンパに連絡され、
    前記サンギヤ又は前記リングギヤの他方は、その回転を制止する制止手段に連絡されている
    ことを特徴とする請求項１から３のいずれか１項に記載の遠心振子ダンパ付き動力伝達装置。
  5. 前記増速機構は、サンギヤ、ピニオンキャリヤ及びリングギヤを有するダブルピニオンタイプの遊星歯車セットであり、
    前記リングギヤは、前記動力伝達軸に連絡され、
    前記サンギヤ又は前記ピニオンキャリヤの一方は、前記遠心振子ダンパに連絡され、
    前記サンギヤ又は前記ピニオンキャリヤの他方は、その回転を制止する制止手段に連絡されている
    ことを特徴とする請求項１から３のいずれか１項に記載の遠心振子ダンパ付き動力伝達装置。
  6. 前記増速機構は、サンギヤ、ピニオンキャリヤ及びリングギヤを有する遊星歯車セットであり、
    前記断接機構は、前記遊星歯車セットの前記サンギヤ、ピニオンキャリヤ又はリングギヤのいずれか１つの回転を制動可能なブレーキ機構である
    ことを特徴とする請求項１に記載の遠心振子ダンパ付き動力伝達装置。
  7. 前記断接機構は、前記遠心振子ダンパの過回転を抑制するように構成されている
    ことを特徴とする請求項１から６のいずれか１項に記載の遠心振子ダンパ付き動力伝達装置。
  8. 動力伝達軸の回転を増速する増速機構と、該増速機構を介して前記動力伝達軸に連絡された遠心振子ダンパと、を有する遠心振子ダンパ付き動力伝達装置であって、
    前記遠心振子ダンパの過回転を抑制するものであって、前記動力伝達軸から前記遠心振子ダンパへの動力伝達を断接可能な断接機構を備える
    ことを特徴とする遠心振子ダンパ付き動力伝達装置。
  9. 動力伝達軸の回転を増速する増速機構と、該増速機構を介して前記動力伝達軸に連絡された遠心振子ダンパと、を有する遠心振子ダンパ付き動力伝達装置であって、
    前記動力伝達軸と前記増速機構との間に介設された前記動力伝達軸から前記増速機構への動力伝達を断接可能なクラッチ機構を備え、
    前記増速機構は、サンギヤ、ピニオンキャリヤ及びリングギヤを有するシングルピニオンタイプの遊星歯車セットであり、
    前記ピニオンキャリヤは、前記クラッチ機構に連絡され、
    前記リングギヤは、ケース部材に固定され、
    前記サンギヤは、前記遠心振子ダンパに連絡される
    ことを特徴とする遠心振子ダンパ付き動力伝達装置。
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