JP2020133689A - 捩り振動低減装置 - Google Patents

Abstract

【課題】振動減衰のための慣性質量体の質量を低減することなく、エンジンの高回転数域での慣性トルクの増大を抑制してエンジンの高回転数域での振動減衰性能を向上することができる捩り振動低減装置を提供する。【解決手段】遊星回転機構１９の入力要素２３と出力要素２０との間に弾性体２９が設けられ、エンジントルクの振動によって入力要素２３と出力要素２０とが弾性体２９を弾性変形させて相対回転すると共に、慣性要素２１の回転に振動が生じるように構成された捩り振動低減装置１において、遠心力を要因として入力要素２３と出力要素２０と慣性要素２１とのうち、２つの要素を摩擦接触させて２つの要素同士の間の摺動抵抗を増大させるように構成されたヒステリシス増大機構３３，３４，３０ａ，３０ｂを備えている。【選択図】図３

Description

この発明は、入力されたトルクの変動（振動）に起因する捩り振動を低減するように構成された捩り振動低減装置に関するものである。

捩り振動を低減する装置として遊星歯車機構を使用した例が特許文献１に記載されている。その遊星歯車機構はロックアップクラッチを有するトルクコンバータの内部であって、かつ、半径方向でバネダンパの外側に当該バネダンパと同心円状に並んで配置されている。遊星歯車機構のキャリヤにロックアップクラッチとバネダンパの入力側部材とが連結されていて、ロックアップクラッチを介してキャリヤに、エンジンが出力するエンジントルクが入力されるようになっている。また、サンギヤにバネダンパの出力側部材が連結されている。つまり、キャリヤとサンギヤとがバネダンパを介して連結されている。軸線方向でリングギヤの両側には、リングギヤの外径および内径とほぼ同じ外径および内径の環状の側板がそれぞれ設けられている。側板とリングギヤとはリベットによって一体化されており、側板とリングギヤとは共に慣性質量体として機能する。そして、エンジントルクの振動に応じてバネダンパのバネが伸縮することによって、キャリヤとサンギヤとが所定角度、相対回転する。それに伴ってリングギヤが強制的に回転させられると共にその回転に振動が生じる。リングギヤの振動はバネが伸縮することによるものであるため、これらエンジントルクの振動とリングギヤの振動とには位相のずれがある。そのため、リングギヤの振動による慣性トルクがいわゆる制振トルクとして作用し、遊星歯車機構から出力されるトルクの振動が低減される。

国際公開第２０１６／２０８７６７号

特許文献１に記載された装置は、入力されるエンジントルクの振動によってバネが伸縮し、それに伴う遊星歯車機構の差動作用によってリングギヤが振動する。すなわち、バネの伸縮によるリングギヤの相対回転とリングギヤによる慣性トルクとによって振動を低減する。エンジン回転数が比較的低回転数の場合、エンジントルクの振動によるいわゆる起振力が大きいので、バネが大きく伸縮し、また慣性体であるリングギヤの相対回転が大きく生じるので、効果的にエンジントルクの振動を低減できる。これに対して、エンジン回転数が高回転数の場合、エンジントルクが振動するとしてもそれに起因する起振力が低回転数の場合に比較して小さくなる。その場合でも前述したバネが伸縮し、その変位量に応じて振動を吸収する。また、バネが伸縮することによって慣性体であるリングギヤに相対回転が生じ、慣性トルクを生じる。その慣性トルク（制振力）は、遊星歯車機構の差動作用による各回転要素の差動回転に応じて生じ、入力されるエンジントルクの振動の大きさに特には関係しない。すなわち、リングギヤの慣性トルクによる制振力は、エンジン回転数が低回転数の場合には、入力されるエンジントルクの振動の低減に有効に作用するのに対して、エンジン回転数が高回転数であって入力されるエンジントルクの振動による起振力が小さい場合には、慣性トルクが相対的に大きくなって、慣性体であるリングギヤが起振源になってしまい、ひいては振動が悪化する可能性がある。なお、エンジン回転数が高回転数である場合の制振特性にあわせて慣性体の質量を設定すると、低回転数時における慣性体による制振力が不足し、充分に制振作用を得られなくなる背反が生じる。

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り、振動減衰のための慣性要素の質量を低減することなく、エンジンの高回転数域での慣性トルクの増大を抑制してエンジンの高回転数域での振動減衰性能を向上す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。

この発明は、上記の目的を達成するために、第１回転要素と、前記第１回転要素と同心円状に配置された第２回転要素と、前記第１回転要素の半径方向で前記第１回転要素と前記第２回転要素との間に配置されかつ前記第１回転要素と前記第２回転要素との少なくともいずれか一方に係合している複数の遊星回転要素と、前記遊星回転要素を回転可能に保持している第３回転要素とを有する遊星回転機構を備え、前記第１回転要素と前記第２回転要素と前記第３回転要素とのうちのいずれか一つがエンジンで発生させたエンジントルクが入力される入力要素とされ、前記第１回転要素と前記第２回転要素と前記第３回転要素とのうちのいずれか他の一つがトルクを出力する出力要素とされ、前記第１回転要素と前記第２回転要素と前記第３回転要素とのうちのいずれか更に他の一つが前記入力要素と前記出力要素とに対して相対回転する慣性要素とされ、前記入力要素と前記出力要素との間に前記入力要素と前記出力要素とを相対的に捩れ回転させる捩りトルクに応じて弾性変形する弾性体が設けられ、前記エンジントルクの振動によって前記入力要素と前記出力要素とが前記弾性体を弾性変形させて相対的に捩り回転すると共に、前記慣性要素の回転に振動が生じるように構成された捩り振動低減装置において、遠心力を要因として前記入力要素と前記出力要素と前記慣性要素とのうち、いずれか２つの要素を摩擦接触させて前記いずれか２つの要素同士の間の摺動抵抗を増大させるように構成されたヒステリシス増大機構を備えていることを特徴とするものである。

この発明では、前記エンジンに連結されたハウジングと、前記ハウジングに連結されて流体流を生じさせる駆動側部材と、前記流体流によって駆動される従動側部材とを有する流体伝動装置を備え、前記遊星回転機構は前記流体伝動装置の内部に設けられており、前記入力要素は前記ハウジングに動力伝達可能に構成されており、前記ヒステリシス増大機構は、前記遠心力を要因として前記ハウジングの内面に接触するフラップを備え、前記フラップは前記出力要素と前記慣性要素とのうちのいずれか一方に設けられていてよい。

この発明では、前記弾性体は、前記遠心力を要因として前記遊星回転機構の半径方向で外側に変位可能に構成されており、前記ヒステリシス増大機構は、前記遠心力を要因として前記半径方向で外側に変位した前記弾性体に接触して、前記弾性体との間の摺動抵抗を増大させる当接面を備え、前記当接面は、前記入力要素と前記出力要素のうちの少なくとも一方に設けられていてよい。

この発明では、前記ヒステリシス増大機構は、一対の環状のプレートと、前記一対の環状のプレートを予め定めた間隔をあけて連結する連結手段とを備え、前記弾性体は、前記遠心力を要因として前記遊星回転機構の半径方向で外側に変位可能に構成されると共に、前記半径方向で前記連結手段の内側と外側とのうちのいずれか一方側に配置されており、かつ、前記遠心力を要因として前記半径方向で外側に変位した場合に、少なくとも一部が前記一対の環状のプレート同士の間に挟み込まれていてよい。

この発明によれば、捩り振動低減装置の入力要素にエンジンで発生させたエンジントルクが入力される。入力要素と出力要素とは弾性体を介して連結されている。エンジン回転数が低いことによって遠心力が小さい場合には、ヒステリシス増大機構は入力要素と出力要素と慣性要素とのうちの２つの要素の間の摺動抵抗を特には増大しない。そのため、遊星回転機構の各回転要素同士の差動回転が生じやすく、エンジントルクと出力要素を回転させるためのトルクとによる捩りトルクによって弾性体が弾性変形させられ、これにより入力要素と出力要素とが相対的に捩れ回転する。また、入力要素と出力要素との捩れ回転によって慣性要素が強制的に回転させられると共に、慣性要素の回転に振動が生じる。そして、慣性要素が生じる慣性トルクがエンジントルクの振動に対して制振トルクとして作用する。これに対して、エンジン回転数が高いことによって遠心力が大きい場合には、ヒステリシス増大機構は入力要素と出力要素と慣性要素とのうちの２つの要素を摩擦接触させて前記２つの要素同士の間の摩擦力や摺動抵抗を増大させる。これにより遊星回転機構での各回転要素同士の差動回転が生じにくくなる。そのため、慣性要素の回転に振動が生じにくく、慣性要素が慣性トルクを生じるとしても小さくなる。その結果、エンジン回転数が高い領域において、エンジントルクの振動による起振力よりも慣性要素の慣性トルクが大きくなって振動減衰性能が悪化することを抑制できる。このように、この発明によれば、遠心力を要因としてエンジン回転数に応じた適正なヒステリシストルクを設定することができるため、エンジン回転数の全域に亘って振動減衰性能が良好になる。

この発明の第１実施形態に係る捩り振動低減装置の一例を模式的に示すスケルトン図である。 この発明の第１実施形態に係る捩り振動低減装置の一例を模式的に示す正面図である。 この発明の第１実施形態に係るバネダンパの一部を拡大して示す断面図である。 この発明の第１実施形態におけるヒステリシス増大機構が作動した場合におけるバネダンパの一部を拡大して示す断面図である。 ヒステリシス増大機構を備えたこの発明の第１実施形態に係る捩り振動低減装置のヒステリシス特性を模式的に示す図である。 この発明の第１実施形態に係る捩り振動低減装置によるエンジントルクの振動の減衰特性を模式的に示す図である。 この発明の第２実施形態に係る捩り振動低減装置のバネダンパの一部を拡大して示す図である。 この発明の第３実施形態に係る捩り振動低減装置の一部を拡大して示す断面図である。 ヒステリシス増大機構が作動した場合における図８に示す捩り振動低減装置の一部を拡大して示す断面図である。 この発明の第４実施形態に係る捩り振動低減装置の一部を拡大して示す断面図である。 図１０に示す捩り振動低減装置の一部を拡大して示す図である。 ヒステリシス増大機構が作動した場合における図１０に示す捩り振動低減装置の一部を拡大して示す断面図である。 ヒステリシス増大機構が作動した場合における図１０に示す捩り振動低減装置の一部を拡大して示す図である。 この発明の第５実施形態に係る捩り振動低減装置の一例を模式的に示すスケルトン図である。 この発明の第５実施形態に係る捩り振動低減装置の一例を模式的に示す断面図である。 この発明の第５実施形態におけるバネダンパの一部を拡大して示す断面図である。 この発明の第６実施形態に係る捩り振動低減装置のバネダンパの一部を拡大して示す図である。

（第１実施形態）
つぎに、この発明の実施形態を説明する。図１は、この発明の第１実施形態に係る捩り振動低減装置１を備えたトルクコンバータ２の一例を模式的に示すスケルトン図であり、図２はこの発明の第１実施形態に係る捩り振動低減装置１の一例を模式的に示す正面図である。ここに示す捩り振動低減装置１は、トルクコンバータ２の内部であってかつ、駆動力源３と駆動対象部４との間のトルクの伝達経路に設けられており、駆動力源３で発生させたトルクの振動を低減して駆動対象部４に伝達するように構成されている。駆動力源３は一例としてガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの内燃機関（以下、単にエンジンと記す。）であり、したがって、その出力トルク（以下、単にエンジントルクと記す。）は不可避的に振動する。また、上記のエンジン３はエンジン回転数の増大に伴ってエンジントルクが増大し、エンジントルクが最大となるエンジン回転数よりもエンジン回転数が高くなると、エンジントルクが低下し、また、エンジン回転数の増大に伴ってエンジントルクの振動が小さくなる特性を有するエンジン３である。なお、以下の説明では、駆動力源３をエンジン３と記す。駆動対象部４は例えば変速機であって、その変速機は変速比がステップ的に変化する有段式の変速機、もしくは、変速比が連続的に変化する無段変速機などの従来知られた変速機４であってよい。

上記のトルクコンバータ２は、従来知られているものと同様の構成であって、トルクコンバータ２のハウジング５は、エンジン３の出力軸３ａに連結されるフロントカバー６と、フロントカバー６に一体化されているポンプシェル７とによって液密状態に形成されている。

ハウジング５の内部にトルクの伝達を行うフルード（オイル）が封入されている。ポンプシェル７の内面に、複数のポンプブレード８が取り付けられてポンプインペラ９が構成されている。ポンプインペラ９によって生じさせられた流体流を受けて回転するタービンランナ１０がポンプインペラ９に対向して配置されている。タービンランナ１０はポンプインペラ９とほぼ対称な形状を成しており、図示しないタービンシェルと、タービンシェルの内面に取り付けられた多数のタービンブレード１１とによって構成されている。タービンランナ１０はタービンハブ１２を介して、変速機４の入力軸４ａに連結されている。なお、上述したトルクコンバータ２がこの発明の実施形態における流体伝動装置に相当し、ポンプインペラ９がこの発明の実施形態における駆動側部材に相当し、タービンランナ１０がこの発明の実施形態における従動側部材に相当している。

ポンプインペラ９とタービンランナ１０との間にステータ１３が配置されている。ステータ１３は一方向クラッチ１４を介してトルクコンバータ２内の図示しない固定軸に取り付けられている。ステータ１３はポンプインペラ９とタービンランナ１０との速度比が小さい状態では、タービンランナ１０から流れ出たオイルの流動方向を変化させてポンプインペラ９に供給し、速度比が大きい状態ではタービンランナ１０から流れ出たオイルに押されて回転することによりオイルの流動方向を変えないように構成されている。したがって、一方向クラッチ１４は速度比が小さい状態では係合してステータ１３の回転を止め、速度比が大きい状態ではステータ１３を回転させるように構成されている。

フロントカバー６の内面に対向してロックアップクラッチ１５が配置されている。図１に示すロックアップクラッチ１５は多板クラッチであって、例えばフロントカバー６に一体化されているクラッチハブにスプライン嵌合させられた複数のクラッチディスク１６と、クラッチハブの外周側を覆うように配置されたクラッチドラム１７の内周面にスプライン嵌合させられかつクラッチディスク１６と交互に配置された複数のクラッチプレート１８とを備えている。これらのクラッチディスク１６とクラッチプレート１８とは、図示しないロックアップピストンとクラッチドラム１７に取り付けた図示しないスナップリングとの間に交互に配置されている。したがって、ロックアップピストンが前進してクラッチディスク１６およびクラッチプレート１８をスナップリングとの間に挟み付けることにより、クラッチディスク１６とクラッチプレート１８とが摩擦接触して両者の間でトルクが伝達される。すなわち、ロックアップクラッチ１５がトルクを伝達する係合状態になる。なお、トルクコンバータ２の半径方向でロックアップクラッチ１５の内周側に、ロックアップクラッチ１５の少なくとも一部と並んで図示しないリターンスプリングが配置されている。リターンスプリングはロックアップクラッチ１５を解放させる方向に、つまり、クラッチディスク１６とクラッチプレート１８とを離隔させる方向にロックアップピストンを押圧している。

トルクコンバータ２の回転中心軸線方向（以下、単に軸線方向と記す。）でロックアップクラッチ１５と互いに隣接して、この発明の実施形態に係る捩り振動低減装置１が配置されている。捩り振動低減装置１はこの発明の実施形態における遊星回転機構と弾性体とを備えている。遊星回転機構は要は、遊星歯車機構や遊星ローラ機構などの三つの回転要素によって差動作用を行う機構であって、ここに示す例ではシングルピニオン型の遊星歯車機構１９によって構成されている。遊星歯車機構１９はサンギヤ２０と、サンギヤ２０に対して同心円状に配置されたリングギヤ２１と、サンギヤ２０とリングギヤ２１とに噛み合う複数のピニオンギヤ２２を回転可能に保持するキャリヤ２３とを備えている。上述したサンギヤ２０とリングギヤ２１とが、この発明の実施形態における第１回転要素と第２回転要素とに相当し、ピニオンギヤ２２がこの発明の実施形態における遊星回転要素に相当し、キャリヤ２３が、この発明の実施形態における第３回転要素に相当している。

キャリヤ２３にロックアップクラッチ１５のクラッチドラム１７が連結されており、これが入力要素となっている。またキャリヤ２３はバネダンパ２４のドライブプレート２５を兼ねている。バネダンパ２４のドリブンプレート２６の外周部にサンギヤ２０が形成されており、これが出力要素となっている。リングギヤ２１の外周部には、追加慣性体２７が一体に設けられている。なお、追加慣性体２７はリングギヤ２１とは別体として構成し、リングギヤ２１と一体となって回転するようにリングギヤ２１に取り付けてもよい。上述したリングギヤ２１と追加慣性体２７とが、この発明の実施形態における慣性要素に相当している。

バネダンパ２４は、トルクコンバータ２の半径方向で遊星歯車機構１９の内周側に、遊星歯車機構１９と同心円状に並んで配置されている。ここで、「並んで」とは、バネダンパ２４と遊星歯車機構１９とのそれぞれの少なくとも一部が、半径方向で重なり合っている状態を意味している。バネダンパ２４のドライブプレート２５は、バネダンパ２４におけるトルクの伝達方向で上流側に配置されており、ここに示す例では、環状の第１ドライブプレート２５Ａと環状の第２ドライブプレート２５Ｂとによって構成されている。第１ドライブプレート２５Ａは軸線方向で第２ドライブプレート２５Ｂよりもロックアップクラッチ１５側に位置している。

それらの第１ドライブプレート２５Ａと第２ドライブプレート２５Ｂとは軸線方向に予め定めた間隔をあけて配置されている。また、前記間隔を維持した状態で一体となって回転するように、リベットやボルトなどの連結手段２８によって連結されている。連結手段２８は、図２に示すように、ピニオンギヤ２２と同一の半径位置であって、ドライブプレート２５の円周方向でピニオンギヤ２２と予め定めた間隔をあけて位置している。第１ドライブプレート２５Ａと第２ドライブプレート２５Ｂとの各外周部２５Ａ_Ｏ，２５Ｂ_Ｏにおけるそれらの間に、遊星歯車機構１９のピニオンギヤ２２が自転可能に取り付けられている。そのため、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂは上述したようにキャリヤ２３を兼ねている。

軸線方向における第１ドライブプレート２５Ａと第２ドライブプレート２５Ｂとの間にドリブンプレート２６が配置されている。ドリブンプレート２６は各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂよりも小径の円板状のプレートであって、ドリブンプレート２６の外周面に外歯が形成されており、これが上述したように、サンギヤ２０となっている。ドリブンプレート２６の内周部は上述したタービンハブ１２にリベット止めされている。

各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂとドリブンプレート２６とは所定角度、相対回転できるように、この発明の実施形態における弾性体に相当するバネ２９を介して連結されている。各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂの円周方向に一定の間隔で第１窓孔部３０が形成されている。ドリブンプレート２６における前記第１窓孔部３０に対応する位置に第２窓孔部３１が形成されている。第２窓孔部３１は第１窓孔部３０とほぼ同じ大きさに形成されている。それらの窓孔部３０，３１を互いに重ね合わせた状態で、各窓孔部３０，３１の内部にバネ２９が配置される。つまり、各窓孔部３０，３１がバネ２９のバネ収容部３２を構成している。そして、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂとドリブンプレート２６とが相対回転することによりバネ２９が捩り振動低減装置１の円周方向に弾性変形させられるようになっている。なお、バネ２９は弾性変形させられてドライブプレート２５とドリブンプレート２６との相対回転を許容するものであればよい。

また、図３は、図１に示すバネダンパ２４の一部を拡大して示す断面図である。図３に示すように、ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂにおけるドリブンプレート２６とは反対側には、軸線方向に第１窓孔部３０からバネ２９が抜け出ることを抑制するバネ抜け止め部３３が設けられている。バネ抜け止め部３３は半径方向で第１窓孔部３０の内壁面のうち半径方向で外側の内壁面（以下、外側内壁面と記す。）から軸線方向に突出して形成されており、図３に示す例では、バネ２９の外形に倣った円弧状になっている。また、第１ドライブプレート２５Ａに形成されたバネ抜け止め部３３と、第２ドライブプレート２５Ｂに形成されたバネ抜け止め部３３とは、ドリブンプレート２６を挟んで対称に形成されている。

更に、図３に示す例では、第２窓孔部３１の内壁面のうち、半径方向で外側の内壁面は図３に示すように、タービンランナ１０側を向いた傾斜面３４となっている。これは、後述するように、傾斜面３４に、遠心力によって半径方向で外側に移動あるいは変位したバネ２９を接触させてバネ２９を軸線方向に移動させる分力を生じさせるためである。なお、各第２窓孔部３１に形成された傾斜面３４のそれぞれが、図３に示すように、タービンランナ１０側を向いて形成されていてもよい。あるいは、これとは反対に、ロックアップクラッチ１５側を向いて形成されていてもよい。あるいはまた、タービンランナ１０側を向いた傾斜面３４とロックアップクラッチ１５側を向いた傾斜面３４とが、円周方向に交互に形成されていてもよい。

次に、第１実施形態の作用について説明する。ロックアップクラッチ１５が係合状態になると、エンジン３が出力したエンジントルクがキャリヤ２３に入力される。サンギヤ２０には、変速機４の入力軸４ａを回転させるためのトルクが作用している。そのため、これらのエンジントルクと、変速機４の入力軸４ａを回転させるためのトルクとによってバネ２９を圧縮する荷重が生じ、その荷重に応じた変位がバネ２９に生じる。その結果、キャリヤ２３とサンギヤ２０とが所定角度、相対回転するとともに、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂとドリブンプレート２６とが所定角度、相対回転する。

エンジントルクの振動によって、バネ２９に作用する圧縮力（捩り力）が変化する。そのため、キャリヤ２３とサンギヤ２０との相対回転がエンジントルクの振動によって繰り返し生じる。それによって、ピニオンギヤ２２が所定角度の範囲内で回転し、リングギヤ２１が強制的に回転させられると共に、その回転に振動が生じる。このとき、リングギヤ２１の回転速度はサンギヤ２０の回転速度に対してギヤ比に応じて増速されるため、リングギヤ２１の角加速度が増大される。なお、上述したキャリヤ２３とサンギヤ２０との相対回転を生じさせるトルクがこの発明の実施形態における捩りトルクに相当している。

エンジン回転数がある程度低いことによってバネ２９に作用する遠心力が小さい場合には、当該バネ２９は半径方向には特には移動することなく、バネ収容部３２内でエンジントルクの振動に応じて伸縮する。リングギヤ２１には追加慣性体２７が設けられているため、追加慣性体２７の質量分、リングギヤ２１の慣性トルクが大きくなる。またリングギヤ２１の振動はバネ２９が伸縮することによる振動であるため、エンジントルクの振動とリングギヤ２１の振動とには位相のずれがある。したがって、リングギヤ２１の振動による慣性トルクがエンジントルクの振動に対していわゆる制振トルクとして作用し、遊星歯車機構１９から出力されるトルクの振動が低減される。

エンジン回転数の増大に伴ってバネ２９に作用する遠心力が増大する。その遠心力によってバネ収容部３２内における半径方向で外側に向けてバネ２９が移動する。エンジン回転数が所定回転数以上になると、遠心力が更に増大し、遠心力に応じた荷重で傾斜面３４にバネ２９が押しつけられる。これによって、それらの間に摩擦力や摺動抵抗が生じると共に、それらの接触箇所でバネ２９を軸線方向に移動させる分力が生じる。その分力によって軸線方向にバネ２９が移動させられる。その結果、図４に示すように、バネ抜け止め部３３の内壁面にバネ２９が押し付けられる。バネ抜け止め部３３はバネ２９の外形に倣って形成されているから、バネ抜け止め部３３の内壁面とバネ２９との接触面積が大きい。バネ抜け止め部３３の内壁面にバネ２９を押し付ける荷重はバネ２９に作用する遠心力の増大に伴って増大するため、バネ抜け止め部３３の内壁面とバネ２９との間の摩擦力や摺動抵抗はバネ２９に作用する遠心力の増大に伴って増大する。

また上述した摩擦力や摺動抵抗は、バネ２９の伸縮を抑制するように作用する。つまり、キャリヤ２３を兼ねているドライブプレート２５とサンギヤ２０が形成されたドリブンプレート２６との相対回転を抑制するように作用する。そのため、エンジン回転数が所定回転数よりも高い場合には、いわゆるヒステリシストルクが大きい状態となり、遊星歯車機構１９の各回転要素の差動回転が抑制される。なお、遠心力によって半径方向で外側に移動したバネ２９をバネ抜け止め部３３側に案内する傾斜面３４や、バネ２９が押し付けられるバネ抜け止め部３３などがこの発明の実施形態におけるヒステリシス増大機構に相当している。また、傾斜面３４やバネ抜け止め部３３の内壁面がこの発明の実施形態における当接面に相当している。さらに、上記のようにしてヒステリシストルクが増大する所定回転数は、実験により予め定めることができる。

図５は、ヒステリシス増大機構を備えた捩り振動低減装置１のヒステリシス特性を模式的に示す図である。図５に示す実線は、ヒステリシス増大機構を備えた、この発明の第１実施形態に係る捩り振動低減装置１のヒステリシストルクを示し、図５に示す点線は、比較例として、ヒステリシス増大機構を備えていない、捩り振動低減装置１のヒステリシストルクをそれぞれ示している。ヒステリシス増大機構の有無に拘わらず、エンジン回転数の増大に伴って捩り振動低減装置１に作用するヒステリシストルクは増大する。しかしながら、ヒステリシス増大機構を備えている場合には、ヒステリシス増大機構を備えていない場合と比較して、所定回転数以上で上述したように摩擦力や摺動抵抗が増大するため、捩り振動低減装置１の全体としてのヒステリシストルクが大きくなる。したがって、図５に実線で示すこの発明の実施形態では、所定回転数以上で従来に比較して遊星歯車機構１９の各回転要素の差動回転が抑制され、エンジントルクの振動によってリングギヤ２１の回転に振動が生じるとしてもその振幅が小さくなる。また、リングギヤ２１が生じる慣性トルクが小さくなる。なお、エンジンが出力するエンジントルクはエンジン回転数の上昇に伴って次第に小さくなる。

図６は、この発明の第１実施形態に係る捩り振動低減装置１によるエンジントルクの振動の減衰特性を模式的に示す図である。エンジン３の低回転域では、バネ２９に作用する遠心力が小さいため、ヒステリシス増大機構が特には作動せず、ヒステリシストルクは小さい状態に維持される。そのため、エンジン３の低回転域では、図６に実線で示すように、図６に二点鎖線で示すヒステリシストルクが小さく設定された捩り振動低減装置とほぼ同様の振動減衰性能を得ることができる。

これに対して、エンジン３の高回転域では、上述したように、ヒステリシス増大機構が作動してバネ抜け止め部３３の内壁面にバネ２９が押し付けられてヒステリシストルクが増大する。そのため、遊星歯車機構１９での差動回転が生じにくくなり、リングギヤ２１が慣性トルクを生じるとしても小さい慣性トルクとなる。したがって、エンジントルクの振動による起振力よりもリングギヤ２１の慣性トルクが大きくなることを抑制できる。また、エンジン３の高回転域では、エンジントルクの振動が小さくなるため、リングギヤ２１の慣性トルクによってエンジントルクの振動を効果的に低減でき、振動減衰性能が良好になる。つまり、エンジン３の高回転域では、図６に実線で示すように、図６に一点鎖線で示すヒステリシストルクが大きく設定された捩り振動低減装置とほぼ同様の振動減衰性能を得ることができる。それらの結果、捩り振動低減装置１から出力されるトルクの振動を設計上、要求される振動レベルよりも、エンジン回転数の全域に亘って小さくすることができる。なお、上述した設計上、要求される振動レベルを図６に基準値として記載してある。

（第２実施形態）
図７は、この発明の第２実施形態に係る捩り振動低減装置１のバネダンパ２４の一部を拡大して示す図である。図７に示す例は、バネダンパ２４のバネ２９が配置される複数の窓孔部３０，３１のうち、少なくとも一つの窓孔部３０（３１）に、この発明の実施形態におけるヒステリシス増大機構を設けた例である。上述したように、各窓孔部３０，３１はほぼ同様に構成されているため、第１ドライブプレート２５Ａに形成された第１窓孔部３０を例として説明する。第１窓孔部３０の外側内壁面は、図７に示すように、半径方向に凹凸に変化して形成されている。すなわち、第１ドライブプレート２５Ａの円周方向で、第１窓孔部３０の両端部側の外側内壁面は第１窓孔部３０の中央部よりも半径方向で内側に突出する凸曲面３０ａとなっており、第１窓孔部３０の中央部は前記凸曲面３０ａよりも半径方向で外側に窪んだ凹曲面３０ｂとなっている。そのため、第１ドライブプレート２５Ａの半径方向でバネ２９と凸曲面３０ａとの間のクリアランスは、バネ２９と凹曲面３０ｂとの間のクリアランスよりも小さくなっている。

次に、第２実施形態の作用について説明する。エンジン回転数の増大に伴ってバネ２９に作用する遠心力が増大する。バネ２９は遠心力によって半径方向で外側に移動する。エンジン回転数が所定回転数以上になると、遠心力が更に増大し、図７に示す例では、遠心力に応じた荷重でバネ２９の両端部側は凸曲面３０ａに押しつけられ、また、バネ２９の中央部は凹曲面３０ｂに押しつけられる。つまり、第１窓孔部３０の外側内壁面に沿うようにバネ２９が変位する。また、外側内壁面は半径方向に凹凸に変化して形成されているため、バネ２９と外側内壁面との接触面積が大きくなる。こうしてバネ２９と第１窓孔部３０の外側内壁面との間に摩擦力や摺動抵抗が生じ、それらの摩擦力や摺動抵抗は遠心力の増大に伴って増大する。この状態で、エンジントルクの振動によってバネ２９が伸縮するため、上記の摩擦力や摺動抵抗は第１実施形態と同様に、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂとドリブンプレート２６との相対回転を抑制するように作用する。そのため、エンジン回転数が所定回転数よりも高い領域では、第１実施形態の捩り振動低減装置とほぼ同様にヒステリシストルクが増大し、第１実施形態の捩り振動低減装置とほぼ同様の作用・効果を得ることができる。また、上述した形状の第１窓孔部３０は打ち抜き加工によって形成することができるため、第１実施形態と比較して、製造しやすく、製造に掛かるコストを低減することができる。

また、上記構成の外側内壁面は、第１窓孔部３０に替えて、もしくは、第１窓孔部３０に加えて、ドリブンプレート２６に形成された複数の第２窓孔部３１のうち、少なくとも一つの第２窓孔部３１に形成されていてもよい。つまり、円周方向で第２窓孔部３１の両端側の外側内壁面に上記と同様に、第２窓孔部３１の中央部よりも半径方向で内側に突出する凸曲面３１ａが形成され、第２窓孔部３１の中央部に前記凸曲面３１ａよりも半径方向で外側に窪んだ凹曲面３１ｂが形成されていてもよい。この場合であっても、エンジン回転数の増大に伴ってバネ２９に作用する遠心力が大きくなると、前記遠心力によって半径方向で外側にバネ２９が移動する。また、エンジン回転数が所定回転数以上になると、上記構成と同様に、遠心力によって第２窓孔部３１の外側内壁面にバネ２９が押しつけられ、第２窓孔部３１の外側内壁面に沿うようにバネ２９が変位する。また、第２窓孔部３１の外側内壁面は凹凸に変化して形成されているから、バネ２９と外側内壁面との接触面積が大きくなる。外側内壁面にバネ２９を押しつける荷重は遠心力の増大に伴って大きくなる。したがって、このように第２窓孔部３１の外側内壁面に凸曲面３１ａと凹曲面３１ｂとを形成した場合であっても、エンジン回転数が所定回転数よりも高い領域では、上記構成とほぼ同様にヒステリシストルクが増大し、第１実施形態の捩り振動低減装置とほぼ同様の作用・効果を得ることができる。なお、上述した各凸曲面３０ａ，３１ａおよび各凹曲面３０ｂ，３１ｂがこの発明の実施形態における当接面に相当している。

（第３実施形態）
図８は、この発明の第３実施形態に係る捩り振動低減装置１の一部を拡大して示す断面図である。図８に示す例は、遠心力によって半径方向で外側に移動するバネ２９によって各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂを撓ませ、それによってピニオンギヤ２２とキャリヤ２３との間の摩擦力や摺動抵抗を増大するように構成した例である。すなわち、バネ２９とキャリヤ２３とを、この発明の実施形態におけるヒステリシス増大機構として機能させた例である。図８に示すように、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂの外周部２５Ａ_Ｏ，２５Ｂ_Ｏに図示しないピニオンピンが保持されており、そのピニオンピンの外周側に図示しないニードルベアリングなどの軸受を介してピニオンギヤ２２が自転可能に取り付けられている。軸線方向でピニオンギヤ２２の両側に大径のスラストワッシャ３５が設けられている。スラストワッシャ３５の外径はピニオンギヤ２２の外径より大径に設定されている。軸線方向でそれらのスラストワッシャ３５の両側に当該スラストワッシャ３５より小径の他のワッシャ３６が更に設けられている。なお、ピニオンギヤ２２と同一の半径位置であって、円周方向にピニオンギヤ２２と所定の間隔をあけて上述した連結手段２８が位置している。

次に、第３実施形態の作用について説明する。エンジン回転数の増大に伴ってバネ２９に作用する遠心力が増大する。バネ２９は上述したように、遠心力によって半径方向で外側に移動する。エンジン回転数が所定回転数より高い領域では、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂに形成された第１窓孔部３０の外側内壁面やバネ抜け止め部３３の内壁面にバネ２９の外周面が遠心力に応じた荷重で押しつけられる。言い換えれば、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂの間に、バネ２９の少なくとも一部が挟み込まれる。それら外側内壁面やバネ抜け止め部３３の内壁面と、バネ２９との接触箇所では、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂ同士の間隔を拡大する方向に分力が生じ、その分力によって各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂの内周部２５Ａ_Ｉ，２５Ｂ_Ｉ同士は互いに離隔させられる。また、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂは上記の連結手段２８によって互いに連結されている。そのため、図９に示すように、上記の接触箇所を力点、連結手段２８を支点として各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂの外周部２５Ａ_Ｏ，２５Ｂ_Ｏが軸線方向で互いに接近するように各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂが変位する。これにより、ピニオンギヤ２２は、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂの外周部２５Ａ_Ｏ，２５Ｂ_Ｏによって挟み付けられ、ピニオンギヤ２２と各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂの外周部２５Ａ_Ｏ，２５Ｂ_Ｏとの間の摩擦力や摺動抵抗が増大させられる。この状態で、エンジントルクの振動によってバネ２９が伸縮するため、上記の摩擦力や摺動抵抗は各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂとドリブンプレート２６との相対回転を抑制するように作用する。つまり、キャリヤ２３とサンギヤ２０との相対回転を抑制するように作用する。そのため、エンジン回転数が所定回転数よりも高い領域では、第１実施形態や第２実施形態の捩り振動低減装置とほぼ同様にヒステリシストルクが増大し、第１実施形態や第２実施形態の捩り振動低減装置とほぼ同様の作用・効果を得ることができる。

（第４実施形態）
図１０は、この発明の第４実施形態に係る捩り振動低減装置の一部を拡大して示す断面図であり、図１１は、図１０に示すこの発明の第４実施形態に係る捩り振動低減装置の一部を拡大して示す図である。図１０および図１１に示す例は、リングギヤ２１の外周面に、遠心力が増大することによって回転してトルクコンバータ２のハウジング５の内壁面に接触するフラップ３７を設けた例である。上述したフラップが、この発明の実施形態におけるヒステリシス増大機構として機能する。図１１に示すように、リングギヤ２１の外周面に半径方向で内側に窪んだポケット３８が形成されており、ポケット３８の内部に俯仰可能にフラップ３７が収容されている。フラップ３７は全体としてほぼ矩形状を成しており、フラップ３７の一端部側に偏って支持ピン３９が設けられており、支持ピン３９を回転中心にして回転するようにポケット３８に収容されている。このフラップ３７が支持ピン３９を回転中心にして回転することにより、フラップ３７の他端部がポケット３８内に収まる伏せた状態と、他端部がポケット３８からトルクコンバータ２のハウジング５の内壁面側に突き出した状態とに姿勢を変えるように構成されている。さらに、フラップ３７の一端部にリターンスプリング４０が設けられており、リターンスプリング４０の弾性力によって、フラップ３７の他端部がポケット３８内に収まる伏せた状態となるように構成されている。

次に、第４実施形態の作用について説明する。ロックアップクラッチ１５が係合状態になると、エンジン３が出力したエンジントルクがトルクコンバータ２のハウジング５、ロックアップクラッチ１５を介してキャリヤ２３に入力される。エンジン回転数の増大に伴ってフラップ３７に作用する遠心力が増大する。エンジン回転数が所定回転数よりも高い領域では、リターンスプリング４０の弾性力に抗するフラップ３７に作用する遠心力によって、支持ピン３９を回転中心としてフラップ３７が回転する。これによりフラップ３７の他端部がポケット３８からトルクコンバータ２のハウジング５の内壁面側に突き出した状態になる。また、図１２や図１３に示すように、ハウジング５の内壁面にフラップ３７におけるハウジング５側の面が接触し、それらの間に摩擦力や摺動抵抗が生じる。エンジン回転数が更に増大してハウジング５の内壁面にフラップ３７が更に強く押し付けられると、フラップ３７とハウジング５の内壁面との間の摩擦力や摺動抵抗が更に増大させられる。この状態で、エンジントルクの振動によってバネ２９が伸縮するため、上記の摩擦力や摺動抵抗はキャリヤ２３とリングギヤ２１との相対回転を抑制するように作用する。そのため、エンジン回転数が所定回転数よりも高い領域では、第１実施形態や第２実施形態の捩り振動低減装置とほぼ同様にヒステリシストルクが増大し、第１実施形態や第２実施形態の捩り振動低減装置とほぼ同様の作用・効果を得ることができる。

（第５実施形態）
図１４は、この発明の第５実施形態に係る捩り振動低減装置１の一例を模式的に示すスケルトン図であり、図１４に示す例では、バネダンパ２４は第１バネ４１と、第２バネ４２と、バネダンパ２４におけるトルクの伝達方向で第１バネ４１と第２バネ４２との間に配置された中間プレート４３とを備えている。第１バネ４１は前記トルクの伝達方向で第２バネ４２の上流側に位置している。第１バネ４１を介してドライブプレート２５と中間プレート４３とが所定角度、相対回転できるように連結されている。また、第２バネ４２を介して中間プレート４３とドリブンプレート２６とが所定角度、相対回転できるように連結されている。つまり、第１バネ４１と第２バネ４２とは中間プレート４３を介して直列に接続されている。第１バネ４１と第２バネ４２とは一例としてコイルスプリングによって構成されると共に、ほぼ同じ捩り剛性（ばね定数）に設定されている。他の構成は図１に示す構成と同様であるため、図１に示す構成と同様の構成については図１と同様の符号を付してその説明を省略する。なお、上述した第１バネ４１と第２バネ４２とがこの発明の実施形態における弾性部材に相当している。

図１５は、この発明の第５実施形態に係る捩り振動低減装置１の一例を模式的に示す断面図である。図１５に示す例では、ドライブプレート２５は第１実施形態と同様に、一対のドライブプレート２５Ａ，２５Ｂによって構成されている。軸線方向での各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂの外周部２５Ａ_Ｏ，２５Ｂ_Ｏ同士の間の間隔はそれらの内周部２５Ａ_Ｉ，２５Ｂ_Ｉ同士の間の間隔よりも幅広に設定されており、外周部２５Ａ_Ｏ，２５Ｂ_Ｏ同士の間に遊星歯車機構１９が配置されている。また、軸線方向で各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂの間に、ドリブンプレート２６が配置されている。さらに、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂの内周部２５Ａ_Ｉ，２５Ｂ_Ｉに、第１バネ４１が配置される第１窓孔部３０が形成されている。また、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂの半径方向で第１窓孔部３０と同一の半径位置であって、かつ、円周方向で第１窓孔部３０と互いに隣接して第２バネ４２が配置される図示しない窓孔部が形成されている。つまり、第１バネ４１と第２バネ４２とは、円周方向に並んで配置されている。

ドリブンプレート２６における第１窓孔部３０に対応する位置に、第１バネ４１が配置される第２窓孔部３１が形成されている。これと同様に、ドリブンプレート２６において、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂで第２バネ４２が配置される図示しない窓孔部に対応する位置に、第２バネ４２が配置される図示しない窓孔部が形成されている。

中間プレート４３は、前記軸線方向で各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂの内周部２５Ａ_Ｉ，２５Ｂ_Ｉの両側に配置された環状の第１中間プレート４３Ａと、環状の第２中間プレート４３Ｂとによって構成されている。第１中間プレート４３Ａは、軸線方向で第２中間プレート４３Ｂよりもロックアップクラッチ１５側に位置している。また、各中間プレート４３Ａ，４３Ｂに、第１バネ４１が配置される第３窓孔部４４が形成され、その第３窓孔部４４に、図１５に示すように、第３窓孔部４４から軸線方向に第１バネ４１が抜け出ることを抑制するバネ抜け止め部４５が設けられている。各バネ抜け止め部４５は半径方向で第３窓孔部４４の内壁面のうち半径方向で外側の内壁面（以下、単に外側内壁面と記す。）から軸線方向に突出して形成されており、ここに示す例では、第１バネ４１の外形に倣った円弧状になっている。また、各中間プレート４３Ａ，４３Ｂに、第２バネ４２が配置される図示しない窓孔部がそれぞれ形成されており、それらの窓孔部においても、軸線方向に第２バネ４２が抜け出ることを抑制する図示しないバネ抜け止め部がそれぞれ設けられている。第１中間プレート４３Ａに形成されたバネ抜け止め部４５と、第２中間プレート４３Ｂに形成されたバネ抜け止め部４５とは、軸線方向でドリブンプレート２６を挟んで対称に形成されている。上述した第１バネ４１が配置される各窓孔部３０，３１，４４によって第１バネ４１の第１バネ収容部４６が形成され、これと同様に、第２バネ４２が配置される図示しない各窓孔部によって第２バネ４２の第２バネ収容部が形成されている。他の構成は図１に示す構成と同様であるため、図１に示す構成と同様の構成については図１と同様の符号を付してその説明を省略する。

図１６は、この発明の第５実施形態におけるバネダンパ２４の一部を拡大して示す断面図である。なお、第１バネ４１が配置される第１バネ収容部４６と、第２バネ４２が配置される図示しない第２バネ収容部とはほぼ同様に構成されている。そのため、図１６には、第１バネ収容部４６を記載しており、第１バネ収容部４６を例として説明する。第１ドライブプレート２５Ａに形成された第１窓孔部３０の内壁面のうち、半径方向で外側の内壁面に傾斜面（以下、第１入力側傾斜面と記す。）４７が形成されている。これと同様に、第２ドライブプレート２５Ｂに形成された第１窓孔部３０の内壁面のうち、半径方向で外側の内壁面に傾斜面（以下、第２入力側傾斜面と記す。）４８が形成されている。また、第２窓孔部３１の内壁面のうち、半径方向で外側の内壁面に傾斜面（以下、出力側傾斜面と記す。）４９が形成されている。それらの入力側傾斜面４７，４８と出力側傾斜面４９とはそれぞれ、タービンランナ１０側を向いており、かつ、同一平面上に形成されている。すなわち、半径方向で第１入力側傾斜面４７の外側に出力側傾斜面４９が形成されており、前記半径方向で出力側傾斜面４９の外側に第２入力側傾斜面４８が形成されている。また、第２中間プレート４３Ｂに形成された第３窓孔部４４の外側内壁面は、半径方向で第２入力側傾斜面４８とほぼ同一の半径位置に形成されている。なお、上述した傾斜面４７，４８，４９は、複数の第１バネ収容部４６のうち、少なくとも一つの第１バネ収容部４６における各外側内壁面に形成されていればよい。また、複数の第２バネ収容部のうち、少なくとも一つの第２バネ収容部における各窓孔部の外側内壁面に形成されていてもよい。さらに傾斜面４７，４８，４９は、上述したようにタービンランナ１０側を向いて形成されていてもよく、これとは反対に、ロックアップクラッチ１５側を向いて形成されていてもよい。

次に、第５実施形態の作用について説明する。第５実施形態においても、エンジン回転数の増大に伴って第１バネ４１に作用する遠心力が増大すると、遠心力によって第１バネ収容部４６内における半径方向で外側に第１バネ４１が移動する。エンジン回転数が所定回転数以上になると、遠心力に応じた荷重で各傾斜面４７，４８，４９に第１バネ４１が押しつけられる。これによって、それらの間に摩擦力や摺動抵抗が生じると共に、それらの接触箇所で第１バネ４１を軸線方向に移動させる分力が生じる。その分力によって軸線方向でタービンランナ１０側に第１バネ４１が移動させられる。その結果、第２中間プレート４３Ｂに形成されたバネ抜け止め部４５の内壁面に第１バネ４１が押し付けられる。バネ抜け止め部４５は第１バネ４１の外形に倣って形成されているから、バネ抜け止め部４５の内壁面と第１バネ４１との接触面積が大きい。バネ抜け止め部４５の内壁面に第１バネ４１を押し付ける荷重は第１バネ４１に作用する遠心力の増大に伴って増大するため、バネ抜け止め部４５の内壁面と第１バネ４１との間の摩擦力や摺動抵抗は第１バネ４１に作用する遠心力の増大に伴って増大する。

そして、このような状態で、エンジントルクの振動によって各バネ４１，４２が伸縮するため、上記の摩擦力や摺動抵抗は各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂと中間プレート４３Ａ，４３Ｂとの相対回転、および、中間プレート４３Ａ，４３Ｂとドリブンプレート２６との相対回転を抑制するように作用する。そのため、第５実施形態に係る捩り振動低減装置１であっても、エンジン回転数が所定回転数よりも高い領域では、各実施形態の捩り振動低減装置１とほぼ同様にヒステリシストルクが増大し、各実施形態の捩り振動低減装置１とほぼ同様の作用・効果を得ることができる。

（第６実施形態）
図１７は、この発明の第６実施形態に係る捩り振動低減装置１のバネダンパ２４の一部を拡大して示す図である。図１７に示す例は、上述した第５実施形態に係る捩り振動低減装置１において、第１バネ４１が配置される各窓孔部３０，３１，４４のうちの少なくとも一つ、または、第２バネ４２が配置される図示しない各窓孔部のうちの少なくとも一つにヒステリシス増大機構を設けた例である。第１バネ４１が配置される各窓孔部３０，３１，４４と第２バネ４２が配置される図示しない各窓孔部とは、上述したように、ほぼ同様に構成されているため、第１ドライブプレート２５Ａに形成された第１窓孔部３０を例として説明する。第１窓孔部３０の外側内壁面は、図１７に示すように、半径方向に凹凸に変化して形成されている。すなわち、第１ドライブプレート２５Ａの円周方向で、第１窓孔部３０の両端部側の外側内壁面は第１窓孔部３０の中央部よりも半径方向で内側に突出する凸曲面３０ａとなっており、第１窓孔部３０の中央部は前記凸曲面３０ａよりも半径方向で外側に窪んだ凹曲面３０ｂとなっている。そのため、第１ドライブプレート２５Ａの半径方向で第１バネ４１と凸曲面３０ａとの間のクリアランスは、第１バネ４１と凹曲面３０ｂとの間のクリアランスよりも小さくなっている。

次に、第６実施形態の作用について説明する。エンジン回転数の増大に伴って第１バネ４１に作用する遠心力が増大すると、遠心力によって半径方向で外側に第１バネ４１が移動する。エンジン回転数が所定回転数以上になると、遠心力に応じた荷重で凸曲面３０ａに第１バネ４１の両端部側が押しつけられると共に、凹曲面３０ｂに第１バネ４１の中央部が押しつけられる。つまり、第１バネ４１は第１窓孔部３０の外側内壁面に沿うように変位する。第１窓孔部３０の外側内壁面は半径方向に凹凸に変化して形成されているため、第１バネ４１と外側内壁面との接触面積が大きくなる。凸曲面３０ａおよび凹曲面３０ｂに第１バネ４１を押しつける荷重は遠心力の増大に伴って増大する。こうして第１バネ４１と第１窓孔部３０の外側内壁面との間に摩擦力や摺動抵抗が生じ、それらの摩擦力や摺動抵抗が遠心力の増大にともなって増大する。この状態で、エンジントルクの振動が入力されるため、上記の摩擦力や摺動抵抗は上述した各実施形態と同様に、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂとドリブンプレート２６との相対回転を抑制するように作用する。そのため、エンジン回転数が所定回転数よりも高い領域では、各実施形態の捩り振動低減装置１とほぼ同様にヒステリシストルクが増大し、各実施形態の捩り振動低減装置１とほぼ同様の作用・効果を得ることができる。

なお、上記構成の外側内壁面は、第１窓孔部３０に替えて、もしくは、第１窓孔部３０に加えて、ドリブンプレート２６に形成された複数の第２窓孔部３１のうち、少なくとも一つの第２窓孔部３１に形成されていてもよい。または、上記構成の外側内壁面は、第２バネ４２が配置される図示しない各窓孔部のうちの少なくとも一つに形成されていてもよい。いずれの構成であっても、エンジン回転数の増大に伴って第１バネ４１や第２バネ４２に作用する遠心力が大きくなると、前記遠心力によって半径方向で外側に各バネ４１，４２が移動する。また、エンジン回転数が所定回転数以上になると、遠心力に応じた荷重で上記構成の外側内壁面に各バネ４１，４２が押しつけられ、外側内壁面に沿うように各バネ４１，４２が変位する。上述した外側内壁面は半径方向に凹凸に変化するように構成されているから、各バネ４１，４２と外側内壁面との接触面積が大きくなる。また、外側内壁面に各バネ４１，４２を押しつける荷重は遠心力の増大に伴って大きくなる。したがって、いずれの構成であっても、エンジン回転数が所定回転数よりも高い領域では、上記各実施形態とほぼ同様にヒステリシストルクが増大し、各実施形態の捩り振動低減装置１とほぼ同様の作用・効果を得ることができる。なお、上述した各凸曲面３０ａ，３１ａおよび各凹曲面３０ｂ，３１ｂがこの発明の実施形態における当接面に相当している。

なお、この発明は上述した実施形態に限定されないのであって、各実施形態を相互に組み合わせてもよい。例えば、ドリブンプレート２６に上述した傾斜面３４を形成し、各ドライブプレート２５Ａ，２５Ｂの第１窓孔部の外側内壁面に凸曲面３０ａと凹曲面３０ｂとを形成する。これにより、ヒステリシス増大機構として機能する箇所が増えるため、エンジン回転数に応じた適切なヒステリシストルクを設定するための、設計の自由度を向上することができる。そして上述した各実施形態よりもエンジン回転数に応じた適切なヒステリシストルクを詳細に設計することができる。また、上述したバネ抜け止め部３３をバネ２９に接近させるように変位させると、軸線方向へのバネ２９の移動量が低減されるから、その分、バネ抜け止め部３３の内壁面にバネ２９を強く押し付けてヒステリシストルクを増大させることができる。

１…捩り振動低減装置、 ３…エンジン、 １９…遊星歯車機構（遊星回転機構）、 ２０…サンギヤ（出力要素）、 ２１…リングギヤ（慣性要素）、 ２２…ピニオンギヤ（遊星回転要素）、 ２３…キャリヤ（入力要素）、 ２７…追加慣性体、 ２９…バネ（弾性体）、 ３３…バネ抜け止め部（ヒステリシス増大機構）、 ３４…傾斜面（ヒステリシス増大機構）、 ３０ａ…凸曲面（ヒステリシス増大機構）、 ３０ｂ…凹曲面（ヒステリシス増大機構）。

Claims (4)

1. 第１回転要素と、前記第１回転要素と同心円状に配置された第２回転要素と、前記第１回転要素の半径方向で前記第１回転要素と前記第２回転要素との間に配置されかつ前記第１回転要素と前記第２回転要素との少なくともいずれか一方に係合している複数の遊星回転要素と、前記遊星回転要素を回転可能に保持している第３回転要素とを有する遊星回転機構を備え、
   前記第１回転要素と前記第２回転要素と前記第３回転要素とのうちのいずれか一つがエンジンで発生させたエンジントルクが入力される入力要素とされ、前記第１回転要素と前記第２回転要素と前記第３回転要素とのうちのいずれか他の一つがトルクを出力する出力要素とされ、前記第１回転要素と前記第２回転要素と前記第３回転要素とのうちのいずれか更に他の一つが前記入力要素と前記出力要素とに対して相対回転する慣性要素とされ、
   前記入力要素と前記出力要素との間に前記入力要素と前記出力要素とを相対的に捩れ回転させる捩りトルクに応じて弾性変形する弾性体が設けられ、
   前記エンジントルクの振動によって前記入力要素と前記出力要素とが前記弾性体を弾性変形させて相対的に捩り回転すると共に、前記慣性要素の回転に振動が生じるように構成された捩り振動低減装置において、
   遠心力を要因として前記入力要素と前記出力要素と前記慣性要素とのうち、いずれか２つの要素を摩擦接触させて前記いずれか２つの要素同士の間の摺動抵抗を増大させるように構成されたヒステリシス増大機構を備えている
   ことを特徴とする捩り振動低減装置。
2. 請求項１に記載の捩り振動低減装置において、
   前記エンジンに連結されたハウジングと、前記ハウジングに連結されて流体流を生じさせる駆動側部材と、前記流体流によって駆動される従動側部材とを有する流体伝動装置を備え、
   前記遊星回転機構は前記流体伝動装置の内部に設けられており、
   前記入力要素は前記ハウジングに動力伝達可能に構成されており、
   前記ヒステリシス増大機構は、前記遠心力を要因として前記ハウジングの内面に接触するフラップを備え、
   前記フラップは前記出力要素と前記慣性要素とのうちのいずれか一方に設けられている
   ことを特徴とする捩り振動低減装置。
3. 請求項１に記載の捩り振動低減装置において、
   前記弾性体は、前記遠心力を要因として前記遊星回転機構の半径方向で外側に変位可能に構成されており、
   前記ヒステリシス増大機構は、前記遠心力を要因として前記半径方向で外側に変位した前記弾性体に接触して、前記弾性体との間の摺動抵抗を増大させる当接面を備え、
   前記当接面は、前記入力要素と前記出力要素のうちの少なくとも一方に設けられている
   ことを特徴とする捩り振動低減装置。
4. 請求項１に記載の捩り振動低減装置において、
   前記ヒステリシス増大機構は、一対の環状のプレートと、前記一対の環状のプレートを予め定めた間隔をあけて連結する連結手段とを備え、
   前記弾性体は、前記遠心力を要因として前記遊星回転機構の半径方向で外側に変位可能に構成されると共に、前記半径方向で前記連結手段の内側と外側とのうちのいずれか一方側に配置されており、かつ、前記遠心力を要因として前記半径方向で外側に変位した場合に、少なくとも一部が前記一対の環状のプレート同士の間に挟み込まれる
   ことを特徴とする捩り振動低減装置。

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