CN107407368A - 减振装置 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种减振装置，减振装置(10)含有在驱动器部件(11)与第一中间部件(12)之间传递扭矩的第一外侧弹簧(SP11)、在第一中间部件(12)与从动部件(16)之间传递扭矩的第二外侧弹簧(SP12)、在驱动器部件(11)与第二中间部件(14)之间传递扭矩的第一内侧弹簧(SP21)、在第二中间部件(14)与从动部件(16)之间传递扭矩的第二内侧弹簧(SP22)、在第一中间部件(12)与第二中间部件(14)之间传递扭矩的中间弹簧(SPm)，与固有振动频率比第二中间部件(14)小的第一中间部件(12)对应的第一、第二外侧弹簧(SP11、SP12)配置在与第二中间部件(14)对应的第一、第二内侧弹簧(SP21、SP22)的径向外侧。

Description

减振装置
技术领域
本发明涉及具有输入构件和输出构件的减振装置，来自发动机的扭矩传递至该输入构件。
背景技术
以往，作为能够适用于起步装置的减振装置，公知有与变矩器关联使用的双通减振器(例如参照专利文献1)。在该减振装置中，从发动机和锁止离合器(32)到输出毂(37)这段振动路径被分为两条平行的振动路径B、C，两条振动路径B、C分别具有一对弹簧和配置于该一对弹簧之间的单独的中间凸缘(36、38)。另外，为了使两条振动路径的固有振动频率不同，变矩器的涡轮(34)与振动路径B的中间凸缘(36)结合，振动路径B的中间凸缘(36)的固有振动频率小于振动路径C的中间凸缘(38)的固有振动频率。上述减振装置中，在锁止离合器(32)接合的情况下，来自发动机的振动进入减振装置的两条振动路径B、C。然后，若某一频率的发动机振动到达含有与涡轮(34)结合的中间凸缘(36)的振动路径B，则在从振动路径B的中间凸缘(36)到输出毂(37)的区间，振动的相位相对于输入振动的相位错开180度。此时，由于振动路径C的中间凸缘(38)的固有振动频率大于振动路径B的中间凸缘(36)的固有振动频率，所以进入振动路径C的振动不产生相位的偏移(错位)地传递至输出毂(37)。这样，使从振动路径B传递至输出毂(37)的振动的相位、与从振动路径C传递至输出毂(37)的振动的相位错开180度，从而能够使输出毂(37)处的振动衰减。
专利文献1：日本特表2012-506006号公报
为了提高上述专利文献1记载的双通减振器的振动衰减性能，需要调整各中间凸缘的两侧的弹性体的弹簧常量、各中间凸缘的重量，适当设定振动路径B、C的固有振动频率。然而，若要调整弹性体的弹簧常量来使振动路径B、C的固有振动频率合理化，则双通减振器整体的刚性会变动很大。另外，若要调整中间凸缘、与该中间凸缘结合的涡轮的重量来使两个固有振动频率合理化，则凸缘、涡轮的重量以及变矩器整体的重量会增加。因此，上述双通减振器中，为了提高振动衰减性能而适当地设定振动路径B、C的固有振动频率并不是件容易的事情，要衰减的振动的频率有所不同，即使是利用专利文献1记载的减振装置也无法很好地使该振动衰减。
发明内容
因此，本发明的主要目的是提供能够容易并且适当设定固有振动频率并且能够使振动衰减性能进一步提高的减振装置。
本发明的减振装置具有输入构件和输出构件，来自发动机的扭矩传递至所述输入构件，其中，所述减振装置具备：第一中间构件、第二中间构件、在所述输入构件与所述第一中间构件之间传递扭矩的第一弹性体、在所述第一中间构件与所述输出构件之间传递扭矩的第二弹性体、在所述输入构件与所述第二中间构件之间传递扭矩的第三弹性体、在所述第二中间构件与所述输出构件之间传递扭矩的第四弹性体、以及在所述第一中间构件与所述第二中间构件之间传递扭矩的第五弹性体，经由所述第一弹性体、所述第二弹性体、所述第三弹性体、所述第四弹性体以及所述第五弹性体它们全部从所述输入构件向所述输出构件传递扭矩时的所述第一中间构件的固有振动频率，小于经由所述第一弹性体、所述第二弹性体、所述第三弹性体、所述第四弹性体以及所述第五弹性体它们全部从所述输入构件向所述输出构件传递扭矩时的所述第二中间构件的固有振动频率，所述第一弹性体和第二弹性体中至少任意一者配置于所述第三弹性体和第四弹性体的径向外侧。
在该减振装置中，在第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体各自的弯曲受到允许的状态下，能够在装置整体设定两个固有振动频率。而且，根据本发明者们的研究和解析，明确了含有上述第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体的减振装置的固有振动频率随着第五弹性体的刚性降低而变小，相对于第五弹性体的刚性的变化体现出的减振装置的等效刚度的变化大幅小于相对于第一、第二、第三、第四弹性体的刚性的变化体现出的该等效刚度的变化。因此，本发明的减振装置中，通过调整第五弹性体的刚性，则能够适当地保持减振装置的等效刚度，并且抑制第一中间构件和第二中间构件的重量(惯性力矩)的增加，而且能容易适当地设定装置整体的两个固有振动频率。而且，将与固有振动频率比第二中间构件小的第一中间构件对应的第一弹性体和第二弹性体中至少任意一者配置于第三弹性体和第四弹性体的径向外侧，从而能够进一步增大第一中间构件的惯性力矩，进一步减小该第一中间构件的固有振动频率。其结果，在该减振装置中，能够很好地提高振动衰减性能。
附图说明
图1是表示含有本发明的减振装置的起步装置的结构简图。
图2是表示图1的起步装置的剖视图。
图3是表示本发明的减振装置的结构要素的主视图。
图4是用于说明本发明的减振装置的第一、第二、第三、第四弹性体的平均安装半径的示意图。
图5是表示本发明的减振装置的结构要素的立体图。
图6是表示本发明的减振装置的结构要素的立体图。
图7是表示本发明的减振装置的扭矩传递路径的示意图。
图8是例示发动机的转速与减振装置的输出构件的理论上的扭矩变动之间的关系的说明图。
图9是例示本发明的减振装置的第一弹性体的刚性与低速旋转侧的固有振动频率、反共振点的振动频率以及减振装置的等效刚度之间的关系的说明图。
图10是例示本发明的减振装置的第二弹性体的刚性与低速旋转侧的固有振动频率、反共振点的振动频率以及减振装置的等效刚度之间的关系的说明图。
图11是例示本发明的减振装置的第三弹性体的刚性与低速旋转侧的固有振动频率、反共振点的振动频率以及减振装置的等效刚度之间的关系的说明图。
图12是例示本发明的减振装置的第四弹性体的刚性与低速旋转侧的固有振动频率、反共振点的振动频率以及减振装置的等效刚度之间的关系的说明图。
图13是例示本发明的减振装置的第五弹性体的刚性与低速旋转侧的固有振动频率、反共振点的振动频率以及减振装置的等效刚度之间的关系的说明图。
图14是例示本发明的减振装置的第一中间构件的惯性力矩与低速旋转侧的固有振动频率、反共振点的振动频率以及减振装置的等效刚度之间的关系的说明图。
图15是例示发动机的转速和相位差Δλ之间的关系的说明图，该相位差Δλ是从第二弹性体传递至输出构件的振动与从第四弹性体传递至输出构件的振动间的相位差。
图16是表示本发明的减振装置的弹性体的扭矩分担比与振动衰减性能之间的关系的说明图。
图17是例示发动机的转速、与考虑滞后现象的情况下的减振装置的输出构件的扭矩变动之间的关系的说明图。
图18是表示本发明的其它减振装置的剖视图。
图19是表示本发明的另一其它减振装置的剖视图。
图20是表示本发明的其它减振装置的剖视图。
图21是表示本发明的另一其它减振装置的剖视图。
图22是表示本发明的其它减振装置的剖视图。
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是表示含有本发明的减振装置10的起步装置1的结构简图，图2是表示起步装置1的剖视图。上述附图所示的起步装置1搭载于具备作为原动机的发动机(在本实施方式中为内燃机)EG的车辆，除了减振装置10之外，起步装置1还含有与发动机EG的曲轴连结的前盖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同轴旋转的涡轮(输出侧流体传动构件)5、与减振装置10连结并且固定于自动变速器(AT)、无级变速器(CVT)、双离合变速器(DCT)、混合动力变速器或者作为减速机的变速器(动力传递装置)TM的输入轴IS上的作为动力输出部件的减振毂7、锁止离合器8等。
此外，以下的说明中，除了特别标明之外，“轴向”基本上是表示起步装置1、减振装置10的中心轴CA(轴心，参照图4)的延伸方向。另外，除了特别标明之外，“径向”基本上是表示起步装置1、减振装置10、该减振装置10等的旋转构件的径向，即从起步装置1、减振装置10的中心轴CA沿正交于该中心轴CA的方向(半径方向)延伸的直线的延伸方向。而且，除了特别标明之外，“周向”基本上是表示起步装置1、减振装置10、该减振装置10等的旋转构件的周向，即沿该旋转构件的旋转方向的方向。
如图2所示，泵轮4具有紧密固定于前盖3的泵壳40、配设于泵壳40的内表面的多个泵叶片41。如图2所示，涡轮5具有涡轮壳50、配设于涡轮壳50的内表面的多个涡轮叶片51。涡轮壳50的内周部经由多个铆钉固定于涡轮轮毂52。涡轮轮毂52被减振毂7支承为能够旋转，该涡轮轮毂52(涡轮5)的在起步装置1的轴向上的移动受减振毂7和安装于该减振毂7的卡环限制。
泵轮4与涡轮5相互对置，两者之间以与之同轴的方式配置有定子6，该定子6对动作油(动作流体)从涡轮5向泵轮4的流动进行整流。定子6具有多个定子叶片60，定子6的旋转方向被单向离合器61设定为仅在一个方向上。上述泵轮4、涡轮5以及定子6形成使动作油循环的环形(环状流路)，作为具有扭矩放大功能的变矩器(流体传动装置)发挥功能。但是，在起步装置1中，也可以省略定子6、单向离合器61，而将泵轮4和涡轮5作为液力耦合器发挥功能。
锁止离合器8能执行经由减振装置10将前盖3与减振毂7连结的锁止，还能解除该锁止。本实施方式中，锁止离合器8构成为单片液压式离合器，具有锁止活塞(动力输入部件)80，该锁止活塞80在前盖3的内部且配置于该前盖3的靠发动机EG侧的内壁面附近并且以能够沿轴向移动的方式嵌合于减振毂7。另外，如图2所示，在锁止活塞80的外周侧且在靠前盖3侧的面上，贴附有摩擦件88。而且，在锁止活塞80与前盖3之间划分锁止室(卡合油室)85，该锁止室85经由动作油供给路、形成于输入轴IS的油路，连接于未图示的液压控制装置。
经由形成于输入轴IS的油路等，从泵轮4和涡轮5的轴心侧(单向离合器61的周边)朝径向外侧向泵轮4和涡轮5(环面)供给的来自液压控制装置的动作油能够流入锁止室85内。因此，若由前盖3和泵轮4的泵壳划分的流体传动室9内和锁止室85内保持等压，则锁止活塞80不向前盖3侧移动，锁止活塞80不与前盖3摩擦卡合。与此相对，若利用未图示的液压控制装置使流体传动室9内的液压比锁止室89内的液压高，则锁止活塞80由于压力差向前盖3移动而与前盖3摩擦卡合。由此，前盖3(发动机EG)经由锁止活塞80、减振装置10连结于减振毂7。此外，作为锁止离合器8，可以采用含有至少1张摩擦卡合片(多个摩擦件)的多片液压式离合器。在该情况下，该多片液压式离合器的离合器鼓或者离合器毂作为动力输入部件发挥功能。
减振装置10在发动机EG与变速器TM之间使振动衰减，如图1所示，含有驱动器部件(输入构件)11、第一中间部件(第一中间构件)12、第二中间部件(第二中间构件)14以及从动部件(输出构件)16，作为同轴相对旋转的旋转构件(旋转部件即旋转质量体)。而且，减振装置10含有配置于驱动器部件11与第一中间部件12之间并传递旋转扭矩(旋转方向的扭矩)的多个(在本实施方式中例如为两个)第一外侧弹簧(第一弹性体)SP11、配置于第一中间部件12与从动部件16之间并传递旋转扭矩的多个(在本实施方式中例如为两个)第二外侧弹簧(第二弹性体)SP12、配置于驱动器部件11与第二中间部件14之间并传递旋转扭矩的多个(在本实施方式中例如为三个)第一内侧弹簧(第三弹性体)SP21、配置于第二中间部件14与从动部件16之间并传递旋转扭矩的多个(在本实施方式中例如为三个)第二内侧弹簧(第四弹性体)SP22、以及配置于第一中间部件12与第二中间部件14之间并传递旋转扭矩的多个(在本实施方式中例如为两个)中间弹簧(第五弹性体)SPm作为扭矩传递构件(扭矩传递弹性体)。
在本实施方式中，作为第一外侧弹簧SP11、第二外侧弹簧SP12、第一内侧弹簧SP21、第二内侧弹簧SP22以及中间弹簧SPm，采用由金属材构成的卷绕为螺旋状的直线型螺旋弹簧，在不被施加载荷时具有笔直地延伸的轴心。由此，与使用弧形螺旋弹簧的情况相比，使弹簧SP11～SPm沿轴心适当伸缩，从而能够减少因传递扭矩的弹簧与旋转构件之间所产生的摩擦力引起的滞后现象，即，减少对驱动器部件11的输入扭矩增加时的输出扭矩、与对驱动器部件11的输入扭矩减少时的输出扭矩之间的差值。滞后现象能够通过在对驱动器部件11输入的输入扭矩增加的状态下减振装置10的扭转角变为规定角度时由从动部件16输出的扭矩、与在对驱动器部件11输入的输入扭矩减少的状态下减振装置10的扭转角变为上述规定角度时由从动部件16输出的扭矩之间的差值量来做定量化。此外，弹簧SP11～SPm中的至少任一个弹簧也可以是弧形螺旋弹簧。此外，“弹簧的轴心”是指直线型螺旋弹簧、弧形螺旋弹簧的卷绕为螺旋状的金属材料等的卷绕中心。
另外，在本实施方式中，如图3所示，第一外侧弹簧SP11、第二外侧弹簧SP12以及中间弹簧SPm例如按照SP11、SP12、SPm、SP11、SP12、SPm这样的顺序沿减振装置10(第一中间部件12)的周向排列，并且接近起步装置1的外周地配设于流体传动室9内的外周侧区域。这样，将中间弹簧SPm与外周侧的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12以沿周向排列的方式配置，从而能够很好地确保第一、第二外侧弹簧SP11、SP12、与中间弹簧SPm的扭转角(行程)。与此相对，如图3所示，第一、第二内侧弹簧SP21、SP22以一个一个地成对(以串联的方式发挥作用)并且沿减振装置10(第二中间部件14)的周向交替排列的方式在第一、第二外侧弹簧SP11、SP12以及中间弹簧SPm的径向内侧配设，且被弹簧SP11、SP12、SPm包围。
由此，在减振装置10中，第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的平均安装半径ro大于第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的平均安装半径ri。如图4所示，第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的平均安装半径ro是从减振装置10的中心轴CA到第一外侧弹簧(第一弹性体)SP11的轴心的距离即该第一外侧弹簧SP11的安装半径rSP11、与从中心轴CA到第二外侧弹簧(第二弹性体)SP12的轴心的距离即该第二外侧弹簧SP12的安装半径rSP12的平均值(＝(rSP11+rSP12)/2)。如图4所示，第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的平均安装半径ri是从中心轴CA到第一内侧弹簧(第三弹性体)SP21的轴心的距离即该第一内侧弹簧SP21的安装半径rSP21、与从中心轴CA到第二内侧弹簧(第四弹性体)SP22的轴心的距离即该第二内侧弹簧SP22的安装半径rSP22的平均值(＝(rSP21+rSP22)/2)。此外，安装半径rSP11、rSP12、rSP21或者rSP22也可以是中心轴CA、与各弹簧SP11、SP12、SP21、SP22的轴心上的预先决定的点(例如轴向的中央、端部)间的距离。
另外，在本实施方式中，第一、第二外侧弹簧SP11、SP12(以及中间弹簧SPm)以安装半径rSP11与安装半径rSP12相等的方式排列于同一圆周上，第一外侧弹簧SP11的轴心和第二外侧弹簧SP12的轴心在与中心轴CA正交的一个平面上。而且，在本实施方式中，第一、第二内侧弹簧SP21、SP22以安装半径rSP21与安装半径rSP22相等的方式排列在同一圆周上，第一内侧弹簧SP21的轴心和第二内侧弹簧SP22的轴心在与中心轴CA正交的一个平面上。此外，减振装置10中，第一、第二内侧弹簧SP21、SP22以在沿径向观察时与第一、第二外侧弹簧SP11、SP12在轴向上重合的方式配置于该第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的径向内侧。由此，能够使减振装置10在径向上小型化，并且能够进一步缩短该减振装置10的轴向长度。
但是，如图4所示，从中心轴CA到第一外侧弹簧SP11的轴心的安装半径rSP11、与从该中心轴CA到第二外侧弹簧SP12的轴心的安装半径rSP12也可以不同。另外，从中心轴CA到第一内侧弹簧SP21的轴心的安装半径rSP21、与从该中心轴CA到第二内侧弹簧SP22的轴心的安装半径rSP22也可以不同。即第一、第二外侧弹簧SP11、SP12中至少任意一个安装半径rSP11、rSP12也可以大于第一、第二内侧弹簧SP21、SP22中至少任意一个安装半径rSP21、rSP22。而且，第一外侧弹簧SP11的轴心、和第二外侧弹簧SP12的轴心也可以不在与中心轴CA正交的一个平面上。另外，第一内侧弹簧SP21的轴心、和第二内侧弹簧SP22的轴心也可以不在与中心轴CA正交的一个平面上。另外，弹簧SP11、SP12、SP21、SP22的轴心也可以在与中心轴CA正交的一个平面上，弹簧SP11、SP12、SP21、SP22中的至少任一个轴心也可以不在该一个平面上。
而且，在本实施方式中，将第一外侧弹簧SP11的刚性即弹簧常量设为“k11”，第二外侧弹簧SP12的刚性即弹簧常量设为“k12”，第一内侧弹簧SP21的刚性即弹簧常量设为“k21”，第二内侧弹簧SP22的刚性即弹簧常量设为“k22”时，以满足k11≠k21并且k11/k21≠k12/k22这样的关系的方式选择弹簧常量k11、k12、k21、k22。更详细地说，弹簧常量k11、k12、k21、k22满足k11/k21＜k12/k22和k11＜k12＜k22＜k21这样的关系。即第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的弹簧常量k11、k12中较小的一者(k11)小于第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的弹簧常量k21、k22中较小的一者(k22)。而且，在将中间弹簧SPm的刚性即弹簧常量设为“km”时，弹簧常量k11、k12、k21、k22、km满足k11＜km＜k12＜k22＜k21这样的关系。
如图2所示，减振装置10的驱动器部件11含有：固定于锁止离合器8的锁止活塞80的环状的第一板状部件(第一输入部件)111、被减振毂7支承(调心)为能够旋转并且与第一板状部件111连结为一体旋转的环状的第二板状部件(第二输入部件)112、配置得比第二板状部件112接近涡轮5并且经由多个铆钉(连结具)125连结(固定)于第二板状部件112的环状的第三板状部件(第三输入部件)113。由此，驱动器部件11、即第一、第二、第三板状部件111、112、113，与锁止活塞80一体旋转，通过锁止离合器8的卡合，使前盖3(发动机EG)与减振装置10的驱动器部件11连结。
如图2、图5所示，第一板状部件111具有经由多个铆钉固定于锁止活塞80的外周侧的内表面(未贴附摩擦件88的面)的环状的固定部111a、从固定部111a的外周部沿轴向延伸突出的短尺寸的筒状部111b、沿周向空开间隔(等间隔)地从筒状部111b的自由端部朝径向外侧延伸突出并且与固定部111a分离地沿轴向延伸的多个(在本实施方式中例如为四个)弹簧抵接部(第一抵接部)111c、沿周向空开间隔地从筒状部111b的自由端部沿轴向延伸突出的多个(在本实施方式中例如为12个)卡合凸部111e。如图2所示，供第一板状部件111做固定的锁止活塞80，被形成于减振毂7的圆筒状的第一支承部71支承为能够旋转。
第二板状部件112构成为板状的环状部件，配置得比第三板状部件113接近锁止活塞80，并且由形成于减振毂7的圆筒状的第二支承部72支承为能够旋转。如图2所示，减振毂7的第二支承部72被形成为，以比第一支承部71接近涡轮5的方式沿减振装置10的轴向与该第一支承部71错开。另外，第二支承部72具有比第一支承部71大的外径，且设置于该第一支承部71的径向外侧。
另外，第二板状部件112具有分别呈圆弧状延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地配设的多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧收纳窗112w(参照图3、图5)、分别沿对应的弹簧收纳窗112w的内周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列的多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧支承部112a、分别沿对应的弹簧收纳窗112w的外周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列并与对应的弹簧支承部112a在第二板状部件112的径向上对置的多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧支承部112b、多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧抵接部(第二抵接部)112c。第二板状部件112的多个弹簧抵接部112c在沿周向相互相邻的弹簧收纳窗112w(弹簧支承部112a、112b)之间各设置有一个。而且，在第二板状部件112的外周部以沿周向空开间隔的方式形成有多个(在本实施方式中例如为12个)卡合凹部112e，第一板状部件111的对应的卡合凸部111e以具有径向的间隙的方式与各卡合凹部112e嵌合。使卡合凸部111e与卡合凹部112e嵌合，从而第一、第二板状部件111、112能够沿径向相对移动。
第三板状部件113也构成为板状的环状部件。第三板状部件113具有分别呈圆弧状延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地配设的多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧收纳窗、分别沿对应的弹簧收纳窗的内周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列的多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧支承部113a、分别沿对应的弹簧收纳窗的外周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列并在第三板状部件113的径向上与对应的弹簧支承部113a对置的多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧支承部113b、多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧抵接部(第三抵接部)113c。第三板状部件113的多个弹簧抵接部113c在沿周向相互相邻的弹簧支承部113a、113b(弹簧收纳窗)之间各设置有一个。
如图2所示，第一中间部件12具有弹性体支承部件121和连结部件122。弹性体支承部件121形成为环状，以支承(引导)第一、第二外侧弹簧SP11、SP12上的外周部、靠锁止活塞80侧(发动机EG侧)的侧部(图2的右侧的侧部)、靠涡轮5侧(变速器TM侧)的侧部的外周侧。弹性体支承部件121被驱动器部件11的第一板状部件111的筒状部111b沿径向支承(调心)为能够旋转，且配置于流体传动室9内的外周侧区域。这样，将第一中间部件12配置于流体传动室9内的外周侧区域，从而能够进一步增大该第一中间部件12的惯性力矩(惯性)。另外，弹性体支承部件121具有沿周向空开间隔地配设的多个(在本实施方式中，例如间隔180°，有两个)弹簧抵接部121c。各弹簧抵接部121c沿轴向从弹性体支承部件121的靠锁止活塞80侧的侧部朝涡轮5侧延伸突出。
构成第一中间部件12的连结部件122具有例如通过焊接固定于涡轮5的涡轮壳50的环状的固定部(环状部)122a、沿周向空开间隔地从该固定部122a的外周部沿轴向延伸突出的多个(在本实施方式中，例如间隔180°，有两个)弹簧抵接部(第一弹簧抵接部)122c、从固定部122a的外周部的弹簧抵接部122c之间沿轴向延伸突出的多个(在本实施方式中例如为四个)第二弹簧抵接部122d、沿轴向从固定部122a的内周部朝与弹簧抵接部122c、122d同侧方向延伸突出的短尺寸的圆筒状的支承部122s。连结部件122的多个第二弹簧抵接部122d被形成为以两个两个(一对一对)接近的方式相对于该连结部件122的轴心对称(参照图3)，相互成对的两个第二弹簧抵接部122d例如空开与中间弹簧SPm的自然长度对应的间隔沿周向排列。
第二中间部件14具有环状的被支承部(环状部)14a、沿周向空开间隔地从该被支承部14a的内周部沿轴向延伸突出的多个(在本实施方式中，例如间隔120°有三个)弹簧抵接部(第一弹簧抵接部)14c、沿轴向从被支承部14a的外周部朝与弹簧抵接部14c同侧方向延伸突出的多个(在本实施方式中例如为四个)第二弹簧抵接部14d。第二中间部件14的多个第二弹簧抵接部14d被形成为以两个两个(一对一对)地接近的方式相对于该第二中间部件14的轴心对称(参照图3)，相互成对的两个第二弹簧抵接部14d例如空开与中间弹簧SPm的自然长度对应的间隔沿周向排列。
如图2所示，第二中间部件14由固定于涡轮5的第一中间部件12的连结部件122支承为能够旋转，该第二中间部件14的被支承部14a在轴向上位于驱动器部件11的第三板状部件113与涡轮5之间。本实施方式中，在第二中间部件14的被支承部14a形成有供连结部件122的支承部122s嵌合的凹部，第二中间部件14被该支承部122s支承为能够旋转。另外，第二中间部件14的被支承部14a与支承部122s的顶端抵接，从而限制第二中间部件14向涡轮5侧移动。而且，在第三板状部件113的外周部以沿周向空开间隔的方式形成有从靠涡轮5侧的表面朝第二中间部件14侧突出的多个移动限制突起部113s。因此，通过第二中间部件14的被支承部14a与第三板状部件113的移动限制突起部113s抵接，从而限制第二中间部件14向离开涡轮5的方向(锁止活塞80侧)移动。
从动部件16构成为板状的环状部件，如图2所示，在轴向上配置于驱动器部件11的第二板状部件112与第三板状部件113之间，并且经由铆钉固定于减振毂7(在本实施方式中为第二支承部72)。由此，从动部件16与减振毂7一体旋转。从动部件16具有：分别呈圆弧状延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地配设的多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧收纳窗、以接近该从动部件16的内周缘的方式沿周向空开间隔地形成的多个(在本实施方式中例如为三个)内侧弹簧抵接部(内侧抵接部)16ci、在比多个内侧弹簧抵接部16ci靠径向外侧的位置沿周向空开间隔(等间隔)地排列并且沿轴向从涡轮5侧朝锁止活塞80侧延伸的多个(在本实施方式中例如为四个)外侧弹簧抵接部(外侧抵接部)16co。从动部件16的多个内侧弹簧抵接部16ci在沿周向相互相邻的弹簧收纳窗之间各设置有一个。
如图2所示，第一、第二外侧弹簧SP11、SP12被第一中间部件12的弹性体支承部件121支承为一个一个地成对(以串联的方式发挥作用)并且沿该第一中间部件12的周向交替排列。另外，在减振装置10的安装状态下，驱动器部件11的第一板状部件111的弹簧抵接部111c与对应的第一外侧弹簧SP11或者第二外侧弹簧SP12的周向的端部(弯曲方向的端部，下同)抵接。而且，如图3所示，弹性体支承部件121的各弹簧抵接部121c在相互相邻且成对(以串联的方式发挥作用)的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12之间与两者的周向的端部抵接。另外，如图3所示，连结部件122的各弹簧抵接部122c也在相互相邻且成对的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12之间与两者的周向的端部抵接。
即在减振装置10的安装状态下，各第一外侧弹簧SP11的一端部(图3中靠中间弹簧SPm侧的端部)与驱动器部件11的对应的弹簧抵接部111c抵接，各第一外侧弹簧SP11的另一端部(图3中靠第二外侧弹簧SP12侧的端部)与第一中间部件12的对应的弹簧抵接部121c、122c抵接。另外，在减振装置10的安装状态下，各第二外侧弹簧SP12的一端部(图3中靠第一外侧弹簧SP11侧的端部)与第一中间部件12的对应的弹簧抵接部121c、122c抵接，各第二外侧弹簧SP12的另一端部(图3中靠中间弹簧SPm侧的端部)与驱动器部件11的对应的弹簧抵接部111c抵接。
而且，与驱动器部件11的各弹簧抵接部111c相同，从动部件16的各外侧弹簧抵接部16co在不成对(不以串联的方式发挥作用)的SP11、SP12之间与两者的周向的端部抵接。即在减振装置10的安装状态下，第一外侧弹簧SP11的一端部(靠中间弹簧SPm侧的端部)、和与该第一外侧弹簧SP11成对的第二外侧弹簧SP12的另一端部(靠中间弹簧SPm侧的端部)，分别与从动部件16的对应的外侧弹簧抵接部16co抵接。其结果，从动部件16经由多个第一外侧弹簧SP11、第一中间部件12(弹性体支承部件121和连结部件122)、多个第二外侧弹簧SP12连结于驱动器部件11。
另外，第一中间部件12的连结部件122固定于涡轮5，所以第一中间部件12与涡轮5连结为一体旋转。这样，将涡轮5(和涡轮轮毂52)与第一中间部件12连结，从而能够进一步增大该第一中间部件12的实质上的惯性力矩(弹性体支承部件121、连结部件122以及涡轮5等的惯性力矩的合计值)。另外，将涡轮5与在第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的径向外侧即流体传动室9内的外周侧区域配置的第一中间部件12连结，从而能够使连结部件122在轴向上不通过驱动器部件11的第三板状部件113与涡轮5之间、第一、第二内侧弹簧SP21、SP22与涡轮5之间。由此，能够更好地抑制减振装置10和起步装置1的轴向长度的增加。
另一方面，如图2、图3所示，第二板状部件112的多个弹簧支承部112a分别从内周侧支承(引导)对应的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22(各一个)的靠锁止活塞80侧的侧部。另外，多个弹簧支承部112b分别从外周侧支承(引导)对应的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的靠锁止活塞80侧的侧部。而且，如图2所示，第三板状部件113的多个弹簧支承部113a分别从内周侧支承(引导)对应的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22(各一个)的靠涡轮5侧的侧部。另外，多个弹簧支承部113b分别从外周侧支承(引导)对应的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的靠涡轮5侧的侧部。即第一、第二内侧弹簧SP21、SP22以一个一个地成对(以串联的方式发挥作用)并且沿周向(第二中间部件14的周向)交替排列的方式，由构成驱动器部件11的第二板状部件112的弹簧支承部112a、112b和第三板状部件113的弹簧支承部113a、113b支承。
而且，如图3所示，在减振装置10的安装状态下，第二板状部件112的各弹簧抵接部112c在被互不相同的弹簧收纳窗112w(弹簧支承部112a、112b、113a、113b)支承的不成对(不以串联的方式发挥作用)的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22之间与两者的周向的端部抵接。同样，在减振装置10的安装状态下，第三板状部件113的各弹簧抵接部113c也在被互不相同的弹簧支承部112a、112b、113a、113b(弹簧收纳窗)支承的(不成对的)第一、第二内侧弹簧SP21、SP22之间与两者的周向的端部抵接。另外，如图3所示，第二中间部件14的各弹簧抵接部14c在相互成对(以串联的方式发挥作用)的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22之间与两者的周向的端部抵接。
即，在减振装置10的安装状态下，各第一内侧弹簧SP21的一端部与驱动器部件11的对应的弹簧抵接部112c、113c抵接，各第一内侧弹簧SP21的另一端部与第二中间部件14的对应的弹簧抵接部14c抵接。而且，在减振装置10的安装状态下，各第二内侧弹簧SP22的一端部与第二中间部件14的对应的弹簧抵接部14c抵接，各第二内侧弹簧SP22的另一端部与驱动器部件11的对应的弹簧抵接部112c、113c抵接。此外，如图3所示，也可以在弹簧抵接部14c与第一内侧弹簧SP21的另一端部之间、以及弹簧抵接部14c与第二内侧弹簧SP22的一端部之间配置弹簧片Ss。
另外，在减振装置10的安装状态下，与驱动器部件11的弹簧抵接部112c、113c相同，从动部件16的各内侧弹簧抵接部16ci在不成对(不以串联的方式发挥作用)的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22之间与两者的周向的端部抵接。由此，在减振装置10的安装状态下，各第一内侧弹簧SP21的所述一端部也与从动部件16的对应的内侧弹簧抵接部16ci抵接，各第二内侧弹簧SP22的所述另一端部也与从动部件16的对应的内侧弹簧抵接部16ci抵接。其结果，从动部件16经由多个第一内侧弹簧SP21、第二中间部件14、多个第二内侧弹簧SP22连结于驱动器部件11。
而且，在减振装置10的安装状态下，各中间弹簧SPm被第一中间部件12(连结部件122)的一对第二弹簧抵接部122d从两侧支承，并且被第二中间部件14的一对第二弹簧抵接部14d从两侧支承。由此，第一中间部件12与第二中间部件14经由多个中间弹簧SPm相互连结。本实施方式中，如图1、图6所示，在中间弹簧SPm的端部与第二弹簧抵接部14d、122d之间配置弹簧片Ss。
而且，如图1所示，减振装置10具有：限制第一中间部件12与从动部件16的相对旋转及第二外侧弹簧SP12的弯曲的第一止动器21、限制第二中间部件14与从动部件16的相对旋转及第二内侧弹簧SP22的弯曲的第二止动器22、限制驱动器部件11与从动部件16的相对旋转的第三止动器23。第一、第二止动器21、22构成为，在从发动机EG传递至驱动器部件11的输入扭矩达到比与减振装置10的最大扭转角θmax对应的扭矩T2(第二阈值)小的预先决定的扭矩(第一阈值)T1的阶段，大致同时限制对应的旋转构件的相对旋转和弹簧的弯曲。另外，第三止动器23构成为在对驱动器部件11的输入扭矩达到与最大扭转角θmax对应的扭矩T2的阶段，限制驱动器部件11与从动部件16的相对旋转。由此，减振装置10具有两段(2个阶段)的衰减特性。
本实施方式中，如图2所示，第一止动器21由沿周向空开间隔地从构成第一中间部件12的连结部件122沿轴向向锁止活塞80延伸突出的多个止动部122x、和在从动部件16的外周部沿周向空开间隔地形成并呈圆弧状延伸的多个切口部161x构成。在减振装置10的安装状态下，第一中间部件12(连结部件122)的各止动部122x配置为，向在第二中间部件14的被支承部14a的外周部沿周向空开间隔地形成的多个圆弧状的窄缝14v中的某一个窄缝插通，并且在从动部件16的对应的切口部161x内，不与从动部件16的对该切口部161x的两侧的端部进行区划的壁面抵接。由此，若伴随着第一中间部件12与从动部件16相对旋转，连结部件122的各止动部122x与划分切口部161x的两侧的端部的壁面中的一个壁面抵接，则第一中间部件12与从动部件16的相对旋转和第二外侧弹簧SP12的弯曲受到限制。此外，在本实施方式中，在利用第三止动器23限制驱动器部件11与从动部件16的相对旋转之前的这段期间，第一中间部件12的各止动部122x不会与划分窄缝14v的两侧的端部的第二中间部件14的壁面形成抵接。
另外，在本实施方式中，如图2所示，第二止动器22由在第二中间部件14的被支承部14a的内周部沿周向空开间隔地形成并呈圆弧状延伸的多个窄缝14x、和沿周向空开间隔地从从动部件16沿轴向向涡轮5延伸突出的多个止动部162x构成。在减振装置10的安装状态下，从动部件16的各止动部162x配置为，向沿周向空开间隔地在驱动器部件11的第三板状部件113的外周部形成的多个圆弧状的窄缝113v的某一个窄缝插通，并且在第二中间部件14的对应的窄缝14x内，不与第二中间部件14的对该窄缝14x的两侧进行区划的端部的壁面抵接。由此，若伴随着第二中间部件14与从动部件16相对旋转，从动部件16的止动部162x与划分第二中间部件14的窄缝14x的两侧的端部的壁面中一个壁面抵接，则第二中间部件14与从动部件16的相对旋转和第二内侧弹簧SP22的弯曲受到限制。此外，在本实施方式中，在利用第三止动器23限制驱动器部件11与从动部件16的相对旋转之前这段期间，从动部件16的各止动部162x不会与划分窄缝113v的两侧的端部的第三板状部件113的壁面形成抵接。
而且，在本实施方式中，如图2所示，第三止动器23由在将构成驱动器部件11的第二、第三板状部件112、113连结的多个铆钉上安装的轴环、和在从动部件16上沿周向空开间隔地形成的呈圆弧状延伸的多个切口部163x构成。在减振装置10的安装状态下，多个铆钉125和轴环配置为，在从动部件16的对应的切口部163x内，不与从动部件16的对该切口部163x的两侧的端部进行区划的壁面抵接。由此，若伴随着驱动器部件11与从动部件16相对旋转，所述各轴环与划分切口部163x的两侧的端部的壁面中一个壁面抵接，则驱动器部件11与从动部件16的相对旋转受到限制。
如上述那样，在减振装置10中，将与第一中间部件12对应的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的平均安装半径ro设定为大于第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的平均安装半径ri。即具有比第一、第二内侧弹簧SP21、SP22小的弹簧常量(刚性)的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的轴心的位置，比第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的轴心靠减振装置10的径向的外侧。另外，在减振装置10中，第一、第二外侧弹簧SP11、SP12配置为各自的整体位于比第一、第二内侧弹簧SP21、SP22靠径向外侧的位置。
由此，能够进一步增大第一中间部件12的惯性力矩，并且使第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的刚性进一步降低。另外，在使第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的平均安装半径ro大于第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的平均安装半径ri的情况下，刚性低且较轻的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12配置于减振装置10的外周侧，并且刚性高且较重的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22配置于减振装置10的中心轴CA侧。由此，减小由离心力引起的在弹簧SP11、SP12、SP21、SP22与对应的旋转构件之间产生的摩擦力，能够进一步减少减振装置10整体的滞后现象。
另外，使弹性体支承部件121(第一中间部件12)支承第一、第二外侧弹簧SP11、SP12，从而能够减小与弹性体支承部件121相对于驱动器部件11、从动部件16的扭转角相对应地形成弯曲的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12、与该弹性体支承部件121之间的相对速度。因此，能够减小在弹性体支承部件121与第一、第二外侧弹簧SP11、SP12之间产生的摩擦力，所以能够减少减振装置10整体的滞后现象。
而且，减振装置10具有连结部件122，该连结部件122具有固定于涡轮5并且在相互相邻的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12之间与两者的周向的端部抵接的弹簧抵接部122c。由此，能够抑制减振装置10的轴向长度的增加并且在配置于径向外侧的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12双方连结第一中间部件12，并且将该第一中间部件12连结于涡轮5。而且，将涡轮5(和涡轮轮毂)连结于第一中间部件12，从而能够进一步增大该第一中间部件12的实质上的惯性力矩(弹性体支承部件121、连结部件122以及涡轮5等的惯性力矩的合计值)。另外，使弹性体支承部件121的弹簧抵接部121c和连结部件122的弹簧抵接部122c双方抵接于第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的端部，从而能够使该第一、第二外侧弹簧SP11、SP12平稳地伸缩。
接下来，说明减振装置10的动作。在起步装置1中，在由锁止离合器8形成的锁止被解除时，例如从发动机EG传递至前盖3的旋转扭矩(动力)经由泵轮4、涡轮5、第一中间部件12、第二外侧弹簧SP12、从动部件16、减振毂7这条路径、泵轮4、涡轮5、第一中间部件12、中间弹簧SPm、第二中间部件14、第二内侧弹簧SP22、从动部件16、减振毂7这条路径，向变速器TM的输入轴IS传递。与此相对，若利用起步装置1的锁止离合器8执行锁止，则从发动机EG经由前盖3、锁止离合器8(锁止活塞80)传递至驱动器部件11的旋转扭矩(输入扭矩)，在对驱动器部件11输入的输入扭矩达到所述扭矩T1之前，即在第一、第二外侧弹簧SP11、SP12、第一、第二内侧弹簧SP21、SP22以及中间弹簧SPm全部的弯曲受到允许的期间，经由全部的弹簧SP11～SPm传递至从动部件16和减振毂7。
即在执行锁止的过程中，在输入扭矩达到扭矩T1之前这段期间，第一外侧弹簧(第一弹性体)SP11从驱动器部件11向第一中间部件12传递旋转扭矩，第二外侧弹簧(第二弹性体)SP12从第一中间部件12向从动部件16传递旋转扭矩。另外，第一内侧弹簧(第三弹性体)SP21从驱动器部件11向第二中间部件14传递旋转扭矩，第二内侧弹簧(第四弹性体)SP22从第二中间部件14向从动部件16传递旋转扭矩。因此，如图7所示，减振装置10具有包含第一外侧弹簧SP11、第一中间部件12以及第二外侧弹簧SP12的第一扭矩传递路径P1、和包含第一内侧弹簧SP21、第二中间部件14以及第二内侧弹簧SP22的第二扭矩传递路径P2，作为驱动器部件11与从动部件16之间的扭矩传递路径。
另外，减振装置10中，如所述那样，第一、第二外侧弹簧SP11、SP12和第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的弹簧常量k11、k12、k21、k22满足k11＜k12＜k22＜k21这样的关系。因此，若在执行锁止的过程中，在输入扭矩达到扭矩T1之前这段期间，扭矩传递至驱动器部件11，则如图7所示，第二中间部件14相对于第一中间部件12朝旋转方向(车辆前进时的旋转方向)中的行进方向侧(下游侧)(稍微)扭转。由此，中间弹簧SPm被第二中间部件14的相互成对第二弹簧抵接部14d中位于与所述旋转方向的行进方向侧相反一侧的那者，朝向第一中间部件12的相互成对第二弹簧抵接部122d中位于旋转方向的行进方向侧的那者按压。即，在执行锁止的过程中，在输入扭矩达到扭矩T1之前这段期间，中间弹簧SPm将从驱动器部件11经由第一内侧弹簧SP21传递至第二中间部件14的扭矩的一部分(平均扭矩的一部分)传递至第一中间部件12。因此，减振装置10具有第三扭矩传递路径P3，该第三扭矩传递路径P3包含第一内侧弹簧SP21、第二中间部件14、中间弹簧SPm、第一中间部件12以及第二外侧弹簧SP12。
其结果，在执行锁止的过程中，在对驱动器部件11输入的输入扭矩达到所述扭矩T1之前这段期间，扭矩经由第一、第二、第三扭矩传递路径P1、P2、P3从驱动器部件11向从动部件16传递。更详细地说，第一、第二外侧弹簧SP11、SP12、第一、第二内侧弹簧SP21、SP22以及中间弹簧SPm它们全部的弯曲受到允许的期间，向第二外侧弹簧SP12传递来自第一外侧弹簧SP11的旋转扭矩、来自第一内侧弹簧SP21、第二中间部件14以及中间弹簧SPm的旋转扭矩。另外，向第二内侧弹簧SP22传递来自第一内侧弹簧SP21的旋转扭矩。而且，在第一、第二外侧弹簧SP11、SP12、第一、第二内侧弹簧SP21、SP22以及中间弹簧SPm它们全部的弯曲受到允许的期间，利用弹簧SP11～SPm衰减(吸收)传递至驱动器部件11的扭矩的变动。由此，传递至驱动器部件11的输入扭矩比较小、驱动器部件11的转速低时的减振装置10的振动衰减性能能够很好地得到提高。
另外，若对驱动器部件11输入的输入扭矩达到所述扭矩T1，使第一、第二止动器21、22动作，则利用第一止动器21限制第一中间部件12与从动部件16形成的相对旋转和第二外侧弹簧SP12的弯曲，利用第二止动器22限制第二中间部件14与从动部件16形成的相对旋转和第二内侧弹簧SP22的弯曲。由此，限制第一中间部件和第二中间部件12、14相对于从动部件16形成的相对旋转，从而中间弹簧SPm的弯曲也受到限制。因此，对驱动器部件11的输入扭矩达到所述扭矩T1之后，在该输入扭矩达到所述扭矩T2，使第三止动器23动作之前，第一外侧弹簧SP11与第一内侧弹簧SP21并行地发挥作用来衰减(吸收)传递至驱动器部件11的扭矩的变动。
接下来，说明减振装置10的设计顺序。
如上述那样，减振装置10中，第一、第二外侧弹簧SP11、SP12、第一、第二内侧弹簧SP21、SP22以及中间弹簧SPm它们全部的弯曲受到允许时，在驱动器部件11与从动部件16之间，经由全部弹簧SP11～SPm传递扭矩(平均扭矩)。本发明者们对这样具有既不是串联结构也不是并联结构的复杂的扭矩的传递路径的减振装置10进行深入研究、解析，其结果是，发现上述减振装置10在弹簧SP11～SPm它们全部的弯曲受到允许时，装置整体具有两个固有振动频率。另外，根据本发明者们的研究、解析，在减振装置10中，若根据传递至驱动器部件11的振动的频率，以在两个固有振动频率较小的频率(低速旋转侧(低频侧)的固有振动频率)下产生共振(在本实施方式中，第一中间部件和第二中间部件12、14以同相位振动时的第一中间部件12的共振)，则从第二外侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动的相位、与从第二内侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动的相位会逐渐出现偏差。因此，两个固有振动频率较小的频率下的共振产生后，伴随着驱动器部件11的转速提高，从第二外侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动和从第二内侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动中一者将另一者的至少一部分抵消。
根据上述见解，本发明者们在包含通过执行锁止而处于从发动机(内燃机)EG向驱动器部件11传递扭矩的状态的减振装置10的振动系中，构建下式(1)那样的运动方程式。其中，式(1)中，“J1”是驱动器部件11的惯性力矩，“J21”是第一中间部件12的惯性力矩，“J22”是第二中间部件14的惯性力矩，“J3”是从动部件16的惯性力矩。另外，“θ1”是驱动器部件11的扭转角，“θ21”是第一中间部件12的扭转角，“θ22”是第二中间部件14的扭转角，“θ3”是从动部件16的扭转角。而且，“k1”是在驱动器部件11与第一中间部件12之间并行发挥作用的多个第一外侧弹簧SP11的合成弹簧常量，“k2”是在第一中间部件12与从动部件16之间并行发挥作用的多个第二外侧弹簧SP12的合成弹簧常量，“k3”是在驱动器部件11与第二中间部件14之间并行发挥作用的多个第一内侧弹簧SP21的合成弹簧常量，“k4”是在第二中间部件14与从动部件16之间并行发挥作用的多个第二内侧弹簧SP22的合成弹簧常量，“k5”是在第一中间部件12与第二中间部件14之间并行发挥作用的多个中间弹簧SPm的合成弹簧常量(刚性)、kR”是在从从动部件16到车辆的车轮之间配置的变速器TM、驱动轴等的刚性即弹簧常量，“T”是从发动机EG传递至驱动器部件11的输入扭矩。
[数式1]
而且，本发明者们假定输入扭矩T如下式(2)所示那样周期性地发生振动，并且假定驱动器部件11的扭转角θ1、第一中间部件12的扭转角θ21、第二中间部件14的扭转角θ22以及从动部件16的扭转角θ3如下式(3)所示那样周期性地形成响应(振动)。其中，式(2)和式(3)的“ω”是输入扭矩T的周期性的变动(振动)的角振动频率，式(3)中，“Θ1”是驱动器部件11的伴随着自发动机EG传递扭矩产生的振动的振幅(振动振幅，即最大扭转角)，“Θ21”是第一中间部件12的伴随着向驱动器部件11传递来自发动机EG的扭矩产生的振动的振幅(振动振幅)，“Θ22”是第二中间部件14的伴随着向驱动器部件11传递来自发动机EG的扭矩产生的振动的振幅(振动振幅)，“Θ3”是从动部件16的伴随着向驱动器部件11传递来自发动机EG的扭矩产生的振动的振幅(振动振幅)。根据上述假定，将式(2)和式(3)代入式(1)，从两边消去“sinωt”，能够得到下式(4)的恒等式。
[数式2]
T＝T0sinωt…(2)
而且，本发明者们着眼于，若式(4)的从动部件16的振动振幅Θ3变为零，则利用减振装置10使来自发动机EG的振动衰减，从而在理论上使振动不向比从动部件16靠后段侧的变速器TM、驱动轴等传递。因此，本发明者们从上述观点考虑，对于振动振幅Θ3，求解式(4)的恒等式，并且使Θ3＝0，从而得到下式(5)所示的条件式。在式(5)的关系成立的情况下，从驱动器部件11经由第一、第二、第三扭矩传递路径P1、P2、P3传递至从动部件16的来自发动机EG的振动相互抵消，从动部件16的振动振幅Θ3理论上变为零。
[数式3]
根据上述解析结果，能理解出，在具有上述构成的减振装置10中，由于在两个固有振动频率中较小的固有振动频率下产生共振，因而从第二外侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动的相位与从第二内侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动的相位错开180度(反转)，两振动相互抵消，从而如图8所示，能够设定从动部件16的振动振幅Θ3(扭矩变动)在理论上变为零的反共振点A。另外，将反共振点A的振动频率设为“fa”，将“ω＝2πfa”代入上述式(5)，于是反共振点A的振动频率fa如下式(6)所示。此外，图8例示出，发动机EG的转速、与本发明的减振装置和省略了中间弹簧SPm的减振装置(专利文献1记载的减振装置，以下称为“比较例的减振装置”)中的从动部件的理论上(假定不存在滞后现象的情况下)的振动振幅(扭矩变动)之间的关系。
[数式4]
另一方面，若假定驱动器部件11的扭转角θ1和从动部件16的扭转角θ2为零且驱动器部件11和从动部件16的位移都是零，则能够将式(1)变形为下式(7)。而且，假定第一、第二中间部件12、14如下式(8)所示那样谐振，将式(8)代入式(7)从两边消去“sinωt”，从而能够得到下式(9)的恒等式。
[数式5]
在第一中间部件12和第二中间部件14谐振的情况下，振幅Θ21和Θ22都不是零，所以式(9)的左边的方阵的行列式为零，下式(10)的条件式必须成立。上述式(10)是关于减振装置10的两个固有角振动频率的平方值ω2的2次方程式。因此，减振装置10的两个固有角振动频率ω1、ω2如下式(11)和式(12)所示，ω1＜ω2成立。其结果，若将在共振点A产生的共振(共振点R1)的频率即第一中间部件12的固有振动频率设为“f21”，将在比反共振点A靠高速旋转侧产生的共振(共振点R2)的频率即第二中间部件14的固有振动频率设为“f22”，则低速旋转侧(低频侧)的固有振动频率f21如下式(13)所示，高速旋转侧(高频侧)的固有振动频率f22(f22＞f21)如下式(14)所示。
[数式6]
另外，第一、第二外侧弹簧SP11、SP12、第一、第二内侧弹簧SP21、SP22以及中间弹簧SPm它们全部的弯曲受到允许时的减振装置10的等效刚度keq可以如下那样求出。即，假定向驱动器部件11传递T＝T0这样的恒定的输入扭矩(静态外力)，并且假定下式(15)所示那样的相互平衡的关系成立，于是将T＝T0和式(15)代入式(1)，能够得到下式(16)的恒等式。
[数式7]
而且，在扭矩T0、减振装置10的等效刚度keq、驱动器部件11的振动振幅(扭转角)Θ1、从动部件16的振动振幅(扭转角)Θ3之间、T0＝keq·(Θ1-Θ3)这样的关系成立。而且，若对于振动振幅(扭转角)Θ1、Θ3，求解式(16)的恒等式，则“Θ1-Θ3”如下式(17)所示。因此，利用T0＝keq·(Θ1-Θ3)和式(17)，减振装置10的等效刚度keq如下式(18)所示。
[数式8]
本发明者们对如上述那样得到的减振装置10的低速旋转侧的固有振动频率f21、反共振点A的振动频率fa以及等效刚度keq的解析结果如图9～图14所示。图9～图14分别表示将合成弹簧常量k1、k2、k3、k4、k5、第一、第二中间部件12、14的惯性力矩J21、J22中的任意一个参数以外参数分别保持为恒定值(固定值)，仅使该任意一个参数变化时的固有振动频率f21、反共振点A的振动频率fa以及等效刚度keq的变化状态。
在将减振装置10的合成弹簧常量k2、k3、k4、k5以及惯性力矩J21、J22分别保持为恒定值，仅使第一外侧弹簧(第一弹性体)SP11的合成弹簧常量(刚性)k1变化的情况下，如图9所示，合成弹簧常量k1越大，则固有振动频率f21和反共振点A的振动频率fa越大，随着合成弹簧常量k1变小，则固有振动频率f21和反共振点A的振动频率fa逐渐变小。与此相对，如图9所示，若使合成弹簧常量k1从预先适合的值稍微增加，则等效刚度keq骤增，若使合成弹簧常量k1从该适合值稍微减少，则等效刚度keq骤减。即，相对于第一外侧弹簧SP11的合成弹簧常量k1的变化，等效刚度keq的变化(变化梯度)非常大。
另外，在将减振装置10的合成弹簧常量k1、k3、k4、k5以及惯性力矩J21、J22分别保持为恒定值，仅使第二外侧弹簧(第二弹性体)SP12的合成弹簧常量(刚性)k2变化的情况下，如图10所示，也是合成弹簧常量k2越大，则固有振动频率f21和反共振点A的振动频率fa越大，随着合成弹簧常量k2变小，则固有振动频率f21和反共振点A的振动频率fa逐渐变小。而且，如图10所示，若使合成弹簧常量k2从预先适合的值稍微增加，则等效刚度keq骤增，若使合成弹簧常量k2从该适合值稍微减少，则等效刚度keq骤减。即，相对于第二外侧弹簧SP12的合成弹簧常量k2的变化，等效刚度keq的变化(变化梯度)也非常大。
另一方面，在将减振装置10的合成弹簧常量k1、k2、k4、k5以及惯性力矩J21、J22分别保持为恒定值，仅使第一内侧弹簧(第三弹性体)SP21的合成弹簧常量(刚性)k3变化的情况下，如图11所示，随着合成弹簧常量k3变大，固有振动频率f21稍微变大(保持大致恒定)，合成弹簧常量k3越小，则反共振点A的振动频率fa越大，随着合成弹簧常量k3变大，反共振点A的振动频率fa逐渐变小。另外，如图11所示，若使合成弹簧常量k3从预先适合的值稍微减少，则等效刚度keq骤减，若使合成弹簧常量k3从该适合值稍微增加，则等效刚度keq骤增。即相对于第一内侧弹簧SP21的合成弹簧常量k3的变化，等效刚度keq的变化(变化梯度)也非常大。
而且，在将减振装置10的合成弹簧常量k1、k2、k3、k5以及惯性力矩J21、J22分别保持为恒定值，仅使第二内侧弹簧(第四弹性体)SP22的合成弹簧常量(刚性)k4变化的情况下，如图12所示，也是随着合成弹簧常量k4变大，固有振动频率f21稍微变大(保持大致恒定)，合成弹簧常量k4越小，则反共振点A的振动频率fa越大，随着合成弹簧常量k4变大，则反共振点A的振动频率fa逐渐变小。另外，如图12所示，若使合成弹簧常量k4从预先适合的值稍微减少，则等效刚度keq骤减，若使合成弹簧常量k4从该适合值稍微增加，则等效刚度keq骤增。即，相对于第二内侧弹簧SP22的合成弹簧常量k4的变化，等效刚度keq的变化(变化梯度)也非常大。
而且，在将减振装置10的合成弹簧常量k1、k2、k3、k4以及惯性力矩J21、J22分别保持为恒定值，仅使中间弹簧(第五弹性体)SPm的合成弹簧常量(刚性)k5变化的情况下，如图13所示，合成弹簧常量k5越大，则固有振动频率f21和反共振点A的振动频率fa越大，随着合成弹簧常量k5变小，则固有振动频率f21和反共振点A的振动频率fa逐渐变小。另外，同某一合成弹簧常量k5对应的固有振动频率f21与反共振点A的振动频率fa之差(fa-f21)如图13所示，随着合成弹簧常量k5变大而逐渐变大。而且，在仅使中间弹簧SPm的合成弹簧常量k5变化的情况下，如图13所示，若合成弹簧常量k5越大，则等效刚度keq越大，随着合成弹簧常量k5变小，则等效刚度keq逐渐变小。即，与等效刚度keq的相对于合成弹簧常量(刚性)k1、k2、k3、k4的变化所形成的变化(变化梯度)相比，等效刚度keq的相对于中间弹簧SPm的合成弹簧常量(刚性)k5的变化所形成的变化(变化梯度)大幅度变小。
另外，在将减振装置10的合成弹簧常量k1、k2、k3、k4、k5以及第二中间部件14的惯性力矩J22分别保持为恒定值，仅使第一中间部件12的惯性力矩J21变化的情况下，如图14所示，惯性力矩J21越小，则固有振动频率f21和反共振点A的振动频率fa越大，随着惯性力矩J21变大，则固有振动频率f21和反共振点A的振动频率fa逐渐变小。而且，即便仅使第一中间部件12的惯性力矩J21变化，如图14所示，等效刚度keq也保持大致恒定。此外，虽然省略了图示，但在将减振装置10的合成弹簧常量k1、k2、k3、k4、k5以及第一中间部件12的惯性力矩J21分别保持为恒定值，仅使第二中间部件14的惯性力矩J22变化的情况下，也能得到与仅使第一中间部件12的惯性力矩J21变化的情况相同的结果。
由上述解析结果可知，通过降低中间弹簧SPm的刚性(减小弹簧常量km和合成弹簧常量K5)，能够进一步减小低速旋转侧的固有振动频率f21(参照式(13))、反共振点A的振动频率fa(参照式(6))。相反，通过提高中间弹簧SPm的刚性(增大弹簧常量km和合成弹簧常量K5)，能够进一步增大低速旋转侧的固有振动频率f21与反共振点A的振动频率fa之差(fa-f21)。而且，即使降低中间弹簧SPm的刚性(减小弹簧常量km和合成弹簧常量K5)，等效刚度keq也不会大幅度降低。因此，在减振装置10中，调整中间弹簧SPm的刚性(弹簧常量km和合成弹簧常量K5)，从而能够根据对驱动器部件11输入的最大输入扭矩，适当地保持等效刚度keq，并且，一方面抑制第一中间部件12和第二中间部件14的重量、即惯性力矩J21、J22的增加，另一方面能够适当设定低速旋转侧的固有振动频率f21和反共振点A的振动频率fa。另外，通过降低第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的刚性(减小弹簧常量k11、k12和合成弹簧常量K1、K2)，能够进一步减小低速旋转侧的固有振动频率f21、反共振点A的振动频率fa。而且，通过提高第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的刚性(增大弹簧常量k21、k22和合成弹簧常量K3、k4)，能够进一步减小反共振点A的振动频率fa。
于是，在搭载作为行驶用动力的产生源的发动机(内燃机)EG的车辆中，使锁止转速Nlup进一步降低，提前将来自发动机EG的扭矩以机械构造传递至变速器TM，从而提高发动机EG与变速器TM之间的动力传递效率，由此能够进一步提高发动机EG的燃油经济性。但是，在可作为锁止转速Nlup的设定范围的500rpm～1500rpm左右的低转速区域，从发动机EG经由锁止离合器传递至驱动器部件11的振动变大，特别是在搭载了3缸或4缸发动机这样的节能缸发动机的车辆中振动水平的增加很显著。因此，为了在执行锁止时、刚执行完锁止之后，不使很大的振动传递至变速器TM等，需要使在执行了锁止的状态下将来自发动机EG的扭矩(振动)传递至变速器TM的减振装置10整体(从动部件16)在锁止转速Nlup附近的转速区域中的振动水平进一步降低。
在此基础上，本发明者们根据针对锁止离合器8决定的锁止转速Nlup，以发动机EG的转速在500rpm～1500rpm的范围(锁止转速Nlup的假定设定范围)内时形成所述反共振点A的方式，构成减振装置10。若将发动机(内燃机)EG的气缸数设为“n”，则发动机EG的与反共振点A的振动频率fa对应的转速Nea表示为Nea＝(120/n)·fa。因此，减振装置10中，以满足下式(19)的方式，选择和设定多个第一外侧弹簧SP11的合成弹簧常量k1、多个第二外侧弹簧SP12的合成弹簧常量k2、多个第一内侧弹簧SP21的合成弹簧常量k3、多个第二内侧弹簧SP22的合成弹簧常量k4、多个中间弹簧SPm的合成弹簧常量k5、第一中间部件12的惯性力矩J21(考虑了(合计)以一体旋转的方式连结的涡轮5等的情况下的惯性力矩，下同)、以及第二中间部件14的惯性力矩J22。即，在减振装置10中，根据反共振点A的振动频率fa(和锁止转速Nlup)，选择和设定弹簧SP11～SPm的弹簧常量k11、k12、k21、k22、km、第一中间部件和第二中间部件12、14的惯性力矩J21、J22。
[数式9]
这样，能够将理论上可使从动部件16的振动振幅Θ3为零(可使振动进一步降低)的反共振点A设定在500rpm～1500rpm的低转速区域(锁止转速Nlup的假定设定范围)内，从而如图8所示，能够以使反共振点A产生的共振(为了形成反共振点A而不得不产生的共振，在本实施方式中是第一中间部件12的共振，参照图8的共振点R1)向更低速旋转侧(低频侧)漂移，包含在锁止离合器8的非锁止区域(参照图8的双点划线)。即本实施方式中，第一中间部件12的共振(两个固有振动频率较小一者的共振)是在使用减振装置10的转速区域中并不产生的假想的共振。另外，如图8所示，与减振装置10的两个固有振动频率中较小一者(第一中间部件12的固有振动频率)对应的转速变得低于锁止离合器8的锁止转速Nlup，与减振装置10的两个固有振动频率中较大一者(第二中间部件14的固有振动频率)对应的转速变得高于锁止转速Nlup。由此，能够从利用锁止离合器8执行了锁止的时刻起，利用从第二外侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动和从第二内侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动中的一者，抵消这两个振动中的另一者的至少一部分。
优选为在以满足所述式(19)的方式构成减振装置10时，使反共振点A产生的共振(参照图8的共振点R1)的振动频率小于该反共振点A的振动频率fa，并且使该振动频率成为尽可能小的值的方式，选择和设定弹簧常量k11、k12、k21、k22、km、惯性力矩J21、J22。因此，本实施方式的减振装置10中，以满足所述k11＜km＜k12＜k22＜k21这样的关系的方式，决定弹簧常量k11、k12、k21、k22、km的值。
即，减振装置10中，为了使低速旋转侧的固有振动频率f21和反共振点A的振动频率fa变得更小，将中间弹簧SPm的弹簧常量km、第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的弹簧常量k11、k12设定得很小。而且，为了使低速旋转侧的固有振动频率f21变得更小，将第一、第二内侧弹簧SP21、22的弹簧常量k21、k22设定得很大。由此，能够使低速旋转侧的固有振动频率f21和反共振点A的振动频率fa更小，将从第二外侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动和从第二内侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动中的一者将两振动中的另一者的至少一部分抵消的转速带(频率带)的起点设定得位于更低速旋转侧(低频侧)。而且，将该转速带的起点设定于低速旋转侧，从而也能向低速旋转侧设定从第二外侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动的相位与从第二内侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动的相位错开180度的转速(频率)。其结果，能够允许更低的转速下的锁止，并且进一步提高在低转速区域中的振动衰减性能。
另外，减振装置10中，如图8所示，若在反共振点A附近，在从动部件16的振动的衰减峰值出现之后，发动机EG的转速进一步变高，则产生两个固有振动频率中较大的那个固有振动频率下的共振(在本实施方式中是第二中间部件14的共振，参照图8的共振点R2)，从第二外侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动与从第二内侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动变为同相位。即，在本实施方式的减振装置10中，在产生了所述两个固有振动频率中较小的那个固有振动频率下的共振(第一中间部件12的共振)之后到产生该两个固有振动频率中较大的那个固有振动频率下的共振(第二中间部件14的共振)之前的这段期间，从第二外侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动和从第二内侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动中的一者将两振动中的另一者的至少一部分抵消。因此，优选以使在比反共振点A高的转速侧(高频侧)产生的共振的频率进一步增大的方式，选择和设定弹簧常量(合成弹簧常量)k1、k2、k3、k4、k5、惯性力矩J21、J22。由此，能够使该共振(共振点R2)在振动不易显现出来的高转速区域侧产生，能够进一步提高低转速区域的减振装置10的振动衰减性能。
而且，减振装置10中，为了进一步提高锁止转速Nlup附近的振动衰减性能，需要使该锁止转速Nlup和与共振点R2对应的发动机EG的转速尽可能分离。因此，优选在以满足式(19)的方式构成减振装置10时，以满足Nlup≤(120/n)·fa(＝Nea)的方式，选择和设定弹簧常量k1、k2、k3、k4、k5、惯性力矩J21、J22。由此，能够很好地抑制振动向变速器TM的输入轴IS的传递并且执行锁止离合器8的锁止，并且能够在刚执行完锁止之后，利用减振装置10使来自发动机EG的振动极好地衰减。
如所述那样，根据反共振点A的振动频率fa设计减振装置10，由此能够极好地提高减振装置10的振动衰减性能。而且，根据本发明者们的研究和解析，确认有在将锁止转速Nlup设定为例如1000rpm前后的值的情况下，例如以满足900rpm≤(120/n)·fa≤1200rpm的方式构成减振装置10，从而得到实用性极好的结果。
另外，由式(13)和(14)可知，减振装置10的2个固有振动频率f21、f22受到第一中间部件12和第二中间部件14双方的惯性力矩J21、J22的影响。即，在减振装置10中，第一中间部件12与第二中间部件14经由中间弹簧SPm相互连结，所以来自中间弹簧SPm的力(参照图7的白色箭头)作用于第一中间部件12、第二中间部件14双方，从而第一中间部件12的振动与第二中间部件14的振动相关(两者的振动相互影响)。这样第一中间部件12的振动与第二中间部件14的振动相关，从而固有振动频率f21、f22受到第一中间部件12和第二中间部件14双方的惯性力矩J21、J22的影响。因此，减振装置10中，能够抑制第一中间部件12和第二中间部件14的重量即惯性力矩J21、J22的增加，并且使两个固有振动频率f21、f22中较小一者的共振容易向低速旋转侧即非锁止区域漂移，能够以在驱动器部件11的转速更低的状态下更好地产生由从动部件16形成的振动的抵消的方式，容易且适当地设定固有振动频率f21、f22和反共振点A的振动频率fa。
而且，减振装置10中，由于在两个固有振动频率f21、f22受到第一中间部件12和第二中间部件14双方的惯性力矩J21、J22的影响，因而调整第一中间部件12和第二中间部件14的惯性力矩J21、J22，如图8所示，使反共振点A的振动频率fa成为与比较例的减振装置的反共振点的振动频率fa′大致相同的值，并且与所述比较例的减振装置相比，能够使低速旋转侧的固有振动频率f21(共振点R1)容易向非锁止区域的更加低速旋转侧漂移。由此，减振装置10中，与比较例的减振装置(参照图8的虚线)相比，能够使反共振点A附近的振动水平进一步降低。这样，进一步减小低速旋转侧的固有振动频率f21，使反共振点A附近的振动水平进一步降低，从而，即使是伴随着具有停缸功能的发动机EG的减缸运转的执行，来自该发动机EG的振动的次数降低的情况下，也能将锁止转速Nlup保持得更低。
另外，根据本发明者们的解析，明确了利用中间弹簧SPm使第一中间部件12和第二中间部件14相互连结并使两者的振动相关，从而从所述第一、第二、第三扭矩传递路径P1、P2、P3传递至从动部件16的振动容易相互抵消，能进一步减小从动部件16的在反共振点A附近的实质上振动振幅，能减小第二外侧弹簧SP12与第二内侧弹簧SP22之间的扭矩振幅(扭矩变动)之差(使两者的扭矩振幅更接近)。因此，减振装置10中，能够允许更低的转速下的锁止(发动机EG与驱动器部件11的连结)，并且进一步提高来自发动机EG的振动有变大倾向的低转速区域的振动衰减性能。
这里，上述式(13)中，若k5＝0，则省略了中间弹簧SPm的比较例的减振装置的第一中间部件的固有振动频率f21′如下式(20)所示，上述式(14)中，若k5＝0，则比较例的减振装置的第二中间部件的固有振动频率f22′如下式(21)所示。由式(20)和(21)可知，在比较例的减振装置中，第一中间部件的固有振动频率f21′不受第二中间部件的惯性力矩J22的影响，第二中间部件的固有振动频率f22′不受第一中间部件的惯性力矩J21的影响。由此可知，与比较例的减振装置相比，在减振装置10中，能够提高第一中间部件12和第二中间部件14的固有振动频率f21、f22的设定的自由度。
[数式10]
另外，上述式(6)中，若k5＝0，则比较例的减振装置的反共振点的振动频率fa′如下式(22)所示。比较式(6)与式(22)，则在弹簧常量k1、k2、k3、k4、惯性力矩J21、J22相同的情况下，比较例的减振装置的反共振点的振动频率fa′小于减振装置10的反共振点A的振动频率fa。但是，在减振装置10中，主要通过适当地选择第一中间部件12和第二中间部件14的惯性力矩J21、J22，从而能够容易设定为与比较例的减振装置(参照图8的虚线)的反共振点的振动频率fa′大致相同的值。
[数式11]
而且，所述减振装置10中，在减振装置10的径向上，弹簧常量(刚性)比第一、第二内侧弹簧SP21、SP22小的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12配置于第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的外侧。由此，能够进一步增大第一中间部件12的惯性力矩J21，并且使第一、第二外侧弹簧SP11、SP12刚性降得更低，能够进一步减小该第一中间部件12的固有振动频率(f21)。另外，减振装置10中，刚性低且比较轻的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12配置于减振装置10的外周侧，并且刚性高且比较重的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22配置于减振装置10的中心轴CA侧。由此，通过低刚性带来的外周侧的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的轻型化来减少两者的滞后现象，并且使作用于内周侧的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的离心力降低，能够减少两者的滞后现象。因此，减振装置10中，减小因离心力而在与弹簧SP11、SP12、SP21、SP22对应的旋转构件之间产生的摩擦力，能够进一步减小装置整体的滞后现象。其结果，减振装置10中，更接近上述反共振点A的应衰减的振动(共振)的频率，从而能够极好地提高振动衰减性能。
而且，本实施方式的减振装置10中，第一中间部件12构成为惯性力矩J21大于第二中间部件14的惯性力矩J22，而且与涡轮5连结为一体旋转。由此，能够进一步减小低频侧的固有振动频率f21，使反共振点A附近的振动水平进一步降低。另外，若将第一中间部件12以与涡轮5一体旋转的方式与涡轮5连结，则能够进一步增大该第一中间部件12的实质上的惯性力矩J21(第一中间部件12、涡轮5等的惯性力矩的合计值)。由此，能够进一步减小低频侧的固有振动频率f21，将该第一中间部件12的共振点设定于更偏向低速旋转侧(低频侧)。
以上说明了假定不存在滞后现象的减振装置10的基本设计顺序，但在含有多个弹簧SP11、SP12、SP21、SP22、SPm的减振装置10中，实际上很难消除滞后现象。另外，在含有第一、第二扭矩传递路径P1、P2的减振装置10中，从第二外侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动的相位相对于从第二内侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动的相位错开180度的频率，会因滞后现象而从理论值向高频侧(高速旋转侧)错动。而且，若产生这样的向相位反转的高频侧的错动，则来自第二外侧弹簧SP12的振动与来自第二内侧弹簧SP22的振动抵消，从而从动部件16的振动振幅最小的频率也向高频侧(高速旋转侧)错动。鉴于此，本发明者们对减振装置10、比较例的减振装置的滞后现象对于由低频侧的固有振动频率下的共振引起的振动的相位反转造成的影响做了详查。
本发明者们首先对使理论上的反共振点的振动频率fa′(参照所述式(18))与由减振装置整体和车辆的驱动轴的振动引起的共振(在驱动器部件与驱动轴之间产生的振动引起的共振)的频率ftag大体一致的比较例的减振装置的模型进行模拟，验证由低频侧的固有振动频率f21′的共振引起的振动的相位变化。图15用虚线表示比较例的减振装置的模拟结果。如图15所示，比较例的减振装置中，如图中虚线所示，明确了两个扭矩传递路径的振动的相位错开180度的频率fr′，向频率比应衰减的振动的频率ftag(与之对应的发动机转速)高的高频侧(高速旋转侧)错动。因此，可认为比较例的减振装置不能够很好地衰减由该减振装置整体和车辆的驱动轴的振动引起的共振。
而且，本发明者们对使理论上的反共振点A的振动频率fa(参照所述式(6))与由减振装置10整体和车辆的驱动轴的振动引起的共振的频率ftag(与比较例的情况相同的值)大体一致的减振装置10的模型进行模拟，验证了减振装置10的低频侧的固有振动频率f21下的共振引起的振动的相位变化。图15用实线表示减振装置10的模拟结果。由图15的模拟结果可知，在如上述那样构成的减振装置10中，与比较例的减振装置相比，能够很好地减少滞后现象对于低频侧的固有振动频率f21下的共振引起的振动的相位反转造成的影响。
即在含有中间弹簧SPm的减振装置10中，如上述那样，调整第一中间部件12和第二中间部件14的惯性力矩J21、J22，从而能够容易使低频侧的固有振动频率f21下的共振、即第一中间部件12的共振向低频侧漂移。另外，在减振装置10中，第一、第二外侧弹簧SP11、SP12和第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的弹簧常量k11、k12、k21、k22满足k11＜k21、k11/k21≠k12/k22这样的关系。由此，能够经由含有中间弹簧SPm的第三扭矩传递路径P3从第二中间部件14向第一中间部件12传递扭矩(平均扭矩的一部分)，减小第一外侧弹簧SP11的扭矩分担，减小弹簧常量k11(刚性降低)，由低刚性带来的第一外侧弹簧SP11的轻型化，能够降低在该第一外侧弹簧SP11与旋转构件之间产生的摩擦力。因此，使第一外侧弹簧SP11的滞后现象降低，如图15中用细实线所示那样，能够使由固有振动频率f21下的共振、即第一中间部件12的共振引起的从第二外侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动(第一扭矩传递路径P1的振动)的相位反转迅速结束(使相位变化的角度陡峭)。其结果，在减振装置10中，减少滞后现象对相位反转造成的影响，如图15中的实线所示，能够使从第二外侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动的相位相对于从第二内侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动的相位错开180度的频率fr，向频率比应衰减的振动的频率ftag低的低频侧(低速旋转侧)漂移。
而且，减振装置10中，第一、第二外侧弹簧SP11、SP12和第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的弹簧常量k11、k12、k21、k22满足k11/k21＜k12/k22、k11＜k12＜k22＜k21这样的关系。在这样的关系成立的情况下，经由含有中间弹簧SPm的第三扭矩传递路径P3从第二中间部件14向第一中间部件12传递扭矩(平均扭矩的一部分)，由第一中间部件12与从动部件16之间的第二外侧弹簧SP12传递的扭矩增加。另外，在理论上，对驱动器部件11输入的输入扭矩T(第一外侧弹簧SP11的传递扭矩与第一内侧弹簧SP21的传递扭矩之和)、同第二外侧弹簧SP12的传递扭矩与第二内侧弹簧SP22的传递扭矩之和相等。因此，在满足k11/k21＜k12/k22、k11＜k12＜k22＜k21这样的关系的情况下，能够进一步减小第一外侧弹簧SP11的扭矩分担，进一步减小第一外侧弹簧SP11的弹簧常量k11(刚性降低)，并且还能减小第二外侧弹簧SP12的弹簧常量k12(刚性降低)。因此，减振装置10中，由于低刚性带来的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的轻型化，能够进一步减小在两者与旋转构件之间产生的摩擦力即滞后现象，并且使固有振动频率f21下的共振、即第一中间部件12的共振向更低频侧漂移。其结果，如图15中的粗实线所示，能够更好地减少上述频率fr的由滞后现象引起的向高频侧的错动。
图16是表示分别被从驱动器部件11传递扭矩的第一外侧弹簧SP11、第一内侧弹簧SP21的扭矩分担比γ1、分别向从动部件16传递扭矩的第二外侧弹簧SP12、第二内侧弹簧SP22的扭矩分担比γ2、减振装置10的振动衰减性能之间关系的说明图。本发明者们对扭矩分担比γ1、γ2、与对驱动器部件11输入的输入扭矩T是小于上述扭矩T1的规定值时(弹簧SP11、SP12、SP21、SP22、SPm它们全部的弯曲被允许时)的减振装置10的振动衰减性能之间关系进行了解析。在将第一外侧弹簧SP11从驱动器部件11向第一中间部件12传递的扭矩设为“T11”，第一内侧弹簧SP21从驱动器部件11向第二中间部件14传递的扭矩设为“T21”时，扭矩分担比γ1用γ1＝T11/(T11+T21)表示。在将第二外侧弹簧SP12从第一中间部件12向从动部件16传递的扭矩设为“T12”，第二内侧弹簧SP22从第二中间部件14向从动部件16传递的扭矩设为“T22”时，扭矩分担比γ2用γ2＝T12/(T12+T22)表示。另外，如上述那样，输入扭矩T与扭矩T11、T21、T12、T21之间，理论上有T＝T11+T21＝T12+T22这样的关系成立。此外，该解析中，减振装置10的振动衰减性能与图8等相同，根据从动部件16的振动振幅(扭矩变动)做评价。
像减振装置10那样，在经由含有中间弹簧SPm的第三扭矩传递路径P3从第二中间部件14向第一中间部件12传递扭矩(平均扭矩的一部分)的情况下，扭矩分担比γ1、γ2包含在图16中表示γ1＝γ2的线段的图中的上侧的区域X内(不包含表示γ1＝γ2的线段上)。所述区域X是γ1＜γ2即T11/(T11+T21)＜T12/(T12+T22)这样的关系成立的区域。本发明者们通过解析求出抑制弹簧SP11、SP12、SP21、SP22、SPm的卷绕直径、轴向长度的增加、即减振装置10的大型化并且能够很好地确保振动衰减性能的区域X内的范围。
而且，解析的结果明确了，在扭矩分担比γ1、γ2包含在图16所示的区域Y内的情况下，能够抑制减振装置10的大型化并且能很好地确保振动衰减性能。区域Y是满足γ1＜γ2、0.07≤γ1＝T11/(T11+T21)≤0.28以及0.12≤γ2＝T12/(T12+T22)≤0.42的区域。而且，根据本发明者们的解析，明确了在扭矩分担比γ1、γ2包含在图16所示的区域Y内的区域Z内的情况下，能够进一步提高减振装置10的振动衰减性能。区域Z是大体满足γ1＜γ2、0.1≤γ1＝T11/(T11+T21)≤0.25以及0.13≤γ2＝T12/(T12+T22)≤0.39的区域。因此，减振装置10可以构成为满足γ1＜γ2、0.07≤γ1＝T11/(T11+T21)≤0.28以及0.12≤γ2＝T12/(T12+T22)≤0.42，更优选为满足γ1＜γ2、0.1≤γ1＝T11/(T11+T21)≤0.25以及0.13≤γ2＝T12/(T12+T22)≤0.39。
另外，若将在第一中间部件12和第二中间部件14之间中间弹簧SPm传递的扭矩设为“Tm”，则γ2-γ1＝Tm/(T11+T21)＝Tm/(T12+T22)。上述值(γ2-γ1)表示中间弹簧SPm的传递扭矩相对于输入扭矩T(从从动部件16输出的扭矩)所占的比例，根据本发明者们的解析，明确了满足0＜γ2-γ1≤0.35，就能够抑制减振装置10的大型化并且很好地确保振动衰减性能。此外，由于损失等，T11+T21＝T12+T22这样的关系严格来说并不成立，所以减振装置10也可以构成为满足0＜γ2-γ1≤0.35和0＜Tm/(T12+T22)≤0.35中的任意一者。
图17是例示与考虑滞后现象的情况下的减振装置10和省略中间弹簧SPm的比较例的减振装置中的从动部件处的振动振幅(扭矩变动)与发动机EG的转速之间的关系的说明图。图17中，实线表示减振装置10的从动部件处的振动振幅(扭矩变动)的考虑了滞后现象的模拟结果，虚线表示比较例的减振装置的从动部件处的振动振幅(扭矩变动)的考虑了滞后现象的模拟结果。在上述模拟中使用的减振装置10的模型，是通过以满足k11＜km＜k12＜k22＜k21这样的关系、γ1＜γ2、0.07≤γ1＝T11/(T11+T21)≤0.28、以及0.12≤γ2＝T12/(T12+T22)≤0.42这样的关系，并且以使理论上的反共振点A的振动频率fa与由上述减振装置10整体和车辆的驱动轴的振动引起的共振的频率ftag大体一致的方式决定各种参数来构建。另外，在模拟中使用的比较例的减振装置的模型，是通过以使理论上的反共振点的振动频率fa′与由该减振装置整体和车辆的驱动轴的振动引起的共振的频率ftag(与减振装置10的情况相同的值)大体一致的方式决定各种参数来构建的。
如图17所示，与比较例的减振装置相比，减振装置10中，能够使反共振点A产生的低频侧的固有振动频率f21下的共振、即第一中间部件12的共振，向更加低频侧漂移，与该反共振点A分离。因此，减振装置10中，能理解出，使反共振点A的振动频率fa更接近应衰减的振动(共振)的频率ftag，从而与比较例的减振装置相比，能够极好地提高振动衰减性能。其结果，在含有减振装置10的起步装置1中，与比较例的减振装置相比，能够将锁止离合器8的锁止转速Nlup设定于更偏向低速旋转侧(例如比与频率ftag对应的发动机EG的转速低的转速)。即，以满足k11＜km＜k12＜k22＜k21的方式选择弹簧常量k11、k12、k21、k22、km，从而能够经由中间弹簧SPm从第二中间部件14向第一中间部件12适当地传递扭矩，能够极好地提高减振装置10的振动衰减性能。
此外，上述减振装置10中，第一内侧弹簧SP21的弹簧常量K21大于第二内侧弹簧SP22的弹簧常量K22(k22＜k21)，但不限于此。即，为了容易设计减振装置10，也可以使第一内侧弹簧SP21的弹簧常量K21、卷绕直径、轴向长度这样的各种元素、与第二内侧弹簧SP22的弹簧常量K22、卷绕直径、轴向长度这样的各种元素相同(k22＝k21)。
而且，减振装置10中，中间弹簧SPm的弹簧常量km可以设定为小于第一、第二外侧弹簧SP11、SP12和第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的弹簧常量k11、k12、k21、k22。即，低速旋转侧(低频侧)的固有振动频率f21、反共振点A的振动频率fa如上述那样，随着中间弹簧SPm的合成弹簧常量k5变小而变小(参照图13)。因此，若使中间弹簧SPm的弹簧常量(刚性)km小于弹簧常量k11、k12、k21、k22，则能够进一步减小固有振动频率f21和振动频率fa。而且，采用上述构成，能够将从第二外侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动和从第二内侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动中的一者抵消两振动中另一者的至少一部分的转速带的起点，设定于更偏向低速旋转侧。此外，将该转速带的起点设定于低速旋转侧，从而也能够将从第二外侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动的相位与从第二内侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动的相位错开180度的转速(频率)设定于低速旋转侧(低频侧)。在该情况下，第一、第二外侧弹簧SP11、SP12、第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的弹簧常量k11、k12、k21、k22至少满足k11≠k21、k11/k21≠k12/k22这样的关系即可。
另外，减振装置10中，中间弹簧SPm的弹簧常量km可以设定为大于第一、第二外侧弹簧SP11、SP12和第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的弹簧常量k11、k12、k21、k22。即，低速旋转侧(低频侧)的固有振动频率f21与反共振点A的振动频率fa之差(fa-f21)如上述那样，随着中间弹簧SPm的合成弹簧常量k5变大而变大(参照图13)。因此，若使中间弹簧SPm的弹簧常量(刚性)km大于弹簧常量k11、k12、k21、k22，则能够增大固有振动频率f21与振动频率fa之差(fa-f21)，能够使从第二外侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动和从第二内侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动中的一者将两振动中的另一者的至少一部分抵消的转速带、即能很好地降低从动部件16的振动水平的范围更大。
在这种情况下，为了使固有振动频率f21与反共振点A的振动频率fa进一步变小，并且两者之差(fa-f21)进一步增大，调整第一、第二外侧弹簧SP11、SP12和第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的弹簧常量k11、k12、k21、k22较佳。上述构成从进一步减小供固有振动频率f21和反共振点A的振动频率fa用的弹簧常量k11、k12、k21、k22的数值设定的容易性来看，适用于对驱动器部件11的最大输入扭矩比较小，要求的等效刚度keq比较低的减振装置很有利。在该情况下，第一、第二外侧弹簧SP11、SP12和第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的弹簧常量k11、k12、k21、k22至少满足k11≠k21、k11/k21≠k12/k22这样的关系较佳。
而且，减振装置10除了第一、第二、第三扭矩传递路径P1、P2、P3之外，也可以含有例如相对于第一、第二扭矩传递路径P1、P2并列设置的至少一个扭矩传递路径。而且，可以在减振装置10的例如第一、第二扭矩传递路径P1、P2的至少任一者分别追加设置至少1组中间部件、弹簧(弹性体)。
另外，起步装置1中，在执行使发动机EG和变速器TM的输入轴(驱动器部件11)的实际滑动速度(实际旋转速度差)与目标滑动速度一致的滑动控制的情况下，可以使上述反共振点A的振动频率fa与执行滑动控制时产生的强烈抖振的频率fs一致，或使上述反共振点A的振动频率fa设定为该强烈抖振的频率fs的附近的值。由此，能够进一步减少执行滑动控制时产生的强烈抖振。此外，若将一体旋转的锁止活塞80和驱动器部件11的惯性力矩设为“Jpd”，则能使用该惯性力矩Jpd和减振装置10的等效刚度keq，将强烈抖振的频率fs表示为fs＝1/2π·√(keq/Jpd)。
图18是表示本发明的其它减振装置10X的剖视图。此外，减振装置10X的结构要素中，与上述减振装置10相同的构件标注相同的附图标记，并省略重复的说明。
图18所示的减振装置10X的驱动器部件11X含有：固定于锁止离合器的锁止活塞的环状的连结部件110、被例如减振毂支承(调心)为能够旋转并且与连结部件110连结为一体旋转的环状的第一板状部件(第一输入部件)111X、配置得比第一板状部件111X接近涡轮5并且经由多个铆钉连结(固定)于第一板状部件111X的环状的第二板状部件(第二输入部件)112X。由此，驱动器部件11X即第一板状部件111X和第二板状部件112X与锁止活塞一体旋转，通过锁止离合器的卡合将前盖(发动机EG)与减振装置10的驱动器部件11X连结。此外，在锁止离合器是多片液压式离合器的情况下，连结部件110可以作为该锁止离合器的离合器鼓而构成。
第一板状部件111X构成为板状的环状部件，配置得比第二板状部件112X接近锁止活塞80。第一板状部件111X具有多个(例如三个)内侧弹簧收纳窗111wi、多个(例如四个)外侧弹簧收纳窗111wo、多个(例如三个)弹簧支承部1111、多个(例如三个)弹簧支承部1112、多个(例如四个)弹簧支承部1113、多个(例如四个)弹簧支承部1114、多个(例如三个)内侧弹簧抵接部111ci、多个(例如四个)外侧弹簧抵接部111co。
多个内侧弹簧收纳窗111wi分别呈圆弧状延伸并且在第一板状部件111X的内周部沿周向空开间隔(等间隔)地配设。多个弹簧支承部1111分别沿对应的内侧弹簧收纳窗111wi的内周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列。多个弹簧支承部1112分别沿对应的内侧弹簧收纳窗111wi的外周缘延伸、沿周向空开间隔(等间隔)地排列并与对应的弹簧支承部1111在第一板状部件111X的径向上对置。另外，在沿周向相互相邻的内侧弹簧收纳窗111wi(弹簧支承部1111、1112)之间各设置有一个内侧弹簧抵接部111ci。
多个外侧弹簧收纳窗111wo分别呈圆弧状延伸并且以位于比内侧弹簧收纳窗111wi靠径向外侧的方式在第一板状部件111X的外周部沿周向空开间隔地配设。多个弹簧支承部1113分别沿对应的外侧弹簧收纳窗111wo的内周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列。多个弹簧支承部1114分别沿对应的外侧弹簧收纳窗111wo的外周缘延伸、沿周向空开间隔(等间隔)地排列并与对应的弹簧支承部1113在第一板状部件111X的径向上对置。另外，在沿周向相互相邻的外侧弹簧收纳窗111wo(弹簧支承部1113、1114)之间各设置有一个外侧弹簧抵接部111co。
第二板状部件112X构成为板状的环状部件，配置得比第一板状部件111X接近涡轮5。第二板状部件112X具有多个(例如三个)内侧弹簧收纳窗112wi、多个(例如四个)外侧弹簧收纳窗112wo、多个(例如三个)弹簧支承部1121、多个(例如三个)弹簧支承部1122、多个(例如四个)弹簧支承部1123、多个(例如四个)弹簧支承部1124、多个(例如三个)内侧弹簧抵接部112ci、多个(例如四个)外侧弹簧抵接部112co。
多个内侧弹簧收纳窗112wi分别呈圆弧状延伸并且在第二板状部件112X的内周部沿周向空开间隔(等间隔)地配设。多个弹簧支承部1121分别沿对应的内侧弹簧收纳窗112wi的内周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列。多个弹簧支承部1122分别沿对应的内侧弹簧收纳窗112wi的外周缘延伸、沿周向空开间隔(等间隔)地排列并与对应的弹簧支承部1121在第二板状部件112X的径向上对置。另外，在沿周向相互相邻的内侧弹簧收纳窗112wi(弹簧支承部1121、1122)之间各设置有一个内侧弹簧抵接部112ci。
多个外侧弹簧收纳窗112wo分别呈圆弧状延伸并且以位于比内侧弹簧收纳窗112wi靠径向外侧的方式在第二板状部件112X的外周部沿周向空开间隔地配设。多个弹簧支承部1123分别沿对应的外侧弹簧收纳窗112wo的内周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列。多个弹簧支承部1124分别沿对应的外侧弹簧收纳窗112wo的外周缘延伸、沿周向空开间隔(等间隔)地排列并与对应的弹簧支承部1123在第二板状部件112X的径向上对置。另外，在沿周向相互相邻的外侧弹簧收纳窗112wo(弹簧支承部1123、1124)之间各设置有一个外侧弹簧抵接部112co。
如图18所示，减振装置10X的第一中间部件12X含有：在轴向上被配置于驱动器部件11X的第一板状部件111X和第二板状部件112X之间的板状的环状部件121X、固定于涡轮5的连结部件122X。环状部件121X具有：沿周向空开间隔地从环状的外周部朝径向内侧延伸突出的多个(本实施方式中例如间隔180°有两个)弹簧抵接部121c、在周向上从环状的外周部的相邻的弹簧抵接部121c之间朝径向内侧延伸突出的多个(例如四个)第二弹簧抵接部121d。多个第二弹簧抵接部121d以两个两个(一对一对)地接近的方式相对于环状部件121X的轴心对称地形成，相互成对的两个第二弹簧抵接部121d例如空开与中间弹簧SPm的自然长度对应的间隔沿周向排列。
第一中间部件12X的连结部件122X具有通过例如焊接固定于涡轮5的涡轮壳50的环状的固定部、从该固定部的外周部在周向空开间隔地沿轴向延伸突出的多个突出部。如图18所示，连结部件122X的各突出部从涡轮5侧与形成于环状部件121X的外周的对应的凹部嵌合。由此，环状部件121X的外周部与固定于涡轮5的连结部件122X连结为一体旋转。
减振装置10X的第二中间部件14X例如是被减振毂7支承(调心)为能够旋转的板状的环状部件，具有比第一中间部件12X大的固有振动频率和比第一中间部件12X小的惯性力矩。第二中间部件14X具有多个(例如三个)弹簧收纳窗、沿周向空开间隔地配设的多个(例如三个)弹簧抵接部14c、在比弹簧抵接部14c靠径向外侧沿轴向延伸的短尺寸筒状的支承部14s、以沿轴向与弹簧抵接部14c分离的方式从支承部14s的前端朝径向外侧延伸突出的多个(例如四个)第二弹簧抵接部14d。
如图18所示，支承部14s的外周面沿径向支承第一中间部件12X的环状部件121X(弹簧抵接部14c和第二弹簧抵接部14d)的内周面。由此，环状部件121X(第一中间部件12X)被第二中间部件14X支承(调心)为能够旋转。多个弹簧抵接部14c在沿周向相互相邻的弹簧收纳窗之间各设置有一个。第二弹簧抵接部14d以两个两个(一对一对)地接近的方式相对于第二中间部件14X的轴心对称地形成，相互成对的两个第二弹簧抵接部14d空开例如与中间弹簧SPm的自然长度对应的间隔沿周向排列。
减振装置10X的从动部件16X构成为板状的环状部件，如图18所示，在轴向上配置于驱动器部件11X的第一板状部件111X与第二板状部件112X之间，并且经由多个铆钉固定于减振毂。由此，从动部件16X与减振毂一体旋转。从动部件16X具有分别沿该从动部件16X的内周缘呈圆弧状延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地配设的多个(例如三个)弹簧收纳窗、沿周向空开间隔(等间隔)地配设的多个(例如三个)内侧弹簧抵接部(内侧抵接部)16ci、多个(例如四个)外侧弹簧抵接部(外侧抵接部)16co。多个内侧弹簧抵接部16ci在沿周向相互相邻的弹簧收纳窗之间各设置有一个。多个外侧弹簧抵接部16co在比多个内侧弹簧抵接部16ci靠径向外侧沿周向空开间隔地排列并且沿径向延伸。
第一、第二外侧弹簧SP11、SP12被驱动器部件11X即第一板状部件111X和第二板状部件112X的对应的弹簧支承部1113、1114、1123、1124支承为一个一个地成对(以串联的方式发挥作用)并且沿周向(环状部件121X的周向)交替排列。而且，在减振装置10X的安装状态下，第一板状部件111X的各外侧弹簧抵接部111co在配置于互不相同的内侧弹簧收纳窗111wi内且不成对(不以串联的方式发挥作用)的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12之间与两者的周向的端部抵接。同样，在减振装置10X的安装状态下，第二板状部件112X的各外侧弹簧抵接部112co也是在配置于互不相同的内侧弹簧收纳窗112wi内的(不成对的)第一、第二外侧弹簧SP11、SP12之间与两者的周向的端部抵接。另外，第一中间部件12X(环状部件121X)的各弹簧抵接部121c在相互成对(以串联的方式发挥作用)的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12之间与两者的周向的端部抵接。
第一、第二内侧弹簧SP21、SP22被驱动器部件11X即第一板状部件111X和第二板状部件112X的对应的弹簧支承部1111、1112、1121、1121支承为一个一个地成对(以串联的方式发挥作用)，并且沿周向(第二中间部件14X的周向)交替排列。而且，在减振装置10X的安装状态下，第一板状部件111X的各内侧弹簧抵接部111ci在配置于互不相同的内侧弹簧收纳窗111wi内且不成对(不以串联的方式发挥作用)的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22之间与两者的周向的端部抵接。同样，在减振装置10X的安装状态下，第二板状部件112X的各内侧弹簧抵接部112ci也是在配置于互不相同的内侧弹簧收纳窗112wi内的(不成对的)第一、第二内侧弹簧SP21、SP22之间与两者的周向的端部抵接。另外，第二中间部件14X的各弹簧抵接部14c在相互成对(以串联的方式发挥作用)的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22之间与两者的周向的端部抵接。
另外，从动部件16X的各外侧弹簧抵接部16co与驱动器部件11X的各外侧弹簧抵接部111co、112co相同，在不成对(不以串联的方式发挥作用)的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12之间与两者的周向的端部抵接。而且，在减振装置10X的安装状态下，与驱动器部件11的内侧弹簧抵接部111ci、112ci相同，从动部件16的各内侧弹簧抵接部16ci在不成对(不以串联的方式发挥作用)的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22之间与两者的周向的端部抵接。其结果，在减振装置10X的安装状态下，从动部件16X经由多个第一外侧弹簧SP11、第一中间部件12X(环状部件121X和连结部件122X)、多个第二外侧弹簧SP12连结于驱动器部件11X，并且经由多个第一内侧弹簧SP21、第二中间部件14X、多个第二内侧弹簧SP22连结于驱动器部件11X。
而且，各中间弹簧SPm被驱动器部件11X即第一板状部件111X和第二板状部件112X的对应的弹簧支承部1113、1114、1124、1124支承为与第一外侧弹簧SP11和第二外侧弹簧SP12沿周向排列。在减振装置10X的安装状态下，各中间弹簧SPm被第一中间部件12X(环状部件121X)的一对第二弹簧抵接部121d从周向的两侧支承，并且被第二中间部件14X的一对第二弹簧抵接部14d从周向的两侧支承。由此，第一中间部件12X与第二中间部件14X经由多个中间弹簧SPm相互连结。此外，也可以在中间弹簧SPm的端部与第二弹簧抵接部121d、14d之间配置弹簧座。
在如上述那样构成的减振装置10X中，也是与固有振动频率比第二中间部件14X小的第一中间部件12X对应的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的平均安装半径ro，大于第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的平均安装半径ri。即，第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的轴心的位置比第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的轴心靠减振装置10X的径向的外侧。另外，在减振装置10X中，第一、第二外侧弹簧SP11、SP12也被配置为各自的整体位于比第一、第二内侧弹簧SP21、SP22靠径向外侧。由此，能够进一步增大第一中间部件12X的惯性力矩J21，并且使第一、第二外侧弹簧SP11、SP12刚性降低，进一步减小该第一中间部件12X的固有振动频率(f21)。另外，在减振装置10X中，由于低刚性带来的外周侧的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的轻型化，能够减少两者的滞后现象，并且使作用于内周侧的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的离心力降低，从而能够减少两者的滞后现象。
而且，减振装置10X中，在轴向上，第一中间部件12X的环状部件121X、第二中间部件14X、从动部件16X配置于驱动器部件11X的第一板状部件111X和第二板状部件112X之间。在具有上述构成的减振装置10X中，制定第一、第二中间部件12X、14X的弹簧抵接部121c、14c、从动部件16X的内侧以及外侧弹簧抵接部16ci、16co的形状，从而能够减小特别是由离心力引起的在第一板状部件111X、第二板状部件112X与各弹簧SP11、SP12、SP21、SP22之间产生的摩擦力。其结果，能够进一步减少减振装置10X整体的滞后现象。其结果，减振装置10中，接近上述反共振点A的应衰减的振动(共振)的频率，从而能够极好地提高振动衰减性能。
另外，在减振装置10X中，如图18所示，驱动器部件11X的内侧、外侧弹簧抵接部111ci、112ci、111co、112co、第一、第二中间部件12X、14X的弹簧抵接部121c、14c、以及从动部件16X的内侧、外侧弹簧抵接部16ci、16co分别沿减振装置10X的径向延伸。因此，利用各弹簧抵接部111ci、112ci、111co、112co、121c、14c、16ci、16co能够使对应的弹簧SP11、SP12、SP21或者SP22沿轴心适当伸缩地进行按压。此外，在减振装置10X中，第一、第二中间部件12X、14X的第二弹簧抵接部121d、14d也分别沿减振装置10X的径向延伸。因此，利用各第二弹簧抵接部121d、14d能够使中间弹簧SPm沿轴心适当伸缩地进行按压。其结果，在减振装置10X中，能够进一步提高振动衰减性能。
而且，减振装置10X中，如图18所示，在从径向观察时，第二中间部件14X的弹簧抵接部14c与从动部件16X的内侧弹簧抵接部16ci在轴向上重合，在从径向观察时，第二中间部件14X的第二弹簧抵接部14d与从动部件16X的外侧弹簧抵接部16co在轴向上重合。此外，第一中间部件12X的环状部件121X配置为与第二中间部件14X的第二弹簧抵接部14d和从动部件16X的外侧弹簧抵接部16co沿轴向排列。由此，能够进一步缩短减振装置10的轴向长度。另外，减振装置10X含有被固定于涡轮5并且与环状部件121X的外周部连结的连结部件122X。由此，能够抑制减振装置10的轴向长度的增加并且能够将第一中间部件12X与配置于径向外侧的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12双方连结，并且将该第一中间部件12X与涡轮5连结。
此外，上述减振装置10X中，中间弹簧SPm配置为与第一、第二外侧弹簧SP11、SP12沿该减振装置10的周向排列，但不限于此。即在减振装置10X中，各中间弹簧SPm也可以配置为在减振装置10X的径向，位于第一、第二外侧弹簧SP11、SP12与第一、第二内侧弹簧SP21、SP22之间。由此，能够进一步增大第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的扭转角(行程)。在该情况下，各中间弹簧SPm被第一中间部件12X的连结部件122X和涡轮5中至少任意一者支承较佳，在第二板状部件112X和涡轮5中的至少任意一者，以从周向的两侧支承各中间弹簧SPm的方式设置多个第二弹簧抵接部较佳。另外，第二中间部件14X的第二弹簧抵接部14d也可以形成为经由第二板状部件112X的外侧弹簧收纳窗112wo朝涡轮5侧突出。
图19是表示本发明的另一其它减振装置10Y的剖视图。此外，减振装置10Y的结构要素中，与上述减振装置10、10X相同的构件标注相同的附图标记，并省略重复的说明。
图19所示的减振装置10Y的驱动器部件11Y含有构造与上述第一板状部件111相同的第一板状部件111Y(第一输入部件)、与该第一板状部件111Y连结为一体旋转的环状的第二板状部件(第二输入部件)112Y。第一板状部件111Y具有与第一外侧弹簧SP11的端部抵接的弹簧抵接部111c。另外，第二板状部件112Y具有多个(例如三个)弹簧收纳窗、多个(例如三个)弹簧抵接部(内侧抵接部)112c。多个弹簧抵接部112c在沿周向相互相邻的弹簧收纳窗之间各设置有一个。第一、第二板状部件111Y、112Y经由结构与上述第一板状部件111X和第二板状部件112X相同的嵌合部而相互连结。
减振装置10Y的第一中间部件12Y固定(连结)于涡轮5，并且分别将多个第一外侧弹簧SP11、第二外侧弹簧SP12以及中间弹簧SPm支承为沿周向排列。另外，第一中间部件12Y具有沿周向空开间隔地配设的多个(例如间隔180°有两个)弹簧抵接部12ca、沿周向空开间隔地配设的多个(例如间隔180°有两个)弹簧抵接部12cb。各弹簧抵接部12ca从第一中间部件12Y的涡轮5侧的侧部朝锁止离合器侧(图19的右侧)沿轴向延伸突出，各弹簧抵接部14cb以与对应的弹簧抵接部14ca沿轴向对置的方式，从第一中间部件12Y的锁止离合器侧的周缘部朝斜内侧延伸突出。
而且，第一中间部件12Y具有从相邻的弹簧抵接部12ca的周向之间朝锁止活塞侧沿轴向延伸突出的多个(例如四个)第二弹簧抵接部12da、从锁止活塞侧的周缘部的相邻的弹簧抵接部12cb的周向之间朝斜向内侧延伸突出的多个(例如四个)第二弹簧抵接部12db。多个第二弹簧抵接部12da以两个两个(一对一对)地接近的方式相对于第一中间部件12Y的轴心对称地形成，相互成对的两个第二弹簧抵接部12da空开例如与中间弹簧SPm的自然长度对应的间隔地沿周向排列。同样，多个第二弹簧抵接部12db也是以两个两个(一对一对)地接近的方式相对于第一中间部件12Y的轴心对称地形成，相互成对的两个第二弹簧抵接部12db空开例如与中间弹簧SPm的自然长度对应的间隔地沿周向排列。
另外，减振装置10Y的第二中间部件14Y具有比第一中间部件12Y大的固有振动频率和比第一中间部件12Y小的惯性力矩，在轴向上配置于构成从动部件16Y的第一、第二输出板161Y、162Y之间。第二中间部件14Y具有多个(例如三个)弹簧收纳窗、沿周向空开间隔地配设的多个(例如三个)弹簧抵接部14c、配设于比弹簧抵接部14c靠径向外侧的多个(例如四个)第二弹簧抵接部14d。多个弹簧抵接部14c在沿周向相互相邻的弹簧收纳窗之间各设置有一个。多个第二弹簧抵接部14d以两个两个(一对一对)地接近的方式相对于第二中间部件14Y的轴心对称地形成，相互成对的两个第二弹簧抵接部14d空开例如与中间弹簧SPm的自然长度对应的间隔地沿周向排列。
减振装置10Y的从动部件16Y含有第一输出板(第一输出部件)161Y、配置得比第一输出板161Y接近涡轮5并且经由多个铆钉连结(固定)于该第一输出板161Y的环状的第二输出板(第二输出部件)162Y。第一输出板161Y构成为板状的环状部件，具有沿周向空开间隔(等间隔)地配设的多个(例如三个)弹簧收纳窗161w、分别沿对应的弹簧收纳窗161w的内周缘延伸的多个(例如三个)弹簧支承部161a、分别沿对应的弹簧收纳窗161w的外周缘延伸的多个(例如三个)弹簧支承部161b、多个(例如三个)弹簧抵接部161c。多个弹簧抵接部161c在沿周向相互相邻的弹簧收纳窗161w(弹簧支承部161a、161b)之间各设置有一个。
从动部件16Y的第二输出板162Y构成为板状的环状部件，具有沿周向空开间隔(等间隔)地配设的多个(例如三个)弹簧收纳窗162w、分别沿对应的弹簧收纳窗162w的内周缘延伸的多个(例如三个)弹簧支承部162a、分别沿对应的弹簧收纳窗162w的外周缘延伸的多个(例如三个)弹簧支承部162b、多个(例如三个)内侧弹簧抵接部162ci、多个(例如四个)外侧弹簧抵接部162co。多个内侧弹簧抵接部162ci在沿周向相互相邻的弹簧收纳窗162w(弹簧支承部162a、162b)之间各设置有一个。多个外侧弹簧抵接部162co在比多个内侧弹簧抵接部162ci靠径向外侧沿周向空开间隔地排列。
第一、第二外侧弹簧SP11、SP12被第一中间部件12Y支承为一个一个地成对(以串联的方式发挥作用)并且沿该第一中间部件12Y的周向交替排列。另外，在减振装置10的安装状态下，驱动器部件11Y的第一板状部件111Y的弹簧抵接部111c在不成对(不以串联的方式发挥作用)的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12之间与两者的周向的端部抵接。而且，第一中间部件12Y的各弹簧抵接部12ca、12cb在相互成对(以串联的方式发挥作用)的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12之间与两者的周向的端部抵接。另外，从动部件16Y的各外侧弹簧抵接部162co与驱动器部件11Y的各弹簧抵接部111c相同，在不成对(不以串联的方式发挥作用)的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12之间与两者的周向的端部抵接。
另一方面，第一、第二内侧弹簧SP21、SP22被从动部件16Y即第一、第二输出板161Y、162Y的对应的弹簧支承部161a、161b、162a、162b支承为一个一个地成对(以串联的方式发挥作用)并且沿周向(第二中间部件14Y的周向)交替排列。在减振装置10Y的安装状态下，驱动器部件11Y的第二板状部件112Y的各弹簧抵接部112c在轴向上在第一、第二板状部件111Y、112Y之间且在不成对(不以串联的方式发挥作用)的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22之间与两者的周向的端部抵接。而且，第二中间部件14Y的弹簧抵接部14c在轴向上在第一、第二板状部件111Y、112Y之间且在相互成对(以串联的方式发挥作用)的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22之间与两者的周向的端部抵接。另外，在减振装置10Y的安装状态下，从动部件16Y的弹簧抵接部161c和内侧弹簧抵接部162ci，与驱动器部件11Y的弹簧抵接部112c相同，在不成对(不以串联的方式发挥作用)的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22之间与两者的周向的端部抵接。
而且，各中间弹簧SPm被第一中间部件12Y支承为与第一外侧弹簧SP11和第二外侧弹簧SP12沿周向排列。在减振装置10的安装状态下，各中间弹簧SPm被第一中间部件12Y的一对第二弹簧抵接部12da和一对第二弹簧抵接部12db从周向的两侧支承，并且被第二中间部件14Y的一对第二弹簧抵接部14d从周向的两侧支承。由此，第一中间部件12Y与第二中间部件14Y经由多个中间弹簧SPm相互连结。此外，也可以在中间弹簧SPm的端部与第二弹簧抵接部12da、12db、14d之间配置弹簧座。
在如上述那样构成的减振装置10Y中，也是与固有振动频率比第二中间部件14Y小的第一中间部件12Y对应的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的平均安装半径ro，大于第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的平均安装半径ri。即，第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的轴心的位置比第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的轴心靠减振装置10Y的径向的外侧。另外，减振装置10Y中，也是第一、第二外侧弹簧SP11、SP12配置为各自的整体位置比第一、第二内侧弹簧SP21、SP22靠径向外侧。由此，能够进一步增大第一中间部件12Y的惯性力矩J21，并且使第一、第二外侧弹簧SP11、SP12刚性降低，能够进一步减小该第一中间部件12Y的固有振动频率(f21)。而且，在减振装置10Y中，通过由低刚性带来的外周侧的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的轻型化，减少两者的滞后现象，并且使作用于内周侧的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的离心力降低从而能够减少两者的滞后现象。其结果，减振装置10Y中，接近上述反共振点A的应衰减的振动(共振)的频率，从而能够极好地提高振动衰减性能。
另外，使第一中间部件12Y支承第一、第二外侧弹簧SP11、SP12，从而能够减小根据第一中间部件12Y相对于驱动器部件11Y、从动部件16Y的扭转角弯曲的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12、与该第二中间部件14Y之间的相对速度。因此，能够减小在第二中间部件14Y与第一、第二外侧弹簧SP11、SP12之间产生的摩擦力，所以能够进一步降低减振装置10Y整体的滞后现象。
图20是表示本发明的其它减振装置10Z的剖视图。此外，减振装置10Z的结构要素中，对与上述减振装置10～10Y相同的构件标注相同的附图标记，并省略重复的说明。
图20所示的减振装置10Z的驱动器部件11Z含有被固定于锁止离合器的锁止活塞的环状的第一板状部件111Z、经由嵌合部连结于该第一板状部件111Z的第二板状部件112Z。第二板状部件112Z具有多个(例如三个)弹簧收纳窗、多个(例如三个)内侧弹簧抵接部112ci、多个(例如四个)外侧弹簧抵接部112co。另外，减振装置10Z的第二中间部件14Z具有比第一中间部件12Z大的固有振动频率和比第一中间部件12Z小的惯性力矩，并以在周向上空开间隔的方式从第二中间部件14Z的外周部沿轴向延伸突出有多个(例如四个)第二弹簧抵接部14d。减振装置10Z的从动部件16Z与减振装置10Y的从动部件16Y基本相同，含有第一、第二输出板161Z、162Z。
减振装置10Z的第一中间部件12Z具有沿周向空开间隔地配设的多个(在本实施方式中，例如间隔180°有两个)弹簧抵接部12c，该第一中间部件12Z与涡轮5连结，并且将多个第一、第二外侧弹簧SP11、SP12分别支承为沿周向排列。另外，在第一中间部件12Z，以在减振装置10Z的径向上，位于第一、第二外侧弹簧SP11、SP12、与第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的之间方式形成有支承部12s。而且，第一中间部件12Z具有在周向上空开间隔地沿径向延伸突出的多个(例如四个)第二弹簧抵接部12d。多个第二弹簧抵接部12d以两个两个(一对一对)地接近的方式相对于第二中间部件12Z的轴心对称地形成，相互成对的两个第二弹簧抵接部12d空开例如与中间弹簧SPm的自然长度对应的间隔沿周向排列。
多个中间弹簧SPm分别被第一中间部件12Z的支承部12s沿径向(图20的例子中是从该图的上下方向的两侧)支承。另外，在减振装置10Z的安装状态下，各中间弹簧SPm被第一中间部件12Z的一对第二弹簧抵接部12d从周向的两侧支承，并且被第二中间部件14Z的一对第二弹簧抵接部14d从周向的两侧支承。由此，第二中间部件14Z和与涡轮5一体旋转的第一中间部件12Z经由多个中间弹簧SPm相互连结。而且，在减振装置10Z的径向上，中间弹簧SPm在第一、第二外侧弹簧SP11、SP12与第一、第二内侧弹簧SP21、SP22之间配置。另外，减振装置10Z中，在从减振装置10Z的径向观察时，中间弹簧SPm与第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的至少任意一者和第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的至少任意一者沿轴向局部重叠。此外，也可以在中间弹簧SPm的端部与第二弹簧抵接部12d、14d之间配置弹簧座。
在如上述那样构成的减振装置10Z中，也是与固有振动频率比第二中间部件14Z小的第一中间部件12Z对应的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的平均安装半径ro，大于第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的平均安装半径ri。即第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的轴心的位置比第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的轴心靠减振装置10Z的径向的外侧。另外，在减振装置10Z中，第一、第二外侧弹簧SP11、SP12也配置为各自的整体位于比第一、第二内侧弹簧SP21、SP22靠径向外侧。由此，能够进一步增大第一中间部件12Z的惯性力矩J21，并且使第一、第二外侧弹簧SP11、SP12刚性降低，进一步减小该第一中间部件12Z的固有振动频率(f21)。另外，在减振装置10Z中，也是通过低刚性带来的外周侧的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12的轻型化，能够减少两者的滞后现象，并且使作用于内周侧的第一、第二内侧弹簧SP21、SP22的离心力降低从而能够减少两者的滞后现象。其结果，减振装置10Z中，更加接近上述反共振点A的应衰减的振动(共振)的频率，从而能够极好地提高振动衰减性能。
另外，使第一中间部件12Z支承第一、第二外侧弹簧SP11、SP12，从而能够减小根据第一中间部件12Z相对于驱动器部件11Z、从动部件16Z的扭转角弯曲的第一、第二外侧弹簧SP11、SP12、与该第一中间部件12Z之间的相对速度。因此，能够减小在第一中间部件12Z与第一、第二外侧弹簧SP11、SP12之间产生的摩擦力，所以能够降低减振装置10Z整体的滞后现象。此外，减振装置10Z中，各中间弹簧SPm也可以被涡轮5沿径向支承。在该情况下，可以在涡轮5设置有对中间弹簧SPm从周向的两侧进行支承的多个第二弹簧抵接部。
图21是表示本发明的另一其它减振装置10V的剖视图。此外，减振装置10V的结构要素中，对与上述减振装置10～10Z相同的构件标注相同的附图标记，并省略重复的说明。
图21所示的减振装置10V含有配置于驱动器部件11V与第一中间部件12V之间并传递旋转扭矩的多个第一弹簧(第一弹性体)SP1、配置于第一中间部件12V与从动部件16V之间并传递旋转扭矩的多个第二弹簧(第二弹性体)SP2、配置于驱动器部件11V与第二中间部件14V之间并传递旋转扭矩的多个第三弹簧(第三弹性体)SP3、配置于第二中间部件14V与从动部件16V之间并传递旋转扭矩的多个第四弹簧(第四弹性体)SP4、以及配置于第一中间部件12V与第二中间部件14V之间并传递旋转扭矩的多个中间弹簧(第五弹性体)SPm。
另外，减振装置10V中，将第一弹簧SP1的刚性即弹簧常量设为“k10”，第二弹簧SP2的刚性即弹簧常量设为“k20”，第三弹簧SP3的刚性即弹簧常量设为“k30”，第四弹簧SP4的刚性即弹簧常量设为“k40”时，以满足k10≠k30、k10/k30≠k20/k40这样的关系的方式选择弹簧常量k10、k20、k30、k40。更详细地说，弹簧常量k10、k20、k30、k40满足k10/k30＜k20/k40和k10＜k20＜k40＜k30这样的关系。即第一、第二弹簧SP1、SP2的弹簧常量k10、k20中较小一者(k10)小于第三弹簧SP3和第四弹簧SP4的弹簧常量k30、k40中较小一者(k40)。而且，将中间弹簧SPm的刚性即弹簧常量设为“km”时，弹簧常量k10、k20、k30、k40、km满足k10＜km＜k20＜k40＜k30这样的关系。
图21所示的减振装置10V的驱动器部件11V与单片式锁止离合器的锁止活塞或者多片式锁止离合器的离合器鼓连结为一体旋转，具有多个第一弹簧抵接部111c、多个第二弹簧抵接部112c。驱动器部件11V的外周部与锁止活塞或离合器鼓卡合。另外，减振装置10V中，多个第一弹簧抵接部111c沿减振装置10V的轴向从驱动器部件11V的外周部向涡轮5延伸突出，并且朝减振装置10V的径向的内侧延伸突出。而且，多个第二弹簧抵接部112c从驱动器部件11V的外周部朝减振装置10V的径向的内侧延伸突出。由此，第一、第二弹簧抵接部111c、112c在减振装置10V的轴向相互分离。
减振装置10V的第一中间部件12V含有以接近涡轮5的方式配置的第一板状部件121V、配置得比该第一板状部件121V靠未图示的前盖即发动机侧(图中右侧)的第二板状部件122V、配置得比该第二板状部件122V靠前盖侧的第三板状部件123V。第一、第二、第三板状部件121V、122V、123V分别形成为环状，经由多个铆钉相互连结。
第一板状部件121V具有分别呈圆弧状延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地配设的多个弹簧收纳窗121w、分别沿对应的弹簧收纳窗121w的内周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列的多个弹簧支承部1211、分别沿对应的弹簧收纳窗121w的外周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列并在第一板状部件121V的径向上与对应的弹簧支承部1211对置的多个弹簧支承部1212、多个内侧弹簧抵接部121ci、形成得比多个弹簧支承部1212靠径向外侧的环状的弹簧支承部1213、形成得比多个弹簧支承部1212靠径向外侧的多个外侧弹簧抵接部121co。
第一板状部件121V的多个内侧弹簧抵接部121ci在沿周向相互相邻的弹簧收纳窗121w(弹簧支承部1211、1212)之间各设置有一个。另外，环状的弹簧支承部1213形成为支承(引导)多个第一弹簧SP1的外周部、靠涡轮5侧(变速器侧)的侧部(图21的左侧的侧部)及该侧部的内周侧、靠前盖侧的侧部的外周侧(肩部)。而且，多个外侧弹簧抵接部121co以向环状的弹簧支承部1213内突出的方式沿周向空开间隔地形成。
第二板状部件122V具有分别呈圆弧状延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地配设的多个弹簧收纳窗122w、分别沿对应的弹簧收纳窗122w的内周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列的多个弹簧支承部1221、分别沿对应的弹簧收纳窗122w的外周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列并在第二板状部件121V的径向上与对应的弹簧支承部1221对置的多个弹簧支承部1222、多个内侧弹簧抵接部122ci、形成得比多个弹簧支承部1222靠径向外侧的多个外侧弹簧抵接部122co。第二板状部件122V的多个内侧弹簧抵接部122ci在沿周向相互相邻的弹簧收纳窗122w(弹簧支承部1221、1222)之间各设置有一个。另外，多个外侧弹簧抵接部122co以沿减振装置10V的径向突出的方式沿周向空开间隔地形成。
第三板状部件123V具有环状的弹簧支承部1231、多个弹簧抵接部123d。弹簧支承部1231形成为支承(引导)多个中间弹簧SPm的外周部、靠涡轮5侧(变速器侧)的侧部(图21的左侧的侧部)、靠前盖侧的侧部的外周侧(肩部)。弹簧抵接部123d以两个两个(一对一对)地接近的方式相对于第三板状部件123V的轴心对称地形成，相互成对的两个弹簧抵接部123d空开例如与中间弹簧SPm的自然长度对应的间隔地沿周向排列。如图21所示，第三板状部件123V的内周部以在径向上在弹簧支承部1222与外侧弹簧抵接部122co之间朝未图示的前盖侧(第二中间部件14V侧)突出的方式，经由多个铆钉连结(固定)于第一板状部件121V和第二板状部件122V。
减振装置10V的第二中间部件14V含有以与第一中间部件12V接近的方式配置的第一板状部件141V、配置得比该第一板状部件141V靠减振装置10V的轴向的未图示的前盖侧的第二板状部件142V、配置得比第一板状部件141V靠第一中间部件12V侧的第三板状部件143V。第一、第二、第三板状部件141V、142V、143V分别形成为环状，经由多个铆钉相互连结。如图所示，第一板状部件141V具有多个内侧弹簧收纳窗141wi、多个外侧弹簧收纳窗141wo、分别具有的多个弹簧支承部1411、1412、1414、多个内侧弹簧抵接部141ci、多个外侧弹簧抵接部141co。
多个内侧弹簧收纳窗141wi分别呈圆弧状延伸并且在第一板状部件141V的内周部沿周向空开间隔(等间隔)地配设。多个弹簧支承部1411分别沿对应的内侧弹簧收纳窗141wi的内周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列。多个弹簧支承部1412分别沿对应的内侧弹簧收纳窗141wi的外周缘延伸、沿周向空开间隔(等间隔)地排列并在第一板状部件141V的径向上与对应的弹簧支承部1411对置。另外，内侧弹簧抵接部141ci在沿周向相互相邻的内侧弹簧收纳窗141wi(弹簧支承部1411、1412)之间各设置有一个。多个外侧弹簧收纳窗141wo分别呈圆弧状延伸并且位置比内侧弹簧收纳窗141wi靠径向外侧地在第一板状部件141V的外周部沿周向空开间隔地配设。多个弹簧支承部1414分别沿对应的外侧弹簧收纳窗141wo的外周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列。另外，外侧弹簧抵接部141co在沿周向相互相邻的外侧弹簧收纳窗141wo(弹簧支承部1414)之间各设置有一个。
第二板状部件142V具有多个内侧弹簧收纳窗142wi、多个外侧弹簧收纳窗142wo、分别具有的多个弹簧支承部1421、1422、1423、1424、多个内侧弹簧抵接部142ci、多个外侧弹簧抵接部142co。多个内侧弹簧收纳窗142wi分别呈圆弧状延伸并且在第二板状部件142V的内周部沿周向空开间隔(等间隔)地配设。多个弹簧支承部1421分别沿对应的内侧弹簧收纳窗142wi的内周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列。多个弹簧支承部1422分别沿对应的内侧弹簧收纳窗142wi的外周缘延伸、沿周向空开间隔(等间隔)地排列并在第二板状部件142V的径向上与对应的弹簧支承部1421对置。另外，内侧弹簧抵接部142ci在沿周向相互相邻的内侧弹簧收纳窗142wi(弹簧支承部1421、1422)之间各设置有一个。
多个外侧弹簧收纳窗142wo分别呈圆弧状延伸并且位置比内侧弹簧收纳窗142wi靠径向外侧地在第二板状部件142V的外周部沿周向空开间隔地配设。多个弹簧支承部1423分别沿对应的外侧弹簧收纳窗142wo的内周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列。多个弹簧支承部1424分别沿对应的外侧弹簧收纳窗142wo的外周缘延伸、沿周向空开间隔(等间隔)地排列并在第二板状部件142V的径向上与对应的弹簧支承部1423对置。另外，外侧弹簧抵接部142co在沿周向相互相邻的外侧弹簧收纳窗142wo(弹簧支承部1423、1424)之间各设置有一个。
第三板状部件143V具有多个弹簧抵接部143d。弹簧抵接部143d以两个两个(一对一对)地接近的方式相对于第三板状部件143V的轴心对称地形成，相互成对的两个弹簧抵接部143d空开例如与中间弹簧SPm的自然长度对应的间隔沿周向排列。如图21所示，第三板状部件143V的内周部以在径向上在弹簧支承部1412与外侧弹簧抵接部141co之间朝第一中间部件12V侧突出的方式，经由多个铆钉连结(固定)于第一、第二板状部件141V、142V。
减振装置10V的从动部件16V的内周部与涡轮5一起经由铆钉固定于未图示的减振毂。如图所示，从动部件16V具有多个第一弹簧抵接部161c、多个第二弹簧抵接部162c。减振装置10V中，多个第一弹簧抵接部161c沿减振装置10V的轴向从从动部件16V的内周部向涡轮5延伸突出，并且朝减振装置10V的径向的外侧延伸突出。另外，多个第二弹簧抵接部162c从从动部件16V的内周部朝减振装置10V的径向的外侧延伸突出。由此，第一、第二弹簧抵接部161c、162c也在减振装置10V的轴向相互分离。
如图21所示，第一中间部件12V的第一板状部件121V、第二板状部件122V以使对应的弹簧支承部1211、1221彼此相互对置并且对应的弹簧支承部1212、1222彼此相互对置的方式连结。另外，第一中间部件12V的第一板状部件121V的弹簧支承部1213将多个第一弹簧SP1支承为沿周向空开间隔地排列。而且，第一板状部件121V的弹簧支承部1211、1212、第二板状部件122V的弹簧支承部1221、1222支承(引导)对应的第二弹簧SP2。即，多个第二弹簧SP2被第一板状部件121V和第二板状部件122V支承为在比多个第一弹簧SP1靠径向内侧的位置沿周向空开间隔地排列。而且，在轴向上在第一板状部件121V和第二板状部件122V之间，驱动器部件11V的第一弹簧抵接部111c从径向外侧插入，并且从动部件16V的第一弹簧抵接部161c从径向内侧插入。
在减振装置10V的安装状态下，驱动器部件11V的第一弹簧抵接部111c在相互相邻的第一弹簧SP1之间与两者的周向的端部抵接。另外，在减振装置10V的安装状态下，第一中间部件12V的外侧弹簧抵接部121co、122co与相互相邻的第一弹簧SP1的没有抵接于驱动器部件11V的弹簧抵接部111c的周向的端部抵接。而且，在减振装置10V的安装状态下，第一中间部件12V的内侧弹簧抵接部121ci、122ci在相互相邻的第二弹簧SP2之间与两者的周向的端部抵接。另外，在减振装置10V的安装状态下，从动部件16V的第一弹簧抵接部161c与相互相邻的第二弹簧SP2的没有抵接于第一中间部件12V的内侧弹簧抵接部121ci、122ci的周向的端部抵接。由此，驱动器部件11V与第一中间部件12V经由并联方式发挥作用的多个第一弹簧SP1连结，并且第一中间部件12V与从动部件16V经由并联方式发挥作用的多个第二弹簧SP2被连结。因此，驱动器部件11V和从动部件16V经由多个第一弹簧SP1、第一中间部件12V和多个第二弹簧SP2连结。
如图21所示，第二中间部件14V的第一、第二板状部件141V、142V以使弹簧支承部1411～1414与对应的弹簧抵接部1421～1424对置的方式连结。另外，减振装置10V中，第二中间部件14V配置为与第一中间部件12V沿轴向分离，位置比该第一中间部件12V靠未图示的前盖侧，并且其最外周部的位置比第一中间部件12V的最外周部靠径向内侧。由此，能够使第一中间部件12V的惯性力矩大于第二中间部件14V的惯性力矩，使第一中间部件12V的固有振动频率(f21)小于第二中间部件14V的固有振动频率(f22)。
而且，第一板状部件141V的弹簧支承部1411、1412和第二板状部件142V的弹簧支承部1421、1422支承(引导)对应的第三弹簧SP3。即，多个第三弹簧SP3被第一、第二板状部件141V、142V支承为沿周向空开间隔地排列。第一板状部件141V的弹簧支承部1414和第二板状部件142V的弹簧支承部1423、1424支承(引导)对应的第四弹簧SP4。即，多个第四弹簧SP4被第一、第二板状部件141V、142V支承为在比多个第三弹簧SP3靠径向内侧沿周向空开间隔地排列。而且，在轴向上在第一、第二板状部件141V、142V之间，驱动器部件11V的第二弹簧抵接部112c从径向外侧插入，并且从动部件16V的第二弹簧抵接部162c从径向内侧插入。
在减振装置10V的安装状态下，驱动器部件11V的第二弹簧抵接部112c在相互相邻的第三弹簧SP3之间与两者的周向的端部抵接。另外，在减振装置10V的安装状态下，第二中间部件14V的外侧弹簧抵接部141co、142co与相互相邻的第三弹簧SP3的没有抵接于驱动器部件11V的弹簧抵接部112c的周向的端部抵接。而且，在减振装置10V的安装状态下，第二中间部件14V的内侧弹簧抵接部141ci、142ci在相互相邻的第四弹簧SP4之间与两者的周向的端部抵接。另外，在减振装置10V的安装状态下，从动部件16V的第二弹簧抵接部162c与相互相邻的第四弹簧SP4的没有抵接于第二中间部件14V的内侧弹簧抵接部141ci、142ci的周向的端部抵接。由此，驱动器部件11V与第二中间部件14V经由并联方式发挥作用的多个第三弹簧SP3连结，并且第二中间部件14V与从动部件16V经由并联方式发挥作用的多个第四弹簧SP4连结。因此，驱动器部件11V和从动部件16V经由多个第三弹簧SP3、第二中间部件14V以及多个第四弹簧SP4连结。
另外，各中间弹簧SPm分别被第一中间部件12V的第三板状部件123V的弹簧支承部1231支承，在轴向上在第一、第二弹簧SP1、SP2与第三、第四弹簧SP3、SP4之间，在从该轴向观察时，沿径向与第一弹簧SP1、第三弹簧SP3局部重合。而且，在减振装置10V的安装状态下，第一中间部件12V所含的第三板状部件123V的一对弹簧抵接部123d分别与中间弹簧SPm的对应的周向的端部抵接。另外，第二中间部件14V所含的第三板状部件143V的一对弹簧抵接部143d也分别与中间弹簧SPm的对应的周向的端部抵接。由此，在减振装置10V的安装状态下，各中间弹簧SPm被第一中间部件12V即第三板状部件123V的一对弹簧抵接部123d从周向的两侧支承，并且被第二中间部件14V即第三板状部件143V的一对弹簧抵接部143d从周向的两侧支承。因此，第一中间部件12V与第二中间部件14V经由多个中间弹簧SPm相互连结。此外，也可以在中间弹簧SPm的端部与弹簧抵接部123d、143d之间配置弹簧座。
上述减振装置10V中，第一弹簧SP1的安装半径rSP1设定为大于第二、第三、第四弹簧SP2、SP3、SP4的安装半径rSP2、rSP3、rSP4。另外，第三弹簧SP3的安装半径rSP3设定为大于第二、四弹簧SP2、SP4的安装半径rSP2，rSP4。而且，第二弹簧SP2的安装半径rSP3设定为大于第四弹簧SP4的安装半径rSP4。而且，与固有振动频率比第二中间部件14V小的第一中间部件12V对应的第一、第二弹簧SP1、SP2的平均安装半径，大于第一、第二弹簧SP3、SP4的平均安装半径。即，第一、第二、第三、第四弹簧SP1～SP4中，具有最小的弹簧常量(刚性)的第一弹簧SP1的轴心的位置比第三弹簧SP3和第四弹簧SP4(以及第二弹簧SP2)的轴心靠减振装置10V的径向的外侧。另外，减振装置10V中，第一弹簧SP1以从轴向观察时与第三弹簧SP3沿径向局部重合的方式，配置于第三弹簧SP3和第四弹簧SP4(以及第二弹簧SP2)的径向外侧。
其结果，减振装置10V中，也能够进一步增大第一中间部件12V的惯性力矩J21，并且使外周侧的第一弹簧SP1刚性进一步降低，进一步减小该第一中间部件12V的固有振动频率(f21)。另外，减振装置10V中，通过低刚性带来的外周侧的第一、第三弹簧SP1、SP3的轻型化，也能够减少两者的滞后现象，并且使作用于内周侧的第二、第四弹簧SP2、SP4的离心力降低从而能够减少两者的滞后现象。其结果，减振装置10V中，也是更接近上述反共振点A的应衰减的振动(共振)的频率，从而能够极好地提高振动衰减性能。
而且，在减振装置10V的径向上，第一弹簧SP1配置于第二弹簧SP2的外侧，第三弹簧SP3和第四弹簧SP4配置为沿减振装置10V的轴向与第一弹簧SP1和第二弹簧SP2错开，第三弹簧SP3配置于第四弹簧SP4的径向的外侧。由此，能够提高第一、第二、第三、第四弹簧SP1～SP4的弹簧常量(刚性)、配置数量、扭转角(行程)等的设定的自由度。另外，减振装置10V中，第一弹簧SP1的轴心和第二弹簧SP2的轴心包含在与中心轴CA正交的第一平面。另外，第三弹簧SP3的轴心和第四弹簧SP4的轴心包含在与中心轴CA正交并且沿减振装置10V的轴向与上述第一平面分离的第二平面。由此，能够抑制减振装置10V的轴向长度的增加。而且，在轴向上将中间弹簧SPm配置于第一、第二弹簧SP1、SP2与第三、第四弹簧SP3、SP4之间，从而能够提高中间弹簧SPm的刚性、配置数量、扭转角(行程)等的设定的自由度。此外，第一、第二弹簧SP1、SP2的轴心也可以不包含在与中心轴CA正交的上述第一平面，第三、第四弹簧SP3、SP4的轴心也可以不包含在与中心轴CA正交的上述第二平面。而且，减振装置10V中，涡轮5例如也可以与第一中间部件12V连结。
图22是表示本发明的其它减振装置10W的剖视图。此外，减振装置10W的结构要素中，与上述减振装置10～10V相同的构件标注相同的附图标记，并省略重复的说明。
图22所示的减振装置10W的驱动器部件11W与单片式锁止离合器的锁止活塞或者多片式锁止离合器的离合器鼓连结为一体旋转，含有分别形成为环状的第一板状部件111W和第二板状部件112W。第一板状部件111W具有分别以沿减振装置10W的径向延伸的方式沿周向空开间隔地形成的多个弹簧抵接部111c，该第一板状部件111W的外周部与锁止活塞或离合器鼓卡合。第二板状部件112W具有以分别沿减振装置10W的径向延伸的方式沿周向空开间隔地形成的多个弹簧抵接部112c，并与第一板状部件111W连结为一体旋转。第一板状部件111W和第二板状部件112W相互连结时，多个弹簧抵接部111c与多个弹簧抵接部112c在减振装置10W的轴向和径向相互分离。
减振装置10W的第一中间部件12W含有以接近未图示的涡轮的方式配置的第一板状部件121W、配置得比该第一板状部件121W靠未图示的前盖即发动机侧(图中右侧)的第二板状部件122W、配置得比该第二板状部件122W靠前盖侧的第三板状部件123W。第一、第二、第三板状部件121W、122W、123W分别形成为环状，经由多个铆钉相互连结。
第一板状部件121W具有多个内侧弹簧收纳窗121wi、多个外侧弹簧收纳窗121wo、分别具有的多个弹簧支承部1211、1212、1213、1214、多个内侧弹簧抵接部121ci、多个外侧弹簧抵接部121co。多个内侧弹簧收纳窗121wi分别呈圆弧状延伸并且在第一板状部件121W的内周部沿周向空开间隔(等间隔)地配设。多个弹簧支承部1211分别沿对应的内侧弹簧收纳窗121wi的内周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列。多个弹簧支承部1212分别沿对应的内侧弹簧收纳窗121wi的外周缘延伸、沿周向空开间隔(等间隔)地排列并在第一板状部件121W的径向上与对应的弹簧支承部1211对置。另外，内侧弹簧抵接部121ci在沿周向相互相邻的内侧弹簧收纳窗121wi(弹簧支承部1211、1212)之间各设置有一个。
多个外侧弹簧收纳窗121wo以分别呈圆弧状延伸并且位置比内侧弹簧收纳窗121wi靠径向外侧的方式在第一板状部件121W的外周部沿周向空开间隔地配设。多个弹簧支承部1213分别沿对应的外侧弹簧收纳窗121wo的内周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列。多个弹簧支承部1214分别沿对应的外侧弹簧收纳窗121wo的外周缘延伸、沿周向空开间隔(等间隔)地排列并在第一板状部件121W的径向上与对应的弹簧支承部1213对置。而且，外侧弹簧抵接部121co在沿周向相互相邻的外侧弹簧收纳窗121wo(弹簧支承部1213、1214)之间各设置有一个。
第二板状部件122W具有多个内侧弹簧收纳窗122wi、多个外侧弹簧收纳窗122wo、分别具有的多个弹簧支承部1221、1222、1223、1224、多个内侧弹簧抵接部122ci、多个外侧弹簧抵接部122co。多个内侧弹簧收纳窗122wi分别呈圆弧状延伸并且在第二板状部件122W的内周部沿周向空开间隔(等间隔)地配设。多个弹簧支承部1221分别沿对应的内侧弹簧收纳窗122wi的内周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列。多个弹簧支承部1222分别沿对应的内侧弹簧收纳窗122wi的外周缘延伸、沿周向空开间隔(等间隔)地排列并在第二板状部件122W的径向上与对应的弹簧支承部1221对置。另外，内侧弹簧抵接部122ci在沿周向相互相邻的内侧弹簧收纳窗122wi(弹簧支承部1221、1222)之间各设置有一个。
多个外侧弹簧收纳窗122wo以分别呈圆弧状延伸并且位置比内侧弹簧收纳窗122wi靠径向外侧的方式在第二板状部件122W的外周部沿周向空开间隔地配设。多个弹簧支承部1223分别沿对应的外侧弹簧收纳窗122wo的内周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列。多个弹簧支承部1224分别沿对应的外侧弹簧收纳窗122wo的外周缘延伸、沿周向空开间隔(等间隔)地排列并在第二板状部件122W的径向上与对应的弹簧支承部1223对置。另外，外侧弹簧抵接部122co在沿周向相互相邻的外侧弹簧收纳窗122wo(弹簧支承部1223、1224)之间各设置有一个。
第三板状部件123W具有分别沿减振装置10W的轴向延伸的多个弹簧抵接部123d。弹簧抵接部123d以两个两个(一对一对)地接近的方式相对于第三板状部件123W的轴心对称地形成，相互成对的两个弹簧抵接部123d空开例如与中间弹簧SPm的自然长度对应的间隔沿周向排列。如图22所示，第三板状部件123W的与多个弹簧抵接部123d相反的一侧的端部在弹簧支承部1224的径向外侧经由多个铆钉连结(固定)于第一板状部件121W、第二板状部件122W。由此，多个弹簧抵接部123d向前盖侧(图中右侧)突出。
减振装置10W的第二中间部件14W具有环状的弹簧支承部14b、多个内侧弹簧抵接部14c、形成得比该内侧弹簧抵接部14c靠径向外侧的多个外侧弹簧抵接部14d。弹簧支承部14b形成为支承(引导)多个中间弹簧SPm的外周部、靠前盖侧(变速器侧)的侧部(图22的右侧的侧部)、靠涡轮侧的侧部的外周侧(肩部)。多个内侧弹簧抵接部14c形成为沿周向与弹簧支承部14b的内周部空开间隔地朝径向内侧突出。外侧弹簧抵接部14d以两个两个(一对一对)地接近的方式相对于第二中间部件14W的轴心对称地形成，相互成对的两个外侧弹簧抵接部14d空开例如与中间弹簧SPm的自然长度对应的间隔地沿周向排列。
减振装置10W的从动部件16W含有分别形成为环状的第一板状部件161W、第二板状部件162W以及第三板状部件163W。第一板状部件161W具有以从内周部分别朝径向外侧延伸的方式沿周向空开间隔地形成的多个弹簧抵接部161c，该第一板状部件111W的内周部经由多个铆钉固定于未图示的涡轮轮毂。第二板状部件162W具有沿周向空开间隔(等间隔)地配设的多个弹簧收纳窗162w、分别沿对应的弹簧收纳窗162w的内周缘延伸的多个弹簧支承部1621、分别沿对应的弹簧收纳窗162w的外周缘延伸的多个弹簧支承部1622、多个弹簧抵接部162c。多个弹簧抵接部162c在沿周向相互相邻的弹簧收纳窗162w(弹簧支承部1621、1622)之间各设置有一个。第二板状部件162W与第一板状部件161W连结为一体旋转，两者相互连结时，多个弹簧抵接部161c与多个弹簧抵接部162c在减振装置10W的轴向和径向相互分离。
第三板状部件163W具有沿周向空开间隔(等间隔)地配设的多个(例如三个)弹簧收纳窗163w、分别沿对应的弹簧收纳窗163w的内周缘延伸的多个弹簧支承部1631、分别沿对应的弹簧收纳窗163w的外周缘延伸的多个弹簧支承部1632、多个弹簧抵接部163c。多个弹簧抵接部163c在沿周向相互相邻的弹簧收纳窗163w(弹簧支承部1631、1632)之间各设置有一个。如图22所示，第三板状部件163W以使弹簧支承部1631、1632与第二板状部件162W的对应的弹簧支承部1621、1622对置的方式，经由多个铆钉连结(固定)于该第二板状部件162W。
如图22所示，第一中间部件12W的第一板状部件121W和第二板状部件122W以使对应的弹簧支承部1211～1214与弹簧支承部1221～1224相互对置的方式连结。另外，第一板状部件121W的弹簧支承部1213、1214和第二板状部件122W的弹簧支承部1223、1224支承(引导)对应的第一弹簧SP1。而且，第一板状部件121W的弹簧支承部1211、1212和第二板状部件122W的弹簧支承部1221、1222支承(引导)对应的第二弹簧SP2。由此，多个第一弹簧SP1被第一板状部件121W和第二板状部件122W支承为在减振装置10W的外周侧沿周向空开间隔地排列。另外，多个第二弹簧SP2被第一板状部件121W和第二板状部件122W支承为在比多个第一弹簧SP1靠径向内侧沿周向空开间隔地排列。而且，在轴向上在第一板状部件121W和第二板状部件122W的外侧弹簧抵接部121co、122co之间配置驱动器部件11W的第一板状部件111W。另外，在轴向上在第一板状部件121W和第二板状部件122W的内侧弹簧抵接部121ci、122ci之间配置从动部件16W的第一板状部件161W。
在减振装置10W的安装状态下，驱动器部件11W的第一板状部件111W的弹簧抵接部111c在相互相邻的第一弹簧SP1之间与两者的周向的端部抵接。另外，在减振装置10W的安装状态下，第一中间部件12W的外侧弹簧抵接部121co、122co与相互相邻的第一弹簧SP1的没有抵接于驱动器部件11W的弹簧抵接部111c的周向的端部抵接。而且，在减振装置10W的安装状态下，第一中间部件12W的内侧弹簧抵接部121ci、122ci在相互相邻的第二弹簧SP2之间与两者的周向的端部抵接。另外，在减振装置10W的安装状态下，从动部件16W的第一板状部件161W的弹簧抵接部161c与相互相邻的第二弹簧SP2的没有抵接于第一中间部件12W的内侧弹簧抵接部121ci、122ci的周向的端部抵接。由此，驱动器部件11W与第一中间部件12W经由并联方式发挥作用的多个第一弹簧SP1连结，并且第一中间部件12W与从动部件16W经由并联方式发挥作用的多个第二弹簧SP2连结。因此，驱动器部件11W和从动部件16W经由多个第一弹簧SP1、第一中间部件12W以及多个第二弹簧SP2连结。
如图22所示，在轴向上在从动部件16W的第二板状部件162W和第三板状部件13W之间，配置驱动器部件11W的第二板状部件112W的弹簧抵接部112c、第二中间部件14W的内侧弹簧抵接部14c。另外，第三弹簧SP3和第四弹簧SP4被从动部件16W即第一、第二板状部件162W、163W的对应的弹簧支承部1621、1622、1631、1632支承为一个一个地成对(以串联的方式发挥作用)并且沿周向(第二中间部件14W的周向)交替排列。而且，在减振装置10W的安装状态下，驱动器部件11W的第二板状部件112W的各弹簧抵接部112c在不成对(不以串联的方式发挥作用)的第三弹簧SP3和第四弹簧SP4之间与两者的周向的端部抵接。另外，第二中间部件14W的内侧弹簧抵接部14c在轴向上在第一板状部件111W和第二板状部件112W之间且在相互成对(以串联的方式发挥作用)的第三弹簧SP3和第四弹簧SP4之间与两者的周向的端部抵接。而且，在减振装置10W的安装状态下，与驱动器部件11W的弹簧抵接部112c相同，从动部件16W的弹簧抵接部162c、163c在不成对(不以串联的方式发挥作用)的第三弹簧SP3和第四弹簧SP4之间与两者的周向的端部抵接。由此，驱动器部件11W和从动部件16W经由多个第三弹簧SP3、第二中间部件14W以及多个第四弹簧SP4连结。
另外，各中间弹簧SPm分别被第二中间部件14W的弹簧支承部14b支承，在第三弹簧SP3和第四弹簧SP4的径向外侧，从径向观察时，沿轴向与第三弹簧SP3和第四弹簧SP4重合，并且从轴向观察时，沿径向与第一弹簧SP1局部重合。而且，在减振装置10W的安装状态下，第一中间部件12W所含的第三板状部件123W的一对弹簧抵接部123d分别与中间弹簧SPm的对应的周向的端部抵接。另外，第二中间部件14W的一对外侧弹簧抵接部14d也分别与中间弹簧SPm的对应的周向的端部抵接。由此，在减振装置10W的安装状态下，各中间弹簧SPm被第一中间部件12W即第三板状部件123W的一对弹簧抵接部123d从周向的两侧支承，并且被第二中间部件14W的一对外侧弹簧抵接部14d从周向的两侧支承。因此，第一中间部件12W与第二中间部件14W经由多个中间弹簧SPm相互连结。此外，也可以在中间弹簧SPm的端部与弹簧抵接部123d、14d之间配置弹簧座。
上述减振装置10W中，第一中间部件12W的惯性力矩设定为大于第二中间部件14W的惯性力矩，由此第一中间部件12W的固有振动频率(f21)小于第二中间部件14W的固有振动频率(f22)。另外，第一弹簧SP1的安装半径rSP1设定为大于第二、第三、第四弹簧SP2、SP3、SP4的安装半径rSP2、rSP3、rSP4，第三弹簧SP3和第四弹簧SP4的安装半径rSP3、rSP4设定为彼此相同且比第二弹簧SP2的安装半径rSP2、rSP4大。而且，减振装置10W中，与固有振动频率比第二中间部件14W小的第一中间部件12W对应的第一、第二弹簧SP1、SP2的平均安装半径被设定为大于或等于第一、第二弹簧SP3、SP4的平均安装半径。由此，第一、第二、第三、第四弹簧SP1～SP4中，具有最小的弹簧常量(刚性)的第一弹簧SP1的轴心的位置比第三、第四弹簧SP3、SP4(以及第二弹簧SP2)的轴心靠减振装置10W的径向的外侧。另外，减振装置10W中，第一弹簧SP1以从轴向观察时与第三弹簧SP3、第四弹簧SP4沿径向局部重合的方式，配置于第三弹簧SP3和第四弹簧SP4(以及第二弹簧SP2)的径向外侧。
其结果，减振装置10W中，也能够进一步增大第一中间部件12W的惯性力矩J21，并且使外周侧的第一弹簧SP1刚性进一步降低，进一步减小该第一中间部件12W的固有振动频率(f21)。另外，减振装置10W中，也是能够通过由低刚性带来的外周侧的第一弹簧SP1的轻型化，减少该第一弹簧SP1的滞后现象，并且能够使作用于内周侧的第二弹簧SP2的离心力降低从而减少该第二弹簧SP2的滞后现象。其结果，在减振装置10W中，更接近上述反共振点A的应衰减的振动(共振)的频率，从而能够极好地提高振动衰减性能。
而且，第一弹簧SP1配置于第二弹簧SP2的减振装置10W的径向的外侧，第三弹簧SP3和第四弹簧SP4配置为在减振装置10W的轴向上离开第一、第二弹簧SP1、SP2，第三、第四弹簧SP3排列在同一圆周上。由此，特别是能够提高第一、第二弹簧SP1、SP2的弹簧常量(刚性)、配置数量、扭转角(行程)等的设定的自由度。另外，减振装置10W中，第一弹簧SP1的轴心和第二弹簧SP2的轴心包含在与中心轴CA正交的第一平面。另外，第三弹簧SP3的轴心和第四弹簧SP4的轴心包含在与中心轴CA正交并且在减振装置10W的轴向上与上述第一平面分离的第二平面。由此，能够抑制减振装置10W的轴向长度的增加。而且，如上述那样配置中间弹簧SPm，从而能够提高中间弹簧SPm的刚性、配置数量、扭转角(行程)等的设定的自由度。
此外，减振装置10W中，也可以对调第一弹簧SP1和第三弹簧SP3，并且对调第二弹簧SP2和第四弹簧SP4。即，可以是第一、第二弹簧SP1、SP2配置于同一圆周上，并且第三、第四弹簧SP3、SP4配置于彼此不同的圆周上。另外，第一、第二弹簧SP1、SP2的轴心也可以不包含在与中心轴CA正交的上述第一平面，第三弹簧SP3和第四弹簧SP4的轴心也可以不包含在与中心轴CA正交的上述第二平面。而且，减振装置10W中，例如也可以在第一中间部件12W连结未图示的涡轮。
如以上说明那样，本发明的减振装置是具有输入构件(11、11V、11W、11X、11Y、11Z)、输出构件(16、16V、16W、16X、16Y、16Z)的减振装置(10、10V、10X、10Y、10Z)，来自发动机(EG)的扭矩传递至该输入构件，该减振装置具备第一中间构件(12、12V、12W、12X、12Y、12Z)、第二中间构件(14、14V、14W、14X、14Y、14Z)、在上述输入构件(11、11V、11W、11X、11Y、11Z)与上述第一中间构件(12、12V、12W、12X、12Y、12Z)之间传递扭矩的第一弹性体(SP11、SP1)、在上述第一中间构件(12、12V、12W、12X、12Y、12Z)与上述输出构件(16、16V、16W、16X、16Y、16Z)之间传递扭矩的第二弹性体(SP12、SP2)、在上述输入构件(11、11V、11W、11X、11Y、11Z)与上述第二中间构件(14、14V、14W、14X、14Y、14Z)之间传递扭矩的第三弹性体(SP21、SP3)、在上述第二中间构件(14、14V、14W、14X、14Y、14Z)与上述输出构件(16、16V、16W、16X、16Y、16Z)之间传递扭矩的第四弹性体(SP22、SP4)、在上述第一中间构件(12、12V、12W、12X、12Y、12Z)与上述第二中间构件(14、14V、14W、14X、14Y、14Z)之间传递扭矩的第五弹性体(SPm)，经由第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体它们全部从上述输入构件向上述输出构件传递扭矩时的上述第一中间构件(12、12V、12W、12X、12Y、12Z)的固有振动频率(f21)，小于经由第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体它们全部从上述输入构件向上述输出构件传递扭矩时的上述第二中间构件(14、14V、14W、14X、14Y、14Z)的固有振动频率(f22)，第一、第二弹性体(SP11、SP1、SP12、SP2)的至少任意一者配置于第三弹性体和第四弹性体(SP21、SP3、SP22、SP4)的径向外侧。
本发明的减振装置中，针对第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体各自的弯曲受到允许的状态，能在装置整体设定出两个固有振动频率。而且，根据本发明者们的研究、解析，明确了含有上述第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体的减振装置的固有振动频率随着第五弹性体的刚性降低而变小，或是与减振装置的等效刚度的相对于第一、第二、第三、第四弹性体的刚性的变化而出现的变化相比，该等效刚度的相对于第五弹性体的刚性的变化而出现的变化大幅度变小。因此，本发明的减振装置中，调整第五弹性体的刚性，从而能够适当保持减振装置的等效刚度，并且抑制第一、第二中间构件的重量(惯性力矩)的增加并且容易适当地设定装置整体的两个固有振动频率。而且，将与固有振动频率比第二中间构件小的第一中间构件对应的第一、第二弹性体的至少任意一者配置于第三、第四弹性体的径向外侧，从而能够进一步增大第一中间构件的惯性力矩，进一步减小该第一中间构件的固有振动频率。其结果，在本发明的减振装置中，能够很好地提高振动衰减性能。
更详细地说，在本发明的减振装置中，在输入构件与输出构件之间，由第一中间构件、第一弹性体以及第二弹性体形成第一扭矩传递路径，并且由第二中间构件、第三弹性体以及第四弹性体形成第二扭矩传递路径。另外，本发明的减振装置除了第一、第二、第三、第四弹性体之外还含有第五弹性体，利用该第五弹性体在第一中间构件与第二中间构件之间传递扭矩。上述减振装置中，在第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体它们全部的弯曲受到允许的状态下，装置整体能够设定两个固有振动频率。在这样装置整体中设定两个固有振动频率的情况下，若根据传递至输入构件的振动的频率暂时产生这两个固有振动频率较小一者振动频率下的共振，则从第二弹性体传递至输出构件的振动的相位、与从第四弹性体传递至输出构件的振动的相位逐渐错开。因此，在两个固有振动频率较小一者下的共振产生后，伴随着输入构件的转速提高，从第二弹性体传递至输出构件的振动和从第四弹性体传递至输出构件的振动中的一者，将从上述第二弹性体传递至上述输出构件的振动和从上述第四弹性体传递至上述输出构件的振动中的另一者的至少一部分抵消。而且，从第二弹性体传递至输出构件的振动的相位与从第四弹性体传递至输出构件的振动的相位错开180度，两振动相互抵消，从而能够设定输出构件的振动振幅在理论上变为零的反共振点。
另外，根据本发明者们的研究、解析，也明确了低速旋转侧(低频侧)的固有振动频率、反共振点的振动频率随着第五弹性体的刚性降低变小，或是低速旋转侧的固有振动频率与反共振点的振动频率之差随着第五弹性体的刚性提高而变大。因此，本发明的减振装置中，调整第五弹性体的刚性，从而能够根据对输入构件输入的最大输入扭矩适当保持等效刚度，并且抑制第一、第二中间构件的重量(惯性力矩)的增加且适当设定低速旋转侧的固有振动频率和反共振点的振动频率。即，通过第五弹性体的刚性的调整，进一步减小更为低速旋转侧的固有振动频率和反共振点的振动频率，从而能将从第二弹性体传递至输出构件的振动和从第四弹性体传递至输出构件的振动中的一者将两振动中另一者的至少一部分抵消的转速带(频率带)的起点设定得更靠低速旋转侧，能够将从第二弹性体传递至输出构件的振动的相位与从第四弹性体传递至输出构件的振动的相位错开180度的转速(频率)设定得更靠低速旋转侧。此外，通过第五弹性体的刚性的调整，能够增大低速旋转侧的固有振动频率与反共振点的振动频率之差，从而使从第二弹性体传递至输出构件的振动和从第四弹性体传递至输出构件的振动中的一者将两者中的另一者的至少一部分抵消的转速带更宽。
而且，将与固有振动频率比第二中间构件小的第一中间构件对应的第一弹性体和第二弹性体中的至少任意一者，配置在与第二中间构件对应的第三弹性体和第四弹性体的径向外侧，从而能够进一步增大第一中间构件的惯性力矩，并且使第一弹性体和第二弹性体中的至少任意一者刚性降低，进一步减小第一中间构件的固有振动频率。另外，本发明的减振装置中，刚性低且比较轻的弹性体配置于减振装置的外周侧，并且刚性高且比较重的弹性体配置于减振装置的中心轴侧。由此，能够减小由于离心力而在与第一、第二、第三、第四弹性体对应的旋转构件之间产生的摩擦力，进一步减少减振装置整体的滞后现象。其结果，在本发明的减振装置中，使上述反共振点的振动频率接近应由该减振装置衰减的振动(共振)的频率，从而能够很好地提高振动衰减性能。但是，也可以是，假想第一中间构件和第二中间构件的在固有振动频率中较小的固有振动频率下的共振，不在使用减振装置的转速区域产生。
另外，上述第一中间构件(12、12V、12W、12X、12Y、12Z)可以具有与上述第一弹性体(SP11、SP1)的周向的端部抵接的抵接部(121c、121co、122c、122co、12ca、12cb、12c)、与上述第二弹性体(SP12、SP2)的周向的端部抵接的抵接部(121c、121ci、122c、122ci、12ca、12cb、12c)，上述第二中间构件(14、14V、14W、14X、14Y、14Z)可以具有与上述第三弹性体(SP21、SP3)的端部抵接的抵接部(14c、141co、142co)、与上述第四弹性体(SP22、SP4)的端部抵接的抵接部(14c、141ci、142ci)。
而且，上述第一弹性体和第二弹性体(SP11、SP1、SP12、SP2)中的至少任意一者的轴心可以位于比第三、第四弹性体(SP21、SP3、SP22、SP4)的轴心靠径向外侧的位置。在该情况下，第一弹性体和第二弹性体中的至少任意一者可以配置为整体位于比第三弹性体和第四弹性体靠径向外侧的位置，第一弹性体和第二弹性体中的至少任意一者可以配置为，从轴向观察时，在径向上与第三弹性体和第四弹性体局部重合。
另外，上述第一中间构件(12、12V、12W、12X、12Y、12Z)可以支承上述第一弹性体和第二弹性体(SP11、SP1、SP12、SP2)中的至少任意一者的外周部，上述第一弹性体和第二弹性体(SP11、SP1、SP12、SP2)中的至少任意一者的外周部可以位于比上述第三弹性体和第四弹性体(SP21、SP3、SP22、SP4)的外周部靠径向外侧的位置。在该情况下，第一弹性体和第二弹性体中的至少任意一者可以配置为整体位于第三弹性体和第四弹性体的径向外侧，第一弹性体和第二弹性体中的至少任意一者可以配置为，从轴向观察时，在径向上与第三弹性体和第四弹性体局部重合。
而且，上述第一、第二中间构件可以具有环状部。由此，能够容易增大第一、第二中间构件的惯性力矩。
而且，上述第一、第二弹性体(SP11、SP12)可以配置为沿周向排列。由此，能够使减振装置沿径向小型化。
另外，上述第三、第四弹性体(SP21、SP22)可以配置为沿周向排列。由此，能够使减振装置沿径向小型化。
而且，上述第一弹性体(SP1)可以配置于上述第二弹性体(SP2)的径向外侧，上述第三、第四弹性体(SP3、SP4)可以配置为沿上述减振装置(10V)的轴向与上述第一、第二弹性体(SP1、SP2)分离，上述第三弹性体(SP3)可以配置于上述第四弹性体(SP4)的径向外侧。由此，能够提高第一、第二、第三、第四弹性体的刚性、配置数量、扭转角(行程)等的设定的自由度。
另外，上述第五弹性体(SPm)可以配置为沿周向与上述第一、第二弹性体(SP11、SP12)排列。
而且，上述第五弹性体(SPm)可以在径向上配置于上述第一、第二弹性体(SP11、SP12)、与上述第三、第四弹性体(SP21、SP22)之间。由此，能够很好地确保第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体的扭转角(行程)。在该情况下，第五弹性体可以配置为在从减振装置的径向观察时在该减振装置的轴向上与第一、第二弹性体以及第三、第四弹性体至少局部重叠。
另外，上述第五弹性体(SPm)可以在上述轴向上配置于上述第一、第二弹性体(SP1、SP2)、与上述第三、第四弹性体(SP3、SP4)之间。由此，能够提高第五弹性体的刚性、配置数量、扭转角(行程)等的设定的自由度。
而且，上述输入构件(11、11V、11W、11X、11Y、11Z)可以具有在周向上与上述第一弹性体(SP11、SP1)抵接的抵接部(111c、111co、112co)、在周向上与上述第三弹性体(SP21、SP1)抵接的抵接部(112c、113c、111ci、112ci)，上述输出构件(16、16V、16W、16X、16Y、16Z)可以具有在周向上与上述第二弹性体(SP12、SP2)抵接的抵接部(16co、161c、161co、162co)、在周向上与上述第四弹性体(SP22、SP4)抵接的抵接部(16ci、161c、161ci、162c、162c、162ci)，上述第一中间构件(12、12V、12W、12X、12Y、12Z)可以具有在周向上与上述第一弹性体(SP11、SP1)抵接的抵接部(121c、121co、122c、122co、12ca、12cb、12c)、在周向上与上述第二弹性体(SP12、SP2)抵接的抵接部(121c、121ci、122c、122ci、12ca、12cb、12c)、与上述第五弹性体(SPm)的一端部抵接的抵接部(122d、121d、12da、12db、12d、123d)、与上述第五弹性体(SPm)的另一端部抵接的抵接部(122d、121d、12da、12db、12d、123d)，上述第二中间构件(14、14V、14W、14X、14Y、14Z)可以具有在周向上与上述第三弹性体(SP21、SP3)抵接的抵接部(14c、141co、142co)、在周向上与上述第四弹性体(SP22、SP4)抵接的抵接部(14c、141ci、142ci)、与上述第五弹性体(SPm)的一端部抵接的抵接部(14d、143d)、与上述第五弹性体(SPm)的另一端部抵接的抵接部(14d、143d)。
另外，上述第一弹性体(SP11、SP1)的刚性和上述第二弹性体(SP12、SP2)的刚性中较小一者，也可以小于上述第三弹性体(SP21、SP3)的刚性和上述第四弹性体(SP22、SP4)的刚性中较小一者，上述第一弹性体和第二弹性体中的刚性中较小一者(SP11、SP12、SP1)也可以配置于上述第三弹性体和第四弹性体(SP21、SP3、SP22、SP4)的径向外侧。由此，能够进一步减小第一中间构件的固有振动频率，并且进一步减少减振装置整体的滞后现象。
而且，上述第一弹性体和第二弹性体的刚性(SP11、SP12)也可以小于上述第三弹性体和第四弹性体的刚性(SP21、SP22)，上述第一弹性体和第二弹性体(SP11、SP12)可以配置于上述第三弹性体和第四弹性体(SP21、SP22)的径向外侧。
另外，上述第一中间构件(12、12V、12W、12X、12Y、12Z)的惯性力矩(J21)也可以大于上述第二中间构件(14、14V、14W、14X、14Y、14Z)的惯性力矩(J22)。由此，能够进一步减小第一中间构件的固有振动频率，使反共振点附近的振动水平进一步降低。
而且，上述第一中间构件(12、12V、12W、12X、12Y、12Z)可以与流体传动装置的涡轮(5)连结为一体旋转。由此，能够进一步增大第一中间构件的实质上的惯性力矩(惯性力矩的合计值)，所以能够进一步减小第一中间构件的固有振动频率。
另外，可以经由锁止离合器(8)向上述输入构件(11、11V、11W、11X、11Y、11Z)传递来自上述发动机(EG)的扭矩，上述锁止离合器(8)的锁止转速(Nlup)可以大于经由上述第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体(SP11、SP1、SP12、SP2、SP21、SP3、SP22、SP4、SPm)它们全部从上述输入构件(11、11V、11W、11X、11Y、11Z)向上述输出构件(16、16V、16W、16X、16Y、16Z)传递扭矩时的与上述第一中间构件(12、12V、12W、12X、12Y、12Z)的固有振动频率(f21)对应的转速，小于与上述第二中间构件(14、14V、14W、14X、14Y、14Z)的固有振动频率(f22)对应的转速。这样，使与第一中间构件的固有振动频率对应的转速包含在锁止离合器的非锁止区域，从而能够从利用锁止离合器执行锁止的时刻起，利用从第二弹性体传递至输出构件的振动和从第四弹性体传递至输出构件的振动中的一者将两振动中的另一者的至少一部分抵消。
而且，上述减振装置(10、10V、10W、10X、10Y、10Z)可以构成为，在传递至上述输入构件(11、11V、11W、11X、11Y、11Z)的扭矩(T)达到预先决定的阈值(T1)以上之前，上述第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体(SP11、SP1、SP12、SP2、SP21、SP3、SP22、SP4、SPm)的弯曲不被限制。由此，能够很好地提高在传递至输入构件的扭矩比较小且该输入构件的转速低时的减振装置的振动衰减性能。
另外，上述输出构件(16、16V、16W、16X、16Y、16Z)可以起作用(直接或者间接)地与变速器(TM)的输入轴(IS)连结。
另外，上述第一弹性体(SP11、SP1)的安装半径(rSP11、rSP1)可以是从上述减振装置的中心轴(CA)到上述第一弹性体(SP11、SP1)的轴心的距离，上述第二弹性体(SP12、SP2)的安装半径(rSP12、rSP2)可以是从上述中心轴(CA)到上述第二弹性体(SP12、SP2)的轴心的距离，上述第三弹性体(SP21、SP3)的安装半径(rSP21、rSP3)可以是从上述中心轴(CA)到上述第三弹性体(SP21、SP3)的轴心的距离，上述第四弹性体(SP22、SP4)的安装半径(rSP22、rSP4)可以是从上述中心轴(CA)到上述第四弹性体(SP22、SP4)的轴心的距离，上述第一弹性体(SP11、SP1)和上述第二弹性体(SP12、SP2)的平均安装半径(ri)可以是上述第一弹性体和第二弹性体(SP11、SP1、SP12、SP2)的上述安装半径(rSP11，rSP1，rSP12，rSP2)的平均值，上述第三弹性体和上述第四弹性体(SP21、SP3、SP22、SP4)的平均安装半径(ro)也可以是上述第三弹性体和第四弹性体(SP21、SP3、SP22、SP4)的上述安装半径(rSP21、rSP3、rSP22、rSP4)的平均值。
而且，上述第一弹性体和第二弹性体(SP11、SP1、SP12、SP2)中的至少任意一者的上述安装半径(rSP11、rSP1、rSP12、rSP2)可以大于上述第三弹性体和第四弹性体(SP21、SP3、SP22、SP4)中的至少任意一者的上述安装半径(rSP21、rSP3、rSP22、rSP4)。此外，上述第一弹性体和第二弹性体(SP11、SP12)双方的上述安装半径(rSP11、rSP12)可以大于上述第三弹性体和第四弹性体(SP21、SP22)双方的上述安装半径(rSP21、rSP22)。
另外，可以以满足k11＜k12＜k22≤k21的方式，选择上述第一弹性体～第四弹性体(SP11、SP12、SP21、SP22)的刚性k11、k12、k21、k22。在这样构成的减振装置中，在第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体它们全部的弯曲受到允许时，除了上述第一、第二扭矩传递路径之外，还经由含有第三弹性体、第二中间构件、第五弹性体、第一中间构件以及第二弹性体的第三扭矩传递路径在输入构件与输出构件之间传递扭矩。由此，能够减小第一弹性体的扭矩分担，使该第一弹性体的刚性进一步降低。此外，以满足k11＜k12＜k22≤k21的方式，选择刚性k11、k12、k21、k22，从而能够使第一弹性体的刚性k11进一步降低，并且使第二弹性体的刚性k12进一步降低。因此，通过低刚性带来的第一、第二弹性体的轻型化，进一步减少在该第一、第二弹性体与旋转构件之间产生的摩擦力即滞后现象，并且进一步减小第一中间构件的固有振动频率，能够使第一中间构件的共振引起的从第二弹性体或者第四弹性体传递至输出构件的振动的相位反转迅速结束。其结果，能够很好地减少因从第二弹性体传递至输出构件的振动的相位相对于从第四弹性体传递至输出构件的振动的相位错开180度的频率的滞后现象引起的向高频侧的错动，更好地提高减振装置的振动衰减性能。
而且，将上述第五弹性体(SPm)的刚性设为“km”时，可以以满足k11＜km＜k12＜k22≤k21的方式选择上述第一弹性体的刚性k11、上述第二弹性体的刚性k12、上述第三弹性体的刚性k21、上述第四弹性体的刚性k22以及上述第五弹性体的刚性km。由此，能够经由第五弹性体从第二中间构件向第一中间构件适当地传递扭矩，能够极好地提高减振装置的振动衰减性能。
另外，上述第五弹性体(SPm)的刚性(km)可以大于上述第一、第二、第三、第四弹性体(SP11、SP12、SP21、SP22)的刚性(k11、k12、k21、k22)。即，低速旋转侧的固有振动频率与反共振点的振动频率之差，如上述那样随着第五弹性体的刚性的提高而变大。因此，若使第五弹性体的刚性大于第一、第二、第三、第四弹性体的刚性，则增大第一中间构件的固有振动频率与反共振点的振动频率之差，能够使从第二弹性体传递至输出构件的振动和从第四弹性体传递至输出构件的振动中的一者将两者中的另一者的至少一部分抵消的转速带更宽，即，将输出构件的振动水平很好地降低的范围更宽。
而且，上述第五弹性体(SPm)的刚性(km)可以小于上述第一、第二、第三、第四弹性体(SP11、SP12、SP21、SP22)的刚性(k11、k12、k21、k22)。即低速旋转侧(低频侧)的固有振动频率、反共振点的振动频率如上述那样随着第五弹性体的刚性的降低而变小。因此，若使第五弹性体的刚性比第一、第二、第三、第四弹性体的刚性低，则能够进一步减小第一中间构件的固有振动频率和反共振点的振动频率，将从第二弹性体传递至输出构件的振动和从第四弹性体传递至输出构件的振动中的一者将两振动中的另一者的至少一部分抵消的转速带(频率带)的起点设定得更靠低速旋转侧，将两振动的相位错开180度的转速(频率)设定得更靠低速旋转侧。
另外，上述输入构件(11)可以含有：具有与上述第一弹性体(SP11)的端部抵接的第一抵接部(111c)的第一输入部件(111)、在比上述第一抵接部(111c)靠径向内侧的位置具有与上述第三弹性体(SP21)的端部抵接的第二抵接部(112c)的第二输入部件(112)、具有与上述第三弹性体(SP21)的端部抵接的第三抵接部(113c)并且与上述第二输入部件(112)连结为沿上述减振装置的轴向与之排列的第三输入部件(113)，上述第一中间构件(12)可以含有被上述输入构件(11、111)支承为能够旋转、将上述第一弹性体和第二弹性体(SP11、SP12)支承为沿周向交替排列并且具有在相互相邻的上述第一弹性体和第二弹性体(SP11、SP12)之间与两者的端部抵接的抵接部(121c)的弹性体支承部件(121)、与流体传动装置的涡轮(5)连结为一体旋转并且具有在相互相邻的上述第一弹性体和第二弹性体(SP11、SP12)之间与两者的端部抵接的抵接部(122c)的连结部件(122)，上述第二中间构件(14)可以具有在上述轴向上相对于上述第三输入部件(113)配置在与上述输出构件(16)相反一侧并且在相互相邻的上述第三弹性体和第四弹性体(SP21、SP22)之间与两者的端部抵接的抵接部(14c)，上述输出构件(16)也可以具有在上述轴向上配置于上述第二输入部件和第三输入部件(112、113)之间并且与上述第二弹性体(SP12)的端部抵接的外侧抵接部(16co)和与上述第四弹性体(SP22)的端部抵接的内侧抵接部(16ci)。
这样，使弹性体支承部件(第一中间构件)支承第一、第二弹性体，从而能够减小根据弹性体支承部件相对于输入构件、输出构件形成的扭转角出现弯曲的第一、第二弹性体与该弹性体支承部件之间的相对速度。因此，能够减小在弹性体支承部件与第一、第二弹性体之间产生的摩擦力，所以能够降低减振装置整体的滞后现象。另外，使用被固定于涡轮并且在相互相邻的第一、第二弹性体之间具有与两者的端部抵接的抵接部的连结部件，从而能够抑制减振装置的轴向长度的增加并且在配置于径向外侧的第一弹性体和第二弹性体双方连结第一中间构件，并且将该第一中间构件与涡轮连结。而且，使弹性体支承部件的抵接部和连结部件的抵接部双方抵接于第一、第二弹性体的端部，从而能够使第一、第二弹性体平稳地伸缩。
而且，上述输入构件(11X)可以含有：第一输入部件(111X)，该第一输入部件具有与上述第一弹性体(SP11)的端部抵接的外侧抵接部(111co)和在比上述外侧抵接部(111co)靠径向内侧的位置与上述第三弹性体(SP21)的端部抵接的内侧抵接部(111ci)；和第二输入部件(112b)，该第二输入部件具有与上述第一弹性体(SP11)的端部抵接的外侧抵接部(112co)和在比上述外侧抵接部(112co)靠径向内侧的位置与上述第三弹性体(SP21)的端部抵接的内侧抵接部(112ci)并且与上述第一输入部件(111X)连结为与之沿上述减振装置(10X)的轴向排列，上述第一中间构件(12X)可以含有环状部件(121X)，该环状部件在上述轴向上配置于上述第一、第二输入部件(111X、112X)之间并且具有在相互相邻的上述第一、第二弹性体(SP11、SP12)之间与两者的端部抵接的抵接部(121c)，上述第二中间构件(14X)可以在上述轴向上配置于上述第一、第二输入部件(111X、112X)之间，并且具有在相互相邻的上述第三、第四弹性体(SP21、SP22)之间与两者的端部抵接的抵接部(14c)，上述输出构件(16X)可以在上述轴向上配置于上述第一、第二输入部件(111X、112X)之间，并且具有与上述第二弹性体(SP12)的端部抵接的外侧抵接部(16co)、和与上述第四弹性体(SP22)的端部抵接的内侧抵接部(16ci)。
这样，在第一、第二中间构件和输出构件配置于第一、第二输入部件之间的情况下，制定第一、第二中间构件的抵接部、输出构件的外侧、内侧抵接部的形状，从而能够减小特别是由于离心力而在第一、第二输入部件与第一、第二、第三、第四弹性体之间产生的摩擦力，所以能够很好地降低减振装置整体的滞后现象。此外，在这种情况下，能够将输入构件和输出构件的外侧、内侧抵接部以及第一、第二中间构件的抵接部形成为分别沿减振装置的径向延伸。因此，能够利用各抵接部按压对应的弹性体的端部，使该弹性体沿轴心适当伸缩，由此能够进一步提高减振装置的振动衰减性能。
另外，上述第一中间构件(12X)可以含有固定于流体传动装置的涡轮(5)、与涡轮(5)一体旋转并且与上述环状部件(121X)的外周部连结的连结部件(122X)，上述第五弹性体(SPm)可以配置为与上述第一、第二弹性体(SP11、SP12)沿上述周向排列，上述第一中间构件(12X)的上述环状部件(121X)可以具有分别与上述第五弹性体(SPm)的一端部或者另一端部抵接的多个第二抵接部(121d)，上述第二中间构件(14X)可以具有分别与上述第五弹性体(SPm)的一端部或者另一端部抵接的多个第二抵接部(14d)，在从上述减振装置(10X)的径向观察时，上述第二中间构件(14X)的上述抵接部(14c)与上述输出构件(16X)的上述内侧抵接部(16co)可以在上述轴向上重合，在从上述减振装置(10X)的径向观察时，上述第二中间构件(14X)的上述第二抵接部(14d)与上述输出构件(16X)的上述外侧抵接部(16co)可以在上述轴向上重合，并且它们与上述第一中间构件(12X)的上述环状部件(121X)沿上述轴向排列。
这样，使用固定于涡轮并且与环状部件的外周部连结的连结部件，从而能够抑制减振装置的轴向长度的增加，并且在配置于径向外侧的第一弹性体与第二弹性体双方上，连结第一中间构件，并且将该第一中间构件与涡轮连结。而且，使第二中间构件的抵接部和第二抵接部、与输出构件的内侧抵接部或者外侧抵接部沿轴向重合，并且将第一中间构件的环状部件配置为与第二中间构件的第二抵接部和输出构件的外侧抵接部沿轴向排列，从而能够进一步缩短减振装置的轴向长度。另外，在这种情况下，能够将第一、第二中间构件的第二抵接部形成为分别沿减振装置的径向延伸。因此，能够利用各第二抵接部按压第五弹性体的端部，使该第五弹性体沿轴心适当伸缩，由此进一步提高减振装置的振动衰减性能。
而且，上述输出构件(16Y、16Z)可以含有：第一输出部件(161Y、161Z)，该第一输出部件具有与上述第三弹性体(SP21)的端部抵接的抵接部(161c)；和第二输出部件(162Y、162Z)，该第二输出部件具有与上述第一弹性体(SP11)的端部抵接的外侧抵接部(162co)和在比上述外侧抵接部(162co)靠径向内侧的位置与上述第三弹性体(SP21)的端部抵接的内侧抵接部(162ci)并且与上述第一输出部件(161Y、161Z)连结为与之沿上述减振装置(10Y、10Z)的轴向排列，上述输入构件(11Y、11Z)可以具有与上述第一弹性体(SP11)的端部抵接的外侧抵接部(111c、112co)、在比上述外侧抵接部(111c、112co)靠径向内侧的位置并且在上述轴向上在上述第一、第二输出部件(161Y、161Z、162Y、162Z)之间与上述第三弹性体(SP21)的端部抵接的内侧抵接部(112c、112ci)，上述第一中间构件(12Y、12Z)可以与流体传动装置的涡轮(5)连结为与之一体旋转，并具有将上述第一弹性体和第二弹性体(SP11、SP21)支承为沿周向交替排列并且在相互相邻的上述第一弹性体和第二弹性体(SP11、SP21)之间与两者的端部抵接的抵接部(12ca、12cb、12c)，上述第二中间构件(14Y、14Z)可以在上述轴向上配置于上述第一、第二输出部件(161Y、161Z、162Y、162Z)之间并且具有在相互相邻的上述第三弹性体和第四弹性体(SP21、SP22)之间与两者的端部抵接的抵接部(14c)。
这样，使第一中间构件支承第一、第二弹性体，从而能够减小根据第一中间构件相对于输入构件、输出构件产生的扭转角所形成的弯曲的第一、第二弹性体、与该第一中间构件之间的相对速度。因此，能够减小第一中间构件与第一、第二弹性体之间产生的摩擦力，所以能够降低减振装置整体的滞后现象。
另外，上述第五弹性体(SPm)可以被上述第二中间构件(14Y)支承为与上述第一弹性体和第二弹性体(SP11、SP12)沿上述周向排列，上述第一中间构件(12Y)可以具有分别与上述第五弹性体(SPm)的一端部或者另一端部抵接的多个第二抵接部(12da、12db)，上述第二中间构件(14Y)可以具有分别与上述第五弹性体(SPm)的一端部或者另一端部抵接的多个第二抵接部(14d)。
而且，上述第五弹性体(SPm)可以在上述减振装置(10Z)的径向上配置于上述第一、第二弹性体(SP11、SP12)、与上述第三、第四弹性体(SP21、SP22)之间，上述第一中间构件(12Z)和上述涡轮(5)中的至少任意一者可以具有分别与上述第五弹性体(SPm)的一端部或者另一端部抵接的多个抵接部(12d)，上述第二中间构件(14Y)可以具有分别与上述第五弹性体(SPm)的一端部或者另一端部抵接的多个第二抵接部(14d)。
而且，本发明不限定于任一上述实施方式，在本发明的扩展范围内可以进行各种改变。而且，上述实施方式只是发明内容一栏记载的发明的一种具体方式，不是限定发明内容一栏记载的发明的构件。
工业上利用的可能性
本发明能够用于减振装置的制造领域等。

Claims (19)

1.一种减振装置，具有输入构件和输出构件，来自发动机的扭矩传递至所述输入构件，其中，所述减振装置具备：
第一中间构件、
第二中间构件、
在所述输入构件与所述第一中间构件之间传递扭矩的第一弹性体、
在所述第一中间构件与所述输出构件之间传递扭矩的第二弹性体、
在所述输入构件与所述第二中间构件之间传递扭矩的第三弹性体、
在所述第二中间构件与所述输出构件之间传递扭矩的第四弹性体、以及
在所述第一中间构件与所述第二中间构件之间传递扭矩的第五弹性体，
经由所述第一弹性体、所述第二弹性体、所述第三弹性体、所述第四弹性体以及所述第五弹性体它们全部从所述输入构件向所述输出构件传递扭矩时的所述第一中间构件的固有振动频率，小于经由所述第一弹性体、所述第二弹性体、所述第三弹性体、所述第四弹性体以及所述第五弹性体它们全部从所述输入构件向所述输出构件传递扭矩时的所述第二中间构件的固有振动频率，
所述第一弹性体和所述第二弹性体中至少任意一者配置于所述第三弹性体和所述第四弹性体的径向外侧。
2.根据权利要求1所述的减振装置，其中，
所述第一中间构件具有：与所述第一弹性体的周向的端部抵接的抵接部和与所述第二弹性体的周向的端部抵接的抵接部，
所述第二中间构件具有：与所述第三弹性体的周向的端部抵接的抵接部和与所述第四弹性体的周向的端部抵接的抵接部。
3.根据权利要求1或2所述的减振装置，其中，
所述第一弹性体和所述第二弹性体中至少任意一者的轴心位于比所述第三弹性体和所述第四弹性体的轴心靠径向外侧的位置。
4.根据权利要求1～3中任一项所述的减振装置，其中，
所述第一中间构件支承所述第一弹性体和所述第二弹性体中至少任意一者的外周部，
所述第一弹性体和所述第二弹性体中至少任意一者的外周部位于比所述第三弹性体和所述第四弹性体的外周部靠径向外侧的位置。
5.根据权利要求1～4中任一项所述的减振装置，其中，
所述第一中间构件和所述第二中间构件具有环状部。
6.根据权利要求1～5中任一项所述的减振装置，其中，
所述第一弹性体和所述第二弹性体配置为沿周向排列。
7.根据权利要求1～6中任一项所述的减振装置，其中，
所述第三弹性体和所述第四弹性体配置为沿周向排列。
8.根据权利要求1～5中任一项所述的减振装置，其中，
所述第一弹性体配置于所述第二弹性体的径向外侧，所述第三弹性体和所述第四弹性体配置为在轴向上与所述第一弹性体和所述第二弹性体分离，所述第三弹性体配置于所述第四弹性体的径向外侧。
9.根据权利要求1～7中任一项所述的减振装置，其中，
所述第五弹性体配置为与所述第一弹性体和所述第二弹性体沿周向排列。
10.根据权利要求1～7中任一项所述的减振装置，其中，
所述第五弹性体在径向上配置于所述第一弹性体和所述第二弹性体这组弹性体与所述第三弹性体和所述第四弹性体这组弹性体之间。
11.根据权利要求8所述的减振装置，其中，
所述第五弹性体在所述轴向上配置于所述第一弹性体和所述第二弹性体这组弹性体与所述第三弹性体和所述第四弹性体这组弹性体之间。
12.根据权利要求1～11中任一项所述的减振装置，其中，
所述输入构件具有：与所述第一弹性体的周向的端部抵接的抵接部和与所述第三弹性体的周向的端部抵接的抵接部，
所述输出构件具有：与所述第二弹性体的周向的端部抵接的抵接部和与所述第四弹性体的周向的端部抵接的抵接部，
所述第一中间构件具有：与所述第一弹性体的周向的端部抵接的抵接部、与所述第二弹性体的周向的端部抵接的抵接部、与所述第五弹性体的一端部抵接的抵接部、以及与该第五弹性体的另一端部抵接的抵接部，
所述第二中间构件具有：与所述第三弹性体的周向的端部抵接的抵接部、与所述第四弹性体的周向的端部抵接的抵接部、与所述第五弹性体的一端部抵接的抵接部、以及与该第五弹性体的另一端部抵接的抵接部。
13.根据权利要求1～12中任一项所述的减振装置，其中，
所述第一弹性体的刚性和所述第二弹性体的刚性中较小一者小于所述第三弹性体的刚性和所述第四弹性体的刚性中较小一者，所述第一弹性体和所述第二弹性体中的刚性较小一者配置于所述第三弹性体和所述第四弹性体的径向外侧。
14.根据权利要求1～13中任一项所述的减振装置，其中，
所述第一弹性体和所述第二弹性体的刚性小于所述第三弹性体和所述第四弹性体的刚性，所述第一弹性体和所述第二弹性体配置于所述第三弹性体和所述第四弹性体的径向外侧。
15.根据权利要求1～13中任一项所述的减振装置，其中，
所述第一中间构件的惯性力矩大于所述第二中间构件的惯性力矩。
16.根据权利要求1～15中任一项所述的减振装置，其中，
所述第一中间构件与流体传动装置的涡轮连结为一体旋转。
17.根据权利要求1～15中任一项所述的减振装置，其中，
经由锁止离合器向所述输入构件传递来自所述发动机的扭矩，
所述锁止离合器的锁止转速大于与经由所述第一弹性体、所述第二弹性体、所述第三弹性体、所述第四弹性体以及所述第五弹性体它们全部从所述输入构件向所述输出构件传递扭矩时的所述第一中间构件的固有振动频率对应的转速，小于与经由所述第一弹性体、所述第二弹性体、所述第三弹性体、所述第四弹性体以及所述第五弹性体它们全部从所述输入构件向所述输出构件传递扭矩时的所述第二中间构件的固有振动频率对应的转速。
18.根据权利要求1～17中任一项所述的减振装置，其中，
在传递至所述输入构件的扭矩达到预先决定的阈值以上之前，允许所述第一弹性体、所述第二弹性体、所述第三弹性体、所述第四弹性体以及所述第五弹性体的弯曲。
19.根据权利要求1～11中任一项所述的减振装置，其中，
所述输出构件直接或间接地与变速器的输入轴连结。
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