CN108700171A - 减振装置 - Google Patents

减振装置 Download PDF

Info

Publication number
CN108700171A
CN108700171A CN201780012974.3A CN201780012974A CN108700171A CN 108700171 A CN108700171 A CN 108700171A CN 201780012974 A CN201780012974 A CN 201780012974A CN 108700171 A CN108700171 A CN 108700171A
Authority
CN
China
Prior art keywords
elastomer
spring
intermediate member
vibration absorber
torque
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
CN201780012974.3A
Other languages
English (en)
Inventor
伊藤能
伊藤一能
轮嶋雅树
伊藤和广
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Aisin AW Co Ltd
Original Assignee
Aisin AW Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Aisin AW Co Ltd filed Critical Aisin AW Co Ltd
Publication of CN108700171A publication Critical patent/CN108700171A/zh
Withdrawn legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/121—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon using springs as elastic members, e.g. metallic springs
    • F16F15/123—Wound springs
    • F16F15/12353—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations
    • F16F15/1236—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations resulting in a staged spring characteristic, e.g. with multiple intermediate plates
    • F16F15/12366—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations resulting in a staged spring characteristic, e.g. with multiple intermediate plates acting on multiple sets of springs
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/131—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses
    • F16F15/133—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses using springs as elastic members, e.g. metallic springs
    • F16F15/134—Wound springs
    • F16F15/13469—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations
    • F16F15/13476—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations resulting in a staged spring characteristic, e.g. with multiple intermediate plates
    • F16F15/13484—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations resulting in a staged spring characteristic, e.g. with multiple intermediate plates acting on multiple sets of springs
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/131—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses
    • F16F15/133—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses using springs as elastic members, e.g. metallic springs
    • F16F15/134—Wound springs
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H45/00—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches
    • F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H45/00—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches
    • F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F16H2045/0221—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type with damping means
    • F16H2045/0226—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type with damping means comprising two or more vibration dampers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H45/00—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches
    • F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F16H2045/0221—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type with damping means
    • F16H2045/0226—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type with damping means comprising two or more vibration dampers
    • F16H2045/0231—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type with damping means comprising two or more vibration dampers arranged in series

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Acoustics & Sound (AREA)
  • Aviation & Aerospace Engineering (AREA)
  • Mechanical Operated Clutches (AREA)

Abstract

减振装置包括输入构件和输出构件，该输入构件被传递来自发动机的扭矩，减振装置具备：第一中间构件；第二中间构件；第一弹性体，其在输入构件与第一中间构件之间传递扭矩；第二弹性体，其在第一中间构件与输出构件之间传递扭矩；第三弹性体，其在输入构件与第二中间构件之间传递扭矩；第四弹性体，其在第二中间构件与输出构件之间传递扭矩；和第五弹性体，其在第一中间构件与第二中间构件之间传递扭矩，第一中间构件和第二中间构件中的至少任一者包含如下单一部件，上述单一部件形成有配置于第一弹性体和第二弹性体之间或者配置于第三弹性体和第四弹性体之间的第一扭矩传递部、及在与第五弹性体之间给受扭矩的第二扭矩传递部双方。

Description

减振装置
技术领域
本公开的发明涉及具有输入构件和输出构件的减振装置，上述输入构件被传递来自发动机的扭矩。
背景技术
以往，作为这种减振装置，公知有与变矩器关联使用的双通道减振器(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)至输出毂(37)这段振动路径，被分割成两个平行的振动路径B和振动路径C，两个振动路径B、C分别具有一对弹簧和配置于该一对弹簧之间的独立的中间凸缘(36、38)。另外，为了使两个振动路径的固有频率不同，变矩器的涡轮(34)结合于振动路径B的中间凸缘(36)，从而振动路径B的中间凸缘(36)的固有频率小于振动路径C的中间凸缘(38)的固有频率。在上述的减振装置中，在锁止离合器(32)结合的情况下，来自发动机的振动进入减振装置的两个振动路径B、C。然后，若某段频率的发动机振动到达包含结合于涡轮(34)的中间凸缘(36)在内的振动路径B，则从振动路径B的中间凸缘(36)至输出毂(37)这段区间处的振动的相位相对于输入振动的相位错开180度。此时，振动路径C的中间凸缘(38)的固有频率大于振动路径B的中间凸缘(36)的固有频率，因此进入了振动路径C的振动不产生相位的漂移(错位)就传递至输出毂(37)。这样，将从振动路径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所记载的双通道减振器的振动衰减性能，需要调整各中间凸缘的两侧处的弹性体弹簧常量、各中间凸缘的重量，适当地设定振动路径B、C的固有频率。然而，若欲通过调整弹性体的弹簧常量来使振动路径B、C的固有频率合理化，则导致双通道减振器整体的刚性大幅变动。另外，若欲调整中间凸缘、结合于中间凸缘的涡轮的重量来使两个固有频率合理化，则导致凸缘、涡轮的重量以及变矩器整体的重量增加。因此，在上述双通道减振器中，为了提高振动衰减性能而适当地设定振动路径B、C的固有频率是不容易的，因应被衰减的振动的频率不同，即使通过专利文献1所记载的减振装置也不能使该振动良好地衰减。另外，在这种减振装置中，要求结构部件的耐久性提高、或抑制部件件数的增加、装置的大型化。
发明内容
因此，本公开的发明的主要目的在于提供一种减振装置，能够实现结构部件的耐久性提高并抑制部件件数的增加和大型化，并且更加提高振动衰减性能。
本公开的减振装置具有输入构件和输出构件，上述输入构件被传递来自发动机的扭矩，上述减振装置具备：第一中间构件；第二中间构件；第一弹性体，其在上述输入构件与上述第一中间构件之间传递扭矩；第二弹性体，其在上述第一中间构件与上述输出构件之间传递扭矩；第三弹性体，其在上述输入构件与上述第二中间构件之间传递扭矩；第四弹性体，其在上述第二中间构件与上述输出构件之间传递扭矩；以及第五弹性体，其在上述第一中间构件与上述第二中间构件之间传递扭矩，上述第一中间构件和第二中间构件中的至少任一者包含如下单一部件，上述单一部件形成有配置于上述第一弹性体和第二弹性体之间或者配置于上述第三弹性体和第四弹性体之间的第一扭矩传递部、及在与上述第五弹性体之间给受扭矩的第二扭矩传递部双方。
在该减振装置中，能够相对于第一弹性体～第五弹性体全部的挠曲被允许的状态，在装置整体设定两个固有频率，通过调整第五弹性体的刚性，能够适当地设定该两个固有频率，更加提高减振装置的振动衰减性能。另外，第一中间构件和第二中间构件中的至少任一者包含形成有配置于第一弹性体和第二弹性体之间或者配置于第三弹性体和第四弹性体之间的第一扭矩传递部、及在与第五弹性体之间给受扭矩的第二扭矩传递部双方的单一部件。由此，能够抑制部件件数的增加和减振装置的大型化。另外，在本公开的减振装置中，存在从第一、第二弹性体或者第三、第四弹性体施加于第一扭矩传递部的力、与从第五弹性体施加于第二扭矩传递部的力反方向的情况。因此，当第一中间构件和第二中间构件中的至少任一者包含相互被连结的两个部件，并且在该两个部件中的一者形成有第一扭矩传递部，并且在另一者形成有第二扭矩传递部的情况下，存在作用于两个部件的连结部处的剪断力增大，使第一中间构件和第二中间构件中的至少任一者的耐久性降低之虞。与此相对，若在上述单一部件设置第一扭矩传递部和第二扭矩传递部，则能够由该单一部件承受反方向发挥作用的两个力，能够更加提高第一中间构件和第二中间构件中的至少任一者的耐久性。其结果，在本公开的减振装置中，能够实现第一中间构件和第二中间构件中的至少任一者的耐久性提高，并且抑制部件件数的增加和大型化。
附图说明
图1是表示包含本公开的减振装置的起步装置的简要结构图。
图2是表示图1的起步装置的剖视图。
图3是用于对本公开的减振装置中的第一弹性体～第四弹性体的平均安装半径进行说明的示意图。
图4是表示本公开的减振装置的主要部分的示意图。
图5是表示本公开的减振装置的主要部分的示意图。
图6是表示本公开的减振装置中的扭矩传递路径的示意图。
图7是例示发动机的转速与减振装置的输出构件上的理论上的扭矩变动之间的关系的说明图。
图8是例示本公开的减振装置中的第一弹性体的刚性与低转速侧的固有频率、反共振点的频率和减振装置的等效刚性之间的关系的说明图。
图9是例示本公开的减振装置中的第二弹性体的刚性与低转速侧的固有频率、反共振点的频率和减振装置的等效刚性之间的关系的说明图。
图10是例示本公开的减振装置中的第三弹性体的刚性与低转速侧的固有频率、反共振点的频率和减振装置的等效刚性之间的关系的说明图。
图11是例示本公开的减振装置中的第四弹性体的刚性与低转速侧的固有频率、反共振点的频率和减振装置的等效刚性之间的关系的说明图。
图12是例示本公开的减振装置中的第五弹性体的刚性与低转速侧的固有频率、反共振点的频率和减振装置的等效刚性之间的关系的说明图。
图13是例示本公开的减振装置中的第一中间构件的惯性力矩与低转速侧的固有频率、反共振点的频率和减振装置的等效刚性之间的关系的说明图。
图14是表示包含本公开的其他的减振装置的起步装置的剖视图。
图15是表示包含本公开的又一其他的减振装置的起步装置的剖视图。
图16是表示图15的减振装置的主要部分的主视图。
具体实施方式
接下来，参照附图，对用于实施本公开的发明的方式进行说明。
图1是表示包含本公开的减振装置10的起步装置1的简要结构图，图2是表示减振装置10的剖视图。图1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还包含连结于发动机EG的曲轴的前盖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同轴地旋转的涡轮(输出侧流体传动构件)5、连结于减振装置10并且固定于作为自动变速器(AT)、无级变速器(CVT)、双离合变速器(DCT)、混合变速器或者减速器的变速器(传动装置)TM的输入轴IS的作为动力输出部件的减振毂7、锁止离合器8等。
此外，在以下的说明中，除了特别明示的情况之外，“轴向”基本上表示起步装置1、减振装置10的中心轴线CA(轴心，参照图3)的延伸方向。另外，除了特别明示的情况之外，“径向”基本上表示起步装置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的中心轴线CA向与该中心轴线CA正交的方向(径向)延伸的直线的延伸方向。另外，除了特别明示的情况之外，“周向”基本上表示起步装置1、减振装置10、该减振装置10等旋转构件的周向、即沿着该旋转构件的旋转方向的方向。
泵轮4具有紧密地固定于前盖3的泵壳40和配设于泵壳40的内表面的多个泵叶片41。涡轮5具有涡轮壳50(参照图2)与配设于涡轮壳50的内表面的多个涡轮叶片51。涡轮壳50的内周部借助多个铆钉固定于涡轮毂52，涡轮毂52被减振毂7支承为可自如旋转。另外，涡轮毂52(涡轮5)在起步装置1的轴向上的移动被减振毂7与安装于该减振毂7的卡环限制。
泵轮4与涡轮5互为对置，在两者之间同轴地配置有对工作油(工作流体)从涡轮5向泵轮4的流动进行整流的导叶6。导叶6具有多个导叶叶片60，导叶6的旋转方向被单向离合器61设定为仅为单方向。这些泵轮4、涡轮5和导叶6形成使工作油循环的环路(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，也可以省略导叶6、单向离合器61，使泵轮4和涡轮5作为液力联轴节发挥功能。
锁止离合器8是多片油压式离合器，执行经由减振装置10连结前盖3与减振毂7的锁止，或解除该锁止。锁止离合器8包含：被固定于前盖3的中心件3c支承为能够沿轴向自如移动的锁止活塞80、离合器鼓81、以与锁止活塞80对置的方式固定于前盖3的侧壁部3w的内表面的环状的离合器毂82、与在离合器鼓81的内周形成的花键嵌合的多个第一摩擦卡合片(在两表面具有摩擦件的摩擦板)83、和与形成于离合器毂82的外周的花键嵌合的多个第二摩擦卡合片84(分离片)。
另外，锁止离合器8包含以将锁止活塞80作为基准而位于与前盖3相反的一侧的位置的方式、即以位于比锁止活塞80靠减振装置10和涡轮5侧的位置的方式安装于前盖3的中心件3c的环状的凸缘部件(油室划分部件)85、和配置于前盖3与锁止活塞80之间的多个复位弹簧86。如图所示，锁止活塞80与凸缘部件85对卡合油室87进行划分，从未图示的油压控制装置向该卡合油室87供给工作油(卡合油压)。因此，通过提高向卡合油室87供给的卡合油压，能够使锁止活塞80沿轴向移动，以将第一摩擦卡合片83和第二摩擦卡合片84朝向前盖3按压，由此，能够使锁止离合器8卡合(完全卡合或者打滑卡合)。
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，作为同轴相对旋转的旋转构件(旋转部件、即旋转质量体)，包含驱动部件(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和从动部件(输出构件)16。另外，减振装置10包含配置于驱动部件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，例如三个)第一内侧弹簧(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，例如三个)第二内侧弹簧(第二弹性体)SP12、配置于驱动部件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，例如三个)第一外侧弹簧(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，例如三个)第二外侧弹簧(第四弹性体)SP22、和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，例如三个或者六个)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，作为第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12、第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22、及中间弹簧SPm，采用以具有在不施加负载时笔直地延伸的轴心的方式卷绕为螺旋状的由金属材料构成的直线型螺旋弹簧。由此，与使用弧形螺旋弹簧的情况相比，能够使弹簧SP11～SPm沿着轴心更加适当地伸缩，减少在传递扭矩的弹簧与旋转构件之间产生的摩擦力所引起的滞后、即减少向驱动部件11输入的扭矩逐渐增加时的输出扭矩与向驱动部件11输入的扭矩逐渐减少时的输出扭矩之间的差异。滞后根据扭矩的差值进行定量化而得，上述扭矩的差值是，在向驱动部件11输入的扭矩增加的状态下减振装置10的扭转角成为了规定角度时从从动部件16输出的扭矩与在向驱动部件11输入的扭矩减少的状态下减振装置10的扭转角成为了上述规定角度时从从动部件16输出的扭矩间的差值。此外，弹簧SP11～SPm中的至少任一者也可以是弧形螺旋弹簧。
另外，在本实施方式中，第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12，以沿着减振装置10(第一中间部件12)的周向交替排列的方式配设于由前盖3、泵轮4的泵壳40划分的流体室9内。另外，第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22，以沿着减振装置10(第二中间部件14)的周向交替排列的方式配设于流体室9内的外周侧区域。即，第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22以接近起步装置1的外周的方式配设于第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的径向外侧。
由此，在减振装置10中，第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22的平均安装半径ro大于第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的平均安装半径ri。如图3所示，第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22的平均安装半径ro是，作为从减振装置10的中心轴线CA至第一外侧弹簧(第三弹性体)SP21的轴心这段距离的该第一外侧弹簧SP21的安装半径rSP21与作为从中心轴线CA至第二外侧弹簧(第四弹性体)SP22的轴心这段距离的该第二外侧弹簧SP22的安装半径rSP22的平均值(＝(rSP21+rSP22)/2)。如图3所示，第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的平均安装半径ri是，作为从中心轴线CA至第一内侧弹簧(第一弹性体)SP11的轴心这段距离的该第一内侧弹簧SP11的安装半径rSP11与作为从中心轴线CA至第二内侧弹簧(第二弹性体)SP12的轴心这段距离的该第二内侧弹簧SP12的安装半径rSP12的平均值(＝(rSP11+rSP12)/2)。此外，安装半径rSP11、rSP12、rSP21或者rSP22也可以是中心轴线CA与各弹簧SP11、SP12、SP21、SP22的轴心上预先决定的点(例如，轴向上的中央、端部)之间的距离。
另外，在本实施方式中，第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22(及中间弹簧SPm)以安装半径rSP21与安装半径rSP22相等的方式在同一圆周(第一圆周)上排列，第一外侧弹簧SP21的轴心与第二外侧弹簧SP22的轴心包含于与中心轴线CA正交的一个平面内。另外，在本实施方式中，第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12以安装半径rSP11与安装半径rSP12相等的方式在同一圆周(直径大于第一圆周的第二圆周)上排列，第一内侧弹簧SP11的轴心与第二内侧弹簧SP12的轴心包含于与中心轴线CA正交的一个平面内。此外，在减振装置10中，第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12以从径向观察，在轴向上与第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22重合的方式，配置于该第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22的径向内侧。由此，能够在径向上使减振装置10小型化，并且更加缩短该减振装置10的轴向长度。
但是，如图3所示，从中心轴线CA至第一外侧弹簧SP21的轴心的安装半径rSP21与从该中心轴线CA至第二外侧弹簧SP22的轴心的安装半径rSP22也可以不同。另外，从中心轴线CA至第一内侧弹簧SP11的轴心的安装半径rSP11与从该中心轴线CA至第二内侧弹簧SP12的轴心的安装半径rSP12也可以不同。即，第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22中的至少任一者的安装半径rSP21、rSP22也可以大于第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12中的至少任一者的安装半径rSP11、rSP12。另外，第一外侧弹簧SP21的轴心与第二外侧弹簧SP22的轴心也可以不包含于与中心轴线CA正交的一个平面内。另外，第一内侧弹簧SP11的轴心与第二内侧弹簧SP12的轴心也可以不包含于与中心轴线CA正交的一个平面内。另外，弹簧SP11、SP12、SP21和SP22的轴心可以包含于与中心轴线CA正交的一个平面内，弹簧SP11、SP12、SP21和SP22中的至少任一者的轴心也可以不包含于该一个平面内。
而且，在本实施方式中，在将第一内侧弹簧SP11的刚性、即弹簧常数设为“k11”，将第二内侧弹簧SP12的刚性、即弹簧常数设为“k12”，将第一外侧弹簧SP21的刚性、即弹簧常数设为“k21”，将第二外侧弹簧SP22的刚性、即弹簧常数设为“k22”时，以弹簧常数k11、k12、k21和k22满足k11≠k21，且k11/k21≠k12/k22这样的关系的方式进行选择。更加详细而言，弹簧常数k11、k12、k21和k22满足k11/k21＜k12/k22和k11＜k12＜k22＜k21这样的关系。即，第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的弹簧常量k11、k12中较小的弹簧常量(k11)小于第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22的弹簧常量k21、k22中较小的弹簧常量(k22)。另外，在将中间弹簧SPm的刚性、即弹簧常数设为“km”时，弹簧常数k11、k12、k21、k22和km满足k11＜km＜k12＜k22＜k21这样的关系。
如图2所示，驱动部件11包含上述的锁止离合器8的离合器鼓81(第一输入部件)、和环状的输入片111(第二输入部件)，上述离合器鼓81(第一输入部件)被传递来自发动机EG的扭矩，上述输入片111(第二输入部件)借助多个铆钉以沿轴向排列的方式连结(固定)于离合器鼓81。由此，凭借锁止离合器8的卡合，连结前盖3(发动机EG)与减振装置10的驱动部件11。离合器鼓81具有形成于比上述花键靠径向外侧的环状的弹簧支承部81a、和分别沿轴向延伸的多个(在本实施方式中，例如三个)弹簧抵接部(弹性体抵接部)81c。弹簧支承部81a形成为对多个第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22的外周部、前盖3侧(发动机侧)的侧部(图2中的左侧的侧部)及该侧部的内周侧、涡轮5侧(变速器侧)的侧部的外周侧(肩部)进行支承(引导)。离合器鼓81以该弹簧支承部81a接近起步装置1的外周的方式配置于流体室9内。
另外，输入片111为板状的环状部件，具有多个(在本实施方式中，例如三个)弹簧支承部111a、多个(在本实施方式中，例如三个)外侧弹簧抵接部(弹性体抵接部)111co、和多个(在本实施方式中，例如三个)内侧弹簧抵接部(弹性体抵接部)111ci。多个弹簧支承部111a在输入片111的外周部沿周向隔开间隔(等间隔)地形成。内侧弹簧抵接部111ci在沿着周向相互邻接的弹簧支承部111a之间各设置一个，各内侧弹簧抵接部111ci在周向上隔着间隔(等间隔地)从输入片111的内周部向径向内侧延伸。另外，在本实施方式中，多个内侧弹簧抵接部111ci以比多个外侧弹簧抵接部111co接近涡轮5的方式在减振装置10的轴向上偏置。
如图2所示，第一中间部件12包含被减振毂7支承(调心)为能够自如旋转的环状的第一片部件(第一部件)121、和以与作为质量体的涡轮5一体旋转的方式连结(固定)于该涡轮5的环状的第二片部件122(第二部件)。第一中间部件12的第一片部件121具有在周向上隔开间隔(等间隔)地向径向外侧突出的多个(在本实施方式中，例如三个)弹簧抵接部(扭矩传递部)121c。如图2所示，在各弹簧抵接部121c形成有贯通该弹簧抵接部121c的矩形状或者长孔状的开口部121h。
第一中间部件12的第二片部件122具有多个(在本实施方式中，例如三个)连结抵接部122c、和配设于比该连结抵接部122c靠径向外侧的多个(在本实施方式中，例如六个)外侧抵接部(扭矩传递部)122d。如图所示，第二片部件122的内周部与涡轮5的涡轮壳50一同固定于涡轮毂52。另外，各连结抵接部122c在周向上隔开间隔(等间隔)地从第二片部件122的主体向轴向延伸突出。另外，在各连结抵接部122c的前端部形成有与第一片部件121的开口部121h嵌合的突起部122p。突起部122p在周向上具有比第一中间部件12的开口部121h的宽度稍小的宽度，并且在径向上具有比该第一中间部件12的开口部121h的长度(开口长度)充分小的厚度。另外，外侧抵接部122d，以每2个(一对)接近的方式相对于第二片部件122的轴心形成为对称，相互成对的2个外侧抵接部122d例如在周向上隔着与中间弹簧SPm的自然长度对应的间隔排列。另外，在第二片部件122的外周部在周向上隔着间隔(等间隔)地形成有多个圆弧状的引导孔(长孔)122g。
第二中间部件14包含第一环状部件(单一部件)141、和借助多个铆钉以沿轴向排列的方式连结(固定)于该第一环状部件141的第二环状部件(第二部件)142，第二中间部件14具有小于第一中间部件12的惯性力矩。如图2所示，在轴向上，在第一环状部件141和第二环状部件142之间配置有具有比第一中间部件12的第二片部件122稍大的厚度的隔离物145。另外，第一环状部件141和第二环状部件142被贯通第一环状部件141、第二环状部件142和隔离物145的多个铆钉相互紧固。
如图2所示，隔离物145(和铆钉)配置于第一中间部件12的第二片部件122的引导孔122g内。由此，第二中间部件14被在轴向上配置于第一环状部件141和第二环状部件142之间的第二片部件122支承为能够相对于第一中间部件12旋转。另外，在轴向上，在第一环状部件141和第二环状部件142之间配置上述的隔离物145，由此能够在第一环状部件141和第二环状部件142的内表面与第二片部件122的表面之间设置间隙，使第二中间部件14相对于第二片部件122(第一中间部件12)顺利地移动。
第一环状部件141具有多个(在本实施方式中，例如三个)第一弹簧抵接部(第一扭矩传递部)141c、和多个(在本实施方式中，例如六个)第二弹簧抵接部(第二扭矩传递部)141d。多个第一弹簧抵接部141c在周向上隔开间隔地从第一环状部件141的主体向径向外侧和轴向上的一侧(图2中的左侧，前盖3侧)延伸突出。另外，多个第二弹簧抵接部141d在周向上隔开间隔地从第一环状部件141的主体向径向外侧和轴向上的另一侧、即与第一弹簧抵接部141c相反的一侧(图2中的右侧，涡轮5侧)延伸突出。第二弹簧抵接部141d以每2个(一对)接近的方式相对于第一环状部件141的轴心形成为对称，相互成对的2个第二弹簧抵接部141d例如在周向上隔开与中间弹簧SPm的自然长度对应的间隔排列。
第二环状部件142具有环状的弹簧支承部142a。弹簧支承部142a形成为对多个中间弹簧SPm的外周部、涡轮5侧(变速器侧)的侧部(图2中的右侧的侧部)和该侧部的内周侧、前盖3侧(发动机侧)的侧部的外周侧(肩部)进行支承(引导)。但是，第二环状部件142也可以具有在周向上隔开间隔(等间隔地)形成的多个弹簧支承部142a。在该情况下，多个弹簧支承部142a只要分别形成为具有比中间弹簧SPm的周长充分长的周长即可。
从动部件16包含第一输出片(第一输出部件)161、和环状的第二输出片(第二输出部件)162，上述第二输出片(第二输出部件)162配置得比第一输出片161接近涡轮5，并且借助多个铆钉以沿轴向排列的方式连结(固定)于该第一输出片161。从动部件16的第一输出片161为板状的环状部件，该第一输出片161的内周部借助多个铆钉固定于减振毂7。如图所示，第一输出片161具有在周向上隔着间隔(等间隔)地配设的多个(例如三个)弹簧收容窗161w、分别沿着对应的弹簧收容窗161w的内周缘延伸的多个(例如三个)弹簧支承部161a、分别沿着对应的弹簧收容窗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)内侧弹簧抵接部161ci、和多个(例如三个)外侧弹簧抵接部161co。
多个内侧弹簧抵接部161ci设置为在沿着周向相互邻接的弹簧收容窗161w(弹簧支承部161a、161b)之间逐个向径向延伸。多个外侧弹簧抵接部161co在周向上隔开间隔(等间隔)地从第一输出片161的外周部向径向外侧延伸突出。另外，在本实施方式中，多个外侧弹簧抵接部161co以比多个内侧弹簧抵接部161ci接近前盖3的方式在减振装置10的轴向上偏置。另外，第一输出片161具有，在径向上在多个内侧弹簧抵接部161ci与多个外侧弹簧抵接部161co之间沿轴向延伸的短条筒状的支承部161s。
从动部件16的第二输出片162为板状的环状部件，具有在周向上隔着间隔(等间隔地)配设的多个(例如三个)弹簧收容窗162w、分别沿着对应的弹簧收容窗162w的内周缘延伸的多个(例如三个)弹簧支承部162a、分别沿着对应的弹簧收容窗162w的外周缘延伸的多个(例如三个)弹簧支承部162b、和多个(例如三个)弹簧抵接部162c。多个弹簧抵接部162c设置为在沿着周向相互邻接的弹簧收容窗162w(弹簧支承部162a、162b)之间逐个向径向延伸。
如图2所示，第一输出片161和第二输出片162以对应的弹簧支承部161a和162a彼此相互对置，并且对应的弹簧支承部161b和162b彼此相互对置的方式形成连结。另外，在轴向上，在第一输出片161和第二输出片162之间配置有驱动部件11的输入片111的内周侧一半部分，形成于输入片111的被支承部111s被第一输出片161的短条筒状的支承部161s支承。由此，输入片111被从动部件16(第一输出片161)支承(调心)为能够自如旋转，该输入片111的各外侧弹簧抵接部111co超过该支承部161s向径向外侧延伸。
另外，在第一输出片161和第二输出片162之间配置有第一中间部件12的第一片部件121，使得被输入片111的环状部包围。输入片111的各内侧弹簧抵接部111ci与第一片部件121的各弹簧抵接部121c在轴向上在第一输出片161和第二输出片162之间排列，从径向观察时，在轴向上重合(大体位于同一平面上)。另外，第一中间部件12的第二片部件122借助多个铆钉固定于涡轮毂52，使得在轴向上，在涡轮5与第二输出片162之间向径向延伸。另外，第二中间部件14被第二片部件122支承，各弹簧支承部142a配置于流体室9内的外周侧区域，使得从减振装置10的轴向观察使在该减振装置10的径向上与离合器鼓81的弹簧支承部81a重叠。另外，从动部件16的外侧弹簧抵接部161co在轴向上，在输入片111的外侧弹簧抵接部111co与离合器鼓81(弹簧抵接部81c)之间向径向延伸。
而且，第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12以逐个成对(串联地发挥作用)并且在周向(第一中间部件12的周向)上交替排列的方式，被从动部件16即第一输出片161和第二输出片162的对应的弹簧支承部161a、161b、162a、162b支承。即，如图2所示，第一输出片161的多个弹簧支承部161a分别从内周侧对对应的第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12(各一个)的靠前盖3侧的侧部进行支承(引导)。第一输出片161的多个弹簧支承部161b分别从外周侧对对应的第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12(各一个)的靠前盖3侧的侧部进行支承(引导)。第二输出片162的多个弹簧支承部162a分别从内周侧对对应的第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12(各一个)的靠涡轮5侧的侧部进行支承(引导)。第二输出片162的多个弹簧支承部162b分别从外周侧对对应的第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12(各一个)的靠涡轮5侧的侧部进行支承(引导)。
在减振装置10的安装状态下，驱动部件11、即输入片111的各内侧弹簧抵接部111ci配置于互不相同的弹簧收容窗161w、162w内，在不成对(不串联地发挥作用)的第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12之间与第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12两者的端部抵接。另外，在减振装置10的安装状态下，与输入片111的内侧弹簧抵接部111ci相同，第一输出片161的各内侧弹簧抵接部161ci在不成对(不串联地发挥作用)的第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12之间与第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12两者的端部抵接。相同地，第二输出片162的各弹簧抵接部162c也在减振装置10的安装状态下，在不成对(不串联地发挥作用)的第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12之间与第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12两者的端部抵接。
另外，第一中间部件12的第一片部件121的各弹簧抵接部121c在径向上在相互成对(串联地发挥作用)的第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12之间延伸，并与两者的端部抵接。另外，在本实施方式中，如图2所示，在第一片部件121的弹簧抵接部121c的开口部121h嵌合(连结)有第二片部件122的连结抵接部122c的突起部122p。如图4和图5所示，各连结抵接部122c在轴向上在第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12之间延伸，并与两者的端部抵接。即，在周向上，各连结抵接部122c的两侧的侧面与第一内侧弹簧SP11或者第二内侧弹簧SP12的端部抵接。
由此，在减振装置10的安装状态下，第一内侧弹簧SP11的一端部与和该第一内侧弹簧SP11成对的第二内侧弹簧SP12的另一端部与驱动部件11的对应的内侧弹簧抵接部111ci和从动部件16的对应的弹簧抵接部161ci、162c抵接。另外，在减振装置10的安装状态下，第一内侧弹簧SP11的另一端部与和该第一内侧弹簧SP11成对的第二内侧弹簧SP12的一端部与第一中间部件12、即第一片部件121的弹簧抵接部121c和第二片部件122的连结抵接部122c抵接。其结果，从动部件16经由多个第一内侧弹簧SP11、第一中间部件12(第一片部件121和第二片部件122)、多个第二内侧弹簧SP12连结于驱动部件11。
另外，第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22以逐个成对(串联地发挥作用)并且在周向(第二中间部件14的周向)上交替排列的方式，被驱动部件11、即离合器鼓81的弹簧支承部81a与输入片111的各弹簧支承部111a支承。另外，在减振装置10的安装状态下，驱动部件11、即离合器鼓81的各弹簧抵接部81c与输入片111的各外侧弹簧抵接部111co在不成对(不串联地发挥作用)的第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22之间与两者的端部抵接。另外，第二中间部件14的第一环状部件141的各第一弹簧抵接部141c插入在弹簧支承部81a与输入片111之间划分出来的开口内，在相互成对(串联地发挥作用)的第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22之间与两者的端部抵接。另外，在减振装置10的安装状态下，第一输出片161的各外侧弹簧抵接部161co在不成对(不串联地发挥作用)的第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22之间与两者的端部抵接。
由此，在减振装置10的安装状态下，第一外侧弹簧SP21的一端部与和该第一外侧弹簧SP21成对的第二外侧弹簧SP22的另一端部分别与驱动部件11的对应的弹簧抵接部81c、111co和从动部件16的对应的弹簧抵接部161co抵接。另外，在减振装置10的安装状态下，第一外侧弹簧SP21的另一端部与和该第一外侧弹簧SP21成对的第二外侧弹簧SP22的一端部与第二中间部件14、即第一环状部件141的第一弹簧抵接部141c抵接。其结果，从动部件16经由多个第一外侧弹簧SP21、第二中间部件14(第一环状部件141和第二环状部件142)、多个第二外侧弹簧SP22连结于驱动部件11。
另一方面，各中间弹簧SPm分别被第二中间部件14的第二环状部件142的弹簧支承部142a支承。另外，在减振装置10的安装状态下，第二片部件122的一对外侧抵接部122d分别与中间弹簧SPm的对应的端部抵接，第一环状部件141的一对第二弹簧抵接部141d分别与中间弹簧SPm的对应的端部抵接。由此，在减振装置10的安装状态下，各中间弹簧SPm在周向上被第一中间部件12、即第二片部件122的一对外侧抵接部122d从两侧支承，并且在周向上被第二中间部件14、即第一环状部件141的一对第二弹簧抵接部141d从两侧支承。因此，第一中间部件12与第二中间部件14经由多个中间弹簧SPm被相互连结。此外，如图1所示，在中间弹簧SPm的端部也可以安装有与外侧抵接部122d或者第二弹簧抵接部141d抵接的弹簧片Ss。
另外，如图1所示，减振装置10包含限制第一中间部件12与从动部件16间的相对旋转和第二内侧弹簧SP12的挠曲的第一止动器21、限制第二中间部件14与从动部件16间的相对旋转和第二外侧弹簧SP22的挠曲的第二止动器22、限制驱动部件11与从动部件16间的相对旋转的第三止动器23。第一止动器21和第二止动器22构成为，在从发动机EG传递至驱动部件11的输入扭矩到达了小于与减振装置10的最大扭转角θmax对应的扭矩T2(第二阈值)的被预先决定的扭矩T1(第一阈值)的阶段，大致同时地限制对应的旋转构件的相对旋转和弹簧的挠曲。另外，第三止动器23构成为，在向驱动部件11输入的扭矩到达了与最大扭转角θmax对应的扭矩T2的阶段，限制驱动部件11与从动部件16间的相对旋转。由此，减振装置10具有两个阶段(两个等级)的衰减特性。此外，减振装置10中的多个止动器的设置位置不限定于图1所示的位置。即，多个止动器只要能够适当地限制第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12、第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22及中间弹簧SPm的挠曲，则能够设置于任意的位置。
在如上述那样构成的减振装置10中，与第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12相比，弹簧常数较大(刚性较高)的第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22的平均安装半径ro被决定为大于第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的平均安装半径ri。由此，能够更加增大第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22的扭转角(行程)，因此能够许对于驱动部件11传递允较大的扭矩，并且使第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22实现低刚性化。
另外，在减振装置10中，第一外侧弹簧SP21(第三弹性体)和第二外侧弹簧SP22(第四弹性体)在减振装置10的径向上，配置于第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的外侧。另外，如图2所示，中间弹簧SPm配置为，在径向上，在第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的外侧，在减振装置10的轴向上，比第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12及第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22接近涡轮5。即，中间弹簧SPm配置为，在第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的径向外侧，在轴向上与第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22隔着间隔。由此，能够提高第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12、第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22及中间弹簧SPm的刚性、配置数、扭转角(行程)等的设定的自由度。
而且，根据减振装置10，能够有效地利用空间，抑制起步装置1伴随着设置中间弹簧SPm导致的大型化。更加详细而言，第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22配置为，从减振装置10的径向(参照图2中的粗线箭头)观察，在减振装置10的轴向上(参照图2的虚线箭头)与第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12中的至少任一者局部重叠。另外，中间弹簧SPm配置为，从径向观察，在轴向上与第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12中的至少任一者局部重叠。由此，能够更加缩短减振装置10和起步装置1的轴向长度。另外，中间弹簧SPm配置为，从轴向观察，在径向上与第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22中的至少任一者局部重叠。由此，能够提高第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22、中间弹簧SPm的弹簧常量k21、k22、km、配置数、扭转角(行程)等的设定的自由度。
另外，第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22配置为，从径向观察，在轴向上与锁止离合器8的局部(例如，离合器鼓81、锁止活塞80、凸缘部件85、复位弹簧86等)重叠。由此，能够更加缩短减振装置10和起步装置1的轴向长度。此外，第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12配置为，从轴向观察，在径向上与锁止离合器8的摩擦卡合部、即第一摩擦卡合片83、第二摩擦卡合片84局部重叠，第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22在径向上配置得比第一摩擦卡合片83、第二摩擦卡合片84靠外侧。由此，能够更加缩短减振装置10和起步装置1的轴向长度，并且减少第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的滞后，更加提高减振装置10的振动衰减性能。
另外，第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12在径向上配置得比涡轮5的在轴向上的鼓出最多的鼓出最多部分5x(参照图2)靠内侧，第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22在径向上配置得比涡轮5的鼓出最多部分5x靠外侧。由此，能够更加缩短减振装置10和起步装置1的轴向长度。此外，中间弹簧SPm配置为从轴向观察在径向上与涡轮5局部重叠。由此，能够将常常成为无用空间的涡轮5的外周部附近的区域有效地利用为中间弹簧SPm的配置空间，提高起步装置1整体的空间效率。
另外，在减振装置10中，第二中间部件14包含第一环状部件141和第二环状部件142，以能够相对于第一中间部件12旋转的方式被该第一中间部件12的第二片部件122支承，在轴向上配置于涡轮5的外周部与离合器鼓81之间。另外，在其中一者第一环状部件141形成有在第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22之间与两者的端部抵接的第一弹簧抵接部141c、与中间弹簧SPm的端部抵接的第二弹簧抵接部141d双方，通过另一者第二环状部件142支承多个中间弹簧SPm。另外，第一弹簧抵接部141c以与第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22的端部抵接的方式在减振装置10的轴向上从第一环状部件141向一侧延伸突出，第二弹簧抵接部141d以与中间弹簧SPm的端部抵接的方式在轴向上从第一环状部件141向另一侧延伸突出。由此，能够有效地利用起步装置1中的空间，抑制起步装置1伴随着中间弹簧SPm的设置的大型化，并且将第二中间部件14连结于第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22及中间弹簧SPm。
另外，在减振装置10中，除了第一片部件121的弹簧抵接部121c之外，嵌合于该弹簧抵接部121c的第二片部件122的连结抵接部122c在第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12之间与两者的端部抵接。这样，通过使向减振装置10的径向延伸的弹簧抵接部121c与向减振装置10的轴向延伸的连结抵接部122c双方与第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12抵接，能够通过第一中间部件12以使第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12沿着轴心伸缩的方式适当地按压第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12。其结果，能够更加提高减振装置10的振动衰减性能。
另外，使与弹簧抵接部121c嵌合的连结抵接部122c在第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12之间与两者的端部抵接，从而能够通过第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12在周向上从两侧支承第二片部件122。由此，能够缓和第一片部件121与第二片部件122的嵌合，能够容易在弹簧抵接部121c嵌合连结抵接部122c。即，在减振装置10中，如上述那样，将弹簧抵接部121c的开口部121h的在径向上的开口长度决定为大于连结抵接部122c的突起部122p的在径向上的厚度。由此，能够容易在第一片部件121的弹簧抵接部121c的开口部121h嵌合第二片部件122的连结抵接部122c的突起部122p，能够良好地确保减振装置10的组装性。
另外，通过第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12保持第二片部件122的连结抵接部122c，能够在第一中间部件12连结作为质量体的涡轮5和涡轮毂52。由此，能够进一步增大第一中间部件12的实际的惯性力矩(第一片部件121和第二片部件122、涡轮5和涡轮毂52等的惯性力矩的合计值)。此外，将第二片部件122的内周部连结于涡轮5，由此能够抑制减振装置10的大型化，提高搭载性，并且连结第一中间部件12与涡轮5。
另外，在减振装置10中，如图2所示，驱动部件11的内侧弹簧抵接部111ci和外侧弹簧抵接部111co、第一中间部件12的弹簧抵接部121c、从动部件16的内侧弹簧抵接部161ci、弹簧抵接部162c和外侧弹簧抵接部161co分别沿减振装置10的径向延伸。因此，能够通过各弹簧抵接部111ci、111co、161ci、162c、161co以使对应的弹簧SP11、SP12、SP21或者SP22沿着轴心适当地伸缩的方式按压这些弹簧。其结果，在减振装置10中，能够更加提高振动衰减性能。
另外，在减振装置10中，在第一中间部件12所包含的第二片部件122(单一部件)形成有在第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12之间与两者的端部抵接的连结抵接部122c、与中间弹簧SPm的端部抵接的外侧抵接部122d双方。另外，在第二中间部件14所包含的第一环状部件141(单一部件)形成有在第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22之间与两者的端部抵接的第一弹簧抵接部141c、与中间弹簧SPm的端部抵接的第二弹簧抵接部141d双方。由此，能够抑制部件件数的增加和减振装置10的大型化。
接下来，对减振装置10的动作进行说明。在起步装置1中，在解除由锁止离合器8形成的锁止时，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、第二内侧弹簧SP12、从动部件16、减振毂7这样的路径，和泵轮4、涡轮5、第一中间部件12、中间弹簧SPm、第二中间部件14、第二外侧弹簧SP22、从动部件16、减振毂7这样的路径传递至变速器TM的输入轴IS。与此相对，若通过起步装置1的锁止离合器8执行锁止，则在向驱动部件11输入的扭矩到达上述扭矩T1之前，换句话说，在第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12、第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22及中间弹簧SPm全部的挠曲被允许的期间，从发动机EG经由前盖3和锁止离合器8(锁止活塞80)传递至驱动部件11的旋转扭矩(输入扭矩)经由全部的弹簧SP11～SPm传递至从动部件16和减振毂7。
即，在锁止的执行过程中，在输入扭矩到达扭矩T1之前的期间，第一内侧弹簧(第一弹性体)SP11从驱动部件11向第一中间部件12传递旋转扭矩，第二内侧弹簧(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，第一外侧弹簧(第三弹性体)SP21从驱动部件11向第二中间部件14传递旋转扭矩，第二外侧弹簧(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6所示，减振装置10具有包含第一内侧弹簧SP11、第一中间部件12和第二内侧弹簧SP12的第一扭矩传递路径P1，与包含第一外侧弹簧SP21、第二中间部件14和第二外侧弹簧SP22的第二扭矩传递路径P2，作为驱动部件11与从动部件16之间的扭矩传递路径。
另外，在减振装置10中，如上述那样，第一内侧弹簧SP11的弹簧常量k11和第二内侧弹簧SP12的弹簧常量k12及第一外侧弹簧SP21的弹簧常量k21和第二外侧弹簧SP22的弹簧常量k22满足k11＜k12＜k22＜k21这样的关系。因此，若在锁止的执行过程中，在输入扭矩到达扭矩T1之前的期间，在驱动部件11传递有扭矩，则如图6所示，第二中间部件14相对于第一中间部件12向旋转方向(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的相互成对的第二弹簧抵接部141d的在上述旋转方向上的与行进方向侧相反一侧的一者，朝向第一中间部件12的相互成对的外侧抵接部122d的旋转方向上的行进方向侧的一者按压。即，在锁止的执行过程中，在输入扭矩到达扭矩T1之前的期间，中间弹簧SPm将从驱动部件11经由第一外侧弹簧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具有包含第一外侧弹簧SP21、第二中间部件14、中间弹簧SPm、第一中间部件12和第二内侧弹簧SP12的第三扭矩传递路径P3。
其结果，在锁止的执行过程中，在向驱动部件11输入的扭矩到达上述扭矩T1之前的期间，经由第一扭矩传递路径P1、第二扭矩传递路径P2和第三扭矩传递路径P3从驱动部件11向从动部件16传递扭矩。更加详细而言，在第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12、第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22及中间弹簧SPm全部的挠曲被允许的期间，在第二内侧弹簧SP12传递有来自第一内侧弹簧SP11的旋转扭矩、来自第一外侧弹簧SP21、第二中间部件14和中间弹簧SPm的旋转扭矩。另外，在第二外侧弹簧SP22传递有来自第一外侧弹簧SP21的旋转扭矩。而且，在弹簧SP11～SPm全部的挠曲被允许的期间，传递至驱动部件11的扭矩的变动被弹簧SP11～SPm衰减(吸收)。由此，能够良好地提高减振装置10的驱动部件11的转速较低时的振动衰减性能。
若向驱动部件11输入的扭矩到达上述扭矩T1，使第一止动器21和第二止动器22工作，则通过第一止动器21限制第一中间部件12与从动部件16间的相对旋转和第二内侧弹簧SP12的挠曲，通过第二止动器22限制第二中间部件14与从动部件16间的相对旋转和第二外侧弹簧SP22的挠曲。由此，第一中间部件12和第二中间部件14相对于从动部件16的相对旋转被限制，从而中间弹簧SPm的挠曲也被限制。因此，第一内侧弹簧SP11与第一外侧弹簧SP21从向驱动部件11输入的扭矩到达上述扭矩T1至该输入扭矩到达上述扭矩T2使第三止动器23工作，并行发挥作用，衰减(吸收)传递至驱动部件11的扭矩的变动。
另外，在减振装置10中，存在在弹簧SP11～SPm全部的挠曲被允许的期间，从第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22施加于第二中间部件14的第一弹簧抵接部141c的力与从中间弹簧SPm施加于第二中间部件14的第二弹簧抵接部141d的力反方向的情况。因此，当在第二中间部件14的第一环状部件141和第二环状部件142中的一者形成有第一弹簧抵接部，并且在另一者形成有第二弹簧抵接部的情况下，作用于两者的连结部的剪断力增大，存在该第二中间部件14的耐久性降低之虞。与此相对，如上述那样，若在第二中间部件14的第一环状部件141(单一部件)设置第一弹簧抵接部141c和第二弹簧抵接部141d，则能够由第一环状部件141承受反方向作用的两个力，与在第一环状部件141和第二环状部件142中的一者形成有第一弹簧抵接部，并且在另一者形成有第二弹簧抵接部的情况相比，能够使作用于第一环状部件141和第二环状部件142的连结部(铆钉周边)的剪断力减小。其结果，能够更加提高第一环状部件141和第二环状部件142的连结部，以及第二中间部件14的从扭矩分担大于第一内侧弹簧SP11的第一外侧弹簧SP21传递扭矩的耐久性。
相同地，在减振装置10中，存在在弹簧SP11～SPm全部的挠曲被允许的期间，从第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12施加于第一中间部件12的力与从中间弹簧SPm施加于第一中间部件12、即第二片部件122的力反方向的情况。与此相对，若在具有连结抵接部122c的第二片部件122设置外侧抵接部122d，则实际上能够由该第二片部件122(单一部件)承受反方向作用的两个力，因此能够使作用于第一片部件121和第二片部件122间的嵌合部(开口部121h和突起部122p)的剪断力减小。由此，能够更加提高第一片部件121的弹簧抵接部121c与第二片部件122的连结抵接部122c间的嵌合部、以及第一中间部件12的耐久性。
继续，对减振装置10的设计顺序进行说明。
如上述那样，在减振装置10中，在第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12、第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22及中间弹簧SPm全部的挠曲被允许时，在驱动部件11与从动部件16之间经由弹簧SP11～SPm全部传递有扭矩(平均扭矩)。本发明的发明人针对具有这样既不是串联也不是并行的复杂的扭矩的传递路径的减振装置10，进行了专心研究、解析，其结果，发现了上述的减振装置10在弹簧SP11～SPm全部的挠曲被允许时，装置整体具有两个固有频率。另外，根据本发明的发明人的研究、解析，发现了即使在减振装置10中，若根据传递至驱动部件11的振动的频率，产生基于两个固有频率中较小的固有频率(低转速侧(低频侧)的固有频率)的共振(在本实施方式中，为第一中间部件12和第二中间部件14以同相位振动时的第一中间部件12的共振)，则从第二内侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动的相位与从第二外侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动的相位也逐渐错位。因此，伴随着驱动部件11的转速在产生了基于两个固有频率中较小的固有频率的共振后提高，则从第二内侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动和从第二外侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动中的一者抵消另一者的至少一部分。
基于上述的见解，本发明的发明人针对包含处于通过执行锁止而从发动机(内燃机)EG向驱动部件11传递扭矩的状态的减振装置10的振动系统，构建了下式(1)那样的运动方程式。其中，在式(1)中，“J1”是驱动部件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。另外，“k1”是在驱动部件11与第一中间部件12之间并行地发挥作用的多个第一内侧弹簧SP11的合成弹簧常数，“k2”是在第一中间部件12与从动部件16之间并行地发挥作用的多个第二内侧弹簧SP12的合成弹簧常数，“k3”是在驱动部件11与第二中间部件14之间并行地发挥作用的多个第一外侧弹簧SP21的合成弹簧常数，“k4”是在第二中间部件14与从动部件16之间并行地发挥作用的多个第二外侧弹簧SP22的合成弹簧常数，“k5”是在第一中间部件12与第二中间部件14之间并行地发挥作用的多个中间弹簧SPm的合成弹簧常数(刚性)，“kR”是配置于从动部件16至车辆的车轮之间的变速器TM、驱动轴等处的刚性即弹簧常数，“T”是从发动机EG传递至驱动部件11的输入扭矩。
[数式1]
另外，本发明的发明人假定为输入扭矩T如下式(2)所示那样周期性地振动，并且假定为驱动部件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)所示那样周期性地响应(振动)。其中，式(2)和式(3)中的“ω”是输入扭矩T的周期性的变动(振动)的角频率，在式(3)中，“Θ1”是驱动部件11伴随着来自发动机EG的扭矩的传递而产生的振动的振幅(振动振幅，即最大扭转角)，“Θ21”是第一中间部件12伴随着向驱动部件11传递来自发动机EG的扭矩而产生的振动的振幅(振动振幅)，“Θ22”是第二中间部件14伴随着向驱动部件11传递来自发动机EG的扭矩而产生的振动的振幅(振动振幅)，“Θ3”是从动部件16伴随着向驱动部件11传递来自发动机EG的扭矩而产生的振动的振幅(振动振幅)。基于上述的假定，将式(2)和式(3)代入式(1)，从两边去除“sinωt”，从而能够获得下式(4)的恒等式。
[数式2]
T＝T0 sin ωt…(2)
然后，本发明的发明人着眼于：若式(4)中的从动部件16的振动振幅Θ3为零，则来自发动机EG的振动被减振装置10衰减而理论上不会向比从动部件16靠后级侧的变速器TM、驱动轴等传递振动。因此，本发明的发明人根据上述的观点，针对振动振幅Θ3解开式(4)的恒等式，并且设为Θ3＝0，从而获得下式(5)所示的条件式。在式(5)的关系成立的情况下，从驱动部件11经由第一扭矩传递路径P1、第二扭矩传递路径P2和第三扭矩传递路径P3传递至从动部件16的来自发动机EG的振动相互抵消，从而从动部件16的振动振幅Θ3理论上为零。
[数式3]
根据上述的解析结果，在具有上述那样的结构的减振装置10中，凭借以两个固有频率中较小的固有频率的共振的产生，从第二内侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动的相位与从第二外侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动的相位错位(反转)180度，使两振动相互抵消，由此如图7所示，理解能够设定从动部件16的振动振幅Θ3(扭矩变动)理论上成为零的反共振点A。另外，若将反共振点A的频率设为“fa”，将“ω＝2πfa”代入上述式(5)，则反共振点A的频率fa如下式(6)那样表示。此外，图7例示发动机EG的转速与本公开的省略了减振装置和中间弹簧SPm的减振装置(专利文献1所记载的减振装置，以下，称为“比较例的减振装置”)的从动部件处的理论上(假定为不存在滞后的情况)的振动振幅(扭矩变动)间的关系。
[数式4]
另一方面，若假定为驱动部件11的扭转角θ1与从动部件16的扭转角θ2为零，且驱动部件11和从动部件16的位移均为零，则能够使式(1)如下式(7)那样进行变形。另外，假定为第一中间部件12和第二中间部件14如下式(8)所示进行谐振，将式(8)代入式(7)，从两边去除“sinωt”，从而能够获得下式(9)的恒等式。
[数式5]
在第一中间部件12和第二中间部件14进行谐振的情况下，振幅Θ21和Θ22均不成为零，因此式(9)的左边的方阵的行列式为零，从而下式(10)的条件式必然成立。上述的式(10)是减振装置10的两个固有角频率的平方值ω2的2次方程式。因此，减振装置10的两个固有角频率ω1、ω2如下式(11)和(12)所示表示，从而ω1＜ω2成立。其结果，若将产生共振点A的共振(共振点R1)的频率、即第一中间部件12的固有频率设为“f21”，将在比反共振点A靠高转速侧产生的共振(共振点R2)的频率、即第二中间部件14的固有频率设为“f22”，则低转速侧(低频侧)的固有频率f21如下式(13)那样表示，高转速侧(高频侧)的固有频率f22(f22＞f21)如下式(14)那样表示。
[数式6]
另外，弹簧SP11～SPm全部的挠曲被允许时的减振装置10的等效刚性keq能够如下求得。即，若假定向驱动部件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，则将T＝T0和式(15)代入式(1)，由此能够获得下式(16)的恒等式。
[数式7]
另外，在扭矩T0、减振装置10的等效刚性keq、驱动部件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。另外，若针对振动振幅(扭转角)Θ1和Θ3，解开式(16)的恒等式，则“Θ1－Θ3”如下式(17)那样表示。因此，根据T0＝keq·(Θ1－Θ3)和式(17)，减振装置10的等效刚性keq如下式(18)那样表示。
[数式8]
图8至图13表示本发明的发明人相对于如上述那样获得的减振装置10的低转速侧的固有频率f21、反共振点A的频率fa和等效刚性keq进行的解析结果。图8至图13分别表示将合成弹簧常数k1、k2、k3、k4、k5、第一中间部件12的惯性力矩J21和第二中间部件14的惯性力矩J22中的任一者以外分别设为恒定值(固定值)不变，仅使该任一个参数进行了变化时的固有频率f21、反共振点A的频率fa和等效刚性keq的变化方式。
在将减振装置10中的合成弹簧常数k2、k3、k4、k5和惯性力矩J21、J22分别设为恒定值不变，仅使第一内侧弹簧(第一弹性体)SP11的合成弹簧常数(刚性)k1进行了变化的情况下，如图8所示，在合成弹簧常数k1越大时，则固有频率f21和反共振点A的频率fa越大，随着合成弹簧常数k1变小，而固有频率f21和反共振点A的频率fa逐渐变小。与此相对，如图8所示，若使合成弹簧常数k1预先从适合的值稍微增加，则等效刚性keq骤增，若使合成弹簧常数k1从该适合值稍微减少，则等效刚性keq骤减。即，等效刚性keq相对于第一内侧弹簧SP11的合成弹簧常数k1的变化产生的变化(变化角度)非常大。
另外，在将减振装置10中的合成弹簧常数k1、k3、k4、k5和惯性力矩J21、J22分别设为恒定值不变，仅使第二内侧弹簧(第二弹性体)SP12的合成弹簧常数(刚性)k2进行了变化的情况下，也如图9所示，在合成弹簧常数k2越大时，则固有频率f21和反共振点A的频率fa越大，随着合成弹簧常数k2变小，而固有频率f21和反共振点A的频率fa逐渐变小。另外，如图9所示，若使合成弹簧常数k2预先从适合的值稍微增加，则等效刚性keq骤增，若使合成弹簧常数k2从该适合值稍微减少，则等效刚性keq骤减。即，等效刚性keq相对于第二内侧弹簧SP12的合成弹簧常数k2的变化的变化(变化角度)也非常大。
另一方面，在将减振装置10中的合成弹簧常数k1、k2、k4、k5和惯性力矩J21、J22分别设为恒定值不变，仅使第一外侧弹簧(第三弹性体)SP21的合成弹簧常数(刚性)k3进行了变化的情况下，如图10所示，随着合成弹簧常数k3增大，而固有频率f21稍微增大(大致保持为恒定)，在合成弹簧常数k3越小时则反共振点A的频率fa越大，随着合成弹簧常数k3增大，而反共振点A的频率fa逐渐变小。另外，如图10所示，等效刚性keq若使合成弹簧常数k3预先从适合的值稍微减少，则等效刚性keq骤减，若使合成弹簧常数k3从该适合值稍微增加，则等效刚性keq骤增。即，等效刚性keq相对于第一外侧弹簧SP21的合成弹簧常数k3的变化发生的变化(变化角度)也非常大。
另外，在将减振装置10中的合成弹簧常数k1、k2、k3、k5和惯性力矩J21、J22分别设为恒定值不变，仅使第二外侧弹簧(第四弹性体)SP22的合成弹簧常数(刚性)k4进行了变化的情况下，也如图11所示，随着合成弹簧常数k4增大，而固有频率f21稍微增大(大致保持为恒定)，在合成弹簧常数k4越小时，则反共振点A的频率fa越大，随着合成弹簧常数k4增大，而反共振点A的频率fa逐渐变小。另外，如图11所示，若使合成弹簧常数k4预先从适合的值稍微减少，则等效刚性keq骤减，若使合成弹簧常数k4从该适合值稍微增加，则等效刚性keq骤增。即，等效刚性keq相对于第二外侧弹簧SP22的合成弹簧常数k4的变化发生的变化(变化角度)也非常大。
而且，在将减振装置10中的合成弹簧常数k1、k2、k3、k4和惯性力矩J21、J22分别设为恒定值不变，仅使中间弹簧(第五弹性体)SPm的合成弹簧常数(刚性)k5进行了变化的情况下，如图12所示，固有频率f21和反共振点A的频率fa在合成弹簧常数k5越大时，则固有频率f21和反共振点A的频率fa越大，随着合成弹簧常数k5变小，而固有频率f21和反共振点A的频率fa逐渐变小。另外，如图12所示，随着合成弹簧常数k5增大，而与合成弹簧常数k5对应的固有频率f21与反共振点A的频率fa的差(fa－f21)逐渐增大。另外，在仅使中间弹簧SPm的合成弹簧常数k5进行了变化的情况下，如图12所示，在合成弹簧常数k5越大时，则等效刚性keq越大，随着合成弹簧常数k5变小，而等效刚性keq逐渐变小。即，与等效刚性keq相对于中间弹簧SPm的合成弹簧常数(刚性)k5的变化发生的变化(变化梯度)相比，等效刚性keq相对于合成弹簧常数(刚性)k1、k2、k3、k4的变化发生的变化(变化梯度)大幅度地变小。
另外，在将减振装置10中的合成弹簧常数k1、k2、k3、k4、k5和第二中间部件14的惯性力矩J22分别设为恒定值不变，仅使第一中间部件12的惯性力矩J21进行了变化的情况下，如图13所示，在惯性力矩J21越小时，则固有频率f21和反共振点A的频率fa越大，随着惯性力矩J21增大，而固有频率f21和反共振点A的频率fa逐渐变小。另外，即使仅使第一中间部件12的惯性力矩J21进行变化，也如图13所示，等效刚性keq大致保持为恒定。此外，虽省略图示，但在将减振装置10中的合成弹簧常数k1、k2、k3、k4、k5和第一中间部件12的惯性力矩J21分别设为恒定值不变，仅使第二中间部件14的惯性力矩J22进行了变化的情况下，也能够获得与仅使第一中间部件12的惯性力矩J21进行了变化的情况相同的结果。
如根据上述那样的解析结果明确的那样，降低中间弹簧SPm的刚性(减小弹簧常数km和合成弹簧常数K5)，从而能够更加减小低转速侧的固有频率f21(参照式(13))、反共振点A的频率fa(参照式(6))。相反，提高中间弹簧SPm的刚性(增大弹簧常数km和合成弹簧常数K5)，从而也能够更加增大低转速侧的固有频率f21与反共振点A的频率fa之差(fa－f21)。另外，即使降低中间弹簧SPm的刚性(即使减小弹簧常数km和合成弹簧常数K5)，等效刚性keq也不会大幅度地降低。因此，在减振装置10中，调整中间弹簧SPm的刚性(弹簧常数km和合成弹簧常数K5)，从而能够根据向驱动部件11输入的最大扭矩适当地保持等效刚性keq，并且抑制第一中间部件12和第二中间部件14的重量即惯性力矩J21、J22的增加，且适当地设定低转速侧的固有频率f21和反共振点A的频率fa。另外，降低第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的刚性(减小弹簧常数k11、k12和合成弹簧常数K1、K2)，从而能够更加减小低转速侧的固有频率f21、反共振点A的频率fa。另外，提高第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22的刚性(增大弹簧常数k21、k22和合成弹簧常数K3、K4)，从而能够更加减小反共振点A的频率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更加降低而提前将来自发动机EG的扭矩机械式传递至变速器TM，从而能够提高发动机EG与变速器TM之间的传动效率，由此，更加提高发动机EG的燃料消耗效率。但是，在可能成为锁止转速Nlup的设定范围的500rpm～1500rpm左右的低转速区域中，从发动机EG经由锁止离合器传递至驱动部件11的振动增大，特别是在搭载了三缸或者四缸发动机之类的少气缸缸发动机的车辆中，振动水平的增加变得显著。因此，为了不在锁止的执行时、执行之后不久使较大的振动传递至变速器TM等，需要在执行锁止(L/UP ON)的状态下使来自发动机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)的锁止转速Nlup附近的转速区域中的振动水平更加降低。
鉴于此，本发明的发明人基于针对锁止离合器8决定的锁止转速Nlup，以在发动机EG的转速处于500rpm～1500rpm的范围(锁止转速Nlup的假定设定范围)内时形成上述的反共振点A的方式构成减振装置10。若将“n”设为发动机(内燃机)EG的缸数，则与反共振点A的频率fa对应的发动机EG的转速Nea表示为Nea＝(120/n)·fa。因此，在减振装置10中，以满足下式(19)的方式选择、设定多个第一内侧弹簧SP11的合成弹簧常数k1、多个第二内侧弹簧SP12的合成弹簧常数k2、多个第一外侧弹簧SP21的合成弹簧常数k3、多个第二外侧弹簧SP22的合成弹簧常数k4、多个中间弹簧SPm的合成弹簧常数k5、第一中间部件12的惯性力矩J21(考虑(加和)了以一体旋转的方式被连结的涡轮5等的惯性力矩，以下相同)、和第二中间部件14的惯性力矩J22。即，在减振装置10中，基于反共振点A的频率fa(和锁止转速Nlup)，选择、设定弹簧SP11的弹簧常量k11、弹簧SP12的弹簧常量k12、弹簧SP21的弹簧常量k21、弹簧SP2的弹簧常量k22、弹簧SPm的弹簧常量km、第一中间部件12的惯性力矩J21和第二中间部件14的惯性力矩J22。
[数式9]
这样，将从动部件16的振动振幅Θ3理论上能够为零(能够更加降低振动)的反共振点A设定于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7所示，能够使产生反共振点A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，为第一中间部件12的共振，参照图7中的共振点R1)更加向低转速侧(低频侧)漂移，以便包含于锁止离合器8的非锁止区域(L/UP OFF)(参照图7中的双点划线)。即，在本实施方式中，第一中间部件12的共振(两个固有频率中较小的固有频率的共振)成为不在使用减振装置10的转速区域中产生的假想的共振。另外，如图7所示，与减振装置10的两个固有频率中较小的固有频率(第一中间部件12的固有频率)对应的转速低于锁止离合器8的锁止转速Nlup，与减振装置10的两个固有频率中较大的固有频率(第二中间部件14的固有频率)对应的转速高于锁止转速Nlup。由此，从通过锁止离合器8执行锁止的时刻起，能够通过从第二内侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动和从第二外侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动中的一者抵消另一者的至少一部分。
在以满足上述式(19)的方式构成减振装置10时，优选产生反共振点A的共振(参照图7中的共振点R1)的频率小于该反共振点A的频率fa，并且以成为尽可能小的值的方式选择、设定弹簧常数k11、k12、k21、k22、km、惯性力矩J21和J22。因此，在本实施方式的减振装置10中，以满足上述的k11＜km＜k12＜k22＜k21这样的关系的方式决定弹簧常数k11、k12、k21、k22和km的值。
即，在减振装置10中，以低转速侧的固有频率f21与反共振点A的频率fa更加变小的方式，将中间弹簧SPm的弹簧常量km、第一内侧弹簧SP11的弹簧常量k11和第二内侧弹簧SP12的弹簧常量k12决定为较小。另外，以低转速侧的固有频率f21更加变小的方式，将第一外侧弹簧SP21的弹簧常量k21和第二外侧弹簧SP22的弹簧常量k22决定为较大。由此，能够更加减小低转速侧的固有频率f21与反共振点A的频率fa，将从第二内侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动和从第二外侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动中的一者抵消另一者的至少一部分的转速带(频率带)的起点设定得更靠低转速侧(低频侧)。另外，将该转速带的起点设定得靠低转速侧，从而能够将从第二内侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动的相位与从第二外侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动的相位错位180度的转速(频率)也设定得靠低转速侧。其结果，能够允许以进一步低的转速的锁止，并且进一步提高低转速区域中的振动衰减性能。
另外，在减振装置10中，如图7所示，若在反共振点A附近，在产生从动部件16的振动的衰减峰值后，更加提高发动机EG的转速，则产生以两个固有频率中较大的固有频率的共振(在本实施方式中，为第二中间部件14的共振，参照图7中的共振点R2)，从第二内侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动与从第二外侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动成为同相位。即，在本实施方式的减振装置10中，在从产生以上述两个固有频率中较小的固有频率的共振(第一中间部件12的共振)至产生以该两个固有频率中较大的固有频率的共振(第二中间部件14的共振)的期间，通过从第二内侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动和从第二外侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动中的一者抵消另一者的至少局部。因此，优选以在比反共振点A靠高转速侧(高频侧)产生的共振的频率更加增大的方式选择、设定弹簧常数(合成弹簧常数)k1、k2、k3、k4、k5、惯性力矩J21和J22。由此，能够在振动难以显现的高转速区域侧产生该共振(共振点R2)，能够进一步提高减振装置10的低转速区域中的振动衰减性能。
另外，为了在减振装置10中更加提高锁止转速Nlup附近的振动衰减性能，需要使该锁止转速Nlup与和共振点R2对应的发动机EG的转速尽可能分离。因此，在以满足式(19)的方式构成减振装置10时，优选以满足Nlup≤(120/n)·fa(＝Nea)的方式选择、设定弹簧常数k1、k2、k3、k4、k5、惯性力矩J21和J22。由此，能够良好地抑制振动向变速器TM的输入轴IS的传递并执行由锁止离合器8进行的锁止，并且在执行锁止之后不久，通过减振装置10使来自发动机EG的振动极其良好地衰减。
如上述那样，基于反共振点A的频率fa设计减振装置10，能够极其良好地提高减振装置10的振动衰减性能。而且，根据本发明的发明人的研究、解析，确认在将锁止转速Nlup例如决定为1000rpm上下的值的情况下，例如以满足900rpm≤(120/n)·fa≤1200rpm的方式构成减振装置10，能够获得实用方面极其良好的结果。
另外，如根据式(13)和式(14)明确的那样，减振装置10的两个固有频率f21、f22受第一中间部件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被相互连结，因此在第一中间部件12和第二中间部件14双方作用有来自中间弹簧SPm的力(参照图6中的空心箭头)，第一中间部件12的振动与第二中间部件14的振动耦合(两者的振动相互影响)。这样通过第一中间部件12的振动与第二中间部件14的振动耦合，固有频率f21、f22受第一中间部件12和第二中间部件14双方的惯性力矩J21、J22的影响。因此，在减振装置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，并且使以两个固有频率f21、f22中较小的固有频率的共振容易向低转速侧即非锁止区域漂移，以在驱动部件11的转速更低的状态下更加良好地产生从动部件16处的振动的相互抵消的方式设定固有频率f21、f22与反共振点A的频率fa。
另外，在减振装置10中，两个固有频率f21、f22受第一中间部件12和第二中间部件14双方的惯性力矩J21、J22的影响，因此通过调整第一中间部件12的惯性力矩J21和第二中间部件14的惯性力矩J22，如图7所示，能够使反共振点A的频率fa形成与比较例的减振装置的反共振点的频率fa′相同程度的值，并且与上述比较例的减振装置相比，容易使低转速侧的固有频率f21(共振点R1)向非锁止区域的更加低转速侧漂移。由此，在减振装置10中，与比较例的减振装置(参照图7中的虚线)相比，能够使反共振点A附近处的振动水平更加降低。这样，通过更加减小低转速侧的固有频率f21来更加降低反共振点A附近处的振动水平，即便在伴随着具有停缸功能的发动机EG的减缸运转的执行而使来自该发动机EG的振动的阶数降低的情况下，也能够将锁止转速Nlup保持为更低。
另外，根据本发明的发明人的解析，明确通过中间弹簧SPm相互连结第一中间部件12和第二中间部件14而使两者的振动耦合，从而从上述第一扭矩传递路径P1、第二扭矩传递路径P2和第三扭矩传递路径P3传递至从动部件16的振动容易相互抵消，能够更加减小反共振点A附近处的从动部件16的实际的振动振幅、能够减少第二内侧弹簧SP12与第二外侧弹簧SP22之间的扭矩振幅(扭矩变动)之差(使两者的扭矩振幅更加接近)。因此，在减振装置10中，能够允许更低的转速的锁止(发动机EG与驱动部件11的连结)，并且更加提高来自发动机EG的振动常常增大的低转速区域处的振动衰减性能。
这里，在上述式(13)中，若形成k5＝0，则省略了中间弹簧SPm的比较例的减振装置中的第一中间部件的固有频率f21′如下式(20)那样表示，在上述式(14)中，若形成k5＝0，则比较例的减振装置中的第二中间部件的固有频率f22′如下式(21)那样表示。如根据式(20)和式(21)明确的那样，在比较例的减振装置中，第一中间部件的固有频率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频率f22′不受第一中间部件的惯性力矩J21的影响。根据该点，理解为在减振装置10中，与比较例的减振装置相比，能够提高第一中间部件12的固有频率f21和第二中间部件14的固有频率f22的设定的自由度。
[数式10]
另外，在上述式(6)中，若形成k5＝0，则比较例的减振装置中的反共振点的频率fa′如下式(22)那样表示。若将式(6)与式(22)进行比较，则在弹簧常数k1、k2、k3、k4、惯性力矩J21和J22相同的情况下，比较例的减振装置的反共振点的频率fa′小于减振装置10的反共振点A的频率fa。但是，在减振装置10中，主要适当地选择第一中间部件12的惯性力矩J21和第二中间部件14的惯性力矩J22，从而能够容易地设定成与比较例的减振装置(参照图7中的虚线)的反共振点的频率fa′相同程度的值。
[数式11]
而且，在上述的减振装置10中，将与固有频率大于第一中间部件12的第二中间部件14对应的第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22配置于与第一中间部件12对应的第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的径向外侧。即，第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22的平均安装半径ro大于与第一中间部件12对应的第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的平均安装半径ri。由此，能够更加增大刚性较高的第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22的扭转角(行程)，能够允许较大的扭矩向驱动部件11的传递，并且使第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22实现低刚性化。其结果，能够更加减小减振装置10的等效刚性keq，并且使包含减振装置10在内的振动系统整体的共振，即、使减振装置10整体与车辆的驱动轴的振动所产生的共振(在驱动部件与驱动轴之间产生的振动所形成的共振)更加向低转速侧(低频侧)漂移。因此，在减振装置10中，通过使上述反共振点A的频率更加接近该振动系整体的共振的频率，能够使振动衰减性能极其良好地提高。
另外，在起步装置1的减振装置10中，在减振装置10的径向上，将第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22(第三弹性体和第四弹性体)配置于第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12(第一弹性体和第二弹性体)的外侧。另外，中间弹簧SPm在第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的径向外侧，在轴向上中间弹簧SPm与第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22隔着间隔地(以接近涡轮5的方式)配置。即，第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12、第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22及中间弹簧SPm在利用包含中心轴线CA的平面剖切起步装置1时，在轴向上，在涡轮5与锁止离合器8(作为摩擦卡合部的第一摩擦卡合片83、第二摩擦卡合片84)之间，中间弹簧SPm包含于以最短边的对顶点位于中心轴线CA侧的位置的方式被划分的三角形(倒三角形)状的区域内。更加详细而言，如图2所示，在该三角形的最短边侧中的一个顶点附近配置第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22，在该最短边侧的另一个顶点附近配置有中间弹簧SPm，在最短边的对顶点附近配置有第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12。
由此，能够提高第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12、第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22及中间弹簧SPm的刚性、配置数、扭转角(行程)等的设定的自由度，并且有效地利用起步装置1中的空间，抑制起步装置1伴随着中间弹簧SPm的设置形成的大型化。其结果，能够抑制起步装置1的大型化，并且通过容易且适当地设定上述两个固有频率(第一中间部件12的固有频率f21和第二中间部件14的固有频率f22)，更加提高减振装置10的振动衰减性能。但是，在减振装置10中，也可以在减振装置10的径向上，中间弹簧SPm配置于第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22、与第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12之间。在该情况下，中间弹簧SPm也可以配置为，从径向观察，在轴向上与第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22中的至少任一者和第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12中的至少任一者局部重叠。
另外，在减振装置10中，第一中间部件12包含作为相互连结的两个部件的第一片部件121和第二片部件122，在作为该两个部件中的一者的第二片部件122上，形成有在第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12之间与两者的端部抵接的连结抵接部122c(第一抵接部)、和与中间弹簧SPm的端部抵接的外侧抵接部122d(第二抵接部)双方。相同地，减振装置10的第二中间部件14包含作为相互连结的两个部件的第一环状部件141和第二环状部件142，在作为该两个部件中的一者的第一环状部件141形成有在第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22之间与两者的端部抵接的第一弹簧抵接部141c(第一抵接部)、和与中间弹簧SPm的端部抵接的第二弹簧抵接部141d(第二抵接部)双方。由此，能够减少作用于第一片部件121的弹簧抵接部121c与第二片部件122的连结抵接部122c的嵌合部、第一环状部件141和第二环状部件142的连结部间的剪断力，因此能够更加提高该嵌合部和连结部、以及第一中间部件12和第二中间部件14的耐久性。
另外，在减振装置10中，向该减振装置10的径向延伸的第一片部件121的弹簧抵接部121c与向减振装置10的轴向延伸的第二片部件122的连结抵接部122c双方在第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12之间与两者的端部抵接。由此，能够通过第一中间部件12以使第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12沿着轴心伸缩的方式对第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12适当地进行按压，能够更加提高减振装置10的振动衰减性能。另外，使弹簧抵接部121c与连结抵接部122c双方在第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12之间与两者的端部抵接，由此弹簧抵接部121c和连结抵接部122c被第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12从两侧支承。由此，不需要使第一片部件121与第二片部件122间的嵌合变得紧密，因此能够容易在弹簧抵接部121c嵌合连结抵接部122c，能够良好地确保减振装置10的组装性。
另外，在减振装置10中，使第一中间部件12(第一片部件121和第二片部件122)的惯性力矩J21大于第二中间部件14的惯性力矩J22，由此能够进一步减小低频侧的固有频率f21，将该第一中间部件12的共振点设定得更靠低转速侧(低频侧)。此外，将第一中间部件12以与涡轮5一体旋转的方式连结于涡轮5，由此能够进一步增大该第一中间部件12的实际的惯性力矩(第一片部件121、第二片部件122、涡轮5和涡轮毂52等的惯性力矩的合计值)。但是，代替在第一中间部件12、即第二片部件122连结涡轮5，也可以连结涡轮以外的配重体(专用的配重体)。
此外，在上述减振装置10中，也可以使与配置于第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的径向外侧的第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22对应的第二中间部件14的固有频率小于第一中间部件12的固有频率。即，也可以根据上述式(13)决定第二中间部件14的固有频率，并且根据上述式(14)决定第一中间部件12的固有频率。另外，在该情况下，也可以使第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22的弹簧常量k21、k22中较小的弹簧常量小于第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的弹簧常量k11、k12中较小的弹簧常量。即，在该情况下，可以选择为弹簧常数k11、k12、k21和k22满足k21≠k11且k21/k11≠k22/k12这样的关系，更加详细而言，也可以选择为弹簧常数k11、k12、k21、k22和km满足k21/k11＜k22/k12和k21＜km＜k22＜k12＜k11这样的关系。
在这样构成的减振装置10中，与固有频率小于第一中间部件12的第二中间部件14对应的第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22的平均安装半径ro大于第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的平均安装半径ri。由此，能够更加增大第二中间部件14的惯性力矩J22，并且使第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22更加低刚性化。另外，在该情况下，将刚性低且比较轻的第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22配置于减振装置10的靠外周侧，并且将刚性高且比较重的第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12配置于减振装置10的靠中心轴线CA侧。由此，能够通过伴随着低刚性的外周侧的第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22的轻型化减少两者的滞后，并且使作用于内周侧的第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的离心力降低而减少两者的滞后。因此，在上述的减振装置10中，通过离心力减少在弹簧SP11、SP12、SP21和SP22与对应的旋转构件之间产生的摩擦力，更加减小减振装置10整体的滞后。其结果，在上述的减振装置10中，使上述反共振点A更加接近应衰减的振动(共振)的频率，从而能够极其良好地提高振动衰减性能。
另外，在上述减振装置10中，第一外侧弹簧SP21的弹簧常量K21大于第二外侧弹簧SP22的弹簧常量K22(k22＜k21)，但不限定于此。即，为了使减振装置10的设计容易，也可以使第一外侧弹簧SP21的弹簧常量K21、卷材直径、轴向长度之类的参数、与第二外侧弹簧SP22的弹簧常量K22、卷材直径、轴向长度之类的参数形成相同(k21＝k22)。相同地，也可以使第一内侧弹簧SP11的弹簧常量K11、卷材直径、轴向长度之类的参数、与第二内侧弹簧SP12的弹簧常量K12、卷材直径、轴向长度之类的参数形成相同(k11＝k12)。另外，在第二中间部件14的固有频率小于第一中间部件12的固有频率的情况下，弹簧常数k11、k12、k21和k22也可以选择为满足k21＜k22＜k12＝k11这样的关系。
另外，在减振装置10中，中间弹簧SPm的弹簧常量km也可以规定为小于第一内侧弹簧SP11的弹簧常量k11和第二内侧弹簧SP12的弹簧常量k12及第一外侧弹簧SP21的弹簧常量k21和第二外侧弹簧SP22的弹簧常量k22。即，如上述那样，伴随着中间弹簧SPm的合成弹簧常数k5变小，低转速侧(低频侧)的固有频率f21、反共振点A的频率fa变小(参照图12)。因此，若使中间弹簧SPm的弹簧常量(刚性)km小于弹簧常数k11、k12、k21和k22，则能够进一步减小固有频率f21与频率fa。而且，即使采用上述的结构，也能够将从第二内侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动和从第二外侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动中的一者抵消另一者的至少一部分的转速带的起点设定得更靠低转速侧。此外，将该转速带的起点设定得靠低转速侧，由此能够将从第二内侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动的相位与从第二外侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动的相位错位180度的转速(频率)也设定得靠低转速侧(低频侧)。在该情况下，第一内侧弹簧SP11的弹簧常量k11和第二内侧弹簧SP12的弹簧常量k12及第一外侧弹簧SP21的弹簧常量k21和第二外侧弹簧SP22的弹簧常量k22也可以至少满足k11≠k21且k11/k21≠k12/k22这样的关系。
另外，在减振装置10中，中间弹簧SPm的弹簧常量km也可以决定为大于第一内侧弹簧SP11的弹簧常量k11和第二内侧弹簧SP12的弹簧常量k12及第一外侧弹簧SP21的弹簧常量k21和第二外侧弹簧SP22的弹簧常量k22。即，如上述那样，伴随着中间弹簧SPm的合成弹簧常数k5增大，低转速侧(低频侧)的固有频率f21与反共振点A的频率fa之差(fa－f21)增大(参照图12)。因此，若使中间弹簧SPm的弹簧常量(刚性)km大于弹簧常数k11、k12、k21和k22，则能够增大固有频率f21与频率fa之差(fa－f21)，能够使从第二内侧弹簧SP12传递至从动部件16的振动和从第二外侧弹簧SP22传递至从动部件16的振动中的一者抵消另一者的至少一部分的转速带，即、能够使从动部件16的振动水平良好地降低的范围更宽。
在该情况下，也可以以固有频率f21与反共振点A的频率fa更加变小，且两者之差(fa－f21)更加增大的方式，调整第一内侧弹簧SP11的弹簧常量k11和第二内侧弹簧SP12的弹簧常量k12及第一外侧弹簧SP21的弹簧常量k21和第二外侧弹簧SP22的弹簧常量k22。从用于更加减小固有频率f21与反共振点A的频率fa的弹簧常量k11、k12、k21和k22的数值设定的容易性来看，若应用于向驱动部件11输入的最大输入扭矩比较小，且所要求的等效刚性keq比较低的减振装置，则上述的结构有利。在该情况下，第一内侧弹簧SP11的弹簧常量k11和第二内侧弹簧SP12的弹簧常量k12及第一外侧弹簧SP21的弹簧常量k21和第二外侧弹簧SP22的弹簧常量k22也可以至少满足k11≠k21且k11/k21≠k12/k22这样的关系。
而且，在减振装置10具有偶数个中间弹簧SPm的情况下，也可以通过设置于第一中间部件12和第二中间部件14中的一者的一对抵接部在周向上从两侧支承两个中间弹簧SPm，并且使设置于第一中间部件12和第二中间部件14中的另一者的抵接部在该两个中间弹簧SPm之间与两者的端部抵接。
另外，除了第一扭矩传递路径P1、第二扭矩传递路径P2、和第三扭矩传递路径P3之外，减振装置10也可以进一步包含例如与第一扭矩传递路径P1和第二扭矩传递路径P2并行设置的至少一个扭矩传递路径。另外，也可以在减振装置10的例如第一扭矩传递路径P1和第二扭矩传递路径P2中的至少任一者分别追加设置至少1组中间部件和弹簧(弹性体)。
另外，在起步装置1中，在执行使发动机EG与变速器TM的输入轴(驱动部件11)间的实际打滑速度(实际旋转速度差)和目标打滑速度一致的打滑控制的情况下，也可以使上述反共振点A的频率fa与在执行打滑控制时产生的抖动的频率fs一致，或将上述反共振点A的频率fa设定成该抖动的频率fs的附近的值。由此，能够更加减少在执行打滑控制时产生的抖动。此外，若将一体旋转的锁止活塞80和驱动部件11的惯性力矩设为“Jpd”，则能够使用该惯性力矩Jpd和减振装置10的等效刚性keq，将抖动的频率fs表示为fs＝1/2π·√(keq/Jpd)。
另外，在上述弹簧SP11～SPm的端部也可以安装有未图示的弹簧片。即，减振装置10的“抵接部(弹簧抵接部)”实际上也可以与成为弹簧SP11～SPm的一部分的弹簧片抵接。另外，减振装置10的“抵接部”也能够称为在与对应的弹簧(弹性体)之间给受扭矩的“扭矩传递部”(以下，相同)。
图14是表示包含本公开的其他的减振装置10B的起步装置1B的剖视图。此外，对起步装置1B、减振装置10B的构件中的、与上述的起步装置1、减振装置10相同的构件标注相同的附图标记，省略重复的说明。
图14所示的起步装置1B包含构成为单片油压式离合器的锁止离合器8B。锁止离合器8B具有锁止活塞80B，该锁止活塞80B配置于前盖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，并且能够相对于减振毂7自如旋转且能够沿轴向自如移动地嵌合于减振毂7。在锁止活塞80B的外周侧且靠前盖3侧的表面粘着有摩擦件88，在锁止活塞80B与前盖3之间划分有经由工作油供给路、或形成于输入轴IS的油路连接于未图示的油压控制装置的锁止室89。在上述的起步装置1B中，通过未图示的油压控制装置，使流体室9内的油压高于锁止室89内的油压，从而能够使锁止离合器8B形成卡合，经由减振装置10连结前盖3与减振毂7。另外，通过未图示的油压控制装置，使锁止室89内的油压高于流体室9内的油压，由此能够释放锁止离合器8B，解除前盖3与减振毂7的连结。
如图14所示，减振装置10B的驱动部件11B包含传递有来自发动机EG的扭矩的锁止离合器8B的锁止活塞80B(第一输入部件)与经由多个铆钉连结于该锁止活塞80B的环状的输入片111B(第二输入部件)。由此，通过锁止离合器8B的卡合，连结前盖3(发动机EG)与减振装置10B的驱动部件11B。
锁止活塞80B具有形成于外周部的弹簧支承部80a和未图示的多个(在本实施方式中，例如三个)弹簧抵接部(弹性体抵接部)。如图所示，弹簧支承部81a配置于流体室9内的外周侧区域，分别对多个第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22的外周部、靠前盖3侧(发动机侧)的侧部(图2的左侧的侧部)、靠涡轮5侧(变速器侧)的侧部的外周侧(肩部)进行支承(引导)。输入片111B为板状的环状部件，具有多个(在本实施方式中，例如三个)弹簧支承部111a、多个(在本实施方式中，例如三个)外侧弹簧抵接部(弹性体抵接部)111co、和多个(在本实施方式中，例如三个)内侧弹簧抵接部(弹性体抵接部)111ci。另外，如图所示，输入片111B具有形成为朝向锁止活塞80B突出的环状的连结部，在该连结部插通有多个铆钉。
减振装置10B的第一中间部件12构成为与上述减振装置10的第一中间部件12基本上相同，包含第一片部件121和第二片部件122。另外，减振装置10B的第二中间部件14构成为与上述减振装置10的第二中间部件14基本上相同，包含第一环状部件141和第二环状部件142。减振装置10B的第二中间部件14也具有小于第一中间部件12的惯性力矩。减振装置10B的从动部件16构成为与上述减振装置10的从动部件16基本上相同，包含第一输出片161和第二输出片162。如图所示，减振装置10B的从动部件16形成为不与连结锁止活塞80B和输入片111B的多个铆钉干扰。
即使在如上述那样构成的减振装置10B中，第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12、第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22及中间弹簧SPm也与减振装置10基本上相同地配设于流体室9内。另外，减振装置10B的第一中间部件12和第二中间部件14与上述减振装置10的部件基本上相同地构成。因此，即使在起步装置1B、减振装置10B中，也能够获得与起步装置1、减振装置10相同的作用效果。
另外，在减振装置10B中，在径向上，第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12配置得比锁止离合器8B的摩擦卡合部、即摩擦件88靠内侧，第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22配置为从轴向观察，在径向上与摩擦件88(摩擦卡合部)至少局部重叠。由此，能够更加缩短减振装置10B和起步装置1B的轴向长度，并且提高第一外侧弹簧SP21的弹簧常量k21和第二外侧弹簧SP22的弹簧常k22、配置数、扭转角(行程)等的设定的自由度，更加提高减振装置10B的振动衰减性能。
图15和图16是表示包含本公开的又一其他的减振装置10X的起步装置1X的剖视图。此外，对起步装置1X、减振装置10X的构件中的、与上述的起步装置1、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。
如图15所示，减振装置10X的第一中间部件12X包含：环状的第一片部件121(第一部件)X，其被减振毂7支承(调心)为能够自如旋转；环状的第二片部件(第二部件)122X，其以与作为质量体的涡轮5一体旋转的方式连结(固定)于作为质量体的涡轮5，并且连结于第一片部件121X；和环状的第三片部件(第三部件)123X，其配置得比第二片部件122X接近涡轮5，并且借助多个铆钉连结(固定)于第二片部件122X。与上述的第一片部件121相同，第一中间部件12X的第一片部件121X具有在周向上隔开间隔(等间隔地)向径向外侧突出的多个(在本实施方式中，例如三个)弹簧抵接部121c。如图15所示，在各弹簧抵接部121c形成有贯通该弹簧抵接部121c的矩形状或者深孔状的开口部121h。
如图15和图16所示，第一中间部件12X的第二片部件122X具有：在周向上隔开间隔(等间隔地)配设的多个(例如三个)弹簧收容窗122w(参照图16)、分别沿着对应的弹簧收容窗122w的内周缘延伸的多个(例如三个)弹簧支承部122a、分别沿着对应的弹簧收容窗122w的外周缘延伸的多个(例如三个)弹簧支承部122b、多个(在本实施方式中，例如三个)连结抵接部122c、和多个(例如，数量为中间弹簧SPm的个数的2倍)外侧弹簧抵接部(扭矩传递部)122d。
如图所示，第二片部件122X的内周部与涡轮5的涡轮壳50一同固定于涡轮毂52。另外，各连结抵接部122c在比弹簧支承部122a靠径向内侧处，在周向上隔开间隔(等间隔地)从第二片部件122X的主体向减振装置10X的轴向的一侧(为图15的左侧，前盖3侧)延伸突出。另外，在各连结抵接部122c的前端部形成有与第一片部件121X的开口部121h嵌合的前端变细的突起部122p。突起部122p在第一片部件121X的周向上具有比开口部121h的宽度稍窄的宽度，并且在该第一片部件121的径向上具有比开口部121h的长度(开口长度)充分小的厚度。另外，弹簧收容窗122w具有与中间弹簧SPm的自然长度对应的周长，各外侧弹簧抵接部122d以位于比该连结抵接部122c靠径向外侧的位置的方式在各弹簧收容窗122w的周向的两侧各设置有一个。
如图15所示，第一中间部件12X的第三片部件123X是具有大于第二片部件122X内径的内径，并且具有大于该第二片部件122X外径的外径的环状部件。第三片部件123X具有：在周向上隔开间隔(等间隔地)配设的多个(例如三个)弹簧收容窗123w、分别沿着对应的弹簧收容窗122w的内周缘延伸的多个(例如三个)弹簧支承部123a、分别沿着对应的弹簧收容窗122w的外周缘延伸的多个(例如三个)弹簧支承部123b、多个(例如，个数为中间弹簧SPm的个数的2倍的)弹簧抵接部(扭矩传递部)123d、和圆筒状的环状延伸突出部123m。如图所示，第三片部件123X的内周部借助多个铆钉固定于第二片部件122X。另外，弹簧收容窗123w具有与中间弹簧SPm的自然长度对应的周长，各弹簧抵接部123d在各弹簧收容窗123w的周向的两侧各设置一个。另外，环状延伸突出部123m从第三片部件123X的外周向减振装置10X的轴向的一侧(为图15的左侧，前盖3侧)延伸突出。
第二中间部件14X是具有小于第一中间部件12X的单一惯性力矩的环状部件，具有：具有大致L字状的剖面形状的基部14a、多个(在本实施方式中，例如三个)第一弹簧抵接部(扭矩传递部)14c、和多个(例如，个数为中间弹簧SPm的个数的2倍的)第二弹簧抵接部(扭矩传递部)14d。多个第一弹簧抵接部14c在周向上隔开间隔从基部14a向减振装置10X的轴向的一侧(图15的左侧，前盖3侧)延伸突出。另外，多个第二弹簧抵接部14d从基部14a朝向第二中间部件14X的轴心向减振装置10X的径向的内侧延伸突出，在周向上隔开与中间弹簧SPm的自然长度对应的间隔排列。此外，第二中间部件14X也可以具有个数仅为中间弹簧SPm的个数的2倍的第二弹簧抵接部14d。在该情况下，多个第二弹簧抵接部14d也可以例如隔开与中间弹簧SPm的自然长度对应的间隔以在周向上每2个(一对)接近的方式相对于第二中间部件14X的轴心形成为对称。
如图15所示，第一中间部件12X的第一片部件121X配置为在第一输出片161和第二输出片162之间被输入片111的环状部包围。另外，在第二输出片162的侧方配置有第一中间部件12X、第二中间部件14X、多个中间弹簧SPm、涡轮毂52和涡轮5的组装体。即，在第二片部件122X固定于涡轮毂52之前，该第二片部件122X和第三片部件123X借助多个铆钉以夹持多个中间弹簧SPm与第二中间部件14X的多个第二弹簧抵接部14d的方式相互连结(固定)。
另外，第二片部件122X的多个弹簧支承部122a分别从内周侧对对应的中间弹簧SPm(各一个)的靠前盖3侧的侧部进行支承(引导)，弹簧支承部122b分别从外周侧对对应的中间弹簧SPm(各一个)的靠前盖3侧的侧部进行支承(引导)。另外，第三片部件123X的多个弹簧支承部123a分别从内周侧对对应的中间弹簧SPm(各一个)的靠涡轮5侧的侧部进行支承(引导)，多个弹簧支承部123b分别从外周侧对对应的中间弹簧SPm(各一个)的靠涡轮5侧的侧部进行支承(引导)。另外，如图15所示，第二中间部件14X的基部14a的内周面被第二片部件122X的外周面支承，第二中间部件14X被该第二片部件122X支承(调心)为能够自如旋转。
通过将涡轮毂52嵌合于减振毂7，固定于该涡轮毂52的、第一中间部件12X的第二片部件122X在轴向上在涡轮5与第二输出片162之间向径向延伸，第三片部件123X比该第二片部件122X接近涡轮5。另外，如图15所示，第三片部件123X的环状延伸突出部123m包围第二中间部件14X的第一弹簧抵接部14c的局部和第二片部件122X。即，第一中间部件12X(第三片部件123X)的环状延伸突出部123m在减振装置10X的径向上，位置比第二中间部件14X靠外侧。
另外，第一中间部件12X的第一片部件121X的各弹簧抵接部121c在相互成对(串联地发挥作用)的第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12之间向径向延伸并与两者的端部抵接。另外，在第一片部件121X的弹簧抵接部121c的开口部121h处嵌合(连结)第二片部件122X的弹簧抵接部121c的突起部121p。各连结抵接部122c在第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12之间向轴向延伸并与两者的端部抵接。由此，从动部件16经由多个第一内侧弹簧SP11、第一中间部件12X(第一片部件121X和第二片部件122X)、多个第二内侧弹簧SP12连结于驱动部件11。另外，第二中间部件14X的各第一弹簧抵接部14c插入在弹簧支承部81a与输入片111之间划出来的开口内，在相互成对(串联地发挥作用)的第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22之间向轴向延伸并与两者的端部抵接。由此，从动部件16经由多个第一外侧弹簧SP21、第二中间部件14X、多个第二外侧弹簧SP22连结于驱动部件11。
另一方面，各中间弹簧SPm被第一中间部件12X的第二片部件122X和第三片部件123X的对应的弹簧支承部122a、122b、123a、123b支承，在第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12的径向外侧且在第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22的径向内侧，在减振装置10X的轴向上与第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22隔开间隔配置。另外，在减振装置10X中，中间弹簧SPm从轴向观察，在径向上与第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22中的至少任一者局部重叠，从径向观察，在轴向上与第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12中的至少任一者局部重叠。
在减振装置10X的安装状态下，位于第二片部件122X的弹簧收容窗122w两侧的一对外侧弹簧抵接部122d分别与中间弹簧SPm的对应的端部抵接，位于第三片部件123X的弹簧收容窗123w两侧的一对弹簧抵接部123d分别与中间弹簧SPm的对应的端部抵接。相同地，第二中间部件14X的一对第二弹簧抵接部14d也在轴向上在第二片部件122X和第三片部件123X之间，分别与中间弹簧SPm的对应的端部抵接。由此，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，即被第二片部件122X的一对外侧弹簧抵接部122d和第三片部件123X的一对弹簧抵接部123d在周向上从两侧支承，并且被第二中间部件14X的一对第二弹簧抵接部14d在周向上从两侧支承。因此，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，在减振装置10X中，第一止动器21由如下部件构成：分别从第二片部件122X的弹簧支承部122a的在周向上的中央部朝向前盖3侧向轴向延伸突出的多个止动器部122z(参照图16)、和分别以呈圆弧状延伸的方式在周向上隔开间隔形成于第二输出片162的多个狭缝(缺口部)162zi(参照图15)构成。在减振装置10X的安装状态下，第一中间部件12X(第二片部件122X)的各止动器部122z插通于从动部件16(第二输出片162)的对应的狭缝162zi内，且不与将该狭缝162zi的两侧的端部划分出的第二输出片162的壁面抵接。由此，若伴随着第一中间部件12X与从动部件16相对旋转，第二片部件122X的各止动器部122z与对狭缝162zi的两侧的端部进行划分的壁面中的一者抵接，则限制第一中间部件12X与从动部件16间的相对旋转和第二内侧弹簧SP12的挠曲。
另外，在减振装置10X中，第二止动器22由第二中间部件14X的多个第一弹簧抵接部14c和在周向上隔开间隔形成于第二输出片162的外周的多个缺口部162zo构成。在减振装置10X的安装状态下，第二中间部件14X的各第一弹簧抵接部14c插入从动部件16(第二输出片162)的对应的缺口部162zo内，且不与将该缺口部162zo的两侧的端部划分出来的第二输出片162的壁面抵接。由此，若伴随着第二中间部件14X与从动部件16相对旋转，第二中间部件14X的各第一弹簧抵接部14c与对缺口部162zo的两侧的端部进行划分的壁面中的一者抵接，则限制第二中间部件14X与从动部件16间的相对旋转和第二外侧弹簧SP22的挠曲。
另外，在减振装置10X中，第三止动器23由对离合器鼓81与输入片111进行连结的多个铆钉115、和分别以呈圆弧状延伸的方式在周向上隔开间隔形成于第一输出片161的多个狭缝(缺口部)161z构成。在减振装置10X的安装状态下，多个铆钉115配置在从动部件16的对应的狭缝161z内，不与对该狭缝161z的两侧的端部进行划分的第一输出片161的壁面抵接。由此，若伴随着驱动部件11与从动部件16相对旋转，各铆钉115与对狭缝161z的两侧的端部进行划分的壁面中的一者抵接，则限制驱动部件11与从动部件16间的相对旋转。
即便在如上述那样构成的减振装置10X中，第二片部件122X也具有在比连结抵接部122c靠径向外侧处与中间弹簧SPm的端部抵接的外侧弹簧抵接部122d。这样，在具有连结抵接部122c的第二片部件122X设置与中间弹簧SPm抵接的外侧弹簧抵接部122d，由此即使从第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12施加于连结抵接部122c的力与从中间弹簧SPm施加于外侧弹簧抵接部122d的力为反方向，也能够由单个第二片部件122X承受反方向作用的两个力。由此，能够减少作用于第一片部件121X和第二片部件122X的嵌合部、第二片部件122X和第三片部件123X的连结部、第三片部件123X上的剪断力，能使第一中间部件11的在耐久性方面上的设计变得容易。另外，使用具有上述那样的第一弹簧抵接部14c和第二弹簧抵接部14d的单一部件，作为第二中间部件14X，由此即使从第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22施加于第一弹簧抵接部14c的力与从中间弹簧SPm施加于第二弹簧抵接部14d的力为反方向，也能够利用作为该单一部件的第二中间部件14X承受反方向作用的两个力。由此，能够更加提高第二中间部件14X的耐久性。
另外，在减振装置10X中，使向轴向延伸的第二片部件122X的连结抵接部122c和向径向延伸的第一片部件121X的弹簧抵接部121c双方与第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12抵接，由此能够通过第一中间部件12以使第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12沿着轴心伸缩的方式对第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12进行按压。另外，第二片部件122X的连结抵接部122c与第一片部件121X的弹簧抵接部121c被第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12从两侧支承。由此，不需要使第二片部件122X与第一片部件121X的嵌合变得紧密，因此能够容易在第一片部件121X的弹簧抵接部121c嵌合第二片部件122X的连结抵接部122c。
而且，减振装置10X的第一中间部件12X具有以在径向上的位置比第二中间部件14X靠外侧的方式延伸突出的环状延伸突出部123m。由此，能够更加增大靠径向内侧且靠低刚性侧的扭矩传递路径P1所包含的第一中间部件12X的惯性力矩。其结果，能够更加减小第一中间部件12X的固有频率f21，更加提高减振装置10X的振动衰减性能。
另外，减振装置10X的第一中间部件12X包含：环状的第二片部件122X，其具有在第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12之间与两者的端部抵接的连结抵接部122c；和环状的第三片部件123X，其连结于该第二片部件122X，并且具有以在径向上的位置比第二中间部件14X靠外侧的方式从外周向减振装置10X的轴向延伸突出的环状延伸突出部123m。由此，能够容易设置相对于与径向内侧的第一内侧弹簧SP11和第二内侧弹簧SP12连结的第一中间部件12X，位于比第二中间部件14X靠径向外侧位置的环状延伸突出部123m，并且通过调整第二片部件122X和第三片部件123X的尺寸、形状，来抑制减振装置10X的大型化，并且容易增大第一中间部件12X的惯性力矩。此外，在减振装置10X中，第三片部件123X的环状延伸突出部123m在比中间弹簧SPm靠径向外侧出，在径向上位于比与第一外侧弹簧SP21和第二外侧弹簧SP22的端部抵接的第二中间部件14X的第一弹簧抵接部14c靠外侧。由此，能够容易充分地确保第三片部件123X的环状延伸突出部123m的尺寸，获得所要求的第一中间部件12X的惯性力矩。
另外，即使在减振装置10X中，也将第一中间部件12X的第二片部件122X的内周部连结于涡轮5。由此，能够抑制减振装置10X的大型化，提高搭载性，并且连结第一中间部件12X与涡轮5，进一步增大该第一中间部件12X的实际的惯性力矩(第一片部件121X、第二片部件122X、第三片部件123X、涡轮5、涡轮毂52等的惯性力矩的合计值)。其结果，能够进一步减小第一中间部件12X的固有频率f21，将该第一中间部件12X的共振点更加设定得靠低转速侧(低频侧)，并且进一步增大第一中间构件的固有频率f21和第二中间构件的固有频率f21之差。
另外，在减振装置10X中，如图15所示，驱动部件11的内侧弹簧抵接部111ci和外侧弹簧抵接部111co、第一中间部件12X的外侧弹簧抵接部122d和弹簧抵接部123d、121c、第二中间部件14X的第二弹簧抵接部14d、从动部件16的内侧弹簧抵接部161ci、弹簧抵接部162c和外侧弹簧抵接部161co分别向减振装置10X的径向延伸。因此，能够通过各弹簧抵接部111ci、111co、122d、123d、121c、14d、161ci、162c、161co以使对应的弹簧SP11、SP12、SP21、SP22、SPm沿着轴心适当地伸缩的方式对这些弹簧进行按压。其结果，在减振装置10X中，能够更加提高振动衰减性能。
如以上说明的那样，本公开的减振装置具有输入构件(11、11B)和输出构件(16)，上述输入构件(11、11B)被传递来自发动机(EG)的扭矩，减振装置(10、10B、10X)具备：第一中间构件(12、12X)；第二中间构件(14、14X)；第一弹性体(SP11)，其在上述输入构件(11、11B)与上述第一中间构件(12、12X)之间传递扭矩；第二弹性体(SP12)，其在上述第一中间构件(12、12X)与上述输出构件(16)之间传递扭矩；第三弹性体(SP21)，其在上述输入构件(11、11B)与上述第二中间构件(14、14X)之间传递扭矩；第四弹性体(SP22)，其在上述第二中间构件(14、14X)与上述输出构件(16)之间传递扭矩；以及第五弹性体(SPm)，其在上述第一中间构件(12、12X)与上述第二中间构件(14、14X)之间传递扭矩，上述第一中间构件(12、12X)和第二中间构件(14、14X)中的至少任一者包含如下单一部件(122、141、14X)，上述单一部件(122、141、14X)形成有配置于上述第一弹性体(SP11)和第二弹性体(SP12)之间或者配置于上述第三弹性体(SP21)和第四弹性体(SP22)之间的第一扭矩传递部(122c、141c、14c)、及在与上述第五弹性体之间给受扭矩的第二扭矩传递部(122d、141d、14d)双方。
在本公开的减振装置中，能够相对于第一弹性体～第五弹性体全部的挠曲被允许的状态，在装置整体设定两个固有频率，通过调整第五弹性体的刚性，能够适当地设定该两个固有频率，更加提高减振装置的振动衰减性能。另外，第一中间构件和第二中间构件中的至少任一者包含形成有配置于第一弹性体和第二弹性体之间或者配置于第三弹性体和第四弹性体之间的第一扭矩传递部、及在与第五弹性体之间给受扭矩的第二扭矩传递部双方的单一部件。由此，能够抑制部件件数的增加和减振装置的大型化。另外，在本公开的减振装置中，存在从第一弹性体和第二弹性体或者第三弹性体和第四弹性体施加于第一扭矩传递部的力、与从第五弹性体施加于第二扭矩传递部的力为反方向的情况。因此，当第一中间构件和第二中间构件中的至少任一者包含被相互连结的两个部件，并且在该两个部件中的一者形成有第一扭矩传递部，并且在另一者形成有第二扭矩传递部的情况下，存在作用于两个部件的连结部的剪断力增大，使第一中间构件和第二中间构件中的至少任一者的耐久性降低之虞。与此相对，若在上述单一部件设置第一扭矩传递部和第二扭矩传递部，则能够由该单一部件承受反方向作用的两个力，能够更加提高第一中间构件和第二中间构件中的至少任一者的耐久性。其结果，在本公开的减振装置中，能够实现第一中间构件和第二中间构件中的至少任一者的耐久性提高，并且抑制部件件数的增加和大型化。
另外，也可以是，上述第三弹性体(SP21)的刚性高于上述第一弹性体(SP11)的刚性，上述第二中间构件(14X)为上述单一部件。由此，能够更加提高从扭矩分担大于第一弹性体的第三弹性体传递扭矩的第二中间构件的耐久性。
另外，也可以是，上述第五弹性体(SPm)配置为在上述减振装置(10、10B、10X)的轴向上与上述第三弹性体(SP21)和第四弹性体(SP22)之间隔开间隔，并且从上述轴向观察，与上述第三弹性体(SP21)和第四弹性体(SP22)中的至少任一者在上述减振装置(10、10B、10X)的径向上至少局部重叠，上述第一扭矩传递部(14c)从上述单一部件(14X)朝向上述第三弹性体(SP21)和第四弹性体(SP22)的端部向上述轴向上的一侧延伸突出，上述第二扭矩传递部(14d)从上述单一部件(14X)朝向上述第五弹性体(SPm)的端部向上述轴向上的另一侧延伸突出。由此，能够抑制减振装置的大型化，并且将第二中间构件连结于第三弹性体、第四弹性体和第五弹性体。
另外，也可以是，上述第一中间部件(12X)包含：具有配置于上述第一弹性体(SP11)和第二弹性体(SP12)之间的扭矩传递部(121c)的第一部件(121X)、连结于上述第一部件(121X)的第二部件(122X)以及连结于上述第二部件(122X)的第三部件(123X)，上述第五弹性体(SPm)被上述第二部件(122X)和第三部件(123X)支承，上述第二部件(122X)和第三部件(123X)中的至少任一者具有在自身与上述第五弹性体(SPm)之间给受扭矩的扭矩传递部(122d、123d)。这样，第一中间构件也可以由3个部件构成。由此，能够通过适当地配置第五弹性体，提高第一弹性体～第五弹性体的刚性、配置数，扭转角(行程)等的设定的自由度，因此能够通过更加适当地设定第一中间构件和第二中间构件的固有频率，更加提高振动衰减性能。
另外，也可以是，上述第一中间部件(12X)的上述第一部件(121X)的上述扭矩传递部(121c)在上述第一弹性体(SP11)和第二弹性体(SP12)之间向上述减振装置(10X)的径向延伸，并与两者的端部抵接，上述第一中间部件(12X)的上述第二部件(122X)具有与上述第一部件(121X)的上述扭矩传递部(121c)嵌合并且在上述第一弹性体(SP11)和第二弹性体(SP12)之间与两者的端部抵接的连结抵接部(122c)、及在比该连结抵接部(122c)靠上述径向上的外侧处与上述第五弹性体(SPm)的端部抵接的上述扭矩传递部(122d)。这样，在具有连结抵接部的第二部件设置与第五弹性体抵接的扭矩传递部，由此即使从第一弹性体和第二弹性体施加于连结抵接部的力与从第五弹性体(SPm)施加于扭矩传递部的力为反方向，也能够由单一的第二部件承受反方向作用的两个力，因此能够减少施加于第一部件和第二部件的嵌合部的力，在耐久性方面简化第一中间构件的设计。
另外，也可以是，上述第二中间构件(14X)以能够相对于上述第一中间构件(12X)旋转的方式被该第一中间部件(12X)的上述第二部件(122X)支承。
另外，也可以是，上述第一中间部件(12X)的上述第二部件(122X)的内周部与流体传动装置的涡轮(5)连结。由此，能够抑制减振装置的大型化，提高搭载性，并且连结第一中间部件与涡轮。
另外，也可以是，上述第三弹性体(SP21)的刚性高于上述第一弹性体(SP11)的刚性，上述第二中间构件(14)包含上述单一部件(141)、及与该单一部件(141)连结并且对上述第五弹性体(SPm)进行支承的第二部件(142)。由此，能够更加提高被从扭矩分担量比第一弹性体大的第三弹性体传递扭矩的第二中间构件的耐久性。
另外，也可以是，上述第一中间部件(12)包含具有配置于上述第一弹性体(SP11)和第二弹性体(SP12)之间的扭矩传递部(121c)的第一部件(121)、及具有与上述第一部件(121)连结并且在与上述第五弹性体(SPm)之间给受扭矩的扭矩传递部(122d)的第二部件(122)。即，在第二中间构件由两个部件构成的情况下，第一中间构件也可以由两个部件构成。
另外，也可以是，上述第五弹性体(SPm)配置为在上述减振装置(10、10B、10X)的轴向上与上述第三弹性体(SP21)、第四弹性体(SP22)隔开间隔，并且从上述轴向观察，与上述第三弹性体(SP21)和第四弹性体(SP22)中的至少任一者在上述减振装置(10、10B、10X)的径向上至少局部重叠，上述第一扭矩传递部(141c)从上述单一部件(141)朝向上述第三弹性体(SP21)和第四弹性体(SP22)的端部向上述轴向上的一侧延伸突出，上述第二扭矩传递部(141d)从上述单一部件(141)朝向上述第五弹性体(SPm)的端部向上述轴向上的另一侧延伸突出。由此，能够抑制减振装置的大型化，并且将第二中间构件连结于第三弹性体、第四弹性体和第五弹性体。
另外，也可以是，上述第一中间部件(12)的上述第一部件(121)的上述扭矩传递部(121c)在上述第一弹性体(SP11)和第二弹性体(SP12)之间向上述减振装置(10、10B)的径向延伸，并与两者的端部抵接，上述第一中间部件(12)的上述第二部件(122)具有与上述第一部件(121)的上述扭矩传递部(121c)嵌合并且在上述第一弹性体(SP11)和第二弹性体(SP12)之间与两者的端部抵接的连结抵接部(122c)、及在比该连结抵接部(122c)靠上述径向上的外侧处与上述第五弹性体(SPm)的端部抵接的上述扭矩传递部(122d)。这样，在具有连结抵接部的第二部件设置与第五弹性体抵接的扭矩传递部，由此即使从第一弹性体和第二弹性体施加于连结抵接部的力与从第五弹性体(SPm)施加于扭矩传递部的力为反方向，也能够由单一的第二部件承受反方向作用的两个力，因此能够减少施加于第一部件和第二部件的嵌合部的力，在耐久性方面简化第一中间构件的设计。
另外，也可以是，上述第二中间构件(14)以能够相对于上述第一中间构件(12)旋转的方式被该第一中间部件(12)的上述第二部件(122)支承。
另外，也可以是，上述第一中间部件(12)的上述第二部件(122)的内周部与流体传动装置的涡轮(5)连结。由此，能够抑制减振装置的大型化，提高搭载性，并且连结第一中间部件与涡轮。
另外，也可以是，上述输入构件(11、11B)包含相互连结的两个部件(81、111、80B、111B)，上述输入构件(11、11B)的上述两个部件(81、111、80B、111B)中的至少一者对上述第三弹性体和第四弹性体或者上述第一弹性体(SP11)和第二弹性体(SP12)进行支承，并且上述输入构件(11、11B)的上述两个部件(81、111、80B、111B)中的至少一者具有在与上述第三弹性体(SP21)或者第一弹性体(SP11)之间给受扭矩的扭矩传递部(81c、111co、111ci)，
也可以是，上述输出构件(16)包含相互连结的两个部件(161、162)，上述输出构件(16)的上述两个部件(161、162)中的至少一者对上述第一弹性体(SP11)和第二弹性体(SP12)或者上述第三弹性体和第四弹性体进行支承，并且上述输出构件(16)的上述两个部件(161、162)中的至少一者在上述第二弹性体(SP12)或者第四弹性体(SP22)之间给受扭矩的扭矩传递部(161ci、161co、162c)。即，本公开的减振装置的输入构件、输出构件、第一中间构件和第二中间构件也可以由总计8个部件构成。
另外，也可以是，在上述减振装置(10、10B、10X)的径向上，上述第三弹性体(SP21)和第四弹性体(SP22)配置于上述第一弹性体(SP11)和第二弹性体(SP12)的外侧。这样，提高将具有高于第一弹性体的刚性的第三弹性体配置于该第一弹性体的径向外侧，能够更加增大第三弹性体的扭转角(行程)，因此能够允许较大的扭矩相对于输入构件的传递，并且将第三弹性体形成低刚性化，更加减小减振装置的等效刚性。
另外，也可以是，上述第二中间构件(14、14x)的固有频率大于上述第一中间构件(12、12X)的固有频率。
另外，也可以是，在传递至上述输入构件(11、11B)的输入扭矩(T)成为预先决定的阈值(T1)以上之前，不限制上述第一弹性体(SP11)、第二弹性体(SP12)、第三弹性体(SP21)、第四弹性体(SP22)、第五弹性体(SPm)的挠曲。由此，能够良好地提高传递至输入构件的输入扭矩比较小，且该输入构件的转速较低时的减振装置的振动衰减性能。
另外，也可以是，上述输出构件(16)直接或间接地连结于变速器(TM)的输入轴(IS)。
而且，本公开的发明丝毫不限定于上述实施方式，不言而喻能够在本公开的外延的范围内进行各种变更。另外，上述实施方式始终只不过是发明内容一栏所记载的发明的一具体方式，不限定发明内容一栏所记载的发明的构件。
工业上的利用可能性
本公开的发明能够利用于减振装置的制造领域等。

Claims (18)

1.一种减振装置，其具有输入构件和输出构件，所述输入构件被传递有来自发动机的扭矩，
所述减振装置具备：
第一中间构件；
第二中间构件；
第一弹性体，其在所述输入构件与所述第一中间构件之间传递扭矩；
第二弹性体，其在所述第一中间构件与所述输出构件之间传递扭矩；
第三弹性体，其在所述输入构件与所述第二中间构件之间传递扭矩；
第四弹性体，其在所述第二中间构件与所述输出构件之间传递扭矩；以及
第五弹性体，其在所述第一中间构件与所述第二中间构件之间传递扭矩，
所述第一中间构件和第二中间构件中的至少任一者包含如下单一部件，所述单一部件形成有配置于所述第一弹性体和第二弹性体之间或者配置于所述第三弹性体和第四弹性体之间的第一扭矩传递部、及在与所述第五弹性体之间给受扭矩的第二扭矩传递部双方。
2.根据权利要求1所述的减振装置，其中，
所述第三弹性体的刚性高于所述第一弹性体的刚性，所述第二中间构件为所述单一部件。
3.根据权利要求2所述的减振装置，其中，
所述第五弹性体配置为在所述减振装置的轴向上与所述第三弹性体和第四弹性体之间隔开间隔，并且从所述轴向观察，所述第三弹性体和第四弹性体中的至少任一者在所述减振装置的径向上至少局部重叠，
所述第一扭矩传递部从所述单一部件朝向所述第三弹性体和第四弹性体的端部向所述轴向上的一侧延伸突出，所述第二扭矩传递部从所述单一部件朝向所述第五弹性体的端部向所述轴向上的另一侧延伸突出。
4.根据权利要求2或3所述的减振装置，其中，
所述第一中间部件包含：具有配置于所述第一弹性体和第二弹性体之间的扭矩传递部的第一部件、连结于所述第一部件的第二部件以及连结于所述第二部件的第三部件，
所述第五弹性体被所述第二部件和第三部件支承，
所述第二部件和第三部件中的至少任一者具有在与所述第五弹性体之间给受扭矩的扭矩传递部。
5.根据权利要求4所述的减振装置，其中，
所述第一中间部件的所述第一部件的所述扭矩传递部在所述第一弹性体和第二弹性体之间向所述减振装置的径向延伸，并与两者的端部抵接，
所述第一中间部件的所述第二部件具有与所述第一部件的所述扭矩传递部嵌合并且在所述第一弹性体和第二弹性体之间与两者的端部抵接的连结抵接部、及在比该连结抵接部靠所述径向上的外侧处与所述第五弹性体的端部抵接的所述扭矩传递部。
6.根据权利要求4或5所述的减振装置，其中，
所述第二中间构件以能够相对于所述第一中间构件旋转的方式被该第一中间部件的所述第二部件支承。
7.根据权利要求4～6中任一项所述的减振装置，其中，
所述第一中间部件的所述第二部件的内周部与流体传动装置的涡轮连结。
8.根据权利要求1所述的减振装置，其中，
所述第三弹性体的刚性高于所述第一弹性体的刚性，所述第二中间构件包含所述单一部件、及与该单一部件连结并且对所述第五弹性体进行支承的第二部件。
9.根据权利要求8所述的减振装置，其中，
所述第五弹性体配置为在所述减振装置的轴向上与所述第三弹性体和第四弹性体隔开间隔，并且从所述轴向观察，与所述第三弹性体和第四弹性体中的至少任一者在所述减振装置的径向上至少局部重叠，
所述第一扭矩传递部从所述单一部件朝向所述第三弹性体和第四弹性体的端部向所述轴向上的一侧延伸突出，所述第二扭矩传递部从所述单一部件朝向所述第五弹性体的端部向所述轴向上的另一侧延伸突出。
10.根据权利要求8或9所述的减振装置，其中，
所述第一中间部件包含具有配置于所述第一弹性体和第二弹性体之间的扭矩传递部的第一部件、及具有与所述第一部件连结并且在与所述第五弹性体之间给受扭矩的扭矩传递部的第二部件。
11.根据权利要求10所述的减振装置，其中，
所述第一中间部件的所述第一部件的所述扭矩传递部在所述第一弹性体和第二弹性体之间向所述减振装置的径向延伸，并与两者的端部抵接，
所述第一中间部件的所述第二部件具有与所述第一部件的所述扭矩传递部嵌合并且在所述第一弹性体和第二弹性体之间与两者的端部抵接的连结抵接部、及在比该连结抵接部靠所述径向上的外侧处与所述第五弹性体的端部抵接的所述扭矩传递部。
12.根据权利要求9或10所述的减振装置，其中，
所述第二中间构件以能够相对于所述第一中间构件旋转的方式被该第一中间部件的所述第二部件支承。
13.根据权利要求9～11中任一项所述的减振装置，其中，
所述第一中间部件的所述第二部件的内周部与流体传动装置的涡轮连结。
14.根据权利要求4～13中任一项所述的减振装置，其中，
所述输入构件包含相互连结的两个部件，所述输入构件的所述两个部件中的至少一者对所述第三弹性体和第四弹性体或者所述第一弹性体和第二弹性体进行支承，并且所述输入构件的所述两个部件中的至少一者具有在与所述第三弹性体或者第一弹性体之间给受扭矩的扭矩传递部，
所述输出构件包含相互连结的两个部件，所述输出构件的所述两个部件中的至少一者对所述第一弹性体和第二弹性体或者所述第三弹性体和第四弹性体进行支承，并且所述输出构件的所述两个部件中的至少一者具有在与所述第二弹性体或者第四弹性体之间给受扭矩的扭矩传递部。
15.根据权利要求2～14中任一项所述的减振装置，其中，
在所述减振装置的径向上，所述第三弹性体和第四弹性体配置于所述第一弹性体和第二弹性体的外侧。
16.根据权利要求2～15中任一项所述的减振装置，其中，
所述第二中间构件的固有频率大于所述第一中间构件的固有频率。
17.根据权利要求1～16中任一项所述的减振装置，其中，
在传递至所述输入构件的输入扭矩成为预先决定的阈值以上之前，不限制所述第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体的挠曲。
18.根据权利要求1～17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连结于变速器的输入轴。
CN201780012974.3A 2016-03-16 2017-03-16 减振装置 Withdrawn CN108700171A (zh)

Applications Claiming Priority (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2016052581 2016-03-16
JP2016-052581 2016-03-16
JP2017-050126 2017-03-15
JP2017050126 2017-03-15
PCT/JP2017/010633 WO2017159776A1 (ja) 2016-03-16 2017-03-16 ダンパ装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
CN108700171A true CN108700171A (zh) 2018-10-23

Family

ID=59852164

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201780012974.3A Withdrawn CN108700171A (zh) 2016-03-16 2017-03-16 减振装置

Country Status (5)

Country Link
US (1) US20190178332A1 (zh)
JP (1) JP6536739B2 (zh)
CN (1) CN108700171A (zh)
DE (1) DE112017000353T5 (zh)
WO (1) WO2017159776A1 (zh)

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN108700170B (zh) * 2016-03-16 2021-03-23 爱信艾达株式会社 减振装置和起步装置
WO2019066030A1 (ja) * 2017-09-29 2019-04-04 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 ダンパ装置
JP7395506B2 (ja) * 2018-01-29 2023-12-11 エクセディ グローバルパーツ コーポレーション 発進装置のダンパー

Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2010043301A1 (en) * 2008-10-17 2010-04-22 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Double path torsional damper
CN101981350A (zh) * 2008-04-02 2011-02-23 株式会社艾科赛迪 锁定装置
WO2012020619A1 (ja) * 2010-08-09 2012-02-16 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 流体伝動装置
CN104220782A (zh) * 2012-02-07 2014-12-17 株式会社艾科赛迪 动态阻尼装置及流体式动力传递装置的锁定装置
CN104508320A (zh) * 2012-07-25 2015-04-08 Zf腓特烈斯哈芬股份公司 具有扭转减振器和振动缓冲器的起动元件
CN105074271A (zh) * 2013-04-02 2015-11-18 舍弗勒技术股份两合公司 扭矩传递装置
US20150362041A1 (en) * 2014-06-16 2015-12-17 Valeo Embrayages Torsional vibration damper for hydrokinetic torque coupling device
WO2016021668A1 (ja) * 2014-08-05 2016-02-11 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 ダンパ装置

Family Cites Families (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102009013965A1 (de) * 2009-03-19 2010-09-23 Daimler Ag Dämpfungseinrichtung
DE112014000287B4 (de) * 2013-01-30 2019-03-07 Aisin Aw Co., Ltd. Dämpfereinrichtung und Starteinrichtung
DE112015002960T5 (de) * 2014-08-21 2017-03-16 Aisin Aw Co., Ltd. Dämpfervorrichtung

Patent Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN101981350A (zh) * 2008-04-02 2011-02-23 株式会社艾科赛迪 锁定装置
WO2010043301A1 (en) * 2008-10-17 2010-04-22 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Double path torsional damper
WO2012020619A1 (ja) * 2010-08-09 2012-02-16 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 流体伝動装置
CN104220782A (zh) * 2012-02-07 2014-12-17 株式会社艾科赛迪 动态阻尼装置及流体式动力传递装置的锁定装置
CN104508320A (zh) * 2012-07-25 2015-04-08 Zf腓特烈斯哈芬股份公司 具有扭转减振器和振动缓冲器的起动元件
CN105074271A (zh) * 2013-04-02 2015-11-18 舍弗勒技术股份两合公司 扭矩传递装置
US20150362041A1 (en) * 2014-06-16 2015-12-17 Valeo Embrayages Torsional vibration damper for hydrokinetic torque coupling device
WO2016021668A1 (ja) * 2014-08-05 2016-02-11 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 ダンパ装置

Also Published As

Publication number Publication date
US20190178332A1 (en) 2019-06-13
WO2017159776A1 (ja) 2017-09-21
DE112017000353T5 (de) 2018-10-04
JPWO2017159776A1 (ja) 2018-10-11
JP6536739B2 (ja) 2019-07-03

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN106687710B (zh) 减振装置
CN106536991B (zh) 减振装置
CN106536970B (zh) 减振装置
CN107429787B (zh) 减振装置
CN107110323B (zh) 减振装置
CN108700171A (zh) 减振装置
US9429211B2 (en) Drive system for a vehicle
CN103026106B (zh) 用于变速器的换挡装置
CN110410455A (zh) 阻尼器装置
CN106662231B (zh) 减振装置
CN109891123A (zh) 减震器装置
JP6906742B2 (ja) ダンパ装置
CN108700170A (zh) 减振装置和起步装置
CN106536990B (zh) 起步装置
KR101994575B1 (ko) 댐퍼 장치
CN108700172A (zh) 减振装置
CN108700157A (zh) 振动衰减装置
US20170045114A1 (en) Damping system of the pendulum oscillator type
CN108700169A (zh) 减振装置
CN109790904A (zh) 减振装置

Legal Events

Date Code Title Description
PB01 Publication
PB01 Publication
SE01 Entry into force of request for substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
WW01 Invention patent application withdrawn after publication
WW01 Invention patent application withdrawn after publication

Application publication date: 20181023