动态减振器的制作方法

本发明涉及一种动态减振器，其具备行星齿轮装置，在经由液压式变矩器将来自曲柄轴的驱动力连接到变速器的内燃机动力传递系统中，为了抑制锁止时的旋转变动，可以使用该动态减振器。

背景技术：

在具备变矩器的车辆驱动系统中，在动力传递不依据液压的锁止状态下，发动机的旋转变动会直接传递到齿轮系，而不经由变矩器。对此，为了有效地抑制锁止时的旋转变动，提出有一种具备行星齿轮装置的动态减振器(专利文献1-5)。这些专利文献的动态减振器中所使用的行星齿轮装置是由一个太阳轮、一个内齿圈以及可旋转地连接多个行星齿轮的行星架这3个旋转单元构成的常规型行星齿轮装置，其中，行星齿轮(多个)分别由单排小齿轮构成。并且，这些专利文献1-5中，太阳轮、内齿圈、行星架以及弹性体之间的具体连接形态各不相同，但是将太阳轮、内齿圈及行星架中的第1个连接到曲柄轴侧(驱动侧)，将第2个连接到变速器侧(从动侧)，用弹性体对太阳轮、内齿圈及行星架中的两者之间进行连接，使其参与驱动侧和从动侧之间的动力传递，将太阳轮、内齿圈及行星架中不参与动力传递的剩余一个作为减振质量块这一点是相同的，在通过采用行星齿轮装置来实现高效的旋转变动抑制这一功能方面也是相同的。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利特开平11-159595号公报

专利文献2：日本专利特开2010-101380号公报

专利文献3：日本专利特开2008-163977号公报

专利文献4：日本专利特开平07-208546号公报

专利文献5：日本专利特开2008-164013号公报

专利文献6：日本专利特开2013-87827号公报

技术实现要素：

发明所要解决的技术问题

在现有技术的行星齿轮式动态减振器中，行星齿轮装置的各行星齿轮由单排型小齿轮构成，行星齿轮装置由一个太阳轮、一个内齿圈以及可旋转地连接多个行星齿轮的行星架(仅仅)这3个旋转单元构成，将其中一个连接到输入侧，将另一个连接到输出侧，使剩下的一个旋转单元作为减振质量块发挥功能。由于只有3个旋转单元，因此，齿数设定受到限制(例如，内齿圈的齿数必须多于太阳轮的齿数等限制)，在设计减振器时可以设定的齿轮传动比的设定范围变窄。因此，用受到限制的齿轮传动比所能设定的减振质量块、减振弹簧的选择范围也会变小。此外，为了确保必要大小的减振质量块，需要对作为减振质量块发挥功能的旋转单元附加较大的质量体，因此会导致动力传递中能量的损失量变大，损害车辆的加速性能。

此外，行星齿轮装置是沿径向配置内齿圈、太阳轮以及与两者相啮合的小齿轮而构成，因此，会造成变矩器装置整体的径向尺寸及重量变大。并且，装置整体的径向尺寸的增大会导致装置与对其进行收纳的变速箱发生干扰等问题，而且在车身高度方向上变速箱的设置部位在空间上没有余量，因此，要求径向尺寸尽可能地小。

解决技术问题所采用的技术方案

本发明是鉴于以上现有技术问题开发而成，提供一种动态减振器，其具备行星齿轮装置，其特征在于：行星齿轮装置具备双小齿轮行星齿轮、至少2个旋转齿轮构件以及行星架，所述双小齿轮行星齿轮沿圆周方向分离地配置有多个，分别由沿轴向并列设置并以一体旋转的方式沿轴向并列设置且齿数相异的第1小齿轮及第2小齿轮构成，所述至少2个旋转齿轮构件分别在第1小齿轮及第2小齿轮的内侧及外侧中的至少一侧与之啮合，所述行星架可旋转地支撑多个双小齿轮行星齿轮；所述动态减振器具备弹性体，其将所述至少2个旋转齿轮构件以及行星架中的一个连接到输入侧，并对所述至少2个旋转齿轮构件以及行星架中的任意两个之间进行连接，使其参与从输入侧向输出侧的动力传递；使所述至少2个旋转齿轮构件以及行星架中不参与动力传递的另一个或多个作为减振质量块发挥功能。

作为本发明的一实施方式，可以设置第1太阳轮及第2太阳轮(旋转齿轮构件)，但不设置第1内齿圈及第2内齿圈。该情况下，将第1太阳轮、第2太阳轮及行星架中的一个连接到输入侧，并将第1太阳轮、第2太阳轮及行星架中的另一个连接到输出侧，所述弹性体对第1太阳轮、第2太阳轮及行星架中的任意两个之间进行连接，使其参与从输入侧向输出侧的动力传递，使第1太阳轮、第2太阳轮及行星架中不参与动力传递的剩余一个作为减振质量块发挥功能。

作为本发明的另一实施方式，可以不设置第1太阳轮及第2太阳轮作为旋转齿轮构件，但设置第1内齿圈及第2内齿圈(旋转齿轮构件)。该情况下，将第1内齿圈、第2内齿圈及行星架中的一个连接到输入侧，并将第1内齿圈、第2内齿圈及行星架中的另一个连接到输出侧，所述弹性体对第1内齿圈、第2内齿圈及行星架中的任意两个之间进行连接，使其参与从输入侧向输出侧的动力传递，使第1内齿圈、第2内齿圈及行星架中不参与动力传递的剩余一个作为减振质量块发挥功能。

在本发明中，内周的大小太阳轮和外周的大小内齿圈最多4个旋转齿轮构件中必须要有分别与第1小齿轮及第2小齿轮啮合的最少2个旋转齿轮构件，但也可以再附加一个或两个旋转齿轮构件。该情况下，可以经由弹性体将附加的旋转齿轮构件和输入侧或输出侧旋转齿轮构件相连接。并且，也可以将附加的旋转齿轮构件用作附加的减振质量块。

此外，在本发明的动态减振器中，为了获得良好的振动控制特性，优选在二维正交坐标系的一个轴上表示所述行星齿轮装置中剩余各旋转单元的旋转速度值与2个单元之间的规定旋转速度值之比即行星齿轮传动比，在正交坐标系的另一个轴上表示各旋转单元间的旋转速度，在所述二维正交坐标系上显示各旋转单元之间的旋转速度相对于行星齿轮传动比所成的直线(速度直线)时，为了使输入侧到输出侧的旋转变动的传递率尽可能变小，对速度直线上的输出侧旋转单元-作为减振质量块的旋转单元间旋转位移差θ₂-θ₃与输入侧旋转单元-输出侧旋转单元间旋转位移差θ₁-θ₂之比即相对旋转比i进行设定。此外，相对于剩余的旋转单元，使连接到输入侧的旋转单元(输入侧旋转单元)或连接到输出侧的旋转单元(输出侧旋转单元)位于所述直线的中间或中央时，使作为减振质量块的旋转单元的旋转位移θ₃接近位于速度直线的中央的输入侧旋转单元的旋转位移θ₁或者输出侧旋转单元的旋转位移θ₂，从而对用于使输入侧到输出侧的旋转变动的传递率尽可能小的相对旋转比i值进行设定。与此相对，使作为减振质量块发挥功能的旋转单元位于速度直线上的输入侧旋转单元与输出侧旋转单元的中间，并且将减振弹簧配置在作为减振质量块的旋转单元与输入侧旋转单元或输出侧旋转单元之间时，使作为减振质量块的旋转单元的旋转位移θ₃接近与减振弹簧之间的连接侧即输入侧旋转单元的旋转位移θ₁或者输出侧旋转单元的旋转位移θ₂，从而对用于使输入侧到输出侧的旋转变动的传递率尽可能变小的所述相对旋转比i值进行设定。

发明效果

本发明的行星齿轮装置能够以可旋转地支撑由齿数相异的第1小齿轮及第2小齿轮构成的双小齿轮行星齿轮的行星架为基本，具备最多5个旋转单元(行星架×1、太阳轮×2、内齿圈×2)，即，可以选择性具备与第1小齿轮及第2小齿轮啮合的大小2个内齿圈以及大小2个太阳轮，从这5个旋转单元中，能够分配出与输入构件、输出构件连接的单元以及至少一个作为减振质量块的单元共计3个单元，因此，可设定的齿轮传动比的选择范围较大，并且，能提高装置布局的自由度，从而容易实现行星齿轮式动态减振器的最佳设计，以抑制旋转变动。

另外，设置第1太阳轮及第2太阳轮而不设置第1内齿圈及第2内齿圈的构成或者不设置第1太阳轮及第2太阳轮而设置第1内齿圈及第2内齿圈的构成容易确保径向上的空间，可以减小装置整体在径向上的大小，对于变矩器设置部位处变速箱高度方向上没有余量的常规车辆结构而言具有较大的优势，并且，行星齿轮装置的径向尺寸余量较大时可以确保齿轮强度，这也是本发明所具备的一个优异效果。

根据动态减振器的运动分析，为了有效地抑制旋转变动，需要根据输入侧旋转单元、输出侧旋转单元以及作为减振质量块的旋转单元在速度直线上的配置状态，对相对旋转比i进行上述设定，但采用本发明的行星齿轮装置所带来的齿轮传动比的设定自由度使得这种设定容易实现。

附图说明

图1是从具备行星齿轮减振器的曲柄轴到变速器的旋转驱动系统的模式立体图，所述行星齿轮减振器具备本发明的Ravigneaux式行星齿轮装置。

图2是表示构成Ravigneaux式行星齿轮装置的5个旋转单元的行星齿轮传动比与旋转速度的关系的图表(所谓的速度线图)。

图3是用连续编号1～60表示由最多5个单元构成Ravigneaux式行星齿轮装置，并用该Ravigneaux式行星齿轮装置构成动态减振器时，对5个旋转单元分配输入、输出、减振质量块这3个功能分配的所有可能组合的图。

图4是用连续编号1～6表示由3个旋转单元构成常规行星齿轮装置，并用该常规行星齿轮装置构成动态减振器时，对3个旋转单元分配输入、输出、减振质量块这3个功能分配的所有可能组合的图。

图5是具备本发明第1实施方式的动态减振器的变矩器剖面图，所述动态减振器具备Ravigneaux式行星齿轮装置。

图6表示图5中的传动板、从动板、均衡板及减振弹簧的位置关系，是大致沿图5的Ⅵ-Ⅵ线所视的剖面图。

图7是示意性地表示具备图5所示本发明第1实施方式的动态减振器的动力传递系统从原动机到变速器的线图。

图8是具备本发明第2实施方式的动态减振器的变矩器剖面图，所述动态减振器具备Ravigneaux式行星齿轮装置。

图9是示意性地表示具备图8所示本发明第2实施方式的动态减振器的动力传递系统从原动机到变速器的线图。

图10是具备本发明第3实施方式的动态减振器的变矩器剖面图，所述动态减振器具备Ravigneaux式行星齿轮装置。

图11是示意性地表示具备图10所示本发明第3实施方式的动态减振器的动力传递系统从原动机到变速器的线图。

图12是具备本发明第4实施方式的动态减振器的变矩器剖面图，所述动态减振器具备Ravigneaux式行星齿轮装置。

图13是示意性地表示具备图12所示本发明第4实施方式的动态减振器的动力传递系统从原动机到变速器的线图。

图14是表示图5及图7所示第1实施方式的动态减振器中用于计算旋转变动的模型的示意线图。

图15是在速度线图上显示图5及图7所示第1实施方式的Ravigneaux式行星齿轮装置的输入单元(大直径太阳轮)、输出单元(行星架)以及质量块单元(小直径太阳轮)的位移的图表。

图16是表示由图14的模型所获得的旋转变动的传递率的频率特性的图表。

图17是分别表示将中央单元设为输入单元以及将中央单元设为输出单元时扭矩变动传递率与相对旋转比i的关系的模式图表。

图18是在速度线图上显示第2实施方式中各旋转单元位移的图表。

图19是表示对图10的第3实施方式的构成中小直径小齿轮和大直径小齿轮前后交换，将行星架作为输入单元，将小直径内齿圈作为输出单元，将大直径内齿圈作为质量块单元时(第3实施方式的改进实施方式)用于计算旋转变动的模型的示意线图。

图20是在速度线图上显示图10的第3实施方式的变形实施方式(图19)中各旋转单元位移的图表。

图21是在速度线图上显示图12的第4实施方式中各旋转单元位移的图表。

图22是表示使质量块单元位于中央时的速度线图的图表，图22(a)是将减振弹簧配置在质量块单元和输出单元之间的情况，图22(b)是将减振弹簧配置在质量块单元和输入单元之间的情况。

图23是表示将图22所示的中央单元设为质量块单元时扭矩变动的传递率与相对旋转比i的关系的示意图表。

具体实施方式

图1示意性地表示从内燃机的曲柄轴C/S经由液力变矩器T/C到达变速器TM的动力传递系统L₁中、本发明的行星齿轮式动态减振器D/D的配置。动态减振器D/D位于绕过动力传递系统L₁的路径L₂上。锁止离合器L/C位于该旁通路径L₂上。在锁止离合器L/C未卡合时，动力从曲柄轴C/S经由液力变矩器T/C传递到变速装置TM(经由流体的动力传递)，动态减振器D/D不参与动力传递。在锁止离合器L/C卡合时，液力变矩器T/C空转，经由旁通路径L₂进行动力传递，来自曲柄轴C/S的动力以机械方式直接传递到变速器TM。在以该机械方式直接传递时，动态减振器D/D抑制旋转变动。动态减振器D/D使用行星齿轮装置及减振弹簧D/S，在本发明中，行星齿轮装置是所谓的Ravigneaux式行星齿轮装置，行星齿轮P/G为双行星式，具备齿数相异、一体旋转的两个小齿轮PiniA及PiniB。能够在小齿轮PiniA及PiniB的外周分别设置内齿圈RingA、RingB，来进行啮合；还可以在小齿轮PiniA及PiniB的内周分别设置太阳轮SunA、SunB，来进行啮合。并且，还设置有行星架Carr，该行星架Carr可旋转地连接并支撑多个(最少2个)行星齿轮P/G。在Ravigneaux式行星齿轮装置中，作为旋转单元，可以具备内齿圈RingA、RingB、太阳轮SunA、SunB以及行星架Carr最多5个旋转单元。在本发明中，从该内齿圈RingA、RingB、太阳轮SunA、SunB以及行星架Carr最多5个旋转单元中选择最少3个旋转单元，构成动态减振器。太阳轮SunA、SunB、内齿圈RingA、RingB构成本发明的旋转齿轮构件。

图2表示图1的由5个旋转单元构成的Ravigneaux式行星齿轮装置的速度线图。横轴表示行星齿轮传动比，纵轴表示旋转速度。在图2中，将行星架(图1的Carr)假定为输入单元，将其旋转速度设为0(原点)，将大直径内齿圈(图1的RingB)假定为输出元件，将剩余的小直径内齿圈(图1的RingA)、大直径太阳轮(图1的SunA)、小直径太阳轮(图1的SunB)各自的旋转速度相对于大直径内齿圈旋转一周(大直径内齿圈的行星齿轮传动比＝1)之比定义为行星齿轮传动比。小直径内齿圈的行星齿轮传动比Rsr、大直径太阳轮的行星齿轮传动比Rls、小直径太阳轮的行星齿轮传动比Rss、小齿轮(图1的PiniA及PiniB)的行星齿轮传动比Rp可以表示为

Rsr＝(Zsp×Zlr)/(Zsr×Zlp)

Rls＝(Zsp×Zlr)/(Zls×Zlp)

Rss＝Zlr/Zss

Rp＝Zlr/Zlp

这里，

Zss：小直径太阳轮齿数

Zls：大直径太阳轮齿数

Zsp：小直径小齿轮齿数

Zlp：大直径小齿轮齿数

Zsr：小直径内齿圈齿数

Zlr：大直径内齿圈齿数

在图2中，纵轴的原点设为行星架的旋转速度＝0，纵轴表示剩余旋转单元的旋转速度与作为基准的行星架的旋转速度之比。此外，在将大直径内齿圈(行星齿轮传动比＝1)的旋转速度设为1时，用V表示连结大直径内齿圈的行星齿轮传动比＝1对应的旋转速度＝1的点与行星架的行星齿轮传动比为0的原点而成的直线(以下，称为速度直线)，剩余的小直径太阳轮、大直径太阳轮、小直径内齿圈各自的旋转速度也在该速度直线V上。速度直线V表示旋转变动时各旋转单元间的旋转速度的关系。旋转变动的大小和速度直线的斜率成正比。也就是说，如虚线V'所示，旋转变动越大，速度直线V的斜率就越大，各个旋转单元的行星齿轮传动比对应的旋转速度不断地变化。此外，在没有旋转变动的情况下，速度直线V和横轴一致，5个单元之间的旋转速度相同。行星架的旋转速度由0开始变化时，直线仅沿纵轴平行移动，各单元之间的相对旋转速度关系维持为固定。图2所示的是行星架位于原点(输入侧)，输出侧的大直径内齿圈的行星齿轮传动比＝1时的速度线图，但是，如下所述，在本发明的实施方式中，能由构成Ravigneaux式行星齿轮装置的最多5个旋转单元中包含行星架在内的最少3个旋转单元构成行星齿轮减振器。关于该情况下的速度线图，可以按照图2相同的思路制作，如后所述，有助于实现行星齿轮减振器的最佳设计(齿数设定)。此外，图2的纵轴表示剩余旋转单元相对于基准旋转单元(图2的情况下为行星架)的旋转速度的位移(以下，称为旋转位移)。另一方面，关于旋转速度，自然可以基于旋转角度(rad/s)单位而非转速(rpm)单位来表现，但在后述的速度线图的说明中，为了和运动方程(后述公式(1)及(2))统一，旋转位移表现为旋转角度θ。此外，以行星架为枢轴而自转的小齿轮PiniA、PiniB的旋转位移也在速度直线V上，如果同时使用Ravigneaux式行星齿轮装置的5个旋转单元，则如图2所示，其位于行星齿轮传动比的最大正值侧。

如图1所述，在Ravigneaux式行星齿轮装置中，可以具备内齿圈RingA、RingB、太阳轮SunA、SunB以及行星架Carr最多5个旋转单元，但另一方面，作为行星齿轮减振器，最少需要3个旋转单元，即输入侧旋转单元、输出侧旋转单元以及作为减振质量块发挥功能的旋转单元。并且，内齿圈RingA、RingB、太阳轮SunA、SunB以及行星架Carr这5个旋转单元中，行星架Carr受到限制，必须被分配为输入单元、输出单元、减振质量块中的某一个。因此，输入单元及输出单元的组合可以有20个组合，进而，如果考虑选择减振质量块，则可以有60个组合(如图3所示)。除此之外，用于分配必要功能的旋转单元选择项变多，布局的自由度变高。与此相对，如果是常规的行星齿轮装置，会将太阳轮、内齿圈和行星架分配为输入单元、输出单元、减振质量块这3个旋转单元，因此，关于组合，如图4所示，被限定为6个，本发明的Ravigneaux式行星齿轮装置在选择范围的大小这方面有明显的优势。以下，对具备Ravigneaux式行星齿轮装置的本发明动态减振器的具体实施方式进行说明。

〔本发明的第1实施方式〕

图5中，用沿轴线的剖面表示第1实施方式中的变矩器，在外壳10上通过焊接(13表示其焊接部)的方式固定有泵轮壳体11，在由外壳10及泵轮壳体11封闭的空间内，收纳有变矩器的基本构成单元即泵叶轮12、涡轮叶片14、导轮16，此外还收纳有活塞板18及本发明实施方式的动态减振器20。在由外壳10及泵轮壳体11封闭的空间的中心部配置有轮毂22。在外壳10的发动机主体侧外表面焊接并固定有凸台螺母24，连接到曲柄轴的未图示的传动板通过未图示的螺栓，固定于凸台螺母24上，外壳10和发动机的曲柄轴一体旋转。

在中心凸台部18-1处，活塞板18可自由滑动地嵌合于轮毂22上，在其外周部上，在与外壳10的内壁面相向的面上具备环状摩擦件(离合器衬片)26。活塞板18上的摩擦件26与外壳10的内壁面相向的构成相当于图1的锁止离合器L/C。在摩擦件26离开与外壳10的内壁面相向的面，即非锁止状态下，以变矩器的工作油为介质进行动力传递。也就是说，发动机曲柄轴的旋转从外壳10传递到泵轮壳体11，通过泵叶轮12的旋转而产生的工作油的流动被引导至涡轮叶片14，经由导轮16再次到达泵叶轮12，如此循环。通过这种工作油的循环流而产生的涡轮叶片14的旋转会经由轮毂22，使利用花键22A嵌合于轮毂22上的未图示的变速器输入轴旋转。另一方面，在锁止状态下，通过施加于活塞板18的、离开摩擦件26的侧面上的高液压，活塞板18的凸台部18-1在轮毂22上滑动，从而使得活塞板18如图1中虚线18’所示向左移动，摩擦件26被按压至相向的外壳10的内壁面上。因此，外壳10的旋转会经由动态减振器20从活塞板18传递至轮毂22，众所周知，发动机的旋转会直接传递到未图示的变速器的输入轴，而该输入轴花键嵌合于轮毂22的内周(此时，变矩器不参与工作油的动力传递)。并且，动态减振器20发挥功能，抑制锁止时的旋转变动。

对本发明第1实施方式的动态减振器20进行说明，动态减振器20的基本构成单元由减振弹簧(弹性体)30和行星齿轮装置32构成，行星齿轮装置是动态减振器的构成单元，这一点和专利文献1-5相同。然而，通过本实施方式及其他实施方式可知，本发明中行星齿轮装置32构成为所谓的Ravigneaux式行星齿轮装置这一点是最重要的特征。也就是说，在本实施方式中，Ravigneaux式行星齿轮装置32由沿圆周方向间隔地配置有多个的行星齿轮34(图1的P/G)、可旋转地连接行星齿轮34的行星架36(图1的Carr)、大直径太阳轮38(图1的SunA)以及小直径太阳轮40(图1的SunB)构成。在本实施方式中，没有设置图1的两个内齿圈RingA、RingB。行星齿轮34是剖面上呈阶梯形状的双小齿轮型，具备以一体旋转的方式沿轴向并列设置、连接的(在本实施方式中形成为一体)、齿数较少的小直径小齿轮42(图1的PiniA)和齿数较多的大直径小齿轮44(图1的PiniB)。各行星齿轮34利用小齿轮销46及滚针轴承48，在行星架36上自由旋转。在轮齿部42-1中，小直径小齿轮42通过大直径太阳轮38的外周轮齿部38-1，与大直径太阳轮38啮合；在轮齿部44-1中，大直径小齿轮44通过小直径太阳轮40的外周轮齿部40-1，与小直径太阳轮40啮合。在本实施方式中，大直径太阳轮38为输入侧旋转单元，行星架36为输出侧旋转单元，小直径太阳轮40作为减振质量块发挥功能。也就是说，作为输入侧旋转单元的大直径太阳轮38通过铆钉50连接到活塞板18，作为输出侧旋转单元的行星架36的内周部36’和涡轮衬套14-1一同通过铆钉52，固定在轮毂22的法兰盘部22-1上。并且，作为减振质量块的小直径太阳轮40延伸、设置为内径侧接近活塞板18的中心凸台部18-1，是相对于输入、输出侧的任一个，都可以自由旋转的单元。

接着，对本实施方式的减振弹簧30及其保持部、以及利用减振弹簧30在输入侧与输出侧之间传递动力(扭矩)的构成进行说明，该构成在原理上与本申请人作为共同申请人之一的日本专利特开2013-87827号(专利文献6)专利中所记载的内容相同，由作为环状冲压成型品的传动板(也称为保持板)54、均衡板56及从动板58构成。如图6所示，各减振弹簧30由两个螺旋弹簧30-1、30-2构成。传动板54利用铆钉59(图5)固定在活塞板18上。如图6所示，传动板54具备沿圆周方向延伸的窗部54-1，用于保持各个减振弹簧30，在窗部54-1上收纳有分别由螺旋弹簧30-1、30-2构成的减振弹簧30。传动板54形成有沿一个窗部54-1的圆周方向相向的弹簧卡合部54-1A、54-1B，构成一个减振弹簧30的螺旋弹簧30-1、30-2的端部的弹簧座60A、60B与弹簧卡合部54-1A、54-1B相向配置。在输入侧和输出侧之间没有相对旋转的情况下，弹簧座60A、60B分别抵接于弹簧卡合部54-1A、54-1B，从而对减振弹簧30施加初变形载荷。均衡板56可旋转地配置于传动板54的外周侧。在均衡板56上，沿圆周方向相隔120度设置有螺旋弹簧支撑部62，共计3处，螺旋弹簧支撑部62沿半径方向，在构成一个减振弹簧30的螺旋弹簧30-1、30-2互相接近的端部之间延伸、设置。输入侧和输出侧之间的相对旋转会使螺旋弹簧30-1、30-2中的一个变形，该变形会使螺旋弹簧支撑部62乃至均衡板56发生相应的旋转位移，均衡板56的这种旋转位移具有使螺旋弹簧30-1、30-2相对于输入侧和输出侧之间的相对旋转的变形量均衡的作用。如图5所示，从动板58通过焊接部63焊接、固定在涡轮衬垫14-1上。从动板58基本上呈环状，如图6所示，从动板58具备弹簧收容部58-1，其在圆周方向上分离为3处，向轴向(与图6的图纸正交的方向)延伸出去，从动板58的弹簧收容部58-1朝向传动板54的空洞部54-2延伸。在图6所示的输入侧和输出侧没有相对旋转的情况下，从动板58的弹簧收容部58-1在靠近的弹簧座60A、60B之间延伸，相对于弹簧座60A、60B实质上无间隙。输入侧传动板54相对于输出侧从动板58进行箭头a方向(顺时针方向)的相对旋转时，从动板58的弹簧收容部58-1如假想线58-1a所示，在旋转方向a上发生位移，经由弹簧座60A使螺旋弹簧30-1发生变形，螺旋弹簧30-1的变形会经由螺旋弹簧支撑部62、即均衡板56，使螺旋弹簧30-2发生等量变形。同样，输入侧传动板54相对于输出侧从动板58进行箭头b方向(逆时针方向)的相对旋转时，从动板58的弹簧收容部58-1如假想线58-1b所示，在旋转方向b上发生位移，经由弹簧座60B使螺旋弹簧30-2发生变形，螺旋弹簧30-2的变形会经由均衡板56，使螺旋弹簧30-1发生等量变形。减振弹簧30(螺旋弹簧30-1、30-2)会相应于输入侧传动板54与输出侧从动板58的相对旋转位移而发生变形，通过这种变形及依据本发明配置在输入侧和输出侧的Ravigneaux式行星齿轮装置32，能够有效地抑制旋转变动(扭矩变动)。

图7示意性地表示第1实施方式的动力(扭矩)传递系统，Ravigneaux式行星齿轮装置32的行星齿轮34中的小直径小齿轮42和大直径太阳轮38啮合，大直径小齿轮44和小直径太阳轮40啮合。减振弹簧30位于大直径太阳轮38和行星架36之间。在本实施方式中，Ravigneaux式行星齿轮装置32最少由3个旋转单元构成，作为第1旋转单元的大直径太阳轮38为输入侧旋转单元，在锁止离合器L/C卡合时(在图5中，活塞板18为了使摩擦件26与外壳10的相向面卡合而移动时)，连接到动力源侧。作为第2旋转单元的行星架36为输出侧旋转单元，经由涡轮衬垫14-1，连接到变速器侧(轮毂22)。小直径太阳轮40作为Ravigneaux式行星齿轮装置32剩下的第3旋转单元，不参与从动力源向变速器的扭矩传递，自由旋转，作为减振质量块D/M发挥功能。此外，本第1实施方式在行星齿轮装置32中不使用大直径且大重量的内齿圈，因此，有利于确保外壳10的内部径向尺寸有余量，并且有利于减轻装置重量。

〔本发明的第2实施方式〕

图8表示第2实施方式的动态减振器，在本实施方式中，Ravigneaux式行星齿轮装置32由沿圆周方向间隔地配置有多个的行星齿轮34(图1的P/G)、可旋转地连接行星齿轮34的行星架36(图1的Carr)、大直径太阳轮38(图1的SunA)以及小直径太阳轮40(图1的SunB)构成，没有设置图1中的两个内齿圈RingA、RingB这一点和第1实施方式相同。此外，各行星齿轮34利用小齿轮销46及滚针轴承48，在行星架36上自由旋转，在轮齿部42-1中，小直径小齿轮42通过大直径太阳轮38的外周轮齿部38-1，与大直径太阳轮38啮合；在轮齿部44-1中，大直径小齿轮44通过小直径太阳轮40的外周轮齿部40-1，与小直径太阳轮40啮合，这一结构也和第1实施方式相同。在本第2实施方式中，和第1实施方式相同，大直径太阳轮38为输入侧旋转单元。和第1实施方式的第1个不同之处在于，与大直径小齿轮44啮合的小直径太阳轮40在其内周部40A中，和涡轮衬垫14-1一同通过铆钉52，固定在轮毂22的法兰盘部22-1上，小直径太阳轮40为输出侧旋转单元。第2个不同之处在于，行星架36为自由旋转单元，作为减振质量块发挥作用。

关于图8的实施方式中由传动板54、均衡板56以及从动板58构成的减振弹簧30的支撑结构以及动力(扭矩)变动的吸收，与参照图6所说明的第1实施方式相同。也就是说，如参照图6所述，减振弹簧30分别是由一对螺旋弹簧(图6的30-1、30-2)构成的分割式弹簧，通过传动板54支撑减振弹簧30，以便在输入侧和输出侧没有相对旋转的状态下会对其施加初变形载荷，如果输入侧和输出侧发生相对旋转，则在传动板54和从动板58之间减振弹簧30会沿相对旋转方向收缩，吸收旋转变动，并且，和图6所述一样，均衡板56会相应于旋转变动而转动，从而使螺旋弹簧(图6的30-1、30-2)的变形量均衡。图9示意性地表示图8所示第2实施方式的动力(扭矩)传递系统，Ravigneaux式行星齿轮装置32的行星齿轮34中的小直径小齿轮42和大直径太阳轮38啮合，大直径小齿轮44和小直径太阳轮40啮合。减振弹簧30位于大直径太阳轮38和小直径太阳轮40之间。在本实施方式中，Ravigneaux式行星齿轮装置32最少由3个旋转单元构成，作为第1旋转单元的大直径太阳轮38为输入侧旋转单元，在锁止离合器L/C卡合时(在图8中，如虚线18’所示，活塞板18为了使摩擦件26与外壳10的相向面卡合而移动时)，连接到动力源侧。作为第2旋转单元的小直径太阳轮40为输出侧旋转单元，经由涡轮衬垫14-1，连接到变速器侧(轮毂22)。行星架36作为Ravigneaux式行星齿轮装置32剩下的第3旋转单元，不参与从动力源向变速器的扭矩传递，自由旋转，作为减振质量块D/M发挥功能。本实施方式和第1实施方式相同，完全没有使用内齿圈，因此，有利于使外壳10的内部径向尺寸有余量，并且有利于减轻装置重量，这一点也和第1实施方式相同。此外，可以使作为减振质量块D/M发挥功能的行星架36位于外周侧，从而能够有效地增大惯性矩。

〔本发明的第3实施方式〕

图10表示第3实施方式的动态减振器，Ravigneaux式行星齿轮装置32由沿圆周方向间隔地配置有多个的行星齿轮34(图1的P/G)、可旋转地连接行星齿轮34的行星架36(图1的Carr)、小直径内齿圈64(图1的RingA)以及大直径内齿圈66(图1的RingB)构成，其中，所述行星齿轮34分别由小直径小齿轮42及大直径小齿轮44构成。图1所示的、通过小齿轮销46及滚针轴承48由行星架36可旋转地支撑行星齿轮34的结构与第1实施方式中的图5相同。小直径小齿轮42的外周轮齿部42-1通过小直径内齿圈64的内周轮齿部64-1，与小直径内齿圈64啮合；大直径小齿轮44的外周轮齿部44-1通过大直径内齿圈66的内周轮齿部66-1，与大直径内齿圈66啮合。在本实施方式中，对图1所示的装备齐全的Ravigneaux式行星齿轮装置省略了大直径太阳轮(SunA)以及小直径太阳轮(SunB)。并且，小直径内齿圈64为输入侧旋转单元，行星架36为输出侧旋转单元，大直径内齿圈66为减振质量块。也就是说，作为输入侧旋转单元的小直径内齿圈64通过焊接部68，连接到传动板54(和第1实施方式(图5)一样，利用铆钉59固定在活塞板18上)，接受锁止时来自驱动源的旋转的传递。作为输出侧旋转单元的行星架36旋转连接到从动板58(和第1实施方式(图5)一样，通过焊接部63固定在涡轮衬垫14-1上)。在本实施方式中，通过使行星架36外周上沿圆周方向等间隔配置的轮齿部36-1与从动板58的沿圆周方向等间隔配置的槽部58-1卡合，从而进行该旋转连接。此外，大直径内齿圈66作为第3旋转单元，不参与从动力源向变速器的扭矩传递，自由旋转，作为减振质量块发挥功能。

关于图10的实施方式中由传动板54、均衡板56以及从动板58构成的减振弹簧30的支撑结构以及动力(扭矩)变动的吸收，与参照图6所说明的第1实施方式相同。也就是说，如参照图6所述，减振弹簧30分别是由一对螺旋弹簧(图6的30-1、30-2)构成的分割式弹簧，通过传动板54支撑减振弹簧30，以便在输入侧和输出侧没有相对旋转的状态下会对其施加初变形载荷，如果输入侧和输出侧发生相对旋转，则在传动板54和从动板58之间减振弹簧30会沿相对旋转方向收缩，吸收旋转变动，并且，和图6所述一样，均衡板56会相应于旋转变动而转动，从而使螺旋弹簧(图6的30-1、30-2)的变形量均衡。另外，在本实施方式中，传动板54是利用铆钉72连接有辅助板70的双元件结构，均衡板56位于减振弹簧30的内周侧，其结构为具有位于小直径内齿圈64和大直径内齿圈66之间的间隙中的径向内侧延伸部以及分割弹簧(图6的螺旋弹簧30-1、30-2)的支撑部62，虽然从动板58在外形上与图6所述的第1实施方式有少许差异，但能够获得相同的功能。在图10的实施方式中，传动板54、均衡板56、从动板58的构成与本发明的主旨并无太大关系，因此省略详细说明。

图11示意性地表示图10所示第3实施方式的动力(扭矩)传递系统，Ravigneaux式行星齿轮装置32的行星齿轮34中的小直径小齿轮42和小直径内齿圈64啮合，大直径小齿轮44和大直径内齿圈66啮合。减振弹簧30位于小直径内齿圈64和行星架36之间。在本实施方式中，Ravigneaux式行星齿轮装置32最少由3个旋转单元构成，作为第1旋转单元的小直径内齿圈64为输入侧旋转单元，在锁止离合器L/C卡合时(在图5中，如虚线18’所示，活塞板18为了使摩擦件26与外壳10的相向面卡合而移动时)，连接到动力源侧。作为第2旋转单元的行星架36为输出侧旋转单元，经由涡轮衬垫14-1，连接到变速器侧(轮毂22)。大直径内齿圈66作为Ravigneaux式行星齿轮装置32剩下的第3旋转单元，不参与从动力源向变速器的扭矩传递，自由旋转，作为减振质量块D/M发挥功能。本实施方式不使用太阳轮，因此，有利于使外壳10的内部径向尺寸有余量，并且有利于减轻装置重量。

〔本发明的第4实施方式〕

图12表示第4实施方式的动态减振器，Ravigneaux式行星齿轮装置32由沿圆周方向间隔地配置有多个行星齿轮34(图1的P/G)、可旋转地连接行星齿轮34的行星架36(图1的Carr)、小直径太阳轮40(在图1中绘制为大直径太阳轮的SunA)、小直径内齿圈64(在图1中绘制为大直径内齿圈的RingB)以及大直径内齿圈66(在图1中绘制为小直径内齿圈的RingA)构成，其中，所述行星齿轮34分别由小直径小齿轮42及大直径小齿轮44构成。小直径小齿轮42及大直径小齿轮44的位置关系与第1实施方式(图5)及第3实施方式(图10)前后交换。图1所示的、通过小齿轮销46及滚针轴承48由行星架36可旋转地支撑行星齿轮34的结构与第1实施方式中的图5相同。大直径小齿轮44的外周轮齿部44-1通过大直径内齿圈66的内周轮齿部66-1，与大直径内齿圈66啮合。小直径小齿轮42的外周轮齿部42-1通过小直径内齿圈64的内周轮齿部64-1，与小直径内齿圈64啮合。在本实施方式中，对图1所示的装备齐全的Ravigneaux式行星齿轮装置仅省略了大直径太阳轮(相当于图1中绘制为小直径太阳轮的SunB)。并且，大直径内齿圈66为输入侧旋转单元，行星架36为输出侧旋转单元，小直径太阳轮40为减振质量块。也就是说，作为输入侧旋转单元的大直径内齿圈66的外周轮齿部66-2与活塞板18的外周槽部18-2啮合，借此，大直径内齿圈66接受锁止时来自驱动源的旋转的传递。为了保持大直径内齿圈66，环状卡合板66设置为，其中心部位于小齿轮42、44之间并延伸。和第1实施方式(图5)一样，作为输出侧旋转单元的行星架36与涡轮衬垫14-1一同通过铆钉52连接到轮毂22，并连接到变速器侧。小直径太阳轮40的外周轮齿部40-1和大直径小齿轮44啮合，内周延伸至凸台部40-2，凸台部40-2相对于轮毂22可以旋转，小直径太阳轮40不参与从动力源向变速器的扭矩传递，自由旋转，作为减振质量块发挥功能。在本实施方式中，减振弹簧30位于连接行星架36的输出侧与小直径内齿圈64之间，关于减振弹簧30的具体配置，依据第1实施方式的图6，即，如参照图6所述，减振弹簧30分别是由一对螺旋弹簧构成的分割式弹簧，通过传动板54对减振弹簧30进行支撑，以便在输入侧和输出侧没有相对旋转的状态下会对其施加初变形载荷。传动板54通过焊接部80焊接、固定在小直径内齿圈64上。如果输入侧和输出侧发生相对旋转，则在传动板54和从动板58(通过焊接部82固定在涡轮衬垫14-1上)之间减振弹簧30会沿相对旋转方向收缩，吸收旋转变动。在图6中，从动板58具备在靠近的弹簧座60A、60B之间延伸、设置的弹簧收容部58-1，如图6所述，弹簧收容部58-1经由弹簧座60A、60B，相应于旋转变动而使减振弹簧30变形，利用弹簧吸收旋转变动。此外，和图6中的说明一样，均衡板56相应于旋转变动而转动，从而可以使和图6的螺旋弹簧30-1、30-2相等的螺旋弹簧变形量均衡。

图13示意性地表示图12所示第4实施方式的动力(扭矩)传递系统，Ravigneaux式行星齿轮装置32的行星齿轮34中的小直径小齿轮42和小直径内齿圈64啮合，大直径小齿轮44和大直径内齿圈66啮合。在本实施方式中，Ravigneaux式行星齿轮装置32由4个旋转单元构成，作为第1旋转单元的大直径内齿圈66为输入侧旋转单元，在锁止离合器L/C卡合时，连接到动力源侧。作为第2旋转单元的行星架36为输出侧旋转单元，经由涡轮衬垫14-1，连接到变速器侧(轮毂22)。减振弹簧30位于小直径内齿圈64和作为输出侧旋转单元的行星架36之间。小直径太阳轮40作为Ravigneaux式行星齿轮装置32剩下的第4旋转单元，不参与从动力源向变速器的扭矩传递，自由旋转，作为减振质量块D/M发挥功能。

第1-第3实施方式使用Ravigneaux式行星齿轮装置的5个旋转单元中必要的输入侧及输出侧旋转单元以及作为减振质量块发挥功能的旋转单元这3个旋转单元，而本第4实施方式的不同之处在于，设置小直径内齿圈64作为第4旋转单元，经由减振弹簧30将小直径内齿圈64连接到输出侧。此外，第4旋转单元也可以为经由减振弹簧连接到输入侧的构成，也可以使第4旋转单元以及/或者最后的第5旋转单元作为附加的减振质量块发挥功能。

〔本发明的行星齿轮减振器的振动模型计算例〕

以下，参照图14对本发明的行星齿轮减振器的旋转变动计算方法进行说明，图14是用于对图5～图7第1实施方式的构成中的旋转变动进行计算的模型，100表示输入侧旋转部(从曲柄轴经由外壳10、泵轮壳体11、活塞板18、传动板54，到达大直径太阳轮38的旋转构件)，102表示变速器侧旋转部(包括行星齿轮34及小齿轮销46在内的行星架36之后的涡轮叶片14、涡轮衬垫14-1、铆钉53、轮毂22以及轮毂22之后的变速器的旋转部分)，由Ravigneaux式行星齿轮装置32及减振弹簧30构成的动态减振器配置在输入侧旋转部100和变速器侧旋转部102之间，变速器旋转部102经由车辆传动轴104连接到车身106，从而构筑出用于计算旋转变动的模型。如果图中的标号表示如下内容：

I₁：变矩器输入侧旋转部100的惯性矩

I₂：变速器侧旋转部102的惯性矩

I₃：减振质量块(小直径太阳轮40)的惯性矩

I₄：小齿轮42、44的惯性矩

K₁：减振弹簧30的扭转刚度

K_d：车辆传动轴104的扭转刚度

T₁：变矩器输入侧旋转部100的扭矩变动

θ₁：变矩器输入侧旋转部100的旋转位移

θ₂：变速器侧旋转部102的旋转位移

θ₃：减振质量块(小直径太阳轮40)的旋转位移

θ₄：小齿轮42、44(自转)的旋转位移

则

所表示的2个自由度的运动方程成立。

在上述公式(1)及(2)中，i是输出-减振质量块(小直径太阳轮40)之间的旋转位移差θ₂-θ₃与输入-输出之间的旋转位移差θ₁-θ₂之比(以下，称为相对旋转比)，表示为

此外，j是输出-小齿轮42、44之间的旋转位移差θ₂-θ₄与输入-输出之间的旋转位移差θ₁-θ₂之比(以下，称为相对旋转比)，表示为

行星齿轮装置工作时，小齿轮42、44一边自转一边进行公转，从而使行星架36旋转。具有质量的小齿轮42、44由于自转而具有旋转惯性质量，作为减振质量块(质量块单元)发挥功能。运动方程(1)及(2)中也反映出了小齿轮42、44作为减振质量块发挥功能这一点。

图15是针对第1实施方式所涉及的图14的旋转变动计算用模型，依据图2的速度线图，在速度线图上显示行星齿轮装置32的输入单元(大直径太阳轮38)、输出单元(行星架36)以及质量块单元(小直径太阳轮40)的旋转位移，依据图2中所示的速度直线V、V'，将输入单元(大直径太阳轮38)的旋转位移表示为θ₁，将输出单元(行星架36)的旋转位移表示为θ₂，将质量块单元(小直径太阳轮40)的旋转位移表示为θ₃，并使其位于速度直线Va上(横轴为行星齿轮传动比)。如果将输入单元(大直径太阳轮38)和输出单元(行星架36)之间的行星齿轮传动比设为1，根据上述公式(3)可知，表示行星齿轮传动比的横轴中质量块单元(小直径太阳轮40)与位于中间的单元(以下，称为中央单元)即输出单元(行星架36)的行星齿轮传动比之差直接表现为相对旋转比i。另外，在包括图15在内的以下速度线图(图20-图22)中，以输出单元的旋转位移θ₂为基准，显示包括正负单元在内的剩下的输入单元旋转位移θ₁及质量块单元的旋转位移θ₃。此外，在行星架36上自转的小齿轮42、44的旋转位移θ₄也在速度直线Va上，根据上述公式(4)可知，其与输出单元(行星架36)的行星齿轮传动比之差为相对旋转比j。并且，小齿轮42、44的旋转位移θ₄位于距离输出单元相差相对旋转比j的位置处。小齿轮42、44的自重使其作为行星架36上的质量块单元发挥功能，而自身的自转所产生的惯性矩又使其独立于其他构成单元，在相对旋转比j处作为质量块单元发挥功能。

图16中，根据运动方程(1)及(2)执行数值计算，如专利文献6所述，在与现有的仅由螺旋弹簧构成的减振装置(曲线Ⅰ)的对比中，分别用i＝-3.0(曲线Ⅱ)、i＝-2.0(曲线Ⅲ)以及i＝-1.15(曲线Ⅳ)表示所获得的扭矩变动传递率的计算结果。横轴表示频率。这里，传递率表示输出侧扭矩变动与输入侧扭矩变动之比，传递率的值越小，表示出现于输出侧的扭矩变动越小，表明扭矩变动得到了抑制。无论相对旋转比i的值如何，低于10Hz时都会由于共振而出现峰值，呈现出从峰值处开始，频率越高，传递率越低的特性。在图16中，直线L表示扭矩变动的容许上限值(例如-20dB)。对车辆中近来备受重视的25Hz左右的设定频率f_A(用直线M表示)处的扭矩变动传递率进行观察后发现，可以抑制现有技术(曲线Ⅰ)中出现的峰值。此外，如果接近i＝-1，则能够有效地将传递率抑制在容许上限值(直线L)以下；如果i＝-2、-3，且向负值方向增加，虽然仍在容许上限值(直线L)以下，但接近设定频率f_A(直线M)的容许上限值(直线L)，并不优选。为了明确这一情况，图17的曲线W₁示意性地表示相对旋转比i与传递率的关系，表明随着相对旋转比i从较大负值侧逐渐接近-1，传递率逐渐降低。也就是说，曲线W₁表示的是如图15所示在输入单元(大直径太阳轮38)位于输出单元(行星架36)和质量块单元(小直径太阳轮40)的中间时，即如图15的速度线图所示中央单元为输入单元时，相对旋转比i与传递率的关系，由此可知，相对旋转比i的值优选为接近-1的值。当相对旋转比i的值接近-1时，在图15中质量块单元(小直径太阳轮40)的行星齿轮传动比值(图15中质量块单元的横轴位置)如虚线D所示，为了尽可能接近作为中央单元的输入单元(大直径太阳轮38)的行星齿轮传动比值，在与输出单元(行星架36)的关系中，沿接近输出单元的旋转位移θ₂的方向，换言之，为了使质量块单元(小直径太阳轮40)的旋转位移θ₃值降低到作为输入单元(大直径太阳轮38)的中间单元旋转位移θ₁值附近，设定行星齿轮装置32的各旋转单元的齿数即可。

图18表示图8所示本发明第2实施方式的速度线图(用速度直线Vb表示)，本实施方式的输入单元为大直径太阳轮38，输出单元为小直径太阳轮40，质量块单元为行星架36，作为输入单元的大直径太阳轮38位于中央。如图17的曲线W₂所示，为了使相对旋转比i如虚线D所示接近0(为了使质量块单元的旋转位移θ₃值减少到作为中间单元的输入单元旋转位移θ₁值附近)，对行星齿轮装置的各旋转单元的齿数进行设定即可，

以下列举用于计算行星齿轮减振器的振动模型的另一计算例，图19是依据图14在锁止状态下计算旋转变动的模型图，将图10的第3实施方式中的小直径小齿轮42和大直径小齿轮44前后交换，将行星架36构成为输入单元，将啮合于小直径小齿轮42的小直径内齿圈64构成为输出单元，将啮合于大直径小齿轮44的大直径内齿圈66构成为质量块单元。图20依据图2的速度线图，在速度线图上显示行星齿轮装置32的输入单元(行星架36)、输出单元(小直径内齿圈64)以及质量块单元(大直径内齿圈66)的位移，依据图2的速度直线V、V'，将输入单元(行星架36)的旋转位移设为θ₁，将输出单元(小直径内齿圈64)的旋转位移设为θ₂，将质量块单元(大直径内齿圈66)的旋转位移设为θ₃，并使其位于速度直线Vb上。和图2一样，将作为质量块单元发挥功能的小齿轮42、44的旋转位移θ₄也显示于速度直线Vb上。和图15一样，横轴为行星齿轮传动比，但作为基准的旋转位移θ₁为输入单元(行星架36)的旋转位移，因此，速度直线Vb的斜率和图15相反(小齿轮42、44的位置也相反，在正值侧位于距离输出单元(小直径内齿圈64)相差行星齿轮传动比j的位置处)。如果将输入单元(行星架36)和输出单元(小直径内齿圈64)之间的行星齿轮传动比设为1，则在表示行星齿轮传动比的横轴中，位于中间的中央单元在该情况下为输出单元，即小直径内齿圈64。该情况下，根据公式(3)，质量块单元(大直径内齿圈66)与作为中央单元的输出单元(小直径内齿圈64)的行星齿轮传动比之差即为相对旋转比i。根据表示运动方程的公式(1)及(2)，同样执行数值计算，则扭矩变动传递率与相对旋转比i的关系如图17的右半部分曲线W₂所示，随着相对旋转比i从较大正值逐渐接近0，传递率逐渐降低。在图20中，当相对旋转比i接近0时，质量块单元(大直径内齿圈66)的行星齿轮传动比值(图20中质量块单元(大直径内齿圈66)的横轴位置)如虚线E所示，为了尽可能接近作为中央单元的输出单元(小直径内齿圈64)的行星齿轮传动比值，换言之，为了使质量块单元的旋转位移θ₃值增加到作为输出单元(小直径内齿圈64)的中间单元旋转位移θ₂值附近，设定行星齿轮装置32的各旋转单元的齿数即可。

图21表示图12所示本发明第4实施方式的速度线图(用速度直线Vc表示)，本实施方式的输入单元为大直径内齿圈66，输出单元为行星架36，质量块单元为小直径太阳轮40，作为输出单元的行星架36位于中央这一点和图20相同，用虚线F表示相对旋转比i值，如图17的曲线W₂所示，为了使相对旋转比i接近0(为了使质量块单元的旋转位移θ₃值增加到作为中间单元的输出单元旋转位移θ₂值附近)，对行星齿轮装置的各旋转单元的齿数进行设定即可。另外，本实施方式附加小直径内齿圈64，将减振弹簧30配置在作为输出单元的行星架36和小直径内齿圈64之间，这一点和将减振弹簧30设置在输入单元和输出单元之间的其他实施方式不同。和将减振弹簧30配置在输入单元和输出单元之间的情况相比，减振弹簧30的这种设置形态有利于抑制减振弹簧30相对于同一变形量而发生弯曲，从而容许更大的旋转位移。

以上是在速度直线的中间配置输入单元或输出单元时的运动分析结果，相对旋转比i值为i＞0(输出单元配置于中央)或者i＜-1(输入单元配置于中央)，但如果将质量块单元配置于中央，则运动分析结果会不同，相对旋转比i值为-1＜i＜0。将质量块单元配置在中央会出现两个选项，即如图22(a)所示将减振弹簧30配置在质量块单元和输出单元之间，或者如图22(b)所示将减振弹簧30配置在质量块单元和输入单元之间。在输入单元和输出单元的中间配置减振弹簧30并不会改善传递率(等效惯量及等效刚度均不会降低)，为不可取的配置，故被排除。在将减振弹簧30配置在质量块单元和输出单元之间的图22(a)的情况下，如图23的曲线W₃所示，显示出相对旋转比i朝向0逐渐降低的特性。因此，沿图22(a)的速度直线Vd，使质量块单元的旋转位移θ₃如虚线G所示接近减振弹簧30的连接侧即输出单元的旋转位移θ₂，使相对旋转比i尽可能接近0，从而可以获得良好的传递率特性。与此相对，在将减振弹簧30配置在质量块单元和输入单元之间的图22(b)的情况下，如图23的曲线W₄所示，显示出相对旋转比i朝向-1逐渐降低的特性。因此，沿图22(b)的速度直线Ve，使质量块单元的旋转位移θ₃如虚线H所示接近减振弹簧30的连接侧即输入单元的旋转位移θ₁，使相对旋转比i尽可能接近-1，从而可以获得良好的传递率特性。另外，图22中并未确定输入单元、输出单元，速度直线上小齿轮的位置无法决定，因此，和图2、图15、图20及图21不同，没有显示小齿轮。

在以上振动模型的计算例中，优选相对旋转比i接近-1是指相对旋转比i不为-1的情况下优选尽可能地接近-1，同样，优选相对旋转比i接近0是指相对旋转比i不为0的情况下优选尽可能地接近0。也就是说，当i＝-1或者i＝0时，振动模型的运动方程(1)及(2)中包含质量块单元的惯性矩I₃的2项i(1+i)I₃×(d²θ₂/dt²)以及i(1+i)I₃×(d²θ₁/dt²)为0，运动方程无意义(不作为动态减振器发挥功能)，作为动态减振器，i＝-1或者i＝0的值不可取。

〔相对旋转比i的具体计算例〕

最后，通过与现有技术进行比较，对本发明的相对旋转比i的计算例进行说明，在上述专利文献1(日本专利特开平11-159595号公报)中，常规的行星齿轮装置是将行星架构成为输入单元，将太阳轮构成为输出单元，将内齿圈构成为质量块单元，速度线图和图15相同。如果将内齿圈的齿数Zr设为120，使太阳轮的齿数(Zs)尽可能小，设为Zr的1/3，即Zs＝40，则该情况下小齿轮的齿数Zp＝40。相对旋转比i可以通过

获得。与此相对，在本申请发明的第3实施方式(图10)中，将小直径内齿圈64构成为输入单元，将行星架36构成为输出单元，将大直径内齿圈66构成为质量块单元，速度线图可以依据图15进行显示，如果将作为减振质量块的大直径内齿圈66的齿数同样设为120，将行星齿轮34中的大直径小齿轮44的齿数设为20，将小直径小齿轮42的齿数设为18，则作为输入单元的小直径内齿圈64的齿数为118。据此计算相对旋转比i，则为

可以使中央单元为输入单元时旋转位移比i更加接近图17的左半部分所示曲线W₁中的理想值即-1。

作为另一现有技术，对速度线图的中央单元为输出单元的所述专利文献2(日本专利特开2010-101380号公报)中的计算例进行说明，在该专利文献2的情况下，作为输出单元的行星架位于中间，速度线图和图20相同。为了使中央单元为输入单元时的相对旋转比i符合图17的右半部分所示曲线W₂，接近0，为了使太阳轮的齿数Zs和内齿圈的齿数Zr尽可能为相等的齿数，将要使用的小齿轮的齿数作为最小齿数，设为Zp＝18。太阳轮的齿数Zs可以根据

Zs＝Zr-2×Zp＝120-2×18＝84

计算，相对旋转比i为

可知其无法充分地接近0。与此相对，若为本发明中图19的构成(将图10的实施方式中的小直径小齿轮42和大直径小齿轮44前后交换，将行星架36构成为输入单元，将啮合于小直径小齿轮42的小直径内齿圈64构成为输出单元，将啮合于大直径小齿轮44的大直径内齿圈66构成为质量块单元时)，进行同样的计算，则和上述计算例一样，如果作为减振质量块的大直径内齿圈66的齿数Zlr＝120，小直径小齿轮42的齿数Zlp＝20，大直径小齿轮44的齿数Zsp＝18，内齿圈的齿数Zsr＝118，则相对旋转比i为

由此可知，中央单元为输出单元时相对旋转比i可以获得充分接近0的值，即表示相对旋转比i的图17右半部分所示曲线W₂中的理想值。

标号说明

10…外壳

12…泵叶轮

14…涡轮叶片

16…导轮

18…活塞板

20…动态减振器

22…轮毂

26…摩擦件

30…弹性体(减振弹簧)

30-1、30-2…构成减振弹簧的螺旋弹簧

32…行星齿轮装置

36…行星架

38…大直径太阳轮

40…小直径太阳轮

42…小直径小齿轮

44…大直径小齿轮

46…小齿轮销

48…滚针轴承

54…传动板

56…均衡板

58…从动板

60A、60B…弹簧座

64…小直径内齿圈

66…大直径内齿圈