JP6264456B2

JP6264456B2 - 振動低減装置

Info

Publication number: JP6264456B2
Application number: JP2016527826A
Authority: JP
Inventors: 匡史関口; 直之岸本; 聡弘塚野; 敦本多
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2014-06-10
Filing date: 2015-06-09
Publication date: 2018-01-24
Anticipated expiration: 2035-06-09
Also published as: EP3156689B1; WO2015190486A1; CN106461016B; JPWO2015190486A1; CN106461016A; US9920812B2; EP3156689A4; EP3156689A1; US20170184177A1

Description

この発明は、捩り振動を低減する振動低減装置に関するものである。

上記のように構成された振動低減装置が、特開２０１２−２２５４８２号公報、特開２０１０−００１９０５号公報、および特開平９−１９６１２２号公報にそれぞれ開示されている。例えば、特開２０１２−２２５４８２号公報には、捩り振動を吸収するための緩衝部材と、動力伝達経路に作用させる慣性トルクを生じる慣性体とを備えた振動低減装置が記載されている。その振動低減装置では、遊星歯車機構のサンギヤに遠心クラッチを介して慣性体を連結させるように構成されている。特開２０１０−００１９０５号公報には、慣性体と一体回転するサンギヤと、変速機の入力軸と一体回転するキャリヤと、ブレーキ装置によって選択的に固定されるリングギヤとを有する遊星歯車機構を備えた振動低減装置が記載されている。その振動低減装置では、トルク変動を吸収するダンパを介して遊星歯車機構のキャリヤがエンジンと連結されている。また、特開平９−１９６１２２号公報には、遊星歯車機構のキャリヤを慣性体として機能させることが記載されている。

しかしながら、上記の各特許文献に記載された振動低減装置では、緩衝部材と慣性体とによる制振力を動力伝達経路に作用させることにより捩り振動を低減できるものの、その制振力によって車両の応答性が低下してしまうという背反がある。

この発明は、上記の事情に鑑みてなされたものであって、車両の応答性が低下することを抑制するとともに、動力伝達経路に伝達する捩り振動を低減する振動低減装置を提供することを目的とするものである。

上記の目的を達成するために、この発明は、エンジンからトルクが入力される入力軸と出力軸との間で伝達されるトルクの変動によって伸縮する弾性体を有するダンパ機構と、前記トルクの変動によって自由回転して回転数が変化することにより前記トルクの変動を抑制する方向に慣性トルクを発生する慣性体とを備えている振動低減装置において、前記ダンパ機構を経由して前記入力軸と前記出力軸との間でトルクを伝達する第一経路と、前記ダンパ機構をバイパスして前記入力軸と前記出力軸との間でトルクを伝達する第二経路と、前記入力軸と前記出力軸との間でのトルクの伝達を行う経路を前記第一経路と前記第二経路とのいずれかに切り替える切替機構とを備え、前記切替機構は、前記入力軸と前記出力軸との間でトルクの伝達を行う経路を前記第一経路に切り替えた場合には前記慣性体を前記自由回転可能な状態とし、かつ前記入力軸と前記出力軸との間でトルクの伝達を行う経路を前記第二経路に切り替えた場合には前記慣性体を前記第二経路を経由したトルクの伝達のためにトルクが掛かる部材に連結するように構成されていることを特徴としている。

この発明は、上記発明において、互いに差動作用を行う複数の回転要素を有する遊星機構を更に備え、前記遊星機構は、前記入力軸からトルクが伝達される第一回転要素と、前記出力軸と一体回転する第二回転要素と、前記慣性体として機能する第三回転要素とを備え、前記ダンパ機構は、前記第一回転要素と前記第二回転要素との間でトルクを伝達するように設けられ、前記切替機構は、前記第一回転要素と前記第二回転要素との間で前記ダンパ機構に対して直列に配置された第一クラッチ機構と、前記第三回転要素を前記第一回転要素と第二回転要素とのいずれか一方に連結する第二クラッチ機構とを有することを特徴とする振動低減装置である。

この発明は、上記発明において、互いに差動作用を行う複数の回転要素を有する遊星機構を更に備え、前記遊星機構は、前記入力軸からトルクが伝達される第一回転要素と、前記出力軸と一体回転する第二回転要素と、前記慣性体として機能する第三回転要素とを備え、前記トルクが掛かる部材は、前記第三回転要素からトルクが掛かって前記第三回転要素に反力トルクを与える固定部を含み、前記切替機構は、前記第一回転要素と前記第二回転要素との間で前記ダンパ機構に対して直列に配置された第一クラッチ機構と、前記第三回転要素を前記固定部に連結する第二クラッチ機構とを有することを特徴とする振動低減装置である。

この発明は、上記発明において、前記エンジンと入力軸との間もしくは前記出力軸上に配置されたばねダンパ機構と、前記切替機構を切替動作させるコントローラとを更に備え、前記コントローラは、前記エンジンの回転数と判断の基準として予め定めた所定回転数とを比較し、前記エンジンの回転数が前記所定回転数より低回転数の場合には前記第一経路を経由して前記入力軸から前記出力軸にトルクを伝達するように前記切替機構を切り替えるように構成されていることを特徴とする振動低減装置である。

この発明は、上記発明において、前記コントローラは、前記エンジンの回転数が前記所定回転数以上の場合には前記第二経路を経由して前記入力軸から前記出力軸にトルクを伝達するように前記切替機構を切り替えるように構成されていることを特徴とする振動低減装置である。

この発明は、上記発明において、前記エンジンと入力軸との間もしくは前記出力軸上に配置されたばねダンパ機構と、前記切替機構を切替動作させるコントローラとを更に備え、前記コントローラは、前記エンジンの回転数と判断の基準として予め定めた所定回転数とを比較し、前記エンジンの回転数が前記所定回転数以上の場合には前記第二経路を経由して前記入力軸から前記出力軸にトルクを伝達するように前記切替機構を切り替えるように構成されていることを特徴とする振動低減装置である。

この発明によれば、入力軸と出力軸との間でトルクを伝達する経路を、切替機構によって第一経路に切り替えると、トルクはダンパ機構を介して伝達されるから、トルク変動が生じるとそのトルク変動がダンパ機構によって緩和され、また慣性体に加速度が作用して慣性体が慣性トルクを発生し、その慣性トルクがトルク変動を抑制するように作用する。これらのダンパ機構の作用および慣性体の作用によって出力軸でのトルク変動が抑制される。すなわち、振動を効果的に低減することができる。また、入力軸と出力軸との間でトルクを伝達する経路を、切替機構によって第二経路に切り替えると、トルクはダンパ機構を介することなく伝達されるとともに、慣性体は自由回転しなくなるので、入力軸のトルクはその伝達の過程で吸収されることなく出力軸に伝達される。すなわち、出力軸でのトルクの変化が入力軸でのトルクの変化に対して遅れることがない。したがって車両においては、アクセル操作に対する駆動力の変化の応答性が良好になる。

また、遊星機構におけるいずれか一つの回転要素が慣性体として機能するように構成すれば、変速機としての機能を兼ね備えた振動低減装置とすることができる。特に、慣性体として機能する第三回転要素を第一クラッチ機構によって第一回転要素もしくは第二回転要素に選択的に連結するように構成した場合には、変速比が「１」の変速機とすることができ、また慣性体として機能する第三回転要素を第二クラッチ機構によって固定部に選択的に連結するように構成した場合には、変速比が「１」より大きい、もしくは小さい変速機とすることができる。

前記ばねダンパ機構を更に備えた場合、エンジン回転数に応じてトルクの伝達経路を切り替えることにより、エンジン回転数が低回転数状態では、前記慣性体およひダンパ機構を有効に機能させた制振効果を得ることができ、またエンジン回転数が高回転数状態では、前記ばねダンパ機構による制振効果を得ることができ、結局、エンジン回転数の全域に亘って、振動を効果的に低減することができる。

第一実施例の振動低減装置を示し、（ａ）は第一経路に設定された場合、（ｂ）は第二経路に設定された場合のスケルトン図である。第一経路あるいは第二経路を設定する場合の切替機構における係合表である。第一実施例において第一経路に設定された場合に慣性機構として機能する遊星機構の作動状態を示した共線図である。（ａ）は第一経路に設定された場合の振動低減装置による制振効果と従来の装置による効果とを示した説明図であり、（ｂ），（ｃ），（ｄ）は出力軸に作用するトルクパルスの一例をエンジン回転数に応じて示した波形図である。コントローラによる切替機構の制御の一例を説明するためのフローチャートである。第二実施例の振動低減装置を示し、（ａ）は第一経路に設定された場合、（ｂ）は第二経路に設定された場合のスケルトン図である。第二実施例において第二経路に設定された場合に変速装置として機能する遊星機構の作動状態を示した共線図である。第二実施例の変形例として固定部の配置を変更した場合を示し、（ａ）は第一経路に設定された場合、（ｂ）は第二経路に設定された場合のスケルトン図である。第一実施例の変形例としてサンギヤを入力軸に選択的に連結するように構成された振動低減装置を示し、（ａ）は第一経路に設定された場合、（ｂ）は第二経路に設定された場合を示したスケルトン図である。第三実施例の振動低減装置を示し、（ａ）は第一経路に設定された場合、（ｂ）は第二経路に設定された場合を示したスケルトン図である。第三実施例において第一経路に設定された場合に慣性機構として機能する遊星機構の作動状態を示した共線図である。第三実施例の変形例としてリングギヤを出力軸に選択的に連結するように構成された振動低減装置を示し、（ａ）は第一経路に設定された場合、（ｂ）は第二経路に設定された場合を示したスケルトン図である。第四実施例の振動低減装置を示し、（ａ）は第一経路に設定された場合、（ｂ）は第二経路に設定された場合を示したスケルトン図である。第四実施例において第一経路に設定された場合に慣性機構として機能する遊星機構の作動状態を示した共線図である。第四実施例の変形例としてキャリヤを出力軸に選択的に連結するように構成された振動低減装置を示し、（ａ）は第一経路に設定された場合、（ｂ）は第二経路に設定された場合を示したスケルトン図である。第五実施例の振動低減装置を示し、（ａ）は第一経路に設定された場合、（ｂ）は第二経路に設定された場合を示したスケルトン図である。第五実施例において第二経路に設定された場合に変速装置として機能する遊星機構の作動状態を示した共線図である。第六実施例の振動低減装置を示し、（ａ）は第一経路に設定された場合、（ｂ）は第二経路に設定された場合を示したスケルトン図である。第六実施例において第一経路に設定された場合に慣性機構として機能する遊星機構の作動状態を示した共線図である。第六実施例の変形例としてサンギヤを入力軸に選択的に連結するように構成された振動低減装置を示し、（ａ）は第一経路に設定された場合、（ｂ）は第二経路に設定された場合を示したスケルトン図である。第七実施例の振動低減装置を示し、（ａ）は第一経路に設定された場合、（ｂ）は第二経路に設定された場合を示したスケルトン図である。第七実施例において第一経路に設定された場合に慣性機構として機能する遊星機構の作動状態を示した共線図である。第七実施例の変形例としてリングギヤを出力軸に選択的に連結するように構成された振動低減装置を示し、（ａ）は第一経路に設定された場合、（ｂ）は第二経路に設定された場合を示したスケルトン図である。第八実施例の振動低減装置を示し、（ａ）は第一経路に設定された場合、（ｂ）は第二経路に設定された場合を示したスケルトン図である。第八実施例において第一経路に設定された場合に慣性機構として機能する遊星機構の作動状態を示した共線図である。第八実施例の変形例としてキャリヤを出力軸に選択的に連結するように構成された振動低減装置を示し、（ａ）は第一経路に設定された場合、（ｂ）は第二経路に設定された場合を示したスケルトン図である。第九実施例の振動低減装置を示し、（ａ）は第一経路に設定された場合、（ｂ）は第二経路に設定された場合を示したスケルトン図である。第九実施例において第二経路に設定された場合に変速装置として機能する遊星機構の作動状態を示した共線図である。第十実施例の振動低減装置を示し、（ａ）は第一経路に設定された場合、（ｂ）は第二経路に設定された場合を示したスケルトン図である。第十実施例において第二経路に設定された場合に変速装置として機能する遊星機構の作動状態を示した共線図である。従来技術の一例を示し、（ａ）はエンジンと変速機との間で常に弾性体を介する動力伝達経路が形成される構成を示したスケルトン図であり、（ｂ）は（ａ）に示す従来構成において弾性体により動力伝達経路に作用する制振効果を示した説明図である。

以下、図面を参照して、この発明の具体例における振動低減装置を説明する。

（１．第一実施例）
図１を参照して、この発明の第一実施例における振動低減装置について説明する。図１は、第一実施例の振動低減装置を車両に搭載した具体例を示している。図１に示すように、第一実施例は、エンジン１０から出力された動力が振動低減装置１を介して変速機２０へ伝達されるように構成されている。エンジン１０は、車両の動力源であって燃料を使用する周知の内燃機関である。例えば、エンジン１０は二気筒や三気筒や四気筒など比較的に少気筒数に構成されている。変速機２０は、ケース内に収容された変速ギヤ機構などの周知のトランスアクスルにより構成されている。変速機２０はエンジン１０からの動力を変速して、デファレンシャルおよび車軸を介して駆動輪（いずれも図示せず）へ伝達するように構成されている。第一実施例では、エンジン１０から変速機２０へと伝達する捩り振動を低減するために、エンジン１０と変速機２０との間の動力伝達経路に振動低減装置１が設けられている。その動力伝達経路内において、振動低減装置１は、エンジン１０側の入力軸２、および変速機２０側の出力軸３と連結されている。入力軸２は、エンジン１０のクランク軸（図示せず）からトルクが伝達されるように構成されている。出力軸３は、変速機２０の入力軸（図示せず）と一体回転するように構成されている。なお、入力軸２と出力軸３とは、回転中心軸線が同一線上となるように配置されている。

振動低減装置１は、捩り振動を吸収する弾性体Ｋとしてのコイルスプリング４３を有するダンパ機構４と、そのダンパ機構４のコイルスプリング４３が捩り振動を吸収することにより慣性体Ｉとして作動する回転要素を有する遊星機構５により構成された慣性機構とを備えている。なお、弾性体Ｋの制振特性と慣性体Ｉの制振特性とは異なる。

ダンパ機構４は、互いに相対回転する入力要素４１と出力要素４２とを備え、コイルスプリング４３を介して入力要素４１と出力要素４２とが連結されている。コイルスプリング４３は回転方向に弾性変形（伸縮）することにより捩り振動を吸収するように構成されている。また、ダンパ機構４が捩り振動を吸収する際、コイルスプリング４３が回転方向に弾性変形（伸縮）することにより、出力要素４２は入力要素４１に対して相対回転する。

遊星機構５は、互いに差動作用をなす複数の回転要素を有する差動機構により構成され、例えば遊星歯車機構あるいは遊星ローラ機構であってよい。第一実施例の遊星機構５は、サンギヤ５ｓとキャリヤ５ｃとリングギヤ５ｒとからなる三つの回転要素を備えたシングルピニオン型の遊星歯車機構に構成されている。サンギヤ５ｓは外歯歯車により構成されている。リングギヤ５ｒは内歯歯車により構成され、サンギヤ５ｓに対して同心円上に配置されている。キャリヤ５ｃはサンギヤ５ｓおよびリングギヤ５ｒに噛み合っているピニオンギヤ５ｐを保持している。遊星機構５ではピニオンギヤ５ｐがキャリヤ５ｃに保持されたままで自転可能かつ公転可能に構成されている。遊星機構５の各回転要素は回転中心軸線が入力軸２および出力軸３の回転中心軸線と同一軸線となるように配置されている。

第一実施例の慣性機構では、遊星機構５のサンギヤ５ｓ（第三回転要素）を慣性体Ｉとして機能させるように構成されている。また、リングギヤ５ｒ（第一回転要素）が入力軸２と一体回転し、キャリヤ５ｃ（第二回転要素）が出力軸３と一体回転する。

（２．切替機構）
図１に示すように、エンジン１０から変速機２０に到る動力伝達経路として、ダンパ機構４のコイルスプリング４３が設けられた第一経路Ｒ１と、遊星機構５が設けられた第二経路Ｒ２とが並列に形成されている。したがって、振動低減装置１は、動力伝達経路を第一経路Ｒ１あるいは第二経路Ｒ２に選択的に切り替え、かつ遊星機構５のサンギヤ５ｓすなわち慣性体Ｉによる制振力（慣性トルク）を動力伝達経路に選択的に作用させるように構成された切替機構Ｃを備えている。

切替機構Ｃは、互いに摩擦係合する係合要素を有するクラッチ機構からなる第一切替機構（以下「第一クラッチ」という）Ｃ１および第二切替機構（以下「第二クラッチ」という）Ｃ２を含む。そして、切替機構Ｃは、図２に示す係合表のように、動力伝達経路を第一経路Ｒ１あるいは第二経路Ｒ２に設定するように構成されている。

第一クラッチＣ１は、ダンパ機構４を入力軸２に選択的に連結するように構成されている。第一クラッチＣ１において、入力側の係合要素が入力軸２およびリングギヤ５ｒと一体回転し、かつ出力側の係合要素がダンパ機構４の入力要素４１と一体回転する。また、第二クラッチＣ２は、サンギヤ５ｓを出力軸３に選択的に連結するように構成されている。第二クラッチＣ２において、入力側の係合要素がサンギヤ５ｓと一体回転し、かつ出力側の係合要素が出力軸３とダンパ機構４の出力要素４２とキャリヤ５ｃと一体回転する。すなわち、ダンパ機構４は遊星機構５における二つの回転要素（具体的にはリングギヤ５ｒとキャリヤ５ｃ）の間に配置され、第１クラッチＣ１はこのダンパ機構４に対して直列に配置されている。また、第２クラッチＣ２は遊星機構５における第三の回転要素（具体的にはサンギヤ５ｓ）を、出力軸３にトルクを伝達する場合にトルクが掛かる部材であるキャリヤ５ｓもしくは出力軸３に連結するように構成されている。

なお、入力側とは、動力伝達経路において相対的にエンジン１０側であることをいう。出力側とは、動力伝達経路において相対的に変速機２０側（駆動輪側）であることをいう。すなわち、入力側および出力側は、動力伝達経路における上流側と下流側とを表現している。

また、各クラッチＣ１，Ｃ２は図示しないアクチュエータによって動作するように構成されている。そのアクチュエータは、油圧式や電磁式などであって、電子制御装置（以下、ＥＣＵと記す）６によって動作が制御されている。

ＥＣＵ６は、マイクロコンピュータを主体にして構成され、記憶装置やインターフェイスなどを備えている。ＥＣＵ６は入力されたデータおよび記憶装置内に予め記憶させられているデータを使用して各種の演算を行い、その演算結果を制御信号として出力するように構成されている。ＥＣＵ６には、車速、アクセル開度、エンジン１０の回転数（以下「エンジン回転数」という）Ｎｅなどが入力される。なお、エンジン回転数Ｎｅは、入力軸２の回転数と一致する。また、ＥＣＵ６の記憶装置には、切替機構Ｃによる切替動作を制御するためのデータがマップ形式などで予め記憶されている。ＥＣＵ６が出力する制御信号には、切替機構Ｃのアクチュエータへ出力される信号が含まれる。したがって、ＥＣＵ６は車両の走行状態に応じて切替機構Ｃを動作制御するように構成されている。

切替機構Ｃによって、エンジン１０から出力軸３に到る動力伝達経路を第一経路Ｒ１と第二経路Ｒ２との間で切り替える場合には、同時に、動力伝達経路にサンギヤ５ｓによる制振力（制振トルク、慣性トルク）を作用させる場合と、その制振力を作用させない場合とを切り替えることになる。

（２−１．第一経路）
具体的には、図２に示すように、振動低減装置１は、第一クラッチＣ１を係合し、かつ第二クラッチＣ２を開放することにより、動力伝達する経路を第一経路Ｒ１に設定する。図１（ａ）に示すように、第一経路Ｒ１では、第一クラッチＣ１を係合することにより、入力軸２からダンパ機構４を経由して出力軸３へとトルク伝達が可能になる。すなわち、第一経路Ｒ１において、コイルスプリング４３は第一クラッチＣ１よりも駆動輪側（変速機２０側，下流側）に配置されている。この場合、遊星機構５はリングギヤ５ｒとキャリヤ５ｃとの回転数差を増大もしくは減少させた回転数でサンギヤ５ｓを回転させる機能を奏するが、入力軸２と出力軸３との間の変速機としては機能しない。

第一経路Ｒ１に設定された場合、エンジン１０でトルク変動（回転変動）が発生していない状態では、エンジン１０と出力軸３との間に角加速度差（もしくは相対回転数の変化）は発生しておらず、ダンパ機構４の入力要素４１と出力要素４２とコイルスプリング４３が等しい回転速度で回転する。さらに、その状態では、遊星機構５のサンギヤ５ｓと各ピニオンギヤ５ｐとキャリヤ５ｃとリングギヤ５ｒが等しい回転速度で一体となって回転する。

一方、第一経路Ｒ１に設定された場合において、エンジン１０でトルク変動が発生して捩り振動が発生すると、コイルスプリング４３がリングギヤ５ｒの回転方向で弾性変形しながら捩り振動を吸収することにより、エンジン１０から出力軸３（変速機２０）への捩り振動の伝達が低減される。

さらに、エンジン１０のトルク変動が生じると、ダンパ機構４に作用するトルクが変化するので、ダンパ機構４ではコイルスプリング４３の圧縮量が変化してねじれ角θを生じる。ダンパ機構４において、回転方向で出力要素４２は入力要素４１に対してねじれ角θのねじれの位置となる。トルクの変動が所定の幅（振幅）の変動であることにより、一時的に増大したトルクがその後に低下すると、圧縮されたコイルスプリング４３が伸長する。このようなコイルスプリング４３の圧縮と伸長との繰り返しによってトルク変動が緩和される。出力軸３には、コイルスプリング４３の圧縮量に応じたトルクが作用する。そのトルクは上記のようにダンパ機構４によって変動が緩和されたトルクとなるので、結局、出力軸３でのトルク変動が低減される。

また、ダンパ機構４におけるコイルスプリング４３の圧縮量が上記のよう変化することにより、リングギヤ５ｒとキャリヤ５ｃとの相対回転が生じる。その場合、第二クラッチＣ２が開放されていてサンギヤ５ｓが自由回転可能な状態になっていることにより、サンギヤ５ｓの回転数が変化する。サンギヤ５ｓの回転数を変化させるトルクはサンギヤ５ｓの角加速度とサンギヤ５ｓの慣性モーメントに応じた慣性トルクＴｉであり、この慣性トルクＴｉがエンジン１０のトルク変動に起因するリンクギヤ５ｒやキャリヤ５ｃのトルク変動を抑制する制振トルクとして作用する。

このように、動力伝達経路として第一経路Ｒ１を選択した場合、サンギヤ５ｓによる慣性トルクを動力伝達経路に作用させる状態に設定したことになる。すなわち、切替機構Ｃによって、動力伝達経路を第一経路Ｒ１に切り替えることにより、振動低減装置１を作動できる状態に切り替えたことになる。

（２−１−１．慣性機構の作動状態）
また、図３を参照して、ダンパトルクＴｋおよび慣性トルクＴｉについて説明する。図３は、ダンパトルクＴｋおよび慣性トルクＴｉを生じる場合の遊星機構５の作動状態を示した共線図である。共線図とは、遊星機構５の回転要素であるサンギヤ５ｓとキャリヤ５ｃとリングギヤ５ｒとを縦線で示し、それらの間隔を遊星機構５のギヤ比ρに対応する間隔としたものである。共線図では、それぞれの縦線において横線に対する上下方向を回転方向、その上下方向での位置を回転数とする。図３では遊星機構５の各回転要素をシンボルで示してあり、Ｓはサンギヤ５ｓ、Ｃはキャリヤ５ｃ、Ｒはリングギヤ５ｒとなるとともに、ＩＮは遊星機構５の入力要素（エンジン１０，入力軸２）、ＯＵＴは遊星機構５の出力要素（変速機２０，出力軸３）となる。さらに、図３に示す四角印はダンパトルクＴｋおよび慣性トルクＴｉが生じている状態を示し、丸印はダンパトルクＴｋおよび慣性トルクＴｉが生じていない状態を示している。

図３に示すように、ダンパ機構４で正方向のダンパトルクＴｋが生じることによってキャリヤ５ｃ（出力軸３）にそのダンパトルクＴｋが作用し、サンギヤ５ｓではそのダンパトルクＴｋに起因する負方向の慣性トルクＴｉが生じる。一方、ダンパ機構４で負方向のダンパトルクＴｋが生じると、サンギヤ５ｓでは正方向の慣性トルクＴｉが生じる。さらに、サンギヤ５ｓの回転数（回転速度）はダンパトルクＴｋの方向へ変化し、サンギヤ５ｓが出力軸３（キャリヤ５ｃ）に対して相対回転する。つまり、サンギヤ５ｓはエンジン１０のクランク軸（入力軸２）と出力軸３との間の角加速度差Δαに応じたダンパトルクＴｋに対して反対方向の慣性トルクＴｉを生じながら出力軸３に連れ回される。出力軸３には、ダンパトルクＴｋがサンギヤ５ｓに作用する際の反力として慣性トルクＴｉが作用するため、出力軸３に作用する慣性トルクＴｉの方向は負方向であり、ダンパトルクＴｋに対して反対方向となる。つまり、振動低減装置１は、ダンパ機構４が作動する場合に遊星機構５が慣性機構として作動して、サンギヤ５ｓがダンパトルクＴｋに起因して慣性体Ｉとして機能する。このようにして出力軸３に作用するダンパトルクＴｋおよび慣性トルクＴｉのトルク変動（波形）の一例を図４（ｃ）に示してある。

図４（ｃ）に示す例は、ダンパトルクＴｋの振幅Ａと慣性トルクＴｉの振幅Ｂが等しい場合である。図４（ｃ）に示すように、慣性トルクＴｉの位相がダンパトルクＴｋに対してπラジアン（１８０°）ずれており、ダンパトルクＴｋの振幅Ａと慣性トルクＴｉの振幅Ｂが等しい場合には、出力軸３から変速機２０へ出力される出力トルクＴｏｕｔにおいてトルク変動となるダンパトルクＴｋが慣性トルクＴｉによって完全に相殺される。この場合、エンジン１０から変速機２０へと伝達する捩り振動を最も効果的に低減させていることになる。なお、図４の詳細な説明は後述する。

（２−２．第二経路）
図２に示すように、振動低減装置１は、第一クラッチＣ１を開放し、かつ第二クラッチＣ２を係合することにより、動力伝達可能な経路を第二経路Ｒ２に設定する。図１（ｂ）に示すように、第二経路Ｒ２では、第二クラッチＣ２を係合することでサンギヤ５ｓと各ピニオンギヤ５ｐとキャリヤ５ｃとリングギヤ５ｒとが一体回転するようになり、その遊星機構５を介して入力軸２から出力軸３へとトルク伝達が可能になる。つまり、第一経路Ｒ１では慣性体Ｉであったサンギヤ５ｓが第二経路Ｒ２中では回転部材として機能する。例えば、第二経路Ｒ２に設定された場合の遊星機構５の作動状態は、上述した図３に丸印で示すように、各回転要素の回転数が等しくなる。そのため、第二経路Ｒ２ではエンジン１０が変速機２０に直結され、入力軸２と出力軸３との間の変速比γは「１」となる。さらに、第二経路Ｒ２に設定された場合には、第一クラッチＣ１を開放しているので、ダンパ機構４において上述した角加速度差Δαに応じたダンパトルクＴｋを生じない。

（３．制振効果）
ここで、図４を参照して、第一経路Ｒ１に設定された場合の振動低減装置１による制振効果について説明する。この説明の比較例として、エンジン１０から変速機２０の間の動力伝達経路中に常に弾性体Ｋが配置された従来技術の構成例を図３１（ａ）に示してある。また、図３１（ｂ）には、その比較例による制振効果（以下「従来効果」という）Ｅを一点鎖線で示してある。そして、図４（ａ）には、その比較例による従来効果Ｅを一点鎖線で示すとともに、第一経路Ｒ１に設定された場合の振動低減装置１による制振効果Ｓを実線で示してある。なお、図４（ａ）および図３１（ｂ）において、縦軸は制振効果の大小を表し、横軸はエンジン回転数を表している。

図４（ａ）に示すように、振動低減装置１の制振効果Ｓでは、エンジン回転数Ｎｅに応じて制振効果の大きさが変化し、エンジン回転数Ｎｅが所定回転数Ｎｅ１となる場合に最も制振効果Ｓが高くなるピーク状態Ｐとなる。振動低減装置１による制振効果Ｓのピーク状態Ｐでは、上述した図４（ｃ）に示すように慣性トルクＴｉによってダンパ機構４から出力軸３に入力されたダンパトルクＴｋを完全に相殺し、出力トルクＴｏｕｔに振動低減装置１によるトルク変動が生じない。さらに、振動低減装置１は、ピーク状態Ｐにおいて従来効果Ｅよりも高い制振効果を発揮する。すなわち、サンギヤ５ｓを慣性体として作用させることにより、低回転数域での制振効果が従来技術によるよりも向上する。

また、図４（ａ）に示すように、エンジン回転数Ｎｅがピーク状態Ｐの所定回転数Ｎｅ１よりも低回転数域になると、エンジン回転数Ｎｅの低下に伴い振動低減装置１の制振効果Ｓが低下する。その低回転数域内において、エンジン回転数Ｎｅ２となる低速走行状態Ｌを図４（ａ）に点Ｌで示してある。また、図４（ｂ）に示すように、低速走行状態Ｌでは、ダンパトルクＴｋの振幅Ａがサンギヤ５ｓによる慣性トルクＴｉの振幅Ｂよりも大きい。つまり、ダンパ機構４に入力された捩り振動により生じたダンパトルクＴｋを慣性トルクＴｉによって完全に相殺できていないため、出力軸３において出力トルクＴｏｕｔがダンパトルクＴｋと同位相で変動（振動）する。その低速走行状態Ｌにおける振動低減装置１は、振動低減装置１としての制振トルク（慣性トルクＴｉ）がピーク状態Ｐよりも不足しているが、従来効果Ｅよりも高い制振効果を発揮する。なお、低速走行状態Ｌは、エンジン回転数Ｎｅ２がピーク状態Ｐの所定回転数Ｎｅ１よりも低回転であるため、ダンパトルクＴｋおよび慣性トルクＴｉの周波数がピーク状態Ｐよりも低くなる。

さらに、図４（ａ）に示すように、エンジン回転数Ｎｅがピーク状態Ｐの所定回転数Ｎｅ１よりも高回転数域になると、エンジン回転数Ｎｅの上昇に伴い振動低減装置１の制振効果Ｓが低下する。そして、その高回転数域内において、エンジン回転数Ｎｅ３となる走行状態Ｘを図４（ａ）に点Ｘで示してある。エンジン回転数Ｎｅ３を境にして、振動低減装置１の制振効果Ｓと従来効果Ｅとの大小関係が逆転する。つまり、エンジン回転数Ｎｅが所定回転数Ｎｅ３よりも低回転数の場合には振動低減装置１の制振効果Ｓが従来効果Ｅよりも大きく、反対に、エンジン回転数Ｎｅが所定回転数Ｎｅ３よりも高回転数の場合には振動低減装置１の制振効果Ｓは従来効果Ｅよりも小さくなる。

例えば、図４（ａ）に示すように、エンジン回転数Ｎｅが所定回転数Ｎｅ３よりも高回転数域になると、エンジン回転数Ｎｅの上昇に伴い振動低減装置１の制振効果Ｓは従来効果Ｅよりも低下する。この高回転数域内において、エンジン回転数Ｎｅ４となる高速走行状態Ｈを図４（ａ）に点Ｈで示してある。また、図４（ｄ）に示すように、高速走行状態Ｈでは、ダンパトルクＴｋの振幅Ａがサンギヤ５ｓによる慣性トルクＴｉの振幅Ｂよりも小さい。この場合、振動低減装置１における制振トルクが捩り振動よりも大きくなる。つまり、慣性トルクＴｉに起因する振動（トルク変動）が出力軸３で生じてしまうため、出力軸３において出力トルクＴｏｕｔが慣性トルクＴｉと同位相で変動（振動）する。その高速走行状態Ｈにおける振動低減装置１は、振動低減装置１としての制振トルク（慣性トルクＴｉ）がピーク状態Ｐよりも過剰に出力軸３に作用し、サンギヤ５ｓが起振力として出力軸３に作用するとともに、制振効果Ｓが従来効果Ｅよりも小さくなる。なお、高速走行状態Ｈは、エンジン回転数Ｎｅ４がピーク状態Ｐの所定回転数Ｎｅ１よりも高回転であるため、ダンパトルクＴｋおよび慣性トルクＴｉの周波数がピーク状態Ｐよりも高くなる。

上述したように、この発明の実施例である上記の振動低減装置１による制振効果は、上記の所定回転数Ｎｅ３を境にして、従来技術との優劣が反転する。その従来技術として挙げてある例は、慣性体やそれによる制振効果のないばねダンパ機構を設けた例である。このような動力の伝達経路は、エンジンと変速機とを選択的に連結するクラッチにばねダンパ機構を設けた伝達経路、あるいは変速機２０にばねダンパ機構を内蔵させた伝達経路と同様である。したがって、この種の一般的なクラッチあるいはばねダンパ機構を設けた車両に上述したこの発明の実施例である振動低減装置１を組み込んだ場合、図４の（ａ）に実線で示す制振効果と破線で示す制振効果を得ることが可能になる。すなわち、前述したＥＣＵ６によって、エンジン回転数Ｎｅに応じて切替機構Ｃの切替制御を行う。この場合、ＥＣＵ６がこの発明の実施例におけるコントローラに相当する。

その制御例を図５にフローチャートで示してある。図５に示す制御は、上記の第二経路Ｒ２によって入力軸２から出力軸３にトルクを伝達する場合であっても、所定のばねダンパ機構による制振作用が生じるように構成された車両を対象として実施される。この種のばねダンパ機構Ｄの一例は、エンジン１０と入力軸２との間に設けられる機構であり、これを図１に破線で示してある。

図５に示すルーチンは、エンジン１０が起動されている状態で所定時間ごとに繰り返し実行される。先ず、エンジン回転数Ｎｅが上述した所定回転数Ｎｅ３以上か否かが判断される（ステップＳ１）。エンジン回転数Ｎｅはエンジン制御のために常時検出されているから、その検出値を使用すればよい。また、所定回転数Ｎｅ３は、実際の車両もしくはそのモデルを用いて実測し、あるいはシミュレートすることにより求めておくことができる。

ステップＳ１で否定的に判断された場合には、エンジン回転数Ｎｅが低い状態になっていて、前述した慣性体Ｉおよびダンパ機構Ｋを使用した制振が有効であるから、第二クラッチＣ２が開放状態（ＯＦＦ）に制御され（ステップＳ２）、かつ第一クラッチＣ１が係合状態（ＯＮ）に制御され（ステップＳ３）、リターンする。すなわち、前述した第一経路Ｒ１が設定される。したがって、振動低減装置１が動作し、その制振効果は図４の（ａ）に示すように、従来技術によるよりも優れた効果となり、エンジン回転数Ｎｅ低回転数である状態における振動を効果的に低減することができる。

これに対して、エンジン回転数Ｎｅが前記所定回転数Ｎｅ３以上であることによりステップＳ１で肯定的に判断された場合には、第二クラッチＣ２が係合状態（ＯＮ）に制御され（ステップＳ４）、かつ第一クラッチＣ１が開放状態（ＯＦＦ）に制御され（ステップＳ５）、リターンする。すなわち、前述した第二経路Ｒ２が設定される。したがって、入力軸２と出力軸３とは、全体が一体化されている遊星機構５を介して連結され、入力軸２と出力軸３との間には振動低減作用を特に行う機構は介在しないことになる。なお、エンジン１０と変速機２０との間には、ばねダンパ機構Ｄが介在している。このばねダンパ機構Ｄは、制振のための慣性トルクを発生する部材を備えていないので、その制振効果は図４の（ａ）に破線で示すような特性になる。エンジン回転数Ｎｅが所定回転数Ｎｅ３以上の場合には、この破線で示す制振特性のダンパ機構Ｄによる振動低減が行われるので、車両の振動が悪化することが防止もしくは抑制される。また、この場合、トルクをばねの変位によって吸収する作用が少なくなるので、エンジン１０のトルクの変化に対する出力軸３のトルクの変化の遅れが抑制される。そのため、例えばアクセル操作に対する駆動トルクの応答性が向上する。

以上説明した通り、第一実施例の振動低減装置によれば、車両の走行状態に応じて、慣性体による慣性トルクを動力伝達経路に選択的に作用させることによって、動力伝達経路を伝達する捩り振動を効果的に低減できるとともに、車両の応答性が低下することを抑制することができる。なお、図５に示す制御は、以下に説明する各実施例においても、上記のばねダンパ機構Ｄと同様のばねダンパ機構を設けることにより、上記の第一実施例と同様に実施して、同様の作用・効果を得ることができる。

（４．第二実施例）
次に、第二実施例の振動低減装置について説明する。第二実施例は、第一実施例とは異なり、第一経路に設定した場合に慣性体として機能する遊星機構の回転要素を、第二経路に設定する場合には固定するように構成されている。そのため、第二実施例において第二経路に設定した場合には、遊星機構が変速装置として機能し、入力軸から出力軸の間の変速比が「１」以外の値となる。以下、図６を参照して、第二実施例について具体的に説明する。なお、第二実施例の説明において、第一実施例と同様の構成については説明を省略しその参照符号を引用する。

図６に示すように、第二実施例の振動低減装置２００では、第二クラッチＣ２がサンギヤ５ｓをケースなどの固定部７に選択的に連結するように構成されている。第二クラッチＣ２において、固定側の係合要素が固定部７に連結（一体化）され、かつ回転側の係合要素がサンギヤ５ｓと一体回転する。固定部７は、軸線方向で遊星機構５よりも変速機２０側に配置されている。

図６（ａ）に示すように、振動低減装置２００は、第一クラッチＣ１を係合し、かつ第二クラッチＣ２を開放することにより第一経路Ｒ１に設定することで、遊星機構５のサンギヤ５ｓを慣性体Ｉとして機能させるように構成されている。なお、第二実施例において、第一経路Ｒ１に設定された場合の遊星機構５による制振効果は、上述した第一実施例と同様である。

図６（ｂ）に示すように、振動低減装置２００は、第一クラッチＣ１を開放し、かつ第二クラッチＣ２を係合することにより第二経路Ｒ２に設定することで、サンギヤ５ｓを固定部７に固定する。第二クラッチＣ２はサンギヤ５ｓを固定部７に連結している。したがって、第二経路Ｒ２中の遊星機構５は、サンギヤ５ｓ（第三回転要素）が固定要素、キャリヤ５ｃ（第二回転要素）が出力要素、リングギヤ５ｒ（第一回転要素）が入力要素となり変速装置として機能する。すなわち、遊星機構５による変速比は「１」以外の値になる。

図７は、振動低減装置２００において、第二経路Ｒ２に設定された場合に変速装置として機能する遊星機構５の作動状態を示した共線図である。図７に示すように、サンギヤ５ｓを固定してその回転を止める方向の反力トルクをサンギヤ５ｓに作用させることにより、出力要素となるキャリヤ５ｃは入力要素となるリングギヤ５ｒよりも低回転数になる。つまり、この遊星機構５による変速比は「１」よりも大きい値になり、遊星機構５は減速装置として機能する。そのため、第二実施例の第二経路Ｒ２において、入力軸２と出力軸３との間の変速比γは「１」より大きい値となり、エンジン１０からのトルクを遊星機構５で増幅して出力軸３に伝達できる。したがって、固定部７がこの発明の実施例における「トルクが掛かる部材」に相当している。

以上説明した通り、第二実施例によれば、第一実施例と同様の効果を得られるとともに、第一経路に設定した場合に慣性機構として機能する遊星機構を、第二経路に設定した場合には変速装置として機能させることができる。

なお、上述した第二実施例の説明では、固定部７を軸線方向で遊星機構５よりも変速機２０側に設けるものとしたが、固定部７を設ける位置は、サンギヤ５ｓを選択的に固定できる位置であればよく、上述した位置に限定されない。例えば、図８に示す振動低減装置２００のように、固定部７を軸線方向で遊星機構５よりもエンジン１０側に設けることが可能である。

さらに、この発明の振動低減装置は、上述した第一実施例および第二実施例に限定されず、この発明の目的を逸脱しない範囲で適宜変更が可能である。

（５．第一実施例の変形例）
例えば、上述した第一実施例では、第二クラッチＣ２によって慣性体Ｉとして機能するサンギヤ５ｓを出力軸３に選択的に連結する構成について説明したが、この発明はこれに限定されず、図９に示すようにサンギヤ５ｓを入力軸２に選択的に連結する第二クラッチＣ２を備えた振動低減装置１００に構成されてもよい。この振動低減装置１００の第二クラッチＣ２は、サンギヤ５ｓを入力軸２もしくはリングギヤ５ｒに選択的に連結するように構成されている。したがって、入力軸２もしくはリングギヤ５ｒがこの発明の実施例における「トルクの掛かる部材」に相当している。第二クラッチＣ２において、入力側の係合要素が入力軸２とリングギヤ５ｒと第一クラッチＣ１における入力側の係合要素と一体回転し、かつ出力側の係合要素がサンギヤ５ｓと一体回転する。なお、振動低減装置１００は、図９（ａ）に示す第一経路Ｒ１に設定された場合、および図９（ｂ）に示す第二経路Ｒ２に設定された場合において、上述した第一実施例と同様に作動する。さらに、第一経路Ｒ１に設定された場合、振動低減装置１００における遊星機構５は、上述した図３に共線図で示す作動状態と同様である。

要するに、第二クラッチを係合することにより遊星機構における全ての回転要素が一体回転する場合、慣性体として機能する回転要素を入力軸あるいは出力軸のどちらに連結させてもよい。したがって、図１０に示す遊星機構５のリングギヤ５ｒが慣性体Ｉとして機能するように構成された第三実施例の振動低減装置１１０、あるいは図１３に示す遊星機構５のキャリヤ５ｃが慣性体Ｉとして機能するように構成された第四実施例の振動低減装置１３０のように、第二クラッチＣ２によって慣性体Ｉとしての回転要素（第三回転要素）を入力軸２あるいは出力軸３に連結させるように構成することができる。なお、以下の第三実施例および第四実施例の説明において、上述した第一実施例と同様の構成については説明を省略しその参照符号を引用する。

（５−１．第三実施例）
まず、図１０を参照して、第三実施例の振動低減装置１１０について説明する。図１０（ａ）に示すように、第一経路Ｒ１に設定された場合、振動低減装置１１０の遊星機構５は、リングギヤ５ｒ（第三回転要素）が慣性体Ｉとして機能し、サンギヤ５ｓ（第一回転要素）が入力軸２と一体回転し、キャリヤ５ｃ（第二回転要素）が出力軸３と一体回転する。第三実施例の第二クラッチＣ２は、慣性体Ｉとしてのリングギヤ５ｒを入力軸２もしくはリングギヤ５ｒに選択的に連結するように構成されている。したがって、入力軸２もしくはリングギヤ５ｒが、この発明の実施例における「トルクの掛かる部材」に相当している。第二クラッチＣ２において、出力側の係合要素がリングギヤ５ｒと一体回転する。また、第一クラッチＣ１において、入力側の係合要素が入力軸２とサンギヤ５ｓと第二クラッチＣ２における入力側の係合要素と一体回転し、かつ出力側の係合要素がダンパ機構４の入力要素４１と一体回転する。そして、図１０（ｂ）に示すように、第二経路Ｒ２に設定された場合、リングギヤ５ｒが入力要素のサンギヤ５ｓおよび出力要素のキャリヤ５ｃと一体回転する。

さらに、第三実施例において第一経路Ｒ１に設定された場合、振動低減装置１１０における遊星機構５は、図１１に共線図で示す作動状態となる。図１１に示すように、ダンパ機構４で正方向のダンパトルクＴｋが生じることによってキャリヤ５ｃ（出力軸３）にそのダンパトルクＴｋが作用し、リングギヤ５ｒではそのダンパトルクＴｋに起因する負方向の慣性トルクＴｉが生じる。一方、ダンパ機構４で負方向のダンパトルクＴｋが生じると、リングギヤ５ｒでは正方向の慣性トルクＴｉが生じる。さらに、リングギヤ５ｒの回転数（回転速度）はダンパトルクＴｋの方向へ変化し、リングギヤ５ｒが出力軸３（キャリヤ５ｃ）に対して相対回転する。つまり、リングギヤ５ｒはエンジン１０のクランク軸（入力軸２）と出力軸３との間の角加速度差Δαに応じたダンパトルクＴｋに対して反対方向の慣性トルクＴｉを生じながら出力軸３に連れ回される。出力軸３には、ダンパトルクＴｋがリングギヤ５ｒに作用する際の反力として慣性トルクＴｉが作用するため、出力軸３に作用する慣性トルクＴｉの方向はダンパトルクＴｋに対して反対方向となる。つまり、振動低減装置１１０は、ダンパ機構４が作動する場合に遊星機構５が慣性機構として作動して、リングギヤ５ｒがダンパトルクＴｋに起因して慣性体Ｉとして機能するように構成されている。なお、第三実施例においても、図４を参照して上述した制振効果Ｓと同様の効果を発揮する。

以上説明した通り、第三実施例の振動低減装置によれば、慣性体として機能する回転要素をリングギヤに変更し、そのリングギヤを入力軸あるいは出力軸に選択的に連結させるとともに、切替機構およびダンパ機構の配置を変更した場合も、第一実施例と同様の効果を得ることができる。

なお、上述した第三実施例の変形例として、図１２に示す振動低減装置１２０のように、慣性体Ｉとしてのリングギヤ５ｒを出力軸３もしくはキャリヤ５ｃに連結する第二クラッチＣ２を備えた構成であってもよい。図１２に示す第二クラッチＣ２は、リングギヤ５ｒを出力軸３もしくはキャリヤ５ｃに選択的に連結するように構成されている。したがって、出力軸３もしくはキャリヤ５ｃが、この発明の実施例における「トルクの掛かる部材」に相当している。第二クラッチＣ２において、入力側の係合要素がリングギヤ５ｒと一体回転し、かつ出力側の係合要素が出力軸３とキャリヤ５ｃとダンパ機構４の出力要素４２と一体回転する。また、振動低減装置１２０は、図１２（ａ）に示す第一経路Ｒ１に設定された場合、および図１２（ｂ）に示す第二経路Ｒ２に設定された場合において、上述した第三実施例と同様に作動する。

（５−２．第四実施例）
次に、図１３を参照して、第四実施例の振動低減装置１３０について説明する。図１３（ａ）に示すように、第一経路Ｒ１に設定された場合、振動低減装置１３０の遊星機構５は、キャリヤ５ｃ（第三回転要素）が慣性体Ｉとして機能し、サンギヤ５ｓ（第一回転要素）が入力軸２と一体回転し、リングギヤ５ｒ（第二回転要素）が出力軸３と一体回転する。第四実施例の第二クラッチＣ２は、慣性体Ｉとしてのキャリヤ５ｃを入力軸２もしくはサンギヤ５ｓに選択的に連結するように構成されている。したがって、入力軸２もしくはキャリヤ５ｃが、この発明の実施例における「トルクの掛かる部材」に相当している。第二クラッチＣ２において、出力側の係合要素がキャリヤ５ｃと一体回転する。また、第四実施例のダンパ機構４は、出力要素４２がリングギヤ５ｒおよび出力軸３と一体回転する。図１３（ｂ）に示すように、第二経路Ｒ２に設定された場合、キャリヤ５ｃは入力要素のサンギヤ５ｓおよび出力要素のリングギヤ５ｒと一体回転する。なお、第四実施例の第一クラッチＣ１は上述した第三実施例と同様に構成されている。

さらに、第四実施例において第一経路Ｒ１に設定された場合、振動低減装置１３０における遊星機構５は、図１４に共線図で示す作動状態となる。図１４に示すように、ダンパ機構４で正方向のダンパトルクＴｋが生じることによってリングギヤ５ｒ（出力軸３）にそのダンパトルクＴｋが作用し、キャリヤ５ｃではそのダンパトルクＴｋに起因する負方向の慣性トルクＴｉが生じる。一方、ダンパ機構４で負方向のダンパトルクＴｋが生じると、キャリヤ５ｃでは正方向の慣性トルクＴｉが生じる。さらに、キャリヤ５ｃの回転数（回転速度）はダンパトルクＴｋの方向へ変化し、キャリヤ５ｃが出力軸３（リングギヤ５ｒ）に対して相対回転する。つまり、キャリヤ５ｃはエンジン１０のクランク軸（入力軸２）と出力軸３との間の角加速度差Δαに応じたダンパトルクＴｋに対して反対方向の慣性トルクＴｉを生じながら出力軸３に連れ回される。出力軸３には、ダンパトルクＴｋがキャリヤ５ｃに作用する際の反力として慣性トルクＴｉが作用するため、出力軸３に作用する慣性トルクＴｉの方向はダンパトルクＴｋに対して反対方向となる。つまり、振動低減装置１３０は、ダンパ機構４が作動する場合に遊星機構５が慣性機構として作動して、キャリヤ５ｃがダンパトルクＴｋに起因して慣性体Ｉとして機能するように構成されている。なお、第四実施例においても、図４を参照して上述した制振効果Ｓと同様の効果を発揮する。

以上説明した通り、第四実施例の振動低減装置によれば、慣性体として機能する回転要素をキャリヤに変更し、そのキャリヤを入力軸あるいは出力軸に選択的に連結させるとともに、切替機構およびダンパ機構の配置を変更した場合も、第一実施例と同様の効果を得ることができる。

なお、上述した第四実施例の変形例として、図１５に示す振動低減装置１４０のように、慣性体Ｉとしてのキャリヤ５ｃを出力軸３もしくはリングギヤ５ｒに連結する第二クラッチＣ２を備えた構成であってもよい。図１５に示す第二クラッチＣ２は、キャリヤ５ｃを出力軸３もしくはリングギヤ５ｒに選択的に連結するように構成されている。したがって、出力軸３もしくはリングギヤ５ｒが、この発明の実施例における「トルクの掛かる部材」に相当している。第二クラッチＣ２において、入力側の係合要素がキャリヤ５ｃと一体回転し、かつ出力側の係合要素が出力軸３とリングギヤ５ｒとダンパ機構４の出力要素４２と一体回転する。また、振動低減装置１４０は、図１５（ａ）に示す第一経路Ｒ１に設定された場合、および図１５（ｂ）に示す第二経路Ｒ２に設定された場合において、上述した第四実施例と同様に作動する。

（６．第二実施例の変形例）
また、第二実施例についても変形例を構成することができる。上述した第二実施例では、第二クラッチＣ２によって慣性体Ｉとして機能するサンギヤ５ｓを固定部７に選択的に連結する構成について説明したが、この発明はこれに限定されず、サンギヤ５Ｓ以外の回転要素を慣性体Ｉとして機能させるように構成することができ、その慣性体Ｉとしての回転要素を第二クラッチＣ２によって選択的に固定するように構成されてもよい。具体的には、図１６に示す遊星機構５のリングギヤ５ｒが慣性体Ｉとして機能するように構成された第五実施例の振動低減装置２１０のように、第二クラッチＣ２によって慣性体Ｉとしての回転要素（第三回転要素）を固定部７に連結させるように構成することができる。なお、以下の第五実施例の説明において、上述した第二実施例と同様の構成については説明を省略しその参照符号を引用する。

（６−１．第五実施例）
まず、図１６を参照して、第五実施例の振動低減装置２１０について説明する。図１６（ａ）に示すように、第一経路Ｒ１に設定された場合、振動低減装置２１０は、遊星機構５のリングギヤ５ｒを慣性体Ｉとして機能させるように構成されている。振動低減装置２１０の遊星機構５において、慣性体Ｉとしてのリングギヤ５ｒ（第三回転要素）を備え、入力要素となるサンギヤ５ｓ（第一回転要素）が入力軸２と一体回転し、かつ出力要素となるキャリヤ５ｃ（第二回転要素）が出力軸３と一体回転する。

振動低減装置２１０では、第二クラッチＣ２によってリングギヤ５ｒをケースなどの固定部７に選択的に連結するように構成されている。固定部７は、軸線方向で遊星機構５よりもエンジン１０側に配置されている。第二クラッチＣ２はリングギヤ５ｒを選択的に固定するように機能する。第二クラッチＣ２において、固定側の係合要素が固定部７に連結（一体化）され、かつ回転側の係合要素がリングギヤ５ｒと一体回転する。したがって、固定部７が、この発明の実施例における「トルクの掛かる部材」に相当している。また、第一クラッチＣ１において、入力側の係合要素が入力軸２およびサンギヤ５ｓと一体回転し、かつ出力側の係合要素がダンパ機構４の入力要素４１と一体回転する。そして、図１６（ｂ）に示すように、第二経路Ｒ２に設定された場合、リングギヤ５ｒが固定部７に固定され固定要素となる。したがって、第二経路Ｒ２中の遊星機構５は、サンギヤ５ｓが入力要素、キャリヤ５ｃが出力要素、リングギヤ５ｒが固定要素となり変速装置として機能する。

図１７は、振動低減装置２１０において、第二経路Ｒ２に設定された場合に変速装置として機能する遊星機構５の作動状態を示した共線図である。図１７に示すように、リングギヤ５ｒを固定することにより、出力要素となるキャリヤ５ｃは入力要素となるサンギヤ５ｓよりも低回転数になる。つまり、この遊星機構５による変速比は「１」よりも大きい値になり、遊星機構５は減速装置として機能する。そのため、第五実施例の第二経路Ｒ２において、入力軸２と出力軸３との間の変速比γは「１」より大きい値となり、エンジン１０からのトルクを遊星機構５で増幅して出力軸３に伝達できる。

以上説明した通り、第五実施例の振動低減装置によれば、慣性体として機能する回転要素をリングギヤに変更し、そのリングギヤを選択的に固定するとともに、切替機構およびダンパ機構の配置を変更した場合も、第二実施例と同様の効果を得ることができる。

なお、上述した第五実施例において、固定部７を設ける位置は、リングギヤ５ｒを選択的に固定できる位置であればよく、上述した位置に限定されない。例えば、固定部７を軸線方向で遊星機構５よりも変速機２０側に設けることが可能である。

（７．第一実施例の他の変形例）
さらに、上述した第一実施例では、シングルピニオン型の遊星機構からなる慣性機構を備えた構成について説明したが、この発明はこれに限定されず、ダブルピニオン型の遊星機構により慣性機構を構成してもよい。したがって、ダブルピニオン型の遊星機構において、いずれか一つの回転要素を慣性体として機能させるように構成できる。そして、その慣性体としての回転要素を第二クラッチＣ２によって入力軸２あるいは出力軸３に選択的に連結するように構成されてよい。ここでは、ダブルピニオン型の遊星機構において、サンギヤを慣性体として機能させる場合を第六実施例、リングギヤを慣性体として機能させる場合を第七実施例、そしてキャリヤを慣性体として機能させる場合を第八実施例とする。第六実施例の振動低減装置については図１８を参照し、第七実施例の振動低減装置については図２１を参照し、第八実施例の振動低減装置については図２４を参照して説明する。なお、各変形例の説明において、上述した第一実施例と同様の構成については説明を省略しその参照符号を引用する。

（７−１．第六実施例）
図１８に示すように、第六実施例の振動低減装置３００は、慣性機構としてダブルピニオン型に構成された遊星機構９を備えている。例えば、遊星機構９は遊星歯車機構あるいは遊星ローラ機構であってよい。第七実施例の遊星機構９は、サンギヤ９ｓとキャリヤ９ｃとリングギヤ９ｒとからなる三つの回転要素を備えたダブルピニオン型の遊星歯車機構に構成されている。サンギヤ９ｓは外歯歯車により構成されている。リングギヤ９ｒは内歯歯車により構成され、サンギヤ９ｓに対して同心円上に配置されている。キャリヤ９ｃは、サンギヤ９ｓに噛み合っている第一ピニオンギヤ９ｐ１と、リングギヤ９ｒに噛み合っている第二ピニオンギヤ９ｐ２とを保持している。遊星機構９では各ピニオンギヤ９ｐ１，９ｐ２がキャリヤ９ｃに保持されたままで自転可能かつ公転可能に構成されている。

図１８（ａ）に示すように、振動低減装置３００は、第一クラッチＣ１を係合しかつ第二クラッチＣ２を開放して第一経路Ｒ１を設定することによって、遊星機構９のサンギヤ９ｓを慣性体Ｉとして機能させるように構成されている。振動低減装置３００の遊星機構９において、慣性体Ｉとしてのサンギヤ９ｓ（第三回転要素）を備え、入力要素となるリングギヤ９ｒ（第一回転要素）は入力軸２と一体回転し、かつ出力要素となるキャリヤ９ｃ（第二回転要素）は出力軸３と一体回転する。第二クラッチＣ２は、出力軸３もしくはキャリヤ９ｃとサンギヤ９ｓとを選択的に連結するように構成されている。したがって、出力軸３もしくはキャリヤ９ｃが、この発明の実施例における「トルクの掛かる部材」に相当している。第二クラッチＣ２において、入力側の係合要素がサンギヤ９ｓと一体回転し、かつ出力側の係合要素が出力軸３とキャリヤ９ｃとダンパ機構４の出力要素４２と一体回転する。また、第一クラッチＣ１において、入力側の係合要素が入力軸２およびリングギヤ９ｒと一体回転し、かつ出力側の係合要素がダンパ機構４の入力要素４１と一体回転する。そして、図１８（ｂ）に示すように、第二経路Ｒ２に設定された場合、サンギヤ９ｓが入力要素のリングギヤ９ｒおよび出力要素のキャリヤ９ｃと一体になって回転する。

また、第六実施例において第一経路Ｒ１に設定された場合、振動低減装置３００における遊星機構９は、図１９に共線図で示す作動状態となる。図１９に示す共線図では、遊星機構９の回転要素であるサンギヤ９ｓとリングギヤ９ｒとキャリヤ９ｃとを縦線で示し、それらの間隔を遊星機構９のギヤ比ρに対応する間隔とする。なお、図１９では遊星機構９の各回転要素をシンボルで示してあり、Ｓはサンギヤ９ｓ、Ｒはリングギヤ９ｒ、Ｃはキャリヤ９ｃとなる。さらに、図１９に示す四角印はダンパトルクＴｋおよび慣性トルクＴｉが生じている状態を示し、丸印はダンパトルクＴｋおよび慣性トルクＴｉが生じていない状態を示している。

図１９に示すように、ダンパ機構４で正方向のダンパトルクＴｋが生じることによってキャリヤ９ｃ（出力軸３）にそのダンパトルクＴｋが作用し、サンギヤ９ｓではそのダンパトルクＴｋに起因する正方向の慣性トルクＴｉが生じる。一方、ダンパ機構４で負方向のダンパトルクＴｋが生じると、サンギヤ９ｓでは負方向の慣性トルクＴｉが生じる。さらに、サンギヤ９ｓの回転数（回転速度）はダンパトルクＴｋの方向へ変化し、サンギヤ９ｓは自由回転可能な状態であることにより出力軸３（キャリヤ９ｃ）に対して相対回転する。つまり、サンギヤ９ｓはエンジン１０のクランク軸（入力軸２）と出力軸３との間の角加速度差Δαに応じたダンパトルクＴｋに対して同一方向の慣性トルクＴｉを生じながら出力軸３に連れ回される。出力軸３には、ダンパトルクＴｋがサンギヤ９ｓに作用する際の反力として慣性トルクＴｉが作用するため、出力軸３に作用する慣性トルクＴｉの方向はダンパトルクＴｋに対して反対方向となる。つまり、振動低減装置３００は、ダンパ機構４が作動する場合に遊星機構９が慣性機構として作動して、サンギヤ９ｓがダンパトルクＴｋに起因して慣性体Ｉとして機能する。なお、第六実施例においても、図４を参照して上述した制振効果Ｓと同様の効果を発揮する。

以上説明した通り、第七実施例の振動低減装置によれば、慣性機構としての遊星機構をダブルピニオン型により構成した場合も、第一実施例と同様の効果を得ることができる。

なお、上述した第六実施例のように遊星機構がダブルピニオン型に構成された場合も、第二クラッチを係合することにより遊星機構における全ての回転要素が一体回転するので、慣性体として機能する回転要素を入力軸あるいは出力軸のどちらに連結させてもよい。したがって、第六実施例の変形例として、図２０に示す振動低減装置３１０のように、慣性体Ｉとしてのサンギヤ９ｓを入力軸２に連結する第二クラッチＣ２を備えた構成であってもよい。図２０に示す第二クラッチＣ２は、サンギヤ９ｓを入力軸２に選択的に連結するように構成されている。第二クラッチＣ２において、入力側の係合要素が入力軸２とリングギヤ９ｒと第一クラッチＣ１における入力側の係合要素と一体回転し、かつ出力側の係合要素がサンギヤ９ｓと一体回転する。そして、振動低減装置３１０は、図２０（ａ）に示す第一経路Ｒ１に設定された場合、および図２０（ｂ）に示す第二経路Ｒ２に設定された場合において、上述した第六実施例と同様に作動する。

（７−２．第七実施例）
図２１に示すように、第七実施例の振動低減装置３２０は、上述した第六実施例の変形例であって、特に上述した第三実施例の遊星機構をダブルピニオン型により構成した変形例である。なお、第七実施例の説明において、上述した第六実施例と同様の構成については説明を省略しその参照符号を引用する。

図２１（ａ）に示すように、第一経路Ｒ１に設定された場合、振動低減装置３２０の遊星機構９は、リングギヤ９ｒ（第三回転要素）が慣性体Ｉとして機能し、サンギヤ９ｓ（第一回転要素）が入力軸２と一体回転し、キャリヤ９ｃ（第二回転要素）が出力軸３と一体回転する。第七実施例の第二クラッチＣ２は、慣性体Ｉとしてのリングギヤ９ｒを入力軸２もしくはサンギヤ９ｓに選択的に連結するように構成されている。したがって、入力軸２もしくはサンギヤ９ｓが、この発明の実施例における「トルクの掛かる部材」に相当している。第二クラッチＣ２において、入力側の係合要素が入力軸２とサンギヤ９ｓと第一クラッチＣ１における入力側の係合要素と一体回転し、かつ出力側の係合要素がリングギヤ９ｒと一体回転する。また、第一クラッチＣ１において、入力側の係合要素が入力軸２とサンギヤ９ｓと第二クラッチＣ２における入力側の係合要素と一体回転し、かつ出力側の係合要素がダンパ機構４の入力要素４１と一体回転する。そして、図２１（ｂ）に示すように、第二経路Ｒ２に設定された場合、リングギヤ９ｒが入力要素のサンギヤ９ｓおよび出力要素のキャリヤ９ｃと一体回転する。

また、第七実施例において第一経路Ｒ１に設定された場合、振動低減装置３２０における遊星機構９は、図２２に共線図で示す作動状態となる。図２２に示すように、ダンパ機構４で正方向のダンパトルクＴｋが生じることによってキャリヤ９ｃ（出力軸３）にそのダンパトルクＴｋが作用し、リングギヤ９ｒでは自由回転可能な状態であることによりそのダンパトルクＴｋに起因する負方向の慣性トルクＴｉが生じる。一方、ダンパ機構４で負方向のダンパトルクＴｋが生じると、リングギヤ９ｒでは正方向の慣性トルクＴｉが生じる。さらに、リングギヤ９ｒの回転数（回転速度）はダンパトルクＴｋの方向へ変化し、リングギヤ９ｒが出力軸３（キャリヤ９ｃ）に対して相対回転する。つまり、リングギヤ９ｒはエンジン１０のクランク軸（入力軸２）と出力軸３との間の角加速度差Δαに応じたダンパトルクＴｋに対して反対方向の慣性トルクＴｉを生じながら出力軸３に連れ回される。出力軸３には、ダンパトルクＴｋがリングギヤ９ｒに作用する際の反力として慣性トルクＴｉが作用するため、出力軸３に作用する慣性トルクＴｉの方向はダンパトルクＴｋに対して反対方向となる。つまり、振動低減装置３２０は、ダンパ機構４が作動する場合に遊星機構９が慣性機構として作動して、リングギヤ９ｒがダンパトルクＴｋに起因して慣性体Ｉとして機能する。なお、第七実施例においても、図４を参照して上述した制振効果Ｓと同様の効果を発揮する。

以上説明した通り、第七実施例の振動低減装置によれば、慣性機構としての遊星機構をダブルピニオン型により構成した場合であって、慣性体として機能する回転要素をリングギヤに変更し、そのリングギヤを入力軸に選択的に連結させるとともに、切替機構の配置を変更した場合も、第一実施例と同様の効果を得ることができる。

なお、上述した第七実施例の変形例として、図２３に示す振動低減装置３３０のように、慣性体Ｉとしてのリングギヤ９ｒを出力軸３に連結する第二クラッチＣ２を備えた構成であってもよい。図２３に示す第二クラッチＣ２は、慣性体としてのリングギヤ９ｒを出力軸３もしくはキャリヤ９ｃに選択的に連結するように構成されている。したがって、出力軸３もしくはキャリヤ９ｃがこの発明の実施例における「トルクの掛かる部材」に相当している。第二クラッチＣ２において、入力側の係合要素がリングギヤ９ｒと一体回転し、かつ出力側の係合要素が出力軸３とキャリヤ９ｃとダンパ機構４の出力要素４２と一体回転する。そして、振動低減装置３３０は、図２３（ａ）に示す第一経路Ｒ１に設定された場合、および図２３（ｂ）に示す第二経路Ｒ２に設定された場合において、上述した第七実施例と同様に作動する。

（７−３．第八実施例）
図２４に示すように、第八実施例の振動低減装置３４０は、上述した第六および第七実施例の変形例であって、特に上述した第四実施例の遊星機構をダブルピニオン型により構成した変形例である。なお、第八実施例の説明において、第六および第七実施例と同様の構成については説明を省略しその参照符号を引用する。

図２４（ａ）に示すように、第一経路Ｒ１に設定された場合、振動低減装置３４０の遊星機構９は、キャリヤ９ｃ（第三回転要素）が慣性体Ｉとして機能し、サンギヤ９ｓ（第一回転要素）が入力軸２と一体回転し、リングギヤ９ｒ（第二回転要素）が出力軸３と一体回転する。第八実施例の第二クラッチＣ２は、慣性体Ｉとしてのキャリヤ９ｃを入力軸２もしくはサンギヤ９ｓに選択的に連結するように構成されている。したがって、この入力軸２もしくはサンギヤ９ｓがこの発明の実施例における「トルクの掛かる部材」に相当している。第二クラッチＣ２において、出力側の係合要素がキャリヤ９ｃと一体回転する。また、第八実施例のダンパ機構４は、出力要素４２がリングギヤ９ｒおよび出力軸３と一体回転する。そして、図２４（ｂ）に示すように、第二経路Ｒ２に設定された場合、キャリヤ９ｃが入力要素のサンギヤ９ｓおよび出力要素のリングギヤ９ｒと一体回転する。

また、第八実施例において第一経路Ｒ１に設定された場合、振動低減装置３４０における遊星機構９は、図２５に共線図で示す作動状態となる。図２５に示すように、ダンパ機構４で正方向のダンパトルクＴｋが生じることによってリングギヤ９ｒ（出力軸３）にそのダンパトルクＴｋが作用し、キャリヤ９ｃでは自由回転可能な状態であることによりそのダンパトルクＴｋに起因する負方向の慣性トルクＴｉが生じる。一方、ダンパ機構４で負方向のダンパトルクＴｋが生じると、キャリヤ９ｃでは正方向の慣性トルクＴｉが生じる。さらに、キャリヤ９ｃの回転数（回転速度）はダンパトルクＴｋの方向へ変化し、キャリヤ９ｃが出力軸３（リングギヤ９ｒ）に対して相対回転する。つまり、キャリヤ９ｃはエンジン１０のクランク軸（入力軸２）と出力軸３との間の角加速度差Δαに応じたダンパトルクＴｋに対して反対方向の慣性トルクＴｉを生じながら出力軸３に連れ回される。出力軸３には、ダンパトルクＴｋがキャリヤ９ｃに作用する際の反力として慣性トルクＴｉが作用するため、出力軸３に作用する慣性トルクＴｉの方向はダンパトルクＴｋに対して反対方向となる。つまり、振動低減装置３４０は、ダンパ機構４が作動する場合に遊星機構９が慣性機構として作動して、キャリヤ９ｃがダンパトルクＴｋに起因して慣性体Ｉとして機能する。なお、第八実施例においても、図４を参照して上述した制振効果Ｓと同様の効果を発揮する。

以上説明した通り、第八実施例の振動低減装置によれば、慣性機構としての遊星機構をダブルピニオン型により構成した場合であって、慣性体として機能する回転要素をキャリヤに変更し、そのキャリヤを入力軸に選択的に連結させるとともに、切替機構の配置を変更した場合も、第一実施例と同様の効果を得ることができる。

なお、上述した第八実施例の変形例として、図２６に示す振動低減装置３５０のように、慣性体Ｉとしてのキャリヤ９ｃを出力軸３に連結する第二クラッチＣ２を備えた構成であってもよい。図２６に示す第二クラッチＣ２は、慣性体としてのキャリヤ９ｃを出力軸３もしくはリングギヤ９ｒに選択的に連結するように構成されている。したがって、出力軸３もしくはリングギヤ９ｒがこの発明の実施例における「トルクの掛かる部材」に相当している。第二クラッチＣ２において、入力側の係合要素がキャリヤ９ｃと一体回転し、かつ出力側の係合要素が出力軸３とリングギヤ９ｒとダンパ機構４の出力要素４２と一体回転する。そして、振動低減装置３５０は、図２６（ａ）に示す第一経路Ｒ１に設定された場合、および図２６（ｂ）に示す第二経路Ｒ２に設定された場合において、上述した第八実施例と同様に作動する。

（８．第二実施例の他の変形例）
加えて、上述した第二実施例についても、変速装置として機能する慣性機構をダブルピニオン型の遊星機構により構成することができる。ここでは、ダブルピニオン型の遊星機構において、サンギヤを慣性体として機能させる場合を第九実施例、そしてキャリヤを慣性体として機能させる場合を第十実施例とする。第九実施例の振動低減装置については図２７を参照し、第十実施例の振動低減装置については図２９を参照して説明する。なお、各変形例の説明において、上述した第二および第六実施例と同様の構成については説明を省略しその参照符号を引用する。

（８−１．第九実施例）
図２７（ａ）に示すように、第九実施例の振動低減装置４００は、第一クラッチＣ１を係合し、かつ第二クラッチＣ２を開放することにより第一経路Ｒ１に設定することで、遊星機構９のサンギヤ９ｓを慣性体Ｉとして機能させるように構成されている。第二クラッチＣ２はサンギヤ９ｓをケースなどの固定部７に選択的に連結するように構成されている。したがって、固定部７がこの発明の実施例における「トルクの掛かる部材」に相当している。第二クラッチＣ２において、固定側の係合要素が固定部７に連結（一体化）され、かつ回転側の係合要素はサンギヤ９ｓと一体回転する。固定部７は、軸線方向で遊星機構９よりも変速機２０側に配置されている。そして、図２７（ｂ）に示すように、振動低減装置４００は、第一クラッチＣ１を開放し、かつ第二クラッチＣ２を係合することにより第二経路Ｒ２に設定することで、サンギヤ９ｓを固定部７に固定する。第二クラッチＣ２はサンギヤ９ｓを固定部７に連結している。したがって、第二経路Ｒ２中の遊星機構９は、サンギヤ９ｓ（第三回転要素）が固定要素、リングギヤ９ｒ（第一回転要素）が入力要素、キャリヤ９ｃ（第二回転要素）が出力要素となり変速装置として機能する。

図２８は、振動低減装置４００において、第二経路Ｒ２に設定された場合に変速装置として機能する遊星機構９の作動状態を示した共線図である。図２８に示すように、サンギヤ９ｓを固定することにより、出力要素となるキャリヤ９ｃは入力要素となるリングギヤ９ｒよりも高回転数になる。つまり、この遊星機構９による変速比は「１」よりも小さい値になり、遊星機構９は増速装置として機能する。そのため、第九実施例の第二経路Ｒ２において、入力軸２と出力軸３との間の変速比γは「１」より小さい値となり、エンジン１０からの動力を遊星機構９で増速して出力軸３に伝達できる。

以上説明した通り、第九実施例の振動低減装置によれば、慣性機構としての遊星機構をダブルピニオン型により構成した場合も、第二実施例と同様の効果を得られるとともに、遊星機構を増速装置として機能させることができる。

なお、上述した第九実施例において、固定部７を設ける位置は、サンギヤ９ｓを選択的に固定できる位置であればよく、上述した位置に限定されない。例えば、固定部７を軸線方向で遊星機構９よりもエンジン１０側に設けることが可能である。

（８−２．第十実施例）
図２９に示すように、第十実施例の振動低減装置４２０は、上述した第九実施例の変形例である。なお、第十実施例の説明において、上述した第九実施例と同様の構成については説明を省略しその参照符号を引用する。

図２９（ａ）に示すように、振動低減装置４２０は、第一クラッチＣ１を係合し、かつ第二クラッチＣ２を開放することにより第一経路Ｒ１に設定することで、遊星機構９のキャリヤ９ｃを慣性体Ｉとして機能させるように構成されている。振動低減装置４２０の遊星機構９において、慣性体Ｉとしてのキャリヤ９ｃ（第三回転要素）を備え、入力要素となるサンギヤ９ｓ（第一回転要素）が入力軸２と一体回転し、かつ出力要素となるリングギヤ９ｒ（第二回転要素）が出力軸３と一体回転する。第二クラッチＣ２は、キャリヤ９ｃをケースなどの固定部７に選択的に連結するように構成されている。したがって、固定部７がこの発明の実施例における「トルクの掛かる部材」に相当している。第二クラッチＣ２において、固定側の係合要素が固定部７に連結（一体化）され、かつ回転側の係合要素がキャリヤ９ｃと一体回転する。また、第十二実施例のダンパ機構４は、出力要素４２がリングギヤ９ｒおよび出力軸３と一体回転する。そして、図２９（ｂ）に示すように、第二経路Ｒ２に設定された場合、キャリヤ９ｃが固定部７に固定され固定要素となる。したがって、第二経路Ｒ２中の遊星機構９は、サンギヤ９ｓが入力要素、リングギヤ９ｒが出力要素、キャリヤ９ｃが固定要素となり変速装置として機能する。

図３０は、振動低減装置４２０において、第二経路Ｒ２に設定された場合に変速装置として機能する遊星機構９の作動状態を示した共線図である。図３０に示すように、キャリヤ９ｃを固定することにより、出力要素となるリングギヤ９ｒは入力要素となるサンギヤ９ｓよりも低回転数となる。つまり、この遊星機構９による変速比は「１」よりも大きい値になり、遊星機構９は減速装置として機能する。そのため、第十実施例の第二経路Ｒ２において、入力軸２と出力軸３との間の変速比γは「１」よりも大きい値となり、エンジン１０からのトルクを遊星機構９で増幅して出力軸３に伝達できる。

以上説明した通り、第十実施例の振動低減装置によれば、慣性機構としての遊星機構をダブルピニオン型により構成し、慣性体として機能する回転要素をキャリヤに変更し、そのキャリヤを選択的に固定するとともに、切替機構およびダンパ機構の配置を変更した場合も、第二実施例と同様の効果を得ることができる。

なお、上述した第十実施例において、固定部７を設ける位置は、リングギヤ９ｒを選択的に固定できる位置であればよく、上述した位置に限定されない。例えば、固定部７を軸線方向で遊星機構９よりも変速機２０側に設けることが可能である。

そして、上述した各実施例の振動低減装置では、弾性体としてコイルスプリングを設けた構成について説明したが、この発明はこれに限定されず、例えば上述したコイルスプリングの代わりに樹脂製の緩衝部材などを弾性体として採用してもよい。

また、上述した各実施例において、第一クラッチを係合し、かつ第二クラッチを係合する場合、遊星機構の各回転要素が一体回転するのでエンジンを変速機に直結でき、車両の応答性を向上させることができる。この場合、振動低減装置による制振効果は発揮されない。

Claims

エンジンからトルクが入力される入力軸と出力軸との間で伝達されるトルクの変動によって伸縮する弾性体を有するダンパ機構と、前記トルクの変動によって自由回転して回転数が変化することにより前記トルクの変動を抑制する方向に慣性トルクを発生する慣性体とを備えている振動低減装置において、
前記ダンパ機構を経由して前記入力軸と前記出力軸との間でトルクを伝達する第一経路と、
前記ダンパ機構をバイパスして前記入力軸と前記出力軸との間でトルクを伝達する第二経路と、
前記入力軸と前記出力軸との間でのトルクの伝達を行う経路を前記第一経路と前記第二経路とのいずれかに切り替える切替機構とを備え、
前記切替機構は、前記入力軸と前記出力軸との間でトルクの伝達を行う経路を前記第一経路に切り替えた場合には前記慣性体を前記自由回転可能な状態とし、かつ前記入力軸と前記出力軸との間でトルクの伝達を行う経路を前記第二経路に切り替えた場合には前記慣性体を前記第二経路を経由したトルクの伝達のためにトルクが掛かる部材に連結するように構成されている
ことを特徴とする振動低減装置。
請求項１に記載の振動低減装置において、
互いに差動作用を行う複数の回転要素を有する遊星機構を更に備え、
前記遊星機構は、前記入力軸からトルクが伝達される第一回転要素と、前記出力軸と一体回転する第二回転要素と、前記慣性体として機能する第三回転要素とを備え、
前記ダンパ機構は、前記第一回転要素と前記第二回転要素との間でトルクを伝達するように設けられ、
前記切替機構は、前記第一回転要素と前記第二回転要素との間で前記ダンパ機構に対して直列に配置された第一クラッチ機構と、前記第三回転要素を前記第一回転要素と第二回転要素とのいずれか一方に連結する第二クラッチ機構とを有する
ことを特徴とする振動低減装置。
請求項１に記載の振動低減装置において、
互いに差動作用を行う複数の回転要素を有する遊星機構を更に備え、前記遊星機構は、前記入力軸からトルクが伝達される第一回転要素と、前記出力軸と一体回転する第二回転要素と、前記慣性体として機能する第三回転要素とを備え、
前記トルクが掛かる部材は、前記第三回転要素からトルクが掛かって前記第三回転要素に反力トルクを与える固定部を含み、
前記切替機構は、前記第一回転要素と前記第二回転要素との間で前記ダンパ機構に対して直列に配置された第一クラッチ機構と、前記第三回転要素を前記固定部に連結する第二クラッチ機構とを有する
ことを特徴とする振動低減装置。
請求項１ないし３のいずれか一項に記載の振動低減装置において、
前記エンジンと入力軸との間もしくは前記出力軸上に配置されたばねダンパ機構と、
前記切替機構を切替動作させるコントローラとを更に備え、
前記コントローラは、
前記エンジンの回転数と判断の基準として予め定めた所定回転数とを比較し、
前記エンジンの回転数が前記所定回転数より低回転数の場合には前記第一経路を経由して前記入力軸から前記出力軸にトルクを伝達するように前記切替機構を切り替える
ように構成されていることを特徴とする振動低減装置。
請求項４に記載の振動低減装置において、
前記コントローラは、
前記エンジンの回転数が前記所定回転数以上の場合には前記第二経路を経由して前記入力軸から前記出力軸にトルクを伝達するように前記切替機構を切り替える
ように構成されていることを特徴とする振動低減装置。
請求項１ないし３のいずれか一項に記載の振動低減装置において、
前記エンジンと入力軸との間もしくは前記出力軸上に配置されたばねダンパ機構と、
前記切替機構を切替動作させるコントローラとを更に備え、
前記コントローラは、
前記エンジンの回転数と判断の基準として予め定めた所定回転数とを比較し、
前記エンジンの回転数が前記所定回転数以上の場合には前記第二経路を経由して前記入力軸から前記出力軸にトルクを伝達するように前記切替機構を切り替える
ように構成されていることを特徴とする振動低減装置。