JP2020200908A - 動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】少なくとも１つのダンパを介設した動力伝達経路に付設されるダイナミックダンパが、動力伝達経路の一部を構成する伝動回転部材に対し相対回転可能な慣性回転体と、伝動回転部材及び慣性回転体の相互間を接続可能なダイナミックダンパばねとを有しており、ダイナミックダンパばねに、動力伝達経路の非伝動状態でプリセット荷重が付与される動力伝達装置において、減衰領域の拡張機能と、減衰ピークのずれ抑制機能とを両立させた高性能なダイナミックダンパにより、高い減衰効果を発揮させる。【解決手段】ダイナミックダンパばね５８は、上記非伝動状態でダイナミックダンパばね５８に対しプリセット荷重を付与するように上記動力伝達経路４６の一部を構成する伝動回転部材４２及び慣性回転体４１のうちの何れか一方に支持され、またその何れか他方と、ダイナミックダンパ５８との間には、上記非伝動状態で回転方向に隙間Ｃが設定される。【選択図】 図５

Description

本発明は、動力伝達装置、特に少なくとも１つのダンパを介設した動力伝達経路にダイナミックダンパが付設され、そのダイナミックダンパが、動力伝達経路の一部を構成する伝動回転部材に対し相対回転可能な慣性回転体と、伝動回転部材及び慣性回転体の相互間を接続可能なダイナミックダンパばねとを有する動力伝達装置に関する。

上記動力伝達装置を、例えばトルクコンバータのロックアップクラッチにおけるクラッチピストンと出力軸との間の動力伝達に用いるものは知られている。

そして、このような動力伝達装置に設けられる一般的なダイナミックダンパは、狭く限られた入力回転域でしか減衰効果を発揮し得なかった。

そこで、ダイナミックダンパばねに対してプリセット荷重を付与することで、ダイナミックダンパの減衰領域を拡張させる技術が既に提案されている（例えば下記の特許文献１を参照）。

特開２０１７−１５５８３１号公報

ところが特許文献１の動力伝達装置では、ダイナミックダンパばねに対するプリセット荷重の付与により減衰領域を拡張させ得る反面、その減衰領域の減衰ピークが、エンジンからの入力トルクの大きさの変化に応じて少なからず変動し、例えば、入力トルクのトルク振幅が小さくなるほど減衰ピークがエンジンの高回転側へ大きくずれてしまう。

即ち、アクセルの踏み加減によってダイナミックダンパによる減衰効果のピーク域が変動してしまうので、狙いとする回転域でアクセルの踏み加減（即ち入力トルクの大小）に依らず常に高い減衰効果を得るようなことは難しい。

本発明は、かかる事情に鑑みてなされたものであり、上記従来装置の問題を簡単な構造で解決可能な動力伝達装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために、本発明は、少なくとも１つのダンパを介設した動力伝達経路にダイナミックダンパが付設され、前記ダイナミックダンパは、前記動力伝達経路の一部を構成する伝動回転部材に対し相対回転可能な慣性回転体と、前記伝動回転部材及び前記慣性回転体の相互間を接続可能なダイナミックダンパばねとを有しており、前記ダイナミックダンパばねには、前記動力伝達経路の非伝動状態でプリセット荷重が付与されている動力伝達装置において、前記ダイナミックダンパばねが、前記非伝動状態で該ダイナミックダンパばねに対し前記プリセット荷重を付与するように前記伝動回転部材及び前記慣性回転体のうちの何れか一方に支持され、またその何れか他方と、前記ダイナミックダンパばねとの間には、前記非伝動状態で回転方向に隙間が設定されることを第１の特徴とする。

また本発明は、第１の特徴に加えて、前記隙間をＣ［rad ］とし、前記ダイナミックダンパばねの前記プリセット荷重によるトルクをＴ_p ［Nm］とし、また前記ダイナミックダンパばねのばね剛性をｋ［Nm/rad］とした場合に、Ｃ＜Ｔ_p ／ｋ が成立するよう前記隙間を設定したことを第２の特徴とする。

また本発明は、第１又は第２の特徴に加えて、前記隙間をＣ［mm］とし、また前記ダイナミックダンパばねのプリセット量をＺ［mm］とした場合に、０．１Ｚ＜Ｃ＜０．５Ｚ
が成立するよう前記隙間を設定したことを第３の特徴とする。

また本発明は、第１〜第３の何れかの特徴に加えて、前記伝動回転部材及び前記慣性回転体のうちの何れか一方は、前記非伝動状態で前記ダイナミックダンパばねに前記プリセット荷重を付与するよう係合する支持部を備えており、前記伝動回転部材及び前記慣性回転体のうちの何れか他方は、前記ダイナミックダンパばねを保持する一対のばね保持部材を備えると共に、その両ばね保持部材と該ダイナミックダンパばねとの間に前記非伝動状態で前記隙間が設定されることを第４の特徴とする。

また本発明は、第１〜第３の何れかの特徴に加えて、前記伝動回転部材及び前記慣性回転体のうちの何れか一方は、前記ダイナミックダンパばねを保持する一対のばね保持部材を備えると共に、その両ばね保持部材が、前記非伝動状態で前記ダイナミックダンパばねに前記プリセット荷重を付与するよう係合しており、前記伝動回転部材及び前記慣性回転体のうちの何れか他方は、前記ダイナミックダンパばねと係合し得る支持部を備えると共に、該支持部と前記ダイナミックダンパばねとの間に前記非伝動状態で前記隙間が設定されることを第５の特徴とする。

また本発明は、第１〜第５の何れかの特徴に加えて、前記動力伝達経路に少なくとも一対の前記ダンパが直列に介設されると共に、前記伝動回転部材が、前記動力伝達経路内で前記一対のダンパの中間に介設されることを第６の特徴とする。

また本発明は、トルクコンバータにおけるロックアップクラッチの接続状態で、エンジンからの回転動力を、前記ロックアップクラッチから前記動力伝達経路を経てトルクコンバータの出力軸に伝達することを第７の特徴とする。

また本発明は、第７の特徴に加えて、前記トルクコンバータのタービンランナが、前記出力軸又は該出力軸と一体に回転する部材に固定されることを第８の特徴とする。

また本発明は、第７の特徴に加えて、前記動力伝達経路に、少なくとも一対の前記ダンパが直列に介設されると共に、前記伝動回転部材が、前記動力伝達経路内で前記一対のダンパの中間に介設され、前記トルクコンバータのタービンランナが前記伝動回転部材に固定されることを第９の特徴とする。

また本発明は、第７の特徴に加えて、前記トルクコンバータのタービンランナが、前記慣性回転体における少なくとも一部の質量体を構成することを第１０の特徴とする。

本発明の第１の特徴によれば、ダイナミックダンパばねは、非伝動状態でダイナミックダンパばねに対しプリセット荷重を付与するように、動力伝達経路の一部である伝動回転部材、及び慣性回転体のうちの何れか一方に支持され、またその何れか他方と、ダイナミックダンパばねとの間に、非伝動状態で回転方向に隙間、即ちバックラッシュが設定される。これにより、プリセット荷重の付与に加え、上記隙間を追加しただけの簡単な構造で、ダイナミックダンパの減衰領域を拡張させ得るばかりか、その拡張した減衰領域の減衰ピークが入力トルクの大小で大きくずれ動いてばらつくのを抑制可能となる。その結果、減衰領域の拡張機能と、減衰ピークのずれ抑制機能とを両立させた高性能なダイナミックダンパが得られ、これに入力トルクの大小に関係なく高い減衰効果を発揮させることができる。

また第２の特徴によれば、上記隙間をＣ［rad ］とし、プリセット荷重によるトルクをＴ_p ［Nm］とし、ダイナミックダンパばねのばね剛性をｋ［Nm/rad］とした場合に、Ｃ＜Ｔ_p ／ｋ が成立するよう隙間を設定したので、ダイナミックダンパの振れ角が小さいほどダイナミックダンパばねの見做しばね定数が高くなる設定となってダイナミックダンパによる減衰領域を十分に拡張可能としながら、上記隙間により減衰ピークのばらつきを低減可能となる。

また第３の特徴によれば、上記隙間をＣ［mm］とし、またプリセット量をＺ［mm］とした場合に、０．１Ｚ＜Ｃ＜０．５Ｚ が成立するよう隙間を設定したので、ダイナミックダンパによる減衰性能向上効果を確保しつつ、減衰ピークのばらつきを効果的に低減することができる。

また第４の特徴によれば、伝動回転部材及び慣性回転体のうち何れか一方は、非伝動状態でダイナミックダンパばねにプリセット荷重を付与するよう係合する支持部を備え、またその何れか他方は、ダイナミックダンパばねを保持する一対のばね保持部材を備えると共に、両ばね保持部材とダイナミックダンパばねとの間に非伝動状態で隙間が設定されるので、組立に当たり支持部側でプリセット荷重を設定しつつダイナミックダンパばねを仮止め可能であり、この仮止め状態で一対のばね保持部材を容易に組付けできることから、両ばね保持部材の組付け作業性が良好である。

また第５の特徴によれば、伝動回転部材及び慣性回転体のうち何れか一方は、ダイナミックダンパばねを保持する一対のばね保持部材を備えると共に、その両ばね保持部材が、非伝動状態でダイナミックダンパばねにプリセット荷重を付与するよう係合し、伝動回転部材及び慣性回転体のうち何れか他方は、ダイナミックダンパばねと係合し得る支持部を備えると共に、支持部とダイナミックダンパばねとの間に非伝動状態で隙間が設定されるので、一対のばね保持部材でダイナミックダンパばねを係合させた状態でプリセット荷重の付与がなされ、そのセット状態で同ばねの姿勢を安定させることができる。これにより、前記した減衰ピークのずれ抑制効果をより確実に達成可能となる。

また第６の特徴によれば、動力伝達経路に少なくとも一対のダンパが直列に介設されると共に、伝動回転部材が、動力伝達経路内で一対のダンパの中間に介設されるので、より減衰性能を向上させることができる。

また第７の特徴によれば、動力伝達装置は、トルクコンバータにおけるロックアップクラッチの接続状態でエンジンの回転をロックアップクラッチからトルクコンバータの出力軸側に伝達するので、ロックアップクラッチの作動時にエンジンの回転変動により生じる振動を効果的に減衰することができる。

また第８の特徴によれば、タービンランナが、出力軸又はこれと一体に回転する部材に固定されるので、出力側の慣性質量が小さい場合でも、これをタービンランナで補うことができて、より減衰性能を向上させることができる。

また第９の特徴によれば、クラッチピストンと出力軸との間の動力伝達経路に、少なくとも一対のダンパが直列に介設されると共に、伝動回転部材が、動力伝達経路内で一対のダンパの中間に介設され、その伝動回転部材にタービンランナが固定されるので、一対のダンパ間の伝動回転部材の慣性質量をタービンランナで増やすことができ、より減衰性能を向上させることができる。

また第１０の特徴によれば、タービンランナが、慣性回転体における少なくとも一部の質量体を構成するので、慣性回転体の外径側に設けられる専用の質量体を小型化するか又は省略することができ、これにより、ダイナミックダンパの小型軽量化に寄与することができる。

本発明の第１実施形態に係るトルクコンバータの縦断面図（図２の１−１線に沿う断面図） 図１の２−２線に沿う拡大断面図 図２の３−３線に沿う要部拡大断面図 慣性プレートの長孔に挿通された爪部を示す斜視図 ダイナミックダンパばねの支持構造を示すものであって、（Ａ）は、図２の５（Ａ）矢視部の一部切欠拡大図であり、（Ｂ）は、図５（Ａ）に対応した分解図と一部の横断面図 ダイナミックダンパの減衰特性の一例を示すグラフであって、（ａ）は、ダイナミックダンパばねにプリセット荷重が付与されない場合を示し、（ｂ）はプリセット荷重が付与され且つバックラッシュの無い場合を示す ダイナミックダンパの振れ角とエンジン回転数との関係の一例を示すグラフ （ａ−１）（ａ−２）は、ダイナミックダンパばねにプリセット荷重が付与され且つバックラッシュの無い場合を示すものであって、（ａ−１）はダイナミックダンパのばね特性を示し、（ａ−２）は、特にトルク振幅の大小に応じて変化する減衰特性を示す。また（ｂ−１）（ｂ−２）は、ダイナミックダンパばねにプリセット荷重が付与され且つバックラッシュが有る場合を示すものであって、（ａ−１）（ａ−２）にそれぞれ対応する バックラッシュＣと、Ｔ_p ／ｋとの大小関係によりダイナミックダンパばねの見做しばね定数がどのように変化するかの一例を示すばね特性図 （ａ−１）〜（ａ−４）は、ダイナミックダンパばねにプリセット荷重が付与されるがバックラッシュの無い場合を示すものであって、（ａ−１）はダイナミックダンパのばね特性を示し、（ａ−２）は振れ角と見做しばね定数との関係を示し、また（ａ−３）は振れ角と減衰ピーク回転数との関係を示し、また（ａ−４）は減衰特性を示す。また（ｂ−１）〜（ｂ−４）は、ダイナミックダンパばねにプリセット荷重が付与され且つバックラッシュが有る場合を示すものであって、（ａ−１）〜（ａ−４）にそれぞれ対応する プリセット量とバックラッシュとの大小関係を最適に設定するためのシミュレーション結果の一例を示すものであって、［１］はバックラッシュの無い場合、［２］〜［４］は、プリセットが付与され且つバックラッシュが有る場合であって、前記大小関係を三段階に変えた場合を示す プリセット荷重付与とバックラッシュの有無により高減衰効果が得られる回転レンジが、トルクの大小に応じてどのように変わるかを判り易く説明した説明図 第２実施形態に係るダイナミックダンパばねの支持構造を示すものであって、（Ａ）は、図５（Ａ）対応図、（Ｂ）は、図５（Ｂ）対応図 第３実施形態を示す図１対応図 第４実施形態を示す図１対応図 第４実施形態を示す図３対応図

以下、本発明の実施の形態を、添付図面に基づき説明する。

先ず、第１実施形態を、図１〜図５を参照しながら説明する。図１において、トルクコンバータは、ポンプインペラ１１と、このポンプインペラ１１に対向して配置されるタービンランナ１２と、ポンプインペラ１１およびタービンランナ１２の内周部間に配置されるステータ１３とを備え、ポンプインペラ１１、タービンランナ１２およびステータ１３間には、矢印１４で示すように作動オイルを循環させる循環回路１５が形成される。

前記ポンプインペラ１１は、椀状のポンプシェル１６と、ポンプシェル１６の内面に設けられる複数のポンプブレード１７と、それらのポンプブレード１７を連結するポンプコアリング１８と、ポンプシェル１６の内周部に例えば溶接によって固定されるポンプハブ１９とを有する。そのポンプハブ１９には、トルクコンバータに作動オイルを供給するオイルポンプ（図示せず）が連動、連結される。

またポンプシェル１６の外周部には、タービンランナ１２を外側から覆う椀状の伝動カバー２０が溶接によって結合されており、この伝動カバー２０の外周部にリングギヤ２１が溶接によって固着され、リングギヤ２１には駆動板２２が締結される。また駆動板２２には、車両用エンジンＥのクランクシャフト２３が同軸に締結されており、ポンプインペラ１１には、車両用エンジンＥから回転動力が入力される。

前記タービンランナ１２は、椀状のタービンシェル２４と、タービンシェル２４の内面に設けられる複数のタービンブレード２５と、それらのタービンブレード２５を連結するタービンコアリング２６とを有する。

車両用エンジンＥからの回転動力を図示しないミッションに伝達する出力軸２７の端部は、前記伝動カバー２０がその中心部に一体に有する有底円筒状の支持筒部２０ａに、軸受ブッシュ２８を介して支持される。出力軸２７は、ポンプハブ１９との間に軸方向の間隔をあけた位置に配置される出力ハブ２９にスプライン結合されており、出力ハブ２９および伝動カバー２０間にはニードルスラストベアリング３０が介装される。

前記ステータ１３は、ポンプハブ１９および出力ハブ２９間に配置されるステータハブ３１と、このステータハブ３１の外周に設けられる複数のステータブレード３２と、それらのステータブレード３２の外周を連結するステータコアリング３３とを有し、ポンプハブ１９およびステータハブ３１間にはスラストベアリング３４が介装され、出力ハブ２９およびステータハブ３１間にはスラストベアリング３５が介装される。

ステータハブ３１と、出力ハブ２９とともに回転する出力軸２７を相対回転自在に囲繞するステータシャフト３６との間には、一方向クラッチ３７が介設され、ステータシャフト３６は、ミッションケース（図示せず）に回転不能に支持される。

伝動カバー２０およびタービンシェル２４間には、前記循環回路１５に連通するクラッチ室３８が形成され、このクラッチ室３８内に、ロックアップクラッチ４０と、慣性回転体４１と、当該慣性回転体４１に対して制限された範囲での相対回転を可能として慣性回転体４１の内周部を両側から挟むスプリングホルダ４２とが収容される。

前記ロックアップクラッチ４０は、伝動カバー２０に摩擦接続可能なクラッチピストン４３を有するとともに該クラッチピストン４３を伝動カバー２０に摩擦接続させた接続状態ならびに摩擦接続を解除した非接続状態を切替えることが可能である。そして、円板状に形成されるクラッチピストン４３の内周部は、出力ハブ２９に軸方向移動を可能として摺動可能に支持される。

前記クラッチ室３８内は、クラッチピストン４３によって、タービンランナ１２側の内側室３８ａと、伝動カバー２０側の外側室３８ｂとに区画されており、前記ニードルスラストベアリング３０に隣接して出力ハブ２９に形成される油溝４４が外側室３８ｂに連通され、この油溝４４は円筒状の出力軸２７内に連通する。またポンプハブ１９およびステータシャフト３６間には、循環回路１５の内周部に通じる油路４５が形成される。油溝４４および油路４５には、前記オイルポンプおよびオイル溜め（図示せず）が交互に接続される。

車両用エンジンＥのアイドリング時や極低速運転域では、油溝４４から外側室３８ｂに作動油が供給されると共に、油路４５から作動油が導出されており、この状態では外側室３８ｂの方が内側室３８ａよりも高圧となる。これにより、クラッチピストン４３は伝動カバー２０の内面から離反する側に押されており、ロックアップクラッチ４０は非接続状態となっている。この状態では、ポンプインペラ１１およびタービンランナ１２の相対回転は許容されており、車両用エンジンＥによってポンプインペラ１１が回転駆動されることで、循環回路１５内の作動油が、矢印１４で示すように、ポンプインペラ１１、タービンランナ１２、ステータ１３の順に循環回路１５内を循環し、ポンプインペラ１１の回転トルクがタービンランナ１２及び出力ハブ２９を介して出力軸２７に伝達される。

ポンプインペラ１１およびタービンランナ１２間でトルクの増幅作用が生じている状態では、それに伴う反力がステータ１３で負担され、ステータ１３は、一方向クラッチ３７のロック作用によって固定される。またトルク増幅作用を終えたときに、ステータ１３は、ステータ１３が受けるトルク方向の反転によって一方向クラッチ３７を空転させながらポンプインペラ１１およびタービンランナ１２とともに同一方向に回転する。

このようなトルクコンバータがカップリング状態となったとき、もしくはカップリング状態に近づいたときには、油路４５から内側室３８ａに作動油が供給されると共に、油溝４４から作動油が導出されるように、油溝４４および油路４５と、前記オイルポンプおよびオイル溜めとの接続状態が切替えられる。その結果、クラッチ室３８内では内側室３８ａの方が外側室３８ｂよりも高圧となり、その圧力差によってクラッチピストン４３が伝動カバー２０側に押圧され、クラッチピストン４３の外周部が伝動カバー２０の内面に圧接して伝動カバー２０に摩擦接続され、即ち、ロックアップクラッチ４０が接続状態となる。

ロックアップクラッチ４０が接続状態となったときに、車両用エンジンＥから伝動カバー２０に伝わるトルクは、ロックアップクラッチ４０の一部を構成しつつポンプインペラ１１とともに回転するクラッチピストン４３、スプリングホルダ４２および出力ハブ２９を含む、動力伝達経路としてのトルク伝達経路４６を経て、出力軸２７に機械的に伝達される。このトルク伝達経路４６には、少なくとも１つのダンパ、この実施の形態では第１および第２のダンパ４７，４８が介設されるとともに、ダイナミックダンパ４９が付設される。

而して、クラッチピストン４３及び出力軸２７は一方及び他方の回転体の一例であり、またスプリングホルダ４２は伝動回転部材の一例である。

前記スプリングホルダ４２は、本実施形態では出力軸２７の軸線方向に間隔をあけて配置されて出力ハブ２９と同軸に配置される一対の保持プレート５０，５１が相互に相対回転不能に連結されて構成される。そして、一対の保持プレート５０，５１間に挟まれるとともにそれらの保持プレート５０，５１から半径方向内方に一部が張り出すように形成されてトルク伝達経路４６の一部を構成するリング板状のドリブンプレート５２の内周部と、タービンランナ１２におけるタービンシェル２４の内周部とが、出力ハブ２９とともに回転するようにして出力ハブ２９に複数の第１のリベット５３で固定される。

前記第１のダンパ４７は、クラッチピストン４３に保持されて周方向に等間隔をあけて配置される複数個のコイル状である第１のダンパスプリング５５が、クラッチピストン４３およびスプリングホルダ４２間に介設されて成る。

クラッチピストン４３の外周部の、伝動カバー２０とは反対側の面には、環状の収容凹部５６が形成されており、その収容凹部５６内に周方向に等間隔をあけて収容される第１のダンパスプリング５５を、クラッチピストン４３との間に保持するスプリング保持部材５４がクラッチピストン４３に固定される。

そのスプリング保持部材５４は、前記収容凹部５６の内周にほぼ対応した外周を有してクラッチピストン４３と同軸に配置されるリング板部５４ａと、クラッチピストン４３の半径方向に沿う第１のダンパスプリング５５の内方側を覆うように横断面円弧状に形成されてリング板部５４ａの外周の周方向に等間隔をあけた４箇所に連設されるとともにクラッチピストン４３の周方向に沿って長く形成されるスプリングカバー部５４ｂと、それらのスプリングカバー部５４ｂ相互間に配置されるとともにスプリングカバー部５４ｂよりも半径方向外方に突出するようにしてリング板部５４ａの外周に連設されるばね当接部５４ｃとを一体に有するように形成され、リング板部５４ａが複数の第２のリベット５７でクラッチピストン４３に固定される。

前記ばね当接部５４ｃは、複数の第１のダンパスプリング５５相互間に配置される。そして、ロックアップクラッチ４０が非接続状態にあるときに、ばね当接部５４ｃは、その両側の第１のダンパスプリング５５の端部に当接する。

図２および図３を併せて参照して、前記ダイナミックダンパ４９は、スプリングホルダ４２と、慣性回転体４１と、スプリングホルダ４２および慣性回転体４１間に介設される複数個たとえば６個の弾性部材としてのコイル状のダイナミックダンパばね５８と、スプリングホルダ４２を構成する一対の保持プレート５０，５１を相対回転不能に連結する複数個たとえば６個の連結手段５９とを備える。

前記慣性回転体４１は、一対の保持プレート５０，５１の外周部間に挟まれるリング板状の慣性プレート６１と、その慣性プレート６１に複数の第３のリベット６３で固定されるリング状の重量部材６２とを備える。そして、慣性プレート６１は、その外周部が一対の保持プレート５０，５１よりも半径方向外方に突出するように形成されており、重量部材６２が慣性プレート６１の外周部に固定される。またダイナミックダンパばね５８は、ばね保持部材として機能する一対の保持プレート５０，５１で保持されており、慣性回転体４１の一部を構成する慣性プレート６１と、一対の保持プレート５０，５１との間に介設される。

一対の保持プレート５０，５１の周方向に等間隔をあけた複数箇所例えば６箇所には、ダイナミックダンパばね５８を保持するためのばねホルダ部５０ａ，５１ａが、ダイナミックダンパばね５８の一部側面を外部に臨ませるようにして形成される。そのばねホルダ部５０ａ，５１ａは、例えば、各保持プレート５０，５１の、ダイナミックダンパばね５８を配置すべき部位にＨ字状のスリット孔を設けた上で、そのスリット孔周辺の一部を切り起こすことで形成される。より具体的に言えば、ばねホルダ部５０ａ，５１ａは、上記スリット孔の、径方向内方・外方（図５で下方・上方）側の周辺部を出力軸２７の軸方向外方に各々拡開するよう切り起こすことで形成されたばね胴支持部５０ａｓ，５１ａｓと、同スリット孔の、周方向一方・他方（図５で左方・右方）側の周縁部で形成される各一対のばね端支持部５０ａｅ，５１ａｅとを備える。

一方、慣性プレート６１の、ばねホルダ部５０ａ，５１ａに対応する内周部には、ダイナミックダンパばね５８を収容する弾性部材収容凹部６４が慣性プレート６１の内周部に開放するように形成されている。その弾性部材収容凹部６４は、本発明の支持部の一例である。

そして、ロックアップクラッチ４０が非接続状態（即ちトルク伝達経路４６が非伝動状態）にある場合は、慣性プレート６１の周方向で弾性部材収容凹部６４の両端部６４ａがダイナミックダンパばね５８の両端部に、ダイナミックダンパばね５８を圧縮した状態（即ちダイナミックダンパばね５８に所定のプリセット荷重、即ち予圧が付与された状態）でそれぞれ当接し、一方、上記非伝動状態で一対の保持プレート５０，５１の前記ばね端支持部５０ａｅ，５１ａｅと、ダイナミックダンパばね５８の両端部との間には、バックラッシュ、即ち回転方向に所定の隙間Ｃが設定される。

この場合、慣性プレート６１の周方向で前記弾性部材収容凹部６４の両端部６４ａ間の長さをａとし、各保持プレート５０，５１の前記各一対のばね端支持部５０ａｅ，５１ａｅ間の長さをｂとし、ダイナミックダンパばね５８の自由状態での長さをｓとしたとき、ｓ＞ｂ＞ａを関係を満たすように各長さａ，ｂ，ｓが設定される。

また後述するように前記隙間をＣ［rad ］とし、ダイナミックダンパばね５８のプリセット荷重によるトルクＴ_p ［Nm］とし、またダイナミックダンパばね５８のばね剛性をｋ［Nm/rad］とした場合に、Ｃ＜Ｔ_p ／ｋ が成立するよう隙間Ｃが設定される。

しかも前記隙間をＣ［mm］（即ち図５で（ｂ−ａ）に相当）とし、またダイナミックダンパばね５８のプリセット時の圧縮長さ即ちプリセット量（即ち図５で（ｓ−ａ）に相当）をＺ［mm］とした場合に、後述する理由により、 ０．１Ｚ＜Ｃ＜０．５Ｚ
を成立させるような隙間Ｃに設定されることが望ましい。

一対の保持プレート５０，５１を相対回転不能に連結する連結手段５９は、保持プレート５０，５１間に介装される円筒状の第１のスペーサ６５と、一対の保持プレート５０，５１間を相対回転不能に連結するようにして第１のスペーサ６５をそれぞれ貫通する第４のリベット６６とから構成される。一方、慣性プレート６１の内周部には、慣性プレート６１および一対の保持プレート５０，５１の相対回転を許容しつつ前記連結手段５９を収容する複数の連結手段収容凹部６７が、慣性プレート６１の周方向で弾性部材収容凹部６４相互間に配置されて慣性プレート６１の内周に開放するように形成される。

しかも上記した連結手段収容凹部６７および弾性部材収容凹部６４は、出力軸２７の軸線を中心とした同一の仮想円ＣＩ（図２参照）に外周縁を沿わせるようにして円弧状に形成される。

また慣性プレート６１の周方向に沿う連結手段収容凹部６７の両端部には、連結手段５９のスペーサ６５に当接して慣性プレート６１および一対の保持プレート５０，５１の相対回転限を規制するストッパ部６７ａが形成される。そして、そのストッパ部６７ａに連結手段５９を当接させることで慣性プレート６１および一対の前記保持プレート５０，５１の相対回転限が規制されるので、ダイナミックダンパばね５８に過大な負荷が作用することを防止して、ダイナミックダンパばね５８の寿命向上を図ることができる。

さらに連結手段収容凹部６７の外周縁および連結手段５９が、一対の保持プレート５０，５１に対する慣性プレート６１の半径方向に沿う位置決めを果たすべく、慣性プレート６１の半径方向で相互に近接もしくは当接するように配置されている。これにより、部品点数を増やすことなく、一対の前記保持プレート５０，５１および慣性プレート６１の半径方向に沿う相対位置を定めることができる。

ところで前記第１のダンパ４７の第１のダンパスプリング５５は、クラッチピストン４３に固定されるスプリング保持部材５４のばね当接部５４ｃと、スプリングホルダ４２を構成する一対の保持プレート５０，５１の一方、この実施形態ではクラッチピストン４３とは反対側の保持プレート５０との間に介設される。そして、その保持プレート５０には、第１のダンパスプリング５５をスプリング保持部材５４のばね当接部５４ｃとの間に挟むようにして複数の第１のダンパスプリング５５にそれぞれ係合する複数の爪部６８が一体に設けられる。

また慣性プレート６１には、二股状に分岐した形状に形成される前記爪部６８を挿通させて慣性プレート６１の周方向に長く延びる長孔６９が形成される。この実施の形態では、保持プレート５０の外周部は、第１のダンパスプリング５５とは反対側に膨らむように屈曲して形成されており、第１のダンパスプリング５５の個数と同数である爪部６８が、保持プレート５０の外周屈曲部から出力軸２７の軸線に沿う方向に延びるようにして保持プレート５０に一体に設けられる。

前記第２のダンパ４８は、一対の保持プレート５０，５１と、出力軸２７とともに回転するドリブンプレート５２との間に介設されるものでり、第２のダンパ４８の一部を構成する複数個たとえば６個の第２のダンパスプリング７０が一対の保持プレート５０，５１間に保持される。

一対の保持プレート５０，５１の周方向に等間隔をあけた複数箇所たとえば６箇所には、第２のダンパスプリング７０を保持するためのばね保持部５０ｂ，５１ｂが、第２のダンパスプリング７０の一部を外部に臨ませるようにして形成される。一方、ドリブンプレート５２の、ばね保持部５０ｂ，５１ｂに対応する内周部には、第２のダンパスプリング７０を収容するスプリング収容孔７１が形成される。

一対の保持プレート５０，５１の半径方向に沿ってスプリング収容孔７１の内方側で、一対の保持プレート５０，５１間には、ドリブンプレート５２の周方向に等間隔をあけた複数箇所たとえば６箇所に設けられて周方向長く延びる長孔７２にそれぞれ挿通される円筒状の第２スペーサ７３が介装され、一対の保持プレート５０，５１は、第２スペーサ７３をそれぞれ貫通する複数の第５のリベット７４で連結される。即ち、ドリブンプレート５２は、長孔７２内を第２のスペーサ７３が移動するだけの制限された範囲で、スプリングホルダ４２に対して相対回転することが可能である。

次に、上記した第１実施形態の作用について、図６〜図１２も併せて参照して、説明する。

トルクコンバータにおいて、ロックアップクラッチ４０が接続状態となった場合には、前述のように車両用エンジンＥから伝動カバー２０に伝わるトルクが、ロックアップクラッチ４０のクラッチピストン４３、スプリングホルダ４２（伝動回転部材）及び出力ハブ２９を含むトルク伝達経路４６を経て出力軸２７に機械的に伝達され、そのとき、エンジンの回転変動により生じる振動は、両ダンパ４７，４８及びダイナミックダンパ４９で減衰、抑制される。この場合、特にダイナミックダンパ４９では、慣性回転体４１がダイナミックダンパばね５８の弾性変形を伴って振動して、トルク伝達経路４６（即ちダイナミックダンパ４９を除く主振動系）の振動エネルギを代替吸収できるため、その主振動系の振動に対する減衰効果が、ダイナミックダンパ４９（即ち副振動系）の固有振動数に対応した減衰ピーク回転数付近で特に高められる。

ところで、ダイナミックダンパ４９の減衰ピーク回転数Ｎｅ_P ［rpm ］は、ダイナミックダンパばね５８のばね定数をｋ［Nm/rad］、慣性回転体４１のイナーシャ（慣性モーメント）をＩ［kgm²］としたときに、次の式で表されることが知られている。
Ｎｅ_P ＝Ａ√（ｋ／Ｉ） ……………（１）
この場合、Ａは、６０／（２π×エンジン次数）、即ち定数であるため、減衰ピーク回転数Ｎｅ_P は、ばね定数ｋとイナーシャＩとで決まる。そして、横軸をエンジンの回転数［rpm ］とし、また縦軸を振動減衰率［dB］としたグラフでダイナミックダンパ４９による減衰効果の一例を示すと、例えば、図６のようになる。尚、図６において、振動減衰率［dB］は、縦軸で下方に行くほど減衰効果が大きいことを示す。

ところで図６（ａ）の実線は、ダイナミックダンパばね５８にプリセット荷重が付与されない場合の一例であり、また、図６（ｂ）の実線は、比較的大きいトルクが入力されたときにプリセット荷重が付与された場合の一例である。そして、後者の場合の方が前者の場合よりも、高い減衰効果を発揮し得る減衰領域が拡がるが、その理由を次に簡単に説明する。

即ち、エンジンから回転動力を受けて加振される主振動系の振動周波数ｆ（以下、単に加振周波数という）は、エンジン回転数の増加に応じて概ね比例的に増加することが知られており、一方、ダイナミックダンパ４９の減衰ピーク回転数Ｎｅ_P は、前記（１）式で明らかなようにばね定数ｋとイナーシャＩのみに依存し、これらが不変であればエンジン回転数に関係なく一定である。またダイナミックダンパ４９の振れ角θ［rad ］は、ダイナミックダンパ４９への入力トルクＴのトルク振幅をＴｗとしたときに、次の式で表されることが知られている。尚、トルク振幅Ｔｗは、入力トルクと略比例する。
θ＝Ｔｗ／（４π² ・Ｉ・ｆ² ） ……………（２）
この式（２）によれば、振れ角θは、仮にトルク振幅Ｔｗが一定であれば、図７に示すように加振周波数ｆの増加（従って加振周波数ｆに略比例するエンジン回転数の増加）に伴い二次関数的に減少するよう変化する。

また、図８（ａ−１）は、ダイナミックダンパばね５８にプリセット荷重によるトルクＴ_p ［Nm］が付与される場合のダイナミックダンパ４９のばね特性の一例を示すグラフであり、横軸をダイナミックダンパ４９の振れ角θ［rad ］とし、縦軸を入力トルクＴ［Nm］としている。この場合、ダイナミックダンパばね５８のばね定数をｋとすれば、見做しばね定数（即ちプリセット荷重付与時の見掛けのばね定数）ｋ′は、
ｋ′＝ｋ＋Ｔ_p ／θ ………（３）
となる。即ち、見做しばね定数ｋ′は、図８（ａ−１）のグラフの各プロット点ｐ１〜ｐ４と原点とを結ぶ仮想直線の勾配に相当し、その勾配からも振れ角θが小さくなるほどに見做しばね定数ｋ′が増大することが判る。

このように振れ角θが小さいほど見做しばね定数ｋ′が大きくなる一方で、振れ角θは、前述のようにエンジン回転数の増加に伴い二次関数的に減少（図７参照）することから、結局、振れ角θが小さい（従ってエンジン回転数が高い）ほど見做しばね定数ｋ′は大きくなる傾向となる。従って、この見做しばね定数ｋ′を用いて前記（１）式で演算したダイナミックダンパ４９の減衰ピーク回転数Ｎｅ_P は、見做しばね定数ｋ′が大きいほど高回転側に発生する。その結果、ダイナミックダンパばね５８にプリセット荷重を付与することにより、付与しない場合よりも減衰領域を拡げることができる。

ところで、特許文献１のようにダイナミックダンパばね５８に単にプリセット荷重を付与しただけでは、トルク振幅Ｔｗが小さくなるほど減衰ピークが高回転側へ大きくずれるため、狙いとする回転域（例えば自動車用エンジンでは、常用回転域である1000〜1500rpm ）で高い減衰効果が得られなくなるといった不都合がある。

即ち、ダイナミックダンパ４９の振れ角θ［rad ］は、前記（２）式からも明らかなようにトルク振幅Ｔｗの関数でもあって、このトルク振幅Ｔｗの大小によっても見做しばね定数ｋ′が変動し、この変動に伴い減衰ピーク回転数Ｎｅ_P も変動する。そのため、例えば、トルク振幅Ｔｗが小さくなるほど振れ角θが小さくなって見做しばね定数ｋ′が更に増大していくことで減衰ピーク回転数Ｎｅ_P が高回転側に発散するようになり、これにより、上記不都合が生じる。その発散の様子は、図８（ａ−２）に例示した、振動減衰率とエンジン回転数との相関グラフからも明らかであり、この図のラインＬ１〜Ｌ４は、図８（ａ−１）の各プロット点ｐ１〜ｐ４に対応した見掛けばね定数ｋ′が、トルク振幅Ｔｗが小さくなるのに応じて更に増大したときに、減衰ピーク回転数Ｎｅ_P が高回転側に大きくずれる一例を示す。

それに対して本実施形態では、ダイナミックダンパばね５８が、これにプリセット荷重、即ち予圧を付与するようにスプリングホルダ４２及び慣性回転体４１のうちの何れか一方（第１実施形態では慣性回転体４１の慣性プレート４９）に支持され、またその何れか他方（第１実施形態ではスプリングホルダ４２のばね保持プレート５０，５１）と、ダイナミックダンパばね５８との間に、バックラッシュ即ち回転方向の隙間Ｃが設定される。これにより、ダイナミックダンパ４９の減衰領域を拡張させ得るばかりか、その拡張した減衰領域の減衰ピークがトルク振幅Ｔｗ（従って入力トルク）の大小でずれ動くのを効果的に抑制可能となる。次に、その効果が得られる理由を説明する。

図８（ｂ−１）は、上記隙間Ｃを特設した場合のダイナミックダンパばね５８のばね特性の一例を示しており、隙間Ｃが特設されたことで、見做しばね定数ｋ′は、図８（ｂ−１）の各プロット点ｐ１′〜ｐ４′と原点とを結ぶ仮想直線の勾配となる。また、図８（ｂ−２）は、上記隙間Ｃを特設した場合の振動減衰率と入力回転数との相関の一例を示しており、この図のラインＬ１′〜Ｌ４′は、各プロット点ｐ１′〜ｐ４′に対応した見掛けばね定数ｋ′が、トルク振幅Ｔｗが小さくなるのに応じて更に増大したときに、減衰ピーク回転数Ｎｅ_P がどのように変動するかを示している。

この図８（ｂ−１）からも明らかなように本実施形態では、トルク振幅Ｔｗが小さくなって振れ角θが小さく（即ちエンジン回転数が大きく）なればなる程、見做しばね定数ｋ′が大きくなるものの、隙間Ｃを特設したことで、振れ角θが当該隙間Ｃに対応した振れ角よりも小さくなると見做しばね定数ｋ′は減少する側に転じる。これにより、トルク振幅Ｔｗが小さくなると、減衰ピーク回転数Ｎｅ_P は、図８（ｂ−２）に示すように高回転側に一旦移動した後、低回転側に反転、収束していく。従って、トルク振幅Ｔｗの大小に因る減衰ピークのばらつきを小さくすることができる効果が得られる。

但し、この効果は、隙間Ｃ［rad ］と、プリセット荷重によるトルクＴ_p ［Nm］と、ダイナミックダンパばね４９のばね定数ｋ［Nm/rad］とが、Ｃ＜Ｔ_p ／ｋ の条件式（４）を満たす場合に限られる。この場合のダイナミックダンパばね５８のばね特性の一例が図９（ａ）で示され、またＣ＝Ｔ_p ／ｋの場合のばね特性の一例が図９（ｂ）で示され、更にＣ＞Ｔ_p ／ｋの場合のばね特性の一例が図９（ｃ）で示される。

而して、図９（ａ）の場合は、振れ角θが小さくなるほど見做しばね定数ｋ′（即ち点線の勾配）が高くなって、減衰領域が拡がる効果がある一方、図９（ｂ）の場合は、振れ角θに関係なく見做しばね定数ｋ′は同一となって、減衰領域が拡がる効果は得られず、また図９（ｃ）の場合は、振れ角θが小さいほど見做しばね定数ｋ′は減少するため、これまた減衰領域が拡がる効果は期待できないことが判る。

即ち、減衰ピークのばらつきを小さくするために隙間Ｃを特設しても、その隙間Ｃが上記式（４）の条件を満たさなければ（換言すれば、振れ角θが小さくなるほど見做しばね定数ｋ′が高くなる設定としなければ）、ダイナミックダンパ４９による減衰領域を十分には拡張できず、従って、ダイナミックダンパ４９による減衰性能向上効果を確保し得なくなる。

以上説明したように、ダイナミックダンパばね５８にプリセット荷重を付与することでダイナミックダンパ４９の減衰領域を拡張できる効果が得られ、またそのプリセット荷重の付与に加えて前記隙間Ｃを特設にしたことで、拡張した減衰領域がトルク振幅Ｔｗの大小でずれ動くのを抑制できる効果が得られるが、その現象は、次のような説明でも明らかである。

先ず、プリセット荷重付与だけの場合のダイナミックダンパばね５８の特性は、例えば図１０（ａ−１）に示すように、縦軸をダイナミックダンパ４９の振れ角θとし、また横軸を入力トルクＴとしたグラフでも表される。そして、このばね特性から、振れ角θ毎の見做しばね定数ｋ′をプロットして、振れ角θと見做しばね定数ｋ′との相関を表す図１０（ａ−２）のグラフを作成し、このグラフにおいて、見做しばね定数ｋ′は振れ角θがゼロに近づくにつれて発散している。次いで、図１０（ａ−２）に示す振れ角θと見做しばね定数ｋ′との相関と、前記式（１）とに基づいて、図１０（ａ−２）の横軸を減衰ピーク回転数Ｎｅ_P に変換した図１０（ａ−３）を作成する。そして、この図１０（ａ−３）は、振れ角θと減衰ピーク回転数Ｎｅ_P との相関を示すものであるから、その相関ラインで得た減衰ピーク回転数Ｎｅ_P の分布に基づいて作成した図１０（ａ−４）の減衰特性図からは、トルク振幅Ｔｗが小さくなるほどに減衰ピーク回転数Ｎｅ_P がより高回転側に発生する（即ち高回転側に大きくずれる）ことが判る。

これに対し、プリセット荷重付与に加えて、前記隙間Ｃを設けた場合のダイナミックダンパばね５８の特性は、例えば図１０（ｂ−１）に示すように、縦軸をダイナミックダンパ４９の振れ角θとし、また横軸を入力トルクＴとしたグラフで表される。そして、このばね特性から、振れ角θ毎の見做しばね定数ｋ′をプロットして、振れ角θと見做しばね定数ｋ′との相関を表す図１０（ｂ−２）のグラフを作成し、このグラフにおいて、見做しばね定数ｋ′は振れ角θがゼロに近づく手前で収束している。次いで、図１０（ｂ−２）に示す振れ角θと見做しばね定数ｋ′との相関と、前記式（１）とに基づいて、図１０（ｂ−２）の横軸を減衰ピーク回転数Ｎｅ_P に変換した図１０（ｂ−３）を作成する。この図１０（ｂ−３）は、振れ角θと減衰ピーク回転数Ｎｅ_P との相関を示すものであるから、その相関ラインで得た減衰ピーク回転数Ｎｅ_P の分布に基づいて作成した図１０（ｂ−４）の減衰特性図からは、トルク振幅Ｔｗが小さくなった場合でも、減衰ピーク回転数Ｎｅ_P の高回転側への大きなずれが抑制されることが判る。

ところで第１実施形態のように第１，第２のダンパ４７，４８の中間の伝動回転部材（スプリングホルダ４２）にダイナミックダンパ４９が付設された動力伝達装置を搭載した自動車について、その動力伝達装置の減衰特性を演算によりシミュレーションし、その結果の一例を図１１に示した。尚、演算に当り、各例の振動モデルの諸元は、一般的な自動車を参考にして設定している。

図１１で［１］は、プリセット荷重を付与しただけの場合を示し、［２］〜［４］は、プリセット荷重の付与に加えて、前記隙間Ｃを特設した場合であって、特に［２］はプリセット量Ｚ（即ちダイナミックダンパばね５８の自由長ｓとプリセット付与時の長さａとの寸法差（例えば４ｍｍ））に対し隙間Ｃを１０％（例えば０．４ｍｍ）とした場合を示し、また［３］は、同じく隙間Ｃを２５％（例えば１．０ｍｍ）とした場合を示し、また［４］は、同じく隙間Ｃを５０％（例えば２．０ｍｍ）とした場合を示す。そして、各々の場合において、線の太さは、トルク振幅Ｔｗを大中小の三段階に変えた場合をそれぞれ示す。

これら図示例の比較に基づくシミュレーション結果からは、隙間Ｃを特設したことにより、特にトルク振幅Ｔｗが小さい場合の減衰ピークの高回転側へのずれをかなり抑制できていることが判る。例えば、また図１１で［１］の場合のように隙間Ｃが無ければ、トルク振幅Ｔｗが小さいときに、狙った回転域（例えば自動車用エンジンの常用回転域である1000〜1500rpm ）で高減衰領域から大きく逸脱しており、また隙間Ｃが有っても、それがプリセット量Ｚの１０％以下（即ち［２］の場合を参照）では、狙った回転域から高減衰領域が未だ逸脱しており、更にプリセット量Ｚの５０％以上（即ち［４］の場合を参照）では、狙った回転域での高減衰領域が狭くなってしまう不都合がある。それに対し、隙間Ｃがプリセット量Ｚの１０％〜５０％の範囲内にあれば、狙った回転域に高減衰領域が適度にキープされている。

このシミュレーション結果からも、狙った回転域内から逸脱しないで極力広い高減衰領域を確保（即ち減衰ピークのばらつきを低減）するためには、隙間Ｃをプリセット量Ｚに対し最適に設定する必要があることが判る。より具体的には、０．１Ｚ＜Ｃ＜０．５Ｚ
が成立するよう隙間Ｃが設定されることが望ましい。

以上説明したように第１実施形態によれば、ダイナミックダンパばね５８が、これにプリセット荷重を付与するよう慣性回転体４１（具体的には慣性プレート４９）に支持され、また第１，第２のダンパ４７，４８間の伝動回転部材（具体的にはスプリングホルダ４２のばね保持プレート５０，５１）と、ダイナミックダンパばね５８との間に、バックラッシュ即ち回転方向の隙間Ｃが設定される。これにより、プリセット荷重の付与に加え、隙間Ｃを追加しただけの簡単な構造で、ダイナミックダンパ４９の減衰領域を拡張させ得るばかりか、その拡張した減衰領域の減衰ピークが入力トルクの大小で大きくずれ動いてばらつくのを抑制可能となる。その結果、減衰領域の拡張機能と、減衰ピークのずれ抑制機能とを両立させた高性能なダイナミックダンパが得られ、これに、入力トルクの大小に関係なく高い減衰効果を発揮させることができる。

上記した減衰効果を図１２で判り易く説明すると、プリセット荷重の付与と隙間Ｃの特設が何れも無い［１］の場合には、狙った回転域で高い減衰効果が得られるものの、その減衰レンジは狭く、狙った回転域のごく一部しかカバーできない不都合がある。またプリセット荷重の付与は有るが隙間Ｃの特設が無い［２］の場合（特許文献１に相当）には、狙った回転域で高い減衰効果が得られるレンジが拡がるものの、そのレンジが特に入力トルクが低くなるにつれて高回転側にずれていくため、低トルク領域では高い減衰効果が得られなくなる。

これに対し、プリセット荷重の付与と隙間Ｃの特設が何れも有る［３］の場合（本発明に相当）には、プリセット荷重の付与と隙間Ｃの特設により、［２］の場合の不都合が解消されており、即ち、狙った回転域で、入力トルクの大小に関係なく広いレンジに亘って高い減衰効果を得られることが判る。

また第１実施形態では、慣性回転体４１の慣性プレート４９が、ダイナミックダンパばね５８にプリセット荷重を付与するよう係合する支持部（具体的には弾性部材収容凹部６４）を備え、またダイナミックダンパばね５８と、伝動回転部材としてのスプリングホルダ４２の一対のばね保持部材５０，５１との間に前記隙間Ｃが設定されている。これにより、組立に当たり支持部側、即ち慣性プレート４９でプリセット荷重を設定しつつダイナミックダンパばね５８を仮止め可能であるため、この仮止め状態で一対のばね保持部材５０，５１を容易に組付け可能となり、両ばね保持部材５０，５１の組付け作業性が頗る良好である。

更に第１実施形態では、トルク伝達経路４６に一対のダンパ４７，４８が直列に介設されると共に、ダイナミックダンパ４９が付設される伝動回転部材（具体的にはスプリングホルダ４２）が、動力伝達経路４６内で一対のダンパ４７，４８の中間に介設されるため、反共振の影響を回避し、より減衰性能を向上させることができる。

その上、第１実施形態のタービンランナ１２が、出力軸２７と一体に回転する部材（出力ハブ２９）に固定されているため、トルクコンバータの出力側の慣性質量が小さい場合でも、これをタービンランナ１２で補うことができて、より減衰性能を向上させることができる。

また本実施形態では、クラッチピストン４３および一対の保持プレート５０，５１間に、クラッチピストン４３に保持される第１のダンパスプリング５５を有する第１のダンパ４７が介設され、また出力軸２７と一体的に回転するドリブンプレート５２および一対の保持プレート５０，５１間に第２のダンパ４８が介設されるので、トルクコンバータの大型化を回避しつつ２つのダンパ４７，４８で減衰性能の向上を図ることができる。しかも第２のダンパ４８の一部を構成する第２のダンパスプリング７０が、一対の保持プレート５０，５１間に保持されるので、第２のダンパのダンパスプリング７０と、ダイナミックダンパ４９のダイナミックダンパばね５８とが何れも一対の保持プレート５０，５１間に保持されることになり、慣性回転体４１側にダイナミックダンパばね５８を配置する必要がなく、慣性回転体４１の形状を簡略化することができるとともに、慣性回転体４１の慣性マスを充分に確保することができ、ダイナミックダンパ４９の減衰性能を充分に高くすることができる。

また図１３には、本発明の第２実施形態が示される。ロックアップクラッチ４０が非接続状態（即ちトルク伝達経路４６が非伝動状態）にある場合に、第１実施形態では、慣性回転体４１の支持部（即ち慣性プレート６１の弾性部材収容凹部６４）によりダイナミックダンパばね５８にプリセット荷重を付与する一方、伝動回転部材としてのスプリングホルダ４２の保持プレート５０，５１と、ダイナミックダンパばね５８との間に回転方向の隙間Ｃが設定されるのに対し、第２実施形態では、第１実施形態とは逆に、伝動回転部材としてのスプリングホルダ４２によってダイナミックダンパばね５８にプリセット荷重を付与する一方、慣性回転体４１の支持部（即ち慣性プレート６１の弾性部材収容凹部６４′）と、ダイナミックダンパばね５８との間に回転方向の隙間Ｃが設定される。

即ち、第２実施形態では、トルク伝達経路４６の非伝動状態で、スプリングホルダ４２が、一対の保持プレート５０′，５１′のばね保持部５０ａ′，５１ａ′における各一対のばね端支持部５０ａｅ，５１ａｅの相互間にダイナミックダンパばね５８を圧縮状態（即ちプリセット荷重を付与した状態）で保持しており、一方、慣性プレート６１の周方向で弾性部材収容凹部６４′の両端部６４ａと、ダイナミックダンパばね５８の両端部との間に、バックラッシュ即ち回転方向の隙間Ｃが設定される。而して、一対の保持プレート５０′，５１′は、一対のばね保持部材の一例である。

この第２実施形態において、慣性プレート６１の周方向で弾性部材収容凹部６４′の両端部６４ａ間の長さをａとし、ばね保持部５０ａ′，５１ａ′の各一対のばね端支持部５０ａｅ，５１ａｅ間の長さをｂとし、ダイナミックダンパばね５８の自由状態での長さをｓとしたとき、ｓ＞ａ＞ｂを関係を満たすように各長さａ，ｂ，ｓが設定される。この場合、隙間Ｃは、（ａ−ｂ）となり、またダイナミックダンパばね５８のプリセット量Ｚは、（ｓ−ｂ）となる。

第２実施形態のその他の構成は、第１実施形態と基本的に同一であり、各構成要素には、第１実施形態の対応する構成要素と同じ参照符号を付すに止め、それ以上の説明は省略する。従って、第２実施形態においても、第１実施形態と基本的に同様の作用効果を達成可能である。

更にこの第２実施形態によれば、ダイナミックダンパばね５８を保持する一対のばね保持部材５０′，５１′が、これらの上記ばね端支持部５０ａｅ，５１ａｅで、同ばね５８にプリセット荷重を付与するよう係合しており、また慣性回転体４１の慣性プレート４９が、ダイナミックダンパばね５８と係合し得る支持部（即ち弾性部材収容凹部６４′）を備えると共に、該支持部６４′とダイナミックダンパばね５８との間に隙間Ｃが設定されるので、一対のばね保持部材５０′，５１′でダイナミックダンパばね５８を安定よく係合させた状態でプリセット荷重の付与がなされ、そのプリセット状態で同ばね５８の姿勢を安定させることができる。これにより、ダイナミックダンパ４９による前記した減衰ピークのずれ抑制効果をより確実に達成可能となる。

また図１４には、本発明の第３実施形態が示される。第１実施形態では、タービンランナ１２が、出力軸２７と一体に回転する部材（例えば出力ハブ２９）に固定されるものを示したが、第３実施形態では、タービンランナ１２が、クラッチピストン４３及び出力軸２７間のトルク伝達経路４６内で第１，第２のダンパ４７，４８の中間に介設される伝動回転部材としてのスプリングホルダ４２に結合される点で異なる。

上記スプリングホルダ４２は、これと第１，第２のダンパ４７，４８との接続構造や、ダイナミックダンパ４９との接続構造が、第１実施形態のスプリングホルダ４２と基本的に同様の構造である。即ち、第３実施形態においてスプリングホルダ４２と第２のダンパ４８のドリブンプレート５２との間の結合手段は、第１実施形態と同様、ドリブンプレート５２に間隔をおいて穿設されて周方向延びる長孔７２にそれぞれ挿通され且つ一対の保持プレート５０，５１間に介装される円筒状のスペーサ７３と、スペーサ７３及び両保持プレート５０，５１を貫通する複数のリベット７４とを備えるが、特に第３実施形態では、タービンランナ１２の内周部１２ｉが上記リベット７４で両保持プレート５０，５１と共締め固定されており、ドリブンプレート５２は、これにタービンランナ１２を固定せずに出力ハブ２９にだけ固定（例えば溶接）される。

第３実施形態のその他の構成は、第１実施形態と基本的に同様であり、各構成要素には、第１実施形態の対応する構成要素と同じ参照符号を付すに止め、それ以上の説明は省略する。従って、第３実施形態においても、第１実施形態と基本的に同様の作用効果を達成可能である。

更にこの第３実施形態によれば、トルク伝達経路４６に直列に介設した一対のダンパ４７，４８の中間でトルク伝達経路４６の一部を構成する伝動回転部材（より具体的にはスプリングホルダ４２の一対のばね保持プレート５０，５１）にタービンランナ１２が固定されるため、一対のダンパ４７，４８間の伝動回転部材（スプリングホルダ４２）の慣性質量をタービンランナ１２で増やすことができ、更なる減衰性能の向上が図られる。

また図１５，図１６には、本発明の第４実施形態が示される。第１実施形態では、タービンランナ１２が、慣性回転体４１とは別個独立に設けられていて、出力軸２７と一体に回転する部材（例えば出力ハブ２９）に固定されるものを示したが、第４実施形態では、タービンランナ１２が、慣性回転体４１の重量部材６２に代わる質量体として機能するよう慣性プレート６１に固定される。即ち、第４実施形態のタービンランナ１２は、慣性回転体４１の少なくとも一部の質量体を兼ねるように慣性プレート６１に中継部材８０を介して一体回転可能に結合される。

この中継部材８０は、それの基部がタービンランナ１２の外周部に結合（例えば溶接）され、また先部が、慣性プレート６１に貫通係合する係合突起部８０ａを有する。さらにタービンランナ１２の内周部１２ｉは、出力ハブ２９に回転自在に嵌合、支持される。

第４実施形態のその他の構成は、第１実施形態と基本的に同様であり、各構成要素には、第１実施形態の対応する構成要素と同じ参照符号を付すに止め、それ以上の説明は省略する。従って、第４実施形態においても、第１実施形態と基本的に同様の作用効果を達成可能である。

更にこの第４実施形態によれば、タービンランナ１２が、慣性回転体４１における少なくとも一部の質量体（重量部材）を兼ねるため、慣性回転体４１の外径側に設けられる専用の質量体を小型化するか又は省略することができ、ダイナミックダンパ４９の小型軽量化が図られる。

以上、本発明の実施の形態について説明したが、本発明は上記実施の形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明を逸脱することなく種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、前記実施形態では、動力伝達装置として、トルクコンバータにおけるロックアップクラッチ４０の接続状態で、エンジンからの回転動力をロックアップクラッチ４０からトルクコンバータの出力軸２７側に伝達可能なトルクコンバータ用動力伝達装置を例示したが、本発明の第１〜第６の特徴に係る動力伝達装置の用途は、トルクコンバータ用に限定されない。例えば、エンジンからの回転動力を伝達可能な動力伝達経路としてのトルク伝達経路４６に、動力伝達に関与する少なくとも１つのダンパが介設されるとともにダイナミックダンパが付設される動力伝達装置であれば、用途を問わず本発明を適用可能である。

また前記実施形態では、トルク伝達経路４６に、ダイナミックダンパ４９とは別個独立の第１および第２のダンパ４７，４８を直列に介設したものを示したが、本発明では、ダイナミックダンパ４９以外のダンパの設置個数は１個だけもよく、或いは３個以上でもよい。

Ｃ・・・・・・隙間
Ｚ・・・・・・プリセット量
１２・・・・・タービンランナ
２７・・・・・出力軸
２９・・・・・部材としての出力ハブ
４０・・・・・ロックアップクラッチ
４１・・・・・慣性回転体
４２・・・・・伝動回転部材としてのスプリングホルダ
４３・・・・・クラッチピストン
４６・・・・・動力伝達経路としてのトルク伝達経路
４７，４８・・ダンパ
４９・・・・・ダイナミックダンパ
５０，５１；５０′，５１′・・一対のばね保持部材としての保持プレート
５８・・・・・ダイナミックダンパばね
６４，６４′・・支持部としての弾性部材収容凹部

Claims (10)

1. 少なくとも１つのダンパ（４７，４８）を介設した動力伝達経路（４６）にダイナミックダンパ（４９）が付設され、前記ダイナミックダンパ（４９）は、前記動力伝達経路（４６）の一部を構成する伝動回転部材（４２）に対し相対回転可能な慣性回転体（４１）と、前記伝動回転部材（４２）及び前記慣性回転体（４１）の相互間を接続可能なダイナミックダンパばね（５８）とを有しており、前記ダイナミックダンパばね（５８）には、前記動力伝達経路（４６）の非伝動状態でプリセット荷重が付与されている動力伝達装置において、
   前記ダイナミックダンパばね（５８）が、前記非伝動状態で該ダイナミックダンパばね（５８）に対し前記プリセット荷重を付与するように前記伝動回転部材（４２）及び前記慣性回転体（４１）のうちの何れか一方に支持され、またその何れか他方と、前記ダイナミックダンパばね（５８）との間には、前記非伝動状態で回転方向に隙間（Ｃ）が設定されることを特徴とする、動力伝達装置。
2. 前記隙間（Ｃ）をＣ［rad ］とし、
   前記ダイナミックダンパばね（５８）の前記プリセット荷重によるトルクをＴ_p ［Nm］とし、
   また前記ダイナミックダンパばね（５８）のばね剛性をｋ［Nm/rad］とした場合に、
   Ｃ＜Ｔ_p ／ｋ
   が成立するよう前記隙間（Ｃ）を設定したことを特徴とする請求項１に記載の動力伝達装置。
3. 前記隙間（Ｃ）をＣ［mm］とし、また前記ダイナミックダンパばね（５８）のプリセット量をＺ［mm］とした場合に、
   ０．１Ｚ＜Ｃ＜０．５Ｚ
   が成立するよう前記隙間（Ｃ）を設定したことを特徴とする、請求項１又は２に記載の動力伝達装置。
4. 前記伝動回転部材（４２）及び前記慣性回転体（４１）のうちの何れか一方は、前記非伝動状態で前記ダイナミックダンパばね（５８）に前記プリセット荷重を付与するよう係合する支持部（６４）を備えており、
   前記伝動回転部材（４２）及び前記慣性回転体（４１）のうちの何れか他方は、前記ダイナミックダンパばね（５８）を保持する一対のばね保持部材（５０，５１）を備えると共に、その両ばね保持部材（５０，５１）と該ダイナミックダンパばね（５８）との間に前記非伝動状態で前記隙間（Ｃ）が設定されることを特徴とする請求項１〜３の何れか１項に記載の動力伝達装置。
5. 前記伝動回転部材（４２）及び前記慣性回転体（４１）のうちの何れか一方は、前記ダイナミックダンパばね（５８）を保持する一対のばね保持部材（５０′，５１′）を備えると共に、その両ばね保持部材（５０′，５１′）が、前記非伝動状態で前記ダイナミックダンパばね（５８）に前記プリセット荷重を付与するよう係合しており、
   前記伝動回転部材（４２）及び前記慣性回転体（４１）のうちの何れか他方は、前記ダイナミックダンパばね（５８）と係合し得る支持部（６４′）を備えると共に、該支持部（６４′）と前記ダイナミックダンパばね（５８）との間に前記非伝動状態で前記隙間（Ｃ）が設定されることを特徴とする請求項１〜３の何れか１項に記載の動力伝達装置。
6. 前記動力伝達経路（４６）に少なくとも一対の前記ダンパ（４７，４８）が直列に介設されると共に、前記伝動回転部材（４２）が、前記動力伝達経路（４６）内で前記一対のダンパ（４７，４８）の中間に介設されることを特徴とする、請求項１〜５の何れか１項に記載の動力伝達装置。
7. トルクコンバータにおけるロックアップクラッチ（４０）の接続状態で、エンジンからの回転動力を、前記ロックアップクラッチ（４０）から前記動力伝達経路（４６）を経てトルクコンバータの出力軸（２７）に伝達することを特徴とする、請求項１〜５の何れか１項に記載の動力伝達装置。
8. 前記トルクコンバータのタービンランナ（１２）が、前記出力軸（２７）又は該出力軸（２７）と一体に回転する部材（２９）に固定されることを特徴とする、請求項７に記載の動力伝達装置。
9. 前記動力伝達経路（４６）に、少なくとも一対の前記ダンパ（４７，４８）が直列に介設されると共に、前記伝動回転部材（４２）が、前記動力伝達経路（４６）内で前記一対のダンパ（４７，４８）の中間に介設され、
   前記トルクコンバータのタービンランナ（１２）が前記伝動回転部材（４２）に固定されることを特徴とする、請求項７に記載の動力伝達装置。
10. 前記トルクコンバータのタービンランナ（１２）が前記慣性回転体（４１）における少なくとも一部の質量体を構成することを特徴とする、請求項７に記載の動力伝達装置。

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