JP2022121098A - ダンパ機能付き伝動装置及びトルクコンバータ - Google Patents

Abstract

【課題】入力回転体及び出力回転体間に配置される中間回転体と、その中間回転体及び入力回転体間を接続する一次ダンパばねと、中間回転体及び出力回転体間を接続する二次ダンパばねとを備え、一次ダンパばね及び二次ダンパばねが同一仮想円上に配列され、入力回転体及び中間回転体の相互間に、その間の相対回転限界を規定する第１ストッパ機構が、また出力回転体及び中間回転体の相互間に、その間の相対回転限界を規定する第２ストッパ機構が介設されるダンパ機能付き伝動装置において、加速に伴い中間回転体が出力回転体に対し相対回転限界に達したときに第２ストッパ機構で受け止めるトルク負荷に起因して出力回転体に局部的に生じる応力を低減し、出力回転体の荷重負担を軽減する。
【解決手段】第２ストッパ機構ＳＴ２は、中間回転体７０の、一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２を受けるばね受け部７０ｓよりも径方向内方側に配置される。
【選択図】 図２

Description

本発明は、入力回転体から出力回転体へ伝動可能な動力伝達経路に、入力回転体及び出力回転体間に配置される中間回転体と、その中間回転体及び入力回転体間を接続する一次ダンパばねと、中間回転体及び出力回転体間を接続する二次ダンパばねとを備えたダンパ機能付き伝動装置、並びにその伝動装置を具備したトルクコンバータに関する。

上記ダンパ機能付き伝動装置として、例えば一次ダンパばね及び二次ダンパばねが中間回転体と同心の同一仮想円上に配列され、入力回転体及び中間回転体の相互間には、その相互間の加速時・減速時における各相対回転限界を規定する第１ストッパ機構が介設され、また出力回転体及び中間回転体の相互間には、その相互間の加速時・減速時における各相対回転限界を規定する第２ストッパ機構が介設される構造の伝動装置は、下記特許文献１にも示されるように従来公知である。

特表２０１７－５１４０７８号公報

ところが特許文献１のダンパ機能付き伝動装置では、第１，第２ストッパ機構の何れもが、一次ダンパばね及び二次ダンパばねの配列部位よりも径方向外方側に配備される。その関係で、出力回転体の外周部に径方向外向きに突設したばね受け突起の先部には、更に径方向外側に張り出すストッパ部を連設して、このストッパ部と、中間回転体の内周部に設けた係合溝部とで第２ストッパ機構を構成している。

そのため、例えば、加速に伴い中間回転体が出力回転体に対し相対回転限界に達したときに第２ストッパ機構で受け止めるトルク負荷が、出力回転体の最外周端部（即ち自由端に相当する上記ストッパ部）に作用することになって、出力回転体側のばね受け突起の根元部分の応力が高くなる。従って、この根元部分を含む出力回転体に補強対策（例えば板厚増大等）を特別に施す必要があり、それだけ伝動装置のコスト増や重量増、大型化等の不都合を招く虞れがある。

本発明は、かかる事情に鑑みてなされたものであり、従来装置の上記不都合を簡単な構造で解決可能なダンパ機能付き伝動装置、並びにその伝動装置を具備したトルクコンバータ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、入力回転体から出力回転体へ伝動可能な動力伝達経路に、前記入力回転体及び前記出力回転体間に配置される中間回転体と、その中間回転体及び前記入力回転体間を接続する一次ダンパばねと、前記中間回転体及び前記出力回転体間を接続する二次ダンパばねとを備え、前記一次ダンパばね及び前記二次ダンパばねが前記中間回転体と同心の同一仮想円上に配列され、前記入力回転体及び前記中間回転体の相互間には、その相互間の加速時・減速時における各相対回転限界を規定する第１ストッパ機構が介設され、また前記出力回転体及び前記中間回転体の相互間には、その相互間の加速時・減速時における各相対回転限界を規定する第２ストッパ機構が介設されるダンパ機能付き伝動装置において、前記第２ストッパ機構は、前記中間回転体の、前記一次ダンパばね及び前記二次ダンパばねを受けるばね受け部よりも径方向内方側に配置されることを第１の特徴とする。

また本発明は、第１の特徴に加えて、前記入力回転体は、リング板状の前記中間回転体を軸方向に挟む第１，第２支持板と、その第１，第２支持板間を結合する複数のリベットとを備え、前記第１ストッパ機構は、少なくとも一部の前記リベットの中間軸部と、前記中間回転体の内周部に設けられて、入力回転体及び前記中間回転体相互の加速時・減速時における各相対回転限界を規定するように前記中間軸部に係合可能な軸部受け面とを有することを第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、円環状の前記中間回転体の内周部には、前記一次ダンパばね及び前記二次ダンパばねを受ける第１ばね受け部を有する複数の第１ばね受け突起が径方向内向きに且つ周方向に間隔をおいて設けられると共に、その各々の第１ばね受け突起に、前記第１ばね受け部よりも径方向内方側に延出するストッパ突起部が連設され、円環状の前記出力回転体の外周部には、前記一次ダンパばね及び前記二次ダンパばねを受ける第２ばね受け部を有する複数の第２ばね受け突起が径方向外向きに且つ周方向に前記複数の第１ばね受け突起と交互に並ぶように設けられ、前記第２ストッパ機構は、周方向で隣り合う前記第２ばね受け突起の中間位置で前記出力回転体の外周部に凹設される係合溝部と、その係合溝部内に周方向移動可能に受容される前記ストッパ突起部とを有していて、前記中間回転体及び前記出力回転体相互の加速時・減速時における各相対回転限界を規定するように該ストッパ突起部が前記係合溝部の周方向両内端部に係合可能であることを第３の特徴とする。

また本発明は、第３の特徴に加えて、前記ストッパ突起部の先部が前記係合溝部の内底面に摺動可能に接触し、該接触により前記中間回転体が前記出力回転体に対し径方向に位置決め可能であることを第４の特徴とする。

また本発明は、第１～第４の何れかの特徴に加えて、前記中間回転体の外周部にダイナミックダンパが接続されることを第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、前記一次ダンパばねのばね定数が、前記二次ダンパばねのばね定数よりも大きいことを第６の特徴とする。

また本発明は、第６の特徴に加えて、前記第１ストッパ機構で規定される前記出力回転体及び前記中間回転体相互の、加速時における相対回転の限界角度が、前記第２ストッパ機構で規定される前記出力回転体及び前記中間回転体相互の、減速時における相対回転の限界角度よりも大きくなるように設定されることを第７の特徴としている。

また本発明は、ロックアップクラッチにより流体伝動と機械伝動を切換え可能なトルクコンバータであって、第１～第７の何れかの特徴を有するダンパ機能付き伝動装置を前記機械伝動のために具備することを第８の特徴とする。

本発明の第１の特徴によれば、出力回転体及び中間回転体の相互間の加速時・減速時における各相対回転限界を規定する第２ストッパ機構が、中間回転体の、一次ダンパばね及び二次ダンパばねを受けるばね受け部よりも径方向内方側に配置されるので、加速に伴い中間回転体が出力回転体に対し相対回転限界に達したときに第２ストッパ機構で受け止めるトルク負荷が、出力回転体の比較的内周寄りの部位に作用することになって、そのトルク負荷に起因して出力回転体に局部的に生じる応力を低減できる。これにより、出力回転体は、荷重負担が軽減されて、特別な補強対策（例えば板厚増大等）が不要となり、伝動装置のコスト節減や重量軽減、小型化に寄与することができる。

また第２の特徴によれば、入力回転体は、リング板状の中間回転体を軸方向に挟む第１，第２支持板と、その第１，第２支持板間を結合する複数のリベットとを備え、第１ストッパ機構は、リベットの中間軸部と、中間回転体の内周部に設けられて、入力回転体及び中間回転体相互の加速時・減速時における各相対回転限界を規定するように中間軸部に係合可能な軸部受け面とを有するので、入力回転体及び中間回転体を、それらの板厚増大を抑えて軸方向にコンパクトな組立体とすることができ、伝動装置の更なる小型化に寄与することができる。しかも第１，第２支持板間の連結手段（リベット）が第１ストッパ機構の一部を兼ねるから、構造簡素化や部品点数の削減に寄与することができる。

また第３の特徴によれば、円環状の中間回転体の内周部には、一次ダンパばね及び二次ダンパばねを受ける第１ばね受け部を有する複数の第１ばね受け突起が径方向内向きに且つ周方向に間隔をおいて設けられると共に、その各々の第１ばね受け突起に、第１ばね受け部よりも径方向内方側に延出するストッパ突起部が連設され、円環状の出力回転体の外周部には、一次ダンパばね及び二次ダンパばねを受ける第２ばね受け部を有する複数の第２ばね受け突起が径方向外向きに且つ周方向に複数の第１ばね受け突起と交互に並ぶように設けられ、第２ストッパ機構は、周方向で隣り合う第２ばね受け突起の中間位置で出力回転体の外周部に凹設される係合溝部と、その係合溝部内に周方向移動可能に受容されるストッパ突起部とを有していて、中間回転体及び出力回転体相互の加速時・減速時における各相対回転限界を規定するようにストッパ突起部が係合溝部の周方向両内端部に係合可能である。これにより、第１ばね受け突起に連設したストッパ突起部は、これが係合溝部内に受容されることで、出力回転体と径方向に重なり合う配置となるため、伝動装置を径方向により小型化することができる。

また第４の特徴によれば、ストッパ突起部の先部が係合溝部の内底面に摺動可能に接触し、該接触により中間回転体が出力回転体に対し径方向に位置決め可能であるので、第２ストッパ機構の一部であるストッパ突起が、中間回転体の出力回転体に対する径方向位置決め手段を兼ねることとなり、それだけ構造簡素化や部品点数の削減に寄与することができる。

また第５の特徴によれば、中間回転体の外周部にダイナミックダンパが接続されるので、ダイナミックダンパの特設に伴う軸方向寸法増を極力抑制しながら、ダイナミックダンパを以て伝動装置の減衰性能をより高めることができる。

また第６の特徴によれば、一次ダンパばねのばね定数が、二次ダンパばねのばね定数よりも大きいので、加速に伴い中間回転体が出力回転体に対し相対回転限界に達したときに、第２ストッパ機構でトルク負荷が受け止められると共に、それまでに弾性変形した低剛性の二次ダンパばねの変形荷重が出力回転体のばね受け部で受け止められる。これにより、該ばね受け部と第２ストッパ機構とで荷重分散が図られる上、二次ダンパばねの上記変形荷重も比較的低くできることから、出力回転体の発生応力の更なる低減に寄与することができる。これに対し、減速時に第２ストッパ機構がストッパ作動する際に出力回転体のばね受け部に作用する一次ダンパばねの変形荷重は、同ばねの剛性が高い場合の方がより大きくなってダンパ性能上、不利となるが、一般的な自動車用ダンパ装置で発生するトルクや頻度は、加速時の方が減速時よりも高いため、一次ダンパばねを高剛性として加速時に出力回転体の応力低減を達成可能とした第６の特徴は、より優位となる。

また第７の特徴によれば、第１ストッパ機構で規定される入力回転体及び中間回転体相互の、加速時における相対回転の限界角度が、第２ストッパ機構で規定される出力回転体及び中間回転体相互の、減速時における相対回転の限界角度よりも大きいので、減速時には高剛性の一次ダンパばねの限界圧縮量を加速時よりも減らし、限界圧縮後の更なる荷重は第２ストッパ機構で受け止めることで、出力回転体側のばね受け突起の根元部における応力を効果的に低減可能となる。これにより、出力回転体の発生応力の更なる低減に寄与することができる。

また第８の特徴によれば、ロックアップクラッチにより流体伝動と機械伝動を切換え可能なトルクコンバータが、前記第１～第７の特徴による効果を有したダンパ機能付き伝動装置を機械伝動のために具備するので、このダンパ機能付き伝動装置を含むトルクコンバータの構造簡素化や軽量且つ小型化、コスト節減に寄与することができる。

本発明の第１実施形態に係るダンパ機能付き伝動装置を内蔵したトルクコンバータの縦断面図（図２の１－１線に沿う拡大断面図） 図１の２－２線矢視方向で見た、トルクコンバータの全体断面図 前記伝動装置の要部、特に一次・二次ダンパばね及びダイナミックダンパばねの支持部を示す拡大断面図（図２の３Ａ矢視部に対応する断面図）であって、そのうち（Ａ）は第１実施形態を示し、また（Ｂ）は第２実施形態を示す 加速時における伝動装置各部の動作変化態様を示す要部側面図であって、（１）は中間回転体が入力回転体・出力回転体に対し中立位置にある状態を示し、（２）は、中間回転体が出力回転体に対し相対回転限界に到達（即ち第２ストッパ機構がストッパ作動）して二次ダンパばねの弾性変形が終了した状態を示し、（３）は、入力回転体が中間回転体に対し相対回転限界に到達（即ち第１ストッパ機構がストッパ作動）して一次ダンパばねの弾性変形が終了した状態を示す 減速時における伝動装置各部の動作変化態様を示す要部側面図であって、（１）は図４（１）と同じく中間回転体が前記中立位置にある状態を示し、（２）は、入力回転体が中間回転体に対し相対回転限界に到達（即ち第１ストッパ機構がストッパ作動）して二次ダンパばねの弾性変形が終了した状態を示し、（３）は、中間回転体が出力回転体に対し相対回転限界に到達（即ち第２ストッパ機構がストッパ作動）して二次ダンパばねの弾性変形が終了した状態を示し、（４）は、入力回転体が中間回転体・出力回転体に対する相対回転を停止した状態のまま減速トルクが更に増大した状態を示す 入力回転体の出力回転体に対する相対回転角度を横軸とし、且つ入力回転体が受けるトルクを縦軸とした実施形態の特性図であって、図４及び図５で各状態を示す小特性図を繋ぎ併せたものを示す（但し、図６の点線は、中間回転体・出力回転体相互の、加速時における相対回転限界角度と減速時における相対回転限界角度とを同等に設定した比較例の、実施形態とは異なる特性部分を示す）

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２及び図３（Ａ）を参照しながら説明する。図１において、ロックアップ機構付きトルクコンバータＴＣ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。

トルクコンバータＴＣは、後述するように、ロックアップクラッチＬの断・接切換えに基づいて流体伝動と機械伝動を切換可能に構成されており、特に機械伝動を本発明に係るダンパ機能付き伝動装置Ｔが担う構造となっている。本明細書では、先ず、流体伝動のための構造例について説明する。

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ＴＣ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の外周部にボス２１が固着され、ボス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、従って、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。タービンシェル２４の内周部は、後述するリング板状の出力回転体８０を介して出力ハブ２９に結合される。

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は、これの中心部を縦通する油路１００を有しており、この油路１００には、後述するロックアップクラッチＬの作動油圧を油路１００に対し給排制御可能な不図示の油圧制御回路が接続される。また出力軸２７の先端部は、前記伝動カバー２０の中心部に連設した有底円筒状の支持筒部２０ａ内に環状空隙４９を挟んで受容され、その環状空隙４９は上記油路１００に常時連通している。

出力軸２７の外周には、ポンプハブ１９から離間し且つ出力回転体８０の内周部に溶接した出力ハブ２９がスプライン嵌合されると共に、出力ハブ２９の側面にニードルスラストベアリング３０を介して隣接する円環状のカバーハブ４４が、軸受ブッシュ４７を介して回転自在に嵌合、支持される。尚、軸受ブッシュ４７は、カバーハブ４４の内周に固定（例えば圧入）される。

カバーハブ４４は、放射状に延びる複数の油溝４４ａを外側面に有しており、その外側面の外周端が伝動カバー２０の内周部内面に溶接される。したがって、出力軸２７の先端部は、軸受ブッシュ４７及びカバーハブ４４を介して伝動カバー２０に回転自在に支持される。

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とを有する。ポンプハブ１９とステータハブ３１との間にはスラストベアリング３４が介装され、また出力ハブ２９（直接的にはタービンシェル２４）とステータハブ３１との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、前記した循環回路１５に連通するクラッチ室３８が形成される。そのクラッチ室３８には、伝動カバー２０の回転動力を入力側に受けるロックアップクラッチＬと、このロックアップクラッチＬの出力側と出力軸２７間を機械的に伝動可能な動力伝達経路４６を有するダンパ機能付き伝動装置Ｔとが配設される。

ロックアップクラッチＬは、前記したカバーハブ４４に軸方向摺動可能且つ油密に嵌合、支持されて伝動カバー２０の内面に近接、対向するクラッチピストン４３と、伝動カバー２０の内面に固着（溶接）したクラッチアウタＬｏと、クラッチアウタＬｏに同心状に囲繞され且つ後述する入力回転体６０に固定されるクラッチインナＬｉと、クラッチアウタＬｏ及びクラッチインナＬｉ間に介設される摩擦連結機構Ｌｍとを備える。クラッチアウタＬｏの内周面には、クラッチピストン４３の外周部が軸方向摺動可能且つ油密に嵌合される。

摩擦連結機構Ｌｍは、従来周知の多板式摩擦クラッチ機構と同様、クラッチアウタＬｏに相対回転不能に且つ所定の制限された範囲で軸方向摺動可能に支持される複数の摩擦板及び受圧板と、クラッチインナＬｉに相対回転不能に且つ軸方向摺動可能に支持される複数の摩擦板とを有する。そして、クラッチピストン４３をクラッチオン側、即ち摩擦連結機構Ｌｍ側に移動（図１で右動）させることで、上記摩擦板相互が圧接されてロックアップクラッチＬが接続状態となり、またクラッチピストン４３を上記と反対側、即ちクラッチオフ側に移動（図１で左動）させることで摩擦板相互の圧接力が解放されて、ロックアップクラッチＬが非接続状態となる。

尚、ロックアップクラッチＬは、実施形態のような多板式摩擦クラッチに限定されず、種々の摩擦クラッチ、例えば単板式摩擦クラッチも実施可能である。

ところで前記クラッチ室３８内は、クラッチピストン４３によって、タービンランナ１２側に在って循環油路１５に連通する内側室３８ａと、伝動カバー２０側に在って循環油路１５には連通しない外側室３８ｂとに区画される。その内側室３８ａには、前記した摩擦連結機構Ｌｍ及びダンパ機能付き伝動装置Ｔが収容される。

一方、外側室３８ｂは、クラッチピストン４３の受圧室として機能し、そこに不図示の油圧制御装置から前記油路１００、環状空隙４９及び油溝４４ａを経てクラッチ作動油が導入されると、その作動油でクラッチピストン４３を前記クラッチオン側に駆動、保持可能であり、また、クラッチ作動油が外側室３８ｂ（クラッチ受圧室）より排出されると、クラッチピストン４３は、内側室３８ａの油圧に押されて前記クラッチオフ側に後退可能となる。

また出力軸２７及びステータシャフト３６間には入口油路１０１が画成され、この入口油路１０１は、ステータシャフト３６の横孔から、ステータシャフト３６と一方向クラッチ３７のインナ部とのスプライン嵌合部（特にスプラインの欠歯部分）を経て、前記した循環油路１５及び内側室３８ａの各内周部に通じる。一方、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の内周部に通じる出口油路１０２が画成される。それら入口油路１０１及び出口油路１０２は、不図示の油循環装置に接続されており、これにより、トルクコンバータＴＣの作動中は、入口油路１０１から内側室３８ａ及び循環回路１５を経て出口油路１０２に戻る油の流動が継続され、内側室３８ａ及び循環回路１５内は常に油で満たされる。

例えば、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、外側室３８ｂ（クラッチ受圧室）にはクラッチ作動油が供給されず、クラッチピストン４３は前記クラッチオフ側にある。従って、摩擦連結機構Ｌｍの摩擦板相互が相対回転可能な非圧接状態にあり、ロックアップクラッチＬ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、出力回転体８０及び出力ハブ２９を介して出力軸２７に伝達される。

一方、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。

このようにしてトルクコンバータＴＣ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、その状態を検出したセンサの出力に基づいて作動する不図示の油圧制御回路から、クラッチ作動油が出力軸２７内の油路１００等を経て外側室３８ｂ（クラッチ受圧室）に導入される。これにより、クラッチピストン４３が伝動カバー２０から離れる側（即ち前記クラッチオン側）に押圧されて、摩擦連結機構Ｌｍを摩擦結合状態に切換え、ロックアップクラッチＬが接続状態となる。

ロックアップクラッチＬ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に伝わる回転動力は、ロックアップクラッチＬからクラッチ室３８（内側室３８ａ）内のダンパ機能付き伝動装置Ｔを経て出力軸２７に機械的に伝達される。

そして、この伝動装置Ｔは、これの動力伝達経路４６において、クラッチインナＬｉに固定される入力回転体６０と、その入力回転体６０に一次ダンパばねＳ１を介して接続される中間回転体７０と、中間回転体７０に二次ダンパばねＳ２を介して接続される出力回転体８０とを備える。

而して、入力回転体６０、中間回転体７０及び出力回転体８０は、出力軸２７に対し同心状に配置され且つ互いに相対回転可能に構成される。また第１，第２ダンパばねＳ１，Ｓ２は、出力軸２７の軸線を中心とした（従って中間回転体７０と同心の）同一仮想円上に交互に配列される。尚、本明細書で「周方向」とは、出力軸２７の軸線（即ち出力回転体８０等の回転軸線）を中心とした円周方向をいい、また「径方向」とは、該軸線を中心とした半径方向をいい、また「軸方向」とは、該軸線に沿う方向をいう。

入力回転体６０は、リング板状に形成される中間回転体７０を回転摺動可能に挟む第１，第２支持板６１，６２をクラッチインナＬｉと共に固定（より具体的には複数のリベット６３で結合）されて構成される。各リベット６３には、第１，第２支持板６１，６２間のスペーサとして機能する円筒のカラー６４が嵌合、固定され、そのカラー６４は、これが入力回転体６０と一体的に回転する際に、中間回転体７０の円弧状内周面に沿って移動可能である。

第１支持板６１の内周端部は、径方向内方側に長く延びていて、出力ハブ２９の外周に同心状に嵌合、支持される。また第１，第２支持板６１，６２の径方向中間部は、周方向に延びる円弧状の開口６１ｏ，６２ｏを各々有する。そして、その開口６１ｏ，６２ｏの径方向内，外周縁部がそれぞれ軸方向外側に切り起こされており、その切り起こし部が、第１，第２ダンパばねＳ１，Ｓ２を両側より抱持するばねホルダ部６１ｈ，６２ｈを構成する。上記開口６１ｏ，６２ｏの周方向両内端縁部は、第１，第２ダンパばねＳ１，Ｓ２の対応する一端部を当接、支持するばね受け６０ｓとして機能する。

中間回転体７０の内周部には、周方向に間隔をおいて複数の第１ばね受け突起７１が径方向内向きに一体に突設される。そして、各々の第１ばね受け突起７１の、周方向で両側端面が、一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２の対応する各他端部を当接、支持するばね受け７０ｓとなり、そのばね受け７０ｓは第１ばね受け部の一例である。また第１ばね受け突起７１の先部には、ばね受け７０ｓ（従って一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２）よりも径方向内方側に延びるストッパ突起部７４が一体に連設される。

また中間回転体７０の内周部（より具体的には第１ばね受け突起７１の根元部分）には、一部のリベット６３の中間軸部６３ｍにカラー６４を介して係合可能な、対をなす凹状の軸部受け面７３が設けられる。そして、その軸部受け面７３にカラー６４を介してリベット６３の中間軸部６３ｍ係合させることで、入力回転体６０に対する中間回転体７０の相対回転角を所定の制限された範囲内に規制可能である。

而して、軸部受け面７３と、リベット６３の中間軸部６３ｍ及びカラー６４とは、互いに協働して入力回転体６０に対する中間回転体７０の相対回転角を規定値以下に規制（即ち相対回転限界を規定）する第１ストッパ機構ＳＴ１を構成し、この第１ストッパ機構ＳＴ１によれば、加速時には一次ダンパばねＳ１の過度の変形が抑制され、また減速時には二次ダンパばねＳ２の過度の変形が抑制される。

尚、実施形態では、リベット６３の中間軸部６３ｍにスペーサとして機能するカラー６４を嵌合、固定して、カラー６４を介して中間軸部６３ｍを軸部受け面７３に係合させるものを例示したが、カラー６４を省略して、リベット６３の拡径した中間軸部６３ｍを軸部受け面７３に直接係合させてもよい。或いはまた、カラー６４に代えて、ローラをリベット６３の中間軸部６３ｍに回転可能に嵌合、支持させてもよい。

尚また、軸部受け面７３は、実施形態では第１ばね受け突起７１の根元部分（特に周方向両側面）に凹曲面状に形成したものを例示したが、第１ばね受け突起７１の形態や位置によっては、第１ばね受け突起７１とは独立した軸部受け面を中間回転体７０の内周部に、カラー６４（中間軸部６３ｍ）に対し係合可能として設けてもよい。

出力回転体８０の内周部には出力ハブ２９が嵌合、固定（例えば溶接）され、またタービンシェル２４の内周端寄り中間部が出力回転体８０に複数のリベット５３で固定される。また出力回転体８０の外周部には、周方向に間隔をおいて複数の第２ばね受け突起８２が径方向外向きに一体に突設されており、各々の第２ばね受け突起８２の、周方向で両側端面が、一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２の前記一端部を当接、支持するばね受け８０ｓとなる。このばね受け８０ｓは、第２ばね受け部の一例である。

第２ばね受け突起８２の径方向外端面は側面視で円弧状に形成され、その外端面に対し一部の前記カラー６４が径方向で相互に近接又は当接するように配置される。

更に出力回転体８０の外周部には、周方向で隣り合う第２ばね受け突起８２の中間位置で、第１ばね受け突起７１先部のストッパ突起部７４と係合可能な係合溝部８３が形成される。そのストッパ突起部７４と係合溝部８３との係合により、出力回転体８０に対する中間回転体７０の相対回転角を所定の制限された範囲内に規制（即ち相対回転限界を規定）可能である。而して、ストッパ突起部７４及び係合溝部８３は、互いに協働して出力回転体８０に対する中間回転体７０の相対回転角を規定値以下に規制する第２ストッパ機構ＳＴ２を構成し、この第２ストッパ機構ＳＴ２によれば、加速時には二次ダンパばねＳ２の過度の変形が抑制され、また減速時には一次ダンパばねＳ１の過度の変形が抑制される。

またストッパ突起部７４の先端面と係合溝部８３の底面とは摺動可能に当接する。その当接により、出力回転体８０と中間回転体７０の相互の径方向位置決めが行われ、かくして中間回転体７０が出力回転体８０に対し相対回転可能に且つ同心状に保持される。

また実施形態の第１，第２ストッパ機構ＳＴ１，ＳＴ２は、後述するように、第１ストッパ機構ＳＴ１で規定される入力回転体６０及び中間回転体７０相互の、加速時における相対回転の限界角度θａ（図４（１）を参照）が、出力回転体８０及び中間回転体７０相互の、減速時における相対回転の限界角度θｂ（図５（１）を参照）よりも大きくなるように設定される。

ところで、実施形態のダンパ機能付き伝動装置Ｔには、中間回転体７０に連動連結されるダイナミックダンパＤＤが付設される。このダイナミックダンパＤＤは、慣性回転体４０と、それに固定（例えばリベット４８で結合）される慣性重錘Ｗと、慣性回転体４０及び中間回転体７０間に介装されて周方向に間隔をおいて配置される複数のダイナミックダンパばねＳ３とを備える。慣性回転体４０は、中間回転体７０を相互間に回転摺動可能に挟み且つ内周が入力回転体６０の第１，第２支持板６１，６２外周に回転可能に同心嵌合する第１，第２保持板４１，４２を有する。第１，第２保持板４１，４２の相互間は、複数のリベット４８で結合される。

第１，第２保持板４１，４２は、慣性回転体４０の周方向に延びる円弧状の開口４１ｏ，４２ｏを有しており、その開口４１ｏ，４２ｏの径方向外周縁部がそれぞれ軸方向外側に切り起こされて、第１，第２ダンパばねＳ１，Ｓ２を両側より抱持するばねホルダ部４１ｈ，４２ｈを構成する。上記開口４１ｏ，４２ｏの周方向両内端縁部は、ダイナミックダンパばねＳ３の対応する両端部を当接、支持する第１ばね受け面４０ｓとして機能する。そのばね受け面４０ｓに対応して中間回転体７０にも複数の円弧状開口７０ｏが設けられ、その開口７０ｏの周方向両内端縁部は、ダイナミックダンパばねＳ３の対応する両端部を支持する第２ばね受け面７２ｓとして機能する。

また第１保持板４１の内面には、中間回転体７０の外周部に設けた径方向外向きの複数の回り止め突起７０ｔとそれぞれ係合可能な複数の係合凹部４１ａが形成される。その回り止め突起７０ｔを係合凹部４１ａに係合させることで、中間回転体７０に対する慣性回転体４０の相対回転角を所定の制限された範囲内に規制（即ち相対回転限界を規定）可能である。

而して、回り止め突起７０ｔ及び係合凹部４１ａは、互いに協働して中間回転体７０に対する慣性回転体４０の相対回転角を規定値以下に規制する第３ストッパ機構ＳＴ３を構成し、これによりダイナミックダンパばねＳ３の過度の変形が抑制される。

また特に第１実施形態では、ロックアップクラッチＬが非接続状態（即ち動力伝達経路４６が非伝動状態）にある場合に、図３（Ａ）で明らかなように、ダイナミックダンパばねＳ３を圧縮した状態（即ちダイナミックダンパばねＳ３に対し所定のプリセット荷重、即ち予圧が付与された状態）で、ダイナミックダンパばねＳ３の両端部が前記した第１，第２ばね受け面４０ｓ，７２ｓの何れとも当接（より具体的には圧接）状態にある。この場合、慣性回転体４０の周方向で相対向する第１ばね受け面４０ｓの相互間の長さをａとし、また相対向する第２ばね受け面７２ｓの相互間の長さをｂとし、ダイナミックダンパばねＳ３の自由状態での長さをｓとすれば、ｓ＞ａ＝ｂの関係を満たすように各々の長さａ，ｂ，ｓが設定される。この第１実施形態によれば、ダイナミックダンパばねＳ３に上記プリセット荷重を付与した効果によってダイナミックダンパＤＤの減衰領域を拡張可能となる利点がある。

これに対し、図３（Ｂ）に例示した第２実施形態では、ロックアップクラッチＬが非接続状態にある場合に、ダイナミックダンパばねＳ３の両端部が前記第１，第２ばね受け面４０ｓ，７２ｓの何れか一方（図示例では第２ばね受け面７２ｓ）に、ダイナミックダンパばねＳ３を圧縮した状態（即ちダイナミックダンパばねＳ３に対し所定のプリセット荷重、即ち予圧が付与された状態）で当接し、またその何れか他方（図示例では第１ばね受け面４０ｓ）と、ダイナミックダンパばねＳ３の両端部との間には、バックラッシュ即ち回転方向の所定の隙間Ｃ（即ち図３（Ｂ）で、ａ－ｂに相当）が設定される。即ち、この第２実施形態では、上記した長さａ，ｂ，ｓが、ｓ＞ａ＞ｂの関係を満たすように設定される。そして、第２実施形態によれば、第１実施形態と同様、ダイナミックダンパＤＤの減衰領域を拡張可能となることは元より、上記バックラッシュ効果により、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利点がある。

また以上説明した第１，第２実施形態において、一次ダンパばねＳ１のばね定数をｋ１とし、二次ダンパばねＳ２のばね定数をｋ２としたときに、ｋ１がｋ２よりも大きく設定（例えば、ｋ１／ｋ２で定義されるばね剛性比が１よりも大きく且つ５以下の範囲内に設定）される。

次に第１実施形態の作用について、図４～図６も併せて参照して、説明する。

トルクコンバータＴＣにおいて、ロックアップクラッチＬが接続状態となった場合には、前述のようにエンジンＥから伝動カバー２０に伝わる回転動力が、ロックアップクラッチＬから実施形態のダンパ機能付き伝動装置Ｔの動力伝達経路４６を経て、出力軸２７に機械的に伝達される。このとき、エンジンＥの加速又は減速運転に伴い生じる回転変動や振動は、伝動装置Ｔが具備する一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２並びにダイナミックダンパＤＤで減衰、抑制される。

この場合、特にダイナミックダンパＤＤでは、慣性回転体４０がダイナミックダンパばねＳ３の弾性変形を伴って振動して、動力伝達経路４６（即ちダイナミックダンパＤＤ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ＤＤ（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。

また特に図４は、加速時における伝動装置Ｔの各部（即ち入力回転体６０、中間回転体７０及び出力回転体８０、並びに一次・二次ダンパばねＳ１，Ｓ２、及び第１，第２ストッパ機構ＳＴ１，ＳＴ２）の動作変化態様を示しており、また図５は、減速時における対応する伝動装置Ｔの各部の動作変化態様を示す。この場合、図４，図５において入力回転体６０は出力回転体８０に対し、加速時には相対的に右回りに、また減速時には相対的に左回りにそれぞれ回転しようとする。

而して、図４（１）及び図５（１）は、入力回転体６０が加速側にも減速側にも相対トルクを受けず、即ち中間回転体７０が入力回転体６０・出力回転体８０に対し中立位置にある状態を示しており、この中立位置は、一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２相互のバランス作用で規定される。

そして、この図４（１）の中立状態で入力回転体６０が加速トルクを受けると、入力回転体６０は、一次ダンパばねＳ１、中間回転体７０及び二次ダンパばねＳ２を介して（即ち両ダンパばねＳ１，Ｓ２を各々撓ませつつ）出力回転体８０に対し右回りに相対回転しようとするが、その際に低剛性の二次ダンパばねＳ２の方が一次ダンパばねＳ１よりも大きく圧縮変形する。次いで、その相対回転が限界に到達（即ち第２ストッパ機構ＳＴ２がストッパ作動、より具体的にはストッパ突起部７４が係合溝部８３の一方の内端に係合）すると、それ以降の二次ダンパばねＳ２の弾性変形が終了して、図４（２）に示す状態となる。

しかる後、入力回転体６０が更に加速トルクを受けると、入力回転体６０は、高剛性の一次ダンパばねＳ１を撓ませつつ、中間回転体７０に対する相対回転限界に到達（即ち第１ストッパ機構ＳＴ１がストッパ作動、より具体的には中間軸部６３ｍがカラー６４を介して軸部受け面７２に係合）すると、一次ダンパばねＳ１の弾性変形が終了して、図４（３）に示す状態となる。

これに対し、図５（１）の中立状態で入力回転体６０が減速トルクを受けると、入力回転体６０は、二次ダンパばねＳ２、中間回転体７０及び一次ダンパばねＳ１を介して（即ち両ダンパばねＳ１，Ｓ２を各々撓ませつつ）出力回転体８０に対し左回りに相対回転しようとするが、その際に低剛性の二次ダンパばねＳ２の方が一次ダンパばねＳ１よりも大きく圧縮変形する。次いで、その相対回転が限界に到達（即ち第１ストッパ機構ＳＴ１がストッパ作動、より具体的には中間軸部６３ｍがカラー６４を介して軸部受け面７２に係合）すると、二次ダンパばねＳ２の弾性変形が終了して図５（２）に示す状態となる。

しかる後、入力回転体６０が更に減速トルクを受けると、入力回転体６０は、高剛性の一次ダンパばねＳ１を撓ませつつ、中間回転体７０に対する相対回転限界に到達（即ち第２ストッパ機構ＳＴ２がストッパ作動、より具体的にはストッパ突起部７４が係合溝部８３の他方の内端に係合）すると、それ以降の二次ダンパばねＳ２の弾性変形が終了して図５（３）に示す状態となる。

その後、入力回転体６０が更に大きな減速トルクを受けても、入力回転体６０は、第１，第２ストッパ機構ＳＴ１，ＳＴ２のストッパ作動により中間回転体７０・出力回転体８０に対する各相対回転を停止した状態のまま減速トルクが増大する形となり、この状態を図５（４）に示す。

以上説明した実施形態の加速時および減速時における入力回転体の出力回転体に対する相対回転角度（横軸）と、入力回転体６０が受けるトルクとの関係は、図６の実線で表される。

尚、図６の点線は、中間回転体７０・出力回転体８０相互の、減速時における相対回転限界角度θｂを、加速時における相対回転限界角度θａと同等に設定した比較例の、減速時後半の特性ラインを示す。この比較例では、図６の点線ラインからも明らかなように、減速時に第２ストッパ機構ＳＴ２がストッパ作動した時点で出力回転体８０のばね受け部８０ｓに作用する一次ダンパばねＳ１の圧縮変形量が、実施形態の圧縮変形量よりも大きくなるため、その変形荷重が実施例よりも増大することは明らかである。

以上説明したように、実施形態のトルクコンバータＴＣ、特にこれのロックアップクラッチＬの接続状態で機械伝動を担うダンパ機能付き伝動装置Ｔは、入力回転体６０及び出力回転体８０間に介装された中間回転体７０と、中間回転体７０及び入力回転体６０間を接続する一次ダンパばねＳ１と、中間回転体７０及び出力回転体８０間を接続する二次ダンパばねＳ２とを備える。そして、一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２が、中間回転体７０と同心の同一仮想円上に配列され、入力回転体６０及び中間回転体７０の相互間には、その相互間の加速時・減速時における各相対回転限界を規定する第１ストッパ機構ＳＴ１が介設され、出力回転体８０及び中間回転体７０の相互間には、その相互間の加速時・減速時における各相対回転限界を規定する第２ストッパ機構ＳＴ２が介設されるが、特に第２ストッパ機構ＳＴ２が、中間回転体７０の、一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２を受ける第２ばね受け部７０ｓよりも径方向内方側に配置される。

これにより、加速に伴い中間回転体７０が出力回転体８０に対し相対回転限界に達したときに第２ストッパ機構ＳＴ２で受け止めるトルク負荷が、出力回転体８０の比較的内周寄りの部位に作用することになるから、そのトルク負荷に起因して出力回転体８０に局部的に生じる応力を効果的に低減できる。その結果、出力回転体８０は、荷重負担が軽減されて、特別な補強対策（例えば板厚増大等）が不要となるため、その分、伝動装置Ｔのコスト節減や重量軽減、小型化を達成可能となる。

また一次ダンパばねＳ１・二次ダンパばねＳ２が同一仮想円上に配列されることで、一次ダンパばねＳ１を二次ダンパばねＳ２と同等の径方向位置に配置できるため、伝動装置Ｔの径方向大型化を抑制する上で有利となる。

また実施形態の入力回転体６０は、リング板状の中間回転体７０を軸方向に挟む第１，第２支持板６１，６２と、その第１，第２支持板６１，６２間を結合する複数のリベット６３とを備え、第１ストッパ機構ＳＴ１は、リベット６３の中間軸部６３ｍと、中間回転体７０の内周部に設けられて、入力回転体６０及び中間回転体７０相互の加速時・減速時における各相対回転限界を規定するように中間軸部６３ｍに係合可能な軸部受け面７３とを有している。これにより、入力回転体６０及び中間回転体７０を、それらの板厚増大を抑えて軸方向にコンパクトな組立体として取り扱い可能となり、伝動装置Ｔの更なる小型化が達成可能となる。しかも入力回転体６０の第１，第２支持板６１，６２間を結合する連結手段（リベット６３）が第１ストッパ機構ＳＴ１の一部を兼ねるから、構造簡素化や部品点数の削減が図られる。

また実施形態において、円環状の中間回転体７０の内周部には、一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２を受ける第１ばね受け部７０ｓを有する複数の第１ばね受け突起７１が径方向内向きに且つ周方向に間隔をおいて設けられると共に、その各々の第１ばね受け突起７１に、第１ばね受け部７０ｓよりも径方向内方側に延出するストッパ突起部７４が連設される。一方、円環状の出力回転体８０の外周部には、一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２を受ける第２ばね受け部８０ｓを有する複数の第２ばね受け突起８２が径方向外向きに且つ周方向に複数の第１ばね受け突起７１と交互に並ぶように設けられ、第２ストッパ機構ＳＴ２は、周方向で隣り合う第２ばね受け突起８２の中間位置で出力回転体８０の外周部に凹設される係合溝部８３と、その係合溝部８３内に周方向移動可能に受容されるストッパ突起部７４とを有していて、中間回転体７０及び出力回転体８０相互の加速時・減速時における各相対回転限界を規定するようにストッパ突起部７４が係合溝部８３の周方向両内端部に係合可能である。これにより、第１ばね受け突起７１に連設したストッパ突起部７４は、これが係合溝部８３内に受容されることで、出力回転体８０と径方向に重なり合う配置となるため、伝動装置Ｔを径方向により小型化できる。

しかも上記ストッパ突起部７４の先部が係合溝部８３の内底面に摺動可能に接触し、該接触により中間回転体７０が出力回転体８０に対し径方向に位置決め可能である。これにより、第２ストッパ機構ＳＴ２の一部であるストッパ突起部７４が、中間回転体７０の出力回転体８０に対する径方向位置決め手段を兼ねることとなり、それだけ構造簡素化や部品点数の削減が図られる。

また実施形態では、ダイナミックダンパＤＤが中間回転体７０の外周部に接続されるため、ダイナミックダンパＤＤの特設に伴う軸方向寸法増を極力抑制しながら、そのダイナミックダンパＤＤを以て伝動装置Ｔの減衰性能をより高めることができる。

更に実施形態では、一次ダンパばねＳ１のばね定数が、二次ダンパばねＳ２のばね定数よりも大きいので、加速に伴い中間回転体７０が出力回転体８０に対し図４（２）に示す如く相対回転限界に達したときに、第２ストッパ機構ＳＴ２でトルク負荷が受け止められると共に、それまでに弾性変形した比較的低剛性の二次ダンパばねＳ２の変形荷重が出力回転体８０のばね受け部８０ｓで受け止められる。これにより、そのばね受け部８０ｓと第２ストッパ機構ＳＴ２とで荷重分散が図られ、その上、二次ダンパばねＳ２の上記変形荷重も低減されることから、出力回転体８０の発生応力の更なる低減が図られる。

これに対し、減速時に第２ストッパ機構ＳＴ２が図５（３）に示す如くストッパ作動する際に、出力回転体８０のばね受け部８０ｓに作用する一次ダンパばねＳ１の変形荷重は、同ばねＳ１の剛性が高い場合の方がより大きくなってダンパ強度上、不利となるが、一般的な自動車用トルクコンバータに含まれるダンパ装置で発生するトルクや頻度は、加速時の方が減速時よりも高いため、一次ダンパばねＳ１を比較的高剛性として特に加速時における出力回転体８０の応力低減を達成可能とした本実施形態は、より優位となる。

その上、実施形態では、第１ストッパ機構ＳＴ１で規定される入力回転体６０及び中間回転体７０相互の、加速時における相対回転の限界角度θａ（図４（１）を参照）が、出力回転体８０及び中間回転体７０相互の、減速時における相対回転の限界角度θｂ（図５（１）を参照）よりも大きくなるように設定される。これにより、減速時には高剛性の一次ダンパばねＳ１の限界圧縮量を加速時よりも減らし、限界圧縮後の更なる荷重は第２ストッパ機構ＳＴ２で受け止めることにより、一次ダンパばねＳ１の圧縮荷重を受ける第２ばね受け突起８２の根元部における応力を効果的に低減可能となる。従って、出力回転体８０の発生応力の更なる低減が図られる。

尚、第２ストッパ機構ＳＴ２が上記実施形態の如く減速時に少ない相対回転角度でストッパ作動することに伴い、減速・高トルク時のダンパ特性が悪化するが、一般的な自動車用トルクコンバータに含まれるダンパ装置では、減速高負荷運転の際のダンパ性能は必要ないことから、商品性を損なう虞れはない。

更にまた実施形態では、ロックアップクラッチＬにより流体伝動と機械伝動を切換え可能なトルクコンバータＴＣが、上記した格別顕著な作用効果を発揮し得るダンパ機能付き伝動装置Ｔを機械伝動のために具備するので、この伝動装置Ｔを含むトルクコンバータＴＣの構造簡素化や軽量且つ小型化、コスト節減が達成可能となる。

以上第１実施形態の作用を説明したが、第２実施形態においても、基本的に第１実施形態と同等の作用を達成可能である。

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、本発明のダンパ機能付き伝動装置として、自動車用のロックアップ機構付きトルクコンバータＴＣに内蔵されてロックアップクラッチＬの接続状態でエンジンＥから出力軸２７側への機械伝動を担う伝動装置Ｔを例示したが、本発明のダンパ機能付き伝動装置は、トルクコンバータＴＣ以外の種々の機械装置の動力伝達装置に適用してもよい。

また前記実施形態では、ロックアップクラッチＬが非接続状態（即ち動力伝達経路４６が非伝動状態）にある場合に、図３で明らかなようにダイナミックダンパばねＳ３を圧縮状態（即ち同ばねＳ３に対し所定のプリセット荷重、即ち予圧が付与された状態）で、中間回転体７０と慣性回転体４０間にセットしたものを示したが、ダイナミックダンパばねＳ３を、これにプリセット荷重を付与しないで中間回転体７０と慣性回転体４０間にセットしてもよい。

ＤＤ・・・・・ダイナミックダンパ
Ｌ・・・・・・ロックアップクラッチ
Ｓ１，Ｓ２・・一次ダンパばね，二次ダンパばね
ＳＴ１，ＳＴ２・・第１ストッパ機構，第２ストッパ機構
Ｔ・・・・・・ダンパ機能付き伝動装置
ＴＣ・・・・・トルクコンバータ
４０・・・・・慣性回転体
４６・・・・・動力伝達経路
６０，７０，８０・・入力回転体，中間回転体，出力回転体
６１，６２・・第１支持板，第２支持板
６３，６３ｍ・・・リベット、中間軸部
７０ｓ，８０ｓ・・第１，第２ばね受け部としてのばね受け
７１，８２・・第１ばね受け突起，第２ばね受け突起
７３・・・・・軸部受け面
７４・・・・・ストッパ突起部
８３・・・・・係合溝部

Claims (8)

1. 入力回転体（６０）から出力回転体（８０）へ伝動可能な動力伝達経路（４６）に、前記入力回転体（６０）及び前記出力回転体（８０）間に配置される中間回転体（７０）と、その中間回転体（７０）及び前記入力回転体（６０）間を接続する一次ダンパばね（Ｓ１）と、前記中間回転体（７０）及び前記出力回転体（８０）間を接続する二次ダンパばね（Ｓ２）とを備え、前記一次ダンパばね（Ｓ１）及び前記二次ダンパばね（Ｓ２）が前記中間回転体（７０）と同心の同一仮想円上に配列され、前記入力回転体（６０）及び前記中間回転体（７０）の相互間には、その相互間の加速時・減速時における各相対回転限界を規定する第１ストッパ機構（ＳＴ１）が介設され、また前記出力回転体（８０）及び前記中間回転体（７０）の相互間には、その相互間の加速時・減速時における各相対回転限界を規定する第２ストッパ機構（ＳＴ２）が介設されるダンパ機能付き伝動装置において、
   前記第２ストッパ機構（ＳＴ２）は、前記中間回転体（７０）の、前記一次ダンパばね（Ｓ１）及び前記二次ダンパばね（Ｓ２）を受けるばね受け部（７０ｓ）よりも径方向内方側に配置されることを特徴とするダンパ機能付き伝動装置。
2. 前記入力回転体（６０）は、リング板状の前記中間回転体（７０）を軸方向に挟む第１，第２支持板（６１，６２）と、その第１，第２支持板（６１，６２）間を結合する複数のリベット（６３）とを備え、
   前記第１ストッパ機構（ＳＴ１）は、少なくとも一部の前記リベット（６３）の中間軸部（６３ｍ）と、前記中間回転体（７０）の内周部に設けられて、前記入力回転体（６０）及び前記中間回転体（７０）相互の加速時・減速時における各相対回転限界を規定するように前記中間軸部（６３ｍ）に係合可能な軸部受け面（７３）とを有することを特徴とする、請求項１に記載のダンパ機能付き伝動装置。
3. 円環状の前記中間回転体（７０）の内周部には、前記一次ダンパばね（Ｓ１）及び前記二次ダンパばね（Ｓ２）を受ける第１ばね受け部（７０ｓ）を有する複数の第１ばね受け突起（７１）が径方向内向きに且つ周方向に間隔をおいて設けられると共に、その各々の第１ばね受け突起（７１）に、前記第１ばね受け部（７０ｓ）よりも径方向内方側に延出するストッパ突起部（７４）が連設され、
   円環状の前記出力回転体（８０）の外周部には、前記一次ダンパばね（Ｓ１）及び前記二次ダンパばね（Ｓ２）を受ける第２ばね受け部（８０ｓ）を有する複数の第２ばね受け突起（８２）が径方向外向きに且つ周方向に前記複数の第１ばね受け突起（７１）と交互に並ぶように設けられ、
   前記第２ストッパ機構（ＳＴ２）は、周方向で隣り合う前記第２ばね受け突起（８２）の中間位置で前記出力回転体（８０）の外周部に凹設される係合溝部（８３）と、その係合溝部（８３）内に周方向移動可能に受容される前記ストッパ突起部（７４）とを有していて、前記中間回転体（７０）及び前記出力回転体（８０）相互の加速時・減速時における各相対回転限界を規定するように該ストッパ突起部（７４）が前記係合溝部（８３）の周方向両内端部に係合可能であることを特徴とする、請求項１又は２に記載のダンパ機能付き伝動装置。
4. 前記ストッパ突起部（７４）の先部が前記係合溝部（８３）の内底面に摺動可能に接触し、該接触により前記中間回転体（７０）が前記出力回転体（８０）に対し径方向に位置決め可能であることを特徴とする、請求項３に記載のダンパ機能付き伝動装置。
5. 前記中間回転体（７０）の外周部にダイナミックダンパ（ＤＤ）が接続されることを特徴とする、請求項１～４の何れか１項に記載のダンパ機能付き伝動装置。
6. 前記一次ダンパばね（Ｓ１）のばね定数が、前記二次ダンパばね（Ｓ２）のばね定数よりも大きいことを特徴とする、請求項１～５の何れか１項に記載のダンパ機能付き伝動装置。
7. 前記第１ストッパ機構（ＳＴ１）で規定される前記入力回転体（６０）及び前記中間回転体（７０）相互の、加速時における相対回転の限界角度（θａ）が、前記第２ストッパ機構（ＳＴ２）で規定される前記出力回転体（８０）及び前記中間回転体（７０）相互の、減速時における相対回転の限界角度（θｂ）よりも大きくなるように設定されることを特徴とする、請求項６に記載のダンパ機能付き伝動装置。
8. ロックアップクラッチ（Ｌ）により流体伝動と機械伝動を切換え可能なトルクコンバータ（ＴＣ）であって、請求項１～７の何れか１項に記載のダンパ機能付き伝動装置を前記機械伝動のために具備することを特徴とするトルクコンバータ。

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