JP6505035B2 - トルク伝達装置 - Google Patents

Description

本発明は、振動減衰機能を有するトルク伝達装置に関する。

例えばロックアップ機構を有するトルクコンバータには、ロックアップ機構の作動時に、エンジンの回転変動によって生じる捩り振動がトランスミッションに直接伝達されることを防ぐため、振動減衰機能を有する装置が設けられる。この種の装置として、例えば特許文献１記載の装置は、ロックアップクラッチとタービンランナとの間に、第１の弾性体、質量体本体および第２の弾性体を直列に連結して介装する。さらに、質量体本体に第３の弾性体を介して付加質量体を接続し、ダイナミックダンパを構成する。

特許第５０５１４４７号公報

この種の装置では、エンジン回転数に応じた加振周波数でロックアップクラッチが加振されるため、加振周波数は一定ではなく、幅広い加振周波数に対し振動減衰効果を得ることが好ましい。しかしながら、上記特許文献１記載の装置は、単に質量体本体に第３の弾性体を介して付加質量体を接続するように構成されるため、第３の弾性体のばね定数と付加質量体のイナーシャとによって定まるダイナミックダンパの設定周波数に対応した加振周波数の近傍のみでしか、振動減衰効果を発揮することができない。

本発明の一態様は、軸線を中心に回転する第１回転体からのトルクを第２回転体に伝達するトルク伝達装置であり、第１回転体と第２回転体との間の動力伝達経路に配設された中間部材と、第１回転体と中間部材との間および中間部材と第２回転体との間にそれぞれ介装された第１弾性体および第２弾性体と、第３弾性体を介して中間部材に接続された慣性体と、第３弾性体を伸縮可能に支持する弾性体支持手段と、を備え、弾性体支持手段は、第１回転体と第２回転体とが回転を停止している初期状態に、第３弾性体に初期荷重を与えた状態で第３弾性体を支持し、第１の加振周波数および第１の加振周波数に１より大きい所定係数を乗じた第２の加振周波数を、それぞれ振動減衰領域の下限周波数および上限周波数として設定するとき、弾性体支持手段は、第３弾性体のばね定数に対する第３弾性体に与える初期荷重の比率が、中間部材に対する慣性体の捩り角度の最大振幅の１／２倍を所定係数の二乗で除算した値より大きく、かつ、中間部材に対する慣性体の捩り角度の最大振幅の１／２倍よりも小さい値となるように、初期荷重を与えて第３弾性体を支持することを特徴とする。
また、本発明の他の態様は、軸線を中心に回転する第１回転体からのトルクを第２回転体に伝達するトルク伝達装置であり、第１回転体と第２回転体との間の動力伝達経路に配設された中間部材と、第１回転体と中間部材との間および中間部材と第２回転体との間にそれぞれ介装された第１弾性体および第２弾性体と、第３弾性体を介して中間部材に接続された慣性体と、第３弾性体を伸縮可能に支持する弾性体支持手段と、を備え、弾性体支持手段は、第１回転体と第２回転体とが回転を停止している初期状態に、第３弾性体に初期荷重を与えた状態で第３弾性体を支持し、弾性体支持手段は、第３弾性体のばね定数に対する第３弾性体に与える初期荷重の比率が、０より大きく、かつ、中間部材に対する慣性体の捩り角度の最大振幅の１／２倍よりも小さい値となるように、初期荷重を与えて第３弾性体を支持することを特徴とする。

本発明によれば、中間部材に接続されたダイナミックダンパを構成する第３弾性体を、初期荷重を与えた状態で支持するようにしたので、広範囲の加振周波数に対し良好な振動減衰効果を発揮することができる。

本発明の実施形態に係るトルク伝達装置が適用されるトルクコンバータの断面図。 本発明の実施形態に係るトルク伝達装置の振動モデルを示す図。 ダンパ形式の違いによる振動減衰効果を示す第１の図。 ダンパ形式の違いによる振動減衰効果を示す第２の図。 ばね定数が一定のダイナミックダンパを用いた場合のダイナミックダンパの周波数と加振周波数との関係および振動減衰効果を示す図。 エンジン回転数に対するダイナミックダンパの振幅を示す図。 本発明の実施形態に係るトルク伝達装置に含まれるダイナミックダンパのばね特性を示す図。 本発明の実施形態に係るトルク伝達装置による振動減衰効果を示す図。 本発明の実施形態に係るトルク伝達装置に含まれるダイナミックダンパのばね特性の設定手法を説明するための第１の図。 本発明の実施形態に係るトルク伝達装置に含まれるダイナミックダンパのばね特性の設定手法を説明するための第２の図。 本発明の実施形態に係るトルク伝達装置に含まれるダイナミックダンパのばね特性の設定手法を説明するための第３の図。 本発明の実施形態に係るトルク伝達装置に含まれるダイナミックダンパのばね特性の設定手法を説明するための第４の図。 本発明の実施形態に係るトルク伝達装置に含まれるダイナミックダンパのばね特性の設定手法を説明するための第５の図。 図１１のＢ点にダイナミックダンパのプリセット荷重とばね定数とを設定した場合の振動減衰効果を示す図。 図１のトルク伝達装置の拡大図。 図１のトルク伝達装置の分解斜視図。

以下、図１〜図１４を参照して本発明の実施形態について説明する。本発明の実施形態に係るトルク伝達装置は、例えばロックアップ機構を有する車両のトルクコンバータに適用される。図１は、本発明の実施形態に係るトルク伝達装置が適用されるトルクコンバータの断面図である。なお、以下では、便宜上、図示のように軸線ＣＬ０に沿って前後方向を定義し、この定義に従い各部の構成を説明する。

図１に示すように、トルクコンバータ１０は、図示しないエンジンの出力軸（クランクシャフト）に接続されたポンプインペラ１１と、図示しない変速機の入力軸に接続されたタービンランナ１２とを有する。ポンプインペラ１１とタービンランナ１２とは、それぞれ軸線ＣＬ０を中心に回転可能に設けられる。タービンランナ１２は、ポンプインペラ１１の前方に、ポンプインペラ１１に対向して配置され、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との間に、矢印Ａで示す流体（油）の循環路が形成される。

ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との間には、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２の径方向内側にステータ１３が配置される。ステータ１３は、その内径側に設けられたステータハブ１４に支持され、ステータハブ１４はワンウェイクラッチ１５を介してステータシャフト１６に支持される。ステータシャフト１６は、その内周面が図示しない変速機のケースに回転不能に固定される。ステータハブ１４とポンプインペラ１１のシェル１１ａとの間には、スラストベアリング１７Ａが設けられる。

タービンランナ１２の前方にはカバー１８が配置される。カバー１８は、略径方向に延在する第１板部１８１と、第１板部１８１の外径側端部から後方に屈曲して延在する第２板部１８２とを有する。第２板部１８２は、略円筒形状を呈し、その後端部は、ポンプインペラ１１のシェル１１ａに溶接等により接合され、カバー１８とタービンランナ１２との間に空間ＳＰ１が形成される。第２板部１８２の外周面には径方向外側に向けてボス１８３が突設され、エンジンの出力軸からのトルクは、ボス１８３およびカバー１８を介してポンプインペラ１１に入力される。

ステータハブ１４とカバー１８の第１板部１８１との間には、タービンハブ１９が配置される。タービンハブ１９の径方向内側には、図示しない変速機の入力軸が配置される。タービンハブ１９は、その内周面に設けられたスプラインを介して変速機の入力軸に固定され、入力軸と一体に回転する。タービンハブ１９とカバー１８との間にはスラストベアリング１７Ｂが設けられ、タービンハブ１９とステータハブ１４との間にはスラストベアリング１７Ｃが設けられる。

タービンハブ１９の外周面には、径方向外側に向けてフランジ部１９ａが突設され、フランジ部１９ａの後面に、タービンランナ１２のシェル１２ａの内径側端部がピン等の締結部材１９ｂにより固定される。シェル１２ａを溶接により固定することもできる。シェル１２ａの外径側端部は後方に屈曲して延在する。

このようなトルクコンバータ１０において、エンジンの出力軸の回転によりポンプインペラ１１が回転すると、ポンプインペラ１１からタービンランナ１２に油が流れる。この油は、タービンランナ１２を駆動した後、ステータ１３を通過してポンプインペラ１１に還流する。すなわち、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２とステータ１３との間を、図１の循環路Ａに沿って油が流れる。この油の流れにより、エンジンの出力軸の回転が減速かつトルクが増幅されて、変速機の入力軸に伝達される。

トルクコンバータ１０は、タービンハブ１９とカバー１８とを機械的に連結するロックアップクラッチ２０を有する。ロックアップクラッチ２０は、カバー１８の第１板部１８１の後方に、第１板部１８１に対向して配置されたクラッチピストン２１を有する。クラッチピストン２１は、その内径側端部が後方に向けて円環状に形成され、クラッチピストン２１の内周面は、タービンハブ１９の外周面に前後方向に摺動可能に嵌合され、クラッチピストン２１はタービンハブ１９に対し相対回転可能に支持される。

クラッチピストン２１は、略径方向に延在する第１板部２１１と、第１板部２１１の外径側端部から後方に延在する第２板部２１２とを有する。第１板部２１１の前面には、その外径側端部に摩擦ライニング２１３が取り付けられ、クラッチピストン２１とカバー１８とは、摩擦ライニング２１３を介して摩擦係合可能である。クラッチピストン２１に入力されたトルクは、トルク伝達装置１００を介してタービンハブ１９に伝達される。なお、トルク伝達装置１００の構成については後述する。

ポンプインペラ１１とカバー１８との間の空間ＳＰ１は、クラッチピストン２１により前側作動室ＳＰ１１と後側作動室ＳＰ１２とに区画される。前側作動室ＳＰ１１と後側作動室ＳＰ１２とは、クラッチピストン２１の第２板部２１２とカバー１８の第２板部１８２との間の隙間２２を介して連通する。前側作動室ＳＰ１１には、カバー１８とクラッチピストン２１との間の第１流路２３を介して、一方、後側作動室ＳＰ１２には、ポンプインペラ１１のシェル１１ａとステータハブ１４との間の第２流路２４を介して、それぞれ不図示のポンプから油を供給可能である。前側作動室ＳＰ１１および後側作動室ＳＰ１２への油の流れは、図示しない弁装置により制御される。

第１流路２３を介して前側作動室ＳＰ１１にポンプから油が供給されると、前側作動室ＳＰ１１は後側作動室ＳＰ１２よりも高圧となり、クラッチピストン２１は後方に押動される。これによりロックアップクラッチ２０が切断される。この状態では、エンジンの出力軸の回転は、カバー１８を介してポンプインペラ１１に伝達され、さらにポンプインペラ１１とタービンランナ１２とステータ１３との間の循環路Ａを流れる油を介してタービンランナ１２に伝達される。タービンランナ１２の回転は、タービンハブ１９を介して変速機の入力軸に伝達される。

一方、第２流路２４を介して後側作動室ＳＰ１２にポンプから油が供給されると、後側作動室ＳＰ１２は前側作動室ＳＰ１１よりも高圧となり、クラッチピストン２１は前方に押動される。これにより摩擦ライニング２１３を介してクラッチピストン２１がカバー１８に摩擦係合され、ロックアップクラッチ２０が接続される。すなわち、ロックアップ機構が作動する。この状態では、エンジンの出力軸の回転は、カバー１８、クラッチピストン２１、トルク伝達装置１００およびタービンハブ１９を介して変速機の入力軸に伝達される。すなわち、タービンハブ１９は、流体を介することなくカバー１８に機械的に連結される。このため、流体の滑りに起因したトルクの伝達ロスを防ぐことができる。

ロックアップ機構の作動時において、クラッチピストン２１とタービンハブ１９とが直接連結されると、エンジンの回転変動によって生じる捩り振動が変速機に直接伝達される。これを避けるため、クラッチピストン２１とタービンハブ１９との間に、振動減衰機能を有するトルク伝達装置１００が配置される。

図２は、トルク伝達装置１００の振動モデルを示す図である。図２では、トルク伝達装置１００は、第１回転体１（入力部材）からのトルクを第２回転体２（出力部材）へ伝達するものとして、一般化して示している。なお、本実施形態では、クラッチピストン２１が第１回転体１を構成し、タービンハブ１９と一体の出力板６０（図１３）が第２回転体２を構成する。

図２に示すように、トルク伝達装置１００は、第１回転体１と第２回転体２との間の動力伝達経路ＰＡに配設された中間部材３と、第１回転体１と中間部材３との間および中間部材３と第２回転体２との間にそれぞれ介装された第１弾性体４および第２弾性体５と、第３弾性体７を介して中間部材３に接続された慣性体６とを有する。すなわち、トルク伝達装置１００は、第１弾性体４と第２弾性体５とを中間部材３を介して直列に接続して直列ダンパを構成するとともに、第３弾性体７を介して中間部材３に慣性体６を接続してダイナミックダンパを構成する。

図３Ａ，図３Ｂは、ダンパ形式の違いによる振動減衰効果を示す図である。図中、横軸はエンジン回転数Ｎを、縦軸は振動の減衰率を示す。第１回転体１の振幅（最大振幅）をＡ１、第２回転体２の振幅（最大振幅）をＡ２とすると、減衰率は（Ａ２−Ａ１）／Ａ１で定義される。したがって、減衰率はマイナスで表され、図の下方に行くほど減衰率（減衰効果）が大きくなる。図３Ａ，図３Ｂにおいて、特性ｆ１（実線）が本実施形態のトルク伝達装置１００による特性であり、特性ｆ２（点線）は、直列ダンパのみによる振動減衰効果の特性、特性ｆ３（一点鎖線）は、第１回転体１にダイナミックダンパを接続した場合の振動減衰効果の特性、特性ｆ４（二点鎖線）は、第２回転体２にダイナミックダンパを接続した場合の振動減衰効果の特性である。

図３Ａに示すように、本実施形態のトルク伝達装置１００のように直列ダンパとダイナミックダンパとを併用すると（特性ｆ１）、直列ダンパのみの場合（特性ｆ２）と比べ、特に所定回転数Ｎ１近傍の振動減衰効果を高めることができる。また、図３Ｂに示すように、ダイナミックダンパを慣性質量の大きい第１回転体１や第２回転体２に接続すると（特性ｆ３，ｆ４）、所定のエンジン回転数Ｎ２において反共振の影響により振動の減衰率が悪化する。これに対し、本実施形態のように中間部材３にダイナミックダンパを接続すると（特性ｆ１）、反共振の影響がなく、振動減衰効果を高めることができる。以上を考慮し、本実施形態では、振動減衰効果を高めるため、直列ダンパとダイナミックダンパとを併用し、ダイナミックダンパを中間部材３に接続する。

このようなダイナミックダンパは、第３弾性体７と慣性体６の構成によって定まる特定の周波数（以下、ダンパ周波数と呼ぶ）ｆｄｄ[Hz]で、振動減衰効果を高めることができる。ダンパ周波数ｆｄｄは、第３弾性体７のばね定数ｋ[Nm/deg]と慣性体６のイナーシャ（慣性モーメント）Ｉｄｄ[kgm²]とを用いると、次式(I)で表される。
ｆｄｄ＝１／２π・√（ｋ／Ｉｄｄ） ・・・(I)

図４は、ばね定数ｋが一定のダイナミックダンパを用いた場合（与圧を与えない場合）のダンパ周波数ｆｄｄと加振周波数との関係およびダイナミックダンパによる振動の減衰効果を示す図である。図中、特性ｆ１１は、エンジン回転数Ｎ[rpm]に対する加振周波数の特性、特性ｆ１２は、エンジン回転数Ｎに対するダンパ周波数ｆｄｄの特性、特性ｆ１３は、エンジン回転数Ｎに対する振動の減衰率を表す特性である。なお、特性ｆ１４（点線）は、ダイナミックダンパを設けない場合の振動の減衰率を表す特性である。

特性ｆ１１に示すように、加振周波数は、エンジン回転数Ｎの増加に伴い一定の割合で比例的に増加する。一方、特性ｆ１２に示すように、上式(I)によって定まるダンパ周波数ｆｄｄは、エンジン回転数Ｎの大きさに拘らず一定である。したがって、特性ｆ１３に示すように、特性ｆ１１と特性ｆ１２とが交差する領域Ａのエンジン回転数近傍（Ｎ１１≦Ｎ≦Ｎ１２）で振動の減衰率が大きくなり、ダイナミックダンパによる振動減衰効果が得られる。

ところで、燃費向上の観点からは、ロックアップクラッチ２０が作動するエンジン回転数（ロックアップ回転数）を、より低い回転数に設定することが好ましい。しかしながら、ロックアップ回転数を低くすると、エンジン回転数Ｎの低い領域（第１の領域）で顕著な振動が発生するおそれがある。この振動を減衰するためにダンパ周波数ｆｄｄを低めの値に設定すると、エンジン回転数が第１の領域よりも高い第２の領域で、十分な振動減衰効果を得ることができない。

そこで、本実施形態では、第１の領域から第２の領域にかけてのエンジン回転数の広い範囲で十分な振動減衰効果を得るため、図２に示すように、ばね支持部８により第３弾性体７を初期状態において自然長から所定量縮退した状態で支持する。すなわち、第３弾性体７にプリセット荷重（与圧）を与えた状態で、ばね支持部８により第３弾性体７を伸縮可能に支持する。

以下、第３弾性体７にプリセット荷重を与えた場合にエンジン回転数の広い範囲で制振性能が向上する理由について説明する。図５は、エンジン回転数Ｎに対するダイナミックダンパ（慣性体６）の各種振幅を示す図である。図中、特性ｆ２１は、ダイナミックダンパに作用するトルクＴ[N・m]の振幅（トルク振幅）を表す特性であり、特性ｆ２２は、ダイナミックダンパの角速度ｄθ/ｄｔ[deg/s]の振幅（角速度振幅）を表す特性であり、特性ｆ２３は、中間部材３に対する慣性体６の捩れ角θ[deg]の振幅（捩れ角振幅）を表す特性である。

ダイナミックダンパの角加速度ｄ^２θ/ｄｔ^２[deg/s²]とイナーシャ（慣性モーメント）Ｉとを用いると、一般にトルクＴは次式(II)で表される。また、トルクＴの最大振幅Ａと加振周波数に相当する周波数ｆとを用いると、トルクＴは次式(III)でも表される。
Ｔ＝Ｉ・ｄ^２θ/ｄｔ^２ ・・・（II)
Ｔ＝Ａ・sin(2πft) ・・・(III)

上式(II),(III)を用い、トルクＴを２階積分して捩れ角θを算出すると、捩れ角θは次式(IV)で表される。
θ＝Ａ／((2πf)²I)・sin(2πft) ・・・(IV)
上式(IV)より、捩れ角θは周波数ｆの二乗に反比例する。一方、周波数ｆはエンジン回転数Ｎの増加に伴い増加する（図４の特性ｆ１１）。このため、捩れ角θは、図５の特性ｆ２３に示すように、エンジン回転数Ｎの増加に伴い二次関数的に減少する。例えばエンジン回転数がＮａのときの捩れ角振幅はθａとなり、エンジン回転数がＮｂ（＞Ｎａ）のときの捩れ角振幅はθｂ（＜θａ）となる。

図６は、本発明の実施形態に係るダイナミックダンパのばね特性を示す図である。図の横軸は捩れ角振幅θを、縦軸はトルクＴを示す。第３弾性体７に与えるプリセット荷重をＴ０、第３弾性体７のばね定数をｋ０とすると、ダイナミックダンパのばね特性は次式(V)で表され、これよりばね特性は図６の特性ｆ３１のようになる。
Ｔ＝ｋ０・θ＋Ｔ０ ・・・(V)

したがって、エンジン回転数がＮａのときの捩れ角振幅θａに対応したばね定数ｋａと、エンジン回転数がＮｂのときの捩れ角振幅θｂに対応したばね定数ｋｂとが互いに異なり、ｋｂ＞ｋａとなる。すなわち、エンジン回転数が高いほど捩れ角振幅θが小さくなるため、見かけのばね定数は大きくなる。なお、図６の特性ｆ３２は、第３弾性体７にプリセット荷重を与えないときのばね特性であり、この場合、捩れ角振幅θに拘らずばね定数は一定となる。

図７は、本発明の実施形態に係るトルク伝達装置１００による振動減衰効果を示す図である。図中の特性ｆ１１と特性ｆ１４とは、図４に示したものと同一である。特性ｆ４１は、エンジン回転数Ｎに対するダンパ周波数ｆｄｄの特性、特性ｆ４２は、エンジン回転数Ｎに対する振動の減衰率を表す特性である。本実施形態に係るトルク伝達装置１００によれば、上述したようにエンジン回転数Ｎの増加に伴いばね定数が増大する。したがって、上式(I)のばね定数ｋが可変となり、特性ｆ４１に示すようにエンジン回転数Ｎの増加に伴いダンパ周波数ｆｄｄが増大する。

これにより、図７に示すように、特性ｆ１１と特性ｆ４１とが交差する領域Ａが図４の領域Ａよりも拡大する。したがって、特性ｆ４２に示すように、エンジン回転数の広い範囲（Ｎ１３≦Ｎ≦Ｎ１４）で振動の減衰率を大きくすることができ、広範囲にわたって制振性能を向上させることができる。

次に、ダイナミックダンパのばね特性の設定手法について説明する。図８〜図１１は、この点を説明するための図である。まず、ダイナミックダンパにより制振性能の向上を図るべきエンジン回転数の下限である第１回転数と上限である第２回転数とを設定する。この場合、図８に示すように、第１回転数をＮｓ、第２回転数をα・Ｎｓで定義し、Ｎｓからα・Ｎｓまでの範囲Ａ１が、制振性能を向上させるべき範囲となる。なお、αは第１回転数と第２回転数との比（＝第２回転数／第１回転数）であり、α＞１である。

図８の特性ｆ１１、ｆ４１は、図７に示したものと同一であり、特性ｆ２３は、図５に示したものと同一である。エンジン回転数が第１回転数Ｎｓであるときのダイナミックダンパの捩れ角振幅（最大振幅）θｄｄは、図８の特性ｆ２３から求めることができる。また、特性ｆ２３に示すように、捩れ角振幅θはエンジン回転数Ｎの増加に伴い二次関数的に減少するため、エンジン回転数が第２回転数α・Ｎｓであるときの捩れ角振幅は、１／α^２・θｄｄとなる。

図８の加振周波数の特性ｆ１１より、エンジン回転数が第１回転数Ｎｓであるときの加振周波数はｆｓ（第１周波数）となり、エンジン回転数が第２回転数α・Ｎｓであるときの加振周波数はα・ｆｓ（第２周波数）となる。したがって、エンジン回転数が第１回転数Ｎｓおよび第２回転数α・Ｎｓであるときのダンパ周波数を、それぞれ第１周波数ｆｓおよび第２周波数α・ｆｓに一致させれば、第１回転数Ｎｓおよび第２回転数α・Ｎｓにおける振動を良好に減衰させることができる。なお、第１周波数ｆｓおよび第２周波数α・ｆｓは、それぞれ振動を減衰させるべき下限周波数および上限周波数に相当する。

本実施形態では、第３弾性体７にプリセット荷重を与えるが、仮にプリセット荷重を与えない場合に、ダンパ周波数ｆｄｄが第１周波数ｆｓに設定されれば、第１回転数Ｎｓにおける振動が抑えられ、ダンパ周波数ｆｄｄが第２周波数α・ｆｓに設定されれば、第２回転数α・Ｎｓにおける振動が抑えられる。このとき、第１周波数ｆｓおよび第２周波数α・ｆｓは、上式(I)のばね定数ｋ（＞ｋ０）を用いてそれぞれ次式(VI),(VII)で表される。
ｆｓ＝１／２π・√（ｋ／Ｉｄｄ） ・・・(VI)
α・ｆｓ＝１／２π・√（α^２・ｋ／Ｉｄｄ） ・・・(VII)

上式(VI)より、エンジン回転数が第１回転数Ｎｓであるときのばね定数はｋとなる。このときのばね特性は図９の特性ｆ５１で表され、捩れ角振幅θｄｄに対応したトルクＴはｋ・θｄｄとなる。また、上式(VII)より、エンジン回転数が第２回転数α・Ｎｓであるときのばね定数はα^２・ｋとなる。このときのばね特性は図９の特性ｆ５２で表され、捩れ角振幅１／α^２・θｄｄに対応したトルクＴはｋ・θｄｄとなる。一方、本実施形態のダイナミックダンパでは、上式(V)より、捩れ角振幅θｄｄに対応したトルクＴはｋ０・θｄｄ＋Ｔ０となり、捩れ角振幅１／α^２・θｄｄに対応したトルクＴは(ｋ０・θｄｄ)／α^２＋Ｔ０となる。

図９において、ダイナミックダンパによる振動吸収エネルギーは各特性ｆ３１，ｆ５１，ｆ５２の下側の面積によって表される。図１０Ａは、エンジン回転数が第１回転数Ｎｓであるときの捩れ角振幅θｄｄにおける特性ｆ３１の下側部分の面積Ｓ１と特性ｆ５１の下側部分の面積Ｓ２とを示す。両面積Ｓ１，Ｓ２が互いに等しければ、プリセット荷重を与えたときの振動吸収エネルギーとプリセット荷重を与えないときの振動吸収エネルギーとが互いに等しくなる。よって、プリセット荷重を与えたときの第３弾性体７の見かけ上のばね定数が、プリセット荷重を与えないときのばね定数ｋと等価となり、第１周波数ｆｓで加振された振動を減衰することができる。

図１０Ｂは、エンジン回転数が第２回転数α・Ｎｓであるときの捩れ角振幅１／α^２・θｄｄにおける特性ｆ３１の下側部分の面積Ｓ３と特性ｆ５２の下側部分の面積Ｓ４とを示す。両面積Ｓ３，Ｓ４が互いに等しければ、プリセット荷重を与えたときの振動吸収エネルギーとプリセット荷重を与えないときの振動吸収エネルギーとが互いに等しくなる。よって、プリセット荷重を与えたときの第３弾性体７の見かけ上のばね定数が、プリセット荷重を与えないときのばね定数α^２・ｋと等価となり、第２周波数α・ｆｓで加振された振動を減衰することができる。

上述したように、第１周波数ｆｓで加振された振動を減衰するためには、エンジン回転数が第１回転数Ｎｓであるときのプリセット荷重を与えた場合の振動吸収エネルギーとプリセット荷重を与えない場合の振動吸収エネルギーとが互いに等しければよい。すなわち、図１０Ａ面積Ｓ１，Ｓ２が互いに等しければよく、そのためには次式(VIII)を満たせばよい。
１／２・ｋ・θｄｄ^２＝１／２・(２・Ｔ０＋ｋ０・θｄｄ)・θｄｄ (VIII)

一方、第２周波数α・ｆｓで加振された振動を減衰するためには、エンジン回転数が第２回転数α・Ｎｓであるときのプリセット荷重を与えた場合の振動吸収エネルギーとプリセット荷重を与えない場合の振動吸収エネルギーとが互いに等しければよい。すなわち、図１０Ｂの面積Ｓ３，Ｓ４が互いに等しければよく、そのためには次式(IX)を満たせばよい。
１／２α^２・ｋ・θｄｄ^２
＝１／２・(２・Ｔ０＋ｋ０・θｄｄ／α^２)・θｄｄ／α^２ (IX)

上式(VIII)を整理すると次式(X)となり、上式(IX)を整理すると次式(XI)となる。
Ｔ０＝−１／２・θｄｄ・ｋ０＋１／２・ｋ・θｄｄ (X)
Ｔ０＝−１／２α^２・θｄｄ・ｋ０＋１／２・ｋ・θｄｄ (XI)

図１１の特性ｆ６１，ｆ６２は、それぞれ第３弾性体７のばね定数ｋ０を横軸、第３弾性体７に与えるプリセット荷重Ｔ０を縦軸としたときの上式(X),(XI)の特性である。エンジン回転数が第１回転数Ｎｓと第２回転数α・Ｎｓとの間で制振性能を向上させるためには、Ｔ０＞０で、かつ、図１１の特性ｆ６１と特性ｆ６２との間の範囲Ａ２内の点（例えばＢ点）に、ばね定数ｋ０とプリセット荷重Ｔ０とを設定すればよい。すなわち、ばね定数ｋ０に対するプリセット荷重Ｔ０の比率Ｔ０／ｋ０が次式 (XII)の関係を満たすようにすればよい。
θｄｄ／２α^２＜Ｔ０／ｋ０＜θｄｄ／２ ・・・(XII)

上式(XII)のαの値を大きくすればするほど、制振性能を向上しうるエンジン回転数の範囲が拡大する。係数αの値が大きくなれば、上式(XII)の左辺は０に近づく。したがって、上式(XII)は次式(XIII)のように変形することもできる。
０＜Ｔ０／ｋ０＜θｄｄ／２ ・・・(XIII)

図１２（特性ｆ７１）は、図１１のＢ点にプリセット荷重Ｔ０とばね定数ｋ０とを設定した場合の振動減衰効果を示す図である。なお、図中の特性ｆ７２（点線）は、プリセット荷重を与えない場合の特性である。プリセット荷重Ｔ０とばね定数ｋ０との比率Ｔ０／ｋ０が所定の関係を満たすようにダイナミックダンパを設定することで、特性ｆ７１に示すように、エンジン回転数の広い範囲にわたって制振性能を高めることができる。

次に、本発明の実施形態に係るトルク伝達装置１００の具体的な構成について説明する。図１３は、図１のトルク伝達装置１００の拡大図であり、図１４は、トルク伝達装置１００の分解斜視図である。図１３に示すように、クラッチピストン２１の第１板部２１１と第２板部２１２との交差部には、周方向にわたってばね収容部２５が形成され、ばね収容部２５に周方向複数の第１弾性体４が収容される。第１弾性体４はコイルばねにより構成される。

クラッチピストン２１には、周方向複数のばね支持部２６が所定ピッチで、すなわち所定角度毎に設けられる。ばね支持部２６は、クラッチピストン２１の後面からばね収容部２５にかけて突設され、ばね支持部２６により第１弾性体４の端部が支持される。クラッチピストン２１の後面には、第１板部２１１と第２板部２１２との交差部に対向して第１弾性体４の周囲を覆うようにカバー２７が取り付けられる。カバー２７は、第１弾性体４の周面形状に対応して湾曲状に形成される。

クラッチピストン２１の後方には、中間部材３を構成する一対の板部材（前板３０、後板４０）と、慣性体６を構成する接続板５０と、第２回転体２を構成する出力板６０とが配置される。前板３０と後板４０とは径方向に互いに平行に、かつ、前後方向に離れて延在し、前板３０と後板４０との間に接続板５０と出力板６０とが挟持される。出力板６０は接続板５０の径方向内側に配置され、タービンハブ１９のフランジ部１９ａの前端面に締結部材１９ｂにより固定される。

図１３，１４に示すように、前板３０および後板４０はそれぞれ略リング状を呈し、軸線ＣＬ０を中心とした円形の内周面３１，４１と外周面３２，４２とをそれぞれ有する。前板３０の外周面３２には、前方に向けて周方向複数（図では６個）のばね支持部３３が所定角度（６０°）毎に突設され、ばね支持部３３により第１弾性体４の端部が支持される。これにより、第１弾性体４の両端部がクラッチピストン２１のばね支持部２６と前板３０のばね支持部３３との間で挟持され、クラッチピストン２１のトルクが第１弾性体４を介して前板３０に伝達される。

前板３０および後板４０には、その外径側に周方向複数（図では６個）のピン孔３４，４４が所定角度（６０°）毎に穿設されるとともに、その内径側にも周方向複数（図では６個）のピン孔３５，４５が所定角度（６０°）毎に穿設される。ピン孔３４とピン孔４４との間には所定長さの円筒状のカラー８１が介装され、ピン孔３５とピン孔４５との間には所定長さの円筒状のカラー８２が介装される。前板３０と後板４０とは、ピン孔３４、カラー８１、ピン孔４４を挿通したピン８３と、ピン孔３５、カラー８２、ピン孔４５を挿通したピン８４とにより、前後方向にカラー８１，８２の長さ分だけ互いに離間した状態で一体に固定される。

前板３０および後板４０には、第２弾性体５を収容するための周方向複数（図では６個）のばね収容部３６，４６が所定角度（６０°）毎に形成されるとともに、第３弾性体７を収容するための周方向複数（図では６個）のばね収容部３７，４７が所定角度（６０°）毎に形成される。第２弾性体５および第３弾性体７は、第１弾性体４と同様、それぞれコイルばねにより構成される。例えば、第２弾性体５は第３弾性体７よりも大径かつ長尺のコイルばねにより構成され、第１弾性体４は第２弾性体５よりも大径かつ長尺のコイルばねにより構成される。なお、各弾性体４，５，７の寸法はこれに限らない。

前板３０のばね収容部３６，３７はプレス加工により形成され、周方向所定長さかつ径方向所定長さにわたって穿設された開口部３６ａ，３７ａと、開口部３６ａ，３７ａの径方向内側周縁および径方向外側周縁から前方に向けて折り曲げた一対のカバー部３６ｂ，３７ｂとを有する。後板４０のばね収容部４６，４７も同様にプレス加工により形成され、開口部４６ａ，４７ａと、開口部４６ａ，４７ａの周縁から後方に向けて折り曲げた一対のカバー部４６ｂ，４７ｂとを有する。

カバー部３６ｂ，４６ｂは、第２弾性体５の周面形状に対応して湾曲状に突設され、カバー部３７ｂ，４７ｂは第３弾性体７の周面形状に対応して湾曲状に突設される。なお、ばね収容部３６，３７，４６，４７は、周方向ではなく軸線ＣＬ０を中心とした円の接線方向に形成してもよい。

出力板６０は、略リング状を呈し、軸線ＣＬ０を中心とした内周面６１と外周面６２とを有する。内周面６１は、前板３０および後板４０の内周面３１，４１よりも径方向内側に位置し、タービンハブ１９のフランジ部１９ａの前側の円筒面１９ｃに嵌合する。これにより、出力板６０はタービンハブ１９に位置決めされた状態で、周方向複数の貫通孔６３を通過した締結部材１９ｂによりフランジ部１９ａに固定される。出力板６０には、前板３０および後板４０のばね収容部３６，４６と径方向の同一位置に、周方向所定長さを有する周方向複数（６個）の第１スロット孔６４が所定角度（６０°）毎に形成される。さらに、前板３０および後板４０のピン孔３５，４５と径方向同一位置に、周方向所定長さを有する周方向複数（６個）の第２スロット孔６５が所定角度（６０°）毎に形成される。

第１スロット孔６４は、周方向ではなく軸線ＣＬ０を中心とした円の接線方向に形成してもよい。第１スロット孔６４の周方向または接線方向長さは、前板３０および後板４０のばね収容部３６，４６の周方向または接線方向長さとほぼ等しく、第１スロット孔６４の径方向長さ（幅）は第２弾性体５の外径とほぼ等しい。これにより、第２弾性体５は第１スロット孔６４を貫通してばね収容部３６，４６に配置され、第２弾性体５の両端部がばね収容部３６，４６と第１スロット孔６４との間で挟持される。

一方、第２スロット孔６５の径方向長さ（幅）はカラー８２の外径とほぼ等しい。このため、カラー８２は第２スロット孔６５に沿って周方向に移動可能であり、出力板６０が前板３０および後板４０に対し軸線ＣＬ０を中心に相対移動可能となる。これにより、前板３０および後板４０に入力されたトルクが第２弾性体５を介して出力板６０に伝達される。

接続板５０は略リング状を呈し、軸線ＣＬ０を中心とした内周面５１と外周面５２とを有する。外周面５２は、前板３０および後板４０の外周面３２，４２よりも径方向外側に位置する。接続板５０の板厚（前後方向長さ）は出力板６０の板厚と同一である。接続板５０の内周面５１の径は出力板６０の外周面の径とほぼ等しく、接続板５０は出力板６０の外周面６２に嵌合して支持される。接続板５０の内周面５１には、周方向複数（図では６個）の第１切り欠き孔５３と周方向複数（図では６個）の第２切り欠き孔５４とが、それぞれ所定角度（６０°）毎に、かつ互いに半ピッチ（３０°）だけ位相をずらして交互に設けられる。

第１切り欠き孔５３と第２切り欠き孔５４とは、それぞれ内周面５１から径方向外側に向けて平面視コ字状に形成される。第１切り欠き孔５３の周方向または接線方向長さは、前板３０および後板４０のばね収容部３７，４７の周方向または接線方向長さとほぼ等しい。この長さは、第３弾性体７の自然長よりも所定量だけ短い。第１切り欠き孔５３の径方向長さは第３弾性体７の外径とほぼ等しい。これにより、第３弾性体７は、自然長から所定量だけ縮退された状態で第１切り欠き孔５３を貫通してばね収容部３７，４７に配置され、第３弾性体７の両端部がばね収容部３７，４７と第１切り欠き孔５３との間で挟持される。

このように本実施形態では、第３弾性体７がばね収容部３７，４７と第１切り欠き孔５３とで支持され、これらが図２のばね支持部８を構成する。そして、エンジン回転前の初期状態において、第３弾性体７を自然長から所定量縮退した状態で設定することで、第３弾性体７に所定のプリセット荷重Ｔ０が加えられる。

一方、第２切り欠き孔５４は、径方向および周方向に所定長さにわたって設けられ、第２切り欠き孔５４にはカラー８１が挿通される。カラー８１は第２切り欠き孔５４に沿って周方向に移動可能であり、接続板５０は前板３０および後板４０に対し軸線ＣＬ０を中心に相対移動可能である。これにより、前板３０および後板４０に入力された捩り振動がダイナミックダンパとしての第３弾性体７および接続板５０に作用する。接続板５０の後面には、その外径側端部にリング状の質量体５５がピン５６により取り付けられる。

以上のトルク伝達装置１００においては、ロックアップクラッチ２０の作動時に、クラッチピストン２１にエンジンからのトルクが入力されると、そのトルクは第１弾性体４を介して前板３０および後板４０に伝達され、さらに第２弾性体５を介して出力板６０およびタービンハブ１９に伝達される。これによりエンジンからの捩り振動を、第１弾性体４と第２弾性体５とにより減衰して変速機の入力軸に伝達することができる。

このとき、エンジンからの捩り振動は、前板３０と後板４０とに接続された第３弾性体７を介して接続板５０と質量体５５にも作用する。したがって、ダイナミックダンパによっても振動を減衰することができ、振動減衰効果を高めることができる。この場合、第３弾性体７に所定のプリセット荷重Ｔ０を与えているので、ダイナミックダンパの振動減衰効果が得られるエンジン回転数の範囲が拡大し、制振性能を高めることができる。

本発明の実施形態によれば以下のような作用効果を奏することができる。
（１）軸線ＣＬ０を中心に回転する第１回転体１からのトルクを第２回転体２に伝達するトルク伝達装置１００は、第１回転体１と前記第２回転体２との間の動力伝達経路ＰＡに配設された中間部材３と、第１回転体１と中間部材３との間および中間部材３と第２回転体２との間にそれぞれ介装された第１弾性体４および第２弾性体５と、第３弾性体７を介して中間部材３に接続された慣性体６と、第３弾性体７を伸縮可能に支持するばね支持部８とを備える（図２）。そして、ばね支持部８は、第１回転体１と第２回転体２とが回転を停止している初期状態に、第３弾性体７に初期荷重Ｔ０を与えた状態で第３弾性体７を支持する（図２）。

これにより、第３弾性体７の見かけのばね定数が可変となるため、ダンパ周波数ｆｄｄがエンジン回転数Ｎに応じて変化し、エンジン回転数の広い範囲にわたり、ダンパ周波数ｆｄｄを加振周波数に近づけることができる（図７）。その結果、広範囲の加振周波数に対しダイナミックダンパにより良好な振動減衰効果を発揮することができる。

（２）第１周波数ｆｓおよび第１周波数ｆｓに１より大きい所定係数αを乗じた第２周波数α・ｆｓを、それぞれ振動減衰領域の下限周波数および上限周波数として設定するとき、ばね支持部８は、第３弾性体７のばね定数ｋ０に対する第３弾性体７に与える初期荷重Ｔ０の比率Ｔ０／ｋ０が、中間部材３に対する慣性体６の捩り角度θの最大振幅θｄｄの１／２倍を所定係数αの二乗で除算した値より大きく、かつ、中間部材３に対する慣性体６の捩り角度の最大振幅（捩れ角振幅）θｄｄの１／２倍よりも小さい値となるように（式(XII)）、初期荷重Ｔ０を与えて第３弾性体７を支持する。このようにばね定数ｋ０に対する初期荷重Ｔ０の比率Ｔ０／ｋ０を所定範囲に設定することで、第１周波数ｆｓから第２周波数α・ｆｓにかけての加振周波数に対し、ダイナミックダンパにより良好な振動減衰効果を発揮することができる。

（３）ばね支持部８は、第３弾性体７のばね定数ｋ０に対する第３弾性体７に与える初期荷重Ｔ０の比率Ｔ０／ｋ０が、０より大きく、かつ、中間部材３に対する慣性体６の捩り角度の最大振幅（捩れ角振幅）θｄｄの１／２倍よりも小さい値となるように（式(XIII)）、初期荷重Ｔ０を与えて第３弾性体７を支持する。これにより、より広範囲の加振周波数に対し、ダイナミックダンパにより良好な振動減衰効果を発揮することができる。

（４）中間部材３は、径方向に互いに平行に延在するとともに、互いに一体に連結された一対の板部材（前板３０、後板４０）を有し、第３弾性体７および接続板５０は、一対の板部材３０，４０の間に配置される（図４）。このように第１弾性体４と第２弾性体５との間に設けられる中間部材３を一対の板部材３０，４０により構成することで、中間部材３の設置スペースを抑えつつ、第３弾性体７と慣性体６の一部である接続板５０を中間部材３から軸方向に突出させずに配置することができる。

（５）トルク伝達装置１００は、エンジンの回転をトルクコンバータ１０のロックアップクラッチ２０を介して変速機に伝達するように、ロックアップクラッチ２０を構成するクラッチピストン２１とトルクコンバータ１０を構成するタービンランナ１２のシェル１２ａとの間に配置され、第１回転体１は、クラッチピストン２１により構成され、第２回転体２は、変速機の入力軸と一体に回転する出力板６０により構成される（図１，図１３）。これにより、ロックアップクラッチの作動時に、エンジン回転振動に起因した広範囲の加振周波数の振動を良好に低減することができる。

なお、上記実施形態では、接続板５０の第１切り欠き孔５３を貫通して第３弾性体７を前板３０および後板４０のばね収容部３７，４７に所定の初期荷重Ｔ０を与えて配置し、第３弾性体７を介して前板３０および後板４０に接続板５０を接続するようにした。すなわち、第１切り欠き孔５３とばね収容部３７，４７とをばね支持部８として用いたが、第３弾性体を伸縮可能に支持する弾性体支持手段の構成は上述したものに限らない。上記実施形態では、第３弾性体７のばね定数ｋ０に対する第３弾性体７に与える初期荷重Ｔ０の比率が、式(XII)あるいは式(XIII)を満たすように、ばね支持部８が初期荷重Ｔ０を与えて第３弾性体７を支持したが、第１回転体と第２回転体とが回転を停止している初期状態に、第３弾性体に初期荷重を与えた状態で第３弾性体を支持するのであれば、弾性体支持手段の構成はいかなるものでもよい。なお、初期状態では、第１回転体と第２回転体とにトルクが作用せず、第３弾性体は中立状態にある。

上記実施形態では、軸線ＣＬ０に対して垂直に延在する一対の板部材（前板３０、後板４０）により中間部材３を構成したが、中間部材の構成はこれに限らない。上記実施形態では、接続板５０と質量体５５とにより慣性体６を構成したが、質量体を省略し、接続板５０のみで慣性体を構成するようにしてもよい。すなわち、慣性体６の少なくとも一部が一対の板部材の間に配置されるようにしてもよい。同様に、第３弾性体の少なくとも一部が一対の板部材の間に配置されるようにしてもよい。上記実施形態では、第１弾性体４と第２弾性体５と第３弾性体７とをいずれもコイルばねにより構成したが、これらの少なくとも１つを他の弾性体により構成してもよい。上記実施形態では、第３弾性体７をコイルばねにより構成し、第１回転体１と第２回転体２とが回転を停止した初期状態において、第３弾性体７を自然長から所定量縮退した状態でばね支持部８により支持するようにしたが、例えば第３弾性体をコイルばね以外の弾性体によって構成する場合、初期状態で弾性体を縮退させずに弾性体に初期荷重を与えてもよい。

上記実施形態では、エンジンの回転をトルクコンバータ１０のロックアップクラッチ２０を介して変速機に伝達するように、トルクコンバータ１０のロックアップクラッチ２０にトルク伝達装置１００を適用した。すなわち、ロックアップクラッチの作動時のクラッチピストン２１から変速機の入力軸に至る動力伝達経路にトルク伝達装置１００を適用したが、第１回転体からのトルクを第２回転体に伝達する他の箇所にも、トルク伝達装置を同様に適用することができる。したがって、第１回転体を、クラッチピストン以外の回転体により構成してもよく、第２回転体を、変速機の入力軸と一体に回転する出力板以外の回転体により構成してもよい。例えば第１回転体をクラッチピストンと一体に回転する回転体により構成してもよく、第２回転体をタービンハブや変速機の入力軸により構成してもよい。すなわち、第１回転体と第２回転体の構成は上述したものに限らない。また、クラッチピストンとタービンランナのシェルとの間ではなく、他の位置にトルク伝達装置を配置することもできる。

以上の説明はあくまで一例であり、本発明の特徴を損なわない限り、上述した実施形態および変形例により本発明が限定されるものではない。上記実施形態および変形例の構成要素には、発明の同一性を維持しつつ置換可能かつ置換自明なものが含まれる。すなわち、本発明の技術的思想の範囲内で考えられる他の形態についても、本発明の範囲内に含まれる。また、上記実施形態と変形例の１つまたは複数を任意に組み合わせることも可能である。変形例同士を組み合わせることもできる。

１ 第１回転体、２ 第２回転体、３ 中間部材、４ 第１弾性体、５ 第２弾性体、６ 慣性体、７ 第３弾性体、８ ばね支持部、３０ 前板、４０ 後板、１００ トルク伝達装置

Claims (4)

1. 軸線を中心に回転する第１回転体からのトルクを第２回転体に伝達するトルク伝達装置であって、
   前記第１回転体と前記第２回転体との間の動力伝達経路に配設された中間部材と、
   前記第１回転体と前記中間部材との間および前記中間部材と前記第２回転体との間にそれぞれ介装された第１弾性体および第２弾性体と、
   第３弾性体を介して前記中間部材に接続された慣性体と、
   前記第３弾性体を伸縮可能に支持する弾性体支持手段と、を備え、
   前記弾性体支持手段は、前記第１回転体と前記第２回転体とが回転を停止している初期状態に、前記第３弾性体に初期荷重を与えた状態で前記第３弾性体を支持し、
   第１の加振周波数および前記第１の加振周波数に１より大きい所定係数を乗じた第２の加振周波数を、それぞれ振動減衰領域の下限周波数および上限周波数として設定するとき、
   前記弾性体支持手段は、前記第３弾性体のばね定数に対する前記第３弾性体に与える初期荷重の比率が、前記中間部材に対する前記慣性体の捩り角度の最大振幅の１／２倍を前記所定係数の二乗で除算した値より大きく、かつ、前記中間部材に対する前記慣性体の捩り角度の最大振幅の１／２倍よりも小さい値となるように、前記初期荷重を与えて前記第３弾性体を支持することを特徴とするトルク伝達装置。
2. 軸線を中心に回転する第１回転体からのトルクを第２回転体に伝達するトルク伝達装置であって、
   前記第１回転体と前記第２回転体との間の動力伝達経路に配設された中間部材と、
   前記第１回転体と前記中間部材との間および前記中間部材と前記第２回転体との間にそれぞれ介装された第１弾性体および第２弾性体と、
   第３弾性体を介して前記中間部材に接続された慣性体と、
   前記第３弾性体を伸縮可能に支持する弾性体支持手段と、を備え、
   前記弾性体支持手段は、前記第１回転体と前記第２回転体とが回転を停止している初期状態に、前記第３弾性体に初期荷重を与えた状態で前記第３弾性体を支持し、
   前記弾性体支持手段は、前記第３弾性体のばね定数に対する前記第３弾性体に与える初期荷重の比率が、０より大きく、かつ、前記中間部材に対する前記慣性体の捩り角度の最大振幅の１／２倍よりも小さい値となるように、前記初期荷重を与えて前記第３弾性体を支持することを特徴とするトルク伝達装置。
3. 請求項１または２に記載のトルク伝達装置において、
   前記中間部材は、径方向に互いに平行に延在するとともに、互いに一体に連結された一対の板部材を有し、
   前記第３弾性体および前記慣性体のそれぞれの少なくとも一部は、前記一対の板部材の間に配置されることを特徴とするトルク伝達装置。
4. 請求項１〜３のいずれか１項に記載のトルク伝達装置において、
   前記トルク伝達装置は、エンジンの回転をトルクコンバータのロックアップクラッチを介して変速機に伝達するように、前記ロックアップクラッチを構成するクラッチピストンと前記トルクコンバータを構成するタービンランナのシェルとの間に配置され、
   前記第１回転体は、前記クラッチピストンまたは前記クラッチピストンと一体に回転する回転体であり、前記第２回転体は、前記変速機の入力軸または前記入力軸と一体に回転する回転体であることを特徴とするトルク伝達装置。

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