(57)【要約】  ダンパ装置(１０Ｙ)は、ドライブ部材(１１Ｙ)と中間部材(１２Ｙ)との間でトルクを伝達する第１内側スプリング(ＳＰ１′)と、中間部材(１２Ｙ)とドリブン部材(１５Ｙ)の間でトルクを伝達する第２内側スプリング(ＳＰ２′)と、ドライブ部材(１１Ｙ)とドリブン部材(１５Ｙ)との相対回転に応じて回転する質量体としてのサンギヤ(２２)を有する回転慣性質量ダンパ(２０Ｙ)とを含み、回転慣性質量ダンパ(２０Ｙ)は、中間部材(１２Ｙ)と第１および第２内側スプリング(ＳＰ１，ＳＰ２)とを含むトルク伝達経路(ＴＰ)と並列に設けられ、中間部材(１２Ｙ)の慣性モーメント(Ｊ2)と第１および第２内側スプリング(ＳＰ１′，ＳＰ２′)の剛性ｋ1，ｋ2 とに基づいて定まる当該中間部材(１２)の減衰比ζは、値１未満 である。
2016104783.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンからのトルクが伝達される入力要素と出力要素とを含むダンパ装置において、  中間要素、前記入力要素と前記中間要素との間でトルクを伝達する第１弾性体、および前記中間要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する第２弾性体を含むトルク伝達経路と、  前記入力要素と前記出力要素との相対回転に応じて回転する質量体を有し、前記入力要素と前記出力要素との間に前記トルク伝達経路と並列に設けられる回転慣性質量ダンパとを備え、  前記中間要素の慣性モーメントと前記第１および第２弾性体の剛性とに基づいて定まる該中間要素の減衰比が値１未満であるダンパ装置。
【請求項２】
請求項１に記載のダンパ装置において、前記中間要素は、環状部材であるダンパ装置。
【請求項３】
請求項１または２に記載のダンパ装置において、  前記中間要素の固有振動数に対応した回転数は、前記入力要素から前記トルク伝達経路を介して前記出力要素にトルクが伝達される回転数域の最小回転数よりも高く、  前記第２弾性体を介して前記出力要素に伝達される振動の振幅は、前記入力要素の回転数が前記最小回転数以上であり、かつ前記中間要素の固有振動数に対応した回転数に達する前に減少から増加に転じるダンパ装置。
【請求項４】
請求項１から３の何れか一項に記載のダンパ装置において、  前記回転慣性質量ダンパは、前記入力要素と一体に回転する第１要素、前記出力要素と一体に回転する第２要素、および前記質量体と一体に回転する第３要素を有する差動装置を含むダンパ装置。
【請求項５】
請求項４に記載のダンパ装置において、前記差動装置は、遊星歯車であるダンパ装置。
【請求項６】
請求項４または５に記載のダンパ装置において、  前記トルク伝達経路は、前記中間要素として第１および第２中間要素を含むと共に、第３弾性体を更に含み、  前記第１弾性体は、前記入力要素と前記第１中間要素との間でトルクを伝達し、前記第２弾性体は、前記第１中間要素と前記第２中間要素との間でトルクを伝達し、前記第３弾性体は、前記第２中間要素と前記出力要素との間でトルクを伝達し、  前記第１および第２中間要素は、環状部材であり、前記第１および第２中間要素の少なくとも何れか一方の前記減衰比が値１未満であるダンパ装置。
【請求項７】
請求項１から６の何れか一項に記載のダンパ装置において、  前記中間要素は、流体伝動装置のタービンランナに一体回転するように連結されるダンパ装置。
【請求項８】
請求項１から６の何れか一項に記載のダンパ装置において、  前記回転慣性質量ダンパの前記質量体は、流体伝動装置のタービンランナを含むダンパ装置。
【請求項９】
請求項１から８の何れか一項に記載のダンパ装置において、前記第１弾性体のばね定数と、前記第２弾性体のばね定数とが同一であるダンパ装置。
【請求項１０】
請求項１から８の何れか一項に記載のダンパ装置において、前記第１弾性体のばね定数と、前記第２弾性体のばね定数とは互いに異なっているダンパ装置。
【請求項１１】
請求項１から１０の何れか一項に記載のダンパ装置において、  前記出力要素の振動振幅がゼロになる反共振点の振動数のうちの最小振動数に基づいて、前記第１および第２弾性体のばね定数と、前記中間要素および前記質量体の慣性モーメントとが定められるダンパ装置。
【請求項１２】
請求項１１に記載のダンパ装置において、  前記反共振点の最小振動数と前記エンジンの気筒数とに基づいて、前記第１および第２弾性体のばね定数と、前記中間要素および前記質量体の慣性モーメントとが定められるダンパ装置。
【請求項１３】
請求項１２に記載のダンパ装置において、  前記反共振点の前記最小振動数を“ｆａ1”とし、前記エンジンの気筒数を“ｎ”としたときに、  ５００ｒｐｍ≦（１２０／ｎ）・ｆａ1≦１５００ｒｐｍ を満たすように構成されるダンパ装置。
【請求項１４】
請求項１２または１３に記載のダンパ装置において、  前記エンジンと前記入力要素とを連結するロックアップクラッチのロックアップ回転数を“Ｎｌｕｐ”としたときに、  Ｎｌｕｐ≦（１２０／ｎ）・ｆａ1を満たすように構成されるダンパ装置。
【請求項１５】
請求項１３または１４に記載のダンパ装置において、  ９００ｒｐｍ≦（１２０／ｎ）・ｆａ1≦１２００ｒｐｍを満たすように構成されるダンパ装置。
【請求項１６】
請求項１１から１５の何れか一項に記載のダンパ装置において、  前記差動装置は、遊星歯車であり、  前記反共振点の前記最小振動数ｆａ1は、次式（１）により表されるダンパ装置。ただし、式（１）において、“ｋ1”は、前記第１弾性体のばね定数であり、“ｋ2”は、前記第２弾性体のばね定数であり、“Ｊ2”は、前記中間要素の慣性モーメントであり、“Ｊi”は、前記質量体の慣性モーメントであり、“γ”は、前記入力要素および前記出力要素に対する前記遊星歯車の回転要素の接続態様と該遊星歯車のギヤ比とに応じて定まる定数である。【数１】
2016104783.tif 000009
【請求項１７】
請求項１から１６の何れか一項に記載のダンパ装置において、  前記入力要素に伝達される入力トルクが予め定められた閾値以上になるまで、前記第１および第２弾性体の撓みが規制されないように構成されるダンパ装置。
【請求項１８】
請求項１から１７の何れか一項に記載のダンパ装置において、前記出力要素は、変速機の入力軸に作用的に連結されるダンパ装置。
【請求項１９】
エンジンからのトルクが伝達される入力要素と出力要素とを含むダンパ装置において、  第１および第２中間要素、前記入力要素と前記第１中間要素との間でトルクを伝達する第１弾性体、前記第１中間要素と前記第２中間要素との間でトルクを伝達する第２弾性体、および前記第２中間要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する第３弾性体を含むトルク伝達経路と、  前記入力要素と前記第２中間要素との相対回転に応じて回転する質量体を有し、前記トルク伝達経路の前記第１弾性体、前記第１中間要素および前記第２弾性体と並列に設けられる回転慣性質量ダンパとを備え、  少なくとも前記第１中間要素の慣性モーメントと前記第１および第２弾性体の剛性とに基づいて定まる該第１中間要素の減衰比が値１未満であるダンパ装置。
【請求項２０】
請求項１９に記載のダンパ装置において、  前記回転慣性質量ダンパは、前記入力要素と一体に回転する第１要素、前記第２中間要素と一体に回転する第２要素、および前記質量体と一体に回転する第３要素を有する遊星歯車を含むダンパ装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】  本開示は、入力要素と、出力要素と、入力要素と出力要素との間でトルクを伝達する弾性体とを含むダンパ装置に関する。
【背景技術】
【０００２】  従来、周方向に配列された複数のスプリングを有するダンパスプリング装置と、回転慣性質量ダンパとを含むねじり振動ダンパが知られている（例えば、特許文献１参照）。このねじり振動ダンパにおいて、ダンパスプリング装置は、それぞれ隣り合うスプリングの間に配置されると共に、駆動側のダンパエレメント（入力要素）によって外周面の全体が摺動自在に支持される複数のスライディングブロックを有する。また、回転慣性質量ダンパは、タービンホイールのタービンシェルと一体に回転すると共に遊星歯車のサンギヤを含む駆動側のダンパエレメントと、タービンホイールのタービンハブと一体に回転すると共に遊星歯車のキャリヤとして作用する従動側のダンパエレメント（出力要素）と、当該従動側のダンパエレメントにより回転支持されると共に上記サンギヤに噛合するピニオンギヤと、ピニオンギヤに噛合する質量体としてのリングギヤとを含む。このように構成されたねじり振動ダンパでは、駆動側のダンパエレメントが従動側のダンパエレメントに対して回転すると（捩れると）、ダンパスプリング装置のスプリングが撓むと共に、駆動側および従動側のダンパエレメントの相対回転に応じて質量体としてのリングギヤが回転する。これにより、質量体としてのリングギヤのイナーシャ（慣性モーメント）および駆動側および従動側のダンパエレメントの角加速度の差に応じたトルクを従動側のダンパエレメントに付与し、当該ねじり振動ダンパの振動減衰性能を向上させることができる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特許第３４７６７１９号公報（図５、図７）
【発明の概要】
【０００４】  ここで、回転慣性質量ダンパから従動側のダンパエレメント（出力要素）に付与されるトルクは、駆動側のダンパエレメント（入力要素）に伝達される振動の振幅が同一であれば、当該振動の周波数（駆動側のダンパエレメントの回転数）が大きくなるにつれて徐々に大きくなっていく。一方、特許文献１の図２に示すように、上記ダンパスプリング装置から出力要素に伝達される振動の振幅は、特に固有振動数ＥＦ４に対応した回転数よりも高回転側（高周波側）で、駆動側のダンパエレメントの回転数（周波数）が高まるのにつれて小さくなる。従って、上記従来のねじり振動ダンパでは、ダンパスプリング装置から出力要素に伝達される振動の振幅が低下している状態で当該出力要素に回転慣性質量ダンパから大きなトルクが付与されることで、却って振動減衰性能が低下してしまうおそれがある。
【０００５】  そこで、本開示の発明は、より高い振動減衰性能を有するダンパ装置の提供を主目的とする。
【０００６】  本開示のダンパ装置は、エンジンからのトルクが伝達される入力要素と出力要素とを含むダンパ装置において、中間要素、前記入力要素と前記中間要素との間でトルクを伝達する第１弾性体、および前記中間要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する第２弾性体を含むトルク伝達経路と、前記入力要素と前記出力要素との相対回転に応じて回転する質量体を有し、前記入力要素と前記出力要素との間に前記トルク伝達経路と並列に設けられる回転慣性質量ダンパとを備え、前記中間要素の慣性モーメントと前記第１および第２弾性体の剛性とに基づいて定まる該中間要素の減衰比が値１未満であることを特徴とする。
【０００７】  かかるダンパ装置では、入力要素に伝達される入力トルクが周期的に振動していると仮定すれば、トルク伝達経路を経由して入力要素から出力要素に伝達される振動の位相と、回転慣性質量ダンパを経由して入力要素から出力要素に伝達される振動の位相とが１８０°ずれることになる。また、減衰比が値１未満である中間要素を含むトルク伝達経路では、第１および第２弾性体の撓みが許容されている状態に対して、複数の固有振動数（共振周波数）を設定すると共に、入力要素の回転数が当該複数の固有振動数の何れかに対応した回転数に達した段階で中間要素の共振を発生させることができる。これにより、このダンパ装置では、入力要素からトルク伝達経路を介して出力要素に伝達される振動と、入力要素から回転慣性質量ダンパを介して出力要素に伝達される振動とが理論上互いに打ち消し合うことになる反共振点を２つ設定することが可能となる。従って、２つの反共振点の振動数を当該ダンパ装置により減衰すべき振動（共振）の周波数に一致させる（より近づける）ことで、ダンパ装置の振動減衰性能を極めて良好に向上させることができる。更に、本開示のダンパ装置では、入力要素の回転数が低回転側（低周波側）の反共振点の振動数に対応した回転数よりも高まった段階で中間要素の共振が発生し、第２弾性体から出力要素に伝達される振動の振幅は、入力要素の回転数が、比較的小さい中間要素の固有振動数に対応した回転数に達する前に減少から増加に転じることになる。これにより、入力要素の回転数が増加するにつれて回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達される振動の振幅が徐々に増加しても、当該回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達される振動が第２弾性体から出力要素に伝達される振動の少なくとも一部を打ち消す領域を拡げることが可能となる。この結果、入力要素の回転数が比較的低い領域におけるダンパ装置の振動減衰性能をより向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【図１】本開示の一実施形態に係るダンパ装置を含む発進装置を示す概略構成図である。
【図２】図１の発進装置を示す断面図である。
【図３】図１および図２のダンパ装置を示す正面図である。
【図４】エンジンの回転数と図１等のダンパ装置の出力要素におけるトルク変動ＴFlucとの関係を例示する説明図である。
【図５】本開示の他の実施形態に係る発進装置を示す概略構成図である。
【図６】本開示の更に他の実施形態に係る発進装置を示す概略構成図である。
【図７】本開示の他の実施形態に係る発進装置を示す概略構成図である。
【図８】本開示の更に他の実施形態に係る発進装置を示す概略構成図である。
【図９】本開示の他の実施形態に係る発進装置を示す概略構成図である。
【図１０】本開示の更に他の実施形態に係る発進装置を示す概略構成図である。
【図１１】図１１Ａ、図１１Ｂ、図１１Ｃおよび図１１Ｄは、図１等のダンパ装置に適用可能な他の回転慣性質量ダンパを例示する模式図である。
【発明を実施するための形態】
【０００９】  次に、図面を参照しながら、本開示の発明を実施するための形態について説明する。
【００１０】  図１は、本開示の一実施形態に係るダンパ装置１０を含む発進装置１を示す概略構成図であり、図２は、発進装置１を示す断面図である。これらの図面に示す発進装置１は、原動機としてのエンジン（内燃機関）ＥＧを備えた車両に搭載されるものであり、ダンパ装置１０に加えて、エンジンＥＧのクランクシャフトに連結されて当該エンジンＥＧからのトルクが伝達される入力部材としてのフロントカバー３や、フロントカバー３に固定されるポンプインペラ（入力側流体伝動要素）４、ポンプインペラ４と同軸に回転可能なタービンランナ（出力側流体伝動要素）５、ダンパ装置１０に連結されると共に自動変速機（ＡＴ）あるいは無段変速機（ＣＶＴ）である変速機ＴＭの入力軸ＩＳに固定される出力部材としてのダンパハブ７、ロックアップクラッチ８等を含む。
【００１１】  なお、以下の説明において、「軸方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、発進装置１やダンパ装置１０の中心軸（軸心）の延在方向を示す。また、「径方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、発進装置１やダンパ装置１０、当該ダンパ装置１０等の回転要素の径方向、すなわち発進装置１やダンパ装置１０の中心軸から当該中心軸と直交する方向（半径方向）に延びる直線の延在方向を示す。更に、「周方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、発進装置１やダンパ装置１０、当該ダンパ装置１０等の回転要素の周方向、すなわち当該回転要素の回転方向に沿った方向を示す。
【００１２】  ポンプインペラ４は、図２に示すように、フロントカバー３に密に固定されるポンプシェル４０と、ポンプシェル４０の内面に配設された複数のポンプブレード４１とを有する。タービンランナ５は、図２に示すように、タービンシェル５０と、タービンシェル５０の内面に配設された複数のタービンブレード５１とを有する。タービンシェル５０の内周部は、複数のリベットを介してタービンハブ５２に固定される。タービンハブ５２は、ダンパハブ７により回転自在に支持され、当該タービンハブ５２（タービンランナ５）の発進装置１の軸方向における移動は、ダンパハブ７と当該ダンパハブ７に装着されるスナップリングにより規制される。
【００１３】  ポンプインペラ４とタービンランナ５とは、互いに対向し合い、両者の間には、タービンランナ５からポンプインペラ４への作動油（作動流体）の流れを整流するステータ６が同軸に配置される。ステータ６は、複数のステータブレード６０を有し、ステータ６の回転方向は、ワンウェイクラッチ６１により一方向のみに設定される。これらのポンプインペラ４、タービンランナ５およびステータ６は、作動油を循環させるトーラス（環状流路）を形成し、トルク増幅機能をもったトルクコンバータ（流体伝動装置）として機能する。ただし、発進装置１において、ステータ６やワンウェイクラッチ６１を省略し、ポンプインペラ４およびタービンランナ５を流体継手として機能させてもよい。
【００１４】  ロックアップクラッチ８は、ダンパ装置１０を介してフロントカバー３とダンパハブ７とを連結するロックアップを実行すると共に当該ロックアップを解除するものである。本実施形態において、ロックアップクラッチ８は、単板油圧式クラッチとして構成されており、フロントカバー３の内部かつ当該フロントカバー３のエンジンＥＧ側の内壁面近傍に配置されると共にダンパハブ７に対して回転自在かつ軸方向に移動自在に嵌合されるロックアップピストン８０を有する。図２に示すように、ロックアップピストン８０の外周側かつフロントカバー３側の面には、摩擦材８１が貼着されている。そして、ロックアップピストン８０とフロントカバー３との間には、作動油供給路や入力軸ＩＳに形成された油路を介して図示しない油圧制御装置に接続されるロックアップ室８５が画成される。
【００１５】  ロックアップ室８５内には、入力軸ＩＳに形成された油路等を介してポンプインペラ４およびタービンランナ５の軸心側（ワンウェイクラッチ６１の周辺）から径方向外側に向けてポンプインペラ４およびタービンランナ５（トーラス）へと供給される油圧制御装置からの作動油が流入可能である。従って、フロントカバー３とポンプインペラ４のポンプシェルとにより画成される流体伝動室９内とロックアップ室８５内とが等圧に保たれれば、ロックアップピストン８０は、フロントカバー３側に移動せず、ロックアップピストン８０がフロントカバー３と摩擦係合することはない。これに対して、図示しない油圧制御装置によりロックアップ室８５内を減圧すれば、ロックアップピストン８０は、圧力差によりフロントカバー３に向けて移動してフロントカバー３と摩擦係合する。これにより、フロントカバー３は、ダンパ装置１０を介してダンパハブ７に連結される。なお、ロックアップクラッチ８として、少なくとも１枚の摩擦係合プレート（複数の摩擦材）を含む多板油圧式クラッチが採用されてもよい。
【００１６】  ダンパ装置１０は、図１および図２に示すように、回転要素として、ドライブ部材（入力要素）１１と、中間部材（中間要素）１２と、ドリブン部材（出力要素）１５とを含む。更に、ダンパ装置１０は、トルク伝達要素（トルク伝達弾性体）として、ドライブ部材１１と中間部材１２との間でトルクを伝達する複数（本実施形態では、例えば３個）の第１内側スプリング（第１弾性体）ＳＰ１と、それぞれ対応する第１内側スプリングＳＰ１と直列に作用して中間部材１２とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する複数（本実施形態では、例えば３個）の第２内側スプリング（第２弾性体）ＳＰ２と、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する複数（本実施形態では、例えば３個）の外側スプリングＳＰｏとを含む。
【００１７】  すなわち、ダンパ装置１０は、図１に示すように、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間に互いに並列に設けられる第１トルク伝達経路ＴＰ１および第２トルク伝達経路ＴＰ２を有する。第１トルク伝達経路ＴＰ１は、複数の第１内側スプリングＳＰ１、中間部材１２および複数の第２スプリングＳＰ２により構成され、これらの要素を介してドライブ部材１１とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する。また、第２トルク伝達経路ＴＰ２は、複数の外側スプリングＳＰｏにより構成され、互いに並列に作用する複数の外側スプリングＳＰｏを介してドライブ部材１１とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する。
【００１８】  本実施形態において、第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２として、同一の諸元（ばね定数）を有するコイルスプリングが採用されている。更に、第２トルク伝達経路ＴＰ２を構成する複数の外側スプリングＳＰｏは、ドライブ部材１１への入力トルクがダンパ装置１０の最大捩れ角θｍａｘに対応したトルクＴ２（第２の閾値）よりも小さい予め定められたトルク（第１の閾値）Ｔ１に達してドライブ部材１１のドリブン部材１５に対する捩れ角が所定角度θｒｅｆ以上になってから、第１トルク伝達経路ＴＰ１を構成する第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２と並列に作用する。これにより、ダンパ装置１０は、２段階（２ステージ）の減衰特性を有することになる。
【００１９】  また、本実施形態では、第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２並びに外側スプリングＳＰｏとして、荷重が加えられてないときに真っ直ぐに延びる軸心を有するように螺旋状に巻かれた金属材からなる直線型コイルスプリングが採用されている。これにより、アークコイルスプリングを用いた場合に比べて、第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２並びに外側スプリングＳＰｏを軸心に沿ってより適正に伸縮させて、いわゆるヒステリシスＨ（ドライブ部材１１への入力トルクが増加していく際にドリブン部材１５から出力されるトルクと、当該入力トルクが減少していく際にドリブン部材１５から出力されるトルクとの差）を低減化することができる。ただし、第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２並びに外側スプリングＳＰｏの少なくとも何れかとして、アークコイルスプリングが採用されてもよい。
【００２０】  図２に示すように、ダンパ装置１０のドライブ部材１１は、短尺の外筒部１１ａと、当該外筒部１１ａの一端から径方向内側に延びる板状の環状部１１ｂとを有する。ドライブ部材１１の外筒部１１ａは、噛み合い係合部８１１を介してロックアップクラッチ８のロックアップピストン８０の外周部に連結される。これにより、ドライブ部材１１は、ロックアップピストン８０と一体に回転可能となり、ロックアップクラッチ８の係合により、フロントカバー３とダンパ装置１０のドライブ部材１１とが連結されることになる。
【００２１】  また、ドライブ部材１１は、図３に示すように、環状部１１ｂの内周面から周方向に間隔をおいて径方向内側（ドライブ部材１１の軸心）に向けて突出する複数（本実施形態では、例えば１２０°間隔で３個）の内側スプリング当接部１１ｃを有する。更に、環状部１１ｂには、図３に示すように、それぞれ対応する内側スプリング当接部１１ｃの径方向外側に位置すると共に、周方向に間隔をおいて並ぶように複数（本実施形態では、例えば１２０°間隔で３個）の外側スプリング収容部１１ｏが形成されている。各外側スプリング収容部１１ｏは、外側スプリングＳＰｏの自然長に応じた周長を有し、各外側スプリング収容部１１ｏの周方向における両側には、外側スプリング当接部１１ｆが１つずつ形成されている。
【００２２】  中間部材１２は、板状の環状部材であり、その外周面から径方向外側に向けて突出すると共に周方向に間隔をおいて並ぶ複数（本実施形態では、例えば１２０°間隔で３個）のスプリング当接部１２ｃを有する。図２に示すように、中間部材１２の内周部は、タービンシェル５０の内周部と共に複数のリベットを介してタービンハブ５２に固定される。これにより、中間部材１２とタービンランナ５とは、一体に回転するように連結されることになり、タービンランナ５（およびタービンハブ５２）を中間部材１２に連結することで、当該中間部材１２の実質的な慣性モーメント（中間部材１２やタービンランナ５等の慣性モーメントの合計値）をより一層大きくすることが可能となる。
【００２３】  ドリブン部材１５は、タービンランナ５側に配置される環状の第１出力プレート部材１６と、フロントカバー３側に配置されると共に複数のリベットを介して第１出力プレート部材１６に連結（固定）される環状の第２出力プレート部材１７とを含む。ドリブン部材１５を構成する第１出力プレート部材１６は、その内周縁に沿って周方向に間隔をおいて並ぶ複数（本実施形態では、例えば１２０°間隔で３個）の円弧状のスプリング支持部１６ａと、複数のスプリング支持部１６ａよりも径方向外側で周方向に間隔をおいて並ぶと共にそれぞれ対応するスプリング支持部１６ａと第１出力プレート部材１６の径方向において対向する複数（本実施形態では、例えば１２０°間隔で３個）の円弧状のスプリング支持部１６ｂと、複数（本実施形態では、例えば３個）の内側スプリング当接部１６ｃとを有する。複数の内側スプリング当接部１６ｃは、周方向に沿って互いに隣り合うスプリング支持部１６ａ，１６ｂの間に１個ずつ設けられる。
【００２４】  更に、第１出力プレート部材１６は、スプリング支持部１６ｂよりも径方向外側で周方向に間隔をおいて並ぶ複数（本実施形態では、例えば１２０°間隔で３個）の円弧状のスプリング支持部１６ｄと、複数のスプリング支持部１６ｄよりも径方向外側で周方向に間隔をおいて並ぶと共にそれぞれ対応するスプリング支持部１６ｄと第１出力プレート部材１６の径方向において対向する複数（本実施形態では、例えば１２０°間隔で３個）の円弧状のスプリング支持部１６ｅとを有する。各スプリング支持部１６ｄおよび１６ｅの中央部は、対応する内側スプリング当接部１６ｃの径方向外側に位置し、スプリング支持部１６ｄおよび１６ｅは、互いに隣り合うスプリング支持部１６ｂの双方と径方向に重なり合う。また、一対のスプリング支持部１６ｄ，１６ｅの両側には、外側スプリング当接部１６ｆが１つずつ形成されている。
【００２５】  ドリブン部材１５を構成する第２出力プレート部材１７の内周部は、図２に示すように、複数のリベットを介してダンパハブ７に固定される。また、第２出力プレート部材１７は、その内周部に沿って周方向に間隔をおいて並ぶ複数（本実施形態では、例えば１２０°間隔で３個）の円弧状のスプリング支持部１７ａと、複数のスプリング支持部１７ａよりも径方向外側で周方向に間隔をおいて並ぶと共にそれぞれ対応するスプリング支持部１７ａと第２出力プレート部材１７の径方向において対向する複数（本実施形態では、例えば１２０°間隔で３個）の円弧状のスプリング支持部１７ｂと、複数（本実施形態では、例えば３個）の内側スプリング当接部１７ｃとを有する。複数の内側スプリング当接部１７ｃは、周方向に沿って互いに隣り合うスプリング支持部１７ａ，１７ｂの間に１個ずつ設けられる。
【００２６】  更に、第２出力プレート部材１７は、スプリング支持部１７ｂよりも径方向外側で周方向に間隔をおいて並ぶ複数（本実施形態では、例えば１２０°間隔で３個）の円弧状のスプリング支持部１７ｄと、複数のスプリング支持部１７ｄよりも径方向外側で周方向に間隔をおいて並ぶと共にそれぞれ対応するスプリング支持部１７ｄと第２出力プレート部材１７の径方向において対向する複数（本実施形態では、例えば１２０°間隔で３個）の円弧状のスプリング支持部１７ｅとを有する。各スプリング支持部１７ｄおよび１７ｅの中央部は、対応する内側スプリング当接部１７ｃの径方向外側に位置し、各スプリング支持部１７ｄおよび１７ｅは、互いに隣り合うスプリング支持部１７ｂの双方と径方向に重なり合う。また、一対のスプリング支持部１７ｄ，１７ｅの両側には、外側スプリング当接部１７ｆが１つずつ形成されている。
【００２７】  第１および第２出力プレート部材１６，１７が互いに連結された際、第１出力プレート部材１６の複数のスプリング支持部１６ａは、それぞれ対応する第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２のタービンランナ５側の側部を内周側から支持（ガイド）する。複数のスプリング支持部１６ｂは、それぞれ対応する第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２のタービンランナ５側の側部を外周側から支持（ガイド）する。また、第２出力プレート部材１７の複数のスプリング支持部１７ａは、第１出力プレート部材１６の対応するスプリング支持部１６ａと軸方向において対向し、それぞれ対応する第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２のロックアップピストン８０側の側部を内周側から支持（ガイド）する。複数のスプリング支持部１７ｂは、第１出力プレート部材１６の対応するスプリング支持部１６ｂと軸方向において対向し、それぞれ対応する第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２のロックアップピストン８０側の側部を外周側から支持（ガイド）する。
【００２８】  これにより、第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、１個ずつ対をなす（直列に作用する）と共にドリブン部材１５の周方向に交互に並ぶように、第１出力プレート部材１６のスプリング支持部１６ａ，１６ｂと第２出力プレート部材１７のスプリング支持部１７ａ，１７ｂとにより支持される。本実施形態において、それぞれ複数の第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、図３に示すように、同一円周上に配列され、発進装置１やダンパ装置１０の軸心と各第１内側スプリングＳＰ１の軸心との距離と、発進装置１等の軸心と各第２内側スプリングＳＰ２の軸心との距離とが等しくなっている。
【００２９】  また、ダンパ装置１０の取付状態において、ドライブ部材１１の各内側スプリング当接部１１ｃは、互いに異なるスプリング支持部１６ａ，１６ｂ，１７ａ，１７ｂにより支持されて対をなさない（直列に作用しない）第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２の間で両者の端部と当接する。更に、中間部材１２の各スプリング当接部１２ｃは、同一のスプリング支持部１６ａ，１６ｂ，１７ａ，１７ｂにより支持されて互いに対をなす第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２の間で両者の端部と当接する。また、第１出力プレート部材１６の各内側スプリング当接部１６ｃは、互いに異なるスプリング支持部１６ａ，１６ｂ，１７ａ，１７ｂにより支持されて対をなさない（直列に作用しない）第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２の間で両者の端部と当接する。同様に、第２出力プレート部材１７の各内側スプリング当接部１７ｃも、互いに異なるスプリング支持部１６ａ，１６ｂ，１７ａ，１７ｂにより支持されて対をなさない（直列に作用しない）第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２の間で両者の端部と当接する。
【００３０】  これにより、ダンパ装置１０の取付状態において、各第１内側スプリングＳＰ１の一端は、ドライブ部材１１の対応する内側スプリング当接部１１ｃと当接し、各第１内側スプリングＳＰ１の他端は、中間部材１２の対応するスプリング当接部１２ｃと当接する。また、各第２内側スプリングＳＰ２の一端は、中間部材１２の対応するスプリング当接部１２ｃと当接し、各第２内側スプリングＳＰ２の他端は、ドリブン部材１５の対応する内側スプリング当接部１６ｃ，１７ｃと当接する。この結果、互いに対をなす第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間で、中間部材１２のスプリング当接部１２ｃを介して直列に連結される。従って、ダンパ装置１０では、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する弾性体の剛性、すなわち第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２の合成ばね定数をより小さくすることができる。
【００３１】  また、第１および第２出力プレート部材１６，１７が互いに連結された際、第１出力プレート部材１６の複数のスプリング支持部１６ｄは、それぞれ対応する外側スプリングＳＰｏのタービンランナ５側の側部を内周側から支持（ガイド）する。複数のスプリング支持部１６ｅは、それぞれ対応する外側スプリングＳＰｏのタービンランナ５側の側部を外周側から支持（ガイド）する。また、第２出力プレート部材１７の複数のスプリング支持部１７ｄは、第１出力プレート部材１６の対応するスプリング支持部１６ｄと軸方向において対向し、それぞれ対応する外側スプリングＳＰｏのロックアップピストン８０側の側部を内周側から支持（ガイド）する。複数のスプリング支持部１７ｅは、第１出力プレート部材１６の対応するスプリング支持部１６ｅと軸方向において対向し、それぞれ対応する外側スプリングＳＰｏのロックアップピストン８０側の側部を外周側から支持（ガイド）する。
【００３２】  ダンパ装置１０の取付状態において、各外側スプリングＳＰｏは、対応するスプリング支持部１６ｄ，１６ｅ，１７ｄ，１７ｅの周方向における間に位置する。そして、各外側スプリングＳＰｏは、ドライブ部材１１への入力トルクすなわち駆動トルク（あるいは車軸側からドリブン部材１５に付与されるトルク（被駆動トルク）が上記トルクＴ１に達してドライブ部材１１のドリブン部材１５に対する捩れ角が所定角度θｒｅｆ以上になると、スプリング支持部１６ｄ，１６ｅ，１７ｄ，１７ｅの両側に設けられた外側スプリング当接部１６ｆ，１７ｆの一方と当接することになる。また、各外側スプリングＳＰｏは、図２および図３に示すように、第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２を囲むように流体伝動室９内の外周側領域に配置される。これにより、ダンパ装置１０ひいては発進装置１の軸長をより短縮化することが可能となる。
【００３３】  更に、ダンパ装置１０は、図１に示すように、ドライブ部材１１とドリブン部材１５とに接続されて第１トルク伝達経路ＴＰ１と第２トルク伝達経路ＴＰ２との双方に並列に設けられる回転慣性質量ダンパ２０を含む。本実施形態において、回転慣性質量ダンパ２０は、ダンパ装置１０の入力要素であるドライブ部材１１と出力要素であるドリブン部材１５との間に配置されるシングルピニオン式の遊星歯車２１により構成される。遊星歯車２１は、外歯歯車であるサンギヤ（第３要素）２２と、サンギヤ２２と同心円上に配置される内歯歯車であるリングギヤ（第２要素）２３と、それぞれサンギヤ２２およびリングギヤ２３に噛合する複数（本実施形態では、例えば３個）のピニオンギヤ２４とを有する。
【００３４】  遊星歯車２１のサンギヤ２２は、例えばドリブン部材１５の第１出力プレート部材１６の内径よりも若干大きい外径を有し、慣性モーメントを増加させるためのマス部２２ｍを複数の外歯の内側に含む。サンギヤ２２は、ダンパハブ７により回転自在に支持され、当該サンギヤ２２の発進装置１の軸方向における移動は、ダンパハブ７と当該ダンパハブ７に装着されるスナップリングにより規制される。リングギヤ２３は、例えば第１および第２出力プレート部材１６，１７のスプリング支持部１６ｂ、１７ｂよりも大きい内径を有し、第１および第２出力プレート部材１６，１７を連結する複数のリベットによりドリブン部材１５に固定される。これにより、リングギヤ２３は、ドリブン部材１５と一体に回転可能となる。
【００３５】  また、複数のピニオンギヤ２４は、周方向に間隔をおいて（等間隔に）並ぶと共に互いに隣り合う第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２の間の部分と軸方向において対向するように、それぞれ例えばジャーナル軸受８８を介してロックアップピストン８０により回転自在に支持される。上述のように、ロックアップピストン８０は、ダンパハブ７により回転自在に支持されると共に、ダンパ装置１０の入力要素であるドライブ部材１１と一体に回転可能である。従って、ロックアップピストン８０は、複数のピニオンギヤ２４を回転（自転）自在かつサンギヤ２２およびリングギヤ２３に対して公転自在に支持する遊星歯車２１のプラネタリキャリヤ（第１要素）として機能する。
【００３６】  上述のように構成される発進装置１のロックアップクラッチ８によるロックアップが解除されている際には、図１からわかるように、エンジンＥＧからフロントカバー３に伝達されたトルクが、ポンプインペラ４、タービンランナ５、中間部材１２、第２内側スプリングＳＰ２、ドリブン部材１５、ダンパハブ７という経路を介して変速機ＴＭの入力軸ＩＳへと伝達される。これに対して、発進装置１のロックアップクラッチ８によりロックアップが実行されると、エンジンＥＧからフロントカバー３およびロックアップクラッチ８を介してドライブ部材１１に伝達されたトルクは、入力トルクが上記トルクＴ１に達するまで、複数の第１内側スプリングＳＰ１、中間部材１２および複数の第２スプリングＳＰ２を含む第１トルク伝達経路ＴＰ１と、回転慣性質量ダンパ２０とを介してドリブン部材１５およびダンパハブ７に伝達される。また、入力トルクが上記トルクＴ１以上になると、ドライブ部材１１に伝達されたトルクは、第１トルク伝達経路ＴＰ１と、複数の外側スプリングＳＰｏを含む第２トルク伝達経路ＴＰ２と、回転慣性質量ダンパ２０とを介してドリブン部材１５およびダンパハブ７に伝達される。
【００３７】  そして、ロックアップの実行時（ロックアップクラッチ８の係合時）にドライブ部材１１がドリブン部材１５に対して回転すると（捩れると）、第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２が撓むと共に、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対回転に応じて質量体としてのサンギヤ２２が回転する。すなわち、ドライブ部材１１がドリブン部材１５に対して回転する際には、遊星歯車２１の入力要素であるプラネタリキャリヤとしてのロックアップピストン８０（およびドライブ部材１１）の回転数がリングギヤ２３と一体に回転するドリブン部材１５の回転数よりも高くなる。従って、この際、サンギヤ２２は、遊星歯車２１の作用により増速され、ロックアップピストン８０およびドライブ部材１１よりも高い回転数で回転する。これにより、回転慣性質量ダンパ２０の質量体であるサンギヤ２２から、慣性モーメント（イナーシャ）をダンパ装置１０の出力要素であるドリブン部材１５に付与し、当該ドリブン部材１５の振動を減衰させることが可能となる。
【００３８】  なお、回転慣性質量ダンパ２０は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間で主に慣性トルクを伝達し、平均トルクを伝達することはない。また、ダンパ装置１０では、入力トルクが上記トルクＴ２に達すると、ストッパＳＴによりドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対回転、すなわち第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２および外側スプリングＳＰｏのすべての撓みが規制される。本実施形態において、ストッパＳＴは、第１および第２出力プレート部材１６，１７（およびリングギヤ２３）を締結する複数のリベットに装着されたカラー１９と、ドライブ部材１１に形成された例えば円弧状の複数の開口部１１ｓとにより構成される。ダンパ装置１０の取付状態において、カラー１９は、ドライブ部材１１の対応する開口部１１ｓ内に当該開口部１１ｓを画成する両側の内壁面と当接しないように配置される。そして、ドライブ部材１１とドリブン部材１５とが相対回転するのに伴って上述の各カラー１９が対応する開口部１１ｓの一方の内壁面と当接すると、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対回転およびスプリングＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰｏの捩れが規制されることになる。
【００３９】  次に、ダンパ装置１０の設計手順について説明する。
【００４０】  上述のように、ダンパ装置１０では、ドライブ部材１１に伝達される入力トルクが上記トルクＴ１に達するまで、第１トルク伝達経路ＴＰ１に含まれる第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２と回転慣性質量ダンパ２０とが並列に作用する。このように、第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２と回転慣性質量ダンパ２０とが並列に作用する際、中間部材１２と第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２とを含む第１トルク伝達経路ＴＰ１からドリブン部材１５に伝達されるトルクは、中間部材１２とドリブン部材１５との間の第２内側スプリングＳＰ２の変位（撓み量すなわち捩れ角）に依存（比例）したものとなる。これに対して、回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に伝達されるトルクは、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との角加速度の差、すなわちドライブ部材１１とドリブン部材１５との間の第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２の変位の２回微分値に依存（比例）したものとなる。これにより、ダンパ装置１０のドライブ部材１１に伝達される入力トルクが次式（１）に示すように周期的に振動していると仮定すれば、第１トルク伝達経路ＴＰ１を経由してドライブ部材１１からドリブン部材１５に伝達される振動の位相と、回転慣性質量ダンパ２０を経由してドライブ部材１１からドリブン部材１５に伝達される振動の位相とは、１８０°ずれることになる。
【００４１】
【数１】
2016104783.tif 000003
【００４２】  更に、中間部材１２を有するダンパ装置１０では、第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２の撓みが許容され、かつ外側スプリングＳＰｏが撓んでいない状態に対して、２つの固有振動数（共振周波数）を設定することができる。すなわち、ロックアップクラッチ８によりロックアップが実行された状態でエンジンＥＧからドライブ部材１１へのトルクの伝達が開始されると仮定した場合、第１トルク伝達経路ＴＰ１では、第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２の撓みが許容され、かつ外側スプリングＳＰｏが撓んでいない際に、ドライブ部材１１とドリブン部材１５とが互いに逆位相で振動することによる共振あるいはドライブ部材１１と図示しないドライブシャフトとの間で発生する主に変速機の共振（第１共振、図４における共振点Ｒ１参照）が発生する。
【００４３】  また、第１トルク伝達経路ＴＰ１の中間部材１２は、環状に形成されており、ドライブ部材１１にエンジンＥＧからのトルクが伝達される際、中間部材１２に作用する慣性力が当該中間部材１２の振動を妨げる抵抗力（主に回転する中間部材１２に作用する遠心力に起因した摩擦力）よりも大きくなる。従って、ドライブ部材１１にエンジンＥＧからのトルクが伝達されるのに伴って振動する中間部材１２の減衰比ζは、値１未満になる。なお、一自由度系における中間部材１２の減衰比ζは、ζ＝Ｃ／（２・√（Ｊ2・（ｋ1＋ｋ2））と表すことができる。ただし、“Ｊ2”は、中間部材１２の慣性モーメント（本実施形態では、中間部材１２およびタービンランナ５の慣性モーメントの合計値）であり、“ｋ1”は、ドライブ部材１１と中間部材１２との間で並列に作用する複数の第１内側スプリングＳＰ１の合成ばね定数であり、“ｋ2”は、中間部材１２とドリブン部材１５の間で並列に作用する複数の第２内側スプリングＳＰ２の合成ばね定数であり、“Ｃ”は、中間部材１２の振動を妨げる当該中間部材１２の単位速度あたりの減衰力（抵抗力）である。すなわち、中間部材１２の減衰比ζは、少なくとも中間部材１２の慣性モーメントＪ2と第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２の剛性ｋ1，ｋ2とに基づいて定まる。
【００４４】  また、上記減衰力Ｃは、次のようにして求めることができる。すなわち、上記減衰力Ｃによる損失エネルギＳｃ、中間部材１２の変位ｘをｘ＝Ａ・ｓｉｎ（ω12・ｔ）とすれば（ただし、“Ａ”は、振幅であり、“ω12”は、中間部材１２の振動周波数である。）、Ｓｃ＝π・Ｃ・Ａ2・ω12と表すことができる。更に、中間部材１２の１サイクルの振動における上述のヒステリシスＨによる損失エネルギＳｈは、中間部材１２の変位ｘをｘ＝Ａ・ｓｉｎ（ω12・ｔ）とすれば、Ｓｈ＝２・Ｈ・Ａと表すことができる。そして、上記減衰力Ｃによる損失エネルギＳｃとヒステリシスＨによる損失エネルギＳｈとが等しいと仮定すれば、上記減衰力Ｃは、Ｃ＝（２・Ｈ）／（π・Ａ・ω12）と表すことができる。
【００４５】  更に、一自由度系における中間部材１２の固有振動数ｆ12は、ｆ12＝１／２π・√（（ｋ1＋ｋ2）／Ｊ2）と表され、中間部材１２を環状に形成することで慣性モーメントＪ2が比較的大きくなることから、当該中間部材１２の固有振動数ｆ12は比較的小さくなる。従って、第１トルク伝達経路ＴＰ１では、第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２の撓みが許容され、かつ外側スプリングＳＰｏが撓んでいない際には、図４に示すように、ドライブ部材１１の回転数が２つの固有振動数のうちの大きい方に対応した回転数に達した段階、すなわち第１共振よりも高回転側（高周波側）で、中間部材１２がドライブ部材１１およびドリブン部材１５の双方と逆位相で振動することによる当該中間部材１２の共振（第２共振、図４における共振点Ｒ２参照）を発生させることができる。
【００４６】  本発明者らは、上述のような特性を有するダンパ装置１０の振動減衰効果をより向上させるべく鋭意研究・解析を行い、ダンパ装置１０では、第１トルク伝達経路ＴＰ１における振動の振幅と、それと逆位相になる回転慣性質量ダンパ２０における振動の振幅とを一致させることで、ドリブン部材１５の振動を減衰させ得ることに着目した。そして、本発明者らは、ロックアップの実行によりエンジンＥＧからドライブ部材１１にトルクが伝達された状態にあり、かつ外側スプリングＳＰｏが撓んでいないダンパ装置１０を含む振動系について、次式（２）のような運動方程式を構築した。ただし、式（２）において、“Ｊ1”は、ドライブ部材１１の慣性モーメントであり、“Ｊ2”は、上述のように中間部材１２の慣性モーメントであり、“Ｊ3”は、ドリブン部材１５の慣性モーメントであり、“Ｊi”は、回転慣性質量ダンパ２０の質量体であるサンギヤ２２の慣性モーメントである。更に、“θ1”は、ドライブ部材１１の捩れ角であり、“θ2”は、中間部材１２の捩れ角であり、“θ3”は、ドリブン部材１５の捩れ角である。また、“λ”は、回転慣性質量ダンパ２０を構成する遊星歯車２１のギヤ比（サンギヤ２２の歯数／リングギヤ２３の歯数）である。
【００４７】
【数２】
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【００４８】  更に、本発明者らは、入力トルクＴが上記式（１）に示すように周期的に振動していると仮定すると共に、ドライブ部材１１の捩れ角θ1、中間部材１２の捩れ角θ2、およびドリブン部材１５の捩れ角θ3が次式（３）に示すように周期的に応答（振動）すると仮定した。ただし、式（１）および（３）における“ω”は、入力トルクＴの周期的な変動（振動）における角振動数であり、式（３）において、“Θ1”は、エンジンＥＧからのトルクの伝達に伴って生じるドライブ部材１１の振動の振幅（振動振幅、すなわち最大捩れ角）であり、“Θ2”は、ドライブ部材１１にエンジンＥＧからのトルクが伝達されるのに伴って生じる中間部材１２の振動の振幅（振動振幅）であり、“Θ3”は、ドライブ部材１１にエンジンＥＧからのトルクが伝達されるのに伴って生じるドリブン部材１５の振動の振幅（振動振幅）である。かかる仮定のもと、式（１）および（３）を式（２）に代入して両辺から“ｓｉｎωｔ”を払うことで、次式（４）の恒等式を得ることができる。
【００４９】
【数３】
2016104783.tif 000005
【００５０】  式（４）において、ドリブン部材１５の振動振幅Θ3がゼロである場合、ダンパ装置１０によりエンジンＥＧからの振動が理論上完全に減衰されてドリブン部材１５よりも後段側の変速機ＴＭやドライブシャフト等には理論上振動が伝達されないことになる。そこで、本発明者らは、かかる観点から、式（４）の恒等式を振動振幅Θ3について解くと共に、Θ3＝０とすることで、次式（５）に示す条件式を得た。式（５）は、入力トルクＴの周期的な変動における角振動数の二乗値ω2についての２次方程式である。当該角振動数の二乗値ω2が式（５）の２つの実数解の何れか（または重解）である場合、ドライブ部材１１から第１トルク伝達経路ＴＰ１を介してドリブン部材１５に伝達されるエンジンＥＧからの振動と、ドライブ部材１１から回転慣性質量ダンパ２０を介してドリブン部材１５に伝達される振動とが互いに打ち消し合い、ドリブン部材１５の振動振幅Θ3が理論上ゼロになる。
【００５１】
【数４】
2016104783.tif 000006
【００５２】  かかる解析結果より、中間部材１２を有することで第１トルク伝達経路ＴＰ１を介して伝達されるトルクに２つのピークすなわち共振が発生するダンパ装置１０では、図４に示すように、ドリブン部材１５の振動振幅Θ3が理論上ゼロになる反共振点を合計２つ設定し得ることが理解されよう。すなわち、ダンパ装置１０では、第１トルク伝達経路ＴＰ１における振動の振幅と、それと逆位相になる回転慣性質量ダンパ２０における振動の振幅とを第１トルク伝達経路ＴＰ１で発生する２つの共振に対応した２つのポイントで一致させることで、ドリブン部材１５の振動を極めて良好に減衰させることが可能となる。
【００５３】  更に、ダンパ装置１０では、ドライブ部材１１の回転数が低回転側（低周波側）の反共振点Ａ１の振動数に対応した回転数よりもある程度高まった段階で中間部材１２の共振が発生し、第２内側スプリングＳＰ２からドリブン部材１５に伝達される振動の振幅は、図４において一点鎖線で示すように、ドライブ部材１１（エンジンＥＧ）の回転数が、比較的小さい中間部材１２の固有振動数に対応した回転数に達する前に減少から増加に転じることになる。これにより、ドライブ部材１１の回転数が増加するにつれて回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に伝達される振動の振幅が徐々に増加しても（図４における二点鎖線参照）、当該回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に伝達される振動が第２内側スプリングＳＰ２からドリブン部材１５に伝達される振動の少なくとも一部を打ち消す領域を拡げることが可能となる。この結果、ドライブ部材１１の回転数が比較的低い領域におけるダンパ装置１０の振動減衰性能をより向上させることができる。
【００５４】  ここで、走行用動力の発生源としてのエンジンＥＧを搭載する車両では、ロックアップクラッチ８のロックアップ回転数Ｎｌｕｐ（エンジンＥＧの始動後に最初に当該エンジンＥＧとダンパ装置１０とを連結する際の回転数であり、複数のロックアップ回転数の中で最も低いもの、すなわちドライブ部材１１からトルク伝達経路ＴＰ１を介してドリブン部材１５にトルクが伝達される回転数域の最小回転数）をより低下させて早期にエンジンＥＧからのトルクを変速機ＴＭに機械的に伝達することで、エンジンＥＧと変速機ＴＭとの間の動力伝達効率を向上させ、それによりエンジンＥＧの燃費をより向上させることができる。ただし、ロックアップ回転数Ｎｌｕｐの設定範囲となり得る５００ｒｐｍ〜１５００ｒｐｍ程度の低回転数域では、エンジンＥＧからロックアップクラッチ８を介してドライブ部材１１に伝達される振動が大きくなり、特に３気筒あるいは４気筒エンジンといった省気筒エンジンを搭載した車両において振動レベルの増加が顕著となる。従って、ロックアップの実行時や実行直後に大きな振動が変速機ＴＭ等に伝達されないようにするためには、ロックアップが実行された状態でエンジンＥＧからのトルク（振動）を変速機ＴＭへと伝達するダンパ装置１０全体（ドリブン部材１５）のロックアップ回転数Ｎｌｕｐ付近の回転数域における振動レベルをより低下させる必要がある。
【００５５】  これを踏まえて、本発明者らは、ロックアップクラッチ８に対して定められたロックアップ回転数Ｎｌｕｐに基づいて、エンジンＥＧの回転数Ｎｅが５００ｒｐｍから１５００ｒｐｍの範囲（ロックアップ回転数Ｎｌｕｐの想定設定範囲）内にある際に低回転側（低周波側）の反共振点Ａ１が形成されるようにダンパ装置１０を構成することとした。上記式（５）の２つの解ω1およびω2は、２次方程式の解の公式から次式（６）および（７）のように得ることが可能であり、ω1＜ω2が成立する。そして、低回転側（低周波側）の反共振点Ａ１の振動数（以下、「最小振動数」という）ｆａ1は、次式（８）に示すように表され、高回転側（高周波側）の反共振点Ａ２の振動数ｆａ2（ｆａ2＞ｆａ1）は、次式（９）に示すように表される。また、最小振動数ｆａ1に対応したエンジンＥＧの回転数Ｎｅａ1は、“ｎ”をエンジンＥＧの気筒数とすれば、Ｎｅａ1＝（１２０／ｎ）・ｆａ1と表される。
【００５６】
【数５】
2016104783.tif 000007
【００５７】  従って、ダンパ装置１０では、次式（１０）を満たすように、複数の第１内側スプリングＳＰ１の合成ばね定数ｋ1、複数の第２内側スプリングＳＰ２の合成ばね定数ｋ2、中間部材１２の慣性モーメントＪ2（一体回転するように連結されるタービンランナ５等の慣性モーメントを考慮（合算）したもの）、および回転慣性質量ダンパ２０の質量体であるサンギヤ２２の慣性モーメントＪiが選択・設定される。すなわち、ダンパ装置１０では、上記最小振動数ｆａ1（およびロックアップ回転数Ｎｌｕｐ）に基づいて、第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２のばね定数ｋ1，ｋ2，と、中間部材１２の慣性モーメントＪ2とが定められる。
【００５８】
【数６】
2016104783.tif 000008
【００５９】  このように、ドリブン部材１５の振動振幅Θ3を理論上ゼロにし得る（より低下させ得る）低回転側の反共振点Ａ１を５００ｒｐｍから１５００ｒｐｍまでの低回転数域（ロックアップ回転数Ｎｌｕｐの想定設定範囲）内に設定することで、図４に示すように、第１トルク伝達経路ＴＰ１で発生する共振のうち振動数が小さい一方（第１共振）をロックアップクラッチ８の非ロックアップ領域（図４における二点鎖線参照）に含まれるように、より低回転側（低周波側）にシフトさせることができる。すなわち、本実施形態において、共振点Ｒ１での共振（２つの固有振動数の小さい方での共振）は、ダンパ装置１０が使用される回転数域において発生しない仮想的なものとなる。この結果、より低い回転数でのロックアップ（エンジンＥＧとドライブ部材１１との連結）を許容することが可能となる。
【００６０】  また、式（１０）を満たすようにダンパ装置１０を構成するに際しては、第１トルク伝達経路ＴＰ１で発生する低回転側（低周波側）の共振（共振点Ｒ１、図４における共振点Ｒ１参照）の振動数が上記最小振動数ｆａ1よりも小さく、かつできるだけ小さい値になるように、ばね定数ｋ1，ｋ2と、慣性モーメントＪ2，Ｊiとを選択・設定すると好ましい。これにより、最小振動数ｆａ1をより小さくし、より一層低い回転数でのロックアップを許容することができる。
【００６１】  更に、２つの反共振点Ａ１，Ａ２を設定できるようにすることで、単一の反共振点が設定される場合に比べて（図４における破線参照）、当該２つの反共振点Ａ１，Ａ２のうち、振動数（ｆａ1）が最小となる反共振点Ａ１をより低周波側にシフトさせることが可能となる。加えて、２つの反共振点Ａ１，Ａ２を設定できるようにすることで、図４からわかるように、２つの反共振点Ａ１，Ａ２間の比較的広い回転数域で、ドライブ部材１１から第１トルク伝達経路ＴＰ１を介してドリブン部材１５に伝達されるエンジンＥＧからの振動（図４における一点鎖線参照）を、ドライブ部材１１から回転慣性質量ダンパ２０を介してドリブン部材１５に伝達される振動（図４における二点鎖線参照）によって良好に減衰させることが可能となる。
【００６２】  これにより、エンジンＥＧからの振動が大きくなりがちなロックアップ領域の低回転数域におけるダンパ装置１０の振動減衰効果をより向上させることができる。なお、ダンパ装置１０では、２つめの共振（第２共振、図４における共振点Ｒ２参照）が発生すると、中間部材１２がドリブン部材１５と逆位相で振動するようになり、図４において一点鎖線で示すように、第１トルク伝達経路ＴＰ１を経由してドライブ部材１１からドリブン部材１５に伝達される振動の位相と、回転慣性質量ダンパ２０を経由してドライブ部材１１からドリブン部材１５に伝達される振動の位相とが一致することになる。
【００６３】  また、上述のように構成されるダンパ装置１０においてロックアップ回転数Ｎｌｕｐ付近での振動減衰性能をより向上させるためには、当該ロックアップ回転数Ｎｌｕｐと共振点Ｒ２に対応したエンジンＥＧの回転数とを適切に離間させる必要がある。従って、式（１０）を満たすようにダンパ装置１０を構成するに際しては、Ｎｌｕｐ≦（１２０／ｎ）・ｆａ1（＝Ｎｅａ1）を満たすように、ばね定数ｋ1，ｋと、慣性モーメントＪ2，Ｊiとを選択・設定すると好ましい。これにより、変速機ＴＭの入力軸ＩＳへの振動の伝達を良好に抑制しながらロックアップクラッチ８によるロックアップを実行すると共に、ロックアップの実行直後に、エンジンＥＧからの振動をダンパ装置１０により極めて良好に減衰することが可能となる。
【００６４】  更に、中間部材１２をタービンランナ５に一体回転するように連結すれば、当該中間部材１２の実質的な慣性モーメントＪ2（中間部材１２やタービンランナ５等の慣性モーメントの合計値）をより大きくすることができる。これにより、式（８）からわかるように、反共振点Ａ１の振動数ｆａ1をより一層小さくして当該反共振点Ａ１をより低回転側（低周波側）に設定することが可能となる。
【００６５】  上述のように、反共振点Ａ１の振動数（最小振動数）ｆａ1に基づいてダンパ装置１０を設計することにより、当該ダンパ装置１０の振動減衰性能を極めて良好に向上させることが可能となる。そして、本発明者らの研究・解析によれば、ロックアップ回転数Ｎｌｕｐが例えば１０００ｒｐｍ前後の値に定められる場合、例えば９００ｒｐｍ≦（１２０／ｎ）・ｆａ1≦１２００ｒｐｍを満たすようにダンパ装置１０を構成することで、実用上極めて良好な結果が得られることが確認されている。
【００６６】  また、上記ダンパ装置１０に含まれる回転慣性質量ダンパ２０は、ドライブ部材１１と一体に回転するプラネタリキャリヤ（第１要素）としてのロックアップピストン８０と、ドリブン部材１５と一体に回転するリングギヤ２３（第２要素）、およびマス部２２ｍと一体に回転するサンギヤ２２（質量体としての第３要素）を含む遊星歯車２１を有する。これにより、質量体としてのサンギヤ２２の回転数をドライブ部材１１よりも増速させることができるので、回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に付与される慣性モーメントを良好に確保しつつ回転慣性質量ダンパ２０の質量体の軽量化を図ると共に、回転慣性質量ダンパ２０やダンパ装置１０全体の設計の自由度を向上させることが可能となる。ただし、質量体の慣性モーメントの大きさによっては、回転慣性質量ダンパ２０の遊星歯車２１は、質量体（サンギヤ２２）をドライブ部材１１よりも減速させるように構成されてもよい。また、回転慣性質量ダンパ２０は、遊星歯車２１以外の例えばリンク機構等を有する差動装置を含むものであってもよい。更に、質量体の慣性モーメントの大きさによっては、質量体をドライブ部材１１と等速で回転させる等速回転機構が回転慣性質量ダンパ２０に設けられてもよい。また、回転慣性質量ダンパ２０は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対回転数に応じて質量体の回転数を変化させる変速機構を含むものであってもよい。
【００６７】  なお、上述のように、２つの反共振点Ａ１，Ａ２を設定できるようにすることで、反共振点Ａ１をより低周波側にシフトさせることが可能となるが、ダンパ装置１０が適用される車両や原動機等の諸元によっては、式（５）の重解（＝１／２π・√｛（ｋ1＋ｋ2）／（２・Ｊ2）｝を上記最小振動数ｆａ1としてもよい。このように、式（５）の重解に基づいて第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２のばね定数ｋ1，ｋ2，と中間部材１２の慣性モーメントＪ2とを定めても、図４における破線で示すように、エンジンＥＧからの振動が大きくなりがちなロックアップ領域の低回転数域におけるダンパ装置１０の振動減衰効果を向上させることができる。
【００６８】  また、上記ダンパ装置１０では、第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２として、同一の諸元（ばね定数）を有するものが採用されているが、これに限られるものではない。すなわち、第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２のばね定数ｋ1，ｋ2は、互いに異なっていてもよい（ｋ1＞ｋ2、またはｋ1＜ｋ2）。これにより、式（６）および（８）における√の項（判別式）の値をより大きくすることができるので、２つの反共振点Ａ１，Ａ２の間隔をより大きくして、低周波域（低回転数域）におけるダンパ装置の振動減衰効果をより向上させることが可能となる。この場合、ダンパ装置１０には、第１および第２内側スプリングＳＰ１，ＳＰ２のうちの一方（例えば、より低い剛性を有する一方）の撓みを規制するストッパが設けられるとよい。
【００６９】  更に、上記ダンパ装置１０では、回転慣性質量ダンパ２０を構成する遊星歯車２１の複数のピニオンギヤ２４がプラネタリキャリヤとしてのロックアップピストン８０により支持されるが、遊星歯車２１の複数のピニオンギヤ２４は、ダンパ装置１０のドライブ部材１１により回転自在に支持されてもよい。すなわち、当該ドライブ部材１１自体が遊星歯車２１のプラネタリキャリヤとして利用されてもよい。また、タービンランナ５は、図１において二点鎖線で示すように、ドライブ部材１１およびドリブン部材１５の何れか一方に連結されてもよい。なお、このように中間部材１２にタービンランナ５が連結されない場合であっても、中間部材１２を環状に形成することで遠心力による当該中間部材１２の径方向の移動を抑制することができるので、ドライブ部材１１にエンジンＥＧからのトルクが伝達されるのに伴って振動する中間部材１２の減衰比ζは基本的に値１未満になる。
【００７０】  更に、上記回転慣性質量ダンパ２０（遊星歯車２１）は、リングギヤ２３（第１要素）がドライブ部材１１（ロックアップピストン８０）と一体に回転し、かつプラネタリキャリヤ（第２要素）がドリブン部材１５と一体に回転するように構成されてもよい。また、上記回転慣性質量ダンパ２０（遊星歯車２１）は、リングギヤ２３（第１要素）がドライブ部材１１（ロックアップピストン８０）と一体に回転し、サンギヤ２２（第２要素）がドリブン部材１５と一体に回転し、かつプラネタリキャリヤ（第３要素）がマス部（質量体）と一体に回転するように構成されてもよい。この場合、マス部は、リングギヤ２３の径方向外側およびサンギヤ２２の径方向内側の少なくとも何れか一方に配置されてもよい。更に、上記回転慣性質量ダンパ２０（遊星歯車２１）は、サンギヤ２２（第１要素）がドライブ部材１１（ロックアップピストン８０）と一体に回転し、リングギヤ２３（第２要素）がドリブン部材１５と一体に回転し、かつプラネタリキャリヤ（第３要素）がマス部（質量体）と一体に回転しするように構成されてもよい。この場合も、マス部は、リングギヤ２３の径方向外側およびサンギヤ２２の径方向内側の少なくとも何れか一方に配置されてもよい。
【００７１】  図５は、本開示の他の実施形態に係るダンパ装置１０Ｘを含む発進装置１Ｘを示す概略構成図である。なお、発進装置１Ｘやダンパ装置１０Ｘの構成要素のうち、上述の発進装置１やダンパ装置１０と同一の要素については同一の符号を付し、重複する説明を省略する。
【００７２】  図５に示すダンパ装置１０Ｘでは、回転慣性質量ダンパ２０Ｘを構成する遊星歯車２１のサンギヤ２２にポンプインペラ４と共にトルクコンバータ（流体伝動装置）を構成するタービンランナ５が連結部材を介して連結される。すなわち、回転慣性質量ダンパ２０Ｘは、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対回転に応じて回転する質量体として、タービンランナ５を含む。これにより、専用の質量体（マス部）を設ける場合に比べてダンパ装置１０全体の大型化を抑制しつつ、回転慣性質量ダンパ２０Ｘの質量体の慣性モーメントをより大きくし、回転慣性質量ダンパ２０Ｘからドリブン部材１５に付与される慣性モーメントをより大きくすることが可能となる。
【００７３】  図６は、本開示の更に実施形態に係るダンパ装置１０Ｘ′を含む発進装置１Ｘ′を示す概略構成図である。なお、発進装置１Ｘ′やダンパ装置１０Ｘ′の構成要素のうち、上述の発進装置１やダンパ装置１０等と同一の要素については同一の符号を付し、重複する説明を省略する。
【００７４】  図６に示すダンパ装置１０Ｘ′は、回転要素として、ドライブ部材（入力要素）１１′と、中間部材（中間要素）１２′と、ドリブン部材（出力要素）１５′とを含む。更に、ダンパ装置１０Ｘ′は、トルク伝達要素（トルク伝達弾性体）として、ドライブ部材１１′と中間部材１２′との間でトルクを伝達する複数の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１′と、それぞれ対応する第１スプリングＳＰ１′と直列に作用して中間部材１２′とドリブン部材１５′との間でトルクを伝達する複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２′とを含む。複数の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１′、中間部材１２′、複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２′は、ドライブ部材１１′とドリブン部材１５′との間でトルク伝達経路ＴＰを構成する。中間部材１２′は、環状部材であり、ドライブ部材１１にエンジンＥＧからのトルクが伝達されるのに伴って振動する中間部材１２の減衰比ζは、値１未満である。
【００７５】  更に、ダンパ装置１０Ｘ′は、ドライブ部材１１′とドリブン部材１５′との間でトルクを伝達する複数の内側スプリングＳＰｉを含む。複数の内側スプリングＳＰｉは、上記ダンパ装置１０の外側スプリングＳＰｏと同様に、ドライブ部材１１′への入力トルクが上記トルク（第１の閾値）Ｔ１に達してドライブ部材１１′のドリブン部材１５′に対する捩れ角が上記所定角度θｒｅｆ以上になってから、第１トルク伝達経路ＴＰ１を構成する第１および第２スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′と並列に作用するものである。図６の例において、スプリングＳＰｉは、第１および第２スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′の径方向内側に配置されて当該第１および第２スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′により包囲される。
【００７６】  そして、ダンパ装置１０Ｘ′において、ドライブ部材１１′は、複数のピニオンギヤ２４を回転（自転）自在かつサンギヤ２２およびリングギヤ２３に対して公転自在に支持し、回転慣性質量ダンパ２０Ｘ′を構成する遊星歯車２１のプラネタリキャリヤ（第１要素）として機能する。更に、遊星歯車２１のサンギヤ（第２要素）２２は、ドリブン部材１５に一体に回転するように連結される。これにより、質量体（第３要素）としてのリングギヤ２３およびマス部２３ｍは、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対回転に応じて回転する。かかるダンパ装置１０Ｘ′においても、上述のダンパ装置１０等と同様の作用効果を得ることが可能となる。なお、図示を省略するが、上記回転慣性質量ダンパ２０Ｘ′（遊星歯車２１）は、サンギヤ２２（第１要素）がドライブ部材１１と一体に回転し、かつプラネタリキャリヤ（第２要素）がドリブン部材１５と一体に回転するように構成されてもよい。
【００７７】  図７は、本開示の他の実施形態に係るダンパ装置１０Ｙを含む発進装置１Ｙを示す概略構成図である。なお、発進装置１Ｙやダンパ装置１０Ｙの構成要素のうち、上述の発進装置１やダンパ装置１０等と同一の要素については同一の符号を付し、重複する説明を省略する。
【００７８】  図７に示すダンパ装置１０Ｙは、回転要素として、ドライブ部材（入力要素）１１Ｙと、中間部材（中間要素）１２Ｙと、ドリブン部材（出力要素）１５Ｙとを含む。更に、ダンパ装置１０Ｙは、トルク伝達要素（トルク伝達弾性体）として、ドライブ部材１１Ｙと中間部材１２Ｙとの間でトルクを伝達する複数の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１′と、それぞれ対応する第１スプリングＳＰ１′と直列に作用して中間部材１２Ｙとドリブン部材１５Ｙとの間でトルクを伝達する複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２′とを含む。複数の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１′、中間部材１２Ｙ、複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２′は、ドライブ部材１１Ｙとドリブン部材１５Ｙとの間でトルク伝達経路ＴＰを構成する。中間部材１２Ｙは、環状部材であり、ドライブ部材１１にエンジンＥＧからのトルクが伝達されるのに伴って振動する中間部材１２の減衰比ζは、値１未満である。また、回転慣性質量ダンパ２０Ｙは、上記回転慣性質量ダンパ２０と同様にシングルピニオン式の遊星歯車２１により構成され、ドライブ部材１１Ｙとドリブン部材１５Ｙとに接続されてトルク伝達経路ＴＰと並列に並び、ドリブン部材１５Ｙに主に慣性トルクを伝達する。更に、図示するように、中間部材１２Ｙは、タービンランナ５に一体回転するように連結される。ただし、タービンランナ５は、図７において二点鎖線で示すように、ドライブ部材１１およびドリブン部材１５の何れか一方に連結されてもよい。
【００７９】  更に、ダンパ装置１０Ｙは、ドライブ部材１１Ｙと中間部材１２Ｙとの相対回転、すなわち第１スプリングＳＰ１′の撓みを規制する第１ストッパＳＴ１と、中間部材１２Ｙとドリブン部材１５Ｙとの相対回転、すなわち第２スプリングＳＰ２′の撓みを規制する第２ストッパＳＴ２とを含む。第１および第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２の一方は、ドライブ部材１１Ｙへの入力トルクがダンパ装置１０Ｙの最大捩れ角θｍａｘに対応したトルクＴ２よりも小さい予め定められたトルクＴ１に達してドライブ部材１１Ｙのドリブン部材１５Ｙに対する捩れ角が所定角度θｒｅｆ以上になると、ドライブ部材１１Ｙと中間部材１２Ｙとの相対回転、または中間部材１２Ｙとドリブン部材１５Ｙとの相対回転を規制する。また、第１および第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２の他方は、ドライブ部材１１Ｙへの入力トルクがトルクＴ２に達すると、中間部材１２Ｙとドリブン部材１５Ｙとの相対回転、またはドライブ部材１１Ｙと中間部材１２Ｙとの相対回転を規制する。
【００８０】  これにより、第１および第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２の一方が作動するまで、第１および第２スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′の撓みが許容され、第１および第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２の一方が作動すると、第１および第２スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′の一方の撓みが規制される。そして、第１および第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２の双方が作動すると、第１および第２スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′の双方の撓みが規制される。従って、ダンパ装置１０Ｙも、２段階（２ステージ）の減衰特性を有することになる。なお、トルクＴ２に対応第１または第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２は、ドライブ部材１１Ｙとドリブン部材１５Ｙとの相対回転を規制するように構成されてもよい。
【００８１】  このような構成を有するダンパ装置１０Ｙにおいても、上述のダンパ装置１０と同様の作用効果を得ることが可能となる。そして、ダンパ装置１０Ｙでは、第１および第２スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′の何れか一方が他方の径方向外側で周方向に間隔をおいて並ぶように配設されるとよい。すなわち、例えば複数の第１スプリングＳＰ１′を流体伝動室９内の外周側領域に周方向に間隔をおいて並ぶように配設し、例えば複数の第２スプリングＳＰ２′を複数の第１スプリングＳＰ１の径方向内側で周方向に間隔をおいて並ぶように配設してもよい。この場合、第１および第２スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′は、径方向からみて少なくとも部分的に重なるように配置されてもよい。
【００８２】  図８は、本開示の更に他の実施形態に係るダンパ装置１０Ｚを含む発進装置１Ｚを示す概略構成図である。なお、発進装置１Ｚやダンパ装置１０Ｚの構成要素のうち、上述の発進装置１やダンパ装置１０等と同一の要素については同一の符号を付し、重複する説明を省略する。
【００８３】  図８に示すダンパ装置１０Ｚは、回転要素として、ドライブ部材（入力要素）１１Ｚと、第１中間部材（第１中間要素）１３と、第２中間部材（第２中間要素）１４と、ドリブン部材（出力要素）１５Ｚとを含む。第１および第２中間部材１３，１４は、何れも環状部材である。また、ドライブ部材１１にエンジンＥＧからのトルクが伝達されるのに伴って振動する第１および第２中間部材１３，１４のうち、少なくとも何れか一方の減衰比ζは値１未満である。更に、ダンパ装置１０Ｚは、トルク伝達要素（トルク伝達弾性体）として、ドライブ部材１１Ｚと第１中間部材１３との間でトルクを伝達する複数の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１′と、第１中間部材１３と第２中間部材１４との間でトルクを伝達する複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２′と、第２中間部材１４とドリブン部材１５Ｚとの間でトルクを伝達する複数の第３スプリング（第３弾性体）ＳＰ３とを含む。複数の第１スプリングＳＰ１′、第１中間部材１３、複数の第２スプリングＳＰ２′、第２中間部材１４、および複数の第３スプリングＳＰ３は、ドライブ部材１１Ｚとドリブン部材１５Ｚとの間でトルク伝達経路ＴＰを構成する。また、回転慣性質量ダンパ２０Ｚは、ドライブ部材１１Ｚとドリブン部材１５Ｚとに接続されてトルク伝達経路ＴＰと並列に並び、ドリブン部材１５Ｚに主に慣性トルクを伝達する。更に、図示するように、第１中間部材１３は、タービンランナ５に一体回転するように連結される。
【００８４】  このような第１および第２中間部材１３，１４を有するダンパ装置１０Ｚでは、第１〜第３スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′およびＳＰ３のすべての撓みが許容されている際に、トルク伝達経路ＴＰにおいて３つの共振が発生する。すなわち、トルク伝達経路ＴＰでは、第１〜第３スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′およびＳＰ３の撓みが許容されている際に、例えばドライブ部材１１Ｚとドリブン部材１５Ｚとが互いに逆位相で振動することによるダンパ装置１０全体の共振が発生する。また、トルク伝達経路ＴＰでは、第１〜第３スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′およびＳＰ３の撓みが許容されている際に、第１および第２中間部材１３，１４がドライブ部材１１Ｚおよびドリブン部材１５Ｚの双方と逆位相で振動することによる共振が発生する。更に、トルク伝達経路ＴＰでは、第１〜第３スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′およびＳＰ３の撓みが許容されている際に、第１中間部材１３がドライブ部材１１Ｚとは逆位相で振動し、第２中間部材１４が第１中間部材１３とは逆位相で振動し、かつドリブン部材１５Ｚが第２中間部材１４とは逆位相で振動することによる共振が発生する。従って、ダンパ装置１０Ｚでは、ドライブ部材１１Ｚからトルク伝達経路ＴＰを介してドリブン部材１５Ｚに伝達される振動と、ドライブ部材１１Ｚから回転慣性質量ダンパ２０Ｚを介してドリブン部材１５Ｚに伝達される振動とが理論上互いに打ち消し合うことになる反共振点を合計３つ設定することが可能となる。
【００８５】  そして、ドリブン部材１５Ｚの振動振幅を理論上ゼロにし得る（より低下させ得る）３つの反共振点のうち、最も低回転側の第１の反共振点を５００ｒｐｍから１５００ｒｐｍまでの低回転数域（ロックアップ回転数Ｎｌｕｐの想定設定範囲）内に設定することで、トルク伝達経路ＴＰで発生する共振のうち振動数が最小の何れかをロックアップクラッチ８の非ロックアップ領域に含まれるように、より低回転側（低周波側）にシフトさせることができる。この結果、より低い回転数でのロックアップを許容すると共に、エンジンＥＧからの振動が大きくなりがちな低回転数域におけるダンパ装置１０Ｚの振動減衰性能を極めて良好に向上させることが可能となる。また、ダンパ装置１０Ｚでは、第１の反共振点よりも高回転側（高周波側）の第２の反共振点を例えば変速機ＴＭの入力軸ＩＳの共振点（の振動数）に一致させたり（より近づけたり）、第２の反共振点よりも高回転側（高周波側）の第３の反共振点を例えばのダンパ装置１０Ｚ内の共振点（の振動数）に一致させたり（より近づけたり）することで、これらの共振の発生をも良好に抑制することができる。なお、ダンパ装置１０Ｚは、３つ以上の中間部材をトルク伝達経路ＴＰに含むように構成されてもよい。また、タービンランナ５は、第２中間部材１４に連結されてもよく、図８において二点鎖線で示すように、ドライブ部材１１Ｚおよびドリブン部材１５Ｚの何れか一方に連結されてもよい。
【００８６】  図９は、本開示の他の実施形態に係るダンパ装置１０Ｖを含む発進装置１Ｖを示す概略構成図である。なお、発進装置１Ｖやダンパ装置１０Ｖの構成要素のうち、上述の発進装置１やダンパ装置１０等と同一の要素については同一の符号を付し、重複する説明を省略する。
【００８７】  図９に示すダンパ装置１０Ｖは、回転要素として、ドライブ部材（入力要素）１１Ｖと、第１中間部材（第１中間要素）１３と、第２中間部材（第２中間要素）１４と、ドリブン部材（出力要素）１５Ｖとを含む。ドライブ部材１１にエンジンＥＧからのトルクが伝達されるのに伴って振動する第１および第２中間部材１３，１４のうち、少なくとも第１中間部材１３は環状部材であり、少なくとも第１中間部材１３の減衰比ζは値１未満である。更に、ダンパ装置１０Ｖは、トルク伝達要素（トルク伝達弾性体）として、ドライブ部材１１Ｖと第１中間部材１３との間でトルクを伝達する複数の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１′と、第１中間部材１３と第２中間部材１４（ドリブン部材１５Ｖ）との間でトルクを伝達する複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２′と、第２中間部材１４とドリブン部材１５Ｖとの間でトルクを伝達する複数の第３スプリング（第３弾性体）ＳＰ３とを含む。複数の第１スプリングＳＰ１′、第１中間部材１３、複数の第２スプリングＳＰ２′、第２中間部材１４、および複数の第３スプリングＳＰ３は、ドライブ部材１１Ｖとドリブン部材１５Ｖとの間でトルク伝達経路ＴＰを構成する。図９の例において、第３スプリングＳＰ３は、第１および第２スプリングＳＰ１′ＳＰ２′のばね定数（剛性）よりも大きいばね定数（剛性）を有するものが採用されている。
【００８８】  また、回転慣性質量ダンパ２０Ｖは、ドライブ部材１１Ｖと第２中間部材１４とに接続されてトルク伝達経路ＴＰの複数の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１′、第１中間部材１３、複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２′と並列に並び、第２中間部材１４および第３スプリングＳＰ３を介してドリブン部材１５Ｖに主に慣性トルクを伝達する。すなわち、ドライブ部材１１Ｖは、複数のピニオンギヤ２４を回転（自転）自在かつサンギヤ２２およびリングギヤ２３に対して公転自在に支持する遊星歯車２１のプラネタリキャリヤ（第１要素）として機能する。更に、遊星歯車２１のリングギヤ（第２要素）２３は、第２中間部材１４に固定され、当該第２中間部材１４と一体に回転可能である。これにより、質量体（第３要素）としてのサンギヤ２２およびマス部２２ｍは、ドライブ部材１１Ｖとドリブン部材１５Ｖとの相対回転、より詳細にはドライブ部材１１Ｖと第２中間部材１４との相対回転に応じて回転する。そして、ダンパ装置１０Ｖでは、ドライブ部材１１Ｖがタービンランナ５に一体回転するように連結される。
【００８９】  かかるダンパ装置１０Ｖは、実質的に、図７に示すダンパ装置１０Ｙにおいて、並列に作用する複数の第３スプリングＳＰ３をドリブン部材１５Ｙと変速機ＴＭの入力軸ＩＳとの間に配置したものに相当する。そして、ダンパ装置１０Ｖにおいて、回転慣性質量ダンパ２０Ｖは、第１および第２スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′と第１中間部材１３と並列に設けられる。従って、ダンパ装置１０Ｖにおいても、少なくとも第１および第２スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′の撓みが許容された状態のドライブ部材１１Ｖから第２中間部材１４までのトルク伝達経路に対して２つ（複数）の固有振動数を設定すると共に、第１共振よりも高回転側（高周波側）で、第１中間部材１３の共振（第２共振）を発生させることができる。この結果、ダンパ装置１０Ｖにおいても、ドリブン部材１５Ｖの振動振幅が理論上ゼロになる反共振点を合計２つ設定することが可能となる。
【００９０】  また、ダンパ装置１０Ｖは、特に後輪駆動用の変速機ＴＭと組み合わせて用いられると好適である。すなわち、入力軸ＩＳの端部（発進装置１Ｖ側の端部）から図示しない出力軸の端部（車輪側の端部）までの長さが長くなる後輪駆動用の変速機ＴＭでは、ダンパ装置１０Ｖのドリブン部材１５Ｖに連結される入力軸ＩＳや出力軸（更には中間軸）の剛性が低下することから、これらの軸部材の慣性モーメントから定まる固有振動数（共振周波数）が回転慣性質量ダンパ２０Ｖ全体の慣性モーメントの影響により小さくなってしまう（低周波化してしまう）。このため、本来、ドライブ部材１１（エンジンＥＧ）の回転数が高い状態で発生する共振が低回転域で発生して顕在化してしまうおそれがある。これに対して、回転慣性質量ダンパ２０Ｖをダンパ装置１０Ｖのドライブ部材１１Ｖと第２中間部材１４とに連結することで、回転慣性質量ダンパ２０Ｖと、ドリブン部材１５Ｖに連結される変速機ＴＭの入力軸ＩＳとの間に第３スプリングＳＰ３を介在させ、両者を実質的に切り離すことができる。これにより、２つの反共振点の設定を可能としつつ、ドリブン部材１５Ｖに連結される軸部材等の慣性モーメントから定まる固有振動数に対する回転慣性質量ダンパ２０Ｖ全体の慣性モーメントの影響を極めて良好に低減化することが可能となる。
【００９１】  ただし、ダンパ装置１０Ｖは、前輪駆動車両用の変速機ＴＭと組み合わされてもよいことはいうまでもない。ダンパ装置１０Ｖと前輪駆動車両用の変速機ＴＭと組み合わせた場合においても、ドリブン部材１５Ｖに連結される軸部材等の慣性モーメントから定まる固有振動数に対する回転慣性質量ダンパ２０Ｖ全体の慣性モーメントの影響を極めて良好に低減化すると共に、更なる低剛性化によりダンパ装置１０Ｖの振動減衰性能を向上させることが可能となる。また、ダンパ装置１０Ｖは、第１中間部材１３と第２中間部材１４との間に更なる中間部材およびスプリング（弾性体）を含んでもよい。更に、タービンランナ５は、図９において二点鎖線で示すように、第１および第２中間部材１３，１４の何れか一方に連結されてもよく、ドリブン部材１５Ｖに連結されてもよい。また、回転慣性質量ダンパ２０Ｖは、ドライブ部材１１とドリブン部材１５（第２中間部材１４）との相対回転に応じて回転する質量体として、タービンランナ５を含んでもよい。
【００９２】  図１０は、本開示の更に他の実施形態に係るダンパ装置１０Ｗを含む発進装置１Ｗを示す概略構成図である。なお、発進装置１Ｗやダンパ装置１０Ｗの構成要素のうち、上述の発進装置１やダンパ装置１０等と同一の要素については同一の符号を付し、重複する説明を省略する。
【００９３】  図１０に示すダンパ装置１０Ｗは、上述のダンパ装置１０Ｖにおいて回転慣性質量ダンパ２０Ｖをそれとは異なる回転慣性質量ダンパ２０Ｗで置き換えたものに相当する。回転慣性質量ダンパ２０Ｗは、ドライブ部材１１Ｗと第２中間部材１４とに接続されてトルク伝達経路ＴＰの複数の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１′、第１中間部材１３、複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２′と並列に並び、第２中間部材１４および第３スプリングＳＰ３を介してドリブン部材１５Ｗに主に慣性トルクを伝達する。すなわち、ドライブ部材１１Ｗは、複数のピニオンギヤ２４を回転（自転）自在かつサンギヤ２２およびリングギヤ２３に対して公転自在に支持する遊星歯車２１のプラネタリキャリヤ（第１要素）として機能する。更に、遊星歯車２１のサンギヤ（第２要素）２２は、第２中間部材１４に固定され、当該第２中間部材１４と一体に回転可能である。これにより、質量体（第３要素）としてのリングギヤ２３およびマス部２３ｍは、ドライブ部材１１Ｗとドリブン部材１５Ｗとの相対回転、より詳細にはドライブ部材１１Ｗと第２中間部材１４との相対回転に応じて回転する。かかるダンパ装置１０Ｗにおいても、上述のダンパ装置１０Ｖと同様の作用効果を得ることが可能となる。
【００９４】  図１１Ａ、図１１Ｂ、図１１Ｃおよび図１１Ｄは、それぞれ上述のダンパ装置１０，１０Ｘ，１０Ｙ，１０Ｚ，１０Ｖ，１０Ｗに適用可能な回転慣性質量ダンパ２０Ｄ〜２０Ｇを示す模式図である。
【００９５】  図１１Ａに示す回転慣性質量ダンパ２０Ｄは、ダブルピニオン式の遊星歯車２１Ｄにより構成されるものである。遊星歯車２１Ｄは、外歯歯車であるサンギヤ（第３要素）２２Ｄと、サンギヤ２２と同心円上に配置される内歯歯車であるリングギヤ（第１要素）２３Ｄと、互いに噛合すると共に一方がサンギヤ２２Ｄに、他方がリングギヤ２３Ｄに噛合する２つのピニオンギヤ２４ａ，２４ｂの組を自転自在（回転自在）かつ公転自在に複数保持するプラネタリキャリヤ（第２要素）２５とを有する。
【００９６】  遊星歯車２１Ｄのサンギヤ２２Ｄは、回転慣性質量ダンパ２０Ｄの質量体として用いられ、慣性モーメントを増加させるためのマス部２２ｍを含むと共に図示しないダンパハブ等により回転自在に支持される。リングギヤ２３Ｄは、ドライブ部材１１と一体に回転可能となるように当該ドライブ部材１１あるいは図示しないロックアップピストンに連結される。プラネタリキャリヤ２５は、ドリブン部材１５と一体に回転可能となるように当該ドリブン部材１５に連結される。ただし、複数のピニオンギヤ２４ａ，２４ｂは、ドリブン部材１５により支持されてもよい。すなわち、当該ドリブン部材１５自体が遊星歯車２１Ｄのプラネタリキャリヤとして利用されてもよい。
【００９７】  図１１Ｂに示す回転慣性質量ダンパ２０Ｅは、同軸かつ一体に結合された小径ピニオンギヤ２６ａおよび大径ピニオンギヤ２６ｂを含む段付ピニオンギヤ２６を複数有する遊星歯車２１Ｅにより構成されるものである。遊星歯車２１Ｅは、複数の段付ピニオンギヤ２６に加えて、各段付ピニオンギヤ２６の小径ピニオンギヤ２６ａに噛合する第１サンギヤ（第１要素）２７ａと、各段付ピニオンギヤ２６の大径ピニオンギヤ２６ｂに噛合する第２サンギヤ（第２要素）２７ｂと、複数の段付ピニオンギヤ２６を回転自在かつ公転自在に支持するプラネタリキャリヤ（第３要素）２８とを有する。
【００９８】  段付ピニオンギヤ２６の大径ピニオンギヤ２６ｂの歯数は、小径ピニオンギヤ２６ａの歯数よりも多く定められる。第１サンギヤ２７ａは、ドライブ部材１１と一体に回転可能となるように当該ドライブ部材１１あるいは図示しないロックアップピストンに連結される。第２サンギヤ２７ｂは、ドリブン部材１５と一体に回転可能となるように当該ドリブン部材１５に連結される。プラネタリキャリヤ２８は、回転慣性質量ダンパ２０Ｅの質量体として用いられ、慣性モーメントを増加させるためのマス部２８ｍを有すると共に、例えば図示しないダンパハブ等により回転自在に支持される。
【００９９】  図１１Ｃに示す回転慣性質量ダンパ２０Ｆは、同軸かつ一体に結合された小径ピニオンギヤ２６ａおよび大径ピニオンギヤ２６ｂを含む段付ピニオンギヤ２６を複数有する遊星歯車２１Ｆにより構成されるものである。遊星歯車２１Ｆは、複数の段付ピニオンギヤ２６に加えて、各段付ピニオンギヤ２６の小径ピニオンギヤ２６ａに噛合する第１リングギヤ（第１要素）２９ａと、各段付ピニオンギヤ２６の大径ピニオンギヤ２６ｂに噛合する第２リングギヤ（第２要素）２９ｂと、複数の段付ピニオンギヤ２６を回転自在かつ公転自在に支持するプラネタリキャリヤ（第３要素）２８とを有する。
【０１００】  段付ピニオンギヤ２６の大径ピニオンギヤ２６ｂの歯数は、小径ピニオンギヤ２６ａの歯数よりも多く定められる。第１リングギヤ２９ａは、ドライブ部材１１と一体に回転可能となるように当該ドライブ部材１１あるいは図示しないロックアップピストンに連結される。第２リングギヤ２９ｂは、ドリブン部材１５と一体に回転可能となるように当該ドリブン部材１５に連結される。プラネタリキャリヤ２８は、回転慣性質量ダンパ２０Ｆの質量体として用いられ、慣性モーメントを増加させるためのマス部２８ｍを有すると共に、例えば図示しないダンパハブ等により回転自在に支持される。
【０１０１】  図１１Ｄに示す回転慣性質量ダンパ２０Ｇは、同軸かつ一体に結合された小径ピニオンギヤ２６ａおよび大径ピニオンギヤ２６ｂを含む段付ピニオンギヤ２６を複数有する遊星歯車２１Ｇにより構成されるものである。遊星歯車２１Ｇは、複数の段付ピニオンギヤ２６に加えて、複数の段付ピニオンギヤ２６を回転自在かつ公転自在に支持するプラネタリキャリヤ（第１要素）２８と、各段付ピニオンギヤ２６の大径ピニオンギヤ２６ｂに噛合するサンギヤ（第２要素）２７Ｇと、各段付ピニオンギヤ２６の小径ピニオンギヤ２６ａに噛合するリングギヤ（第３要素）２９Ｇとを有する。
【０１０２】  段付ピニオンギヤ２６の大径ピニオンギヤ２６ｂの歯数は、小径ピニオンギヤ２６ａの歯数よりも多く定められる。プラネタリキャリヤ２８は、ドライブ部材１１と一体に回転可能となるように当該ドライブ部材１１あるいは図示しないロックアップピストンに連結される。サンギヤ２７Ｇは、ドリブン部材１５と一体に回転可能となるように当該ドリブン部材１５に連結される。リングギヤ２９Ｇは、回転慣性質量ダンパ２０Ｇの質量体として用いられ、慣性モーメントを増加させるためのマス部２９ｍを有すると共に、例えば図示しないダンパハブ等により回転自在に支持される。
【０１０３】  以上説明したように、本開示のダンパ装置は、エンジン（ＥＧ）からのトルクが伝達される入力要素（１１，１１′，１１Ｙ，１１Ｚ，１１Ｖ，１１Ｗ）と出力要素（１５，１５′，１５Ｙ，１５Ｚ，１５Ｖ，１５Ｗ）とを含むダンパ装置（１０，１０Ｘ，１０Ｘ′，１０Ｙ，１０Ｚ，１０Ｖ，１０Ｗ）において、中間要素（１２，１２′，１３，１４）、前記入力要素（１１，１１′，１１Ｙ，１１Ｚ，１１Ｖ，１１Ｗ）と前記中間要素（１２，１２′，１３）との間でトルクを伝達する第１弾性体（ＳＰ１，ＳＰ１′）、および前記中間要素（１２，１２′，１４）と前記出力要素（１５，１５′，１５Ｙ，１５Ｚ，１５Ｖ，１５Ｗ）との間でトルクを伝達する第２弾性体（ＳＰ２，ＳＰ２′）を含むトルク伝達経路（ＴＰ１，ＴＰ）と、前記入力要素（１１，１１′，１１Ｙ，１１Ｚ，１１Ｖ，１１Ｗ）と前記出力要素（１５，１５′，１５Ｙ，１５Ｚ，１５Ｖ，１５Ｗ）との相対回転に応じて回転する質量体（５，２２，２２ｍ，２３，２３ｍ，２８，２８ｍ，２９Ｇ，２９ｍ）を有し、前記入力要素（１１，１１′，１１Ｙ，１１Ｚ，１１Ｖ，１１Ｗ）と前記出力要素（１５，１５′，１５Ｙ，１５Ｚ，１５Ｖ，１５Ｗ）との間に前記トルク伝達経路（ＴＰ１，ＴＰ）と並列に設けられる回転慣性質量ダンパ（２０，２０Ｘ，２０Ｙ，２０Ｚ，２０Ｖ，２０Ｗ，２０Ｄ，２０Ｅ，２０Ｆ，２０Ｇ）とを備え、前記中間要素（１２，１２′，１３，１４）は、前記中間要素（１２，１２′，１３）の慣性モーメント（Ｊ2）と前記第１および第２弾性体（ＳＰ１，ＳＰ１′，ＳＰ２，ＳＰ２′）の剛性（ｋ1，ｋ2）とに基づいて定まる該前記中間要素の減衰比（ζ）が値１未満であることを特徴とする。
【０１０４】  本開示のダンパ装置では、中間要素と第１および第２弾性体とによりトルク伝達経路が構成されると共に、入力要素と出力要素との相対回転に応じて回転する質量体を有する回転慣性質量ダンパが入力要素と出力要素との間に当該トルク伝達経路と並列に設けられる。また、中間要素の慣性モーメントと第１および第２弾性体の剛性とに基づいて定まる当該中間要素の減衰比は、値１未満である。
【０１０５】  かかるダンパ装置において、中間要素と第１および第２弾性体とを含むトルク伝達経路から出力要素に伝達されるトルクは、中間要素と出力要素との間の第２弾性体の変位に依存（比例）したものとなる。これに対して、回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達されるトルクは、入力要素と出力要素との角加速度の差、すなわち入力要素と出力要素との間に配置される弾性体の変位の２回微分値に依存（比例）したものとなる。従って、ダンパ装置の入力要素に伝達される入力トルクが周期的に振動していると仮定すれば、トルク伝達経路を経由して入力要素から出力要素に伝達される振動の位相と、回転慣性質量ダンパを経由して入力要素から出力要素に伝達される振動の位相とは、１８０°ずれることになる。また、減衰比が値１未満である中間要素を含むトルク伝達経路では、第１および第２弾性体の撓みが許容されている状態に対して、複数の固有振動数（共振周波数）を設定すると共に、入力要素の回転数が当該複数の固有振動数の何れかに対応した回転数に達した段階で中間要素の共振を発生させることができる。
【０１０６】  これにより、本開示のダンパ装置では、入力要素からトルク伝達経路を介して出力要素に伝達される振動と、入力要素から回転慣性質量ダンパを介して出力要素に伝達される振動とが理論上互いに打ち消し合うことになる反共振点を２つ設定することが可能となる。従って、２つの反共振点の振動数を当該ダンパ装置により減衰すべき振動（共振）の周波数に一致させる（より近づける）ことで、ダンパ装置の振動減衰性能を極めて良好に向上させることができる。更に、本開示のダンパ装置では、入力要素の回転数が低回転側（低周波側）の反共振点の振動数に対応した回転数よりも高まった段階で中間要素の共振が発生し、第２弾性体から出力要素に伝達される振動の振幅は、入力要素の回転数が、比較的小さい中間要素の固有振動数に対応した回転数に達する前に減少から増加に転じることになる。これにより、入力要素の回転数が増加するにつれて回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達される振動の振幅が徐々に増加しても、当該回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達される振動が第２弾性体から出力要素に伝達される振動の少なくとも一部を打ち消す領域を拡げることが可能となる。この結果、入力要素の回転数が比較的低い領域におけるダンパ装置の振動減衰性能をより向上させることができる。
【０１０７】  また、前記中間部材（１２，１２′，１３）は、環状部材であってもよい。これにより、中間要素の固有振動数を比較的小さくして、第２弾性体を介して出力要素に伝達される振動の振幅を比較的早期に減少から増加に転じさせることが可能となる。
【０１０８】  そして、前記中間要素（１２，１２′，１３）の固有振動数に対応した回転数は、前記入力要素（１１，１１′，１１Ｙ，１１Ｚ，１１Ｖ，１１Ｗ）から前記トルク伝達経路（ＴＰ１，ＴＰ）を介して前記出力要素（１５，１５′，１５Ｙ，１５Ｚ，１５Ｖ，１５Ｗ）にトルクが伝達される回転数域の最小回転数（Ｎｌｕｐ）よりも高くてもよく、前記第２弾性体（ＳＰ２，ＳＰ２′）を介して前記出力要素（１５，１５′，１５Ｙ，１５Ｚ，１５Ｖ，１５Ｗ）に伝達される振動の振幅は、前記入力要素（１１，１１′，１１Ｙ，１１Ｚ，１１Ｖ，１１Ｗ）の回転数が前記最小回転数（Ｎｌｕｐ）以上であり、かつ前記入力要素（１１，１１′，１１Ｙ，１１Ｚ，１１Ｖ，１１Ｗ）の回転数が前記中間要素（１２，１２′，１３）の固有振動数に対応した回転数に達する前に減少から増加に転じるとよい。
【０１０９】  更に、前記回転慣性質量ダンパ（２０，２０Ｘ，２０Ｙ，２０Ｚ，２０Ｄ，２０Ｅ，２０Ｆ，２０Ｇ）は、前記入力要素と一体に回転する第１要素（８０，１１，１１Ｙ，１１Ｚ，２３Ｄ，２７ａ，２８，２９ａ）、前記出力要素（１５，１５Ｙ，１５Ｚ）と一体に回転する第２要素（２３，２５，２７ｂ，２７Ｇ，２９ｂ）、および前記質量体（２２，２２ｍ，５，２８ｍ，２９ｍ）と一体に回転する第３要素（２２，２２Ｄ，２８，２９Ｇ）を有する差動装置（２１，２１Ｄ、２１Ｅ，２１Ｆ，２１Ｇ）を含んでもよい。これにより、質量体の慣性モーメントの大きさ等に応じて、第３要素すなわち質量体の回転数を入力要素よりも増速させたり、入力要素よりも減速させたりすることができる。この結果、回転慣性質量ダンパから出力要素に付与される慣性モーメントを良好に確保しつつ、質量体やダンパ装置全体の設計の自由度を向上させることが可能となる。ただし、回転慣性質量ダンパは、質量体の慣性モーメントの大きさによっては、質量体を入力要素と等速で回転させる等速回転機構であってもよく、入力要素と出力要素との相対回転数に応じて質量体の回転数を変化させる変速機構を含むものであってもよい。
【０１１０】  また、前記差動装置は、遊星歯車（２１，２１Ｗ，２１Ｄ、２１Ｅ，２１Ｆ，２１Ｇ）であってもよい。ただし、差動装置は、遊星歯車に限られず、例えばリンク機構等を有するものであってもよい。
【０１１１】  更に、前記トルク伝達経路（ＴＰ）は、前記中間要素として第１および第２中間要素（１３，１４）を含むと共に、第３弾性体（ＳＰ３）を更に含んでもよく、前記第１弾性体（ＳＰ１′）は、前記入力要素（１１Ｚ）と前記第１中間要素（１３）との間でトルクを伝達してもよく、前記第２弾性体（ＳＰ２′）は、前記第１中間要素（１３）と前記第２中間要素（１４）との間でトルクを伝達してもよく、前記第３弾性体（ＳＰ３）は、前記第２中間要素（１４）と前記出力要素（１５Ｚ）との間でトルクを伝達してもよく、前記第１および第２中間要素（１３，１４）は、環状部材であり、前記第１および第２中間要素（１３、１４）の少なくとも何れか一方の前記減衰比（ζ）が値１未満であってもよい。かかるダンパ装置では、入力要素からトルク伝達経路を介して出力要素に伝達される振動と、入力要素から回転慣性質量ダンパを介して出力要素に伝達される振動とが理論上互いに打ち消し合うことになる反共振点を合計３つ設定することができるので、振動減衰性能をより一層向上させることが可能となる。
【０１１２】  また、前記中間要素（１２，１２′，１３，１４）は、流体伝動装置のタービンランナ（５）に一体回転するように連結されてもよい。これにより、中間要素の慣性モーメントを実質的に大きくして、振動数が最小となる反共振点をより低周波側にシフトさせることが可能となる。
【０１１３】  更に、前記回転慣性質量ダンパ（２０Ｘ）の前記質量体は、流体伝動装置のタービンランナ（５）を含んでもよい。これにより、専用の質量体を設ける場合に比べてダンパ装置全体の大型化を抑制しつつ回転慣性質量ダンパの質量体の慣性モーメントをより大きくし、当該回転慣性質量ダンパから出力要素に付与される慣性モーメントをより大きくすることが可能となる。
【０１１４】  また、前記第１弾性体（ＳＰ１，ＳＰ１′）のばね定数と、前記第２弾性体（ＳＰ２，ＳＰ２′）のばね定数とが同一であってもよい。
【０１１５】  更に、前記第１弾性体（ＳＰ１，ＳＰ１′）のばね定数と、前記第２弾性体（ＳＰ２，ＳＰ２′）のばね定数とは互いに異なっていてもよい。これにより、２つの反共振点の間隔をより大きくして、低周波域（低回転数域）におけるダンパ装置の振動減衰効果をより向上させることが可能となる。
【０１１６】  また、前記出力要素の振動振幅がゼロになる反共振点の振動数のうちの最小振動数に基づいて、前記第１および第２弾性体のばね定数と、前記中間要素および前記質量体の慣性モーメントとが定められてもよい。
【０１１７】  更に、前記反共振点の最小振動数と前記エンジンの気筒数とに基づいて、前記第１および第２弾性体のばね定数と、前記中間要素および前記質量体の慣性モーメントとが定められてもよい。
【０１１８】  また、前記ダンパ装置は、前記反共振点の前記最小振動数を“ｆａ1”とし、前記エンジンの気筒数を“ｎ”としたときに、５００ｒｐｍ≦（１２０／ｎ）・ｆａ1≦１５００ｒｐｍを満たすように構成されてもよい。
【０１１９】  このように、出力要素の振動振幅をより低下させ得る反共振点を５００ｒｐｍから１５００ｒｐｍまでの低回転数域内に設定することで、より低い回転数でのエンジンと入力要素との連結を許容すると共に、エンジンからの振動が大きくなりがちな低回転数域におけるダンパ装置の振動減衰効果をより向上させることが可能となる。そして、トルク伝達経路で発生する何れかの共振（Ｒ１）の振動数が反共振点の振動数ｆａ1よりも小さく、かつできるだけ小さい値になるようにダンパ装置を構成することで、反共振点の振動数ｆａ1をより小さくし、より一層低い回転数での内燃機関と入力要素との連結を許容することができる。
【０１２０】  更に、前記ダンパ装置は、前記エンジンと前記入力要素とを連結するロックアップクラッチのロックアップ回転数を“Ｎｌｕｐ”としたときに、Ｎｌｕｐ≦（１２０／ｎ）・ｆａを満たすように構成されてもよい。これにより、ロックアップクラッチにより内燃機関と入力要素とを連結する際や両者の連結直後に、内燃機関からの振動をダンパ装置により極めて良好に減衰することが可能となる。
【０１２１】  また、前記ダンパ装置は、９００ｒｐｍ≦（１２０／ｎ）・ｆａ≦１２００ｒｐｍを満たすように構成されてもよい。
【０１２２】  更に、前記差動装置は、遊星歯車であってもよく、前記反共振点の前記最小振動数ｆａ1は、上記式（８）により表されてもよい。なお、回転慣性質量ダンパがシングルピニオン式以外の遊星歯車により構成される場合には、式（８）において“γ＝λ2／（１＋λ）”とし、定数γを入力要素および出力要素に対する遊星歯車の回転要素の接続態様と当該遊星歯車のギヤ比とから定めればよい。
【０１２３】  更に、前記ダンパ装置は、前記入力要素に伝達される入力トルクが予め定められた閾値以上になるまで、前記第１および第２弾性体の撓みが規制されないように構成されてもよい。この場合、閾値は、ダンパ装置の最大捩れ角に対応したトルク値であってもよく、それよりも小さいトルク値であってもよい。
【０１２４】  また、前記出力要素は、変速機の入力軸に作用的に連結されてもよい。
【０１２５】  本開示の他のダンパ装置は、エンジン（ＥＧ）からのトルクが伝達される入力要素（１１Ｖ，１１Ｗ）と出力要素（１５Ｖ，１５Ｗ）とを含むダンパ装置（１０Ｖ，１０Ｗ）において、第１および第２中間要素（１３，１４）、前記入力要素（１１Ｖ，１１Ｗ）と前記第１中間要素と（１３）の間でトルクを伝達する第１弾性体（ＳＰ１′）、前記第１中間要素（１３）と前記第２中間要素（１４）との間でトルクを伝達する第２弾性体（ＳＰ２′）、および前記第２中間要素（１４）と前記出力要素（１５Ｖ、１５Ｗ）との間でトルクを伝達する第３弾性体（ＳＰ３）を含むトルク伝達経路（ＴＰ）と、前記入力要素（１１Ｖ，１１Ｗ）と前記第２中間要素（１４）との相対回転に応じて回転する質量体（２２，２２ｍ，２３，２３ｍ）を有し、前記トルク伝達経路（ＴＰ）の前記第１弾性体（ＳＰ１′）、前記第１中間要素（１３）および前記第２弾性体（ＳＰ２′）と並列に設けられる回転慣性質量ダンパ（２０Ｖ、２０Ｗ）とを備え、少なくとも前記第１中間要素（１３）の慣性モーメントと前記第１および第２弾性体（ＳＰ１′，ＳＰ２′）の剛性とに基づいて定まる該第１中間要素（１３）の減衰比が値１未満であることを特徴とする。
【０１２６】  かかるダンパ装置のように、回転慣性質量ダンパをダンパ装置の入力要素と第２中間要素とに連結することで、回転慣性質量ダンパと出力要素に連結される部材との間に第３弾性体を介在させ、両者を実質的に切り離すことができる。これにより、２つの反共振点の設定を可能としつつ、出力要素に連結される部材の慣性モーメントから定まる固有振動数に対する回転慣性質量ダンパ全体の慣性モーメントの影響を極めて良好に低減化することができる。この結果、ダンパ装置の出力要素に連結される部材の剛性が低く、当該部材の慣性モーメントから定まる固有振動数（共振周波数）が回転慣性質量ダンパ全体の慣性モーメントの影響により小さくなったとしても、本来、入力要素の回転数が高い状態で発生する共振が低回転域で発生して顕在化してしまうのを良好に抑制することが可能となる。
【０１２７】  また、前記回転慣性質量ダンパは、前記入力要素と一体に回転する第１要素、前記第２中間要素と一体に回転する第２要素、および前記質量体と一体に回転する第３要素を有する遊星歯車を含んでもよい。
【０１２８】  そして、本開示の発明は上記実施形態に何ら限定されるものではなく、本開示の外延の範囲内において様々な変更をなし得ることはいうまでもない。更に、上記発明を実施するための形態は、あくまで課題を発明の概要の欄に記載された発明の具体的な一形態に過ぎず、発明の概要の欄に記載された発明の要素を限定するものではない。
【産業上の利用可能性】
【０１２９】  本開示の発明は、ダンパ装置の製造分野等において利用可能である。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【国際調査報告】
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