JP2014219061A - 車両用ダンパ装置 - Google Patents

Abstract

【課題】ダンパ装置に過大なトルクが入力された場合であっても、インプットシャフトに伝達されるトルクを低減できる車両用ダンパ装置を提供する。【解決手段】ライニングプレート７０のライニング面９２とダンパハブ５８のハブ面８８とが接触した場合に、傾斜した当たり面形状によって、入力された荷重Ｆを回転方向荷重Ｆtと軸方向荷重Ｆsとに分散できる。さらに、軸方向荷重Ｆsが作用することで、ライニングプレート７０のライニング面９２とダンパハブ５８のハブ面８８とが摺動するため、摩擦減衰効果（減衰力）も得ることができる。このように、ダンパ装置に入力されるトルクを分散させるとともに、摩擦力Ｆfriを発生させて減衰させることで、入力軸に入力されるトルクを低減することができる。【選択図】図５

Description

本発明は、車両用ダンパ装置に係り、特に、ダンパ装置を介して伝達されるインプットシャフトへの過大トルク低減に関するものである。

エンジンと変速機構のインプットシャフトとの間の動力伝達経路に介挿される車両用ダンパ装置がよく知られている。例えば、特許文献１のダンパ装置（トルク変動吸収装置１）がその一例である。特許文献１のダンパ装置は、エンジンのクランクシャフト（エンジン側回転軸６）にリミッタ部２を介して接続されているプレート（サイドプレート１７、１８）と、変速機のインプット側に接続されているダンパハブ（ハブ部材２５）と、プレートとダンパハブとの間に介挿されている弾性体（コイルスプリング２０）とを、備えて構成されている。また、プレートに設けられている突部とダンパハブとを接触させることで、プレートとダンパハブとの相対回転（捩れ）を規制するストッパが設けられている。

特開２０１０−２３６６０１号公報 特開２０１２−２１９８８３号公報 特開２０１０−０５３９２２号公報

ところで、特許文献１をはじめとするダンパ装置に設けられる前記ストッパは、例えば波状路などの悪路走行時や低温下のエンジン始動時などにおいて発生する捩れ振動（捩れ共振）に起因して、プレートとダンパハブとの捩れ角が所定値に到達すると作動する。このとき、プレートとダンパハブとが接触するが、プレートとダンパハブとが弾性体を介すことなく接続された状態となるので、捩れ振動時に発生する過大なトルクが弾性体によって減衰されることなくインプットシャフトに直接伝達されることになる。従って、インプットシャフトがその過大なトルクに対応できるように、予めインプットシャフトの軸径を大きく設計する必要が生じ、それに起因してコストアップや重量化を招く問題があった。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、ダンパ装置に過大なトルクが入力されてストッパが作動した場合であっても、インプットシャフトに伝達されるトルクを低減できる車両用ダンパ装置を提供することにある。

上記目的を達成するための、第１発明の要旨とするところは、(a)エンジンと動力伝達装置との間の動力伝達経路に介挿される車両用ダンパ装置であって、(b)前記エンジンに接続されるライニングプレートと、前記動力伝達装置のインプットシャフトに接続されるダンパハブと、前記ライニングプレートと前記ダンパハブとの間に介挿された弾性体とを含み、(c)前記ライニングプレートと前記ダンパハブとの間に相対回転が生じると、前記ライニングプレートと前記ダンパハブとが接触して該相対回転を規制するストッパ部を備え、(d)該ストッパ部を構成する、前記ライニングプレートおよび前記ダンパハブの当たり面の少なくとも一方が周方向に傾斜していることを特徴とする。

このようにすれば、ライニングプレートとダンパハブとが当たり面で接触した場合に、傾斜した当たり面形状によって、入力された荷重を回転方向の荷重と軸方向の荷重とに分散できる。さらに、前記軸方向の荷重が作用することで、ライニングプレートとダンパハブとが当たり面で摺動するため、摩擦減衰効果も得ることができる。このように、ダンパ装置に入力されるトルクを分散させるとともに減衰させることで、インプットシャフトに入力されるトルクを低減することができる。従って、インプットシャフトの軸径増加を防止できるため、コストアップや重量増加を防止することができる。

また、好適には、前記当たり面の表面粗さが、予め設定されている所定値よりも大きくされている。このようにすれば、ライニングプレートとダンパハブとが接触して摺動した際に発生する摩擦力が大きくなり、この摩擦力による減衰効果も大きくなることから、インプットシャフトに入力されるトルクを速やかに減衰させることができる。

また、好適には、前記当たり面には、摩擦材がコーティングされている。このようにすれば、ライニングプレートとダンパハブとが接触して摺動した際に発生する摩擦力が大きくなり、この摩擦力による減衰効果も大きくなることから、インプットシャフトに入力されるトルクを速やかに減衰させることができる。

本発明が適用されたハイブリッド形式の車両用駆動装置を説明する概略構成図である。 図１に示すダンパ装置の構成を詳細に説明する断面図である。 図１のダンパ装置の外観図である。 図３のダンパ装置において、ダンパハブおよびライニングプレートのみを取り出したものであって、特に捩れ角が最大捩れ角となったときの状態を示す図である。 図４の切断線Ｂで切断した断面図である。

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。

図１は、本発明が適用されたハイブリッド形式の車両用駆動装置１０を説明する概略構成図である。図１において、車両用駆動装置１０は、エンジン１２と、動力伝達装置１３と、エンジン１２と動力伝達装置１３との間の動力伝達経路に介挿されているダンパ装置とを、含んで構成されている。この車両用駆動装置１０では、車両において、主駆動力源であるエンジン１２のトルクが出力部材として機能する動力伝達装置１３の入力軸１４に伝達され、その入力軸１４から遊星歯車装置で構成される動力分配機構２６や差動歯車装置１６を介して左右一対の駆動輪１８にトルクが伝達されるようになっている。また、この車両用駆動装置１０には、走行のための駆動力を出力する力行制御およびエネルギを回収するための回生制御を選択的に実行可能な第２電動機ＭＧ２が設けられており、この第２電動機ＭＧ２は自動変速機２２を介して車輪側出力軸３０に連結されている。したがって、第２電動機ＭＧ２から車輪側出力軸３０へ伝達される出力トルクがその自動変速機２２で設定される変速比γs（＝第２電動機ＭＧ２の回転速度Ｎmg2／車輪側出力軸の回転速度Ｎout）に応じて増減されるようになっている。なお、入力軸１４が本発明のインプットシャフトに対応している。

エンジン１２は、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの燃料を燃焼させて動力を出力する公知の内燃機関であって、マイクロコンピュータを主体とする図示しないエンジン制御用の電子制御装置（Ｅ−ＥＣＵ）によって、スロットル弁開度や吸入空気量、燃料供給量、点火時期などの運転状態が電気的に制御されるように構成されている。上記電子制御装置には、アクセルペダルの操作量を検出するアクセル操作量センサＡＳ、ブレーキペダルの操作の有無を検出するためのブレーキセンサＢＳ等からの検出信号が供給されている。

動力分配機構２６は、第１電動機ＭＧ１と、エンジン１２および第１電動機ＭＧ１の間でトルクを合成もしくは分配するための差動機構として機能する遊星歯車装置２８とを、含んで構成されている。

上記第１電動機ＭＧ１は、例えば同期電動機であって、駆動トルクを発生させる電動機としての機能と発電機としての機能とを選択的に生じるように構成され、インバータを介してバッテリー、コンデンサなどの蓄電装置に接続されている。そして、マイクロコンピュータを主体とする図示しないモータジェネレータ制御用の電子制御装置（ＭＧ−ＥＣＵ）によってそのインバータが制御されることにより、第１電動機ＭＧ１の出力トルクあるいは回生トルクが調節或いは設定されるようになっている。

遊星歯車装置２８は、サンギヤＳ０と、そのサンギヤＳ０に対して同心円上に配置されたリングギヤＲ０と、これらサンギヤＳ０およびリングギヤＲ０に噛み合うピニオンギヤＰ０を自転かつ公転自在に支持するキャリヤＣＡ０とを三つの回転要素として備えて公知の差動作用を生じるシングルピニオン型の遊星歯車機構である。遊星歯車装置２８はエンジン１２および自動変速機２２と同心に設けられている。遊星歯車装置２８および自動変速機２２は中心線に対して対称的に構成されているため、図１ではそれらの下半分が省略されている。

本実施例では、エンジン１２のクランク軸３６は、ダンパ装置３８（本発明の車両用ダンパ装置に対応）および入力軸１４を介して遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ０に連結されている。これに対してサンギヤＳ０には第１電動機ＭＧ１が連結され、リングギヤＲ０には車輪側出力軸３０が連結されている。このキャリヤＣＡ０は入力要素として機能し、サンギヤＳ０は反力要素として機能し、リングギヤＲ０は出力要素として機能している。

上記遊星歯車装置２８において、キャリヤＣＡ０に入力されるエンジン１２の出力トルクに対して、第１電動機ＭＧ１による反力トルクがサンギヤＳ０に入力されると、出力要素となっているリングギヤＲ０には、直達トルクが現れるので、第１電動機ＭＧ１は発電機として機能する。また、リングギヤＲ０の回転速度すなわち車輪側出力軸３０の回転速度（出力軸回転速度）Ｎoutが一定であるとき、第１電動機ＭＧ１の回転速度Ｎmg1を上下に変化させることにより、エンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）Ｎeを連続的に（無段階に）変化させることができる。

第２電動機ＭＧ２と駆動輪１８（車輪側出力軸３０）との間の動力伝達経路に介装されている自動変速機２２は、変速比γsが「１」より大きい複数段を成立させることができるように構成されており、第２電動機ＭＧ２からトルクを出力する力行時にはそのトルクを増大させて車輪側出力軸へ伝達することができるので、第２電動機ＭＧ２が一層低容量もしくは小型に構成される。これにより、例えば高車速に伴って車輪側出力軸の回転速度Ｎoutが増大した場合には、第２電動機ＭＧ２の運転効率を良好な状態に維持するために、変速比γsを小さくして第２電動機ＭＧ２の回転速度（以下、第２電動機回転速度という）Ｎmg2を低下させたり、また車輪側出力軸の回転速度Ｎoutが低下した場合には、変速比γsを大きくして第２電動機回転速度Ｎmg2を増大させる。

自動変速機２２は、一組のラビニョ型遊星歯車機構によって構成されている。すなわち自動変速機２２では、第１サンギヤＳ１と第２サンギヤＳ２とが設けられており、その第１サンギヤＳ１にステップドピニオンＰ１の大径部が噛合するとともに、そのステップドピニオンＰ１の小径部がピニオンＰ２に噛合し、そのピニオンＰ２が前記各サンギヤＳ１、Ｓ２と同心に配置されたリングギヤＲ１（Ｒ２）に噛合している。上記各ピニオンＰ１、Ｐ２は、共通のキャリヤＣＡ１（ＣＡ２）によって自転かつ公転自在にそれぞれ保持されている。また、第２サンギヤＳ２がピニオンＰ２に噛合している。

第２電動機ＭＧ２は、前記モータジェネレータ制御用の電子制御装置（ＭＧ−ＥＣＵ）によりインバータを介して制御されることにより、電動機または発電機として機能させられ、アシスト用出力トルクあるいは回生トルクが調節或いは設定される。第２サンギヤＳ２にはその第２電動機ＭＧ２が連結され、上記キャリヤＣＡ１が車輪側出力軸に連結されている。第１サンギヤＳ１とリングギヤＲ１とは、各ピニオンＰ１、Ｐ２と共にダブルピニオン型遊星歯車装置に相当する機構を構成し、また第２サンギヤＳ２とリングギヤＲ１とは、ピニオンＰ２と共にシングルピニオン型遊星歯車装置に相当する機構を構成している。

そして、自動変速機２２には、第１サンギヤＳ１を選択的に固定するためにその第１サンギヤＳ１と非回転部材であるハウジング３２との間に設けられた第１ブレーキＢ１と、リングギヤＲ１を選択的に固定するためにそのリングギヤＲ１とハウジング３２との間に設けられた第２ブレーキＢ２とが設けられている。これらのブレーキＢ１、Ｂ２は摩擦力によって制動力を生じるいわゆる摩擦係合装置であり、多板形式の係合装置あるいはバンド形式の係合装置を採用することができる。そして、これらのブレーキＢ１、Ｂ２は、それぞれ油圧シリンダ等のブレーキＢ１用油圧アクチュエータ、ブレーキＢ２用油圧アクチュエータにより発生させられる係合圧に応じてそのトルク容量が連続的に変化するように構成されている。

以上のように構成された自動変速機２２は、第２サンギヤＳ２が入力要素として機能し、またキャリヤＣＡ１が出力要素として機能し、第１ブレーキＢ１が係合させられると「１」より大きい変速比γshの高速段Ｈが成立させられ、第１ブレーキＢ１に替えて第２ブレーキＢ２が係合させられるとその高速段Ｈの変速比γshより大きい変速比γslの低速段Ｌが成立させられるように構成されている。すなわち、自動変速機２２は２段変速機で、これらの変速段ＨおよびＬの間での変速は、車速Ｖや要求駆動力（もしくはアクセル操作量）などの走行状態に基づいて実行される。より具体的には、変速段領域を予めマップ（変速線図）として定めておき、検出された運転状態に応じていずれかの変速段を設定するように制御される。

図２は、図１に示すダンパ装置３８の構造を詳細に説明するための断面図である。また、図３は、ダンパ装置３８の外観図である。ダンパ装置３８は、軸心Ｃを中心としてエンジン１２と動力分配機構２６との間に動力伝達可能に介挿されている。また、図２の断面図は、図３の切断線Ａで切断した図（Ａ−Ａ断面図）に対応している。

ダンパ装置３８は、エンジン１２のクランク軸３６に連結される入力プレート５０と、入力プレート５０に後述するトルクリミッタ機構５２を介して動力伝達可能に連結されて軸心Ｃまわりに回転可能なディスクプレート５６と、入力軸１４に相対回転不能に接続されてディスクプレート５６と同軸心まわりに相対回転可能なダンパハブ５８と、ディスクプレート５６とダンパハブ５８との間に介挿され、ディスクプレート５６とダンパハブ５８とをそれ等の相対回転を所定の捩れ角範囲内に許容しつつこれらを接続するバネ鋼からなるコイルスプリング６２と、ディスクプレート５６とダンパハブ５８との間でヒステリシストルクを発生させるヒステリシス機構６４とを、含んで構成されている。なお、コイルスプリング６２が、本発明の弾性体に対応している。

入力プレート５０は、左右一対の円盤状のプレート５０ａおよびプレート５０ｂから構成されている。プレート５０ａおよびプレート５０ｂの外周側には、それぞれクランク軸３６に連結されている図示しないフライホイールを締結するためのボルト締結穴が形成されている。従って、エンジン１２が回転すると、図示しないフライホイールを介してその回転が入力プレート５０に伝達され、入力プレート５０が軸心Ｃまわりに回転させられる。

プレート５０ａおよびプレート５０ｂの径方向の中間部は、それぞれ対向するプレート（５０ａ、５０ｂ）に対して乖離する方向に軸方向に屈曲されている。これより、入力プレート５０の内周側には、トルクリミッタ機構５２を構成する部品を収容するための空間が形成されている。

トルクリミッタ機構５２は、径方向において入力プレート５０とディスクプレート５６との間に設けられており、予め設定されているリミットトルクＴlimを越えるトルク伝達を防止する機能を有している。トルクリミッタ機構５２は、外周の一部がプレート５０ｂに形成されている嵌合穴と嵌合する円盤状のプレッシャプレート６６と、軸方向においてプレッシャプレート６６とプレート５０ｂとの間に介挿され、内周部がリベット６８によってディスクプレート５６に締結されている円板環状のライニングプレート７０と、軸方向においてプレッシャプレート６６とプレート５０ａとの間に予荷重状態で介挿されているコーン状の皿バネ７２とを、含んで構成されている。

ライニングプレート７０の軸方向の両側には、一対の摩擦材７４が例えばリベットや接着によって固定されている。従って、プレッシャプレート６６と摩擦材７４との間、およびプレート５０ｂと摩擦材７４との間が摺動可能な摩擦面として機能する。皿バネ７２は、予め設定されている皿バネ荷重Ｆでプレッシャプレート６６を軸方向においてプレート５０ｂ側に押圧している。このようにトルクリミッタ機構５２が構成されることにより、皿バネ７２の皿バネ荷重Ｆ、プレッシャプレート６６およびプレート５０ｂと摩擦材７４との間の摩擦面の摩擦係数μ、摩擦材７４の有効径ｒ（回転半径）に基づくリミットトルクＴlimが設定される。このように構成されるトルクリミッタ機構５２にリミットトルクＴlimを越えるトルクが入力されると、プレッシャプレート６６およびプレート５０ｂと摩擦材７４との間の摩擦面で滑りが生じ、リミットトルクＴlimを越えるトルク伝達が防止される。なお、リミットトルクＴlimは、一般にエンジン１４の最大トルクＴemaxから所定のマージンを持たせた値に設定され、そのリミットトルクＴlimとなるように、皿バネ荷重Ｆ、摩擦係数μ、摩擦材７４の有効径ｒ等が調整される。

ディスクプレート５６は左右一対の円盤状の第１ディスクプレート７８（以下、第１プレート７８という）および第２ディスクプレート８０（以下、第２プレート８０という）から構成され、コイルスプリング６２などを軸方向に挟み込んだ状態で、外周部がリベット６８によってライニングプレート７０と共に互いに相対回転不能に締結されている。従って、ディスクプレート５６は、ライニングプレート７０と共に軸心Ｃまわりに回転する。

第１プレート７８には、コイルスプリング６２を収容するための第１スプリング収容穴７８ａが周方向に等角度間隔で３個形成されている。また、第２プレート８０にも、コイルスプリング６２を収容するための第２スプリング収容穴８０ａが周方向に等角度間隔で３個形成されている。この第１スプリング収容穴７８ａおよび第２スプリング収容穴８０ａが、周方向において同じ位相（回転位置）に形成されることで、コイルスプリング６２がその第１、第２スプリング収容穴７８ａ、８０ａによって形成される空間に収容される。

ダンパハブ５８は、内周部に入力軸１４をスプライン嵌合するための内周歯が形成されている円筒形状の円筒部５８ａと、その円筒部５８ａの外周部から径方向に伸びるフランジ部５８ｂとを備えて構成されている。このフランジ部５８ｂは、周方向に等角度間隔で３個形成されており、各フランジ部５８ｂの間にはコイルスプリング６２を収容するための空間が３箇所形成されている。コイルスプリング６２は、各フランジ部５８ｂ間に形成される空間に介挿され、フランジ部５８ｂと嵌合するスプリングシート８２によってその両端が保持されている。

各コイルスプリング６２の内部には、円柱状のクッション８４がコイルスプリング６２内を移動可能な状態でそれぞれ設けられている。クッション８４は、例えば樹脂にグラファイトが添加されたものやゴムで構成され、コイルスプリング６２の自由長さよりも全長が短く形成されている。

ヒステリシス機構６４は、複数枚の摩擦材や皿バネを含んで構成され、予め設定されているのヒステリシスを発生させることができる。ヒステリシス機構６４の具体的な構造および作動については、公知であるためその説明を省略する。

このように構成されるダンパ装置３８において、例えばエンジン１２の動力は、クランク軸３６、図示しないフライホイールを介して入力プレート５０に伝達される。さらに、トルクリミッタ機構５２を介してディスクプレート５６に伝達され、ディスクプレート５６が軸心Ｃまわりに回転させられる。このとき、第１スプリング収容窓７８ａおよび第２スプリング収容窓８０ａに収容されているコイルスプリング６２の一端側がスプリングシート８２に押し当てられる。一方、コイルスプリング６２の他端側がスプリングシート８２を介してダンパハブ５８のフランジ部５８ｂに押し当てられ、ダンパハブ５８が軸心Ｃまわりに回転させられる。このようにして、ディスクプレート５６の回転がコイルスプリング６２を介してダンパハブ５８に伝達される。このとき、コイルスプリング６２は、ディスクプレート５６に入力されるトルクに応じて弾性変形しつつ動力をダンパハブ５８に伝達することで、トルク変動がコイルスプリング６２によって吸収される。また、ヒステリシス機構６４が減衰機構として機能することで、トルク変動が減衰させられる。

ところで、波状路走行時などの悪路走行時や、低温下でのエンジン始動時において、捩れ振動（捩れ共振）が発生することがある。このとき、ライニングプレート７０とダンパハブ５８との相対回転角である捩れ角θが、予め設定されている最大捩れ角θmaxまで到達すると、ライニングプレート７０とダンパハブ５８とを接触（衝突）させて捩れ角θの増加を規制する、すなわち相対回転を規制する、後述する図４に示すストッパ部８６が設けられている。このストッパ部８６が設けられることで、コイルスプリング６２などの部品が保護される。

図４は、図３のダンパ装置３８において、ダンパハブ５８およびライニングプレート７０のみを取り出したものであって、特に捩れ角θが最大捩れ角θmaxとなったときの状態を示している。図４に示すように、ライニングプレート７０の内周部には、内周側に突き出す内周突部９０が等角度間隔で３個形成されている。

ストッパ部８６は、ダンパハブ５８のフランジ部５８ｂの外周両端に形成されているハブ当たり面８８と、ライニングプレート７０の内周突部９０の周方向両端に形成されているライニング当たり面９２とから構成されている。ストッパ部８６は、ダンパハブ５８のフランジ部５８ｂの外周部両側に形成されているハブ当たり面８８（以下、ハブ面８８）と、ライニングプレート７０の内周突部９０の周方向両端に形成されているライニング当たり面９２（ライニング面９２）とを、互いに接触（衝突）させることで相対回転を規制するものである。なお、ハブ当たり面８８が本発明のダンパハブの当たり面に対応し、ライニング当たり面９２が本発明のライニングプレートの当たり面に対応している。

このストッパ部８６は、波状路などの悪路走行時や低温下でのエンジン始動時などにおいて、捩れ振動が発生した場合などで作動するが、この捩れ振動は周波数特性が比較的高いために、トルクリミッタ機構５２が作動しない（滑らない）ことがある。従って、ストッパ部８６が作動してハブ面８８とライニング面９２とが衝突した際に、トルクリミッタ機構５２が作動しないためにリミットトルクＴlimを超えるトルクが過渡的に伝達されることがある。このとき、エンジン１２と入力軸１４とがコイルスプリング６２を介すことなく直結された状態となることから、入力軸１４にもリミットトルクＴlimを超えるトルクが入力されることとなる。これを考慮に入れて、従来では入力軸１４の軸径を予め大きくしており、この入力軸１４の軸径増加によってコストアップや重量化を招いていた。

そこで、本実施例のストッパ部８６にあっては、互いに接触し会うダンパハブ５８のハブ面８８およびライニングプレート７０のライニング面９２の面形状を後述する形状とすることで、入力軸１４に伝達されるトルクを低減することができる。

図５は、ストッパ部８６として機能する、ダンパハブ５８のハブ面８８およびライニングプレート７０のライニング面９２の接触部を、図４において切断線Ｂで切断した断面図である。なお、切断線Ｂは、図４においてハブ面８８とライニング面９２とが接触する点（接触点）を結ぶ直線に対して垂直な線である。図５に示すように、ダンパハブ５８のハブ面８８およびライニングプレート７０のライニング面９２の当たり面（接触面）が、共に傾斜角αで周方向（回転方向）に傾斜して形成されている。言い換えれば、軸心Ｃと平行であって、且つ、図４において内周突部９０の周方向端部の径方向に伸びる線（図４の平面において切断線Ｂに対して垂直な線）と平行な面に対して傾斜面αだけ傾斜されて形成されている。このように互いの当たり面（８８、９２）が傾斜して形成されると、互いの当たり面が接触したとき、図５に示すように、当たり面に対して垂直に荷重Ｆが作用するが、当たり面が傾斜しているためにその荷重Ｆが回転方向に作用する回転方向荷重Ｆtと軸方向に作用する軸方向荷重Ｆsとに分解される。

従来にあっては、上記当たり面が傾斜して形成されていなかった。従って、当たり面において荷重Ｆが作用すると、その荷重Ｆが全て回転方向への荷重となる。すなわち、ダンパ装置３８に伝達されたトルクがそのまま入力軸１４に伝達されることとなる。これに対して、本実施例の当たり面が傾斜されることで、荷重Ｆが回転方向荷重Ｆt(=Ｆ×cosα)と軸方向荷重Ｆs(=Ｆ×sinα)とに分解されるので、回転方向には回転方向荷重Ｆtが作用する。この回転方向荷重Ｆtは、荷重Ｆよりも小さくなる(Ｆt=Ｆ×cosα)ため入力軸１４に伝達されるトルクが低減されることとなる。この傾斜角αは予め実験などに基づいて決定され、ストッパ部８６が作動したときに入力軸１４に伝達されるトルクが入力軸１４の許容値以下となる値に設定されている。

また、軸方向荷重Ｆsが作用すると、その軸方向荷重Ｆsによってハブ面８８とライニング面９２とが摺動する際に摩擦力Ｆfriが発生する。この摩擦力Ｆfriが発生することで、ヒステリシス機構６４と同様のトルクの減衰効果（減衰力）が得られ、入力軸１４に伝達されるトルクが速やかに減衰される。

ここで、ダンパハブ５８のハブ面８８およびライニングプレート７０のライニング面９２の表面粗さＲaを、予め設定されている所定値Ｒ1よりも大きくすることで、発生する摩擦力Ｆfriを大きくすることもできる。表面粗さＲaが大きくなると、ハブ面８８とライニング面９２とが摺動した際の摺動抵抗が大きくなることから、発生する摩擦力Ｆfriも大きくなる。また、摩擦力Ｆfriが大きくなると、その摩擦力Ｆfriによるトルク減衰効果（減衰力）も大きくなるため、入力軸１４に伝達されるトルクがさらに速やかに減衰される。なお、表面粗さＲaの所定値Ｒ1は予め実験的に求められ、ハブ面８８とライニング面９２とが摺動した際に発生する摩擦力Ｆfriによって、入力軸１４に伝達されるトルクが速やかに減衰される値に設定されている。

また、摩擦力Ｆfriを大きくする他の態様として、ハブ面８８およびライニング面９２に摩擦材をコーティングすることで、ハブ面８８とライニング面９２との間の摩擦係数μを高くして、摺動時に発生する摩擦力Ｆfriを大きくすることもできる。この場合であっても、ハブ面８８とライニング面９２とが摺動した際の摩擦抵抗が大きくなることから、摺動した際に発生する摩擦力Ｆfriも大きくなる。従って、その摩擦力Ｆfriによるトルク減衰効果（減衰力）も大きくなるため、入力軸１４に伝達されるトルクが速やかに減衰される。なお、摩擦係数μは予め実験的に求められ、ハブ面８８とライニング面９２とが摺動した際に発生する摩擦力Ｆfriによって、入力軸１４に伝達されるトルクが速やかに減衰される値に設定されている。

このようにストッパ部８６が構成されることで、ダンパハブ５８のハブ面８８とライニングプレート７０のライニング面９２とが接触（衝突）した際に伝達される荷重Ｆが、回転方向荷重Ｆtと軸方向荷重Ｆsとに分割される。ここで、回転方向荷重Ｆtは荷重Ｆよりも小さい（Ｆt＝Ｆ×cosα）ので、入力軸１４に入力されるトルクが低減される。

また、軸方向荷重Ｆsが作用するため、ハブ面８８とライニング面９２とが摺動して摩擦力Ｆfriが発生し、ヒステリシス機構６４と同様に摩擦によるトルクの減衰力を得ることができる。従って、入力軸１４に入力されるトルクが速やかに減衰されることとなる。

上述のように、本実施例によれば、ライニングプレート７０のライニング面９２とダンパハブ５８のハブ面８８とが接触した場合に、傾斜した当たり面形状によって、入力された荷重Ｆを回転方向荷重Ｆtと軸方向荷重Ｆsとに分散できる。さらに、軸方向荷重Ｆsが作用することで、ライニングプレート７０のライニング面９２とダンパハブ５８のハブ面８８とが摺動するため、摩擦減衰効果（減衰力）も得ることができる。このように、ダンパ装置３８に入力されるトルクを分散させるとともに、摩擦力Ｆfriを発生させて減衰させることで、入力軸１４に入力されるトルクを低減することができる。従って、入力軸１４の軸径増加を防止できるため、コストアップや重量増加を防止することができる。

また、本実施例によれば、ライニングプレート７０のライニング面９２およびダンパハブ５８のハブ面８８の表面粗さＲaが、予め設定されている所定値Ｒ1よりも大きくされている。このようにすれば、ライニングプレート７０のライニング面９２とダンパハブ５８のハブ面８８とが接触して摺動した際に発生する摩擦力Ｆfriが大きくなり、この摩擦力Ｆfriによる減衰効果も大きくなることから、入力軸１４に入力されるトルクを速やかに減衰させることができる。

また、ライニングプレート７０とライニング面９２とダンパハブ５８のハブ面８８とに摩擦材がコーティングされることで、ライニング面９２とハブ面８８との間の摩擦係数μが大きくなる。このようにすれば、ライニングプレート７０のライニング面９２とダンパハブ５８のハブ面８８とが接触して摺動した際に発生する摩擦力Ｆfriが大きくなり、この摩擦力Ｆfriによる減衰効果も大きくなることから、入力軸１４に入力されるトルクを速やかに減衰させることができる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例の車両用駆動装置１０は一例であって、具体的な構造を適宜変更しても構わない。本願発明は、エンジン１２と入力軸１４との間にダンパ装置を備える構成であれば適宜適用できる。また、車両用駆動装置１０は、ハイブリッド形式の駆動装置であるが、本願発明は、必ずしもハイブリッド形式の駆動装置に限定されない。

また、前述の実施例では、ダンパハブ５８のフランジ部５８ｂおよびライニングプレート７０の内周突部９０が、それぞれ周方向に３個設けられていたが、フランジ部５８ｂおよび内周突部９０の数を４個とするなどフランジ部５８ｂおよび内周突部９０の個数を適宜変更しても構わない。すなわち、ストッパ部８６の個数を適宜変更しても構わない。

また、前述の実施例では、トルクリミッタ機構５２が設けられているが、このトルクリミッタ機構５２が省略された構造であっても構わない。

また、前述の実施例では、ヒステリシス機構６４が設けられているが、このヒステリシス機構６４が省略された構造であっても構わない。

また、前述の実施例では、ハブ面８８とライニング面９２との間で発生する摩擦力を大きくするため、これらの面の表面粗さＲaを大きくする、或いは摩擦材をコーティングなどしているが、例えば摩擦係数の大きいシートを貼り着けるなど、摩擦力が大きくなる範囲において適宜変更しても構わない。

また、前述の実施例では、図５において右側に傾斜しているが、左側に傾斜した場合であっても同様の効果が得られる。すなわち、傾斜の向きは特に限定されない。

また、前述の実施例では、ハブ面８８とライニング面９２の両方が傾斜されているが、何れか一方が傾斜されている形状であっても構わない。

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１２：エンジン
１３：動力伝達装置
１４：入力軸（インプットシャフト）
３８：ダンパ装置（車両用ダンパ装置）
５８：ダンパハブ
６２：コイルスプリング（弾性体）
７０：ライニングプレート
８６：ストッパ部
８８：ハブ当たり面（ダンパハブの当たり面）
９２：ライニング当たり面（ライニングプレートの当たり面）

Claims (1)

1. エンジンと動力伝達装置との間の動力伝達経路に介挿される車両用ダンパ装置であって、
   前記エンジンに接続されるライニングプレートと、前記動力伝達装置のインプットシャフトに接続されるダンパハブと、前記ライニングプレートと前記ダンパハブとの間に介挿された弾性体とを含み、
   前記ライニングプレートと前記ダンパハブとの間に相対回転が生じると、前記ライニングプレートと前記ダンパハブとが接触して該相対回転を規制するストッパ部を備え、
   該ストッパ部を構成する、前記ライニングプレートおよび前記ダンパハブの当たり面の少なくとも一方が周方向に傾斜していることを特徴とする車両用ダンパ装置。

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