JP6583307B2

JP6583307B2 - フリクションダンパ

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Publication number: JP6583307B2
Application number: JP2017030261A
Authority: JP
Inventors: 浩士武川
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2017-02-21
Filing date: 2017-02-21
Publication date: 2019-10-02
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Description

本発明はフリクションダンパに係り、特に、スプライン嵌合部のガタ打ち音を低減するためのフリクションダンパに関するものである。

(a) 円環形状の芯材と、その芯材の外周側または内周側に固着された円環形状の弾性体とを備え、(b) 同心に配置されて互いにスプライン嵌合された内軸の円筒外周面と外軸の円筒内周面との間の円環状空間に、前記芯材がその内軸および外軸の何れか一方の軸に固設され且つ前記弾性体が内軸および外軸の他方の軸に押圧されて圧縮変形させられるように配設されるフリクションダンパが知られている。特許文献１に記載の装置はその一例で、車両用動力伝達装置の一部を構成している内軸および外軸のスプライン嵌合部において、エンジンのトルク変動による相対的な回転変動によって生じるガタ打ち音（歯打ち音）を、フリクションダンパの弾性体と他方の軸との間の滑り摩擦の摩擦抵抗による緩衝作用によって低減するようになっている。

特開２０１６−１１８２４９号公報

ところで、このような従来のフリクションダンパにおいて、ガタ打ち音を抑制するために回転方向に所定の摩擦抵抗を確保するためには、弾性体の周方向の剛性を高くする必要があり、弾性体の肉厚を厚くして圧縮変形量を大きくすることが考えられるが、単に弾性体の肉厚を厚くすると、内軸と外軸との間の径方向の剛性も高くなる。内軸と外軸との間の径方向の剛性が高くなると、内軸および外軸の径方向の相対変位が制約されるため、スプライン嵌合部で歯面分離しない回転伝達時に得られる同軸調整作用（自動的に同心に心出しする作用）が阻害され、両者の心ずれに起因して回転数の整数倍成分の径方向振動が発生する恐れがある。

本発明は以上の事情を背景として為されたもので、その目的とするところは、スプライン嵌合された内軸と外軸との間の径方向の剛性の増加を抑制しつつ弾性体による回転方向の摩擦抵抗を適切に確保できるようにすることにある。

かかる目的を達成するために、第１発明は、（ａ）円環形状の芯材と、その芯材の外周側または内周側に固着された円環形状の弾性体とを備え、（ｂ）同心に配置されて互いにスプライン嵌合された内軸の円筒外周面と外軸の円筒内周面との間の円環状空間に、前記芯材がその内軸および外軸の何れか一方の軸に固設され且つ前記弾性体が内軸および外軸の他方の軸に押圧されて圧縮変形させられるように配設されるフリクションダンパにおいて、（ｃ）前記弾性体の円環形状の軸方向長さは、前記芯材の円環形状の軸方向長さよりも長く、弾性体が芯材から軸方向へ延び出す延出部分を有するとともに、（ｄ）前記延出部分には、径方向において前記芯材と反対側へ突き出して前記他方の軸に押圧されるように、その芯材とオーバーラップしている部分よりも肉厚が大きくされた厚肉部が設けられ、（ｅ）前記厚肉部は、前記延出部分のうち前記芯材から離間する先端側の一部に設けられており、前記弾性体の他の部分の肉厚は一定であることを特徴とする。

第２発明は、第１発明のフリクションダンパにおいて、（ａ）前記内軸および前記外軸は、車両用動力伝達装置の一部を構成するもので、（ｂ）前記内軸および前記外軸の何れか一方の軸は、エンジンの回転が伝達される回転軸であり、その内軸および外軸の他方の軸は回転機のロータ軸であることを特徴とする。

このようなフリクションダンパにおいては、弾性体の軸方向長さが芯材よりも長く、その芯材から延び出す延出部分に厚肉部が設けられているため、厚肉部の圧縮変形に拘らず内軸と外軸との間の径方向の剛性の増加を抑制しつつ、厚肉部の圧縮変形で回転方向の剛性が高くなって所定の摩擦抵抗を確保することができる。すなわち、厚肉部が設けられた部分には芯材が存在しないため、その芯材が存在しない隙間側への弾性体の逃げ（撓み変形）が許容されることで、内軸と外軸との間の径方向の剛性の増加が抑制される一方、隙間側へ縮径または拡径するように厚肉部が圧縮変形させられることにより、その厚肉部が設けられた部分の弾性体の剛性が高くなって回転方向の摩擦抵抗が大きくなる。そして、このように内軸と外軸との間の径方向の剛性の増加が抑制されると、スプライン嵌合部で歯面分離しない回転伝達時に得られる同軸調整作用の低下が抑制され、内軸および外軸の心ずれに起因する径方向振動の発生が抑制されるとともに、弾性体の剛性が高くされることで回転方向の摩擦抵抗が大きくなり、その摩擦抵抗による緩衝作用で内軸および外軸の相対的な回転変動に起因するガタ打ち音の発生が抑制される。また、延出部分のうち芯材から離間する先端側の一部に厚肉部が設けられており、弾性体の他の部分の肉厚は一定であるため、厚肉部の肉厚等を適当に定めることにより上記作用効果が適切に得られる。言い換えれば、厚肉部の肉厚等を調整するだけで、同軸調整作用による径方向振動の抑制効果とガタ打ち音の抑制効果との両立を簡便に図ることができる。

第２発明は、内軸および外軸が車両用動力伝達装置の一部を構成しており、内軸および外軸の何れか一方の軸が、エンジンの回転が伝達される回転軸で、内軸および外軸の他方の軸が回転機のロータ軸の場合で、その内軸と外軸との間の円環状空間に本発明のフリクションダンパが配設されることにより、スプライン嵌合部において歯面分離しない回転伝達時に得られる同軸調整作用の低下を抑制しつつ、回転機トルクが０の場合にエンジンのトルク変動によりスプライン嵌合部で歯面分離と衝突を繰り返す際のガタ打ち音の発生を適切に抑制することができる。

本発明の一実施例であるフリクションダンパが用いられた車両用動力伝達装置の一例を説明する骨子図である。図１の車両用動力伝達装置において、フリクションダンパが配設された近傍部分を具体的に示した断面図である。図２においてフリクションダンパの近傍部分を更に拡大して示した断面図である。フリクションダンパを単独で示した正面図である。図４におけるＶ−Ｖ矢視部分の断面図である。本発明の他の実施例を説明する図で、図５に対応するフリクションダンパの断面図である。本発明の更に別の実施例を説明する図で、図５に対応するフリクションダンパの断面図である。

本発明のフリクションダンパは、例えば車両用動力伝達装置に用いられるが、車両用以外の動力伝達装置に用いることもできる。フリクションダンパの弾性体としてはゴムが好適に用いられるが、所定の弾性を有する合成樹脂材料等を採用することもできる。芯材としては金属材料が適当であるが、所定の強度を有する他の材料を用いることも可能で、圧入や溶接、接着剤などで一方の軸に固設される。弾性体は芯材の外周側または内周側に、例えばインサート成形により一体に成形されて固着されるが、別体に構成して接着剤等により一体的に固着しても良い。弾性体が芯材の外周面に固着される場合、芯材は内軸の円筒外周面に固設され、弾性体は外軸の円筒内周面に押圧されて圧縮変形させられる。弾性体が芯材の内周面に固着される場合、芯材は外軸の円筒内周面に固設され、弾性体は内軸の円筒外周面に押圧されて圧縮変形させられる。芯材および弾性体の円環形状は円筒形状と同義である。

弾性体は、芯材から軸方向に延び出す延出部分のうち、例えば芯材から離間する先端側の一部の肉厚が厚くされ、弾性体の他の部分の肉厚は一定とされるが、芯材から軸方向に延び出す延出部分の全域を厚肉にしても良いし、芯材とオーバーラップする部分についても肉厚を変化させることができる。弾性体は少なくとも一端部が芯材から軸方向に延び出すように組み合わされ、その一端部に厚肉部が設けられるが、弾性体の両端部が何れも芯材から軸方向に延び出すように組み合わせて、その両端部にそれぞれ厚肉部を設けることもできる。弾性体の一端部のみが芯材から軸方向に延び出すように組み合わされる場合、その一端部側が、内軸および外軸の嵌合方向における後側になる姿勢で装着すれば、厚肉部が嵌合方向の後側となり、内軸および外軸をスプライン嵌合する際の組付け作業を容易に行なうことができる。但し、厚肉部が設けられる一端部側が嵌合方向における前側になる姿勢で装着することも可能である。厚肉部の断面形状は、例えば径方向の先端が尖った三角山形状が適当であるが、台形形状などでも良い。嵌合時の組付け性を考慮すると、厚肉部の嵌合方向の前側の側面には傾斜を設けることが望ましい。

本発明の実施に際しては、例えば内軸および外軸の何れか一方の軸は、エンジンの回転が伝達される回転軸で、内軸および外軸の他方の軸は回転機のロータ軸とされるが、その他の連結部位のスプライン嵌合部に本発明のフリクションダンパを配設することもできる。すなわち、回転機トルクが０の場合にエンジンのトルク変動によりスプライン嵌合部で歯面分離と衝突を繰り返す際のガタ打ち音の発生を抑制する場合に限らず、単にトルクの伝達方向が逆転する際のスプライン嵌合部のガタ打ち音を抑制するだけでも良く、エンジンや回転機は必ずしも要件ではない。上記回転機は、電動モータ、発電機、或いはその両方の機能が択一的に得られるモータジェネレータである。

以下、本発明の実施例を、図面を参照して詳細に説明する。なお、以下の実施例において、図は説明のために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、本発明の一実施例であるフリクションダンパ１０が用いられた車両用動力伝達装置１２を説明する骨子図で、その動力伝達装置１２を構成している複数の軸が共通の平面内に位置するように展開して示した展開図である。動力伝達装置１２は、複数の軸が車両幅方向に沿って配置されるＦＦ車両等の横置き型のハイブリッド車両用のトランスアクスルで、車両幅方向と略平行な第１軸線Ｓ１〜第４軸線Ｓ４を備えている。第１軸線Ｓ１上には、エンジン１６にダンパ装置１８を介して連結された入力軸２２が設けられているとともに、その第１軸線Ｓ１と同心にシングルピニオン型の遊星歯車装置２４および第１モータジェネレータＭＧ１が配設されている。遊星歯車装置２４および第１モータジェネレータＭＧ１は電気式差動部２６として機能するもので、差動機構である遊星歯車装置２４のキャリア２４ｃに入力軸２２が連結され、サンギヤ２４ｓに第１モータジェネレータＭＧ１のロータ軸２８が連結され、リングギヤ２４ｒにエンジン出力歯車３０が設けられている。サンギヤ２４ｓおよびリングギヤ２４ｒは、キャリア２４ｃに回転自在に配設された複数のピニオン２４ｐと噛み合わされている。

第１モータジェネレータＭＧ１は電動モータおよび発電機として択一的に用いられるもので、発電機として機能する回生制御などでサンギヤ２４ｓの回転速度が連続的に制御されることにより、エンジン１６の回転速度が連続的に変化させられてエンジン出力歯車３０から出力される。また、第１モータジェネレータＭＧ１のトルクが０とされてサンギヤ２４ｓが空転させられることにより、エンジン１６からの出力が遮断されるとともに、モータ走行時や惰性走行時等におけるエンジン１６の連れ廻りが防止される。エンジン１６は、燃料の燃焼によって動力を発生するガソリンエンジン、ディーゼルエンジン等の内燃機関で、走行用駆動力源として用いられる。

第２軸線Ｓ２上には、減速大歯車３２および減速小歯車３４が設けられたカウンタシャフト３６が回転可能に配設されており、減速大歯車３２は前記エンジン出力歯車３０と噛み合わされている。減速大歯車３２はまた、第３軸線Ｓ３上に配設されたモータ出力歯車４０と噛み合わされている。モータ出力歯車４０はギヤシャフト４２に設けられており、そのギヤシャフト４２は、第３軸線Ｓ３上に配設された第２モータジェネレータＭＧ２のロータ軸４４とスプライン嵌合部４６を介して動力伝達可能に連結されている。第２モータジェネレータＭＧ２は電動モータおよび発電機として択一的に用いられるもので、電動モータとして機能するように力行制御されることにより走行用駆動力源として用いられる。車両用動力伝達装置１２は、エンジン１６および電気式差動部２６が配設された第１軸線Ｓ１とは異なる第３軸線Ｓ３上に第２モータジェネレータＭＧ２が配設された複軸式のハイブリッド車両用のものである。

上記減速小歯車３４は、第４軸線Ｓ４上に配設されたディファレンシャル装置４８のデフリングギヤ５０と噛み合わされており、エンジン１６および第２モータジェネレータＭＧ２からの駆動力がディファレンシャル装置４８を介して左右のドライブシャフト５２に分配され、左右の駆動輪５４に伝達される。

図２は、第３軸線Ｓ３上に同心に配置されるギヤシャフト４２およびロータ軸４４の近傍を具体的に示した断面図である。ギヤシャフト４２は円筒状部材で、第２モータジェネレータＭＧ２の動力をカウンタシャフト３６に伝達して駆動輪５４を回転駆動する駆動軸として機能するとともに、カウンタシャフト３６からモータ出力歯車４０を介してエンジン１６の動力等が伝達される。このギヤシャフト４２は、一対の軸受６０および６２を介して第３軸線Ｓ３と同心の軸心まわりに回転可能にケース６４によって支持されている。ロータ軸４４は同じく円筒状部材であり、一対の軸受６６および６８を介して第３軸線Ｓ３と同心、すなわちギヤシャフト４２と同心の軸心まわりに回転可能にケース６４によって支持されている。このロータ軸４４の軸方向の中央部分には、第２モータジェネレータＭＧ２のロータ７０が相対回転不能に連結されており、第２モータジェネレータＭＧ２の回転が伝達されるように構成されている。

ギヤシャフト４２およびロータ軸４４は、スプライン嵌合部４６を介して動力伝達可能に連結されている。図３は、スプライン嵌合部４６付近を拡大して示した図で、ギヤシャフト４２の第２モータジェネレータＭＧ２側の端部は、ロータ軸４４よりも小径とされて、そのロータ軸４４の円筒内に嵌め入れられている。ギヤシャフト４２の嵌合部の外周面には外スプライン７２が設けられている一方、ロータ軸４４の嵌合部の内周面には内スプライン７４が設けられており、それ等の外スプライン７２および内スプライン７４が互いに噛み合わされている。これ等の外スプライン７２および内スプライン７４は、例えばインボリュート歯形のインボリュートスプラインにて構成され、歯面分離しない回転伝達時すなわち第２モータジェネレータＭＧ２のトルク発生時には、同軸調整作用によってギヤシャフト４２およびロータ軸４４が略同心に心出しされる。外スプライン７２が設けられたギヤシャフト４２は内軸に相当し、エンジン１６の回転が伝達される回転軸である。内スプライン７４が設けられたロータ軸４４は外軸に相当し、そのロータ軸４４を回転駆動する第２モータジェネレータＭＧ２は回転機に相当する。

上記外スプライン７２と内スプライン７４との間には、ガタ（バックラッシ）が存在する。このため、エンジン１６の爆発に伴うトルク変動等によるギヤシャフト４２およびロータ軸４４の相対的な回転変動により、外スプライン７２および内スプライン７４が歯面分離と衝突を繰り返してガタ打ち音（歯打ち音）が発生する可能性がある。このガタ打ち音は、例えば第２モータジェネレータＭＧ２のトルクが略０で、ロータ軸４４が無負荷の状態でギヤシャフト４２によって連れ廻り回転させられる場合に発生する。このようなガタ打ち音の発生を抑制するため、本実施例では、スプライン嵌合部４６に隣接する部分にフリクションダンパ１０が配設されている。すなわち、ギヤシャフト４２については、外スプライン７２が設けられた部位よりも軸方向の内側に円筒外周面７６が設けられ、ロータ軸４４については、内スプライン７４が設けられた部位よりも軸方向の外側すなわち先端側に円筒内周面７８が設けられている。これ等の円筒外周面７６および円筒内周面７８は、ギヤシャフト４２およびロータ軸４４の嵌合組付け状態において互いに対面する部分、すなわち第３軸線Ｓ３方向における同じ位置に設けられており、それ等の円筒外周面７６と円筒内周面７８との間の円環状空間にフリクションダンパ１０が配設されている。

図４は、フリクションダンパ１０の正面図、すなわち図５において左側から見た図で、図５は図４におけるＶ−Ｖ矢視部分の断面図である。このフリクションダンパ１０は、円環形状の芯材８０と、その芯材８０の外周側に一体的に固着された円環形状のゴム８２とを備えている。芯材８０は金属材料にて構成されており、中心線Ｏがギヤシャフト４２の中心線である前記回転軸線Ｓ３と同心になるように、そのギヤシャフト４２の円筒外周面７６に圧入によって固設される。芯材８０の軸方向の前端部、すなわちギヤシャフト４２をロータ軸４４に対して相対的にスプライン嵌合する際の嵌合方向（図３、図５における左方向）Ａにおける前側の端部には、外周側へ曲げられた外向きのフランジ８０ａが設けられている。ゴム８２は弾性体で、例えばインサート成形によって所定形状に成形されると同時に芯材８０の外周面に一体的に固着される。ゴム８２の軸方向長さＬ１は、芯材８０の軸方向長さＬ２よりも長く、一端部すなわちフランジ８０ａと反対の後端部側が芯材８０から後方へ延び出している。芯材８０の軸方向長さＬ２は、例えばゴム８２の軸方向長さＬ１の１／３〜２／３程度で、本実施例では１／２程度である一方、ゴム８２の前端部はフランジ８０ａと一致しており、軸方向長さＬ１の略半分が芯材８０から後方へ延び出している。

上記ゴム８２が芯材８０から後方へ延び出す延出部分８２ａのうち、芯材８０から離間する先端側（嵌合方向Ａにおける後方側）の一部には、芯材８０とオーバーラップする接合部分８２ｂを含む他の部分よりも肉厚ｔが大きい厚肉部８６が設けられている。この厚肉部８６は、径方向において芯材８０と反対側に突き出して、すなわち本実施例ではゴム８２の外周面が外周側へ突き出して、ロータ軸４４の円筒内周面７８に押圧されるように設けられており、延出部分８２ａとギヤシャフト４２の円筒外周面７６との間には芯材８０の板厚に相当する隙間９２が形成される。ゴム８２の厚肉部８６以外の部分は、厚肉部８６の最小肉厚と等しい略一定の肉厚ｔ２の等厚部８８とされている。厚肉部８６の中心線Ｏと平行な断面形状は、外周側へ突き出す三角山形状を成しており、最大肉厚はｔ１である。この断面三角山形状の厚肉部８６において、嵌合方向Ａの前側の側面８６ａの傾斜は小さく、ロータ軸４４の円筒内周面７８内に嵌入する際に、その側面８６ａと円筒内周面７８との係合によって厚肉部８６を圧縮変形させつつ比較的容易に組み付けることができる。厚肉部８６の最大肉厚ｔ１部分の最大外径Ｄ１は、ロータ軸４４の円筒内周面７８の外径よりも大きく、円筒内周面７８内に嵌入される際に縮径するように圧縮変形させられる。等厚部８８の外径Ｄ２は、円筒内周面７８の外径と略同じか僅かに小さい寸法とされており、その等厚部８８側から円筒内周面７８内に容易に嵌入することができる。上記厚肉部８６の断面形状は、必ずしも三角山形状である必要はなく、台形形状などでも良い。

ここで、厚肉部８６が縮径するように圧縮変形させられると、その厚肉部８６の剛性が高くなり、円筒内周面７８との間の回転方向の滑り摩擦の摩擦抵抗が大きくなる。この摩擦抵抗による緩衝作用で、エンジン１６の爆発に伴うトルク変動等による外スプライン７２と内スプライン７４とのガタ打ち音の発生が抑制される。厚肉部８６の範囲や形状、その最大肉厚ｔ１すなわち最大外径Ｄ１は、ガタ打ち音を低減するのに必要な所定の摩擦抵抗が得られるように、実験等により適当に定められる。ゴム８２の外周面には、円筒内周面７８との間を潤滑するためのオイルが軸方向へ適切に流通できるように、中心線Ｏまわりに複数（実施例では４本）のオイル溝９０が設けられている。なお、図４および図５に示すゴム８２の形状は、ロータ軸４４の円筒内周面７８内に嵌入されて圧縮変形させられる前の自然状態のものである。

一方、上記厚肉部８６が設けられた部分には芯材８０が存在しないため、ギヤシャフト４２の円筒外周面７６と延出部分８２ａの内周面との間に隙間９２が形成され、厚肉部８６の圧縮変形時に隙間９２側への逃げ（撓み変形）が許容される。すなわち、本実施例では厚肉部８６が隙間９２内へ押し込まれるように縮径変形させられる。これにより、厚肉部８６の圧縮変形に拘らず、ギヤシャフト４２とロータ軸４４との間の径方向の剛性の増加が抑制され、スプライン嵌合部４６で歯面分離しない回転伝達時に得られる前記同軸調整作用の低下が抑制される。上記隙間９２の大きさは、例えば芯材８０の板厚と同程度とされるが、ゴム８２をインサート成形する際の成形型によって自由に設定できる。また、図５はフリクションダンパ１０がロータ軸４４の円筒内周面７８内に嵌入される前の自然状態を示した図であり、円筒内周面７８内に嵌入されて厚肉部８６が圧縮変形させられることにより、隙間９２は小さくなり、或いは延出部分８２ａの内周面がギヤシャフト４２の円筒外周面７６に密着させられて隙間９２が無くなる。

このように、本実施例のフリクションダンパ１０によれば、ゴム８２の軸方向長さＬ１が芯材８０の軸方向長さＬ２よりも長く、その芯材８０から軸方向に延び出す延出部分８２ａに厚肉部８６が設けられているため、厚肉部８６の圧縮変形に拘らず隙間９２の存在でギヤシャフト４２とロータ軸４４との間の径方向の剛性の増加を抑制しつつ、厚肉部８６の圧縮変形で回転方向の剛性が高くなり、ロータ軸４４の円筒内周面７８との間の摩擦抵抗を確保することができる。そして、ギヤシャフト４２とロータ軸４４との間の径方向の剛性の増加が抑制されることにより、スプライン嵌合部４６で歯面分離しない回転伝達時に得られる同軸調整作用の低下が抑制され、ギヤシャフト４２とロータ軸４４との心ずれに起因する径方向振動の発生が抑制されるとともに、厚肉部８６におけるゴム８２の剛性が高くされて回転方向の摩擦抵抗が大きくなることで、その摩擦抵抗による緩衝作用でギヤシャフト４２とロータ軸４４との相対的な回転変動に起因するスプライン嵌合部４６のガタ打ち音の発生が適切に抑制される。

また、延出部分８２ａのうち芯材８０から離間する先端側の一部に厚肉部８６が設けられており、ゴム８２の他の部分は一定の肉厚ｔ２の等厚部８８とされているため、例えば厚肉部８６の最大肉厚ｔ１を適当に定めることにより上記作用効果が適切に得られる。言い換えれば、厚肉部８６の最大肉厚ｔ１（或いは最大外径Ｄ１）を調整するだけで、スプライン嵌合部４６で歯面分離と衝突を繰り返す際のガタ打ち音の抑制効果と、歯面分離しない回転伝達時に得られる同軸調整作用による径方向振動の抑制効果との両立を簡便に図ることができる。必要に応じて、厚肉部８６の範囲や形状を変更することもできる。

また、エンジン１６の回転が伝達されるギヤシャフト４２と第２モータジェネレータＭＧ２のロータ軸４４とのスプライン嵌合部４６の近傍にフリクションダンパ１０が配設されることにより、スプライン嵌合部４６において歯面分離しない回転伝達時に得られる同軸調整作用の低下を抑制しつつ、第２モータジェネレータＭＧ２のトルクが０の場合にエンジン１６のトルク変動によりスプライン嵌合部４６で歯面分離と衝突を繰り返す際のガタ打ち音の発生を適切に抑制することができる。

次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の実施例において前記実施例と実質的に共通する部分には同一の符号を付して詳しい説明を省略する。

例えば、前記実施例ではゴム８２の延出部分８２ａの一部に厚肉部８６が設けられていたが、例えば図６に示すフリクションダンパ１００のように、延出部分８２ａの全域に亘って等厚部８８の肉厚ｔ２よりも大きい肉厚の厚肉部１０２を設けることもできる。なお、接合部分８２ｂにおいても、厚肉部１０２における最小肉厚以下の範囲で肉厚ｔ２を変化させることができる。

また、前記実施例では内軸であるギヤシャフト４２の円筒外周面７６に芯材８０が圧入固定されるフリクションダンパ１０について説明したが、図７に示すように外軸であるロータ軸４４の円筒内周面７８に芯材１１２が圧入固定されるフリクションダンパ１１０を採用することもできる。このフリクションダンパ１１０は、前記フリクションダンパ１０とは逆に芯材１１２の内周側に弾性体としてゴム１１４が固着されるが、ゴム１１４の軸方向長さＬ１は芯材１１２の軸方向長さＬ２よりも長く、ゴム１１４の一端部すなわち嵌合方向Ａにおける後端部側が芯材１１２から後方へ延び出しているとともに、その延出部分１１４ａのうち芯材１１２から離間する先端側（嵌合方向Ａにおける後方側）の一部に、径方向において芯材１１２と反対の内周側へ突き出すように厚肉部１１６が設けられている。この厚肉部１１６の最小内径はギヤシャフト４２の円筒外周面７６の外径よりも小さく、円筒外周面７６との係合で拡径するように圧縮変形させられる際に、芯材１１２が存在しない隙間１１８側へ撓み変形させられる。このようなフリクションダンパ１１０においても、実質的に前記実施例と同様の作用効果が得られる。

なお、上記図７では、ロータ軸４４の先端部分、すなわち軸方向においてスプライン嵌合部４６よりも外側部分にフリクションダンパ１１０が設けられているが、軸方向においてスプライン嵌合部４６よりも内部側にフリクションダンパ１１０を設けるとともに、そのフリクションダンパ１１０に達するようにギヤシャフト４２の先端側すなわちスプライン嵌合部４６よりも軸方向の外側部分に円筒外周面を延設しても良い。

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、これ等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。

１０、１００、１１０：フリクションダンパ１２：車両用動力伝達装置１６：エンジン４２：ギヤシャフト（内軸、回転軸）４４：ロータ軸（外軸）４６：スプライン嵌合部７６：円筒外周面７８：円筒内周面８０、１１２：芯材８２、１１４：ゴム（弾性体）８２ａ、１１４ａ：延出部分８６、１０２、１１６：厚肉部ＭＧ２：第２モータジェネレータ（回転機）Ｌ１、Ｌ２：軸方向長さｔ１、ｔ２：肉厚

Claims

円環形状の芯材と、該芯材の外周側または内周側に固着された円環形状の弾性体とを備え、
同心に配置されて互いにスプライン嵌合された内軸の円筒外周面と外軸の円筒内周面との間の円環状空間に、前記芯材が該内軸および該外軸の何れか一方の軸に固設され且つ前記弾性体が該内軸および該外軸の他方の軸に押圧されて圧縮変形させられるように配設されるフリクションダンパにおいて、
前記弾性体の前記円環形状の軸方向長さは、前記芯材の前記円環形状の軸方向長さよりも長く、該弾性体が該芯材から軸方向へ延び出す延出部分を有するとともに、
前記延出部分には、径方向において前記芯材と反対側へ突き出して前記他方の軸に押圧されるように、該芯材とオーバーラップしている部分よりも肉厚が大きくされた厚肉部が設けられ、
前記厚肉部は、前記延出部分のうち前記芯材から離間する先端側の一部に設けられており、前記弾性体の他の部分の肉厚は一定である
ことを特徴とするフリクションダンパ。
前記内軸および前記外軸は、車両用動力伝達装置の一部を構成するもので、
前記内軸および前記外軸の何れか一方の軸は、エンジンの回転が伝達される回転軸であり、該内軸および該外軸の他方の軸は回転機のロータ軸である
ことを特徴とする請求項１に記載のフリクションダンパ。