CN109891123A - 减震器装置 - Google Patents

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Abstract

减震器装置包含：来自发动机的扭矩被传递来的输入元件、中间元件、输出元件、在输入元件与中间元件之间传递扭矩的第一弹性体、在中间元件与输出元件之间传递扭矩的第二弹性体、具有根据输入元件与输出元件的相对旋转而旋转的质量体并且在输入元件与输出元件之间与包含第一弹性体、中间元件以及第二弹性体的扭矩传递路径并列地设置的旋转惯性质量减震器；以及衰减中间元件的共振的衰减机构。

Description

减震器装置
技术领域
本发明涉及包含在输入元件与输出元件之间传递扭矩的弹性体、以及旋转惯性质量减震器的减震器装置。
背景技术
以往，作为这种减震器装置公知有，包含：在驱动部件(输入元件)与中间部件(中间元件)之间传递扭矩的第一弹簧；在中间部件与从动部件(输出元件)之间传递扭矩的第二弹簧；与包含中间部件与第一以及第二弹簧的扭矩传递路径并列地设置的并且具有根据驱动部件与从动部件的相对旋转而旋转的作为质量体的太阳齿轮的旋转惯性质量减震器(例如专利文献1)。在上述减震器装置中，若假设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震器向从动部件传递的振动的相位偏差180°。另外，在该减震器装置中，基于中间部件的惯性力矩与第一以及第二弹簧的刚性而决定的该中间部件的衰减比ζ的值小于1。由此，在包含中间元件的扭矩传递路径中，相对于第一以及第二弹性体的变形被允许的状态，能够设定多个固有频率(谐振频率)，并且能够在输入元件的转速到达与该多个固有频率的任一个对应的转速的阶段产生中间元件的共振。其结果，在该减震器装置中，能够设定两个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震器向输出元件传递的振动在理论上相互抵消的反共振点。因此，使两个反共振点的振动频率与应该利用该减震器装置衰减的振动(共振)的频率一致(更接近)，从而能够提高减震器装置的振动衰减性能。
专利文献1：国际公开第2016/104783号
然而，在上述现有的减震器装置中，若根据中间部件的惯性力矩等的大小而该中间部件的衰减比ζ变小，则中间部件的振动难以收敛，该中间部件的共振的振幅变大。而且，若中间部件的共振的振幅变大，则相对于该共振从旋转惯性质量减震器向输出元件传递的惯性扭矩不足，存在无法充分地降低中间部件的共振点、与其对应的高旋转侧(高频侧)的反共振点附近的振动等级的担忧。
发明内容
因此，本公开的发明主要目的在于进一步提高减震器装置的振动衰减性能。
本发明的减震器装置是包含：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一弹性体；以及在上述中间元件与上述输出元件之间传递扭矩的第二弹性体的减震器装置，其具备：旋转惯性质量减震器，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质量体，并与包含上述第一弹性体、上述中间元件以及上述第二弹性体的扭矩传递路径并列地设置在上述输入元件与上述输出元件之间；以及衰减机构，其衰减上述中间元件的共振。
在该减震器装置中，针对包含中间元件的扭矩传递路径，能够在第一以及第二弹性体的变形被允许了的状态下设定多个固有频率(谐振频率)，并且能够在输入元件的转速达到了与该多个固有频率的任一个对应的转速的阶段产生中间元件的共振。由此，在该减震器装置中，能够设定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震器向输出元件传递的振动在理论上相互抵消的两个反共振点。因此，使两个反共振点的振动频率与应利用该减震器装置而衰减的振动(共振)的频率接近，从而能够提高减震器装置的振动衰减性能。而且，该减震器装置包含衰减中间元件的共振的衰减机构。由此，能够抑制中间部件的共振的振幅变大，能够利用从旋转惯性质量减震器向输出元件传递的惯性扭矩，很好地降低中间部件的共振点、与其对应的反共振点附近的振动等级。其结果是，在该减震器装置中，能够进一步提高振动衰减性能。
附图说明
图1是包含本发明的减震器装置的起步装置的结构简图。
图2是表示图1的起步装置的剖视图。
图3是表示本发明的减震器装置所含的衰减机构的放大剖视图。
图4是表示衰减机构的摩擦部件的主视图。
图5是表示衰减机构的施力部件的主视图。
图6是表示本发明的减震器装置所含的旋转惯性质量减震器的主要部位放大剖视图。
图7(a)以及(b)是例示发动机的转速与图1等的减震器装置的输出元件的扭矩变动TFluc的关系等的说明图。
图8是表示本发明的其它减震器装置的放大剖视图。
图9是表示本发明的另外的其它减震器装置的放大剖视图。
图10是表示本发明的其它减震器装置的放大剖视图。
图11是包含本发明的另外的其它减震器装置的起步装置的结构简图。
图12是包含本发明的其它减震器装置的起步装置的结构简图。
图13是包含本发明的另外的其它减震器装置的起步装置的结构简图。
图14是包含本发明的其它减震器装置的起步装置的结构简图。
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实施方式进行说明。
图1是表示包含本发明的减震器装置10的起步装置1的结构简图，图2是表示起步装置1的剖视图。上述附图所示的起步装置1是被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，除了减震器装置10之外，还包含：与发动机EG的曲轴连结并传递来自该发动机EG的扭矩的作为输入部件的前盖3、被固定于前盖3的泵轮(输入侧流体传动元件)4、能够与泵轮4同轴地旋转的涡轮(输出侧流体传动元件)5、与减震器装置10连结并且被固定于自动变速器(AT)或者无级变速器(CVT)亦即变速器TM的输入轴IS的作为输出部件的减震器毂7、以及锁止离合器8等。
此外，在以下的说明中，“轴向”除非另有说明，基本上表示起步装置1、减震器装置10的中心轴(轴心)的延伸方向。另外，“径向”除非另有说明，基本上表示起步装置1、减震器装置10、该减震器装置10等的旋转元件的径向，即从起步装置1、减震器装置10的中心轴向与该中心轴正交的方向(半径方向)延伸的直线的延伸方向。而且，“周向”除非另有说明，基本上表示起步装置1、减震器装置10、该减震器装置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：紧紧地被固定于前盖3并划分动作油流通的流体室9的泵壳40、以及被配设于泵壳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、和被配设于涡轮壳50的内表面的多个涡轮叶片51。涡轮壳50的内周部经由多个铆钉被固定于减震器毂7。泵轮4与涡轮5相互对置，在两者之间同轴地配置对从涡轮5向泵轮4的动作油(动作流体)的流动进行整流的定子6。定子6具有多个定子叶片60，定子6的旋转方向通过单向离合器61仅被设定为一个方向。上述泵轮4、涡轮5以及定子6形成使动作油循环的环面(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，也可省略定子6、单向离合器61，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作为液压式多板离合器构成，执行经由减震器装置10连结前盖3与减震器毂7的锁止，并且解除该锁止。锁止离合器8包含：通过被固定于前盖3的中心件30在轴向被支承为能够移动的锁止活塞80、离合器鼓81、以与锁止活塞80对置的方式被固定于前盖3的侧壁部33的内表面的环状的离合器毂82、与被形成于离合器鼓81的内周的花键嵌合的多个第一摩擦接合板(两面具有摩擦件的摩擦板)83、以及与被形成于离合器毂82的外周的花键嵌合的多个第二摩擦接合板84(隔板)。
而且，锁止离合器8包含：按照以锁止活塞80为基准而位于与前盖3相反的一侧的方式，即与锁止活塞80相比位于减震器装置10以及涡轮5侧的方式被安装于前盖3的中心件30的环状的凸缘部件(油室划分部件)85、以及被配置于前盖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划分接合油室87，从未图示的液压控制装置向该接合油室87供给动作油(接合液压)。提高针对接合油室87的接合液压，从而以将第一以及第二摩擦接合板83、84向前盖3侧按压的方式使锁止活塞80在轴向上移动，由此能够使锁止离合器8接合(完全接合或者滑动接合)。此外，锁止离合器8也可作为液压式单板离合器构成。
如图1以及图2所示，减震器装置10作为旋转元件，包含驱动部件(输入元件)11、中间部件(中间元件)12以及从动部件(输出元件)15。而且，减震器装置10作为扭矩传递元件(扭矩传递弹性体)，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，例如是三个)第一弹簧(第一弹性体)SP1、分别与对应的第一弹簧SP1以串联的方式作用并在中间部件12与从动部件15之间传递扭矩的多个(在本实施方式中，例如是三个)第二弹簧(第二弹性体)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，例如是三个)内侧弹簧(第三弹性体)SPi。
如图1所示，即减震器装置10具有被相互并列设置在驱动部件11与从动部件15之间的第一扭矩传递路径TP1以及第二扭矩传递路径TP2。第一扭矩传递路径TP1由多个第一弹簧SP1、中间部件12以及多个第二弹簧SP2构成，经由上述元件在驱动部件11与从动部件15之间传递扭矩。在本实施方式中，作为构成第一扭矩传递路径TP1的第一以及第二弹簧SP1、SP2，采用具有相同的规格(弹簧常数)的螺旋弹簧。但是，作为第一以及第二弹簧SP1、SP2也可采用相互不同的弹簧常数的弹簧。
另外，第二扭矩传递路径TP2由多个内侧弹簧SPi构成，经由相互并联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，构成第二扭矩传递路径TP2的多个内侧弹簧SPi，在针对驱动部件11的输入扭矩到达预先决定为比与减震器装置10的最大扭转角θmax对应的扭矩T2(第二阈值)小的扭矩(第一阈值)T1且驱动部件11相对于从动部件15的扭转角成为规定角度θref以上之后，与构成第一扭矩传递路径TP1的第一以及第二弹簧SP1、SP2并联进行作用。由此，减震器装置10具有两阶段(两级)衰减特性。
在本实施方式中，作为第一以及第二弹簧SP1、SP2以及内侧弹簧SPi，采用在没有被施加负载时以具有笔直地延伸的轴心的方式被卷绕为螺旋状的由金属材料构成的直线型螺旋弹簧。由此，与使用了弧形螺旋弹簧的情况相比，能够使第一以及第二弹簧SP1、SP2以及内侧弹簧SPi沿轴心更适当地伸缩。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二弹簧SP2等向从动部件15传递的扭矩、与驱动部件11与从动部件15的相对位移减少时从第二弹簧SP2等向从动部件15传递的扭矩的差即滞后现象。其中，作为第一以及第二弹簧SP1、SP2以及内侧弹簧SPi的至少任一个也可采用弧形螺旋弹簧。
如图2所示，减震器装置10的驱动部件11包含：与锁止离合器8的离合器鼓81连结的环状的第一输入板部件111、以及以与第一输入板部件111对置的方式经由多个铆钉与该第一输入板部件111连结的环状的第二输入板部件112。由此，驱动部件11、即第一以及第二输入板部件111、112与离合器鼓81一体旋转，通过锁止离合器8的接合而前盖3(发动机EG)与减震器装置10的驱动部件11被连结。
第一输入板部件111具有：分别以圆弧状延伸的并且在周向隔开间隔(等间隔)地被配设的多个(在本实施方式中，例如是三个)外侧弹簧收纳窗111wo、分别以圆弧状延伸的并且在各外侧弹簧收纳窗111wo的径向内侧在周向隔开间隔(等间隔)地被配设的多个(在本实施方式中，例如是三个)内侧弹簧收纳窗111wi、沿着各内侧弹簧收纳窗111wi的外侧边缘部延伸的多个(在本实施方式中，例如是三个)弹簧支承部111s、多个(在本实施方式中，例如是三个)未图示的外侧弹簧抵接部、以及多个(在本实施方式中，例如是六个)未图示的内侧弹簧抵接部。各内侧弹簧收纳窗111wi具有比内侧弹簧SPi的自然长度长的周长。另外，第一输入板部件111的外侧弹簧抵接部在沿着周向相互相邻的外侧弹簧收纳窗111wo之间被各设置为一个。而且，第一输入板部件111的内侧弹簧抵接部在各内侧弹簧收纳窗111wi的周向的两侧被各设置一个。
第二输入板部件112具有：分别以圆弧状延伸的并且在周向隔开间隔(等间隔)地被配设的多个(在本实施方式中，例如是三个)外侧弹簧收纳窗112wo、分别以圆弧状延伸的并且在各外侧弹簧收纳窗112wo的径向内侧在周向隔开间隔(等间隔)地被配设的多个(在本实施方式中，例如是三个)内侧弹簧收纳窗112wi、沿着各内侧弹簧收纳窗112wi的外侧边缘部延伸的多个(在本实施方式中，例如是三个)弹簧支承部112s、多个(在本实施方式中，例如是三个)未图示的外侧弹簧抵接部、以及多个(在本实施方式中，例如是六个)未图示的内侧弹簧抵接部。各内侧弹簧收纳窗112wi具有比内侧弹簧SPi的自然长度长的周长。另外，第二输入板部件112的外侧弹簧抵接部在沿着周向相互相邻的外侧弹簧收纳窗112wo之间各设置一个。而且，第二输入板部件112的内侧弹簧抵接部在各内侧弹簧收纳窗112wi的周向的两侧各设置一个。另外，在本实施方式中，作为第一以及第二输入板部件111、112采用具有相同的形状的部件，由此，能够减少部件的种类的数量。
中间部件12包含：被配置于比驱动部件11的第一输入板部件111靠前盖3侧的环状的第一中间板部件121、以及被配置于比驱动部件11的第二输入板部件112靠涡轮5侧并且经由多个铆钉被连结(固定)于第一中间板部件121的环状的第二中间板部件122。如图2所示，第一以及第二中间板部件121、122被配置为从减震器装置10的轴向的两侧夹住第一以及第二输入板部件111、112。
第一中间板部件121具有：分别以圆弧状延伸的并且在周向隔开间隔(等间隔)地被配设的多个(在本实施方式中，例如是三个)弹簧收纳窗121w、分别沿着对应的弹簧收纳窗121w的外侧边缘部延伸的多个(在本实施方式中，例如是三个)弹簧支承部121s、以及多个(在本实施方式中，例如是三个)未图示的弹簧抵接部。第一中间板部件121的弹簧抵接部在周向相互相邻的弹簧收纳窗121w之间被各设置一个。第二中间板部件122具有：分别以圆弧状延伸的并且在周向隔开间隔(等间隔)地被配设的多个(在本实施方式中，例如是三个)弹簧收纳窗122w、分别沿着对应的弹簧收纳窗122w的外侧边缘部延伸的多个(在本实施方式中，例如是三个)弹簧支承部122s、以及多个(在本实施方式中，例如是三个)未图示的弹簧抵接部。第二中间板部件122的弹簧抵接部在周向相互相邻的弹簧收纳窗122w之间被各设置一个。另外，在本实施方式中，第一以及第二中间板部件121、122采用具有相同的形状的部件，由此，能够减少部件的种类的数量。
从动部件15作为板状的环状部件构成，被配置于第一以及第二输入板部件111、112的轴向之间并且经由多个铆钉被固定于减震器毂7。从动部件15具有：分别以圆弧状延伸的并且在周向隔开间隔(等间隔)地被配设的多个(在本实施方式中，例如是三个)外侧弹簧收纳窗15wo、在各外侧弹簧收纳窗15wo的径向内侧在周向隔开间隔(等间隔)地被配设的多个(在本实施方式中，例如是三个)内侧弹簧收纳窗15wi、多个(在本实施方式中，例如是三个)未图示的外侧弹簧抵接部、以及多个(在本实施方式中，例如是六个)未图示的内侧弹簧抵接部。从动部件15的外侧弹簧抵接部在周向相互相邻的外侧弹簧收纳窗15wo之间被各设置一个。另外，各内侧弹簧收纳窗15wi具有与内侧弹簧SPi的自然长度对应的周长。而且，从动部件15的内侧弹簧抵接部被设置于各内侧弹簧收纳窗15wi的周向的两侧。
在第一以及第二输入板部件111、112的外侧弹簧收纳窗111wo、112wo、与从动部件15的外侧弹簧收纳窗15wo，第一以及第二弹簧SP1、SP2以相互成对(以串联的方式作用)的方式被各配置一个。另外，在减震器装置10的安装状态下，第一以及第二输入板部件111、112的各外侧弹簧抵接部、与从动部件15的各外侧弹簧抵接部被配置于相互不同的外侧弹簧收纳窗15wo、111wo、112wo而在没有成为对的(未以串联的方式作用)第一以及第二弹簧SP1、SP2之间与两者的端部抵接。
而且，第一以及第二中间板部件121、122的弹簧抵接部分别被配置于共用的外侧弹簧收纳窗15wo、111wo、112wo并在相互成对的第一以及第二弹簧SP1、SP2之间与两者的端部抵接。另外，被配置于相互不同的外侧弹簧收纳窗15wo、111wo、112wo并未成对(没有以串联的方式作用)的第一以及第二弹簧SP1、SP2，被配置于第一以及第二中间板部件121、122的弹簧收纳窗121w、122w。而且，相互未成对的第一以及第二弹簧SP1、SP2在前盖3侧通过第一中间板部件121的弹簧支承部121s被从径向外侧支承(引导)，并且在涡轮5侧通过第二中间板部件122的弹簧支承部122s被从径向外侧支承(引导)。
由此，第一以及第二弹簧SP1、SP2在减震器装置10的周向交替地排列。另外，各第一弹簧SP1的一端与第一以及第二输入板部件111、112(驱动部件11)的对应的外侧弹簧抵接部抵接，各第一弹簧SP1的另一端与第一以及第二中间板部件(中间部件12)的对应的弹簧抵接部抵接。而且，各第二弹簧SP2的一端与第一以及第二中间板部件(中间部件12)的对应的弹簧抵接部抵接，各第二弹簧SP2的另一端与从动部件15的对应的外侧弹簧抵接部抵接。
其结果，相互成对的第一以及第二弹簧SP1、SP2在驱动部件11与从动部件15之间，经由第一以及第二中间板部件(中间部件12)对应的弹簧抵接部而被串联连接。因此，在减震器装置10中，能够减小在驱动部件11与从动部件15之间传递扭矩的弹性体的刚性，即第一以及第二弹簧SP1、SP2的合成弹簧常数。此外，在本实施方式中，多个第一以及第二弹簧SP1、SP2分别被排列在同一圆周上，起步装置1、减震器装置10的轴心与各第一弹簧SP1的轴心的距离、同起步装置1等的轴心与各第二弹簧SP2的轴心的距离相等。
另外，在从动部件15的各内侧弹簧收纳窗15wi配置内侧弹簧SPi。在减震器装置10的安装状态下，从动部件15的各内侧弹簧抵接部与内侧弹簧SPi的对应的端部抵接。而且，在减震器装置10的安装状态下，各内侧弹簧SPi的前盖3侧的侧部位于第一输入板部件111对应的内侧弹簧收纳窗111wi在周向的中央部，并且通过第一输入板部件111的弹簧支承部111s被从径向外侧支承(引导)。另外，在减震器装置10的安装状态下，各内侧弹簧SPi的涡轮5侧的侧部位于第二输入板部件112对应的内侧弹簧收纳窗112wi的周向的中央部，并且通过第二输入板部件112的弹簧支承部112s被从径向外侧支承(引导)。
由此，如图2所示，各内侧弹簧SPi被配置于流体室9内的内周侧区域，被第一以及第二弹簧SP1、SP2包围。其结果，能够进一步缩短减震器装置10以及起步装置1的轴长。而且，各内侧弹簧SPi的一方的端部在针对驱动部件11的输入扭矩(驱动扭矩)或者从车轴侧向从动部件15施加的扭矩(被驱动扭矩)达到上述扭矩T1并且驱动部件11相对于从动部件15的扭转角成为规定角度θref以上时，抵接于第一以及第二输入板部件111、112对应的内侧弹簧收纳窗111wi、112wi的两侧所设置的内侧弹簧抵接部的一方。
而且，如图2以及图3所示，减震器装置10包含在驱动部件11与中间部件12之间产生摩擦力的衰减机构90。在本实施方式中，衰减机构90包含：被配置于驱动部件11的第二输入板部件112的内周部(比内侧弹簧收纳窗112wi靠内周侧的部分)、与中间部件12的第二中间板部件122的内周部的轴向之间的环状的摩擦部件91以及环状的施力部件92。摩擦部件91例如由树脂形成，如图3以及图4所示，具有平板状并且环状的垫片部91a、以及在周向隔开间隔地从垫片部91a的一方的表面向轴向突出的多个(在本实施方式中，例如是以120°间隔的三个)突起91p。施力部件92在本实施方式中，是由金属形成的环状的盘簧，如图5所示，具有在周向隔开间隔地从内周缘部向径向外侧延伸的多个(与突起91p数目相同，即在本实施方式中，例如是以120°间隔的三个)切口92n。此外，突起91p、切口92n只要在摩擦部件91或者施力部件92中至少被各设置一个即可。
摩擦部件91的各突起91p嵌入被形成于中间部件12的第二中间板部件122的内周部的对应的切口(或者孔)122n，由此该摩擦部件91能够与第二中间板部件122即中间部件12一体旋转。而且，施力部件92在摩擦部件91的对应的突起91p松弛嵌入各切口92n并且以规定量被挤压了的状态下被配置在第二中间板部件122的内周部与摩擦部件91的垫片部91a的背面之间，能够与中间部件12一体旋转。由此，摩擦部件91通过施力部件92从中间部件12的第二中间板部件122侧向驱动部件11的第二输入板部件112侧施力，垫片部91a的与突起91p相反的一侧的表面与第二输入板部件112的内周部压接。因此，伴随着驱动部件11与中间部件12相对旋转，能够在驱动部件11与中间部件12之间产生摩擦力。
另外，减震器装置10具有限制驱动部件11与从动部件15的相对旋转的未图示的限位器。该限位器在针对驱动部件11的输入扭矩达到与减震器装置10的最大扭转角θmax对应的扭矩T2时，限制驱动部件11与从动部件15的相对旋转，伴随于此，第一以及第二弹簧SP1、SP2以及内侧弹簧SPi全部的变形被限制。
而且，如图1以及图2所示，减震器装置10包含：被并列地设置于包含多个第一弹簧SP1、中间部件12以及多个第二弹簧SP2的第一扭矩传递路径TP1、与包含多个内侧弹簧SPi的第二扭矩传递路径TP2双方的旋转惯性质量减震器20。在本实施方式中，旋转惯性质量减震器20具有被配置于减震器装置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并作为太阳齿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，例如是三个)小齿轮23支承为能够旋转并作为行星架发挥功能的第一以及第二输入板部件111、112、具有与各小齿轮23啮合的内齿25t并且与作为太阳齿轮的从动部件15(外齿15t)被配置于同心圆上的齿圈25构成。因此，作为太阳齿轮的从动部件15、多个小齿轮23以及齿圈25在流体室9内，从减震器装置10的径向观察在轴向至少局部与第一以及第二弹簧SP1、SP2(以及内侧弹簧SPi)重合。
如图2以及图6所示，外齿15t在从动部件15的外周面被形成于周向被隔开间隔(等间隔)地确定的多个位置。因此，外齿15t位于比外侧弹簧收纳窗15wo以及内侧弹簧收纳窗15wi、即在驱动部件11与从动部件15之间传递扭矩的第一弹簧SP1、第二弹簧SP2以及内侧弹簧SPi靠径向外侧。此外，外齿15t也可被形成于从动部件15的外周的整体。
构成行星齿轮21的行星架的第一输入板部件111，如图2所示，具有在比外侧弹簧收纳窗111wo(外侧弹簧抵接部)靠径向外侧在周向被隔开间隔(等间隔)地配设的多个(在本实施方式中，例如是三个)小齿轮支承部115。同样，构成行星齿轮21的行星架的第二输入板部件112，如图2所示，也具有在比外侧弹簧收纳窗112wo(外侧弹簧抵接部)靠径向外侧在周向被隔开间隔(等间隔)地配设的多个(在本实施方式中，例如是三个)小齿轮支承部116。
如图6所示，第一输入板部件111的各小齿轮支承部115具有：被形成为向前盖3侧突出的圆弧状的伸出部115a、以及从该伸出部115a的端部向径向外侧延伸突出的圆弧状的凸缘部115f。另外，第二输入板部件112的各小齿轮支承部116具有：以向涡轮5侧突出的方式被形成的圆弧状的伸出部116a、以及从该伸出部116a的端部向径向外侧延伸突出的圆弧状的凸缘部116f。
第一输入板部件111的各小齿轮支承部115(凸缘部115f)在轴向上与第二输入板部件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分别支承被插通在小齿轮23的小齿轮轴24的端部。另外，在本实施方式中，第一输入板部件111的小齿轮支承部115(凸缘部115f)分别经由铆钉被紧固在锁止离合器8的离合器鼓81。而且，在本实施方式中，构成中间部件12的第一中间板部件121通过小齿轮支承部115的伸出部115a的内周面被调心。另外，构成中间部件12的第二中间板部件122通过小齿轮支承部116的伸出部116a的内周面被调心。
如图6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、被配置于齿轮主体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的两端部嵌合并限制滚针轴承231在轴向的移动的一对隔离物232。如图6所示，小齿轮23的齿轮主体230包含在比齿轮齿23t的齿底靠该小齿轮23的径向的内周侧向该齿轮齿23t的轴向的两侧突出并且具有圆柱面状的外周面的环状的径向支承部230s。另外，各隔离物232的外周面被形成为与径向支承部230s同径，或者比该径向支承部230s小的小径。
多个小齿轮23以在周向上隔开间隔(等间隔)地排列的方式被作为行星架的第一以及第二输入板部件111、112(小齿轮支承部115、116)支承为能够旋转。而且，在各隔离物232的侧面与第一以及第二输入板部件111、112的小齿轮支承部115、116(凸缘部115f、116f)之间配置垫片235。另外，在小齿轮23的齿轮齿23t的两侧的侧面、与第一以及第二输入板部件111、112的小齿轮支承部115、116(凸缘部115f、116f)的轴向之间，如图6所示那样地形成间隙。
行星齿轮21的齿圈25包含：在内周形成了内齿25t的环状的齿轮主体250、分别被形成为圆环状的两个侧板251、以及用于将各侧板251固定于齿轮主体250的轴向的两侧的侧面的多个铆钉252。齿轮主体250、两个侧板251以及多个铆钉252被一体化并作为旋转惯性质量减震器20的惯性质量体(质量体)发挥功能。在本实施方式中，内齿25t被遍及齿轮主体250的内周面的整体形成。但是，内齿25t也可在齿轮主体250的内周面被形成于在周向被隔开间隔(等间隔)地确定的多个位置。
各侧板251具有凹圆柱面状的内周面，作为通过与内齿25t啮合的多个小齿轮23在轴向被支承的被支承部发挥功能。即，两个侧板251在内齿25t的轴向的两侧，分别以向比内齿25t的齿底靠径向内侧突出并至少与小齿轮23的齿轮齿23t的侧面对置的方式被固定于齿轮主体250的对应的侧面。在本实施方式中，各侧板251的内周面，如图6所示，位于比内齿25t的齿顶稍靠径向内侧。
在各小齿轮23与内齿25t啮合了时，各侧板251的内周面在径向被小齿轮23(齿轮主体230)的对应的径向支承部230s支承。由此，通过多个小齿轮23的径向支承部230s将齿圈25相对于作为太阳齿轮的从动部件15的轴心高精度地调心而能够使该齿圈25顺利地旋转(摆动)。另外，在各小齿轮23与内齿25t啮合了时，各侧板251的内表面与从小齿轮23的齿轮齿23t的侧面以及齿轮齿23t的齿底到径向支承部230s的部分的侧面对置。由此，齿圈25在轴向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、与第一以及第二输入板部件111、112的小齿轮支承部115、116(凸缘部115f、116f)的轴向之间，如图6所示那样地形成间隙。
在如上述那样构成的起步装置1中，在基于锁止离合器8的锁止被解除了时，根据图1可知，从发动机EG向前盖3传递的扭矩(动力)经由泵轮4、涡轮5、以及减震器毂7这样的路径被向变速器TM的输入轴IS传递。与此相对，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被向驱动部件11传递的扭矩，在输入扭矩小于上述扭矩T1且驱动部件11相对于从动部件15的扭转角小于规定角度θref的期间，经由包含多个第一弹簧SP1、中间部件12以及多个第二弹簧SP2的第一扭矩传递路径TP1、和旋转惯性质量减震器20而被向从动部件15以及减震器毂7传递。另外，若输入扭矩是上述扭矩T1以上，则被向驱动部件11传递的扭矩经由上述第一扭矩传递路径TP1、包含多个内侧弹簧SPi的第二扭矩传递路径TP2、和旋转惯性质量减震器20而向从动部件15以及减震器毂7传递。
在锁止执行时(锁止离合器8的接合时)，若驱动部件11相对于从动部件15旋转(扭转)，则第一以及第二弹簧SP1、SP2变形并且根据驱动部件11与从动部件15的相对旋转而作为质量体的齿圈25绕轴心旋转(摆动)。这样在驱动部件11相对于从动部件15旋转(摆动)时，作为行星齿轮21的输入元件亦即行星架的驱动部件11即第一以及第二输入板部件111、112的旋转速度比作为太阳齿轮的从动部件15的旋转速度快。因此此时，齿圈25通过行星齿轮21的作用而被增速，以比驱动部件11快的旋转速度旋转。由此，能够从旋转惯性质量减震器20的质量体亦即齿圈25经由小齿轮23将惯性扭矩施加给减震器装置10的输出元件亦即从动部件15，使该从动部件15的振动衰减。此外，旋转惯性质量减震器20在驱动部件11与从动部件15之间主要传递惯性扭矩而不传递平均扭矩。
接下来，参照图7详细地说明减震器装置10的振动的衰减原理。
如上述那样，在减震器装置10中，在向驱动部件11传递的输入扭矩达到上述扭矩T1之前，第一扭矩传递路径TP1所含的第一以及第二弹簧SP1、SP2与旋转惯性质量减震器20并列发挥作用。这样，在第一以及第二弹簧SP1、SP2与旋转惯性质量减震器20并列发挥作用时，从包含中间部件12与第一以及第二弹簧SP1、SP2的第一扭矩传递路径TP1向从动部件15传递的扭矩依存于(成比例)中间部件12与从动部件15之间的第二弹簧SP2的位移(变形量即扭转角)。与此相对，从旋转惯性质量减震器20向从动部件15传递的扭矩依存于(成比例)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之间的第一以及第二弹簧SP1、SP2的位移的二阶导数值。由此，若假定被向减震器装置10的驱动部件11传递的输入扭矩T以T＝T0sinωt这样周期性地振动(其中，“ω”是输入扭矩T的周期性的变动(振动)的角振动频率。)，则从驱动部件11经由第一扭矩传递路径TP1被向从动部件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震器20被向从动部件15传递的振动的相位偏差180°。
而且，在具有中间部件12的减震器装置10中，相对于第一以及第二弹簧SP1、SP2的变形被允许并且内侧弹簧SPi没有变形的状态，能够设定两个固有频率(谐振频率)。即，在假定了在通过锁止离合器8执行了锁止的状态下开始从发动机EG向驱动部件11传递扭矩的情况下，在第一扭矩传递路径TP1中，在第一以及第二弹簧SP1、SP2的变形被允许并且内侧弹簧SPi没有变形时，产生由驱动部件11与从动部件15相互以逆相位振动而导致的共振或者在驱动部件11与未图示的驱动轴之间产生的以变速器为主的共振(第一共振，参照图7(b)的共振点R1)。
另外，第一扭矩传递路径TP1的中间部件12被形成为环状，在向驱动部件11传递来自发动机EG的扭矩时，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(主要是由作用于旋转的中间部件12的离心力引起的摩擦力)大。因此，伴随着向驱动部件11传递来自发动机EG的扭矩而振动的中间部件12的衰减比ζ的值小于1。此外，一自由度系的中间部件12的衰减比ζ能够表示为其中，“J2”是中间部件12的惯性力矩，“k1”是驱动部件11与中间部件12之间并列作用的多个第一弹簧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二弹簧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和第一以及第二弹簧SP1、SP2的刚性k1、k2而决定。
而且，上述衰减力C能够如下那样地求出。即，上述衰减力C引起的损失能量Sc，若将中间部件12的位移x设为x＝A·sin(ω12·t)(其中，“A”是振幅，“ω12”是中间部件12的振动频率。)，则能够表示为Sc＝π·C·A2·ω12。另外，中间部件12的一个周期的振动中的由上述滞后现象H引起的损失能量Sh，若将中间部件12的位移x设为x＝A·sin(ω12·t)，则能够表示为Sh＝2·H·A。而且，若假定由衰减力C引起的损失能量Sc与由滞后现象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)。
另外，一自由度系的中间部件12的固有频率f12表示为通过将中间部件12形成为环状而惯性力矩J2变得比较大，所以该中间部件12的固有频率f12比较小。由此，在第一扭矩传递路径TP1中，如图7所示，在第一以及第二弹簧SP1、SP2的变形被允许，并且内侧弹簧SPi不变形时，在发动机EG的转速Ne(驱动部件11的转速)比对应于共振点R1的振动频率(以及后述的反共振点A1的振动频率)的转速高出了某种程度的阶段，产生由中间部件12以与驱动部件11以及从动部件15双方相反的相位振动而引起的该中间部件12的共振(第二共振，参照图7(b)的共振点R2)。
而且，从第一扭矩传递路径TP1(第二弹簧SP2)向从动部件15传递的振动的振幅，如图7(b)中单点划线所示，发动机EG的转速(驱动部件11的转速)在到达与比较小的中间部件12的固有频率对应的转速之前从减少转为增加。与此相对，从旋转惯性质量减震器20向从动部件15传递的振动的振幅，如图7(b)中双点划线所示，随着发动机EG的转速(驱动部件11的转速)增加而逐渐增加。由此，在减震器装置10中，由于利用中间部件12的存在使经由第一扭矩传递路径TP1而被传递的扭矩产生两个峰值即共振(R1、R2)，所以如图7(a)中实线所示，能够设定合计2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。因此，使两个反共振点A1、A2的振动频率更接近利用减震器装置10应衰减的振动(共振)的频率，从而能够提高该减震器装置10的振动衰减性能。
这里，关于包含通过锁止的执行处于从发动机EG向驱动部件11传递扭矩的状态，并且内侧弹簧SPi没有变形的本实施方式的减震器装置10的振动系能够构建下式(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”是旋转惯性质量减震器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震器20的行星齿轮21的传动比(外齿15t(太阳齿轮)的间距圆直径/齿圈25的内齿25t的间距圆直径)，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]
而且，若假设为针对驱动部件11的输入扭矩T如上述那样周期性地振动，并且假设为驱动部件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如[θ1,θ2,θ3]T＝[Θ1,Θ2,Θ3]Tsinωt这样周期性地响应(振动)，则能够得到下式(2)的恒等式。其中，“Θ1”是伴随着来自发动机EG的扭矩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]
在式(2)中，在从动部件15的振动振幅Θ3是零的情况下，来自发动机EG的振动利用减震器装置10理论上被完全衰减而理论上振动不会向比从动部件15靠后段侧的变速器TM、驱动轴等传递。因此，关于振动振幅Θ3解出式(2)的恒等式，并且设为Θ3＝0，从而能够得到下式(3)所示的条件式。式(3)是关于输入扭矩T的周期性变动的角振动频率的平方值ω2的二次方程式。在该角振动频率的平方值ω2是式(5)的两个实数解的任一个(或者重解)的情况下，从第一扭矩传递路径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震器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理论上成为零。基于该点也能够理解在减震器装置10中能够设定合计两个从动部件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能够根据二次方程式解的公式而得到，ω1＜ω2成立。另外，低旋转侧(低频侧)的反共振点A1的振动频率(以下称为“最小振动频率”)fa1如下式(4)所示那样表示，高旋转侧(高频侧)的反共振点A2的振动频率fa2(fa2＞fa1)如下式(5)所示那样表示。而且，与最小振动频率fa1对应的发动机EG的转速Nea1，若将“n”设为发动机EG的气缸数，则表示为Nea1＝(120/n)·fa1。
[数4]
在本实施方式中，基于在发动机EG的启动后最初连结该发动机EG与减震器装置10时的转速亦即锁止离合器8的锁止转速Nlup(多个锁止转速中最低的)、振动频率fa1、fa2，选择/设定多个第一弹簧SP1的合成弹簧常数k1、多个第二弹簧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震器20的质量体亦即齿圈25的惯性力矩Ji。由此，能够进一步提高减震器装置10的振动衰减性能。另外，锁止离合器8的锁止转速Nlup也可被设定在以与低旋转侧的反共振点A1的振动频率(最小振动频率fa1)对应的转速Nea1为中心的规定的转速范围(例如Nea1-500rpm≤Nlup≤Nea1+500rpm)内。即，如图7所示，锁止转速Nlup可以设定为比与低旋转侧的反共振点A1的振动频率对应的发动机EG的转速Nea1低，也可设定为与转速Nea1一致，也可设定为转速Nea1附近的值(例如Nea1-100rpm≤Nlup≤Nea1+100rpm)。而且，在本实施方式中，如图7所示，锁止转速Nlup比与共振点R1的共振的振动频率对应的转速高，并且比与中间部件12的固有频率f12对应的转速低，共振点R1的共振(两个固有频率中小的一方的共振)是假设在使用减震器装置10的转速区域中不会产生的共振。
然而，例如在为了使最小振动频率fa1更小而增大中间部件12的惯性力矩J2的情况下，中间部件12的衰减比ζ变小从而该中间部件12的振动难以收敛，如图7(b)中的虚线所示，第一扭矩传递路径TP1所含的中间部件12的共振(R2)的振幅变大。而且，若中间部件12的共振的振幅变大，则相对于该共振从旋转惯性质量减震器20向从动部件15传递的惯性扭矩不足，从而如图7(a)中的虚线所示，存在无法充分降低中间部件的共振点R2和、与其对应的高旋转侧(高频侧)的反共振点A2附近的振动等级的担忧。
因此，在减震器装置10，为了衰减中间部件12的共振(R2)，如上述那样，设置有在驱动部件11与中间部件12之间产生摩擦力的衰减机构90。由此，如图7(a)中的实线所示，能够抑制中间部件12的共振的振幅变大的情况，利用从旋转惯性质量减震器20向从动部件15传递的惯性扭矩，能够很好地降低中间部件的共振点R2和、高旋转侧的反共振点A2附近的振动等级(参照图7(a)的实线)。其结果是，在减震器装置10中，能够通过适当地选择摩擦部件91(垫片部91a)的动摩擦系数、施力部件(盘簧)92的刚性，进一步提高振动衰减性能。
另外，在上述衰减比ζ小于值1，与中间部件12的固有频率f12对应的转速比锁止转速Nlup高的减震器装置10中，在驱动部件11的转速比与低旋转侧(低频侧)的反共振点A1的振动频率fa1对应的转速Nea1高的阶段产生中间部件12的共振。因此，在上述减震器装置10设置衰减中间部件12的共振的衰减机构90，从而能够更良好地减少中间部件12的共振点R2、高旋转侧(高频侧)的反共振点A2附近的振动等级。而且，如上述实施方式那样，采用在驱动部件11与中间部件12之间产生摩擦力的衰减机构90，从而能够抑制因驱动部件11与中间部件12之间产生摩擦力而从驱动部件11经由第一扭矩传递路径TP1被向从动部件15传递的振动的相位偏移的情况，并且能够很好地衰减中间部件12的共振。
此外，在减震器装置10的衰减机构90中，摩擦部件91以及施力部件92以与中间部件12一体旋转的方式被配置于驱动部件11的第二输入板部件112与中间部件12的第二中间板部件122之间，但并不限于此。即，摩擦部件91以及施力部件92也可按照与驱动部件11一体旋转的方式被配置于该驱动部件11的第二输入板部件112与中间部件12的第二中间板部件122之间。另外，在减震器装置10中，也可使行星齿轮21的太阳齿轮与驱动部件11连结(一体化)，并且将从动部件15作为行星齿轮21的行星架而构成。
图8是表示本发明的其它减震器装置10B的放大剖视图。此外，对减震器装置10B的构成元件中的、与上述减震器装置10相同的元件标注相同的符号，并省略重复的说明。图8所示的减震器装置10B包含在中间部件12B与从动部件15B之间产生摩擦力并衰减该中间部件12B的共振的衰减机构95。在减震器装置10B中，如图所示，从驱动部件11B的第一输入板部件111B开始省略了位于比与上述内侧弹簧收纳窗111wi相当的部分靠径向内侧的部分。而且，衰减机构95的摩擦部件96以及施力部件97被配置于中间部件12B的第一中间板部件121B的内周部、与从动部件15B的内周部的轴向之间。
摩擦部件96，例如也由树脂形成，如图8所示，具有：平板状并且环状的垫片部96a、以及从垫片部96a的一方的表面在周向隔开间隔而向轴向突出的多个(例如以120°间隔的三个)突起96p。另外，施力部件97也是由金属形成的环状的盘簧，具有从内周缘部在周向隔开间隔而向径向外侧延伸的多个(与突起96p的数目相同，例如以120°间隔的三个)切口(省略图示)。
摩擦部件96的各突起96p被嵌入被形成于中间部件12B的第一中间板部件121B的内周部的对应的切口(或者孔)121n，由此该摩擦部件96能够与第一中间板部件121B即中间部件12B一体旋转。而且，在第一中间板部件121B的内周部与摩擦部件96的垫片部96a的背面之间，施力部件97在摩擦部件96的对应的突起96p被松弛嵌入各切口并且被以规定量进行了挤压的状态被配置，并能够与中间部件12B一体旋转。由此，摩擦部件96通过施力部件97被从中间部件12B的第一中间板部件121B侧向从动部件15B侧施力，垫片部96a的与突起96p相反的一侧的表面与从动部件15B的内周部压接。利用上述衰减机构95，也能够伴随着中间部件12B与从动部件15B相对旋转而在两者之间产生摩擦力并适当地衰减中间部件12B的共振。此外，在减震器装置10B的衰减机构95中，摩擦部件96以及施力部件97可以按照与从动部件15B一体旋转的方式被配置于中间部件12B的第一中间板部件121B与从动部件15B之间。
图9是表示本发明的另外的其它减震器装置10C的放大剖视图。此外，对减震器装置10C的构成元件中的、与上述减震器装置10、10B相同的元件标注相同的符号，并省略重复的说明。图9所示的减震器装置10C包含：使驱动部件11C的第二输入板部件112与中间部件12C的第二中间板部件122之间产生摩擦力并衰减该中间部件12C的共振的衰减机构(第一衰减机构)90、以及在中间部件12C的第一中间板部件121C与从动部件15C之间产生摩擦力并衰减中间部件12C的共振的衰减机构(第二衰减机构)95这双方。在减震器装置10C中，驱动部件11C的第一输入板部件111C与上述驱动部件11B的第一输入板部件111B相同。
在上述减震器装置10C中，摩擦部件(第一摩擦部件)91通过施力部件(第一施力部件)92而从中间部件12C的第二中间板部件122侧被向驱动部件11C的第二输入板部件112侧施力，垫片部91a的与突起91p相反的一侧的表面与第二输入板部件112的内周部压接。另外，摩擦部件(第二摩擦部件)96通过施力部件(第二施力部件)97而从中间部件12C的第一中间板部件121C侧被向从动部件15C侧施力，垫片部96a的与突起96p相反的一侧的表面与从动部件15C的内周部压接。由此，伴随着驱动部件11C、中间部件12C以及从动部件15C相对旋转，能够在驱动部件11C与中间部件12C之间以及在中间部件12C与从动部件15C之间的双方产生摩擦力并适当地衰减中间部件12C的共振。此外，在减震器装置10C的衰减机构90中，摩擦部件91以及施力部件92也可按照与驱动部件11C一体旋转的方式被配置于该驱动部件11C的第二输入板部件112与中间部件12C的第二中间板部件122之间。另外，在减震器装置10C的衰减机构95中，摩擦部件96以及施力部件97也可按照与从动部件15C一体旋转的方式被配置于中间部件12C的第一中间板部件121C与从动部件15C之间。
图10是表示本发明的其它减震器装置10D的放大剖视图。此外，对减震器装置10D的构成元件中的、与上述减震器装置10、10B、10C相同的元件标注相同的符号，并省略重复的说明。图10所示的减震器装置10D包含：在中间部件12D与从动部件15D之间根据驱动部件11D的转速一边使摩擦力变化一边衰减该中间部件12D的共振的衰减机构95D。在减震器装置10D中，驱动部件11D的第一输入板部件111D与上述驱动部件11B的第一输入板部件111B相同。而且，衰减机构95D的摩擦部件96D以及施力部件97D被配置于中间部件12D的第一中间板部件121D的内周部、与从动部件15D的内周部的轴向之间。
摩擦部件96D例如也由树脂形成，具有：平板状并且环状的垫片部96a、以及从垫片部96a的一方的表面在周向隔开间隔而向轴向突出的多个(例如以120°间隔的三个)突起96p。另外，施力部件97D是由金属形成的环状的盘簧，具有比图8所示的施力部件97小的内径。而且，施力部件97D具有：从内周部在周向隔开间隔而向与外周部相反的一侧沿轴向延伸突出的多个(例如以90°间隔的四个)延伸突出部97e、以及在周向隔开间隔地被配设于比该延伸突出部97e靠径向外侧的多个(与突起96p的数目相同，例如以120°间隔的三个)开口97h。另外，在施力部件97D的各延伸突出部97e的径向外侧的表面，如图所示固定有质量体98。
在减震器装置10D中，摩擦部件96D的各突起96p被嵌入被形成于中间部件12D的第一中间板部件121D的内周部的对应的切口(或者孔)121n，由此该摩擦部件96D能够与第一中间板部件121D即中间部件12D一体旋转。在第一中间板部件121D的内周部与摩擦部件96D的垫片部96a的背面之间，施力部件97D在摩擦部件96D的对应的突起96p被松弛嵌入各开口97h的状态被配置，并能够与中间部件12D一体旋转。另外，在减震器装置10D的安装状态下，施力部件97D的外周部与摩擦部件96D的垫片部96a的背面抵接，并且比各延伸突出部97e靠径向外侧的部分(开口97h附近)与第一中间板部件121D的内周部抵接，从而稍被挤压。而且，施力部件97D的内周部以及各延伸突出部97e与各质量体98位于比第一中间板部件121D的内周缘部靠径向内侧(中心侧)，与该施力部件97D的与第一中间板部件121D的接触部(支点)相比在减震器装置10D的轴向远离摩擦部件96D的垫片部96a。
在这样构成的衰减机构95D中，随着向驱动部件11D传递扭矩而该驱动部件11D的转速变高，各质量体98(以及延伸突出部97e)利用离心力向径向外侧移动并且与摩擦部件96D的垫片部96a接近(参照图10的实线箭头)。由此，随着驱动部件11D的转速增高，摩擦部件96D利用施力部件97D而从中间部件12D的第一中间板部件121D侧被朝向从动部件15D较强地施力，垫片部96a的与突起96p相反的一侧的表面随着驱动部件11D的转速增高，强力地与从动部件15D的内周部压接。即，根据衰减机构95D，能够使中间部件12D与从动部件15D的摩擦力随着驱动部件11D的转速增高而变大。其结果是，能够降低驱动部件11D的转速低时产生的摩擦力，所以能够很好地抑制伴随着摩擦力的产生而从驱动部件11D向从动部件15D传递的振动的相位偏移并且能够极好地衰减中间部件12D的共振。
此外，衰减机构95D也可构成为使驱动部件11D与中间部件12D之间产生摩擦力。另外，也可还在减震器装置10D增设在驱动部件11D与中间部件12D之间使摩擦力变化并且衰减该中间部件12D的共振的衰减机构。
图11是表示包含本发明的另外的其它减震器装置10X的起步装置1X的结构简图。此外，对起步装置1X、减震器装置10X的构成元件中的、与上述起步装置1、减震器装置10等相同的元件标注相同的符号，并省略重复的说明。
图11所示的减震器装置10X作为旋转元件，包含：驱动部件(输入元件)11X、中间部件(中间元件)12X和从动部件(输出元件)15X。而且，减震器装置10X作为扭矩传递元件(扭矩传递弹性体)包含：在驱动部件11X与中间部件12X之间传递扭矩的多个第一弹簧(第一弹性体)SP1、以及分别与对应的第一弹簧SP1串联作用并在中间部件12X与从动部件15X之间传递扭矩的多个第二弹簧(第二弹性体)SP2。多个第一弹簧(第一弹性体)SP1、中间部件12X、多个第二弹簧(第二弹性体)SP2在驱动部件11X与从动部件15X之间构成传递扭矩传递路径TP。
而且，减震器装置10X包含与上述旋转惯性质量减震器20相同地由单小齿轮式行星齿轮21构成的旋转惯性质量减震器20X。旋转惯性质量减震器20X与扭矩传递路径TP并列地设置于驱动部件11X与从动部件15X之间。在旋转惯性质量减震器20X中，驱动部件11X能够旋转地支承多个小齿轮23并作为行星齿轮21的行星架发挥功能，从动部件15X具有外齿15t，作为行星齿轮21的太阳齿轮发挥功能。
另外，减震器装置10X包含：限制驱动部件11X与中间部件12X的相对旋转、即第一弹簧SP1的变形的第一限位器ST1；以及限制中间部件12X与从动部件15X的相对旋转、即第二弹簧SP2的变形的第二限位器ST2。第一以及第二限位器ST1、ST2的一方，在针对驱动部件11X的输入扭矩达到比与减震器装置10X的最大扭转角θmax对应的扭矩T2小的被预先决定的扭矩T1并且驱动部件11X相对于从动部件15X的扭转角成为规定角度θref以上时，限制驱动部件11X与中间部件12X的相对旋转，或者中间部件12X与从动部件15X的相对旋转。另外，第一以及第二限位器ST1、ST2的另一方，在针对驱动部件11X的输入扭矩达到扭矩T2时，限制中间部件12X与从动部件15X的相对旋转，或者驱动部件11X与中间部件12X的相对旋转。
由此，在第一以及第二限位器ST1、ST2的一方动作之前，第一以及第二弹簧SP1、SP2的变形被允许，若第一以及第二限位器ST1、ST2的一方动作，则第一以及第二弹簧SP1、SP2的一方的变形被限制。而且，若第一以及第二限位器ST1、ST2双方动作，则第一以及第二弹簧SP1、SP2双方的变形被限制。因此，减震器装置10X也具有两阶段(两级)的衰减特性。此外，第一或者第二限位器ST1、ST2也可构成为限制驱动部件11X与从动部件15X的相对旋转。
针对具有这样构成的减震器装置10X，如图11所示，设置使驱动部件11X与中间部件12X之间产生摩擦力并衰减该中间部件12X的共振的衰减机构90，从而能够得到与上述减震器装置10等相同的作用效果。另外，也可如图中双点划线所示，在减震器装置10X设置在中间部件12X与从动部件15X之间产生摩擦力并衰减该中间部件12X的共振的衰减机构95，也可设置衰减机构90以及95双方。而且，也可在减震器装置10X设置在驱动部件11X与中间部件12X之间使摩擦力变化并且衰减该中间部件12X的共振的衰减机构、和在中间部件12X与从动部件15X之间一边使摩擦力变化一边衰减该中间部件12X的共振的衰减机构的至少任意一个。
此外，也可在减震器装置10X中，第一以及第二弹簧SP1、SP2的任意一个在另一方的径向外侧在周向隔开间隔而被排列地配设。即，例如多个第一弹簧SP1也可在流体室9内的外周侧区域在周向隔开间隔而排列地配设，例如多个第二弹簧SP2也可在多个第一弹簧SP1的径向内侧在周向隔开间隔而排列地配设。在该情况下，第一以及第二弹簧SP1、SP2也可被配置为在从径向观察时至少局部重合。另外，在减震器装置10X中，也可使行星齿轮21的太阳齿轮与驱动部件11X连结(一体化)，并且将从动部件15X作为行星齿轮21的行星架而构成。
图12是表示包含本发明的其它减震器装置10Y的起步装置1Y的结构简图。此外，对起步装置1Y、减震器装置10Y的构成元件中的、与上述起步装置1、减震器装置10等相同的元件标注相同的符号，并省略重复的说明。
图12所示的减震器装置10Y作为旋转元件包含驱动部件(输入元件)11Y、第一中间部件(第一中间元件)13、第二中间部件(第二中间元件)14以及从动部件(输出元件)15Y。另外，减震器装置10Y作为扭矩传递元件(扭矩传递弹性体)包含：在驱动部件11Y与第一中间部件13之间传递扭矩的多个第一弹簧(第一弹性体)SP1′、在第一中间部件13与第二中间部件14之间传递扭矩的多个第二弹簧(第二弹性体)SP2′、以及在第二中间部件14与从动部件15Y之间传递扭矩的多个第三弹簧(第三弹性体)SP3。多个第一弹簧(第一弹性体)SP1′、第一中间部件13、多个第二弹簧(第二弹性体)SP2′、第二中间部件14、多个第三弹簧SP3在驱动部件11Y与从动部件15Y之间构成传递扭矩传递路径TP。而且，减震器装置10Y包含与上述旋转惯性质量减震器20相同地由单小齿轮式行星齿轮21构成的旋转惯性质量减震器20Y。旋转惯性质量减震器20Y在驱动部件11Y与从动部件15Y之间与扭矩传递路径TP并列地设置。
在具有这样的第一以及第二中间部件13、14的减震器装置10Y中，在第一～第三弹簧SP1′、SP2′以及SP3的全部的变形被允许时，在扭矩传递路径TP中产生三个共振。即，在扭矩传递路径TP中，在第一～第三弹簧SP1′～SP3的变形被允许时，产生由驱动部件11Y与从动部件15Y相互以逆相位振动而引起的减震器装置10Y整体的共振。另外，在扭矩传递路径TP中，在第一～第三弹簧SP1′～SP3的变形被允许时，产生由第一以及第二中间部件13、14以与驱动部件11Y以及从动部件15Y双方相反的相位振动而引起的共振。而且，在扭矩传递路径TP中，在第一～第三弹簧SP1′～SP3的变形被允许时，产生由第一中间部件13以与驱动部件11Y相反的相位振动、第二中间部件14以与第一中间部件13相反的相位振动、并且从动部件15Y以与第二中间部件14相反的相位振动而引起的共振。因此，在减震器装置10Y中，能够设定合计三个从扭矩传递路径TP向从动部件15Y传递的振动、与从旋转惯性质量减震器20Y向从动部件15Y传递的振动在理论上相互抵消的反共振点。
而且，如图12所示，对于减震器装置10Y，例如设置使驱动部件11Y与第一中间部件13之间产生摩擦力并衰减该第一中间部件13的共振的衰减机构90，从而能够得到与上述减震器装置10等相同的作用效果。另外，图中双点划线所示，也可在减震器装置10Y设置使第一中间部件13与从动部件15Y之间产生摩擦力并衰减该第一中间部件13的共振的衰减机构95，也可设置衰减机构90以及95双方。而且，也可在减震器装置10Y设置使第一以及第二中间部件13、14之间产生摩擦力的衰减机构。另外，也可在减震器装置10Y设置，一边在驱动部件11Y与第一中间部件13之间使摩擦力变化一边衰减该第一中间部件13的共振的衰减机构、和一边在第一中间部件13与从动部件15Y之间使摩擦力变化一边衰减该第一中间部件13的共振的衰减机构的至少任意一个。而且，也可在减震器装置10Y设置衰减第二中间元件的共振的衰减机构。
此外，减震器装置10Y也可构成为在扭矩传递路径TP包含三个以上的中间部件。另外，在减震器装置10Y中，也可使行星齿轮21的太阳齿轮与驱动部件11Y连结(一体化)，并且将从动部件15Y作为行星齿轮21的行星架构成。而且，在减震器装置10Y中，例如也可使行星齿轮21的太阳齿轮与第一中间部件13连结(一体化)，例如也可将第一中间部件13作为行星齿轮21的行星架而构成。
图13是表示包含本发明的另外的其它减震器装置10Z的起步装置1Z的结构简图。此外，对起步装置1Z、减震器装置10Z的构成元件中的、与上述起步装置1、减震器装置10等相同的元件标注相同的符号，并省略重复的说明。
图13所示的减震器装置10Z作为旋转元件包含驱动部件(输入元件)11Z、第一中间部件(第一中间元件)13、第二中间部件(第二中间元件)14以及从动部件(输出元件)15Z。另外，减震器装置10Z作为扭矩传递元件(扭矩传递弹性体)包含：在驱动部件11与第一中间部件13Z之间传递扭矩的多个第一弹簧(第一弹性体)SP1′、在第一中间部件13Z与第二中间部件14Z之间传递扭矩的多个第二弹簧(第二弹性体)SP2′、以及在第二中间部件14Z与从动部件15Z之间传递扭矩的多个第三弹簧(第三弹性体)SP3。多个第一弹簧(第一弹性体)SP1′、第一中间部件13Z、多个第二弹簧(第二弹性体)SP2′、第二中间部件14Z、多个第三弹簧SP3在驱动部件11Z与从动部件15Z之间构成传递扭矩传递路径TP。
而且，减震器装置10Z包含与上述旋转惯性质量减震器20相同地由单小齿轮式行星齿轮21构成的旋转惯性质量减震器20Z。在驱动部件11Z与第二中间部件14Z之间，旋转惯性质量减震器20Z与扭矩传递路径TP的第一弹簧SP1′、第一中间部件13Z以及第二弹簧SP2′并列地设置。在旋转惯性质量减震器20Z中，驱动部件11Z能够旋转地支承多个小齿轮23并作为行星齿轮21的行星架发挥功能，第二中间部件14Z具有外齿14t，作为行星齿轮21的太阳齿轮发挥功能。另外，作为质量体的齿圈25根据驱动部件11Z与第二中间部件14Z的相对旋转而绕轴心旋转(摆动)。
上述减震器装置10Z实际相当于在图11所示的减震器装置10X中，将并列发挥作用的多个第三弹簧SP3配置于从动部件15X与变速器TM的输入轴IS之间的装置。而且，在减震器装置10Z中，旋转惯性质量减震器20Z与第一以及第二弹簧SP1′、SP2′和第一中间部件13Z被并列设置。因此，在减震器装置10Z中，相对于至少第一以及第二弹簧SP1′、SP2′的变形被允许了的状态下的从驱动部件11Z向第二中间部件14Z的扭矩传递路径设定两个(多个)的固有频率，并且在比第一共振高的高旋转侧(高频侧)，也能够产生第一中间部件13Z的共振(第二共振)。其结果，在减震器装置10Z中，也能够设定合计两个从动部件15Z的振动振幅理论上成为零的反共振点。
如图13所示，针对具有这样构成的减震器装置10Z，例如设置使驱动部件11Z与第一中间部件13Z之间产生摩擦力并衰减该第一中间部件13Z的共振的衰减机构90，也能够得到与上述减震器装置10等相同的作用效果。另外，如图中双点划线所示，也可在减震器装置10Z设置使第一中间部件13Z与第二中间部件14Z之间产生摩擦力并衰减该第一中间部件13Z的共振的衰减机构95，也可设置衰减机构90以及95双方。而且，也可在减震器装置10Z设置一边在驱动部件11Z与第一中间部件13Z之间使摩擦力变化一边衰减该第一中间部件13Z的共振的衰减机构、以及一边在第一中间部件13Z与第二中间部件14Z之间使摩擦力变化一边衰减该第一中间部件13Z的共振的衰减机构的至少任意一个。
另外，优选减震器装置10Z特别是组合后轮驱动用的变速器TM使用。即，在从输入轴IS的端部(起步装置1Z侧的端部)到变速器TM的未图示的输出轴的端部(车轮侧的端部)的长度变长的后轮驱动用的变速器TM中，与减震器装置10Z的从动部件15Z连结的输入轴IS、输出轴(进而变速器TM的未图示的中间轴)的刚性降低，所以根据上述轴部件的惯性力矩确定的固有频率(谐振频率)因旋转惯性质量减震器20Z整体的惯性力矩的影响而变小(低频化)。因此，存在本来在驱动部件11(发动机EG)的转速高的状态下产生的共振却明显在低旋转域产生的担忧。与此相对，将旋转惯性质量减震器20Z与减震器装置10Z的驱动部件11Z以及第二中间部件14Z连结，从而能够在旋转惯性质量减震器20Z、与连结于从动部件15Z的变速器TM的输入轴IS之间夹装第三弹簧SP3，实际上分离两者。由此，能够设定两个反共振点，并且能够极好地减少旋转惯性质量减震器20Z整体的惯性力矩对根据与从动部件15Z连结的轴部件等的惯性力矩确定的固有频率的影响。
但是，当然减震器装置10Z也可组合前轮驱动车用的变速器TM。在组合了减震器装置10Z与前轮驱动车用的变速器TM组合的情况下，也能够极好地减少旋转惯性质量减震器20Z整体的惯性力矩对根据与从动部件15Z连结的轴部件等的惯性力矩确定的固有频率的影响，并且通过更低刚性化能够提高减震器装置10Z的振动衰减性能。另外，减震器装置10Z也可在第一中间部件13Z与第二中间部件14Z之间还包含中间部件以及弹簧(弹性体)。而且，在减震器装置10Z中，也可使行星齿轮21的太阳齿轮与驱动部件11Z连结(一体化)，并且将从动部件15Z作为行星齿轮21的行星架而构成。
图14是表示包含本发明的另外的其它减震器装置10V的起步装置1V的结构简图。此外，对起步装置1V和减震器装置10V的构成元件中的、与上述起步装置1和减震器装置10等相同的元件标注相同的符号，并省略重复的说明。
图14所示的减震器装置10V相当于在图1等所示的减震器装置10中，用具有根据驱动部件11V与中间部件12V的相对旋转而旋转的作为质量体的齿圈25的旋转惯性质量减震器20V置换了具有根据驱动部件11与从动部件15的相对旋转而旋转的作为质量体的齿圈25的旋转惯性质量减震器20的装置。即，在减震器装置10V中，旋转惯性质量减震器20V在驱动部件11V与中间部件12V之间与第一弹簧SP1并列设置。另外，在旋转惯性质量减震器20V中，驱动部件11V能够旋转地支承多个小齿轮23并作为行星齿轮21的行星架发挥功能，中间部件12V具有外齿12t，作为行星齿轮21的太阳齿轮发挥功能。
在上述减震器装置10V中，能够设定一个从驱动部件11V经由第一弹簧SP1向中间部件12V传递的振动、与从驱动部件11V经由旋转惯性质量减震器20V向中间部件12V传递的振动在理论上相互抵消的反共振点。另外，在减震器装置10V中，第一以及第二弹簧SP1、SP2也在驱动部件11V与从动部件15V之间串联地作用，所以能够使第一以及第二弹簧SP1、SP2的合成弹簧常数更小。
而且，如图14所示，减震器装置10V例如设置在中间部件12V与从动部件15V之间产生摩擦力并衰减该中间部件12V的共振的衰减机构95。由此，通过旋转惯性质量减震器20V与中间部件12V连结，即使该中间部件12V的惯性力矩实际增加而衰减比ζ变小，也能够通过衰减机构95使中间部件12V的共振衰减而抑制该共振的振幅变大。其结果，在减震器装置10V中，能够利用从旋转惯性质量减震器20V向中间部件12V(从动部件15V)传递的惯性扭矩，很好地降低中间部件12V的共振点附近的振动等级。另外，使中间部件12V与从动部件15V之间产生摩擦力并衰减该中间部件12V的共振，从而能够降低该摩擦力对驱动部件11V与中间部件12V之间的旋转惯性质量减震器20V的动作的影响。
其中，如图中双点划线所示，也可在减震器装置10V设置使驱动部件11V与中间部件12V之间产生摩擦力并衰减中间部件12V的共振的衰减机构90，也可设置衰减机构90以及95双方。另外，也可在减震器装置10V设置一边在驱动部件11V与中间部件12V之间使摩擦力变化一边衰减该中间部件12V的共振的衰减机构、以及一边在中间部件12V与从动部件15V之间使摩擦力变化一边衰减该中间部件12V的共振的衰减机构的至少任意一个。而且，也可在减震器装置10V中，使行星齿轮21的太阳齿轮与驱动部件11V连结(一体化)，并且将中间部件12V作为行星齿轮21的行星架而构成。
如以上说明那样，本发明的减震器装置10、10B、10C、10D、10X、10Y包含来自发动机EG的扭矩被传递来的输入元件11、11B、11C、11D、11X、11Y、中间元件12、12B、12C、12D、12X、13、14、输出元件15、15B、15C、15D、15X、15Y、在上述输入元件与上述中间元件之间传递扭矩的第一弹性体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二弹性体SP2、SP2′、SP3，其中具备：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质量体25，并且在上述输入元件与上述输出元件之间，与包含上述第一弹性体、上述中间元件以及上述第二弹性体的扭矩传递路径TP1、TP并列地设置的旋转惯性质量减震器20、20X、20Y；以及衰减上述中间元件的共振的衰减机构90、95、95D。
在该减震器装置中，针对包含中间元件的扭矩传递路径，能够在第一以及第二弹性体的变形被允许了的状态下设定多个固有频率谐振频率，并且能够在输入元件的转速达到了与该多个固有频率的任一个对应的转速的阶段产生中间元件的共振。由此，在该减震器装置中，能够设定两个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震器向输出元件传递的振动在理论上相互抵消的反共振点。因此，使两个反共振点的振动频率与应该通过该减震器装置衰减的振动共振的频率接近，从而能够提高减震器装置的振动衰减性能。而且，该减震器装置包含衰减中间元件的共振的衰减机构。由此，能够抑制中间部件的共振的振幅变大，能够利用从旋转惯性质量减震器向输出元件传递的惯性扭矩，很好地降低中间部件的共振点(与其对应的反共振点)附近的振动等级。其结果是，能够进一步提高减震器装置的振动衰减性能。
另外，上述衰减机构90、95、95D也可在上述输入元件11、11B、11C、11D、11X、11Y以及上述输出元件15、15B、15C、15D、15X、15Y的至少任意一个、与上述中间元件12、12B、12C、12D、12X、13之间产生摩擦力。由此，能够更适当地衰减中间元件的共振。
而且，上述衰减机构90、95D也可在上述输入元件11、11B、11C、11D、11X、11Y与上述中间元件12、12B、12C、12D、12X、13之间产生摩擦力。由此，能够通过在输入元件与中间元件之间产生摩擦力而抑制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偏移，并且能够很好地衰减中间元件的共振。
另外，上述衰减机构90、95D也可包含：与上述输入元件11、11B、11C、11D、11X、11Y以及上述中间元件12、12B、12C、12D、12X、13的一方一体旋转的摩擦部件91、96D；以及将上述摩擦部件从上述输入元件以及上述中间元件的上述一侧向另一侧施力的施力部件92、97D。
而且，上述衰减机构95、95D也可包含：与上述中间元件12、12B、12C、12D、12X、13以及上述输出元件15、15B、15C、15D、15X、15Y的一方一体旋转的摩擦部件96、96D；以及将上述摩擦部件从上述中间元件以及上述输出元件的上述一侧向另一侧施力的施力部件97、97D。
另外，上述衰减机构也可包含：与上述输入元件以及上述中间元件的一方一体旋转的第一摩擦部件91、96D；将上述第一摩擦部件从上述输入元件以及上述中间元件的上述一侧向另一侧施力的第一施力部件92、97D；与上述中间元件以及上述输出元件的一方一体旋转的第二摩擦部件96、96D以及将上述第二摩擦部件从上述中间元件以及上述输出元件的上述一侧向另一侧施力的第二施力部件97、97D。
而且，上述衰减机构95D也可使上述摩擦力根据上述输入元件11、11B、11C、11D、11X、11Y的转速而变化，也可使上述摩擦力随着上述输入元件11、11B、11C、11D、11X、11Y的转速增高而变大。由此，能够降低输入元件的转速低时产生的摩擦力，所以能够很好地抑制伴随着摩擦力的产生而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偏移的情况，并且能够极好地衰减中间元件的共振。
另外，也可使基于上述中间元件的惯性力矩J2与上述第一以及第二弹性体的刚性k1、k2而决定的该中间元件的衰减比ζ小于值1，与上述中间元件的固有频率f12对应的转速也可比从上述输入元件经由上述扭矩传递路径向上述输出元件传递扭矩的转速区域的最小转速Nlup高。在上述减震器装置中，在输入元件的转速比与低旋转侧(低频侧)的反共振点的振动频率对应的转速高的阶段产生中间元件的共振。因此，通过在上述减震器装置设置衰减中间元件的共振的衰减机构，能够更好地降低高旋转侧(高频侧)的反共振点附近的振动等级。
而且，上述输出元件15、15B、15C、15D、15X、15Y也可与变速器TM的输入轴IS直接或间接地连结。
本发明的其它减震器装置10Z包含：来自发动机EG的扭矩被传递来的输入元件11Z、第一中间元件13Z、第二中间元件14Z、输出元件15Z、在上述输入元件11Z与上述第一中间元件13Z之间传递扭矩的第一弹性体SP1′、在上述第一与第二中间元件13Z、14Z之间传递扭矩的第二弹性体SP2′以及在上述第二中间元件14Z与上述输出元件15Z之间传递扭矩的第三弹性体SP3，其中，具备：
具有基于上述输入元件11Z与上述第二中间元件14Z的相对旋转而旋转的质量体25，并且与上述第一弹性体SP1′、上述第一中间元件13Z、以及上述第二弹性体SP2′并列地设置的旋转惯性质量减震器20Z；以及衰减上述第一中间元件13Z的共振的衰减机构90、95。
如上述减震器装置那样，将旋转惯性质量减震器与减震器装置的输入元件和第二中间元件连结，从而能够在旋转惯性质量减震器与连结于输出元件的部件之间夹装第三弹性体，能够实际使两者分离。由此能够设定两个反共振点，并且能够极好地降低旋转惯性质量减震器整体的惯性力矩对根据与输出元件连结的部件的惯性力矩而决定的固有频率的影响。其结果，即使与减震器装置的输出元件连结的部件的刚性降低，根据该部件的惯性力矩而决定的固有频率(谐振频率)受旋转惯性质量减震器整体的惯性力矩的影响变小，也能够很好地抑制本来在输入元件的转速高的状态下产生的共振却明显在低旋转区域产生的情况。而且，在上述减震器装置设置衰减第一中间元件的共振的衰减机构，从而能够抑制第一中间部件的共振的振幅变大，能够通过从旋转惯性质量减震器向输出元件传递的惯性扭矩，很好地降低第一中间部件的共振点(与其对应的反共振点)附近的振动等级。其结果是，能够进一步提高减震器装置的振动衰减性能。
本发明的另外的其它减震器装置10V包含：来自发动机EG的扭矩被传递来的输入元件11V、中间元件12V、输出元件15V、在上述输入元件11V与上述中间元件12V之间传递扭矩的第一弹性体SP1以及在上述中间元件12V与上述输出元件15V之间传递扭矩的第二弹性体SP2，其中，具备：具有根据上述输入元件11V与上述中间元件12V的相对旋转而旋转的质量体25，并且上述输入元件11V与上述中间元件12V之间，与上述第一弹性体SP1并列地设置的旋转惯性质量减震器20V；以及衰减上述中间元件12V的共振的衰减机构90。
在上述减震器装置中，即使将旋转惯性质量减震器连结在中间部件从而该中间部件的惯性力矩实际增加二衰减比ζ变小，也能够利用衰减机构衰减中间部件的共振而抑制该共振的振幅变大。其结果，即使在该减震器装置中，也能够利用从旋转惯性质量减震器向中间部件(从动部件)传递的惯性扭矩，很好地降低中间部件的共振点附近的振动等级。其结果是，能够进一步提高减震器装置的振动衰减性能。
而且，本公开的发明并不受上述实施方式的任何限定，不言而喻的是在本发明的外延的范围内能够进行各种改变。而且，用于实施上述发明的实施方式只不过是记载在发明的概要栏中的发明的具体的一个方式，并不限定记载在发明的概要栏中的发明的要素。
工业上利用的可能性
本公开的发明能够在减震器装置的制造领域等中被利用。

Claims (12)

1.一种减震器装置，其包含：来自发动机的扭矩被传递来的输入元件、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一弹性体、以及在上述中间元件与上述输出元件之间传递扭矩的第二弹性体，所述减震器装置具备：
旋转惯性质量减震器，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质量体，并且在上述输入元件与上述输出元件之间，与包含上述第一弹性体、上述中间元件以及上述第二弹性体的扭矩传递路径并列地设置；以及
衰减机构，其衰减上述中间元件的共振。
2.根据权利要求1所述的减震器装置，其中，
上述衰减机构在上述输入元件以及上述输出元件的至少任一方、与上述中间元件之间产生摩擦力。
3.根据权利要求1所述的减震器装置，其中，
上述衰减机构在上述输入元件与上述中间元件之间产生摩擦力。
4.根据权利要求3所述的减震器装置，其中，
上述衰减机构包含：与上述输入元件以及上述中间元件的一方一体旋转的摩擦部件；以及将上述摩擦部件从上述输入元件以及上述中间元件的上述一侧向另一侧施力的施力部件。
5.根据权利要求2所述的减震器装置，其中，
上述衰减机构包含：与上述中间元件以及上述输出元件的一方一体旋转的摩擦部件；以及将上述摩擦部件从上述中间元件以及上述输出元件的上述一侧向另一侧施力的施力部件。
6.根据权利要求2所述的减震器装置，其中，
上述衰减机构包含：与上述输入元件以及上述中间元件的一方一体旋转的第一摩擦部件；将上述第一摩擦部件从上述输入元件以及上述中间元件的上述一侧向另一侧施力的第一施力部件；与上述中间元件以及上述输出元件的一方一体旋转的第二摩擦部件；以及将上述第二摩擦部件从上述中间元件以及上述输出元件的上述一侧向另一侧施力的第二施力部件。
7.根据权利要求2～6中任一项所述的减震器装置，其中，
上述衰减机构使上述摩擦力根据上述输入元件的转速而变化。
8.根据权利要求7所述的减震器装置，其中，
上述衰减机构随着上述输入元件的转速增高而使上述摩擦力变大。
9.根据权利要求1～8中任一项所述的减震器装置，其中，
基于上述中间元件的惯性力矩与上述第一以及第二弹性体的刚性而决定的该中间元件的衰减比小于值1，与上述中间元件的固有频率对应的转速比从上述输入元件经由上述扭矩传递路径向上述输出元件传递扭矩的转速区域的最小转速高。
10.根据权利要求1～9中任一项所述的减震器装置，其中，
上述输出元件直接或间接地与变速器的输入轴连结。
11.一种减震器装置，其包含：来自发动机的扭矩被传递来的输入元件、第一中间元件、第二中间元件、输出元件、在上述输入元件与上述第一中间元件之间传递扭矩的第一弹性体、在上述第一以及第二中间元件之间传递扭矩的第二弹性体以及在上述第二中间元件与上述输出元件之间传递扭矩的第三弹性体，所述减震器装置具备：
旋转惯性质量减震器，其具有根据上述输入元件与上述第二中间元件的相对旋转而旋转的质量体，并且与上述第一弹性体、上述第一中间元件以及上述第二弹性体并列地设置；以及
衰减机构，其衰减上述第一中间元件的共振。
12.一种减震器装置，其包含：来自发动机的扭矩被传递来的输入元件、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一弹性体、以及在上述中间元件与上述输出元件之间传递扭矩的第二弹性体，其具备：
旋转惯性质量减震器，其具有根据上述输入元件与上述中间元件的相对旋转而旋转的质量体，并且在上述输入元件与上述中间元件之间，与上述第一弹性体并列地设置；以及
衰减机构，其衰减上述中间元件的共振。
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