JP4395343B2 - ロックアップ装置のダンパー機構 - Google Patents

Description

本発明は、ダンパー機構、特にロックアップ装置のダンパー機構に関する。

ダンパー機構は、例えば動力伝達系に用いられ、トルクの伝達と共に捩り方向の振動を吸収・減衰するための機構である。ダンパー機構は、第１回転部材と、第２回転部材と、両回転部材間に配置されて両部材が相対回転するとその間で圧縮されるコイルスプリングとを備えている。ダンパー機構が組み込まれる装置としては、クラッチディスク組立体、フライホイール組立体、トルクコンバータのロックアップ装置などがある（例えば、特許文献１参照。）。
特開平８−２５４２４６号公報

上記のコイルスプリングは、第１及び第２回転部材のそれぞれに設けられている窓部の内部に配置されている。第１及び第２回転部材が相対回転すると、この窓部の回転方向端同士がコイルスプリングを圧縮する。これにより、ダンパー機構は、第１回転部材から第２回転部材へトルクを伝達すると共に、捩り振動の吸収・減衰を行う。

一般に、窓部の回転方向端は、直線状であり、ダンパー中心と窓部回転方向中心とを結ぶ直線に対して、平行になっている。ここで、第１及び第２回転部材が相対回転すると、窓部の回転方向端は、外周側が内周側よりも移動量が大きい（図４参照。ここで、Ｏは回転部材の回転中心、Ｃは窓部の回転方向中心、θｍはコイルスプリングが最も圧縮された状態での第１及び第２回転部材の相対回転角度。）。すなわち、コイルスプリングは、窓部の回転方向端により、その内周側よりも外周側がより圧縮されることになる。よって、コイルスプリングは、外周側の撓み量増大による内周側の応力増大が生じるため、寿命が低下してしまう。

この対策として、例えば、窓部の回転方向端を、ダンパー中心と窓部回転方向中心とを結ぶ直線に対して傾けて、窓部の形状を台形にすることが行われている。すなわち、窓部の外周縁の回転方向両端が内周縁の回転方向両端より回転方向外側に位置している。このように窓部の形状を変更することにより、コイルスプリングが圧縮された場合の外周側の撓み量増大を抑えることができる。

しかし一方、窓部の回転方向端の傾斜角度を大きくしすぎると、第１及び第２回転部材の相対回転開始時に、コイルスプリングの内周側だけが窓部と当接することになり、コイルスプリングに半径方向外側（コイルスプリングの横方向）への力が作用することになる。コイルスプリングがその横方向に加わる力に対して弱い場合には、コイルスプリングの変形が生じる。さらに、これが原因となって、コイルスプリングが窓部に接触するため、ヒストルクの増大やコイルスプリングの摩耗の増大が生じる。

特に、トルクコンバータ等の流体式トルク伝達装置のロックアップ装置では、ダンパー機構は振動吸収のために、コイルスプリングの低剛性化・広捩り角化が求められている。そのため、コイルスプリングは回転方向に長くなり、また低剛性化が進んでいる。したがって、ロックアップ装置のダンパー機構では、上記の問題がより顕著であると考えられる。

本発明の課題は、コイルスプリングの寿命を延ばすことができるロックアップ装置のダンパー機構を提供することにある。

請求項１に記載のロックアップ装置のダンパー機構は、流体式トルク伝達装置において機械的にトルク伝達を行うためのロックアップ装置のダンパー機構であって、第１回転部材、第２回転部材、及び複数のコイルスプリングを備える。第１回転部材は、回転方向に並べられた複数の第１窓部を有する。第２回転部材は、第１窓部に重なり合うように設けられた複数の第２窓部を有し、第１回転部材に対して相対回転可能に配置される。コイルスプリングは、互いに重なり合う第１窓部及び第２窓部内に配置され、第１回転部材と第２回転部材とが相対回転することにより回転方向に圧縮される。また、第１回転部材と第２回転部材とが相対回転してコイルスプリングが最も圧縮された状態である最大捩り角度はθｍである。第１窓部及び第２窓部は、それぞれ外周縁が内周縁よりも長い形状である。さらに第１及び第２窓部の回転方向端がダンパー機構の中心と第１窓部及び第２窓部の回転方向中心とを結ぶ直線である中心線に対してなす角度θが、最大捩り角度θｍに対して０．０５〜０．６０倍の範囲にある。また、コイルスプリングは、自由長がコイル径に対して３．０倍以上である。

このロックアップ装置のダンパー機構では、第１及び第２窓部のそれぞれにおいて対となる回転方向端が、ダンパー機構の中心と第１窓部及び第２窓部の回転方向中心とを結ぶ直線（以下、中心線と称する）に対して傾いている。第１及び第２窓部により圧縮されるコイルスプリングが最も圧縮された状態で第１回転部材と第２回転部材の捩れ角度である最大捩り角度θｍに対して、この中心線と回転方向端とがなす角度θが０．０５倍以上０．６０倍以下となっている。角度θがθｍに対して上記の範囲にあるため、コイルスプリングを半径方向外側へ押し出す力が抑えられると共に、コイルスプリングの外周部の圧縮量増大を抑えることができる。これにより、コイルスプリングの寿命を延ばすことが可能となる。

また、このロックアップ装置のダンパー機構では、形状が比較的細長いコイルスプリングが用いられている。このようなコイルスプリングでは、コイルの長手方向に直交して働く力に対して歪みやすい。このため、コイルスプリングは、半径方向外側へ押し出す力に対して弱い。ここで、第１及び第２窓部の回転方向端の角度θがθｍに対して適切に設定されているため、比較的細長いコイルスプリングを用いた場合にも、ヒストルクの増大や摩耗の増大を抑えることができる。

請求項２に記載のロックアップ装置のダンパー機構は、請求項１に記載のロックアップ装置のダンパー機構であって、角度θは角度θｍに対して０．１０〜０．４５倍の範囲にある。

このロックアップ装置のダンパー機構では、角度θは角度θｍに対して０．１０倍以上０．４５倍以下となっている。角度θがθｍに対して上記の範囲にあるため、コイルスプリングを半径方向外側へ押し出す力が抑えられると共に、コイルスプリングの外周側の圧縮量増大を抑えることができる。これにより、コイルスプリングの寿命を延ばすことが可能となる。

請求項３に記載のロックアップ装置のダンパー機構は、請求項２に記載のロックアップ装置のダンパー機構であって、角度θは角度θｍに対して０．２０〜０．４０倍の範囲にある。

このロックアップ装置のダンパー機構では、角度θは角度θｍに対して０．２０倍以上０．４０倍以下となっている。角度θがθｍに対して上記の範囲にある場合には、コイルスプリングを半径方向外側へ押し出す力が抑えられると共に、コイルスプリングの外周部の圧縮量増大を抑えることができる。これにより、コイルスプリングの寿命をより延ばすことが可能となる。

本発明のロックアップ装置のダンパー機構においては、角度θの角度θｍに対する大きさを適切に設定することで、コイルスプリングの寿命を延ばすことができる。

＜トルクコンバータの構成＞
図１は本発明の一実施形態が採用されたトルクコンバータ１の縦断面概略図である。トルクコンバータ１は、エンジンのクランクシャフト（図示せず）からトランスミッションの入力シャフト（図示せず）にトルクの伝達を行うための装置である。図１の左側に図示しないエンジンが配置され、図１の右側に図示しないトランスミッションが配置されている。図１に示すＯ−Ｏ線がトルクコンバータ１の回転軸である。

トルクコンバータ１は、３種の羽根車（インペラー１８、タービン１９、ステータ２０）からなるトーラス６と、ロックアップ装置７とから主に構成されている。

フロントカバー１４は、円板状の部材であり、図示しないエンジンのクランクシャフト先端に近接して配置されている。フロントカバー１４の内周部には、センターボス１５が溶接により固定されている。フロントカバー１４の外周側かつ軸方向エンジン側には、回転方向に等間隔で複数のナット１１が固定されている。

フロントカバー１４の外周部には、軸方向トランスミッション側に延びる外周筒状部１６が形成されている。この外周筒状部１６の先端にインペラー１８のインペラーシェル２２の外周縁が溶接により固定されている。この結果、フロントカバー１４とインペラー１８が、内部に作動油（流体）が充填された流体室を形成している。インペラー１８は、主に、インペラーシェル２２と、インペラーシェル２２の内側に固定された複数のインペラーブレード２３と、インペラーシェル２２の内周部に固定されたインペラーハブ２４とから構成されている。

タービン１９は、流体室内でインペラー１８に軸方向に対向して配置されている。タービン１９は、主に、タービンシェル２５と、タービンシェル２５のインペラー側の面に固定された複数のタービンブレード２６とから構成されている。タービンシェル２５の内周部は、タービンハブ２７のフランジに、複数のリベット２８により固定されている。

タービンハブ２７は、図示しないトランスミッションの入力シャフトに相対回転不能に連結されている。

ステータ２０は、タービン１９からインペラー１８に戻る作動油の流れを整流するための機構である。ステータ２０は、樹脂やアルミ合金等で鋳造により製作された一体の部材である。ステータ２０はインペラー１８の内周部とタービン１９の内周部間に配置されている。ステータ２０は、主に、環状のキャリア２９と、キャリア２９の外周面に設けられた複数のステータブレード３０とから構成されている。キャリア２９はワンウェイクラッチ３５を介して図示しない固定シャフトに支持されている。

インペラーハブ２４とキャリア２９との間には、スラストベアリング３９が配置されている。キャリア２９とタービンハブ２７との間には、スラストベアリング４０が配置されている。これにより、キャリア２９と各ハブ２４、２７とが所定間隔を保ちつつ相対回転自在となる。

＜ロックアップ装置＞
次にロックアップ装置７について説明する。ロックアップ装置７は、主に、ピストン部材４４とダンパーディスク組立体４５とから構成されている。

ピストン部材４４は、フロントカバー１４の軸方向トランスミッション側に近接して配置された円板状の部材である。ピストン部材４４の内周部には、軸方向トランスミッション側に延びる内周筒状部４８が形成されている。内周筒状部４８は、タービンハブ２７の外周面に相対回転可能であり、さらに軸方向に移動可能に支持されている。内周筒状部４８の軸方向トランスミッション側端部は、タービンハブ２７のフランジ部分に当接することにより軸方向トランスミッション側への移動が所定位置までに制限されている。タービンハブ２７の外周面には、ピストン部材４４の内周部において軸方向にシールするシールリング４９が配置されている。

ピストン部材４４の外周部のエンジン側には、環状の摩擦フェーシング４６が固定されている。摩擦フェーシング４６は、フロントカバー１４の外周部内側面に形成された環状でかつ平坦な摩擦面に対向している。ピストン部材４４の外周部には、軸方向トランスミッション側に延びる筒状部４４ａが形成されており、この筒状部４４ａには等角度間隔で複数のスロットが形成されている。

ダンパーディスク組立体４５は、ピストン部材４４からタービン１９を回転方向に弾性的に連結するための装置であって、ピストン部材４４からタービン１９にトルクを伝達するとともに捩り振動を吸収する機能を有している。ダンパーディスク組立体４５は、一対のプレート部材５６、５７から主に構成されるドライブ部材５２と、ドリブン部材５３と、複数のコイルスプリング５８、５９とから構成されている。なお、図２において、一点鎖線より左側にはプレート部材５７を取り外した場合のダンパーディスク組立体４５が示されている。

ドライブ部材５２を構成する一対のプレート部材５６、５７は、環状かつ円板状の部材であり、回転軸方向に並んで配置されている。一対のプレート部材５６、５７は、外周部で複数のリベット６０により互いに固定されており、内周部において互いに間隔を開けて配置されている。ドライブ部材５２は、半径方向外方に突出する複数の突起を有している。突起は、ピストン部材４４の筒状部４４ａに形成されたスロットに係合しており、ピストン部材４４からのトルクが入力されるトルク入力部となっている。この係合により、ピストン部材４４とドライブ部材５２とは軸方向に相対移動可能であり、回転方向に一体に回転するようになっている。

ドライブ部材５２を構成する一対のプレート部材５６、５７の中央部には、回転方向に等間隔に並べられた複数の切り起こし部５６ａ、５６ｂ及び５７ａ、５７ｂが６箇所に形成されており、この切り起こし部５６ａ、５６ｂ、５７ａ、５７ｂが囲む切欠としてドライブ部材５２の第１窓部６１が設けられている。ここで、切り起こし部５６ａ、５７ａは、それぞれ第１窓部６１の外周側の半径方向端となっており、切り起こし部５６ｂ、５７ｂは、それぞれ第１窓部６１の内周側の半径方向端となっている。切り起こし部５６ｂ、５７ｂは、回転方向中央部がその両端に比べて大きく切り起こされている。また、プレート部材５６、５７の外周部には、回転方向に等間隔に並べられた複数の第２切り起こし部５６ｃ、５７ｃが３箇所に形成され、この第２切り起こし部５６ｃ、５７ｃにより小窓部６６が形成されている。

ドリブン部材５３は、環状且つ円板状の部材であり、一対のプレート部材５６、５７の内周部においてその軸方向の間に配置されている。ドリブン部材５３は、リベット２８によりタービンハブ２７に固定されている。これにより、ドリブン部材５３とタービンハブ２７とは一体回転する。

ドリブン部材５３の中央部には、ドライブ部材５２の第１窓部６１と同様な形状の第２窓部６２がそれぞれ対応して形成されている。また、ドリブン部材５３の外周部には、ドライブ部材５２の小窓部６６に対応する位置に空隙部６７が配されるように複数の突起６８が設けられている。

複数のコイルスプリング５８は、第１窓部６１及び第２窓部６２の内部に収容される。各コイルスプリング５８は、回転方向に延びるばね部材であり、比較的低剛性の特性を有している。コイルスプリング５８は、回転方向に細長く延びており、コイル径に対して自由長が３．０倍以上である。コイルスプリング５８は、第１窓部６１及び第２窓部６２の回転方向長さとほぼ同じ自由長である。コイルスプリング５８の回転方向両端は、第１窓部６１及び第２窓部６２の回転方向端６１ａ、６２ａにより支持されている。さらに、コイルスプリング５８は、切り起こし部５６ａ、５６ｂ、５７ａ、５７ｂにより、軸方向への移動が制限されている。ドライブ部材５２及びドリブン部材５３が相対回転すると、このコイルスプリング５８が第１窓部６１及び第２窓部６２の回転方向端により圧縮されて変形する。

第１窓部６１及び第２窓部６２の回転方向端６１ａ，６２ａは、第１窓部６１及び第２窓部６２の回転方向中心Ｃ１、Ｃ２と回転中心Ｏとを結んだ直線（以下、中心線と称する）に対して、所定の角度θをなしている（図３参照）。この結果、第１窓部６１及び第２窓部６２の形状は台形又は扇形状になっている。すなわち、第１窓部６１及び第２窓部６２の外周縁の回転方向両端が内周縁の回転方向両端より回転方向外側に位置している。

さらに、コイルスプリング５８の回転方向端は、自由状態において、第１窓部６１及び第２窓部６２の回転方向端６１ａ，６２ａの形状に沿った形状を有している。そのため、コイルスプリング５８の回転方向両端は、第１窓部６１及び第２窓部６２の回転方向端６１ａ，６２ａに当接又は近接しているが、荷重を付与していない。そのため、第１窓部６１及び第２窓部６２の回転方向端６１ａ，６２ａやコイルスプリング５８において摩耗が生じにくくなっている。

ここで、ドライブ部材５２及びドリブン部材５３が相対回転してコイルスプリング５８が最も圧縮された状態でドライブ部材５２とドリブン部材５３との捩れ角度を最大捩り角度θｍとする。前述の角度θは、上記の最大捩り角度θｍに対して０．０５〜０．６０倍の範囲である。また、角度θは、０．１０〜０．４５倍の範囲内であることが好ましく、０．２０〜０．４０倍の範囲にあることがさらに好ましい。

コイルスプリング５９は小窓部６６及び空隙部６７の内部に収容される。コイルスプリング５９は、小窓部６６の回転方向長さとほぼ同じ自由長である。コイルスプリング５９の回転方向両端は、第２切り起こし部５６ｃ、５７ｃの回転方向端により支持されている。さらに、コイルスプリング５９は、第２切り起こし部５６ｃ、５７ｃにより軸方向への移動が制限されている。コイルスプリング５９の長さは、突起６８の間隔に比べて短いため、ドライブ部材５２及びドリブン部材５３が十分に相対回転した場合に、第２切り起こし部５６ｃ、５７ｃ及び突起６８によりコイルスプリング５９が圧縮される。

＜動作＞
図示しないエンジンのトルクは、図示しないクランクシャフトからフロントカバー１４及びインペラー１８に伝達される。インペラー１８のインペラーブレード２３により駆動された作動油は、タービン１９を回転させる。このタービン１９のトルクはタービンハブ２７を介して図示しないトランスミッションの入力シャフトに出力される。タービン１９からインペラー１８へと流れる作動油は、ステータ２０の通路を通ってインペラー１８側へと流れる。

フロントカバー１４とピストン部材４４との間の空間の作動油が内周側からドレンされると、油圧差によってロックアップ装置７のピストン部材４４がフロントカバー１４側（軸方向エンジン側）に移動し、摩擦フェーシング４６がフロントカバー１４の摩擦面に押しつけられる。この結果、フロントカバー１４からロックアップ装置７を介してタービンハブ２７にトルクが伝達される。

ロックアップ装置７によりトルクが伝達される際には、ドライブ部材５２とドリブン部材５３とが相対回転し、それらにより圧縮されるコイルスプリング５８によって捩り振動を吸収する。ドライブ部材５２とドリブン部材５３とが大きく相対回転した場合には、コイルスプリング５８に加えてコイルスプリング５９も圧縮される。

＜特徴＞
上記実施形態におけるトルクコンバータ１では、ドライブ部材５２の第１窓部６１、ドリブン部材５３の第２窓部、これらの形状に特徴を有することにより、コイルスプリング５８の寿命を延ばしている。このコイルスプリング５８は、その直径に対する自由長が３．２倍以上であり、剛性が大変低い。そのため、コイルスプリング５８は、横方向に作用する力に対して弱い。

ドライブ部材５２とドリブン部材５３とが相対回転すると、コイルスプリング５８は、第１窓部６１及び第２窓部６２の回転方向端６１ａ、６２ａにより圧縮される。ここで、回転方向端６１ａ、６２ａの傾き角度θが、最大捩り角度θｍに対して所定の値以上であるため、コイルスプリング５８が圧縮されたときに、コイルスプリング５８の外周側の撓み量増大を抑えられ、これに伴い発生する応力も抑えることもできる。

さらに、回転方向端６１ａ、６２ａの傾き角度θが、最大捩り角度θｍに対して所定の値以下であるため、回転方向端６１ａ、６２ａによりコイルスプリング５８を半径方向外側へ押し出す力（コイルスプリング５８の長手方向に直交して働く力）が抑えられている。よって、比較的細長い形状のコイルスプリング５８を用いたとしても、トルクコンバータ１のヒストルクやコイルスプリングの摩耗を抑えることができる。

＜他の実施例＞
本発明はかかる上記実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲を逸脱することなく種々の変形又は修正が可能である。

例えば、ロックアップ装置の構造は前記実施形態に限定されない。さらに、本発明はトルクコンバータのみならず他の流体式トルク伝達装置にも適用できる。

本発明に係るトルクコンバータの断面図。 本発明に係るロックアップ装置の平面図。 本発明に係る第１窓部及び第２窓部の形状。 従来の窓部形状の一例を示す模式図（窓部の両端が平行になっている。）。

１ トルクコンバータ
７ ロックアップ装置
４５ ダンパーディスク組立体
５２ ドライブ部材（第１回転部材）
５３ ドリブン部材（第２回転部材）
５６、５７ プレート部材
５８ コイルスプリング
５９ コイルスプリング
６１ 第１窓部
６２ 第２窓部

Claims (3)

1. 流体式トルク伝達装置において機械的にトルク伝達を行うためのロックアップ装置のダンパー機構であって、
   回転方向に並べられた複数の第１窓部を有する第１回転部材と、
   前記第１窓部に重なり合うように設けられた複数の第２窓部を有し、前記第１回転部材に対して相対回転可能に配置された第２回転部材と、
   互いに重なり合う前記第１窓部及び前記第２窓部内に配置され、前記第１回転部材と前記第２回転部材とが相対回転することにより回転方向に圧縮される複数のコイルスプリングと、
   を備え、
   前記第１回転部材と前記第２回転部材とが相対回転して前記コイルスプリングが最も圧縮された状態である最大捩り角度はθｍであり、
   前記第１窓部及び前記第２窓部は、それぞれ外周側縁が内周側縁よりも長い形状であり、さらにそれぞれの回転方向端が前記ダンパー機構の中心と前記第１窓部及び前記第２窓部の回転方向中心とを結ぶ直線である中心線に対してなす角度θが、前記最大捩り角度θｍに対して０．０５〜０．６０倍の範囲にあり、
   前記コイルスプリングは、自由長がコイル径に対して３．０倍以上である、
   ロックアップ装置のダンパー機構。
2. 前記角度θは前記角度θｍに対して０．１０〜０．４５倍の範囲にある、請求項１に記載のロックアップ装置のダンパー機構。
3. 前記角度θは前記角度θｍに対して０．２０〜０．４０倍の範囲にある、請求項２に記載のロックアップ装置のダンパー機構。

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