JP6363720B2 - ダイナミックダンパ - Google Patents

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Description

この発明は遊星歯車装置を備え、クランク軸からの駆動力を油圧式トルクコンバータを介して変速機に連結する内燃機関の動力伝達系においてロックアップ時の回転変動を抑制するため使用することができるダイナミックダンパに関するものである。
トルクコンバータを備えた車両の駆動系においては動力伝達が油圧に依拠しないロックアップ時にはエンジンの回転変動がトルクコンバータを介することなく直接ギヤトレーンに伝達する。そこで、ロックアップ時の効率的回転変動抑制のため遊星歯車装置を備えたダイナミックダンパが提案されている（特許文献１−５）。これらの特許文献のダイナミックダンパにおいて使用される遊星歯車装置は、プラネタリギヤ（複数）は夫々が単連ピニオンよりなり、一つのサンギヤと、一つのリングギヤと、複数のプラネタリギヤを回転可能に連結するキャリアとの３個の回転要素から成る通常型の遊星歯車装置である。そして、これらの特許文献１−５はサンギヤと、リングギヤ、キャリア及び弾性体間の具体的連結態様は夫々異なってはいるが、サンギヤ、リングギヤ及びキャリアのうち第１のものをクランク軸側（駆動側）に連結し、第２のもの変速機側（従動側）に連結し、サンギヤ、リングギヤ及びキャリアのうちの二つの間を駆動側と従動側との間の動力伝達に関与するように弾性体にて連接し、サンギヤ、リングギヤ及びキャリアのうち動力伝達に関与しない残りのフリーな一つをダンパマスとした構成の点において同様であり、遊星歯車装置の採用により効率的な回転変動抑制を行うことを意図した機能の点においても同様といい得る。
特開平１１−１５９５９５号公報 特開２０１０−１０１３８０号公報 特開２００８−１６３９７７号公報 特開平０７−２０８５４６号公報 特開２００８−１６４０１３号公報 特開２０１３−８７８２７号公報
従来技術の遊星歯車式ダイナミックダンパにおいては、遊星歯車装置は、各プラネタリギヤが単連型のピニオンよりなり、一つのサンギヤと、一つのリングギヤと、複数のプラネタリギヤを回転可能に連結するキャリアとの３個の回転要素（のみ）よりなり、その一つを入力側に、もう一つを出力側に、夫々連結し、残りの一つの回転要素をダンパマスとして機能させるものである。回転要素が３個しかないため、歯数設定に制限（たとえばリングギヤはサンギヤより歯数が多くなくてはならない等の制限）を受け、ダンパ設計時に設定可能なギヤ比の設定領域が狭くなる。そのため、制限されたギヤ比で設定できるダンパマスやダンパスプリングの選択範囲も狭く制限されてしまっていた。また、必要な大きさのダンパマスを確保するためダンパマスとして機能する回転要素に大きな質量体を付加することが必要とされ、そのため、動力伝達におけるエネルギの損失量が大きくなり、車両の加速性能を損なう結果となっていた。
また、遊星歯車装置がリングギヤ、サンギヤ、両者と噛み合うピニオンギヤを径方向に配置して構成されるため、トルクコンバータ装置全体の径方向寸法や重量を大きくしてしまっていた。その上、装置全体の径方向寸法の増大はこれを収容するトランスミッションケースとの干渉等の問題を生じ、また、トランスミッションケースの設置部位は車体の高さ方向において空間的に余裕がない部位なので、径方向寸法は可能な限り小さくしたい要求がある。
本発明は以上の従来技術の問題点に鑑みてなされたものであり、遊星歯車装置を備えたダイナミックダンパであって：遊星歯車装置が、軸方向に並設され、各々が一体回転するように軸方向に並置され歯数が相違する第１ピニオン及び第２ピニオンよりなり、円周方向に複数離間して配置されたダブルピニオンプラネタリギヤと、第１ピニオン及び第２ピニオンの夫々にその内側及び外側の少なくとも片側において噛合する少なくとも２個の回転ギヤ部材と、複数のダブルピニオンプラネタリギヤを回転可能に支持するキャリアとを備え；前記少なくとも２個の回転ギヤ部材及びキャリアのうちの一つは入力側に連結されると共に、前記少なくとも２個の回転ギヤ部材及びキャリアのうちのいずれか二つの間を入力側から出力側への動力伝達に関与するように連結する弾性体を備え；前記少なくとも２個の回転ギヤ部材及びキャリアのうち動力伝達に関与しない別の一つ若しくは複数をダンパマスとして機能させることを特徴とするダイナミックダンパが提供される。
この発明の一態様として、第１サンギヤ及び第２サンギヤ（回転ギヤ部材）は設置されるが、第１リングギヤ及び第２リングギヤは設置しないようにすることができる。この場合、第１サンギヤ、第２サンギヤ及びキャリアのうちの一つは入力側に連結されると共に、第１サンギヤ、第２サンギヤ及びキャリアのうちの別の一つは出力側に連結され、前記弾性体は第１サンギヤ、第２サンギヤ及びキャリアのうちのいずれか二つの間を入力側から出力側への動力伝達に関与するように連結しており、第１サンギヤ、第２サンギヤ及びキャリアのうち残余の動力伝達に関与しない一つをダンパマスとして機能させる。
この発明の別の一態様として、回転ギヤ部材としての第１サンギヤ及び第２サンギヤは設置しないが、第１リングギヤ及び第２リングギヤ（回転ギヤ部材）を設置することができる。この場合、第１リングギヤ、第２リングギヤ及びキャリアのうちの一つは入力側に連結されると共に、第１リングギヤ、第２リングギヤ及びキャリアのうちの別の一つは出力側に連結され、前記弾性体は第１リングギヤ、第２リングギヤ及びキャリアのうちのいずれか二つの間を入力側から出力側への動力伝達に関与するように連結しており、第１リングギヤ、第２リングギヤ及びキャリアのうち動力伝達に関与しない残余の一つをダンパマスとして機能させる。
本発明においては、内周の大小のサンギヤと外周の大小のリングギヤとの最大４個の回転ギヤ部材のうち第１ピニオン及び第２ピニオンに夫々噛合する最小２個の回転ギヤ部材が必須であるが、もう一つの若しくは二つの回転ギヤ部材を付加することができる。この場合において、付加された回転ギヤ部材は弾性体を介して入力側若しくは出力側の回転ギヤ部材と連結することができる。また、付加された回転ギヤ部材を付加的なダンパマスとして供することもできる。
また、本発明のダイナミックダンパにおいて良好な制振特性を得るため、二次元直交座標系の一方の軸に前記遊星歯車装置における２要素間の所定回転速度値に対する残る各回転要素の回転速度値である遊星ギヤ比をとり、直交座標系の他方の軸上に各回転要素間の回転速度をとり、各回転要素間において遊星ギヤ比に対して回転速度が乗る直線（速度直線）を前記二次元直交座標系に表示した際に、入力側から出力側への回転変動の伝達率が可能な限りにおいて小さくなるように速度直線上における入力側回転要素−出力側回転要素間回転変位差θ1−θ2に対する出力側回転要素−ダンパマスとなる回転要素間回転変位差θ2−θ3の比である相対回転比ｉが設定されることが好ましい。そして、入力側に連結された回転要素（入力側回転要素）又は出力側に連結された回転要素（出力側回転要素）を残余の回転要素に対して前記直線上における中間又は中央に位置させた場合にあっては、入力側から出力側への回転変動の伝達率を可能な限りにおいて小さくなるようにするための相対回転比ｉの値の設定は、ダンパマスとなる回転要素の回転変位θ3を速度直線上における中央に位置する入力側回転要素の回転変位θ1又は出力側回転要素の回転変位θ2に接近位置させることにより行われる。これに対し、速度直線上における入力側回転要素と出力側回転要素との中間にダンパマスとして機能する回転要素を位置させ、かつダンパスプリングはダンパマスとなる回転要素と入力側回転要素又は出力側回転要素との間に配置した場合にあっては、入力側から出力側への回転変動の伝達率を可能な限りにおいて小さくなるようにするための前記相対回転比ｉの値の設定は、ダンパマスとなる回転要素の回転変位θ3をダンパスプリングとの連結側である入力側回転要素の回転変位θ1又は出力側回転要素の回転変位θ2に接近位置させることにより行われる。
この発明の遊星歯車装置は歯数が相違する第１ピニオン及び第２ピニオンより成るダブルピニオンプラネタリギヤを回転可能に支持したキャリアを中心に、第１ピニオン及び第２ピニオンに噛合し得る大小２つのリングギヤ及び大小２つのサンギヤの最大の５つの回転要素（キャリア×１、サンギヤ×２、リングギヤ×２）を備えることができ、これらの５つの回転要素の中から、入力部材、出力部材と連結する要素と、少なくとも一つのダンパマスとなる３要素を割り当てることができるため、設定できるギヤ比の選択範囲が広く、また装置レイアウトの自由度を高めることができ、その結果、遊星歯車式ダイナミックダンパとして回転変動の抑制のための最適設計が容易に可能となる。
また、第１サンギヤ及び第２サンギヤは設置されるが、第１リングギヤ及び第２リングギヤは設置しない構成又は第１サンギヤ及び第２サンギヤは設置しないが、第１リングギヤ及び第２リングギヤを設置する構成は径方向でのスペースが確保しやすく、装置全体の径方向の大きさを小さくすることができ、トルクコンバータ設置部位でのトランスミッションケースの高さ方向に余裕がない一般の車両構造において大いなる優位点となる上、遊星歯車装置の径方向寸法の余裕が大きいことは歯車強度を確保の点でも本発明の効果として優れた点である。
ダイナミックダンパの運動解析から、回転変動の効果的な抑制のため入力側回転要素、出力側回転要素及びダンパマスとなる回転要素の速度直線上での配置状態に応じて相対回転比ｉの上記したような設定を行う必要があるが、本発明の遊星歯車装置の採用によるギヤ比設定の大きな自由度はこのような設定の実現を容易とする。
図１はこの発明のラビニヨ式遊星歯車装置を備えた遊星ダンパを備えたクランク軸から変速機に至る回転駆動系の模式的斜視図である。 図２はラビニヨ式遊星歯車装置を構成する５回転要素の遊星ギヤ比と回転速度との関係を示すグラフ（所謂速度線図）である。 図３は最大５要素からなるラビニヨ式遊星歯車装置によりダイナミックダンパを構成した場合の５回転要素の入力、出力、ダンパマスの３機能への振分けのために取り得る全ての組み合わせを通し番号１〜６０にて示す図である。 図４は３回転要素より成る通常の遊星歯車装置によりダイナミックダンパを構成した場合の３回転要素の入力、出力、ダンパマスの３機能への振分けのために取り得る全ての組み合わせを通し番号１〜６にて示す図でである。 図５はラビニヨ式遊星歯車装置を備えたこの発明の第１の実施形態におけるダイナミックダンパを備えたトルクコンバータの断面図である。 図６は図５におけるドライブプレート、ドリブンプレート、イコライザプレート及びダンパスプリングの位置関係を示しており、図５の大略VI−VI線に沿った断面図ある。 図７は図５に示す本発明の第１の実施形態のダイナミックダンパを備えた動力伝達系の原動機から変速機に至るまでを模式的に示す線図である。 図８はラビニヨ式遊星歯車装置を備えたこの発明の第２の実施形態におけるダイナミックダンパを備えたトルクコンバータの断面図である。 図９は図８に示す本発明の第２の実施形態のダイナミックダンパを備えた動力伝達系の原動機から変速機に至るまでを模式的に示す線図である。 図１０はラビニヨ式遊星歯車装置を備えたこの発明の第３の実施形態におけるダイナミックダンパを備えたトルクコンバータの断面図である。 図１１は図１０に示す本発明の第３の実施形態のダイナミックダンパを備えた動力伝達系の原動機から変速機に至るまでを模式的に示す線図である。 図１２はラビニヨ式遊星歯車装置を備えたこの発明の第４の実施形態におけるダイナミックダンパを備えたトルクコンバータの断面図である。 図１３は図１２に示す本発明の第４の実施形態のダイナミックダンパを備えた動力伝達系の原動機から変速機に至るまでを模式的に示す線図である。 図１４は図５及び図７に示される第１の実施形態のダイナミックダンパにおける回転変動計算のためのモデルを表す模式的線図である。 図１５は図５及び図７に示される第１の実施形態のラビニヨ式遊星歯車装置の入力要素（大径サンギヤ）、出力要素（キャリア）及びマス要素（小径サンギヤ）の変位を速度線図上に表示したグラフである。 図１６は図１４のモデルより得られた回転変動の伝達率の周波数特性を表すグラフである。 図１７は相対回転比ｉに対するトルク変動の伝達率の関係を中央要素を入力要素とした場合、及び、中央要素を出力要素とした場合の夫々について表す模式的グラフである。 図１８は第２の実施形態における各回転要素の変位を速度線図上に表示したグラフである。 図１９は図１０の第３の実施形態の構成において小径ピニオンと大径ピニオンとの前後入れ替えを行い、キャリアを入力要素とし、小径リングギヤを出力要素とし、大径リングギヤをマス要素に構成した場合（第３の実施形態の変形実施形態）における回転変動の計算のためのモデルを表す模式的線図である。 図２０は図１０の第３の実施形態の変形実施形態（図１９）における各回転要素の変位を速度線図上に表示したグラフである。 図２１は図１２の第４の実施形態における各回転要素の変位を速度線図上に表示したグラフである。 図２２はマス要素を中央に位置させた場合の速度線図を表すグラフであり、（ａ）はダンパスプリングをマス要素と出力要素との間に配置した場合であり、（ｂ）はダンパスプリングをマス要素と入力要素との間に配置した場合である。 図２３は相対回転比ｉに対するトルク変動の伝達率の関係を図２２に示される中央要素をマス要素とした場合について表す模式的グラフである。
図１は内燃機関のクランク軸C／Ｓから流体式トルクコンバータТ／Ｃを介して変速機ＴＭへの動力伝達系Ｌ1におけるこの発明の遊星歯車式ダイナミックダンパＤ／Ｄの配置を概念的に示す。ダイナミックダンパＤ／Ｄは動力伝達系Ｌ1を迂回する経路Ｌ2上に位置する。この迂回経路Ｌ2にロックアップクラッチＬ／Ｃが位置する。ロックアップクラッチＬ／Ｃの非係合時は動力はクランク軸C／Ｓから流体式トルクコンバータТ／Ｃを介して変速措置ＴＭに伝わり（流体を介在させての動力伝達）、ダイナミックダンパＤ／Ｄは動力伝達に関与しない。ロックアップクラッチＬ／Ｃの係合時には流体式トルクコンバータТ／Ｃは空転し、動力伝達は迂回経路Ｌ2を経由して行われ、クランク軸C／Ｓからの動力は機械的に直接に変速機ＴＭに伝達される。この機械的直接伝達時にダイナミックダンパＤ／Ｄは回転変動の抑制を行う。ダイナミックダンパＤ／Ｄは遊星歯車装置及びダンパスプリングＤ／Ｓを利用したものであるが、この発明では遊星歯車装置は所謂ラビニヨ式のもので、プラネタリギヤＰ／Ｇがダブルプラネタリ型で、歯数が異なる一体回転する二つのピニオンPiniA及びPiniBを備える。ピニオンPiniA, PiniBに外周において噛合するように夫々リングギヤRingA, RingBを設けることができ、ピニオンPiniA, PiniBに内周において噛合するように夫々サンギヤSunA, SunBを設けることができる。そして、複数（最低２個）のプラネタリギヤＰ／Ｇを回転可能に連結支持するキャリアCarrが設けられる。ラビニヨ式遊星歯車装置においては、回転要素としてリングギヤRingA, RingB、サンギヤSunA, SunB及びキャリアCarrの最大５回転要素を備えることができる。本発明では、このリングギヤRingA, RingB、サンギヤSunA, SunB及びキャリアCarrの最大５回転要素から最小３回転要素を選択し、ダイナミックダンパに構成している。サンギヤSunA, SunB，リングギヤRingA, RingBが本発明の回転ギヤ部材を構成する。
図２は図１の５回転要素から成るラビニヨ式遊星歯車装置の速度線図を示す。横軸は遊星ギヤ比を示し、縦軸は回転速度を示す。図２においては、入力要素としてキャリア（図１のCarr）を想定しその回転速度を０（原点）として、出力要素として想定される大径リングギヤ（図１のRingB）の１回転（大径リングギヤの遊星ギヤ比＝１）に対する、残余の小径リングギヤ（図１のRingA）、大径サンギヤ（図１のSunA）、小径サンギヤ（図１のSunB）の夫々の回転速度をもって遊星ギヤ比と定義している。小径リングギヤの遊星ギヤ比Rsr、大径サンギヤの遊星ギヤ比Rls、小径サンギヤの遊星ギヤ比Rss、ピニオンギヤ（図１のPiniA 及びPiniB）の遊星ギヤ比Rpは、
Rsr=(Zsp×Zlr)/(Zsr×Zlp)
Rls=(Zsp×Zlr)/(Zls×Zlp)
Rss= Zlr/ Zss
Rp= Zlr/ Zlp
と表すことができる。ここに、
Zss:小径サンギヤ歯数
Zls:大径サンギヤ歯数
Zsp:小径ピニオン歯数
Zlp:大径ピニオン歯数
Zsr:小径リングギヤ歯数
Zlr:大径リングギヤ歯数
である。図２において縦軸の原点はキャリアの回転速度＝０として、縦軸は基準となるキャリアの回転速度に対する残余の回転要素の回転速度の比ともなっている。そして、大径リングギヤ（遊星ギヤ比＝１）の回転速度を１とした場合に、大径リングギヤの遊星ギヤ比＝１における回転速度＝１の点とキャリアの遊星ギヤ比０の原点とを結ぶ直線（以下速度直線）をＶにて表しており、この速度直線Ｖ上に残余の小径サンギヤ、大径サンギヤ、小径リングギヤの夫々の回転速度も乗っている。速度直線Ｖは回転変動時における各回転要素間の回転速度の関係を示している。回転変動の大きさと速度直線の傾きが比例する。即ち、回転変動が大きくなるほど速度直線Ｖの傾斜は破線Ｖ´にて示すように大きくなり、夫々の回転要素の遊星ギヤ比における回転速度は変わってくる。そして、回転変動が無い場合は速度直線Ｖは横軸と一致し、５要素間で回転速度は同一となる。キャリアの回転速度を０から変えた場合は直線は縦軸に沿って平行移動するだけで各要素間の相対的な回転速度の関係は一定に維持される。図２はキャリアを原点（入力側）におき、出力側の大径リングの遊星ギヤ比＝１としたときの速度線図を示すが、以下説明するように本発明の実施においては、ラビニヨ式遊星歯車装置を構成する最大５回転要素のうちの、キャリアを含む最小３回転要素により遊星ダンパを構成することができる。その場合の速度線図についても図２の同様の考え方にて作成することができ、後述するように、遊星ダンパの最適設計（歯数設定）に役立てることができる。そして、図２の縦軸は基準となる回転要素（図２の場合はキャリア）に対する残余の回転要素の回転速度の変位（以下回転変位と称する）を表している。他方、回転速度は言うまでも無くその単位として回転数ベース(rpm)でなく回転角度ベース(rad/s)でも表現し得るが、後述の速度線図の説明においては運動方程式（後述(1)及び(2)式）との整合のためもあって回転変位として回転角度θの表現に依拠している。また、キャリアに枢支されて自転するピニオンPiniA, PiniBの回転変位も速度直線Ｖ上に乗っており、ラビニヨ式遊星歯車装置の５回転要素全てを使用する場合は、図２に示すように遊星ギヤ比の最もプラス側に位置する。
図１において説明したようにラビニヨ式遊星歯車装置においてはリングギヤRingA, RingB、サンギヤSunA, SunB及びキャリアCarrの５回転要素の最大５つの回転要素を備えることができるが、他方、遊星ダンパとしては入力側回転要素、出力側回転要素、ダンパマスとして機能させるための回転要素との最小３回転要素が必要である。そして、リングギヤRingA, RingB、サンギヤSunA, SunB及びキャリアCarrの５回転要素のうちキャリアCarrは入力要素、出力要素、ダンパマスのどれか一つに割り当てなければならない制限がある。従って、入力要素及び出力要素の組み合わせで２０通りの組み合わせが可能であり、更にダンパマスの選択を考慮に入れると、６０通りもの組み合わせが可能となる（これを図３に示す）。加えて、必要な機能を割り当てるための回転要素の選択肢が広くなり、レイアウトの自由度が高くなる。これに対し、通常の遊星歯車装置の場合は、サンギヤと、リングギヤと、キャリアとを入力要素、出力要素、ダンパマスの３個の回転要素に割り当てるため、組み合わせとしては図４のように６通りに限定されており、選択範囲の広さにおいて本発明のラビニヨ式遊星歯車装置の優位性は明らかである。以下、ラビニヨ式遊星歯車装置を備えた本発明のダイナミックダンパの具体的な実施形態について説明する。
〔本発明の第１の実施形態〕
図５は第１の実施形態においてトルクコンバータを軸線に沿った断面にて示しており、ハウジング１０にインペラシェル１１が溶接（その溶接部を１３にて示す）により固定され、ハウジング１０及びインペラシェル１１内により閉塞される空間内に、トルクコンバータの基本的構成要素であるポンプインペラ１２、タービンブレード１４、ステータ１６に加え、ピストンプレート１８及びこの発明の実施形態のダイナミックダンパ２０が収容される。ハウジング１０及びインペラシェル１１により閉塞される空間の中心部にハブ２２が配置される。ハウジング１０のエンジン本体側外面にボスナット２４が溶接固定され、ボスナット２４にクランク軸に連結される図示しないドライブプレートが図示しないボルトにて固定され、ハウジング１０はエンジンのクランク軸と共に一体回転する。
ピストンプレート１８は中心ボス部18-1においてハブ２２上に摺動自在に嵌合され、外周部においてハウジング１０の内壁面との対向面に環状の摩擦材（クラッチフエーシング）２６を備えている。ピストンプレート１８上の摩擦材２６がハウジング１０の内壁面と対向した構成は図１のロックアップクラッチＬ／Ｃに相当する。摩擦材２６がハウジング１０の内壁面との対向面から離間した非ロックアップ動作時においては、トルクコンバータによる作動油を媒体とした動力伝達が行われる。即ち、エンジンのクランク軸の回転はハウジング１０よりインペラシェル１１に伝達され、ポンプインペラ１２の回転により生じた作動油の流れはタービンブレード１４に導かれ、ステータ１６を介して再びポンプインペラ１２に循環される。このような作動油の循環流により生じたタービンブレード１４の回転はハブ２２を介してハブ２２にスプライン２２Ａにて嵌合される図示しない変速機の入力軸を回転させる。他方、ロックアップ作動時には摩擦材２６から離間側面においてピストンプレート１８に加わる高油圧により、ピストンプレート１８は図５において破線１８´に示すように左行するように、ピストンプレート１８のボス部18-1がハブ２２上を摺動し、摩擦材２６がハウジング１０の対向内壁面に押し付けられるに至る。そのため、ハウジング１０の回転はピストンプレート１８よりダイナミックダンパ２０を介して及びハブ２２に伝達され、周知のようにハブ２２の内周にスプライン嵌合される図示しない変速機の入力軸にエンジンの回転が直接伝達される（このときトルクコンバータは作動油による動力伝達には関与しない）。そして、ダイナミックダンパ２０はロックアップ時における回転変動の抑制のため機能する。
この発明の第１の実施形態のダイナミックダンパ２０について説明すると、ダイナミックダンパ２０は本質的な構成要素としてはダンパスプリング（弾性体）３０と遊星歯車装置３２とから構成され、遊星歯車装置がダイナミックダンパの構成要素となることは特許文献１−５と同様である。しかしながら、この実施形態及び他の実施形態を通じて本発明においては遊星歯車装置３２が所謂ラビニヨ式遊星歯車装置として構成される点が最重要な特徴点となる。即ち、この実施形態においてラビニヨ式遊星歯車装置３２は、円周方向に間隔をおいて複数配置されたプラネタリギヤ３４（図１のＰ／Ｇ）と、プラネタリギヤ３４を回転可能に連結するキャリア３６(図１のCarr)と、大径サンギヤ３８(図１のSunA)と、小径サンギヤ４０(図１のSunB)とからなる。図１の二つのリングギヤRingA, RingBはこの実施形態では設置されていない。プラネタリギヤ３４は断面において段形状をなしたダブルピニオン型であり、一体回転するように軸方向に並置連結された（この実施形態では一体品である）、歯数が少ない小径ピニオン４２（図１のPiniA）と歯数が多い大径ピニオン４４（図１のPiniB）とを備える。各プラネタリギヤ３４はピニオンピン４６及びニードルベアリング４８によってキャリア３６に回転自在とされている。小径ピニオン４２は歯部42-1において大径サンギヤ３８にその外周歯部38-1にて噛合し、大径ピニオン４４は歯部44-1において小径サンギヤ４０にその外周歯部40-1にて噛合する。この実施形態においては、大径サンギヤ３８が入力側回転要素となり、キャリア３６が出力側回転要素となり、小径サンギヤ４０がダンパマスとして機能する。即ち、入力側回転要素である大径サンギヤ３８はリベット５０にてピストンプレート１８に連結され、出力側回転要素であるキャリア３６は内周部３６´がタービンライナ14-1と共にリベット５２によってハブ２２のフランジ部22-1に共締めされている。そして、ダンパマスとしての小径サンギヤ４０は内径側がピストンプレート１８の中心ボス部18-1に近接するように延設されているが入・出力側のいずれに対してもフリーな回転要素となっている。
次に、この実施形態におけるダンパスプリング３０及びその保持部及びダンパスプリング３０による入力側と出力側間での動力（トルク）伝達のための構成について説明すると、この構成は本出願人が共同出願人の一人である特開２０１３−８７８２７号（特許文献６）の記載のものと原理的には同様なものであり、環状プレス成形品であるドライブプレート（ホールドプレートともいう）５４と、イコライザプレート５６と、ドリブンプレート５８とから構成される。図６に示すように、各ダンパスプリング３０は二つのコイルスプリング30-1, 30-2から構成される。ドライブプレート５４はリベット５９（図５）によってピストンプレート１８に固定される。ドライブプレート５４は図６に示すように、それぞれのダンパスプリング３０の保持のため円周方向に延びた窓部54-1を備え、窓部54-1に夫々がコイルスプリング30-1, 30-2から成るダンパスプリング３０が収容される。ドライブプレート５４は一つの窓部54-1の円周方向に対向したスプリング係合部54-1A, 54-1Bを形成しており、スプリング係合部54-1A, 54-1Bに一つのダンパスプリング３０を構成するコイルスプリング30-1, 30-2の端部のスプリングリテーナ60A, 60Bが対向配置される。入力側と出力側との間に相対回転がない場合はスプリングリテーナ60A, 60Bはスプリング係合部54-1A, 54-1Bに夫々当接され、これによりダンパスプリング３０に初期セット荷重が加わることになる。イコライザプレート５６はドライブプレート５４の外周側に回転可能に配置される。イコライザプレート５６にコイルスプリング支持部６２が円周方向に１２０度離間して３箇所に設けられ、コイルスプリング支持部６２は一つのダンパスプリング３０を構成するコイルスプリング30-1, 30-2の近接端部間を半径方向に延設される。入力側と出力側との間の相対回転はコイルスプリング30-1, 30-2の一方を変形させ、この変形はコイルスプリング支持部６２、ひいてはイコライザプレート５６をその分回転変位させ、このようなイコライザプレート５６の回転変位は入力側と出力側との間の相対回転に対してコイルスプリング30-1, 30-2の変形量を均衡化させる働きをする。ドリブンプレート５８は図５に示すようにタービンライナ14-1に溶接部６３にて溶接固定される。ドリブンプレート５８は基本的には環状であるが、図６に示すように、ドリブンプレート５８は円周方向に３箇所に離間して軸方向（図６の紙面直交方向）に延出したスプリング受部58-1を備えており、ドリブンプレート５８のスプリング受部58-1はドライブプレート５４の空洞部54-2に向け延びている。図６に示す入力側と出力側とで相対回転が無い場合はドリブンプレート５８のスプリング受部58-1は近接するスプリングリテーナ60A, 60B間をスプリングリテーナ60A, 60Bに対して実質的に隙間零で延びている。入力側のドライブプレート５４が出力側のドリブンプレート５８に対して矢印ａ方向（時計方向）の相対回転を行った場合は、ドリブンプレート５８のスプリング受部58-1は想像線58-1aのように回転方向ａに変位し、スプリングリテーナ６０Ａを介してコイルスプリング30-1を変形させ、コイルスプリング30-1の変形はコイルスプリング支持部６２、即ちイコライザプレート５６、を介してコイルスプリング30-2を等量変形させる。同様に、入力側のドライブプレート５４が出力側のドリブンプレート５８に対して矢印ｂ方向（反時計方向）の相対回転を行った場合は、ドリブンプレート５８のスプリング受部58-1は想像線58-1bのように回転方向ｂに変位し、スプリングリテーナ６０Ｂを介してコイルスプリング30-2を変形させ、コイルスプリング30-2の変形はイコライザプレート５６を介してコイルスプリング30-1を等量変形させる。このような入力側のドライブプレート５４が出力側のドリブンプレート５８との相対回転変位に対するダンパスプリング３０（コイルスプリング30-1, 30-2）の変形及び本発明に従い入力側と出力側に配置したラビニヨ式遊星歯車装置３２により効率的な回転変動（トルク変動）の抑制を行うことができる。
図７は第１の実施形態の動力（トルク）伝達系を模式的に示しており、ラビニヨ式遊星歯車装置３２のプラネタリギヤ３４における小径ピニオン４２は大径サンギヤ３８と噛合し、大径ピニオン４４は小径サンギヤ４０と噛合する。ダンパスプリング３０は大径サンギヤ３８とキャリア３６間に位置する。この実施形態ではラビニヨ式遊星歯車装置３２は最低限の３個の回転要素からなり第１の回転要素である大径サンギヤ３８が入力側となり、ロックアップクラッチＬ／Ｃ係合時（図５においてピストンプレート１８が摩擦材２６をハウジング１０対向面に係合させるべく移動時）に動力源側に連結される。第２の回転要素であるキャリア３６が出力側となりタービンライナ14-1を介して変速機側（ハブ２２）に連結される。ラビニヨ式遊星歯車装置３２の残りの第３の回転要素である小径サンギヤ４０は動力源から変速機へのトルク伝達には関与せず、フリー回転し、ダンパマスＤ／Ｍとして機能する。また、この第１の実施形態は遊星歯車装置３２において大径で重量が嵩むリングギヤを使用していないことからハウジング１０の内部における径方向の寸法に余裕がある点で有利でありかつ装置の重量の削減可能性の観点からも有利である。
〔本発明の第２の実施形態〕
図８は第２の実施形態のダイナミックダンパを示しており、この実施形態においてラビニヨ式遊星歯車装置３２は、円周方向に間隔をおいて複数配置されたプラネタリギヤ３４（図１のＰ／Ｇ）と、プラネタリギヤ３４を回転可能に連結するキャリア３６(図１のCarr)と、大径サンギヤ３８(図１のSunA)と、小径サンギヤ４０(図１のSunB)とからなり、図１の二つのリングギヤRingA, RingBが設置されていないことは第１の実施形態と同様である。また、各プラネタリギヤ３４はピニオンピン４６及びニードルベアリング４８によってキャリア３６に回転自在とされて、小径ピニオン４２は歯部42-1において大径サンギヤ３８にその外周歯部38-1にて噛合し、大径ピニオン４４は歯部44-1において小径サンギヤ４０にその外周歯部40-1にて噛合する構造も第１の実施形態と同様である。この第２の実施形態においても、第１の実施形態と同様、大径サンギヤ３８が入力側回転要素となる。そして、第１の実施形態との第１の相違点は、大径ピニオン４４に噛合する小径サンギヤ４０がその内周部４０Ａにおいてタービンライナ14-1と共にリベット５２によってハブ２２のフランジ部22-1に共締めされており、小径サンギヤ４０が出力側回転要素となることである。そして、第２の相違点は、キャリア３６がフリーな回転要素となり、ダンパマスとして働くことである。
図８の実施形態におけるドライブプレート５４、イコライザプレート５６及びドリブンプレート５８によるダンパスプリング３０の支持構造及び動力（トルク）変動吸収は図６に関連して説明した第１実施形態のそれと同様である。即ち、図６に関連して説明したようにダンパスプリング３０は夫々が一対のコイルスプリング（図６の30-1, 30-2）からなる分割方式であり、ダンパスプリング３０は入力側と出力側とで相対回転が無い状態で初期セット荷重がかかるようにドライブプレート５４により支持され、入力側と出力側とで相対回転が生ずるとドライブプレート５４とドリブンプレート５８と間でダンパスプリング３０が相対回転方向に縮み、回転変動の吸収が行われ、また、イコライザプレート５６は図６にて説明ものと同様に回転変動に応じて回動することによりコイルスプリング（図６の30-1, 30-2）の変形量を均衡化する。 図９は図８に示す第２の実施形態の動力（トルク）伝達系を模式的に示しており、ラビニヨ式遊星歯車装置３２のプラネタリギヤ３４における小径ピニオン４２は大径サンギヤ３８と噛合し、大径ピニオン４４は小径サンギヤ４０と噛合する。ダンパスプリング３０は大径サンギヤ３８と小径サンギヤ４０間に位置する。この実施形態ではラビニヨ式遊星歯車装置３２は最低限の３個の回転要素からなり第１の回転要素である大径サンギヤ３８が入力側となり、ロックアップクラッチＬ／Ｃ係合時（図８においてピストンプレート１８が破線１８´にて示すように摩擦材２６をハウジング１０対向面に係合させるべく移動時）に動力源側に連結される。第２の回転要素である小径サンギヤ４０が出力側となりタービンライナ14-1を介して変速機側（ハブ２２）に連結される。ラビニヨ式遊星歯車装置３２の残りの第３の回転要素であるキャリア３６は動力源から変速機へのトルク伝達には関与せず、フリー回転し、ダンパマスＤ／Ｍとして機能する。この実施形態は第１の実施形態と同様リングギヤを全く使用していないことからハウジング１０の内部における径方向の寸法に余裕を持たせることができる点で有利でありかつ装置の重量の削減可能性の観点からも有利である。また、ダンパマスＤ／Ｍとして機能するキャリア３６を外周側に位置させることができるため、慣性モーメントを効率的に大きくとることができる。
〔本発明の第３の実施形態〕
図１０は第３の実施形態のダイナミックダンパを示しており、ラビニヨ式遊星歯車装置３２は、円周方向に間隔をおいて複数配置され、それぞれが小径ピニオン４２及び大径ピニオン４４から成るプラネタリギヤ３４（図１のＰ／Ｇ）と、プラネタリギヤ３４を回転可能に連結するキャリア３６(図１のCarr)と、小径リングギヤ６４(図１のRingA)と、大径リングギヤ６６(図１のRingB)とからなる。図１に示すプラネタリギヤ３４の、ピニオンピン４６及びニードルベアリング４８によるキャリア３６に対する回転可能支持構造は第１の実施形態における図５と同様である。小径ピニオン４２は、その外周歯部42-1が小径リングギヤ６４にその内周歯部64-1にて噛合し、大径ピニオン４４はその外周歯部44-1が大径リングギヤ６６にその内周歯部66-1にて噛合する。この実施形態においては、図１に示すフル装備のラビニヨ式遊星歯車装置から大径サンギヤ(SunA)及び小径サンギヤ(SunB)が省略される。そして、小径リングギヤ６４が入力側回転要素となり、キャリア３６が出力側回転要素となり、大径リングギヤ６６がダンパマスとなる。即ち、入力側回転要素である小径リングギヤ６４は溶接部６８にてドライブプレート５４（第１実施形態（図５）と同様リベット５９にてピストンプレート１８）に連結され、ロックアップ時の駆動原からの回転の伝達を受ける。出力側回転要素としてのキャリア３６はドリブンプレート５８（第１実施形態（図５）と同様タービンライナ14-1に溶接部６３にて固定される）に、回転連結される。この回転連結は、この実施形態では、キャリア３６の外周における円周方向に等間隔の歯部36-1がドリブンプレート５８の円周方向に等間隔の溝部58-1に係合することにより行われる。そして、第３の回転要素である大径リングギヤ６６は動力源から変速機へのトルク伝達には関与せず、フリー回転し、ダンパマスとして機能する。
図１０の実施形態におけるドライブプレート５４、イコライザプレート５６及びドリブンプレート５８によるダンパスプリング３０の支持構造及び動力（トルク）変動吸収は図６に関連して説明した第１実施形態のそれと同様である。即ち、図６に関連して説明したようにダンパスプリング３０は夫々が一対のコイルスプリング（図６の30-1, 30-2）からなる分割方式であり、ダンパスプリング３０は入力側と出力側とで相対回転が無い状態で初期セット荷重がかかるようにドライブプレート５４により支持され、入力側と出力側とで相対回転が生ずるとドライブプレート５４とドリブンプレート５８と間でダンパスプリング３０が相対回転方向に縮み、回転変動の吸収が行われ、また、イコライザプレート５６は図６にて説明のものと同様に回転変動に応じて回動することによりコイルスプリング（図６の30-1, 30-2）の変形量を均衡化する。尚、この実施形態では、ドライブプレート５４は補助プレート７０をリベット７２にて連結した２部品構造であり、イコライザプレート５６はダンパスプリング３０内周側に位置され、小径リングギヤ６４と大径リングギヤ６６との間の隙間における半径内方の延出部及び分割スプリング（図６のコイルスプリング30-1, 30-2に相当）の支持部６２を有した構造となっており、ドリブンプレート５８も外形上は幾分相違したものとなっているが、図６にて説明した第１実施形態と同一機能を達成するように仕組まれている。図１０の実施形態において、ドライブプレート５４、イコライザプレート５６、ドリブンプレート５８の構成如何は本発明の本旨にはあまり関係はないので詳細説明は省略する。
図１１は図１０に示す第３の実施形態の動力（トルク）伝達系を模式的に示しており、ラビニヨ式遊星歯車装置３２のプラネタリギヤ３４における小径ピニオン４２は小径リングギヤ６４と噛合し、大径ピニオン４４は大径リングギヤ６６と噛合する。ダンパスプリング３０は小径リングギヤ６４とキャリア３６間に位置する。この実施形態ではラビニヨ式遊星歯車装置３２は最低限の３個の回転要素からなり第１の回転要素である小径リングギヤ６４が入力側となり、ロックアップクラッチＬ／Ｃ係合時（図１０においてピストンプレート１８が破線１８´にて示すように摩擦材２６をハウジング１０対向面に係合させるべく移動時）に動力源側に連結される。第２の回転要素であるキャリア３６が出力側となりタービンライナ14-1を介して変速機側（ハブ２２）に連結される。ラビニヨ式遊星歯車装置３２の残りの第３の回転要素である大径リングギヤ６６は動力源から変速機へのトルク伝達には関与せず、フリー回転し、ダンパマスＤ／Ｍとして機能する。この実施形態はサンギヤを使用していないことからハウジング１０の内部における径方向の寸法に余裕を持たせることができる点で有利でありかつ装置の重量の削減可能性の観点からも有利である。
〔本発明の第４の実施形態〕
図１２は第４の実施形態のダイナミックダンパを示しており、ラビニヨ式遊星歯車装置３２は、円周方向に間隔をおいて複数配置され、それぞれが小径ピニオン４２及び大径ピニオン４４から成るプラネタリギヤ３４（図１のＰ／Ｇ）と、プラネタリギヤ３４を回転可能に連結するキャリア３６(図１のCarr)と、小径サンギヤ４０(図１では大径サンギヤとして画かれたSunA)と、小径リングギヤ６４(図１では大径リングギヤとして画かれたRingB)と、大径リングギヤ６６(図１では小径リングギヤとして画かれたRingA)とからなる。小径ピニオン４２及び大径ピニオン４４は位置関係が第１実施形態（図５）及び第３の実施形態（図１０）と前後入れ替わっている。図１に示すプラネタリギヤ３４の、ピニオンピン４６及びニードルベアリング４８によるキャリア３６に対する回転可能支持構造は第１の実施形態における図５と同様である。大径ピニオン４４はその外周歯部44-1が大径リングギヤ６６にその内周歯部66-1にて噛合する。小径ピニオン４２は、その外周歯部42-1が小径リングギヤ６４にその内周歯部64-1にて噛合する。この実施形態においては、図１に示すフル装備のラビニヨ式遊星歯車装置から大径サンギヤ(図１で小径サンギヤとして画かれているSunBに相当)だけが省略される。そして、大径リングギヤ６６が入力側回転要素となり、キャリア３６が出力側回転要素となり、小径サンギヤ４０がダンパマスとなる。即ち、入力側回転要素である大径リングギヤ６６はその外周の歯部66-2がピストンプレート１８の外周の溝部18-2と噛合することにより、大径リングギヤ６６はロックアップ時の駆動原からの回転の伝達を受ける。大径リングギヤ６６の保持のため環状係合板６７がその中心部がピニオン42, 44間に延出位置するように設けられる。出力側回転要素としてのキャリア３６は第１実施形態（図５）と同様、タービンライナ14-1と共にリベット５２によりハブ２２に連結され、変速機側に連結される。小径サンギヤ４０は外周歯部40-1が大径ピニオン４４に噛合し、内周はボス部40-2まで延出され、ボス部40-2はハブ２２に対して回転可能とされ、小径サンギヤ４０は動力源から変速機へのトルク伝達には関与せず、フリー回転し、ダンパマスとして機能する。ダンパスプリング３０はこの実施形態にあっては、キャリア３６が連結される出力側と小径リングギヤ６４間に位置するが、ダンパスプリング３０の具体的な配置は第１実施形態についての図６に準じており、即ち、図６に関連して説明したようにダンパスプリング３０は夫々が一対のコイルスプリングからなる分割方式であり、ダンパスプリング３０は入力側と出力側とで相対回転が無い状態で初期セット荷重がかかるようにドライブプレート５４により支持される。ドライブプレート５４は、小径リングギヤ６４に溶接部８０にて溶接固定される。入力側と出力側とで相対回転が生ずるとドライブプレート５４とドリブンプレート５８（溶接部８２にてタービンライナ14-1に固着される）と間でダンパスプリング３０が相対回転方向に縮み、回転変動の吸収が行われる。ドリブンプレート５８は図６において近接スプリングリテーナ60A, 60B間に延設されるスプリング受部58-1 を備え、図６に説明のように回転変動に応じてスプリング受部58-1 がスプリングリテーナ60A, 60Bを介してダンパスプリング３０を変形させ、スプリングによる回転変動吸収が行われる。また、イコライザプレート５６は図６にて説明と同様に回転変動に応じて回動することにより図６のコイルスプリング30-1, 30-2と同等のコイルスプリングの変形量を均衡化する。
図１３は図１２に示す第４の実施形態の動力（トルク）伝達系を模式的に示しており、ラビニヨ式遊星歯車装置３２のプラネタリギヤ３４における小径ピニオン４２は小径リングギヤ６４と噛合し、大径ピニオン４４は大径リングギヤ６６と噛合する。この実施形態ではラビニヨ式遊星歯車装置３２は４個の回転要素からなり第１の回転要素である大径リングギヤ６６が入力側となり、ロックアップクラッチＬ／Ｃ係合時に動力源側に連結される。第２の回転要素であるキャリア３６が出力側となりタービンライナ14-1を介して変速機側（ハブ２２）に連結される。小径リングギヤ６４と出力側であるキャリア３６間にダンパスプリング３０が位置する。ラビニヨ式遊星歯車装置３２の残りの第４の回転要素である小径サンギヤ４０は動力源から変速機へのトルク伝達には関与せず、フリー回転し、ダンパマスＤ／Ｍとして機能する。
この第４の実施形態は、ラビニヨ式遊星歯車装置の５つの回転要素のうちの必須となる入力側及び出力側の回転要素とダンパマスとして機能する回転要素との３個の回転要素を使用した第１−第3の実施形態と比較して、第４の回転要素として、小径リングギヤ６４を設け、小径リングギヤ６４をダンパスプリング３０を介して出力側に連結した構成が相違点である。また、第４の回転要素はダンパスプリングを介して入力側に連結する構成も可能であり、第４の回転要素及び／又は最後の第５の回転要素を付加的なダンパマスとして機能させることも可能である。
〔本発明による遊星ダンパの振動モデル計算例〕
次に、本発明による遊星ダンパの回転変動の計算方法について図１４により説明すると、図１４は図５〜図７の第１実施形態の構成における回転変動計算のためモデル化して表示したものであり、１００は入力側回転部（クランク軸からハウジング１０、インペラシェル１１、ピストンプレート１８、ドライブプレート５４を経て大径サンギヤ３８に至るまでの回転部材）を示し、１０２は変速機側回転部（プラネタリギヤ３４及びピニオンピン４６を含んでキャリア３６以降のタービンブレード１４、タービンライナ14-1、リベット５３、ハブ２２及びハブ２２以降の変速機の回転部分）を示し、ラビニヨ式遊星歯車装置３２及びダンパスプリング３０よりなるダイナミックダンパが入力側回転部１００と変速機側回転部１０２との間に配置され、変速機回転部１０２が車両ドライブシャフト１０４を介して車体１０６に接続されているとして回転変動の計算のためのモデルを構築している。図中の符号は：
I1：トルクコンバータ入力側回転部１００の慣性モーメント
I2：変速機側回転部１０２の慣性モーメント
I3：ダンパマス（小径サンギヤ４０）の慣性モーメント
I4：ピニオン42, 44の慣性モーメント
K1：ダンパスプリング３０のねじり剛性
Kd：車両ドライブシャフト１０４のねじり剛性
T1：トルクコンバータ入力側回転部１００のトルク変動
θ1：トルクコンバータ入力側回転部１００の回転変位
θ2：変速機側回転部１０２の回転変位
θ3：ダンパマス（小径サンギヤ４０）の回転変位
θ4：ピニオン42, 44（自転）の回転変位
とすると
(I1＋i2I3＋j2I4)×(d2θ1/dt2)−(i(1+i)I3＋j(1+j) I4) (d2θ2/dt2)
＋K1×(θ1−θ2)＝T1×sin(ωt)……(1)
−(i(1+i)I3＋j(1+j) I4)×(d2θ1/dt2)
＋(I2＋(1+i)2I3＋ (1+j) 2 I4)×(d2θ2/dt2)
＋K1 (θ2−θ1)＋Kd×θ2＝0……(2)
で表される２自由度の運動方程式が成立する。
上記(1)及び(2)式においてiは入力−出力間での回転変位差θ1−θ2に対する出力−ダンパマス（小径サンギヤ４０）間での回転変位差θ2−θ3の比（以下相対回転比）であり、
i＝(θ2−θ3)/(θ1−θ2) ……(3)
で表され、
また、ｊは入力−出力間での回転変位差θ1−θ2に対する出力−ピニオン42, 44間での回転変位差θ2−θ4の比（以下相対回転比）であり、
j＝(θ2−θ4)/(θ1−θ2) ……(4)
で表される。
遊星歯車装置の動作において、ピニオン42, 44は自転しながら、公転を行うことによりキャリア３６の回転を惹起させる。質量を有したピニオン42, 44はその自転故の回転慣性質量を有し、ダンパマス（マス要素）として機能する。運動方程式(1)及び(2)はピニオン42, 44がダンパマスとして機能する点も反映するように立てられている。
図１５は第１の実施形態に関する図１４の回転変動計算用モデルについて図２の速度線図に準じて、遊星歯車装置３２の入力要素（大径サンギヤ３８）、出力要素（キャリア３６）及びマス要素（小径サンギヤ４０）の回転変位を速度線図上に表示したものであり、図２で示す速度直線Ｖ，Ｖ´に準じて入力要素（大径サンギヤ３８）の回転変位をθ1、出力要素（キャリア３６）の回転変位をθ2、マス要素（小径サンギヤ４０）の回転変位をθ3として速度直線Ｖa上にのせた形で表している（横軸は遊星ギヤ比となる）。入力要素（大径サンギヤ３８）と出力要素（キャリア３６）との間の遊星ギヤ比を１とすると、遊星ギヤ比を表す横軸における中間に位置する要素（以下中央要素）である出力要素（キャリア３６）に対するマス要素（小径サンギヤ４０）の遊星ギヤ比の差が前述第(3)式よりそのまま相対回転比ｉとなって現れてくる。尚、図１５を含め、以下の速度線図（図２０−図２２）においては、基準として出力要素の回転変位をθ2をとり、正負の要素を含めた残余の入力要素の回転変位θ1及びマス要素の回転変位θ3が表示されている。また、キャリア３６上で自転するピニオン42, 44の回転変位θ4も速度速度直線Ｖa上に乗っており、出力要素（キャリア３６）に対する遊星ギヤ比の差が前述第(4)式よりそのまま相対回転比ｊとなる。また、ピニオン42, 44の回転変位θ4は出力要素から相対回転比ｊのところに位置する。ピニオン42, 44の自重はキャリア３６上のマス要素として機能するが、自身の自転による慣性モーメントは、他の構成要素とは独立して相対回転比ｊでのマス要素として機能する。
図１６に運動方程式 (1)及び(2)より数値計算を実行し、得られたトルク変動の伝達率の計算結果を、特許文献６の如き従来のコイルスプリングのみのダンパ装置（曲線I）との対比において、ｉ＝−３．０（曲線II）、ｉ＝−２．０（曲線III）及びｉ＝−１．１５（曲線IV）の夫々についてに示す。横軸は周波数である。ここに伝達率は入力側トルク変動に対する出力側トルク変動の比を表したものであり、伝達率の値が小さいほど出力側に現れるトルク変動が小さいことを示し、トルク変動が抑制されることを表す。いずれの相対回転比ｉの値にあっても１０Hz未満に共振によるピークを呈し、ピークより高周波数側に行くほど伝達率が下がる特性を示す。図１６において直線Ｌはトルク変動の許容上限値（例えば−１０dB）を表す。最近の車両において重視される２５Hz付近の設定周波数ｆA（直線Ｍにて表す）でのトルク変動の伝達率を見ると、従来技術（曲線I）に出現するピークを押さえ込むことができることが分かる。また、ｉ＝−１に近いと伝達率を許容上限値（直線Ｌ）以下に効果的に押さえ込むことができ、ｉ＝−２，−３とマイナス方向に増加して行くと、依然として許容上限値（直線Ｌ）未満ではあるが設定周波数ｆA（直線Ｍ）における許容上限値（直線Ｌ）に接近してきてしまい好ましくないことが分かる。図１７の曲線Ｗ1はこのことを明確化するため相対回転比ｉと伝達率との関係として模式的に表したものであり、相対回転比ｉがマイナス値の大きい側から−１に接近するに従い伝達率の低下が得られることを表す。即ち、曲線Ｗ1は図１５に示すように入力要素（大径サンギヤ３８）が出力要素（キャリア３６）とマス要素（小径サンギヤ４０）との中間に位置した場合、即ち、図１５の速度線図に示すように中央要素が入力要素である場合における相対回転比ｉと伝達率との関係を示し、相対回転比ｉの値が−１に近い値であることが好ましいことが分かる。相対回転比ｉの値が−１に近い場合とは図１５においてマス要素（小径サンギヤ４０）の遊星ギヤ比の値（図１５におけるマス要素の横軸位置）が破線Ｄにて示すように中央要素である入力要素（大径サンギヤ３８）の遊星ギヤ比の値になるべく接近するように対出力要素（キャリア３６）との関係では出力要素の回転変位θ2に近づく方向に）、換言すれば、マス要素（小径サンギヤ４０）の回転変位θ3の値が入力要素（大径サンギヤ３８）である中間要素の回転変位θ1 の値付近まで降下するように、遊星歯車装置３２の各回転要素の歯数設定を行えばよいことを意味する。
図１８は図８に示す本発明の第２実施形態の速度線図を示し、（速度直線Ｖbにて表す）、この実施形態は入力要素が大径サンギヤ３８、出力要素が小径サンギヤ４０、マス要素がキャリア３６であり、入力要素である大径サンギヤ３８が中央に位置している。相対回転比 ｉ を図１７の曲線Ｗ2に従って破線Ｄにて表すように０に近づけるように（マス要素の回転変位θ3の値が中間要素である入力要素の回転変位θ1の値の近くまで減少するように）遊星歯車装置の各回転要素の歯数設定を行えばよい。
遊星ダンパの振動モデル計算の別の計算例をあげると、図１９は図１０の第３の実施形態において、小径ピニオン４２と大径ピニオン４４とを前後入れ替え、キャリア３６を入力要素とし、小径ピニオン４２に噛合する小径リングギヤ６４を出力要素とし、大径ピニオン４４に噛合する大径リングギヤ６６をマス要素に構成し、図１４に準じてロックアップ動作時の回転変動計算のためのモデル図として表示したものである。図２０は図２の速度線図に準じて、遊星歯車装置３２の入力要素（キャリア３６）、出力要素（小径リングギヤ６４）及びマス要素（大径リングギヤ６６）の変位を速度線図上に表示したものであり、図２の速度直線Ｖ，Ｖ´に準じて、入力要素（キャリア３６）の回転変位をθ1、出力要素（小径リングギヤ６４）の回転変位をθ2、マス要素（大径リングギヤ６６）の回転変位をθ3として速度直線Ｖb上に乗せた形で表している。図２と同様にマス要素として機能するピニオン42, 44の回転変位θ4も速度直線Ｖb上に示される。横軸は図１５と同様に遊星ギヤ比となるが、基準とする回転変位θ1が 入力要素（キャリア３６）であることにより速度直線のＶbの傾斜は図１５とは反対に表される（ピニオン42, 44の位置も反対となり出力要素（小径リングギヤ６４）からプラス側に遊星ギヤ比ｊのところに位置する）。入力要素（キャリア３６）と出力要素（小径リングギヤ６４）との間の遊星ギヤ比を１とすると、遊星ギヤ比を表す横軸における中間に位置する中央要素はこの場合は出力要素である小径リングギヤ６４となる。この場合においても、第(3)式より、中央要素である出力要素（小径リングギヤ６４）に対するマス要素（大径リングギヤ６６）の遊星ギヤ比の差がそのまま相対回転比ｉとなる。運動方程式を表す第 (1)及び(2)式より同様に数値計算を実行すると、相対回転比ｉに対するトルク変動の伝達率の関係は図１７の右半分の曲線Ｗ2に示すように相対回転比ｉがプラス側の大きな値から０に近づくにつれて伝達率の低下が得られることがわかる。図２０において相対回転比ｉが０に近い場合とは、マス要素（大径リングギヤ６６）の遊星ギヤ比の値（図２０におけるマス要素（大径リングギヤ６６）の横軸位置）が破線Ｅにて示すように中央要素である出力要素（小径リングギヤ６４）の遊星ギヤ比の値になるべく接近するように、換言すれば、マス要素の回転変位θ3の値が出力要素（小径リングギヤ６４）である中間要素の回転変位θ2 の値の近くまで増加するように、遊星歯車装置３２の各回転要素の歯数設定を行えばよいことを意味する。
図２１は図１２に示す本発明の第４の実施形態の速度線図を示し（速度直線Ｖcにて表す）、この実施形態は入力要素が大径リングギヤ６６、出力要素がキャリア３６、マス要素が小径サンギヤ４０であり、出力要素であるキャリア３６が中央に位置している点で図２０と同様であり、相対回転比ｉを図１７の曲線Ｗ2に従って相対回転比ｉの値を破線Ｆにて表すように０に近づけるように（マス要素の回転変位θ3の値が中間要素である出力要素の回転変位θ2の値の近くまで増加するように）遊星歯車装置の各回転要素の歯数設定を行えばよい。付言すると、この実施形態では小径リングギヤ６４を付加させて、ダンパスプリング３０を出力要素であるキャリア３６と小径リングギヤ６４との間に設置している点で、入力要素と出力要素間にダンパスプリング３０を設けた他の実施形態と相違する。このようなダンパスプリング３０の設置態様は、入力要素と出力要素間にダンパスプリング３０を配置した場合との比較で、同一変位量に対してダンパスプリング３０の撓みを抑制することができ、より大きな回転変位を許容することができるようになる点で有利である。
以上は、速度直線における中間に入力要素若しくは出力要素を配置した場合の運動解析結果であり、相対回転比ｉの値はｉ＞０（中央に出力要素）若しくはｉ＜−１（中央に入力要素）となるが、マス要素を中央に配置すると、運動解析の結果の様相は相違してきて相対回転比ｉの値は−１＜ｉ＜０となる。マス要素の中央配置は図２２（ａ）のようにダンパスプリング３０をマス要素と出力要素間に配置するか又は図２２（ｂ）のようにダンパスプリング３０をマス要素と入力要素間に配置するかの二択となる。入力要素と出力要素との中間のダンパスプリング３０の配置は伝達率の改善がない（等価慣性及び等価剛性の何れもが下がらない）ため、取り得ない配置であるため除外する。ダンパスプリング３０をマス要素と出力要素間に配置した図２２（ａ）の場合、図２３の曲線Ｗ3に示すように相対回転比ｉは０に向かって降下する特性を示す。従って、図２２（ａ）の速度直線Ｖdに沿ってマス要素の回転変位θ3を破線Gにて示すようにダンパスプリング３０の接続側である出力要素の回転変位θ2に接近位置させ、相対回転比ｉを可能な限り０に近づけることにより良好な伝達率特性を得ることができる。これに対し、ダンパスプリング３０をマス要素と入力要素間に配置した図２２（ｂ）の場合、図２３の曲線Ｗ4に示すように相対回転比ｉは−１に向かって降下する特性を示す。従って、図２２（b）の速度直線Ｖeに沿ってマス要素の回転変位θ3を破線Ｈにて示すようにダンパスプリング３０の接続側である入力要素の回転変位θ1に接近位置させ、相対回転比ｉを可能な限り−１に近づけることにより良好な伝達率特性を得ることができる。尚、図２２では入力要素、出力要素を特定していないため、速度直線におけるピニオンの位置は決まらないため、図２、図１５、図２０及び図２１と異なり、ピニオンは表示していない。
以上の振動モデルの計算例において相対回転比ｉが−１に近いことが好ましいとは、相対回転比ｉが−１に一致しない限りにおいてなるべく−１に近いことが好ましいことを意味し、同様に、相対回転比ｉが０に近いことが好ましいとは、相対回転比ｉが０に一致しない限りにおいてなるべく０に近いことが好ましいことを意味する。即ち、ｉ＝−１若しくはｉ＝０の場合は、振動モデルにおける運動方程式 (1)及び(2)におけるマス要素の慣性モーメントI3 を含む２項i(1+i)I3×(d2θ2/dt2) 及びi(1+i)I3×(d2θ1/dt2)が０となり、運動方程式として無意味となり（ダイナミックダンパとして機能しなくなり）、ダイナミックダンパとしてｉ＝−１若しくはｉ＝０の値は取り得ないのである。
〔相対回転比ｉの具体的計算例〕
最後に、本発明の相対回転比ｉの算出例を従来技術との比較で説明すると、上述特許文献１（特開平１１−１５９５９５号公報）においては、通常の遊星歯車装置においてキャリアを入力要素、サンギヤを出力要素、リングギヤをマス要素とした構成であり、速度線図は図１５と同様である。リングギヤの歯数Zrを１２０とし、サンギヤの歯数(Zs)を極力小さくその１／３、即ちZs＝４０にできたとすると、この場合、ピニオンの歯数Zp＝４０となる。相対回転比ｉは、
ｉ＝−(Zr＋Zs)/ Zr＝−(120＋40)/120＝−1.33
が得られる。これに対し、本願発明の第３の実施形態（図１０）においては、小径リングギヤ６４を入力要素、キャリア３６を出力要素、大径リングギヤ６６をマス要素として構成し、速度線図は図１５に準じて表すことができ、ダンパマスとなる大径リングギヤ６６の歯数Zlrを同じ１２０とし、プラネタリギヤ３４における大径ピニオン４４の歯数を２０、小径ピニオン４２の歯数を１８とすると、入力要素となる小径リングギヤ６４の歯数は１１８となる。これより、相対回転比ｉを計算すると、
ｉ＝−(Zsr×Zlp)/ (Zlr×Zsp)＝−(118×20)/(120×18)＝−1.09
となり、中央要素を入力要素とした場合における回転変位比ｉを図１７の左半分に示す曲線Ｗ1における理想的な値である−１により近づけることが可能である。

別な従来技術として、速度線図の中央要素を出力要素とした前述特許文献２（特開２０１０−１０１３８０号公報）での計算例を説明すると、この特許文献２の場合は出力要素であるキャリアが中間に位置しており、速度線図は図２０と同様である。中央要素を入力要素とした場合における相対回転比ｉを図１７の右半分に示す曲線Ｗ2に適合させるべく０に近づけるため、サンギヤの歯数Zsと、リングギヤの歯数Zrとを極力等しい歯数とするべく、使用するピニオンの歯数を最小歯数としてZp＝１８とする。サンギヤの歯数Zsは
Zs＝Zr−2×Zp＝120−2×18＝84
として求められ、相対回転比ｉは、
ｉ＝Zr/Zs＝120/84＝1.43
となり、十分に０に近づけることができないことが分かる。これに対し、本発明における図１９の構成の場合（図１０の実施形態において小径ピニオン４２と大径ピニオン４４とを前後入れ替え、キャリア３６を入力要素とし、小径ピニオン４２に噛合する小径リングギヤ６４を出力要素とし、大径ピニオン４４に噛合する大径リングギヤ６６をマス要素に構成した場合）同様の計算を行うと、前述の算出例と同様に、ダンパマスとする大径リングギヤ６６の歯数Zlr＝１２０、小径ピニオン４２の歯数Zlp＝２０、大径ピニオン４４の歯数Zsp＝１８とし、リングギヤの歯数Zsr=１１８とすると、相対回転比ｉは、
ｉ＝(Zsr×Zlp)/(Zlr×Zsp)−１＝(118×20)/(120×18)−１＝0.09
となり、中央要素を出力要素とした場合における相対回転比ｉを示す図１７の右半分に示す曲線Ｗ2における理想的な値である十分に０に近い値を得ることが出来ることが分かる。
１０…ハウジング
１２…ポンプインペラ
１４…タービンブレード
１６…ステータ
１８…ピストンプレート
２０…ダイナミックダンパ
２２…ハブ
２６…摩擦材
３０…弾性体（ダンパスプリング）
30-1, 30-2…ダンパスプリングを構成するコイルスプリング
３２…遊星歯車装置
３６…キャリア
３８…大径サンギヤ
４０…小径サンギヤ
４２…小径ピニオン
４４…大径ピニオン
４６…ピニオンピン
４８…ニードルベアリング
５４…ドライブプレート
５６…イコライザプレート
５８…ドリブンプレート
60A, 60B…スプリングリテーナ
６４…小径リングギヤ
６６…大径リングギヤ

Claims (6)

  1. 遊星歯車装置を備えたダイナミックダンパであって：遊星歯車装置が、軸方向に並設され、各々が一体回転するように軸方向に並置され歯数が相違する第１ピニオン及び第２ピニオンよりなり、円周方向に複数離間して配置されたダブルピニオンプラネタリギヤと、第１ピニオン及び第２ピニオンの夫々にその内側及び外側の少なくとも片側において噛合する少なくとも２個の回転ギヤ部材と、複数のダブルピニオンプラネタリギヤを回転可能に支持するキャリアとを備え；前記少なくとも２個の回転ギヤ部材及びキャリアのうちの一つは入力側に連結されると共に、前記少なくとも２個の回転ギヤ部材及びキャリアのうちのいずれか二つの間を入力側から出力側への動力伝達に関与するように連結する弾性体を備え；前記少なくとも２個の回転ギヤ部材及びキャリアのうち動力伝達に関与しない別の一つ若しくは複数をダンパマスとして機能させることを特徴とするダイナミックダンパ。
  2. 請求項１に記載の発明において、前記２個の回転ギヤ部材は第１ピニオン及び第２ピニオンの夫々にその外周にて夫々噛合する第１サンギヤ及び第２サンギヤであり、第１サンギヤ、第２サンギヤ及びキャリアのうちの一つは入力側に連結されると共に、第１サンギヤ、第２サンギヤ及びキャリアのうちの別の一つは出力側に連結され、前記弾性体は第１サンギヤ、第２サンギヤ及びキャリアのうちのいずれか二つの間を入力側から出力側への動力伝達に関与するように連結しており、第１サンギヤ、第２サンギヤ及びキャリアのうち残余の動力伝達に関与しない一つをダンパマスとして機能させるようにしたダイナミックダンパ。
  3. 請求項１に記載の発明において、前記２個の回転ギヤ部材は第１ピニオン及び第２ピニオンの夫々にその内周にて夫々噛合する第１リングギヤ及び第２リングギヤであり、第１リングギヤ、第２リングギヤ及びキャリアのうちの一つは入力側に連結されると共に、第１リングギヤ、第２リングギヤ及びキャリアのうちの別の一つは出力側に連結され、前記弾性体は第１リングギヤ、第２リングギヤ及びキャリアのうちのいずれか二つの間を入力側から出力側への動力伝達に関与するように連結しており、第１リングギヤ、第２リングギヤ及びキャリアのうち動力伝達に関与しない残余の一つをダンパマスとして機能させるようにしたダイナミックダンパ。
  4. 請求項１から３のいずれか一項に記載の発明において、二次元直交座標系の一方の軸に前記遊星歯車装置における２要素間の所定相対回転速度値に対する残る各回転要素の回転速度値である遊星ギヤ比をとり、直交座標系の他方の軸上に各回転要素の回転速度をとり、各回転要素間において遊星ギヤ比に対して回転速度が乗る直線を前記二次元直交座標系に表示した際に、入力側から出力側への回転変動の伝達率が可能な限りにおいて小さくなるように前記直線上における入力側回転要素−出力側回転要素間回転変位差θ1−θ2に対する出力側回転要素−ダンパマスとなる回転要素間回転変位差θ2−θ3の比ｉである相対回転比の値が設定されているダイナミックダンパ。
  5. 請求項４に記載の発明において、入力側に連結された回転要素（入力側回転要素）又は出力側に連結された回転要素（出力側回転要素）を残余の回転要素に対して前記直線上における中間に位置させ、入力側から出力側への回転変動の伝達率を可能な限りにおいて小さくなるようにするための相対回転比ｉの前記値の設定は、ダンパマスとなる回転要素の回転変位θ3を前記直線上における中間に位置する入力側回転要素の回転変位θ1又は出力側回転要素の回転変位θ2に接近位置させることにより行われるダイナミックダンパ。
  6. 請求項４に記載の発明において、前記直線上における入力側に連結された回転要素（入力側回転要素）と出力側に連結された回転要素（出力側回転要素）との中間にダンパマスとして機能する回転要素を位置させ、かつ弾性体はダンパマスとなる回転要素と入力側回転要素又は出力側回転要素との間に配置し、入力側から出力側への回転変動の伝達率を可能な限りにおいて小さくなるようにするための相対回転比ｉの前記値の設定は、ダンパマスとなる回転要素の回転変位θ3を弾性体との連結側である入力側回転要素の回転変位θ1又は出力側回転要素の回転変位θ2に接近位置させることにより行われるダイナミックダンパ。
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