特許 7068213 捩り振動低減装置

(19)【発行国】日本国特許庁(JP)

(12)【公報種別】特許公報(B2)

(11)【特許番号】

(24)【登録日】2022-05-06

(45)【発行日】2022-05-16

(54)【発明の名称】捩り振動低減装置

(51)【国際特許分類】

   F16F 15/30 20060101AFI20220509BHJP

   F16F 15/134 20060101ALI20220509BHJP

   F16H 1/28 20060101ALI20220509BHJP

   F16H 45/02 20060101ALI20220509BHJP

【ＦＩ】

F16F15/30 V

F16F15/134 A

F16F15/134 D

F16H1/28

F16H45/02 Y

【請求項の数】 6

(21)【出願番号】P 2019035234

(22)【出願日】2019-02-28

(65)【公開番号】P2020139563

(43)【公開日】2020-09-03

【審査請求日】2021-06-14

(73)【特許権者】

【識別番号】000003207

【氏名又は名称】トヨタ自動車株式会社

(73)【特許権者】

【識別番号】000000011

【氏名又は名称】株式会社アイシン

(73)【特許権者】

【識別番号】594079143

【氏名又は名称】株式会社アイシン福井

(74)【代理人】

【識別番号】100083998

【弁理士】

【氏名又は名称】渡邉 丈夫

(72)【発明者】

【氏名】石橋 昌幸

(72)【発明者】

【氏名】西田 秀之

(72)【発明者】

【氏名】八壽八 勇

(72)【発明者】

【氏名】大井 陽一

(72)【発明者】

【氏名】吉川 卓也

(72)【発明者】

【氏名】大塚 亮輔

(72)【発明者】

【氏名】田中 克典

(72)【発明者】

【氏名】平本 知之

【審査官】杉山 豊博

(56)【参考文献】

【文献】特開２０１８－１６８８８４（ＪＰ，Ａ）

【文献】特開２０１６－１８８６５５（ＪＰ，Ａ）

【文献】特開昭５５－０２０９６４（ＪＰ，Ａ）

【文献】特開２０１４－０４３８７４（ＪＰ，Ａ）

【文献】特開昭５９－００１８４０（ＪＰ，Ａ）

【文献】特開昭６２－１４１３５８（ＪＰ，Ａ）

【文献】特開２０１８－０４０４７５（ＪＰ，Ａ）

(58)【調査した分野】(Int.Cl.，ＤＢ名)

Ｆ１６Ｆ １５／３０

Ｆ１６Ｆ １５／１３４

Ｆ１６Ｈ １／２８

Ｆ１６Ｈ ４５／０２

(57)【特許請求の範囲】

【請求項1】

サンギヤと、前記サンギヤと同心円上に配置されたリングギヤと、前記サンギヤと前記リングギヤとに噛み合っている複数のピニオンギヤを回転可能に保持しているキャリヤとを回転要素として備えており、前記各回転要素によって差動作用を生じる遊星歯車機構を備え、
前記サンギヤと前記リングギヤと前記キャリヤとのうちのいずれか一つがエンジンからトルクが入力される入力要素とされ、前記サンギヤと前記リングギヤと前記キャリヤとのうちのいずれか他の一つがトルクを出力する出力要素とされ、前記サンギヤと前記リングギヤと前記キャリヤとのうちのいずれか更に他の一つが前記入力要素と前記出力要素とに対して慣性力によって相対回転する慣性要素とされ、
前記入力要素と前記出力要素との間に前記入力要素と前記出力要素とを相対的に捩れ回転させる捩りトルクに応じて弾性変形する弾性体が設けられ、
前記入力要素と前記出力要素とが前記弾性体を弾性変形させて相対的に捩り回転することにより前記ピニオンギヤが前記サンギヤおよび前記リングギヤに噛み合った状態で回転し、前記入力要素と前記出力要素とが所定角度、捩り回転した状態で前記入力要素に入力されるトルクの振動に伴って前記ピニオンギヤが所定の角度の範囲内で往復回転するように構成された捩り振動低減装置において、
前記捩りトルクが予め定めた基準トルクより小さい場合に前記ピニオンギヤが前記入力要素に入力される前記トルクの振動によって往復回転する所定の角度範囲である第１領域と、
前記捩りトルクが前記基準トルク以上の場合に前記ピニオンギヤが前記入力要素に入力される前記トルクの振動によって往復回転する所定の角度範囲である第２領域とを有し、
前記第２領域に位置する前記ピニオンギヤと前記ピニオンギヤに噛み合う前記サンギヤとの間のバックラッシと、前記第２領域に位置する前記ピニオンギヤと前記ピニオンギヤに噛み合う前記リングギヤとの間のバックラッシとのうちの少なくともいずれか一方のバックラッシが、前記第１領域に位置する前記ピニオンギヤと前記ピニオンギヤに噛み合う前記サンギヤとの間のバックラッシと、前記第１領域に位置する前記ピニオンギヤと前記ピニオンギヤに噛み合う前記リングギヤとの間のバックラッシよりも大きい
ことを特徴とする捩り振動低減装置。

【請求項2】

請求項１に記載の捩り振動低減装置において、
前記第２領域は、前記キャリヤの回転方向で前記第１領域よりも前方側に位置していることを特徴とする捩り振動低減装置。

【請求項3】

請求項１に記載の捩り振動低減装置において、
前記第２領域に位置する前記ピニオンギヤと前記ピニオンギヤに噛み合う前記サンギヤとの間のバックラッシが、前記第１領域における前記ピニオンギヤと前記サンギヤとの間のバックラッシと前記第１領域における前記ピニオンギヤと前記リングギヤとの間のバックラッシとよりも大きいことを特徴とする捩り振動低減装置。

【請求項4】

請求項１に記載の捩り振動低減装置において、
前記第２領域に位置する前記ピニオンギヤと前記ピニオンギヤに噛み合う前記リングギヤとの間のバックラッシが、前記第１領域における前記ピニオンギヤと前記サンギヤとの間のバックラッシと、前記第１領域における前記ピニオンギヤと前記リングギヤとの間のバックラッシとよりも大きいことを特徴とする捩り振動低減装置。

【請求項5】

請求項１に記載の捩り振動低減装置において、
前記第２領域に位置する前記ピニオンギヤと前記ピニオンギヤに噛み合う前記サンギヤとの間のバックラッシと、前記第２領域に位置する前記ピニオンギヤと前記ピニオンギヤに噛み合う前記リングギヤとの間のバックラッシとが、前記第１領域における前記ピニオンギヤと前記サンギヤとの間のバックラッシと、前記第１領域における前記ピニオンギヤと前記リングギヤとの間のバックラッシとよりも大きいことを特徴とする捩り振動低減装置。

【請求項6】

請求項１ないし５のいずれか一項に記載の捩り振動低減装置において、
前記基準トルクは、前記弾性体を介して前記入力要素から前記出力要素に伝達されたスプリングトルクの振動の大きさと、前記慣性要素の慣性トルクの振動の大きさとが等しくなるときの前記捩りトルクである第１基準トルク以上であり、かつ、
前記スプリングトルクの振動の大きさと、前記スプリングトルクと前記慣性トルクとが合成されて前記出力要素から出力される出力トルクの振動の大きさとが等しくなるときの前記捩りトルクである第２基準トルク以下の範囲内である
ことを特徴とする捩り振動低減装置。

【発明の詳細な説明】

【技術分野】

【0001】

この発明は、入力されたトルクの変動（振動）に起因する捩り振動を低減するように構成された捩り振動低減装置に関するものである。

【背景技術】

【0002】

捩り振動を低減する装置として遊星歯車機構を使用した例が特許文献１に記載されている。その遊星歯車機構はロックアップクラッチを有するトルクコンバータの内部であって、かつ、半径方向でばねダンパの外側に当該ばねダンパと同心円上に並んで配置されている。遊星歯車機構のキャリヤにロックアップクラッチとばねダンパの入力側部材とが連結されていて、ロックアップクラッチを介してキャリヤにエンジントルクが入力されるようになっている。また、サンギヤにばねダンパの出力側部材が連結されている。つまり、キャリヤとサンギヤとがばねダンパを介して連結されている。軸線方向でリングギヤの両側には、リングギヤの外径および内径とほぼ同じ外径および内径の環状の側板がそれぞれ設けられている。それらの側板はリベットによってリングギヤに一体化されており、リングギヤと共に慣性質量体として機能する。そして、入力されるエンジントルクの振動に応じてばねダンパのばねが伸縮すると、キャリヤとサンギヤとが所定角度、相対回転する。それに伴ってリングギヤが強制的に回転させられ、リングギヤの慣性トルクがエンジントルクの振動に対する抵抗として作用し、捩り振動低減装置から出力されるトルクの振動が低減される。

【先行技術文献】

【特許文献】

【0003】

【文献】特開２０１８－７１６２４号公報

【発明の概要】

【発明が解決しようとする課題】

【0004】

特許文献１に記載された捩り振動低減装置では、上述したように、リングギヤの慣性トルクを制振トルクとして作用させてエンジントルクの振動を低減している。その慣性トルクは慣性モーメントと角加速度とによって決まる。エンジン回転数がある程度高くなると、エンジントルクの振動による起振力（トルク）が小さくなり、また、リングギヤの慣性トルクが大きくなる。そのため、エンジン回転数が高い場合には、エンジントルクの振動による起振力よりもリングギヤの慣性トルクが大きくなってしまう。すなわち、リングギヤが振動することによるトルクが起振力となってしまい、結果的には、振動減衰性能が悪化する可能性がある。

【0005】

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、エンジン回転数が高い場合における制振性能の悪化を抑制することのできる捩り振動低減装置を提供することを目的とするものである。

【課題を解決するための手段】

【0006】

この発明は、上記の目的を達成するために、サンギヤと、前記サンギヤと同心円上に配置されたリングギヤと、前記サンギヤと前記リングギヤとに噛み合っている複数のピニオンギヤを回転可能に保持しているキャリヤとを回転要素として備えており、前記各回転要素によって差動作用を生じる遊星歯車機構を備え、前記サンギヤと前記リングギヤと前記キャリヤとのうちのいずれか一つがエンジンからトルクが入力される入力要素とされ、前記サンギヤと前記リングギヤと前記キャリヤとのうちのいずれか他の一つがトルクを出力する出力要素とされ、前記サンギヤと前記リングギヤと前記キャリヤとのうちのいずれか更に他の一つが前記入力要素と前記出力要素とに対して慣性力によって相対回転する慣性要素とされ、前記入力要素と前記出力要素との間に前記入力要素と前記出力要素とを相対的に捩れ回転させる捩りトルクに応じて弾性変形する弾性体が設けられ、前記入力要素と前記出力要素とが前記弾性体を弾性変形させて相対的に捩り回転することにより前記ピニオンギヤが前記サンギヤおよび前記リングギヤに噛み合った状態で回転し、前記入力要素と前記出力要素とが所定角度、捩り回転した状態で前記入力要素に入力されるトルクの振動に伴って前記ピニオンギヤが所定の角度の範囲内で往復回転するように構成された捩り振動低減装置において、前記捩りトルクが予め定めた基準トルクより小さい場合に前記ピニオンギヤが前記入力要素に入力される前記トルクの振動によって往復回転する所定の角度範囲である第１領域と、前記捩りトルクが前記基準トルク以上の場合に前記ピニオンギヤが前記入力要素に入力される前記トルクの振動によって往復回転する所定の角度範囲である第２領域とを有し、前記第２領域に位置する前記ピニオンギヤと前記ピニオンギヤに噛み合う前記サンギヤとの間のバックラッシと、前記第２領域に位置する前記ピニオンギヤと前記ピニオンギヤに噛み合う前記リングギヤとの間のバックラッシとのうちの少なくともいずれか一方のバックラッシが、前記第１領域に位置する前記ピニオンギヤと前記ピニオンギヤに噛み合う前記サンギヤとの間のバックラッシと、前記第１領域に位置する前記ピニオンギヤと前記ピニオンギヤに噛み合う前記リングギヤとの間のバックラッシよりも大きいことを特徴とするものである。

【0007】

この発明では、前記第２領域は、前記キャリヤの回転方向で前記第１領域よりも前方側に位置してよい。

【0008】

この発明では、前記第２領域に位置する前記ピニオンギヤと前記ピニオンギヤに噛み合う前記サンギヤとの間のバックラッシが、前記第１領域における前記ピニオンギヤと前記サンギヤとの間のバックラッシと前記第１領域における前記ピニオンギヤと前記リングギヤとの間のバックラッシとよりも大きくてよい。

【0009】

この発明では、前記第２領域に位置する前記ピニオンギヤと前記ピニオンギヤに噛み合う前記リングギヤとの間のバックラッシが、前記第１領域における前記ピニオンギヤと前記サンギヤとの間のバックラッシと、前記第１領域における前記ピニオンギヤと前記リングギヤとの間のバックラッシとよりも大きくてよい。

【0010】

この発明では、前記第２領域に位置する前記ピニオンギヤと前記ピニオンギヤに噛み合う前記サンギヤとの間のバックラッシと、前記第２領域に位置する前記ピニオンギヤと前記ピニオンギヤに噛み合う前記リングギヤとの間のバックラッシとが、前記第１領域における前記ピニオンギヤと前記サンギヤとの間のバックラッシと、前記第１領域における前記ピニオンギヤと前記リングギヤとの間のバックラッシとよりも大きくてよい。

【0011】

この発明では、前記基準トルクは、前記弾性体を介して前記入力要素から前記出力要素に伝達されたスプリングトルクの振動の大きさと、前記慣性要素の慣性トルクの振動の大きさとが等しくなるときの前記捩りトルクである第１基準トルク以上であり、かつ、前記スプリングトルクの振動の大きさと、前記スプリングトルクと前記慣性トルクとが合成されて前記出力要素から出力される出力トルクの振動の大きさとが等しくなるときの前記捩りトルクである第２基準トルク以下の範囲内であってよい。

【発明の効果】

【0012】

この発明によれば、捩り振動低減装置の入力要素にエンジンで発生させたトルク（以下、エンジントルクと記す。）が入力される。入力要素と出力要素とは弾性体を介して連結されている。その弾性体は、エンジントルクと出力要素を回転させるためのトルクとによる捩りトルクによって弾性変形させられ、これにより入力要素と出力要素とが相対的に捩れ回転させられる。また、慣性力によって入力要素や出力要素に対して慣性要素が回転させられると共に、その回転に振動が生じる。そして、慣性要素が生じる慣性トルクがエンジントルクの振動に対して制振トルクとして作用し、エンジントルクの振動が低減される。このとき、ピニオンギヤは捩りトルクの大きさに応じた角度、当該ピニオンギヤの組み付け位置すなわち、入力要素と出力要素との間に相対的な捩れが生じていない位置からキャリヤの円周方向に回転すると共に、エンジントルクの振動に応じて円周方向に往復回転する。

【0013】

具体的には、捩りトルクが予め定めた基準トルクよりも小さい場合には、ピニオンギヤは第１領域に位置し、第１領域内でエンジントルクの振動に応じて円周方向に往復回転する。捩りトルクが基準トルク以上の場合には、ピニオンギヤは第２領域に位置し、第２領域内でエンジントルクの振動に応じて円周方向に往復回転する。この発明では第２領域に位置するピニオンギヤと当該ピニオンギヤに噛み合うサンギヤとの間のバックラッシと、第２領域に位置するピニオンギヤと当該ピニオンギヤに噛み合うリングギヤとの間のバックラッシとのうちの少なくともいずれか一方のバックラッシが、第１領域に位置するピニオンギヤと当該ピニオンギヤに噛み合うサンギヤとの間のバックラッシと、第１領域に位置するピニオンギヤと当該ピニオンギヤに噛み合うリングギヤとの間のバックラッシよりも大きく設定されている。そのため、ピニオンギヤが第２領域に位置する場合には、バックラッシの分、各ギヤの噛み合いが生じず、第２領域でのピニオンギヤとサンギヤとの噛み合い、あるいは、ピニオンギヤとリングギヤとの噛み合いが悪化してそれらの間でのトルクの伝達効率、および、遊星歯車機構の全体としてトルクの伝達効率が低下する。特に、高回転数の場合には、エンジントルクの振動による起振力が小さく、また、振幅が小さいので、入力要素から出力要素への振動の伝達が生じにくくなる。また、慣性要素の振動による起振力も、バックラッシが大きいことにより出力要素に伝達されにくくなる。したがって、エンジン回転数の増大に伴ってエンジントルクが増大しまたエンジントルクの振幅が小さくなる場合に、遊星歯車機構ではトルクの伝達効率が低下するので、制振性能の悪化を抑制することができる。

【図面の簡単な説明】

【0014】

【図1】この発明の実施形態に係る捩り振動低減装置の一例を模式的に示すスケルトン図である。

【図2】この発明の実施形態に係る捩り振動低減装置の一例を模式的に示す正面図である。

【図3】エンジントルクが大きい場合におけるサンギヤの円周上でピニオンギヤが位置する範囲と、エンジントルクが小さい場合におけるサンギヤの円周上でピニオンギヤが位置する範囲とをそれぞれ示す図である。

【図4】各領域におけるサンギヤの歯厚をそれぞれ示す図であり、図４の（Ａ）は第１領域でのサンギヤの歯厚を示す図であり、図４の（Ｂ）は第２領域でのサンギヤの歯厚を示す図である。

【図5】慣性トルクの振動、および、捩り振動低減装置から出力されるトルクの振動、ならびに、ばねダンパから出力されるトルクの振動の一例を模式的に示す図である。

【発明を実施するための形態】

【0015】

つぎに、この発明の実施形態を説明する。図１はこの発明の実施形態に係る捩り振動低減装置の一例を模式的に示すスケルトン図であり、図２はこの発明の実施形態に係る捩り振動低減装置の一例を模式的に示す正面図である。ここに示す捩り振動低減装置１は、駆動力源２と駆動対象部３との間のトルクの伝達経路に設けられており、駆動力源２で発生させたトルクの振動を低減して駆動対象部３に伝達するように構成されている。駆動力源２は一例としてガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの内燃機関（以下、単にエンジンと記す。）であり、したがって、その出力トルク（以下、単にエンジントルクと記す。）は不可避的に振動する。また、上記のエンジン２はエンジン回転数の増大に伴ってエンジントルクが増大し、エンジントルクが最大となるエンジン回転数よりもエンジン回転数が高くなると、エンジントルクが低下し、また、エンジン回転数の増大に伴ってエンジントルクの振動が小さくなる特性を有するエンジン２である。駆動対象部３は例えば変速機であって、その変速機は変速比がステップ的に変化する有段式の変速機、もしくは、変速比が連続的に変化する無段変速機などの従来知られた変速機であってよい。

【0016】

上記の捩り振動低減装置１は遊星歯車機構４を備えている。遊星歯車機構４はエンジン２の出力軸と同一の軸線上に配置されており、前記出力軸にトルク伝達可能に連結されている。ここに示す遊星歯車機構４はシングルピニオン型の遊星歯車機構によって構成されており、サンギヤ５と、サンギヤ５に対して同心円上に配置されたリングギヤ６と、サンギヤ５とリングギヤ６とに噛み合う複数のピニオンギヤ７を回転可能に保持するキャリヤ８とを回転要素として備え、それらの回転要素によって差動作用を行うように構成されている。上述したエンジン２の出力軸にキャリヤ８が連結されており、駆動対象部３にサンギヤ５が連結されている。リングギヤ６には慣性質量体９が一体に設けられている。慣性質量体９はリングギヤ６とは別体として構成し、リングギヤ６と一体となって回転するようにリングギヤ６に取り付けてもよい。それらリングギヤ６と慣性質量体９とが一体となって回転することによって生じる慣性トルクが後述するように、エンジントルクの振動に対して制振トルクとして作用する。なお、上述したキャリヤ８が、この発明の実施形態における入力要素に相当し、サンギヤ５が、この発明の実施形態における出力要素に相当し、リングギヤ６が、この発明の実施形態における慣性要素に相当している。

【0017】

サンギヤ５とキャリヤ８とは、図１および図２に示すように、この発明の実施形態における弾性体に相当するばねダンパ１０を介して連結されている。ばねダンパ１０はエンジントルクの伝達方向で上流側に配置された駆動側部材１１と、エンジントルクの伝達方向で駆動側部材１１の下流側に配置された従動側部材１２と、駆動側部材１１と従動側部材１２とを相対回転可能に連結するコイルスプリング１３とを備えている。駆動側部材１１にキャリヤ８が一体化されており、従動側部材１２の外周部にサンギヤ５が形成されている。つまり、ばねダンパ１０は図２に示すように、捩り振動低減装置１の半径方向で遊星歯車機構４の内周側に、遊星歯車機構４と同心円上に並んで配置されている。ここで、「並んで」とは、遊星歯車機構４とばねダンパ１０とのそれぞれの少なくとも一部が、半径方向で重なり合っている状態を意味している。

【0018】

また、駆動側部材１１と従動側部材１２とのそれぞれにコイルスプリング１３が配置される窓孔部１４が形成されており、各窓孔部１４を重ね合わせた状態で各窓孔部１４の内部にコイルスプリング１３が配置される。そして、駆動側部材１１と従動側部材１２とが相対回転することによりコイルスプリング１３が捩り振動低減装置１の円周方向に伸縮するようになっている。

【0019】

ここで、捩り振動低減装置１に入力されるエンジントルクの大きさによる、サンギヤ５に対するキャリヤ８の回転角度、つまり、円周方向におけるピニオンギヤ７の位置について説明する。上述したように、エンジン２にキャリヤ８が連結されており、サンギヤ５に駆動対象部３が連結されているので、エンジントルクと駆動対象部３を回転させるためのトルクとによってばねダンパ１０のコイルスプリング１３を圧縮する荷重が生じ、その荷重に応じた弾性変形がコイルスプリング１３に生じる。上記のコイルスプリング１３を弾性変形させてサンギヤ５とキャリヤ８とを相対回転させる、エンジントルクと駆動対象部３を回転させるためのトルクとによるトルクが、この発明の実施形態における捩りトルクに相当する。そのため、エンジントルクが大きい場合には、捩りトルクが大きくなるので、キャリヤ８とサンギヤ５とが大きく捩れてサンギヤ５に対するキャリヤ８の回転角度が大きくなる。これとは反対にエンジントルクが小さい場合には、捩りトルクが小さくなるので、上記の回転角度が小さくなる。このように、捩り振動低減装置１では、捩りトルクに応じてサンギヤ５とキャリヤ８とが互いに捩れて回転し、サンギヤ５の円周上でのピニオンギヤ７の位置、および、円周方向に往復回転する領域が捩りトルクの大きさに応じて変化する。

【0020】

図３は、捩りトルクが大きい場合におけるサンギヤ５の円周上でピニオンギヤ７が位置する領域と、捩りトルクが小さい場合におけるサンギヤ５の円周上でピニオンギヤ７が位置する領域とをそれぞれ示す図である。上述したように、エンジン２は当該エンジン２で出力可能な最大エンジントルクに対応するエンジン回転数に達するまでは、エンジン回転数の増大に伴ってエンジントルクが大きくなる特性を有している。つまり、エンジン回転数が高いことによりエンジントルクが大きい場合には、捩りトルクが大きい。図３に示すように、捩りトルクが大きい場合におけるピニオンギヤ７の組み付け位置Ｐ０からのピニオンギヤ７の回転角度θ２は、捩りトルクが小さい場合におけるピニオンギヤ７の組み付け位置Ｐ０からのピニオンギヤ７の回転角度θ１よりも大きい。なお、上記の組み付け位置Ｐ０は、入力要素であるキャリヤ８と出力要素であるサンギヤ５との間に相対的な捩れが生じていない場合、つまり、キャリヤ８とサンギヤ５とが一体となって回転している場合におけるピニオンギヤ７の位置である。そのため、前記捩りトルクが大きい場合にピニオンギヤ７が位置すると共に往復回転する第２領域Ｂは、捩りトルクが小さい場合にピニオンギヤ７が位置すると共に往復回転する第１領域Ａよりも、キャリヤ８の回転方向で前方側に位置する。また、エンジントルクが大きい場合には、上述したようにエンジントルクの振幅が小さいため、第２領域Ｂでのピニオンギヤ７の振幅は小さくなる。これに対してエンジントルクが小さい場合には、エンジントルクの振幅が大きいため、第１領域Ａでのピニオンギヤ７の振幅は大きくなる。したがって、第２領域Ｂでピニオンギヤ７が往復回転する角度範囲は、第１領域Ａでピニオンギヤ７が往復回転する角度範囲よりも小さくなる。

【0021】

この発明の実施形態では、エンジン回転数が高くなることに伴って、リングギヤ６と慣性質量体９とが生じる慣性トルクがエンジントルクの振動よりも増大して捩り振動低減装置１の制振性能が悪化することを抑制するために、第２領域Ｂにピニオンギヤ７が位置する場合における遊星歯車機構４のトルクの伝達効率を低減するように構成されている。具体的には、第２領域Ｂに位置するピニオンギヤ７とサンギヤ５との間のバックラッシと、当該ピニオンギヤ７とリングギヤ６との間のバックラッシとのうちの少なくとも一方のバックラッシが、第１領域Ａに位置するピニオンギヤ７とサンギヤ５との間のバックラッシと、当該ピニオンギヤ７とリングギヤ６との間のバックラッシとよりも大きく設定されている。バックラッシの変更は、例えば、歯厚や歯溝の幅を変更することによって行うことができる。

【0022】

図４は、各領域Ａ，Ｂにおけるサンギヤ５の歯厚を示す図であり、図４の（Ａ）は第１領域Ａでのサンギヤ５の歯厚ＴＡを示す図であり、図４の（Ｂ）は第２領域Ｂでのサンギヤ５の歯厚ＴＢを示す図である。図４に示すように、第２領域Ｂでのサンギヤ５の歯厚ＴＢは、第１領域Ａでのサンギヤ５の歯厚ＴＡよりも薄く設定されている。そのため、第２領域Ｂでは、ピニオンギヤ７とサンギヤ５との間のバックラッシが、第１領域Ａでのピニオンギヤ７とサンギヤ５との間のバックラッシより大きい。その結果、第２領域Ｂにピニオンギヤ７が位置する場合における遊星歯車機構４の全体としてのトルクの伝達効率は、後述するように、第１領域Ａにピニオンギヤ７が位置する場合における前記トルクの伝達効率に比較して低くなる。なお、歯厚ＴＡ，ＴＢに替えて、歯溝の幅を大きく設定してバックラッシを広げてもよい。

【0023】

次に、上述した構成の捩り振動低減装置１の作用について説明する。エンジン２が駆動され、当該エンジン２で発生させたエンジントルクがキャリヤ８に入力される。これに対してサンギヤ５には、駆動対象部３を回転させるためのトルクが作用している。これらのエンジントルクと駆動対象部３を回転させるためのトルクとによる上記の捩りトルクによってコイルスプリング１３が弾性変形させられる。そして、捩りトルクの大きさに応じた角度、サンギヤ５とキャリヤ８とが捩れて回転させられる。エンジン回転数が低いことによりエンジントルクが小さい場合には、捩りトルクが小さいため、サンギヤ５に対するキャリヤ８の回転角度は小さく、図３での第１領域Ａにピニオンギヤ７が位置する。

【0024】

エンジントルクの振動によってコイルスプリング１３に作用する圧縮力つまり捩りトルクが変化し、キャリヤ８とサンギヤ５との捩り回転が繰り返し生じる。ピニオンギヤ７はエンジントルクの振動に応じて第１領域Ａ内で円周方向に往復回転する。また、キャリヤ８やサンギヤ５に対してリングギヤ６が相対回転させられると共に、リングギヤ６の回転に振動が生じる。上述した構成では、リングギヤ６の回転速度はサンギヤ５の回転速度に対してギヤ比に応じて増速されるため、リングギヤ６の角加速度が増大されてリングギヤ６と慣性質量体９とによる慣性トルクが大きくなる。また、キャリヤ８に入力されるエンジントルクの振動と、リングギヤ６の振動とには位相のずれがあるため、上記の慣性トルクが、エンジントルクの振動に対する制振トルクとして作用し、キャリヤ８に入力されたエンジントルクは、前記慣性トルクによって低減されて滑らかになり、駆動対象部３に伝達される。

【0025】

エンジン回転数が高くなると、リングギヤ６の角加速度が増大するので、リングギヤ６と慣性質量体９とが生じる慣性トルクも増大する。ばねダンパ１０を介して従動側部材１２に伝達されたエンジントルクの振動の大きさと前記慣性トルクの大きさとがほぼ等しくなると、駆動対象部３に現れる振動レベルは最小になる。この振動レベルが最小になるエンジン回転数（以下、第１設計回転数と記す。）は、設計上、予め定めることができる。上述したエンジン回転数が第１設計回転数のときの駆動対象部３を回転させるための捩りトルクを第１基準トルクとする。

【0026】

ここで、リングギヤ６と慣性質量体９とによる慣性トルクの振動、および、捩り振動低減装置１から出力されるトルクの振動、ならびに、ばねダンパ１０から出力されるトルクの振動について説明する。図５は、それらのトルクの振動の一例を模式的に示す図である。ばねダンパ１０では、入力されたエンジントルクの振動に応じてコイルスプリング１３が伸縮することによって前記エンジントルクの振動を吸収もしくは低減して出力する。また、エンジン２はエンジン回転数の増大に伴ってエンジントルクの振動が小さくなる特性を有している。そのため、ばねダンパ１０から出力されるトルク（以下、スプリングトルクと記す。）の振動は図５に一点鎖線で示すように、エンジン回転数の増大に伴って次第に小さくなる特性がある。そのスプリングトルクの振動はコイルスプリング１３の伸縮によるものであるから、慣性トルクの振動に対して位相のずれがある。また、慣性トルクは上述したように、エンジン回転数の増大に伴うリングギヤ６の角加速度の増大に伴って増大する。そのため、慣性トルクの振動は、図５に二点鎖線で示すように、エンジン回転数の増大に伴って次第に大きくなる特性がある。

【0027】

上記のスプリングトルクの振動の大きさと慣性トルクの振動の大きさとが一致もしくはほぼ一致するエンジン回転数が上述した第１設計回転数となっている。したがって、第１設計回転数では、図５に実線で示すように、捩り振動低減装置１から出力されるトルク（以下、ダンパ出力トルクと記す。）の振動の大きさは最小になる。ダンパ出力トルクの振動はエンジン回転数に増大に伴う慣性トルクの振動の増大に伴って増大する。また、スプリングトルクの振動の大きさと、ダンパ出力トルクの振動の大きさとが一致するエンジン回転数（以下、第２設計回転数と記す。）のとき、上述した駆動対象部３を回転させるための捩りトルクを第２基準トルクとする。

【0028】

エンジンの回転数上昇に伴ってエンジントルクが増大していく動作状態において、サンギヤ５に対するキャリヤ８の回転角度が大きくなると、ピニオンギヤ７が第１領域Ａから第２領域Ｂに移動する。そして、ピニオンギヤ７はエンジントルクの振幅に応じて第２領域Ｂ内で円周方向に往復回転つまり振動する。また、第２領域Ｂでは、上述したようにピニオンギヤ７とサンギヤ５との間のバックラッシが、第１領域Ａでのピニオンギヤ７とサンギヤ５との間のバックラッシと、ピニオンギヤ７とリングギヤ６との間のバックラッシとよりも大きい。ピニオンギヤ７とサンギヤ５との間のバックラッシが大きくなっているので、ピニオンギヤ７とサンギヤ５との間の噛み合いが生じない、もしくは、噛み合いが生じにくくなっている。つまり、サンギヤ５に対してピニオンギヤ７がいわゆる空振りする。こうして、サンギヤ５とピニオンギヤ７との噛み合い状態が悪化するため、入力要素であるキャリヤ８が保持しているピニオンギヤ７からサンギヤ５へのトルクの伝達が生じにくくなる。また、リングギヤ６および慣性質量体９が振動して慣性トルクを生じるとしても、当該慣性トルクがサンギヤ５に伝達されにくくなる。このように第２領域Ｂでのトルクの伝達効率が低いので、高回転数域での捩り振動低減装置１の制振性能の悪化を抑制することができる。このことから、エンジン回転数が第１設計回転数を超える領域では、慣性トルクの振動が増大していくため、第１領域Ａと第２領域Ｂとの境界は第１基準トルク以上に設定することが望ましい。また、エンジン回転数が第２設計回転数を超える領域においては、ダンパ出力トルクの振動がスプリングトルクの振動を超えるため、第１領域Ａと第２領域Ｂとの境界は第２基準トルク以下に設定すると、ダンパ出力トルクの振動低減に効果的となる。これより基準トルクは上記の第１基準トルク以上であってかつ第２基準トルク以下の範囲内にあることが望ましい。また、基準トルクは第１領域Ａ、第２領域Ｂの付近であっても同様に効果的である。

【0029】

過負荷トルクがダンパ装置に入力された際には、ばねダンパ１０の駆動側部材１１と従動側部材１２との相対回転が図示しないストッパーによって規制される。そのため、ばねダンパ１０の全体が一体となって回転し、それによって遊星歯車機構４の全体が一体となって回転する。その結果、捩り振動低減装置１に入力されたエンジントルクは捩り振動低減装置１から駆動対象部３にそのまま出力される。

【0030】

なお、この発明は上述した実施形態に限定されないのであって、第２領域Ｂにおけるピニオンギヤ７とサンギヤ５との間のバックラッシを大きく設定することに替えて、第２領域Ｂにおけるピニオンギヤ７とリングギヤ６との間のバックラッシを大きく設定してもよい。こうすることによっても上述した実施形態と同様の作用・効果を得ることができる。また、第２領域Ｂにおけるピニオンギヤ７とサンギヤ５との間のバックラッシと、ピニオンギヤ７とリングギヤ６との間のバックラッシとを共に大きく設定してもよい。この場合には、サンギヤ５とリングギヤ６とのそれぞれに対してピニオンギヤ７がいわゆる空振りするため、遊星歯車機構４の全体がほぼ一体となって回転する状態になる。上述した各実施形態よりも第２領域Ｂでのトルクの伝達効率が更に低下し、また、慣性トルクが生じにくく、慣性トルクが生じたとしても出力要素であるサンギヤ５に伝達されにくいので、より効果的に、エンジン２の高回転数域での制振性能の悪化を抑制することができる。この発明は、要は、第２領域Ｂにおいて、互いに噛み合うギヤ同士の間のトルクの伝達効率が、第１領域Ａにおける、互いに噛み合うギヤ同士の間のトルクの伝達効率よりも小さくなるように構成されていればよい。

【符号の説明】

【0031】

１…捩り振動低減装置、 ４…遊星歯車機構、 ５…サンギヤ、 ６…リングギヤ、 ７…ピニオンギヤ、 ８…キャリヤ、 ９…慣性質量体、 １３…コイルスプリング（弾性体）、 Ａ…第１領域、 Ｂ…第２領域。

【図1】

【図2】

【図3】

【図4】

【図5】