JP2023113506A - ダンパ付き伝動装置 - Google Patents

Abstract

【課題】入力回転体と出力回転体間で一次・二次ダンパばねが中間回転体を介して直列配置されるダンパ付き伝動装置において、ダンパ付き伝動装置の小型化、特に径方向小型化に寄与する。【解決手段】一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２が入力回転体と同心の同一仮想円上に交互に配列され、出力回転体８０は、一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２のばね配列群を囲繞する第１円環状部８０ｃを外周部に有すると共に、中間回転体７０は、第１円環状部８０ｃにばね配列群を挟んで囲繞される第２円環状部７０ｃを内周部に有しており、出力回転体８０及び中間回転体７０は軸方向で互いに重なり合うよう配置され、入力回転体６０は、ばね配列群を相互間に保持して互いに連結される一対のばね保持板６１，６２で構成される。【選択図】 図１

Description

本発明は、伝動装置、特に同一の軸線回りに相対回転可能に配置される入力回転体、中間回転体および出力回転体と、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、入力回転体と出力回転体間で一次・二次ダンパばねが中間回転体を介して直列配置されるダンパ付き伝動装置に関する。

尚、本発明及び本明細書において、「軸方向」とは入力回転体、中間回転体及び出力回転体の回転軸線（換言すれば出力軸２７の軸線Ｚ）に沿う方向をいい、また「径方向」とは、前記回転軸線を中心とした円弧の半径方向をいい、さらに「周方向」とは、前記回転軸線を中心とした円弧の円周方向をいう。

上記したダンパ付き伝動装置は、例えば特許文献１，２にも示されるように従来公知である。そして、これらの特許文献には、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に、機械伝動に用いるダンパ付き伝動装置が内蔵されている。

特開２０１６－１１４２３７号公報 特開平８－２３３０６６号公報

特許文献１のダンパ付き伝動装置では、一次ダンパばねと二次ダンパばねが、径方向にも軸方向にもそれぞれ異なる位置に配置されるため、装置の径方向・軸方向の各寸法が大きくなる。これに対し、特許文献２のダンパ付き伝動装置では、一次ダンパばね及び二次ダンパばねを、出力回転体と同心の同一仮想円上で交互に配列しているため、装置を径方向・軸方向に小型化する上で有利な構造となっている。

しかしこの特許文献２の伝動装置では、特許文献１の伝動装置と同じく、出力回転体が中間回転体及び入力回転体よりも径方向内方寄りに配置されるため、装置中心部の出力取出部（例えばトルクコンバータの出力ハブ）に出力回転体の内周部を接続する場合には、その接続部よりも径方向外方側に十分に離して一次・二次ダンパばねを配置する必要がある。従って、ダンパばね設置径が大きくなって（即ちダンパばねの各回転体における設置位置が径方向外方寄りとなって）、装置の径方向寸法が大きくなる虞れがある。

本発明は、かかる事情に鑑みてなされたものであり、従来装置の上記課題を簡単な構造で解決可能なダンパ付き伝動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、同一の軸線回りに相対回転可能に配置される入力回転体、中間回転体及び出力回転体と、前記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、前記入力回転体と同心の同一仮想円上で交互に配列されるダンパ付き伝動装置であって、前記出力回転体は、前記一次ダンパばね及び前記二次ダンパばねのばね配列群を囲繞する第１円環状部を外周部に有すると共に、前記中間回転体は、前記第１円環状部に前記ばね配列群を挟んで囲繞される第２円環状部を内周部に有しており、前記出力回転体及び前記中間回転体は、軸方向で互いに重なり合うよう配置され、前記入力回転体は、前記ばね配列群を相互間に保持して互いに連結される一対のばね保持板で構成されることを第１の特徴とする。

また本発明は、第１の特徴に加えて、前記一次ダンパばねと前記二次ダンパばねとは相異なるばね剛性に設定されることを第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、加速時において前記入力回転体と前記中間回転体との相対回転量を所定量以下に規制する第１ストッパ機構と、減速時において前記出力回転体と前記中間回転体との相対回転量を所定量以下に規制する第２ストッパ機構と、加速時及び減速時において前記入力回転体と前記出力回転体との相対回転量を所定量以下に規制する第３ストッパ機構とを備え、加速時には前記第１ストッパ機構及び前記第３ストッパ機構により前記一次ダンパばね及び前記二次ダンパばねの圧縮限界が規定される一方、減速時には前記第２ストッパ機構及び前記第３ストッパ機構により前記一次ダンパばね及び前記二次ダンパばねの圧縮限界が規定されることを第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、前記第１ストッパ機構は、前記軸方向で前記中間回転体を挟む前記一対のばね保持板の相互間を結合する連結ピンと、前記第２円環状部に形成されて周方向に延び且つ前記連結ピンが摺動可能に嵌合する長孔部とを有し、また前記第２ストッパ機構は、前記第２円環状部の外周に突設したストッパ凸部と、前記第１円環状部の内周に凹設されて前記ストッパ凸部が係合可能なストッパ凹部とを有し、更に前記第３ストッパ機構は、前記第１円環状部の外周部に相対回転不能に係止させる爪部と、前記入力回転体の外周に凹設されて前記爪部を周方向に相対摺動可能に係合させる切欠き溝部とを有していることを第４の特徴とする。

また本発明は、第４の特徴に加えて、前記一対のばね保持板は、前記連結ピンとは別部品であって該連結ピンよりも径方向外方側に存する複数の連結部材を介して、相互間が連結され、前記複数の連結部材は、複数の前記ストッパ凸部の先端部と複数の前記ストッパ凹部の内底面との相対向面間に周方向摺動可能に挟持されることを第５の特徴とする。

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に内蔵されて前記機械伝動のために用いられる、第１～第５の何れかの特徴を備えたダンパ付き伝動装置であって、前記トルクコンバータのタービンランナと前記出力回転体との締結部と、前記ばね配列群とが径方向に重なり合うよう配置されることを第６の特徴とする。

また本発明は、第６の特徴に加えて、前記トルクコンバータの出力ハブと前記出力回転体とが、前記入力回転体の側方に配置した動力伝達プレートを介して相互に接続され、前記動力伝達プレートと前記タービンランナとの結合部が前記締結部となることを第７の特徴とする。

また本発明は、第７の特徴に加えて、前記動力伝達プレートは、前記トルクコンバータの出力ハブとステータハブとの間に介装されるベアリングを支持するベアリング受け部を有することを第８の特徴とする。

本発明の第１の特徴によれば、入力回転体と出力回転体との間で中間回転体を介して直列配置される一次ダンパばね及び二次ダンパばねを、各回転体と同心の同一仮想円上で交互に配列したので、ダンパ付き伝動装置を径方向・軸方向に小型化する上で有利である。

また特に出力回転体は、一次・二次ダンパばねのばね配列群を囲繞する第１円環状部を外周部に有し、中間回転体は、第１円環状部にばね配列群を挟んで囲繞される第２円環状部を内周部に有し、出力回転体及び中間回転体は、軸方向で互いに重なり合うよう配置され、入力回転体は、ばね配列群を相互間に保持して互いに連結される一対のばね保持板で構成されるので、伝動装置の外周側（即ちばね配列群から見て径方向外方側）に偏在し且つ中間回転体と軸方向に重なり合う配置となる出力回転体は、これの内周側を出力取出部（例えば出力ハブ）に接続させる必要はなくなり、その接続部との関係でダンパばね設置径を大きくする必要もなくなる。従って、この観点からも、伝動装置の径方向小型化に更に寄与することができる。

また第２の特徴によれば、一次ダンパばねと二次ダンパばねとは相異なるばね剛性に設定されるので、例えば低～中トルク領域では一次・二次ダンパばねを同時作用させることで低バネレート化による高減衰効果を達成し、また過大トルクの入力時には高剛性のダンパばねのみを作用させてトルク変動の緩和効果を達成することが可能となり、従って、ダンパ付き伝動装置は、これを前述のように小型化し得る効果を達成しながら、減衰性能を向上させることが可能となる。

また第３の特徴によれば、加速時において入力回転体と中間回転体との相対回転量を所定量以下に規制する第１ストッパ機構と、減速時において出力回転体と中間回転体との相対回転量を所定量以下に規制する第２ストッパ機構と、加速時及び減速時において入力回転体と出力回転体との相対回転量を所定量以下に規制する第３ストッパ機構とを備え、加速時には第１・第３ストッパ機構により一次・二次ダンパばねの圧縮限界が規定される一方、減速時には第２・第３ストッパ機構により一次・二次ダンパばねの圧縮限界が規定される。これにより、加速時・減速時の何れにおいても各ダンパばねが過度に変形して破損するのを効果的に防止できる。

また第４の特徴によれば、第１ストッパ機構は、軸方向で中間回転体を挟む一対のばね保持板の相互間を結合する連結ピンと、第２円環状部に形成されてその周方向に延び且つ連結ピンが摺動可能に嵌合する長孔部とを有するので、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て、伝動装置の更なる小型化が図られ、その上、第１，第２ばね保持板間の連結手段（連結ピン）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が図られる。また第２ストッパ機構は、第２円環状部の外周に突設したストッパ凸部と、第１円環状部の内周に凹設されてストッパ凸部が係合可能なストッパ凹部とを有するので、中間回転体外周のストッパ凸部の一部が出力回転体内周のストッパ凹部内に受容されることで、出力回転体と中間回転体とが径方向に一部重なり合う配置となって伝動装置を径方向に一層小型化できる。更に第３ストッパ機構は、第１円環状部の外周部に相対回転不能に係止させる爪部と、入力回転体の外周に凹設されて爪部を周方向に相対摺動可能に係合させる切欠き溝部とを有するので、加減速時の最大捩り角度規制を、入力回転体及び出力回転体の各外周部に配したストッパ手段（第３ストッパ機構）に効率よく担わせることができ、従って、比較的強度が弱くなり易い入力回転体の上記連結ピン（第１ストッパ機構の一部）や中間回転体の上記ストッパ凸部（第２ストッパ機構の一部）が、加減速時の最大捩り角変位の際に過大トルクを受けるのを回避できるため、伝動装置全体としての更なる耐久性向上に寄与することができる。

また第５の特徴によれば、入力回転体を構成する一対のばね保持板は、前記連結ピンよりも径方向外方側に存する複数の連結部材を介して相互間が連結され、その複数の連結部材は、複数のストッパ凸部の先端部と複数のストッパ凹部の内底面との相対向面間に周方向摺動可能に挟持されるので、それら連結部材を利用して入力回転体、中間回転体及び出力回転体を相互に容易に同心配置可能となり、しかも、その連結部材が回転体相互の調心手段と、一対のばね保持板間の連結手段とを兼ねることになって、装置の構造簡素化が図られる。

また第６の特徴によれば、上記したダンパ付き伝動装置がトルクコンバータに内蔵されてトルクコンバータの機械伝動に用いられ、タービンランナと出力回転体との締結部と、ばね配列群とが径方向に重なり合うよう配置されるので、トルクコンバータにおける機械伝動部分（即ちダンパ付き伝動装置）を径方向に効果的に小型化できる。

また第７の特徴によれば、トルクコンバータの出力ハブと出力回転体の第１円環状部とが、入力回転体の側方に配置した動力伝達プレートを介して相互に接続され、この動力伝達プレートとタービンランナとの結合部が前記締結部となるので、出力ハブと出力回転体の外周部（第１円環状部）とが径方向に離間していても、その間が動力伝達プレートで無理なく接続でき、これにより、出力ハブは、これを大径化することなく出力回転体の外周部より出力トルクを動力伝達プレート経由で受け取ることができ、出力ハブの軽量小型化やコスト節減に寄与することができる。またダンパ付き伝動装置の周辺部材（例えばタービンランナ等）の形状等の設計変更に対して、動力伝達プレートの形状変更で容易に対応可能となり、設計・製造コスト上、有利となる。

また第８の特徴によれば、動力伝達プレートは、トルクコンバータの出力ハブとステータハブとの間に介装されるベアリングを支持するベアリング受け部を有するので、出力ハブには、ステータハブに対向するベアリング受け部を設ける必要はなくなり、それだけ出力ハブを径方向に更に小型化でき、これにより、出力ハブの軽量化やコスト節減に一層有効である。

本発明の一実施形態に係るダンパ付き伝動装置を内蔵したトルクコンバータの要部縦断面図（図２の１Ｘ－１Ｘ線に沿う拡大断面図） ダンパ付き伝動装置の要部横断面図（図１の２Ｘ－２Ｘ線に沿う断面図） 図２と同方向から見たダンパ付き伝動装置の主要部品の単品正面図であって、（Ａ）は動力伝達プレートを示し、（Ｂ）は入力回転体の第２ばね保持板を示す 図３と同様のダンパ付き伝動装置の主要部品の単品正面図であって、（Ｃ）は出力回転体を示し、（Ｄ）は中間回転体を示す 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、また（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）して低剛性の一次ダンパばねが圧縮限界に達した状態を示し、また（３）は、入力回転体が出力回転体に対し加速方向で相対回転限界に到達（即ち第３ストッパ機構がストッパ作動）して高剛性の二次ダンパばねが圧縮限界に達した状態を示す 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）は中間回転体が前記中立位置にある状態を示し（図５（１）対応図）、また（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）して低剛性の一次ダンパばねが圧縮限界に達した状態を示し、（３）は、入力回転体が出力回転体に対し減速方向で相対回転限界に到達（即ち第３ストッパ機構がストッパ作動）して高剛性の二次ダンパばねが圧縮限界に達した状態を示す

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、図１及び図２を参照しながら、本発明のダンパ付き伝動装置Ｔをロックアップ機構付きトルクコンバータＴＣに内蔵した一例を説明する。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、有底且つ段付き円筒状に形成した伝動カバー２０の外周部が液密に結合（例えば溶接）される。この伝動カバー２０は、タービンランナ１２の背面を径方向・軸方向外方側から覆う大径筒部２０ａと、この大径筒部２０ａの内周端に連設されてダンパ付き伝動装置Ｔを径方向・軸方向外方側から覆う有底の小径筒部２０ｂとを備える。ダンパ付き伝動装置Ｔは、後述するようにタービンランナ１２と比べ径方向サイズがコンパクト化されており、その径方向サイズの違いに対応した大きな環状段差部２０ｓが、ダンパ付き伝動装置Ｔを囲繞する小径筒部２０ｂとタービンランナ１２を囲繞する大径筒部２０ａとの間に形成される。

前記小径筒部２０ｂの外周部にはボス２１が固着（例えば溶接）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、伝動カバー２０を介して車両用エンジン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、動力伝達プレート９０を介して出力ハブ２９に結合される。

図３（Ａ）も併せて参照して、動力伝達プレート９０は、軸方向でタービンシェル２４の外側（ダンパ付き伝動装置Ｔの内側方）に隣接配置される円板状のプレート本体９０ｍと、そのプレート本体９０ｍの外周部に一体に連設されて軸方向でタービンシェル２４とは反対側に延び且つ周方向に等間隔置きに配置される複数の爪部９０ｔとを有しており、そのプレート本体９０ｍの内周部が出力ハブ２９外周の環状段部に同心嵌合され、且つ固定（例えば溶接）される。またプレート本体９０ｍの径方向中間部（後述する一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２の配列群と径方向で重なり合う径方向部位）にはタービンシェル２４の内周部が、締結部としての複数のリベット５３を以て締結される。

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（より具体的には小径筒部２０ｂの底壁部）の中心部に連設した有底円筒状の支持筒部２０ｂｃ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から離間し且つ動力伝達プレート９０の内周部に固定した出力ハブ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とステータハブ３１との間には、ベアリングとしてのスラストベアリング３５が介装される。而して、上記スラストベアリング３５を受けるベアリング受け面９０ｍｂが、動力伝達プレート９０、特にプレート本体９０ｍのステータハブ３１との対向面（より具体的には前記締結部としての複数のリベット５３よりも径方向内方側に位置する対向面）に形成される。

ステータハブ３１と、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との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（より具体的には小径筒部２０ｂの底壁部）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で左動）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で右動）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、動力伝達プレート９０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。

そして、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）内のダンパ付き伝動装置Ｔ、動力伝達プレート９０及び出力ハブ２９を順次経由して出力軸２７に機械的に伝達される。

ところでダンパ付き伝動装置Ｔは、これの前記小径筒部２０ｂ内に存する動力伝達経路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。即ち、一次・二次ダンパばねＳ１，Ｓ２は、入力回転体６０と出力回転体８０との間で、中間回転体７０を挟んで直列に配置される。尚、各回転体６０，７０，８０の単品状態での形態は、図３（Ｂ）、図４（Ｃ）（Ｄ）にそれぞれ示される。

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。また一次・二次ダンパばねＳ１，Ｓ２は、出力軸２７の軸線Ｚを中心とした（従って各回転体６０，７０，８０と同心の）同一仮想円上に交互に配列される。一次・二次ダンパばねＳ１，Ｓ２は、それらのばね剛性、従ってばね定数が互いに異なるコイルばねで構成される。特に本実施形態では一次ダンパばねＳ１よりも二次ダンパばねＳ２の方が、ばね剛性が高くなるよう設定されるが、一次・二次ダンパばねＳ１，Ｓ２のばね剛性の大小関係を逆にしたばね設定も、本発明の図示しない別の実施形態として実施可能である。

尚、二次ダンパばねＳ２は、実施形態では同心状に並列配列した二重コイルばねＳ２ａ，Ｓ２ｂで構成されており、従って二次コイルばねＳ２のばね定数ｋ２は、二重コイルばねＳ２ａ，Ｓ２ｂの各々のばね定数の和となる。

入力回転体６０は、各々がリング板状に形成される中間回転体７０及び出力回転体８０を回転摺動可能に挟む第１，第２ばね保持板６１，６２と、その両ばね保持板６１，６２を貫通し且つその相互間を連結する複数のリベットピン６３とで構成されており、実施形態のリベットピン６３は、両ばね保持板６１，６２にクラッチインナＬｉも固定している。各リベットピン６３は、連結ピンの一例であって、これの中間軸部には、第１，第２ばね保持板６１，６２間のスペーサとして機能する円筒状カラー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の後述する長孔部７０ｃｈ内を周方向に相対摺動可能である。各リベットピン６３の両端部は抜け止めのためにカシメ加工される。

また第１，第２ばね保持板６１，６２は、リベットピン６３とは別部品で且つそれも径方向外方側に配置した複数の帯板状リベットプレート６５を介しても相互間が連結されている。このリベットプレート６５は、連結部材の一例であって、第１，第２ばね保持板６１，６２を貫通しており、また両端部は抜け止めのためにカシメ加工される。リベットプレート６５の径方向内向きの内側面と径方向外向きの外側面とは、側面視で入力回転体６０と同心の円弧状に形成されていて、後述するように中間回転体７０の第２ばね受け凸部７０ｔの先端面と出力回転体８０のストッパ凹部８０ｃｏの内底面との相対向面間に周方向摺動可能に挟持される。

更に第１，第２ばね保持板６１，６２の外周面には、周方向に延びる浅い複数の切欠き溝部６１ｋ，６２ｋが、互いの周方向位置を同じくして周方向等間隔置きに形成される。それらの切欠き溝部６１ｋ，６２ｋには、動力伝達プレート９０の前記爪部９０ｔがそれぞれ周方向摺動可能に嵌合しており、その爪部９０ｔが切欠き溝部６１ｋ，６２ｋの周方向内端と係合することで、入力回転体６０と、動力伝達プレート９０（従って同プレート９０と一体的に回転する出力回転体８０）との相対回転量が所定量以下に規制される。

第１，第２ばね保持板６１，６２の内周端部、即ち円形の中心孔は、出力ハブ２９の外周に同心状且つ相対回転可能に嵌合、支持される。また第１，第２ばね保持板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、一次・二次ダンパばねＳ１，Ｓ２を軸方向両側より抱持するばねホルダ部６１ｈ，６２ｈを構成する。そして、上記開口６１ｏ，６２ｏの周方向一方側の内端縁部は一次ダンパばねＳ１の端部を受けるばね受け６０ｓ１として機能し、また周方向他方側の内端縁部は二次ダンパばねＳ２の端部を受けるばね受け６０ｓ２として機能する。

ところで出力回転体８０は、一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２のばね配列群を囲繞する第１円環状部８０ｃを外周部に有する。その第１円環状部８０ｃの内周には、周方向に等間隔置きに複数の第１ばね受け凸部８０ｔが突設され、この第１ばね受け凸部８０ｔの周方向一方側の側縁部は一次ダンパばねＳ１の端部を受けるばね受け８０ｓ１として機能し、また周方向他方側の側縁部は二次ダンパばねＳ２の端部を受けるばね受け８０ｓ２として機能する。

また第１円環状部８０ｃの外周部には、動力伝達プレート９０の前記爪部９０ｔを相対回転不能に係止させる複数の係止溝８０ｃｈが周方向等間隔置きに形成される。それら爪部９０ｔと係止溝８０ｃｈとの係止により、出力回転体８０は動力伝達プレート９０と一体的に回転するよう連結される。

更に第１円環状部８０ｃは、これの内周面、特に周方向で相隣なる第１ばね受け凸部８０ｔの相互間にストッパ凹部８０ｃｏが凹設されており、そのストッパ凹部８０ｃｏの内底面は、側面視で出力回転体８０と同心の円弧状凹曲面に形成される。

一方、中間回転体７０は、第１円環状部８０ｃに一次・二次ダンパばねＳ１，Ｓ２のばね配列群を挟んで囲繞される第２円環状部７０ｃを内周部に有している。その第２円環状部７０ｃの外周には、周方向に等間隔置きに複数の第２ばね受け凸部７０ｔが突設され、この第２ばね受け凸部７０ｔの周方向一方側の側縁部は一次ダンパばねＳ１の端部を受けるばね受け７０ｓ１として機能し、また周方向他方側の側縁部は二次ダンパばねＳ２の端部を受けるばね受け７０ｓ２として機能する。そして、出力回転体８０及び中間回転体７０は、ほぼ同一厚さの平板より各々形成されていて、軸方向で互いに重なり合うよう配置される。

また中間回転体７０の内周部、即ち第２円環状部７０ｃには、前記リベットピン６３の中間軸部をカラー６４を介して周方向に相対摺動させる長孔部７０ｃｈが円弧孔状に形成されている。そして、その長孔部７０ｃｈの周方向内端部にカラー６４を介してリベットピン６３の中間軸部を係合させることで、図５（２）で明らかなように、ダンパ付き伝動装置Ｔの加速時において入力回転体６０と中間回転体７０と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、長孔部７０ｃｈ及びリベットピン６３は、加速時に互いに協働して入力回転体６０と中間回転体７０との相対回転量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、加速時に一次・二次ダンパばねＳ１，Ｓ２のうちばね剛性が低いダンパばね（実施形態では一次ダンパばねＳ１）の過度の変形が抑制される。

尚、実施形態では、リベットピン６３の中間軸部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を介して中間軸部を長孔部７０ｃｈに係合させるものを例示したが、カラー６４を省略して、リベットピン６３の拡径した中間軸部を長孔部７０ｃｈの内端部に直接係合させてもよい。或いはまた、カラー６４に代えて、ローラをリベットピン６３の中間軸部に回転可能に嵌合、支持させてローラを介して長孔部７０ｃｈの内端部に係合させるようにしてもよい。

また、中間回転体７０の第２ばね受け凸部７０ｔの先端部は、前記ばね受け７０ｓ１，７０ｓ２よりも周方向外方に延出しており且つその先端部の、径方向外方側の先端面が側面視で中間回転体７０と同心の円弧状凸曲面に形成されている。そして、その第２ばね受け凸部７０ｔの先端部の周方向一端部は、ダンパ付き伝動装置Ｔの減速時において、図６（２）で明らかなように、出力回転体８０の前記ストッパ凹部８０ｃｏの周方向内端部に係合して出力回転体８０と中間回転体７０との相対回転量を所定量以下に規制する。この規制により、一次・二次ダンパばねＳ１，Ｓ２のうちばね剛性が低いダンパばね（実施形態では一次ダンパばねＳ１）の圧縮限界が規定される。即ち、第２ばね受け凸部７０ｔは、ストッパ凸部として機能するものであり、これとストッパ凹部８０ｃｏとは互いに協働して第２ストッパ機構ＳＴ２を構成する。

ところでダンパ付き伝動装置Ｔの加速時・減速時においては、図５（３）及び図６（３）で明らかなように、入力回転体６０と出力回転体８０との相対回転量が、出力回転体８０の第１円環状部８０ｃ外周部に係止させた、動力伝達プレート９０の爪部９０ｔと、入力回転体６０外周の前記切欠き溝部６１ｋ，６２ｋの周方向内端部との係合により所定量以下に規制される。これにより、一次・二次ダンパばねＳ１，Ｓ２のうちばね剛性が高いダンパばね（実施形態では二次ダンパばねＳ２）の圧縮限界が規定される。即ち、爪部９０ｔと切欠き溝部６１ｋ，６２ｋとは互いに協働して第３ストッパ機構ＳＴ３を構成している。

次に前記実施形態の作用について、図５、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からダンパ付き伝動装置Ｔ、動力伝達プレート９０及び出力ハブ２９を順次経て出力軸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で減衰、抑制される。

ところで図５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３ストッパ機構ＳＴ１～ＳＴ３）の動作変化態様を示しており、また図６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５，図６において入力回転体６０は出力回転体８０に対し、白抜き矢印で明らかなように、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。

尚、図５，図６では、入力回転体６０全体を中間回転体７０及び出力回転体８０と重ねて描いてしまうと、各部の相対的な動きが分かりにくくなるため、入力回転体６０については、特にばねホルダ部６１ｈ，６２ｈ及びカラー６４に対応する部分を太字実線で描き、また切欠き溝部６１ｋ，６２ｋに対応する部分を太字点線で描くに留めて、入力回転体６０の動きを簡略的に表示している。

而して、図５（１）及び図６（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５（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・二次ダンパばねＳ１，Ｓ２を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、その際に低剛性の一次ダンパばねＳ１は、高剛性の二次ダンパばねＳ２よりも大きく圧縮変形する。次いで、図５（２）で明らかなように、入力回転体６０の中間回転体７０に対する相対回転量が限界に到達（即ち第１ストッパ機構ＳＴ１がストッパ作動、より具体的にはリベットピン６３がカラー６４を介して長孔部７０ｃｈの内端に係合）すると、それ以降は、一次ダンパばねＳ１の圧縮変形が終了して中間回転体７０が入力回転体６０と一体的に回転し、それと共に二次コイルばねＳ２のみが弾性変形する。

そして、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、高剛性の二次ダンパばねＳ２を撓ませつつ、出力回転体８０に対する相対回転限界に到達（即ち第３ストッパ機構ＳＴ３がストッパ作動、より具体的には爪部９０ｔが切欠き溝部６１ｋ，６２ｋの周方向一端部に係合）し、これにより、二次ダンパばねＳ２が圧縮限界に達して、図５（３）に示す状態となる。

一方、図６（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、一次・二次ダンパばねＳ１，Ｓ２を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、その際に低剛性の一次ダンパばねＳ１が高剛性の二次ダンパばねＳ２よりも大きく圧縮変形する。次いで、図６（２）で明らかなように、中間回転体７０の出力回転体８０に対する相対回転量が限界に到達（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凸部としての第２ばね受け凸部７０ｔの先端部の周方向一端部がストッパ凹部８０ｃｏの周方向内端部に係合）すると、それ以降は、一次ダンパばねＳ１の圧縮変形が終了して中間回転体７０が出力回転体８０と一体的に回転し、それと共に二次コイルばねＳ２のみが弾性変形する。

そして、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、高剛性の二次ダンパばねＳ２を撓ませつつ、出力回転体８０に対する相対回転限界に到達（即ち第３ストッパ機構ＳＴ３がストッパ作動、より具体的には爪部９０ｔが切欠き溝部６１ｋ，６２ｋの周方向他端部に係合）し、これにより、二次ダンパばねＳ２が圧縮限界に達して、図６（３）に示す状態となる。

尚、図６（３）では、第３ストッパ機構ＳＴ３の作動状態で第１ストッパ機構ＳＴ１も作動しているように見えるが、その両ストッパ機構ＳＴ３，ＳＴ１に関わる寸法公差の配分は、減速時において入力回転体６０と出力回転体８０の相対回転量が所定限界になった際には、第３ストッパ機構ＳＴ３が必ず第１ストッパ機構ＳＴ１よりも先行してストッパ作動するように設定される。

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５及び図６のグラフで表される。

ここで、低剛性の一次ダンパばねＳ１のばね定数をｋ１、高剛性の二次ダンパばねＳ２のばね定数をｋ２とした場合に、入，出力回転体６０，８０間の伝動系全体のばね定数Ｋは、加速時に入力回転体６０が中立状態より第１ストッパ機構ＳＴ１が作動するまでの前半領域、即ち低～中トルク領域では、Ｋ＝ｋ１・ｋ２／（ｋ１＋ｋ２）となり、また第１ストッパ機構ＳＴ１が作動した以後の後半領域、即ち高トルク領域では、Ｋ＝ｋ２となる。従って、図５（２）（３）で明らかなように、第１ストッパ機構ＳＴ１が作動するまでの前半領域のばね定数Ｋの方が、同機構ＳＴ１が作動した後の後半領域のばね定数Ｋよりも低く（即ち緩勾配）なる。

一方、減速時においても、入力回転体６０が中立状態より第２ストッパ機構ＳＴ２が作動するまでの前半領域、即ち低～中トルク領域では、Ｋ＝－ｋ１・ｋ２／（ｋ１＋ｋ２）となり、また第１ストッパ機構ＳＴ１が作動した以後の後半領域、高トルク領域では、
Ｋ＝－ｋ２となる。従って、図６（２）（３）で明らかなように、第２ストッパ機構ＳＴ２が作動するまでの前半領域のばね定数Ｋの方が、同機構ＳＴ１が作動した後の後半領域のばね定数Ｋよりも高く（即ち緩勾配）なる。

かくして、エンジンＥの常用域（概ね低～中トルク域）では、直列関係にある一次・二次ダンパばねＳ１，Ｓ２が同時に作用することで入，出力回転体６０，８０間の伝動系全体のばね定数Ｋが低めとなって高減衰効果を達成可能である。また、エンジンＥから過大トルク入力が入力された場合には、高剛性のダンパばね（実施形態では二次ダンパばねＳ２）の弾発作用によりトルク変動を効果的に緩和できて、トルクコンバータＴＣに連なる変速装置の破損防止に有効となる等の効果を期待できる。

尚、斯かる効果は、上記実施形態とは逆に二次ダンパばねＳ２よりも一次ダンパばねＳ１の方をばね剛性が高くなるよう設定した別の実施形態（図示せず）においても同等に達成可能である。

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、各回転体６０，７０，８０と同心の同一仮想円上に交互に配列されるため、その両ダンパばねＳ１，Ｓ２の配列スペースの軸方向・径方向の小型化が図られ、延いては、トルクコンバータＴＣにおける機械伝動部分（即ちダンパ付き伝動装置Ｔ）を軸方向・径方向に小型化する上で有利となる。

かくして、このようなダンパ付き伝動装置Ｔの小型化によって、トルクコンバータＴＣの伝動カバー２０は、これが特にダンパ付き伝動装置Ｔを覆う部位（前述の小径筒部２０ｂ）の径方向外方側に比較的大きな余剰のスペースを創出可能となる。これにより、その創出されたスペースに追加のデバイス（例えばモータ等）を配備可能となるため、全体として設計自由度が高められる。

また特に実施形態の出力回転体８０は、一次・二次ダンパばねＳ１，Ｓ２のばね配列群を囲繞する第１円環状部８０ｃを外周部に、また中間回転体７０は、第１円環状部８０ｃに上記ばね配列群を挟んで囲繞される第２円環状部７０ｃを内周部にそれぞれ有しており、出力回転体８０及び中間回転体７０は、軸方向で互いに重なり合うよう配置され、入力回転体６０は、上記ばね配列群を相互間に保持して互いに連結される一対のばね保持板６１，６２で構成される。これにより、伝動装置Ｔの外周側（即ち上記ばね配列群から見て径方向外方側）に偏在し且つ中間回転体７０と軸方向に重なり合う配置となる出力回転体８０は、これの内周側を出力取出部（実施形態では出力ハブ２９）に直接、接続させる必要はなくなり、その接続部との関係でダンパばね設置径を大きくする必要もなくなる。従って、この観点からも、伝動装置Ｔの更なる径方向小型化が達成可能となる。

その上、実施形態では、加速時において入力回転体６０と中間回転体７０との相対回転量を所定量以下に規制する第１ストッパ機構ＳＴ１と、減速時において出力回転体８０と中間回転体７０との相対回転量を所定量以下に規制する第２ストッパ機構ＳＴ２と、加速時及び減速時において入力回転体６０と出力回転体８０との相対回転量を所定量以下に規制する第３ストッパ機構ＳＴ３とを備えていて、加速時には第１・第３ストッパ機構ＳＴ１，ＳＴ３により一次・二次ダンパばねＳ１，Ｓ２の圧縮限界がそれぞれ規定される一方、減速時には第２・第３ストッパ機構ＳＴ２，ＳＴ３により一次・二次ダンパばねＳ１，Ｓ２の圧縮限界がそれぞれ規定される。これにより、加速時・減速時の何れにおいても各ダンパばねＳ１，Ｓ２が過度に変形して破損するのを効果的に防止可能となる。

また実施形態の第１ストッパ機構ＳＴ１は、軸方向で中間回転体７０を挟む一対のばね保持板６１，６２の相互間を結合するリベットピン６３と、第２円環状部７０ｃに形成されてその周方向に延び且つリベットピン６３がカラー６４を介して摺動可能に嵌合する長孔部７０ｃｈとを有するので、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することができて、伝動装置Ｔの更なる小型化が図られ、その上、第１，第２ばね保持板６１，６２間の連結手段（連結ピンとしてのリベットピン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。

また実施形態の第２ストッパ機構ＳＴ２は、第２円環状部７０ｃの外周に突設したストッパ凸部としての第２ばね受け凸部７０ｔと、第１円環状部８０ｃの内周に凹設されて第２ばね受け凸部７０ｔが係合可能なストッパ凹部８０ｃｏとを有する。これにより、中間回転体７０外周の第２ばね受け凸部７０ｔ（ストッパ凸部）の一部が出力回転体８０内周のストッパ凹部８０ｃｏ内に受容されるため、出力回転体８０と中間回転体７０とが径方向に一部重なり合う配置となって伝動装置Ｔを径方向に一層小型化できる。

更に実施形態の第３ストッパ機構ＳＴ３は、第１円環状部８０ｃの外周部に相対回転不能に係止させる動力伝達プレート９０外周の爪部９０ｔと、入力回転体６０の外周に凹設されて爪部９０ｔを周方向に相対摺動可能に係合させる切欠き溝部６１ｋ，６２ｋとを有するので、加減速時の最大捩り角度規制を、入力回転体６０及び出力回転体８０の各外周部に配したストッパ手段（第３ストッパ機構ＳＴ３）に効率よく担わせることができる。これにより、比較的強度が弱くなり易い入力回転体６０の上記連結ピン（第１ストッパ機構ＳＴ１の一部）や中間回転体７０の上記第２ばね受け凸部７０ｔ（第２ストッパ機構ＳＴ２の一部）が、加減速時の最大捩り角変位の際に過大トルクを受けるのを回避できるため、伝動装置Ｔ全体として耐久性向上に寄与することができる。

また実施形態の入力回転体６０を構成する一対のばね保持板６１，６２は、その両者を連結するリベットピン６３よりも径方向外方側に存する複数の連結部材としてのリベットプレート６５を介して相互間が連結され、その複数のリベットプレート６５は、中間回転体７０における複数の第２ばね受け凸部７０ｔの先端面と、出力回転体８０における複数のストッパ凹部８０ｃｏの内底面との相対向面間に周方向摺動可能に挟持されている。これにより、両ばね保持板６１，６２間の連結部材としてのリベットプレート６５を利用して、入力回転体６０、中間回転体７０及び出力回転体８０を相互に容易に同心配置可能となり、しかも、そのリベットプレート６５が回転体６０，７０，８０相互の調心手段と、両ばね保持板６１，６２間の連結手段とを兼ねることになって、伝動装置Ｔの構造簡素化が図られる。

また実施形態のトルクコンバータＴＣにおいて、出力ハブ２９と出力回転体８０の外周部とが、入力回転体６０の側方に配置した動力伝達プレート９０を介して相互に接続され、この動力伝達プレート９０の径方向中間部とタービンランナ１２とがリベット５３により締結されるので、出力ハブ２９と、出力回転体８０の外周部（第１円環状部８０ｃ）とが径方向に離間していても、その間が動力伝達プレート９０で無理なく接続できる。従って、出力ハブ２９は、これを大径化することなく出力回転体８０の外周部より出力トルクを動力伝達プレート９０経由で受け取ることができるため、出力ハブ２９の軽量小型化やコスト節減に寄与することができる。しかもダンパ付き伝動装置Ｔの周辺部材（例えばタービンランナ１２等）の形状等の設計変更に対しては、動力伝達プレート９０の形状変更で容易に対応可能となり、設計・製造コスト上も有利となる。

また実施形態では、前述のように動力伝達プレート９０とタービンランナ１２との結合部となるリベット５３が、タービンランナ１２と出力回転体８０との締結部としても機能しており、且つその締結部（リベット５３）が一次・二次ダンパばねＳ１，Ｓ２のばね配列群とが径方向に重なり合うよう配置されている。これにより、トルクコンバータＴＣにおける機械伝動部分（即ちダンパ付き伝動装置Ｔ）の径方向小型化をより効果的に達成可能となる。

その上、動力伝達プレート９０は、トルクコンバータＴＣの出力ハブ２９とステータハブ３１との間に介装されるスラストベアリング３５を支持するベアリング受け部９０ｍｂを有している。これにより、出力ハブ２９には、ステータハブ３１に対向するベアリング受け部を特設する必要はなくなるため、出力ハブ２９を径方向に更に小型化できて、出力ハブ２９の軽量化やコスト節減に一層有効である。

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、一次ダンパばねＳ１を単一のコイルばねで、また二次ダンパばねＳ２を同心状に配列した２個のコイルばねＳ２ａ，Ｓ２ｂで構成したものを例示したが、ダンパばねの数及び配列は、実施形態に限定されず、例えば、一次ダンパばねＳ１を同心状に配列した２個のコイルばねで、また二次ダンパばねＳ２を単一のコイルばねで構成してもよい。或いは、一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２を各々単一のコイルばねで構成してもよいし、各々２個のコイルばねで構成してもよい。

また前記実施形態では、動力伝達プレート９０外周の爪部９０ｔを、出力回転体８０の外周部（即ち第１円環状部８０ｃ）の外周面に凹設した係止溝８０ｃｈに相対回転不能に嵌合したものを示したが、その爪部９０ｔを、出力回転体８０の外周部（即ち第１円環状部８０ｃ）に穿設した係止孔に相対回転不能に嵌合してもよい。

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，ＳＴ３・・第１ストッパ機構，第２ストッパ機構，第３ストッパ機構
Ｔ・・・・・・ダンパ付き伝動装置
ＴＣ・・・・・トルクコンバータ
Ｚ・・・・・・軸線としての出力軸の軸線
１２・・・・・タービンランナ
２９・・・・・出力ハブ
３１・・・・・ステータハブ
３５・・・・・ベアリングとしてのスラストベアリング
５３・・・・・締結部としてのリベット
６０・・・・・入力回転体
６１，６２・・第１，第２ばね保持板
６１ｋ，６２ｋ・・切欠き溝部としての第１，第２ばね保持板の切欠き溝部
６３・・・・・連結ピンとしてのリベットピン
６５・・・・・連結部材としてのリベットプレート
７０・・・・・中間回転体
７０ｃ・・・・第２円環状部
７０ｃｈ・・・長孔部
７０ｔ・・・・ストッパ凸部としての第２ばね受け凸部
８０・・・・・出力回転体
８０ｃ・・・・第１円環状部
８０ｃｏ・・・ストッパ凹部
９０・・・・・動力伝達プレート
９０ｍｂ・・・ベアリング受け部
９０ｔ・・・・爪部

Claims (8)

1. 同一の軸線回りに相対回転可能に配置される入力回転体（６０）、中間回転体（７０）及び出力回転体（８０）と、前記中間回転体（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、前記入力回転体（６０）と同心の同一仮想円上で交互に配列されるダンパ付き伝動装置であって、
   前記出力回転体（８０）は、前記一次ダンパばね（Ｓ１）及び前記二次ダンパばね（Ｓ２）のばね配列群を囲繞する第１円環状部（８０ｃ）を外周部に有すると共に、前記中間回転体（７０）は、前記第１円環状部（８０ｃ）に前記ばね配列群を挟んで囲繞される第２円環状部（７０ｃ）を内周部に有しており、前記出力回転体（８０）及び前記中間回転体（７０）は軸方向で互いに重なり合うよう配置され、前記入力回転体（６０）は、前記ばね配列群を相互間に保持して互いに連結される一対のばね保持板（６１，６２）で構成されることを特徴とするダンパ付き伝動装置。
2. 前記一次ダンパばね（Ｓ１）と前記二次ダンパばね（Ｓ２）とは相異なるばね剛性に設定されることを特徴とする、請求項１に記載のダンパ付き伝動装置。
3. 加速時において前記入力回転体（６０）と前記中間回転体（７０）との相対回転量を所定量以下に規制する第１ストッパ機構（ＳＴ１）と、減速時において前記出力回転体（８０）と前記中間回転体（７０）との相対回転量を所定量以下に規制する第２ストッパ機構（ＳＴ２）と、加速時及び減速時において前記入力回転体（６０）と前記出力回転体（８０）との相対回転量を所定量以下に規制する第３ストッパ機構（ＳＴ３）とを備え、
   加速時には前記第１ストッパ機構（ＳＴ１）及び前記第３ストッパ機構（ＳＴ３）により前記一次ダンパばね（Ｓ１）及び前記二次ダンパばね（Ｓ２）の圧縮限界が規定される一方、減速時には前記第２ストッパ機構（ＳＴ２）及び前記第３ストッパ機構（ＳＴ３）により前記一次ダンパばね（Ｓ１）及び前記二次ダンパばね（Ｓ２）の圧縮限界が規定されることを特徴とする、請求項１又は２に記載のダンパ付き伝動装置。
4. 前記第１ストッパ機構（ＳＴ１）は、前記軸方向で前記中間回転体（７０）を挟む前記一対のばね保持板（６１，６２）の相互間を結合する連結ピン（６３）と、前記第２円環状部（７０ｃ）に形成されて周方向に延び且つ前記連結ピン（６３）が摺動可能に嵌合する長孔部（７０ｃｈ）とを有し、
   また前記第２ストッパ機構（ＳＴ２）は、前記第２円環状部（７０ｃ）の外周に突設したストッパ凸部（７０ｔ）と、前記第１円環状部（８０ｃ）の内周に凹設されて前記ストッパ凸部（７０ｔ）が係合可能なストッパ凹部（８０ｃｏ）とを有し、
   更に前記第３ストッパ機構（ＳＴ３）は、前記第１円環状部（８０ｃ）の外周部に相対回転不能に係止させる爪部（９０ｔ）と、前記入力回転体（６０）の外周に凹設されて前記爪部（９０ｔ）を周方向に相対摺動可能に係合させる切欠き溝部（６１ｋ，６２ｋ）とを有していることを特徴とする、請求項３に記載のダンパ付き伝動装置。
5. 前記一対のばね保持板（６１，６２）は、前記連結ピン（６３）とは別部品であって該連結ピン（６３）よりも径方向外方側に存する複数の連結部材（６５）を介して、相互間が連結され、前記複数の連結部材（６５）は、複数の前記ストッパ凸部（７０ｔ）の先端部と複数の前記ストッパ凹部（８０ｃｏ）の内底面との相対向面間に周方向摺動可能に挟持されることを特徴とする、請求項４に記載のダンパ付き伝動装置。
6. 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）に内蔵されて前記機械伝動のために用いられる、請求項１～５の何れか１項に記載のダンパ付き伝動装置であって、
   前記トルクコンバータ（ＴＣ）のタービンランナ（１２）と前記出力回転体（８０）との締結部（５３）と、前記ばね配列群とが径方向に重なり合うよう配置されることを特徴とするダンパ付き伝動装置。
7. 前記トルクコンバータ（ＴＣ）の出力ハブ（２９）と前記出力回転体（８０）の前記第１円環状部（８０ｃ）とが、前記入力回転体（６０）の側方に配置した動力伝達プレート（９０）を介して相互に接続され、前記動力伝達プレート（９０）と前記タービンランナ（１２）との結合部が前記締結部（５３）となることを特徴とする、請求項６に記載のダンパ付き伝動装置。
8. 前記動力伝達プレート（９０）は、前記トルクコンバータ（ＴＣ）の出力ハブ（２９）とステータハブ（３１）との間に介装されるベアリング（３５）を支持するベアリング受け部（９０ｍｂ）を有することを特徴とする、請求項７に記載のダンパ付き伝動装置。

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