エンジンと、流体式動力伝達装置と、該流体式動力伝達装置における入力側部材と出力側部材との間に設けられたクラッチと、前記エンジンと流体式動力伝達装置との間の動力伝達経路に該流体式動力伝達装置と直列に設けられたねじり振動低減装置とを、備えた車両用駆動装置であって、前記クラッチがスリップ係合させられる場合における前記入力側部材の回転速度から前記出力側部材の回転速度を減算した差回転速度の最小値が0以上とされ、且つ、前記ねじり振動低減装置における入力側慣性体の回転速度から前記出力側部材の回転速度を減算した差回転速度の最小値が0未満とされるものであることを特徴とする車両用駆動装置。前記入力側部材の回転速度から前記出力側部材の回転速度を減算した差回転速度の目標値が、前記ねじり振動低減装置における入力側慣性体の振動よりも小さく、且つ、前記クラッチに入力される振動よりも大きな値とされるものである請求項1に記載の車両用駆動装置。前記入力側部材と出力側部材との差回転が毎秒1/2回転以下とされるものである請求項1又は2に記載の車両用駆動装置。前記ねじり振動低減装置のねじり剛性を、前記エンジンからクラッチまでの動力伝達経路における全慣性質量で除した値が5000未満とされるものである請求項1から3の何れか1項に記載の車両用駆動装置。ところで、車両用駆動装置においては、例えばエンジンにより発生させられるねじり振動を低減させるためのねじり振動低減装置として、例えばトーショナルダンパ等の構成が備えられる。従来の技術において、エンジンと変速機との間の動力伝達経路にロックアップクラッチ付きのトルクコンバータを備えた車両に斯かるねじり振動低減装置が設けられる場合、通常、そのねじり振動低減装置はロックアップクラッチと直列に、すなわちトルクコンバータと並列に設けられるものであった。しかし、斯かる従来の構成において、例えば前述したような従来の技術によりロックアップクラッチのスリップ制御を行うことを考えると、比較的トルク変動の大きいエンジンが備えられている場合には、前記ねじり振動低減装置による振動低減効果が減少するという弊害があった。すなわち、前記ねじり振動低減装置への振動入力が前記ロックアップクラッチにより概ね遮断されることでその振動がねじり振動低減装置に伝わらず、実質的に振動吸収が行われないおそれがあった。従って、前記エンジンにより発生させられた振動が車体に伝わり不快感を与えてしまうため、前記ロックアップクラッチのスリップ制御を十分に実施することができず、燃費向上が図れないという弊害があった。このような課題は、クラッチを有する流体式動力伝達装置を備えた車両用駆動装置におけるドライバビリティ向上及び燃費向上を意図して本発明者等が鋭意研究を続ける過程において新たに見出したものである。本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、流体式動力伝達装置に備えられたクラッチのスリップ制御時に、ねじり振動低減装置による振動抑制効果を発揮させつつ好適な燃費を実現する車両用駆動装置を提供することにある。斯かる目的を達成するために、本第1発明の要旨とするところは、エンジンと、流体式動力伝達装置と、その流体式動力伝達装置における入力側部材と出力側部材との間に設けられたクラッチと、前記エンジンと流体式動力伝達装置との間の動力伝達経路にその流体式動力伝達装置と直列に設けられたねじり振動低減装置とを、備えた車両用駆動装置であって、前記クラッチがスリップ係合させられる場合における前記入力側部材の回転速度から前記出力側部材の回転速度を減算した差回転速度の最小値が0以上とされ、且つ、前記ねじり振動低減装置における入力側慣性体の回転速度から前記出力側部材の回転速度を減算した差回転速度の最小値が0未満とされることを特徴とするものである。このように、前記第1発明によれば、前記クラッチがスリップ係合させられる場合における前記入力側部材の回転速度から前記出力側部材の回転速度を減算した差回転速度の最小値が0以上とされ、且つ、前記ねじり振動低減装置における入力側慣性体の回転速度から前記出力側部材の回転速度を減算した差回転速度の最小値が0未満とされるものであることから、前記クラッチにおける摩擦材の耐久性を向上させつつそのクラッチに入力されるねじり振動を前記ねじり振動低減装置により低減することができ、前記クラッチによるスリップ制御と前記ねじり振動低減装置による振動抑制とを両立させることができる。すなわち、流体式動力伝達装置に備えられたクラッチのスリップ制御時に、ねじり振動低減装置による振動抑制効果を発揮させつつ好適な燃費を実現する車両用駆動装置を提供することができる。ここで、前記第1発明に従属する本第2発明の要旨とするところは、前記入力側部材の回転速度から前記出力側部材の回転速度を減算した差回転速度の目標値が、前記ねじり振動低減装置における入力側慣性体の振動よりも小さく、且つ、前記クラッチに入力される振動よりも大きな値とされるものである。このようにすれば、前記クラッチにおける摩擦材の耐久性を向上させつつそのクラッチに入力されるねじり振動を前記ねじり振動低減装置により低減することができ、前記クラッチによるスリップ制御と前記ねじり振動低減装置による振動抑制とを実用的な態様で両立させることができる。また、前記第1発明乃至第2発明に従属する本第3発明の要旨とするところは、前記入力側部材と出力側部材との差回転が毎秒1/2回転以下とされるものである。このようにすれば、特に前記入力側部材と出力側部材との差回転に応じて前記クラッチの摩擦材の摩擦係数が変動し易い場合において、ねじり振動低減装置による振動抑制効果を発揮させつつ好適な燃費を実現することができる。また、前記第1発明、第2発明、第1発明に従属する第3発明、乃至第2発明に従属する第3発明に従属する本第4発明の要旨とするところは、前記ねじり振動低減装置のねじり剛性を、前記エンジンからクラッチまでの動力伝達経路における全慣性質量で除した値が5000未満とされるものである。このようにすれば、前記エンジンと流体式動力伝達装置との間の動力伝達経路にねじり振動低減装置を備えない従来の構成に比べて好適に振動を低減することができる。前記流体式動力伝達装置は、好適には、入力側部材であるポンプ翼車、出力側部材であるタービン翼車、及びそれらの間に配置されたステータ翼車等の構成を備えたトルクコンバータであるが、トルク増幅機能を有しないフルードカップリング等が前記流体式動力伝達装置として備えられた車両用駆動装置においても、本発明は一応の効果を奏する。前記ねじり振動低減装置は、好適には、2種類のダンパスプリング例えば大径ダンパスプリング及び小径ダンパスプリングを有し、それらの緩衝作用によりねじり振動を低減するダンパ機構トーショナルダンパであるが、1種類、或いは3種類のダンパスプリングを有したり、ダンパスプリングの大きさや位置の異なるものなど、他の構造或いは形式のダンパ機構であってもよい。また、ゴム等の弾性部材を前記ねじり振動低減装置の要素として備えた車両用駆動装置においても、本発明は一応の効果を奏する。前記クラッチがスリップ係合させられる場合における前記入力側部材と出力側部材との差回転速度の最小値が0以上とされ、且つ、前記ねじり振動低減装置における入力側慣性体と前記出力側部材との差回転速度の最小値が0未満とされる制御は、車両の定常走行時に好適に適用されるが、比較的緩やかな過渡走行時において斯かる制御が実行されるものであってもよい。以下、本発明の好適な実施例を図面に基づいて詳細に説明する。図1は、本発明が好適に適用される車両用駆動装置10及びその制御系統を説明する図である。また、図2は、斯かる車両用駆動装置10における動力伝達経路を概略的に示す模式図である。図1に示すように、本実施例の車両用駆動装置10以下、単に駆動装置10というは、走行用の駆動力源主動力源であるエンジン12と、流体式動力伝達装置であるトルクコンバータ14と、自動変速機16とを、直列に備えて構成されており、上記エンジン12と図示しない一対の駆動輪との間に設けられて、そのエンジン12から出力される動力を図示しない差動歯車装置等を順次介して斯かる一対の駆動輪へ伝達する。上記エンジン12は、例えば、気筒内噴射される燃料の燃焼によって駆動力を発生させるガソリンエンジン或いはディーゼルエンジン等の内燃機関である。また、上記トルクコンバータ14は、上記エンジン12のクランク軸に連結されたポンプ翼車14p、出力側部材に相当するタービン軸を介して上記自動変速機16に連結されたタービン翼車14t、及びそれらポンプ翼車14p及びタービン翼車14tの間に設けられたステータ翼車14t後述する図3を参照を備えており、流体を介して動力伝達を行う流体式動力伝達装置である。また、それらポンプ翼車14p及びタービン翼車14tの間には、その係合により上記ポンプ翼車14p及びタービン翼車14tを一体回転させるように構成された係合要素直結クラッチであるロックアップクラッチ18以下、単にクラッチ18というが設けられている。このクラッチ18は、後述する油圧制御回路22によりその係合状態が解放、スリップ係合半係合、乃至完全係合の間で制御されるように構成されている。また、上記自動変速機16は、例えば、予め定められた複数の変速段変速比の何れかが選択的に成立させられる有段式の自動変速機構であり、斯かる変速を行うための係合要素として複数の油圧式摩擦係合装置等を備えて構成されている。また、図1に示すように、前記駆動装置10には、前記エンジン12の出力制御、前記自動変速機16の自動変速制御、及び前記クラッチ18の係合制御等、前記駆動装置10に関する各種制御を行うための電子制御装置20が備えられている。この電子制御装置20は、例えばCPU、RAM、ROM、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、CPUはRAMの一時記憶機能を利用しつつ予めROMに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより、前記エンジン12の出力制御、前記自動変速機16の自動変速制御、前記クラッチ18の係合解放制御等を実行するように構成されている。また、この電子制御装置20は、必要に応じて前記エンジン12の制御用、前記自動変速機16の制御用、前記クラッチ18の制御用にそれぞれ個別の制御装置が備えられるといったように、複数の制御装置に分けて構成される。図1に示すように、上記電子制御装置20には、車両の各部に設けられてその車両の状態を示す各種センサからの信号が入力されるようになっている。すなわち、車速センサ24により検出された前記自動変速機16の出力回転速度に対応する車速Vを表す車速信号、スロットルセンサ26により検出された図示しない電子スロットル弁の開度θTHを表すスロットル開度信号、エンジン回転速度センサ28により検出された前記エンジン12の回転速度NEを表すエンジン回転速度信号、及びタービン回転速度センサ30により検出された前記自動変速機16の入力回転速度すなわち前記タービン翼車14tの回転速度NTを表すタービン回転速度信号等がそれぞれ供給されるようになっている。また、前記電子制御装置20からは、車両の各部における作動を制御するための信号が出力されるようになっている。すなわち、前記エンジン12の出力制御のためのエンジン出力制御指令信号SEとして、例えば図示しない電子スロットル弁の開閉を制御するためのスロットルアクチュエータを駆動するスロットル信号、燃料噴射装置から噴射される燃料の量を制御するための噴射信号、及び点火装置による前記エンジン12の点火時期を制御するための点火時期信号等が出力される。また、前記自動変速機16の変速制御を行うために、前記油圧制御回路22を介してその自動変速機16に備えられた油圧アクチュエータの駆動を制御するための制御信号が出力される。また、前記クラッチ18の係合状態を制御するために、前記油圧制御回路22に備えられたロックアップ制御用リニアソレノイド弁SLUを介して前記トルクコンバータ14に供給される油圧を制御するための制御信号が出力される。図3は、前記駆動装置10に備えられたトルクコンバータ14の構成を詳しく説明するために、その軸心Cを含む平面で切断して示す断面図である。この図3に示すように、非回転部材である円筒状のハウジング40内に設けられたトルクコンバータ14は、図1を用いて前述したように、ポンプ翼車ポンプインペラ14p、タービン翼車タービンランナ14t、ステータ翼車14s、クラッチ18、及び前記ステータ翼車14sとハウジング40との間に設けられた一方向クラッチワンウェイクラッチ34を備え、駆動力源である前記エンジン12のクランク軸36から入力されるトルクを増幅して、前記トルクコンバータ14の出力軸として機能する自動変速機16の入力軸38から出力する。前記ポンプ翼車14pは、円盤状のフロントカバー42及びリヤカバー44から成り、前記エンジン12のクランク軸36とドライブプレート46及び後述するダンパ機構84を介して連結されてそのクランク軸36と同じ回転数で軸心Cまわりに回転させられるポンプカバー48と、上記リヤカバー44の外周部内側に周方向に重なるように複数枚配設されている羽根50とを、備えている。また、前記タービン翼車14tは、上記入力軸38の軸端部にスプライン嵌合され且つ摺動リング52を介して上記フロントカバー42に相対回転可能に当接させられた円盤状のハブ部54と、そのハブ部54の中央から突設されて上記入力軸38の軸端部にスプライン嵌合された円筒軸部56と、上記ハブ部54の外周部において前記ポンプ翼車14pの羽根50に対向し且つ周方向に重なるように複数枚固定された羽根58とを備え、上記入力軸38と共に軸心Cまわりに回転するように設けられている。また、前記ステータ翼車14sは、前記ポンプ翼車14pの羽根50と前記タービン翼車14tの羽根58との間に位置する羽根60が外周部に形成された円板部62と、その円板部62の内周部に形成され、上記一方向クラッチ34が嵌め入れられた円筒部64とを備え、上記ハウジング40に固定された非回転部材である円筒状固定軸66により、上記一方向クラッチ34を介して軸心Cまわりに回転可能に支持されている。前記ハウジング40内には、前記自動変速機16を収容する空間と前記トルクコンバータ14を収容する空間とを隔てるための隔壁68が設けられており、その隔壁68には油圧ポンプ70が設けられている。その油圧ポンプ70は、上記隔壁68に固定されたポンプボデー70aと、そのポンプボデー70aに固定されたポンプカバー70bと、それらの間に形成された空間内に回転可能に収容されて互いにかみ合うインナリングギヤ70c及びアウタリングギヤ70dとを、備え、そのインナリングギヤ70cには、前記ポンプ翼車14pのリヤカバー44の内周部から突設された円筒軸72の軸端に相対回転不能に嵌合されることにより、上記油圧ポンプ70が前記エンジン12によって回転駆動されるようになっている。上記油圧ポンプ70すなわちポンプボデー70aは、上記隔壁68から前記トルクコンバータ14側すなわちエンジン12側又は入力側へ円錐状に突き出している。また、前記入力軸38は、図示しないベアリングを介して上記隔壁68により回転可能に支持された状態で、前記トルクコンバータ14を収容する空間内へ突き出されており、そのトルクコンバータ14を支持している。前記クラッチ18は、前記入力軸38の軸端部に相対回転不能に嵌合されたタービン翼車14tのハブ部54の中央から突設された前記円筒軸部56の外周面に中心部が摺動可能に嵌合され、且つ、前記タービン翼車14tの羽根58から突設された係合突起74と相対回転不能に係合した円板状のピストン76と、そのピストン76の外周部、又は、前記フロントカバー42の内側のうちその外周部に対向する部分に固着され、前記タービン翼車14tとポンプ翼車14pとを摩擦力によって直接的に相互に連結する環状の摩擦材78とを、備えている。また、前記エンジン12のクランク軸36の軸端に固定されたドライブプレート46は、円板状部80と、図示しないスタータモータのピニオンと噛み合うためにその円板状部80の外周部に固定されたリングギヤ82とを、備えている。前記ドライブプレート46とポンプカバー48の前部を構成するフロントカバー42との間には、ダンパ機構84が設けられている。このダンパ機構84は、前記フロントカバー42に内周部が固定され、上記ダンパ機構84の周方向に長手状となるようにコイル状に巻回され且つ同心に構成された2種類の大径ダンパスプリング86及び小径ダンパスプリング88を受け入れる外周側に開いた切欠90が外周部の複数箇所に等間隔で形成された円板状のダンパハブ92と、前記フロントカバー42によりベアリング94を介して軸心Cまわりに回転可能に支持されると共に前記ドライブプレート46の円板状部80に固定され、上記一対の大径ダンパスプリング86及び小径ダンパスプリング88の外周を覆うようにして受け入れるための周方向に伸びる円柱状空間が周方向の複数箇所に等間隔で形成されたダンパカバー96とを、備えている。図3に示すように、前記ダンパ機構84は、前記エンジン12と流体式動力伝達装置である前記トルクコンバータ14との間の動力伝達経路エンジン12と自動変速機16との間の動力伝達経路に、そのトルクコンバータ14と直列に設けられている。上述のように構成されたダンパ機構84によれば、上記ダンパハブ92とダンパカバー96との間の回転位相のずれに応じて上記大径ダンパスプリング86及び小径ダンパスプリング88が周方向すなわちその長手方向に圧縮されることで、前記エンジン12から伝達される前記クランク軸36の回転方向のトルク変動が吸収低減されるようになっている。すなわち、本実施例においては、上記ダンパ機構84が前記エンジン12とトルクコンバータ14との間の動力伝達経路に設けられて、その経路におけるトルク変動ねじり振動を低減させるねじり振動低減装置トーショナルダンパに相当する。図2を用いて前記駆動装置10における動力伝達について説明すると、前記エンジン12により発生させられたトルクは、そのエンジン12とダンパ機構84との間の第1慣性体100を介してそのダンパ機構84に入力され、更にはそのダンパ機構84とトルクコンバータ14との間の第2慣性体102に伝達される。その第2慣性体102に伝達されたトルクは、前記トルクコンバータ14ポンプ翼車14p及びタービン翼車14tを介してそのトルクコンバータ14と自動変速機16との間の第3慣性体104に伝達され、更にはその自動変速機16に入力される。また、斯かる動力伝達経路と並列に設けられた前記クラッチ18を含む動力伝達経路により、上記第2慣性体102に伝達されたトルクがそのクラッチ18を介して上記第3慣性体104に伝達され、更には前記自動変速機16に入力される。ここで、上記第1慣性体100、第2慣性体102、及び第3慣性体104は、前記駆動装置10を構成する部材を慣性体と考えた場合における概念的な構成であり、前記ダンパ機構84の上流側における上記第1慣性体100がそのダンパ機構84における入力側慣性体に相当する。図4は、前記駆動装置10における動力伝達に係る振動について説明する図であり、入力振動入力回転すなわち上記第1慣性体100に入力される振動回転を実線で、クラッチ前振動クラッチ前回転すなわち上記第2慣性体102に入力される振動回転を一点鎖線で、出力回転すなわち前記第3慣性体104から出力される回転を破線でそれぞれ示している。前記エンジン12により発生させられた振動ねじり振動は、上記第1慣性体100及び第2慣性体102を介して前記トルクコンバータ14に入力されるが、本実施例の構成においては、その第1慣性体100と第2慣性体102との間にダンパ機構84が設けられていることで、そのダンパ機構84によりねじり振動が低減されて、図4に一点鎖線で示す上記第2慣性体102に入力される振動は実線で示す入力振動よりも微弱なものとされる。なお、上記入力振動をΔN0、クラッチ前入力振動をΔNin、出力振動をΔNoutとすると、入力回転速度をN0として上記第1慣性体100の回転速度はN0±ΔN0となり、クラッチ前入力回転速度をNinとして上記第2慣性体102の回転速度はNin±ΔNinとなり、出力回転速度をNoutとして上記第3慣性体104の回転速度はNout±ΔNoutとなる。ここで、本実施例との比較のために、従来の駆動装置における動力伝達に係る振動について考える。図15は、前記ダンパ機構84と等価な構成が前記クラッチ18と直列に設けられた構成、すなわちそのダンパ機構84が前記トルクコンバータ14と並列に設けられた従来の駆動装置200における動力伝達経路を概略的に示す模式図であり、本実施例と等価な構成に関しては同一の符号を付している。また、図16は、斯かる駆動装置200における動力伝達に係る振動について説明する図であり、入力振動入力回転すなわち入力側慣性体202に入力される振動回転を実線で、出力回転すなわち出力側慣性体204から出力される回転を破線でそれぞれ示している。図15に示す構成において、前記エンジン12により発生させられた入力振動は上記入力側慣性体202に入力され、その入力側慣性体202からaトルクコンバータ14を主体とする第1の動力伝達経路、乃至bクラッチ18を主体とする第2の動力伝達経路を介して上記出力側慣性体204へ伝達される。ここで、上記第1の動力伝達経路及び第2の動力伝達経路は並列に配置されたものである。斯かる構成において、前記ダンパ機構84は第2の動力伝達経路に設けられているが、例えば前記クラッチ18のスリップ制御時において、そのダンパ機構84への入力振動は前記クラッチ18により概ね遮断されるため、その振動が前記ダンパ機構84へ入力されず、結果として振動吸収が十分に行われないという弊害があった。なお、図15に示すような従来の構成において、前記クラッチ18入力側の回転速度変動は、上記入力側慣性体202への入力回転速度変動ΔN0相当或いは、それよりも若干小さな値となり、前記クラッチ18の摩擦材78によりその振動を低減するには、そのクラッチ18の差回転速度Nslpを入力回転速度変動ΔN0よりも大きくする必要がある。従って、前記クラッチ18の差回転速度Nslpを比較的大きな値とすることが求められ、結果として上述のように前記ダンパ機構84による振動低減効果を十分に発揮させることが困難となる。すなわち、図15に示すような従来の構成では、前記クラッチ18によるスリップ制御と前記ダンパ機構84による振動抑制とを両立させることが困難であった。図6及び図7は、前記クラッチ18の差回転速度Nslpとクラッチ伝達トルクとの関係を例示する図であり、そのクラッチ18に入力される振動の大きさに応じた回転速度変動を併せて示している。前記クラッチ18のクラッチ伝達トルクは、一般にそのクラッチ18における摩擦材78の摩擦係数μに比例するものであり、その摩擦材78の摩擦係数μは相対速度すなわち前記クラッチ18の差回転速度Nslpに依存して変化する。例えば、前記クラッチ18の上流側における振動が比較的大きい場合、すなわちエンジントルク変動が比較的大きい場合、トルク変動の周波数が比較的小さい場合、或いは入力側慣性が比較的大きい場合には回転速度変動が大きくなる。特に、前記クラッチ18の差回転速度Nslpが比較的小さい場合において回転速度変動が大きくなる。すなわち、図6に示すように、前記クラッチ18の差回転速度Nslpが比較的小さい場合には、トルク変動に対応するクラッチ伝達トルク摩擦係数μの振動幅が大きく、結果として出力側へ伝達される回転速度変動が大きくなる。一方、図7に示すように、前記クラッチ18の差回転速度Nslpが比較的大きい場合には、トルク変動に対応するクラッチ伝達トルク摩擦係数μの振動幅が小さく、結果として出力側へ伝達される回転速度変動が小さくなる。特に、前記クラッチ18の差回転速度Nslpが毎秒1/2回転30[rpm]以下である場合には、そのクラッチ18の差回転速度Nslpの変動に応じて摩擦係数μが大きく変化するため、クラッチ振動が発生するおそれが大きくなる。図5は、前記電子制御装置20に備えられた制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。この図5に示す変速制御部110は、予め記憶装置32に記憶された関係から車両の走行状態運転状態に基づいて前記自動変速機16の変速制御を行う。例えば、予め定められて前記記憶装置32に記憶された自動変速マップから、前記スロットルセンサ26により検出される運転者の出力要求量を表すスロットル弁開度θTHアクセル操作量θACC及び前記車速センサ24により検出される車速Vに基づいて、その時点において成立させられるべき変速段変速比γを判定し、その変速段が成立させられるように前記自動変速機16に備えられた係合要素の係合状態を制御する。すなわち、前記自動変速機16において斯かる変速段を成立させるために、前記油圧制御回路22を介してその自動変速機16に備えられた油圧アクチュエータの駆動を制御するための制御信号を出力する。クラッチ係合制御部112は、基本的には、予め前記記憶装置32に記憶された関係から車両の走行状態運転状態に基づいて前記クラッチ18の係合制御を行う。前記記憶装置32には、例えば図8に示すように、例えばスロットル弁開度θTH及び車速Vに基づいて、前記クラッチ18を解放させる解放領域トルコン領域、そのクラッチ18をスリップ係合半係合させるスリップ制御領域フレックスロックアップ領域、及びそのクラッチ18を完全係合させる係合領域ロックアップ領域がそれぞれ定められており、上記クラッチ係合制御部112は、好適には、斯かる関係から前記スロットルセンサ26により検出される運転者の出力要求量を表すスロットル弁開度θTHアクセル操作量θACC、前記車速センサ24により検出される車速V、及び上記変速制御手段110により前記自動変速機16において成立させられる変速段等に基づいて、前記クラッチ18を解放させる解放制御、そのクラッチ18をスリップ係合半係合させるスリップ制御フレックスロックアップ制御、乃至そのクラッチ18を完全係合させるロックアップ制御の何れかを実行する。すなわち、上記クラッチ係合制御部112は、前記記憶装置32に記憶された図8に示すような関係から車両の走行状態に基づいて解放領域であると判断された場合には、前記油圧制御回路22に備えられたリニアソレノイド弁SLUを介して前記トルクコンバータ14の係合油室乃至解放油室に供給される油圧を制御することで、前記クラッチ18を解放させる非係合状態とする。また、図8に示すような関係から車両の走行状態に基づいてスリップ制御領域であると判断された場合には、前記油圧制御回路22に備えられたリニアソレノイド弁SLUを介して前記トルクコンバータ14の係合油室乃至解放油室に供給される油圧を制御することで、前記クラッチ18をスリップ係合させる。また、図8に示すような関係から車両の走行状態に基づいて係合領域であると判断された場合には、前記油圧制御回路22に備えられたリニアソレノイド弁SLUを介して前記トルクコンバータ14の係合油室乃至解放油室に供給される油圧を制御することで、前記クラッチ18を完全係合させる。また、好適には、上記係合領域或いはスリップ制御領域から解放領域への移行制御においては、前記リニアソレノイド弁SLUの出力を所定の割合で漸減させるオフスイープ制御を実行する。前記クラッチ係合制御部112は、例えば定常走行時緩やかな過渡走行を含むにおける前記クラッチ18のスリップ制御に関連して、入力振動算出部114、ダンパ出力振動算出部116、及び目標差回転速度算出部118を含んでいる。この入力振動算出部114は、予め定められた関係から車両の状態に基づいて入力振動ΔN0を算出する。この入力振動ΔN0とは、前記ダンパ機構84における入力側慣性体の振動ねじり振動であり、例えば前述した図2に示す構成においては、前記第1慣性体100に入力されるトルクの変動ねじり振動に相当する。また、この入力振動ΔN0は、換言すれば、前記エンジン12から出力される回転の振動に相当する。前記記憶装置32には、例えば図9に例示するように、例えばエンジン回転速度NE及びスロットル弁開度θTHに対応して予め実験的に求められた入力振動A11、A12、A13、が記憶されており、上記入力振動算出部114は、好適には、斯かる記憶装置32に記憶された関係から、前記エンジン回転速度センサ28により算出されるエンジン回転速度NE及び前記スロットルセンサ26により検出される運転者の出力要求量を表すスロットル弁開度θTHアクセル操作量θACCに基づいて、例えば前記第1慣性体100に入力されるトルクの変動である入力振動ΔN0を算出する。また、予め定められた計算式等からエンジン回転速度NE及びスロットル弁開度θTH等に基づいて斯かる入力振動ΔN0を算出するものであっても構わない。上記ダンパ出力振動算出部116は、予め定められた関係から車両の状態に基づいて前記ダンパ機構84の出力振動ΔNinを算出する。このダンパ出力振動ΔNinとは、前記ダンパ機構84の出力回転すなわち前記クラッチ18の入力回転Ninにおける振動ねじり振動であり、例えば前述した図2に示す構成においては、前記第2慣性体102から出力されるトルクの変動に相当する。前記記憶装置32には、例えば図10に例示するように、例えばエンジン回転速度NE及びスロットル弁開度θTHに対応して予め実験的に求められたダンパ出力振動B11、B12、B13、が記憶されており、上記ダンパ出力振動算出部116は、好適には、斯かる記憶装置32に記憶された関係から、前記エンジン回転速度センサ28により算出されるエンジン回転速度NE及び前記スロットルセンサ26により検出される運転者の出力要求量を表すスロットル弁開度θTHアクセル操作量θACCに基づいて、例えば前記第2慣性体102から出力されるトルクの変動である出力振動ΔNinを算出する。また、予め定められた計算式等からエンジン回転速度NE及びスロットル弁開度θTH等に基づいて斯かるダンパ出力振動ΔNinを算出するものであっても構わない。前記目標差回転速度算出部118は、前記クラッチ18における目標差回転速度すなわち入力側部材であるポンプ翼車14pと出力側部材であるタービン翼車14tとの差回転速度Nslpの目標値を算出する。好適には、前記クラッチ18のスリップ制御時において、前記入力振動算出部114により算出される入力振動ΔN0、前記ダンパ出力振動算出部116により算出されるダンパ出力振動ΔNin、及び前記タービン回転速度センサ30により算出されるタービン回転速度NTに基づいて斯かる差回転速度Nslpの目標値を算出する。すなわち、前記トルクコンバータ14の差回転速度Nslpの最小値が0以上となり、且つ、入力側慣性体としての前記第1慣性体100と出力側部材としての前記タービン翼車14t第3慣性体104との差回転速度の最小値が0未満となるように目標差回転速度を定める。ここで、前記トルクコンバータ14の差回転速度Nslpの最小値が0以上となるためには、車両加速時であることが条件となる。この入力側慣性体と出力側部材との差回転速度は、換言すれば、振動を考慮した前記エンジン12の回転速度NE±ΔN0と、出力回転速度Noutすなわち前記第3慣性体104の回転速度自動変速機16の入力回転速度との差回転速度に相当する。なお、本実施例において、前記駆動装置10の駆動に係る回転の正方向は、前記エンジン12の回転方向に対応するものである。図4を用いて前記目標差回転速度算出部118による差回転速度Nslpの目標値の算出について説明すると、前記トルクコンバータ14の差回転速度Nslpの最小値が0以上となるとは、その差回転速度Nslpが常に正の値をとる負の値をとらないことを言い、図4の例では一点鎖線で示すクラッチ前振動すなわち前記第2慣性体102に入力される振動が、破線で示す出力振動すなわち前記第3慣性体104から出力される振動よりも常に大きな値をとる一点鎖線に対応する値が破線に対応する値を下回らないことを言う。また、入力側慣性体と出力側部材との差回転速度の最小値が0未満となるとは、その差回転速度が0を下回る出力側部材の回転速度が入力側慣性体の回転速度を上回る期間が存在することを言い、図4の例では実線で示す入力振動すなわち前記第1慣性体100に入力される振動が、破線で示す出力振動すなわち前記第3慣性体104から出力される振動よりも小さな値をとる期間があることを言う。換言すれば、入力振動の極小値周期的な振動を考えた場合における減少から増加への変曲点が、出力振動未満となることを言う。前記目標差回転速度算出部118は、換言すれば、前記トルクコンバータ14における差回転速度Nslpが、前記入力振動算出部114により算出される入力振動ΔN0よりも小さく、且つ、前記クラッチ18に入力される振動ΔNinよりも大きくなるようにその差回転速度Nslpの目標値を算出する。すなわち、前記トルクコンバータ14における差回転速度Nslpが次に示す1式を満足するように前記トルクコンバータ14における差回転速度Nslpの目標値を算出する。なお、前記第1慣性体100、第2慣性体102、及び第3慣性体104それぞれの回転速度N0、Nin、Noutに関して、各中央値の関係は次の2式で、差回転速度の最小値の関係は次の3、4式でそれぞれ表される。この3、4式で示す最小値の関係が成立するのは、前記ダンパ機構84によりΔNinがΔN0よりも大きく例えば1/3~1/4程度に低減されるためである。ΔN0>Nslp>ΔNin1N0=Nin=NoutNslp2N0-Nout-ΔN0≪Nin-Nout-ΔNin3Nslp-ΔN0≪Nslp-ΔNin4前記クラッチ係合制御部112は、好適には、前記トルクコンバータ14の入力側部材であるポンプ翼車14pと出力側部材であるタービン翼車14tとの差回転速度Nslpが毎秒1/2回転30[rpm]以下である場合に、前述した入力振動ΔN0及びダンパ出力振動ΔNin等に基づく前記クラッチ18のスリップ制御目標差回転速度の設定制御を実行する。例えば、その差回転速度Nslpが毎秒1/6回転以上1/2回転以下の範囲内である場合に、前記クラッチ18のスリップ制御を実行する。図6を用いて前述したように、前記クラッチ18の差回転速度Nslpが毎秒1/2回転以下である場合には、図7に示すようにそれ以外の場合差回転速度Nslpが比較的大きい場合に比べてその差回転速度Nslpの変動に応じて摩擦係数μが大きく変化する傾向にある。従って、前記クラッチ18の差回転速度Nslpが毎秒1/2回転以下である場合に前述した本実施例の制御を実行することで、クラッチ差回転速度Nslpと摩擦材78の摩擦係数μとの関係の勾配が急でありその差回転速度Nslpの変動に応じて摩擦係数μが大きく変化する領域においても前記クラッチ18によるスリップ制御と前記ダンパ機構84による振動抑制とを両立させることができる。また、本実施例の駆動装置10は、好適には、ねじり振動低減装置である前記ダンパ機構84のねじり剛性剛性率をK[Nm/rad]とし、前記エンジン12からクラッチ18までの動力伝達経路における全慣性質量をIall[kgm2]とした場合に、K/Iall<5000を満たすものである。更に好適には、K/Iall<4000を満たすものであり、最適には、K/Iall<2500を満たすものである。また、全慣性質量Iallは、前記エンジン12からクラッチ18までの動力伝達経路における構成を慣性質量と考えた場合におけるその合計であり、例えば図2に示す構成においては、前記第1慣性体100の慣性質量I100と第2慣性体102の慣性質量I102との和が全慣性質量Iall=I100I102となる。図11~図13は、例えば4サイクル4気筒のエンジン12を備えた構成であって、前記ダンパ機構84のねじり剛性が500[Nm/rad]である場合において、前記第1慣性体100及び第2慣性体102の慣性質量を変化させた際の振動について説明するグラフであり、1次側角度変動振幅すなわち前記第1慣性体100の振動を実線で、2次側角度変動振幅すなわち前記第2慣性体102の振動を一点鎖線でそれぞれ示している。図11は、前記第1慣性体100の慣性質量が0.15[kgm2]、前記第2慣性体102の慣性質量が0.05[kgm2]である場合、図12は、前記第1慣性体100及び第2慣性体102の慣性質量が共に0.10[kgm2]である場合、図13は、前記第1慣性体100の慣性質量が0.05[kgm2]、前記第2慣性体102の慣性質量が0.15[kgm2]である場合をそれぞれ示している。すなわち、図11~図13に示すグラフは、何れも前記エンジン12からクラッチ18までの動力伝達経路における全慣性質量をIall=0.20[kgm2]である場合に相当する。また、図17は、本実施例との比較のために、例えば4サイクル4気筒のエンジン12を備えた構成であって、前記第1慣性体100と第2慣性体102との間の動力伝達経路に前記ダンパ機構84を備えない構成であって、前記エンジン12からクラッチ18までの動力伝達経路における全慣性質量をIall=0.20[kgm2]である場合における振動について説明するグラフである。図17に示すように、前記第1慣性体100と第2慣性体102との間の動力伝達経路に前記ダンパ機構84を備えない構成においては、○印を付して示すエンジン回転速度NE=1000[rpm]に対応する回転速度振幅が91[rpm]程度となっている。一方、前記第1慣性体100と第2慣性体102との間の動力伝達経路に前記ダンパ機構84を備えた本実施例の構成においては、図11に示すグラフにおいて○印を付して示すエンジン回転速度NE=1000[rpm]に対応する回転速度振幅が39.8[rpm]程度、図12に示すグラフにおいて○印を付して示すエンジン回転速度NE=1000[rpm]に対応する回転速度振幅が26.9[rpm]程度、図13に示すグラフにおいて○印を付して示すエンジン回転速度NE=1000[rpm]に対応する回転速度振幅が39.8[rpm]程度というように、図17のグラフに対応する従来の構成に比べて回転速度振幅振動を1/4~1/2程度低減できていることがわかる。すなわち、前記ダンパ機構84のねじり剛性をK[Nm/rad]とし、前記エンジン12からクラッチ18までの動力伝達経路における全慣性質量をIall[kgm2]とした場合に、K/Iall<5000を満たすものとすることで、従来の構成よりも振動を低減する効果が得られることがわかる。図14は、前記電子制御装置20による前記クラッチ18のスリップ係合制御の要部を説明するフローチャートであり、所定の周期で繰り返し実行されるものである。先ず、ステップ以下、ステップを省略するS1において、前記車速センサ24により車速Vが検出される。次に、S2において、前記スロットルセンサ26によりスロットル開度θTHが検出される。次に、S3において、前記自動変速機16において成立させられている変速段が検出される。次に、S4において、例えば図8に示すようなスリップ制御範囲マップから、S1にて検出された車速V、S2にて検出されたスロットル開度θTH、及びS3にて検出された前記自動変速機16における変速段等に基づいて、前記クラッチ18をスリップ係合させるスリップ制御領域であるか否かが判定される。次に、S5において、S4にてスリップ制御領域であることが判定されてスリップ制御実行フラグがONとされたか否かが判断される。このS5の判断が否定される場合には、S1以下の処理が再び実行されるが、S5の判断が肯定される場合には、S6以下の処理が実行される。S6においては、前記エンジン回転速度センサ28により前記エンジン12の回転速度NEが検出される。次に、S7において、前記記憶装置32に記憶されたマップから、S2にて検出されたスロットル開度θTH及びS6にて検出されたエンジン回転速度NEに基づいて、エンジン回転速度変動すなわち前記第1慣性体100に入力されるトルクの変動である入力振動ΔN0が算出される。次に、S8において、前記記憶装置32に記憶されたマップから、S2にて検出されたスロットル開度θTH及びS6にて検出されたエンジン回転速度NEに基づいて、ダンパ2次側回転速度変動すなわち前記第2慣性体102に入力されるトルクの変動であるクラッチ入力振動ΔNinが算出される。次に、S9において、S7にて算出された入力振動ΔN0より小さく、且つ、S8にて算出されたクラッチ入力振動ΔNinよりも大きい前記クラッチ18の目標差回転速度ΔNtgtが算出される。次に、S10において、例えば、S6にて検出されたエンジン回転速度NEと前記タービン回転速度センサ30により検出されたタービン回転速度NTとに基づいて、前記クラッチ18における実際の差回転速度ΔNが検出される。次に、S11において、S10にて検出された前記クラッチ18における実際の差回転速度ΔNが、S9にて算出された目標差回転速度ΔNtgtよりも大きいか否かが判断される。このS11の判断が肯定される場合には、S12において、前記油圧制御回路22に備えられたリニアソレノイド弁SLUを介して前記クラッチ18の係合圧供給圧が増加させられた後、本ルーチンが終了させられるが、S11の判断が否定される場合には、S13において、前記油圧制御回路22に備えられたリニアソレノイド弁SLUを介して前記クラッチ18の係合圧供給圧が減少させられた後、本ルーチンが終了させられる。以上の制御において、S7が前記入力振動算出部114の処理に、S8が前記ダンパ出力振動算出部116の処理に、S9が前記目標差回転速度算出部118の処理に、S4、S5、S7~S13が前記クラッチ係合制御部112の処理にそれぞれ対応する。このように、本実施例によれば、前記クラッチ18がスリップ係合させられるスリップ制御時に、入力側部材である前記ポンプ翼車14pと出力側部材である前記タービン翼車14tとの差回転速度Nslpの最小値が0以上とされ、且つ、ねじり振動低減装置である前記ダンパ機構84における入力側慣性体である第1慣性体100と前記タービン翼車14t第3慣性体104との差回転速度の最小値が0未満とされるものであることから、前記クラッチ18における摩擦材78の耐久性を向上させつつそのクラッチ18に入力されるねじり振動を前記ダンパ機構84により低減することができ、前記クラッチ18によるスリップ制御とダンパ機構84による振動抑制とを両立させることができる。すなわち、流体式動力伝達装置であるトルクコンバータ14に備えられたクラッチ18のスリップ制御時に、ダンパ機構84による振動抑制効果を発揮させつつ好適な燃費を実現する駆動装置10を提供することができる。特に、前記ポンプ翼車14pとタービン翼車14tとの差回転速度Nslpの最小値が0以上となるようにすることで、前記クラッチ18に湿式の摩擦材78が備えられた構成において、その摩擦材78の表面の方向性を一定で使用することができ、その摩擦材78の耐久性を向上させることができる。すなわち、一般に湿式クラッチ等の摩擦材は、その摩擦係数μが0付近をよぎると極端に勾配が大きくなり振動が発生することに加え、摩擦材表面の方向性を逆転させることによりその摩擦材の耐久性が低下するおそれがあるが、前記差回転速度Nslpの最小値が0以上となるようにすることで、斯かる不具合の発生を好適に抑制することができる。また、前記第1慣性体100と前記タービン翼車14t第3慣性体104との差回転速度の最小値が0未満とされることで、前記クラッチ18の常用域での入力振動を低減することができる。従って、そのクラッチ18により発生させられる振動を小さくすることができ、前記駆動装置10全体としての振動低減効果を図ることができる。また、前記差回転速度Nslpの目標値が、前記ダンパ機構84における入力側慣性体の振動ΔN0よりも小さく、且つ、前記クラッチ18に入力される振動ΔNinよりも大きな値とされるものであるため、前記クラッチ18における摩擦材78の耐久性を向上させつつそのクラッチ18に入力されるねじり振動を前記ダンパ機構84により低減することができ、前記クラッチ18によるスリップ制御とダンパ機構84による振動抑制とを実用的な態様で両立させることができる。また、前記ポンプ翼車14pとタービン翼車14tとの差回転Nslpが毎秒1/2回転30[rpm]以下とされるものであるため、特に前記クラッチ18の差回転に応じてそのクラッチ18の摩擦材78の摩擦係数μが変動し易い場合において、前記ダンパ機構84による振動抑制効果を発揮させつつ好適な燃費を実現することができる。換言すれば、前記クラッチ18の平均的な摺動損失を低減することができるため、その伝達効率を更に高めることができ、更なる燃費の向上を図ることができる。また、前記ダンパ機構84のねじり剛性Kを、前記エンジン12からクラッチ18までの動力伝達経路における全慣性質量Iallで除した値K/Iallが5000未満とされるものであるため、前記エンジン12とトルクコンバータ14との間の動力伝達経路にダンパ機構84を備えない従来の構成に比べて好適に振動を低減することができる。以上、本発明の好適な実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、その趣旨を逸脱しない範囲内において種々の変更が加えられて実施されるものである。