JP5002953B2 - ダンパ装置 - Google Patents

Description

本発明は、内燃機関から変速機へのトルクの伝達径路に配置され内燃機関のトルク変動を吸収するダンパ装置に関する。

自動車において燃費の向上を図るには、内燃機関から変速機を経て車輪に至るまでの動力の伝達効率を高めることが肝要である。しかし、この動力伝達系を単純にリジットに構成したのでは、伝達効率は向上するものの、内燃機関の爆発に起因するトルク変動も駆動系に伝えてしまい、こもり音や車両振動が増大するという不具合が発生することになる。このような不具合を防止する手段として、内燃機関と変速機との間にトルク変動を吸収するダンパ装置が設けられている。

従来のダンパ装置は、例えば、特許文献１に記載されるように、内燃機関の出力軸と一体回転する回転体と、変速機の入力軸と一体回転する回転体とを、それらの回転方向に伸縮する複数のコイルバネを介して互いに連結した構成になっている。この構成により、内燃機関のトルク変動は、回転体間においてコイルバネの伸縮によって吸収され、トルク変動の変速機への伝達は抑制される。
特開２００４−８４６８１号公報

ダンパ装置には、内燃機関のトルクを変速機に伝達するために、内燃機関の出力しうる最大トルクに見合った伝達トルク容量が必要とされ、且つ、内燃機関の出力トルクに生じるトルク変動を滑らかに吸収することが求められる。ダンパ装置の伝達トルク容量、すなわち、伝達トルクの上限値を大きくするには、トルクの伝達経路により多くのコイルバネを並列配置することが有効であり、トルク変動を滑らかに吸収するには、コイルバネのバネ定数をできる限り小さくすることが有効である。

しかしながら、従来のダンパ装置は、回転体の回転軸に垂直な面内に、回転軸の回転方向に向けてコイルバネを配置した構成であるため、回転体間に多くのコイルバネを配置することはできなかった。また、従来のダンパ装置は、２つの回転体の回転径路にコイルバネが配置される構成のため、回転体間でとりうる最大捩れ角は幾何学的に制限され、回転体間に挟まれるコイルバネの伸縮可能量にも制限がある。このため、バネ定数の小さいコイルバネを選択するにも限界があった。つまり、従来のダンパ装置の構成では、内燃機関のトルク変動を吸収する上で限界があった。

なお、内燃機関の爆発１次の振動に起因するこもり音等の現象は、内燃機関の出力トルクがある一定の範囲にあるときに発生する。したがって、出力トルクに対してダンパ装置全体のバネ定数を可変にできれば、こもり音等が発生するトルク範囲でのみ全体のバネ定数を小さく設定することで、回転体間でとりうる最大捩れ角に制限がある場合でも、こもり音等の原因となるトルク変動を効果的に吸収することができると考えられる。しかし、従来のダンパ装置の構成では、捩れ角が大きくなるに従い全体のバネ定数を大きくすることはできるものの、捩れ角が大きくなったときに全体のバネ定数が下がるようにすることはできなかった。つまり、従来のダンパ装置の構成では、ダンピング特性を自由に調整することができなかった。

また、上述のように、トルク変動を滑らかに吸収するにはバネ定数を下げることが有効であるが、バネ定数を下げていくとダンパ装置の固有振動数がサージの振動周波数に近づくことになる。このため、ダンピング特性の設定においてトルク変動の吸収を優先しすぎると、急加速時や急制動時のように駆動軸と被駆動軸との間に作用するトルクが急変したときに、サージ現象の発生が顕著になってしまう。従来のダンパ装置の構成では、状況に合わせてそのダンピング特性を変更することはできないため、通常運転時に発生するこもり音の抑制と、トルクの急変時に発生するサージの抑制とを両立させることは困難であった。

本発明の目的は、上述の課題のうち、少なくとも１つの課題を解決することができるダンパ装置を提供することにある。

上記の目的を達成するため、本発明のダンパ装置は以下のような構成を採った。

第１の発明としてのダンパ装置は、
駆動軸と被駆動軸の何れか一方に連結される第１の回転体と、
前記第１の回転体と同一の回転軸を有し、前記駆動軸と前記被駆動軸の何れか他方に連結される第２の回転体と、
前記第１及び第２の回転体間に配置された、前記回転軸の軸方向を変位方向とする弾性部材と、
前記第１及び第２の回転体間に作用するトルクを前記弾性部材の弾性力に変換する変換機構とを備えることを特徴としている。

第２の発明は、第１の発明において、
前記変換機構は、前記第１及び第２の回転体間に生じる回転角度差を前記弾性部材の変位に変換する機構であることを特徴としている。

第３の発明は、第２の発明において、
前記第１及び第２の回転体は、前記回転軸の軸方向における距離を一定に配置され、
前記変換機構は、前記弾性部材によって前記第１の回転体に連結される第３の回転体と、前記第２及び第３の回転体間に生じる回転角度差に応じて、前記第３の回転体の前記第２の回転体に対する軸方向位置を変化させるカム機構とからなることを特徴としている。

第４の発明は、第３の発明において、
前記カム機構は、前記第２及び第３の回転体の各対向面に設けられた端面カムと、対向する前記端面カム間に挟まれる中間部材とからなることを特徴としている。

第５の発明は、第４の発明において、
前記端面カムは、前記中間部材の軌道における勾配角に変化が設けられていることを特徴としている。

第６の発明は、第５の発明において、
前記端面カムは、前記第２及び第３の回転体間の回転角度差が所定の範囲にあるときに前記中間部材が接触する第１の領域と、前記回転角度差が前記所定の範囲を超えたときに前記中間部材が接触する第２の領域とを有し、前記第２の領域は前記第１の領域よりも勾配角を小さく形成されていることを特徴としている。

第７の発明は、第３の発明において、
前記カム機構は、前記第２及び第３の回転体間に前記第２及び第３の回転体と相対回転可能に配置された１又は複数の中間回転体と、前記第２の回転体から前記３の回転体までの間の隣接する回転体の各対向面に設けられた端面カムと、対向する前記端面カム間に挟まれる中間部材とからなることを特徴としている。

第８の発明は、第４乃至第７の何れか１つの発明において、
対向する前記端面カム間には前記中間部材が複数配置され、
各中間部材は、前記端面カム間に配置される位置決め部材によって互いの相対位置を固定されていることを特徴としている。

第９の発明は、第８の発明において、
前記位置決め部材には前記回転軸に直交する軸を有する歯車が回転自在に設けられ、
前記端面カムには前記歯車の軌道に沿って前記歯車と噛み合う弧状の歯車が形成されていることを特徴としている。

第１０の発明は、第４乃至第７の何れか１つの発明において、
前記中間部材は前記回転軸に直交して配置されたローラであり、
前記ローラには歯車が回転自在に取り付けられ、
前記端面カムには前記歯車の軌道に沿って前記歯車と噛み合う弧状の歯車が形成されていることを特徴としている。

第１１の発明は、第４乃至第７の何れか１つの発明において、
前記中間部材は前記回転軸に直交して配置されたローラであり、
前記ローラの周面には歯車が形成され、
前記端面カムには前記ローラの軌道に沿って前記歯車と噛み合う弧状の歯車が形成されていることを特徴としている。

第１２の発明は、第３乃至第１１の何れか１つの発明において、
前記弾性部材はバネであることを特徴としている。

第１３の発明は、第３乃至第１２の何れか１つの発明において、
前記第１の回転体と前記第３の回転体との間は密閉空間であり、前記密閉空間には圧縮性流体が充填されていることを特徴としている。

第１４の発明は、第１３の発明において、
前記密閉空間内の圧縮性流体の圧力を調整する圧力調整手段を備えることを特徴としている。

第１５の発明は、第１３又は第１４の発明において、
前記密閉空間内に非圧縮性流体を供給する非圧縮性流体供給手段を備えることを特徴としている。

第１６の発明は、第１５の発明において、
前記密閉空間内の前記回転軸の中心から最も離れた部位に、前記密閉空間内から非圧縮性流体を排出するための排出口が設けられていることを特徴としている。

第１７の発明は、第３乃至第１６の何れか１つの発明において、
前記弾性部材の初期変位量を調整する初期変位量調整手段を備えることを特徴としている。

第１８の発明は、第１４の発明において、
前記圧力調整手段を操作し、内燃機関の運転状態に応じて前記密閉空間内の圧縮性流体の圧力を制御する制御手段を備えることを特徴としている。

第１９の発明は、第１８の発明において、
前記第１及び第２の回転体間に作用するトルクの急変を予測する予測手段を備え、
前記制御手段は、前記予測手段によりトルクの急変が予測されるときには、前記密閉空間内の圧縮性流体の圧力を増大させることを特徴としている。

第２０の発明は、第１５の発明において、
前記非圧縮性流体供給手段を操作し、内燃機関の運転状態に応じて前記密閉空間内の非圧縮性流体の量を制御する制御手段を備えることを特徴としている。

第２１の発明は、第２０の発明において、
前記第１及び第２の回転体間に作用するトルクの急変を予測する予測手段を備え、
前記制御手段は、前記予測手段によりトルクの急変が予測されるときには、前記密閉空間内の非圧縮性流体の量を増大させることを特徴としている。

第２２の発明は、第１７の発明において、
前記初期変位量調整手段を操作し、内燃機関の運転状態に応じて前記弾性部材の初期変位量を制御する制御手段を備えることを特徴としている。

第２３の発明は、第２２の発明において、
前記第１及び第２の回転体間に作用するトルクの急変を予測する予測手段を備え、
前記制御手段は、前記予測手段によりトルクの急変が予測されるときには、前記弾性部材の変位可能量を減少させることを特徴としている。

第１の発明によれば、弾性部材の変位方向は回転軸の軸方向であるので、回転軸に直交する面内に弾性部材を配置する際、その配置個数や位置によって各弾性部材の変位可能量が制約を受けることがない。したがって、第１の発明によれば、従来のダンパ装置に比較して多くの弾性部材を第１及び第２の回転体間に配置することができ、また、各弾性部材の変位可能量も大きくとることができるので、内燃機関のトルク変動を十分に吸収することが可能である。

第２の発明によれば、第１及び第２の回転体の回転方向と弾性部材の変位方向とは直交しているので、弾性部材の変位可能量によって第１及び第２の回転体間でとりうる回転角度差、つまり、捩れ角が幾何学的に制限されることがない。したがって、第２の発明によれば、従来のダンパ装置よりも捩れ角を大きくとることができ、より広角度のダンパ装置を実現することができる。

第３の発明によれば、第１の回転体と第２の回転体の軸方向距離は一定であり、第１の回転体と第３の回転体とは弾性部材によって連結されているので、第３の回転体の第２の回転体に対する軸方向位置が変化すれば、その変化量がそのまま弾性部材の変位となる。第３の回転体の第２の回転体に対する軸方向位置は、カム機構によって、第３及び第２の回転体間に生じる回転角度差に連動されている。これにより、第３の発明によれば、第２及び第３の回転体間に生じる回転角度差、つまり、第１及び第２の回転体間に生じる回転角度差を弾性部材の変位に確実に変換することができる。

第４の発明によれば、端面カムのカムプロファイルの設計によって、回転角度差を弾性部材の変位に変換する際の変換特性を任意に設定することができる。

第５の発明によれば、中間部材の軌道における勾配角が変化することで、回転角度差を弾性部材の変位に変換する際の変換特性を変化させることができる。

第６の発明によれば、第１の領域と第２の領域とで、回転角度差を弾性部材の変位に変換する際の変換特性を変化させることができる。具体的には、第２の領域では、第１の領域よりも回転角度差に対する弾性部材の変位を小さくすることができ、その結果、第１及び第２の回転体間に作用するトルクの増加に対する弾性力の増加率を小さくすることができる。こもり音等の内燃機関の爆発一次に起因する現象は、内燃機関の出力トルクが特定の範囲にあるときに顕著になるので、その範囲において中間部材が接触する領域を第２の領域として端面カムのカムプロファイルを設計しておくことで、こもり音等の不具合を効果的に抑制することができる。

第７の発明によれば、第２の回転体から第３の回転体までの間の隣接する回転体の各対向面に端面カムが設けられることで、各対向面の端面カムの作用角を合計しただけの捩れ角を実現することができる。つまり、第６の発明によれば、極めて広角度のダンパ装置を実現することができる。

第８の発明によれば、端面カム間に配置される中間部材は位置決め部材によって互いの相対位置を固定されているので、中間部材間の相対位置のずれによるダンパ性能の低下を防止できる。また、中間部材間の相対位置のずれによって一部の中間部材に過大な力が作用することも防止できる。

第９の発明によれば、位置決め部材に設けられた歯車と端面カムに歯車の軌道に沿って形成された弧状の歯車とが噛み合うことで、カム機構の加工精度によらず、中間部材と端面カムとの相対位置の位置決め、及び、対向する端面カム間の相対位置の位置決めを確実に行うことができる。

第１０の発明によれば、ローラに取り付けられた歯車と端面カムに円筒歯車の軌道に沿って形成された弧状の歯車とが噛み合うことで、カム機構の加工精度によらず、ローラと端面カムとの相対位置の位置決め、及び、対向する端面カム間の相対位置の位置決めを確実に行うことができる。

第１１の発明によれば、ローラの周面に形成された歯車と端面カムにローラの軌道に沿って形成された弧状の歯車とが噛み合うことで、カム機構の加工精度によらず、ローラと端面カムとの相対位置の位置決め、及び、対向する端面カム間の相対位置の位置決めを確実に行うことができる。また、ローラの周面に形成する歯車をはすば歯車とれば、ローラの回転に伴い端面カム間の伝達トルクが周期的に変動することを抑制できる。

第１２の発明によれば、弾性部材としてバネを用いることで、バネ定数の選択によって所望のダンピング特性に容易に調整することができる。

第１３の発明によれば、密閉空間内に充填されている圧縮性流体の流体バネとしての作用により、第１及び第２の回転体間にトルクが作用したときにダンパ装置に蓄えることができるエネルギ量を増加させ、こもり音等の不具合を効果的に抑制することができる。

第１４の発明によれば、圧縮性流体の圧力を調整することによって、第１及び第２の回転体間に生じる回転角度差が零のときにダンパ装置が発生するトルクの大きさを変化させることができ、ダンパ装置が有効に作動するトルク領域を調整することができる。

第１５の発明によれば、密閉空間内に供給される非圧縮性流体の量によって、密閉空間内の圧縮性流体の体積を調整し、圧縮性流体が流体バネとして作用する際のバネ定数を変化させることができる。また、圧縮性流体の圧力を調整できる場合には、非圧縮性流体が密閉空間内を占有する割合が大きくなるほど、圧力の調整量に対するダンパ装置の作動トルク領域の変化の応答性を向上させることができる。

内燃機関の運転時には、ダンパ装置の回転に伴い密閉空間内の非圧縮性流体にも遠心力が作用する。非圧縮性流体（液体）は圧縮性流体（気体）よりも比重が大きいために、ダンパ装置の回転時には遠心力で密閉空間内の外側に位置することになる。第１６の発明によれば、密閉空間内の回転軸の中心から最も離れた部位、すなわち、ダンパ装置の回転時に非圧縮性流体が溜まる部位に排出口が設けられているので、密閉空間内から非圧縮性流体を容易に排出することができる。

第１７の発明によれば、弾性部材の初期変位量を調整することによって、第１及び第２の回転体間に生じる回転角度差が零のときにダンパ装置が発生するトルクの大きさを変化させることができ、ダンパ装置が有効に作動するトルク領域を調整することができる。

第１８の発明によれば、内燃機関の運転状態に応じて密閉空間内の圧縮性流体の圧力を制御することで、ダンパ装置の作動トルク領域を内燃機関の運転状態に応じたものにすることができる。

第１９の発明によれば、第１及び第２の回転体間に作用するトルクの急変が予測されるときには、密閉空間内の圧縮性流体の圧力を増大させることで、ダンパ装置の作動トルク領域を大トルク側に移動させることができる。これにより、ダンパ装置に蓄えられるエネルギ量を減少させて、サージの発生を防止することができる。

第２０の発明によれば、内燃機関の運転状態に応じて密閉空間内の非圧縮性流体の量を制御することで、圧縮性流体が流体バネとして作用する際のバネ定数を内燃機関の運転状態に応じたものにすることができる。

第２１の発明によれば、第１及び第２の回転体間に作用するトルクの急変が予測されるときには、密閉空間内の非圧縮性流体の量を増大させることで、圧縮性流体が流体バネとして作用する際のバネ定数を大きくすることができる。これにより、ダンパ装置に蓄えられるエネルギ量を減少させるとともに、駆動系の共振周波数を高くできて、サージの発生を防止することができる。

第２２の発明によれば、内燃機関の運転状態に応じて弾性部材の初期変位量を制御することで、ダンパ装置の作動トルク領域を内燃機関の運転状態に応じたものにすることができる。

第２３の発明によれば、第１及び第２の回転体間に作用するトルクの急変が予測されるときには、弾性部材の初期変位量を増大させることで、ダンパ装置の作動トルク領域を大トルク側に移動させることができる。これにより、ダンパ装置に蓄えられるエネルギ量を減少させて、サージの発生を防止することができる。

実施の形態１.
以下、図面を参照して本発明の実施の形態１について説明する。

［本実施形態のダンパ装置の構成］
図１は、本発明の実施の形態１としてのダンパ装置１０の断面構成と空気圧制御システムとを併せて示す図である。本実施形態のダンパ装置１０は、内燃機関（以下、エンジン）から変速機へのトルクの伝達径路に配置される。図１に示すように、ダンパ装置１０は、駆動軸であるエンジン連結シャフト１００と、被駆動軸である変速機連結シャフト１２０との間に設けられている。エンジン連結シャフト１００と変速機連結シャフト１２０は、ともに同一の回転軸Ｌ０を有している。

ダンパ装置１０の外殻は、エンジン側ケーシング１０２と変速機側ケーシング１４０とに分割されている。エンジン側ケーシング１０２は、エンジン連結シャフト１００の先端にエンジン連結シャフト１００と一体に設けられ、変速機側ケーシング１４０は、ボールベアリング１４２を介して変速機連結シャフト１２０に回転自在に支持されている。エンジン側ケーシング１０２は、変速機側ケーシング１４０の方へ延びてダンパ装置１０の胴部を形成する外筒部１０４と、その内側に形成された内筒部１０６とを有している。エンジン側ケーシング１０２の外筒部１０４は、ボルト及びナットからなる締結具１４６を介して変速機側ケーシング１４０に結合されている。本実施形態では、これらケーシング１０２，１４０が、本発明にかかる「第１の回転体」に相当している。

変速機連結シャフト１２０の先端には、円盤状の変速機側カムプレート１２２が一体に設けられている。変速機側カムプレート１２２の裏面（変速機側面）は、ニードルベアリング１４４を介して変速機側ケーシング１４０の内側面に接している。間にニードルベアリング１４４を挟むことにより、変速機側カムプレート１２２と変速機側ケーシング１４０との間に軸方向の荷重が加わった場合でも、両者１２２，１４０は自在に相対回転することができる。本実施形態では、変速機側カムプレート１２２が、本発明にかかる「第２の回転体」に相当している。

変速機側カムプレート１２２とエンジン側ケーシング１０２との間には、円盤状のエンジン側カムプレート１３０が配置されている。エンジン側カムプレート１３０の外縁には、エンジン側ケーシング１０２の方へ延びる筒部１３２が形成されている。この筒部１３２は、エンジン側ケーシング１０２の外筒部１０４と内筒部１０６との隙間に嵌合し、エンジン側カムプレート１３０の径方向への移動を拘束してエンジン側カムプレート１３０の軸中心を回転軸Ｌ０に一致させている。

筒部１３２と外筒部１０４との間には、コロ１１２が設けられている。コロ１１２は、エンジン側カムプレート１３０のエンジン側ケーシング１０２に対する軸方向への移動を容易にする一方で、エンジン側カムプレー１３０のエンジン側ケーシング１０２に対する軸回りの相対回転を規制している。一方、筒部１３２と内筒部１０６との間には、シール部材１１４が配置されている。２つのケーシング１０２，１４０で囲まれるダンパ装置１０の内部空間は、エンジン側カムプレート１３０によって２つの部屋、つまり、エンジン側カムプレート１３０の裏面（エンジン側面）とエンジン側ケーシング１０２との間に形成されるバネ室１６０と、エンジン側カムプレート１３０の表面（変速機側面）と変速機側ケーシング１４０とで形成されるカム室１５０とに区画されている。シール部材１１４は、これら２つ部屋１５０，１６０を気密に分離している。

バネ室１６０には、２種類のコイルバネ１６２，１６４がその伸縮方向を回転軸Ｌ０の軸方向に向けて配置されている。第１のコイルバネ１６２は、バネ室１６０内に多数配置され、それぞれがエンジン側カムプレート１３０の裏面をエンジン側ケーシング１０２に連結している。第１のコイルバネ１６２は圧縮バネであり、エンジン側カムプレート１３０を変速機側カムプレート１２２へ向けて付勢している。第２のコイルバネ１６４は、第１のコイルバネ１６２に比較してバネ定数の極めて大きい大型のコイルバネであり、回転軸Ｌ０上に１つ配置されている。第２のコイルバネ１６４の一方の端部はエンジン側ケーシング１０２に固定されているが、他方の端部は自由端になっており円板１６６が取り付けられている。円板１６６とエンジン側カムプレート１３０の裏面との間には、隙間が開けられている。本実施形態では、エンジン側カムプレート１３０が、本発明にかかる「第３の回転体」に相当し、コイルバネ１６２が、本発明にかかる「弾性部材」に相当している。

変速機側カムプレート１２２とエンジン側カムプレート１３０の間には、中間部材としての複数のトルク伝達ボール１５２，１５４が挟まれている。エンジン側カムプレート１３０は、コイルバネ１６２のバネ力によって、トルク伝達ボール１５２，１５４を介して変速機側カムプレート１２２に押し当てられている。これら変速機側カムプレート１２２、エンジン側カムプレート１３０及びトルク伝達ボール１５２，１５４によって、以下に説明するように、エンジン連結シャフト１００と変速機連結シャフト１２０との間に生じる回転角度差、つまり、捩れ角をコイルバネ１６２の伸縮量に変換する変換機構が構成されている。

変速機側カムプレート１２２の正面、つまり、エンジン側カムプレート１３０に対向する面には、端面カムとしてのカム溝１２４，１２６が形成されている。図２は変速機側カムプレート１２２を正面から見た図である。この図に示すように、各カム溝１２４，１２６は変速機側カムプレート１２２の周方向に沿って形成されおり、径方向の外側に２本のカム溝１２４が形成され、径方向の内側にも２本のカム溝１２６が形成されている。

外側の２本のカム溝１２４は同一形状であって、互いに１８０°ずらして形成されている。図３は図２のＡ−Ａ断面図であり、カム溝１２４の溝方向に沿った断面形状を示している。この図に示すように、カム溝１２４は、溝方向に勾配が設けられたテーパ溝１２４ａと、勾配の無い緩衝溝１２４ｂとからなる。テーパ溝１２４ａは、テーパ溝１２４ａ内の最深点Ｐから正回転方向に向けて勾配角θ₁の領域Ａ、勾配角θ₂の領域Ｂ、勾配角θ₃の領域Ｃを有し、また、最深点Ｐから逆回転方向に向けて勾配角θ₀の領域Ｄを有している。ここでは、勾配角θ₂は勾配角θ₁よりも小さく設定され、勾配角θ₃は勾配角θ₂よりも大きく設定されている。緩衝溝１２４ｂは領域Ｄの末端部から正回転方向に向けて伸びている。

内側の２本のカム溝１２６も同一形状であり、互いに１８０°ずらして形成されている。内側のカム溝１２６は外側のカム溝１２４と相似形であり、溝方向に勾配が設けられたテーパ溝１２６ａと、勾配の無い緩衝溝１２６ｂとからなる。カム溝１２６の溝方向に沿った断面形状は、外側のカム溝１２４と同じく図３に示すような形状になっている。

同様に、エンジン側カムプレート１３０の正面、つまり、変速機側カムプレート１２２に対向する面にも、端面カムとしてのカム溝１３４，１３６が形成されている。エンジン側カムプレート１３０における各カム溝１３４，１３６の位置関係や形状は、変速機側カムプレート１２２における各カム溝１２４，１２６の位置関係や形状と全く同一であり、エンジン側カムプレート１３０を正面から見た形状は、変速機側カムプレート１２２と同じく図２に示すようになる。また、各カム溝１３４，１３６の溝方向に沿った断面形状は、変速機側カムプレート１２２のカム溝１２４，１２６と同じく図３に示すようになる。

変速機側カムプレート１２２の外側カム溝１２４と、エンジン側カムプレート１３０の外側カム溝１３４との間には、トルク伝達ボール１５２が挟まれている。変速機側カムプレート１２２の内側カム溝１２６と、エンジン側カムプレート１３０の内側カム溝１３６との間には、別のトルク伝達ボール１５４が挟まれている。各トルク伝達ボール１５２，１５４は、一方のカム溝１２４，１２６の最深点に位置しているときには、他方のカム溝１３４，１３６の最深点にも位置するように配置されている。トルク伝達ボール１５２，１５４が各カム溝１２４，１２６，１３４，１３６の最深点に位置しているとき、エンジン側カムプレート１３０と変速機側カムプレート１２２との回転角度差、つまり、捩れ角は零となる。

エンジン側カムプレート１３０と変速機側カムプレート１２２との間に捩れ角が生じたときには、各トルク伝達ボール１５２，１５４はカム溝１２４，１２６，１３４，１３６の溝方向に沿って転がり移動する。カム溝１２４，１２６，１３４，１３６には勾配が設けられているので、各トルク伝達ボール１５２，１５４のカム溝１２４，１２６，１３４，１３６内での位置が変化することにより、エンジン側カムプレート１３０の変速機側カムプレート１２２に対する軸方向位置が変化する。

変速機側カムプレート１２２とエンジン側ケーシング１０２との軸方向の位置関係は一定であり、エンジン側カムプレート１３０とエンジン側ケーシング１０２との間にはコイルバネ１６２が挟まれている。したがって、エンジン側カムプレート１３０の変速機側カムプレート１２２に対する軸方向位置が変化すれば、その変化量がそのままコイルバネ１６２の伸縮量となる。エンジン側カムプレート１３０はエンジン連結シャフト１００と一体に回転し、変速機側カムプレート１２２は変速機連結シャフト１２０と一体に回転するので、上記の構成によれば、エンジン連結シャフト１００と変速機連結シャフト１２０との間の捩れ角に応じて、コイルバネ１６２の伸縮量が変化することになる。

また、本実施形態のダンパ装置１０は、バネ室１６０内の空気圧を制御する空気圧制御システムを備えている。空気圧制御システムは、本発明にかかる「圧力調整手段」に相当している。エンジン連結シャフト１００の軸心には、先端からエンジン側に向けて縦穴１０８が形成されている。エンジン連結シャフト１００の側面から軸心に向けては、縦穴１０８に通じる横穴１１０が形成されている。これら縦穴１０８及び横穴１１０は、バネ室１６０を外部に連通させる空気流路であり、空気圧制御システムはこの空気流路１０８，１１０を介してバネ室１６０内の空気圧を制御している。以下、ダンパ装置１０の空気圧制御システムの構成について詳細に説明する。

エンジン連結シャフト１００の側面で横穴１１０が形成されている部位には、スリーブ１７０が回転自在に支持されている。スリーブ１７０は、軸受け等の図示しない静止部材に固定されている。スリーブ１７０とエンジン連結シャフト１００との接触面はシール部材でシールされている。スリーブ１７０の内周面には周方向に沿って溝１７２が形成され、エンジン連結シャフト１００の側面との間で環状の空間を形成している。前述の横穴１１０は、この環状の空間に連通している。また、この環状の空間には、スリーブ１７０に接続された空気管１７４が連通している。

空気管１７４の他方の端部は制御弁１８０の出力ポートに接続されている。制御弁１８０は、その出力ポートと入力ポートとの接続状態を（ａ），（ｂ），（ｃ）の３つの状態の間で切替えることができる。制御弁１８０の入力ポートには、空気供給管１７６と空気排出管１７８が接続されている。

制御弁１８０が接続状態（ａ）にあるとき、空気管１７４は空気供給管１７６と空気排出管１７８の何れとも接続されない。この状態では、バネ室１６０内への空気の出入りはなく、バネ室１６０内の空気量は一定に保たれる。したがって、バネ室１６０の容積が一定であれば、バネ室１６０内の空気圧は一定に保持される。

制御弁１８０が接続状態（ｂ）にあるときは、空気管１７４は空気供給管１７６に接続される。空気供給管１７６には、モータ１８６によって駆動されるコンプレッサ１８４と、コンプレッサ１８４で圧縮された空気を蓄えるバッファタンク１８２が配置されている。この状態では、圧縮された空気を空気供給管１７６から空気管１７４へ供給することで、バネ室１６０内の空気圧を上昇させることができる。

制御弁１８０が接続状態（ｃ）にあるときは、空気管１７４は空気排出管１７８に接続される。空気排出管１７８の端部は大気に開放されているので、バネ室１６０内の空気圧が大気圧よりも高い場合には、空気管１７４から空気排出管１７８へ空気を排出して、バネ室１６０内の空気圧を低下させることができる。

ダンパ装置１０の空気圧制御システムには、制御装置１９０が備えられる。制御弁１８０における接続状態の切り替えは、制御装置１９０から供給される切替信号によって行われる。制御装置１９０は、モータ１８６の回転数も制御している。制御装置１９０は、後述するように、車両の運転状態やエンジンの運転状態に応じて制御弁１８０の接続状態やモータ１８６の回転数を制御し、それによりバネ室１６０内の空気圧を制御している。

［本実施形態のダンパ装置の動作］
次に、本実施形態のダンパ装置１０の動作について説明する。

（１）トルクの伝達動作
エンジンからエンジン連結シャフト１００にトルクが入力され、エンジン連結シャフト１００が回転すると、エンジン連結シャフト１００と一体回転するエンジン側カムプレート１３０と変速機側カムプレート１２２との間に捩れが生じる。その捩れ角に応じて、エンジン側カムプレート１３０上ではトルク伝達ボール１５２，１５４がカム溝１３４，１３６上を移動し、変速機側カムプレート１２２上ではトルク伝達ボール１５２，１５４がカム溝１２４，１２６上を移動する。トルク伝達ボール１５２，１５４の位置が変化することで、エンジン側カムプレート１３０の変速機側カムプレート１２２に対する距離が拡大し、エンジン側カムプレート１３０はエンジン側ケーシング１０２との間でコイルバネ１６２を圧縮する。

圧縮されたコイルバネ１６２からは、その弾性力が反力としてエンジン側カムプレート１３０に作用する。このコイルバネ１６２の弾性力と、両カムプレート１３０，１２２の間に作用するトルクとが釣り合ったとき、両カムプレート１３０，１２２はそのときの捩れ角を保ちながら一体回転するようになる。これにより、エンジン連結シャフト１００から変速機連結シャフト１２０へエンジンの出力トルクが伝達される。

図４は、エンジンの出力トルクとシャフト１００，１２０間の捩れ角との関係を従来のダンパ装置と比較して示す図である。図中、実線が本実施形態のダンパ装置１０による特性を示し、二点鎖線が従来のダンパ装置による特性を示している。この図に示すように、本実施形態のダンパ装置１０によれば、同一のトルクに対する捩れ角を従来のダンパ装置よりも大きくとることができる。つまり、より広角度のダンパ装置とすることができる。これは、コイルスプリング１６２を回転軸Ｌ０の軸方向に配置し、カム機構を用いてコイルスプリング１６２を圧縮するようにしたことによる。このような構成によれば、コイルスプリング１６２の伸縮可能量によってシャフト１００，１２０間の捩れ角が幾何学的に制限されることがない。

トルクの変化量と捩れ角の変化量との関係は、トルク伝達ボール１５２，１５４がカム溝１２４，１２６，１３４，１３６の何処に位置しているかによって決まる。ダンパ装置１０は、エンジンの通常のトルク範囲では、トルク伝達ボール１５２，１５４がテーパ溝（図２及び図３のテーパ溝１２４ａ，１２６ａを参照）内に位置するように設計されている。テーパ溝は、図２に示すように勾配角の異なる複数の領域からなっており、トルク伝達ボール１５２，１５４が勾配角の大きい領域に位置している場合には、トルクの変化量に対する捩れ角の変化量は小さく、トルク伝達ボール１５２，１５４が勾配角の小さい領域に位置している場合には、トルクの変化量に対する捩れ角の変化量は大きくなる。このように、本実施形態のダンパ装置１０によれば、コイルスプリング１６２の圧縮にカム機構を用いることで、そのカムプロフィール（ここでは、端面カムであるテーパ溝の勾配角）の設計によって、トルクの変化量と捩れ角の変化量との関係を任意に設定することができる。

また、エンジンの出力トルクが非常に大きい場合には、カムプレート１３０，１２２間の捩れ角の拡大によりエンジン側カムプレート１３０とエンジン側ケーシング１０２との距離がさらに縮まり、やがて、コイルバネ１６４の端部の円板１６６にエンジン側カムプレート１３０が接触する。コイルバネ１６４のバネ定数はコイルバネ１６２のそれよりに比較して極めて大きいので、コイルバネ１６２に加えてコイルバネ１６４も圧縮されるときには、エンジン側カムプレート１３０には非常に大きい反力が作用する。つまり、コイルバネ１６４は、カムプレート１３０，１２２間の捩れ角が通常の使用範囲（テーパ溝が設けられている角度範囲）を超えて拡大するのを防止するストッパとして機能する。

なお、一時的なトルクの急上昇等により、カムプレート１３０，１２２間の捩れ角がさらに拡大した場合には、トルク伝達ボール１５２，１５４がテーパ溝の限界まで達することがある。この場合、トルク伝達ボール１５２，１５４の移動範囲がテーパ溝内に規制されていると、トルク伝達ボール１５２，１５４がテーパ溝の限界に達したときにカムプレート１３０，１２２が突然直結されてしまい、変速機連結シャフト１２０にトルクショックが生じるおそれがある。本実施形態のダンパ装置１０は、テーパ溝に連続する緩衝溝（図２及び図３の緩衝溝１２４ｂ，１２６ｂを参照）を有しているので、テーパ溝を超えたトルク伝達ボール１５２，１５４は緩衝溝に沿って転がり続けることができる。これにより、カムプレート１３０，１２２の直結によるトルクショックや、カムプレート１３０，１２２間からのトルク伝達ボール１５２，１５４の脱落は防止される。

（２）トルク変動の吸収動作
エンジンからエンジン連結シャフト１００に入力されるトルクには、エンジンの爆発に起因する変動成分が含まれている。この変動成分によってカムプレート１３０，１２２間の捩れ角には振動が生じ、それに応じてコイルバネ１６２の伸縮量も周期的に変化する。このときのコイルバネ１６２のダンピング作用によって変動成分のエネルギは吸収され、エンジン側カムプレート１３０から変速機側カムプレート１２２には、変動成分が緩和されたトルクが伝達される。

エンジンのトルク変動をダンパ装置１０で滑らかに吸収できるようにするには、コイルバネ１６２のバネ定数を小さくすればよい。しかし、伝達トルク容量も十分に確保するためには、バネ定数を小さくする分、コイルバネ１６２の伸縮可能量を十分に確保する必要がある。本実施形態のダンパ装置１０では、コイルバネ１６２の伸縮方向は回転軸Ｌ０の軸方向であるので、コイルバネ１６２の伸縮可能量が幾何学的な制約を受けることがない。したがって、従来のダンパ装置に比較して、前述のようにシャフト１００，１２０間の捩れ角を大きくとることができるとともに、バネ定数の小さいコイルバネ１６２を選択することができる。

また、本実施形態のダンパ装置１０では、カム機構のカムプロファイル（具体的には、カム溝の勾配角）の設計により、ダンパ装置１０全体でのみかけのバネ定数を捩れ角に応じて可変にすることができる。具体的には、図４に示すように、捩れ角が特定の範囲（領域Ｂ）にあるときのバネ定数を、他の範囲のバネ定数（領域Ａ，Ｃ）よりも小さくすることもできる。したがって、こもり音等のトルク変動に起因する不具合が特定のトルク領域において顕著になることが予め分かっているならば、そのトルク領域におけるバネ定数を小さくするようにカムプロファイルを設計することで、不具合の原因となるトルク変動を効果的に吸収することが可能になる。

さらに、本実施形態のダンパ装置１０では、制御弁１８０を接続状態（ａ）とすることで、バネ室１６０を密閉空間とすることができる。このとき、トルク変動の入力によってカムプレート１３０，１２０間の距離が周期的に変化すると、それに応じてバネ室１６０内の空気圧も周期的に変化する。つまり、バネ室１６０内の空気は空気バネとして作用する。この場合は、コイルバネ１６２のダンピング作用に空気バネのダンピング作用も加わることになるので、こもり音等の不具合の原因となるトルク変動をより効果的に吸収することが可能になる。

（３）空気圧制御によるダンピング特性の変更
本実施形態のダンパ装置１０は、空気圧制御システムによってバネ室１６０内の空気圧を制御することができる。バネ室１６０内の空気は空気バネとして作用するので、その空気圧が変化すれば、シャフト１００，１２０間の捩れ角が零のとき、つまり、初期状態にあるときにダンパ装置１０が発生するトルク（初期トルク）が変化する。初期トルクを変化させることで、ダンパ装置１０の作動トルク領域を変化させることができる。

図５は、エンジンの出力トルクとシャフト１００，１２０間の捩れ角との関係を、初期状態での空気圧が大気圧のとき（実線で示す）と、空気圧制御により初期状態での空気圧を高めたとき（破線で示す）とで比較して示す図である。図５に示すケースでは、空気圧を高めて初期トルクを増大させることで、ダンパ装置１０の作動トルク領域は大トルク側へ移動している。この図に示すように、バネ室１６０内の空気圧を制御することで、ダンパ装置１０のダンピング特性を変更することができる。

本実施形態のダンパ装置１０は、車両の運転状態やエンジンの運転状態に応じた最適なダンピング特性を実現すべく、空気圧制御システムを用いてバネ室１６０内の空気圧を制御する。空気圧制御システムによるバネ室１６０内の空気圧の制御は、図６に示すルーチンに従って行われる。なお、図６に示すルーチンの処理は、制御装置１９０によって実行される。

図６に示すルーチンの最初のステップＳ１００では、車両の急加速状態を示す指標値として急加速値αsが算出される。この急加速値αsは、現時点におけるエンジン回転数Ｒe、スロットル開度ＴＨ、スロットル開速度θth、トランスアクスルギヤ比Ｋ等を変数とする関数ｆ(Ｒe,ＴＨ,θth,Ｋ,・・・)で表すことができる。或いは、前記の変数を軸とするマップを用いて急加速値αsを決定してもよい。図８に示すマップでは、エンジン回転数Ｒeとスロットル開速度θthとから急加速値αsが割り出されるようになっている。

次に、ステップＳ１００で算出された急加速値αsと所定の加速基準値αoとを比較することで、現在の加速状況が判定される（ステップＳ１０２）。急加速値αsが加速基準値αoよりも小さい場合には、車両は急加速状態にはないと判定され、次のステップＳ１０４の処理が実施される。

ステップＳ１０４では、車両の急制動状態を示す指標値として急制動値δbが算出される。この急制動値δbは、現時点におけるブレーキ油圧Ｂp、ブレーキ作動速度Ｂth、車両速度Ｖc、トランスアクスルギヤ比Ｋ等を変数とする関数ｆ(Ｂp,Ｂth,Ｖc,Ｋ,・・・)で表すことができる。或いは、前記の変数を軸とするマップを用いて急制動値δbを決定してもよい。図１０に示すマップでは、ブレーキ作動速度Ｂthとトランスアクスルギヤ比Ｋとから急制動値δbが割り出されるようになっている。

次に、ステップＳ１０４で算出された急制動値δbと所定の制動基準値δoとを比較することで、現在の制動状況が判定される（ステップＳ１０６）。急制動値δbが制動基準値δoよりも小さい場合には、車両は急制動状態にはないと判定され、次のステップＳ１０８の処理が実施される。

ステップＳ１０８では、車両のＡＢＳが作動する状況か否か判定される。判定方法としては、例えば、推定車体速度とタイヤ速度との速度差を求め、その速度差が所定値に達したらＡＢＳが作動する状況にあると判定するようにしてもよい。なお、前記の所定値は、ＡＢＳが実際に作動する速度差よりも小さい値に設定する。判定の結果、ＡＢＳが作動する状況にない場合には、次のステップＳ１１０の処理が実施される。

ステップＳ１１０の処理は、車両が急加速状態でも急制動状態でもなく、また、ＡＢＳが作動しうる状態でもないとき、すなわち、車両が通常の状態で走行している時に実施される空気圧制御である。この空気圧制御では、エンジンのトルク変動を効果的に吸収するように、エンジントルクに応じてダンピング特性が変更される。ステップＳ１１０の空気圧制御は、図７に示すルーチン（図６に示すルーチンのサブルーチン）に従って実施される。

図７に示すルーチンの最初のステップＳ２００では、現状のバネ室１６０内の空気圧Ｐgが計測される。次に、エンジン回転数とスロットル開度が計測され（ステップＳ２０２）、それら計測値からマップ或いは計算によりエンジンの出力トルクが決定される（ステップＳ２０４）。

次のステップＳ２０６では、バネ室１６０内の目標空気圧Ｐtが決定される。目標空気圧Ｐtは、ステップＳ２０４で決定されたエンジントルクが、ダンパ装置１０の作動トルク領域内に入るように決定される。より具体的には、ダンパ装置１０のみかけのバネ定数が最も小さくなるトルク領域（図５に示すトルク領域Ｔa）、つまり、ダンパ装置１０が最も効果的に作動するトルク領域に入るように決定される。目標空気圧Ｐtの決定には、例えば、エンジントルクを軸とするマップを用いることができる。

次のステップＳ２０８では、ステップＳ２０６で決定された目標空気圧Ｐtと、ステップＳ２００で計測された現状の空気圧Ｐgとの差ΔＰが算出される。次のステップＳ２１０では、差ΔＰの絶対値と所定の基準値δとが比較される。

ステップＳ２１０の比較の結果、差ΔＰの絶対値が基準値δ以内でれば、バネ室１６０内の空気圧は現状のまま維持される（ステップＳ２１２）。具体的には、制御装置１９０による制御弁１８０の切り替えは行われず、制御弁１８０は接続状態（ａ）のまま維持される。

一方、差ΔＰの絶対値が基準値δを超えている場合には、バネ室１６０内の空気圧の調整が行われる（ステップＳ２１４）。具体的には、差ΔＰがδよりも大きい場合、つまり、現状の空気圧Ｐgが目標空気圧Ｐtよりも低い場合には、制御装置１９０により制御弁１８０が接続状態（ｂ）に切り替えられる。また、制御装置１９０によるモータ１８６の制御によりコンプレッサ１８４が回転駆動され、コンプレッサ１８４で圧縮された空気がバネ室１６０内に供給される。そして、バネ室１６０内の空気圧が上昇し、差ΔＰの絶対値が基準値δ以内に収まった時点で、制御弁１８０が接続状態（ａ）に切り替えられ、また、コンプレッサ１８４の回転駆動が停止される。

逆に、差ΔＰが−δよりも小さい場合、つまり、現状の空気圧Ｐgが目標空気圧Ｐtよりも高い場合には、制御装置１９０により制御弁１８０が接続状態（ｃ）に切り替えられ、バネ室１６０内から空気が排出される。そして、バネ室１６０内の空気圧が低下し、差ΔＰの絶対値が基準値δ以内に収まった時点で、制御弁１８０が接続状態（ａ）に切り替えられる。

以上のルーチン（図７に示すサブルーチン）に従いエンジントルクに応じてバネ室１６０内の空気圧を制御することで、ダンパ装置１０が効果的に作動するトルク領域を常にエンジンの運転状態に応じたものに制御することができる。これにより、こもり音等のエンジンのトルク変動に起因する不具合を確実に防止することができる。

一方、車両が通常の状態で走行していない場合、つまり、車両が急加速状態のときや（ステップＳ１０２の判定結果がYes）、車両が急制動状態のときや（ステップＳ１０６の判定結果がYes）、或いは、ＡＢＳが作動しうる状態のときには（ステップＳ１０８の判定結果がYes）、それぞれ次のような空気圧制御が実施される。

まず、車両が急加速状態のとき、つまり、ステップＳ１０２の判定で急加速値αsが加速基準値αo以上のときには、ステップＳ１１２の処理が実施される。ステップＳ１１２では、図９に示す加速サージマップから、急加速値αsに応じたダンパ制御値Ｄpが決定される。

また、車両が急制動状態のとき、つまり、ステップＳ１０６の判定で急制動値δbが制動基準値δo以上のときには、ステップＳ１１４の処理が実施される。ステップＳ１１４では、図１１に示す制動サージマップから、急制動値δbに応じたダンパ制御値Ｄpが決定される。

ステップＳ１１２及びステップＳ１１４で決定されるダンパ制御値Ｄpは、本実施形態では、バネ室１６０内の目標圧力値に相当している。ここで設定される目標圧力値は、ステップＳ１１０の空気圧制御で設定される目標圧力値（エンジントルクに応じた目標圧力値）よりも大きい値に設定されている。次のステップ２１６では、制御装置１９０により制御弁１８が接続状態（ｂ）に切り替えられるとともに、制御装置１９０によるモータ１８６の制御によってコンプレッサ１８４が回転駆動され、バネ室１６０内の空気圧はダンパ制御値Dpに応じた圧力に制御される。

ステップＳ１１６の処理により、バネ室１６０内の空気圧は通常運転時の制御範囲を超えて増大され、ダンパ装置１０の作動トルク領域は通常運転時の作動トルク領域を超えて大トルク側に移動する。その結果、カムプレート１３０，１２２間にトルクが入力されたときに生じる捩れ角は小さくなり、コイルバネ１６２の縮み量も小さくなる。その結果、ダンパ装置１０に蓄えられるエネルギ量が減少し、急加速時や急制動時におけるサージの発生が防止される。

また、ステップＳ１０８の判定でＡＢＳが作動しうる状態のときには、ステップＳ１１８の処理が実施される。ステップＳ１１８では、制御装置１９０により制御弁１８が接続状態（ｂ）に切り替えられるとともに、制御装置１９０によるモータ１８６の制御によってコンプレッサ１８４が最大回転数まで回転駆動され、バネ室１６０内の空気圧は最大圧力に制御される。

バネ室１６０内の空気圧が最大圧力になることで、ダンパ装置１０の作動トルク領域は最大位置まで移動する。その結果、両カムプレート１３０，１２２は直結に近い状態となり、コイルバネ１６２の収縮によってダンパ装置１０に蓄えられるエネルギ量は僅かになる。これにより、ＡＢＳが作動しうる状況でのサージの発生は防止され、車軸の振れを防止して推定車体速度の精度を上げることができ、ＡＢＳ性能の向上と走行フィーリングの向上とを実現することができる。

以上のように、上記ルーチンよる空気圧制御によれば、車両の運転状態やエンジンの運転状態に応じてバネ室１６０内の空気圧を制御し、ダンパ装置１０の作動トルク領域を変化させることで、車両の運転状態やエンジンの運転状態に応じた最適なダンピング特性を実現することができる。その結果、従来のダンパ装置では困難であった、通常運転時のこもり音の抑制と、トルク急変時のサージの抑制とを両立させることが可能になった。

なお、本実施形態では、制御装置１９０により図６に示すルーチン（図７に示すサブルーチンを含む）が実行されることにより、本発明にかかる「制御手段」が実現されている。また、制御装置１９０によりステップＳ１００，Ｓ１０２の処理、或いは、ステップＳ１０４，Ｓ１０６の処理、或いは、ステップＳ１０８の処理が実行されることにより、本発明にかかる「予測手段」が実現されている。

実施の形態２.
以下、図面を参照して本発明の実施の形態２について説明する。

［本実施形態のダンパ装置の構成］
図１２は、本発明の実施の形態２としてのダンパ装置２０の断面構成と空気圧制御システム及び油量制御システムを併せて示す図である。図１２に示すように、ダンパ装置２０は、駆動軸であるエンジン連結シャフト２００と、被駆動軸である変速機連結シャフト２２０との間に設けられている。エンジン連結シャフト２００と変速機連結シャフト２２０は、ともに同一の回転軸Ｌ０を有している。

ダンパ装置２０のエンジン側ケーシング２０２は、エンジン連結シャフト２００の先端にエンジン連結シャフト２００と一体に設けられ、変速機側ケーシング２５０は、ボールベアリング２５２を介して変速機連結シャフト２２０に回転自在に支持されている。エンジン側ケーシング２０２は、変速機側ケーシング２５０の方へ延びてダンパ装置２０の胴部を形成する外筒部２０４と、その内側に形成された内筒部２０６とを有している。エンジン側ケーシング２０２の外筒部２０４は、ボルト及びナットからなる締結具２５６を介して変速機側ケーシング２５０に結合されている。本実施形態では、これらケーシング２０２，２５０が、本発明にかかる「第１の回転体」に相当している。

変速機連結シャフト２２０の先端には、円盤状の変速機側カムプレート２２２が一体に設けられている。変速機側カムプレート２２２の裏面（変速機側面）は、ニードルベアリング２５４を介して変速機側ケーシング２５０の内側面に接している。本実施形態では、変速機側カムプレート２２２が、本発明にかかる「第２の回転体」に相当している。

変速機側カムプレート２２２とエンジン側ケーシング２０２との間には、円盤状のエンジン側カムプレート２３０が配置されている。エンジン側カムプレート２３０の軸中心には、エンジン連結シャフト２００の方へ延びるシャフト部２３８が形成されている。エンジン連結シャフト２００の軸心には、その先端からエンジン側に向けて二段の縦穴２０８ａ，２０８ｂが形成されている。縦穴２０８ａ，２０８ｂは、先端側の大径部２０８ａと奥側の小径部２０８ｂからなる。エンジン側カムプレート２３０のシャフト部２３８は、縦穴の小径部２０８ｂと同径であり、この小径部２０８ｂに挿入されて回転自在に支持されている。

エンジン側カムプレート２３０の外縁には、エンジン側ケーシング２０２の方へ延びる筒部２３２が形成されている。この筒部２３２は、エンジン側ケーシング２０２の外筒部２０４と内筒部２０６との隙間に嵌合している。筒部２３２と外筒部２０４との間には、コロ２１６が設けられている。コロ２１６は、エンジン側カムプレート２３０のエンジン側ケーシング２０２に対する軸方向への移動を容易にする一方で、エンジン側カムプレー２３０のエンジン側ケーシング２０２に対する軸回りの相対回転を規制している。筒部２３２と内筒部２０６との間には、シール部材２１８が配置されている。シール部材２１８は、エンジン側カムプレート２３０の裏面（エンジン側面）とエンジン側ケーシング２０２との間に形成されるバネ室２７０と、エンジン側カムプレート２３０の表面（変速機側面）と変速機側ケーシング２５０とで形成されるカム室２６０とを気密に分離している。

バネ室２７０には、２種類のコイルバネ２７２，２７４がその伸縮方向を回転軸Ｌ０の軸方向に向けて配置されている。第１のコイルバネ２７２は、バネ室２７０内に多数配置され、それぞれがエンジン側カムプレート２３０の裏面をエンジン側ケーシング２０２に連結している。第１のコイルバネ２７２は圧縮バネであり、エンジン側カムプレート２３０を変速機側カムプレート２２２へ向けて付勢している。第２のコイルバネ２７４は、第１のコイルバネ２７２に比較してバネ定数の極めて大きい大型のコイルバネであり、回転軸Ｌ０上に１つ配置されている。エンジン側カムプレート２３０のシャフト部２３８は、この第２のコイルバネ２７４の中心を貫通している。第２のコイルバネ２７４の一方の端部はエンジン側ケーシング２０２に固定されているが、他方の端部は自由端になっておりドーナツ状の円板２７６が取り付けられている。円板２７６とエンジン側カムプレート２３０の裏面との間には、隙間が開けられている。本実施形態では、エンジン側カムプレート２３０が、本発明にかかる「第３の回転体」に相当し、コイルバネ２７２が、本発明にかかる「弾性部材」に相当している。

変速機側カムプレート２２２のエンジン側カムプレート２３０に対向する面には、端面カムとしてのカム溝２２４，２２６が形成されている。また、エンジン側カムプレート２３０の変速機側カムプレート２２２に対向する面にも、端面カムとしてのカム溝２３４，２３６が形成されている。各カム溝２２４，２２６，２３４，２３６の位置関係や形状は、実施の形態１にかかる各カム溝１２４，１２６，１３４，１３６のそれと同様であるので、ここではその説明は省略する。

変速機側カムプレート２２２の外側カム溝２２４と、エンジン側カムプレート２３０の外側カム溝２３４との間には、中間部材としてのトルク伝達ボール２６２が挟まれている。変速機側カムプレート２２２の内側カム溝２２６と、エンジン側カムプレート２３０の内側カム溝２３６との間にも、中間部材としての別のトルク伝達ボール２６４が挟まれている。エンジン側カムプレート２３０は、コイルバネ２７２のバネ力によって、これらトルク伝達ボール２６２，２６４を介して変速機側カムプレート２２２に押し当てられている。本実施形態では、これら変速機側カムプレート２２２、エンジン側カムプレート２３０及びトルク伝達ボール２６２，２６４によって、エンジン連結シャフト２００と変速機連結シャフト２２０との間に生じる回転角度差、つまり、捩れ角をコイルバネ２７２の伸縮量に変換する変換機構（カム機構）が構成されている。

エンジン側カムプレート２３０のシャフト部２３８には、その先端部から変速機側に向けてエンジン側カムプレート２３０の本体まで届く縦穴２４０が形成されている。シャフト部２３８の先端部の側面には、軸心に向けて、縦穴２４０に通じる横穴２４２が形成されている。なお、縦穴２４０の開口部はパッキン等で塞がれている。また、エンジン側カムプレート２３０の本体には、その周面から軸心に向けて、縦穴２４０に通じる横穴２４４が形成されている。この横穴２４４はバネ室２７０内に開口しており、その開口部２４６はバネ室２７０内において回転軸Ｌ０から最も離れた場所に位置している。

エンジン連結シャフト２００の縦穴小径部２０８ｂの側壁面には、周方向に沿って溝２１０が形成され、シャフト部２３８の側面との間で環状の空間を形成している。シャフト部２３８に形成された横穴２４２は、この環状の空間に連通している。また、この環状の空間には、エンジン連結シャフト２００の側面から軸心に向けて形成された横穴２１２が連通している。また、エンジン連結シャフト２００の側面には、この横穴２１２とは別に、縦穴大径部２０８ａに通じる横穴２１４も形成されている。

以上のように、エンジン連結シャフト２００やエンジン側カムプレート２３０のシャフト部２３８及び本体に複数の穴が形成されることで、バネ室２７０はこれら穴を介してダンパ装置２０の外部に連通している。具体的には、穴２０８ａ，２１４により、バネ室２７０内とダンパ装置２０の外部とを連通させる第１の連通路が形成されている。また、穴２４４，２４０，２４２，２１０，２１２により、バネ室２７０内とダンパ装置２０の外部とを連通させる第２の連通路が形成されている。

エンジン連結シャフト２００の側面で横穴２１２，２１４が形成されている部位には、スリーブ２８０が回転自在に支持されている。スリーブ２８０は、軸受け等の図示しない静止部材に固定されている。スリーブ２８０とエンジン連結シャフト２００との接触面はシール部材でシールされている。スリーブ２８０の内周面には周方向に沿って２本の溝２８２，３０２が形成され、それぞれエンジン連結シャフト２００の側面との間で環状の空間を形成している。溝２８２によって形成される環状の空間には横穴２１４が連通しており、溝３０２によって形成される環状の空間には横穴２１２が連通している。

スリーブ２８０には、外部から２本のパイプ２８４，３０４が接続されている。一方のパイプ２８４はスリーブ２８０の内側に形成された溝２８２まで通じ、溝２８２を介して前述の第１の連通路２０８ａ，２１４に連通している。他方のパイプ３０４は溝３０２に通じ、溝３０２を介して前述の第２の連通路２４４，２４０，２４２，２１０，２１２に連通している。

本実施形態のダンパ装置２０は、バネ室２７０内の空気圧を制御する空気圧制御システムと、バネ室２７０内に油を供給するとともにその油量を制御する油量制御システムを備えている。相対的に、空気は圧縮性流体、油は非圧縮性流体とみなすことができる。空気圧制御システムは、前述のパイプ（空気管）２８４を介してバネ室２７０内の空気圧を制御するようになっている。一方、油量制御システムは、前述のパイプ（油管）３０４を介してバネ室２７０内の油量を制御するようになっている。以下、ダンパ装置２０の空気圧制御システム及び油量制御システムの構成について説明する。なお、空気圧制御システムは、本発明にかかる「圧力調整手段」に相当し、油量制御システムは、本発明にかかる「非圧縮性流体供給手段」に相当している。

まず、空気圧制御システムの構成について説明する。空気管２８４の他方の端部は、制御弁２９０の出力ポートに接続されている。制御弁２９０は、その出力ポートと入力ポートとの接続状態を（ａ），（ｂ），（ｃ）の３つの状態の間で切替えることができる。制御弁２９０の入力ポートには、空気供給管２８６と空気排出管２８８が接続されている。

制御弁２９０が接続状態（ａ）にあるとき、空気管２８４は空気供給管２８６と空気排出管２８８の何れとも接続されない。この状態では、バネ室２７０内への空気の出入りはなく、バネ室２７０内の空気量は一定に保たれる。したがって、バネ室２７０内での空気の体積が一定であれば、バネ室２７０内の空気圧は一定に保持される。

制御弁２９０が接続状態（ｂ）にあるときは、空気管２８４は空気供給管２８６に接続される。空気供給管２８６には、モータ２９６によって駆動されるコンプレッサ２９４と、コンプレッサ２９４で圧縮された空気を蓄えるバッファタンク２９２が配置されている。この状態では、圧縮された空気を空気供給管２８６から空気管２８４へ供給することで、バネ室２７０内の空気圧を上昇させることができる。

制御弁２９０が接続状態（ｃ）にあるときは、空気管２８４は空気排出管２８８に接続される。空気排出管２８８の端部は大気に開放されているので、バネ室２７０内の空気圧が大気圧よりも高い場合には、空気管２８４から空気排出管２８８へ空気を排出して、バネ室２７０内の空気圧を低下させることができる。

次に、油量制御システムの構成について説明する。油管３０４の他方の端部は、制御弁３１０の出力ポートに接続されている。制御弁３１０は、その出力ポートと入力ポートとの接続状態を（ａ），（ｂ），（ｃ）の３つの状態の間で切替えることができる。制御弁３１０の入力ポートには、油供給管３０６と油排出管３０８が接続されている。

制御弁３１０が接続状態（ａ）にあるとき、油管３０４は油供給管３０６と油排出管３０８の何れとも接続されない。この状態では、バネ室２７０内への油の出入りはなく、バネ室２７０内の油の量は一定に保たれ、バネ室２７０内に占める油の体積は一定に保持される。言い換えれば、バネ室２７０内に占める空気の体積は一定に保持される。

制御弁３１０が接続状態（ｂ）にあるときは、油管３０４は油供給管３０６に接続される。油供給管３０６には、油タンク３１６から油を吸い上げて圧送する電動ポンプ３１４と、電動ポンプ３１４で加圧された油を蓄えるバッファタンク３１２が配置されている。この状態では、加圧された油を油供給管３０６から油管３０４へ供給することで、バネ室２７０内の油量を増大させることができる。

制御弁３１０が接続状態（ｃ）にあるときは、油管３０４は油排出管３０８に接続される。油排出管３０８の端部は油タンク３１６に接続されている。バネ室２７０内の油にはダンパ装置２０の回転に伴う遠心力が作用するので、油はバネ室２７０の外周部に溜まっている。この状態で、油管３０４を油排出管３０８に接続し、また、制御弁２９０を切り替えて空気管２８４を空気供給管２８６に接続すると、バネ室２７０内の油は空気圧によって開口部２４６から第２の連通路２４４，２４０，２４２，２１０，２１２へ押し戻され、バネ室２７０内から排出される。これにより、バネ室２７０内の油量を減少させることができる

ダンパ装置２０には制御装置３００が備えられる。この制御装置３００は、空気圧制御システムと油量制御システムとを総合制御している。制御装置３００は、車両の運転状態やエンジンの運転状態に応じて制御弁２９０の接続状態やモータ２９６の回転数を制御し、それによりバネ室２７０内の空気圧を制御するとともに、車両の運転状態やエンジンの運転状態に応じて制御弁３１０の接続状態や電動ポンプ３１４の回転数を制御し、それによりバネ室２７０内の油の量を制御している。

［本実施形態のダンパ装置の動作］
次に、本実施形態のダンパ装置２０の動作について説明する。

本実施形態のダンパ装置２０のトルクの伝達動作、及びトルク変動の吸収動作に関しては、実施の形態１のダンパ装置１０と同様である。また、空気圧制御によるダンピング特性の変更動作に関しても、実施の形態１のダンパ装置１０と同様である。ここでは、それらについての説明は省略し、本実施形態のダンパ装置２０に特有の動作、具体的には、油量制御によるダンピング特性の変更動作について説明する。

本実施形態のダンパ装置２０は、油量制御システムによってバネ室２７０内の油量を制御することで、間接的にバネ室２７０内の空気の量を制御することができる。具体的には、バネ室２７０内の油量を増大させれば、その分、バネ室２７０の有効容積は減少するので、空気圧が一定であればバネ室２７０内の空気の量は減少することになる。逆に、バネ室２７０内の油量を減少させれば、その分、バネ室２７０の有効容積は増大するので、空気圧が一定であればバネ室２７０内の空気の量は増大することになる。

このように油量を介してバネ室２７０内の空気量を制御することにより、バネ室２７０内の空気が空気バネとして作用する際のバネ定数を制御することができる。具体的には、バネ室２７０内の空気量を減少させる場合には、空気バネのバネ定数を高くすることができ、空気量を増大させる場合には、空気バネのバネ定数を低くすることができる。空気バネのバネ定数を変化させることで、ダンパ装置２０全体のバネ定数を変化させることができる。

図１３は、エンジンの出力トルクとシャフト２００，２２０間の捩れ角との関係を、バネ室２７０内の油量が少ない場合（太線で示す）と、油量が多い場合（細線で示す）とで比較して示す図である。また、各実線は、初期状態での空気圧が大気圧のときを示し、各破線は、空気圧制御により初期状態での空気圧を高めたときを示している。この図に示すように、バネ室２７０内の油量を制御することで、ダンパ装置２０のダンピング特性を変更することができ、さらに、油量制御を空気圧制御に組み合わせることで、ダンパ装置２０のダンピング特性をきめ細かく調整することができる。なお、バネ室２７０内の油量が大きくなるほど、空気圧の調整量に対するダンパ装置２０の作動トルク領域の変化の応答性は向上する。

油量制御システムによるバネ室２７０内の油量の制御は、空気圧制御システムによる空気圧制御とともに、車両の運転状態やエンジンの運転状態に応じて行われる。具体的には、車両が急加速状態でも急制動状態でもなく、また、ＡＢＳが作動しうる状態でもないとき、すなわち、車両が通常の状態で走行しているときには、エンジントルクを軸とするマップから目標油量を決定し、実際の油量が目標油量になるように制御弁３１０や電動ポンプ３１４の制御を行う。エンジントルクに応じた油量制御を空気圧制御とともに行うことで、ダンパ装置２０が効果的に作動するトルク領域を常にエンジンの運転状態に応じたものに制御することができ、こもり音等のエンジンのトルク変動に起因する不具合を確実に防止することができる。

一方、車両が急加速状態のときや車両が急制動状態のときは、バネ室２７０内の油量は通常運転時の制御範囲を超えて増大され、急加速値或いは急制動値に応じた油量に制御される。油量の増大に伴う空気量の減少によってダンパ装置２０のバネ定数が大きくなることで、ダンパ装置２０に蓄えられるエネルギ量を減少させるとともに、駆動系の共振周波数を高くすることができる。これにより、急加速時や急制動時におけるサージの発生が防止される。

ＡＢＳが作動しうる状態のときには、バネ室２７０内の油量は最大油量に制御され、バネ室２７０内は非圧縮性流体とみなすことができる油で満たされる。その結果、両カムプレート２３０，２２２は直結に近い状態となり、コイルバネ２７２の収縮によってダンパ装置２０に蓄えられるエネルギ量は僅かになる。これにより、ＡＢＳが作動しうる状況でのサージの発生は防止され、車軸の振れを防止して推定車体速度の精度を上げることができ、ＡＢＳ性能の向上と走行フィーリングの向上とを実現することができる。

このように、車両の運転状態やエンジンの運転状態に応じてバネ室２７０内の油量を制御することで、ダンパ装置２０のダンピング特性を車両の運転状態やエンジンの運転状態に応じたものにすることができる。特に、油量制御を空気圧制御と組み合わせることで、最適なダンピング特性を実現することができる。その結果、従来のダンパ装置では困難であった、通常運転時のこもり音の抑制と、トルク急変時のサージの抑制とを両立させることが可能になった。

実施の形態３.
以下、図面を参照して本発明の実施の形態３について説明する。

［本実施形態のダンパ装置の構成］
図１４は、本発明の実施の形態３としてのダンパ装置４０の断面構成と油圧制御システムを併せて示す図である。図１４に示すように、ダンパ装置４０は、駆動軸であるエンジン連結シャフト４００と、被駆動軸である変速機連結シャフト４１０との間に設けられている。エンジン連結シャフト４００と変速機連結シャフト４１０は、ともに同一の回転軸Ｌ０を有している。

ダンパ装置４０のエンジン側ケーシング４０２は、エンジン連結シャフト４００の先端にエンジン連結シャフト４００と一体に設けられ、変速機側ケーシング４２０は、ボールベアリング４２２を介して変速機連結シャフト４１０に回転自在に支持されている。エンジン側ケーシング４０２は、変速機側ケーシング４２０の方へ延びてダンパ装置４０の胴部を形成する筒部４０４を有している。エンジン側ケーシング４０２の筒部４０４は、ボルト及びナットからなる締結具４２６を介して変速機側ケーシング４２０に結合されている。本実施形態では、これらケーシング４０２，４２０が、本発明にかかる「第１の回転体」に相当している。

変速機連結シャフト４１０の先端には、円盤状の変速機側カムプレート４１２が一体に設けられている。変速機側カムプレート４１２の裏面（変速機側面）は、ニードルベアリング４２４を介して変速機側ケーシング４２０の内側面に接している。本実施形態では、変速機側カムプレート４１２が、本発明にかかる「第２の回転体」に相当している。

変速機側カムプレート４１２とエンジン側ケーシング４０２との間には、変速機側カムプレート４１２の側から順に、円盤状のエンジン側カムプレート４３０と、同じく円盤状の油圧受けプレート４４０とが配置されている。エンジン側カムプレート４３０も油圧受けプレート４４０も、ともにその軸中心は回転軸Ｌ０に一致している。

エンジン側カムプレート４３０の外周部とエンジン側ケーシング４０２の筒部４０４との間には、コロ４３８が配置されている。コロ４３８は、エンジン側カムプレート４３０のエンジン側ケーシング４０２に対する軸方向への移動を容易にする一方で、エンジン側カムプレート４３０のエンジン側ケーシング４０２に対する軸回りの相対回転を規制している。油圧受けプレート４４０の外周部とエンジン側ケーシング４０２の筒部４０４との間には、シール部材４４２が配置されている。シール部材４４２は、油圧受けプレート４４０とエンジン側ケーシング４０２との間に形成される油圧室４５０と、油圧受けプレート４４０とエンジン側カムプレート４３０との間に形成されるバネ室４５４とを気密に分離している。

また、エンジン側カムプレート４３０の油圧受けプレート４４０の側の面であって、その径方向の端部には、凹部４３６が形成されている。油圧受けプレート４４０のエンジン側カムプレート４３０の側の面であって、その径方向の端部には、エンジン側カムプレート４３０の側に突き出た凸部４４４が形成されている。油圧受けプレート４４０の凸部４４４がエンジン側カムプレート４３０の凹部４３６に嵌合することで、２つのプレート４３０，４４０間の相対回転は規制され、ともにエンジン側ケーシング４０２と一体回転するようになっている。

エンジン側カムプレート４３０は、軸方向に厚みを有しており、その油圧受けプレート４４０側の面には複数のバネ収容ポケット４３２が形成されている。各バネ収容ポケット４３２には、コイルバネ４５２がその伸縮方向を回転軸Ｌ０の軸方向に向けて配置されている。コイルバネ４５２はバネ収容ポケット４３２からバネ室２７０内に突き出ており、その先端は油圧受けプレート４４０に連結されている。コイルバネ４５２は圧縮バネであって、油圧受けプレート４４０を基礎にしてエンジン側カムプレート４３０を変速機側カムプレート４１２へ向けて付勢している。本実施形態では、エンジン側カムプレート４３０が、本発明にかかる「第３の回転体」に相当し、コイルバネ４５２が、本発明にかかる「弾性部材」に相当している。

変速機側カムプレート４１２のエンジン側カムプレート４３０に対向する面には、端面カムとしてのカム溝４１４が形成されている。また、エンジン側カムプレート４３０の変速機側カムプレート４１２に対向する面にも、端面カムとしてのカム溝４３４が形成されている。カム溝４１４，４３４の位置関係や形状は、実施の形態１にかかる外側カム溝１２４，１３４のそれと同様であるので、ここではその説明は省略する。なお、本実施形態ではカム溝を一重に設けているが、実施の形態１と同様に、外側と内側の二重にカム溝を設けてもよい。勿論、これは他の実施の形態についても同様であるが、より多重にカム溝を設けることもできる。

変速機側カムプレート４１２のカム溝４１４と、エンジン側カムプレート４３０のカム溝４３４との間には、中間部材としてのトルク伝達ボール４１６が挟まれている。エンジン側カムプレート４３０は、コイルバネ４５２のバネ力によって、トルク伝達ボール４１６を介して変速機側カムプレート４１２に押し当てられている。本実施形態では、これら変速機側カムプレート４１２、エンジン側カムプレート４３０及びトルク伝達ボール４１６によって、エンジン連結シャフト４００と変速機連結シャフト４１０との間に生じる回転角度差、つまり、捩れ角をコイルバネ４５２の伸縮量に変換する変換機構（カム機構）が構成されている。

本実施形態のダンパ装置４０は、油圧室４５０内の油圧を制御する油圧制御システムを備えている。油圧受けプレート４４０には、コイルバネ４５２の反力と油圧室４５０内の油圧とが作用しており、それらの釣り合いによって、ケーシング４０２，４２０内での油圧受けプレート４４０の軸方向位置が決まる。このため、油圧室４５０内の油圧が変化すれば、それに応じて油圧受けプレート４４０の軸方向位置が変化し、コイルバネ４５２の初期縮み量（シャフト４００，４１０間の捩れ角が零のとき、つまり、初期状態にあるときの縮み量）が変化することになる。つまり、ダンパ装置４０の油圧制御システムは、本発明にかかる「初期変位量調整手段」に相当している。

エンジン連結シャフト４００の軸心には、先端からエンジン側に向けて縦穴４０６が形成されている。また、エンジン連結シャフト４００の側面から軸心に向けて、縦穴４０６に通じる横穴４０８が形成されている。エンジン連結シャフト４００の側面で横穴４０８が形成されている部位には、スリーブ４６０が回転自在に支持されている。スリーブ４６０は、軸受け等の図示しない静止部材に固定されている。スリーブ４６０とエンジン連結シャフト４００との接触面はシール部材でシールされている。スリーブ４６０の内周面には周方向に沿って溝４６２が形成され、エンジン連結シャフト４００の側面との間で環状の空間を形成している。前述の横穴４０８は、この環状の空間に連通している。また、この環状の空間には、スリーブ４６０に接続された油管４６４が連通している。

ダンパ装置４０の油圧制御システムは、この油管４６４を介して油圧室４５０に油を供給し、或いは油圧室４５０から油を排出することにより、油圧室４５０内の油圧を制御するように構成されている。以下、ダンパ装置４０の油圧制御システムの構成について詳細に説明する。

油管４６４の他方の端部は制御弁４７０の出力ポートに接続されている。制御弁４７０は、その出力ポートと入力ポートとの接続状態を（ａ），（ｂ），（ｃ）の３つの状態の間で切替えることができる。制御弁４７０の入力ポートには、油供給管４６６と油排出管４６８が接続されている。

制御弁４７０が接続状態（ａ）にあるとき、油管４６４は油供給管４６６と油排出管４６８の何れとも接続されない。この状態では、油圧室４５０内への油の出入りはなく、油圧室４５０内の油量は一定に保たれる。この場合、油圧室４５０内の油圧は、コイルバネ４５２が初期縮み状態にあるときが最小（設定値）であり、コイルバネ４５２の縮み量が増大するにつれて、バネ力に釣り合うように設定値よりも増大する。しかし、油は非圧縮性流体とみなすことができ、圧力の変化に比較して体積の変化は極めて小さい。したがって、制御弁４７０が接続状態（ａ）にある間は、油圧受けプレート４４０の軸方向位置は一定に保持されることになる。

制御弁４７０が接続状態（ｂ）にあるときは、油管４６４は油供給管４６６に接続される。油供給管４６６には、油タンク４７６から油を吸い上げて圧送する電動ポンプ４７４と、電動ポンプ４７４で加圧された油を蓄えるバッファタンク４７２が配置されている。この状態では、加圧された油を油供給管４６６から油管４６４へ供給することで、油圧室４５０内の油圧を上昇させ、コイルバネ４５２のバネ力が上昇した油圧に釣り合う位置まで、油圧受けプレート４４０をエンジン側カムプレート４３０に近づけることができる。つまり、コイルバネ４５２の初期縮み量を増大させることができる。

制御弁４７０が接続状態（ｃ）にあるときは、油管４６４は油排出管４６８に接続される。油排出管４６８の端部は大気に開放されているので、油圧室４５０内の油圧が大気圧よりも高い場合には、油管４６４から油排出管４６８へ油を排出して、油圧室４５０内の油圧を低下させ、コイルバネ４５２のバネ力が低下した油圧に釣り合う位置まで、油圧受けプレート４４０をエンジン側カムプレート４３０から遠ざけることができる。つまり、コイルバネ４５２の初期縮み量を減少させることができる。

ダンパ装置４０の油圧制御システムには、制御装置４８０が備えられる。制御弁４７０における接続状態の切り替えは、制御装置４８０から供給される切替信号によって行われる。制御装置４８０は、電動ポンプ４７４の回転数も制御している。制御装置４８０は、車両の運転状態やエンジンの運転状態に応じて制御弁４７０の接続状態や電動ポンプ４７４の回転数を制御することで、油圧室４５０内の油圧を制御し、ひいてはコイルバネ４５２の初期縮み量を制御している。

［本実施形態のダンパ装置の動作］
次に、本実施形態のダンパ装置４０の動作について説明する。

本実施形態のダンパ装置４０のトルクの伝達動作、及びトルク変動の吸収動作に関しては、実施の形態１のダンパ装置１０と同様である。ここでは、それらについての説明は省略し、本実施形態のダンパ装置４０に特有の動作、具体的には、油圧制御によるダンピング特性の変更動作について説明する。

本実施形態のダンパ装置４０は、油圧制御システムによって油圧室４５０内の油圧を制御することで、コイルバネ４５２の初期縮み量を制御することができる。コイルバネ４５２の初期縮み量が変化すれば、シャフト４００，４１０間の捩れ角が零のとき、つまり、初期状態にあるときにダンパ装置４０が発生するトルク（初期トルク）も変化する。初期トルクを変化させることで、ダンパ装置４０の作動トルク領域を変化させることができる。

この場合、エンジンの出力トルクとシャフト４００，４１０間の捩れ角との関係は、実施の形態１にかかる空気圧制御の場合と同様、図５によって表すことができる。油圧を高めて初期トルクを増大させることで、出力トルクと捩れ角との関係は実線で示す関係から破線で示す関係へと移行し、ダンパ装置４０の作動トルク領域は大トルク側へ移動する、つまり、油圧室４５０内の油圧を制御することで、ダンパ装置４０のダンピング特性を容易に変更することができる。

油圧制御システムによる油圧室４５０内の油圧の制御は、車両の運転状態やエンジンの運転状態に応じて行われる。具体的には、車両が急加速状態でも急制動状態でもなく、また、ＡＢＳが作動しうる状態でもないとき、すなわち、車両が通常の状態で走行しているときには、エンジントルクを軸とするマップから目標油圧を決定し、実際の油圧が目標油圧になるように制御弁４７０や電動ポンプ４７４の制御を行う。エンジントルクに応じた油圧制御を行うことで、ダンパ装置４０が効果的に作動するトルク領域を常にエンジンの運転状態に応じたものに制御することができ、こもり音等のエンジンのトルク変動に起因する不具合を確実に防止することができる。

一方、車両が急加速状態のときや車両が急制動状態のときは、油圧室４５０内の油圧は通常運転時の制御範囲を超えて増大され、ダンパ装置４０の作動トルク領域は通常運転時の作動トルク領域を超えて大トルク側に移動する。その結果、カムプレート４３０，４１２間にトルクが入力されたときに生じる捩れ角は小さくなり、コイルバネ４５２のトルク変動に起因する縮み量も小さくなる。その結果、ダンパ装置４０に蓄えられるエネルギ量が減少し、急加速時や急制動時におけるサージの発生が防止される。

ＡＢＳが作動しうる状態のときには、制御装置４８０により電動ポンプ４７４はその回転数を最大回転数に制御され、油圧室４５０内の油圧は最大圧力に制御される。油圧室４５０内の油圧が最大圧力になることで、ダンパ装置４０の作動トルク領域は最大位置まで移動する。その結果、両カムプレート４３０，４１２は直結に近い状態となり、コイルバネ４５２の収縮によってダンパ装置４０に蓄えられるエネルギ量は僅かになる。これにより、ＡＢＳが作動しうる状況でのサージの発生は防止され、車軸の振れを防止して推定車体速度の精度を上げることができ、ＡＢＳ性能の向上と走行フィーリングの向上とを実現することができる。

このように、車両の運転状態やエンジンの運転状態に応じて油圧室４５０内の油圧を制御し、ダンパ装置４０の作動トルク領域を変化させることで、車両の運転状態やエンジンの運転状態に応じた最適なダンピング特性を実現することができる。その結果、従来のダンパ装置では困難であった、通常運転時のこもり音の抑制と、トルク急変時のサージの抑制とを両立させることが可能になった。

実施の形態４.
以下、図面を参照して本発明の実施の形態４について説明する。

［本実施形態のダンパ装置の構成］
図１５は、本発明の実施の形態４としてのダンパ装置５０の断面構成を示す図である。図１５に示すように、ダンパ装置５０は、駆動軸であるエンジン連結シャフト５００と、被駆動軸である変速機連結シャフト５１０との間に設けられている。エンジン連結シャフト５００と変速機連結シャフト５１０は、ともに同一の回転軸Ｌ０を有している。

ダンパ装置５０のエンジン側ケーシング５０２は、エンジン連結シャフト５００の先端にエンジン連結シャフト５００と一体に設けられ、変速機側ケーシング５７０は、ボールベアリング５７８を介して変速機連結シャフト５１０に回転自在に支持されている。エンジン側ケーシング５０２には、変速機側ケーシング５７０の方へ延びる筒部５０４が形成され、変速機側ケーシング５７０には、エンジン側ケーシング５０２の方へ延びる筒部５７２が形成されている。各ケーシング５０２，５７０の筒部５０４，５７２は、ボルト及びナットからなる締結具５７６を介して互いに結合されている。本実施形態では、これらケーシング５０２，５７０が、本発明にかかる「第１の回転体」に相当している。

変速機連結シャフト５１０の先端には、スリーブ５２６が固定されている。スリーブ５２６の変速機連結シャフト５１０への固定には、スリーブ５２６の内周面に形成された内周面と、変速機連結シャフト５７０の先端周面に形成された外歯とからなる噛合い機構が用いられている。スリーブ５２６の変速機側の端部には、ドーナツ状の変速機側カムプレート５２０が一体に形成されている。変速機側カムプレート５２０の裏面（変速機側面）は、ニードルベアリング５７４を介して変速機側ケーシング５７０の内側面に接している。本実施形態では、変速機側カムプレート５２０が、本発明にかかる「第２の回転体」に相当している。

変速機連結シャフト５１０の先端及びスリーブ５２６には、回転軸Ｌ０を軸中心とするキャップ５５６が非接触状態で被されている。このキャップ５５６の縁部には、ドーナツ状のエンジン側カムプレート５５０が一体に形成されている。エンジン側カムプレート５５０の外縁には、エンジン側ケーシング５０２の方へ延びる筒部５５８が形成されている。この筒部５５８とエンジン側ケーシング５０２の筒部５０４との間には、その隙間を密閉するシール部材５６０とコロ５６２が配置されている。コロ５６２は、エンジン側カムプレート５５０のエンジン側ケーシング５０２に対する軸方向への移動を容易にする一方で、エンジン側カムプレー５５０のエンジン側ケーシング５０２に対する軸回りの相対回転を規制している。

エンジン側カムプレート５５０とエンジン側ケーシング５０２との間には、密閉空間であるバネ室５８０が形成されている。このバネ室５８０には、エンジン連結シャフト５００の軸心に形成された縦穴５０６が通じている。また、この縦穴５０６には、エンジン連結シャフト５００の側面から軸心に向けて形成された横穴５０８が通じている。エンジン連結シャフト５００の側面で横穴５０８が形成されている部位には、スリーブ５９０が回転自在に支持されている。スリーブ５９０は、軸受け等の図示しない静止部材に固定されている。スリーブ５７０とエンジン連結シャフト５００との接触面はシール部材でシールされている。スリーブ５９０の内周面には周方向に沿って溝５９２が形成され、エンジン連結シャフト５００の側面との間で環状の空間を形成している。前述の横穴５０８は、この環状の空間に連通している。また、この環状の空間には、スリーブ５９０に接続された空気管５９４が連通している。

バネ室５８０内には、多数のコイルバネ５８２がその伸縮方向を回転軸Ｌ０の軸方向に向けて配置されている。コイルバネ５８２は、エンジン側カムプレート５５０の裏面（エンジン側面）をエンジン側ケーシング５０２に連結している。コイルバネ５８２は圧縮バネであり、エンジン側カムプレート５５０を変速機側カムプレート５２０へ向けて付勢している。本実施形態では、エンジン側カムプレート５５０が、本発明にかかる「第３の回転体」に相当し、コイルバネ５８２が、本発明にかかる「弾性部材」に相当している。

変速機側カムプレート５２０とエンジン側カムプレート５５０との間には、さらに、２つの中間カムプレート５３０，５４０が軸方向に並んで配置されている。中間カムプレート５３０，５４０はともにドーナツ状であり、それぞれがスリーブ５２６に回転自在に支持されている。本実施形態では、これら中間カムプレート５３０，５４０が、本発明にかかる「複数の中間回転体」に相当している。

変速機側カムプレート５２０の第１中間カムプレート５３０に対向する面には、端面カムとしてのカム溝５２２，５２４が形成されている。また、第１中間カムプレート５３０の変速機側カムプレート５２０に対向する面にも、端面カムとしてのカム溝５３２，５３４が形成されている。変速機側カムプレート５２０の外側カム溝５２２と、第１中間カムプレート５３０の外側カム溝５３２との間には、中間部材としてのトルク伝達ボール６００が挟まれている。変速機側カムプレート５２０の内側カム溝５２４と、第１中間カムプレート５３０の内側カム溝５３４との間にも、中間部材としての別のトルク伝達ボール６０２が挟まれている。これら変速機側カムプレート５２０、第１中間カムプレート５３０及びトルク伝達ボール６００，６０２によって、第１カム機構が構成されている。各カム溝５２２，５２４，５３２，５３４はトルク伝達ボール６００，６０２の移動方向に一定の勾配を有し、その終端にはトルク伝達ボール６００，６０２を止めるためのストッパが形成されている。

第１中間カムプレート５３０の第２中間カムプレート５４０に対向する面には、端面カムとしてのカム溝５３６，５３８が形成されている。また、第２中間カムプレート５４０の第１中間カムプレート５３０に対向する面にも、端面カムとしてのカム溝５４２，５４４が形成されている。第１中間カムプレート５３０の外側カム溝５３６と、第２中間カムプレート５４０の外側カム溝５４２との間には、中間部材としてのトルク伝達ボール６０４が挟まれている。第１中間カムプレート５３０の内側カム溝５３８と、第２中間カムプレート５４０の内側カム溝５４４との間にも、中間部材としての別のトルク伝達ボール６０６が挟まれている。これら第１中間カムプレート５３０、第２中間カムプレート５４０及びトルク伝達ボール６０４，６０６によって、第２カム機構が構成されている。各カム溝５３６，５３８，５４２，５４４はトルク伝達ボール６０４，６０６の移動方向に一定の勾配を有し、その終端にはトルク伝達ボール６０４，６０６を止めるためのストッパが形成されている。なお、この第２カム機構におけるカム溝５３６，５３８，５４２，５４４の勾配は、前記の第１カム機構におけるカム溝５２２，５２４，５３２，５３４の勾配よりも急に形成されている。

第２中間カムプレート５４０のエンジン側カムプレート５５０に対向する面には、端面カムとしてのカム溝５４６，５４８が形成されている。また、エンジン側カムプレート５５０の第２中間カムプレート５４０に対向する面にも、端面カムとしてのカム溝５５２，５５４が形成されている。第２中間カムプレート５４０の外側カム溝５４６と、エンジン側カムプレート５５０の外側カム溝５５２との間には、中間部材としてのトルク伝達ボール６０８が挟まれている。第２中間カムプレート５４０の内側カム溝５４８と、エンジン側カムプレート５５０の内側カム溝５５４との間にも、中間部材としての別のトルク伝達ボール６１０が挟まれている。これら第２中間カムプレート５４０、エンジン側カムプレート５５０及びトルク伝達ボール６０８，６１０によって、第３カム機構が構成されている。各カム溝５４６，５４８，５５２，５５４はトルク伝達ボール６０８，６１０の移動方向に一定の勾配を有し、その終端にはトルク伝達ボール６０８，６１０を止めるためのストッパが形成されている。なお、この第３カム機構におけるカム溝５４６，５４８，５５２，５５４の勾配は、前記の第２カム機構におけるカム溝５３６，５３８，５４２，５４４の勾配よりも急に形成されている。

上記のように、本実施形態では、３つのカム機構（第１、第２、第３カム機構）が回転軸Ｌ０の軸方向に直列に並んで配置されている。これら３つのカム機構の集合体が本発明にかかる「カム機構」に相当し、これら３つのカム機構によって、エンジン連結シャフト５００と変速機連結シャフト５１０との間に生じる回転角度差、つまり、捩れ角をコイルバネ５８２の伸縮量に変換する変換機構が構成されている。

本実施形態のダンパ装置５０は、バネ室５８０内の空気圧を制御する空気圧制御システムを備えている。ダンパ装置５０の空気圧制御システムは、前述の空気管５９４を介してバネ室５８０に空気を供給し、或いはバネ室５８０から空気を排出することにより、バネ室５８０の空気圧を制御するように構成されている。空気圧制御システムの構成は、実施の形態１にかかる空気圧制御システムと同じものを用いることができるので、ここではその説明は省略するものとする。

［本実施形態のダンパ装置の動作］
次に、本実施形態のダンパ装置５０の動作について説明する。

エンジンからエンジン連結シャフト５００にトルクが入力され、エンジン連結シャフト５００が回転すると、エンジン連結シャフト５００と一体回転するエンジン側カムプレート５５０と変速機側カムプレート５２０との間に捩れが生じる。このとき、まず、最も緩やかな勾配のカム溝５２２，５２４，５３２，５３４を有する第１カム機構において、第１中間カムプレート５３０が変速機側カムプレート５２０に対して捩れていく。カムプレート５３０，５２０間の捩れに伴い各カム溝５２２，５２４，５３２，５３４上でのトルク伝達ボール６００，６０２の位置が変化することで、カムプレート５３０，５２０間の距離は拡大していく。

第１カム機構においてカムプレート５３０，５２０間の捩れ角が最大捩れ角に達すると、次に、２番目に緩やかな勾配のカム溝５３６，５３８，５４２，５４４を有する第２カム機構において、第２中間カムプレート５４０が第１中間カムプレート５３０に対して捩れていく。このとき、第１カム機構のカムプレート５３０，５２０間の捩れ角は最大捩れ角に維持される。カムプレート５４０，５３０間の捩れに伴い各カム溝５３６，５３８，５４２，５４４上でのトルク伝達ボール６０４，６０６の位置が変化することで、カムプレート５４０，５３０間の距離は拡大していく。

第２カム機構においてカムプレート５４０，５３０間の捩れ角が最大捩れ角に達すると、さらに、最も急な勾配のカム溝５４６，５４８，５５２，５５４を有する第３カム機構において、エンジン側カムプレート５５０が第２中間カムプレート５４０に対して捩れていく。このとき、第１カム機構のカムプレート５３０，５２０間の捩れ角、及び、第２カム機構のカムプレート５４０，５３０間の捩れ角は、それぞれ最大捩れ角に維持される。カムプレート５５０，５４０間の捩れに伴い各カム溝５４６，５４８，５５２，５５４上でのトルク伝達ボール６０８，６１０の位置が変化することで、カムプレート５５０，５４０間の距離は拡大していく。

上記のように、本実施形態のダンパ装置５０では、エンジンからエンジン連結シャフト５００にトルクが入力されたとき、３つのカム機構が勾配の緩やかな順に作動し、各カムプレート５２０，５３０，５４０，５５０間の距離が順に拡大していく。カムプレート５２０，５３０，５４０，５５０間の距離の拡大に伴い、エンジン側カムプレート５５０とエンジン側ケーシング５０２との間ではコイルバネ５８２が圧縮されていく。圧縮されたコイルバネ５８２からは、その弾性力が反力としてエンジン側カムプレート５５０に作用する。コイルバネ５８２の弾性力とカムプレート５２０，５３０，５４０，５５０間に作用するトルクとが釣り合ったとき、各カムプレート５２０，５３０，５４０，５５０はそのときの互いの捩れ角を保ちながら一体回転するようになる。これにより、エンジン連結シャフト５００から変速機連結シャフト５１０へエンジンの出力トルクが伝達される。

図１６は、エンジンの出力トルクとシャフト５００，５２０間の捩れ角との関係を示す図である。この図に示す第１乃至第３カム機構のそれぞれの作動範囲が、実施の形態１のダンパ装置１０でとりうる最大捩れ角に相当する。つまり、本実施形態のダンパ装置５０によれば、実施の形態１のダンパ装置１０に比較して、約３倍の捩れ角を実現することができる。このような極めて広角度のダンパ装置５０によれば、エンジンの出力トルク範囲をより広くカバーしつつ、こもり音等の不具合の原因となるトルク変動を滑らかに吸収することができる。

なお、本実施形態のダンパ装置５０は、空気圧制御システムによってバネ室５８０内の空気圧を制御することで、車両の運転状態やエンジンの運転状態に応じた最適なダンピング特性を実現することができる。空気圧制御システムによる空気圧の制御方法は実施の形態１と同様であるので、ここでは、その説明は省略するものとする。

実施の形態５.
以下、図面を参照して本発明の実施の形態５について説明する。

［本実施形態のダンパ装置の構成］
図１７は、本発明の実施の形態４としてのダンパ装置５２の断面構成を示す図である。本実施形態のダンパ装置５２は、実施の形態４のダンパ装置５０に新たな技術的特徴を追加したものであり、その基本構成はダンパ装置５０のそれと同じである。図１７において、実施の形態４のダンパ装置５０と同じ部品及び部位については同一の符号を付している。また、以下では、実施の形態４において既に説明した構成についての重複する説明は省略し、本実施形態で新たに追加した技術的特徴部について説明するものとする。

図１７に示すように、本実施形態のダンパ装置５２では、第１カム機構を構成する変速機側カムプレート５２０と第１中間カムプレート５３０との間に、ガイドプレート７００が配置されている。ガイドプレート７００はドーナツ状に形成され、中央の穴を通るスリーブ５２６に対して回転自在に設けられている。

図１８はガイドプレート７００の平面図である。この図に示すように、ガイドプレート７００には複数のボール用穴７０４，７０６が開けられている。外側の３つのボール用穴７０４は同一円周上に等間隔に開けられ、ガイドプレート７００が両カムプレート５２０，５３０間に配置されるとき、各ボール用穴７０４にはトルク伝達ボール６００が配置される。内側の３つのボール用穴７０６も同一円周上に等間隔に開けられ、ガイドプレート７００が両カムプレート５２０，５３０間に配置されるとき、各ボール用穴７０６にはトルク伝達ボール６０２が配置される。これにより、各トルク伝達ボール６００，６０２は、ガイドプレート７００によって回転自在に支持されて互いの相対位置を固定されている。ガイドプレート７００は、本発明にかかる「位置決め部材」に相当している。

ガイドプレート７００の外周縁には円筒歯車７０２が回転自在に取り付けられている。円筒歯車７０２としては、例えば平歯車やかさば歯車を用いることができる。図１８では等間隔に３箇所に円筒歯車７０２が取り付けられている。図１９は円筒歯車７０２を図１８のＢ方向から見た図であり、円筒歯車７０２のガイドプレート７００への取り付け形態を示している。この図に示すように、ガイドプレート７００には軸７０８が固定されている。この軸７０８は回転軸Ｌ０に直交している。円筒歯車７０２はこの軸７０８に回転自在に支持されている。

図２０は、ガイドプレート７００が両カムプレート５２０，５３０間に配置されたときの状態を示す図である。両カムプレート５２０，５３０の対向面の外周部には円筒歯車７２２の軌道に沿って弧状の歯車７４０，７４２が形成されている。これら歯車７４０，７４２としては、例えばフェースギヤを用いることができる。変速機側カムプレート５２０に形成される歯車７４０は、同じく変速機側カムプレート５２０に形成されるカム溝５２２と同じ勾配率（単位回転角度あたりの勾配角度）に形成されている。また、第１中間カムプレート５３０に形成される歯車７４２は、同じく第１中間カムプレート５３０に形成されるカム溝５３２と同じ勾配率に形成されている。カム溝５２２，５３２間にトルク伝達ボール６００が挟まっている状態において、円筒歯車７０２は両歯車７４０，７４２と噛み合っている。

また、図１７に示すように、第２カム機構を構成する第１中間カムプレート５３０と第２中間カムプレート５４０との間には、ガイドプレート７１０が配置されている。ガイドプレート７１０はドーナツ状に形成され、中央の穴を通るスリーブ５２６に対して回転自在に設けられている。このガイドプレート７１０にも複数のボール用穴が開けられており、トルク伝達ボール６０４，６０６はボール用穴に配置されて互いの相対位置を固定されている。

ガイドプレート７１０の内周縁には複数個の円筒歯車７１２が回転自在に取り付けられている。円筒歯車７１２のガイドプレート７１０への取り付け形態は、図１９に示す円筒歯車７０２のガイドプレート７００への取り付け形態と同様である。両カムプレート５３０，５４０の対向面の内周部には、円筒歯車７１２の軌道に沿って円筒歯車７１２と噛み合う弧状の歯車が形成されている。

また、第３カム機構を構成する第２中間カムプレート５４０とエンジン側カムプレート５５０との間には、ガイドプレート７２０が配置されている。ガイドプレート７２０はドーナツ状に形成され、中央の穴を通るスリーブ５２６に対して回転自在に設けられている。このガイドプレート７２０にも複数のボール用穴が開けられており、トルク伝達ボール６０８，６１０はボール用穴に配置されて互いの相対位置を固定されている。

ガイドプレート７２０の外周縁には複数個の円筒歯車７２２が回転自在に取り付けられている。円筒歯車７２２のガイドプレート７２０への取り付け形態は、図１９に示す円筒歯車７０２のガイドプレート７００への取り付け形態と同様である。両カムプレート５４０，５５０の対向面の外周部には、円筒歯車７２２の軌道に沿って円筒歯車７２２と噛み合う弧状の歯車が形成されている。

［本実施形態のダンパ装置の動作］
本実施形態のダンパ装置５２は、その基本構成をダンパ装置５０と同じとすることから、その動作も基本的にはダンパ装置５０のそれと同じである。以下では、実施の形態４において既に説明した動作については重複する説明は省略し、本実施形態で新たに追加した技術的特徴部に関連する動作について説明するものとする。

エンジンからのトルクの入力による第１カム機構の作動時には、カムプレート５２０，５３０間の捩れに伴い各カム溝５２２，５２４，５３２，５３４上でのトルク伝達ボール６００，６０２の位置が変化する。このとき、各トルク伝達ボール６００，６０２はガイドプレート７００によって互いの相対位置を固定されているので、全てのトルク伝達ボール６００，６０２は、同じ回転角度だけカムプレート５２０，５３０に対して相対回転する。また、ガイドプレート７００に設けられた円筒歯車７０２が各カムプレート５２０，５３０に形成された歯車７４０，７４２に噛み合っているので、各カムプレート５２０，５３０はトルク伝達ボール６００，６０２に対して常に逆方向に同じ回転角度だけ回転する。

第２カム機構の作動時には、カムプレート５３０，５４０間の捩れに伴い各カム溝５３６，５３８，５４２，５４４上でのトルク伝達ボール６０４，６０６の位置が変化する。各トルク伝達ボール６０４，６０６はガイドプレート７１０によって互いの相対位置を固定されているので、全てのトルク伝達ボール６０４，６０６は、同じ回転角度だけカムプレート５３０，５４０に対して相対回転する。また、ガイドプレート７１０に設けられた円筒歯車７１２が各カムプレート５３０，５４０に形成された歯車に噛み合っているので、各カムプレート５３０，５４０はトルク伝達ボール６０４，６０６に対して常に逆方向に同じ回転角度だけ回転する。

また、第３カム機構の作動時には、カムプレート５４０，５５０間の捩れに伴い各カム溝５４６，５４８，５５２，５５４上でのトルク伝達ボール６０８，６１０の位置が変化する。各トルク伝達ボール６０８，６１０はガイドプレート７２０によって互いの相対位置を固定されているので、全てのトルク伝達ボール６０８，６１０は、同じ回転角度だけカムプレート５４０，５５０に対して相対回転する。また、ガイドプレート７２０に設けられた円筒歯車７２２が各カムプレート５４０，５５０に形成された歯車に噛み合っているので、各カムプレート５４０，５５０はトルク伝達ボール６０８，６１０に対して常に逆方向に同じ回転角度だけ回転する。

各カム機構の作動時、工作精度や衝撃等の外乱の影響によりトルク伝達ボール間の相対位置にずれが生じると、カムプレート間の滑らかなトルク伝達が阻害されてダンパ性能が低下してしまう。また、一部のトルク伝達ボールにのみ過大な力が作用することとなって、トルク伝達ボールの寿命の低下を招いてしまう。この点に関し、本実施形態のダンパ装置５２では、各トルク伝達ボールはガイドプレートによって互いの相対位置を固定されているので、カム機構の作動時にトルク伝達ボール間の相対位置のずれが生じることはない。また、ガイドプレートに設けられた円筒歯車と各カムプレートに形成された歯車とが噛み合うことで、カム機構の加工精度によらず、トルク伝達ボールと各カムプレートとの相対位置の位置決め、及び、対向するカムプレート間の相対位置の位置決めを確実に行うことができる。

本実施形態の技術的特徴であるガイドプレートと歯車は、実施の形態１乃至３の何れのダンパ装置にも組み合わせることができる。なお、本実施形態ではガイドプレートに設ける歯車を円筒歯車としているが、円筒歯車の代わりに傘歯車を用いることもできる。また、歯車を省略してガイドプレートのみを設けるようにしてもよい。ガイドプレートのみでも、少なくとも各トルク伝達ボール間の相対位置は固定することができる。

実施の形態６.
以下、図面を参照して本発明の実施の形態６について説明する。

実施の形態１乃至５では、カムプレート間のトルク伝達手段としてボールを用いているが、ボールの代わりにローラを用いることもできる。ローラを用いることで、ボールを用いる場合よりもトルクの伝達容量を大きくすることができる。その場合、実施の形態５のように、トルク伝達ローラと各カムプレートとの相対位置の位置決め、及び、対向するカムプレート間の相対位置の位置決めを確実に行うことが可能な構成とするのがより好ましい。図２１は、本発明の実施の形態６にかかるカム機構の一部を示す平面図である。以下に説明する本実施形態にかかるカム機構は、実施の形態１乃至４の何れのダンパ装置にも組み合わせることができる。

図２１に示すように、カムプレート８００には、その周方向に沿って端面カムとしてのカム溝８０２が形成されている。トルク伝達ローラ８１０は、カムプレート８００上にダンパ装置の回転軸に直交して配置され、カム溝８０２に沿って転がるようになっている。図２１では省略しているが、カム溝８０２は複数形成され、各カム溝８０２に対応して複数のトルク伝達ローラ８１０がカムプレート８００上に配置されている。

また、カムプレート８００にはカム溝８０２の外周に沿って歯車８０４が形成されている。この歯車８０４には、円筒歯車８１２が噛み合わされている。円筒歯車８１２はトルク伝達ローラ８１０の軸に回転自在に取り付けられ、トルク伝達ローラ８１０がカム溝８０２に沿って転がるのに連動して歯車８０４上を転がるようになっている。円筒歯車８１２としては、例えば平歯車やかさば歯車を用いることができる。カムプレート８００に形成する歯車８０４としては、例えばフェースギヤを用いることができる。

なお、図２１では省略しているが、カム機構は、カムプレート８００との間でトルク伝達ローラ８１０を挟む別のカムプレートを備えている。このカムプレートにもカムプレート８００と同じくカム溝と歯車が形成されている。図２１中に二点差線で示すように、図示しないカムプレートとカムプレート８００との間には、複数のトルク伝達ローラ８１０間の相対位置を固定するガイドプレート８０６が配置される。ただし、全てのトルク伝達ローラ８１０に円筒歯車８１２が取り付けられている場合には、円筒歯車８１２によって位置決めが行われるのでガイドプレート８０６は省略してもよい。

本実施形態にかかるカム機構によれば、トルク伝達ローラ８１０に設けられた円筒歯車８１２とカムプレート８００に形成された歯車８０４とが噛み合うことで、カム機構の加工精度によらず、トルク伝達ローラ８１０とカムプレート８００との相対位置の位置決め、及び、対向するカムプレート間の相対位置の位置決めを確実に行うことができる。

なお、本実施形態ではローラに取り付ける歯車を円筒歯車としているが、円筒歯車の代わりに傘歯車を用いることもできる。

実施の形態７.
以下、図面を参照して本発明の実施の形態７について説明する。

本実施形態にかかるカム機構は、実施の形態６と同じく、カムプレート間のトルク伝達手段としてローラを用いている。実施の形態６では、ローラに歯車を回転自在に取り付けていたのに対し、本実施形態にかかるカム機構は、ローラ自体を歯車化したことに特徴がある。図２２は、本発明の実施の形態７にかかるカム機構の一部を示す斜視図である。以下に説明する本実施形態にかかるカム機構は、実施の形態１乃至４の何れのダンパ装置にも組み合わせることができる。

図２２に示すように、トルク伝達ローラ８３０の周面には歯車８３２が形成されている。この歯車８３２は、その歯筋がトルク伝達ローラ８３０の軸に対して捩れを有するはすば歯車として構成されている。歯車８３２の歯筋の捩れは、トルク伝達ローラ８３０の両端部間で少なくも１ピッチのずれが生じるように設ける。図２２ではトルク伝達ローラ８３０の両端部間に２ピッチのずれが付けられている。

カムプレート８２０にはトルク伝達ローラ８３０の軌道に沿って弧状のカム溝８２２が形成されている。カム溝８２２には歯車８３２と噛み合う歯車８２４が形成されている。この歯車８２４にも、トルク伝達ローラ８３０の周面に形成される歯車８３２に対応して捩れが付けられている。トルク伝達ローラ８３０は、その周面の歯車８３２を歯車８２４に噛み合わせながらカム溝８０２に沿って転がるようになっている。

トルク伝達ローラ８３０がカム溝８０２に沿って転がるとき、歯車８３２と歯車８２４との間の噛み合い角θは周期的に変化する。しかし、歯車８３２の歯筋には上記のように捩れが付けられているので、下記の式（１）に示すトルク伝達ローラ８３０の長手方向における平均噛み合い角θaveは一様化され、常にカム溝８０２の勾配角と同角度に維持される。これにより、トルク伝達ローラ８３０の回転に伴って、トルク伝達ローラ８３０とカムプレート８２０との間の伝達トルクが周期的に変動することは防止される。

なお、図２２では省略しているが、カム溝８２２はカムプレート８２０に複数形成されて、各カム溝８２２に対応して複数のトルク伝達ローラ８３０がカムプレート８２０上に配置されている。また、図２２では省略しているが、カム機構は、カムプレート８２０との間でトルク伝達ローラ８３０を挟む別のカムプレートを備えている。このカムプレートにもカムプレート８２０と同じくカム溝が形成され、そのカム溝には歯車８３２と噛み合う歯車が形成されている。

本実施形態にかかるカム機構によれば、トルク伝達ローラ８３０自体が歯車８３２として形成され、カムプレート８２０のカム溝８２２に形成された歯車８２４と噛み合うことで、カム機構の加工精度によらず、トルク伝達ローラ８３０とカムプレート８２０との相対位置の位置決め、及び、対向するカムプレート間の相対位置の位置決めを確実に行うことができる。さらに、トルク伝達ローラ８３０自体を歯車化することで、歯車を別体に設ける場合よりも小型化及び軽量化が可能になる。

図２３及び図２４に本実施形態にかかるカム機構の変形例を示す。図２３に示すカムプレート８２０では、カム溝８２２の内周側縁部と外周側縁部のそれぞれにガイド堤８４０，８４２が形成されている。これらガイド堤８４０，８４２を設けることで、トルク伝達ローラ８３０（図２２参照）がカムプレート８２０の径方向へ移動するのを防止し、トルク伝達ローラ８３０とカムプレート８２０との相対位置の位置決めを確実にすることができる。

図２４に示すトルク伝達ローラ８５０は、その軸方向にテーパをつけたことに特徴がある。トルク伝達ローラ８５０の周面には、その歯筋がトルク伝達ローラ８５０の軸に対して捩れを有する歯車８５２を形成する。トルク伝達ローラ８５０のカムプレート上での回転軌跡の内径をＲ１、外径をＲ２とすると、トルク伝達ローラ８５０の内側の端部の径ｄ１と外側の端部の径ｄ２との関係は、Ｒ１：Ｒ２＝ｄ１：ｄ２となるように設定されている。また、図２４では省略しているが、カムプレートに形成するカム溝にもトルク伝達ローラ８５０のテーパに合わせて径方向に傾斜を設けるようにする。これによれば、トルク伝達ローラ８５０はカムプレート間を滑らかに回転することができる。

その他．
以上、本発明の実施の形態について説明したが、本発明は上記の各実施形態に限定されず、本発明の趣旨を逸脱しない範囲において変形して実施することもできる。例えば、次のように変形して実施してもよい。

上記の各実施の形態のダンパ装置において、トルクの入力側と出力側とを入れ替えてもよい。また、回転軸Ｌ０の軸方向を変位方向とできるならば、コイルバネ以外の弾性部材を配置してもよい。

実施の形態３にかかる油圧室４５０と油圧制御システムの構成は、他の実施の形態のダンパ装置の構成に組み合わせることができる。また、実施の形態４にかかる複数のカム機構を直列に配置する構成は、他の実施の形態のダンパ装置の構成に組み合わせることができる。なお、実施の形態４では、３つのカム機構を軸方向に直列に配置しているが、直列に配置するカム機構は２つでもよく、４つ以上のカム機構を直列に配置してもよい。

本発明の実施の形態１としてのダンパ装置の断面構成と空気圧制御システムとを併せて示す図である。 図１に示す変速機側カムプレートの正面図である。 図２のＡ−Ａ断面図である。 図３に示すカム溝の形状で実現されるトルクと捩れ角との関係を示す図である。 本発明の実施の形態１において実行される空気圧制御の効果を説明するための図である。 本発明の実施の形態１において実行される空気圧制御ルーチンを示すフローチャートである。 図６に示すルーチンにおいて実施されるサブルーチンを示すフローチャートである。 図６に示すルーチンにおいてエンジンの運転状態から急加速値αsを求めるためのマップの一例を示す図である。 図６に示すルーチンにおいて用いられる急加速値αsからダンパ制御値Dpを求めるためのマップの一例を示す図である。 図６に示すルーチンにおいてエンジンの運転状態から急制動値δbを求めるためのマップの一例を示す図である。 図６に示すルーチンにおいて用いられる急制動値δbからダンパ制御値Dpを求めるためのマップの一例を示す図である。 本発明の実施の形態２としてのダンパ装置の断面構成、空気圧制御システム及び油量制御システムを併せて示す図である。 本発明の実施の形態２において実行される空気圧制御及び油量制御の効果を説明するための図である。 本発明の実施の形態３としてのダンパ装置の断面構成と油圧制御システムとを併せて示す図である。 本発明の実施の形態４としてのダンパ装置の断面構成を示す図である。 図１５に示すダンパ装置で実現されるダンピング特性を示す図である。 本発明の実施の形態５としてのダンパ装置の断面構成を示す図である。 図１に示すガイドプレートの平面図である。 円筒歯車を図１８のＢ方向から見た図である。 ガイドプレートの円筒歯車とカムプレートの歯車との係合状態を示す図である。 本発明の実施の形態６にかかるカム機構の一部を示す平面図である。 本発明の実施の形態７にかかるカム機構の一部を示す斜視図である。 図２２に示すカム機構の変形例を示す図である。 図２２に示すカム機構の変形例を示す図である。

符号の説明

１０，２０，４０，５０，５２ ダンパ装置
１００ エンジン連結シャフト
１０２ エンジン側ケーシング
１２０ 変速機連結シャフト
１２２ 変速機側カムプレート
１２４，１２６ 変速機側カム溝
１３０ エンジン側カムプレート
１３４，１３６ エンジン側カム溝
１４０ 変速機側ケーシング
１５２，１５４ トルク伝達ボール
１６０ バネ室
１６２ コイルバネ（ダンパ）
１６４ コイルバネ（ストッパ）
１８０ 制御弁
１８４ コンプレッサ
１８６ モータ
１９０ 制御装置
２００ エンジン連結シャフト
２０２ エンジン側ケーシング
２２０ 変速機連結シャフト
２２２ 変速機側カムプレート
２２４，２２６ 変速機側カム溝
２３０ エンジン側カムプレート
２３４，２３６ エンジン側カム溝
２４０，２４２，２４４ 油路
２５０ 変速機側ケーシング
２６２，２６４ トルク伝達ボール
２７０ バネ室
２７２ コイルバネ（ダンパ）
２７４ コイルバネ（ストッパ）
２９０ 制御弁
２９４ コンプレッサ
２９６ モータ
３００ 制御装置
３１０ 制御弁
３１４ 電動ポンプ
４００ エンジン連結シャフト
４０２ エンジン側ケーシング
４１０ 変速機連結シャフト
４１２ 変速機側カムプレート
４１４ 変速機側カム溝
４１６ トルク伝達ボール
４２０ 変速機側ケーシング
４３０ エンジン側カムプレート
４３２ バネ収容ポケット
４３４ エンジン側カム溝
４４０ 油圧受けプレート
４５０ 油圧室
４５２ コイルバネ
４５４ バネ室
４７０ 制御弁
４７４ 電動ポンプ
４８０ 制御装置
５００ エンジン連結シャフト
５０２ エンジン側ケーシング
５１０ 変速機連結シャフト
５２０ 第１カムプレート
５３０ 第２カムプレート
５４０ 第３カムプレート
５５０ 第４カムプレート
５２２，５２４，５３６，５３８，５４６，５４８ 変速機側カム溝
５３２，５３４，５４２，５４４，５５２，５５４ エンジン側カム溝
５７０ 変速機側ケーシング
５８０ バネ室
５８２ コイルバネ
６００，６０２，６０４，６０６，６０８，６１０ トルク伝達ボール
７００，７１０，７２０ ガイドプレート
７０２，７１２，７２２ 円筒歯車
７０４，７０６ ボール用穴
７４０，７４２ 歯車
８００ カムプレート
８０２ カム溝
８０４ 歯車
８１０ トルク伝達ローラ
８１２ 円筒歯車
８２０ カムプレート
８２２ カム溝
８２４ 歯車
８３０ トルク伝達ローラ
８３２ 歯車
８４０，８４２ ガイド堤
８５０ トルク伝達ローラ
８５２ 歯車

Claims (21)

1. 駆動軸と被駆動軸の何れか一方に連結される第１の回転体と、
   前記第１の回転体と同一の回転軸を有し、前記第１の回転体に対する軸方向への変位を拘束され、前記駆動軸と前記被駆動軸の何れか他方に連結される第２の回転体と、
   前記第１及び第２の回転体間に配置され、前記第１の回転体に対する軸方向への変位を許容された第３の回転体と、
   前記第１及び第３の回転体間に配置されて両者を連結し、軸方向を変位方向とする弾性部材と、
   前記第２及び第３の回転体間に生じる回転角度差に応じて、前記第３の回転体の前記第２の回転体に対する軸方向位置を変化させるカム機構とを備えることを特徴とするダンパ装置。
2. 前記カム機構は、前記第２及び第３の回転体の各対向面に設けられた端面カムと、対向する前記端面カム間に挟まれる中間部材とからなることを特徴とする請求項１記載のダンパ装置。
3. 前記端面カムは、前記中間部材の軌道における勾配角に変化が設けられていることを特徴とする請求項２記載のダンパ装置。
4. 前記端面カムは、前記第２及び第３の回転体間の回転角度差が所定の範囲にあるときに前記中間部材が接触する第１の領域と、前記回転角度差が前記所定の範囲を超えたときに前記中間部材が接触する第２の領域とを有し、前記第２の領域は前記第１の領域よりも勾配角を小さく形成されていることを特徴とする請求項３記載のダンパ装置。
5. 前記カム機構は、前記第２及び第３の回転体間に前記第２及び第３の回転体と相対回転可能に配置された１又は複数の中間回転体と、前記第２の回転体から前記３の回転体までの間の隣接する回転体の各対向面に設けられた端面カムと、対向する前記端面カム間に挟まれる中間部材とからなることを特徴とする請求項１記載のダンパ装置。
6. 対向する前記端面カム間には前記中間部材が複数配置され、
   各中間部材は、前記端面カム間に配置される位置決め部材によって互いの相対位置を固定されていることを特徴とする請求項２乃至５の何れか１項に記載のダンパ装置。
7. 前記位置決め部材には前記回転軸に直交する軸を有する歯車が回転自在に設けられ、
   前記端面カムには前記歯車の軌道に沿って前記歯車と噛み合う弧状の歯車が形成されていることを特徴とする請求項６記載のダンパ装置。
8. 前記中間部材は前記回転軸に直交して配置されたローラであり、
   前記ローラには歯車が回転自在に取り付けられ、
   前記端面カムには前記歯車の軌道に沿って前記歯車と噛み合う弧状の歯車が形成されていることを特徴とする請求項２乃至５の何れか１項に記載のダンパ装置。
9. 前記中間部材は前記回転軸に直交して配置されたローラであり、
   前記ローラの周面には歯車が形成され、
   前記端面カムには前記ローラの軌道に沿って前記歯車と噛み合う弧状の歯車が形成されていることを特徴とする請求項２乃至５の何れか１項に記載のダンパ装置。
10. 前記弾性部材はバネであることを特徴とする請求項１乃至９の何れか１項に記載のダンパ装置。
11. 前記第１の回転体と前記第３の回転体との間は密閉空間であり、前記密閉空間には圧縮性流体が充填されていることを特徴とする請求項１乃至１０の何れか１項に記載のダンパ装置。
12. 前記密閉空間内の圧縮性流体の圧力を調整する圧力調整手段を備えることを特徴とする請求項１１記載のダンパ装置。
13. 前記密閉空間内に非圧縮性流体を供給する非圧縮性流体供給手段を備えることを特徴とする請求項１１又は１２記載のダンパ装置。
14. 前記密閉空間内の前記回転軸の中心から最も離れた部位に、前記密閉空間内から非圧縮性流体を排出するための排出口が設けられていることを特徴とする請求項１３記載のダンパ装置。
15. 前記弾性部材の初期変位量を調整する初期変位量調整手段を備えることを特徴とする請求項１乃至１４の何れか１項に記載のダンパ装置。
16. 前記圧力調整手段を操作し、内燃機関の運転状態に応じて前記密閉空間内の圧縮性流体の圧力を制御する制御手段を備えることを特徴とする請求項１２記載のダンパ装置。
17. 前記第１及び第２の回転体間に作用するトルクの急変を予測する予測手段を備え、
    前記制御手段は、前記予測手段によりトルクの急変が予測されるときには、前記密閉空間内の圧縮性流体の圧力を増大させることを特徴とする請求項１６記載のダンパ装置。
18. 前記非圧縮性流体供給手段を操作し、内燃機関の運転状態に応じて前記密閉空間内の非圧縮性流体の量を制御する制御手段を備えることを特徴とする請求項１３記載のダンパ装置。
19. 前記第１及び第２の回転体間に作用するトルクの急変を予測する予測手段を備え、
    前記制御手段は、前記予測手段によりトルクの急変が予測されるときには、前記密閉空間内の非圧縮性流体の量を増大させることを特徴とする請求項１８記載のダンパ装置。
20. 前記初期変位量調整手段を操作し、内燃機関の運転状態に応じて前記弾性部材の初期変位量を制御する制御手段を備えることを特徴とする請求項１５記載のダンパ装置。
21. 前記第１及び第２の回転体間に作用するトルクの急変を予測する予測手段を備え、
    前記制御手段は、前記予測手段によりトルクの急変が予測されるときには、前記弾性部材の初期変位量を増大させることを特徴とする請求項２０記載のダンパ装置。

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