特許 6573037 振動減衰装置

(19)【発行国】日本国特許庁(JP)

(12)【公報種別】特許公報(B2)

(11)【特許番号】6573037

(24)【登録日】2019年8月23日

(45)【発行日】2019年9月11日

(54)【発明の名称】振動減衰装置

(51)【国際特許分類】

   F16F 15/14 20060101AFI20190902BHJP

   F16F 15/134 20060101ALI20190902BHJP

【ＦＩ】

   F16F15/14 Z

   F16F15/134 A

【請求項の数】27

【全頁数】36

(21)【出願番号】特願2018-542973(P2018-542973)

(86)(22)【出願日】2017年9月29日

(86)【国際出願番号】JP2017035692

(87)【国際公開番号】WO2018062548

(87)【国際公開日】20180405

【審査請求日】2018年12月27日

(31)【優先権主張番号】特願2016-193627(P2016-193627)

(32)【優先日】2016年9月30日

(33)【優先権主張国】JP

(73)【特許権者】

【識別番号】000100768

【氏名又は名称】アイシン・エィ・ダブリュ株式会社

(74)【代理人】

【識別番号】110000017

【氏名又は名称】特許業務法人アイテック国際特許事務所

(72)【発明者】

【氏名】伊藤 一能

(72)【発明者】

【氏名】大井 陽一

(72)【発明者】

【氏名】輪嶋 雅樹

(72)【発明者】

【氏名】長井 大樹

(72)【発明者】

【氏名】坂本 貴生

【審査官】 保田 亨介

(56)【参考文献】

【文献】 実開昭５９−０３０９５０（ＪＰ，Ｕ）

(58)【調査した分野】（Int.Cl.，ＤＢ名）

Ｆ１６Ｆ１５／００−１５／３６

(57)【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複数の回転要素を有する振動減衰装置であって、
前記入力要素と前記出力要素との間に配置されると共に正の捩れ剛性を有する第１捩れ剛性機構と、
前記入力要素と前記出力要素との間に前記第１捩れ剛性機構と並列に作用すると共に負の捩れ剛性を有する第２捩れ剛性機構と、
を備え、
前記第２捩れ剛性機構の捩れ剛性は、前記エンジンの回転数が大きいほど負側に大きくなる、
振動減衰装置。

【請求項2】

請求項１記載の振動減衰装置であって、
前記第１捩れ剛性機構と前記第２捩れ剛性機構とは、前記振動減衰装置の周方向に並ぶように配置される、
振動減衰装置。

【請求項3】

請求項２記載の振動減衰装置であって、
前記第１捩れ剛性機構と前記第２捩れ剛性機構とは、前記周方向において交互に並ぶように配置される、
振動減衰装置。

【請求項4】

請求項１ないし３のうちの何れか１つの請求項に記載の振動減衰装置であって、
前記第２捩れ剛性機構は、該第２捩れ剛性機構を介して連結される２つの回転要素のうちの一方と回り対偶をなすと共に他方とすべり対偶をなす負側連結部材を有し、
前記負側連結部材の重心は、前記２つの回転要素の相対捩れ角が増加するにつれて前記振動減衰装置の径方向の外側に移動すると共に前記２つの回転要素の相対捩れ角が減少するにつれて前記径方向の内側に移動する、
振動減衰装置。

【請求項5】

請求項４記載の振動減衰装置であって、
前記第２捩れ剛性機構は、前記２つの回転要素に相対捩れ角が生じたときに、前記２つの回転要素の相対捩れ角を大きくするように動作する、
振動減衰装置。

【請求項6】

請求項４または５記載の振動減衰装置であって、
前記２つの回転要素は、互いに径の異なる環状に形成されると共に互いに同心円上に配置され、
前記負側連結部材は、前記２つの回転要素のうちの一方と回転自在に連結されると共に他方と回転自在かつ前記負側連結部材の延在方向に移動自在に連結され、
前記負側連結部材の重心は、前記２つの回転要素の相対捩れ角がゼロのときに、前記２つの回転要素のうちの一方および他方によって支持される位置よりも前記径方向の内側に位置する、
振動減衰装置。

【請求項7】

請求項１ないし６のうちの何れか１つの請求項に記載の振動減衰装置であって、
前記第１捩れ剛性機構の捩れ剛性は、前記エンジンの回転数が大きいほど正側に大きくなる、
振動減衰装置。

【請求項8】

請求項７記載の振動減衰装置であって、
前記第１捩れ剛性機構は、前記入力要素と前記出力要素とのうちの一方と回り対偶をなすと共に他方とすべり対偶をなす正側連結部材を有し、
前記正側連結部材の重心は、前記入力要素と前記出力要素との相対捩れ角が増加するにつれて前記振動減衰装置の径方向の内側に移動すると共に前記入力要素と前記出力要素との相対捩れ角が減少するにつれて前記径方向の外側に移動する、
振動減衰装置。

【請求項9】

請求項８記載の振動減衰装置であって、
前記第１捩れ剛性機構は、前記２つの回転要素に相対捩れ角が生じたときに、前記２つの回転要素の相対捩れ角を小さくするように動作する、
振動減衰装置。

【請求項10】

請求項８または９記載の振動減衰装置であって、
前記入力要素および前記出力要素は、互いに径の異なる環状に形成されると共に互いに同心円上に配置され、
前記正側連結部材は、前記入力要素と前記出力要素とのうちの一方と回転自在に連結されると共に他方と回転自在かつ前記正側連結部材の延在方向に移動自在に連結され、
前記正側連結部材の重心は、前記入力要素と前記出力要素との相対捩れ角がゼロのときに、前記入力要素と前記出力要素とのうちの一方および他方との連結位置よりも前記径方向の外側に位置する、
振動減衰装置。

【請求項11】

請求項１ないし１０のうちの何れか１つの請求項に記載の記載の振動減衰装置であって、
正の捩れ剛性を有する第３捩れ剛性機構を更に備え、
前記複数の回転要素は、前記入力要素と前記出力要素との間に配置される中間要素を含み、
前記第２捩れ剛性機構は、前記入力要素と前記中間要素との間と、前記中間要素と前記出力要素との間と、のうちの一方に配置され、
前記第３捩れ剛性機構は、前記入力要素と前記中間要素との間と、前記中間要素と前記出力要素との間と、のうちの他方に配置される、
振動減衰装置。

【請求項12】

請求項１ないし３のうちの何れか１つの請求項に記載の振動減衰装置であって、
前記第２捩れ剛性機構は、前記振動減衰装置の径方向に延在するように配置される、
振動減衰装置。

【請求項13】

請求項１２記載の振動減衰装置であって、
前記第２捩れ剛性機構を介して連結される２つの回転要素のうち前記径方向における内側の回転要素である内側回転要素は、前記径方向に沿って延在するように形成されたガイド穴を有し、
前記第２捩れ剛性機構は、前記ガイド穴に沿って移動可能な質量体と、前記質量体と前記２つの回転要素のうち前記径方向における外側の回転要素である外側回転要素とに連結されると共に前記２つの回転要素の相対捩れ角がゼロのときに自然長よりも圧縮されているスプリングと、を有する、
振動減衰装置。

【請求項14】

請求項１２記載の振動減衰装置であって、
前記第２捩れ剛性機構を介して連結される２つの回転要素のうち前記径方向における内側の回転要素である内側回転要素は、前記径方向に沿って延在するガイド穴を有し、
前記第２捩れ剛性機構は、前記ガイド穴に沿って移動可能な移動部材と、前記移動部材と前記２つの回転要素のうち前記径方向における外側の回転要素である外側回転要素とに連結されると共に前記２つの回転要素の相対捩れ角がゼロのときに自然長よりも圧縮されているスプリングと、前記移動部材の前記径方向における位置を調節する位置調節部と、を有する、
振動減衰装置。

【請求項15】

請求項１３または１４記載の振動減衰装置であって、
前記第２捩れ剛性機構の捩れ剛性は、前記スプリングのばね定数を含んで定義される前記第２捩れ機構全体の捩れ剛性である、
振動減衰装置。

【請求項16】

請求項１２記載の振動減衰装置であって、
前記第２捩れ剛性機構は、有効巻部のピッチが不等の不等ピッチコイルスプリングを有し、
前記不等ピッチコイルスプリングは、前記２つの回転要素の相対捩れ角がゼロのときに自然長よりも圧縮されている、
振動減衰装置。

【請求項17】

請求項１６記載の振動減衰装置であって、
前記不等ピッチコイルスプリングの有効巻部のピッチは、前記径方向における外側で内側よりも狭くなっている、
振動減衰装置。

【請求項18】

請求項１２ないし１７のうちの何れか１つの請求項に記載の振動減衰装置であって、
前記第１捩れ剛性機構は、前記振動減衰装置の周方向に延在するように配置される、
振動減衰装置。

【請求項19】

請求項１８記載の振動減衰装置であって、
前記第１捩れ剛性機構は、有効巻部のピッチが不等の不等ピッチコイルスプリングである、
振動減衰装置。

【請求項20】

請求項１９記載の振動減衰装置であって、
前記第１捩れ剛性機構の前記不等ピッチコイルスプリングの有効巻部のピッチは、該第１捩れ剛性機構の延在方向における中央部で両端部よりも狭くなっている、
振動減衰装置。

【請求項21】

請求項１２ないし２０のうちの何れか１つの請求項に記載の振動減衰装置であって、
正の捩れ剛性を有する第３捩れ剛性機構および第４捩れ剛性機構を更に備え、
前記複数の回転要素は、前記入力要素と前記出力要素との間に配置される中間要素を含み、
前記第３捩れ剛性機構は、前記入力要素と前記中間要素との間に配置され、
前記第４捩れ剛性機構は、前記中間要素と前記出力要素との間に配置される、
振動減衰装置。

【請求項22】

請求項２１記載の振動減衰装置であって、
前記第１捩れ剛性機構は、前記入力要素と前記出力要素との相対捻れ角が所定捩れ角以上のときに作動する、
振動減衰装置。

【請求項23】

エンジンからのトルクが伝達される回転要素の振動を減衰する振動減衰装置であって、
前記回転要素に回転自在に連結されると共に正の捩れ剛性を有する第１捩れ剛性機構と、
前記回転要素に回転自在に連結されると共に負の捩れ剛性を有する第２捩れ剛性機構と、
前記第１捩れ剛性機構と前記第２捩れ剛性機構とを連結する連結機構と、
を備え、
前記第２捩れ剛性機構の捩れ剛性は、前記エンジンの回転数が大きいほど負側に大きくなる、
振動減衰装置。

【請求項24】

請求項２３記載の振動減衰装置であって、
前記第１捩れ剛性機構の捩れ剛性は、前記エンジンの回転数が大きいほど正側に大きくなる、
振動減衰装置。

【請求項25】

請求項２４記載の振動減衰装置であって、
前記第１捩れ剛性機構は、前記回転要素における第１位置で該回転要素と回り対偶をなすと共に静止状態のときに重心が前記第１位置よりも前記振動減衰装置の径方向の外側に位置する第１質量体を有し、
前記第１質量体の重心は、前記回転要素の揺動量が増加するにつれて前記径方向の内側に移動すると共に前記回転要素の揺動量が減少するにつれて前記径方向の外側に移動し、
前記第２捩れ剛性機構は、前記回転要素における前記第１位置よりも前記径方向の外側の第２位置で該回転要素と回り対偶をなすと共に静止状態のときに重心が前記第２位置よりも前記径方向の内側に位置する第２質量体を有し、
前記第２質量体の重心は、前記回転要素の揺動量が増加するにつれて前記径方向の外側に移動すると共に前記回転要素の揺動量が減少するにつれて前記径方向の内側に移動する、
振動減衰装置。

【請求項26】

請求項２５記載の振動減衰装置であって、
前記回転要素は、所定方向に延在するように形成されたガイド穴を有し、
前記第１位置は、前記ガイド穴よりも前記径方向の内側に位置し、
前記第２位置は、前記ガイド穴よりも前記径方向の外側に位置し、
前記連結機構は、一端部が前記第１質量体と回り対偶をなす第１リンクと、一端部が前記第２質量体と回り対偶をなす第２リンクと、前記ガイド穴に沿って移動すると共に前記第１リンクの他端部および前記第２リンクの他端部と回り対偶をなすピボットと、を有する、
振動減衰装置。

【請求項27】

請求項２６記載の振動減衰装置であって、
前記第１リンクは、前記第１質量体の重心の位置で該第１質量体と回り対偶をなし、
前記第２リンクは、前記第２質量体の重心の位置で該第２質量体と回り対偶をなし、
前記第１位置と前記第１質量体の重心との距離および前記第２位置と前記第２質量体の重心との距離は、共に第１距離であり、
前記第１質量体の重心と前記ピボットとの距離および前記第２質量体の重心と前記ピボットとの距離は、共に前記第１距離の半分の第２距離である、
振動減衰装置。

【発明の詳細な説明】

【技術分野】

【0001】

本開示は、振動減衰装置に関する。

【背景技術】

【0002】

従来、この種の振動減衰装置としては、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の間で周方向に延在するように配置される正の一定剛性（ばね定数）を有する第１ばねと、入力要素と出力要素との間で径方向に延在するように配置される負の一定剛性（ばね定数）を有する第２ばねと、を備えるものが提案されている（例えば、特許文献１参照）。ここで、第２ばねは、取付状態において自然長よりも圧縮されており、第２ばねを介して連結される２つの回転要素の相対回転（変位）に応じて伸張する。この振動減衰装置では、入力要素と出力要素との間で第１ばねと第２ばねとを並列に配置することにより、振動減衰装置の低剛性化を図っている。

【先行技術文献】

【特許文献】

【0003】

【特許文献1】独国特許出願公開第１０２０１００５３２５０Ａ１

【発明の概要】

【0004】

上述の振動減衰装置では、正の一定の捩れ剛性（ばね定数）を有する第１ばねと負の一定の捩れ剛性（ばね定数）を有する第２ばねとを用いることから、第１ばねおよびだい２ばねの全体の捩れ剛性（合成ばね定数）は、入力要素の回転数に拘わらずに一定となる。このため、高い振動減衰性能を発揮できる回転数領域が限定される。

【0005】

本開示の振動減衰装置は、エンジンからのトルクが伝達される回転要素に対して、高い振動減衰性能を発揮できる回転数領域を拡大することを主目的とする。

【0006】

本開示の振動減衰装置は、上述の主目的を達成するために以下の手段を採った。

【0007】

本開示の第１の振動減衰装置は、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複数の回転要素を有する振動減衰装置であって、前記入力要素と前記出力要素との間に配置されると共に正の捩れ剛性を有する第１捩れ剛性機構と、前記入力要素と前記出力要素との間に前記第１捩れ剛性機構と並列に作用すると共に負の捩れ剛性を有する第２捩れ剛性機構と、を備え、前記第２捩れ剛性機構の捩れ剛性は、前記エンジンの回転数が大きいほど負側に大きくなる、ことを要旨とする。

【0008】

この本開示の第１の振動減衰装置では、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の間で、正の捩れ剛性を有する第１捩れ剛性機構と負の捩れ剛性を有する第２捩れ剛性機構とが並列に作用する。これにより、第１捩れ剛性機構および第２捩れ剛性機構を含む複数の捩れ剛性機構の全体の捩れ剛性（ばねの場合の合成ばね定数に相当するもの）を小さくすることができる。そして、第２捩れ剛性機構の捩れ剛性を、エンジンの回転数が大きいほど負側に大きくなるようにする。これにより、複数の捩れ剛性機構の全体の捩れ剛性がエンジンの回転数に応じて適切に変化するようにすることができる。この結果、エンジンからのトルクが伝達される入力要素に対して、高い振動減衰性能を発揮できる回転数領域を拡大することができる。

【0009】

本開示の第２の振動減衰装置は、エンジンからのトルクが伝達される回転要素の振動を減衰する振動減衰装置であって、前記回転要素に回転自在に連結されると共に正の捩れ剛性を有する第１捩れ剛性機構と、前記回転要素に回転自在に連結されると共に負の捩れ剛性を有する第２捩れ剛性機構と、前記第１捩れ剛性機構と前記第２捩れ剛性機構とを連結する連結機構と、を備え、前記第２捩れ剛性機構の捩れ剛性は、前記エンジンの回転数が大きいほど負側に大きくなる、ことを要旨とする。

【0010】

この本開示の第２の振動減衰装置では、エンジンからのトルクが伝達される回転要素に回転自在に連結されると共に正の捩れ剛性を有する第１捩れ剛性機構と、回転要素に回転自在に連結されると共に負の捩れ剛性を有する第２捩れ剛性機構と、が連結機構を介して連結されている。この構成では、第１捩れ剛性機構および第２捩れ剛性機構が回転要素に対して並列に作用すると考えることができるから、第１捩れ剛性機構および第２捩れ剛性機構を含む複数の捩れ剛性機構の全体の捩れ剛性を小さくすることができる。また、この構成では、回転要素の回転変動が生じて第１捩れ剛性機構および第２捩れ剛性機構が静止状態の位置からずれると、第１捩れ剛性機構が静止状態の位置に戻ろうとすると共に第２捩れ剛性機構がそのずれ量を大きくしようとして、振動減衰装置から回転要素に、エンジンから回転要素に伝達される振動とは逆位相の振動を付与し、回転要素の振動を吸収（減衰）することができる。そして、第２捩れ剛性機構の捩れ剛性を、エンジンの回転数が大きいほど負側に大きくなるようにする。これにより、第１捩れ剛性機構および第２捩れ剛性機構を含む複数の捩れ剛性機構の全体の捩れ剛性がエンジンの回転数に応じて適切に変化するようにすることができる。この結果、エンジンからのトルクが伝達される回転要素に対して、高い振動減衰性能を発揮できる回転数領域を拡大することができる。

【図面の簡単な説明】

【0011】

【図1】本開示のダンパ装置１０を備える発進装置１の概略構成図である。

【図2】ダンパ装置１０の要部の概略構成図である。

【図3】捩れ剛性機構２０の動作を説明するための説明図である。

【図4】捩れ剛性機構４０の動作を説明するための説明図である。

【図5】本開示の他のダンパ装置１１０の概略構成図である。

【図6】本開示の他のダンパ装置２１０を備える発進装置２０１の概略構成図である。

【図7】ダンパ装置２１０の断面図である。

【図8】ダンパ装置２１０の正面図である。

【図9】捩れ剛性機構２５０の動作を説明するための説明図である。

【図10】距離ｒ５と捩れ剛性ｋ５との関係の一例を示す説明図である。

【図11】本開示の他のダンパ装置３１０の断面図である。

【図12】ダンパ装置３１０の正面図である。

【図13】本開示の他のダンパ装置４１０の断面図である。

【図14】ダンパ装置４１０の正面図である。

【図15】エンジンＥＧの角速度Ω（回転数）が小さく且つ入力側回転部材２１２とドリブン部材２１５との相対捩れ角がゼロのときの様子を示す説明図である。

【図16】エンジンＥＧの角速度Ω（回転数）が大きく且つ入力側回転部材２１２とドリブン部材２１５との相対捩れ角がゼロのときの様子を示す説明図である。

【図17】内側スプリング２４０Ｂの概略構成図である。

【図18】本開示の他のダンパ装置２１０Ｃの概略構成図である。

【図19】本開示の他のダンパ装置５１０の概略構成図である。

【図20】遠心振子吸振装置５２０の概略構成図である。

【図21】遠心振子吸振装置５２０の概略構成図である。

【図22】遠心振子吸振装置５２０の断面図である。

【図23】遠心振子吸振装置５２０Ｂの概略構成図である。

【発明を実施するための形態】

【0012】

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。

【0013】

図１は、本開示のダンパ装置１０を備える発進装置１の概略構成図である。図１の発進装置１では、ダンパ装置１０が本開示の「振動減衰装置」に相当する。図示するように、発進装置１は、例えば駆動装置としてのエンジン（内燃機関）ＥＧを備える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る入力部材としてのフロントカバー３や、トルクコンバータ（流体伝動装置）ＴＣ，変速機（動力伝達装置）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等を備える。ここで、トルクコンバータＴＣは、フロントカバー３に固定されてフロントカバー３と一体に回転するポンプインペラ（入力側流体伝動要素）４と、ポンプインペラ４と同軸に回転可能で且つダンパ装置１０のドリブン部材１５およびダンパハブ７に固定されるタービンランナ（出力側流体伝動要素）５と、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と、ステータ６の回転方向を規制するワンウェイクラッチ６１と、を備える。なお、トルクコンバータＴＣに代えて、ステータ６やワンウェイクラッチ６１を備えない構成、即ち、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る構成を用いるものとしてもよい。変速機ＴＭとしては、例えば、自動変速機（ＡＴ）や無段変速機（ＣＶＴ），デュアルクラッチトランスミッション（ＤＣＴ），ハイブリッドトランスミッション，減速機などを挙げることができる。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ロックアップを解除する。

【0014】

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，これらの回転要素の径方向、即ち、中心軸から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。さらに、「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，これらの回転要素の周方向、即ち、回転方向に沿った方向を示す。

【0015】

ダンパ装置１０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、を備える。また、ダンパ装置１０は、トルク伝達要素として、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間に配置される複数（例えば２個）の捩れ剛性機構２０と、ドライブ部材１１と中間部材１２との間に配置される複数（例えば２個）の捩れ剛性機構３０と、中間部材１２とドリブン部材１５との間に配置される複数（例えば２個）の捩れ剛性機構４０と、を備える。

【0016】

図２に示すように、ドライブ部材１１は、板状の環状部材であり、ロックアップクラッチ８のロックアップピストンに連結（固定）される。したがって、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、フロントカバー３（エンジンＥＧ）とドライブ部材１１とが連結される。中間部材１２は、ドライブ部材１１よりも径の小さい板状の環状部材である。ドリブン部材１５は、ドライブ部材１１および中間部材１２よりも径の小さい板状の環状部材であり、ダンパハブ７およびタービンランナ５に固定される。ドライブ部材１１と中間部材１２とドリブン部材１５とは、同心円上に配置される。

【0017】

複数の捩れ剛性機構２０は、互いに１８０度離れるように配置され、それぞれ、連結部材２１と、連結部材２１とドリブン部材１５とを互いに回転自在に連結するためのリベット２３と、連結部材２１とドライブ部材１１とを連結するためのピン２４と、を備える。連結部材２１は、一定方向に延在するように形成され、略中央よりも一端側にかけて、連結部材２１の延在方向に延びる穴部２２を有する。連結部材２１は、リベット２３を介してドリブン部材１５に回転自在に支持されると共に、ドライブ部材１１に固定されるピン２４が連結部材２１の穴部２２内に位置することによりドライブ部材１１によって回転自在かつ穴部２２（連結部材２１）の延在方向に移動自在に支持される。これにより、連結部材２１は、ドリブン部材１５と回り対偶をなすと共にドライブ部材１１とすべり対偶をなす。連結部材２１は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対捩れ角（相対変位）がゼロのときに、径方向に延在する。そして、連結部材２１の重心２１ｇは、リベット２３（ドリブン部材１５との回り対偶の位置）およびピン２４（ドライブ部材１１とのすべり対偶の位置）を通る直線（ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対捩れ角がゼロのときには、径方向）におけるリベット２３およびピン２４よりも径方向外側に位置する。

【0018】

複数の捩れ剛性機構３０は、周方向における複数の捩れ剛性機構２０とは異なる位置で互いに１８０度離れるように配置され、それぞれ、連結部材３１と、連結部材３１と中間部材１２とを互いに回転自在に連結するためのリベット３３と、連結部材３１とドライブ部材１１とを連結するためのピン３４と、を備える。連結部材３１は、一定方向に延在するように形成され、略中央から一端側にかけて、連結部材３１の延在方向に延びる穴部３２を有する。連結部材３１は、リベット３３を介して中間部材１２に回転自在に支持されると共に、ドライブ部材１１に固定されるピン３４が連結部材３１の穴部３２内に位置することによりドライブ部材１１によって回転自在かつ穴部３２（連結部材３１）の延在方向に移動自在に支持される。これにより、連結部材３１は、中間部材１２と回り対偶をなすと共にドライブ部材１１とすべり対偶をなす。連結部材３１は、ドライブ部材１１と中間部材１２との相対捩れ角がゼロのときに、径方向に延在する。そして、連結部材３１の重心３１ｇは、リベット３３（中間部材１２との回り対偶の位置）およびピン３４（ドライブ部材１１とのすべり対偶の位置）を通る直線（ドライブ部材１１と中間部材１２との相対捩れ角がゼロのときには、径方向）におけるリベット３３およびピン３４よりも径方向外側に位置する。

【0019】

複数の捩れ剛性機構４０は、周方向における複数の捩れ剛性機構２０および捩れ剛性機構３０とは異なる位置で互いに１８０度離れるように配置され、それぞれ、連結部材４１と、連結部材４１とドリブン部材１５とを互いに回転自在に連結するためのリベット４３と、連結部材４１と中間部材１２とを連結するためのピン４４と、を備える。連結部材４１は、一定方向に延在するように形成され、略中央から一端側にかけて、連結部材４１の延在方向に延びる穴部４２を有する。連結部材４１は、リベット４３を介してドリブン部材１５に回転自在に支持されると共に、中間部材１２に固定されるピン４４が連結部材４１の穴部４２内に位置することにより中間部材１２によって回転自在かつ穴部４２（連結部材４１）の延在方向に移動自在に支持される。これにより、連結部材４１は、ドリブン部材１５と回り対偶をなすと共に中間部材１２とすべり対偶をなす。連結部材４１は、中間部材１２とドリブン部材１５との相対捩れ角がゼロのときに、径方向に延在する。そして、連結部材４１の重心４１ｇは、リベット４３（ドリブン部材１５との回り対偶の位置）およびピン４４（中間部材１２とのすべり対偶の位置）を通る直線（中間部材１２とドリブン部材１５との相対捩れ角がゼロのときには、径方向）におけるリベット４３およびピン４４よりも径方向外側に位置する。

【0020】

次に、ダンパ装置１０を備える発進装置１の動作について説明する。この発進装置１では、図１から分かるように、ロックアップクラッチ８によりロックアップが解除されている際には、エンジンＥＧからフロントカバー３に伝達されたトルク（動力）が，ポンプインペラ４，タービンランナ５，ダンパハブ７の経路を介して変速機ＴＭの入力軸ＩＳに伝達される。また、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ている際には、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（動力）が、複数の捩れ剛性機構２０を含む第１トルク伝達経路と、複数の捩れ剛性機構３０と中間部材１２と複数の捩れ剛性機構４０とを含む第２トルク伝達経路と、を介してドリブン部材１５，ダンパハブ７，変速機ＴＭの入力軸ＩＳに伝達される。

【0021】

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ている際には、エンジンＥＧの回転に伴って、ロックアップクラッチ８によりフロントカバー３に連結されたダンパ装置１０が回転すると、捩れ剛性機構２０は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５とに相対捩れ角が生じたときにその相対捩れ角を小さくするように動作し、捩れ剛性機構３０は、ドライブ部材１１と中間部材１２とに相対捩れ角が生じたときにその相対捩れ角を小さくするように動作し、捩れ剛性機構４０は、中間部材１２とドリブン部材１５とに相対捩れ角が生じたときにその相対捩れ角を大きくするように動作する。以下、捩れ剛性機構２０，３０，４０の動作や捩れ剛性ｋ１，ｋ２，ｋ３について説明する。

【0022】

まず、捩れ剛性機構２０の動作や捩れ剛性ｋ１について図３を用いて説明する。エンジンＥＧ（ダンパ装置１０）が回転すると、連結部材２１の重心２１ｇには、遠心力Ｆ１１が作用する。この遠心力Ｆ１１は、式（１）により表わすことができる。式（１）中、「ｍ１」は、連結部材２１の質量であり、「Ｄ１１」は、ダンパ装置１０（ドライブ部材１１や中間部材１２，ドリブン部材１５）の回転中心ＲＣと連結部材２１の重心２１ｇとの距離であり、「Ω」は、エンジンＥＧの角速度である。この遠心力Ｆ１１の向きは、ダンパ装置１０の回転中心ＲＣおよび連結部材２１の重心２１ｇを通る直線Ｌ１１の方向のうち径方向外側の向きである。

【0023】

【数1】

【0024】

ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対捩れ角がゼロのときには、連結部材２１は、径方向に延在する（図２参照）。したがって、上述の直線Ｌ１１と、連結部材２１の延在方向の直線（リベット２３およびピン２４を通る直線）Ｌ１２と、ダンパ装置１０の回転中心ＲＣおよびリベット２３を通る直線Ｌ１３と、ダンパ装置１０の回転中心ＲＣおよびピン２４を通る直線Ｌ１４と、の全てが一致する。このため、連結部材２１の重心２１ｇに作用する遠心力Ｆ１１の直線Ｌ１２に直交する方向の分力Ｆ１２は、値０となる。

【0025】

ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対捩れ角がゼロでないときには、図３に示すように、直線Ｌ１１〜Ｌ１４が互いにずれる。したがって、連結部材２１の重心２１ｇに作用する遠心力Ｆ１１の直線Ｌ１２に直交する方向の分力Ｆ１２は、式（２）により表わすことができる。式（２）中、「α１」は、直線Ｌ１１と直線Ｌ１２との角度である。この分力Ｆ１２の向きは、直線Ｌ１２に直交する方向のうちドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対捩れ角を小さくする側の向き（図３では右上側の向き）である。また、連結部材２１の重心２１ｇは、図２および図３から分かるように、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対捩れ角がゼロのときに最も径方向外側に位置し、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対捩れ角が増加するにつれて径方向内側に移動し、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対捩れ角が減少するにつれて径方向外側に移動する。さらに、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対捩れ角がゼロでないときには、連結部材２１の重心２１ｇに、直線Ｌ１２に直交する方向のうちドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対捩れ角を小さくする側の向きの分力Ｆ１２が生じるから、捩れ剛性機構２０は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対捩れ角を小さくするように動作する（正の復元力を有する）と考えることができる。

【0026】

【数2】

【0027】

また、このとき、ピン２４の位置（ドライブ部材１１と連結部材２１とのすべり対偶の位置）において、連結部材２１がドライブ部材１１から受ける力Ｆ１３は、式（３）により表わすことができる。式（３）中、「Ｄ１２」は、リベット２３と連結部材２１の重心２１ｇとの距離であり、「Ｄ１３」は、リベット２３とピン２４との距離である。この力Ｆ１３の向きは、直線Ｌ１２に直交する方向のうちドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対捩れ角を大きくする側の向き（図３では分力Ｆ１２と反対側の向き）である。そして、ピン２４の位置において、連結部材２１がドライブ部材１１から受ける力Ｆ１３のダンパ装置１０の回転方向の分力Ｆ１４は、式（４）により表わすことができる。式（４）中、「β１」は、直線Ｌ１２と直線Ｌ１４との角度である。この力Ｆ１４の向きは、ダンパ装置１０の回転方向のうちドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対捩れ角を大きくする側の向き（図３では反時計回りの向き）である。

【0028】

【数3】

【0029】

したがって、ドライブ部材１１に伝達されるトルクＴ１（ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対捩れ角を小さくする側を正とする）は、式（５）により表わすことができる。式（５）中、「Ｄ１４」は、ダンパ装置１０の回転中心ＲＣとピン２４との距離である。ここで、式（５）において、右辺の係数として値１を用いるのは以下の理由による。連結部材２１がドライブ部材１１から受ける力Ｆ１３の向きは、連結部材２１に対するモーメントの釣り合いの関係式により定まる。一方、ドライブ部材１１は、反作用の法則により、力Ｆ１３とは反対向きの力（ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対捩れ角を小さくする側の力）、即ち、正の復元力を連結部材２１から受けることになる。このため、式（５）の右辺の係数として値１を用いるのである。

【0030】

そして、式（１）〜（５）をまとめると、トルクＴ１は、式（６）により表わすことができる。ここで、直線Ｌ１３と直線Ｌ１４との角度θ１が微小である即ち「ｓｉｎθ１≒θ１，ｃｏｓθ１＝１」であるとみなすと、トルクＴ１は、式（７）に近似することができる。式（７）に示すように、トルクＴ１は、エンジンＥＧの角速度Ωの二乗に比例することから、この式（７）に基づく式（８）に示すように、捩れ剛性機構２０は、エンジンＥＧの角速度Ωの二乗に比例する正の捩れ剛性ｋ１を有すると考えることができる。

【0031】

続いて、捩れ剛性機構３０の動作や捩れ剛性ｋ２について説明する。捩れ剛性機構３０は、捩れ剛性機構２０がドライブ部材１１とドリブン部材１５との間に配置されるのに対して捩れ剛性機構３０がドライブ部材１１と中間部材１２との間に配置される点を除いて、捩れ剛性機構２０と同様に構成されることから、捩れ剛性機構２０と同様に動作する。したがって、捩れ剛性機構３０も、エンジンＥＧの角速度Ωの二乗に比例する正の捩れ剛性ｋ２を有すると考えることができる。

【0032】

【数4】

【0033】

そして、捩れ剛性機構４０の動作や捩れ剛性ｋ３について図４を用いて説明する。エンジンＥＧ（ダンパ装置１０）が回転すると、連結部材４１の重心４１ｇには、遠心力Ｆ３１が作用する。この遠心力Ｆ３１は、式（９）により表わすことができる。式（９）中、「ｍ３」は、連結部材４１の質量であり、「Ｄ３１」は、ダンパ装置１０の回転中心ＲＣと連結部材４１の重心４１ｇとの距離であり、「Ω」は、上述したように、エンジンＥＧの角速度である。この遠心力Ｆ３１の向きは、ダンパ装置１０の回転中心ＲＣと連結部材４１の重心４１ｇを通る直線Ｌ３１の方向のうち径方向外側の向きである。

【0034】

【数5】

【0035】

中間部材１２とドリブン部材１５との相対捩れ角がゼロのときには、連結部材４１は、径方向に延在する（図２参照）。したがって、上述の直線Ｌ３１と、連結部材４１の延在方向の直線（リベット４３およびピン４４を通る直線）Ｌ３２と、ダンパ装置１０の回転中心ＲＣおよびリベット４３を通る直線Ｌ３３と、ダンパ装置１０の回転中心ＲＣおよびピン４４を通る直線Ｌ３４と、の全てが一致する。このため、連結部材４１の重心４１ｇに作用する遠心力Ｆ３１の直線Ｌ３２に直交する方向の分力Ｆ３２は、値０となる。

【0036】

中間部材１２とドリブン部材１５との相対捩れ角がゼロでないときには、図４に示すように、直線Ｌ３１〜Ｌ３４が互いにずれる。したがって、連結部材４１の重心４１ｇに作用する遠心力Ｆ３１の直線Ｌ３２に直交する方向の分力Ｆ３２は、式（１０）により表わすことができる。式（１０）中、「α３」は、直線Ｌ３１と直線Ｌ３２との角度である。この分力Ｆ３２の向きは、直線Ｌ３２に直交する方向のうち中間部材１２とドリブン部材１５との相対捩れ角を大きくする側の向き（図４では右上側の向き）である。また、連結部材４１の重心４１ｇは、図２および図４から分かるように、中間部材１２とドリブン部材１５との相対捩れ角がゼロのときに最も径方向内側に位置し、中間部材１２とドリブン部材１５との相対捩れ角が増加するにつれて径方向外側に移動し、中間部材１２とドリブン部材１５との相対捩れ角が減少するにつれて径方向内側に移動する。さらに、中間部材１２とドリブン部材１５との相対捩れ角がゼロでないときには、連結部材４１の重心４１ｇに、直線Ｌ３２に直交する方向のうち中間部材１２とドリブン部材１５との相対捩れ角を大きくする側の向きの分力Ｆ３２が生じるから、捩れ剛性機構４０は、中間部材１２とドリブン部材１５との相対捩れ角を大きくするように動作する（負の復元力を有する）と考えることができる。

【0037】

【数6】

【0038】

また、このとき、ピン４４の位置（中間部材１２と連結部材４１とのすべり対偶の位置）において、連結部材４１が中間部材１２から受ける力Ｆ３３は、式（１１）により表わすことができる。式（１１）中、「Ｄ３２」は、リベット４３と連結部材４１の重心４１ｇとの距離であり、「Ｄ３３」は、リベット４３とピン４４との距離である。この力Ｆ３３の向きは、直線Ｌ３２に直交する方向のうち中間部材１２とドリブン部材１５との相対捩れ角を小さくする側の向き（図４では分力Ｆ３２と同一側の向き）である。そして、ピン４４の位置において、連結部材４１が中間部材１２から受ける力Ｆ３３のダンパ装置１０の回転方向の分力Ｆ３４は、式（１２）により表わすことができる。式（１２）中、「β３」は、直線Ｌ３２と直線Ｌ３４との角度である。この力Ｆ３４の向きは、ダンパ装置１０の回転方向のうち中間部材１２とドリブン部材１５との相対捩れ角を小さくする側の向き（図４では時計回りの向き）である。

【0039】

【数7】

【0040】

したがって、中間部材１２に伝達されるトルクＴ３（中間部材１２とドリブン部材１５との相対捩れ角を小さくする側を正とする）は、式（１３）により表わすことができる。式（１３）中、「Ｄ３４」は、ダンパ装置１０の回転中心ＲＣとピン４４との距離である。ここで、式（１３）において、右辺の係数として値（−１）を用いるのは以下の理由による。連結部材４１が中間部材１２から受ける力Ｆ３３の向きは、連結部材４１に対するモーメントの釣り合いの関係式により定まる。一方、中間部材１２は、反作用の法則により、力Ｆ３３とは反対向きの力（中間部材１２とドリブン部材１５との相対捩れ角を大きくする側の力）、即ち、負の復元力を連結部材４１から受けることになる。このため、式（１３）の右辺の係数として値（−１）を用いるのである。

【0041】

そして、式（９）〜（１３）をまとめると、トルクＴ３は、式（１４）により表わすことができる。ここで、直線Ｌ３３と直線Ｌ３４との角度θ３が微小である即ち「ｓｉｎθ３≒θ３，ｃｏｓθ３＝１」であるとみなし、ダンパ装置１０の回転中心ＲＣとリベット４３との距離Ｄ３５と、ダンパ装置１０の回転中心ＲＣとピン４４との距離Ｄ３４と、を用いて式（１４）を変形すると、トルクＴ３は、式（１５）に近似することができる。式（１５）に示すように、トルクＴ３は、エンジンＥＧの角速度Ωの二乗に比例して小さくなる（負側の値として大きくなる）ことから、この式（１５）に基づく式（１６）に示すように、捩れ剛性機構４０は、エンジンＥＧの角速度Ωの二乗に比例する負の捩れ剛性ｋ３を有すると考えることができる。

【0042】

【数8】

【0043】

発明者らは、ダンパ装置１０の構成、即ち、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間に第１トルク伝達経路（捩れ剛性機構２０）と第２トルク伝達経路（捩れ剛性機構３０，中間部材１２，捩れ剛性機構４０）とを有する構成において、例えば国際公開第２０１６／０２１６６９号に示すように、以下のことを見出した。ダンパ装置１０の構成では、ドライブ部材１１から第１トルク伝達経路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から第２トルク伝達経路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、が互いに打ち消し合い、ドリブン部材１５の振動振幅が理論上ゼロになる反共振点におけるエンジンＥＧからの振動の角振動数ωが存在する。そして、この反共振点の角振動数ωは、式（１７）により表わすことができる。式（１７）中、「ｋ１」，「ｋ２」，「ｋ３」は、それぞれ捩れ剛性機構２０，３０，４０の捩れ剛性であり、「Ｊ’」は、中間部材１２の慣性モーメントＪと連結部材２１，３１，４１の質量ｍ１，ｍ２，ｍ３と各リベット２３，３３，４３および各ピン２４，３４，４４の回転中心からの距離とから計算される値である。なお、捩れ剛性機構２０，３０，４０の捩れ剛性ｋ１，ｋ２，ｋ３および値Ｊ’は、式（１７）の右辺（具体的には、根号内の分子）が正の値となるように設計される。

【0044】

【数9】

【0045】

上述したように、捩れ剛性機構４０の捩れ剛性ｋ３は負の値である。したがって、式（１７）において、右辺の根号内の値「ｋ２・ｋ３」および値「ｋ３・ｋ１」は負の値となるから、捩れ剛性機構４０の捩れ剛性ｋ３が正の値であるものに比して、右辺の根号内の分子ひいては右辺全体を小さくすることができる。これにより、反共振点の角振動数ωを一定値とするときを考えると、式（１７）の右辺の根号内の分母を小さくする、即ち、中間部材１２の慣性モーメントを小さくすることができる。この結果、ダンパ装置１０の小型化を図ったり、振動減衰性能の向上を図ったりすることができる。

【0046】

また、上述したように、捩れ剛性機構２０はエンジンＥＧの角速度Ωの二乗に比例する正の捩れ剛性ｋ１を有し、捩れ剛性機構３０はエンジンＥＧの角速度Ωの二乗に比例する正の捩れ剛性ｋ２を有し、捩れ剛性機構４０はエンジンＥＧの角速度Ωの二乗に比例する負の捩れ剛性ｋ３を有する。これを踏まえて、エンジンＥＧの角速度Ω（回転数）が増加するにつれて捩れ剛性機構２０，３０，４０の捩れ剛性ｋ１，ｋ２，ｋ３（ひいては全体の捩れ剛性）が適切に変化して反共振点の角振動数ωが増加するように捩れ剛性機構２０，３０，４０の捩れ剛性ｋ１，ｋ２，ｋ３および値Ｊ’を設計すれば、高い振動減衰性能を発揮できるエンジンＥＧの回転数領域を拡大することができる。特に、反共振点の角振動数ωがその時々のエンジンＥＧからの振動の角振動数と略一致するように捩れ剛性機構２０，３０，４０の捩れ剛性ｋ１，ｋ２，ｋ３および値Ｊ’を設計すれば、反共振となるエンジンＥＧの回転数領域をより拡大することができる。

【0047】

上述のダンパ装置１０では、捩れ剛性機構２０の連結部材２１は、ドリブン部材１５と回り対偶をなすと共にドライブ部材１１とすべり対偶をなすものとしたが、ドリブン部材１５とすべり対偶をなすと共にドライブ部材１１と回り対偶をなすものとしてもよい。また、捩れ剛性機構３０の連結部材３１は、中間部材１２と回り対偶をなすと共にドライブ部材１１とすべり対偶をなすものとしたが、中間部材１２とすべり対偶をなすと共にドライブ部材１１と回り対偶をなすものとしてもよい。さらに、捩れ剛性機構４０の連結部材４１は、ドリブン部材１５と回り対偶をなすと共に中間部材１２とすべり対偶をなすものとしてもよい。

【0048】

上述のダンパ装置１０では、捩れ剛性機構２０はエンジンＥＧの角速度Ωの二乗に比例する正の捩れ剛性ｋ１を有し、捩れ剛性機構３０はエンジンＥＧの角速度Ωの二乗に比例する正の捩れ剛性ｋ２を有し、捩れ剛性機構４０はエンジンＥＧの角速度Ωの二乗に比例する負の捩れ剛性ｋ３を有するものとした。しかし、捩れ剛性機構２０と捩れ剛性機構３０とのうちの少なくとも一方は、エンジンＥＧの回転数に拘わらずに一定の正の捩れ剛性を有するものとしてもよい。捩れ剛性機構２０や捩れ剛性機構３０が一定の正の捩れ剛性を有するものである場合、捩れ剛性機構２０や捩れ剛性機構３０としては、アークコイルスプリングやストレートコイルスプリングなどが用いられるものとしてもよい。

【0049】

上述のダンパ装置１０では、ドライブ部材１１と中間部材１２との間に正の捩れ剛性を有する捩れ剛性機構３０が配置されると共に中間部材１２とドリブン部材１５との間に負の捩れ剛性を有する捩れ剛性機構４０が配置されるものとしたが、ドライブ部材１１と中間部材１２との間に捩れ剛性機構４０が配置されると共に中間部材１２とドリブン部材１５との間に捩れ剛性機構３０が配置されるものとしてもよい。

【0050】

上述のダンパ装置１０では、トルクコンバータＴＣのタービンランナ５は、ドリブン部材１５およびダンパハブ７に固定されるものとしたが、図１において二点鎖線で示すように、ドライブ部材１１と中間部材１２とのうちの何れかに固定されるものとしてもよい。

【0051】

図５は、本開示の他のダンパ装置１１０の概略構成図である。図５のダンパ装置１１０は、上述のダンパ装置１０から中間部材１２を省略したものに相当する。図５のダンパ装置１１０の構成要素のうちダンパ装置１０と同一の構成要素については、同一の符号を付し、その詳細な説明は省略する。図５のダンパ装置１１０は、回転要素として、ドライブ部材（入力要素）１１およびドリブン部材（出力要素）１５を備えると共に、トルク伝達要素として、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間に配置される複数（例えば２個）の捩れ剛性機構２０と、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間に捩れ剛性機構２０に並列に配置される（並列に作用する）複数（例えば２個）の捩れ剛性機構１４０と、を備える。このダンパ装置１１０では、トルクコンバータＴＣのタービンランナ５は、図中実線で示すように、ドリブン部材１５およびダンパハブ７に固定されるものとしてもよいし、図中二点鎖線で示すように、ドライブ部材１１に固定されるものとしてもよい。捩れ剛性機構１４０は、ダンパ装置１０の捩れ剛性機構４０と同様に構成されており、エンジンＥＧの角速度Ωの二乗に比例する負の捩れ剛性ｋ４を有する。このダンパ装置１１０では、捩れ剛性機構１４０が図１のダンパ装置１０の捩れ剛性機構４０と同様に機能するから、図１のダンパ装置１０と同様の効果を奏することができる。

【0052】

図６は、本開示の他のダンパ装置２１０を備える発進装置２０１の概略構成図であり、図７は、ダンパ装置２１０の断面図であり、図８は、ダンパ装置２１０の正面図である。図６〜図８の発進装置２０１やダンパ装置２１０の構成要素のうち発進装置１やダンパ装置１０と同一の構成要素については、同一の符号を付し、その詳細な説明は省略する。

【0053】

ダンパ装置２１０は、回転要素として、ドライブ部材（入力要素）２１１と、ドライブ部材２１１に連結される入力側回転部材２１２と、中間部材（中間要素）２１３と、ドリブン部材（出力要素）２１５と、ドリブン部材２１５に連結される出力側回転部材２１７と、を備える。また、ダンパ装置１１０は、トルク伝達要素として、ドライブ部材２１１と中間部材２１３との間に配置される複数（例えば４個）の外側スプリング（第３捩れ剛性機構）２２０と、中間部材２１３と出力側回転部材２１７との間に配置される複数（例えば４個）の外側スプリング（第４捩れ剛性機構）２３０と、ドライブ部材２１１と出力側回転部材２１７との間に配置される複数（例えば４個）の内側スプリング（第１捩れ剛性機構）２４０と、入力側回転部材２１６とドリブン部材２１５との間に配置される複数（例えば４個）の捩れ剛性機構（第２捩れ剛性機構）２５０と、を備える。

【0054】

この実施形態では、外側スプリング２２０，２３０および内側スプリング２４０としては、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り、且つ、有効巻部（座を除く部分）のピッチが等ピッチである等ピッチストレートコイルスプリングが採用される。なお、外側スプリング２２０，２３０および内側スプリング２４０のうちの少なくとも１つとして、等ピッチアークコイルスプリングが採用されるものとしてもよい。

【0055】

複数の外側スプリング２２０，２３０は、何れもダンパ装置２１０の周方向に沿って延在すると共に、その周方向に沿って外側スプリング２２０と外側スプリング２３０とが交互に並んで一個ずつ対をなす（直列に作用する）ように、フロントカバー３やポンプインペラ４により画成される流体室内の外周側領域に配置される。複数の内側スプリング２４０は、ダンパ装置２１０の周方向に沿って延在すると共にその周方向に沿って間隔をおいて並ぶように流体室内の内周側領域に配置される。また、外側スプリング２２０，２３０および内側スプリング２４０は、ダンパ装置２１０の取付状態（それぞれのスプリングを介して連結される２つの回転要素の相対捩れ角がゼロのとき）において、何れも自然長またはそれよりも僅かに圧縮されている。

【0056】

ドライブ部材２１１は、周方向に間隔をおいて複数のリベット２１１ｒ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８１に連結される。このドライブ部材２１１は、板状の環状部材であり、複数（例えば４個）の外側当接部２１１ｃｏと、複数（例えば４個）の内側当接部２１１ｃｉと、を有する。複数の外側当接部２１１ｃｏは、ドライブ部材２１１の外周部に周方向に間隔をおいて設けられており、複数の内側当接部２１１ｃｉは、ドライブ部材２１１の内周部に周方向に間隔をおいて設けられている。

【0057】

入力側回転部材２１２は、２枚の板状の環状部材２１２ａ，２１２ｂを有し、周方向に間隔をおいて複数のリベット２５３を介して互いに連結される。また、入力側回転部材２１２は、ロックアップピストン８１に連結されることにより、ドライブ部材２１１に連結される。

【0058】

中間部材２１３は、板状の環状部材であり、周方向に間隔をおいて径方向外側に突出する複数（例えば４個）の当接部２１２ｃを有する。ドリブン部材２１５は、板状の環状部材であり、周方向に間隔をおいて、周方向に沿って延びる複数の開口部２１５ｏと径方向に沿って延びる複数（例えば４個）のガイド穴２１５ｈとが形成されている。

【0059】

出力側回転部材２１７は、ドリブン部材２１５に連結される有底筒状の有低筒状部材２１８と、有低筒状部材２１８に連結されるプレート部材２１９と、を有する。有低筒状部材２１８は、軸方向におけるドリブン部材２１５側に周方向に間隔をおいて突出する突起部２１８ｐを有する。有低筒状部材２１８とドリブン部材２１５とは、有低筒状部材２１８の突起部２１８ｐがドリブン部材２１５の開口部２１５ｏに嵌合されることにより、互いに連結される。プレート部材２１９は、周方向に間隔をおいて複数のリベット２１７ｒを介して有低筒状部材２１８に連結される。このプレート部材２１９は、複数（例えば４個）の外側当接部２１９ｃｏと、複数（例えば、４個）の内側当接部２１９ｃｉと、を有する。複数の外側当接部２１９ｃｏは、プレート部材２１９の外周部に周方向に間隔をおいて設けられており、複数の内側当接部２１９ｃｉは、プレート部材２１９の内周部に周方向に間隔をおいて設けられている。

【0060】

ダンパ装置２１０の取付状態（それぞれのスプリングを介して連結される２つの回転要素の相対捩れ角がゼロのとき）において、ドライブ部材２１１の各外側当接部２１１ｃｏは、対をなさない（直列に作用しない）外側スプリング２２０，２３０の間で両者の端部に当接する。同様に、出力側回転部材２１７のプレート部材２１９の各外側当接部２１９ｃｏも、対をなさない（直列に作用しない）外側スプリング２２０，２３０の間で両者の端部に当接する。また、中間部材２１３の各当接部２１３ｃは、互いに対をなす（直列に作用する）外側スプリング２２０，２３０の間で両者の端部に当接する。

【0061】

これにより、ダンパ装置２１０の取付状態において、各外側スプリング２２０の一端は、ドライブ部材２１１の対応する外側当接部２１１ｃｏおよびプレート部材２１９の対応する外側当接部２１９ｃｏに当接し、各外側スプリング２２０の他端は、中間部材２１３の対応する当接部２１３ｃに当接する。各外側スプリング２３０の一端は、中間部材２１３の対応する当接部２１３ｃに当接し、各外側スプリング２３０の他端は、ドライブ部材２１１の対応する外側当接部２１１ｃｏおよびプレート部材２１９の対応する外側当接部２１９ｃｏに当接する。

【0062】

また、ダンパ装置２１０の取付状態において、ドライブ部材２１１の各内側当接部２１１ｃｉは、周方向において隣り合う２つの内側スプリング２４０の間で両者の端部に当接する。プレート部材２１９の内側当接部２１９ｃｉは、周方向において隣り合う２つの内側スプリング２４０の間に配置され、ダンパ装置２１０の取付状態などドライブ部材２１１と出力側回転部材２１７（プレート部材２１９）との相対捩れ角が所定捩れ角未満のときには、内側スプリング２４０に当接せずに、ドライブ部材２１１と出力側回転部材２１７（プレート部材２１９）との相対捩れ角が所定捩れ角以上のときには、内側スプリング２４０に当接する。

【0063】

複数の捩れ剛性機構２５０は、周方向に間隔をおいて配置され、且つ、ダンパ装置２１０の取付状態（入力側回転部材２１２とドリブン部材２１５との相対捩れ角がゼロのとき）において径方向に延在するように、入力側回転部材２１２とドリブン部材２１５とに連結される。

【0064】

捩れ剛性機構２５０は、スプリング（弾性体）２５１と、スプリング２５１の径方向外側の端部を保持する外側保持部材２５２と、入力側回転部材２１２と外側保持部材２５２とを連結するための上述のリベット２５３と、スプリング２５１の径方向内側の端部を保持する内側保持部材２５４と、ドリブン部材２１５と内側保持部材２５４とを連結するためのリベット２５５と、を備える。

【0065】

スプリング２５１としては、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り、且つ、有効巻部（座を除く部分）のピッチが等ピッチである等ピッチストレートコイルスプリングが採用される。このスプリング２５１は、ダンパ装置２１０の取付状態（入力側回転部材２１２とドリブン部材２１５との相対捩れ角がゼロのとき）において、自然長よりも十分に圧縮されている。

【0066】

外側保持部材２５２は、スプリング２５１を保持する保持部２５２ａと、保持部２５２ａのスプリング２５１とは反対側から延出される突起部２５２ｂと、を有する。リベット２５３は、入力側回転数部材２１２の一対の環状部材２１２ａ，２１２ｂの間に外側保持部材２５２の突起部２５２ｂが差し込まれている状態で、一対の環状部材２１２ａ，２１２ｂと突起部２５２ｂとを互いに回転自在に連結する。

【0067】

内側保持部材２５４は、スプリング２５１を保持する保持部２５４ａと、保持部２５４ａのスプリング２５１とは反対側から互いに軸方向に間隔をおいて延出される一対の突起部２５４ｂ，２５４ｃと、を有する。リベット２５５は、内側保持部材２５４の一対の突起部２５４ｂ，２５４ｃの間にドリブン部材２１５が差し込まれている状態で、ドリブン部材２１５のガイド穴２１５ｈに挿通されると共にドリブン部材２１５と一対の突起部２５４ｂ，２５４ｃとを互いに回転自在に連結する。このリベット２５５は、質量体としても機能し、ガイド穴２１５ｈに沿って移動可能である。

【0068】

こうして構成されるダンパ装置２１０では、ドリブン部材２１５は、ドライブ部材２１１と出力回転部材２１７（プレート部材２１９）との相対捩れ角が所定捩れ角未満のときには、複数の外側スプリング２２０と中間部材２１３と複数の外側スプリング２３０と出力側回転部材２１７とを介してドライブ部材２１１に連結されると共に、入力側回転部材２１２と複数の捩れ剛性機構２５０とを介してドライブ部材２１１に連結される。また、ドリブン部材２１５は、ドライブ部材２１１と出力側回転部材２１７（プレート部材２１９）との相対捩れ角が所定捩れ角以上のときには、複数の外側スプリング２２０と中間部材２１３と複数の外側スプリング２３０と出力側回転部材２１７とを介してドライブ部材２１１に連結されると共に、入力側回転部材２１２と複数の捩れ剛性機構２５０とを介してドライブ部材２１１に連結され、更に、複数の内側スプリング２４０と出力側回転部材２１７とを介してドライブ部材２１１に連結される。

【0069】

次に、ダンパ装置２１０を備える発進装置２０１の動作について説明する。この発進装置２０１では、図６から分かるように、ロックアップクラッチ８によりロックアップが解除されている際には、エンジンＥＧからフロントカバー３に伝達されたトルク（動力）が，ポンプインペラ４，タービンランナ５，ダンパハブ７の経路を介して変速機ＴＭの入力軸ＩＳに伝達される。

【0070】

これに対して、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ている際において、ドライブ部材２１１とプレート部材２１９との相対捩れ角が所定捩れ角未満のときには、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２１１に伝達されたトルク（動力）が、複数の外側スプリング２２０と中間部材２１３と複数の外側スプリング２３０と出力側回転部材２１７とを含む第１トルク伝達経路と、入力側回転部材２１２と複数の捩れ剛性機構２５０とを含む第２トルク伝達経路と、を介してドリブン部材２１５，ダンパハブ７，変速機ＴＭの入力軸ＩＳに伝達される。そして、ロックアップが実行されている際において、ドライブ部材２１１とプレート部材２１９との相対捩れ角が所定捩れ角以上のときには、ドライブ部材２１１に伝達されたトルク（動力）が、第１トルク伝達経路と、第２トルク伝達経路と、複数の内側スプリング２４０と出力側回転部材２１７とを含む第３トルク伝達経路と、を介してドリブン部材２１５に伝達される。

【0071】

ここで、外側スプリング２２０，２３０および内側スプリング２４０は、ダンパ装置２１０の取付状態（それぞれのスプリングを介して連結される２つの回転要素の相対捩れ角がゼロのとき）において、何れもダンパ装置２１０の周方向に沿って延在し、何れも自然長またはそれよりも僅かに圧縮されている。したがって、ロックアップの実行によりエンジンＥＧの回転に伴ってダンパ装置１０が回転しているときに、外側スプリング２２０，２３０および内側スプリング２４０は、それぞれの両側の２つの回転要素に相対捩れ角が生じると、その相対捩れ角を小さくするように動作する（正の復元力を有する）。このとき、外側スプリング２２０，２３０および内側スプリング２４０は、一定のばね定数、即ち、正の一定の捩れ剛性を有するスプリングとして機能する。

【0072】

また、捩れ剛性機構２５０は、ダンパ装置２１０の取付状態（入力側回転部材２１２とドリブン部材２１５との相対捩れ角がゼロのとき）においてダンパ装置２１０の径方向に延在し、捩れ剛性機構２５０のスプリング２５１は、ダンパ装置２１０の取付状態において自然長よりも十分に圧縮されている。したがって、ロックアップの実行によりエンジンＥＧの回転に伴ってダンパ装置１０が回転しているときに、捩れ剛性機構２５０は、入力側回転部材２１２とドリブン部材２１５とに相対捩れ角が生じると、その相対捩れ角を大きくするように動作する（負の復元力を有する）。以下、捩れ剛性機構２５０の動作や剛性ｋ５について図９を用いて説明する。

【0073】

捩れ剛性機構２５０において、リベット２５３は、入力側回転部材２１２に対して回転方向および径方向に拘束されており、リベット２５５は、ドリブン部材２１５に対して回転方向に拘束されているものの径方向には移動可能である。

【0074】

捩れ剛性機構２５０において、入力側回転部材２１２とドリブン部材２１５との相対捩れ角がゼロのときには、捩れ剛性機構２５０が径方向に延在する（図８参照）から、ダンパ装置２１０の回転中心ＲＣおよびリベット２５３を通る直線Ｌ５１と、捩れ剛性機構２５０の延在方向の直線（リベット２５３およびリベット２５５を通る直線）Ｌ５２と、ダンパ装置２１０の回転中心ＲＣおよびリベット２５５を通る直線Ｌ５３と、の全てが一致する。これに対して、入力側回転部材２１２とドリブン部材２１５との相対捩れ角がゼロでないときには、図９に示すように、捩れ剛性機構２５０の延在方向が径方向からずれるから、直線Ｌ５１〜Ｌ５３が互いにずれる。

【0075】

ここで、スプリング２５１の発生する力Ｆ５１は、フックの法則により、式（１８）により表わすことができる。式（１８）中、「ｋｓ５」は、スプリング２５１のばね定数であり、「Ｌｓ５０」は、スプリング２５１の自然長であり、「Ｌｓ５１」は、スプリング２５１の現在の長さである。この力Ｆ５１のリベット２５５における回転方向の分力Ｆ５２は、式（１９）により表わすことができる。式（１９）中、「φ５」は、直線Ｌ５２と直線Ｌ５３との角度である。したがって、スプリング２５１が伝達するトルクＴ５は、式（２０）により表わすことができる。式（２０）中、「ｒ５」は、ダンパ装置２１０の回転中心ＲＣとリベット２５５との距離である。リベット２５５は、上述したように、ドリブン部材２１５に対して径方向に移動可能であるから、この距離ｒ５は可変となる。具体的には、質量体として機能するリベット２５５にエンジンＥＧの角速度Ω（回転数）の二乗に比例する遠心力が作用するから、距離ｒ５は、エンジンＥＧの角速度Ωが大きくなるにつれて大きくなる。なお、分力Ｆ５２やトルクＴ５は、入力側回転部材２１２とドリブン部材２１５との相対捩れ角を大きくする向きの力やトルクである。したがって、捩れ剛性機構２５０は、負の復元力を有すると言える。

【0076】

【数10】

【0077】

ここで、ダンパ装置２１０の回転中心ＲＣとリベット２５３とリベット２５５とを頂点とする三角形に対して正弦定理および余弦定理を適用すると、式（２１）および式（２２）が得られる。式（２１）および式（２２）中、「Ｒ５」は、ダンパ装置２１０の回転中心ＲＣとリベット２５３との距離であり、「θ５」は、入力側回転部材２１２とドリブン部材２１５との相対捩れ角である。

【0078】

【数11】

【0079】

式（２１）および式（２２）を式（２０）に代入してスプリング２５１の現在の長さＬｓ５１および直線Ｌ５２と直線Ｌ５３との角度φ５を消去すれば、スプリング２５１が伝達するトルクＴ５と、入力側回転部材２１２とドリブン部材２１５との相対捩れ角θ５と、の関係が得られる。特に、相対捩れ角θ５が微小であるときには、トルクＴ５と相対捩れ角θ５との関係は、式（２３）により表わすことができる。したがって、捩れ剛性機構２５０全体としての捩れ剛性ｋ５は、式（２４）により表わすことができる。

【0080】

【数12】

【0081】

図１０は、式（２４）における距離ｒ５と捩れ剛性ｋ５との関係の一例を示す説明図である。図１０に示すように、捩れ剛性ｋ５は、距離ｒ５が距離Ｒ５とスプリング２５１の自然長Ｌｓ５０との差分（Ｒ５−Ｌｓ５０）に等しいときにが値０となり、この差分（Ｒ５−Ｌｓ５０）よりも大きく距離Ｒ５よりも小さい範囲内で、距離ｒ５が大きくなるにつれて小さくなる（負側の値として大きくなる）。したがって、距離ｒ５が差分（Ｒ５−Ｌｓ５０）よりも大きく距離Ｒ５よりも小さくなるように、捩れ剛性機構２５０やドリブン部材２１５のガイド穴２１５ｈを設計すればよいことが分かる。

【0082】

そして、上述したように、エンジンＥＧの角速度Ω（回転数）が大きくなるにつれて距離ｒ５が大きくなるから、エンジンＥＧの角速度Ωが大きくなるにつれて捩れ剛性機構２５０全体としての捩れ剛性ｋ５が小さくなる（負側に大きくなる）と言える。この結果、上述のダンパ装置１０と同様の効果を奏することができる。

【0083】

図１１は、本開示の他のダンパ装置３１０の断面図であり、図１２は、ダンパ装置３１０の正面図である。図１１および図１２のダンパ装置３１０は、上述のダンパ装置２１０の捩れ剛性機構２５０を捩れ剛性機構３５０に置き換えたものに相当する。図１１および図１２のダンパ装置３１０のうちダンパ装置２１０と同一の構成要素については、同一の符号を付し、その詳細な説明は省略する。

【0084】

図１１や図１２に示すように、捩れ剛性機構３５０は、捩れ剛性機構２５０と同様のスプリング２５１，外側保持部材２５２，リベット２５３，内側保持部材２５４，リベット２５５に加えて、内側保持部材２５４の位置を調節することによりリベット２５５の位置（上述の距離ｒ５）を調整する位置調節部３６０（図１１参照）と、を備える。なお、この捩れ剛性機構３５０のリベット２５５は、ドリブン部材２１５のガイド穴２１５に沿って移動可能なものであればよく、捩れ剛性機構の２５０のリベット２５５に比して軽量のものとしてもよい。

【0085】

図１１に示すように、位置調節部３６０は、内側保持部材２５２に連結される連結部材３６１と、連結部材３６１および内側保持部材２５４を介してリベット２５５を径方向に移動させるアクチュエータ３６２と、エンジンＥＧの回転数を検出する回転数センサ３６３と、回転数センサ３５１からのエンジンＥＧの角速度Ω（回転数）を入力すると共にアクチュエータ３５２を制御する電子制御装置３５３と、を備える。内側保持部材２５４の突起部２５４ｃの外側壁面には、軸方向に突出する突起部２５４ｄが形成されており、連結部材３６１には、開口部３６１ｏが形成されている。内側保持部材２５４と連結部材３６１とは、内側保持部材２５４の突起部２５４ｄが連結部材３６１の開口部３６１ｏに嵌合することにより、互いに連結される。

【0086】

この位置調節部３６０では、電子制御装置３５３は、エンジンＥＧの角速度Ωが大きくなるにつれて内側保持部材２５４およびリベット２５５が径方向外側に移動するように、アクチュエータ３５２を制御する。

【0087】

この捩れ剛性機構３６０全体としての剛性ｋ６は、ダンパ装置２１０の捩れ剛性機構２５０全体の捩れ剛性ｋ５と同様に、スプリング２５１のばね定数ｋｓ５を用いて表わすことができる（式（２４）参照）。したがって、位置調節部３６０により上述のようにリベット２５５の位置を調節すれば、捩れ剛性機構３６０全体の構成ｋ６を、捩れ剛性機構２５０全体の捩れ剛性ｋ５と同様に、エンジンＥＧの角速度Ωが大きくなるにつれて小さくなる（負側に大きくなる）ようにすることができる。この結果、ダンパ装置２１０と同様の効果を奏することができる。

【0088】

図１３は、本開示の他のダンパ装置４１０の断面図であり、図１４は、ダンパ装置４１０の正面図である。図１４のダンパ装置３１０は、上述のダンパ装置２１０のドリブン部材２１５および捩れ剛性機構２５０をドリブン部材４１５および捩れ剛性機構４５０に置き換えたものに相当する。図１４のダンパ装置４１０のうちダンパ装置２１０と同一の構成要素については、同一の符号を付し、その詳細な説明は省略する。

【0089】

図１３や図１４に示すように、ドリブン部材４１５は、ガイド穴２１５ｈを有しない点を除いて、ダンパ装置２１０のドリブン部材２１５と同一である。捩れ剛性機構４５０は、捩れ剛性機構２５０と同様に、入力側回転部材２１２とドリブン部材２１５との相対捩れ角がゼロのときに径方向に延在するように入力側回転部材２１２とドリブン部材２１５とに連結され、且つ、スプリング４５１，外側保持部材２５２，リベット２５３，内側保持部材２５４，リベット４５５を備える。

【0090】

スプリング４５１としては、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り、且つ、有効巻部（座を除く部分）のピッチが不等ピッチである不等ピッチストレートコイルスプリングが採用される。ダンパ装置４１０の取付状態において、スプリング４５１の有効巻部のピッチは、径方向外側に向かうにつれて徐々に小さくなっており、スプリング４５１は、自然長よりも圧縮されている。リベット４５５は、ドリブン部材４１５と内側保持部材２５４の一対の突起部２５４ｂ，２５４ｃとを互いに回転自在に連結する。

【0091】

次に、捩れ剛性機構４５０の動作について説明する。図１５は、エンジンＥＧの角速度Ω（回転数）が小さく且つ入力側回転部材２１２とドリブン部材２１５との相対捩れ角がゼロのときの様子を示す説明図であり、図１６は、エンジンＥＧの角速度Ω（回転数）が大きく且つ入力側回転部材２１２とドリブン部材２１５との相対捩れ角がゼロのときの様子を示す説明図である。

【0092】

上述したように、スプリング４５１の有効巻部のピッチは、ダンパ装置４１０の取付状態において径方向外側に向かうにつれて徐々に小さくなっている。エンジンＥＧの角速度Ωが小さいときには、捩れ剛性機構４５０のスプリング４５１に作用する遠心力が小さいために、図１５に示すように、スプリング４５１が全体的に径方向外側に寄る程度が小さく、スプリング４５１全体で密着部分がなく或いは少なく、スプリング４５１の有効巻数が多い。これに対して、エンジンＥＧの角速度Ωが大きいときには、スプリング４５１に作用する遠心力が大きいために、図１６に示すように、スプリング４５１が全体的に径方向外側に寄る程度が大きく、スプリング４５１の径方向外側の部分が密着し或いは密着量が多くなり、スプリング４５１の有効巻数が少なくなる。即ち、エンジンＥＧの角速度Ωが大きくなるにつれてスプリング４５１の密着量（密着巻数）が多くなり、スプリング４５１の有効巻数が少なくなり、スプリング４５１のばね定数ｋｓ７が大きくなり、捩れ剛性機構４５０全体としての捩れ剛性ｋ７が小さくなる（負側に大きくなる）のである。この結果、ダンパ装置２１０と同様の効果を奏することができる。

【0093】

上述のダンパ装置２１０，３１０，４１０では、捩れ剛性機構としての外側スプリング２４０として、等ピッチストレートコイルスプリングが採用されるものとした。しかし、図１７に示すように、内側スプリング２４０Ｂとして、有効巻部（座を除く部分）のピッチが不等ピッチである不等ピッチストレートコイルスプリングが採用されるものとしてもよい。この場合、内側スプリング２４０Ｂの有効巻部のピッチは、内側スプリング２４０Ｂの延在方向における両端から中央に向かうにつれて徐々に小さくなるものとしてもよい。外側スプリング２２０として不等ピッチストレートコイルスプリングが採用され且つ外側スプリング２２０の両端部が径方向に支持されている場合、エンジンＥＧの角速度Ωが小さいときには、外側スプリング２２０に作用する遠心力が小さいために、外側スプリング２２０の延在方向における中央付近が径方向外側に膨らむ程度が小さく、内側スプリング２４０Ｂで密着部分がなく或いは少なく、スプリング２４０Ｂの有効巻数が多い。これに対して、エンジンＥＧの角速度Ωが大きいときには、スプリング２４０Ｂに作用する遠心力が大きいために、スプリング２４０Ｂの中央付近が径方向外側に膨らむ程度が大きくなってその曲率半径が小さくなり、内側スプリング２４０Ｂの中央付近の径方向内側の部分が密着する或いは密着量が多くなり、内側スプリング２４０Ｂの有効巻数が少なくなる。即ち、エンジンＥＧの角速度Ωが大きくなるにつれて内側スプリング２４０Ｂの密着量（密着巻数）が多くなり、２４０Ｂの有効巻数が少なくなり、内側スプリング２４０Ｂのばね定数が大きくなる（第１捩れ剛性機構全体としての捩れ剛性が正側に大きくなる）のである。ここでは、内側スプリング２４０Ｂについて説明したが、外側スプリング２２０，２３０についても同様に考えることができる。

【0094】

上述のダンパ装置２１０，３１０，４１０では、トルクコンバータＴＣのタービンランナ５は、ドリブン部材１５およびダンパハブ７に固定されるものとしたが、図６において二点鎖線で示すように、ドライブ部材２１１と中間部材２１３とのうちの何れかに固定されるものとしてもよい。

【0095】

図１８は、本開示の他のダンパ装置５１０の概略構成図である。図１８のダンパ装置２１０Ｃは、上述のダンパ装置２１０から外側スプリング２２０，２３０および中間部材２１３を省略し、内側スプリング２４０がドライブ部材２１１と出力側回転部材２１７（プレート部材２１９）との相対捩れ角に拘わらずに常時作動する（機能する）ようにしたものに相当する。図１８のダンパ装置２１０Ｃの構成要素のうちダンパ装置２１０と同一の構成要素については、同一の符号を付し、その詳細な説明は省略する。図１８のダンパ装置２１０Ｃは回転要素として、ドライブ部材（入力要素）２１１と、ドライブ部材２１１に連結される入力側回転部材２１２と、ドリブン部材（出力要素）２１５と、ドリブン部材２１５に連結される出力側回転部材２１７と、を備える。また、ダンパ装置１１０は、トルク伝達要素として、ドライブ部材２１１と出力側回転部材２１７との間に配置される複数（例えば４個）の内側スプリング（第１捩れ剛性機構）２４０と、入力側回転部材２１６とドリブン部材２１５との間に配置される複数（例えば４個）の捩れ剛性機構（第２捩れ剛性機構）２５０と、を備える。このダンパ装置２１０Ｃでは、トルクコンバータＴＣのタービンランナ５は、図中実線で示すように、ドリブン部材１５およびダンパハブ７に固定されるものとしてもよいし、図中二点鎖線で示すように、ドライブ部材１１に固定されるものとしてもよい。このダンパ装置２１０でも、ダンパ装置２１０と同様の効果を奏することができる。

【0096】

図１９は、本開示の他のダンパ装置５１０の概略構成図であり、図２０および図２１は、遠心振子吸振装置５２０の概略構成図であり、図２２は、図２０の遠心振子吸振装置５２０のＡＡ断面図である。図２０は、遠心振子吸振装置５２０の静止状態を示し、図２１は、遠心振子吸振装置５２０の揺動状態を示す。図１９のダンパ装置５１０の構成要素のうち、上述のダンパ装置１０と同一の要素については、同一の符号を付し、その詳細な説明は省略する。図１９のダンパ装置５１０は、回転要素として、ドライブ部材（入力要素）５１１およびドリブン部材（出力要素）１５を備えると共に、トルク伝達要素として、ドライブ部材５１１とドリブン部材１５との間に配置されるスプリングＳＰを備える。また、ダンパ装置５１０は、ドライブ部材５１１に連結される遠心振子吸振装置５２０を備える。図１９のダンパ装置５１０では、ダンパ装置５１０でなく、遠心振子吸振装置５２０が本開示の振動減衰装置に相当する。

【0097】

図２０〜図２２に示すように、遠心振子吸振装置５２０は、ドライブ部材５１１に連結される捩れ剛性機構５３０と、ドライブ部材５１１に連結される捩れ剛性機構５４０と、捩れ剛性機構５３０と捩れ剛性機構５４０とを連結する連結機構５５０と、を備える。

【0098】

ドライブ部材５１１は、周方向に間隔をおいて複数（例えば４個）のガイド穴５１１ｈを有する点を除いて、ダンパ装置１０と同一である。ガイド穴５１１ｈは、所定方向（図２０および図２１の右上左下方向）に延在する開口部であり、ドライブ部材５１１の回転中心ＲＣを通ると共にガイド穴５１１ｈの延在方向に直交する方向の直線（以下、「基準線Ｌ８１」という、図２０および図２１の一点鎖線の直線参照）に対して左右対称に形成される。

【0099】

捩れ剛性機構５３０は、質量体５３１と、質量体５３１とドライブ部材５１１とを互いに回転自在に連結するためのリベット５３４と、を備える。質量体５３１は、円柱状の質量体本体５３２と、質量体本体５３２の外周から一定方向（遠心振子吸振装置５２０が静止状態のときにおける径方向内側）に延出する腕部５３３と、を備える。腕部５３３の先端部は、基準線Ｌ８１における回転中心ＲＣから径方向外側に距離Ｒ８で且つガイド穴５１１ｈよりも距離（ｒ８／２）だけ径方向内側の位置で、リベット５３４を介してドライブ部材５１１に回転自在に連結される。したがって、質量体５３１（腕部５３３）は、ドライブ部材５１１と回り対偶をなす。質量体５３１の重心５３１ｇは、軸方向からみて質量体本体５３２の中心で且つリベット５３４（ドライブ部材５１１と質量体５３１との回り対偶の位置）から距離ｒ８の位置に位置する。この質量体５３１の重心５３１ｇは、遠心振子吸振装置５２０が静止状態のときに、最も径方向外側で且つ基準線Ｌ８１におけるガイド穴５１１ｈよりも距離（ｒ８／２）だけ径方向外側に位置し、遠心振子吸振装置５２０の揺動量（静止状態からの変位）が大きくなるにつれて径方向内側に移動すると共に遠心振子吸振装置５２０の揺動量が小さくなるにつれて径方向外側に移動する。なお、質量体本体５３２と腕部５３３とは、一体に形成されるものとしたが、別体に形成されてリベットなどによって連結されるものとしてもよい。

【0100】

捩れ剛性機構５４０は、質量体５４１と、質量体５４１とドライブ部材５１１とを互いに回転自在に連結するためのリベット５４４と、を備える。質量体５４１は、円柱状の質量体本体５４２と、質量体本体５４２の外周から一定方向（遠心振子吸振装置５２０が静止状態のときにおける径方向外側）に延出する腕部５４３と、を備える。腕部５４３の先端部は、基準線Ｌ８１におけるガイド穴５１１ｈよりも距離（ｒ８／２）だけ径方向外側の位置（回転中心ＲＣから距離（Ｒ８＋ｒ８）の位置）で、リベット５４４を介してドライブ部材５１１に回転自在に連結される。したがって、質量体５４１（腕部５４３）は、ドライブ部材５１１と回り対偶をなす。質量体５４１の重心５４１ｇは、軸方向からみて質量体本体５４２の中心で且つリベット５４４（ドライブ部材５１１と質量体５４１との回り対偶の位置）から距離ｒ８の位置に位置する。この質量体５４１の重心５４１ｇは、遠心振子吸振装置５２０が静止状態のときに、最も径方向内側で且つ基準線Ｌ８１におけるガイド穴５１１ｈよりも距離（ｒ８／２）だけ径方向内側に位置し、遠心振子吸振装置５２０の揺動量（静止状態からの変位）が大きくなるにつれて径方向外側に移動すると共に遠心振子吸振装置５２０の揺動量が小さくなるにつれて径方向内側に移動する。なお、質量体本体５４２と腕部５４３とは、一体に形成されるものとしたが、別体に形成されてリベットなどによって連結されるものとしてもよい。

【0101】

連結機構５５０は、ガイドリンク５５１と、ガイドリンク５５２と、ガイドリンク５５１と質量体５３１とを互いに回転自在に連結するためのリベット５５３と、ガイドリンク５５１と質量体５４１とを互いに回転自在に連結するためのリベット５５４と、ドライブ部材５１１に形成されたガイド穴５１１ｈに沿って移動すると共にガイドリンク５５１，５５２を互いに回転自在に連結するためのピボット（リベット）５５５と、を備える。

【0102】

ガイドリンク５５１は、一定方向に延在するように形成され、一端部がリベット５５３により質量体５３１の重心５３１ｇに回転自在に連結されると共に、他端部がピボット５５５によりガイドリンク５５２およびピボット５５５に回転自在に連結される。したがって、ガイドリンク５５１は、一端部で質量体５３１と回り対偶をなすと共に他端部でガイドリンク５５２およびピボット５５５と回り対偶をなす。

【0103】

ガイドリンク５５２は、一定方向に延在するように形成され、一端部がリベット５５４により質量体５４１の重心５４１ｇに回転自在に連結されると共に、他端部がピボット５５５によりガイドリンク５５１およびピボット５５５に回転自在に連結される。したがって、ガイドリンク５５２は、一端部で質量体５４１と回り対偶をなすと共に他端部でガイドリンク５５１およびピボット５５５と回り対偶をなす。

【0104】

この遠心振子吸振装置５２０では、静止状態のときには、図２０や図２２から分かるように、軸方向からみて、基準線Ｌ８１における、回転中心ＲＣから距離Ｒ８の位置に、リベット５３４（質量体５３１の支点）と質量体５４１の重心５４１ｇとリベット５５４とが位置し、回転中心ＲＣから距離（Ｒ８＋ｒ８／２）の位置に、ピボット５５５が位置し、回転中心ＲＣから距離（Ｒ８＋ｒ８）の位置に、質量体５３１の重心５３１ｇとリベット５５３とリベット５４４（質量体５４１の支点）とが位置する。

【0105】

また、遠心振子吸振装置５２０では、捩れ剛性機構５３０は、図１のダンパ装置１０の捩れ剛性機構２０や捩れ剛性機構３０と同様に機能し、捩れ剛性機構５４０は、図１のダンパ装置１０の捩れ剛性機構４０と同様に機能する。したがって、遠心振子吸振装置５２０が揺動状態のとき、即ち、質量体５３１および質量体５４１が遠心振子吸振装置５２０が静止状態のときの位置からずれたときには、捩れ剛性機構５３０には、捩れ剛性機構２０や捩れ剛性機構３０と同様に、ばね部材２３０の揺動量（静止状態からのずれ）を小さくする側で且つエンジンＥＧの角速度Ωの二乗に比例する力が作用し、捩れ剛性機構５４０には、捩れ剛性機構４０と同様に、捩れ剛性機構５４０の揺動量を大きくする側で且つエンジンＥＧの角速度Ωの二乗に比例する力が作用する。したがって、捩れ剛性機構５３０は、捩れ剛性機構２０や捩れ剛性機構３０と同様に、エンジンＥＧの角速度Ωの二乗に比例する正の捩れ剛性ｋ８１を有すると考えることができ、捩れ剛性機構５４０は、捩れ剛性機構４０と同様に、エンジンＥＧの角速度Ωの二乗に比例する負の捩れ剛性ｋ８２を有すると考えることができる。この遠心振子吸振装置５２０では、捩れ剛性機構５３０と捩れ剛性機構５４０とがドライブ部材５１１に対して並列に作用すると考えることができるから、捩れ剛性機構５３０，５４０の全体の捩れ剛性ｋ（＝ｋ８１−ｋ８２）を小さくすることができる。そして、この捩れ剛性機構５３０の質量体５３１と捩れ剛性機構５４０の質量体５４１との移動により、質量体５３１，５４１にガイドリンク５５１，５５２を介して連結されるピボット５５５がガイド穴５１１ｈに沿って移動する。このようにして、遠心振子吸振装置５２０からドライブ部材５１１に、エンジンＥＧからドライブ部材５１１に伝達される振動とは逆位相の振動を付与し、ドライブ部材５１１やドリブン部材１５の振動を吸収（減衰）することができる。また、第４，第５捩れ剛性機構５３０，５４０の捩れ剛性ｋ８１，ｋ８２を適切に設計すれば、ドライブ部材５１１やドリブン部材１５に対する高い振動減衰性能を発揮できるエンジンＥＧの回転数領域を拡大することができる。

【0106】

ところで、発明者らは、遠心振子吸振装置５２０の運動方程式が式（２５）により表わすことができることを見出した。式（２５）中、「ｍ８１」は、質量体５３１の質量であり、「ｍ８２」は、質量体５４１の質量であり、「ｒ８」は、リベット５３４（質量体５３１の支点）と質量体５３１の重心５３１ｇとの距離およびリベット５４４（質量体５４１の支点）と質量体５４１の重心５４１ｇとの距離であり、「Ｒ８」は、回転中心ＲＣと質量体５３１の支点（リベット５３４の位置）との距離であり、「φ８」は、質量体５３１，５４１の振れ角（基準線Ｌ８１と腕部５３３の延在方向との間の角度、および、基準線Ｌ８１と腕部５４３の延在方向との間の角度）であり、「θ８」は、制振対象としてのドライブ部材５１１の回転角度（回転位置）である。ここで、ドライブ部材５１１が一定速度で回転していると仮定すると、式（２５）における「θ８の２回微分」は値０となり、「θ８の１回微分」はエンジンＥＧの角速度となる。そして、角度φ８が微小である即ち「ｓｉｎφ８≒φ８，ｃｏｓφ８＝１」であるとみなし、式（２５）を変形すると、式（２６）が得られる。この式（２６）において、質量体５３１，５４１の振れ角φ８の係数「｛ｍ８１・Ｒ８−ｍ８２・（Ｒ８＋ｒ８）｝・Ω²」は、捩れ剛性機構５３０，５４０の全体の捩れ剛性ｋ（＝ｋ８１−ｋ８２）に相当すると考えることができる。また、この式（２６）を用いて、固有振動数ｆｎは、式（２７）により表わすことができる。したがって、遠心振子吸振装置５２０の次数ｎは、式（２８）により表わすことができる。この遠心振子吸振装置５２０では、式（２７）および式（２８）の根号内が正の値になる必要があるから、式（２９）を満たす場合に、動吸振器としての機能を発揮できると言える。

【0107】

【数13】

【0108】

【数14】

【0109】

【数15】

【0110】

また、遠心振子吸振装置５２０では、以下の効果も奏する。ここで、比較例としては、図２３の遠心振子吸振装置５２０Ｂに示すように、図２０〜図２２の遠心振子吸振装置５２０の捩れ剛性機構５３０を備えると共にガイド穴５１１ｈや捩れ剛性機構５４０，連結機構５５０を省略したものを考える。遠心振子吸振装置５２０や遠心振子吸振装置５２０Ｂでは、これらの装置の次数がエンジンＥＧからドライブ部材５１１に伝達される振動の次数に一致するときに、良好な振動減衰性能を発揮することができる。図２３の遠心振子吸振装置５２０Ｂの場合、遠心振子吸振装置５２０の次数ｎ’は、式（３０）により表わすことができる。式（３０）中、「ｒ８」は、リベット５３４と質量体５３１の重心５３１ｇとの距離であり、「Ｒ８」は、回転中心ＲＣと質量体５３１の支点（リベット５３４の位置）との距離である。上述したように、遠心振子吸振装置５２０では、式（２９）を満たす場合に動吸振器としての機能を発揮できるから、その範囲内で質量体５４１の質量ｍ８２を大きくすれば、距離Ｒ８を大きくできると言える。例えば、エンジンＥＧが２気筒のときを考える。このとき、遠心振子吸振装置５２０Ｂの次数ｎ’を値１（エンジンＥＧからドライブ部材５１１に伝達される振動の次数）に一致させるには、距離Ｒ８と距離ｒ８とを等しくする必要があり、ドライブ部材５１１の側面（軸方向の端面）の大部分を遠心振子吸振装置５２０が占有することになり得る。一方、遠心振子吸振装置５２０の次数ｎを値１に一致させる際には、式（２８）から、質量体５３１，５４１の質量ｍ８１，ｍ８２を適切に設計すれば、距離Ｒ８を距離ｒ８よりも大きくできる（例えば、質量体５３１，５４１の質量ｍ８１，ｍ８２の比を２：１にすれば「Ｒ８＝４・ｒ８」にできる）ことが分かる。したがって、遠心振子吸振装置５２０では、比較例の遠心振子吸振装置５２０Ｂに比して距離Ｒ８を大きくすることができ、ドライブ部材５１１の内周部の側面側のスペースをより確保することができる。

【0111】

【数16】

【0112】

上述のダンパ装置５１０では、捩れ剛性機構５３０はエンジンＥＧの角速度Ωの二乗に比例する正の捩れ剛性ｋ８１を有するように構成されるものとしたが、エンジンＥＧの回転数に拘わらずに一定の正の捩れ剛性を有するように構成されるものとしてもよい。

【0113】

上述のダンパ装置５１０では、トルクコンバータＴＣのタービンランナ５は、ドリブン部材１５に固定されるものとしたが、図１９において二点鎖線で示すように、ドライブ部材５１１に固定されるものとしてもよい。

【0114】

上述のダンパ装置５１０では、遠心振子吸振装置５２０は、ドライブ部材５１１に連結されるものとしたが、ドリブン部材１５に連結されるものとしてもよい。

【0115】

以上説明したように、本開示の第１の振動減衰装置は、エンジン（ＥＧ）からのトルクが伝達される入力要素（１１）と出力要素（１５）とを含む複数の回転要素を有する振動減衰装置（１０，１１０）であって、前記入力要素（１１）と前記出力要素（１５）との間に配置されると共に正の捩れ剛性を有する第１捩れ剛性機構（２０）と、前記入力要素（１１）と前記出力要素（１５）との間に前記第１捩れ剛性機構（２０）と並列に作用すると共に負の捩れ剛性を有する第２捩れ剛性機構（４０，１４０）と、を備え、前記第２捩れ剛性機構（４０，１４０）の捩れ剛性は、前記エンジン（ＥＧ）の回転数が大きいほど負側に大きくなる、ことを要旨とする。

【0116】

この本開示の第１の振動減衰装置では、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の間で、正の捩れ剛性を有する第１捩れ剛性機構と負の捩れ剛性を有する第２捩れ剛性機構とが並列に作用する。これにより、第１捩れ剛性機構および第２捩れ剛性機構を含む複数の捩れ剛性機構の全体の捩れ剛性（ばねの場合の合成ばね定数に相当するもの）を小さくすることができる。そして、第２捩れ剛性機構の捩れ剛性を、エンジンの回転数が大きいほど負側に大きくなるようにする。これにより、複数の捩れ剛性機構の全体の捩れ剛性がエンジンの回転数に応じて適切に変化するようにすることができる。この結果、エンジンからのトルクが伝達される入力要素に対して、高い振動減衰性能を発揮できる回転数領域を拡大することができる。

【0117】

こうした本開示の第１の振動減衰装置において、前記第１捩れ剛性機構（２０，２４０）と前記第２捩れ剛性機構（４０，１４０，２５０，３５０，４５０）とは、前記振動減衰装置（１０，１１０，２１０，３１０，４１０）の周方向に並ぶように配置されるものとしてもよい。この場合、前記第１捩れ剛性機構（２０，２４０）と前記第２捩れ剛性機構（４０，１４０、２５０，３５０，４５０）とは、前記周方向において交互に並ぶように配置されるものとしてもよい。

【0118】

本開示の第１の振動減衰装置において、前記第２捩れ剛性機構（４０，１４０）は、該第２捩れ剛性機構（４０，１４０）を介して連結される２つの回転要素のうちの一方と回り対偶をなすと共に他方とすべり対偶をなす負側連結部材（４１）を有し、前記負側連結部材（４１）の重心は、前記２つの回転要素の相対捩れ角が増加するにつれて前記振動減衰装置（１０，１１０）の径方向の外側に移動すると共に前記２つの回転要素の相対捩れ角が減少するにつれて前記径方向の内側に移動する、ものとしてもよい。この場合、前記第２捩れ剛性機構（４０，１４０）は、前記２つの回転要素に相対捩れ角が生じたときに、前記２つの回転要素の相対捩れ角を大きくするように動作する、ものとしてもよい。また、前記２つの回転要素は、互いに径の異なる環状に形成されると共に互いに同心円上に配置され、前記負側連結部材（４１）は、前記２つの回転要素のうちの一方と回転自在に連結されると共に他方と回転自在かつ前記負側連結部材（４１）の延在方向に移動自在に連結され、前記負側連結部材（４１）の重心は、前記２つの回転要素の相対捩れ角がゼロのときに、前記２つの回転要素のうちの一方および他方との連結位置よりも前記径方向の内側に位置するものとしてもよい。

【0119】

本開示の第１の振動減衰装置において、前記第１捩れ剛性機構（２０）の捩れ剛性は、前記エンジン（ＥＧ）の回転数が大きいほど正側に大きくなる、ものとしてもよい。この場合、前記第１捩れ剛性機構（２０）は、前記入力要素（１１）と前記出力要素（１５）とのうちの一方と回り対偶をなすと共に他方とすべり対偶をなす正側連結部材（２１）を有し、前記正側連結部材（２１）の重心は、前記入力要素（１１）と前記出力要素（１５）との相対捩れ角が増加するにつれて前記振動減衰装置（１０，１１０）の径方向の内側に移動すると共に前記入力要素（１１）と前記出力要素（１５）との相対捩れ角が減少するにつれて前記径方向の外側に移動する、ものとしてもよい。この場合、前記第１捩れ剛性機構（２０）は、前記２つの回転要素に相対捩れ角が生じたときに、前記２つの回転要素の相対捩れ角を小さくするように動作する、ものとしてもよい。また、前記入力要素（１１）および前記出力要素（１５）は、互いに径の異なる環状に形成されると共に互いに同心円上に配置され、前記正側連結部材（２１）は、前記入力要素（１１）と前記出力要素（１５）とのうちの一方によって回転自在に連結されると共に他方によって回転自在かつ前記正側連結部材（２１）の延在方向に移動自在に連結され、前記正側連結部材（２１）の重心は、前記入力要素（１１）と前記出力要素（１５）との相対捩れ角がゼロのときに、前記入力要素（１１）と前記出力要素（１５）とのうちの一方および他方によって支持される位置よりも前記径方向の外側に位置するものとしてもよい。

【0120】

本開示の第１の振動減衰装置において、正の捩れ剛性を有する第３捩れ剛性機構（３０）を更に備え、前記複数の回転要素（１１，１２，１５）は、前記入力要素（１１）と前記出力要素（１５）との間に配置される中間要素（１２）を含み、前記第２捩れ剛性機構（４０）は、前記入力要素（１１）と前記中間要素（１５）との間と、前記中間要素（１２）と前記出力要素（１５）との間と、のうちの一方に配置され、前記第３捩れ剛性機構（３０）は、前記入力要素（１１）と前記中間要素（１２）との間と、前記中間要素（１２）と前記出力要素（１５）との間と、のうちの他方に配置されるものとしてもよい。

【0121】

本開示の第１の振動減衰装置において、前記第２捩れ剛性機構（２５０，３５０，４５０）は、前記振動減衰装置（２１０，３１０，４１０）の径方向に延在するように配置されるものとしてもよい。

【0122】

第２捩れ剛性機構が振動減衰装置の径方向に延在するように配置される態様の本開示の第１の振動減衰装置において、前記第２捩れ剛性機構（２５０）を介して連結される２つの回転要素（２１２，２１５）のうち前記径方向における内側の回転要素である内側回転要素（２１５）は、前記径方向に沿って延在するように形成されたガイド穴（２１５ｈ）を有し、前記第２捩れ剛性機構（２５０）は、前記ガイド穴（２１５ｈ）に沿って移動可能な質量体（２５５）と、前記質量体（２５５）と前記２つの回転要素（２１２，２１５）のうち前記径方向における外側の回転要素である外側回転要素（２１２）とに連結されると共に前記２つの回転要素（２１２，２１５）の相対捩れ角がゼロのときに自然長よりも圧縮されているスプリング（２５１）と、を有するものとしてもよい。この場合、前記第２捩れ剛性機構（２５０）の捩れ剛性は、前記スプリング（２５１）のばね定数を含んで定義される前記第２捩れ機構（２５０）全体の捩れ剛性である。

【0123】

第２捩れ剛性機構が振動減衰装置の径方向に延在するように配置される態様の本開示の第１の振動減衰装置において、前記第２捩れ剛性機構（２５０）を介して連結される２つの回転要素（２１２，２１５）のうち前記径方向における内側の回転要素である内側回転要素（２１５）は、前記径方向に沿って延在するように形成されたガイド穴（２１５ｈ）を有し、前記第２捩れ剛性機構（３５０）は、前記ガイド穴（２１５ｈ）に沿って移動可能な移動部材（２５５）と、前記移動部材（２５５）と前記２つの回転要素（２１２，２１５）のうち前記径方向における外側の回転要素である外側回転要素（２１２）とに連結されると共に前記２つの回転要素（２１２，２１５）の相対捩れ角がゼロのときに自然長よりも圧縮されているスプリング（２５１）と、前記移動部材（２５５）の前記径方向における位置を調節する位置調節部（３６０）と、を有するものとしてもよい。この場合、エンジンの回転数が大きくなるにつれて移動部材の位置が径方向外側となるように移動部材の位置を調節すればよい。この場合、前記第２捩れ剛性機構（３５０）の捩れ剛性は、前記スプリング（２５１）のばね定数を含んで定義される前記第２捩れ機構（３５０）全体の捩れ剛性である。

【0124】

第２捩れ剛性機構が振動減衰装置の径方向に延在するように配置される態様の本開示の第１の振動減衰装置において、前記第２捩れ剛性機構（４５０）は、有効巻部のピッチが不等の不等ピッチコイルスプリング（４５１）を有し、前記不等ピッチコイルスプリング（４５１）は、前記２つの回転要素の相対捩れ角がゼロのときに自然長よりも圧縮されているものとしてもよい。この場合、前記不等ピッチコイルスプリング（４５１）の有効巻部のピッチは、前記径方向における外側で内側よりも狭くなっているものとしてもよい。

【0125】

第２捩れ剛性機構が振動減衰装置の径方向に延在するように配置される態様の本開示の第１の振動減衰装置において、前記第１捩れ剛性機構（２４０）は、前記振動減衰装置（２１０，３１０，４１０）の周方向に延在するように配置されるものとしてもよい。この場合、前記第１捩れ剛性機構（２４０）は、有効巻部のピッチが不等の不等ピッチコイルスプリングであるものとしてもよい。前記第１捩れ剛性機構（２４０）の前記不等ピッチコイルスプリングの有効巻部のピッチは、該第１捩れ剛性機構（２４０）の延在方向における中央部で両端部よりも狭くなっているものとしてもよい。

【0126】

第２捩れ剛性機構が振動減衰装置の径方向に延在するように配置される態様の本開示の第１の振動減衰装置において、正の捩れ剛性を有する第３捩れ剛性機構（２２０）および第４捩れ剛性機構（２３０）を更に備え、前記複数の回転要素は、前記入力要素（２１１）と前記出力要素（２１５）との間に配置される中間要素（２１３）を含み、前記第３捩れ剛性機構（２２０）は、前記入力要素（２１１）と前記中間要素（２１３）との間に配置され、前記第４捩れ剛性機構（２３０）は、前記中間要素（２１３）と前記出力要素（２１５）との間に配置されるものとしてもよい。この場合、前記第１捩れ剛性機構（２４０）は、前記入力要素（２１１）と前記出力要素（２１５）との相対捻れ角が所定捩れ角以上のときに作動するものとしてもよい。

【0127】

本開示の第２の振動減衰装置（５２０）は、エンジン（ＥＧ）からのトルクが伝達される回転要素（５１１）の振動を減衰する振動減衰装置（５２０）であって、前記回転要素（５１１）に回転自在に連結されると共に正の捩れ剛性を有する第１捩れ剛性機構（５３０）と、前記回転要素（５１１）に回転自在に連結されると共に負の捩れ剛性を有する第２捩れ剛性機構（５４０）と、前記第１捩れ剛性機構（５３０）と前記第２捩れ剛性機構（５４０）とを連結する連結機構（５５０）と、を備え、前記第２捩れ剛性機構（５４０）の捩れ剛性は、前記エンジン（ＥＧ）の回転数が大きいほど負側に大きくなる、ことを要旨とする。

【0128】

この本開示の第２の振動減衰装置では、エンジンからのトルクが伝達される回転要素に回転自在に連結されると共に正の捩れ剛性を有する第１捩れ剛性機構と、回転要素に回転自在に連結されると共に負の捩れ剛性を有する第２捩れ剛性機構と、が連結機構を介して連結されている。この構成では、第１捩れ剛性機構および第２捩れ剛性機構が回転要素に対して並列に作用すると考えることができるから、第１捩れ剛性機構および第２捩れ剛性機構を含む複数の捩れ剛性機構の全体の捩れ剛性を小さくすることができる。また、この構成では、回転要素の回転変動が生じて第１捩れ剛性機構および第２捩れ剛性機構が静止状態の位置からずれると、第１捩れ剛性機構が静止状態の位置に戻ろうとすると共に第２捩れ剛性機構がそのずれ量を大きくしようとして、振動減衰装置から回転要素に、エンジンから回転要素に伝達される振動とは逆位相の振動を付与し、回転要素の振動を吸収（減衰）することができる。そして、第２捩れ剛性機構の捩れ剛性を、エンジンの回転数が大きいほど負側に大きくなるようにする。これにより、第１捩れ剛性機構および第２捩れ剛性機構を含む複数の捩れ剛性機構の全体の捩れ剛性がエンジンの回転数に応じて適切に変化するようにすることができる。この結果、エンジンからのトルクが伝達される回転要素に対して、高い振動減衰性能を発揮できる回転数領域を拡大することができる。

【0129】

こうした本開示の第２の振動減衰装置において、前記第１捩れ剛性機構（５３０）の捩れ剛性は、前記エンジン（ＥＧ）の回転数が大きいほど正側に大きくなる、ものとしてもよい。

【0130】

この場合、前記第１捩れ剛性機構（５３０）は、前記回転要素（５１１）における第１位置で該回転要素（５１１）と回り対偶をなすと共に静止状態のときに重心が前記第１位置よりも前記振動減衰装置（５２０）の径方向の外側に位置する第１質量体（５３１）を有し、前記第１質量体（５３１）の重心は、前記回転要素（５１１）の揺動量が増加するにつれて前記径方向の内側に移動すると共に前記回転要素（５１１）の揺動量が減少するにつれて前記径方向の外側に移動し、前記第２捩れ剛性機構（５４０）は、前記回転要素（５１１）における前記第１位置よりも前記径方向の外側の第２位置で該回転要素（５１１）と回り対偶をなすと共に静止状態のときに重心が前記第２位置よりも前記径方向の内側に位置する第２質量体（５４１）を有し、前記第２質量体（５４１）の重心は、前記回転要素（５１１）の揺動量が増加するにつれて前記径方向の外側に移動すると共に前記回転要素（５１１）の揺動量が減少するにつれて前記径方向の内側に移動する、ものとしてもよい。

【0131】

この場合、前記回転要素（５１１）は、所定方向に延在するように形成されたガイド穴（５１１ｈ）を有し、前記第１位置は、前記ガイド穴（５１１ｈ）よりも前記径方向の内側に位置し、前記第２位置は、前記ガイド穴（５１１ｈ）よりも前記径方向の外側に位置し、前記連結機構（５５０）は、一端部が前記第１質量体（５３１）と回り対偶をなす第１リンク（５５１）と、一端部が前記第２質量体（５４１）と回り対偶をなす第２リンク（５５２）と、前記ガイド穴（５１１ｈ）に沿って移動すると共に前記第１リンク（５５１）の他端部および前記第２リンク（５５２）の他端部と回り対偶をなすピボット（５５５）と、を有する、ものとしてもよい。

【0132】

この場合、前記第１リンク（５５１）は、前記第１質量体（５３１）の重心の位置で該第１質量体（５３１）と回り対偶をなし、前記第２リンク（５５２）は、前記第２質量体（５４１）の重心の位置で該第２質量体（５４１）と回り対偶をなし、前記第１位置と前記第１質量体（５３１）の重心との距離および前記第２位置と前記第２質量体（５４１）の重心との距離は、共に第１距離であり、前記第１質量体（５３１）の重心と前記ピボッ
ト（５５５）との距離および前記第２質量体（５４１）の重心と前記ピボット（５５５）との距離は、共に前記第１距離の半分の第２距離である、ものとしてもよい。

【0133】

以上、本開示を実施するための形態について説明したが、本開示はこうした実施形態に何等限定されるものではなく、本開示の要旨を逸脱しない範囲内において、種々なる形態で実施し得ることは勿論である。

【産業上の利用可能性】

【0134】

本開示は、振動減衰装置の製造産業などに利用可能である。

【図1】

【図2】

【図3】

【図4】

【図5】

【図6】

【図7】

【図8】

【図9】

【図10】

【図11】

【図12】

【図13】

【図14】

【図15】

【図16】

【図17】

【図18】

【図19】

【図20】

【図21】

【図22】

【図23】