JP2021038833A - 捩り振動低減装置 - Google Patents

Abstract

【課題】各歯の使用頻度を均等化して装置の全体として耐久性を向上することができる捩り振動低減装置を提供する。【解決手段】捩り振動低減装置１において、入力要素Ｓ，Ｒ，Ｃと入力部材７との間もしくは出力要素Ｓ，Ｒ，Ｃと出力部材８との間に設けられたスライド機構１３を備え、スライド機構１３は、慣性要素による慣性トルクが予め定めた値以下の場合には、入力要素Ｓ，Ｒ，Ｃと入力部材７とを一体化させ、もしくは、出力要素Ｓ，Ｒ，Ｃと出力部材８とを一体化させ、入力要素Ｓ，Ｒ，Ｃと入力部材７との間もしくは出力要素Ｓ，Ｒ，Ｃと出力部材８との間に作用する慣性トルクが予め定めた値を超えた場合には、入力要素Ｓ，Ｒ，Ｃと入力部材７とを捩りトルクの作用する方向に相対的に滑らせ、もしくは、出力要素Ｓ，Ｒ，Ｃと出力部材８とを捩りトルクの作用する方向に相対的に滑らせるように構成されている。【選択図】図１

Description

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。

この種の装置の一例が特許文献１に記載されている。その装置は、遊星歯車機構を備え、遊星歯車機構のキャリヤが入力要素とされ、サンギヤが出力要素とされ、リングギヤが慣性質量体と一体となっている反力要素もしくは振子要素とされている。また、当該遊星歯車機構と並列にばねダンパが設けられている。ばねダンパはエンジンなどの駆動力源からトルクが伝達されて回転する入力部材と、入力部材と同心円上に設けられ、かつ、出力軸にトルクを出力する出力部材と、トルクの伝達方向でそれら入力部材と出力部材との間に配置された中間部材とを有している。入力部材と中間部材とは第１弾性体を介して相対回転可能に連結され、中間部材と出力部材とは第２弾性体を介して相対回転可能に連結されている。このばねダンパにおける入力部材とキャリヤとが連結され、出力部材とサンギヤとが連結されている。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。そして、入力部材にトルクが伝達されると、出力部材には変速機や駆動輪などによる負荷が掛かっているので、第１弾性体および第２弾性体を圧縮する荷重が生じて入力部材と出力部材とが相対回転する。併せてサンギヤとキャリヤとの相対回転が生じる。入力部材と出力部材との間で伝達されるトルクが安定している状態では、入力部材と出力部材とが所定角度回転した捩れた状態を維持し、また、サンギヤとキャリヤとが所定角度回転した捩れた状態を維持する。入力されるトルクが振動すると、上述した荷重が変化して１弾性体および第２弾性体が伸縮する。すなわち、入力部材と出力部材との間で相対回転が生じ、併せてキャリヤとサンギヤとの間で相対回転が生じる。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。

特許第６４６２８７４号

上述したトルクの振動によるキャリヤとサンギヤとの間の相対回転は、所定の正方向の回転とそれとは反対の負方向の回転とを繰り返す回転であり、その回転角度はトルクの振幅に応じた角度となる。また、このようにトルクの振動が生じた場合、キャリヤによって保持されているピニオンギヤはトルクの振幅に応じた角度範囲で往復動（往復公転）する。すなわち、ピニオンギヤはトルクが安定している状態を中立位置とし、円周方向で前記中立位置を中心とする上述した角度範囲でサンギヤやリングギヤに繰り返し噛み合うことになる。したがって、特許文献１に記載された装置では、サンギヤならびにピニオンギヤおよびリングギヤの各歯において、トルクの伝達に使用される常用の歯は、入力部材と出力部材との間で伝達される常用のトルクに応じた狭い範囲の歯に限られる。そのため、使用頻度の高い歯の摩耗が進行しやすく、それ以外の歯は使用可能な状態を維持することになるので、結局は、装置の全体としての耐久性が使用頻度の高い歯の損耗によって制約される。なお、サンギヤやピニオンギヤならびにリングギヤの相対的な組み付け位置を予め決めることは困難なので、いずれの歯が常用される歯になるかがわからず、特定の歯の強度あるいは耐摩耗性を向上させておくなどの対策を採ることは困難である。万が一、そのような対策を採ることができたとしても、上述した遊星歯車機構の組み立て作業に対する制約や振動低減装置として所定のドライブトレーンに組み付ける際の制約が多くなり、実用化することは困難である。

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、各歯の使用頻度を均等化して装置の全体として耐久性を向上することが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。

この発明は、上記の目的を達成するために、第１ギヤと、第２ギヤと、それらの前記第１ギヤと前記第２ギヤとに噛み合う第３ギヤを回転可能に保持している保持器とによって差動作用を行う差動機構を備え、前記第１ギヤと前記第２ギヤと前記保持器とのうちのいずれか一つがトルクが入力される入力要素とされ、前記第１ギヤと前記第２ギヤと前記保持器とのうちのいずれか他の一つが前記トルクを出力する出力要素とされ、前記第１ギヤと前記第２ギヤと前記保持器とのうちの更に他のいずれか一つが前記入力要素と前記出力要素とに対し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が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を介して連結されている捩り振動低減装置において、前記入力要素が連結された前記トルクが入力される入力部材と、前記出力要素が連結された前記トルクを出力する出力部材と、前記入力要素と前記入力部材との間もしくは前記出力要素と前記出力部材との間に設けられたスライド機構とを備え、前記スライド機構は、前記慣性要素による慣性トルクが予め定めた値以下の場合には、前記入力要素と前記入力部材とを一体化させ、もしくは、前記出力要素と前記出力部材とを一体化させると共に、前記入力要素と前記入力部材との間もしくは前記出力要素と前記出力部材との間に作用する前記慣性トルクが前記予め定めた値を超えた場合には、前記入力要素と前記入力部材とを前記捩りトルクの作用する方向に相対的に滑らせ、もしくは、前記出力要素と前記出力部材とを前記捩りトルクの作用する方向に相対的に滑らせるように構成されていることを特徴とするものである。

この発明では、前記差動機構は、サンギヤと、前記サンギヤに対して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う複数のピニオンギヤを保持するキャリヤとを備えた遊星歯車機構によって構成され、前記第１ギヤは、前記サンギヤによって構成され、前記第２ギヤは、前記リングギヤによって構成され、前記第３ギヤは、前記ピニオンギヤによって構成され、前記保持器は、前記キャリヤによって構成され、前記サンギヤは、前記入力要素と前記出力要素とのうちの一方とされ、前記スライド機構は、前記入力要素である前記サンギヤと前記入力部材との間、もしくは、前記出力要素である前記サンギヤと前記出力部材との間に設けられていてよい。

この発明では、前記差動機構は、サンギヤと、前記サンギヤに対して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う複数のピニオンギヤを保持するキャリヤとを備えた遊星歯車機構によって構成され、前記第１ギヤは、前記サンギヤによって構成され、前記第２ギヤは、前記リングギヤによって構成され、前記第３ギヤは、前記ピニオンギヤによって構成され、前記保持器は、前記キャリヤによって構成され、前記リングギヤは、前記入力要素と前記出力要素とのうちの一方とされ、前記スライド機構は、前記入力要素である前記リングギヤと前記入力部材との間、もしくは、前記出力要素である前記リングギヤと前記出力部材との間に設けられていてよい。

この発明では、前記差動機構は、サンギヤと、前記サンギヤに対して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う複数のピニオンギヤを保持するキャリヤとを備えた遊星歯車機構によって構成され、前記第１ギヤは、前記サンギヤによって構成され、前記第２ギヤは、前記リングギヤによって構成され、前記第３ギヤは、前記ピニオンギヤによって構成され、前記保持器は、前記キャリヤによって構成され、前記キャリヤは、前記入力要素と前記出力要素とのうちの一方とされ、前記スライド機構は、前記入力要素である前記キャリヤと前記入力部材との間、もしくは、前記出力要素である前記キャリヤと前記出力部材との間に設けられていてよい。

この発明では、前記スライド機構は、前記慣性トルクが予め定めた値以下の場合には、互いに摩擦係合させられた状態を維持し、前記慣性トルクが前記予め定めた値を超えた場合には、滑りを生じるように摩擦係合させられた一対の摩擦係合部材を有していてよい。

この発明では、前記差動機構の半径方向で前記差動機構の内側に、前記スライド機構が前記差動機構と同心円上に並んで配置されていてよい。

この発明では、前記差動機構の半径方向で前記差動機構の内側に、前記弾性体が前記差動機構と同心円上に並んで配置されていてよい。

この発明によれば、捩り振動低減装置における差動機構の入力要素には、トルクが入力される。これに対して、出力要素には出力部材を回転させるためのトルクが作用している。そのため、入力要素に入力されたトルクと出力要素に作用しているトルクによって弾性体が弾性変形させられる。その弾性体を弾性変形させるトルクが捩りトルクであり、捩りトルクによって弾性体が弾性変形させられることによって、入力要素と出力要素とが所定角度、相対回転させられる。入力部材と出力部材との間で伝達される捩りトルクが安定している状態では、入力部材と出力部材とが所定角度、相対回転した捩れた状態を維持し、また、入力要素と出力要素とが所定角度、相対回転した捩れた状態を維持する。入力されるトルクが振動すると、弾性体を圧縮する荷重が変化するので、捩りトルクが振動して入力部材と出力部材との間で相対回転が生じ、併せて入力要素と出力要素との間で相対回転が生じる。それに伴って慣性要素が強制的に回転させられ、慣性要素の慣性トルクが入力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。このような動作状態は、慣性トルクが予め定めた値よりも小さい場合に生じる。すなわち、慣性トルクが予め定めた値よりも小さい場合には、スライド機構は作動しないので、入力要素と入力部材とは一体となって回転し、もしくは、出力要素と出力部材とは一体となって回転する。これに対して、慣性トルクが予め定めた値よりも大きい場合には、スライド機構が作動する。すなわち、入力要素と入力部材との間にスライド機構が設けられている場合には、スライド機構が上記のように作動すると、出力要素や慣性要素に対して入力要素が相対的にずれる。もしくは、出力要素と出力部材との間にスライド機構が設けられている場合には、入力要素や慣性要素に対して出力要素が相対的にずれる。その結果、スライド機構の作動の前後で、第１ギヤと第２ギヤとの間における第３ギヤの組み付け位置が、捩りトルクの作用方向に移動する。このような第３ギヤの組み付け位置の移動は、スライド機構が作動するごとに生じる。そのため、スライド機構が作動するごとに、互いに噛み合う歯が変化して特定の歯同士の噛み合いが長期に亘って継続することを抑制できる。つまり各歯の接触頻度を均等化して歯面摩耗の偏りを防止または抑制できる。その結果、装置の全体として耐久性を向上できる。

この発明の第１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１に示す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１に示す捩り振動低減装置の一部を模式的に示す断面図である。 クラッチを模式的に示す図である。 慣性トルクの振動、および、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。 この発明の第２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６に示す捩り振動低減装置の一部を模式的に示す断面図である。 この発明の第３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。 この発明の第４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。 この発明の第５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。 この発明の第６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。 この発明の第７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。 この発明の第８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。 この発明の第９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。 この発明の第１０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。 この発明の第１１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。 この発明の第１２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。 この発明の第１３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。 この発明の第１４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。

（第１実施形態）
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は図１に示す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で発生し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。）である。したがって、その出力トルク（以下、エンジントルクと記す。）は不可避的に振動する。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。

上記の捩り振動低減装置１はこの発明の実施形態における差動機構に相当する遊星歯車機構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Ｓと、サンギヤＳに対して同心円上に配置されたリングギヤＲと、サンギヤＳとリングギヤＲとに噛み合う複数のピニオンギヤＰを回転可能に保持するキャリヤＣ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。図１に示す例では、エンジン２の出力軸にキャリヤＣが連結されており、駆動対象部３にサンギヤＳが連結されている。リングギヤＲには、慣性質量体５が一体に設けられている。慣性質量体５はリングギヤＲと一体となって回転してリングギヤＲが生じる慣性トルクを増大させるものである。したがって、慣性質量体５はリングギヤＲに対して一体品として構成されていてよい。あるいは、慣性質量体５はリングギヤＲとは別体品として構成され、リングギヤＲと一体となって回転するようにリングギヤＲに取り付けてもよい。それらリングギヤＲと慣性質量体５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、ここに示す例では、上述したキャリヤＣ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Ｓ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Ｒ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。

図１に示すように、遊星歯車機構４と並列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６が設けられている。また、そのばねダンパ６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、ばねダンパ６と遊星歯車機構４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。ばねダンパ６はエンジントルクの伝達方向で上流側に配置されたドライブプレート７と、エンジントルクの伝達方向でドライブプレート７の下流側に配置されたドリブンプレート８と、ドライブプレート７とドリブンプレート８とを相対回転可能に連結するコイルスプリング９とを備えている。ドライブプレート７に遊星歯車機構４のキャリヤＣが連結されており、ドリブンプレート８にサンギヤＳが連結されている。したがって、上述したドライブプレート７が、この発明の実施形態における入力部材に相当し、ドリブンプレート８が、この発明の実施形態における出力部材に相当する。

図３は、図１に示す捩り振動低減装置１の一部を拡大して示す断面図である。図３に示すように、ばねダンパ６のドライブプレート７は、ほぼ同じ外径の環状の第１ドライブプレート７Ａと環状の第２ドライブプレート７Ｂとによって構成されている。また、各ドライブプレート７Ａ，７Ｂは捩り振動低減装置１の回転中心軸線方向（以下、単に軸線方向と記す。）に予め定めた間隔をあけて配置されている。軸線方向でエンジン２側に第１ドライブプレート７Ａが配置され、駆動対象部３側に第２ドライブプレート７Ｂが配置されている。軸線方向でそれらのドライブプレート７Ａ，７Ｂの間に遊星歯車機構４とドリブンプレート８とが配置されている。各ドライブプレート７Ａ，７Ｂは、ドリブンプレート８を挟んで対称に形成されている。半径方向で各ドライブプレート７Ａ，７Ｂの外側部分にピニオンピン１０が取り付けられており、そのピニオンピン１０の外周側にニードルベアリングなどの軸受１１を介してピニオンギヤＰが自転可能に取り付けられている。したがって、ばねダンパ６の各ドライブプレート７Ａ，７ＢはキャリヤＣを兼ねている。また、軸線方向でピニオンギヤＰの両側に、ピニオンギヤＰのピッチ円直径より僅かに大きい外径のスラストワッシャ１２が設けられている。

エンジントルクの伝達方向で各ドライブプレート７Ａ，７Ｂの下流側であって、かつ、軸線方向で各ドライブプレート７Ａ，７Ｂ同士の間にドリブンプレート８が配置されている。ドリブンプレート８は全体として環状に形成されている。すなわち、ドリブンプレート８は、環状のアウタードリブンプレート８Ａと、半径方向でアウタードリブンプレート８Ａの内側であってかつアウタードリブンプレート８Ａと同心円上に配置される環状のインナードリブンプレート８Ｂとによって構成されている。アウタードリブンプレート８Ａの外周面に外歯が形成されており、その外歯が遊星歯車機構４のサンギヤＳとなっている。半径方向でそれらのドリブンプレート８Ａ，８Ｂとの間には予め定めた隙間が設定されている。

上記の隙間に、この発明の実施形態におけるスライド機構に相当するクラッチ１３が設けられている。図４は、クラッチ１３を模式的に示す図である。そのクラッチ１３は摩擦クラッチであって、図４に示すように、半径方向に互いに摩擦接触する一対のクラッチリング１３Ａ，１３Ｂによって構成されている。アウタークラッチリング１３Ａは例えば、金属製のベースリング１４と、当該ベースリング１４の内周面に接着材によって取り付けられる摩擦材１５とによって構成されている。アウタークラッチリング１３Ａにおけるベースリング１４の外径は、アウタードリブンプレート８Ａの内径とほぼ同じに設定されている。そして、アウタードリブンプレート８Ａの内側にアウタークラッチリング１３Ａのベースリング１４が圧入される。

インナークラッチリング１３Ｂは半径方向でアウタークラッチリング１３Ａの内側に同心円上に配置される。そのインナークラッチリング１３Ｂは金属製のベースリング１６と、そのベースリング１６の外周面に接着材によって取り付けられた摩擦材１７とによって構成されている。インナークラッチリング１３Ｂにおけるベースリング１６の内径はインナードリブンプレート８Ｂの外径とほぼ同じに設定されている。そして、インナードリブンプレート８Ｂの外側にインナークラッチリング１３Ｂのベースリング１６が圧入される。こうして各ドリブンプレート８Ａ，８Ｂに対して各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂが取り付けられた状態では、インナークラッチリング１３Ｂの摩擦材１７とアウタークラッチリング１３Ａの摩擦材１５とが互いに摩擦接触させられる。クラッチ１３は、上記のようにして各ドリブンプレート８Ａ，８Ｂに各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂを圧入することによって、各ドリブンプレート８Ａ，８Ｂを連結する摩擦係合力（トルク容量）を発生するようになっている。その摩擦係合力は例えば各ドリブンプレート８Ａ，８Ｂや各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂの寸法、摩擦材１５，１７の摩擦係数などを変更することによって予め定めることができる。したがって、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂの間で伝達されるトルクが摩擦係合力以下の場合には、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは一体化されて係合状態に維持される。これに対して、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂの間で伝達されるトルクが摩擦係合力を超える場合には、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは相対回転し、併せて各ドリブンプレート８Ａ，８Ｂが相対回転する。摩擦係合力の大きさについては後述する。なお、上述したクラッチリング１３Ａ，１３Ｂが、この発明の実施形態における摩擦係合部材に相当している。

図２および図３に示すように、各ドライブプレート７Ａ，７Ｂの内側部分とインナードリブンプレート８Ｂの内側部分とにおける同一の半径位置に、コイルスプリング９が配置される窓孔部１８がそれぞれ形成されている。ドライブプレート７Ａ，７Ｂの窓孔部１８とインナードリブンプレート８Ｂの窓孔部１８とを重ね合わせた状態で各窓孔部１８の内部にコイルスプリング９が配置される。すなわち、図１に示すサンギヤＳと駆動対象部３との間におけるトルクの伝達経路のうち、ばねダンパ６のドリブンプレート８が連結されている箇所より、エンジントルクの伝達方向で上流側にクラッチ１３が設けられている。そして、各ドライブプレート７Ａ，７Ｂとインナードリブンプレート８Ｂとが相対回転することによってコイルスプリング９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。

ここで、リングギヤＲと慣性質量体５とによる慣性トルクの振動、および、ばねダンパ６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６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９が伸縮することによって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幅が小さくなる特性を有している。そのため、ばねダンパ６から出力されるトルク（以下、スプリングトルクと記す。）の振動幅は図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９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、エンジン回転数が高くなると、リングギヤＲの角加速度が増大するので、リングギヤＲと慣性質量体５とが生じる慣性トルクは増大する。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。

スプリングトルクの振動レベルと、慣性トルクの振動レベルとがほぼ等しくなると、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。図示せず。）の振動レベルは最小になる。このダンパ出力トルクの振動レベルが最小になるエンジン回転数を以下の説明では、設計回転数と記す。エンジン回転数が設計回転数以上になると、ダンパ出力トルクの振動は、エンジン回転数の増大に伴う慣性トルクの振動の増大に伴って増大する。なお、ダンパ出力トルクの振動レベルが最小になるエンジン回転数は、設計上、予め定めることができる。

また、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Ｓに対するキャリヤＣの回転角度、つまり、サンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰ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Ｃが連結されており、サンギヤＳ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６のコイルスプリング９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９に生じる。上記のコイルスプリング９を弾性変形させてサンギヤＳとキャリヤＣとを相対回転させる、エンジントルクと駆動対象部３による反力トルクとが、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ＣとサンギヤＳとが大きく捩れてサンギヤＳに対するキャリヤＣ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ＳとキャリヤＣとが互いに捩れた状態で回転し、サンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰ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振動に応じて変化する。すなわち、エンジン２の常用域では、サンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰの位置、および、円周方向に往復回転するピニオンギヤＰの領域はほぼ定まることになるので、エンジン２の常用域でトルクの伝達に使用される常用の歯がほぼ定まる。また、上記構成の捩り振動低減装置１では、クラッチ１３には、主としてリングギヤＲおよび慣性質量５による慣性トルクが作用するから、トルクの振動によるリングギヤＲおよび慣性質量５の角加速度が大きくなった場合に、クラッチ１３が作動するように、クラッチ１３の摩擦係合力を設定することが好ましい。例えば、捩り振動低減装置１の制振性能の悪化が問題となる可能性のあるエンジン回転数以上で、クラッチ１３が作動して捩り振動低減装置１が非動作状態となるように、クラッチ１３の摩擦係合力を設定する。あるいは、エンジン回転数がいわゆる高回転数になると、慣性トルクの振動に起因するいわゆるこもり音よりも車内の暗騒音が大きくなるから、エンジン２が高回転数の場合に捩り振動低減装置１が非動作状態となるように、クラッチ１３の摩擦係合力を設定する。上述した摩擦係合力つまりクラッチ１３で伝達できるトルクの上限値がこの発明の実施形態における予め定めた値に相当する。

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、エンジン２で発生したトルクがキャリヤＣに入力される。これに対してサンギヤＳ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。これらのトルクによって、ばねダンパ６のコイルスプリング９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９に生じる。そして、捩りトルクの大きさに応じた角度、サンギヤＳとキャリヤＣとが捩れた状態で回転させられる。

エンジントルクの振動によってコイルスプリング９に作用する圧縮力つまり捩りトルクが変化し、キャリヤＣとサンギヤＳとの捩り回転が繰り返し生じる。ピニオンギヤＰはエンジントルクの振動に応じた角度範囲で円周方向に往復回転する。また、キャリヤＣやサンギヤＳに対してリングギヤＲが相対回転させられると共に、リングギヤＲの回転に振動が生じる。上述した構成では、リングギヤＲの回転速度はサンギヤＳ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Ｒの角加速度が増大されてリングギヤＲと慣性質量体５とによる慣性トルクが大きくなる。また、キャリヤＣに入力されるエンジントルクの振動と、リングギヤＲ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Ｃ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。このような動作状態は、クラッチ１３に作用する慣性トルクがクラッチ１３の摩擦係合力以下であることによって、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂが係合状態に維持されている場合に生じる。

クラッチ１３に作用する慣性トルクが増大してクラッチ１３の摩擦係合力を超えると、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは相対回転し、併せてインナードリブンプレート８Ｂに対してアウタードリブンプレート８Ａが相対回転する。すなわち、サンギヤＳに対して駆動対象部３による反力トルクが作用しなくなるので、サンギヤＳの回転速度が増大し、キャリヤＣに対してサンギヤＳが捩りトルクの作用方向にずれる。そのため、サンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰの組み付け位置が当初の組付け位置から変化する。具体的には、サンギヤＳの円周上をピニオンギヤＰが回転しながら移動し、互いに噛み合うピニオンギヤＰの歯と、サンギヤＳの歯とが変化する。また、リングギヤＲに対して噛み合うピニオンギヤＰの歯が変化する。その後、エンジン回転数が低下して慣性トルクが摩擦係合力以下となると、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは一体化して係合状態となり、各ドリブンプレート８Ａ，８Ｂが一体となって回転する。こうしてサンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰの組付け位置が再設定される。なお、ピニオンギヤＰの組み付け位置は、入力要素であるキャリヤＣと出力要素であるサンギヤＳ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ＣとサンギヤＳ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Ｐの位置である。

したがって、この発明の実施形態に係る捩り振動低減装置１によれば、クラッチ１３が作動するごとに、サンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰの組付け位置が次第に変化する。そのため、トルクの伝達に使用される歯が特には固定されないので、各歯の使用頻度を均等化して各歯の損耗の偏りを防止もしくは抑制できる。そしてこれにより、装置の全体として捩り振動低減装置１の耐久性を向上できる。また、上述したように、捩り振動低減装置１の制振性能の悪化が問題となる可能性のあるエンジン回転数における慣性トルクでクラッチ１３が作動するように、その摩擦係合力を設定すれば、捩り振動低減装置１の制振性能の悪化が問題となる可能性のあるエンジン回転数域における捩り振動低減装置１を非動作状態にすることができる。そのため、捩り振動低減装置１を起振源とした振動や騒音の発生を回避もしくは抑制できる。さらに、慣性トルクの振動に起因するいわゆるこもり音よりも車内の暗騒音が大きくなるエンジン回転数における慣性トルクでクラッチ１３が作動するように、その摩擦係合力を設定すれば、制振性能が悪化した状態での捩り振動低減装置１の不必要な運転を停止させることができる。

（第２実施形態）
図６は、この発明の第２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７は、図６に示す捩り振動低減装置の一部を模式的に示す断面図である。図６および図７に示す例は、ばねダンパ６のドリブンプレート８Ａ，８Ｂに替えて、ドライブプレート７Ａ，７Ｂにクラッチ１３を設けた例である。第１ドライブプレート７Ａを例として説明すると、第１ドライブプレート７Ａは、環状のアウタードライブプレート７ＡＯと、半径方向でアウタードライブプレート７ＡＯの内側であってかつアウタードライブプレート７ＡＯと同心円上に配置される環状のインナードライブプレート７ＡＩとによって構成されている。半径方向でそれらのアウタードライブプレート７ＡＯとインナードライブプレート７ＡＩとの間には予め定めた隙間が設定されている。上記の隙間に、上述したクラッチ１３が圧入されている。アウタードライブプレート７ＡＯの外側部分に、ピニオンピン１０を介してピニオンギヤＰが取り付けられている。また、インナードライブプレート７ＡＩにコイルスプリング９を保持する窓孔部１８が形成されている。第２ドライブプレート７Ｂは、第１ドライブプレート７Ａと同様に構成されている。すなわち、図６に示すエンジン２とキャリヤＣとの間のトルクの伝達経路のうち、ばねダンパ６のドライブプレート７が連結されている箇所より、エンジントルクの伝達方向で下流側にクラッチ１３が設けられている。他の構成は図１ないし図３に示す構成と同様であるため、図１ないし図３に示す構成と同様の部分には図１ないし図３と同様の符号を付してその説明を省略する。

第２実施形態であっても、クラッチ１３の摩擦係合力を超える慣性トルクがクラッチ１３に作用すると、滑りが生じて各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは相対回転し、併せてインナードライブプレート７ＡＩ，７ＢＩに対してアウタードライブプレート７ＡＯ，７ＢＯが相対回転する。つまり、キャリヤＣに対してエンジン２による反力トルクが作用しなくなるので、キャリヤＣの回転速度が増大し、キャリヤＣに対してサンギヤＳが捩りトルクの作用方向にずれる。そのため、上述したようにサンギヤＳの円周上をピニオンギヤＰが回転しながら移動する。その後、クラッチ１３に作用する慣性トルクが摩擦係合力以下となると、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは係合状態となり、各ドライブプレート７ＡＯ，７ＡＩ，７ＢＯ，７ＢＩが一体となって回転する。こうしてサンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰの組付け位置が再設定される。したがって、第２実施形態であっても、クラッチ１３が作動することによって、サンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰの位置が変化して、トルクの伝達に使用される歯が変化する。そのため、第１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実施形態では、各ドライブプレート７Ａ，７Ｂにクラッチ１３をそれぞれ設けるため、第１実施形態と比較して各クラッチ１３で伝達するトルク容量が小さくなる。そのため、第１実施形態と同様のトルク容量のクラッチ１３を使用するとすれば、過大なトルクが入力された場合における各クラッチ１３の耐久性を向上できる。あるいは、第２実施形態では、第１実施形態と比較して伝達トルク容量の小さいクラッチ１３を使用することができるので、その場合には、部材コストを削減できる。

（第３実施形態）
図８は、この発明の第３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。ここに示す例は、シングルピニオン型の遊星歯車機構４に替えて、ダブルピニオン型の遊星歯車機構１９を設けた例である。図８に示すように、サンギヤＳに慣性質量体５が一体に設けられており、そのサンギヤＳが慣性要素となっている。サンギヤＳに噛み合っている第１ピニオンギヤＰ１、および、第１ピニオンギヤＰ１とリングギヤＲとに噛み合っている第２ピニオンギヤＰ２が、キャリヤＣによって保持されている。そして、キャリヤＣが駆動対象部３に連結されて出力要素となっている。リングギヤＲはエンジン２に連結されて入力要素となっている。また、ダブルピニオン型遊星歯車機構１９と並列にばねダンパ６が設けられている。そのばねダンパ６は、図８に示すように、捩り振動低減装置１の半径方向でダブルピニオン型遊星歯車機構１９の内周側に、ダブルピニオン型遊星歯車機構１９と同心円上に並んで配置されている。ここで、「並んで」とは、ばねダンパ６とダブルピニオン型遊星歯車機構１９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。ばねダンパ６のドライブプレート７にダブルピニオン型遊星歯車機構１９のリングギヤＲが連結されており、ドリブンプレート８にキャリヤＣが連結されている。つまり、ドリブンプレート８はキャリヤＣを兼ねている。キャリヤＣと駆動対象部３の間のトルクの伝達経路のうち、ばねダンパ６のドリブンプレート８が連結されている箇所より、エンジントルクの伝達方向で上流側にクラッチ１３が設けられている。他の構成は図１に示す構成と同様であるため、図１に示す構成と同様の部分には図１と同様の符号を付してその説明を省略する。

第３実施形態であっても、クラッチ１３の摩擦係合力を超える慣性トルクがクラッチ１３に作用すると、滑りが生じて各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは相対回転する。これにより、キャリヤＣに対して駆動対象部３による反力トルクが作用しなくなるので、キャリヤＣの回転速度が増大してリングギヤＲに対してキャリヤＣが捩りトルクの作用方向にずれる。そのため、サンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰの位置が当初の組付け位置から変化する。また、クラッチ１３に作用する慣性トルクが摩擦係合力以下となると、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは係合状態となる。その結果、上述したようにサンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰの組付け位置が再設定され、トルクの伝達に使用される歯が変化する。そのため、第１実施形態や第２実施形態と同様の作用・効果を得ることができる。

（第４実施形態）
図９は、この発明の第４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９に示す例は、ダブルピニオン型の遊星歯車機構１９のキャリヤＣに替えて、エンジン２とリングギヤＲとの間のトルクの伝達経路のうち、ばねダンパ６のドライブプレート７が連結されている箇所より、エンジントルクの伝達方向で下流側にクラッチ１３を設けた例である。他の構成は図８に示す構成と同様であるため、図８に示す構成と同様の部分には図７と同様の符号を付してその説明を省略する。

第４実施形態であっても、クラッチ１３の摩擦係合力を超える慣性トルクがクラッチ１３に作用すると、滑りが生じて各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは相対回転する。エンジン２による反力トルクがリングギヤＲに作用しなくなるので、その回転速度が増大し、キャリヤＣに対してリングギヤＲが捩りトルクの作用方向にずれる。そのため、サンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰの位置が当初の組付け位置から変化する。また、クラッチ１３に作用する慣性トルクが摩擦係合力以下となると、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは係合状態となる。その結果、上述したようにサンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰの組付け位置が再設定され、トルクの伝達に使用される歯が変化する。そのため、第１実施形態ないし第３実施形態と同様の作用・効果を得ることができる。

（第５実施形態）
図１０は、この発明の第５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１０に示す例は、シングルピニオン型の遊星歯車機構４のキャリヤＣに慣性質量体５を一体に設けてこれを慣性要素とし、サンギヤＳにエンジン２を連結して入力要素とし、リングギヤＲに駆動対象部３を連結して出力要素とした例である。また、遊星歯車機構４と並列にばねダンパ６が設けられている。そのばねダンパ６は、図１０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、ばねダンパ６と遊星歯車機構４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。ばねダンパ６のドライブプレート７に遊星歯車機構４のサンギヤＳが連結されており、ドリブンプレート８にリングギヤＲが連結されている。そのリングギヤＲと駆動対象部３との間のトルクの伝達経路のうち、ばねダンパ６のドリブンプレート８が連結されている箇所より、エンジントルクの伝達方向で上流側にクラッチ１３が設けられている。他の構成は図１に示す構成と同様であるため、図１に示す構成と同様の部分には図１と同様の符号を付してその説明を省略する。

第５実施形態であっても、クラッチ１３の摩擦係合力を超える慣性トルクがクラッチ１３に作用すると、滑りが生じて各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは相対回転する。これにより駆動対象部３による反力トルクがリングギヤＲに作用しなくなるので、その回転速度が増大し、キャリヤＣやサンギヤＳに対してリングギヤＲが捩りトルクの作用方向にずれる。そのため、サンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰの位置が当初の組付け位置から変化する。また、クラッチ１３に作用する慣性トルクが摩擦係合力以下となると、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは係合状態となり、上述したようにサンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰの組付け位置が再設定される。こうして、トルクの伝達に使用される歯が変化する。そのため、第１実施形態ないし第４実施形態と同様の作用・効果を得ることができる。

（第６実施形態）
図１１は、この発明の第６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１１に示す例は、図１０に示すシングルピニオン型の遊星歯車機構４のサンギヤＳとエンジン２との間のトルクの伝達経路のうち、ばねダンパ６のドライブプレート７が連結されている箇所より、エンジントルクの伝達方向で下流側にクラッチ１３を設けた例である。他の構成は図１０に示す構成と同様であるため、図１０に示す構成と同様の部分には図１０と同様の符号を付してその説明を省略する。

第６実施形態であっても、クラッチ１３の摩擦係合力を超える慣性トルクがクラッチ１３に作用すると、滑りが生じて各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは相対回転する。これによりエンジン２による反力トルクがサンギヤＳに作用しなくなるので、その回転速度が増大し、キャリヤＣやリングギヤＲに対してサンギヤＳが捩りトルクの作用方向にずれる。そのため、サンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰの位置が当初の組付け位置から変化する。また、クラッチ１３に作用する慣性トルクが摩擦係合力以下となると、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは係合状態となり、上述したようにサンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰの組付け位置が再設定される。こうして、トルクの伝達に使用される歯が変化する。そのため、第１実施形態ないし第５実施形態と同様の作用・効果を得ることができる。

（第７実施形態）
図１２は、この発明の第７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１２に示す例は、この発明の実施形態における差動機構をステップドピニオン型の遊星歯車機構２０によって構成した例である。図１２に示すように、ステップドピニオン型の遊星歯車機構２０の第１サンギヤＳ１にエンジン２が連結されて入力要素となっており、第１サンギヤＳ１より小径のギヤである第２サンギヤＳ２に駆動対象部３が連結されて出力要素となっている。また、第１サンギヤＳ１に小径ピニオンギヤＰＳが噛み合っており、第２サンギヤＳ２に小径ピニオンギヤＰＳより大径の大径ピニオンギヤＰＬが噛み合っている。そして、小径ピニオンギヤＰＳおよび大径ピニオンギヤＰＬを保持しているキャリヤＣに慣性質量体５が一体に設けられており、これが慣性要素となっている。上記構成のステップドピニオン型の遊星歯車機構２０と並列にばねダンパ６が設けられている。そのばねダンパ６は、図１２に示すように、捩り振動低減装置１の半径方向でステップドピニオン型の遊星歯車機構２０の内周側に、ステップドピニオン型の遊星歯車機構２０と同心円上に並んで配置されている。ここで、「並んで」とは、ばねダンパ６と遊星歯車機構２０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。ばねダンパ６のドライブプレート７に第１サンギヤＳ１が連結されており、ドリブンプレート８に第２サンギヤＳ２が連結されている。その第２サンギヤＳ２と駆動対象部３との間のトルクの伝達経路のうち、ばねダンパ６のドリブンプレート８が連結されている箇所より、エンジントルクの伝達方向で上流側にクラッチ１３が設けられている。

第７実施形態では、クラッチ１３の摩擦係合力を超える慣性トルクがクラッチ１３に作用すると、滑りが生じて各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは相対回転する。これにより駆動対象部３による反力トルクが第２サンギヤＳ２に作用しなくなるので、その回転速度が増大し、キャリヤＣや第１サンギヤＳ１に対して第２サンギヤＳ２が捩りトルクの作用方向にずれる。そのため、第１サンギヤＳ１の円周上での小径ピニオンギヤＰＳの位置、および、第２サンギヤＳ２の円周上での大径ピニオンギヤＰＬの位置が当初の組付け位置から変化する。また、クラッチ１３に作用する慣性トルクが摩擦係合力以下となると、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは係合状態となり、各サンギヤＳ１，Ｓ２の円周上での各ピニオンギヤＰＳ，ＰＬの組付け位置が再設定される。こうして、トルクの伝達に使用される歯が変化する。そのため、第１実施形態ないし第６実施形態と同様の作用・効果を得ることができる。

（第８実施形態）
図１３は、この発明の第８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１３に示す例は、図１２に示すステップドピニオン型の遊星歯車機構２０の第１サンギヤＳ１とエンジン２との間のトルクの伝達経路のうち、ばねダンパ６のドライブプレート７が連結されている箇所より、エンジントルクの伝達方向で下流側にクラッチ１３を設けた例である。

第８実施形態であっても、クラッチ１３の摩擦係合力を超える慣性トルクがクラッチ１３に作用すると、滑りが生じて各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは相対回転する。これによりエンジン２による反力トルクが第１サンギヤＳ１に作用しなくなるので、その回転速度が増大し、キャリヤＣや第２サンギヤＳ２に対して第１サンギヤＳ１が捩りトルクの作用方向にずれる。そのため、第１サンギヤＳ１の円周上での小径ピニオンギヤＰＳの位置、および、第２サンギヤＳ２の円周上での大径ピニオンギヤＰＬの位置が当初の組付け位置から変化する。また、クラッチ１３に作用する慣性トルクが摩擦係合力以下となると、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは係合状態となり、各サンギヤＳ１，Ｓ２の円周上での各ピニオンギヤＰＳ，ＰＬの組付け位置が再設定される。こうして、トルクの伝達に使用される歯が変化する。そのため、第１実施形態ないし第７実施形態と同様の作用・効果を得ることができる。

（第９実施形態）
図１４は、この発明の第９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１４に示す例では、ステップドピニオン型の遊星歯車機構２０の小径ピニオンギヤＰＳに第１リングギヤＲ１が噛み合っており、その第１リングギヤＲ１にエンジン２が連結されて入力要素となっている。大径ピニオンギヤＰＬに、第１リングギヤＲ１より大径のギヤである第２リングギヤＲ２が噛み合っており、その第２リングギヤＲ２に駆動対象部３が連結されて出力要素となっている。また、小径ピニオンギヤＰＳおよび大径ピニオンギヤＰＬを保持しているキャリヤＣに慣性質量体５が一体に設けられており、これが慣性要素となっている。上記構成のステップドピニオン型の遊星歯車機構２０と並列にばねダンパ６が設けられている。ばねダンパ６のドライブプレート７に第１リングギヤＲ１が連結されており、ドリブンプレート８に第２リングギヤＲ２が連結されている。その第２リングギヤＲ２と駆動対象部３との間のトルクの伝達経路のうち、ばねダンパ６のドリブンプレート８が連結されている箇所より、エンジントルクの伝達方向で上流側にクラッチ１３が設けられている。

第９実施形態では、クラッチ１３の摩擦係合力を超える慣性トルクがクラッチ１３に作用すると、滑りが生じて各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは相対回転する。これにより駆動対象部３による反力トルクが第２リングギヤＲ２に作用しなくなるので、その回転速度が増大し、キャリヤＣや第１リングギヤＲ１に対して第２リングギヤＲ２が捩りトルクの作用方向にずれる。そのため、第１リングギヤＲ１の円周上での小径ピニオンギヤＰＳの位置、および、第２リングギヤＲ２の円周上での大径ピニオンギヤＰＬの位置が当初の組付け位置から変化する。また、クラッチ１３に作用する慣性トルクが摩擦係合力以下となると、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは係合状態となり、各リングギヤＲ１，Ｒ２の円周上での各ピニオンギヤＰＳ，ＰＬの組付け位置が再設定される。こうして、トルクの伝達に使用される歯が変化する。そのため、第１実施形態ないし第８実施形態と同様の作用・効果を得ることができる。

（第１０実施形態）
図１５は、この発明の第１０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１５に示す例は、図１４に示すステップドピニオン型の遊星歯車機構２０の第１リングギヤＲ１とエンジン２の間のトルクの伝達経路のうち、ばねダンパ６のドライブプレート７が連結されている箇所より、エンジントルクの伝達方向で下流側にクラッチ１３を設けた例である。

第１０実施形態であっても、クラッチ１３の摩擦係合力を超える慣性トルクがクラッチ１３に作用すると、滑りが生じて各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは相対回転する。これによりエンジン２による反力トルクが第１リングギヤＲ１に作用しなくなるので、その回転速度が増大し、キャリヤＣや第２リングギヤＲ２に対して第１リングギヤＲ１が捩りトルクの作用方向にずれる。そのため、第１リングギヤＲ１の円周上での小径ピニオンギヤＰＳの位置、および、第２リングギヤＲ２の円周上での大径ピニオンギヤＰＬの位置が当初の組付け位置から変化する。また、クラッチ１３に作用する慣性トルクが摩擦係合力以下となると、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは係合状態となり、各リングギヤＲ１，Ｒ２の円周上での各ピニオンギヤＰＳ，ＰＬの組付け位置が再設定される。こうして、トルクの伝達に使用される歯が変化する。そのため、第１実施形態ないし第９実施形態と同様の作用・効果を得ることができる。

（第１１実施形態）
図１６は、この発明の第１１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１６に示す例では、ステップドピニオン型の遊星歯車機構２０のキャリヤＣにエンジン２の出力軸が連結されて入力要素となっており、サンギヤＳに駆動対象部３が連結されて出力要素となっている。キャリヤＣが保持する小径ピニオンギヤＰＳにリングギヤＲが噛み合っており、そのリングギヤＲに慣性質量体５が一体に設けられて慣性要素となっている。また、キャリヤＣにピニオンギヤＰＳより大径の大径ピニオンギヤＰＬが保持されており、その大径ピニオンギヤＰＬにサンギヤＳが噛み合っている。上記構成のステップドピニオン型の遊星歯車機構２０と並列にばねダンパ６が設けられている。ばねダンパ６のドライブプレート７にエンジン２の出力軸が連結されており、ドリブンプレート８にサンギヤＳが連結されている。そのサンギヤＳと駆動対象部３との間のトルクの伝達経路のうち、ばねダンパ６のドリブンプレート８が連結されている箇所より、エンジントルクの伝達方向で上流側にクラッチ１３が設けられている。

第１１実施形態では、クラッチ１３の摩擦係合力を超える慣性トルクがクラッチ１３に作用すると、滑りが生じて各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは相対回転する。これにより駆動対象部３による反力トルクがサンギヤＳに作用しなくなるので、その回転速度が増大し、キャリヤＣやリングギヤＲに対してサンギヤＳが捩りトルクの作用方向にずれる。そのため、サンギヤＳの円周上での大径ピニオンギヤＰＬの位置、および、リングギヤＲの円周上での小径ピニオンギヤＰＳの位置がそれらのピニオンギヤＰＳ，ＰＬの当初の組付け位置から変化する。また、クラッチ１３に作用する慣性トルクが摩擦係合力以下となると、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは係合状態となり、リングギヤＲやサンギヤＳの円周上での各ピニオンギヤＰＳ，ＰＬの組付け位置が再設定される。こうして、トルクの伝達に使用される歯が変化する。そのため、第１実施形態ないし第１０実施形態と同様の作用・効果を得ることができる。

（第１２実施形態）
図１７は、この発明の第１２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１７に示す例は、図１６に示すステップドピニオン型の遊星歯車機構２０のキャリヤＣとエンジン２との間のトルクの伝達経路のうち、ばねダンパ６のドライブプレート７が連結されている箇所より、エンジントルクの伝達方向で下流側にクラッチ１３を設けた例である。

第１２実施形態であっても、クラッチ１３の摩擦係合力を超える慣性トルクがクラッチ１３に作用すると、滑りが生じて各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは相対回転する。これによりエンジン２による反力トルクがキャリヤＣに作用しなくなるので、その回転速度が増大し、リングギヤＲやサンギヤＳに対してキャリヤＣが捩りトルクの作用方向にずれる。そのため、リングギヤＲの円周上での小径ピニオンギヤＰＳの位置、および、サンギヤＳの円周上での大径ピニオンギヤＰＬの位置がそれらの当初の組付け位置から変化する。また、クラッチ１３に作用する慣性トルクが摩擦係合力以下となると、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは係合状態となり、リングギヤＲやサンギヤＳの円周上での各ピニオンギヤＰＳ，ＰＬの組付け位置が再設定される。こうして、トルクの伝達に使用される歯が変化する。そのため、第１実施形態ないし第１１実施形態と同様の作用・効果を得ることができる。

（第１３実施形態）
図１８は、この発明の第１３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１８に示す例では、ばねダンパ６は第１バネ２１と、第２バネ２２と、ばねダンパ６におけるトルクの伝達方向で第１バネ２１と第２バネ２２との間に配置された中間プレート２３とを備えている。第１バネ２１は前記トルクの伝達方向で第２バネ２２の上流側に位置している。第１バネ２１を介してドライブプレート７と中間プレート２３とが所定角度、相対回転できるように連結されている。また、第２バネ２２を介して中間プレート２３とドリブンプレート８とが所定角度、相対回転できるように連結されている。つまり、第１バネ２１と第２バネ２２とは中間プレート２３を介して直列に接続されている。第１バネ２１と第２バネ２２とは一例としてコイルスプリングによって構成されると共に、ほぼ同じ捩り剛性（ばね定数）に設定されている。他の構成は図１に示す構成と同様であるため、図１に示す構成と同様の構成については図１と同様の符号を付してその説明を省略する。

第１３実施形態では、クラッチ１３の摩擦係合力を超える慣性トルクがクラッチ１３に作用すると、滑りが生じて各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは相対回転する。これにより駆動対象部３による反力トルクがサンギヤＳに作用しなくなるので、その回転速度が増大し、キャリヤＣやリングギヤＲに対してサンギヤＳが捩りトルクの作用方向にずれる。そのため、サンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰの位置が当初の組付け位置から変化する。また、クラッチ１３に作用する慣性トルクが摩擦係合力以下となると、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは係合状態となり、リングギヤＲやサンギヤＳの円周上での各ピニオンギヤＰの組付け位置が再設定される。こうして、トルクの伝達に使用される歯が変化する。そのため、第１実施形態ないし第１２実施形態と同様の作用・効果を得ることができる。

（第１４実施形態）
図１９は、この発明の第１４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断面図である。図１９に示す例は、図１９に示す捩り振動低減装置１のキャリヤＣとエンジン２との間のトルクの伝達経路のうち、ばねダンパ６のドライブプレート７が連結されている箇所より、エンジントルクの伝達方向で下流側にクラッチ１３を設けた例である。

第１４実施形態であっても、クラッチ１３の摩擦係合力を超える慣性トルクがクラッチ１３に作用すると、滑りが生じて各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは相対回転する。これによりエンジン２による反力トルクがキャリヤＣに作用しなくなるので、その回転速度が増大し、リングギヤＲやサンギヤＳに対してキャリヤＣが捩りトルクの作用方向にずれる。そのため、サンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰの位置が当初の組付け位置から変化する。また、クラッチ１３に作用する慣性トルクが摩擦係合力以下となると、各クラッチリング１３Ａ，１３Ｂは係合状態となり、リングギヤＲやサンギヤＳの円周上でのピニオンギヤＰの組付け位置が再設定される。こうして、トルクの伝達に使用される歯が変化する。そのため、第１実施形態ないし第１３実施形態と同様の作用・効果を得ることができる。

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、各遊星歯車機構４，１９，２０の各回転要素のうち、いずれの回転要素が入力要素や出力要素、慣性要素であってもよい。要は、クラッチ１３の摩擦係合力を超える慣性トルクが捩り振動低減装置１に入力された場合に、クラッチ１３で滑りが生じることによって各遊星歯車機構４，１９，２０におけるピニオンギヤＰの組み付け位置がクラッチ１３の作動の前後で異なるように構成されていればよい。

１…捩り振動低減装置、 ２…エンジン、 ３…駆動対象部、 ４，１９，２０…遊星歯車機構（差動機構）、 ５…追加慣性体、 ６…ばねダンパ（弾性体）、 ７…ドライブプレート（入力部材）、 ８…ドリブンプレート（出力部材）、 １３…クラッチ（スライド機構）、 Ｓ…サンギヤ（第１ギヤ、第２ギヤ）、 Ｒ…リングギヤ（第１ギヤ、第２ギヤ）、 Ｐ…ピニオンギヤ（第３ギヤ）、 Ｃ…キャリヤ（保持器）。

Claims (7)

1. 第１ギヤと、第２ギヤと、それらの前記第１ギヤと前記第２ギヤとに噛み合う第３ギヤを回転可能に保持している保持器とによって差動作用を行う差動機構を備え、前記第１ギヤと前記第２ギヤと前記保持器とのうちのいずれか一つがトルクが入力される入力要素とされ、前記第１ギヤと前記第２ギヤと前記保持器とのうちのいずれか他の一つが前記トルクを出力する出力要素とされ、前記第１ギヤと前記第２ギヤと前記保持器とのうちの更に他のいずれか一つが前記入力要素と前記出力要素とに対し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が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を介して連結されている捩り振動低減装置において、
   前記入力要素が連結された前記トルクが入力される入力部材と、
   前記出力要素が連結された前記トルクを出力する出力部材と、
   前記入力要素と前記入力部材との間もしくは前記出力要素と前記出力部材との間に設けられたスライド機構とを備え、
   前記スライド機構は、前記慣性要素による慣性トルクが予め定めた値以下の場合には、前記入力要素と前記入力部材とを一体化させ、もしくは、前記出力要素と前記出力部材とを一体化させると共に、前記入力要素と前記入力部材との間もしくは前記出力要素と前記出力部材との間に作用する前記慣性トルクが前記予め定めた値を超えた場合には、前記入力要素と前記入力部材とを前記捩りトルクの作用する方向に相対的に滑らせ、もしくは、前記出力要素と前記出力部材とを前記捩りトルクの作用する方向に相対的に滑らせるように構成されている
   ことを特徴とする捩り振動低減装置。
2. 請求項１に記載の捩り振動低減装置において、
   前記差動機構は、サンギヤと、前記サンギヤに対して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う複数のピニオンギヤを保持するキャリヤとを備えた遊星歯車機構によって構成され、
   前記第１ギヤは、前記サンギヤによって構成され、
   前記第２ギヤは、前記リングギヤによって構成され、
   前記第３ギヤは、前記ピニオンギヤによって構成され、
   前記保持器は、前記キャリヤによって構成され、
   前記サンギヤは、前記入力要素と前記出力要素とのうちの一方とされ、
   前記スライド機構は、前記入力要素である前記サンギヤと前記入力部材との間、もしくは、前記出力要素である前記サンギヤと前記出力部材との間に設けられている
   ことを特徴とする捩り振動低減装置。
3. 請求項１に記載の捩り振動低減装置において、
   前記差動機構は、サンギヤと、前記サンギヤに対して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う複数のピニオンギヤを保持するキャリヤとを備えた遊星歯車機構によって構成され、
   前記第１ギヤは、前記サンギヤによって構成され、
   前記第２ギヤは、前記リングギヤによって構成され、
   前記第３ギヤは、前記ピニオンギヤによって構成され、
   前記保持器は、前記キャリヤによって構成され、
   前記リングギヤは、前記入力要素と前記出力要素とのうちの一方とされ、
   前記スライド機構は、前記入力要素である前記リングギヤと前記入力部材との間、もしくは、前記出力要素である前記リングギヤと前記出力部材との間に設けられている
   ことを特徴とする捩り振動低減装置。
4. 請求項１に記載の捩り振動低減装置において、
   前記差動機構は、サンギヤと、前記サンギヤに対して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う複数のピニオンギヤを保持するキャリヤとを備えた遊星歯車機構によって構成され、
   前記第１ギヤは、前記サンギヤによって構成され、
   前記第２ギヤは、前記リングギヤによって構成され、
   前記第３ギヤは、前記ピニオンギヤによって構成され、
   前記保持器は、前記キャリヤによって構成され、
   前記キャリヤは、前記入力要素と前記出力要素とのうちの一方とされ、
   前記スライド機構は、前記入力要素である前記キャリヤと前記入力部材との間、もしくは、前記出力要素である前記キャリヤと前記出力部材との間に設けられている
   ことを特徴とする捩り振動低減装置。
5. 請求項１ないし４のいずれか一項に記載の捩り振動低減装置において、
   前記スライド機構は、前記慣性トルクが予め定めた値以下の場合には、互いに摩擦係合させられた状態を維持し、前記慣性トルクが前記予め定めた値を超えた場合には、滑りを生じるように摩擦係合させられた一対の摩擦係合部材を有している
   ことを特徴とする捩り振動低減装置。
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、
   前記差動機構の半径方向で前記差動機構の内側に、前記スライド機構が前記差動機構と同心円上に並んで配置されている
   ことを特徴とする捩り振動低減装置。
7. 請求項１ないし６のいずれか一項に記載の捩り振動低減装置において、
   前記差動機構の半径方向で前記差動機構の内側に、前記弾性体が前記差動機構と同心円上に並んで配置されている
   ことを特徴とする捩り振動低減装置。

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