WO2020138361A1 - ダンパ装置 - Google Patents

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Abstract

本開示のダンパ装置は、エンジンからのトルクが伝達される入力要素と、出力要素と、入力要素と出力要素との間でトルクを伝達する弾性体と、入力要素と出力要素との相対回転に応じて回転する質量体を有する回転慣性質量ダンパとを含み、出力要素は、電動機のロータに連結され、電動機のロータは、変速機の入力軸に連結され、回転慣性質量ダンパは、サンギヤ、リングギヤ、複数のピニオンギヤ、および複数のピニオンギヤを支持するキャリヤを有する遊星歯車機構を含み、キャリヤは、入力要素の一部であり、サンギヤおよびリングギヤの一方は、出力要素の一部であり、サンギヤおよびリングギヤの他方は、質量体として機能する。これにより、回転慣性質量ダンパを含むダンパ装置により、変速機のシャフト共振の顕在化を良好に抑制することができる。

Description

ダンパ装置
　本開示の発明は、入力要素と出力要素との間でトルクを伝達する弾性体、および回転慣性質量ダンパを含むダンパ装置に関する。
　従来、一次フランジ（入力要素）とボス部分（出力要素）との間でトルクを伝達する弾性部材と、ボス部分に固定されたリングギヤ、一次フランジにより回転自在に支持されるピニオンギヤ、およびピニオンギヤに噛合するサンギヤを有する回転慣性質量ダンパとを含むフライホイール装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。このフライホイール装置において、サンギヤは、一次フランジとボス部分との相対回転に応じて回転してボス部分に慣性トルクを付与する質量体として機能する。また、遊星歯車機構を含む回転慣性質量ダンパは、質量体の慣性モーメントを入力側回転要素と出力側回転要素とに分配する機能を有していることが知られている（例えば、非特許文献１および２参照）。非特許文献１および２によれば、例えばリングギヤが質量体として機能する回転慣性質量ダンパでは、入力側および出力側回転要素の一方の慣性モーメントが慣性要素としてのリングギヤおよびピニオンギヤの慣性モーメントの合計値よりも大きくなり、かつ入力側および出力側回転要素の他方から慣性モーメントが減じられるように、慣性モーメントを調整することができる。
特許第３０４１７７１号公報（図１９） 小川亜樹，安達和彦，「イナータを利用した回転機械系のねじり振動低減に関する基礎研究」，日本機械学会東海支部総会講演会講演論文集２０１７．６６巻 小川亜樹，安達和彦，「回転機械のねじり振動系における遊星歯車機構式イナータ機能の理論的考察」，自動車技術会論文集２０１７年４８巻５号，１０７３－１０７８頁
　ところで、上述のような回転慣性質量ダンパを含むダンパ装置の出力要素が変速機の入力軸に連結される場合、ダンパ装置と変速機との連結態様によっては、当該変速機の入力軸等の共振（シャフト共振）が比較的低い回転域（低周波数域）で発生してしまうことがある。このように変速機のシャフト共振が低回転域で発生する場合、回転慣性質量ダンパを含むダンパ装置によりシャフト共振の顕在化を抑制できれば、変速機の設計変更等が不要となり、コスト面等で有利となる。しかしながら、上記特許文献１、非特許文献１および２では、ダンパ装置に連結される変速機のシャフト共振が何ら考慮されていない。
　そこで、本開示の発明は、回転慣性質量ダンパを含むダンパ装置により、変速機のシャフト共振の顕在化を良好に抑制することを主目的とする。
　本開示のダンパ装置は、エンジンからのトルクが伝達される入力要素と、出力要素と、前記入力要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する弾性体と、前記入力要素と前記出力要素との相対回転に応じて回転する質量体を有する回転慣性質量ダンパとを含むダンパ装置において、前記出力要素が、電動機のロータに連結され、前記電動機の前記ロータが、変速機の入力軸に連結され、前記回転慣性質量ダンパが、サンギヤ、リングギヤ、複数のピニオンギヤ、および前記複数のピニオンギヤを支持するキャリヤを有する遊星歯車機構を含み、前記キャリヤが、前記入力要素の一部であり、前記サンギヤおよび前記リングギヤの一方が、前記出力要素の一部であり、前記サンギヤおよび前記リングギヤの他方が、前記質量体として機能するものである。
　本開示のダンパ装置では、出力要素が電動機のロータに連結され、当該電動機のロータが変速機の入力軸に連結される。このようにダンパ装置と変速機との間に電動機が配置される場合、出力要素の慣性モーメントに加えて、ロータの慣性モーメントが変速機の入力軸の慣性モーメントに付加されることで、出力要素やロータと一体に回転する変速機の入力軸の固有振動数すなわちシャフト共振の振動数が小さくなる。これを踏まえて、本開示のダンパ装置は、入力要素の一部が遊星歯車機構（回転慣性質量ダンパ）のキャリヤとして機能すると共に、出力要素の一部がサンギヤおよびリングギヤの一方として機能するように構成される。これにより、遊星歯車機構を含む回転慣性質量ダンパの特性より、複数のピニオンギヤと質量体としてのサンギヤおよびリングギヤの他方との慣性モーメントの合計値よりも大きい慣性モーメントをキャリヤすなわち入力要素に付加する一方、サンギヤおよびリングギヤの一方すなわち出力要素の慣性モーメントを減少させることが可能となる。この結果、出力要素や電動機のロータと一体に回転する変速機の入力軸の慣性モーメント（合計値）の増加、すなわちシャフト共振の振動数の低下を抑制することができる。更に、本開示のダンパ装置では、弾性体から出力要素に伝達される振動とは逆位相の振動（慣性トルク）を回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達可能であり、当該回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達される振動によってシャフト共振によるトルク変動を小さくすることができる。従って、本開示のダンパ装置によれば、変速機のシャフト共振が比較的低い回転域で発生して顕在化するのを良好に抑制することが可能となる。
本開示の第１の実施形態に係るダンパ装置を含む動力伝達装置の概略構成図である。 第１の実施形態に係るダンパ装置を示す断面図である。 第１の実施形態に係るダンパ装置を示す正面図である。 エンジンの回転数と第１の実施形態に係るダンパ装置の出力要素におけるトルク変動ＴFlucとの関係を例示する説明図である。 第１の実施形態の変形態様に係るダンパ装置を示す概略構成図である。 第１の実施形態の他の変形態様に係るダンパ装置を示す概略構成図である。 本開示の第２の実施形態に係るダンパ装置を示す概略構成図である。 第２の実施形態の変形態様に係るダンパ装置を示す概略構成図である。 第２の実施形態の他の変形態様に係るダンパ装置を示す概略構成図である。 第２の実施形態の更に他の変形態様に係るダンパ装置を示す概略構成図である。 第２の実施形態の変形態様に係るダンパ装置を示す概略構成図である。
　次に、図面を参照しながら、本開示の発明を実施するための形態について説明する。
　図１は、本開示の第１の実施形態に係るダンパ装置１０を含む動力伝達装置１を示す概略構成図である。同図に示す動力伝達装置１は、ガソリンや軽油、ＬＰＧといった炭化水素系の燃料と空気との混合気を爆発燃焼させて動力を発生するエンジン（内燃機関）ＥＧを含む車両Ｖに搭載され、当該エンジンＥＧからの動力をドライブシャフトＤＳに伝達可能なものである。図１に示すように、動力伝達装置１は、エンジンＥＧのクランクシャフトＣＳに連結されるダンパ装置１０に加えて、モータジェネレータＭＧと、変速機ＴＭと、ダンパ装置１０とモータジェネレータＭＧとの間に配置されたクラッチＫ０と、モータジェネレータＭＧと変速機ＴＭとの間に配置されたクラッチＫ２と、変速機ＴＭおよびドライブシャフトＤＳに連結されたデファレンシャルギヤＤＦとを含む。
　モータジェネレータＭＧは、図示しないインバータを介してバッテリ（図示省略）に接続される三相同期発電電動機である。モータジェネレータＭＧは、ステータＳと、クラッチＫ０を介してダンパ装置１０に連結されると共にクラッチＫ２を介して変速機ＴＭに連結されるロータＲを含む。モータジェネレータＭＧは、バッテリからの電力により駆動されて駆動トルクを変速機ＴＭに出力すると共に、車両Ｖの制動時に回生制動トルクを変速機ＴＭに出力することができる。回生制動トルクの出力に伴ってモータジェネレータＭＧにより発電される電力は、バッテリの充電や図示しない補機の駆動に供される。
　変速機ＴＭは、例えば４段～１０段変速式の有段変速機であり、クラッチＫ２を介してモータジェネレータＭＧのロータＲに連結される入力軸（入力部材）ＩＳや、入力軸ＩＳに連結される図示しないインターミディエイトシャフト、デファレンシャルギヤＤＦに図示しないギヤ機構を介してあるいは直接連結される出力軸（出力部材）ＯＳ、入力軸ＩＳから出力軸ＯＳまでの動力伝達経路を複数に変更するための少なくとも１つの遊星歯車機構、複数のクラッチおよびブレーキ（何れも図示省略）等を含む。ただし、変速機ＴＭは、例えばベルト式の無段変速機（ＣＶＴ）やデュアルクラッチトランスミッション等であってもよい。
　クラッチＫ０は、例えば多板式の油圧クラッチであり、ダンパ装置１０に連結された伝達軸ＴＳとモータジェネレータＭＧのロータＲとを連結すると共に両者の連結を解除するものである。クラッチＫ２は、例えば多板式の油圧クラッチであり、モータジェネレータＭＧのロータＲと変速機ＴＭの入力軸ＩＳとを連結すると共に両者の連結を解除するものである。ただし、クラッチＫ０およびＫ２は、単板式の油圧クラッチであってもよく、ドグクラッチや電磁クラッチ等の乾式クラッチであってもよい。
　本実施形態の動力伝達装置１では、車両Ｖの発進に際してクラッチＫ０が解放されると共にクラッチＫ２が係合させられる。これにより、エンジンＥＧを停止させた状態で、バッテリからの電力により駆動されるモータジェネレータＭＧからの駆動トルクを変速機ＴＭやデファレンシャルギヤＤＦ等を介してドライブシャフトＤＳに出力して車両Ｖを発進させることができる。また、車両Ｖの発進後、エンジン始動条件の成立に応じてエンジンＥＧが図示しないスタータモータによりクランキングされて始動される。更に、クラッチＫ０の係合条件が成立すると、当該クラッチＫ０がスリップ制御により徐々に係合させられる。これにより、エンジンＥＧから駆動トルクをダンパ装置１０や変速機ＴＭ、デファレンシャルギヤＤＦ等を介してドライブシャフトＤＳに出力することが可能となる。また、動力伝達装置１では、クラッチＫ２を解放すると共にクラッチＫ０を係合させた状態で、エンジンＥＧにより駆動されて発電するモータジェネレータＭＧからの電力によりバッテリを充電することができる。
　ダンパ装置１０は、乾式ダンパとして構成されており、図１および図２に示すように、回転要素として、ドライブ部材（入力要素）１１と、中間部材（中間要素）１２と、ドリブン部材（出力要素）１５とを含む。更に、ダンパ装置１０は、トルク伝達要素（トルク伝達弾性体）として、ドライブ部材１１と中間部材１２との間でトルクを伝達する複数（本実施形態では、例えば３個）の第１スプリング（入力側弾性体）ＳＰ１と、それぞれ対応する第１スプリングＳＰ１と直列に作用して中間部材１２とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する複数（本実施形態では、例えば３個）の第２スプリング（出力側弾性体）ＳＰ２と、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間で互いに並列に作用してトルクを伝達可能な複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング（第２弾性体）ＳＰｘとを含む。
　なお、以下の説明において、「軸方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、ダンパ装置１０の中心軸（軸心）の延在方向を示す。また、「径方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、ダンパ装置１０や当該ダンパ装置１０等の回転要素の径方向、すなわちダンパ装置１０の中心軸から当該中心軸と直交する方向（半径方向）に延びる直線の延在方向を示す。更に、「周方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、ダンパ装置１０や当該ダンパ装置１０等の回転要素の周方向、すなわち当該回転要素の回転方向に沿った方向を示す。
　図１に示すように、複数の第１スプリングＳＰ１、中間部材１２および複数の第２スプリングＳＰ２は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する第１トルク伝達経路ＴＰ１を構成する。本実施形態では、第１トルク伝達経路ＴＰ１の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２として、互いに同一の諸元（ばね定数）を有するコイルスプリングが採用されている。また、複数のスプリングＳＰｘは、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する第２トルク伝達経路ＴＰ２を構成する。図示するように、第２トルク伝達経路ＴＰ２は、第１トルク伝達経路ＴＰ１と並列に設けられる。第２トルク伝達経路ＴＰ２の複数のスプリングＳＰｘは、ドライブ部材１１への入力トルクがダンパ装置１０の最大捩れ角θｍａｘに対応したトルクＴ２（第２の閾値）よりも小さい予め定められたトルク（第１の閾値）Ｔ１に達してドライブ部材１１のドリブン部材１５に対する捩れ角が所定角度θｒｅｆ以上になってから、第１トルク伝達経路ＴＰ１の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２と並列に作用する。これにより、ダンパ装置１０は、２段階（２ステージ）の減衰特性を有することになる。
　また、本実施形態では、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２並びにスプリングＳＰｘとして、荷重が加えられてないときに真っ直ぐに延びる軸心を有するように螺旋状に巻かれた金属材からなる直線型コイルスプリングが採用されている。これにより、アークコイルスプリングを用いた場合に比べて、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２並びにスプリングＳＰｘを軸心に沿ってより適正に伸縮させることができる。この結果、ドライブ部材１１（入力要素）とドリブン部材１５（出力要素）との相対変位が増加していく際に第２スプリングＳＰ２等からドリブン部材１５に伝達されるトルクと、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対変位が減少していく際に第２スプリングＳＰ２等からドリブン部材１５に伝達されるトルクとの差すなわちヒステリシスを低減化することが可能となる。ただし、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２並びにスプリングＳＰｘの少なくとも何れかとして、アークコイルスプリングが採用されてもよい。
　図２に示すように、ダンパ装置１０のドライブ部材１１は、エンジンＥＧのクランクシャフトＣＳに固定されるフロントカバー３と、当該フロントカバー３と一体化されたリヤカバー２１とを含む。フロントカバー３は、環状の側壁部と、当該側壁部の外周から軸方向に延出された短尺の外筒部とを含む環状部材である。フロントカバー３（側壁部）の内周部には、複数のボルト孔が配設されており、フロントカバー３は、それぞれ対応するボルト孔に挿通されてクランクシャフトＣＳに螺合される複数のボルトを介してクランクシャフトＣＳに固定される。また、フロントカバー３は、複数（本実施形態では、例えば３個）のトルク授受部（弾性体当接部）３ｃを含む。複数のトルク授受部３ｃは、フロントカバー３の外周側領域から周方向に間隔をおいて（等間隔に）外筒部と同方向（軸方向）に突出する。更に、フロントカバー３の外周部には、上記スタータモータの回転軸に取り付けられた図示しないピニオンギヤに噛合する外歯歯車３０が固定されている。
　リヤカバー２１は、環状の側壁部と、当該側壁部の外周から軸方向に延出された短尺の外筒部とを含む環状部材であり、フロントカバー３（側壁部）の内径よりも大きい内径を有する。リヤカバー２１の外筒部は、フロントカバー３の外筒部に溶接より接合され、それにより、フロントカバー３とリヤカバー２１とは、側壁部同士が間隔をおいて互いに対向するように一体化される。また、リヤカバー２１は、複数（本実施形態では、例えば３個）のトルク授受部（弾性体当接部）２１ｃを含む。複数のトルク授受部２１ｃは、リヤカバー２１の外周側領域から周方向に間隔をおいて（等間隔に）外筒部と同方向（軸方向）に突出し、それぞれフロントカバー３の対応するトルク授受部３ｃと軸方向に間隔をおいて対向する。
　更に、リヤカバー２１の外周側の角部の内面には、複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング保持凹部２１ｘが周方向に間隔をおいて形成されている。各スプリング保持凹部２１ｘは、スプリングＳＰｘの自然長に応じた周長を有し、図３に示すように、スプリングＳＰｘを両側から保持する。更に、リヤカバー２１には、それぞれ対応するスプリング保持凹部２１ｘの径方向内側に位置するように複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング支持部材２１１が溶接により固定されている。
　中間部材１２は、図２および図３に示すように、フロントカバー３およびリヤカバー２１の内部の外周側領域に配置される環状部材である。中間部材１２は、それぞれ円弧状に延びると共に周方向に間隔をおいて（等間隔に）配設された複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング収容窓１２ｗと、複数（本実施形態では、例えば３個）のトルク授受部（弾性体当接部）１２ｃとを有する。トルク授受部１２ｃは、周方向に沿って互いに隣り合うスプリング収容窓１２ｗの間に１個ずつ設けられる。
　ドリブン部材１５は、上記伝達軸ＴＳが固定されるダンパハブ７と、当該ダンパハブ７と一体化されたドリブンプレート２５とを含む。ダンパハブ７は、伝達軸ＴＳがスプライン嵌合（固定）される内筒部と、当該内筒部から径方向外側に延出された環状のプレート部とを含む環状部材である。ダンパハブ７のプレート部の外周側領域は、フロントカバー３およびリヤカバー２１の内部に配置され、ダンパハブ７の外周面は、中間部材１２の内周面を回転自在に支持するように形成されている（図２参照）。ドリブンプレート２５は、ダンパハブ７の外径よりも小さい内径およびダンパハブ７の外径よりも大きい外径を有する環状部材である。ドリブンプレート２５は、ダンパハブ７のプレート部からリヤカバー２１側に軸方向にオフセットして配置されると共に、複数のリベットを介してダンパハブ７（プレート部）の外周部に固定される。
　図２および図３に示すように、ドリブンプレート２５は、複数（本実施形態では、例えば３個）のトルク授受部（弾性体当接部）２５ｃと、複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング当接部２５ｘとを含む。複数のトルク授受部２５ｃは、ドリブンプレート２５の内周部から周方向に間隔をおいて（等間隔に）径方向外側に突出するように形成される。各トルク授受部２５ｃは、図２に示すように、フロントカバー３のトルク授受部３ｃとリヤカバー２１のトルク授受部２１ｃとの軸方向における間に位置することができるようにドリブンプレート２５の内周部から軸方向にオフセットされている。また、複数のスプリング当接部２５ｘは、周方向に間隔をおいて（等間隔に）並ぶように配設され、それぞれリヤカバー２１の対応するスプリング保持凹部２１ｘの周方向における片側に位置する。更に、ドリブンプレート２５の内周には、複数の内歯２５ｔｒが形成されている。複数の内歯２５ｔｒは、図示するように、ドリブンプレート２５の内周の全体に形成されてもよく、ドリブンプレート２５の内周に周方向に間隔をおいて（等間隔に）定められた複数の箇所に形成されてもよい。
　中間部材１２の各スプリング収容窓１２ｗ内には、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２が互いに対をなす（直列に作用する）ように１個ずつ配置される。図３に示すように、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２には、スプリング収容窓１２ｗへの配置に先立って、スプリングシート９０および９１が装着される。スプリングシート９０は、対応する第１または第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の一端に嵌合されると共に当該第１または第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の外周面の径方向外側の領域を覆うように形成されている。また、スプリングシート９１は、対応する第１または第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の他端に嵌合されるものである。スプリングシート９０，９１が装着された第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、スプリングシート９０が対応するスプリング収容窓１２ｗを形成する中間部材１２の内壁面に摺接するように当該スプリング収容窓１２ｗ内に配置される。
　ダンパ装置１０の取付状態において、ドライブ部材１１を構成するフロントカバー３およびリヤカバー２１の各トルク授受部３ｃ，２１ｃは、互いに異なるスプリング収容窓１２ｗに配置されて対をなさない（直列に作用しない）第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の間で両者に装着されたスプリングシート９１に当接する。また、ダンパ装置１０の取付状態において、中間部材１２の各トルク授受部１２ｃは、共通のスプリング収容窓１２ｗに配置されて互いに対をなす第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の間で両者に装着されたスプリングシート９０の端部に当接する。更に、ダンパ装置１０の取付状態において、ドリブン部材１５を構成するドリブンプレート２５の各トルク授受部２５ｃは、互いに異なるスプリング収容窓１２ｗに配置されて対をなさない（直列に作用しない）第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の間で両者に装着されたスプリングシート９１に当接する。
　これにより、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、図３に示すように、ダンパ装置１０の周方向に交互に並び、互いに対をなす第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間で、中間部材１２のトルク授受部１２ｃを介して直列に連結される。従って、ダンパ装置１０では、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する弾性体の剛性、すなわち第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の合成ばね定数をより小さくすることができる。本実施形態において、それぞれ複数の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、図３に示すように、同一円周上に配列され、ダンパ装置１０の軸心と各第１スプリングＳＰ１の軸心との距離と、ダンパ装置１０の軸心と各第２スプリングＳＰ２の軸心との距離とが等しくなっている。
　また、ドライブ部材１１のリヤカバー２１の各スプリング保持凹部２１ｘには、スプリングＳＰｘが配置され、各スプリングＳＰｘは、対応するスプリング支持部材２１１により径方向内側から支持される。これにより、複数のスプリングＳＰｘがダンパ装置１０の径方向における第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の外側に配置される。ダンパ装置１０の取付状態において、各スプリングＳＰｘの一方の端部は、対応するスプリング保持凹部２１ｘの一側に形成されたスプリング当接部に当接し、各スプリングＳＰｘの他方の端部は、対応するスプリング保持凹部２１ｘの他側に形成されたスプリング当接部に当接する一方、ドリブンプレート２５の対応するスプリング当接部２５ｘから周方向に離間している。そして、各スプリングＳＰｘの他方の端部は、ドライブ部材１１への入力トルク（駆動トルク）あるいは車軸側からドリブン部材１５に付与されるトルク（被駆動トルク）が上記トルクＴ１に達してドライブ部材１１のドリブン部材１５に対する捩れ角が所定角度θｒｅｆ以上になると、ドリブンプレート２５の対応するスプリング当接部２５ｘに当接することになる。
　更に、ダンパ装置１０は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対回転を規制するストッパ１７を含む。ストッパ１７は、ドライブ部材１１への入力トルクがダンパ装置１０の最大捩れ角θｍａｘに対応した上記トルクＴ２に達すると、ドライブ部材１１とドリブンプレート１５との相対回転を規制し、それに伴って、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２並びにスプリングＳＰｘのすべての撓みが規制される。
　また、ダンパ装置１０は、図１に示すように、複数の第１スプリングＳＰ１、中間部材１２および複数の第２スプリングＳＰ２を含む第１トルク伝達経路ＴＰ１と、複数のスプリングＳＰｘを含む第２トルク伝達経路ＴＰ２との双方に並列に設けられる回転慣性質量ダンパ２０を含む。回転慣性質量ダンパ２０は、図示するように、ダンパ装置１０の入力要素であるドライブ部材１１と出力要素であるドリブン部材１５との間に配置されるシングルピニオン式の遊星歯車機構ＰＧ（図１参照）を含む。本実施形態において、遊星歯車機構ＰＧは、複数の外歯２２ｔを含むと共に回転慣性質量ダンパ２０の質量体（慣性質量体）として機能するサンギヤ２２と、それぞれサンギヤ２２の外歯２２ｔに噛合する複数のギヤ歯２３ｔを有する複数（本実施形態では、例えば６個）のピニオンギヤ２３と、複数のピニオンギヤ２３を回転自在に支持してキャリヤとして機能するドライブ部材１１のリヤカバー２１と、複数のピニオンギヤ２３のギヤ歯２３ｔに噛合する複数の内歯２５ｔｒを含んでリングギヤとして機能するドリブンプレート２５とにより構成される。
　図２および図３に示すように、サンギヤ２２は、複数のリベットを介して一体化されるギヤ部材２２１、スペーサ２２２および環状部材２２３を含む。ギヤ部材２２１は、複数の外歯２２ｔを含む環状部材であり、複数の外歯２２ｔは、ダンパハブ７に近接すると共にリングギヤとしてのドリブンプレート２５（内歯２５ｔｒ）の径方向内側に位置するように、ギヤ部材２２１の内周部に対して軸方向にオフセットされている。スペーサ２２２は、リヤカバー２１の内径よりも小さい外径およびギヤ部材２２１の内径と概ね同一の内径を有する環状部材である。ギヤ部材２２１およびスペーサ２２２は、樹脂製のワッシャ２２４を介してダンパハブ７の内筒部の外周面により回転自在に支持される。図２に示すように、ギヤ部材２２１、スペーサ２２２およびダンパハブ７には、フロントカバー３をボルトによりクランクシャフトＣＳに連結する際に利用される複数の作業孔が形成されている。
　環状部材２２３は、リヤカバー２１の内径よりも小さい内径およびリヤカバー２１の内径よりも大きい外径を有する。環状部材２２３は、ダンパ装置１０の軸方向におけるリヤカバー２１の外側（図２における左側）に配置されると共にリヤカバー２１の内周よりも径方向内側で複数のリベットを介してギヤ部材２２１およびスペーサ２２２に連結される。図２に示すように、ダンパハブ７には、ギヤ部材２２１、スペーサ２２２および環状部材２２３を複数のリベットにより連結する際に利用される複数の作業孔が形成されている。また、環状部材２２３は、図２に示すように、軸方向（図２における左側）からみてリヤカバー２１の一部に重なる。このようなギヤ部材２２１、スペーサ２２２および環状部材２２３によりサンギヤ２２を形成することで、質量体としてのサンギヤ２２の慣性モーメントをより大きくすることが可能となる。ただし、スペーサ２２２が省略されてもよく、当該スペーサ２２２に相当する部分がギヤ部材２２１および環状部材２２３の何れか一方に形成されてもよい。
　キャリヤとしてのリヤカバー２１は、複数のトルク授受部２１ｃの径方向内側で複数のピニオンシャフト２４の一端（基端）を周方向に間隔をおいて（等間隔に）片持ち支持する。すなわち、各ピニオンシャフト２４の基端（図２における左端）は、リヤカバー２１の内周部に例えば圧入等により固定される。また、各ピニオンシャフト２４の他端（図２における右端）は、ダンパハブ７に当接しないようにフロントカバー３およびリヤカバー２１の内部に突出し、樹脂製のワッシャ２４ｗを介して対応するピニオンギヤ２３を回転自在に支持する。すなわち、リヤカバー２１は、複数のトルク授受部２１ｃの径方向内側における平均トルクが伝わらない部分により複数のピニオンシャフト２４を支持する。また、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２、リングギヤとしてのドリブンプレート２５および複数のピニオンギヤ２３は、ドライブ部材１１すなわち互いに接合されるフロントカバー３およびリヤカバー２１により包囲される。
　更に、各ピニオンギヤ２３の周囲には、環状のグリス保持部材２６が配置される。グリス保持部材２６は、各ピニオンギヤ２３（ギヤ歯２３ｔ）とリングギヤとしてのドリブンプレート２５（内歯２５ｔｒ）との噛合部を径方向外側から覆うように形成され、上述の複数のリベットによりドリブンプレート２５およびダンパハブ７に固定される。これにより、複数のギヤ歯２３ｔと複数の内歯２５ｔｒとの間や各ピニオンギヤ２３とワッシャ２３ｗとの間等に塗布されたグリスが遠心力により径方向外側に流出してしまうのを抑制し、複数のギヤ歯２３ｔや複数の内歯２５ｔｒ、ピニオンギヤ２３、ワッシャ２４ｗ等の摩耗を抑制することが可能となる。また、乾式のダンパ装置１０では、相対回転する２つの部材間に樹脂製のシート等が配置される。
　続いて、上記ダンパ装置１０の動作について説明する。
　上述のように、クラッチＫ０の係合条件の成立に応じて当該クラッチＫ０が係合させられると、エンジンＥＧからの駆動トルクがドライブ部材１１すなわちフロントカバー３およびリヤカバー２１に伝達される。エンジンＥＧからドライブ部材１１に伝達されたトルク（平均トルク）は、入力トルクが上記トルクＴ１に達するまで、複数の第１スプリングＳＰ１、中間部材１２および複数の第２スプリングＳＰ２を含む第１トルク伝達経路ＴＰ１を介してドリブン部材１５に伝達される。そして、ドリブン部材１５に伝達されたトルクは、伝達軸ＴＳ、クラッチＫ０、モータジェネレータＭＧのロータＲ、クラッチＫ２、変速機ＴＭおよびデファレンシャルギヤＤＦ等を介してドライブシャフトＤＳに伝達される。
　また、ドライブ部材１１がドリブン部材１５に対して回転すると（捩れると）、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２等が撓むと共に、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対回転に応じて質量体としてのサンギヤ２２が軸心周りに回転（揺動）する。このようにドライブ部材１１がドリブン部材１５に対して回転（揺動）する際には、遊星歯車機構ＰＧの入力要素であるキャリヤとしてのリヤカバー２１の回転速度がリングギヤとしてのドリブンプレート２５の回転速度よりも高くなる。従って、この際、サンギヤ２２は、遊星歯車機構ＰＧの作用により増速され、リヤカバー２１すなわちドライブ部材１１よりも高い回転速度で回転する。これにより、回転慣性質量ダンパ２０の質量体であるサンギヤ２２からピニオンギヤ２３を介してドリブンプレート２５すなわちダンパ装置１０の出力要素であるドリブン部材１５に慣性トルクを付与し、当該ドリブン部材１５の振動を減衰させることが可能となる。なお、回転慣性質量ダンパ２０は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間で主に慣性トルクを伝達し、平均トルクを伝達することはない。
　より詳細には、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２と回転慣性質量ダンパ２０とが並列に作用する際、複数の第２スプリングＳＰ２（第１トルク伝達経路ＴＰ１）からドリブン部材１５に伝達されるトルク（平均トルク）は、中間部材１２とドリブン部材１５との間の第２スプリングＳＰ２の変位（撓み量すなわち捩れ角）に依存（比例）したものとなる。これに対して、回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に伝達されるトルク（慣性トルク）は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との角加速度の差、すなわちドライブ部材１１とドリブン部材１５との間の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の変位の２回微分値に依存（比例）したものとなる。これにより、ダンパ装置１０のドライブ部材１１に伝達される入力トルクが周期的に振動していると仮定すれば、ドライブ部材１１から複数の第２スプリングＳＰ２を介してドリブン部材１５に伝達される振動の位相と、ドライブ部材１１から回転慣性質量ダンパ２０を介してドリブン部材１５に伝達される振動の位相とが１８０°ずれることになる。この結果、ダンパ装置１０では、複数の第２スプリングＳＰ２からドリブン部材１５に伝達される振動と、回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に伝達される振動との一方により、他方の少なくとも一部を打ち消して、ドリブン部材１５の振動を良好に減衰させることが可能となる。
　更に、中間部材１２を含むダンパ装置１０では、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の撓みが許容され、かつスプリングＳＰｘが撓んでいない状態に対して、２つの固有振動数（共振周波数）を設定することができる。すなわち、第１トルク伝達経路ＴＰ１では、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の撓みが許容され、かつスプリングＳＰｘが撓んでおらず、エンジンＥＧの回転数Ｎｅ（ドライブ部材１１の回転数）が極低いときに、例えばドライブ部材１１とドリブン部材１５とが互いに逆位相で振動することによる共振（第１共振）が発生する。
　また、一自由度系における中間部材１２の固有振動数ｆ12は、ｆ12＝１／２π・√（（ｋ1＋ｋ2）／Ｊ12）と表され（ただし、“Ｊ12”は、中間部材１２の慣性モーメントであり、“ｋ1”は、ドライブ部材１１と中間部材１２との間で並列に作用する複数の第１スプリングＳＰ１の合成ばね定数であり、“ｋ2”は、中間部材１２とドリブン部材１５の間で並列に作用する複数の第２スプリングＳＰ２の合成ばね定数である。）、中間部材１２を環状に形成することで慣性モーメントＪ12が比較的大きくなることから、当該中間部材１２の固有振動数ｆ12は比較的小さくなる。これにより、第１トルク伝達経路ＴＰ１では、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の撓みが許容され、かつスプリングＳＰｘが撓んでいない際に、エンジンＥＧの回転数Ｎｅが上記第１共振の振動数に対応した回転数よりもある程度高まった段階で、中間部材１２がドライブ部材１１およびドリブン部材１５の双方と逆位相で振動することによる当該中間部材１２の共振（第２共振）が発生する。
　一方、第１トルク伝達経路ＴＰ１（第２スプリングＳＰ２）からドリブン部材１５に伝達される振動の振幅は、エンジンＥＧの回転数Ｎｅが、比較的小さい中間部材１２の固有振動数ｆ12に対応した回転数に達する前に減少から増加に転じることになる。これに対して、回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に伝達される振動の振幅は、エンジンＥＧの回転数Ｎｅが増加するにつれて徐々に増加していく。これにより、ダンパ装置１０では、中間部材１２の存在により第１トルク伝達経路ＴＰ１を介して伝達されるトルクに２つのピークすなわち第１および第２共振が発生することに起因して、ドリブン部材１５の振動振幅が理論上ゼロになる反共振点を合計２つ設定することができる。従って、ダンパ装置１０では、第１トルク伝達経路ＴＰ１で発生する第１および第２共振に対応した２つのポイントで、第１トルク伝達経路ＴＰ１における振動の振幅と、それと逆位相になる回転慣性質量ダンパ２０における振動の振幅とをできるだけ近づけることで、ドリブン部材１５の振動を極めて良好に減衰させることが可能となる。
　ここで、ダンパ装置１０のドリブン部材１５すなわちダンパハブ７およびドリブンプレート２５は、伝達軸ＴＳおよびクラッチＫ０を介してモータジェネレータＭＧのロータＲに連結され、当該ロータＲは、クラッチＫ２を介して変速機ＴＭの入力軸ＩＳに連結される。このようにダンパ装置１０と変速機ＴＭとの間にモータジェネレータＭＧが配置され、エンジンＥＧ、ダンパ装置１０、モータジェネレータＭＧおよび変速機ＴＭがこの順番で連結される場合、ドリブン部材１５や図示しないインターミディエイトシャフト等の慣性モーメントに加えて、モータジェネレータＭＧのロータＲの慣性モーメントや、クラッチＫ０およびＫ２の構成部材の慣性モーメント等が、変速機ＴＭの入力軸ＩＳの慣性モーメントに付加される。
　このため、ドリブン部材１５やロータＲ等と一体に回転する変速機ＴＭの入力軸ＩＳの固有振動数が小さくなり、ダンパ装置１０に回転慣性質量ダンパ２０が設けられていない場合、図４において破線で示すように、変速機ＴＭの入力軸ＩＳ等の共振であるシャフト共振がエンジンＥＧの作動回転数域（ゼロから上限回転数までの範囲）における中速回転域から高速回転数域（例えば、１５００～４０００ｒｐｍ程度）で発生し、当該ダンパ装置１０によりシャフト共振によるトルク変動ＴFlucを充分に減衰し得なくなってしまう。また、かかるシャフト共振の振動数は、入力軸ＩＳの剛性と当該入力軸ＩＳに連結されるモータジェネレータＭＧのロータＲの慣性モーメント（イナーシャ）とに大きく依存する。このため、ダンパ装置１０の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の剛性を低下させたり（ばね定数を小さくしたり）、ダンパ装置１０に更なるスプリングを追加したりしても、シャフト共振が顕在化しないように当該振動数を充分に変化させることが困難となる。
　これを踏まえて、ダンパ装置１０は、上述のように、ドライブ部材１１の一部であるリヤカバー２１が遊星歯車機構ＰＧ（回転慣性質量ダンパ２０）のキャリヤとして機能すると共に、ドリブン部材１５の一部であるドリブンプレート２５が遊星歯車機構ＰＧのリングギヤとして機能するように構成される。これにより、遊星歯車機構ＰＧを含む回転慣性質量ダンパ２０の特性より、複数のピニオンギヤ２３と質量体としてのサンギヤ２２との慣性モーメントの合計値よりも大きい慣性モーメントをキャリヤとしてのリヤカバー２１すなわちドライブ部材１１に付加する一方、リングギヤとしてのドリブンプレート２５すなわちドリブン部材１５の慣性モーメントを減少させることが可能となる。
　より詳細には、ギヤ部材２２１，スペーサ２２２および環状部材２２３を含むサンギヤ２２の慣性モーメントを“Ｊｓ”とし、複数のピニオンギヤ２３の慣性モーメントの合計値を“Ｊｐ”とし、遊星歯車機構ＰＧの歯数比（サンギヤ２２（外歯２２ｔ）の歯数／内歯２５ｔｒの歯数）を“λ”としたときに、遊星歯車機構ＰＧによりドライブ部材１１に分配される慣性モーメントＪｉおよびドリブン部材１５に分配される慣性モーメントＪｏは、次式（１）および（２）のように表される。本実施形態において、サンギヤ２２の慣性モーメントＪｓは、複数のピニオンギヤ２３の慣性モーメントの合計値Ｊｐよりも十分に大きく、ドライブ部材１１に分配される慣性モーメントＪｉは、サンギヤ２２および複数のピニオンギヤ２３の慣性モーメントの合計値（Ｊｓ＋Ｊｐ）よりも大きい正の値となる。また、ドリブン部材１５に分配される慣性モーメントＪｏは、Ｊｏ＝Ｊｓ＋Ｊｐ－Ｊｉであり、負の値となる。すなわち、回転慣性質量ダンパ２０の質量体としてのサンギヤ２２等の慣性モーメントＪｓ、複数のピニオンギヤ２３の慣性モーメントＪｐおよび遊星歯車機構ＰＧの歯数比λは、当該遊星歯車機構ＰＧによりドリブン部材１５に分配される慣性モーメントＪｏが負の値になるように定められる。また、慣性モーメントＪｓ，Ｊｐおよび歯数比λは、モータジェネレータＭＧのロータＲの慣性モーメントを“Ｊｍ”としたときに、好ましくは、Ｊｏ＋Ｊｍ≧０を満たすように定められる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　この結果、ドリブン部材１５やモータジェネレータＭＧのロータＲ等と一体に回転する変速機ＴＭの入力軸ＩＳの慣性モーメント（合計値）の増加を抑制し、それによりシャフト共振の振動数の低下を抑制することができる。更に、ダンパ装置１０では、第２スプリングＳＰ２からドリブン部材１５に伝達される振動とは逆位相の振動（慣性トルク）を回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に伝達可能であり、図４において実線で示すように、当該回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に伝達される振動によってシャフト共振によるトルク変動ＴFlucを小さくすることができる。また、シャフト共振のレベルは、その振動数すなわち入力軸ＩＳの回転数が高いほど、低下する。従って、ダンパ装置１０によれば、変速機ＴＭのシャフト共振が比較的低い回転域で発生して顕在化するのを良好に抑制することが可能となる。
　なお、ドライブ部材１１の一部がリングギヤとして機能すると共にドリブン部材１５の一部がキャリヤとして機能し、かつサンギヤ２２が質量体として機能するように構成されたダンパ装置（図示省略）では、遊星歯車機構ＰＧによりドライブ部材１１に分配される慣性モーメントが上記式（２）により表され、ドリブン部材１５に分配される慣性モーメントが上記式（１）により表されることになる。従って、かかるダンパ装置では、変速機ＴＭの入力軸ＩＳの慣性モーメント（合計値）の増加すなわちシャフト共振の振動数の低下を抑制することが困難となる。更に、本発明者ら研究によれば、遊星歯車機構ＰＧのキャリヤを質量体として機能させる場合、反共振点を設定するために各ピニオンギヤの慣性モーメントを非常に大きくしなければならず、ダンパ装置の大型化や重量増を招いてしまうことが判明している。
　また、ダンパ装置１０では、ドリブン部材１５の一部であるドリブンプレート２５がリングギヤとして機能すると共に、サンギヤ２２が質量体として機能し、かつ第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２が複数のピニオンギヤ２３の径方向外側に配置される。これにより、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の剛性（両者の合成ばね）を低下させてダンパ装置１０の振動減衰性能をより向上させることが可能となる。
　更に、サンギヤ２２は、複数のピニオンギヤ２３のギヤ歯２３ｔに噛合する外歯２２ｔを含むギヤ部材２２１と、環状に形成されたリヤカバー２１の軸方向における外側に配置されると共に当該リヤカバー２１の径方向内側でスペーサ２２２を介してギヤ部材２２１に連結される環状部材２２３とを含む。これにより、質量体としてのサンギヤ２２の慣性モーメントＪｓをより大きくして、回転慣性質量ダンパ２０の振動減衰性能をより向上させると共に、変速機ＴＭの入力軸ＩＳの慣性モーメント（合計値）の増加、すなわちシャフト共振の振動数の低下を良好に抑制することが可能となる。
　また、キャリヤとしてのリヤカバー２１は、第２スプリングＳＰ２との間でトルクを授受するトルク授受部２５ｃを含み、当該トルク授受部２５ｃの径方向内側で、それぞれピニオンギヤ２３に挿通された複数のピニオンシャフト２４を支持する。これにより、キャリヤとしてのリヤカバー２１の平均トルクが伝わらない部分により複数のピニオンシャフト２４を支持することが可能となり、ピニオンシャフト２４の変形を抑制して回転慣性質量ダンパ２０の性能を良好に維持することができる。
　そして、ダンパ装置１０では、入力トルク等が上記トルクＴ１以上になってドライブ部材１１のドリブン部材１５に対する捩れ角が所定角度θｒｅｆ以上になると、各スプリングＳＰｘの上記他方の端部が、ドリブンプレート２５の対応するスプリング当接部２５ｘに当接する。これにより、ドライブ部材１１に伝達されたトルク（平均トルク）は、入力トルク等が上記トルクＴ２に達してストッパ１７によりドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対回転が規制されるまで、上記第１トルク伝達経路ＴＰ１と、複数のスプリングＳＰｘを含む第２トルク伝達経路ＴＰ２とを介してドリブン部材１５に伝達される。これにより、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対捩れ角の増加に応じてダンパ装置１０の剛性を高め、並列に作用する第１、第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２とスプリングＳＰｘとによって大きなトルクを伝達したり、衝撃トルク等を受け止めたりすることが可能となる。また、リヤカバー２１の外周側の角部の内面に形成されたスプリング保持凹部２１ｘ内にスプリングＳＰｘを配置することで、ダンパ装置１０の軸長の増加を抑制することが可能となる。
　ただし、ダンパ装置１０において、複数のスプリングＳＰｘは、図５に示すように、ダンパ装置１０の径方向における第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の内側で複数のピニオンギヤ２３と周方向に隣り合うように配置されてもよい。これにより、ダンパ装置１０のコンパクト化を図ることができる。更に、ダンパ装置１０において、第１トルク伝達経路ＴＰ１は、図６
に示すように、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間で互いに並列に作用してトルクを伝達可能な複数（例えば６個）のスプリングＳＰにより構成されてもよい。
　図７は、本開示の第２の実施形態に係るダンパ装置１０Ｂを示す概略構成図である。なお、ダンパ装置１０Ｂの構成要素のうち、上述のダンパ装置１０等と同一の要素については同一の符号を付し、重複する説明を省略する。
　図７および図８に示すダンパ装置１０Ｂでは、ドリブン部材１５Ｂに含まれるドリブンプレート２５Ｂの外周に複数のピニオンギヤ２３のギヤ歯２３ｔに噛合する外歯２５ｔｓが形成されており、当該ドリブンプレート２５Ｂが遊星歯車機構ＰＧ′のサンギヤとして機能する。また、ダンパ装置１０Ｂでは、複数のピニオンギヤ２３のギヤ歯２３ｔに噛合する内歯２７ｔを含む遊星歯車機構ＰＧ′のリングギヤ２７が、回転慣性質量ダンパ２０Ｂの質量体として機能する。更に、ダンパ装置１０Ｂにおいて、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、図８に示すように、複数のピニオンギヤ２３の径方向における内側に配置される。
　かかるダンパ装置１０Ｂでは、質量体としてのリングギヤ２７の慣性モーメントの大きさに拘わらず、複数のピニオンギヤ２３とリングギヤ２７との慣性モーメントの合計値よりも大きい慣性モーメントをキャリヤとしてのリヤカバー２１すなわちドライブ部材１１に付加する一方、サンギヤとしてのドリブンプレート２５Ｂすなわちドリブン部材１５Ｂの慣性モーメントを減少させることが可能となる。より詳細には、リングギヤ２７の慣性モーメントを“Ｊｒ”とし、複数のピニオンギヤ２３の慣性モーメントの合計値を“Ｊｐ”とし、遊星歯車機構ＰＧ′の歯数比（外歯２５ｔｓの歯数／リングギヤ２７の歯数）を“λ”としたときに、遊星歯車機構ＰＧ′によりドライブ部材１１に分配される慣性モーメントＪｉおよびドリブン部材１５Ｂに分配される慣性モーメントＪｏは、次式（３）および（４）のように表される。式（３）および（４）からわかるように、ドライブ部材１１に分配される慣性モーメントＪｉは、常に、リングギヤ２７および複数のピニオンギヤ２３の慣性モーメントの合計値（Ｊｒ＋Ｊｐ）よりも大きい正の値となる。また、ドリブン部材１５に分配される慣性モーメントＪｏは、Ｊｏ＝Ｊｒ＋Ｊｐ－Ｊｉであり、常に負の値となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　この結果、ダンパ装置１０Ｂによっても、ドリブン部材１５ＢやモータジェネレータＭＧのロータＲ等と一体に回転する変速機ＴＭの入力軸ＩＳの慣性モーメント（合計値）の増加、すなわちシャフト共振の振動数の低下を抑制することができる。更に、ダンパ装置１０Ｂにおいても、第２スプリングＳＰ２からドリブン部材１５Ｂに伝達される振動とは逆位相の振動（慣性トルク）を回転慣性質量ダンパ２０Ｂからドリブン部材１５Ｂに伝達可能であり、当該回転慣性質量ダンパ２０Ｂからドリブン部材１５Ｂに伝達される振動によってシャフト共振によるトルク変動ＴFlucを小さくすることができる。従って、ダンパ装置１０Ｂによっても、変速機ＴＭのシャフト共振が比較的低い回転域で発生して顕在化するのを良好に抑制することが可能となる。
　なお、ドライブ部材１１の一部がサンギヤとして機能すると共にドリブン部材１５Ｂの一部がキャリヤとして機能し、かつリングギヤ２７が質量体として機能するように構成されたダンパ装置（図示省略）では、遊星歯車機構ＰＧ′によりドライブ部材１１に分配される慣性モーメントが上記式（４）により表され、ドリブン部材１５Ｂに分配される慣性モーメントが上記式（３）により表されることになる。従って、かかるダンパ装置では、変速機ＴＭの入力軸ＩＳの慣性モーメント（合計値）の増加すなわちシャフト共振の振動数の低下を抑制することが困難となる。
　また、ダンパ装置１０Ｂでは、図８に示すように、上記スプリングＳＰｘと同様の機能を有するゴムあるいは樹脂製の短尺円柱状の弾性体（第２弾性体）ＥＢが第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の少なくとも何れか一方の内部に同軸に配置される。ただし、ダンパ装置１０Ｂにおいて、図９に示すように、複数のスプリングＳＰｘがダンパ装置１０Ｂの径方向における第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の外側に複数のピニオンギヤ２３と周方向に隣り合うように配置されてもよい。また、図１０に示すように、複数のスプリングＳＰｘがダンパ装置１０Ｂの径方向における第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の内側に配置されてもよい。更に、図１１に示すように、ダンパ装置１０Ｂの第１トルク伝達経路ＴＰ１は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５Ｂとの間で互いに並列に作用してトルクを伝達可能な複数（例えば６個）のスプリングＳＰにより構成されてもよい。
　以上説明したように、本開示のダンパ装置は、エンジン（ＥＧ）からのトルクが伝達される入力要素（１１）と、出力要素（１５，１５Ｂ）と、前記入力要素（１１）と前記出力要素（１５，１５Ｂ）との間でトルクを伝達する弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ）と、前記入力要素（１１）と前記出力要素（１５，１５Ｂ）との相対回転に応じて回転する質量体（２２，２７）を有する回転慣性質量ダンパ（２０，２０Ｂ）とを含むダンパ装置（１０，１０Ｂ）において、前記出力要素（１５，１５Ｂ）が、電動機（ＭＧ）のロータ（Ｒ）に連結され、前記電動機（ＭＧ）の前記ロータ（Ｒ）が、変速機（ＴＭ）の入力軸（ＩＳ）に連結され、前記回転慣性質量ダンパ（２０，２０Ｂ）が、サンギヤ（２２，２５Ｂ）、リングギヤ（２５，２７）、複数のピニオンギヤ（２３）、および前記複数のピニオンギヤ（２３）を支持するキャリヤ（２１）を有する遊星歯車機構（ＰＧ，ＰＧ′）を含み、前記キャリヤ（２１）が、前記入力要素（１１）の一部であり、前記サンギヤおよび前記リングギヤの一方（２５，２５Ｂ）が、前記出力要素（１５，１５Ｂ）の一部であり、前記サンギヤおよび前記リングギヤの他方（２２，２７）が、前記質量体として機能するものである。
　本開示のダンパ装置では、出力要素が電動機のロータに連結され、当該電動機のロータが変速機の入力軸に連結される。このようにダンパ装置と変速機との間に電動機が配置される場合、出力要素の慣性モーメントに加えて、ロータの慣性モーメントが変速機の入力軸の慣性モーメントに付加されることで、出力要素やロータと一体に回転する変速機の入力軸の固有振動数すなわちシャフト共振の振動数が小さくなる。これを踏まえて、本開示のダンパ装置は、入力要素の一部が遊星歯車機構（回転慣性質量ダンパ）のキャリヤとして機能すると共に、出力要素の一部がサンギヤおよびリングギヤの一方として機能するように構成される。これにより、遊星歯車機構を含む回転慣性質量ダンパの特性より、複数のピニオンギヤと質量体としてのサンギヤおよびリングギヤの他方との慣性モーメントの合計値よりも大きい慣性モーメントをキャリヤすなわち入力要素に付加する一方、サンギヤおよびリングギヤの一方すなわち出力要素の慣性モーメントを減少させることが可能となる。この結果、出力要素や電動機のロータと一体に回転する変速機の入力軸の慣性モーメント（合計値）の増加、すなわちシャフト共振の振動数の低下を抑制することができる。更に、本開示のダンパ装置では、弾性体から出力要素に伝達される振動とは逆位相の振動（慣性トルク）を回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達可能であり、当該回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達される振動によってシャフト共振によるトルク変動を小さくすることができる。従って、本開示のダンパ装置によれば、変速機のシャフト共振が比較的低い回転域で発生して顕在化するのを良好に抑制することが可能となる。
　また、前記リングギヤ（２５）は、前記出力要素（１５）の一部であってもよく、前記サンギヤ（２２）は、前記質量体として機能してもよく、前記弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ）は、前記ダンパ装置（１０）の径方向における前記複数のピニオンギヤ（２３）の外側に配置されてもよい。これにより、弾性体の剛性を低下させてダンパ装置の振動減衰性能をより向上させることが可能となる。
　更に、前記キャリヤ（２１）を含む前記入力要素（１１）は、前記弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ）、前記リングギヤ（２５）および前記複数のピニオンギヤ（２３）を包囲するように形成されてもよい。
　また、前記キャリヤ（２１）は、環状に形成されてもよく、前記サンギヤ（２２）は、前記複数のピニオンギヤ（２３）のギヤ歯（２３ｔ）に噛合する外歯（２２ｔ）を含むギヤ部材（２２１）と、前記ダンパ装置（１０）の軸方向における前記キャリヤ（２１）の外側に配置されると共に前記ダンパ装置（１０）の径方向における前記キャリヤ（２１）の内側で前記ギヤ部材（２２１）に連結される環状部材（２２３）とを含むものであってもよい。これにより、質量体としてのサンギヤの慣性モーメントをより大きくして、回転慣性質量ダンパの振動減衰性能をより向上させると共に、変速機の入力軸の慣性モーメント（合計値）の増加、すなわちシャフト共振の振動数の低下を良好に抑制することが可能となる。
　更に、前記キャリヤ（２１）は、対応する前記弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ）との間でトルクを授受するトルク授受部（２１ｃ）を含み、前記ダンパ装置（１０）の径方向における前記トルク授受部（２１ｃ）の内側で、それぞれ前記ピニオンギヤ（２３）に挿通された複数のピニオンシャフト（２４）の一端を支持するものであってもよい。これにより、キャリヤの平均トルクが伝わらない部分により複数のピニオンシャフトを支持することが可能となり、ピニオンシャフトの変形を抑制して回転慣性質量ダンパの性能を良好に維持することができる。
　また、前記サンギヤ（２５Ｂ）は、前記出力要素（１５Ｂ）の一部であってもよく、前記リングギヤ（２７）は、前記質量体として機能してもよく、前記弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ）は、前記ダンパ装置（１０Ｂ）の径方向における前記複数のピニオンギヤ（２３）の内側に配置されてもよい。これにより、質量体としてのリングギヤの慣性モーメントの大きさに拘わらず、複数のピニオンギヤとリングギヤとの慣性モーメントの合計値よりも大きい慣性モーメントをキャリヤすなわち入力要素に付加する一方、サンギヤすなわち出力要素の慣性モーメントを減少させることが可能となる。
　更に、前記キャリヤ（２１）を含む前記入力要素（１１）は、前記弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ）、前記リングギヤ（２７）および前記複数のピニオンギヤ（２３）を包囲するように形成されてもよい。
　また、前記ダンパ装置（１０，１０Ｂ）は、中間要素（１２）を含むものであってもよく、前記弾性体は、前記入力要素（１１）と前記中間要素（１２）との間でトルクを伝達する入力側弾性体（ＳＰ１）と、前記中間要素（１２）と前記出力要素（１５，１５Ｂ）との間でトルクを伝達する出力側弾性体（ＳＰ２）とを含んでもよい。これにより、出力側弾性体から出力要素に伝達される振動と、回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達される振動とが理論上互いに打ち消し合うことになる反共振点を２つ設定することができるので、ダンパ装置の振動減衰性能をより一層向上させることが可能となる。
　更に、前記ダンパ装置（１０，１０Ｂ）は、前記入力要素（１１）と前記出力要素（１５，１５Ｂ）との間で伝達されるトルクが所定値（Ｔ１）以上であるときに前記弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ）と並列に作用する第２弾性体（ＳＰｘ）を含むものであってよい。これにより、入力要素と出力要素との間で伝達されるトルクの増加に応じてダンパ装置の剛性を高め、並列に作用する弾性体および第２弾性体によって大きなトルクを伝達したり、衝撃トルク等を受け止めたりすることが可能となる。
　また、前記第２弾性体（ＳＰｘ）は、前記ダンパ装置（１０，１０Ｂ）の径方向における前記弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ）の外側に配置されてもよい。
　更に、前記第２弾性体（ＳＰｘ）は、前記ダンパ装置（１０，１０Ｂ）の径方向における前記弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ）の内側に配置されてもよい。
　また、前記第２弾性体（ＳＰｘ）は、前記ダンパ装置（１０，１０Ｂ）の径方向からみて前記弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ）と少なくとも部分的に重なるように配置されてもよい。
　更に、前記弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ）は、コイルスプリングであってもよく、前記第２弾性体（ＥＢ）は、前記弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ）の内部に同軸に配置されてもよい。
　また、前記第２弾性体（ＳＰｘ）は、前記複数のピニオンギヤ（２３）と周方向に隣り合うように配置されてもよい。
　更に、前記ダンパ装置（１０，１０Ｂ）は、乾式ダンパであってもよい。
　また、前記ダンパ装置（１０，１０Ｂ）と前記電動機（ＭＧ）との間、および前記電動機（ＭＧ）と前記変速機（ＴＭ）との間には、クラッチ（Ｋ０，Ｋ２）が配置されてもよい。
　更に、前記質量体（２２，２７）の慣性モーメント、前記複数のピニオンギヤ（２３）の慣性モーメントおよび前記遊星歯車機構（ＰＧ，ＰＧ′）の歯数比（λ）は、前記遊星歯車機構（ＰＧ，ＰＧ′）により前記出力要素（１５，１５Ｂ）に分配される慣性モーメントが負の値になるように定められてもよい。
　そして、本開示の発明は上記実施形態に何ら限定されるものではなく、本開示の外延の範囲内において様々な変更をなし得ることはいうまでもない。更に、上記発明を実施するための形態は、あくまで発明の概要の欄に記載された発明の具体的な一形態に過ぎず、発明の概要の欄に記載された発明の要素を限定するものではない。
　本開示の発明は、ダンパ装置の製造分野等において利用可能である。

Claims (17)

  1. 　エンジンからのトルクが伝達される入力要素と、出力要素と、前記入力要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する弾性体と、前記入力要素と前記出力要素との相対回転に応じて回転する質量体を有する回転慣性質量ダンパとを含むダンパ装置において、
    　前記出力要素は、電動機のロータに連結され、
    　前記電動機の前記ロータは、変速機の入力軸に連結され、
    　前記回転慣性質量ダンパは、サンギヤ、リングギヤ、複数のピニオンギヤ、および前記複数のピニオンギヤを支持するキャリヤを有する遊星歯車機構を含み、
    　前記キャリヤは、前記入力要素の一部であり、前記サンギヤおよび前記リングギヤの一方は、前記出力要素の一部であり、前記サンギヤおよび前記リングギヤの他方は、前記質量体として機能するダンパ装置。
  2. 　請求項１に記載のダンパ装置において、
    　前記リングギヤは、前記出力要素の一部であり、
    　前記サンギヤは、前記質量体として機能し、
    　前記弾性体は、前記ダンパ装置の径方向における前記複数のピニオンギヤの外側に配置されるダンパ装置。
  3. 　請求項２に記載のダンパ装置において、
    　前記キャリヤを含む前記入力要素は、前記弾性体、前記リングギヤおよび前記複数のピニオンギヤを包囲するように形成されているダンパ装置。
  4. 　請求項３に記載のダンパ装置において、
    　前記キャリヤは、環状に形成され、
    　前記サンギヤは、前記複数のピニオンギヤのギヤ歯に噛合する外歯を含むギヤ部材と、前記ダンパ装置の軸方向における前記キャリヤの外側に配置されると共に前記ダンパ装置の径方向における前記キャリヤの内側で前記ギヤ部材に連結される環状部材とを含むダンパ装置。
  5. 　請求項３または４に記載のダンパ装置において、
    　前記キャリヤは、対応する前記弾性体との間でトルクを授受するトルク授受部を含み、前記ダンパ装置の径方向における前記トルク授受部の内側で、それぞれ前記ピニオンギヤに挿通された複数のピニオンシャフトの一端を支持するダンパ装置。
  6. 　請求項１に記載のダンパ装置において、
    　前記サンギヤは、前記出力要素の一部であり、
    　前記リングギヤは、前記質量体として機能し、
    　前記弾性体は、前記ダンパ装置の径方向における前記複数のピニオンギヤの内側に配置されるダンパ装置。
  7. 　請求項６に記載のダンパ装置において、
    　前記キャリヤを含む前記入力要素は、前記弾性体、前記リングギヤおよび前記複数のピニオンギヤを包囲するように形成されているダンパ装置。
  8. 　請求項１から７の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    　中間要素を更に備え、
    　前記弾性体は、前記入力要素と前記中間要素との間でトルクを伝達する入力側弾性体と、前記中間要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する出力側弾性体とを含むダンパ装置。
  9. 　請求項１から８の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    　前記入力要素と前記出力要素との間で伝達されるトルクが所定値以上であるときに前記弾性体と並列に作用する第２弾性体を更に備えるダンパ装置。
  10. 　請求項９に記載のダンパ装置において、
    　前記第２弾性体は、前記ダンパ装置の径方向における前記弾性体の外側に配置されるダンパ装置。
  11. 　請求項９に記載のダンパ装置において、
    　前記第２弾性体は、前記ダンパ装置の径方向における前記弾性体の内側に配置されるダンパ装置。
  12. 　請求項９に記載のダンパ装置において、
    　前記第２弾性体は、前記ダンパ装置の径方向からみて前記弾性体と少なくとも部分的に重なるように配置されるダンパ装置。
  13. 　請求項１２に記載のダンパ装置において、
    　前記弾性体は、コイルスプリングであり、前記第２弾性体は、前記弾性体の内部に同軸に配置されるダンパ装置。
  14. 　請求項１０または１１に記載のダンパ装置において、
    　前記第２弾性体は、前記複数のピニオンギヤと周方向に隣り合うように配置されるダンパ装置。
  15. 　請求項１から１４の何れか一項に記載のダンパ装置において、乾式ダンパであるダンパ装置。
  16. 　請求項１から１５の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    　前記ダンパ装置と前記電動機との間、および前記電動機と前記変速機との間には、クラッチが配置されるダンパ装置。
  17. 　請求項１から１６の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    　前記質量体の慣性モーメント、前記複数のピニオンギヤの慣性モーメントおよび前記遊星歯車機構の歯数比は、前記遊星歯車機構により前記出力要素に分配される慣性モーメントが負の値になるように定められるダンパ装置。
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