CN106062416B - 离心振子式吸振装置及其设计方法 - Google Patents

离心振子式吸振装置及其设计方法 Download PDF

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Abstract

离心振子式吸振装置(10)与减振器机构(8)一起构成起步装置(1)，该减振器机构(8)包括：包含经由锁止离合器(9)连结于发动机的驱动部件(81)和与变速器连结的从动部件(83)的多个旋转构件、以及在驱动部件(81)与从动部件(83)之间传递扭矩的第一以及第二螺旋弹簧(SP1、SP2)，上述离心振子式吸振装置(10)包含与减振器机构(8)的从动部件(83)一体旋转的支承部件(11)、和被支承部件(11)支承为摆动自如的质量体(12)，上述离心振子式吸振装置(10)被设计为具有比由发动机产生的应衰减的振动的次数大与减振器机构(8)的滞后相关的修正量的有效次数。

Description

离心振子式吸振装置及其设计方法
技术领域
本发明涉及离心振子式吸振装置及其设计方法，该离心振子式吸振装置与减振器机构一起构成起步装置，该减振器机构包括包含与驱动装置连结的输入构件和与变速器连结的输出构件的多个旋转构件以及在输入构件与输出构件之间传递扭矩的扭矩传递弹性体。
背景技术
以往，作为具备离心振子式吸振装置的力传递装置，公知有如下构造，其包含：至少一个输入体、输出体；具有泵轮和以相对于输出体不能转动的方式与输出体结合的涡轮叶轮的液力式的结构构件；和以锁止离合器的形式形成的跨越液力式的结构构件的装置；具有在至少能够局部被运转介质特别是油填充的室内配置的至少两个减振器(弹簧单元)的振动衰减装置；以及与该振动衰减装置连结的离心振子式的转速适应型动吸振器，上述力传递装置在驱动装置与被驱动装置之间传递动力(例如，参照专利文献1)。在该力传递装置中，转速适应型动态吸振器被设计为，与油的影响相关地，比驱动装置的激振的次数q大规定的次数偏移值qF的有效次数qeff。而且，以与激振的次数q的变化呈正比地变化的方式决定次数偏移值qF，以使次数偏移值qF与激振的次数q不一致。
专利文献1：日本特表2011-504987号公报
上述专利文献1记载的有效次数qeff的设定方法，被认为是考虑了质量体与旋转的油之间的相对运动产生的阻力、即粘性阻力来设定有效次数qeff。然而，专利文献1记载的方法缺乏理论依据，根据本发明者们的研究，明确了工作油这样的液体的存在下的粘性阻力对质量体的摆动的影响很小。因此，即使通过专利文献1记载的方法设定离心振子式吸振装置的质量体的振动次数，也无法提高离心振子式吸振装置的吸振性能，还因情况不同而有使吸振性能降低的潜在可能性。
发明内容
因此，本发明的主要目的是进一步提高离心振子式吸振装置的吸振性能，该离心振子式吸振装置和包含在输入构件与输出构件之间传递扭矩的扭矩传递弹性体的减振器机构一起构成起步装置。
本发明的离心振子式吸振装置与减振器机构一起构成起步装置，该减振器机构包括：包含与驱动装置连结的输入构件和与变速器连结的输出构件的多个旋转构件、以及在上述输入构件与上述输出构件之间传递扭矩的扭矩传递弹性体，其特征在于，上述离心振子式吸振装置具备：与上述减振器机构的上述旋转构件的任意一个一体旋转的支承部件、和被上述支承部件支承为摆动自如的质量体，上述离心振子式吸振装置被设计为具有比由上述驱动装置产生的应衰减的振动的次数至少大与上述减振器机构的滞后相关的修正量的有效次数。
一般在包括包含输入构件和输出构件的多个旋转构件以及在输入构件与输出构件之间传递扭矩的扭矩传递弹性体的减振器机构中，主要因在扭矩传递弹性体与旋转构件之间产生的摩擦力，而产生向输入构件的输入扭矩增加时的输出扭矩、与向输入构件的输入扭矩减少时的输出扭矩的差即滞后。而且，本发明者们对与减振器机构一起构成起步装置的离心振子式吸振装置进行了深入研究，结果是明确了因上述减振器机构的滞后，而利用与减振器机构的任意一个旋转构件连结的离心振子式吸振装置本应衰减的振动无法很好地被衰减，即利用离心振子式吸振装置本应衰减的振动的次数、与利用该离心振子式吸振装置实际衰减的振动的次数之间产生偏差。基于此，该离心振子式吸振装置被设计为具有比由驱动装置产生的应衰减的振动的次数至少大与减振器机构的滞后相关的修正量的有效次数。由此，能够进一步提高与减振器机构一起构成起步装置的离心振子式吸振装置的吸振性能。
附图说明
图1是表示包含本发明的离心振子式吸振装置的起步装置的简要结构图。
图2是表示的本发明的离心振子式吸振装置的俯视图。
图3是沿图2的III-III线的剖视图。
图4是表示本发明的离心振子式吸振装置的放大图。
图5是表示减振器机构的滞后与被离心振子式吸振装置衰减的振动的次数的关系的图表。
具体实施方式
接下来，参照附图来说明用于实施本发明的方式。
图1是包含本发明的离心振子式吸振装置10的起步装置1的简要结构图。该图所示的起步装置1搭载于具备作为原动机的发动机(内燃机)的车辆，将来自该发动机的动力传递至作为自动变速器(AT)或者无级变速器(CVT)的变速器。起步装置1除了包含离心振子式吸振装置10之外，还包含：与发动机的曲轴连结的前盖(输入部件)3、固定于前盖3的泵轮(输入侧流体传动构件)4、能够与泵轮4同轴地旋转的涡轮(输出侧流体传动构件)5、对工作油(工作流体)的从涡轮5向泵轮4的流动进行整流的定子6、固定于变速器的输入轴IS的减振器毂(输出部件)7、与减振器毂7连接的减振器机构8、以及与减振器机构8连结的具有未图示的锁止活塞的例如单片摩擦式的锁止离合器(起步离合器)9。
泵轮4与涡轮5相互对置，在两者之间以与泵轮4、涡轮5同轴旋转的方式配置定子6。定子6的旋转方向通过单向离合器60被设定为仅朝一个方向。上述泵轮4、涡轮5以及定子6形成在由前盖3和泵轮4的泵壳定义的流体传动室(液体室)2的内部使工作油(流体)循环的环面(环状流路)，作为具有扭矩增幅功能的变矩器发挥功能。此外，在起步装置1中，也可以省略定子6、单向离合器60，将泵轮4以及涡轮5作为液力耦合器发挥功能。
减振器机构8包含驱动部件(输入构件)81、中间部件(中间构件)82、从动部件(输出构件)83，作为旋转构件。另外，减振器机构8包含多个配置在驱动部件81与中间部件82之间的第一螺旋弹簧SP1、以及例如多个具有比第一螺旋弹簧SP1高的刚度(弹簧常量)且配置在中间部件82与从动部件83之间的第二螺旋弹簧(第二弹性体)SP2，作为扭矩传递构件(扭矩传递弹性体)。
在本实施方式中，第一螺旋弹簧SP1是以在没有施加负载时具有呈圆弧状延伸的轴线的方式卷绕的金属材料所构成的弧形螺旋弹簧。由此，能够使第一螺旋弹簧SP1进一步低刚度化(减小弹簧常量)，使减振器机构8进一步低刚度化(长行程化)。同样，在本实施方式中，第二螺旋弹簧SP2是以在没有施加负载时具有呈圆弧状延伸的轴线(中心线)的方式卷绕的金属材料所构成的弧形螺旋弹簧。但是，作为第一以及第二螺旋弹簧SP1、SP2，也可以采用以在没有施加负载时具有呈笔直地延伸的轴线(中心线)的方式卷绕为螺旋状的金属材料所构成的直线型螺旋弹簧。
驱动部件81具有多个分别与对应的第一螺旋弹簧SP1的一端抵接的抵接部。驱动部件81的各抵接部在减振器机构8的安装状态下在相互相邻的第一螺旋弹簧SP1之间与两者抵接。中间部件82具有多个分别与对应的第一螺旋弹簧SP1的另一端抵接的第一抵接部、和多个分别与对应的第二螺旋弹簧SP2的端部抵接的第二抵接部。中间部件82的各第一抵接部在减振器机构8的安装状态下在相互相邻的第一螺旋弹簧SP1之间与两者抵接。另外，第二螺旋弹簧SP2在减振器机构8的安装状态下配置于中间部件82的相互相邻的两个第二抵接部之间，这两个第二抵接部的一个与第二螺旋弹簧SP2的一端抵接，另一个与第二螺旋弹簧SP2的另一端抵接。从动部件83具有多个分别与对应的第二螺旋弹簧SP2的端部抵接的抵接部，并固定于减振器毂7。第二螺旋弹簧SP2在减振器机构8的安装状态下配置于从动部件83的相互相邻的两个抵接部之间，这两个抵接部的一个与第二螺旋弹簧SP2的一端抵接，另一个与第二螺旋弹簧SP2的另一端抵接。
而且，减振器机构8作为限制驱动部件81与从动部件83的相对旋转的旋转限制止动器，包含限制驱动部件81与中间部件82的相对旋转的第一止动器84、和限制中间部件82与从动部件83的相对旋转的第二止动器85。第一止动器84由形成于驱动部件81的止动器部、和形成于中间部件82的第一止动器部构成，若驱动部件81的止动器部与中间部件82的第一止动器部抵接，则第一螺旋弹簧SP1的扭转以及驱动部件81与中间部件82的相对旋转被限制。第二止动器85由形成于中间部件82的第二止动器部、和形成于从动部件83的止动器部构成，若中间部件82的第二止动器部与从动部件83的止动器部抵接，则第二螺旋弹簧SP2的扭转以及中间部件82与从动部件83的相对旋转被限制。
本实施方式中，第一止动器84(驱动部件81、中间部件82以及第一螺旋弹簧SP1的各种规格)以及第二止动器85(中间部件82、从动部件83以及第二螺旋弹簧SP2的各种规格)构成(设定)为，例如在通过第二止动器85限制第二螺旋弹簧SP2的扭转以及中间部件82与从动部件83的相对旋转之前，限制第一螺旋弹簧SP1的扭转以及驱动部件81与中间部件82的相对旋转。具体而言，若在执行锁止时从发动机向前盖3传递的扭矩、即向驱动部件81的输入扭矩，达到被设定为小于与减振器机构8的最大扭转角θmax对应的扭矩T2(第二值)的与相对旋转限制角度θref对应的扭矩T1(第一值)，则通过第一止动器84，限制第一螺旋弹簧SP1的扭转以及驱动部件81与中间部件82的相对旋转。另外，若向驱动部件81的输入扭矩达到与减振器机构8的最大扭转角θmax对应的扭矩T2，则通过第二止动器85限制第二螺旋弹簧SP2的扭转以及中间部件82与从动部件83的相对旋转。
另外，在本实施方式的起步装置1中，在作为减振器机构8的输出构件的从动部件83上借助多个第三螺旋弹簧(第三弹性体)SP3连结有涡轮5，这多个第三螺旋弹簧SP3和涡轮5构成动态减振器20。由此，在锁止离合器9接合时(包含滑差控制时)能够通过离心振子式吸振装置10和动态减振器20双方很好地吸收减振器机构8整体的振动。
锁止离合器9在来自未图示的液压控制装置的液压作用下动作，选择性地执行通过将前盖3与驱动部件81直接连结而经由减振器机构8将前盖3与减振器毂7即变速器的输入轴IS连结的锁止和该锁止的解除。另外，在预先决定的滑差控制执行条件成立时，执行滑差控制，即，以使发动机即前盖3与输入轴IS即减振器毂7间的旋转速度差(实滑动速度)与目标转差速度一致(使发动机(曲轴)与驱动部件81产生旋转速度差)的方式控制锁止离合器9，从而能够提高经由锁止离合器9的动力的传递效率、发动机(原动机)的燃油经济性。此外，滑差控制执行条件例如在执行由锁止离合器9进行的锁止时、车辆的加速过程中、减速过程中、变速器的变速过程中等成立。
构成锁止离合器9的未图示的锁止活塞例如被减振器毂7支承为能够沿轴向移动并且能够旋转。另外，在锁止活塞的外周侧并且前盖3侧的面贴附环状的摩擦材料，上述驱动部件81与锁止活塞的例如外周部连结。此外，起步装置1也可以包含多片摩擦式的锁止离合器来代替单片摩擦式的锁止离合器9而构成。
如图2以及图3所示，离心振子式吸振装置10包含与作为减振器机构8的旋转构件的从动部件83同轴连结(固定)并与该从动部件83一体旋转的支承部件(凸缘)11、和分别以重心沿预先决定的摆动轨道100(参照图4)移动的方式被支承部件11支承为摆动自如并且沿周向相邻的多个(在本实施方式中为四个)质量体12。另外，离心振子式吸振装置10配置在由前盖3和泵轮4的泵壳定义并收纳工作油的流体传动室2(液体室)的内部。而且，离心振子式吸振装置10通过伴随着支承部件11(从动部件83)的旋转，使多个质量体12在被工作油填满的流体传动室2的内部相对于该支承部件11沿相同方向摆动，从而对减振器机构8的从动部件83施加具有与该从动部件83的振动朝相反方向的相位的振动。由此，能够在从锁止离合器9到减振器毂7(变速器)这段区间利用离心振子式吸振装置10吸收(衰减)振动。
本实施方式中，各质量体12具有隔着支承部件11沿起步装置1的轴向对置并且通过未图示的铆钉等相互连结的两个重物120和两个引导辊15。如图2所示，各重物120是从支承部件11的轴向观察沿该支承部件11的外周大体呈圆弧状延伸的金属板，具有左右对称的形状。如图3所示，引导辊15是将大径辊152与两个小径辊151一体化而成的。小径辊151从大径辊152的轴向的两端面朝相互相反的一侧突出。
另外，在支承部件11，以分别针对一个质量体12对应形成有2个(一对)的方式形成有多个第一引导缺口部(第一引导部)11g。一对第一引导缺口部11g例如形成为分别以向支承部件11的径向外侧凸出的曲线为轴线的左右不对称或者左右对称的长孔，相对于包含支承部件11(从动部件83)的旋转中心(轴线)RC在内的质量体12的摆动中心线(振幅的中心线)对称地配置。向第一引导缺口部11g内以能够滚动的方式插入对应的引导辊15的大径辊152，各引导辊15的大径辊152在对应的第一引导缺口部11g的内周面(基本是径向外侧的内周面)上滚动。
而且，在质量体12的各重物120形成有2个(一对)第二引导缺口部(第二引导部)120g。一对第二引导缺口部120g例如形成为以向支承部件11的中心凸出的曲线为轴线的左右不对称或者左右对称的长孔，相对于质量体12的摆动中心线对称地配置。向第二引导缺口部120g内以能够滚动的方式插入对应的引导辊15的小径辊151，各引导辊15的小径辊151在对应的第二引导缺口部120g的内周面(基本是径向内侧的内周面)上滚动。
由此，在离心振子式吸振装置10中，伴随着支承部件11的旋转，能够使被第一以及第二引导缺口部11g、120g引导的各质量体12绕振子支点的转动，并且伴随着在摆动范围内的振动，质量体12绕该质量体12的重心旋转。因此，根据离心振子式吸振装置10，能够不仅利用质量体12的绕振子支点的摆动，还利用质量体12的绕重心的旋转力矩，使传递至支承部件11的振动衰减。此外，第一引导缺口部11g可以是分别针对一个质量体12对应形成有一个的方式形成于支承部件11，第二引导缺口部120g也可以在各重物120上各形成有一个。另外，离心振子式吸振装置可以构成为具备将一个质量体支承为摆动自如的2根臂部件作为支承部件11的所谓双臂(bifilar)式的装置。
接下来，参照图5来说明离心振子式吸振装置10的设计方法。
本发明者们为了进一步提高与上述减振器机构的旋转构件(在本实施方式中为从动部件83)连结的离心振子式吸振装置的吸振性能而进行了深入研究。这里，在包括包含输入构件和输出构件的多个旋转构件以及在输入构件与输出构件之间传递扭矩的扭矩传递弹性体的减振器机构中，一般在向输入构件的输入扭矩增加时的输出扭矩(从输出构件输出的扭矩)、与在向输入构件的输入扭矩减少时的输出扭矩之间产生差即滞后。即，在从减振器机构的输入构件向输出构件传递扭矩时从输出构件输出的扭矩，因主要在扭矩传递弹性体与旋转构件之间产生的摩擦力，而比根据扭矩传递弹性体的刚度决定的本来的输出扭矩(理论值)大。另外，在向输入构件输入的输入扭矩减少时(减载时)从输出构件输出的扭矩，因主要在扭矩传递弹性体与旋转构件之间产生的摩擦力，而比根据减振器机构的刚度决定的本来的输出扭矩小。
本发明者们在研究、解析的过程中想到了着眼于上述减振器机构的滞后。而且，本发明者们为了应对构造、各种规格不同的减振器机构，通过在向输入构件的输入扭矩增加的状态下减振器机构的扭转角成为规定角度时从输出构件输出的扭矩、与在向输入构件的输入扭矩减少的状态下减振器机构的扭转角成为上述规定角度时从输出构件输出的扭矩间的差值(以下称为“扭矩差ΔT”)，将减振器机构的滞后定量，详查扭矩差ΔT与通过离心振子式吸振装置衰减的振动的次数的关联。
具体而言，本发明者们对包含连结有离心振子式吸振装置的旋转构件的各种规格不同的多个减振器机构中的每个，通过模拟求出上述扭矩差(滞后)ΔT，并且对上述多个减振器机构中的每个，通过模拟求出通过离心振子式吸振装置衰减的振动的次数。将在模拟时导出扭矩差ΔT时的减振器机构的扭转角(规定角度)设为比在被旋转限制止动器限制输入构件(驱动部件)和输出构件(从动部件)的相对旋转时的扭转角小的角度，对于2工作台或者3工作台式的减振器机构而言，设为比与通过多个止动器的任意一个限制刚最低度的扭矩传递弹性体的扭转时的输入扭矩对应的扭转角(上述减振器机构8中与相对旋转限制角度θref一致)稍小的角度。另外，各减振器机构的离心振子式吸振装置任意一个将从4气缸发动机传递至输入构件(驱动部件)的振动(次数q＝2.0)衰减。图5示出了多个减振器机构的滞后、与通过各减振器机构的离心振子式吸振装置衰减的振动的次数的关系。
如图5所示，根据本发明者们的研究、解析，明确了由于上述减振器机构的滞后，在通过离心振子式吸振装置本应衰减的振动(来自发动机的振动)的次数、与通过该离心振子式吸振装置实际(很好地)衰减的振动的次数之间产生偏差。即，通过与减振器机构的某一旋转构件连结的离心振子式吸振装置实际衰减的振动的次数，在减振器机构的滞后即扭矩差ΔT越大时，越比通过该离心振子式吸振装置本应衰减的振动的次数(图5的例子中的振动次数q＝2.0)小(向低次侧偏差)。因此，若在减振器机构的滞后越大时，越是使离心振子式吸振装置的质量体的振动次数比从发动机(驱动装置)传递至减振器机构的输入构件(驱动部件)的振动的次数(3气缸发动机的情况下，q＝1.5，4气缸发动机的情况下，q＝2.0)大，则能够极好地提高与减振器机构一起构成起步装置的离心振子式吸振装置的吸振性能。
基于上述研究、解析结果，在起步装置1的离心振子式吸振装置10中，考虑减振器机构的滞后来决定质量体12的振动次数。在设定质量体12的振动次数时，首先求出减振器机构8的上述扭矩差ΔT的值(例如，图5的ΔT＝Ta)。另外，根据图5所示那样的减振器机构的滞后与通过离心振子式吸振装置衰减的振动的次数的关系，决定与扭矩差ΔT(＝Ta)对应的振动次数的偏差量。通过从发动机传递至驱动部件81的振动的次数，即由发动机产生的应衰减的振动的次数qtag中，减去由扭矩差ΔT＝Tt的减振器机构8的离心振子式吸振装置10实际(很好地)衰减的振动的次数(解析值：图5的“qa”)而得到该偏差量。而且，将发动机产生的应衰减的振动的次数qtag和以与扭矩差ΔT所对应的上述偏差量一致的方式或者根据上述偏差量设定的修正量Δq的加和(比从发动机传递至驱动部件81的振动的次数大的值)设定为质量体12(离心振子式吸振装置10)的振动次数的设计上的目标值即有效次数qeff。
由图5可知，基本上减振器机构的滞后即扭矩差ΔT越大，修正量Δq越大。另外，由该图可知，表示滞后的扭矩差ΔT小于通过实验、解析决定的阈值(例如，ΔT＝50Nm左右的值)的情况下，可以使修正量Δq为零，在扭矩差ΔT在该阈值以上的情况下，可以将修正量Δq决定为与扭矩差ΔT(滞后)对应的值。根据本发明者们的研究、解析，明确了在扭矩差ΔT超过上述阈值的情况下，若将修正量Δq设为根据扭矩差ΔT(滞后)由发动机产生的应衰减的振动的次数qtag的1.0％以下(且Δq＞0)的值，则能够得到实用性很好的结果。另外，明确了在滞后较大的减振器机构(例如，扭矩差ΔT＞150Nm的减振器机构)中，可以将修正量Δq设为根据扭矩差ΔT(滞后)由发动机产生的应衰减的振动的次数qtag的2.5％以下(且Δq＞0)的值。
而且，根据设定的有效次数qeff，决定质量体12的重心遵循的摆动轨道100(参照图4)，支承部件11的第一引导缺口部11g和质量体12(重物120)的第二引导缺口部120g的形状根据摆动轨道100来决定。摆动轨道100可以由圆弧、或是外摆线、外旋轮线或者旋轮线这样的摆线曲线形成，也可以将上述多个曲线组合而形成。另外，在伴随着质量体12在摆动范围内的振动而不使该质量体12绕重心旋转的情况下，使第一引导缺口部11g和第二引导缺口部120g成为以摆动轨道100的相似曲线为轴线的长孔即可。
如上述那样，离心振子式吸振装置10设计为具有比由发动机产生的应衰减的振动的次数qtag至少大与减振器机构8的滞后(扭矩差ΔT)相关的修正量Δq的有效次数qeff。由此，采用弧形螺旋弹簧作为第一以及第二螺旋弹簧SP1、SP2，从而即使减振器机构8的滞后增大第一螺旋弹簧SP1与驱动部件81以及中间部件82的接触面积、第二螺旋弹簧SP2与中间部件82以及从动部件83的接触面积所增加的量，也能够很好地确保与从动部件83连结的离心振子式吸振装置10的吸振性能。因此，在起步装置1中，能够实现减振器机构8的低刚度化并且能够利用离心振子式吸振装置10很好地吸收(衰减)来自发动机的振动。
此外，上述起步装置1构成为所谓的湿式的起步装置，但本发明的起步装置也可以构成为省略了包含泵轮、涡轮、定子等在内的流体传动装置的所谓干式起步装置。而且，起步装置1的动态减振器20可以构成为具有专用的质量体，可以与减振器机构8的中间部件82(中间构件)、驱动部件81(输入构件)连结，也可以从起步装置1中省略。另外，供离心振子式吸振装置10连结的旋转构件不限于减振器机构的从动部件83(输出构件)，也可以是减振器机构的中间部件82、驱动部件81(输入构件)。而且，起步装置1中包含的减振器机构也可以是例如以使沿径向分离地配置的多个弹簧(弹性体)并列地发挥作用的方式构成的并列式减振器机构，也可以具有多个中间构件。
如以上说明那样，本发明的离心振子式吸振装置与减振器机构一起构成起步装置，该减振器机构包括包含与驱动装置连结的输入构件和与变速器连结的输出构件的多个旋转构件以及在上述输入构件与上述输出构件之间传递扭矩的扭矩传递弹性体，上述离心振子式吸振装置的特征在于，具备与上述减振器机构的上述旋转构件的任意一个一体旋转的支承部件、和被上述支承部件支承为摆动自如的质量体，并被设计为具有比由上述驱动装置产生的应衰减的振动的次数至少大与上述减振器机构的滞后相关的修正量的有效次数。
一般在包括包含输入构件和输出构件的多个旋转构件以及在输入构件与输出构件之间传递扭矩的扭矩传递弹性体的减振器机构中，主要因在扭矩传递弹性体与旋转构件之间产生的摩擦力，而产生向输入构件的输入扭矩增加时的输出扭矩、与向输入构件的输入扭矩减少时的输出扭矩的差即滞后。而且，本发明者们对与减振器机构一起构成起步装置的离心振子式吸振装置进行了深入研究，结果是明确了因上述减振器机构的滞后，而利用与减振器机构的任意一个旋转构件连结的离心振子式吸振装置本应衰减的振动无法很好地衰减，即利用离心振子式吸振装置本应衰减的振动的次数、与利用该离心振子式吸振装置实际衰减的振动的次数之间产生偏差。基于此，该离心振子式吸振装置被设计为具有比由驱动装置产生的应衰减的振动的次数至少大与减振器机构的滞后相关的修正量的有效次数。由此，能够进一步提高与减振器机构一起构成起步装置的离心振子式吸振装置的吸振性能。
另外，可以将上述修正量决定为，上述减振器机构的滞后越大则越大。即，本发明者们经研究、解析的结果为，明确了利用与减振器机构的任意一个旋转构件连结的离心振子式吸振装置实际衰减的振动的次数，在减振器机构的滞后越大时，则越发比利用该离心振子式吸振装置本应衰减的振动的次数小。因此，若在减振器机构的滞后越大时越是增大上述修正量，使离心振子式吸振装置的有效次数在减振器机构的滞后越大时越是比从驱动装置传递至减振器机构的输入构件的振动的次数大，则能够极好地提高与减振器机构一起构成起步装置的离心振子式吸振装置的吸振性能。
而且，上述减振器机构的上述滞后可以利用在向上述输入构件的输入扭矩增加的状态下上述减振器机构的扭转角成为规定角度时从上述输出构件输出的扭矩、与在向上述输入构件的输入扭矩减少的状态下上述减振器机构的扭转角成为上述规定角度时从上述输出构件输出的扭矩的扭矩差来量化，也可以将上述修正量决定为，上述扭矩差越大则越大。由此，在将构造、各种规格不同的减振器机构的滞后适当地量化的基础上，能够根据该滞后更适当地决定离心振子式吸振装置的有效次数。
另外，上述减振器机构可以包含止动器机构，该止动器机构在该减振器机构的扭转角小于预先决定的相对旋转限制角度时允许上述多个旋转构件的全部相对旋转，并且在上述扭转角达到上述相对旋转限制角度时限制上述多个旋转构件中的至少两个旋转构件间的相对旋转，上述规定角度可以被决定为比上述相对旋转限制角度小。
而且，上述修正量在上述滞后为上述阈值以上的情况下可以被决定为与该滞后对应的值。在该情况下，上述修正量可以根据上述滞后被设定为大于零且在由上述驱动装置产生的应衰减的振动的次数的2.5％以下的值，也可以根据上述滞后被设定为大于零且在由上述驱动装置产生的应衰减的振动的次数的1.0％以下的值。
本发明的离心振子式吸振装置的设计方法是具备与减振器机构中的旋转构件的任意一个一体旋转的支承部件和被上述支承部件支承为摆动自如的质量体的离心振子式吸振装置的设计方法，上述减振器机构包括包含与驱动装置连结的输入构件和与变速器连结的输出构件的多个旋转构件以及在上述输入构件与上述输出构件之间传递扭矩的扭矩传递弹性体，其特征在于，
上述离心振子式吸振装置被设计为，具有比由上述驱动装置产生的应衰减的振动的次数至少大与上述减振器机构的滞后相关的修正量的有效次数。
如该方法所述，若考虑减振器机构的滞后来决定离心振子式吸振装置的有效次数，则能够进一步提高与减振器机构一起构成起步装置的离心振子式吸振装置的吸振性能。
而且，本发明不受上述实施方式的任何限定，当然可以在本发明的外延范围内进行各种改变。而且，用于实施上述发明的方式仅是发明内容一栏所记载的发明的具体一种方式，不限定于在发明内容一栏所记载的发明要素。
工业上的利用可能性
本发明能够在离心振子式吸振装置的制造工业中利用。

Claims (10)

1.一种离心振子式吸振装置，该离心振子式吸振装置与减振器机构一起构成起步装置，该减振器机构包括：包含与驱动装置连结的输入构件和与变速器连结的输出构件的多个旋转构件、以及在上述输入构件与上述输出构件之间传递扭矩的扭矩传递弹性体，其特征在于，
上述离心振子式吸振装置具备：与上述减振器机构的上述旋转构件的任意一个一体旋转的支承部件、和被上述支承部件支承为摆动自如的质量体，
上述离心振子式吸振装置被设计为具有比由上述驱动装置产生的应衰减的振动的次数至少大与上述减振器机构的滞后相关的修正量的有效次数。
2.根据权利要求1所述的离心振子式吸振装置，其特征在于，
上述修正量被决定为，上述减振器机构的滞后越大则越大。
3.根据权利要求1所述的离心振子式吸振装置，其特征在于，
上述减振器机构的上述滞后利用在向上述输入构件的输入扭矩增加的状态下上述减振器机构的扭转角成为规定角度时从上述输出构件输出的扭矩、与在向上述输入构件的输入扭矩减少的状态下上述减振器机构的扭转角成为上述规定角度时从上述输出构件输出的扭矩的扭矩差来被量化，
上述修正量被决定为，上述扭矩差越大则越大。
4.根据权利要求2所述的离心振子式吸振装置，其特征在于，
上述减振器机构的上述滞后利用在向上述输入构件的输入扭矩增加的状态下上述减振器机构的扭转角成为规定角度时从上述输出构件输出的扭矩、与在向上述输入构件的输入扭矩减少的状态下上述减振器机构的扭转角成为上述规定角度时从上述输出构件输出的扭矩的扭矩差来被量化，
上述修正量被决定为，上述扭矩差越大则越大。
5.根据权利要求3所述的离心振子式吸振装置，其特征在于，
上述减振器机构包含止动器机构，该止动器机构在该减振器机构的扭转角小于预先决定的相对旋转限制角度时允许上述多个旋转构件中的全部旋转构件的相对旋转，并且在上述扭转角达到上述相对旋转限制角度时限制上述多个旋转构件中的至少两个旋转构件间的相对旋转，
上述规定角度被决定为比上述相对旋转限制角度小。
6.根据权利要求4所述的离心振子式吸振装置，其特征在于，
上述减振器机构包含止动器机构，该止动器机构在该减振器机构的扭转角小于预先决定的相对旋转限制角度时允许上述多个旋转构件中的全部旋转构件的相对旋转，并且在上述扭转角达到上述相对旋转限制角度时限制上述多个旋转构件中的至少两个旋转构件间的相对旋转，
上述规定角度被决定为比上述相对旋转限制角度小。
7.根据权利要求1～6中任一项所述的离心振子式吸振装置，其特征在于，
上述修正量在上述滞后为规定阈值以上的情况下被决定为与该滞后对应的值。
8.根据权利要求7所述的离心振子式吸振装置，其特征在于，
上述修正量根据上述滞后被设定为大于零且在由上述驱动装置产生的应衰减的振动的次数的2.5％以下的值。
9.根据权利要求7所述的离心振子式吸振装置，其特征在于，
上述修正量根据上述滞后被设定为大于零且在由上述驱动装置产生的应衰减的振动的次数的1.0％以下的值。
10.一种离心振子式吸振装置的设计方法，是具备与减振器机构的旋转构件的任意一个一体旋转的支承部件和被上述支承部件支承为摆动自如的质量体的离心振子式吸振装置的设计方法，上述减振器机构包括包含连结于驱动装置的输入构件和连结于变速器的输出构件的多个旋转构件以及在上述输入构件与上述输出构件之间传递扭矩的扭矩传递弹性体，其特征在于，
上述离心振子式吸振装置被设计为，具有比由上述驱动装置产生的应衰减的振动的次数至少大与上述减振器机构的滞后相关的修正量的有效次数。
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