動態減振器的制作方法

文檔序號：12070796閱讀：544來源：國知局

本發明涉及一種動態減振器，其具備行星齒輪裝置，在經由液壓式變矩器將來自曲柄軸的驅動力連接到變速器的內燃機動力傳遞系統中，為了抑制鎖止時的旋轉變動，可以使用該動態減振器。

背景技術：

在具備變矩器的車輛驅動系統中，在動力傳遞不依據液壓的鎖止狀態下，發動機的旋轉變動會直接傳遞到齒輪系，而不經由變矩器。對此，為了有效地抑制鎖止時的旋轉變動，提出有一種具備行星齒輪裝置的動態減振器(專利文獻1-5)。這些專利文獻的動態減振器中所使用的行星齒輪裝置是由一個太陽輪、一個內齒圈以及可旋轉地連接多個行星齒輪的行星架這3個旋轉單元構成的常規型行星齒輪裝置，其中，行星齒輪(多個)分別由單排小齒輪構成。并且，這些專利文獻1-5中，太陽輪、內齒圈、行星架以及彈性體之間的具體連接形態各不相同，但是將太陽輪、內齒圈及行星架中的第1個連接到曲柄軸側(驅動側)，將第2個連接到變速器側(從動側)，用彈性體對太陽輪、內齒圈及行星架中的兩者之間進行連接，使其參與驅動側和從動側之間的動力傳遞，將太陽輪、內齒圈及行星架中不參與動力傳遞的剩余一個作為減振質量塊這一點是相同的，在通過采用行星齒輪裝置來實現高效的旋轉變動抑制這一功能方面也是相同的。

現有技術文獻

專利文獻

專利文獻1：日本專利特開平11-159595號公報

專利文獻2：日本專利特開2010-101380號公報

專利文獻3：日本專利特開2008-163977號公報

專利文獻4：日本專利特開平07-208546號公報

專利文獻5：日本專利特開2008-164013號公報

專利文獻6：日本專利特開2013-87827號公報

技術實現要素：

發明所要解決的技術問題

在現有技術的行星齒輪式動態減振器中，行星齒輪裝置的各行星齒輪由單排型小齒輪構成，行星齒輪裝置由一個太陽輪、一個內齒圈以及可旋轉地連接多個行星齒輪的行星架(僅僅)這3個旋轉單元構成，將其中一個連接到輸入側，將另一個連接到輸出側，使剩下的一個旋轉單元作為減振質量塊發揮功能。由于只有3個旋轉單元，因此，齒數設定受到限制(例如，內齒圈的齒數必須多于太陽輪的齒數等限制)，在設計減振器時可以設定的齒輪傳動比的設定范圍變窄。因此，用受到限制的齒輪傳動比所能設定的減振質量塊、減振彈簧的選擇范圍也會變小。此外，為了確保必要大小的減振質量塊，需要對作為減振質量塊發揮功能的旋轉單元附加較大的質量體，因此會導致動力傳遞中能量的損失量變大，損害車輛的加速性能。

此外，行星齒輪裝置是沿徑向配置內齒圈、太陽輪以及與兩者相嚙合的小齒輪而構成，因此，會造成變矩器裝置整體的徑向尺寸及重量變大。并且，裝置整體的徑向尺寸的增大會導致裝置與對其進行收納的變速箱發生干擾等問題，而且在車身高度方向上變速箱的設置部位在空間上沒有余量，因此，要求徑向尺寸盡可能地小。

解決技術問題所采用的技術方案

本發明是鑒于以上現有技術問題開發而成，提供一種動態減振器，其具備行星齒輪裝置，其特征在于：行星齒輪裝置具備雙小齒輪行星齒輪、至少2個旋轉齒輪構件以及行星架，所述雙小齒輪行星齒輪沿圓周方向分離地配置有多個，分別由沿軸向并列設置并以一體旋轉的方式沿軸向并列設置且齒數相異的第1小齒輪及第2小齒輪構成，所述至少2個旋轉齒輪構件分別在第1小齒輪及第2小齒輪的內側及外側中的至少一側與之嚙合，所述行星架可旋轉地支撐多個雙小齒輪行星齒輪；所述動態減振器具備彈性體，其將所述至少2個旋轉齒輪構件以及行星架中的一個連接到輸入側，并對所述至少2個旋轉齒輪構件以及行星架中的任意兩個之間進行連接，使其參與從輸入側向輸出側的動力傳遞；使所述至少2個旋轉齒輪構件以及行星架中不參與動力傳遞的另一個或多個作為減振質量塊發揮功能。

作為本發明的一實施方式，可以設置第1太陽輪及第2太陽輪(旋轉齒輪構件)，但不設置第1內齒圈及第2內齒圈。該情況下，將第1太陽輪、第2太陽輪及行星架中的一個連接到輸入側，并將第1太陽輪、第2太陽輪及行星架中的另一個連接到輸出側，所述彈性體對第1太陽輪、第2太陽輪及行星架中的任意兩個之間進行連接，使其參與從輸入側向輸出側的動力傳遞，使第1太陽輪、第2太陽輪及行星架中不參與動力傳遞的剩余一個作為減振質量塊發揮功能。

作為本發明的另一實施方式，可以不設置第1太陽輪及第2太陽輪作為旋轉齒輪構件，但設置第1內齒圈及第2內齒圈(旋轉齒輪構件)。該情況下，將第1內齒圈、第2內齒圈及行星架中的一個連接到輸入側，并將第1內齒圈、第2內齒圈及行星架中的另一個連接到輸出側，所述彈性體對第1內齒圈、第2內齒圈及行星架中的任意兩個之間進行連接，使其參與從輸入側向輸出側的動力傳遞，使第1內齒圈、第2內齒圈及行星架中不參與動力傳遞的剩余一個作為減振質量塊發揮功能。

在本發明中，內周的大小太陽輪和外周的大小內齒圈最多4個旋轉齒輪構件中必須要有分別與第1小齒輪及第2小齒輪嚙合的最少2個旋轉齒輪構件，但也可以再附加一個或兩個旋轉齒輪構件。該情況下，可以經由彈性體將附加的旋轉齒輪構件和輸入側或輸出側旋轉齒輪構件相連接。并且，也可以將附加的旋轉齒輪構件用作附加的減振質量塊。

此外，在本發明的動態減振器中，為了獲得良好的振動控制特性，優選在二維正交坐標系的一個軸上表示所述行星齒輪裝置中剩余各旋轉單元的旋轉速度值與2個單元之間的規定旋轉速度值之比即行星齒輪傳動比，在正交坐標系的另一個軸上表示各旋轉單元間的旋轉速度，在所述二維正交坐標系上顯示各旋轉單元之間的旋轉速度相對于行星齒輪傳動比所成的直線(速度直線)時，為了使輸入側到輸出側的旋轉變動的傳遞率盡可能變小，對速度直線上的輸出側旋轉單元-作為減振質量塊的旋轉單元間旋轉位移差θ₂-θ₃與輸入側旋轉單元-輸出側旋轉單元間旋轉位移差θ₁-θ₂之比即相對旋轉比i進行設定。此外，相對于剩余的旋轉單元，使連接到輸入側的旋轉單元(輸入側旋轉單元)或連接到輸出側的旋轉單元(輸出側旋轉單元)位于所述直線的中間或中央時，使作為減振質量塊的旋轉單元的旋轉位移θ₃接近位于速度直線的中央的輸入側旋轉單元的旋轉位移θ₁或者輸出側旋轉單元的旋轉位移θ₂，從而對用于使輸入側到輸出側的旋轉變動的傳遞率盡可能小的相對旋轉比i值進行設定。與此相對，使作為減振質量塊發揮功能的旋轉單元位于速度直線上的輸入側旋轉單元與輸出側旋轉單元的中間，并且將減振彈簧配置在作為減振質量塊的旋轉單元與輸入側旋轉單元或輸出側旋轉單元之間時，使作為減振質量塊的旋轉單元的旋轉位移θ₃接近與減振彈簧之間的連接側即輸入側旋轉單元的旋轉位移θ₁或者輸出側旋轉單元的旋轉位移θ₂，從而對用于使輸入側到輸出側的旋轉變動的傳遞率盡可能變小的所述相對旋轉比i值進行設定。

發明效果

本發明的行星齒輪裝置能夠以可旋轉地支撐由齒數相異的第1小齒輪及第2小齒輪構成的雙小齒輪行星齒輪的行星架為基本，具備最多5個旋轉單元(行星架×1、太陽輪×2、內齒圈×2)，即，可以選擇性具備與第1小齒輪及第2小齒輪嚙合的大小2個內齒圈以及大小2個太陽輪，從這5個旋轉單元中，能夠分配出與輸入構件、輸出構件連接的單元以及至少一個作為減振質量塊的單元共計3個單元，因此，可設定的齒輪傳動比的選擇范圍較大，并且，能提高裝置布局的自由度，從而容易實現行星齒輪式動態減振器的最佳設計，以抑制旋轉變動。

另外，設置第1太陽輪及第2太陽輪而不設置第1內齒圈及第2內齒圈的構成或者不設置第1太陽輪及第2太陽輪而設置第1內齒圈及第2內齒圈的構成容易確保徑向上的空間，可以減小裝置整體在徑向上的大小，對于變矩器設置部位處變速箱高度方向上沒有余量的常規車輛結構而言具有較大的優勢，并且，行星齒輪裝置的徑向尺寸余量較大時可以確保齒輪強度，這也是本發明所具備的一個優異效果。

根據動態減振器的運動分析，為了有效地抑制旋轉變動，需要根據輸入側旋轉單元、輸出側旋轉單元以及作為減振質量塊的旋轉單元在速度直線上的配置狀態，對相對旋轉比i進行上述設定，但采用本發明的行星齒輪裝置所帶來的齒輪傳動比的設定自由度使得這種設定容易實現。

附圖說明

圖1是從具備行星齒輪減振器的曲柄軸到變速器的旋轉驅動系統的模式立體圖，所述行星齒輪減振器具備本發明的Ravigneaux式行星齒輪裝置。

圖2是表示構成Ravigneaux式行星齒輪裝置的5個旋轉單元的行星齒輪傳動比與旋轉速度的關系的圖表(所謂的速度線圖)。

圖3是用連續編號1～60表示由最多5個單元構成Ravigneaux式行星齒輪裝置，并用該Ravigneaux式行星齒輪裝置構成動態減振器時，對5個旋轉單元分配輸入、輸出、減振質量塊這3個功能分配的所有可能組合的圖。

圖4是用連續編號1～6表示由3個旋轉單元構成常規行星齒輪裝置，并用該常規行星齒輪裝置構成動態減振器時，對3個旋轉單元分配輸入、輸出、減振質量塊這3個功能分配的所有可能組合的圖。

圖5是具備本發明第1實施方式的動態減振器的變矩器剖面圖，所述動態減振器具備Ravigneaux式行星齒輪裝置。

圖6表示圖5中的傳動板、從動板、均衡板及減振彈簧的位置關系，是大致沿圖5的Ⅵ-Ⅵ線所視的剖面圖。

圖7是示意性地表示具備圖5所示本發明第1實施方式的動態減振器的動力傳遞系統從原動機到變速器的線圖。

圖8是具備本發明第2實施方式的動態減振器的變矩器剖面圖，所述動態減振器具備Ravigneaux式行星齒輪裝置。

圖9是示意性地表示具備圖8所示本發明第2實施方式的動態減振器的動力傳遞系統從原動機到變速器的線圖。

圖10是具備本發明第3實施方式的動態減振器的變矩器剖面圖，所述動態減振器具備Ravigneaux式行星齒輪裝置。

圖11是示意性地表示具備圖10所示本發明第3實施方式的動態減振器的動力傳遞系統從原動機到變速器的線圖。

圖12是具備本發明第4實施方式的動態減振器的變矩器剖面圖，所述動態減振器具備Ravigneaux式行星齒輪裝置。

圖13是示意性地表示具備圖12所示本發明第4實施方式的動態減振器的動力傳遞系統從原動機到變速器的線圖。

圖14是表示圖5及圖7所示第1實施方式的動態減振器中用于計算旋轉變動的模型的示意線圖。

圖15是在速度線圖上顯示圖5及圖7所示第1實施方式的Ravigneaux式行星齒輪裝置的輸入單元(大直徑太陽輪)、輸出單元(行星架)以及質量塊單元(小直徑太陽輪)的位移的圖表。

圖16是表示由圖14的模型所獲得的旋轉變動的傳遞率的頻率特性的圖表。

圖17是分別表示將中央單元設為輸入單元以及將中央單元設為輸出單元時扭矩變動傳遞率與相對旋轉比i的關系的模式圖表。

圖18是在速度線圖上顯示第2實施方式中各旋轉單元位移的圖表。

圖19是表示對圖10的第3實施方式的構成中小直徑小齒輪和大直徑小齒輪前后交換，將行星架作為輸入單元，將小直徑內齒圈作為輸出單元，將大直徑內齒圈作為質量塊單元時(第3實施方式的改進實施方式)用于計算旋轉變動的模型的示意線圖。

圖20是在速度線圖上顯示圖10的第3實施方式的變形實施方式(圖19)中各旋轉單元位移的圖表。

圖21是在速度線圖上顯示圖12的第4實施方式中各旋轉單元位移的圖表。

圖22是表示使質量塊單元位于中央時的速度線圖的圖表，圖22(a)是將減振彈簧配置在質量塊單元和輸出單元之間的情況，圖22(b)是將減振彈簧配置在質量塊單元和輸入單元之間的情況。

圖23是表示將圖22所示的中央單元設為質量塊單元時扭矩變動的傳遞率與相對旋轉比i的關系的示意圖表。

具體實施方式

圖1示意性地表示從內燃機的曲柄軸C/S經由液力變矩器T/C到達變速器TM的動力傳遞系統L₁中、本發明的行星齒輪式動態減振器D/D的配置。動態減振器D/D位于繞過動力傳遞系統L₁的路徑L₂上。鎖止離合器L/C位于該旁通路徑L₂上。在鎖止離合器L/C未卡合時，動力從曲柄軸C/S經由液力變矩器T/C傳遞到變速裝置TM(經由流體的動力傳遞)，動態減振器D/D不參與動力傳遞。在鎖止離合器L/C卡合時，液力變矩器T/C空轉，經由旁通路徑L₂進行動力傳遞，來自曲柄軸C/S的動力以機械方式直接傳遞到變速器TM。在以該機械方式直接傳遞時，動態減振器D/D抑制旋轉變動。動態減振器D/D使用行星齒輪裝置及減振彈簧D/S，在本發明中，行星齒輪裝置是所謂的Ravigneaux式行星齒輪裝置，行星齒輪P/G為雙行星式，具備齒數相異、一體旋轉的兩個小齒輪PiniA及PiniB。能夠在小齒輪PiniA及PiniB的外周分別設置內齒圈RingA、RingB，來進行嚙合；還可以在小齒輪PiniA及PiniB的內周分別設置太陽輪SunA、SunB，來進行嚙合。并且，還設置有行星架Carr，該行星架Carr可旋轉地連接并支撐多個(最少2個)行星齒輪P/G。在Ravigneaux式行星齒輪裝置中，作為旋轉單元，可以具備內齒圈RingA、RingB、太陽輪SunA、SunB以及行星架Carr最多5個旋轉單元。在本發明中，從該內齒圈RingA、RingB、太陽輪SunA、SunB以及行星架Carr最多5個旋轉單元中選擇最少3個旋轉單元，構成動態減振器。太陽輪SunA、SunB、內齒圈RingA、RingB構成本發明的旋轉齒輪構件。

圖2表示圖1的由5個旋轉單元構成的Ravigneaux式行星齒輪裝置的速度線圖。橫軸表示行星齒輪傳動比，縱軸表示旋轉速度。在圖2中，將行星架(圖1的Carr)假定為輸入單元，將其旋轉速度設為0(原點)，將大直徑內齒圈(圖1的RingB)假定為輸出元件，將剩余的小直徑內齒圈(圖1的RingA)、大直徑太陽輪(圖1的SunA)、小直徑太陽輪(圖1的SunB)各自的旋轉速度相對于大直徑內齒圈旋轉一周(大直徑內齒圈的行星齒輪傳動比＝1)之比定義為行星齒輪傳動比。小直徑內齒圈的行星齒輪傳動比Rsr、大直徑太陽輪的行星齒輪傳動比Rls、小直徑太陽輪的行星齒輪傳動比Rss、小齒輪(圖1的PiniA及PiniB)的行星齒輪傳動比Rp可以表示為

Rsr＝(Zsp×Zlr)/(Zsr×Zlp)

Rls＝(Zsp×Zlr)/(Zls×Zlp)

Rss＝Zlr/Zss

Rp＝Zlr/Zlp

這里，

Zss：小直徑太陽輪齒數

Zls：大直徑太陽輪齒數

Zsp：小直徑小齒輪齒數

Zlp：大直徑小齒輪齒數

Zsr：小直徑內齒圈齒數

Zlr：大直徑內齒圈齒數

在圖2中，縱軸的原點設為行星架的旋轉速度＝0，縱軸表示剩余旋轉單元的旋轉速度與作為基準的行星架的旋轉速度之比。此外，在將大直徑內齒圈(行星齒輪傳動比＝1)的旋轉速度設為1時，用V表示連結大直徑內齒圈的行星齒輪傳動比＝1對應的旋轉速度＝1的點與行星架的行星齒輪傳動比為0的原點而成的直線(以下，稱為速度直線)，剩余的小直徑太陽輪、大直徑太陽輪、小直徑內齒圈各自的旋轉速度也在該速度直線V上。速度直線V表示旋轉變動時各旋轉單元間的旋轉速度的關系。旋轉變動的大小和速度直線的斜率成正比。也就是說，如虛線V'所示，旋轉變動越大，速度直線V的斜率就越大，各個旋轉單元的行星齒輪傳動比對應的旋轉速度不斷地變化。此外，在沒有旋轉變動的情況下，速度直線V和橫軸一致，5個單元之間的旋轉速度相同。行星架的旋轉速度由0開始變化時，直線僅沿縱軸平行移動，各單元之間的相對旋轉速度關系維持為固定。圖2所示的是行星架位于原點(輸入側)，輸出側的大直徑內齒圈的行星齒輪傳動比＝1時的速度線圖，但是，如下所述，在本發明的實施方式中，能由構成Ravigneaux式行星齒輪裝置的最多5個旋轉單元中包含行星架在內的最少3個旋轉單元構成行星齒輪減振器。關于該情況下的速度線圖，可以按照圖2相同的思路制作，如后所述，有助于實現行星齒輪減振器的最佳設計(齒數設定)。此外，圖2的縱軸表示剩余旋轉單元相對于基準旋轉單元(圖2的情況下為行星架)的旋轉速度的位移(以下，稱為旋轉位移)。另一方面，關于旋轉速度，自然可以基于旋轉角度(rad/s)單位而非轉速(rpm)單位來表現，但在后述的速度線圖的說明中，為了和運動方程(后述公式(1)及(2))統一，旋轉位移表現為旋轉角度θ。此外，以行星架為樞軸而自轉的小齒輪PiniA、PiniB的旋轉位移也在速度直線V上，如果同時使用Ravigneaux式行星齒輪裝置的5個旋轉單元，則如圖2所示，其位于行星齒輪傳動比的最大正值側。

如圖1所述，在Ravigneaux式行星齒輪裝置中，可以具備內齒圈RingA、RingB、太陽輪SunA、SunB以及行星架Carr最多5個旋轉單元，但另一方面，作為行星齒輪減振器，最少需要3個旋轉單元，即輸入側旋轉單元、輸出側旋轉單元以及作為減振質量塊發揮功能的旋轉單元。并且，內齒圈RingA、RingB、太陽輪SunA、SunB以及行星架Carr這5個旋轉單元中，行星架Carr受到限制，必須被分配為輸入單元、輸出單元、減振質量塊中的某一個。因此，輸入單元及輸出單元的組合可以有20個組合，進而，如果考慮選擇減振質量塊，則可以有60個組合(如圖3所示)。除此之外，用于分配必要功能的旋轉單元選擇項變多，布局的自由度變高。與此相對，如果是常規的行星齒輪裝置，會將太陽輪、內齒圈和行星架分配為輸入單元、輸出單元、減振質量塊這3個旋轉單元，因此，關于組合，如圖4所示，被限定為6個，本發明的Ravigneaux式行星齒輪裝置在選擇范圍的大小這方面有明顯的優勢。以下，對具備Ravigneaux式行星齒輪裝置的本發明動態減振器的具體實施方式進行說明。

〔本發明的第1實施方式〕

圖5中，用沿軸線的剖面表示第1實施方式中的變矩器，在外殼10上通過焊接(13表示其焊接部)的方式固定有泵輪殼體11，在由外殼10及泵輪殼體11封閉的空間內，收納有變矩器的基本構成單元即泵葉輪12、渦輪葉片14、導輪16，此外還收納有活塞板18及本發明實施方式的動態減振器20。在由外殼10及泵輪殼體11封閉的空間的中心部配置有輪轂22。在外殼10的發動機主體側外表面焊接并固定有凸臺螺母24，連接到曲柄軸的未圖示的傳動板通過未圖示的螺栓，固定于凸臺螺母24上，外殼10和發動機的曲柄軸一體旋轉。

在中心凸臺部18-1處，活塞板18可自由滑動地嵌合于輪轂22上，在其外周部上，在與外殼10的內壁面相向的面上具備環狀摩擦件(離合器襯片)26。活塞板18上的摩擦件26與外殼10的內壁面相向的構成相當于圖1的鎖止離合器L/C。在摩擦件26離開與外殼10的內壁面相向的面，即非鎖止狀態下，以變矩器的工作油為介質進行動力傳遞。也就是說，發動機曲柄軸的旋轉從外殼10傳遞到泵輪殼體11，通過泵葉輪12的旋轉而產生的工作油的流動被引導至渦輪葉片14，經由導輪16再次到達泵葉輪12，如此循環。通過這種工作油的循環流而產生的渦輪葉片14的旋轉會經由輪轂22，使利用花鍵22A嵌合于輪轂22上的未圖示的變速器輸入軸旋轉。另一方面，在鎖止狀態下，通過施加于活塞板18的、離開摩擦件26的側面上的高液壓，活塞板18的凸臺部18-1在輪轂22上滑動，從而使得活塞板18如圖1中虛線18’所示向左移動，摩擦件26被按壓至相向的外殼10的內壁面上。因此，外殼10的旋轉會經由動態減振器20從活塞板18傳遞至輪轂22，眾所周知，發動機的旋轉會直接傳遞到未圖示的變速器的輸入軸，而該輸入軸花鍵嵌合于輪轂22的內周(此時，變矩器不參與工作油的動力傳遞)。并且，動態減振器20發揮功能，抑制鎖止時的旋轉變動。

對本發明第1實施方式的動態減振器20進行說明，動態減振器20的基本構成單元由減振彈簧(彈性體)30和行星齒輪裝置32構成，行星齒輪裝置是動態減振器的構成單元，這一點和專利文獻1-5相同。然而，通過本實施方式及其他實施方式可知，本發明中行星齒輪裝置32構成為所謂的Ravigneaux式行星齒輪裝置這一點是最重要的特征。也就是說，在本實施方式中，Ravigneaux式行星齒輪裝置32由沿圓周方向間隔地配置有多個的行星齒輪34(圖1的P/G)、可旋轉地連接行星齒輪34的行星架36(圖1的Carr)、大直徑太陽輪38(圖1的SunA)以及小直徑太陽輪40(圖1的SunB)構成。在本實施方式中，沒有設置圖1的兩個內齒圈RingA、RingB。行星齒輪34是剖面上呈階梯形狀的雙小齒輪型，具備以一體旋轉的方式沿軸向并列設置、連接的(在本實施方式中形成為一體)、齒數較少的小直徑小齒輪42(圖1的PiniA)和齒數較多的大直徑小齒輪44(圖1的PiniB)。各行星齒輪34利用小齒輪銷46及滾針軸承48，在行星架36上自由旋轉。在輪齒部42-1中，小直徑小齒輪42通過大直徑太陽輪38的外周輪齒部38-1，與大直徑太陽輪38嚙合；在輪齒部44-1中，大直徑小齒輪44通過小直徑太陽輪40的外周輪齒部40-1，與小直徑太陽輪40嚙合。在本實施方式中，大直徑太陽輪38為輸入側旋轉單元，行星架36為輸出側旋轉單元，小直徑太陽輪40作為減振質量塊發揮功能。也就是說，作為輸入側旋轉單元的大直徑太陽輪38通過鉚釘50連接到活塞板18，作為輸出側旋轉單元的行星架36的內周部36’和渦輪襯套14-1一同通過鉚釘52，固定在輪轂22的法蘭盤部22-1上。并且，作為減振質量塊的小直徑太陽輪40延伸、設置為內徑側接近活塞板18的中心凸臺部18-1，是相對于輸入、輸出側的任一個，都可以自由旋轉的單元。

接著，對本實施方式的減振彈簧30及其保持部、以及利用減振彈簧30在輸入側與輸出側之間傳遞動力(扭矩)的構成進行說明，該構成在原理上與本申請人作為共同申請人之一的日本專利特開2013-87827號(專利文獻6)專利中所記載的內容相同，由作為環狀沖壓成型品的傳動板(也稱為保持板)54、均衡板56及從動板58構成。如圖6所示，各減振彈簧30由兩個螺旋彈簧30-1、30-2構成。傳動板54利用鉚釘59(圖5)固定在活塞板18上。如圖6所示，傳動板54具備沿圓周方向延伸的窗部54-1，用于保持各個減振彈簧30，在窗部54-1上收納有分別由螺旋彈簧30-1、30-2構成的減振彈簧30。傳動板54形成有沿一個窗部54-1的圓周方向相向的彈簧卡合部54-1A、54-1B，構成一個減振彈簧30的螺旋彈簧30-1、30-2的端部的彈簧座60A、60B與彈簧卡合部54-1A、54-1B相向配置。在輸入側和輸出側之間沒有相對旋轉的情況下，彈簧座60A、60B分別抵接于彈簧卡合部54-1A、54-1B，從而對減振彈簧30施加初變形載荷。均衡板56可旋轉地配置于傳動板54的外周側。在均衡板56上，沿圓周方向相隔120度設置有螺旋彈簧支撐部62，共計3處，螺旋彈簧支撐部62沿半徑方向，在構成一個減振彈簧30的螺旋彈簧30-1、30-2互相接近的端部之間延伸、設置。輸入側和輸出側之間的相對旋轉會使螺旋彈簧30-1、30-2中的一個變形，該變形會使螺旋彈簧支撐部62乃至均衡板56發生相應的旋轉位移，均衡板56的這種旋轉位移具有使螺旋彈簧30-1、30-2相對于輸入側和輸出側之間的相對旋轉的變形量均衡的作用。如圖5所示，從動板58通過焊接部63焊接、固定在渦輪襯墊14-1上。從動板58基本上呈環狀，如圖6所示，從動板58具備彈簧收容部58-1，其在圓周方向上分離為3處，向軸向(與圖6的圖紙正交的方向)延伸出去，從動板58的彈簧收容部58-1朝向傳動板54的空洞部54-2延伸。在圖6所示的輸入側和輸出側沒有相對旋轉的情況下，從動板58的彈簧收容部58-1在靠近的彈簧座60A、60B之間延伸，相對于彈簧座60A、60B實質上無間隙。輸入側傳動板54相對于輸出側從動板58進行箭頭a方向(順時針方向)的相對旋轉時，從動板58的彈簧收容部58-1如假想線58-1a所示，在旋轉方向a上發生位移，經由彈簧座60A使螺旋彈簧30-1發生變形，螺旋彈簧30-1的變形會經由螺旋彈簧支撐部62、即均衡板56，使螺旋彈簧30-2發生等量變形。同樣，輸入側傳動板54相對于輸出側從動板58進行箭頭b方向(逆時針方向)的相對旋轉時，從動板58的彈簧收容部58-1如假想線58-1b所示，在旋轉方向b上發生位移，經由彈簧座60B使螺旋彈簧30-2發生變形，螺旋彈簧30-2的變形會經由均衡板56，使螺旋彈簧30-1發生等量變形。減振彈簧30(螺旋彈簧30-1、30-2)會相應于輸入側傳動板54與輸出側從動板58的相對旋轉位移而發生變形，通過這種變形及依據本發明配置在輸入側和輸出側的Ravigneaux式行星齒輪裝置32，能夠有效地抑制旋轉變動(扭矩變動)。

圖7示意性地表示第1實施方式的動力(扭矩)傳遞系統，Ravigneaux式行星齒輪裝置32的行星齒輪34中的小直徑小齒輪42和大直徑太陽輪38嚙合，大直徑小齒輪44和小直徑太陽輪40嚙合。減振彈簧30位于大直徑太陽輪38和行星架36之間。在本實施方式中，Ravigneaux式行星齒輪裝置32最少由3個旋轉單元構成，作為第1旋轉單元的大直徑太陽輪38為輸入側旋轉單元，在鎖止離合器L/C卡合時(在圖5中，活塞板18為了使摩擦件26與外殼10的相向面卡合而移動時)，連接到動力源側。作為第2旋轉單元的行星架36為輸出側旋轉單元，經由渦輪襯墊14-1，連接到變速器側(輪轂22)。小直徑太陽輪40作為Ravigneaux式行星齒輪裝置32剩下的第3旋轉單元，不參與從動力源向變速器的扭矩傳遞，自由旋轉，作為減振質量塊D/M發揮功能。此外，本第1實施方式在行星齒輪裝置32中不使用大直徑且大重量的內齒圈，因此，有利于確保外殼10的內部徑向尺寸有余量，并且有利于減輕裝置重量。

〔本發明的第2實施方式〕

圖8表示第2實施方式的動態減振器，在本實施方式中，Ravigneaux式行星齒輪裝置32由沿圓周方向間隔地配置有多個的行星齒輪34(圖1的P/G)、可旋轉地連接行星齒輪34的行星架36(圖1的Carr)、大直徑太陽輪38(圖1的SunA)以及小直徑太陽輪40(圖1的SunB)構成，沒有設置圖1中的兩個內齒圈RingA、RingB這一點和第1實施方式相同。此外，各行星齒輪34利用小齒輪銷46及滾針軸承48，在行星架36上自由旋轉，在輪齒部42-1中，小直徑小齒輪42通過大直徑太陽輪38的外周輪齒部38-1，與大直徑太陽輪38嚙合；在輪齒部44-1中，大直徑小齒輪44通過小直徑太陽輪40的外周輪齒部40-1，與小直徑太陽輪40嚙合，這一結構也和第1實施方式相同。在本第2實施方式中，和第1實施方式相同，大直徑太陽輪38為輸入側旋轉單元。和第1實施方式的第1個不同之處在于，與大直徑小齒輪44嚙合的小直徑太陽輪40在其內周部40A中，和渦輪襯墊14-1一同通過鉚釘52，固定在輪轂22的法蘭盤部22-1上，小直徑太陽輪40為輸出側旋轉單元。第2個不同之處在于，行星架36為自由旋轉單元，作為減振質量塊發揮作用。

關于圖8的實施方式中由傳動板54、均衡板56以及從動板58構成的減振彈簧30的支撐結構以及動力(扭矩)變動的吸收，與參照圖6所說明的第1實施方式相同。也就是說，如參照圖6所述，減振彈簧30分別是由一對螺旋彈簧(圖6的30-1、30-2)構成的分割式彈簧，通過傳動板54支撐減振彈簧30，以便在輸入側和輸出側沒有相對旋轉的狀態下會對其施加初變形載荷，如果輸入側和輸出側發生相對旋轉，則在傳動板54和從動板58之間減振彈簧30會沿相對旋轉方向收縮，吸收旋轉變動，并且，和圖6所述一樣，均衡板56會相應于旋轉變動而轉動，從而使螺旋彈簧(圖6的30-1、30-2)的變形量均衡。圖9示意性地表示圖8所示第2實施方式的動力(扭矩)傳遞系統，Ravigneaux式行星齒輪裝置32的行星齒輪34中的小直徑小齒輪42和大直徑太陽輪38嚙合，大直徑小齒輪44和小直徑太陽輪40嚙合。減振彈簧30位于大直徑太陽輪38和小直徑太陽輪40之間。在本實施方式中，Ravigneaux式行星齒輪裝置32最少由3個旋轉單元構成，作為第1旋轉單元的大直徑太陽輪38為輸入側旋轉單元，在鎖止離合器L/C卡合時(在圖8中，如虛線18’所示，活塞板18為了使摩擦件26與外殼10的相向面卡合而移動時)，連接到動力源側。作為第2旋轉單元的小直徑太陽輪40為輸出側旋轉單元，經由渦輪襯墊14-1，連接到變速器側(輪轂22)。行星架36作為Ravigneaux式行星齒輪裝置32剩下的第3旋轉單元，不參與從動力源向變速器的扭矩傳遞，自由旋轉，作為減振質量塊D/M發揮功能。本實施方式和第1實施方式相同，完全沒有使用內齒圈，因此，有利于使外殼10的內部徑向尺寸有余量，并且有利于減輕裝置重量，這一點也和第1實施方式相同。此外，可以使作為減振質量塊D/M發揮功能的行星架36位于外周側，從而能夠有效地增大慣性矩。

〔本發明的第3實施方式〕

圖10表示第3實施方式的動態減振器，Ravigneaux式行星齒輪裝置32由沿圓周方向間隔地配置有多個的行星齒輪34(圖1的P/G)、可旋轉地連接行星齒輪34的行星架36(圖1的Carr)、小直徑內齒圈64(圖1的RingA)以及大直徑內齒圈66(圖1的RingB)構成，其中，所述行星齒輪34分別由小直徑小齒輪42及大直徑小齒輪44構成。圖1所示的、通過小齒輪銷46及滾針軸承48由行星架36可旋轉地支撐行星齒輪34的結構與第1實施方式中的圖5相同。小直徑小齒輪42的外周輪齒部42-1通過小直徑內齒圈64的內周輪齒部64-1，與小直徑內齒圈64嚙合；大直徑小齒輪44的外周輪齒部44-1通過大直徑內齒圈66的內周輪齒部66-1，與大直徑內齒圈66嚙合。在本實施方式中，對圖1所示的裝備齊全的Ravigneaux式行星齒輪裝置省略了大直徑太陽輪(SunA)以及小直徑太陽輪(SunB)。并且，小直徑內齒圈64為輸入側旋轉單元，行星架36為輸出側旋轉單元，大直徑內齒圈66為減振質量塊。也就是說，作為輸入側旋轉單元的小直徑內齒圈64通過焊接部68，連接到傳動板54(和第1實施方式(圖5)一樣，利用鉚釘59固定在活塞板18上)，接受鎖止時來自驅動源的旋轉的傳遞。作為輸出側旋轉單元的行星架36旋轉連接到從動板58(和第1實施方式(圖5)一樣，通過焊接部63固定在渦輪襯墊14-1上)。在本實施方式中，通過使行星架36外周上沿圓周方向等間隔配置的輪齒部36-1與從動板58的沿圓周方向等間隔配置的槽部58-1卡合，從而進行該旋轉連接。此外，大直徑內齒圈66作為第3旋轉單元，不參與從動力源向變速器的扭矩傳遞，自由旋轉，作為減振質量塊發揮功能。

關于圖10的實施方式中由傳動板54、均衡板56以及從動板58構成的減振彈簧30的支撐結構以及動力(扭矩)變動的吸收，與參照圖6所說明的第1實施方式相同。也就是說，如參照圖6所述，減振彈簧30分別是由一對螺旋彈簧(圖6的30-1、30-2)構成的分割式彈簧，通過傳動板54支撐減振彈簧30，以便在輸入側和輸出側沒有相對旋轉的狀態下會對其施加初變形載荷，如果輸入側和輸出側發生相對旋轉，則在傳動板54和從動板58之間減振彈簧30會沿相對旋轉方向收縮，吸收旋轉變動，并且，和圖6所述一樣，均衡板56會相應于旋轉變動而轉動，從而使螺旋彈簧(圖6的30-1、30-2)的變形量均衡。另外，在本實施方式中，傳動板54是利用鉚釘72連接有輔助板70的雙元件結構，均衡板56位于減振彈簧30的內周側，其結構為具有位于小直徑內齒圈64和大直徑內齒圈66之間的間隙中的徑向內側延伸部以及分割彈簧(圖6的螺旋彈簧30-1、30-2)的支撐部62，雖然從動板58在外形上與圖6所述的第1實施方式有少許差異，但能夠獲得相同的功能。在圖10的實施方式中，傳動板54、均衡板56、從動板58的構成與本發明的主旨并無太大關系，因此省略詳細說明。

圖11示意性地表示圖10所示第3實施方式的動力(扭矩)傳遞系統，Ravigneaux式行星齒輪裝置32的行星齒輪34中的小直徑小齒輪42和小直徑內齒圈64嚙合，大直徑小齒輪44和大直徑內齒圈66嚙合。減振彈簧30位于小直徑內齒圈64和行星架36之間。在本實施方式中，Ravigneaux式行星齒輪裝置32最少由3個旋轉單元構成，作為第1旋轉單元的小直徑內齒圈64為輸入側旋轉單元，在鎖止離合器L/C卡合時(在圖5中，如虛線18’所示，活塞板18為了使摩擦件26與外殼10的相向面卡合而移動時)，連接到動力源側。作為第2旋轉單元的行星架36為輸出側旋轉單元，經由渦輪襯墊14-1，連接到變速器側(輪轂22)。大直徑內齒圈66作為Ravigneaux式行星齒輪裝置32剩下的第3旋轉單元，不參與從動力源向變速器的扭矩傳遞，自由旋轉，作為減振質量塊D/M發揮功能。本實施方式不使用太陽輪，因此，有利于使外殼10的內部徑向尺寸有余量，并且有利于減輕裝置重量。

〔本發明的第4實施方式〕

圖12表示第4實施方式的動態減振器，Ravigneaux式行星齒輪裝置32由沿圓周方向間隔地配置有多個行星齒輪34(圖1的P/G)、可旋轉地連接行星齒輪34的行星架36(圖1的Carr)、小直徑太陽輪40(在圖1中繪制為大直徑太陽輪的SunA)、小直徑內齒圈64(在圖1中繪制為大直徑內齒圈的RingB)以及大直徑內齒圈66(在圖1中繪制為小直徑內齒圈的RingA)構成，其中，所述行星齒輪34分別由小直徑小齒輪42及大直徑小齒輪44構成。小直徑小齒輪42及大直徑小齒輪44的位置關系與第1實施方式(圖5)及第3實施方式(圖10)前后交換。圖1所示的、通過小齒輪銷46及滾針軸承48由行星架36可旋轉地支撐行星齒輪34的結構與第1實施方式中的圖5相同。大直徑小齒輪44的外周輪齒部44-1通過大直徑內齒圈66的內周輪齒部66-1，與大直徑內齒圈66嚙合。小直徑小齒輪42的外周輪齒部42-1通過小直徑內齒圈64的內周輪齒部64-1，與小直徑內齒圈64嚙合。在本實施方式中，對圖1所示的裝備齊全的Ravigneaux式行星齒輪裝置僅省略了大直徑太陽輪(相當于圖1中繪制為小直徑太陽輪的SunB)。并且，大直徑內齒圈66為輸入側旋轉單元，行星架36為輸出側旋轉單元，小直徑太陽輪40為減振質量塊。也就是說，作為輸入側旋轉單元的大直徑內齒圈66的外周輪齒部66-2與活塞板18的外周槽部18-2嚙合，借此，大直徑內齒圈66接受鎖止時來自驅動源的旋轉的傳遞。為了保持大直徑內齒圈66，環狀卡合板66設置為，其中心部位于小齒輪42、44之間并延伸。和第1實施方式(圖5)一樣，作為輸出側旋轉單元的行星架36與渦輪襯墊14-1一同通過鉚釘52連接到輪轂22，并連接到變速器側。小直徑太陽輪40的外周輪齒部40-1和大直徑小齒輪44嚙合，內周延伸至凸臺部40-2，凸臺部40-2相對于輪轂22可以旋轉，小直徑太陽輪40不參與從動力源向變速器的扭矩傳遞，自由旋轉，作為減振質量塊發揮功能。在本實施方式中，減振彈簧30位于連接行星架36的輸出側與小直徑內齒圈64之間，關于減振彈簧30的具體配置，依據第1實施方式的圖6，即，如參照圖6所述，減振彈簧30分別是由一對螺旋彈簧構成的分割式彈簧，通過傳動板54對減振彈簧30進行支撐，以便在輸入側和輸出側沒有相對旋轉的狀態下會對其施加初變形載荷。傳動板54通過焊接部80焊接、固定在小直徑內齒圈64上。如果輸入側和輸出側發生相對旋轉，則在傳動板54和從動板58(通過焊接部82固定在渦輪襯墊14-1上)之間減振彈簧30會沿相對旋轉方向收縮，吸收旋轉變動。在圖6中，從動板58具備在靠近的彈簧座60A、60B之間延伸、設置的彈簧收容部58-1，如圖6所述，彈簧收容部58-1經由彈簧座60A、60B，相應于旋轉變動而使減振彈簧30變形，利用彈簧吸收旋轉變動。此外，和圖6中的說明一樣，均衡板56相應于旋轉變動而轉動，從而可以使和圖6的螺旋彈簧30-1、30-2相等的螺旋彈簧變形量均衡。

圖13示意性地表示圖12所示第4實施方式的動力(扭矩)傳遞系統，Ravigneaux式行星齒輪裝置32的行星齒輪34中的小直徑小齒輪42和小直徑內齒圈64嚙合，大直徑小齒輪44和大直徑內齒圈66嚙合。在本實施方式中，Ravigneaux式行星齒輪裝置32由4個旋轉單元構成，作為第1旋轉單元的大直徑內齒圈66為輸入側旋轉單元，在鎖止離合器L/C卡合時，連接到動力源側。作為第2旋轉單元的行星架36為輸出側旋轉單元，經由渦輪襯墊14-1，連接到變速器側(輪轂22)。減振彈簧30位于小直徑內齒圈64和作為輸出側旋轉單元的行星架36之間。小直徑太陽輪40作為Ravigneaux式行星齒輪裝置32剩下的第4旋轉單元，不參與從動力源向變速器的扭矩傳遞，自由旋轉，作為減振質量塊D/M發揮功能。

第1-第3實施方式使用Ravigneaux式行星齒輪裝置的5個旋轉單元中必要的輸入側及輸出側旋轉單元以及作為減振質量塊發揮功能的旋轉單元這3個旋轉單元，而本第4實施方式的不同之處在于，設置小直徑內齒圈64作為第4旋轉單元，經由減振彈簧30將小直徑內齒圈64連接到輸出側。此外，第4旋轉單元也可以為經由減振彈簧連接到輸入側的構成，也可以使第4旋轉單元以及/或者最后的第5旋轉單元作為附加的減振質量塊發揮功能。

〔本發明的行星齒輪減振器的振動模型計算例〕

以下，參照圖14對本發明的行星齒輪減振器的旋轉變動計算方法進行說明，圖14是用于對圖5～圖7第1實施方式的構成中的旋轉變動進行計算的模型，100表示輸入側旋轉部(從曲柄軸經由外殼10、泵輪殼體11、活塞板18、傳動板54，到達大直徑太陽輪38的旋轉構件)，102表示變速器側旋轉部(包括行星齒輪34及小齒輪銷46在內的行星架36之后的渦輪葉片14、渦輪襯墊14-1、鉚釘53、輪轂22以及輪轂22之后的變速器的旋轉部分)，由Ravigneaux式行星齒輪裝置32及減振彈簧30構成的動態減振器配置在輸入側旋轉部100和變速器側旋轉部102之間，變速器旋轉部102經由車輛傳動軸104連接到車身106，從而構筑出用于計算旋轉變動的模型。如果圖中的標號表示如下內容：

I₁：變矩器輸入側旋轉部100的慣性矩

I₂：變速器側旋轉部102的慣性矩

I₃：減振質量塊(小直徑太陽輪40)的慣性矩

I₄：小齒輪42、44的慣性矩

K₁：減振彈簧30的扭轉剛度

K_d：車輛傳動軸104的扭轉剛度

T₁：變矩器輸入側旋轉部100的扭矩變動

θ₁：變矩器輸入側旋轉部100的旋轉位移

θ₂：變速器側旋轉部102的旋轉位移

θ₃：減振質量塊(小直徑太陽輪40)的旋轉位移

θ₄：小齒輪42、44(自轉)的旋轉位移

則

所表示的2個自由度的運動方程成立。

在上述公式(1)及(2)中，i是輸出-減振質量塊(小直徑太陽輪40)之間的旋轉位移差θ₂-θ₃與輸入-輸出之間的旋轉位移差θ₁-θ₂之比(以下，稱為相對旋轉比)，表示為

此外，j是輸出-小齒輪42、44之間的旋轉位移差θ₂-θ₄與輸入-輸出之間的旋轉位移差θ₁-θ₂之比(以下，稱為相對旋轉比)，表示為

行星齒輪裝置工作時，小齒輪42、44一邊自轉一邊進行公轉，從而使行星架36旋轉。具有質量的小齒輪42、44由于自轉而具有旋轉慣性質量，作為減振質量塊(質量塊單元)發揮功能。運動方程(1)及(2)中也反映出了小齒輪42、44作為減振質量塊發揮功能這一點。

圖15是針對第1實施方式所涉及的圖14的旋轉變動計算用模型，依據圖2的速度線圖，在速度線圖上顯示行星齒輪裝置32的輸入單元(大直徑太陽輪38)、輸出單元(行星架36)以及質量塊單元(小直徑太陽輪40)的旋轉位移，依據圖2中所示的速度直線V、V'，將輸入單元(大直徑太陽輪38)的旋轉位移表示為θ₁，將輸出單元(行星架36)的旋轉位移表示為θ₂，將質量塊單元(小直徑太陽輪40)的旋轉位移表示為θ₃，并使其位于速度直線Va上(橫軸為行星齒輪傳動比)。如果將輸入單元(大直徑太陽輪38)和輸出單元(行星架36)之間的行星齒輪傳動比設為1，根據上述公式(3)可知，表示行星齒輪傳動比的橫軸中質量塊單元(小直徑太陽輪40)與位于中間的單元(以下，稱為中央單元)即輸出單元(行星架36)的行星齒輪傳動比之差直接表現為相對旋轉比i。另外，在包括圖15在內的以下速度線圖(圖20-圖22)中，以輸出單元的旋轉位移θ₂為基準，顯示包括正負單元在內的剩下的輸入單元旋轉位移θ₁及質量塊單元的旋轉位移θ₃。此外，在行星架36上自轉的小齒輪42、44的旋轉位移θ₄也在速度直線Va上，根據上述公式(4)可知，其與輸出單元(行星架36)的行星齒輪傳動比之差為相對旋轉比j。并且，小齒輪42、44的旋轉位移θ₄位于距離輸出單元相差相對旋轉比j的位置處。小齒輪42、44的自重使其作為行星架36上的質量塊單元發揮功能，而自身的自轉所產生的慣性矩又使其獨立于其他構成單元，在相對旋轉比j處作為質量塊單元發揮功能。

圖16中，根據運動方程(1)及(2)執行數值計算，如專利文獻6所述，在與現有的僅由螺旋彈簧構成的減振裝置(曲線Ⅰ)的對比中，分別用i＝-3.0(曲線Ⅱ)、i＝-2.0(曲線Ⅲ)以及i＝-1.15(曲線Ⅳ)表示所獲得的扭矩變動傳遞率的計算結果。橫軸表示頻率。這里，傳遞率表示輸出側扭矩變動與輸入側扭矩變動之比，傳遞率的值越小，表示出現于輸出側的扭矩變動越小，表明扭矩變動得到了抑制。無論相對旋轉比i的值如何，低于10Hz時都會由于共振而出現峰值，呈現出從峰值處開始，頻率越高，傳遞率越低的特性。在圖16中，直線L表示扭矩變動的容許上限值(例如-20dB)。對車輛中近來備受重視的25Hz左右的設定頻率f_A(用直線M表示)處的扭矩變動傳遞率進行觀察后發現，可以抑制現有技術(曲線Ⅰ)中出現的峰值。此外，如果接近i＝-1，則能夠有效地將傳遞率抑制在容許上限值(直線L)以下；如果i＝-2、-3，且向負值方向增加，雖然仍在容許上限值(直線L)以下，但接近設定頻率f_A(直線M)的容許上限值(直線L)，并不優選。為了明確這一情況，圖17的曲線W₁示意性地表示相對旋轉比i與傳遞率的關系，表明隨著相對旋轉比i從較大負值側逐漸接近-1，傳遞率逐漸降低。也就是說，曲線W₁表示的是如圖15所示在輸入單元(大直徑太陽輪38)位于輸出單元(行星架36)和質量塊單元(小直徑太陽輪40)的中間時，即如圖15的速度線圖所示中央單元為輸入單元時，相對旋轉比i與傳遞率的關系，由此可知，相對旋轉比i的值優選為接近-1的值。當相對旋轉比i的值接近-1時，在圖15中質量塊單元(小直徑太陽輪40)的行星齒輪傳動比值(圖15中質量塊單元的橫軸位置)如虛線D所示，為了盡可能接近作為中央單元的輸入單元(大直徑太陽輪38)的行星齒輪傳動比值，在與輸出單元(行星架36)的關系中，沿接近輸出單元的旋轉位移θ₂的方向，換言之，為了使質量塊單元(小直徑太陽輪40)的旋轉位移θ₃值降低到作為輸入單元(大直徑太陽輪38)的中間單元旋轉位移θ₁值附近，設定行星齒輪裝置32的各旋轉單元的齒數即可。

圖18表示圖8所示本發明第2實施方式的速度線圖(用速度直線Vb表示)，本實施方式的輸入單元為大直徑太陽輪38，輸出單元為小直徑太陽輪40，質量塊單元為行星架36，作為輸入單元的大直徑太陽輪38位于中央。如圖17的曲線W₂所示，為了使相對旋轉比i如虛線D所示接近0(為了使質量塊單元的旋轉位移θ₃值減少到作為中間單元的輸入單元旋轉位移θ₁值附近)，對行星齒輪裝置的各旋轉單元的齒數進行設定即可，

以下列舉用于計算行星齒輪減振器的振動模型的另一計算例，圖19是依據圖14在鎖止狀態下計算旋轉變動的模型圖，將圖10的第3實施方式中的小直徑小齒輪42和大直徑小齒輪44前后交換，將行星架36構成為輸入單元，將嚙合于小直徑小齒輪42的小直徑內齒圈64構成為輸出單元，將嚙合于大直徑小齒輪44的大直徑內齒圈66構成為質量塊單元。圖20依據圖2的速度線圖，在速度線圖上顯示行星齒輪裝置32的輸入單元(行星架36)、輸出單元(小直徑內齒圈64)以及質量塊單元(大直徑內齒圈66)的位移，依據圖2的速度直線V、V'，將輸入單元(行星架36)的旋轉位移設為θ₁，將輸出單元(小直徑內齒圈64)的旋轉位移設為θ₂，將質量塊單元(大直徑內齒圈66)的旋轉位移設為θ₃，并使其位于速度直線Vb上。和圖2一樣，將作為質量塊單元發揮功能的小齒輪42、44的旋轉位移θ₄也顯示于速度直線Vb上。和圖15一樣，橫軸為行星齒輪傳動比，但作為基準的旋轉位移θ₁為輸入單元(行星架36)的旋轉位移，因此，速度直線Vb的斜率和圖15相反(小齒輪42、44的位置也相反，在正值側位于距離輸出單元(小直徑內齒圈64)相差行星齒輪傳動比j的位置處)。如果將輸入單元(行星架36)和輸出單元(小直徑內齒圈64)之間的行星齒輪傳動比設為1，則在表示行星齒輪傳動比的橫軸中，位于中間的中央單元在該情況下為輸出單元，即小直徑內齒圈64。該情況下，根據公式(3)，質量塊單元(大直徑內齒圈66)與作為中央單元的輸出單元(小直徑內齒圈64)的行星齒輪傳動比之差即為相對旋轉比i。根據表示運動方程的公式(1)及(2)，同樣執行數值計算，則扭矩變動傳遞率與相對旋轉比i的關系如圖17的右半部分曲線W₂所示，隨著相對旋轉比i從較大正值逐漸接近0，傳遞率逐漸降低。在圖20中，當相對旋轉比i接近0時，質量塊單元(大直徑內齒圈66)的行星齒輪傳動比值(圖20中質量塊單元(大直徑內齒圈66)的橫軸位置)如虛線E所示，為了盡可能接近作為中央單元的輸出單元(小直徑內齒圈64)的行星齒輪傳動比值，換言之，為了使質量塊單元的旋轉位移θ₃值增加到作為輸出單元(小直徑內齒圈64)的中間單元旋轉位移θ₂值附近，設定行星齒輪裝置32的各旋轉單元的齒數即可。

圖21表示圖12所示本發明第4實施方式的速度線圖(用速度直線Vc表示)，本實施方式的輸入單元為大直徑內齒圈66，輸出單元為行星架36，質量塊單元為小直徑太陽輪40，作為輸出單元的行星架36位于中央這一點和圖20相同，用虛線F表示相對旋轉比i值，如圖17的曲線W₂所示，為了使相對旋轉比i接近0(為了使質量塊單元的旋轉位移θ₃值增加到作為中間單元的輸出單元旋轉位移θ₂值附近)，對行星齒輪裝置的各旋轉單元的齒數進行設定即可。另外，本實施方式附加小直徑內齒圈64，將減振彈簧30配置在作為輸出單元的行星架36和小直徑內齒圈64之間，這一點和將減振彈簧30設置在輸入單元和輸出單元之間的其他實施方式不同。和將減振彈簧30配置在輸入單元和輸出單元之間的情況相比，減振彈簧30的這種設置形態有利于抑制減振彈簧30相對于同一變形量而發生彎曲，從而容許更大的旋轉位移。

以上是在速度直線的中間配置輸入單元或輸出單元時的運動分析結果，相對旋轉比i值為i＞0(輸出單元配置于中央)或者i＜-1(輸入單元配置于中央)，但如果將質量塊單元配置于中央，則運動分析結果會不同，相對旋轉比i值為-1＜i＜0。將質量塊單元配置在中央會出現兩個選項，即如圖22(a)所示將減振彈簧30配置在質量塊單元和輸出單元之間，或者如圖22(b)所示將減振彈簧30配置在質量塊單元和輸入單元之間。在輸入單元和輸出單元的中間配置減振彈簧30并不會改善傳遞率(等效慣量及等效剛度均不會降低)，為不可取的配置，故被排除。在將減振彈簧30配置在質量塊單元和輸出單元之間的圖22(a)的情況下，如圖23的曲線W₃所示，顯示出相對旋轉比i朝向0逐漸降低的特性。因此，沿圖22(a)的速度直線Vd，使質量塊單元的旋轉位移θ₃如虛線G所示接近減振彈簧30的連接側即輸出單元的旋轉位移θ₂，使相對旋轉比i盡可能接近0，從而可以獲得良好的傳遞率特性。與此相對，在將減振彈簧30配置在質量塊單元和輸入單元之間的圖22(b)的情況下，如圖23的曲線W₄所示，顯示出相對旋轉比i朝向-1逐漸降低的特性。因此，沿圖22(b)的速度直線Ve，使質量塊單元的旋轉位移θ₃如虛線H所示接近減振彈簧30的連接側即輸入單元的旋轉位移θ₁，使相對旋轉比i盡可能接近-1，從而可以獲得良好的傳遞率特性。另外，圖22中并未確定輸入單元、輸出單元，速度直線上小齒輪的位置無法決定，因此，和圖2、圖15、圖20及圖21不同，沒有顯示小齒輪。

在以上振動模型的計算例中，優選相對旋轉比i接近-1是指相對旋轉比i不為-1的情況下優選盡可能地接近-1，同樣，優選相對旋轉比i接近0是指相對旋轉比i不為0的情況下優選盡可能地接近0。也就是說，當i＝-1或者i＝0時，振動模型的運動方程(1)及(2)中包含質量塊單元的慣性矩I₃的2項i(1+i)I₃×(d²θ₂/dt²)以及i(1+i)I₃×(d²θ₁/dt²)為0，運動方程無意義(不作為動態減振器發揮功能)，作為動態減振器，i＝-1或者i＝0的值不可取。

〔相對旋轉比i的具體計算例〕

最后，通過與現有技術進行比較，對本發明的相對旋轉比i的計算例進行說明，在上述專利文獻1(日本專利特開平11-159595號公報)中，常規的行星齒輪裝置是將行星架構成為輸入單元，將太陽輪構成為輸出單元，將內齒圈構成為質量塊單元，速度線圖和圖15相同。如果將內齒圈的齒數Zr設為120，使太陽輪的齒數(Zs)盡可能小，設為Zr的1/3，即Zs＝40，則該情況下小齒輪的齒數Zp＝40。相對旋轉比i可以通過

獲得。與此相對，在本申請發明的第3實施方式(圖10)中，將小直徑內齒圈64構成為輸入單元，將行星架36構成為輸出單元，將大直徑內齒圈66構成為質量塊單元，速度線圖可以依據圖15進行顯示，如果將作為減振質量塊的大直徑內齒圈66的齒數同樣設為120，將行星齒輪34中的大直徑小齒輪44的齒數設為20，將小直徑小齒輪42的齒數設為18，則作為輸入單元的小直徑內齒圈64的齒數為118。據此計算相對旋轉比i，則為

可以使中央單元為輸入單元時旋轉位移比i更加接近圖17的左半部分所示曲線W₁中的理想值即-1。

作為另一現有技術，對速度線圖的中央單元為輸出單元的所述專利文獻2(日本專利特開2010-101380號公報)中的計算例進行說明，在該專利文獻2的情況下，作為輸出單元的行星架位于中間，速度線圖和圖20相同。為了使中央單元為輸入單元時的相對旋轉比i符合圖17的右半部分所示曲線W₂，接近0，為了使太陽輪的齒數Zs和內齒圈的齒數Zr盡可能為相等的齒數，將要使用的小齒輪的齒數作為最小齒數，設為Zp＝18。太陽輪的齒數Zs可以根據

Zs＝Zr-2×Zp＝120-2×18＝84

計算，相對旋轉比i為

可知其無法充分地接近0。與此相對，若為本發明中圖19的構成(將圖10的實施方式中的小直徑小齒輪42和大直徑小齒輪44前后交換，將行星架36構成為輸入單元，將嚙合于小直徑小齒輪42的小直徑內齒圈64構成為輸出單元，將嚙合于大直徑小齒輪44的大直徑內齒圈66構成為質量塊單元時)，進行同樣的計算，則和上述計算例一樣，如果作為減振質量塊的大直徑內齒圈66的齒數Zlr＝120，小直徑小齒輪42的齒數Zlp＝20，大直徑小齒輪44的齒數Zsp＝18，內齒圈的齒數Zsr＝118，則相對旋轉比i為

由此可知，中央單元為輸出單元時相對旋轉比i可以獲得充分接近0的值，即表示相對旋轉比i的圖17右半部分所示曲線W₂中的理想值。

標號說明

10…外殼

12…泵葉輪

14…渦輪葉片

16…導輪

18…活塞板

20…動態減振器

22…輪轂

26…摩擦件

30…彈性體(減振彈簧)

30-1、30-2…構成減振彈簧的螺旋彈簧