【事件の表示】
　上記当事者間の特許第５４７３９３３号発明「回転数適応型の動吸振器を備えた力伝達装置および減衰特性を改善するための方法」の特許無効審判事件について、次のとおり審決する。
【結　論】
　本件審判の請求は、成り立たない。
　審判費用は、請求人の負担とする。
【理　由】
第１　手続の経緯  
　本件特許第５４７３９３３号に係る出願は，平成２０年１１月１７日に特許出願され，平成２６年２月１４日にその発明について特許の設定登録（請求項の数１２）がなされたものである。
　
　以後の本件に係る手続の概要は以下のとおりである。
１．平成２６年　４月２２日　本件無効審判の請求
２．平成２６年　５月１３日　補正書：甲１，２号証の訳文
３．平成２６年　５月２９日　補正書：甲３，６，８号証の訳文
４．平成２６年　９月　１日　審判事件答弁書
５．平成２６年１１月１０日　審理事項通知書
６．平成２６年１２月　２日　口頭審理陳述要領書（請求人）
７．平成２６年１２月　２日　口頭審理陳述要領書（被請求人）
８．平成２６年１２月　９日　口頭審理陳述要領書（被請求人）
９．平成２６年１２月１６日　口頭審理
　
第２　当事者の主張
１．請求人
　請求人は，審判請求書，口頭審理陳述要領書において，「特許第５４７３９３３号発明の特許請求の範囲の請求項１−１２に記載された発明についての特許を無効とする，審判費用は被請求人の負担とする，との審決を求める。」ことを請求の趣旨とし，甲第１〜９号証を提出して，次の無効理由を主張する。
　
無効理由の概要
（１）無効理由１
（ａ）本件特許の請求項１−６，１０及び１１に係る発明は，甲第１号証乃至甲第５号証に記載された発明に基いて，本出願前に当業者が容易に発明をすることができたものであるから，特許法第２９条第２項の規定により特許を受けることができないものであり，その特許は同法第１２３条第１項第２号に該当し，無効とすべきである。
（ｂ）本件特許の請求項７及び８に係る発明は，甲第１号証乃至甲第７号証に記載された発明に基いて，本出願前に当業者が容易に発明をすることができたものであるから，特許法第２９条第２項の規定により特許を受けることができないものであり，その特許は同法第１２３条第１項第２号に該当し，無効とすべきである。
（ｃ）本件特許の請求項９に係る発明は，甲第１号証乃至甲第８号証に記載された発明に基いて，本出願前に当業者が容易に発明をすることができたものであるから，特許法第２９条第２項の規定により特許を受けることができないものであり，その特許は同法第１２３条第１項第２号に該当し，無効とすべきである。
（ｄ）本件特許の請求項１２に係る発明は，甲第１号証乃至甲第５号証及び甲第７号証に記載された発明に基いて，本出願前に当業者が容易に発明をすることができたものであるから，特許法第２９条第２項の規定により特許を受けることができないものであり，その特許は同法第１２３条第１項第２号に該当し，無効とすべきである。
　
　具体的には，独立請求項である請求項１に記載された発明（以下「本件発明１」という。）に対して，概略以下のように主張している。
　甲第１号証には，
「１ａ　駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置であって，
１ｂ　少なくとも１つの入力体（１）と，
１ｃ　出力体（７）と，
１ｄ’少なくとも部分的に運転媒体である圧力媒体で充填可能な室内に配置された振動減衰装置（４１）とが設けられており，
１ｅ　該振動減衰装置（４１）が，回転数適応型の動吸振器（５４）に連結されている形式」
　が開示されている。
　また，甲第３号証には，圧力媒体としての「潤滑油」が開示されている。
　さらに，この甲第３号証には，潤滑油がデチューニングを引き起こすことが開示され，潤滑油７２の量を減らすことで偏り質量３８にもたらされる抵抗を小さくすることも開示されている。
　また，甲第４号証でも，流動体に起因する抵抗が振動子やダンパの振動挙動に影響を及ぼすことが開示されている。
　したがって，甲第１号証，甲第３号証及び甲第４号証を目の当たりにした当業者は，油影響に関連して，回転数適応型の動吸振器を，駆動装置の励振の次数ｑに対してオフセットさせることを当然に思いつく。
　そして，甲第２号証では，以下の式が開示されており，
　ｎ〜＝ｎ（１＋β）　（審決注：「ｎ〜」はｎの上に波線を入れた記号）
　オーバーチューンする際には，β＞０となることが開示されている。
　つまり，甲第２号証には，
「１ｆ’回転数適応型の動吸振器を，環境効果等を考慮して，駆動装置の励振の次数ｎよりも所定の次数オフセット値ｎβだけ大きい有効次数ｎ〜に設計すること」
　が開示されている。
　さらには，甲第５号証において，幾何学的な要素であるＲを調整することで，励起振動次数ｘよりも大きくなる，有効な励起振動次数ｘeffを得ることが開示されている。
　このため，甲第１号証，甲第３号証及び甲第４号証を目の当たりにして，油影響に関連して，回転数適応型の動吸振器を，駆動装置の励振の次数ｑに対してオフセットさせることを思いついた当業者が，甲第２号証（や甲第５号証）を目の当たりにすることで，
「１ｆ　回転数適応型の動吸振器を，油影響に関連して，駆動装置の励振の次数ｎよりも所定の次数オフセット値ｎβだけ大きい有効次数ｎに設計すること」
　を容易に思いつく。
　ちなみに，甲第１号証には，トルクコンバータのクラッチにおいて，ねじり振動の吸収体を構築することを目的とする技術が開示されている。甲第２号証には，次数を調整された吸収器（Order-tuned absorbers）がねじれ振動（torsional vibrations）を減少させるために用いられること，また，自動車のエンジン（automotive engines）に利用されることが開示されている。
　したがって，甲第１号証と甲第２号証とは技術分野が同一であり，ねじり振動を抑制するという課題も共通することから，仮に甲第３号証や甲第４号証を目の当たりにしなくても，当業者が甲第１号証に甲第２号証を適用することは容易である。
　以上のことから，本件発明１は，甲第１号証乃至甲第５号証の開示からして，進歩性を有さず，無効とされるべきである。
　甲第２号証に対する相違点に関連して
　例えば甲第２号証の第８頁のTable２に記載された各パラメータの定義に即してその後の式（例えば式(14），(45）など）を参照すれば，正確なチューニングは環境に関係の無いパラメータに基づいて実施されているように見受けられる。このことに加えて，Fig．１(a），(b)に記載されたモデルを見る限りにおいて，モデルに油の影響は入っていないものと考えられる。
　なお，『甲第２号証には，デチューニングに際して油の影響を考慮することは，全く開示も示唆もされていない，』について，請求人は油の影響を考慮することが甲第２号証に開示されていると主張しているわけではないので，このことは議論の対象とはなり得ない。
　また，「ブレードディスクアセンブリのモデルに対して，使用による摩耗，環境効果等を考慮して，正確なチューニングに対して，次数をオーバーチューニングすること」という技術的事項は，「回転数適応型の動吸振器を，環境効果等を考慮して，駆動装置の励振の次数ｎよりも所定の次数オフセット値ｎβだけ大きい有効次数に設計すること」という技術的事項の下位概念に該当する。なお，甲第２号証のFig.l（a），(b)にモデル化されて記載された動吸振器は，動作原理において本件特許発明でいうところの回転数適応型の動吸振器に相当することは明らかである，したがって，甲第２号証には，「回転数適応型の動吸振器を，環境効果等を考慮して，駆動装置の励振の次数ｎよりも所定の次数オフセット値ｎβだけ大きい有効次数に設計すること」が明らかに記載されている。
　甲第２号証の記載における「環境効果」について
　甲第２号証には，「環境効果」の具体例の明文の記載はない。しかしながら，技術常識に鑑みれば，「環境」というものには，bladed disc assemblyの周囲の環境ないし雰囲気が含まれ，そして「環境効果」には，bladed disc assemblyの周囲の流体（空気，ガス，液体等）の状態または状態変化に起因して生じるbladed disc assemblyへの影響が含まれるものと考えるのが相当であると請求人は思料する。以上の意見は，甲第２号証単独で見た場合のものである。
　以下に，別の観点から意見を述べる。甲第３号証では，偏り質量３が潤滑油に浸漬されており，偏り質量体３８の周囲にある潤滑油は偏り質量体３８が置かれた「環境」に他ならない。そして，甲第３号証には，この「環境」である潤滑油が正確なチューニングを破壊するので，そのようなことを回避することが課題であることが記載されている。ここで，甲第３号証と第２号証とは実質的に同一の原理により吸振を行う装置である。甲第３号証を見た当業者が，甲第２号証の「However, any perturbation of the model or absorter parameters,  due to in-service wear,environmental effects, and so on, will invariably destroy the exact tuning（環境効果等によるモデルないし吸収器パラメータの摂動により正確なチューニングを不変的に破壊する）」という記載を読めば，潤滑油による振動ダンピング手段のデチューニングとenvironmental effects （環境効果）に起因した正確なチューニングの破壊を結びつけ，振動ダンピング手段のデチューニングを回避する別のアプローチとして甲第２号証の教示を採用することは容易なことであると思料する。すなわち，甲第３号証を既に見ている当業者が甲第２号証を見れば，「環境効果」の一例として「潤滑油による影響」を想定することは極めて自然なことである。従って，仮に甲第２号証単独では「環境効果」の具体例として潤滑油を想定できなかったとしても，甲第３号証と組み合わせることにより，甲第２号証の「環境効果」の具体例として潤滑油を想定することは当業者にとって容易である。
　また，独立請求項である請求項１０に記載された発明（以下「本件発明１０」という。）に対して，本件発明１０は，本件発明１とカテゴリーが異なる発明に過ぎないことから，本件発明１で述べたのと同様の理由から，甲第１号証乃至甲第５号証の開示からして，進歩性を有さず，無効とされるべきである。
　
（２）無効理由２
（ａ）本件特許の請求項１−６，１０及び１１に係る発明は，甲第１号証及び甲第５号証，又は，甲第１号証及び甲第３号証乃至甲第５号証に記載された発明に基いて，本出願前に当業者が容易に発明をすることができたものであるから，特許法第２９条第２項の規定により特許を受けることができないものであり，その特許は同法第１２３条第１項第２号に該当し，無効とすべきである。
（ｂ）本件特許の請求項７及び８に係る発明は，甲第１号証，甲第４号証，甲第５号証及び甲第７号証，又は，甲第１号証，甲第３号証乃至甲第５号証及び甲第７号証に記載された発明に基いて，本出願前に当業者が容易に発明をすることができたものであるから，特許法第２９条第２項の規定により特許を受けることができないものであり，その特許は同法第１２３条第１項第２号に該当し，無効とすべきである。
（ｃ）本件特許の請求項９に係る発明は，甲第１号証及び甲第４号証乃至甲第８号証，又は，甲第１号証及び甲第３号証乃至甲第８号証に記載された発明に基いて，本出願前に当業者が容易に発明をすることができたものであるから，特許法第２９条第２項の規定により特許を受けることができないものであり，その特許は同法第１２３条第１項第２号に該当し，無効とすべきである。
（ｄ）本件特許の請求項１２に係る発明は，甲第１号証，甲第４号証，甲第５号証及び甲第７号証，又は，甲第１号証，甲第３号証乃至甲第５号証及び甲第７号証に記載された発明に基いて，本出願前に当業者が容易に発明をすることができたものであるから，特許法第２９条第２項の規定により特許を受けることができないものであり，その特許は同法第１２３条第１項第２号に該当し，無効とすべきである。
　
　具体的には，本件発明１に対して，概略以下のように主張している。
　甲第１号証には，無効理由１で述べたとおりの発明が開示されている。
　甲第５号証では，請求項１等で「前記中央位置での前記運動軌道（Ｂ）の曲率半径（Ｒ）が，Ｌを曲率中心（Ｍ）の軸（１）からの距離，ｘを励起振動次数，ｋを０．８から１．２の範囲の係数とすると，式：Ｒ＝ｋＬ／ｘ２により画定される」ことが開示されている。
　すなわち,
ｘeff＝ｘ＊１／√ｋ＝√（Ｌ／Ｒ）
　が開示されており，幾何学的な要素であるＲを調整することで，有効な励起振動次数ｘeffを得ることが開示されている。
　そして，ｘ＝２，ｋ＝０．８のときには，ｘeff＝２．２３６となり，励起振動次数２よりも０．２３６だけオーバーチューンされることとなる。
　したがって，甲第５号証では，ｘeffを２〜２．２３６の間で変化させることが開示されている。
　また，甲第５号証の段落【００２７】では「空洞１７のわずかな部分に，空洞１７の一部分に潤滑剤が満たされる。潤滑剤としては特に，潤滑液，例えば潤滑油又はグリースを挙げることができる。」とされ，潤滑油を利用することも開示されている。
　したがって，甲第５号証には，
「１ｆ　回転数適応型の動吸振器が，油影響に関連して，駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆに設計されていること」
が開示されている。
　したがって，甲第１号証に，甲第５号証を組み合わせることで，当業者は本件発明１に到達することができる。なお，甲第１号証と甲第５号証はともに振動吸収装置の技術分野に属する文献であり，両者を組み合わせることに何らの困難性もない。
　甲第３号証のカラム１の上から３５行目〜４４行目では，潤滑油を満たすことでダンピング寄与を与え，その結果，振動ダンピング手段のデチューニングを引き起こすことが開示されている。そして，甲第３号証のカラム１の上から４５行目〜４８行目では，潤滑油による不調を実質的に回避する振動ダンピング装置を提供することを目的としていることが開示されている。
　また，甲第３号証のカラム６の上から３２行目〜３９行目では，潤滑油７２がガイド軌道列４４，５６に届かないレベルまでしか入れられず，そのことによって，潤滑油７２の移動によって偏り質量３８の動きにもたらされる振動吸収を小さくすることができ，全体の振動システムの抑制が大きく避けられうることが開示されている。
　すなわち，甲第３号証には，潤滑油７２の量を減らすことで偏り質量３８にもたらされる抵抗を小さくし，その結果，全体の振動システムが抑制されることが開示されており，本件特許と同様，「遠心力に抵抗する油影響から結果的に生じる作用を考慮している。」（本件特許の段落【００３９】参照）。
　甲第４号証の段落【００１５】では「軌道に沿って動く偏位質量体が前記媒体中において運動しなければならない，従って高められた抵抗に抗して動かねばならないという事実によって，そのようにつくられた振動子の固有振動数に影響が及ぼされ得る。」とされ，段落【００１６】では「当該各減衰媒体室の間で流動体が往復移動させられ得る。その際，この往復移動も決められた固有振動数をもち，それによってダンパの振動挙動に影響を与える。」とされ，段落【００１７】では「前記少なくとも一つの偏位質量体に減衰媒体の流入ないし貫流のための通路装置（ダクト装置）が設けられていることによって，各振動子の振動挙動に影響が及ぼされてもよい。」ともされている。
　したがって，甲第４号証においても，流動体が振動子やダンパの振動挙動に影響を及ぼすことが開示されている。
　以上のことから，本件発明１は，甲第１号証及び甲第５号証の開示，又は，甲第１号証及び甲第３号証乃至甲第５号証の開示からして，進歩性を有さず，無効とされるべきである。
　
　甲第５号証に対する相違点に関連して
　甲第５号証の段落【００１５】には「さらに・・・とすることができる。」とあり。また段落【００１６】には，発明の概念のさらなる形態に従えば，・・・とすることができる。」とある。すなわち，甲第５号証の段落【００１５】，【００１６】に記載されている事項（すなわち１つの運動軌道の片側で１．０＜ｋ＜１．２反対側で０．８＜ｋ＜０．９９となっている形態）は，任意採択可能な好適な一実施形態に過ぎず，甲第５号証の開示は，係数ｋが１つの運動軌道において０．８〜１．２の間で変化するものに限定されるものではない。例えば，甲第５号証の段落【００１２】には「本願においては，特にｋが０．８〜０．９９
又は
　また，式Ｒ＝ｋ＊Ｌ／ｘ２を変形するとｘ／ｋ１／２＝（Ｌ／Ｒ）１／２となる，ここでｘは励振次数であり，ｋは無次元数と見なすのが相当であるから，（Ｌ／Ｒ）１／２はｘと同じディメンションの値，すなわち（振動吸収装置の）次数であると解釈せざるを得ない。したがって，仮にｋの若干の変動が許容されるにしても，その変動範囲が０．８〜０．９９ならば，本件特許発明の構成に該当することは明らかである。
　
　甲第５号証の記載において「油影響に関連して」という構成を導き出せる理由について
　甲第５号証の段落【００２７】には，「保持部４を持つハブ部２の一部は，ハブ部２に対して密閉したキャップ１６により囲まれているため，空洞１７が生じる。すなわち，ハブ部２，慣性質量部材３，キャップ１６で囲まれた空洞１７が形成される。空洞１７のわずかな部分に，空洞１７の一部分に潤滑剤が満たされる。潤滑剤としては特に，澗滑液，例えば潤滑油またはグリースを挙げることができる。」と記載されている。図４に示す慣性質量体３の形状及び図１に示す慣性質量体３の配置より，空洞１７の一部分に潤滑剤が満たされれば，慣性質量体３の少なくとも一部（おそらくは少なくとも半径方向外側部分）に潤滑剤が触れ，慣性質量体３の運動に影響を及ぼすことは自明である。従って，甲第５号証の装置は，油影響を何らかの形で考慮した設計がなされていなければならないものと考えるのが相当である。また，このことは甲第３号証を既に見ている当業者であれば，よりはっきりと認識できるはずである。
　被請求人の説明によれば，本件特許発明とは，「油影響のある環境で使用される動吸振器を，油の影響が無い場合の動吸振器の次数（寸法のみにより決まる）が駆動装置の励振の次数よりもいくらか高くなるように設計する」ものに他ならない。
　このことを踏まえて甲第５号証を見る。甲第５号証には，Ｒ＝ｋＬ／ｘ２とすることが記載され，この式を変形すると，ｘ／ｋ１／２＝（Ｌ／Ｒ）１／２となる，この変形式の右辺は，上記被請求人の説明にもあるように，予め油の影響が無い場合の動吸振器の次数に相当する。従ってｋが０．８〜０．９９に設定されている場合の動吸振器の次数は，駆動装置の励振の次数ｘよりも約１．０１〜１．２５倍大きくなる。よって，潤滑剤が慣性質量体３の運動にある程度の影響を及ぼすであろう環境下で使用され，かつ，ｋが０．８〜０．９９となるように設計された動吸振器は，本件特許発明における動吸振器と実質的に同一であると言える。すなわち，甲第５号証には本件特許発明の「振動減衰装置が・・・油影響に関連して，駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑeffに設計されている」と実質的に同一の技術的事項が記載されていると言える。
　また，本件発明１０に対して，本件発明１０は，本件発明１とカテゴリーが異なる発明に過ぎないことから，本件発明１で述べたのと同様の理由から，第１号証及び甲第５号証の開示，又は，甲第１号証及び甲第３号証乃至甲第５号証の開示からして，進歩性を有さず，無効とされるべきである。
　
（３）証拠方法
甲第１号証：米国特許第６０２６９４０号明細書，２０００年（平成１２年）２月２２日発行
甲第２号証:Order-Tuned Vibration Absorbers for ａ Rotating Flexible Structure with　Cyclic Symmetry　Brian J. Olson et al.，２００６年（平成１８年）５月１７日公開　Elsevier Science
甲第３号証：独国特許出願公開ＤＥ１０００５５４４Ａ１号明細書，２００１年（平成１３年）８月１６日公開
甲第４号証：特開２０００−２８３２３５号公報　平成１２年１０月１３日公開
甲第５号証：特許第３２２１８６６号公報　平成１３年８月１７日公開
甲第６号証：独国特許公開第１０２００６０２８５５６号明細書　２００７年（平成１９年）１月１８日公開
甲第７号証：特開２０００−２８３２３３号公報　平成１２年１０月１３日公開
甲第８号証：ＰＣＴ国際公開第２００４／０１８８９７号　２００４年（平成１６年）３月４日公開
甲第９号証：http://www.egr.msu.edu/dvrl/pubs/でアクセスしたウェブページの一部を加工してプリントアウトした書面
　
２．被請求人
　被請求人は，審判事件答弁書，平成２６年１２月２日付け及び平成２６年１２月９日付け口頭審理陳述要領書において，「本件審判請求は成り立たない。審判費用は請求人の負担とする。との審決を求める。」ことを答弁の趣旨とし，次のように反論する。
　
答弁の概要
（１）無効理由１について
（ａ）甲第１号証の開示及び対比
　甲第１号証に記載の発明（以下「甲１発明」という。）は，ねじれ振動ダンパを備えた流体力学式トルクコンバー夕のためのロックアップクラッチに関するものである。甲第１号証には，流体力学式のトルクコンバータ（hydrodynamic torque converter）１００が開示されており，このトルクコンバータ１００は，ベアリングジャーナル（bearing journal）１と，タービンハブ（turbine hub）１５が接続された駆動シャフト（driven shaft）と，弾性要素（elastic elements）４１と，補償フライホイール質量体（compensation flywheel mass）５４を備えている。
　しかしながら，甲第１号証には，補償フライホイール質量体５４を，油影響に関連して，駆動装置の励振の次数よりも所定の次数オフセット値だけ大きい有効次数に設計することについては，全く開示されていない。
　よって，本件発明１は，「回転数適応型の動吸振器（５）が，油影響に関連して，駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑeffに設計されている」構成を有するのに対し，甲１発明はそうでない点で相違する（相違点）。
（ｂ）相違点について
（ｂ−１）甲第２号証
　甲第２号証には，周期的対称性を有する回転可撓性構造物における振動を軽減するための，次数がチューニングされた吸振器の使用に関する研究が開示されている。
　そして，甲第２号証には，モデルの振動又は吸振パラメータが，使用による磨耗，環境効果等によって正確なチューニングを不変的に破壊することが記載されている。
　しかし，ここでいう「環境効果」とは，モデルに対する外的影響に他ならず，モデル自体の構造に起因するものではない。それゆえ，使用による磨耗にせよ，環境効果にせよ，それらはモデルを構成する要素としての油の影響とは全く無関係である。したがって，甲第２号証には，デチューニングに際して油の影響を考慮することは，全く開示も示唆もされていない。
　また，そもそも甲第２号証に記載の研究は，ジェットエンジンに見られるような，タービンブレード，ブレードを有するディスクアセンブリ，及びブリスク（一体型ディスク−ブレードシステム）への適用を意図したものである。特に，自動車のエンジンのようなロータに作用する変動トルクに起因するねじれ振動を軽減する吸振器ではなく，これとは対照的に，ロータが定速で作動するが荷重がかかるために可撓性の部品が振動を受けるケースを考察している。つまり，甲第２号証の研究における上記「デチューニング」は，甲第２号証の第２部（第４頁〜第１０頁）で説明されているようなブレードディスクアセンブリのモデルに対するデチューニングを指すものであって，少なくとも部分的に運転媒体である油で充填可能な室内に配置された振動減衰装置が，回転数適応型の動吸振器に連結されている力伝達装置におけるデチューニングを指していないことは明らかである。さらに云えば，前記研究は，正確なチューニングに対して，次数を大きく設定すること（オーバーチューニング）のみならず，小さく設定すること（アンダーチューニング）も示しており，決して，オーバーチューニングだけに限定していない。
　そうすると，甲第２号証の開示は，ブレードディスクアセンブリのモデルに対して，使用による磨耗，環境効果等を考慮して，正確なチューニングに対して，次数をオーバーチューニング若しくはアンダーチューニングすること，にとどまる。
　したがって，審判請求人の主張「したがって，甲第２号証には，１ｆ’回転数適用型の動吸振器を，環境効果等を考慮して，駆動装置の励振の次数ｎよりも所定の次数オフセット値ｎβだけ大きい有効次数ｎ〜に設計すること，が開示されている。」は，明らかに誤りである。
（ｂ−２）甲第３号証
　甲第３号証に記載の発明（以下「甲３発明」という。）は，潤滑油によって振動ダンピング手段のデチューニングが引き起こされることを解決すべき課題としており（第１欄），解決課題のために単に密室６６内への潤滑油７２の充填量を減らすことによって，潤滑油７２によって偏り質量体３８にもたらされる影響をほとんどなくして，振動ダンピング手段のデチューニングを十分に回避している（第６欄）。つまり，甲３発明は，デチューニングが回避されるように潤滑油７２の充填量を所定量以下に減らすだけのものであるから，偏り質量体３８自体の寸法，構成を変更して，動吸振器を，駆動装置の励振の次数よりも所定の次数オフセットだけ大きい有効次数に設定することは全く意図していない。
（ｂ−３）甲第４号証
　甲第４号証に記載の発明（以下「甲４発明」という。）は，甲第４号証の段落【０００２】〜【０００４】の記載によれば，内燃機関式駆動装置の非一様回転に起因する振動励起だけではなく，例えば，内燃機関のクランクシャフトとトランスミッション入力軸との間の動力車のパワートレーンでの使用において発生する軸ずれないし軸傾斜という，別の振動数あるいは別の種類の振動励起に関して改善された減衰機能を与えるように，振動減衰装置を構成することを課題としている。そして，甲４発明では，甲第４号証の段落【００１５】〜【００１７】の記載によると，きわめてさまざまな振動数状況への適応のために，偏位軌道を粘性のある減衰媒体内に延在させて，偏位軌道上の偏位質量体に減衰媒体による抵抗を作用させて，振動子の固有振動数若しくは振動挙動に意図的に影響を及ぼすようにしている。つまり，甲４発明は，減衰媒体の作用によって振動子の振動挙動に所望の影響を与えるために，減衰媒体が所定の作用を奏するように振動減衰装置を構成するものであるから，減衰媒体が作用しない場合の振動子の固有振動数を変更することは全く意図していない。
　当業者が，甲第４号証を目の当たりにしたとしても，当業者は，さまざまな振動数状況への適応のために，減衰媒体が所定の作用を奏するように振動減衰装置を構成することしか思いつくことはない。
　以上の通りであるから，甲第３，４号証には，油影響に関連して，回転数適応型の動吸振器を，駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセットｑＦだけ大きい有効次数ｑeffに設定することは全く記載されておらず，示唆もされていない。
　したがって，本件審判請求人の「このため，甲第１号証，甲第３号証及び甲第４号証を目の当たりにして，油影響に関連して，回転数適応型の動吸振器を，駆動装置の励振の次数ｑに対してオフセットさせることを思いついた当業者」（本件審判請求書第４７頁）は，全く根拠のないもの，若しくは著しい論理の飛躍であって明らかに誤りである。
（ｂ−４）甲第５号証
　甲第５号証の請求項１及び段落【００１１】〜【００１６】の記載によると，回転数適用式振動吸収装置の慣性質量部材３の運動軌道Ｂは，その曲率半径Ｒが，慣性質量部材３の中央位置からの変位に応じて段階的に変化する。即ち，曲率半径Ｒは，慣性質量部材３の運動軌道Ｂに沿って変化しており，一定ではない。また，中央位置での運動軌道Ｂの曲率半径Ｒは，Ｌを曲率中心Ｍの軸１からの距離，ｘを励起振動次数，ｋを０．８〜１．２の範囲の係数として，
　式　Ｒ＝ｋ＊Ｌ／ｘ２
　により与えられる。そして，特に「本発明では振動吸収装置の同調性は，運動軌道が，その曲率半径が一方でｋ＝１．２における式：Ｒ＝ｋ Ｌ／ｘ２により画定される円と，他方で中心位置での曲率半径がｋ＝０．８における式：Ｒ＝ｋＬ／ｘ２により画定されるサイクロイドとの間に限定される区域にあることによりさらに改良される。」（段落【００１４】）によれば，係数ｋは，１つの運動軌道において０．８〜１．２の間で変化するものと解される。
　しかし，係数ｋの数値を実際に如何なる条件に基づいて決定するのかは，甲第５号証には何ら記載されていない。そして，甲第５号証の段落【００１４】の記載「このような慣性質量部材の非直線性の往復運動の他に，例えば潤滑剤に起因する流体静力学上，及び流体動力学上の効果からもさらに大幅に回転振動を相殺可能である。」を考慮すると，少なくとも潤滑剤による影響は，前記式並びに係数ｋの数値の決定には何ら考慮されていないと解される。それゆえ，前記式から，潤滑剤の影響を考慮に入れた回転数適応式振動吸収装置の有効次数を導き出すことは全く不可能である。
　また，前記式において，Ｒは中央位置での運動軌道Ｂの曲率半径Ｒにすぎなく，しかも，運動軌道Ｂの曲率半径Ｒは運動軌道Ｂに沿って変化するものであること，そして，係数ｋは，１つの運動軌道において０．８〜１．２の間で変化するものであることを考慮すると，
　（Ｌ／Ｒ）１／２
　が回転数適応式振動吸収装置の次数を表していると解することはできず，さらには回転数適応式振動吸収装置の次数が励起振動次数ｘよりも大きいと断定することもできない。
　そもそも，第５号証には，回転数適応式振動吸収装置の次数についての概念すら開示されていない。
　また，本件発明において，「有効次数ｑeff」とは，回転数適応型の動吸振器（５）の次数（幾何学的な調和次数）であり，そして励振の次数ｑは，駆動装置に属するものであって，駆動装置（内燃機関）の気筒数が変わらない限り一定である。
　したがって，本件審判請求人の前記主張は全くの失当であると云わざるを得ない。
　甲第５号証の発明は，「油影響」を考慮しているのではなく，広範な回転数域において振動吸収を可能とするため，運動軌道Ｂの曲率半径Ｒを変化させたものにすぎません（段落【００３４】）。審判請求人が主張するように，たしかに，甲第５号証の段落【００２７】には，「空洞１７のわずかな部分に，空洞１７の一部分に潤滑剤が満たされる。潤滑剤としては特に，潤滑液，例えば潤滑油又はグリースを挙げることができる。」と記載されているが，甲５発明が，油影響を考慮して請求項１の構成を採用したとは書いてありません。これは，甲第５号証の段落【００１４】の記載「このような慣性質量部材の非直線性の往復運動の他に，例えば潤滑剤に起因する流体静力学上，及び流体動力学上の効果からもさらに大幅に回転振動を相殺可能である。」から見ても明らかなことです。
　したがって，甲第５号証には，本件特許発明の「回転数適応型の動吸振器（５）が，油影響に関連して，駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑeffに設計されている」構成は，開示も示唆もされていません。
（ｃ）請求項１に対する無効理由１のまとめ
　以上の事情を総合すれば，当業者が，甲第１号証，甲第２号証，甲第３号証，甲第４号証，甲第５号証を目の当たりにしたところで，「１ｆ　回転数適応型の動吸振器を，油影響に関連して，駆動装置の励振の次数ｎよりも所定のオフセット値ｎβだけ大きい有効次数ｎ〜に設計すること，を容易に思いつく。」（本件審判請求書第４７〜第４８頁）は全く根拠のないものであって，明らかに誤りである。
　したがって，本件発明１は，甲第１号証〜甲第５号証に記載された発明に基いて，本出願前に当業者が容易に発明をすることができたものではない。
 （ｄ）請求項１０に対する無効理由１について
　本件発明１０は，本件発明１とカテゴリーが異なる発明である。したがって，本件発明１で述べたのと同様の理由から，本件発明１０は，甲第１号証〜甲第５号に記載された発明に基いて，本出願前に当業者が容易に発明をすることができたものではない。
（２）無効理由２について
（ａ）甲第１号証との対比
　本件発明１は，「回転数適応型の動吸振器（５）が，油影響に関連して，駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑeffに設計されている」構成を有するのに対し，甲１発明はそうではない点で相違する（相違点）。
（ｂ）相違点について
（ｂ−１）甲第５号証
　無効理由１の（ｂ−４）のとおりであり，甲５発明において，式Ｒ＝ｋ＊Ｌ／ｘ２並びに係数ｋの数値の決定に潤滑剤による影響は何ら考慮されておらず，甲第５号証の上記段落の記載は，潤滑が必要な箇所に潤滑油又はグリースを提供するというごく一般的な事項を単に開示するにすぎない。つまり，前記段落の記載は，明らかに，本件発明の技術思想「発明者は，運転の間，それを介した出力伝達が行われようと行われまいと，運転媒体，特に油によって遠心的にまたは求心的に通流されるハイドロダイナミック式の構成要素を備えた力伝達装置において，回転する油質量体の油が動吸振器５，特に遠心振り子の機能に著しく作用することを認識した。この場合，特に慣性質量体と，回転する油との間に相対運動が生ぜしめられる。次数オフセット値ｑＦだけの抑制次数のオフセットに相当する，より高い次数値への幾何学的な調和次数の次数オフセットは，遠心力に抵抗する油影響から結果的に生じる作用を考慮している。」（段落【００３９】）を示唆していない。
　したがって，甲第５号証には，本件発明１の構成「回転数適応型の動吸振器（５）が，油影響に関連して，駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑeffに設計されていること」は，明らかに開示されていない。
　甲第５号証には，本件発明１の上記技術思想が一切開示されていないし，甲第１号証との組み合わせを動機付ける記載も他にないのであるから，甲１号証と甲第５号証とを容易に組み合わせることは到底できない。また，仮に組み合わせ得たとしても，本件発明に想到することはない。
（ｂ−２）甲第３号証
　無効理由１の（ｂ−２）のとおりであり，甲第３号証は，甲第１号証と甲第５号証との組み合わせを動機付けるものではなく，当業者はむしろ，潤滑油の量を減らすことを教示される。
（ｂ−３）甲第４号証
　無効理由１の（ｂ−３）のとおりであり，当業者が，甲第４号証を目の当たりにしたとしても，当業者は，さまざまな振動数状況への適応のために，減衰媒体が所定の作用を奏するように振動減衰装置を構成することしか思いつくことはない。
（ｃ）請求項１に対する無効理由２のまとめ
　以上の事情を総合すれば，甲第１号証及び甲第３号証〜甲第５号証の何れにも，油影響に関連して，回転数適応型の動吸振器を，駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセットｑＦだけ大きい有効次数ｑeffに設定することは全く記載されておらず，示唆もされていない。また，これらの文献を容易に組み合わせ得るとする合理的な根拠もない。
　したがって，本件発明１は，甲第１号証及び甲第５号証に記載された発明，又は，甲第１号証及び甲第３号証〜甲第５号証に記載された発明に基いて，本出願前に当業者が容易に発明をすることができたものではない。
（ｄ）請求項１０に対する無効理由２について
　本件発明１０は，本件発明１とカテゴリーが異なる発明である。したがって，本件発明１で述べたのと同様の理由から，本件発明１０は，甲第１号証及び甲第５号証に記載された発明，又は，甲第１号証及び甲第３号証〜甲第５号証に記載された発明に基いて，本出願前に当業者が容易に発明をすることができたものではない。
　 
第３　本件特許発明 
　本件特許の請求項１ないし１２に係る発明は，その特許請求の範囲に記載された次のとおりのものである（以下「本件特許発明１」ないし「本件特許発明１２」という。）。
　
「【請求項１】
  駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置（１）であって，少なくとも１つの入力体（Ｅ）と，出力体（Ａ）と，少なくとも部分的に運転媒体である油で充填可能な室内に配置された振動減衰装置（３，４）とが設けられており，該振動減衰装置（３，４）が，回転数適応型の動吸振器（５）に連結されている形式のものにおいて，回転数適応型の動吸振器（５）が，油影響に関連して，駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆに設計されていることを特徴とする，駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置。
【請求項２】
  回転数適応型の動吸振器（５）の共振が，励振の次数ｑに合致しないように，次数オフセット値ｑＦが選択されている，請求項１記載の力伝達装置。
【請求項３】
  回転数適応型の動吸振器（５）の有効次数ｑｅｆｆが，駆動装置の励振の次数ｑを０．０５〜０．５の範囲内の次数オフセット値ｑＦだけ上回っている，請求項１または２記載の力伝達装置。
【請求項４】
  回転数適応型の動吸振器（５）の有効次数ｑｅｆｆが，駆動装置の励振の次数ｑを０．０５〜０．４の範囲内の次数オフセット値ｑＦだけ上回っている，請求項３記載の力伝達装置。
【請求項５】
  回転数適応型の動吸振器（５）の有効次数ｑｅｆｆが，駆動装置の励振の次数ｑを０．０５〜０．３の範囲内の次数オフセット値ｑＦだけ上回っている，請求項３記載の力伝達装置。
【請求項６】
  回転数適応型の動吸振器（５）の有効次数ｑｅｆｆが，駆動装置の励振の次数ｑを０．１４〜０．３の範囲内の次数オフセット値ｑＦだけ上回っている，請求項３記載の力伝達装置。
【請求項７】
  回転数適応型の動吸振器（５）が，遠心振り子装置として形成されており，該遠心振り子装置が，慣性質量体支持装置（１０）を有しており，該慣性質量体支持装置（１０）が，該慣性質量体支持装置（１０）に対して相対的に運動可能に該慣性質量体支持装置（１０）に配置された慣性質量体（９，９．１，９．２，９．１１，９．１２，９．１３，９．１４）を備えており，個々の慣性質量体（９，９．１，９．２，９．１１，９．１２，９．１３，９．１４）の重心間隔Ｓが，駆動装置の励振の次数ｑの関数として規定され，有効次数ｑｅｆｆへのｑＦだけの次数オフセットが，次数オフセット値ｑＦに関連した重心間隔の変化を規定するように，回転数適応型の動吸振器（５）が形成されていて，設計されている，請求項１から６までのいずれか１項記載の力伝達装置。
【請求項８】
  次数オフセット値ｑＦの量が，駆動装置の励振の次数ｑの変化に比例して変化するようになっている，請求項１から７までのいずれか１項記載の力伝達装置。
【請求項９】
  力伝達装置（１）が，ハイドロダイナミック式の構成要素と，該ハイドロダイナミック式の構成要素を跨ぐための装置とを有しており，ハイドロダイナミック式の構成要素が，ポンプホイール（Ｐ）として機能する少なくとも１つの一次ホイールと，タービンホイール（Ｔ）として機能する二次ホイールとを備えており，両ホイールが，作業室（ＡＲ）を互いに形成しており，タービンホイール（Ｔ）が，少なくとも間接的に力伝達装置（１）の出力体（Ａ）に相対回動不能に結合されており，ハイドロダイナミック式の構成要素と，該ハイドロダイナミック式の構成要素を跨ぐための装置とが，それぞれ出力分岐路に配置されており，回転数適応型の動吸振器（５）を備えた振動減衰装置（３，４）が，少なくとも出力分岐路の一方に直列に接続されており，少なくとも部分的に運転媒体である油で充填可能な室が，力伝達装置（１）の内室によって形成されるようになっており，該内室が，ハイドロダイナミック式の構成要素の運転媒体によって通流されるようになっている，請求項１から８までのいずれか１項記載の力伝達装置。
【請求項１０】
  少なくとも１つの入力体（Ｅ）と，出力体（Ａ）と，少なくとも部分的に運転媒体である油で充填可能な室内に配置された振動減衰装置（３，４）とが設けられており，該振動減衰装置（３，４）が，回転数適応型の動吸振器（５）に連結されている，駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置（１）の減衰特性を改善するための方法において，回転数適応型の動吸振器（５）を，油影響に関連して，駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆに設計することを特徴とする，駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置の減衰特性を改善するための方法。
【請求項１１】
  前記室が，ハイドロダイナミック式の構成要素の運転媒体によって通流されるようになっている，請求項１０記載の方法。
【請求項１２】
  前記方法が，以下の方法ステップ：すなわち，
・原動機の励振次数ｑを規定し，
・該励振次数ｑに対する回転数適応型の動吸振器（５）のジオメトリを確定し，
・必要となる次数オフセット値ｑＦを規定し，
・該次数オフセット値ｑＦの関数としての動吸振器（５）のジオメトリを検出する：
を有している，請求項１０または１１記載の方法。」
　
第４　甲各号証について
１．甲第１号証（米国特許第６０２６９４０号明細書）
ア　明細書３欄２９行ないし４５行（下線は当審で付与。以下同様。）
「FIG.1 shows 
a hydrodynamic torque converter 100 having a bearing journal 1
The impeller shell 5 has a vane arrangement for forming an impeller wheel 11 of the torque converter 100. The impeller wheel 11 cooperates with a turbine wheel 13 which also has a vane arrangement. The turbine wheel 13 is fastened to a turbine hub 15 which has an inner toothing 16. The turbine hub 15 is connectable with a conventionally constructed driven shaft via the inner toothing 16.
（図１は，
ベアリングジャーナル１を有する流体式トルク・コンバータ１００
　
インペラ・シェル５は，トルク・コンバータ１００のインペラ・ホイール１１を形成するためのベーン装置を有している。インペラ・ホイール１１は，同じくベーン装置を有するタービン・ホイール１３と協働する。タービン・ホイール１３は，内側歯部１６を有するタービン・ハブ１５に固定されている。タービン・ハブ１５は，内側歯部１６を介して従来の構造を有する従動シャフトに接続可能である。
イ　明細書３欄４６ないし６７行
「The turbine hub 15 is clamped between an axial bearing 17 and an axial bearing 19. The axial bearing 17 separates the turbine hubl5 from the primary flange 3. The axial bearing 19, together with another axial bearing 21 which is supported in the region of the converter hub 7 at the converter housing 9, 
fixes a stator wheel 23 which, together with the impeller wheel 11 and the turbine wheel 13, forms a hydrodynamic converter circuit 24.
A lockup clutch 25 having, a piston 27 which is mounted on the turbine wheel 15 so as to be rotatable and axially displaceable is provided axially between the primary flange 3 and the turbine wheel 13.
（タービン・ハブ１５は，軸方向軸受１７と軸方向軸受１９との間にクランプされている。軸方向軸受１７は，第１フランジ３からタービン・ハブ１５を分離している。軸方向軸受１９は，別の軸方向軸受２１とともに，ステータ・ホイール２３を固定している。軸方向軸受２１は，コンバータ・ハウジング９におけるコンバータハブ７の領域に支持されている。
ステータ・ホイール２３は，インペラ・ホイール１１及びタービン・ホイール１３とともに，流体式コンバータ回路２４を形成している
　
ロックアップ・クラッチ２５は，第１フランジ３とタービン・ホイール１３との間に軸方向に設けられている。ロックアップ・クラッチ２５はピストン２７を有しており，このピストン２７はタービン・ホイール１５に回転可能且つ軸方向に変位可能に取り付けられている。
ウ　明細書４欄４ないし２４行
「The piston 27 has a rivet connection 37 with drive-side driving means 39 in the form of cover plates, together with which it forms a drive-side transmission element 40. 
The drive-side driving means 30 act, via elastic elements 41 which are preferably springs oriented in the circumferential direction, at driven-side driving means 43 in the form of a hub disk having an inner toothing 45 by which it engages with an outer toothing 47 of a holder 49. The turbine hub 15 fixedly receives a carrier 51 for a compensation flywheel mass 54,
Torsional vibrations that are introduced from the converter housing 9 via the piston 27 will consequently cause a deflection of the compensation flywheel mass 54 in opposition to the working direction of the torsional vibrations, so that the compensating function of this compensation flywheel mass 54 takes effect.
（ピストン２７は，カバープレートの形体の駆動側駆動手段３９を有するリベット連結部３７を有している。ピストン２７は駆動側駆動手段３９とともに，駆動側伝動要素４０を形成している。
駆動側駆動手段３０は，複数の弾性要素４１を介して内側歯部４５を有するハブ・ディスクの形体の従動側駆動手段４３において作動する。弾性要素４１は好ましくは周方向に配設されたバネである。内側歯部４５により，駆動側駆動手段３０はホルダ４９の外側歯部４７に係合する。
コンバータ・ハウジング９からピストン２７を介して導入されるねじれ振動は，このねじれ振動の作用方向に対抗する補償フライホイール質量体５４のたわみを生じさせ，これにより補償フライホイール質量体５４の補償機能が有効となる
エ　明細書４欄２５ないし４１行
「FIG.2 shows the construction of a carrier 51 in the area of extension of 
a cutout 53 which acts in the radial outer area as a guide path 55 for the compensation flywheel mass 54.
The inward movement of the compensation flywheel mass 54 occurs against the applied centrifugal force, so that, as the deflection increases, the impression is given that the deflection is carried out against a spring of increasing stiffness.
Referring again to FIG.1, the compensation flywheel mass 54 has a center pin 57 by which it is guided into the cutout 53. Axially adjoining this center pin 57 on both sides are securing flanges 59 which are constructed such that their diameter is greater than the radial extension of the cutout 53 and the compensation flywheel mass 54 is accordingly prevented from falling out of the cutout 53. 
（図２は，切欠き５３の延長部の領域にあるキャリア５１の構造を示している。
切欠き５３は，補償フライホイール質量体５４用の案内路５５として径方向外側領域において動作する。
補償フライホイール質量体５４の内側への移動は，補償フライホイール質量体５４に作用する遠心力に抗して発生するため，たわみが増大するにつれて，より剛性の高いバネに抗してたわみが生じるような印象となる。
　図１に戻ると，補償フライホイール質量体５４は中央ピン５７を有しており，この中央ピン５７によって補償フライホイール質量体５４は切欠き５３内へと案内される。中央ピン５７の両側において固定フランジ５９が軸方向に隣接している。固定フランジ５９はその直径が切欠き５３の径方向延長部より大きいように構成されており，これにより補償フライホイール質量体５４が切欠き５３から脱落しないようになっている。）」
オ　Ｆｉｇ．１
カ　Ｆｉｇ．２
キ　記載事項ア，イ及びＦｉｇ．１によれば，流体式トルク・コンバータ１００は，駆動装置と被駆動装置の間で出力伝達するためのものであって，インペラ・ホイール１１，タービン・ホイール１３及びステータ・ホイール２３からなる流体式コンバータ回路２４とロックアップ・クラッチ２５を有している。そして，流体式トルク・コンバータ１００は，コンバータ・ハウジング９には運転媒体である油が充填されるものであり，ベアリングジャーナル１とタービン・ハブ１５に接続された従動シャフトとを有するものである。
ク　記載事項ウ，エ及びＦｉｇ．１，２によれば，駆動側駆動手段３０は弾性要素４１を介して作動するものであり，駆動側駆動手段３０は，補償フライホイール質量体５４を切り欠き５３で案内するキャリア５１に連結されるものである。
　上記記載事項，認定事項及び図示内容を総合して，本件特許発明１の記載ぶりに則って整理すると，甲第１号証には，次の発明（以下「甲１発明」という。）が記載されている。
　
「駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための流体式トルク・コンバータ１００であって，
　ベアリングジャーナル１と， 
　タービンハブ１５に接続された従動シャフトと， 
　運転媒体である油で充填可能な室内に配置された弾性要素４１を介して作動する駆動側駆動手段３０が設けられており， 
　駆動側駆動手段３０が，補償フライホイール質量体５４を切欠き５３で案内するキャリア５１に連結される流体式トルク・コンバータ１００。」
　
２．甲第２号証（Order-Tuned Vibration Absorbers for ａ Rotating Flexible Structure with　Cyclic Symmetry　Brian J. Olson et al.）
ア　２ページ１ないし２１行
「1  Introduction
This work investigates the use of order-tuned absorbers to attenuate vibrations in a rotating flexible structure with cyclic symmetry. The applications of interest are turbine blades, bladed disk assemblies, and blisks (integral disk-blade systems), such as might be found in a jet engine.
This work aims to apply the theory, methodology, and design of order-tuned absorbers to such systems.
（1.はじめに
　
本研究は，周期的対称性を有する回転可撓性構造物における振動を軽減するための次数がチューニングされた吸収器の使用に関するものである。適用例として，タービン・ブレード，ブレード・ディスク・アセンブリ，及びジェットエンジンに見られるようなブリスク（一体型ディスク・ブレード・システム）が挙げられる。
本研究は，このようなシステムに次数がチューニングされた吸収器の理論，方法論及び設計を適用することを目的とする
イ　２ページ２２行ないし３ページ５行
「
An important feature of order-tuned absorber systems is that they are tuned to a particular order of rotation, and are thus effective over a range of operating speeds, rather than to a particular speed
Order-tuned absorbers have been quite successful in rotating machinery applications, where they are used to attenuate torsional vibrations that arise from fluctuating torques acting on the rotor.
here we consider the case where the rotor runs at a constant speed, but flexible attachments experience vibrations due to applied loads
（
次数がチューニングされた吸収システムの重要な特性は，それらが特定の回転「次数」にチューニングされ，これにより，特定の速度ではなく作動速度の一定の範囲に亘って有効であるということである
次数がチューニングされた吸収器は，回転機械への適用にあたって非常に成功している。回転機械への適用において，次数がチューニングされた吸収器は，ロータに作用する変動トルクに起因するねじれ振動を軽減すべく使用される
これに対し，ロータが定速で作動するが荷重がかかるために可撓性の部品が振動を受けるというケースをここでは考察する。
ウ　３ページ６ないし２６行
「The rotating flexible structures of interest consist of an array of interconnected constituent parts (substructures) whose geometry and structural properties are rotationally periodic, and they are said to have cyclic symmetry [16]. In a bladed disk, for example, the fundamental substructure is one blade plus the corresponding segment of the disk, which is collectively referred to as a sector. The entire dynamics of these systems can be captured by analyzing a single sector [17, 18], a feature shared by all perfectly cyclic systems. The cyclically symmetric model considered here consists of N sectors (Fig. 1b), each of which is composed of a single degree-of-freedom (DOF) blade model with an attached absorber. 
Hence each sector possesses two DOF, and these are coupled such that the overall system (Fig. 1a) has 2N DOF.
The main objective of this work is to investigate the overall system behavior and to assess the effectiveness of the absorbers in attenuating the blade vibrations, especially near resonance. Absorber tuning plays a key role in this analysis.
（当該回転可撓性構造物は，相互結合された一連の構造部品（下位構造物）からなる。これらの構造部品の幾何学的及び構造的特性は回転周期性であり，これらは「周期的対称性」を有すると言われる［１６］。例えば，ブレード・ディスクにおいて，基本的構造はディスクの対応セグメントを有する１つのブレードであり，これは集合的に「セクタ」と称される。これらのシステムの全体的な力学は，全ての完全に周期的なシステムが共有する特性である単独のセクタ［１７，１８］を分析することで理解することができる。
ここで想定される周期的に対称なモデルとは，Ｎ個のセクタ（図１ｂ）からなり，各セクタは吸収器が取り付けられた単独の自由度（ＤＯＦ）ブレード・モデルから構成されている。
本研究の主な目的はシステム全体の挙動を精査し，且つ，特に共振付近でのブレード振動の軽減に関する吸収器の有効性を評価することである。吸収器のチューニングはこの分析において重要な役割を果たす。
エ　Ｆｉｇ．１．（ａ），（ｂ）
オ　２１ページ８行ないし２２ページ５行
「4 Absorber Tuning
Absorber tuning refers to a particular choice of absorber parameters to attenuate, as much as possible, the response of the primary systems (blades) over a range of operating speeds, and in particular near resonance
This tuning is accomplished by matching the order of the isolated absorbers to that of the excitation
Consider again the Campbell diagrams in Fig. 3. Whereas n is fixed for a particular engine order excitation, the tuning order n
〜
 depends on the model parameters α,δ, and γ (these are prescribed by design), and the additional choice for the dimensionless absorber mass μ sets the critical tuning order n?(n
〜
)
(４．吸収器のチューニング
　
吸収器のチューニングは，作動速度の一定の範囲に亘る，特に共振付近における第１システム（ブレード）のレスポンスを可能な限り軽減するための吸収器のパラメータの特定の選択を参照する
離間した吸収器の次数を励起次数にマッチさせることにより実現される
　図３のCampbell図を参照されたい。
ｎは特定のエンジン励起次数について固定であるが，チューニング次数n
〜
はモデル・パラメータα，δ，及びγ（これらは設計により規定される）に依存し，無次元吸収器の質量μに対する更なる選択は臨界的なチューニング次数n?(n
〜
)を設定する。
　
カ　第２３ページ下から３行ないし第２４ページ５行
「However, 
any perturbation of the model or absorber parameters, due to in-service wear, environmental effects, and so on, will invariably destroy the exact tuning. To account for such effects, and to allow for intentionally detuned designs, we let
n
〜
 = n(1 + β),　　　　 (47)
where β is a detuning parameter. Perfect, or exact tuning corresponds to β= 0, while undertuning (resp. overtuning) corresponds to β  0 (resp.β  0)
（しかしながら，
モデルの摂動又は吸収パラメータが，使用による磨耗，環境効果等によって正確なチューニングを不変的に破壊する。このような効果を考慮して，意図的にデチューニングの設計を可能にするために，式（47）を実施する。
n
〜
 = n(1 + β),　　 (47)　
式(47)中，βはデチューニング・パラメータである。完璧なあるいは正確なチューニングはβ=０に対応し，アンダー・チューニング（resp.オーバー・チューニング）はβ＜０（resp.β＞０）に対応する。
３．甲第３号証（独国特許出願公開ＤＥ１０００５５４４Ａ１号明細書）
ア　１欄３５ないし４９行（ウムラウトは省略した。以下同様。）
「
Dies bedingt jedoch eine erhebliche Befullung der Auslenkungsmassenkammern mit Schmierfluid, so dass dieses nicht nur ein Beitrag zur Schmierung leistet, sondem gleichzeitig auch durch die erforderlich werdende Verdrangung desselben einen Dampfungsbeitrag liefert. Ein derartger Dampfungsbeitrag kann jedoch zu einer Verstimmung der Schwingungsdampfungseinrichtung  fuhren, so dass diese ggf
Es ist daher eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Schwingungsdmpngseinrichtung bereitzustellen, bei welcher eine durch Schmiermedium bedingte Verstimmun im Wesentlichen vermieden werden kann
（しかしながら，このことは，
偏り質量体スペースを油流体でかなり満たすことを要求し，その結果，油に対する寄与をもたらすだけでなく，同時に，必要となる移動によってダンピング寄与をもたらす
ダンピング寄与は振動ダンピング装置のデチューニングを引き起こし
　このため，本発明の目的は，
油媒体によるデチューニングを実質的に回避することができる振動ダンピング装置を提供する
イ　６欄３２ないし３９行
「Man erkeimt, dass dieses Schmierfluid 72 nur einen derartigen Ftillstand erreicht, dass es nicht bis an die　Fuhrungsbahnanordnimgen 44, 56 radial heranreicht. 
Dies hat den Vorteil, dass die　bei der Bewegung der Ausl enkungsmass en 38 durch Verdrangung von Schmierfluid 72 eingehrte Schwingungsdampfung minimi ert werden kann und somit auch eine Verstimmung des gesamten Schwingungssystems weitgehend veraiieden werden kann.
（油流体７２がガイド軌道列４４，５６に半径で届かないレベルまでしか入れられない。そのことによって，好ましくも，
潤滑油７２の移動によって偏り質量体３８の動きにもたらされる振動吸収を小さくすることができ，全体の振動システムのデチューニングが大きく避けられうる
ウ　Ｆｉｇ．１
４．甲第４号証（特開２０００−２８３２３５号公報）
　「【００１５】きわめてさまざまな振動数状況（Frequenzverhaeltnisse)への適応のはじめに述べられた課題は，本発明の別の観点により，
少なくとも一つの偏位軌道が少なくとも領域的に粘性のある減衰媒体内に延在することによって解決される
【００１６】このケースでは，周方向に相前後して位置する複数の偏位軌道が設けられており，その際，当該偏位軌道のそれぞれがそれぞれの減衰媒体室を画成すること，及び，当該減衰媒体室のうちの少なくとも二つが減衰媒体交換のための通路装置（ダクト装置）によって互いに連通させられていることが考慮に入れられているとよい。従って，このような配置の場合には，
当該各減衰媒体室の間で流動体が往復移動させられ得る。その際，この往復移動も決められた固有振動数をもち，それによってダンパの振動挙動に影響を与える
【００１７】その際，例えば，
減衰媒体室を画成するそれぞれの偏位軌道に通路装置が開口していることが考慮に入れられているとよい
５．甲第５号証（特許第３２２１８６６号公報）
ア　「【請求項１】  
軸(１)の回りを回転可能なシャフト用の回転数適応式振動吸収装置であって，少なくとも１つの慣性質量部材(３)が備わるハブ部(２)を含み，該少なくとも１つの慣性質量部材(３)が，所定の運動軌道(Ｂ)に沿って，前記ハブ部(２)に対して往復運動を行う回転数適応式振動吸収装置において
前記運動軌道(Ｂ)が，前記少なくとも１つの慣性質量部材(３)が前記軸(１)から最も大きな間隔をもつように調節された中央位置を有し，かつ前記運動軌道(Ｂ)が，前記少なくとも１つの慣性質量部材(３)の前記中央位置からの変位が増大するにつれ，少なくとも段階的に変化する曲率半径(Ｒ，Ｒ’)をもち，
前記中央位置での前記運動軌道(Ｂ)の曲率半径(Ｒ)が，Ｌを曲率中心(Ｍ)の軸(１)からの距離，ｘを励起振動次数，ｋを０．８から１．２の範囲の係数とすると，式：Ｒ＝ｋＬ/ｘ
2
により画定される
イ　「【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は軸のまわりを回転可能なシャフト用の回転数適応式振動吸収装置に関する
ウ　「【００１４】本発明では
振動吸収装置の同調性は，運動軌道が，その曲率半径が一方でｋ＝１．２における式：Ｒ＝ｋＬ/ｘ
2
により画定される円と，他方で中心位置での曲率半径がｋ＝０．８における式：Ｒ＝ｋＬ/ｘ
2
により画定されるサイクロイドとの間に限定される区域にある
慣性質量部材の非直線性の往復運動の他に，例えば潤滑剤に起因する流体静力学上，及び流体動力学上の効果からもさらに大幅に回転振動を相殺可能である
【００１５】さらに中央位置に隣接する第一区間にある運動軌道が，区域の第一領域にあるとすることができる。ここでこの第一領域は，その曲率半径が一方でｋ＝１．０における式：Ｒ＝ｋＬ/ｘ2により画定される円と，他方で曲率半径がｋ＝１．２における式：Ｒ＝ｋＬ/ｘ2により画定される円との間に限定される領域である。このときこれら２つの円は，それらの軌道が中央位置で重なるように配置される。
【００１６】発明の概念のさらなる形態にしたがえば、運動軌道は、第一区間に隣接する第二区間において区域の第二領域にあるとすることができる。ここで第二領域は、その曲率半径が一方でｋ＝１．０における式：Ｒ＝ｋＬ/ｘ2により画定される円と、他方で中央位置での曲率半径がｋ＝０．８における式：Ｒ＝ｋＬ/ｘ2により画定されるサイクロイドとの間に限定される領域である。このとき円とサイクロイドは、それらの軌道が中央位置で重なるように配置される。
運動軌道の形が領域により異なることから、大きく異なる条件下においても吸収特性をさらに最適化する、新たな可能性が生まれる。
エ　「【００１９】
【実施例】以下においては，本願発明の回転数適応式振動吸収装置の良好な振動吸収特性がどのように達成されるかが述べられる。実施例について図面を参照して説明する。図１には軸１の回りを回転可能なシャフト（示していない）用の回転数適応式振動吸収装置が示される。この回転数適応式振動吸収装置は，ハブ部２と周方向に隣接する複数（この場合には５つ）の慣性質量部材３を有する。このハブ部２には，各慣性質量部材３用に，慣性質量部材３をハブ部２上に支承するための各々２つの円周方向で隣り合う保持部４がある。なおＭ１はケーシングの一部であり，Ｍ２は組立のための取り付け部であり，Ｍ３はハブ部分の凹所であり，Ｍ４は部品取り付けのためのボアである。
【００２０】各保持部４は，ハブ部２内の空所５及びその中に受容されるピン６を含む。このときハブ部２の軸１と平行に延びる軸，縦軸を有するピン６は，慣性質量部材３内の例えばくり抜き部として形成された空所７内に延伸する。したがって各保持部４は，ハブ部２内の空所５，慣性質量部材３の空所７，ピン６より構成される。
【００２１】このハブ部２には空所５を画定する転がり軌道８があり，またこの慣性質量部材３には空所７を画定する転がり軌道９がある。転がり軌道８，９及びピン６は，慣性質量部材３が，その重心と軸１との距離が最大となるように調節された中央位置から出発して，それぞれの変位位置において運動軌道Ｂに沿ってハブ部２に対して往復運動するように形成及び配置されている。遠心力の場において，すなわち例えば本発明の回転数適合式振動吸収装置が取り付けられるシャフトが回転する際に，慣性質量部材３が行う往復運動では，慣性質量部材３の重心は変位し，軸１に近付く，もしくは慣性質量部材３の重心と軸１との間隔は小さくなる。慣性質量部材３が変位位置間を動く際に，ピン６は，互いに逆方向に湾曲したハブ部２と慣性質量部材３の転がり軌道８と９の上を転動する。図１に示されているように（図４も合わせて参照），ハブ部２の転がり軌道８は軸１の方に向く概略Ｕ字形形状であり，一方慣性質量部材３の転がり軌道９はこれとは反対に外側へ，すなわち軸１とは反対の方を向く概略Ｕ字形形状をしている。
【００２２】回転運動に重畳する回転振動が発生すると，慣性質量部材３の各点，特にその重心は図１で示したその中央位置から，ハブ部２に対して湾曲した，曲がった運動軌道Ｂに沿って動く。このとき各慣性質量部材３は，ハブ部２に対して並進運動すなわち各慣性質量部材３はハブ部２と隣接して，平行して変位するので，固定された慣性質量部材３の各点，特に慣性質量部材の重心は同様の運動軌道Ｂに沿って変位する，もしくはずれる。
【００２３】慣性質量部材３にはさらに空所７内に，転がり軌道９に対向するガイド軌道１０を備えるので，空所７は軸１から離れた方，軸１とは反対側を向く概略Ｕ字形になる。同様にこれと対応するガイド軌道１１も又はハブ部２の保持部４内に形成され，空所５は軸１の方を向く概略Ｕ字形となる（図１の破線表示と比較，図４も合わせて参照）。
【００２４】周方向で隣接する慣性質量部材は，互いに対向する端部が丸く形成され，互いの変位運動に依存しないように，すなわち隣り合う慣性質量部材が互いに影響を及ぼし合うことがないように，隣接する慣性質量部材が間隔をあけて配置されている。
【００２５】図２には，図１に示す回転数適応式振動吸収装置とは異なる振動吸収装置の断面を示す。図２に示した軸１に沿った断面図は，ハブ部２に支承される慣性質量部材３の配置及び軸受け構造を明らかにする。図２に示した実施形態では，慣性質量部材３は対になって軸方向両側にハブ部２に隣り合って配置している。
【００２６】転がり軌道８及び９は，ハブ部２ないし慣性質量部材３の空所５及び７内で，脱落することなく受容される嵌込み部材１２，１３の構成要素である。投入部１２及び１３は，まず空所５及び７内にゆるく挿入し，もしくは固定することなく挿入し，次ぎにガイド軌道１０，１１を形成する層１４，１５によってハブ部２，慣性質量部材３と嵌込み部材１２，１３との間を埋めて，空所５及び７と嵌込み部分１２及び１３と接着することができる。」
オ　「【００２７】保持部４をもつハブ部２の一部は，ハブ部２に対して密閉したキャップ１６により囲まれているため，空洞１７が生じる。すなわち
ハブ部２，慣性質量部材３，キャップ１６で囲まれた空洞１７が形成される。空洞１７のわずかな部分に，空洞１７の一部分に潤滑剤が満たされる。
カ　「【００２８】図３、４及び５は、本発明に適する運動軌道Ｂの形態を、図によりさらに明白にする。慣性質量部材３のある点、特に重心Ｐの運動軌道Ｂは、慣性質量部材３の中央位置で、ある曲率半径Ｒを有する。本発明においては、この曲率半径が、慣性質量部材３の中央位置からの変位が増大するにつれ、少なくとも段階的に変化することを特徴とする。好ましくは、慣性質量部材３の中央位置からの変位が増大するにつれ、曲率半径が少なくとも段階的に減少し、より好ましくは単調に減少する。この
中央位置内の運動軌道Ｂの曲率半径Ｒは、式：Ｒ＝ｋＬ/ｘ
2
により決定される。その際Ｌは曲率中心Ｍと軸１との距離、ｘは励起振動の次数、ｋは０．８から１．２の範囲の係数である。ここで特に好ましくはｋは１ではなく、０．８〜０．９９９又は１．００１〜１．２である。
【００２９】この曲率半径は、慣性質量部材３が、中央位置から変位するにつれて変化し、好ましくは減少する（曲率半径Ｒ'）。その結果として運動軌道の曲率は変化し、好ましくは増加する。より好ましくはこの曲率は連続して増加、単調に増加し、すなわち曲率半径は連続して減少、単調に減少し、ある関数により表すことができる。このとき運動軌道ＢがサイクロイドＺの一部分により形成されることが好ましい。ここでサイクロイドとは、ある円が一直線上を転がるときに生じる曲線である。その円とその中心からの距離で強く画定される点、すなわちその円の円周上の点は、その円が直線上で転がる際、一続きの曲線を描く。すなわちサイクロイドとは、円がある直線上に沿って滑らずに回転するとき、その円周上の１点の軌跡が描く曲線のことである。発明に適する慣性質量部材の運動軌道の形態により、特に良好な振動吸収装置の同調性が達せられる。」
キ　図１
ク　図２
ケ　図３
第５　当審の判断
１．無効理由１について
（１）本件特許発明１
（１−１）対比
　本件特許発明１と甲１発明を対比すると，その作用，機能からみて，後者の「流体式トルク・コンバータ１００」は前者の「力伝達装置（１）」に相当し，同様に，
「ベアリングジャーナル１」は「少なくとも１つの入力体（Ｅ）」に，
「タービンハブ１５に接続された従動シャフト」は「出力体（Ａ）」に，
「弾性要素４１を介して作動する駆動側駆動手段３０」は「振動減衰装置（３，４）」に，
「補償フライホイール質量体５４を切欠き５３で案内するキャリア５１に連結される」ものは「回転数適応型の動吸振器（５）に連結されている形式のもの」にそれぞれ相当する。
　
　したがって，両者は，
「駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置であって，少なくとも１つの入力体と，出力体と，少なくとも部分的に運転媒体である油で充填可能な室内に配置された振動減衰装置とが設けられており，該振動減衰装置が，回転数適応型の動吸振器に連結されている形式のものである，駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置。」
である点で一致し，以下の点で相違する。
　本件特許発明１では，「回転数適応型の動吸振器（５）が，油影響に関連して，駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆに設計されている」のに対し，甲１発明では，補償フライホイール質量体５４を切欠き５３で案内するキャリア５１がどのように設計されているのか明らかでない点。
　
（１−２）判断
　請求人は，甲第３号証及び甲第４号証を目の当たりにして，油影響に関連して，回転数適応型の動吸振器を，駆動装置の励振の次数ｑに対してオフセットさせることを思いついた当業者が，甲第２号証（や甲第５号証）を目の当たりにすることで上記相違点に係る構成を容易に思いつく旨，主張している。
　しかしながら，当審はそのように判断することができない。
　なぜならば，甲第２号証の論文は，周期的対称性を有する回転可撓性構造物における振動を軽減するための次数がチューニングされた吸収器の使用に関するものであり，次数がチューニングされた吸収器の理論，方法論及び設計について記載されている（第４　２．アないしオ参照）が，次数のチューニングをモデル・パラメータに基づいて分析するものであって，油影響に関連して，回転数適応型の動吸振器を，駆動装置の励振の次数ｑに対してオフセットさせることを示唆するものではない。また，使用による摩耗や環境効果によって正確なチューニングを不変的に破壊するため，デチューニングとしてオーバー・チューニングまたはアンダー・チューニングを行うことが記載されている（同カ参照）に止まり，油影響に関連してオーバー・チューニングを行うことが記載されているわけでもない。請求人は，甲第２号証に「１ｆ’回転数適応型の動吸振器を，環境効果等を考慮して，駆動装置の励振の次数ｎよりも所定の次数オフセット値ｎβだけ大きい有効次数ｎ〜に設計すること」が開示されている旨主張するが，せいぜい，回転数適応型の動吸振器を，環境効果等を考慮して，駆動装置の励振の次数ｎよりも所定の次数オフセットした有効次数ｎに設計することが示唆されているにすぎず，所定の次数オフセット値ｎβだけ大きい有効次数ｎに設計するという技術思想を導き出すことはできない。
　したがって，仮に甲第３号証及び甲４号証から，油がダンパの挙動に影響を与えることを当業者が理解できたとしても，そのことによって当業者が，駆動装置の励振の次数よりも所定の次数オフセット値だけ大きい有効次数に設計することを容易に思いつくということはできない。また，無効理由２で述べるように，甲第５号証に基づいて，相違点に係る構成に容易に想到し得るともいえない。
　そもそも，甲第３号証には，潤滑油によって振動ダンピング手段のデチューニングが引き起こされることが記載されている（第４　３．イ参照）のであって，そのために潤滑油の量を考慮すること，すなわち，デチューニングに潤滑油を用いることが記載されているにすぎない。また，甲第４号証は，振動減衰装置において，振動減衰を積極的に減衰媒体を用いて行うもの（同４．参照）であって，減衰媒体の影響を考慮して，何らかのデチューニングを行うことを示唆するものではない。
　したがって，無効理由１によって，本件特許発明１についての特許を無効とすることはできない。
　
（２）本件特許発明２ないし９
　本件特許発明２ないし９は直接または間接的に本件特許発明１を引用するものであるから，本件特許発明１の特許を無効理由１によって無効とすることができない以上，本件特許発明２ないし９の特許を無効理由１によって無効とすることはできない。
　
（３）本件特許発明１０
　本件特許発明１０は，本件特許発明１とカテゴリーが異なる発明である。したがって，本件特許発明１で述べたのと同様の理由から，本件特許発明１０は，無効理由１によって無効とすることはできない。
　
（４）本件特許発明１１ないし１２
　本件特許発明１１ないし１２は直接または間接的に本件特許発明１０を引用するものであるから，本件特許発明１０の特許を無効理由１によって無効とすることができない以上，本件特許発明１１ないし１２の特許を無効理由１によって無効とすることはできない。
２．無効理由２について
（１）本件特許発明２
（１−１）対比
　本件特許発明１と甲１発明を対比すると，無効理由１で述べたとおりの，一致点及び相違点を有する。
（１−２）判断
　請求人は，甲第１号証に，甲第５号証を組み合わせることで，当業者は本件特許発明１に到達することができる旨主張している。
　しかしながら，甲５号証には請求人のいう「１ｆ　回転数適応型の動吸振器が，油影響に関連して，駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆに設計されていること」が開示されているとはいえず，甲第１号証に，甲第５号証を組み合わせても本件特許発明１に到達することはできない。すなわち，甲第５号証に「ｘeff＝ｘ＊１／√ｋ＝√（Ｌ／Ｒ）が開示されており，幾何学的な要素であるＲを調整することで，有効な励起振動次数ｘeffを得ることが開示されている。」と主張するが，これは甲第５号証に記載されている運動軌道の曲率半径に対する励起振動次数の関係（第４　５．ア，ウ，カ参照）を，請求人が励起振動次数に関して式を変形しており，甲第５号証に記載されている技術思想とは異なるものであって，請求人のいうような励起振動次数をどのようにするかということを表しているものではなく，Ｒを調整することで，有効な励起振動次数ｘeffを得ることが開示されているということはできない。そうである以上，甲第５号証において，ｘ＝２，ｋ＝０．８のときには，ｘeff＝２．２３６となるからといって，励起振動次数２よりも０．２３６だけオーバーチューンすることが記載されているということはできない。
　さらに，段落【００２７】に，潤滑油を利用することも開示されている主張するが，段落【００２７】は，回転数適応式振動吸収装置においてハブ部２，慣性質量部材３，キャップで囲まれた空洞１７に潤滑油が満たされる構成が記載されているのであって，潤滑油を利用して励起振動次数ｘeffを設定することは記載されておらず，潤滑油を利用することが開示されているということはできない。
　以上のとおり，甲第５号証に「１ｆ　回転数適応型の動吸振器が，油影響に関連して，駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆに設計されていること」ことは開示されていないのであるから，甲第１号証に，甲第５号証を組み合わせても，当業者は本件特許発明１に到達することはできない。
　また，請求人は，甲第５号証の開示は，係数ｋが１つの運動軌道において０．８〜１．２の間で変化するものに限定されるものではなく，ｋ値として，０．８〜０．９９の範囲または１．００１から１．２の範囲のいずれか一方のみを採択することは否定していない旨主張するが，甲第５号証の開示はあくまで，係数ｋが１つの運動軌道において０．８〜１．２の間で変化するもの（ｋ＝１を除く）であって，ｋ値として，０．８〜０．９９のみを採択することを示唆するものではなく，ｋ値として，０．８〜０．９９のみを採択するという技術思想が甲第５号証に開示されているということはできない。
　さらに，段落【００２７】を根拠に，空洞１７の一部分に潤滑剤が満たされれば，慣性質量体３の少なくとも一部（おそらくは少なくとも半径方向外側部分）に潤滑剤が触れ，慣性質量体３の運動に影響を及ぼすことは自明であり，甲第５号証の装置は，油影響を何らかの形で考慮した設計がなされていなければならないものと考えるのが相当である旨主張しているが，装置の構成を説明している記載に基づいて油影響を考慮しているということはできない。段落【００１４】に「この方法により，ハブ部に対して相対的に動く慣性質量部材の，変位に依存しない往復運動の持続を達成することが可能になる。このような慣性質量部材の非直線性の往復運動の他に，例えば潤滑剤に起因する流体静力学上，及び流体動力学上の効果からもさらに大幅に回転振動を相殺可能である。」と記載されているとおり，請求項に記載された構成を採用することで，潤滑剤に起因する回転振動をも相殺できることが開示されているのであって，潤滑剤の影響を考慮して装置構成を設計することを示唆するものではない。
　したがって，無効理由２によって，本件特許発明１についての特許を無効とすることはできない。
　
（２）本件特許発明２ないし９
　本件特許発明２ないし９は直接または間接的に本件特許発明１を引用するものであるから，本件特許発明１の特許を無効理由２によって無効とすることができない以上，本件特許発明２ないし９の特許を無効理由２によって無効とすることはできない。
　
（３）本件特許発明１０
　本件特許発明１０は，本件特許発明１とカテゴリーが異なる発明である。したがって，本件特許発明１で述べたのと同様の理由から，本件特許発明１０は，無効理由２によって無効とすることはできない。
　
（４）本件特許発明１１ないし１２
　本件特許発明１１ないし１２は直接または間接的に本件特許発明１０を引用するものであるから，本件特許発明１０の特許を無効理由２によって無効とすることができない以上，本件特許発明１１ないし１２の特許を無効理由２によって無効とすることはできない。
　
第６　むすび
　以上のとおり，請求人の主張する理由及び証拠方法によっては，本件特許発明１ないし１２についての特許を無効とすることはできない。
　
　審判に関する費用については，特許法第１６９条第２項の規定で準用する民事訴訟法第６１条の規定により，請求人が負担すべきものとする。
　
　よって，結論のとおり審決する。