特開 2022-121094 ダンパ機能付き伝動装置

(19)【発行国】日本国特許庁(JP)

(12)【公報種別】公開特許公報(A)

(11)【公開番号】P2022121094

(43)【公開日】2022-08-19

(54)【発明の名称】ダンパ機能付き伝動装置

(51)【国際特許分類】

   F16F 15/134 20060101AFI20220812BHJP

   F16F 15/22 20060101ALI20220812BHJP

   F16H 45/02 20060101ALN20220812BHJP

【ＦＩ】

F16F15/134 B

F16F15/134 A

F16F15/22 A

F16H45/02 Y

【審査請求】有

【請求項の数】4

【出願形態】ＯＬ

(21)【出願番号】P 2021018259

(22)【出願日】2021-02-08

(71)【出願人】

【識別番号】000138521

【氏名又は名称】株式会社ユタカ技研

(71)【出願人】

【識別番号】000005326

【氏名又は名称】本田技研工業株式会社

(74)【代理人】

【識別番号】110002192

【氏名又は名称】特許業務法人落合特許事務所

(72)【発明者】

【氏名】渡辺 健太郎

(72)【発明者】

【氏名】薄井 友彦

(57)【要約】

【課題】入力回転体から出力回転体へ機械的に伝動可能な動力伝達経路に、入力回転体及び出力回転体間に配置される中間回転体と、その中間回転体及び入力回転体間を接続する一次ダンパばねと、中間回転体及び出力回転体間を接続する二次ダンパばねとを備え、中間回転体にはダイナミックダンパばねを介して慣性回転体が接続され、非伝動状態でダイナミックダンパばねに対しプリセット荷重が付与されるダンパ機能付き伝動装置において、ダイナミックダンパの振れ角を十分に確保可能として、ダイナミックダンパばねのプリセット荷重付与によるダイナミックダンパの減衰性能の向上を図る。
【解決手段】入力回転体６０及び中間回転体７０間に一次ダンパばねＳ１を、また中間回転体７０及び出力回転体８０間に二次ダンパばねＳ２をそれぞれ備えたダンパ機能付き伝動装置Ｔにおいて、一次ダンパばねＳ１のばね定数を二次ダンパばねＳ２のばね定数よりも大きくする。
【選択図】 図２

【特許請求の範囲】

【請求項1】

入力回転体（６０）から出力回転体（８０）へ機械的に伝動可能な動力伝達経路（４６）に、前記入力回転体（６０）及び前記出力回転体（８０）間に配置される中間回転体（７０）と、その中間回転体（７０）及び前記入力回転体（６０）間を接続する一次ダンパばね（Ｓ１）と、前記中間回転体（７０）及び前記出力回転体（８０）間を接続する二次ダンパばね（Ｓ２）とを備え、前記中間回転体（７０）には、ダイナミックダンパばね（Ｓ３）を介して慣性回転体（４０）が接続されるダンパ機能付き伝動装置において、
前記ダイナミックダンパばね（Ｓ３）には、前記動力伝達経路（４６）の非伝動状態でプリセット荷重が付与されており、
前記一次ダンパばね（Ｓ１）のばね定数（ｋ１）が、前記二次ダンパばね（Ｓ２）のばね定数（ｋ２）よりも大きいことを特徴とするダンパ機能付き伝動装置。

【請求項2】

前記一次ダンパばね（Ｓ１）のばね定数をｋ１とし、前記二次ダンパばね（Ｓ２）のばね定数をｋ２としたときに、ｋ１／ｋ２で定義されるばね剛性比が１よりも大きく且つ５以下となっていることを特徴とする、請求項１に記載のダンパ機能付き伝動装置。

【請求項3】

前記ダイナミックダンパばね（Ｓ３）が、前記非伝動状態で該ダイナミックダンパばね（Ｓ３）に対し前記プリセット荷重を付与するように前記中間回転体（７０）及び前記慣性回転体（４１）のうちの何れか一方に支持され、またその何れか他方と、前記ダイナミックダンパばね（Ｓ３）との間には、前記非伝動状態で回転方向に隙間（Ｃ）が設定されることを特徴とする、請求項１又は２に記載のダンパ機能付き伝動装置。

【請求項4】

前記一次ダンパばね（Ｓ１）及び前記二次ダンパばね（Ｓ２）は、前記中間回転体（７０）と同心の同一仮想円上に配列されることを特徴とする、請求項１～３の何れか１項に記載のダンパ機能付き伝動装置。

【発明の詳細な説明】

【技術分野】

【0001】

本発明は、伝動装置、特に入力回転体から出力回転体へ機械的に伝動可能な動力伝達経路に、入力回転体及び出力回転体間に配置される中間回転体と、その中間回転体及び入力回転体間を接続する一次ダンパばねと、中間回転体及び出力回転体間を接続する二次ダンパばねとを備え、中間回転体にはダイナミックダンパばねを介して慣性回転体が接続されるダンパ機能付き伝動装置に関する。

【背景技術】

【0002】

上記ダンパ機能付き伝動装置を、例えばトルクコンバータのロックアップクラッチと出力軸との間の動力伝達に用いるものは、下記特許文献１にも示されるように従来公知であるが、斯かるダンパ機能付き伝動装置に付設される一般的なダイナミックダンパは、狭く限られた入力回転域でしか減衰効果を発揮し得なかった。

【0003】

そこで、ダイナミックダンパばねに対してプリセット荷重を付与することで、ダイナミックダンパの減衰領域を拡張させる技術が既に提案されている（例えば下記特許文献２を参照）。

【先行技術文献】

【特許文献】

【0004】

【特許文献1】特開２００９－１１５１１２号公報

【特許文献2】特開２０１７－１５５８３１号公報

【発明の概要】

【発明が解決しようとする課題】

【0005】

ところが特許文献２のダンパ機能付き伝動装置において、一次ダンパばねが二次ダンパばねよりも低剛性である場合には、例えば加速時に入力回転体に作用するエンジンのトルク変動が、低剛性の一次ダンパばねで少なからず減衰されて中間回転体に伝わることで、ダイナミックダンパの振れ角が小さくなるから、ダイナミックダンパばねへのプリセット荷重付与によるダイナミックダンパの減衰領域の拡大効果が不十分となる不都合が生じる虞れがある。尚、特許文献２の伝動装置では、一次ダンパばねが中間回転体の外周部に配置されており、これが伝動装置の径方向大型化の要因となっている。

【0006】

本発明は、かかる事情に鑑みてなされたものであり、従来装置の上記不都合を簡単な構造で解決可能なダンパ機能付き伝動装置を提供することを目的とする。

【課題を解決するための手段】

【0007】

上記目的を達成するために、本発明は、入力回転体から出力回転体へ機械的に伝動可能な動力伝達経路に、前記入力回転体及び前記出力回転体間に配置される中間回転体と、その中間回転体及び前記入力回転体間を接続する一次ダンパばねと、前記中間回転体及び前記出力回転体間を接続する二次ダンパばねとを備え、前記中間回転体には、ダイナミックダンパばねを介して慣性回転体が接続されるダンパ機能付き伝動装置において、前記ダイナミックダンパばねには、前記動力伝達経路の非伝動状態でプリセット荷重が付与されており、前記一次ダンパばねのばね定数が、前記二次ダンパばねのばね定数よりも大きいことを第１の特徴とする。

【0008】

また本発明は、第１の特徴に加えて、前記一次ダンパばねのばね定数をｋ１とし、前記二次ダンパばねのばね定数をｋ２としたときに、ｋ１／ｋ２で定義されるばね剛性比が１よりも大きく且つ５以下となっていることを第２の特徴とする。

【0009】

また本発明は、第１又は第２の特徴に加えて、前記ダイナミックダンパばねが、前記非伝動状態で該ダイナミックダンパばねに対し前記プリセット荷重を付与するように前記中間回転体及び前記慣性回転体のうちの何れか一方に支持され、またその何れか他方と、前記ダイナミックダンパばねとの間には、前記非伝動状態で回転方向に隙間が設定されることを第３の特徴とする。

【0010】

また本発明は、第１～第３の何れかの特徴に加えて、前記一次ダンパばね及び前記二次ダンパばねは、前記中間回転体と同心の同一仮想円上に配列されることを第４の特徴とする。

【発明の効果】

【0011】

本発明の第１の特徴によれば、入力回転体及び出力回転体間の動力伝達経路に、中間回転体と、中間回転体及び入力回転体間を接続する一次ダンパばねと、中間回転体及び出力回転体間を接続する二次ダンパばねとを備え、中間回転体にダイナミックダンパばねを介して慣性回転体が接続され、非伝動状態でダイナミックダンパばねに対しプリセット荷重が付与されるダンパ機能付き伝動装置において、一次ダンパばねのばね定数を、二次ダンパばねのばね定数よりも大きくしたので、ダイナミックダンパの振れ角を十分に確保可能となり、これにより、ダイナミックダンパばねに対するプリセット荷重付与によるダイナミックダンパの減衰性能の向上に寄与することができる。

【0012】

また第２の特徴によれば、一次ダンパばねのばね定数をｋ１とし、二次ダンパばねのばね定数をｋ２としたときに、ｋ１／ｋ２で定義されるばね剛性比が１よりも大きく且つ５以下とされるので、ばね剛性比が小さ過ぎて（従ってダイナミックダンパの振れ角が小さくなって）ダイナミックダンパの減衰性能の向上効果が十分でなくなる事態や、ばね剛性比が大き過ぎてダイナミックダンパばねの強度を十分には確保し得なくなる事態の発生が回避可能となる。これにより、ダイナミックダンパの減衰性能を向上させつつ、ダイナミックダンパばねの破損防止、延いては耐久性向上に寄与することができる。

【0013】

また第３の特徴によれば、ダイナミックダンパばねが、非伝動状態でダイナミックダンパばねに対しプリセット荷重を付与するように、中間回転体及び慣性回転体のうちの何れか一方に支持され、またその何れか他方と、ダイナミックダンパばねとの間に、非伝動状態で回転方向に隙間、即ちバックラッシュが設定される。これにより、プリセット荷重の付与に加え、上記隙間を追加しただけの簡単な構造で、ダイナミックダンパの減衰領域を拡張させ得るばかりか、その拡張した減衰領域の減衰ピークが入力トルクの大小で大きくずれ動いてばらつくのを抑制可能となる。その結果、減衰領域の拡張機能と、減衰ピークのずれ抑制機能とを両立させた高性能なダイナミックダンパが得られ、これに入力トルクの大小に関係なく高い減衰効果を発揮させることができる。

【0014】

また第４の特徴によれば、一次ダンパばね及び二次ダンパばねは、中間回転体と同心の同一仮想円上に配列されるので、一次ダンパばねを二次ダンパばねと同様の径方向位置に配して、伝動装置の径方向大型化を抑制することができる。

【図面の簡単な説明】

【0015】

【図1】本発明の第１実施形態に係るダンパ機能付き伝動装置を内蔵したトルクコンバータの縦断面図（図２の１－１線に沿う拡大断面図）

【図2】図１の２－２線矢視方向で見た、トルクコンバータの全体断面図

【図3】トルクコンバータの要部、特に一次・二次ダンパばね及びダイナミックダンパばねの支持部を示す拡大断面図（図２の３Ａ矢視部に対応する断面図）であって、そのうち（Ａ）は第１実施形態を示し、また（Ｂ）は第２実施形態を示す

【図4】ダイナミックダンパの減衰特性の一例を示すグラフであって、（ａ）は、ダイナミックダンパばねにプリセット荷重が付与されない場合を示し、（ｂ）はプリセット荷重が付与され且つバックラッシュの無い場合（第１実施形態）を示す

【図5】ダイナミックダンパの振れ角とエンジン回転数との関係の一例を示すグラフ

【図6】（ａ－１）（ａ－２）は、ダイナミックダンパばねにプリセット荷重が付与され且つバックラッシュの無い場合（第１実施形態）を示すものであって、（ａ－１）はダイナミックダンパのばね特性を示し、（ａ－２）は、特にトルク振幅の大小に応じて変化する減衰特性を示す。また（ｂ－１）（ｂ－２）は、ダイナミックダンパばねにプリセット荷重が付与され且つバックラッシュが有る場合（第２実施形態）を示すものであって、（ａ－１）（ａ－２）にそれぞれ対応する

【図7】バックラッシュＣと、Ｔp ／ｋとの大小関係によりダイナミックダンパばねの見做しばね定数がどのように変化するかの一例を示すばね特性図

【図8】（ａ－１）～（ａ－４）は、ダイナミックダンパばねにプリセット荷重が付与されるがバックラッシュの無い場合（第１実施形態）を示すものであって、（ａ－１）はダイナミックダンパのばね特性を示し、（ａ－２）はダイナミックダンパの振れ角と見做しばね定数との関係を示す。また（ａ－３）は、ダイナミックダンパの振れ角と減衰ピーク回転数との関係を示す共振特性図であり、更に（ａ－４）は、ダイナミックダンパによる減衰率とエンジン回転数との関係を示す減衰特性図である。また（ｂ－１）～（ｂ－４）は、ダイナミックダンパばねにプリセット荷重が付与され且つバックラッシュが有る場合（第２実施形態）を示すものであって、（ａ－１）～（ａ－４）にそれぞれ対応する

【図9】ダイナミックダンパの振れ角の大小とダイナミックダンパによる減衰向上範囲との関係を明らかにするために、図８の（ｂ－１）～（ｂ－３）と同様の手法で作図したグラフであって、特に図９（ｂ－１）～（ｂ－３）は振れ角が大きい場合を、また（ｂ－１′）～（ｂ－３′）は振れ角が小さい場合を示す

【図10】一次・二次ダンパばねの剛性比とダイナミックダンパの振れ角との関係を振動シミュレーションにより求めた結果の一例を示すグラフ

【図11】ダイナミックダンパの最大振れ角と一次・二次ダンパばねの剛性比との関係を振動シミュレーションにより求めた結果の一例を示すグラフ

【図12】一次・二次ダンパばねの剛性比とダイナミックダンパの共振特性延いては減衰向上範囲との関係を振動シミュレーションにより求めた結果の一例を示すグラフ

【発明を実施するための形態】

【0016】

以下、本発明の実施の形態を、添付図面に基づき説明する。

【0017】

先ず、第１実施形態を、図１，図２及び図３（Ａ）を参照しながら説明する。図１において、ロックアップ機構付きトルクコンバータＴＣは、ポンプインペラ１１と、このポンプインペラ１１に対向して配置されるタービンランナ１２と、ポンプインペラ１１およびタービンランナ１２の内周部間に配置されるステータ１３とを備え、ポンプインペラ１１、タービンランナ１２およびステータ１３間には、矢印１４で示すように作動オイルを循環させる循環回路１５が形成される。

【0018】

トルクコンバータＴＣは、後述するように、ロックアップクラッチＬの断・接切換えに基づいて流体伝動と機械伝動を切換可能に構成されており、特に機械伝動を本発明に係るダンパ機能付き伝動装置Ｔが担う構造となっている。本明細書では、先ず、流体伝動のための構造例について説明する。

【0019】

前記ポンプインペラ１１は、椀状のポンプシェル１６と、ポンプシェル１６の内面に設けられる複数のポンプブレード１７と、それらのポンプブレード１７を連結するポンプコアリング１８と、ポンプシェル１６の内周部に例えば溶接によって固定されるポンプハブ１９とを有する。そのポンプハブ１９には、トルクコンバータＴＣに作動オイルを供給するオイルポンプ（図示せず）が連動、連結される。

【0020】

またポンプシェル１６の外周部には、タービンランナ１２を外側から覆う椀状の伝動カバー２０が溶接によって結合されており、この伝動カバー２０の外周部にボス２１が固着され、ボス２１には駆動板２２が締結される。また駆動板２２には、車両用エンジンＥのクランクシャフト２３が同軸に締結されており、従って、ポンプインペラ１１には、車両用エンジンＥから回転動力が入力される。

【0021】

前記タービンランナ１２は、椀状のタービンシェル２４と、タービンシェル２４の内面に設けられる複数のタービンブレード２５と、それらのタービンブレード２５を連結するタービンコアリング２６とを有する。タービンシェル２４の内周部は、後述するリング板状の出力回転体８０を介して出力ハブ２９に結合される。

【0022】

車両用エンジンＥからの回転動力を図示しないミッションに伝達する出力軸２７は、これの中心部を縦通する油路１００を有しており、この油路１００には、後述するロックアップクラッチＬの作動油圧を油路１００に対し給排制御可能な不図示の油圧制御回路が接続される。また出力軸２７の先端部は、前記伝動カバー２０の中心部に連設した有底円筒状の支持筒部２０ａ内に環状空隙４９を挟んで受容され、その環状空隙４９は上記油路１００に常時連通している。

【0023】

出力軸２７の外周には、ポンプハブ１９から離間し且つ出力回転体８０の内周部に溶接した出力ハブ２９がスプライン嵌合されると共に、出力ハブ２９の側面にニードルスラストベアリング３０を介して隣接する円環状のカバーハブ４４が、軸受ブッシュ４７を介して回転自在に嵌合、支持される。尚、軸受ブッシュ４７は、カバーハブ４４の内周に固定（例えば圧入）される。

【0024】

カバーハブ４４は、放射状に延びる複数の油溝４４ａを外側面に有しており、その外側面の外周端が伝動カバー２０の内周部内面に溶接される。したがって、出力軸２７の先端部は、軸受ブッシュ４７及びカバーハブ４４を介して伝動カバー２０に回転自在に支持される。

【0025】

前記ステータ１３は、ポンプハブ１９および出力ハブ２９間に配置されるステータハブ３１と、このステータハブ３１の外周に設けられる複数のステータブレード３２と、それらのステータブレード３２の外周を連結するステータコアリング３３とを有する。ポンプハブ１９とステータハブ３１との間にはスラストベアリング３４が介装され、また出力ハブ２９（直接的にはタービンシェル２４）とステータハブ３１との間にはスラストベアリング３５が介装される。

【0026】

ステータハブ３１と、出力ハブ２９とともに回転する出力軸２７を相対回転自在に囲繞するステータシャフト３６との間には、一方向クラッチ３７が介設され、ステータシャフト３６は、ミッションケース（図示せず）に回転不能に支持される。伝動カバー２０およびタービンシェル２４間には、前記した循環回路１５に連通するクラッチ室３８が形成される。そのクラッチ室３８には、伝動カバー２０の回転動力を入力側に受けるロックアップクラッチＬと、このロックアップクラッチＬの出力側と出力軸２７間を機械的に伝動可能な動力伝達経路４６を有するダンパ機能付き伝動装置Ｔとが配設される。

【0027】

ロックアップクラッチＬは、前記したカバーハブ４４に軸方向摺動可能且つ油密に嵌合、支持されて伝動カバー２０の内面に近接、対向するクラッチピストン４３と、伝動カバー２０の内面に固着（溶接）したクラッチアウタＬｏと、クラッチアウタＬｏに同心状に囲繞され且つ後述する入力回転体６０に固定されるクラッチインナＬｉと、クラッチアウタＬｏ及びクラッチインナＬｉ間に介設される摩擦連結機構Ｌｍとを備える。クラッチアウタＬｏの内周面には、クラッチピストン４３の外周部が軸方向摺動可能且つ油密に嵌合される。

【0028】

摩擦連結機構Ｌｍは、従来周知の多板式摩擦クラッチ機構と同様、クラッチアウタＬｏに相対回転不能に且つ所定の制限された範囲で軸方向摺動可能に支持される複数の摩擦板及び受圧板と、クラッチインナＬｉに相対回転不能に且つ軸方向摺動可能に支持される複数の摩擦板とを有する。そして、クラッチピストン４３をクラッチオン側、即ち摩擦連結機構Ｌｍ側に移動（図１で右動）させることで、上記摩擦板相互が圧接されてロックアップクラッチＬが接続状態となり、またクラッチピストン４３を上記と反対側、即ちクラッチオフ側に移動（図１で左動）させることで摩擦板相互の圧接力が解放されて、ロックアップクラッチＬが非接続状態となる。

【0029】

尚、ロックアップクラッチＬは、実施形態のような多板式摩擦クラッチに限定されず、種々の摩擦クラッチ、例えば単板式摩擦クラッチも実施可能である。

【0030】

ところで前記クラッチ室３８内は、クラッチピストン４３によって、タービンランナ１２側に在って循環油路１５に連通する内側室３８ａと、伝動カバー２０側に在って循環油路１５には連通しない外側室３８ｂとに区画される。その内側室３８ａには、前記した摩擦連結機構Ｌｍ及びダンパ機能付き伝動装置Ｔが収容される。

【0031】

一方、外側室３８ｂは、クラッチピストン４３の受圧室として機能し、そこに不図示の油圧制御装置から前記油路１００、環状空隙４９及び油溝４４ａを経てクラッチ作動油が導入されると、その作動油でクラッチピストン４３を前記クラッチオン側に駆動、保持可能であり、また、クラッチ作動油が外側室３８ｂ（クラッチ受圧室）より排出されると、クラッチピストン４３は、内側室３８ａの油圧に押されて前記クラッチオフ側に後退可能となる。

【0032】

また出力軸２７及びステータシャフト３６間には入口油路１０１が画成され、この入口油路１０１は、ステータシャフト３６の横孔から、ステータシャフト３６と一方向クラッチ３７のインナ部とのスプライン嵌合部（特にスプラインの欠歯部分）を経て、前記した循環油路１５及び内側室３８ａの各内周部に通じる。一方、ポンプハブ１９およびステータシャフト３６間には、循環回路１５の内周部に通じる出口油路１０２が画成される。それら入口油路１０１及び出口油路１０２は、不図示の油循環装置に接続されており、これにより、トルクコンバータＴＣの作動中は、入口油路１０１から内側室３８ａ及び循環回路１５を経て出口油路１０２に戻る油の流動が継続され、内側室３８ａ及び循環回路１５内は常に油で満たされる。

【0033】

例えば、車両用エンジンＥのアイドリング時や極低速運転域では、外側室３８ｂ（クラッチ受圧室）にはクラッチ作動油が供給されず、クラッチピストン４３は前記クラッチオフ側にある。従って、摩擦連結機構Ｌｍの摩擦板相互が相対回転可能な非圧接状態にあり、ロックアップクラッチＬは非接続状態となっている。この状態では、ポンプインペラ１１およびタービンランナ１２の相対回転は許容されており、車両用エンジンＥによってポンプインペラ１１が回転駆動されることで、循環回路１５内の作動油が、矢印１４で示すように、ポンプインペラ１１、タービンランナ１２、ステータ１３の順に循環回路１５内を循環し、ポンプインペラ１１の回転トルクがタービンランナ１２、出力回転体８０及び出力ハブ２９を介して出力軸２７に伝達される。

【0034】

一方、ポンプインペラ１１およびタービンランナ１２間でトルクの増幅作用が生じている状態では、それに伴う反力がステータ１３で負担され、ステータ１３は、一方向クラッチ３７のロック作用によって固定される。またトルク増幅作用を終えたときに、ステータ１３は、ステータ１３が受けるトルク方向の反転によって一方向クラッチ３７を空転させながらポンプインペラ１１およびタービンランナ１２とともに同一方向に回転する。

【0035】

このようにしてトルクコンバータＴＣがカップリング状態となったとき、もしくはカップリング状態に近づいたときには、その状態を検出したセンサの出力に基づいて作動する不図示の油圧制御回路から、クラッチ作動油が出力軸２７内の油路１００等を経て外側室３８ｂ（クラッチ受圧室）に導入される。これにより、クラッチピストン４３が伝動カバー２０から離れる側（即ち前記クラッチオン側）に押圧されて、摩擦連結機構Ｌｍを摩擦結合状態に切換え、ロックアップクラッチＬが接続状態となる。

【0036】

ロックアップクラッチＬが接続状態となったときに、車両用エンジンＥから伝動カバー２０に伝わる回転動力は、ロックアップクラッチＬから内側室３８ａ内のダンパ機能付き伝動装置Ｔを経て出力軸２７に機械的に伝達される。その伝動装置Ｔは、これの動力伝達経路４６において、クラッチインナＬｉに固定される入力回転体６０と、その入力回転体６０に一次ダンパばねＳ１を介して接続される中間回転体７０と、中間回転体７０に二次ダンパばねＳ２を介して接続される出力回転体８０とを備える。

【0037】

而して、入力回転体６０、中間回転体７０及び出力回転体８０は、出力軸２７に対し同心状に配置され且つ互いに相対回転可能に構成される。また第１，第２ダンパばねＳ１，Ｓ２は、出力軸２７の軸線を中心とした（従って中間回転体７０と同心の）同一仮想円上に交互に配列される。

【0038】

入力回転体６０は、リング板状に形成される中間回転体７０を回転摺動可能に挟む第１，第２支持板６１，６２をクラッチインナＬｉと共に固定（より具体的には複数のリベット６３でカシメ結合）されて構成される。各リベット６３には、両支持板６１，６２間のスペーサとして機能する円筒のカラー６４が嵌合、固定され、そのカラー６４は、これが入力回転体６０と一体的に回転する際に、中間回転体７０の円弧状内周面に沿って移動可能である。

【0039】

第１支持板６１の内周端部は、径方向内方側に長く延びていて、出力ハブ２９の外周に同心状に嵌合、支持される。更に第１，第２支持板６１，６２の径方向中間部は、円周方向に延びる円弧状の開口６１ｏ，６２ｏを有しており、その開口６１ｏ，６２ｏの径方向内，外周縁部がそれぞれ軸方向外側に切り起こされて、第１，第２ダンパばねＳ１，Ｓ２を両側より抱持するばねホルダ部６１ｈ，６２ｈを構成する。上記開口６１ｏ，６２ｏの周方向両内端縁部は、第１，第２ダンパばねＳ１，Ｓ２の対応する一端部を支持するばね受け６０ｓとして機能する。

【0040】

中間回転体７０の内周部には、周方向に間隔をおいて複数の第１ばね受け突起７１が径方向内向きに一体に突設され、各々の第１ばね受け突起７１の、周方向で両側端面が、一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２の対応する他端部を支持するばね受け７０ｓとなる。第１ばね受け突起７１の根元部分には、一部の前記カラー６４と係合可能なストッパ凹部７１ａが設けられ、そのストッパ凹部７１ａにカラー６４を係合させることで、入力回転体６０に対する中間回転体７０の相対回転角を所定の制限された範囲内に規制可能である。而して、ストッパ凹部７１ａ及びカラー６４は、互いに協働して入力回転体６０に対する中間回転体７０の相対回転角を規定値以下に規制する第１ストッパ手段を構成し、この第１ストッパ手段によれば、加速時には一次ダンパばねＳ１の過度の変形が抑制され、また減速時には二次ダンパばねＳ２の過度の変形が抑制される。

【0041】

出力回転体８０の内周部には出力ハブ２９が嵌合、固定（例えば溶接）され、またタービンシェル２４の内周端寄り中間部が出力回転体８０に複数のリベット５３で固定される。また出力回転体８０の外周部には、周方向に間隔をおいて複数の第２ばね受け突起８２が径方向外向きに一体に突設されており、各々の第２ばね受け突起８２の、周方向で両側端面が、一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２の前記一端部を支持するばね受け８０ｓとなる。一部の前記カラー６４は、第２ばね受け突起８２の外周部に径方向で相互に近接又は当接するように配置され、これにより、中間回転体７０を出力回転体８０に対し相対回転可能に且つ同心状に保持する。

【0042】

更に出力回転体８０の外周部には、周方向で隣り合う第２ばね受け突起８２の中間位置で、中間回転体７０の第１ばね受け突起７１と係合可能な係合凹部８３が形成される。その第１ばね受け突起７１と係合凹部８３との係合により、出力回転体８０に対する中間回転体７０の相対回転角を所定の制限された範囲内に規制可能である。而して、第１ばね受け突起７１及び係合凹部８３は、互いに協働して出力回転体８０に対する中間回転体７０の相対回転角を規定値以下に規制する第２ストッパ手段を構成し、この第２ストッパ手段によれば、加速時には二次ダンパばねＳ２の過度の変形が抑制され、また減速時には一次ダンパばねＳ１の過度の変形が抑制される。

【0043】

ところで、本発明に係るダンパ機能付き伝動装置Ｔには、中間回転体７０に連動連結されるダイナミックダンパＤＤが付設される。このダイナミックダンパＤＤは、慣性回転体４０と、それに固定（例えばリベット４８で結合）される慣性重錘Ｗと、慣性回転体４０及び中間回転体７０間に介装されて周方向に間隔をおいて配置される複数のダイナミックダンパばねＳ３とを備える。慣性回転体４０は、中間回転体７０を相互間に回転摺動可能に挟み且つ内周が入力回転体６０の第１，第２支持板６１，６２外周に回転可能に同心嵌合する第１，第２保持板４１，４２を有する。第１，第２保持板４１，４２の相互間は、複数のリベット４８で結合される。

【0044】

第１，第２保持板４１，４２は、慣性回転体４０の周方向に延びる円弧状の開口４１ｏ，４２ｏを有しており、その開口４１ｏ，４２ｏの径方向外周縁部がそれぞれ軸方向外側に切り起こされて、ダイナミックダンパばねＳ３を両側より抱持するばねホルダ部４１ｈ，４２ｈを構成する。上記開口４１ｏ，４２ｏの周方向両内端縁部は、ダイナミックダンパばねＳ３の対応する両端部に係合する第１ばね受け面４０ｓとして機能する。そのばね受け面４０ｓに対応して中間回転体７０にも複数の円弧状開口７０ｏが設けられ、その開口７０ｏの周方向両内端縁部は、ダイナミックダンパばねＳ３の対応する両端部を支持する第２ばね受け面７２ｓとして機能する。

【0045】

また第１保持板４１の内面には、中間回転体７０の外周部に設けた径方向外向きの複数の回り止め突起７０ｔとそれぞれ係合可能な複数の係合凹部４１ａが形成される。その回り止め突起７０ｔを係合凹部４１ａに係合させることで、中間回転体７０に対する慣性回転体４０の相対回転角を所定の制限された範囲内に規制可能である。而して、回り止め突起７０ｔ及び係合凹部４１ａは、互いに協働して中間回転体７０に対する慣性回転体４０の相対回転角を規定値以下に規制する第３ストッパ手段を構成し、これによりダイナミックダンパばねＳ３の過度の変形が抑制される。

【0046】

また特に第１実施形態では、ロックアップクラッチＬが非接続状態（即ち動力伝達経路４６が非伝動状態）にある場合に、図３（Ａ）で明らかなように、ダイナミックダンパばねＳ３を圧縮した状態（即ちダイナミックダンパばねＳ３に対し所定のプリセット荷重、即ち予圧が付与された状態）で、ダイナミックダンパばねＳ３の両端部が前記した第１，第２ばね受け面４０ｓ，７２ｓの何れとも当接（より具体的には圧接）状態にある。この場合、慣性回転体４０の周方向で相対向する第１ばね受け面４０ｓの相互間の長さをａとし、また相対向する第２ばね受け面７２ｓの相互間の長さをｂとし、ダイナミックダンパばねＳ３の自由状態での長さをｓとすれば、ｓ＞ａ＝ｂの関係を満たすように各々の長さａ，ｂ，ｓが設定される。

【0047】

これに対し、図３（Ｂ）に例示した第２実施形態では、ロックアップクラッチＬが非接続状態（即ち動力伝達経路４６が非伝動状態）にある場合に、ダイナミックダンパばねＳ３の両端部が前記第１，第２ばね受け面４０ｓ，７２ｓの何れか一方（図示例では第２ばね受け面７２ｓ）に、ダイナミックダンパばねＳ３を圧縮した状態（即ちダイナミックダンパばねＳ３に対し所定のプリセット荷重、即ち予圧が付与された状態）でそれぞれ当接し、またその何れか他方（図示例では第１ばね受け面４０ｓ）と、ダイナミックダンパばねＳ３の両端部との間には、バックラッシュ即ち回転方向に所定の隙間Ｃ（即ち図３（Ｂ）で、ａ－ｂに相当）が設定される。即ち、この第２実施形態では、上記した長さａ，ｂ，ｓが、ｓ＞ａ＞ｂの関係を満たすように設定される。

【0048】

しかも第２実施形態では、後述するように上記隙間をＣ［rad ］とし、ダイナミックダンパばねＳ３のプリセット荷重によるトルクＴp ［Nm］とし、またダイナミックダンパばねＳ３のばね剛性をｋ［Nm/rad］とした場合に、Ｃ＜Ｔp ／ｋ が成立するよう隙間Ｃが設定される。また前記隙間をＣ［mm］とし、またダイナミックダンパばねＳ３のプリセット時の圧縮長さ即ちプリセット量（図３（Ｂ）でｓ－ｂ）に相当）をＺ［mm］とした場合に、０．１Ｚ＜Ｃ＜０．５Ｚ の関係を成立させるような隙間Ｃに設定されることが望ましい。

【0049】

また以上説明した第１，第２実施形態において、一次ダンパばねＳ１のばね定数をｋ１とし、二次ダンパばねＳ２のばね定数をｋ２としたときに、ｋ１がｋ２よりも大きく設定（望ましくは、後述するようにｋ１／ｋ２で定義されるばね剛性比が１よりも大きく且つ５以下の範囲内に設定）される。

【0050】

次に、上記した第１，第２実施形態の作用について、図４～図１２も併せて参照して、説明する。

【0051】

トルクコンバータＴＣにおいて、ロックアップクラッチＬが接続状態となった場合には、前述のようにエンジンＥから伝動カバー２０に伝わる回転動力が、ロックアップクラッチＬから実施形態のダンパ機能付き伝動装置Ｔの動力伝達経路４６を経て、出力軸２７に機械的に伝達される。このとき、エンジンＥの加速運転時又は減速運転時における回転変動により生じる振動は、伝動装置Ｔが具備する一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２並びにダイナミックダンパＤＤで減衰、抑制される。

【0052】

この場合、特にダイナミックダンパＤＤでは、慣性回転体４０がダイナミックダンパばねＳ３の弾性変形を伴って振動して、動力伝達経路４６（即ちダイナミックダンパＤＤを除く主振動系）の振動エネルギを代替吸収できるため、その主振動系の振動に対する減衰効果が、ダイナミックダンパＤＤ（即ち副振動系）の固有振動数に対応した減衰ピーク回転数ＮｅP 付近で特に高められる。

【0053】

ところで、ダイナミックダンパＤＤの減衰ピーク回転数ＮｅP ［rpm ］は、ダイナミックダンパばねＳ３のばね定数をｋ［Nm/rad］、慣性回転体４０のイナーシャ（慣性モーメント）をＩ［kgm2］としたときに、次の式で表されることが知られている。
ＮｅP ＝Ａ√（ｋ／Ｉ） ……………（１）
この場合、Ａは、６０／（２π×エンジン次数）、即ち定数であるため、減衰ピーク回転数ＮｅP は、ばね定数ｋとイナーシャＩとで決まる。そして、横軸をエンジンの回転数［rpm ］とし、また縦軸を振動減衰率［dB］としたグラフでダイナミックダンパＤＤによる減衰効果の一例を示すと、例えば、図４のようになる。尚、振動減衰率［dB］は、入力側の振動の最大振幅をＡ１、出力側の振動の最大振幅をＡ２としたときに、（Ａ２－Ａ１）／Ａ１で定義されるものであって、図４の縦軸で下方に行くほど減衰効果が大きいことを示す。

【0054】

ところで図４（ａ）の実線は、ダイナミックダンパばねＳ３にプリセット荷重が付与されない場合の一例であり、また、図４（ｂ）の実線は、プリセット荷重が付与された場合で比較的大きいトルクが入力されたときの一例である。そして、後者の方が前者よりも、高い減衰効果を発揮し得る減衰領域が拡がるが、その理由を次に簡単に説明する。

【0055】

即ち、エンジンから回転動力を受けて加振される主振動系の振動周波数ｆ（以下、単に加振周波数という）は、エンジン回転数の増加に応じて概ね比例的に増加することが知られており、一方、ダイナミックダンパＤＤの減衰ピーク回転数ＮｅP は、前記（１）式で明らかなようにばね定数ｋとイナーシャＩのみに依存し、これらが不変であればエンジン回転数に関係なく一定である。またダイナミックダンパＤＤの振れ角θ［rad ］は、ダイナミックダンパＤＤへの入力トルクＴのトルク振幅をＴｗとしたときに、次の式で表されることが知られている。尚、トルク振幅Ｔｗは、入力トルクと略比例する。
θ＝Ｔｗ／（４π2 ・Ｉ・ｆ2 ） ……………（２）
この式（２）によれば、振れ角θは、仮にトルク振幅Ｔｗが一定であれば、図５に示すように加振周波数ｆの増加（従って加振周波数ｆに略比例するエンジン回転数の増加）に伴い二次関数的に減少するよう変化する。

【0056】

また、図６（ａ－１）は、ダイナミックダンパばねＳ３にプリセット荷重によるトルクＴp ［Nm］が付与される場合のダイナミックダンパＤＤのばね特性の一例を示すグラフであり、横軸をダイナミックダンパＤＤの振れ角θ［rad ］とし、縦軸を入力トルクＴ［Nm］としている。この場合、ダイナミックダンパばねＳ３のばね定数をｋとすれば、見做しばね定数（即ちプリセット荷重付与時の見掛けのばね定数）ｋ′は、
ｋ′＝ｋ＋Ｔp ／θ ………（３）
となる。即ち、見做しばね定数ｋ′は、図６（ａ－１）のグラフの各プロット点ｐ１～ｐ４と原点とを結ぶ仮想直線の勾配に相当し、その勾配からも振れ角θが小さくなるほどに見做しばね定数ｋ′が増大することが判る。

【0057】

このように振れ角θが小さいほど見做しばね定数ｋ′が大きくなる一方で、振れ角θは、前述のようにエンジン回転数の増加に伴い二次関数的に減少（図５参照）することから、結局、振れ角θが小さい（従ってエンジン回転数が高い）ほど見做しばね定数ｋ′は大きくなる傾向となる。従って、この見做しばね定数ｋ′を用いて前記（１）式で演算したダイナミックダンパＤＤの減衰ピーク回転数ＮｅP は、見做しばね定数ｋ′が大きいほど高回転側に発生する。その結果、図４（ｂ）で明らかなように、ダイナミックダンパばねＳ３にプリセット荷重を付与することにより、付与しない場合よりも減衰領域を拡げることができる。

【0058】

ところで第１実施形態（図３（Ａ）を参照）のように、ダイナミックダンパばねＳ３に単にプリセット荷重を付与しただけでは、トルク振幅Ｔｗが小さくなるほど減衰ピークが高回転側へ大きくずれるため、狙いとする回転域（例えば自動車用エンジンでは、常用回転域である1000～1500rpm ）で高い減衰効果が得られにくくなる。

【0059】

即ち、ダイナミックダンパＤＤの振れ角θ［rad ］は、前記（２）式からも明らかなようにトルク振幅Ｔｗの関数でもあって、このトルク振幅Ｔｗの大小によっても見做しばね定数ｋ′が変動し、この変動に伴い減衰ピーク回転数ＮｅP も変動する。そのため、例えば、トルク振幅Ｔｗが小さくなるほど振れ角θが小さくなって見做しばね定数ｋ′が更に増大していくことで減衰ピーク回転数ＮｅP が高回転側に発散する傾向がある。その発散の様子は、図６（ａ－２）に例示した、振動減衰率とエンジン回転数との相関グラフからも明らかであり、この図のラインＬ１～Ｌ４は、図６（ａ－１）の各プロット点ｐ１～ｐ４に対応した見掛けばね定数ｋ′が、トルク振幅Ｔｗが小さくなるのに応じて更に増大したときに、減衰ピーク回転数ＮｅP が高回転側に大きくずれる一例を示す。

【0060】

それに対して第２実施形態（図３（Ｂ）を参照）では、ダイナミックダンパばねＳ３にプリセット荷重、即ち予圧を付与するように、中間回転体７０及び慣性回転体４０のうちの何れか一方（第２実施形態では中間回転体７０の第２ばね受け面７２ｓ）にダイナミックダンパばねＳ３の両端部が支持され、またその何れか他方（第２実施形態では慣性回転体４０の第１ばね受け面４０ｓ）と、ダイナミックダンパばねＳ３との間に、バックラッシュ即ち回転方向の隙間Ｃが設定される。これにより、第２実施形態では、第１実施形態と比べて、ダイナミックダンパＤＤの減衰領域を拡張させ得るばかりか、その拡張した減衰領域の減衰ピークがトルク振幅Ｔｗ（従って入力トルク）の大小でずれ動くのを効果的に抑制可能となる。次に、その効果が得られる理由を説明する。

【0061】

図６（ｂ－１）は、上記隙間Ｃを特設した場合のダイナミックダンパばねＳ３のばね特性の一例を示しており、隙間Ｃが特設されたことで、見做しばね定数ｋ′は、図６（ｂ－１）の各プロット点ｐ１′～ｐ４′と原点とを結ぶ仮想直線の勾配となる。また、図６（ｂ－２）は、上記隙間Ｃを特設した場合の振動減衰率と入力回転数との相関の一例を示しており、この図のラインＬ１′～Ｌ４′は、各プロット点ｐ１′～ｐ４′に対応した見掛けばね定数ｋ′が、トルク振幅Ｔｗが小さくなるのに応じて更に増大したときに、減衰ピーク回転数ＮｅP がどのように変動するかを示している。

【0062】

この図６（ｂ－１）からも明らかなように第２実施形態では、トルク振幅Ｔｗが小さくなって振れ角θが小さく（即ちエンジン回転数が大きく）なればなる程、見做しばね定数ｋ′が大きくなるものの、隙間Ｃを特設したことで、振れ角θが当該隙間Ｃに対応した振れ角よりも小さくなると見做しばね定数ｋ′は減少する側に転じる。これにより、トルク振幅Ｔｗが小さくなると、減衰ピーク回転数ＮｅP は、図６（ｂ－２）に示すように高回転側に一旦移動した後、低回転側に反転、収束していく。従って、トルク振幅Ｔｗの大小に因る減衰ピークのばらつきを小さくすることができる効果が得られる。

【0063】

但し、この効果は、隙間Ｃ［rad ］と、プリセット荷重によるトルクＴp ［Nm］と、ダイナミックダンパばねＤＤのばね定数ｋ［Nm/rad］とが、Ｃ＜Ｔp ／ｋ の条件式（４）を満たす場合に限られる。この場合のダイナミックダンパばねＳ３のばね特性の一例が図７（ａ）で示され、またＣ＝Ｔp ／ｋの場合のばね特性の一例が図７（ｂ）で示され、更にＣ＞Ｔp ／ｋの場合のばね特性の一例が図７（ｃ）で示される。

【0064】

而して、図７（ａ）の場合は、振れ角θが小さくなるほど見做しばね定数ｋ′（即ち点線の勾配）が高くなって、減衰領域が拡がる効果がある一方、図７（ｂ）の場合は、振れ角θに関係なく見做しばね定数ｋ′は同一となって、減衰領域が拡がる効果は得られず、また図７（ｃ）の場合は、振れ角θが小さいほど見做しばね定数ｋ′は減少するため、これまた減衰領域が拡がる効果は期待できないことが判る。

【0065】

即ち、減衰ピークのばらつきを小さくするために隙間Ｃを特設しても、その隙間Ｃが上記式（４）の条件を満たさなければ（換言すれば、振れ角θが小さくなるほど見做しばね定数ｋ′が高くなる設定としなければ）、ダイナミックダンパＤＤによる減衰領域を十分には拡張できず、従って、ダイナミックダンパＤＤによる減衰性能向上効果を確保し得なくなる。

【0066】

以上説明したように、ダイナミックダンパばねＳ３にプリセット荷重を付与することでダイナミックダンパＤＤの減衰領域を拡張できる効果が得られ、またそのプリセット荷重の付与に加えて前記隙間Ｃを特設にしたことで、拡張した減衰領域がトルク振幅Ｔｗの大小でずれ動くのを抑制できる効果が得られるが、その現象は、次のような説明でも明らかである。

【0067】

先ず、プリセット荷重付与だけの場合（即ち第１実施形態）のダイナミックダンパばねＳ３の特性は、例えば図８（ａ－１）に示すように、縦軸をダイナミックダンパＤＤの振れ角θとし、また横軸を入力トルクＴとしたグラフでも表される。そして、このばね特性から、振れ角θ毎の見做しばね定数ｋ′をプロットして、振れ角θと見做しばね定数ｋ′との相関を表す図８（ａ－２）のようなグラフを作成する。この（ａ－２）のグラフでは、見做しばね定数ｋ′は振れ角θがゼロに近づくにつれて発散していることが判る。

【0068】

次いで、図８（ａ－２）に示す振れ角θと見做しばね定数ｋ′との相関と、前記式（１）とに基づいて、図８（ａ－２）の横軸を減衰ピーク回転数ＮｅP に変換した図８（ａ－３）のようなダイナミックダンパの共振特性図を作成する。この（ａ－３）の共振特性図は、振れ角θと減衰ピーク回転数ＮｅP との相関を示すものであるから、その相関ラインで得た減衰ピーク回転数ＮｅP の分布に基づいて図８（ａ－４）のような減衰特性図が作成可能である。そして、この減衰特性図からは、トルク振幅Ｔｗが小さくなるほどに減衰ピーク回転数ＮｅP がより高回転側に発生する（即ち高回転側に大きくずれる）ことが判る。

【0069】

これに対し、プリセット荷重付与に加えて、前記隙間Ｃを設けた場合（即ち第２実施形態）のダイナミックダンパばねＳ３の特性は、例えば図８（ｂ－１）に示すように、縦軸をダイナミックダンパＤＤの振れ角θとし、また横軸を入力トルクＴとしたグラフで表される。そして、このばね特性から、振れ角θ毎の見做しばね定数ｋ′をプロットして、振れ角θと見做しばね定数ｋ′との相関を表す図８（ｂ－２）のようなグラフを作成する。この（ｂ－２）のグラフでは、見做しばね定数ｋ′は振れ角θがゼロに近づく手前で収束していることが判る。

【0070】

次いで、図８（ｂ－２）に示す振れ角θと見做しばね定数ｋ′との相関と、前記式（１）とに基づいて、図８（ｂ－２）の横軸を減衰ピーク回転数ＮｅP に変換した図８（ｂ－３）のようなダイナミックダンパの共振特性図を作成する。この（ｂ－３）の共振特性図は、振れ角θと減衰ピーク回転数ＮｅP との相関を示すものであるから、その相関ラインで得た減衰ピーク回転数ＮｅP の分布に基づいて図８（ｂ－４）のような減衰特性図が作成可能である。そして、この減衰特性図からは、トルク振幅Ｔｗが小さくなった場合でも、減衰ピーク回転数ＮｅP の高回転側への大きなずれ（即ちトルク振幅Ｔｗによる減衰ピークの変化）が抑制され、減衰性能の向上効果が発揮されることが判る。

【0071】

次に図９を参照して、ダイナミックダンパＤＤの振れ角θの大小で、ダイナミックダンパＤＤによる減衰効果の向上範囲がどのように変化するかを説明する。即ち、図９は、第２実施形態において、ダイナミックダンパの振れ角θと、入力トルクＴ、見做しばね定数および減衰ピーク回転数との各相関を示す図８（ｂ－１）～（ｂ－３）に相当するグラフであり、特に左側の（ｂ－１）～（ｂ－３）は振れ角θが大きい場合を示し、また右側の（ｂ－１′）～（ｂ－３′）は振れ角θが小さい場合を示す。これらグラフの比較、特にダイナミックダンパの共振特性図である（ｂ－３）と（ｂ－３′）の比較からも、振れ角θが大きい場合のダイナミックダンパによる減衰効果の向上範囲は、振れ角θが小さい場合の減衰効果の向上範囲よりも広いことが明らかである。

【0072】

更に第１実施形態のダンパ機能付き伝動装置を振動モデルとしたものにおいて、一次ダンパばねＳ１のばね定数をｋ１とし、二次ダンパばねＳ２のばね定数をｋ２としたときのばね剛性比ｋ１／ｋ２と、ダイナミックダンパＤＤの振れ角θとの関係を振動シミュレーションにより求めた結果を図１０に示す。この場合、シミュレーションに当たり、各例の振動モデルの諸元は、一般的な自動車を参考にして設定している。また、このシミュレーションで実施例としてはばね剛性比が３のものを、また比較例１としてはばね剛性比が１のものを、また比較例２としてはばね剛性比が１／３のものをそれぞれ示す。また表１は、振動シミュレーションで用いた上記諸元の一例であり、特に一次ダンパばね及び二次ダンパばねの合成ばね定数は一定となるよう調整した。

【0073】

【表1】

【0074】

而して、図１０は、横軸をエンジン回転数、縦軸をダイナミックダンパＤＤの振れ角θとしたグラフであり、上記シミュレーションの結果で得たばね剛性比ｋ１／ｋ２とダイナミックダンパＤＤの振れ角θの相関関係を示す。図１０でも明らかなように、ばね剛性比ｋ１／ｋ２（即ち一次ダンパばねのばね剛性）が高ければ高いほど、ダイナミックダンパの振れ角θが大きくなることが判る。これは、一次ダンパばねＳ１のばね剛性が高いほど、入力回転体６０に作用するエンジンＥのトルク変動が減衰されずに中間回転体７０（延いてはダイナミックダンパＤＤ）に伝わるためである。そして、上記振れ角θが大きくなれば、ダイナミックダンパばねＳ３へのプリセット荷重付与によるダイナミックダンパＤＤの減衰性能の向上効果（即ち減衰領域の拡大効果）が有効に発揮される。

【0075】

これに対し、ばね剛性比ｋ１／ｋ２が低ければ低いほど、上記振れ角θが小さくなり、特にばね剛性比ｋ１／ｋ２が１以下、即ち小さくなり過ぎると、エンジンＥのトルク変動が相当量減衰されてダイナミックダンパＤＤに伝わるため、ダイナミックダンパばねＳ３へのプリセット荷重付与によるダイナミックダンパＤＤの減衰性能の向上効果（即ち減衰領域の拡大効果）が十分には発揮されなくなる。

【0076】

また図１１は、図１０に関わるシミュレーションと同様の振動シミュレーションにより求めた、入力トルク振幅Ｔｗが大・中・小の場合のばね剛性比ｋ１／ｋ２と、ダイナミックダンパの最大振れ角θMAX との関係を示したものである。この図１１でも明らかなように、ばね剛性比ｋ１／ｋ２が５を超えると、特にトルク振幅Ｔｗが大の場合にダイナミックダンパの最大振れ角θMAX が大きくなり過ぎるため、ダイナミックダンパばねＳ３の強度を十分に確保することが困難となる虞れがある。

【0077】

従って、図１０及び図１１に示すシミュレーション結果からも、ダイナミックダンパの減衰性能の向上効果を確保しつつダイナミックダンパばねの破損防止延いては耐久性向上を図る上では、ばね剛性比ｋ１／ｋ２を１よりも大きく且つ５以下に設定することが望ましいと言える。

【0078】

さらに図１２は、図１０・図１１に関わる前記シミュレーションと諸元を同じくした実施例（ばね剛性比３）及び比較例１（ばね剛性比１）を、第２実施形態（即ち予圧Ｔｐ及び隙間Ｃ有り）の振動モデルとしてシミュレーションした結果を示す。この図１２で左側グラフは実施例の、また右側グラフは比較例１のシミュレーション結果であって、各グラフの上段・下段の横軸は、エンジン回転数（共振特性の場合は減衰ピーク回転数）を示しており、また上段縦軸はダイナミックダンパの振れ角θを、また下段縦軸はダイナミックダンパによる減衰率をそれぞれ示す。

【0079】

而して、図１２の上段各図は、図１０のグラフに実施例及び比較例１のダイナミックダンパの共振特性図を重ねて描いたものであり、一方、図１２の下段各図は、対応するダイナミックダンパの減衰性能のシミュレーション結果（減衰特性）を上段各図と並べて表示したものであって、参考にダイナミックダンパ無しの場合の性能も併記した。この図１２の上段各図において、共振特性のラインとダイナミックダンパの振れ角のラインとが一致もしくは近接した回転域に着目すると、それは、実施例（ばね剛性比３）の方が比較例１（ばね剛性比１）よりも広範囲に拡がっており、その広い回転域に対応して図１２の下段各図の減衰率が下側に（即ち減衰性能が高い側に）広範囲に張り出していることが判る。これにより、ばね剛性比が大きい実施例では、ダイナミックダンパの振れ角θが十分確保されて減衰向上範囲が広くなるのに対し、ばね剛性比が小さい比較例１では、振れ角θが少なくなって減衰向上範囲が狭くなっていることが明らかである。

【0080】

以上説明したように、実施形態のトルクコンバータＴＣ、特にロックアップクラッチＬと出力軸２７との間を機械的に伝動するダンパ機能付き伝動装置Ｔは、入力回転体６０及び出力回転体８０間に介装された中間回転体７０と、その中間回転体７０及び入力回転体６０間を接続する一次ダンパばねＳ１と、中間回転体７０及び出力回転体８０間に介装された二次ダンパばねＳ２と、中間回転体７０にダイナミックダンパばねＳ３を介して接続される慣性回転体４０とを具備していて、非伝動状態でダイナミックダンパばねＳ３に対しプリセット荷重が付与され、しかも一次ダンパばねＳ１のばね定数が二次ダンパばねＳ２のばね定数よりも大きく設定されている。

【0081】

これにより、実施形態の前述の作用説明からも明らかなように、ダイナミックダンパＤＤの振れ角を十分に確保可能となって、ダイナミックダンパばねＳ３へのプリセット荷重付与によるダイナミックダンパの減衰性能を向上させることができる。

【0082】

また実施形態の伝動装置Ｔでは、一次ダンパばねＳ１のばね定数をｋ１とし、二次ダンパばねＳ２のばね定数をｋ２としたときに、ｋ１／ｋ２で定義されるばね剛性比が１よりも大きく且つ５以下とされている。これにより、そのばね剛性比が小さ過ぎて（従ってダイナミックダンパＤＤの振れ角が小さくなって）、ダイナミックダンパばねＳ３へのプリセット荷重付与によるダイナミックダンパＤＤの減衰性能の向上効果が不十分となる事態や、剛性比が大き過ぎてダイナミックダンパばねＳ３の強度を十分には確保し得なくなる事態の発生が回避可能となる。したがって、ダイナミックダンパＤＤの減衰性能を向上させつつ、ダイナミックダンパばねＳ３の破損防止、延いては耐久性向上が図られる。

【0083】

また特に第２実施形態の伝動装置Ｔでは、動力伝達経路４６の非伝動状態で、ダイナミックダンパばねＳ３が、これにプリセット荷重を付与するように中間回転体７０の第２ばね受け面７２ｓに両端支持され、また慣性回転体４０の第１ばね受け面４０ｓとダイナミックダンパばねＳ３との間に回転方向に隙間Ｃ、即ちバックラッシュが設定されている。これにより、第１実施形態と比べ上記隙間Ｃを追加しただけの簡単な構造で、ダイナミックダンパＤＤの減衰領域を拡張可能となるばかりか、その拡張した減衰領域の減衰ピークが入力トルクの大小で大きくずれ動いてばらつくのを抑制可能となる。その結果、減衰領域の拡張機能と、減衰ピークのずれ抑制機能とを両立させた高性能なダイナミックダンパＤＤが得られ、これに入力トルクの大小に関係なく高い減衰効果を発揮させることが可能となる。

【0084】

更に実施形態の一次ダンパばねＳ１及び二次ダンパばねＳ２は、中間回転体７０と同心の同一仮想円上に配列される。これにより、一次ダンパばねＳ１を二次ダンパばねＳ２と同様の径方向位置に配して、ダンパ機能付き伝動装置Ｔの径方向大型化を抑制することができる。

【0085】

以上、本発明の実施の形態について説明したが、本発明は上記実施の形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明を逸脱することなく種々の設計変更を行うことが可能である。

【0086】

例えば、前記実施形態では、本発明のダンパ機能付き伝動装置として、ロックアップ機構付きトルクコンバータＴＣに内蔵されてロックアップクラッチＬの接続状態でエンジンＥから出力軸２７側への機械伝動を担う伝動装置Ｔを例示したが、本発明のダンパ機能付き伝動装置は、トルクコンバータＴＣ以外の種々の機械装置の動力伝達装置に適用してもよい。

【0087】

また前記第２実施形態では、ロックアップクラッチＬが非接続状態（即ち動力伝達経路４６が非伝動状態）にある場合に、ダイナミックダンパばねＳ３にプリセット荷重を付与すべく、中間回転体７０及び慣性回転体４０のうち前者７０の第２ばね受け面７２ｓにダイナミックダンパばねＳ３の両端部が支持され、またその後者４０の第１ばね受け面４０ｓとダイナミックダンパばねＳ３との間に、バックラッシュ即ち回転方向の隙間Ｃが設定されるものを示した。これに対し、第２実施形態の変形例（図示せず）では、上記場合にダイナミックダンパばねＳ３にプリセット荷重を付与すべく、中間回転体７０及び慣性回転体４０のうち後者４０の第１ばね受け面４０ｓにダイナミックダンパばねＳ３の両端部が支持され、またその前者７０の第２ばね受け面７２ｓとダイナミックダンパばねＳ３との間に、バックラッシュ即ち回転方向の隙間Ｃが設定されてもよい。そして、この変形例も、第２実施形態と基本的に同様の作用効果を達成可能である。

【符号の説明】

【0088】

Ｃ・・・・・・隙間
ＤＤ・・・・・ダイナミックダンパ
Ｓ１，Ｓ２・・一次ダンパばね，二次ダンパばね
Ｓ３・・・・・ダイナミックダンパばね
Ｔ・・・・・・ダンパ機能付き伝動装置
４０・・・・・慣性回転体
４６・・・・・動力伝達経路
６０・・・・・入力回転体
７０・・・・・中間回転体
８０・・・・・出力回転体

【図1】

【図2】

【図3】

【図4】

【図5】

【図6】

【図7】

【図8】

【図9】

【図10】

【図11】

【図12】