CN109715977B - 减振装置 - Google Patents

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Abstract

减振装置包含：输入元件，其传递来自发动机的扭矩；中间元件；输出元件；第1弹性体，其在输入元件与中间元件之间传递扭矩；第2弹性体，其在中间元件与输出元件之间传递扭矩；旋转惯性质量减振器，其具有根据输入元件与输出元件的相对旋转而旋转的第1质量体，在输入元件与输出元件之间，与包含第1弹性体、中间元件以及第2弹性体的扭矩传递路径被并列设置；第2质量体；以及弹性体，其连结第2质量体和输出元件。

Description

减振装置
技术领域
本公开的发明涉及在输入元件与输出元件之间传递扭矩的弹性体、以及包含旋转惯性质量减振器的减振装置。
背景技术
以往，作为这种减振装置，公知有包括以下部件的装置，即包括：第1弹簧，其在驱动部件(输入元件)与中间部件(中间元件)之间传递扭矩；第2弹簧，其在中间部件与从动部件(输出元件)之间传递扭矩；以及旋转惯性质量减振器，其具有作为质量体的太阳轮，上述质量体与包含中间部件和第1以及第2弹簧的扭矩传递路径并列设置并且根据驱动部件与从动部件的相对旋转而旋转(例如，专利文献1)。在这样的减振装置中，若假定从发动机向驱动部件传递的输入扭矩周期性地振动，则从驱动部件经由上述扭矩传递路径向从动部件传递的振动的相位、与从驱动部件经由旋转惯性质量减振器向从动部件传递的振动的相位偏差180°。另外，在该减振装置中，基于中间部件的惯性力矩和第1以及第2弹簧的刚性而决定的该中间部件的衰减比ζ不足值1。由此，能够相对于在包含中间元件的扭矩传递路径中允许第1以及第2弹性体的挠曲的状态，设定多个固有振动数(共振频率)，并且在输入元件的转速达到与该多个固有振动数的任一个对应的转速的阶段产生中间元件的共振。作为其结果，在该减振装置中，能够设定两个反共振点，在该反共振点，从输入元件经由扭矩传递路径向输出元件传递的振动、与从输入元件经由旋转惯性质量减振器向输出元件传递的振动在理论上相互抵消。因此，通过利用该减振装置使两个反共振点的振动数与应该衰减的振动(共振)的频率一致(更接近)，能够提高减振装置的振动衰减性能。
专利文献1:国际公开第2016/104783号
专利文献1记载的减振装置设计为，为了使锁止离合器的锁止转速附近的转速域中的振动水平更加降低，在发动机的转速处于锁止转速的假定设定范围(500rpm～1500rpm)内时形成低旋转侧(低频侧)的反共振点。然而，从旋转惯性质量减振器向输出元件传递的振动的振幅随着输入元件的转速增加而慢慢增加。因此，在专利文献1的减振装置中，在包含锁止转速附近的输入元件(发动机)的转速较低的区域，恐怕无法通过从旋转惯性质量减振器向输出元件传递的振动充分抵消从扭矩传递路径向输出元件传递的振动。
发明内容
因此，本公开的发明的主要目的在于提供更加提高减振装置的振动衰减性能。
本公开的减振装置包含：传递来自发动机的扭矩的输入元件、中间元件、输出元件、在上述输入元件与上述中间元件之间传递扭矩的第1弹性体、以及在上述中间元件与上述输出元件之间传递扭矩的第2弹性体，在上述减振装置中，具备：旋转惯性质量减振器，其具有根据上述输入元件与上述输出元件的相对旋转而旋转的第1质量体，在上述输入元件与上述输出元件之间，旋转惯性质量减振器与包含上述第1弹性体、上述中间元件以及上述第2弹性体的扭矩传递路径被并列设置；第2质量体；以及弹性体，其连结上述第2质量体和上述输出元件。
在本公开的减振装置中，若假定为向输入元件传递的输入扭矩周期性地振动，则从输入元件经由扭矩传递路径向输出元件传递的振动的相位、与从输入元件经由旋转惯性质量减振器向输出元件传递的振动的相位偏差180°。另外，在包含中间元件的扭矩传递路径中，能够相对于允许第1以及第2弹性体的挠曲的状态，设定多个固有振动数(共振频率)，并且在输入元件的转速达到与该多个固有振动数的任一个对应的转速的阶段使中间元件的共振产生。因此，在本公开的减振装置中，能够设定两个反共振点，在上述反共振点中，从扭矩传递路径向输出元件传递的振动、与从旋转惯性质量减振器向输出元件传递的振动在理论上相互抵消。而且，第2质量体以及连结该第2质量体与输出元件的弹性体构成动态减振器，该动态减振器相对于输出元件赋予与该输出元件的振动相反相位的振动。由此，在向输入元件传递的振动的频率(输入元件的转速)变小、从旋转惯性质量减振器向输出元件赋予的惯性扭矩变小时，动态减振器以对从扭矩传递路径向输出元件传递的振动的至少一部分进行抵消(对惯性扭矩进行补充)的方式作用。相反，在向输入元件传递的振动的频率(输入元件的转速)变大、从旋转惯性质量减振器向输出元件赋予的惯性扭矩变大(过大)时，动态减振器以对该惯性扭矩的至少一部分进行抵消(对来自扭矩传递路径的扭矩进行补充)的方式作用。作为其结果，在本公开的减振装置中，能够更加降低比低旋转侧的反共振点靠低旋转侧的区域、两个反共振点之间的转速域中的振动水平，因此能够更加提高输入元件的转速比较低的区域的振动衰减性能。
附图说明
图1是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是表示本公开的减振装置的输出元件的主视图。
图4是表示本公开的减振装置所含的旋转惯性质量减振器的主要部分放大剖视图。
图5是对发动机的转速与图1等的减振装置的输出元件中的扭矩变动TFluc的关系进行例示的说明图。
图6是包含本公开的其他减振装置的起步装置的简要结构图。
图7是包含本公开的又一其他减振装置的起步装置的简要结构图。
图8是包含本公开的其他减振装置的起步装置的简要结构图。
图9是表示能够应用于本公开的减振装置的其他输出元件的主视图。
图10是包含本公开的又一其他减振装置的起步装置的简要结构图。
图11是表示包含本公开的其他减振装置的起步装置的剖视图。
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形式进行说明。
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是表示起步装置1的剖视图。这些附图所示的起步装置1是搭载于具备作为驱动装置的发动机(内燃机)EG的车辆的装置，且除了减振装置10之外，还包含：与发动机EG的曲轴连结并被传递来自该发动机EG的扭矩的作为输入部件的前盖3、固定于前盖3的泵轮(输入侧流体传动元件)4、与泵轮4同轴且能够旋转的涡轮(输出侧流体传动元件)5、与减振装置10连结并且固定于自动变速器(AT)或无级变速器(CVT)亦即变速器TM的输入轴IS的作为输出部件的减振毂7、锁止离合器8等。
此外，在以下的说明中，“轴向”除有特别明记之外，基本上表示起步装置1、减振装置10的中心轴(轴心)的延伸方向。另外，“径向”除有特别明记之外，基本上表示起步装置1、减振装置10、该减振装置10等的旋转元件的径向，即从起步装置1、减振装置10的中心轴在与该中心轴正交的方向(径向)上延伸的直线的延伸方向。而且，“周向”除特别明记之外，基本上表示起步装置1、减振装置10、该减振装置10等的旋转元件的周向，即沿着该旋转元件的旋转方向的方向。
如图2所示，泵轮4具有：与前盖3紧密固定并对供工作油流通的流体室9进行划分的泵壳40、和配设于泵壳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、和在涡轮壳50的内表面配设的多个涡轮叶片51。涡轮壳50的内周部经由多个铆钉而固定于涡轮轮毂52，涡轮轮毂52被减振毂7支承为能够旋转。泵轮4与涡轮5相互对置，在两者之间同轴配置有对从涡轮5向泵轮4的工作油(工作流体)的流动进行整流的导向器6。导向器6具有多个导向器叶片60，导向器6的旋转方向由单向离合器61设定为仅在一个方向。这些泵轮4，涡轮5以及导向器6形成使工作油循环的圆环(环状流路)，作为具有扭矩放大功能的扭矩转换器(流体传动装置)发挥功能。但是，在起步装置1中，也可以省略导向器6、单向离合器61，而使泵轮4以及涡轮5作为液力耦合器发挥功能。
锁止离合器8作为多板油压式离合器而构成，并执行经由减振装置10将前盖3与减振毂7连结的锁止，并且解除该锁止。锁止离合器8包含：锁止活塞80，其被固定于前盖3的中心片30支承为能够绕轴向移动；离合器鼓81；环状的离合器毂82，其以与锁止活塞80对置的方式固定于前盖3的侧壁部33的内表面；多个第1摩擦接合板(在两面具有摩擦材料的摩擦板)83，它们与在离合器鼓81的内周形成的花键嵌合；以及多个第2摩擦接合板84(隔板)，它们与在离合器毂82的外周形成的花键嵌合。
而且，锁止离合器8包含：环状的凸缘部件(油室划分部件)85，其以将锁止活塞80作为基准而位于与前盖3相反一侧的方式即以位于比锁止活塞80靠减振装置10以及涡轮5侧的方式安装于前盖3的中心片30；和多个复位弹簧86，它们配置于前盖3与锁止活塞80之间。如图示那样，锁止活塞80和凸缘部件85对接合油室87进行划分，从未图示的油压控制装置对该接合油室87供给工作油(接合油压)。通过提高朝向接合油室87的接合油压，以将第1以及第2摩擦接合板83、84朝向前盖3按压的方式使锁止活塞80沿轴向移动，由此能够使锁止离合器8接合(完全接合或滑动接合)。此外，锁止离合器8也可以作为单板油压式离合器构成。
如图1以及图2所示，减振装置10包含驱动部件(输入元件)11、中间部件(中间元件)12、从动部件(输出元件)15作为旋转元件。而且，减振装置10包含：在驱动部件11与中间部件12之间传递扭矩的多个(在本实施方式中例如三个)第1弹簧(第1弹性体)SP1、与分别对应的第1弹簧SP1串联作用并在中间部件12与从动部件15之间传递扭矩的多个(在本实施方式中例如三个)第2弹簧(第2弹性体)SP2、以及在驱动部件11与从动部件15之间传递扭矩的多个(在本实施方式中例如三个)内侧弹簧(第3弹性体)SPi，来作为扭矩传递构件(扭矩传递弹性体)。
即，如图1所示，减振装置10具有：在驱动部件11与从动部件15之间相互并列设置的第1扭矩传递路径TP1以及第2扭矩传递路径TP2。第1扭矩传递路径TP1由多个第1弹簧SP1、中间部件12以及多个第2弹簧SP2构成，并经由这些元件在驱动部件11与从动部件15之间传递扭矩。在本实施方式中，作为构成第1扭矩传递路径TP1的第1以及第2弹簧SP1、SP2，采用具有相同的各种规格(弹簧常数)的螺旋弹簧。但是，作为第1以及第2弹簧SP1、SP2，也可以采用具有相互不同的弹簧常数的结构。
另外，第2扭矩传递路径TP2由多个内侧弹簧SPi构成，经由相互并列作用的多个内侧弹簧SPi在驱动部件11与从动部件15之间传递扭矩。在本实施方式中，构成第2扭矩传递路径TP2的多个内侧弹簧SPi在对驱动部件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2阈值)小的预先决定的扭矩(第1阈值)T1而驱动部件11相对于从动部件15的扭转角变为规定角度θref以上后，与构成第1扭矩传递路径TP1的第1以及第2弹簧SP1、SP2并列作用。由此，减振装置10具有两个阶段(两种程度)的衰减特性。
在本实施方式中，作为第1以及第2弹簧SP1、SP2以及内侧弹簧SPi，采用以未施加载荷时具有笔直延伸的轴心的方式以螺旋状卷绕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，能够使第1以及第2弹簧SP1、SP2以及内侧弹簧SPi沿着轴心更适当地伸缩。作为其结果，能够减少驱动部件11(输入元件)与从动部件15(输出元件)的相对位移增加时从第2弹簧SP2等向从动部件15传递的扭矩、和驱动部件11与从动部件15的相对位移减少时从第2弹簧SP2等向从动部件15传递的扭矩之差即滞后。但是，作为第1以及第2弹簧SP1、SP2以及内侧弹簧SPi的至少任一方，也可以采用弧形螺旋弹簧。
如图2所示，减振装置10的驱动部件11包含：环状的第1输入板部件111，其与锁止离合器8的离合器鼓81连结；和环状的第2输入板部件112，其以与第1输入板部件111对置的方式经由多个铆钉而与该第1输入板部件111连结。由此，驱动部件11即第1以及第2输入板部件111、112与离合器鼓81一体旋转，通过锁止离合器8的接合将前盖3(发动机EG)与减振装置10的驱动部件11连结。
第1输入板部件111具有：多个(在本实施方式中例如三个)外侧弹簧收容窗111wo，它们分别以圆弧状延伸并且在周向上隔开间隔(以等间隔)配设；多个(在本实施方式中例如三个)未图示的内侧弹簧收容窗(缺口)，它们分别以圆弧状延伸并且在各外侧弹簧收容窗111wo的径向内侧沿周向隔开间隔(以等间隔)配设；多个(在本实施方式中例如三个)弹簧支承部111s，它们沿着第1输入板部件111的各内侧弹簧收容窗的外侧缘部延伸；多个(在本实施方式中例如三个)未图示的外侧弹簧抵接部；以及多个(在本实施方式中例如六个)内侧弹簧抵接部111ci(参照图1)。第1输入板部件111的各内侧弹簧收容窗具有长于内侧弹簧SPi的自然长的周长。另外，第1输入板部件111的外侧弹簧抵接部在沿着周向相互相邻的外侧弹簧收容窗111wo之间各设置有一个。而且，内侧弹簧抵接部111ci在第1输入板部件111的各内侧弹簧收容窗的周向上的两侧各设置有一个。
第2输入板部件112具有：多个(在本实施方式中例如三个)外侧弹簧收容窗112wo，它们分别以圆弧状延伸并且在周向上隔开间隔(以等间隔)配设；多个(在本实施方式中例如三个)未图示的内侧弹簧收容窗(缺口)，它们分别以圆弧状延伸并且在各外侧弹簧收容窗112wo的径向内侧沿周向隔开间隔(以等间隔)配设；多个(在本实施方式中例如三个)弹簧支承部112s，它们沿着第2输入板部件112的各内侧弹簧收容窗的外侧缘部延伸；多个(在本实施方式中例如三个)未图示的外侧弹簧抵接部；以及多个(在本实施方式中例如六个)内侧弹簧抵接部112ci(参照图1)。第2输入板部件112的各内侧弹簧收容窗具有长于内侧弹簧SPi的自然长的周长。另外，第1输入板部件111的外侧弹簧抵接部在沿着周向相互相邻的外侧弹簧收容窗112wo之间各设置有一个。而且，内侧弹簧抵接部112ci在第2输入板部件112的各内侧弹簧收容窗的周向上的两侧各设置有一个。另外，在本实施方式中，作为第1以及第2输入板部件111、112，采用具有相同的形状的结构，由此，能够减少部件的种类数。
中间部件12包含：环状的第1中间板部件121，其配置于比驱动部件11的第1输入板部件111靠前盖3侧；和环状的第2中间板部件122，其配置于比驱动部件11的第2输入板部件112靠涡轮5侧并且经由多个铆钉而连结(固定)于第1中间板部件121。如图2所示，第1以及第2中间板部件121、122以从减振装置10的轴向上的两侧夹住第1以及第2输入板部件111、112的方式配置。
第1中间板部件121具有：多个(在本实施方式中例如三个)弹簧收容窗121w，它们分别以圆弧状延伸并且在周向上隔开间隔(以等间隔)配设；多个(在本实施方式中例如三个)弹簧支承部121s，它们分别沿着对应的弹簧收容窗121w的外侧缘部延伸；以及多个(在本实施方式中例如三个)未图示的弹簧抵接部。第1中间板部件121的弹簧抵接部在沿着周向相互相邻的弹簧收容窗121w之间各设置有一个。第2中间板部件122具有：多个(在本实施方式中例如三个)弹簧收容窗122w，它们分别以圆弧状延伸并且在周向上隔开间隔(以等间隔)配设；多个(在本实施方式中例如三个)弹簧支承部122s，它们分别沿着对应的弹簧收容窗122w的外侧缘部延伸；以及多个(在本实施方式中例如三个)未图示的弹簧抵接部。第2中间板部件122的弹簧抵接部在沿着周向相互相邻的弹簧收容窗122w之间各设置有一个。另外，在本实施方式中，作为第1以及第2中间板部件121、122，采用具有相同的形状的结构，由此，能够减少部件的种类数。
从动部件15作为板状的环状部件而构成，且配置于第1以及第2输入板部件111、112的轴向上之间，并且经由多个铆钉而固定于减振毂7。如图3所示，从动部件15具有：多个(在本实施方式中例如三个)外侧弹簧收容窗15wo，它们分别以圆弧状延伸并且在周向上隔开间隔(以等间隔)配设；多个(在本实施方式中例如三个)内侧弹簧收容窗15wi，它们在各外侧弹簧收容窗15wo的径向内侧沿周向隔开间隔(以等间隔)配设；多个(在本实施方式中例如三个)外侧弹簧抵接部15co；以及多个(在本实施方式中例如六个)内侧弹簧抵接部15ci。外侧弹簧抵接部15co在沿着周向相互相邻的外侧弹簧收容窗15wo之间各设置有一个。另外，各内侧弹簧收容窗15wi具有：与内侧弹簧SPi的自然长对应的周长。而且，内侧弹簧抵接部15ci设置于各内侧弹簧收容窗15wi的周向上的两侧。
在第1以及第2输入板部件111、112的外侧弹簧收容窗111wo、112wo、和从动部件15的外侧弹簧收容窗15wo，第1以及第2弹簧SP1、SP2以相互成对(串联作用)的方式各配置有一个。另外，在减振装置10的安装状态下，第1以及第2输入板部件111、112的各外侧弹簧抵接部和从动部件15的各外侧弹簧抵接部15co在配置于相互不同的外侧弹簧收容窗15wo、111wo、112wo且不成对(不是串联作用)的第1以及第2弹簧SP1、SP2之间与两者的端部抵接。
而且，第1以及第2中间板部件121、122的弹簧抵接部分别配置于共用的外侧弹簧收容窗15wo、111wo、112wo并在相互成对的第1以及第2弹簧SP1、SP2之间与两者的端部抵接。另外，配置于相互不同的外侧弹簧收容窗15wo、111wo、112wo而不成对(不是串联作用)的第1以及第2弹簧SP1、SP2在第1以及第2中间板部件121、122的弹簧收容窗121w、122w配置。而且，相互不成对的第1以及第2弹簧SP1、SP2在前盖3侧由第1中间板部件121的弹簧支承部121s从径向外侧支承(引导)，并且在涡轮5侧由第2中间板部件122的弹簧支承部122s从径向外侧支承(引导)。
由此，第1以及第2弹簧SP1、SP2在减振装置10的周向上交替排列。另外，各第1弹簧SP1的一端与第1以及第2输入板部件111、112(驱动部件11)的对应的外侧弹簧抵接部抵接，各第1弹簧SP1的另一端与第1以及第2中间板部件(中间部件12)的对应的弹簧抵接部抵接。而且，各第2弹簧SP2的一端与第1以及第2中间板部件(中间部件12)的对应的弹簧抵接部抵接，各第2弹簧SP2的另一端与从动部件15的对应的外侧弹簧抵接部15co抵接。
作为其结果，相互成对的第1以及第2弹簧SP1、SP2在驱动部件11与从动部件15之间，经由第1以及第2中间板部件(中间部件12)的对应的弹簧抵接部而串联连结。因此，在减振装置10中，能够使在驱动部件11与从动部件15之间传递扭矩的弹性体的刚性即第1以及第2弹簧SP1、SP2的合成弹簧常数更加变小。此外，在本实施方式中，多个第1以及第2弹簧SP1、SP2配置排列在同一圆周上，起步装置1、减振装置10的轴心与各第1弹簧SP1的轴心之间的距离、和起步装置1等的轴心与各第2弹簧SP2的轴心之间的距离相等。
另外，在从动部件15的各内侧弹簧收容窗15wi配置有内侧弹簧SPi。在减振装置10的安装状态下，各内侧弹簧抵接部15ci与内侧弹簧SPi的对应的端部抵接。而且，在减振装置10的安装状态下，各内侧弹簧SPi的前盖3侧的侧部位于第1输入板部件111的对应的内侧弹簧收容窗的周向上的中央部位置，并且由第1输入板部件111的弹簧支承部111s从径向外侧支承(引导)。另外，在减振装置10的安装状态下，各内侧弹簧SPi的涡轮5侧的侧部位于第2输入板部件112的对应的内侧弹簧收容窗的周向上的中央部，并且由第2输入板部件112的弹簧支承部112s从径向外侧支承(引导)。
由此，如图2所示，各内侧弹簧SPi配置于流体室9内的内周侧区域，并由第1以及第2弹簧SP1、SP2包围。作为其结果，能够更加缩短减振装置10乃至起步装置1的轴长。而且，若对驱动部件11的输入扭矩(驱动扭矩)或从车轴侧赋予从动部件15的扭矩(被驱动扭矩)达到上述扭矩T1而驱动部件11相对于从动部件15的扭转角成为规定角度θref以上，则各内侧弹簧SPi的一方的端部与在第1以及第2输入板部件111、112的对应的内侧弹簧收容窗的两侧设置的内侧弹簧抵接部111ci、112ci的一方抵接。
另外，减振装置10具有：对驱动部件11与从动部件15的相对旋转进行限制的未图示的限位器。若对驱动部件11的输入扭矩达到与减振装置10的最大扭转角θmax对应的扭矩T2，则该限位器对驱动部件11与从动部件15的相对旋转进行限制，伴随于此，第1以及第2弹簧SP1、SP2以及内侧弹簧SPi全部的挠曲被限制。
而且，如图1所示，减振装置10包括：在包含多个第1弹簧SP1、中间部件12以及多个第2弹簧SP2的第1扭矩传递路径TP1、和包含多个内侧弹簧SPi的第2扭矩传递路径TP2这双方并列设置的旋转惯性质量减振器20。在本实施方式中，旋转惯性质量减振器20具有：在减振装置10的输入元件亦即驱动部件11与输出元件亦即从动部件15之间配置的单小齿轮式行星齿轮21。
在本实施方式中，行星齿轮21由在外周包含外齿15t而作为太阳轮发挥功能的从动部件15、将分别与外齿15t啮合的多个(在本实施方式中例如三个)小齿轮23支承为能够旋转且作为行星架发挥功能的第1以及第2输入板部件111、112、以及具有与各小齿轮23啮合的内齿25t并且与作为太阳轮的从动部件15(外齿15t)配置在同心圆上的齿圈25构成。因此，从减振装置10的径向观察时，作为太阳轮的从动部件15、多个小齿轮23以及齿圈25在流体室9内在轴向上至少局部与第1以及第2弹簧SP1、SP2(以及内侧弹簧SPi)重合。
如图2以及图3所示，外齿15t在从动部件15的外周面沿周向隔开间隔(以等间隔)规定的多个位置形成。因此，外齿15t位于比在外侧弹簧收容窗15wo以及内侧弹簧收容窗15wi即驱动部件11与从动部件15之间传递扭矩的第1弹簧SP1、第2弹簧SP2以及内侧弹簧SPi靠径向外侧的位置。此外，外齿15t也可以形成于从动部件15的外周的整体。
如图2所示，构成行星齿轮21的行星架的第1输入板部件111具有：在比外侧弹簧收容窗111wo(外侧弹簧抵接部)靠径向外侧沿周向隔开间隔(以等间隔)配设的多个(在本实施方式中例如三个)小齿轮支承部115。同样，如图2所示，构成行星齿轮21的行星架的第2输入板部件112也具有：在比外侧弹簧收容窗112wo(外侧弹簧抵接部)靠径向外侧沿周向隔开间隔(以等间隔)配设的多个(在本实施方式中例如三个)小齿轮支承部116。
如图4所示，第1输入板部件111的各小齿轮支承部115具有：以向前盖3侧突出的方式形成的圆弧状的伸出部115a；和从该伸出部115a的端部向径向外侧延伸出去的圆弧状的凸缘部115f。另外，第2输入板部件112的各小齿轮支承部116具有：以向涡轮5侧突出的方式形成的圆弧状的伸出部116a；和从该伸出部116a的端部向径向外侧延伸出去的圆弧状的凸缘部116f。
第1输入板部件111的各小齿轮支承部115(凸缘部115f)在轴向上与第2输入板部件112的对应的小齿轮支承部116(凸缘部116f)对置，相互成对的凸缘部115f、116f对分别插入了小齿轮23的小齿轮轴24的端部进行支承。另外，在本实施方式中，第1输入板部件111的小齿轮支承部115(凸缘部115f)分别经由铆钉而紧固于锁止离合器8的离合器鼓81。而且，在本实施方式中，构成中间部件12的第1中间板部件121由小齿轮支承部115的伸出部115a的内周面来对准。另外，构成中间部件12的第2中间板部件122由小齿轮支承部116的伸出部116a的内周面来对准。
如图4所示，行星齿轮21的小齿轮23包含：在外周具有齿轮齿(外齿)23t的环状的齿轮主体230、配置于齿轮主体230的内周面与小齿轮轴24的外周面之间的多个滚针轴承231、以及与齿轮主体230的两端部嵌合而对滚针轴承231的轴向上的移动进行限制的一对隔离件232。如图4所示，小齿轮23的齿轮主体230包含环状的径向支承部230s，上述环状的径向支承部230s具有圆柱面状的外周面，在比齿轮齿23t的齿底靠该小齿轮23的径向上的内周侧处向该齿轮齿23t的轴向上的两侧突出。另外，各隔离件232的外周面形成为与径向支承部230s同径，或比该径向支承部230s小径。
多个小齿轮23以在周向上隔开间隔(以等间隔)排列的方式由作为行星架的第1以及第2输入板部件111、112(小齿轮支承部115、116)支承为能够旋转。而且，在各隔离件232的侧面与第1以及第2输入板部件111、112的小齿轮支承部115、116(凸缘部115f、116f)之间，配置有垫圈235。另外，在小齿轮23的齿轮齿23t的两侧的侧面、与第1以及第2输入板部件111、112的小齿轮支承部115、116(凸缘部115f、116f)的轴向之间，如图4所示那样地形成间隙。
行星齿轮21的齿圈25包含：在内周形成有内齿25t的环状的齿轮主体250；分别以圆环状形成的两个侧板251；以及用于将各侧板251在齿轮主体250的轴向上的两侧的侧面固定的多个铆钉252。齿轮主体250、两个侧板251以及多个铆钉252一体化而作为旋转惯性质量减振器20的惯性质量体(第1质量体)发挥功能。在本实施方式中，内齿25t遍及齿轮主体250的内周面的整体形成。但是，内齿25t也可以在齿轮主体250的内周面沿周向隔开间隔(以等间隔)地规定的多个位置形成。
各侧板251具有凹圆柱面状的内周面，且作为被与内齿25t啮合的多个小齿轮23在轴向上支承的被支承部发挥功能。即，两个侧板251在内齿25t的轴向上的两侧，以分别向比内齿25t的齿底靠径向内侧突出而至少与小齿轮23的齿轮齿23t的侧面对置的方式固定于齿轮主体250的对应的侧面。在本实施方式中，如图4所示，各侧板251的内周面位于比内齿25t的齿顶稍微向径向内侧的位置。
在各小齿轮23与内齿25t啮合时，各侧板251的内周面在径向上被小齿轮23(齿轮主体230)的对应的径向支承部230s支承。由此，能够通过多个小齿轮23的径向支承部230s使齿圈25相对于作为太阳轮的从动部件15的轴心高精度地对准而使该齿圈25顺畅地旋转(摆动)。另外，在各小齿轮23与内齿25t啮合时，各侧板251的内表面与小齿轮23的齿轮齿23t的侧面以及从齿轮齿23t的齿底直至径向支承部230s的部分的侧面对置。由此，齿圈25的轴向上的移动至少被小齿轮23的齿轮齿23t的侧面限制。而且，在齿圈25的各侧板251的外表面、与第1以及第2输入板部件111、112的小齿轮支承部115、116(凸缘部115f、116f)的轴向上之间，如图4所示那样地形成间隙。
此外，在减振装置10中，涡轮5(以及涡轮轮毂52)经由连结部件55而连结于各内侧弹簧SPi。连结部件55以圆环状形成，并经由多个铆钉而固定于涡轮5的涡轮壳50以及涡轮轮毂52。另外，连结部件55具有：从其外周部沿轴向延伸出去的多个(在本实施方式中例如六个)弹簧抵接部55c。如图3所示，多个弹簧抵接部55c配设为各两个成对地在周向上隔开间隔排列，相互成对的两个弹簧抵接部55c隔开与内侧弹簧SPi的自然长度对应的间隔而对置。
另外，在保持内侧弹簧SPi的从动部件15，多个(在本实施方式中例如六个)有端狭缝15s以位于收容该内侧弹簧SPi的各内侧弹簧收容窗15wi的周向上的两侧的方式形成。各有端狭缝15s在一端侧与对应的内侧弹簧收容窗15wi连通，并且沿着在该内侧弹簧SPi的端部的中心通过的圆周以从与内侧弹簧抵接部15ci的内侧弹簧SPi抵接的端面分离的方式以圆弧状延伸。另外，将各有端狭缝15s的周长规定为比连结部件55的各弹簧抵接部55c的周长更长。如图3所示，在各有端狭缝15s插入有连结部件55的弹簧抵接部55c。在减振装置10的安装状态下，连结部件55的各弹簧抵接部55c与对应的内侧弹簧SPi的端部抵接，在各弹簧抵接部55c与划分出从动部件15的各有端狭缝15s的封闭端的部分之间形成有缝隙。
由此，涡轮5、涡轮轮毂52以及连结部件55经由多个内侧弹簧SPi而与减振装置10的输出元件亦即从动部件15连结。而且，作为惯性质量体(第2质量体)的涡轮5、涡轮轮毂52以及连结部件55、和在它们与从动部件15之间并列配置的多个内侧弹簧SPi(弹性体)在驱动部件11相对于从动部件15的扭转角不足规定角度θref且第1以及第2输入板部件111、112的内侧弹簧抵接部111ci、112ci未与各内侧弹簧SPi的端部抵接期间，构成动态减振器90。这样，通过将内侧弹簧SPi兼作动态减振器90的弹性体，不需要对动态减振器90设置专用的弹性体，因此能够良好地抑制减振装置10的大型化。
“动态减振器”通过以不包含于扭矩(平均扭矩)的传递路径的方式相对于振动体(在本实施方式中从动部件15)连结弹性体(弹簧)和质量体而构成，且以与振动体的共振频率一致的频率(发动机转速)向该振动体附加相反相位的振动而使振动衰减。即，通过调整内侧弹簧SPi的弹簧常数(刚性)和作为质量体的涡轮5等的重量，能够通过动态减振器90使所希望的频率的振动衰减。
另外，通过在从动部件15的内侧弹簧收容窗15wi的周向上的两侧形成有端狭缝15s，从而能够以该从动部件15的内侧弹簧抵接部15ci和连结部件55的弹簧抵接部55c双方按压内侧弹簧SPi的端部的中心附近的方式，使内侧弹簧抵接部15ci和弹簧抵接部55c以与内侧弹簧SPi的端部的中心重叠的方式交叉(正交)。由此，能够使内侧弹簧SPi沿着轴心更适当地伸缩而减少滞后即在载荷的减少时作用于该内侧弹簧SPi的摩擦力。在本实施方式中，将有端狭缝15s的周长规定为，在各内侧弹簧SPi完全收缩前，连结部件55的各弹簧抵接部55c与以划分出各有端狭缝15s的封闭端的方式被设置于从动部件15的限位器部15st抵接。由此，若伴随着涡轮5的旋转而一对弹簧抵接部55c的一方与从动部件15的对应的限位器部15st抵接，则涡轮5和从动部件15经由没有完全收缩的内侧弹簧SPi一体旋转。
在如上述那样构成的起步装置1中，在将基于锁止离合器8的锁止解除时，如从图1可知的那样，从发动机EG向前盖3传递了的扭矩(动力)通过经由泵轮4、涡轮5、连结部件55以及内侧弹簧SPi而与涡轮5一体旋转的从动部件15以及减振毂7这样的路径而向变速器TM的输入轴IS传递。
相对于此，若通过起步装置1的锁止离合器8执行锁止，则从发动机EG经由前盖3以及锁止离合器8而向驱动部件11传递了的扭矩在输入扭矩不足上述扭矩T1且驱动部件11相对于从动部件15的扭转角不足规定角度θref期间，经由包含多个第1弹簧SP1、中间部件12以及多个第2弹簧SP2的第1扭矩传递路径TP1、和旋转惯性质量减振器20而向从动部件15以及减振毂7传递。另外，若输入扭矩成为上述扭矩T1以上，则向驱动部件11传递了的扭矩经由第1扭矩传递路径TP1、包含多个内侧弹簧SPi的第2扭矩传递路径TP2、以及旋转惯性质量减振器20而向从动部件15以及减振毂7传递。
若在锁止的执行时(锁止离合器8的接合时)驱动部件11相对于从动部件15旋转(扭转)，则第1以及第2弹簧SP1、SP2挠曲，并且作为质量体的齿圈25根据驱动部件11与从动部件15的相对旋转而绕轴心旋转(摆动)。在像这样驱动部件11相对于从动部件15旋转(摆动)时，行星齿轮21的输入元件亦即作为行星架的驱动部件11即第1以及第2输入板部件111、112的旋转速度高于作为太阳轮的从动部件15的旋转速度。因此，此时，齿圈25由于行星齿轮21的作用而增速，以比驱动部件11高的旋转速度旋转。由此，从旋转惯性质量减振器20的质量体亦即齿圈25，经由小齿轮23将惯性扭矩向减振装置10的输出元件亦即从动部件15赋予，能够使该从动部件15的振动衰减。此外，旋转惯性质量减振器20主要在驱动部件11与从动部件15之间传递惯性扭矩，不传递平均扭矩。
而且，作为质量体的涡轮5等、以及与该涡轮5等和从动部件15连结的弹性体亦即多个内侧弹簧SPi在驱动部件11相对于从动部件15的扭转角不足规定角度θref且第1以及第2输入板部件111、112的内侧弹簧抵接部111ci、112ci未抵接于各内侧弹簧SPi的端部期间，构成动态减振器90。这样的动态减振器90对从动部件15赋予与该从动部件15的振动相反相位的振动，通过该动态减振器90也能够使从动部件15的振动衰减。
接下来，参照图5对减振装置10的振动的衰减原理详细地进行说明。
如上述那样，在减振装置10中，在向驱动部件11传递的输入扭矩达到上述扭矩T1为止，第1扭矩传递路径TP1所含的第1以及第2弹簧SP1、SP2和旋转惯性质量减振器20并列作用。这样，在第1以及第2弹簧SP1、SP2和旋转惯性质量减振器20并列作用时，从包含中间部件12和第1以及第2弹簧SP1、SP2的第1扭矩传递路径TP1向从动部件15传递的扭矩取决于(成比例于)中间部件12与从动部件15之间的第2弹簧SP2的位移(挠曲量即扭转角)。相对于此，从旋转惯性质量减振器20向从动部件15传递的扭矩取决于(成比例于)驱动部件11与从动部件15的角加速度之差，即驱动部件11与从动部件15之间的第1以及第2弹簧SP1、SP2的位移的二阶微分值。由此，若假定为向减振装置10的驱动部件11传递的输入扭矩T以T＝T0sinωt的方式周期性地振动(其中，“ω”是输入扭矩T的周期性的变动(振动)的角振动数。)，从驱动部件11经由第1扭矩传递路径TP1向从动部件15传递的振动的相位、和从驱动部件11经由旋转惯性质量减振器20向从动部件15传递的振动的相位偏差180°。
而且，在具有中间部件12的减振装置10中，能够相对于允许第1以及第2弹簧SP1、SP2的挠曲并且内侧弹簧SPi未挠曲的状态，设定两个固有振动数(共振频率)。即，在假定为以由锁止离合器8执行了锁止的状态开始从发动机EG向驱动部件11的扭矩的传递的情况下，在第1扭矩传递路径TP1中，在允许第1以及第2弹簧SP1、SP2的挠曲并且内侧弹簧SPi未挠曲时，产生由驱动部件11和从动部件15相互以相反相位振动而引起的共振或者驱动部件11与未图示的驱动轴之间产生的主要是变速器的共振(第1共振、参照图5的共振点R1)。
另外，第1扭矩传递路径TP1的中间部件12以环状形成，来自发动机EG的扭矩向驱动部件11传递时，作用于中间部件12的惯性力比妨碍该中间部件12的振动的阻力(主要是作用于旋转的中间部件12的离心力所引起的摩擦力)大。因此，伴随着来自发动机EG的扭矩向驱动部件11传递而振动的中间部件12的衰减比ζ不足值1。此外，单自由度系的中间部件12的衰减比ζ能够表示为ζ＝C/(2·√[J2·(k1+k2)]。其中，“J2”是中间部件12的惯性力矩，“k1”是在驱动部件11与中间部件12之间并列作用的多个第1弹簧SP1的合成弹簧常数，“k2”是在中间部件12与从动部件15之间并列作用的多个第2弹簧SP2的合成弹簧常数，“C”是妨碍中间部件12的振动的该中间部件12的每单位速度的衰减力(阻力)。即，中间部件12的衰减比ζ至少基于中间部件12的惯性力矩J2和第1以及第2弹簧SP1、SP2的刚性k1、k2来决定。
另外，上述衰减力C能够如以下那样求出。即，若使中间部件12的位移x成为x＝A·sin(ω12·t)(其中，“A”是振幅，“ω12”是中间部件12的振动频率。)，则由上述衰减力C引起的损失能量Sc能够表示为Sc＝π·C·A2·ω12。而且，若使中间部件12的位移x成为x＝A·sin(ω12·t)，则由中间部件12的1周期的振动中的上述的滞后H引起的损失能量Sh能够表示为Sh＝2·H·A。而且，若假定为由上述衰减力C引起的损失能量Sc与由滞后H引起的损失能量Sh相等，则上述衰减力C能够表示为C＝(2·H)/(π·A·ω12)。
而且，单自由度系的中间部件12的固有振动数f12表示为f12＝1/(2π)·√[(k1+k2)/J2]，通过使中间部件12以环状形成，从而惯性力矩J2比较大，因此该中间部件12的固有振动数f12比较小。由此，如图5所示，在第1扭矩传递路径TP1中，在允许第1以及第2弹簧SP1、SP2的挠曲并且内侧弹簧SPi未挠曲时，在发动机EG的转速Ne(驱动部件11的转速)以一定程度高于与共振点R1的振动数(以及后述的反共振点A1的振动数)对应的转速的阶段，产生由中间部件12以与驱动部件11以及从动部件15双方相反相位振动而引起的该中间部件12的共振(第2共振、参照图5的共振点R2)。
另外，如图5中单点划线所示那样，从第1扭矩传递路径TP1(第2弹簧SP2)向从动部件15传递的振动的振幅在发动机EG的转速(驱动部件11的转速)达到与比较小的中间部件12的固有振动数对应的转速前由减少转为增加。相对于此，如图5中双点划线所示那样，从旋转惯性质量减振器20向从动部件15传递的振动的振幅随着发动机EG的转速(驱动部件11的转速)增加而慢慢增加。由此，在减振装置10中，以由于中间部件12的存在而经由第1扭矩传递路径TP1传递的扭矩产生两个峰值即共振(R1，R2)为起因，如图5中实线所示那样，能够合计设定两个从动部件15的振动振幅Θ3理论上成为零的反共振点A1、A2。
而且，在减振装置10中，连结于从动部件15的动态减振器90对从动部件15赋予与该从动部件15的振动相反相位的振动。具体而言，在发动机EG的转速Ne即驱动部件11的转速(向驱动部件11传递的振动的频率)低、从旋转惯性质量减振器20赋予从动部件15的惯性扭矩小时，如图5中虚线所示那样，动态减振器90将与从旋转惯性质量减振器20赋予从动部件15的振动相同相位的振动赋予该从动部件15。即，动态减振器90在比反共振点A1靠低旋转侧的区域，以补充从旋转惯性质量减振器20向从动部件15赋予的惯性扭矩的方式作用，将从第1扭矩传递路径TP1向从动部件15传递的振动的至少一部分抵消。
相反，在发动机EG的转速Ne即驱动部件11的转速(向驱动部件11传递的振动的频率)变高、从旋转惯性质量减振器20向从动部件15赋予的惯性扭矩变大(过大)时，如图5中虚线所示那样，动态减振器90将与从第1扭矩传递路径TP1(第2弹簧SP2)向从动部件15赋予的振动相同相位的振动赋予该从动部件15。即，动态减振器90在反共振点A1以及A2之间的转速域，以补充来自第1扭矩传递路径TP1的扭矩的方式作用，将从旋转惯性质量减振器20向从动部件15赋予的惯性扭矩的至少一部分抵消。
作为其结果，在减振装置10中，如图5中实线所示那样，与从该减振装置10省略了动态减振器90的结构(参照图5中虚线)相比，能够更加降低比低旋转侧的反共振点A1靠低旋转侧的区域、两个反共振点A1、A2间的转速域中的扭矩变动TFluc(振动水平)。因此，能够更加提高发动机EG的转速Ne(驱动部件11的转速)比较低的区域中的减振装置10的振动衰减性能。
而且，在本实施方式中，使动态减振器90的共振点的振动数与低旋转侧的反共振点A1的振动数一致，由此，能够更加降低反共振点A1附近特别是比反共振点A1靠低旋转侧的区域中的扭矩变动TFluc(振动水平)。而且，通过像这样使比反共振点A1靠低旋转侧的区域中的扭矩变动TFluc降低，从而能够将锁止离合器8的锁止转速Nlup设定为比与低旋转侧的反共振点A1的振动数对应的发动机EG的转速Nea1低，因此能够在发动机EG的转速更低的状态下将来自该发动机EG的扭矩向变速器TM机械传递。作为其结果，能够提高发动机EG与变速器TM之间的动力传递效率，从而更加提高发动机EG的燃油经济性。此外，锁止转速Nlup是发动机EG的启动后最初连结该发动机EG与减振装置10时的转速，且是经由多个锁止转速中最低的即从驱动部件11经由第1扭矩传递路径TP1向从动部件15传递扭矩的转速域的最小转速。如图5所示，锁止转速Nlup比与共振点R1处的共振的振动数对应的转速高，共振点R1处的共振(两个固有振动数小的一方的共振)成为在使用减振装置10的转速域中不产生的假想的共振。
另外，在包含动态减振器90的减振装置10中，在形成有反共振点A1的紧后通过该动态减振器90使振动衰减，伴随于此，扭矩变动TFluc(振动水平)变高(产生回摆)，但通过使动态减振器90的共振点的振动数与低旋转侧的反共振点A1的振动数一致而使比低旋转侧的反共振点A1靠低旋转侧的区域中扭矩变动TFluc降低，从而能够抑制形成有反共振点A1的紧后的扭矩变动TFluc(振动水平)的变高，能够使该扭矩变动TFluc成为允许范围内。此外，图5示出不考虑减振装置10中的滞后的状态下的扭矩变动TFluc等，实际上认为，形成有反共振点A1的紧后的扭矩变动TFluc(振动水平)的变高在该滞后的作用下被衰减。
但是，动态减振器90的共振点的振动数也可以不一定与反共振点A1的振动数一致，动态减振器90也可以设计为其共振点的振动数比反共振点A1的振动数稍小，也可以设计为其共振点的振动数比反共振点A1的振动数稍大。另外，例如在变速器TM的轴体的共振变明显的情况下，也可以使动态减振器90的共振点的振动数与该轴体的共振的振动数一致。
在本实施方式的减振装置10中，若在第1扭矩传递路径TP1中产生第2共振(参照图5的共振点R2)，则中间部件12以与从动部件15相反相位振动，如图5中单点划线所示那样，从驱动部件11经由第1扭矩传递路径TP1向从动部件15传递的振动的相位、与从驱动部件11经由旋转惯性质量减振器20向从动部件15传递的振动的相位一致。另外，在将动态减振器90的共振点的振动数设定为反共振点A1的振动数附近的情况下，若在第1扭矩传递路径TP1中产生第2共振，则从动态减振器90向从动部件15传递的振动的相位与从第1扭矩传递路径TP1向从动部件15传递的振动的相位以及从旋转惯性质量减振器20向从动部件15传递的振动的相位一致。
此处，针对包含处于通过锁止的执行从发动机EG向驱动部件11传递扭矩的状态并且内侧弹簧SPi未挠曲的本实施方式的减振装置10在内的振动系统，能够构建下式(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，“J2”如上述那样是中间部件12的惯性力矩，“J3”是从动部件15的惯性力矩，“Ji”是旋转惯性质量减振器20的质量体亦即齿圈25的惯性力矩。而且，“θ1”是驱动部件11的扭转角，“θ2”是中间部件12的扭转角，“θ3”是从动部件15的扭转角。另外，“λ”是构成旋转惯性质量减振器20的行星齿轮21的传动比(外齿15t(太阳轮)的节圆直径/齿圈25的内齿25t的节圆直径)，即作为质量体的齿圈25的旋转速度相对于从动部件15的旋转速度之比。
数1：
Figure GDA0001994838800000181
而且，若假定为对驱动部件11的输入扭矩T如上述那样周期性地振动，并且假定为以驱动部件11的扭转角θ1、中间部件12的扭转角θ2以及从动部件15的扭转角θ3满足[θ1，θ2，θ3]T＝[Θ1，Θ2，Θ3]Tsinωt的方式周期性地响应(振动)，则能够得到下式(2)的恒等式。但是，“Θ1”是伴随着扭矩从发动机EG的传递而产生的驱动部件11的振动的振幅(振动振幅即最大扭转角)，“Θ2”是伴随着向驱动部件11传递来自发动机EG的扭矩而产生的中间部件12的振动的振幅(振动振幅)，“Θ3”是伴随着向驱动部件11传递来自发动机EG的扭矩而产生的从动部件15的振动的振幅(振动振幅)。
数2：
Figure GDA0001994838800000182
在式(2)中，在从动部件15的振动振幅Θ3为零的情况下，通过减振装置10使来自发动机EG的振动在理论上完全衰减而理论上未向比从动部件15靠后段侧的变速器TM、驱动轴等传递振动。因此，通过针对振动振幅Θ3求解式(2)的恒等式并且使Θ3＝0，从而能够得到下式(3)所示的条件式。式(3)是针对输入扭矩T的周期性的变动的角振动数的平方值ω2的2次方程式。在该角振动数的平方值ω2是式(5)的两个实数解的任一个(或者多重解)的情况下，从第1扭矩传递路径TP1向从动部件15传递的来自发动机EG的振动、与从旋转惯性质量减振器20向从动部件15传递的振动相互抵消，从动部件15的振动振幅Θ3在理论上成为零。从这点上，理解为，在减振装置10中，可合计设定两个从动部件15的振动振幅Θ3理论上成为零的反共振点。
数3：
J2·Ji·λ(1+λ)·(ω2)2-Ji·λ(1+λ)·(k1+k2)·ω2+k1·k2＝0…(3)
上述式(3)的两个解ω1以及ω2能够根据2次方程式的解的公式得到，ω1＜ω2成立。而且，低旋转侧(低频侧)的反共振点A1的振动数(以下称为“最小振动数”)fa1如下式(4)所示表达，高旋转侧(高频侧)的反共振点A2的振动数fa2(fa2＞fa1)如下式(5)所示表达。另外，若使“n”成为发动机EG的气缸数，则与最小振动数fa1对应的发动机EG的转速Nea1表达为Nea1＝(120/n)·fa1。
数4：
Figure GDA0001994838800000191
Figure GDA0001994838800000192
由此，在减振装置10中，基于所要求的锁止转速Nlup、最小振动数fa1，选择/设定多个第1弹簧SP1的合成弹簧常数k1、多个第2弹簧SP2的合成弹簧常数k2、中间部件12的惯性力矩J2、以及旋转惯性质量减振器20的质量体亦即齿圈25的惯性力矩Ji，能够更加提高振动衰减性能。但是，也可以根据应用减振装置10的车辆、原动机等各种规格，使式(3)的多重解(＝1/2π·√{(k1+k2)/(2·J2)}成为上述最小振动数fa1。
此外，在减振装置10中，也可以构成为，在驱动部件11连结(一体化)行星齿轮21的太阳轮，并且使从动部件15作为行星齿轮21的行星架。另外，动态减振器90也可以包括不包含涡轮5的专用的质量体。而且，在上述的减振装置10中，内侧弹簧SPi兼作动态减振器90的弹性体，但不局限于此。即，图6所示的起步装置1X所含的减振装置10X的动态减振器90X包含：专用的多个弹簧SPd、与从动部件15X连结并且保持多个弹簧SPd的连结部件150、以及在作为质量体的涡轮5设置的多个弹簧抵接部55c。在这种情况下，也可以是，从轴向观察时，弹簧SPd以与旋转惯性质量减振器20的齿圈25重叠的方式配置于涡轮5的外周部附近。由此，能够将往往成为死区的涡轮5的外周部附近的区域作为弹簧SPd的配置空间而有效地利用，能够提高装置整体的空间效率。
而且，发动机EG的锁止转速Nlup不一定需要设定为比与低旋转侧的反共振点A1的振动数对应的发动机EG的转速Nea1低。即，锁止转速Nlup也可以设定为以与低旋转侧的反共振点A1的振动数(最小振动数fa1)对应的转速Nea1为中心的规定的转速范围内。该规定的转速范围例如为Nea1－1000rpm≤Nlup≤Nea1+1000rpm，也可以更优选为Nea1－600rpm≤Nlup≤Nea1+600rpm这一范围。另外，锁止转速Nlup也可以与转速Nea1一致，也可以设定为转速Nea1附近的值(例如，Nea1－100rpm≤Nlup≤Nea1+100rpm)。
图7是表示包含本公开中的其他变形方式的减振装置10Y的起步装置1Y的简要结构图。此外，对起步装置1Y、减振装置10Y的构成要素中的与上述的起步装置1、减振装置10等相同的构件，标注相同的附图标记，省略重复的说明。
图10所示的减振装置10Y包含驱动部件(输入元件)11Y、中间部件(中间元件)12Y以及从动部件(输出元件)15Y，作为旋转元件。而且，减振装置10Y包含在驱动部件11Y与中间部件12Y之间传递扭矩的多个第1弹簧(第1弹性体)SP1、和分别与对应的第1弹簧SP1串联作用而在中间部件12Y与从动部件15Y之间传递扭矩的多个第2弹簧(第2弹性体)SP2，作为扭矩传递构件(扭矩传递弹性体)。多个第1弹簧(第1弹性体)SP1、中间部件12Y、多个第2弹簧(第2弹性体)SP2在驱动部件11Y与从动部件15Y之间构成扭矩传递路径TP。而且，在从动部件15Y连结有动态减振器90Y。动态减振器90Y包含：专用的多个弹簧SPd、与从动部件15Y连结并且保持多个弹簧SPd的连结部件150Y、以及在作为质量体的涡轮5设置的多个弹簧抵接部55c。
另外，旋转惯性质量减振器20Y与上述旋转惯性质量减振器20相同由单小齿轮式行星齿轮21构成，且在驱动部件11Y与从动部件15Y之间与扭矩传递路径TP并列设置。在旋转惯性质量减振器20Y中，驱动部件11Y(第1以及第2输入板部件111、112)将多个小齿轮23支承为能够旋转而作为行星齿轮21的行星架发挥功能。另外，从动部件15Y具有外齿15t，作为行星齿轮21的太阳轮发挥功能。
而且，减振装置10Y包含：对驱动部件11Y与中间部件12Y的相对旋转即第1弹簧SP1的挠曲进行限制的第1限位器ST1、和对中间部件12Y与从动部件15Y的相对旋转即第2弹簧SP2的挠曲进行限制的第2限位器ST2。若对驱动部件11Y的输入扭矩达到比与减振装置10Y的最大扭转角θmax对应的扭矩T2小的预先决定的扭矩T1而驱动部件11Y相对于从动部件15Y的扭转角成为规定角度θref以上，则第1以及第2限位器ST1、ST2的一方对驱动部件11Y与中间部件12Y的相对旋转、或者中间部件12Y与从动部件15Y的相对旋转进行限制。另外，若对驱动部件11Y的输入扭矩达到扭矩T2，则第1以及第2限位器ST1、ST2的另一方对中间部件12Y与从动部件15Y的相对旋转、或者驱动部件11Y与中间部件12Y的相对旋转进行限制。
由此，在第1以及第2限位器ST1、ST2的一方工作之前，允许第1以及第2弹簧SP1、SP2的挠曲，若第1以及第2限位器ST1、ST2的一方工作，则第1以及第2弹簧SP1、SP2的一方的挠曲被限制。而且，若第1以及第2限位器ST1、ST2双方工作，则第1以及第2弹簧SP1、SP2双方的挠曲被限制。因此，减振装置10Y也具有两个阶段(两种程度)的衰减特性。此外，第1或者第2限位器ST1、ST2也可以构成为对驱动部件11Y与从动部件15Y的相对旋转进行限制。
在具有这样的结构的减振装置10Y中，也能够获得与上述的减振装置10、10X相同的作用效果。另外，在减振装置10Y中，也可以配置为第1以及第2弹簧SP1、SP2的任一方在另一方的径向外侧沿周向隔开间隔排列。即，也可以配设为，例如多个第1弹簧SP1在流体室9内的外周侧区域沿周向隔开间隔排列，也可以配设为，例如多个第2弹簧SP2在多个第1弹簧SP1的径向内侧沿周向隔开间隔排列。在这种情况下，也可以配置为，从径向观察时，第1以及第2弹簧SP1、SP2至少局部重叠。另外，弹簧SPd也可以以从轴向观察时与旋转惯性质量减振器20Y的齿圈25重叠的方式配置于涡轮5的外周部附近，也可以以在周向上与第1或者第2弹簧SP1、SP2排列的方式配置。而且，在减振装置10Y中，也可以构成为，在驱动部件11Y连结(一体化)行星齿轮21的太阳轮，并且将从动部件15Y作为行星齿轮21的行星架。
图8是表示包含本公开的又一其他变形方式的减振装置10Z的起步装置1Z的简要结构图。此外，对起步装置1Z、减振装置10Z的构成要素中的与上述的起步装置1、减振装置10等相同的构件标注相同的附图标记，省略重复的说明。
图8所示的减振装置10Z包含驱动部件(输入元件)11Z、第1中间部件(第1中间元件)13、第2中间部件(第2中间元件)14以及从动部件(输出元件)15Z，作为旋转元件。而且，减振装置10Z包含：在驱动部件11与第1中间部件13之间传递扭矩的多个第1弹簧(第1弹性体)SP1′、在第1中间部件13与第2中间部件14之间传递扭矩的多个第2弹簧(第2弹性体)SP2′、以及在第2中间部件14与从动部件15Z之间传递扭矩的多个第3弹簧(第3弹性体)SP3，作为扭矩传递构件(扭矩传递弹性体)。多个第1弹簧(第1弹性体)SP1′、第1中间部件13、多个第2弹簧(第2弹性体)SP2′、第2中间部件14、多个第3弹簧SP3在驱动部件11Z与从动部件15Z之间构成扭矩传递路径TP。另外，旋转惯性质量减振器20Z与上述旋转惯性质量减振器20、20Y相同由单小齿轮式行星齿轮21构成，且在驱动部件11Z与从动部件15Z之间与扭矩传递路径TP并列设置。而且，在从动部件15Z连结有动态减振器90Z。动态减振器90Y包含：专用的多个弹簧SPd、与从动部件15Z连结并且保持多个弹簧SPd的连结部件150Z、以及在作为质量体的涡轮5设置的多个弹簧抵接部55c。
在具有这样的第1以及第2中间部件13、14的减振装置10Z中，在允许第1～第3弹簧SP1′、SP2′以及SP3全部的挠曲时，在扭矩传递路径TP上产生三个共振。即，在扭矩传递路径TP中，在允许第1～第3弹簧SP1′～SP3的挠曲时，产生由驱动部件11Z与从动部件15Z相互以相反相位振动而引起的减振装置10Z整体的共振。另外，在扭矩传递路径TP中，在允许第1～第3弹簧SP1′～SP3的挠曲时，产生由第1以及第2中间部件13、14以与驱动部件11Z以及从动部件15Z双方相反相位振动而引起的共振。而且，在扭矩传递路径TP中，在允许第1～第3弹簧SP1′～SP3的挠曲时，产生由第1中间部件13以与驱动部件11Z相反相位振动、第2中间部件14以与第1中间部件13相反相位振动、并且从动部件15Z以与第2中间部件14相反相位振动而引起的共振。因此，在减振装置10Z中，能够合计设定三个反共振点，在上述反共振点中，从扭矩传递路径TP向从动部件15Z传递的振动、与从旋转惯性质量减振器20Z向从动部件15Z传递的振动在理论上相互抵消。
而且，在减振装置10Z中，连结于从动部件15Z的动态减振器90Z对从动部件15Z赋予与该从动部件15Z的振动相反相位的振动。即，对于动态减振器90Z而言，在从旋转惯性质量减振器20Z赋予从动部件15Z的惯性扭矩变小时，以补充该惯性扭矩的方式作用，相反，在从旋转惯性质量减振器20Z赋予从动部件15Z的惯性扭矩变大(过大)时，以抵消该惯性扭矩的至少一部分(补充来自扭矩传递路径TP的扭矩)的方式作用。作为其结果，在该减振装置10Z中，能够更加降低比最低旋转侧的反共振点靠低旋转侧的区域、相邻的反共振点之间的转速域的振动水平，因此能够更加提高振动衰减性能。另外，在减振装置10Z中，通过使比第1反共振点靠高旋转侧(高频侧)的第2反共振点例如与变速器TM的输入轴IS的共振点(的振动数)一致(更接近)，或使比第2反共振点靠高旋转侧(高频侧)的第3反共振点例如与减振装置10Z内的共振点(的振动数)一致(更接近)，从而也能够良好地抑制这些共振的产生。
此外，减振装置10Z也可以构成为将三个以上中间部件包含于扭矩传递路径TP。另外，在减振装置10Z中，也可以构成为，在驱动部件11Z连结(一体化)行星齿轮21的太阳轮，并且将从动部件15Z作为行星齿轮21的行星架。而且，在减振装置10Z中，也可以例如在第1中间部件13连结(一体化)行星齿轮21的太阳轮，也可以例如将第1中间部件13作为行星齿轮21的行星架而构成。
图9是表示能够应用于减振装置10的其他从动部件15B的主视图。在该图所示的从动部件15B中，省略上述的从动部件15中的有端狭缝15s，将内侧弹簧收容窗15wi的周长决定为比两个内侧弹簧SPi的周长的合计长。如图示那样，在各内侧弹簧收容窗15wi，两个内侧弹簧SPi隔开间隔配置。另外，与从动部件15B一起使用的连结部件55B具有与内侧弹簧收容窗15wi数目相同的弹簧抵接部55c，各弹簧抵接部55c插入两个内侧弹簧SPi的周向上之间，与两者的端部抵接。即，在安装状态下，各内侧弹簧SPi的一方的端部与从动部件15B的对应的内侧弹簧抵接部15ci抵接，另一方的端部与连结部件55B的对应的弹簧抵接部55c抵接。
采用这样的结构，也能够将包含作为质量体的涡轮5等和作为弹性体的多个内侧弹簧SPi在内的动态减振器90与减振装置10的输出元件亦即从动部件15B连结。另外，在采用从动部件15B的情况下，能够以内侧弹簧抵接部15ci与弹簧抵接部55c双方按压内侧弹簧SPi的端部的中心附近的方式将内侧弹簧抵接部15ci与弹簧抵接部55c以与内侧弹簧SPi的端部的中心重叠的方式交叉(正交)。由此，能够使内侧弹簧SPi沿着轴心更适当伸缩而减少滞后即减荷时作用于该内侧弹簧SPi的摩擦力。
图10是表示包含本公开的又一其他变形方式的减振装置10V的起步装置1V的简要结构图。此外，对起步装置1V、减振装置10V的构成要素中的与上述的起步装置1、减振装置10等相同的元件标注相同的附图标记，并省略重复的说明。
图10的减振装置10V相当于从上述减振装置10省略了中间部件12的装置，作为旋转元件包含驱动部件(输入元件)11V以及从动部件(输出元件)15V，并且作为扭矩传递弹性体而包含在驱动部件11V与从动部件15V之间并列配置的多个弹簧SP。另外，旋转惯性质量减振器20V与上述旋转惯性质量减振器20等相同由单小齿轮式行星齿轮21构成，且在驱动部件11V与从动部件15V之间，与包含弹簧SP的第1扭矩传递路径TP1并列设置。而且，动态减振器90V由作为质量体(第2质量体)的涡轮5、未图示的涡轮轮毂以及连结部件55、以及在它们与从动部件15V之间并列配置的弹性体亦即多个内侧弹簧SPi构成。在驱动部件11V相对于从动部件15V的扭转角不足规定角度且驱动部件11V的内侧弹簧抵接部111ci、112ci未抵接于各内侧弹簧SPi的端部期间，多个内侧弹簧SPi作为动态减振器90V的弹性体而使用。
在这样的减振装置10V中，能够设定一个反共振点，在反共振点中，从驱动部件11V经由第1扭矩传递路径TP1向从动部件15V传递的振动、与从驱动部件11V经由旋转惯性质量减振器20V向从动部件15V传递的振动在理论上相互抵消。另外，在减振装置10V中，动态减振器90V主要在发动机EG的转速Ne即驱动部件11V的转速(向驱动部件11V传递的振动的频率)变高、从旋转惯性质量减振器20V向从动部件15V赋予的惯性扭矩变大(过大)时，将与从第1扭矩传递路径TP1(弹簧SP)向从动部件15V赋予的振动相同相位的振动赋予该从动部件15V。即，动态减振器90V在比反共振点靠高旋转侧的转速域中，以对来自第1扭矩传递路径TP1的扭矩进行补充的方式作用，将从旋转惯性质量减振器20V向从动部件15V赋予的惯性扭矩的至少一部分抵消。另外，动态减振器90V也在发动机EG的转速Ne即驱动部件11的转速(向驱动部件11传递的振动的频率)低时(在比反共振点靠低旋转侧的转速域)，以对从旋转惯性质量减振器20V向从动部件15V赋予的惯性扭矩进行补充的方式作用，能够将从第1扭矩传递路径TP1向从动部件15V传递的振动的至少一部分抵消。由此，在减振装置10V中，也能够更加提高振动衰减性能。
图11是表示包含本公开的其他变形方式的减振装置10W的起步装置1W的简要结构图。此外，对起步装置1W、减振装置10W的构成要素中的与上述的起步装置1、减振装置10等相同的元件标注相同的附图标记，并省略重复的说明。
在图11所示的起步装置1W所含的减振装置10W中，将内侧弹簧SPi仅作为该减振装置10W的扭矩传递弹性体而利用。另外，减振装置10W的动态减振器90W包含：多个(例如三个)专用的弹簧SPd、与从动部件15W连结并且保持多个弹簧SPd的连结部件150W、以及在作为质量体的涡轮5固定的连结部件55W。连结部件150W包含：第1板部件151，其具有经由多个铆钉连结(固定)于从动部件15W的内周部和从该内周部向径向外侧延伸出去的多个(例如六个)弹簧抵接部151c；和环状的第2板部件152，其经由多个铆钉连结(固定)于该第1板部件151。第1板部件151的多个弹簧抵接部151c以各两个成对的方式形成，在相互成对的两个弹簧抵接部151c之间配置有一个弹簧SPd。另外，第2板部件152具有比涡轮5稍大的外径，且形成为与第1板部件151的多个弹簧抵接部151c一起保持多个弹簧SPd。而且，连结部件55W具有以各两个成对而沿周向隔开间隔排列的方式在轴向上延伸出去的多个(例如六个)弹簧抵接部55c，并固定(焊接)于涡轮5的涡轮壳50的外周部。而且，在相互成对两个弹簧抵接部55c之间配置有一个弹簧SPd。
在这样的减振装置10W中，动态减振器90W的弹簧SPd以从轴向观察时与旋转惯性质量减振器20的齿圈25重叠的方式配置于涡轮5的外周部附近即流体室9内的外周侧区域。由此，能够将往往成为死区的涡轮5的外周部附近的区域作为弹簧SPd的配置空间而有效地利用，提高装置整体的空间效率。而且，能够充分确保动态减振器90W的弹簧SPd的扭转角，因此能够更加提高动态减振器90W的振动衰减性能。另外，能够更加提高内侧弹簧SPi的刚性，因此能够更加提高减振装置10W的最大输入扭矩。
如以上说明地那样，本公开的减振装置包含：传递来自发动机(EG)的扭矩的输入元件11、11Y、11Z、中间元件12、12Y、13、14、输出元件15、15Y、15Z、15W、在上述输入元件与上述中间元件之间传递扭矩的第1弹性体SP1、SP1′、以及在上述中间元件与上述输出元件之间传递扭矩的第2弹性体SP2、SP2′，在上述减振装置10、10X、10Y、10Z、10W中，具备：旋转惯性质量减振器20、20Y、20Z，其具有根据上述输入元件11、11Y、11Z与上述输出元件15、15Y、15Z的相对旋转而旋转的第1质量体25，在上述输入元件11、11Y、11Z与上述输出元件15、15Y、15Z、15W之间，与包含上述第1弹性体SP1、上述中间元件以及上述第2弹性体SP2在内的扭矩传递路径TP1、TP被并列设置；以及动态减振器90、90X、90Y、90Z、90W，其包含第2质量体5、52、55、55B、55W、和连结上述第2质量体和上述输出元件15、15Y、15Z、15W的弹性体SPi、SPd。
在本公开的减振装置中，若假定为向输入元件传递的输入扭矩周期性地振动，则从输入元件经由扭矩传递路径向输出元件传递的振动的相位、与从输入元件经由旋转惯性质量减振器向输出元件传递的振动的相位偏差180°。另外，在包含中间元件的扭矩传递路径中，相对于允许第1以及第2弹性体的挠曲的状态，设定多个固有振动数(共振频率)，并且能够在输入元件的转速达到与该多个固有振动数的任一个对应的转速的阶段产生中间元件的共振。因此，在本公开的减振装置中，能够设定两个反共振点，在反共振点中，从该扭矩传递路径向输出元件传递的振动、与从旋转惯性质量减振器向输出元件传递的振动在理论上相互抵消。而且，第2质量体以及连结该第2质量体和输出元件的弹性体构成动态减振器，该动态减振器对输出元件赋予与该输出元件的振动相反相位的振动。由此，在向输入元件传递的振动的频率(输入元件的转速)变小、从旋转惯性质量减振器赋予输出元件的惯性扭矩变小时，动态减振器以将从扭矩传递路径向输出元件传递的振动的至少一部分抵消(补充惯性扭矩)的方式作用。相反，在向输入元件传递的振动的频率(输入元件的转速)变大、从旋转惯性质量减振器向输出元件赋予的惯性扭矩变大(过大)时，动态减振器以将该惯性扭矩的至少一部分抵消(补充来自扭矩传递路径的扭矩)的方式作用。作为其结果，在本公开的减振装置中，能够更加降低比低旋转侧的反共振点靠低旋转侧的区域、两个反共振点之间的转速域中的振动水平，因此能够更加提高输入元件的转速比较低的区域中的振动衰减性能。
另外，也可以是，从上述输入元件11、11Y、11Z经由上述扭矩传递路径TP1向上述输出元件15、15Y、15Z、15W传递扭矩的转速域的最小转速Nlup比与上述输出元件的振动振幅15、15Y、15Z、15W理论上成为零的反共振点A1、A2的振动数中的最小振动数fa1对应的转速Nea1低。即，在本公开的减振装置中，能够更加降低比低旋转侧的反共振点靠低旋转侧的区域中的振动水平，因此更加降低经由扭矩传递路径向输出元件传递扭矩的转速域的最小转速(锁止转速)而提高动力的传递效率，由此能够更加提高发动机的燃油经济性。
而且，也可以是，从上述输入元件11、11Y、11Z经由上述扭矩传递路径TP1向上述输出元件15、15Y、15Z、15W传递扭矩的转速域的最小转速Nlup包含于以与上述输出元件15、15Y、15Z、15W的振动振幅理论上成为零的反共振点A1、A2的振动数中的最小振动数fa1对应的转速Nea1为中心的规定的转速范围。在这种情况下，也可以是，在将与上述最小振动数对应的转速设为“Nea1”时，上述规定的转速范围为Nea1－600rpm以上并且Nea1+600rpm以下的范围。
另外，上述减振装置10也可以还具备第3弹性体SPi，若上述输入元件11相对于上述输出元件15的扭转角成为规定角度θref以上，则上述第3弹性体SPi与上述第1以及第2弹性体SP1、SP2并列作用，也可以是，在上述输入元件11相对于上述输出元件15的上述扭转角不足上述规定角度θref期间，上述第3弹性体SPi连结上述第2质量体12和上述输出元件15。由此，由于不需要在动态减振器设置专用的弹性体，所以能够良好地抑制减振装置的大型化。
另外，也可以上述扭矩传递路径TP作为上述中间元件包含第1以及第2中间元件13、14并且还包含第3弹性体SP3，上述第1弹性体SP1′也可以在上述输入元件11Z与上述第1中间元件13之间传递扭矩，上述第2弹性体SP2′也可以在上述第1中间元件13与上述第2中间元件14之间传递扭矩，上述第3弹性体SP3也可以在上述第2中间元件14与上述输出元件15Z之间传递扭矩。在这样的减振装置中，能够合计设定三个反共振点，在上述反共振点中，从输入元件经由扭矩传递路径向输出元件传递的振动与从输入元件经由旋转惯性质量减振器向输出元件传递的振动理论上相互抵消，因此能够进一步提高振动衰减性能。
而且，上述第2质量体也可以包含流体传动装置的涡轮5。但是，不言而喻，上述第2质量体也可以是不包含涡轮的专用的质量体。
另外，上述输出元件15、15Y、15Z、15W也可以以进行作用的方式(直接或者间接地)连结于变速器TM的输入轴IS。
本公开的其他减振装置包含：传递来自发动机EG的扭矩的输入元件11V、输出元件15V、以及在上述输入元件11V与上述输出元件15V之间传递扭矩的扭矩传递弹性体SP，在上述减振装置10V中，具备：旋转惯性质量减振器20V，其具有根据上述输入元件11V与上述输出元件15V的相对旋转而旋转的第1质量体25，在上述输入元件11V与上述输出元件15V之间，旋转惯性质量减振器20V与包含上述扭矩传递弹性体SP的扭矩传递路径TP1被并列设置；第2质量体5、55；以及弹性体SPi，其连结上述第2质量体5、55和上述输出元件15V。
在这样的减振装置中，能够设定一个反共振点，在该反共振点中，从扭矩传递路径向输出元件传递的振动、与从旋转惯性质量减振器向输出元件传递的振动理论上相互抵消。另外，第2质量体以及连结该第2质量体和输出元件的弹性体构成动态减振器。该动态减振器主要在向输入元件传递的振动的频率(输入元件的转速)变大、从旋转惯性质量减振器向输出元件赋予的惯性扭矩变大(过大)时，以对该惯性扭矩的至少一部分进行抵消(对来自扭矩传递路径的扭矩进行补充)的方式作用。另外，该动态减振器可在向输入元件传递的振动的频率(输入元件的转速)变小、从旋转惯性质量减振器向输出元件赋予的惯性扭矩变小时，以对从扭矩传递路径向输出元件传递的振动的至少一部分进行抵消(对惯性扭矩进行补充)的方式作用。由此，能够更加提高减振装置的振动衰减性能。
而且，本公开的发明未被上述实施方式作任何限定，可在本公开的外延的范围内进行各种变更是不言而喻的。而且，用于实施上述发明的形式毕竟只不过是发明内容中记载的发明的具体一形式，未对发明内容中记载的发明的要素进行限定。
工业上的可利用性
本公开的发明能够在减振装置的制造领域等中利用。

Claims (8)

1.一种减振装置，包含：传递来自发动机的扭矩的输入元件、中间元件、输出元件、在所述输入元件与所述中间元件之间传递扭矩的第1弹性体、以及在所述中间元件与所述输出元件之间传递扭矩的第2弹性体，所述减振装置的特征在于，具备：
旋转惯性质量减振器，其具有根据所述输入元件与所述输出元件的相对旋转而旋转的第1质量体，在所述输入元件与所述输出元件之间，与包含所述第1弹性体、所述中间元件以及所述第2弹性体在内的扭矩传递路径被并列设置；
第2质量体；以及
第3弹性体，在所述第3弹性体与所述输入元件的抵接部不抵接的期间，所述第3弹性体成为将所述第2质量体与所述输出元件连接的动态减振器的弹性体，当所述第3弹性体与所述抵接部抵接时所述第3弹性体与所述第1以及第2弹性体并列作用，
对于所述第3弹性体，若所述输入元件相对于所述输出元件的扭转角成为规定角度以上，则所述第3弹性体与所述抵接部抵接而与所述第1以及第2弹性体并列作用，在所述输入元件相对于所述输出元件的所述扭转角不足所述规定角度期间，所述第3弹性体与所述抵接部不抵接而连结所述第2质量体和所述输出元件，成为动态减振器的弹性体。
2.根据权利要求1所述的减振装置，其特征在于，
从所述输入元件经由所述扭矩传递路径向所述输出元件传递扭矩的转速域的最小转速低于与所述输出元件的振动振幅理论上为零的反共振点的振动数中的最小振动数对应的转速。
3.根据权利要求1所述的减振装置，其特征在于，
从所述输入元件经由所述扭矩传递路径向所述输出元件传递扭矩的转速域的最小转速包含于以与所述输出元件的振动振幅理论上为零的反共振点的振动数中的最小振动数对应的转速为中心的规定的转速范围。
4.根据权利要求3所述的减振装置，其特征在于，
在将与所述最小振动数对应的转速设为“Nea1”时，所述规定的转速范围为Nea1－600rpm以上并且Nea1+600rpm以下的范围。
5.根据权利要求1～4中任一项所述的减振装置，其特征在于，
所述第2质量体包含流体传动装置的涡轮。
6.根据权利要求1～4中任一项所述的减振装置，其特征在于，
所述输出元件直接或间接地连结于变速器的输入轴。
7.根据权利要求5所述的减振装置，其特征在于，
所述输出元件直接或间接地连结于变速器的输入轴。
8.一种减振装置，包含：传递来自发动机的扭矩的输入元件、输出元件、以及在所述输入元件与所述输出元件之间传递扭矩的扭矩传递弹性体，所述减振装置的特征在于，具备：
旋转惯性质量减振器，其具有根据所述输入元件与所述输出元件的相对旋转而旋转的第1质量体，在所述输入元件与所述输出元件之间，与包含所述扭矩传递弹性体的扭矩传递路径被并列设置；
第2质量体；以及
弹性体，在所述弹性体与所述输入元件的抵接部不抵接的期间，所述弹性体成为将所述第2质量体与所述输出元件连接的动态减振器的弹性体，当所述弹性体与所述抵接部抵接时所述弹性体与所述扭矩传递弹性体并列作用，
对于所述弹性体，若所述输入元件相对于所述输出元件的扭转角成为规定角度以上，则所述弹性体与所述抵接部抵接而与所述扭矩传递弹性体并列作用，在所述输入元件相对于所述输出元件的所述扭转角不足所述规定角度期间，所述弹性体与所述抵接部不抵接而连结所述第2质量体和所述输出元件，成为动态减振器的弹性体。
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