JP6344525B2 - ダンパ装置 - Google Patents

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Description

本開示の発明は、入力要素と出力要素とを含むダンパ装置に関する。
従来、発進装置に適用可能なダンパ装置として、トルクコンバータに関連して使用されるダブルパスダンパが知られている（例えば、特許文献１参照）。このダンパ装置において、エンジンおよびロックアップクラッチ（３２）から出力ハブ（３７）までの振動経路は、２つの平行な振動経路ＢおよびＣに分割されており、２つの振動経路Ｂ，Ｃは、それぞれ一対のばねと、当該一対のばねの間に配置される別個の中間フランジ（３６，３８）を有する。また、トルクコンバータのタービン（３４）は、２つの振動経路の固有振動数を異ならせるために振動経路Ｂの中間フランジ（３６）に結合されており、振動経路Ｂの中間フランジ（３６）の固有振動数は、振動経路Ｃの中間フランジ（３８）の固有振動数よりも小さい。かかるダンパ装置では、ロックアップクラッチ（３２）が繋がれている場合、エンジンからの振動がダンパ装置の２つの振動経路Ｂ，Ｃに進入する。そして、ある周波数のエンジン振動がタービン（３４）に結合された中間フランジ（３６）を含む振動経路Ｂに到達すると、振動経路Ｂの中間フランジ（３６）から出力ハブ（３７）までの間における振動の位相が入力振動の位相に対して１８０度ずれる。この際、振動経路Ｃの中間フランジ（３８）の固有振動数は振動経路Ｂの中間フランジ（３６）の固有振動数よりも大きいことから、振動経路Ｃに進入した振動は、位相のシフト（ずれ）を生ずることなく出力ハブ（３７）に伝達される。このように、振動経路Ｂから出力ハブ（３７）に伝達される振動の位相と、振動経路Ｃから出力ハブ（３７）に伝達される振動の位相とを１８０度ずらすことで、出力ハブ（３７）での振動を減衰させることができる。
特表２０１２−５０６００６号公報
上記特許文献１に記載されたダブルパスダンパの振動減衰性能を向上させるためには、各中間フランジの両側の弾性体のばね定数や各中間フランジの重量を調整して、振動経路ＢおよびＣの固有振動数を適正に設定する必要がある。しかしながら、弾性体のばね定数を調整して振動経路ＢおよびＣの固有振動数を適正化しようとすると、ダブルパスダンパ全体の剛性が大きく変動してしまう。また、中間フランジやそれに結合されるタービンの重量を調整して２つの固有振動数を適正化しようとすると、フランジやタービンの重量、ひいてはトルクコンバータ全体の重量が増加してしまう。従って、上記ダブルパスダンパにおいて、振動減衰性能が向上するように振動経路ＢおよびＣの固有振動数を適正に設定するのは容易ではなく、減衰されるべき振動の周波数によっては、特許文献１に記載されたダンパ装置によっても当該振動を良好に減衰し得なくなる。
そこで、本開示の発明は、固有振動数を容易かつ適正に設定可能であると共に、装置全体の大型化を抑制しつつ、耐久性を向上させることができるダンパ装置の提供を主目的とする。
本開示のダンパ装置は、エンジンからのトルクが伝達される入力要素と、出力要素とを有するダンパ装置において、第１中間要素と、第２中間要素と、前記入力要素と前記第１中間要素との間でトルクを伝達する第１弾性体と、前記第１中間要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する第２弾性体と、前記入力要素と前記第２中間要素との間でトルクを伝達する第３弾性体と、前記第２中間要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する第４弾性体と、前記第１中間要素と前記第２中間要素との間でトルクを伝達する第５弾性体とを備え、前記第３および第４弾性体は、前記第１および第２弾性体よりも前記ダンパ装置の径方向における内側に配置され、前記入力要素は、前記第１弾性体の周方向の端部に当接する第１当接部を有すると共に、第１支持部により回転自在に支持される第１入力部材と、前記第１入力部材と一体回転すると共に、前記第１当接部よりも前記径方向における内側で前記第３弾性体の周方向の端部に当接する第２当接部を有し、前記第１支持部と異なる位置に設けられた第２支持部により回転自在に支持される第２入力部材とを含むものである。
このダンパ装置では、第１から第５弾性体のすべての撓みが許容されている状態に対して、装置全体で２つの固有振動数を設定することができる。そして、本発明者らの研究・解析によれば、これらの第１から第５弾性体を含むダンパ装置の固有振動数は、第５弾性体の剛性が低下するにつれて小さくなることや、第５弾性体の剛性の変化に対するダンパ装置の等価剛性の変化は、第１から第４弾性体の剛性の変化に対する当該等価剛性の変化に比べて大幅に小さくなることが判明している。従って、第５弾性体の剛性を調整することで、ダンパ装置の等価剛性を適正に保つと共に第１および第２中間要素の重量（慣性モーメント）の増加を抑制しつつ、装置全体の２つの固有振動数を容易かつ適正に設定することが可能となる。また、このダンパ装置では、第１および第２弾性体の双方に当接する入力要素からの荷重を第１および第２支持部に分散させることができるので、当該入力要素の支持部ひいては装置全体の大型化を抑制しつつ、耐久性を向上させることができる。
本開示のダンパ装置を含む発進装置を示す概略構成図である。 図１の発進装置を示す断面図である。 本開示のダンパ装置の構成要素を示す正面図である。 本開示のダンパ装置における第１から第４弾性体の平均取付半径を説明するための模式図である。 本開示のダンパ装置の構成要素を示す斜視図である。 本開示のダンパ装置の構成要素を示す斜視図である。 本開示のダンパ装置におけるトルク伝達経路を示す模式図である。 エンジンの回転数と、ダンパ装置の出力要素における理論上のトルク変動との関係を例示する説明図である。 本開示のダンパ装置における第１弾性体の剛性と、低回転側の固有振動数、反共振点の振動数およびダンパ装置の等価剛性との関係を例示する説明図である。 本開示のダンパ装置における第２弾性体の剛性と、低回転側の固有振動数、反共振点の振動数およびダンパ装置の等価剛性との関係を例示する説明図である。 本開示のダンパ装置における第３弾性体の剛性と、低回転側の固有振動数、反共振点の振動数およびダンパ装置の等価剛性との関係を例示する説明図である。 本開示のダンパ装置における第４弾性体の剛性と、低回転側の固有振動数、反共振点の振動数およびダンパ装置の等価剛性との関係を例示する説明図である。 本開示のダンパ装置における第５弾性体の剛性と、低回転側の固有振動数、反共振点の振動数およびダンパ装置の等価剛性との関係を例示する説明図である。 本開示のダンパ装置における第１中間要素の慣性モーメントと、低回転側の固有振動数、反共振点の振動数およびダンパ装置の等価剛性との関係を例示する説明図である。 エンジンの回転数と、第２弾性体から出力要素に伝達される振動と第４弾性体から出力要素に伝達される振動との位相差Δλとの関係を例示する説明図である。 本開示のダンパ装置における弾性体のトルク分担比と振動減衰性能との関係を示す説明図である。 エンジンの回転数と、ヒステリシスを考慮した場合のダンパ装置の出力要素におけるトルク変動との関係を例示する説明図である。
次に、図面を参照しながら、本開示の発明を実施するための形態について説明する。
図１は、本開示のダンパ装置１０を含む発進装置１を示す概略構成図であり、図２は、発進装置１を示す断面図である。これらの図面に示す発進装置１は、原動機としてのエンジン（本実施形態では、内燃機関）ＥＧを備えた車両に搭載されるものであり、ダンパ装置１０に加えて、エンジンＥＧのクランクシャフトに連結されるフロントカバー３や、フロントカバー３に固定されるポンプインペラ（入力側流体伝動要素）４、ポンプインペラ４と同軸に回転可能なタービンランナ（出力側流体伝動要素）５、ダンパ装置１０に連結されると共に自動変速機（ＡＴ）、無段変速機（ＣＶＴ）、デュアルクラッチトランスミッション（ＤＣＴ）、ハイブリッドトランスミッション、あるいは減速機である変速機（動力伝達装置）ＴＭの入力軸ＩＳに固定される動力出力部材としてのダンパハブ７、ロックアップクラッチ８等を含む。
なお、以下の説明において、「軸方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、発進装置１やダンパ装置１０の中心軸ＣＡ（軸心、図４参照）の延在方向を示す。また、「径方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、発進装置１やダンパ装置１０、当該ダンパ装置１０等の回転要素の径方向、すなわち発進装置１やダンパ装置１０の中心軸ＣＡから当該中心軸ＣＡと直交する方向（半径方向）に延びる直線の延在方向を示す。更に、「周方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、発進装置１やダンパ装置１０、当該ダンパ装置１０等の回転要素の周方向、すなわち当該回転要素の回転方向に沿った方向を示す。
ポンプインペラ４は、図２に示すように、フロントカバー３に密に固定されるポンプシェル４０と、ポンプシェル４０の内面に配設された複数のポンプブレード４１とを有する。タービンランナ５は、図２に示すように、タービンシェル５０と、タービンシェル５０の内面に配設された複数のタービンブレード５１とを有する。タービンシェル５０の内周部は、複数のリベットを介してタービンハブ５２に固定される。タービンハブ５２は、ダンパハブ７により回転自在に支持され、当該タービンハブ５２（タービンランナ５）の発進装置１の軸方向における移動は、ダンパハブ７と、当該ダンパハブ７に装着されるスナップリングにより規制される。
ポンプインペラ４とタービンランナ５とは、互いに対向し合い、両者の間には、タービンランナ５からポンプインペラ４への作動油（作動流体）の流れを整流するステータ６が同軸に配置される。ステータ６は、複数のステータブレード６０を有し、ステータ６の回転方向は、ワンウェイクラッチ６１により一方向のみに設定される。これらのポンプインペラ４、タービンランナ５およびステータ６は、作動油を循環させるトーラス（環状流路）を形成し、トルク増幅機能をもったトルクコンバータ（流体伝動装置）として機能する。ただし、発進装置１において、ステータ６やワンウェイクラッチ６１を省略し、ポンプインペラ４およびタービンランナ５を流体継手として機能させてもよい。
ロックアップクラッチ８は、ダンパ装置１０を介してフロントカバー３とダンパハブ７とを連結するロックアップを実行すると共に当該ロックアップを解除するものである。本実施形態において、ロックアップクラッチ８は、単板油圧式クラッチとして構成されており、フロントカバー３の内部かつ当該フロントカバー３のエンジンＥＧ側の内壁面近傍に配置されると共にダンパハブ７に対して軸方向に移動自在に嵌合されるロックアップピストン（動力入力部材）８０を有する。また、ロックアップピストン８０の外周側かつフロントカバー３側の面には、図２に示すように、摩擦材８８が貼着される。更に、ロックアップピストン８０とフロントカバー３との間には、作動油供給路や入力軸ＩＳに形成された油路を介して図示しない油圧制御装置に接続されるロックアップ室（係合油室）８５が画成される。
ロックアップ室８５内には、入力軸ＩＳに形成された油路等を介してポンプインペラ４およびタービンランナ５の軸心側（ワンウェイクラッチ６１の周辺）から径方向外側に向けてポンプインペラ４およびタービンランナ５（トーラス）へと供給される油圧制御装置からの作動油が流入可能である。従って、フロントカバー３とポンプインペラ４のポンプシェルとにより画成される流体伝動室９内とロックアップ室８５内とが等圧に保たれれば、ロックアップピストン８０は、フロントカバー３側に移動せず、ロックアップピストン８０がフロントカバー３と摩擦係合することはない。これに対して、図示しない油圧制御装置により流体伝動室９内の油圧をロックアップ室８９内の油圧よりも高くすれば、ロックアップピストン８０は、圧力差によりフロントカバー３に向けて移動してフロントカバー３と摩擦係合する。これにより、フロントカバー３（エンジンＥＧ）は、ロックアップピストン８０やダンパ装置１０を介してダンパハブ７に連結される。なお、ロックアップクラッチ８として、少なくとも１枚の摩擦係合プレート（複数の摩擦材）を含む多板油圧式クラッチが採用されてもよい。この場合、当該多板油圧式クラッチのクラッチドラムまたはクラッチハブが動力入力部材として機能することになる。
ダンパ装置１０は、エンジンＥＧと変速機ＴＭとの間で振動を減衰するものであり、図１に示すように、同軸に相対回転する回転要素（回転部材すなわち回転質量体）として、ドライブ部材（入力要素）１１、第１中間部材（第１中間要素）１２、第２中間部材（第２中間要素）１４およびドリブン部材（出力要素）１６を含む。更に、ダンパ装置１０は、トルク伝達要素（トルク伝達弾性体）として、ドライブ部材１１と第１中間部材１２との間に配置されて回転トルク（回転方向のトルク）を伝達する複数（本実施形態では、例えば２個）の第１外側スプリング（第１弾性体）ＳＰ１１、第１中間部材１２とドリブン部材１６との間に配置されて回転トルクを伝達する複数（本実施形態では、例えば２個）の第２外側スプリング（第２弾性体）ＳＰ１２、ドライブ部材１１と第２中間部材１４との間に配置されて回転トルクを伝達する複数（本実施形態では、例えば３個）の第１内側スプリング（第３弾性体）ＳＰ２１、第２中間部材１４とドリブン部材１６との間に配置されて回転トルクを伝達する複数（本実施形態では、例えば３個）の第２内側スプリング（第４弾性体）ＳＰ２２、および第１中間部材１２と第２中間部材１４との間に配置されて回転トルクを伝達する複数（本実施形態では、例えば２個）の中間スプリング（第５弾性体）ＳＰｍを含む。
本実施形態では、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２並びに中間スプリングＳＰｍとして、荷重が加えられてないときに真っ直ぐに延びる軸心を有するように螺旋状に巻かれた金属材からなる直線型コイルスプリングが採用される。これにより、アークコイルスプリングを用いた場合に比べて、スプリングＳＰ１１〜ＳＰｍを軸心に沿ってより適正に伸縮させて、トルクを伝達するスプリングと回転要素との間で発生する摩擦力に起因したヒステリシス、すなわちドライブ部材１１への入力トルクが増加していく際の出力トルクと、ドライブ部材１１への入力トルクが減少していく際の出力トルクとの間の差を低減化することができる。ヒステリシスは、ドライブ部材１１への入力トルクが増加する状態でダンパ装置１０の捩れ角が所定角度になったときにドリブン部材１６から出力されるトルクと、ドライブ部材１１への入力トルクが減少する状態でダンパ装置１０の捩れ角が上記所定角度になったときにドリブン部材１６から出力されるトルクとの差分により定量化され得るものである。なお、スプリングＳＰ１１〜ＳＰｍの少なくとも何れか１つは、アークコイルスプリングであってもよい。なお、“スプリングの軸心”は、直線型コイルスプリングやアークコイルスプリングにおける螺旋状に巻回された金属材等の巻回中心を意味する。
また、本実施形態において、第１外側スプリングＳＰ１１、第２外側スプリングＳＰ１２および中間スプリングＳＰｍは、図３に示すように、例えば、ＳＰ１１，ＳＰ１２，ＳＰｍ，ＳＰ１１，ＳＰ１２，ＳＰｍという順番でダンパ装置１０（第１中間部材１２）の周方向に沿って並ぶと共に発進装置１の外周に近接するように流体伝動室９内の外周側領域に配設される。このように、中間スプリングＳＰｍを外周側の第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２と周方向に沿って並ぶように配置することで、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２と、中間スプリングＳＰｍとの捩れ角（ストローク）を良好に確保することが可能となる。これに対して、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２は、図３に示すように、１個ずつ対をなす（直列に作用する）と共にダンパ装置１０（第２中間部材１４）の周方向に沿って交互に並ぶように第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２並びに中間スプリングＳＰｍの径方向内側に配設され、スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２，ＳＰｍにより包囲される。
これにより、ダンパ装置１０では、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の平均取付半径ｒｏが、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２の平均取付半径ｒｉよりも大きくなる。第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の平均取付半径ｒｏは、図４に示すように、ダンパ装置１０の中心軸ＣＡから第１外側スプリング（第１弾性体）ＳＰ１１の軸心までの距離である当該第１外側スプリングＳＰ１１の取付半径ｒSP11と、中心軸ＣＡから第２外側スプリング（第２弾性体）ＳＰ１２の軸心までの距離である当該第２外側スプリングＳＰ１２の取付半径ｒSP12との平均値（=（ｒSP11＋ｒS P12）／２）である。第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２の平均取付半径ｒｉは、図４に示すように、中心軸ＣＡから第１内側スプリング（第３弾性体）ＳＰ２１の軸心までの距離である当該第１内側スプリングＳＰ２１の取付半径ｒSP21と、中心軸ＣＡから第２内側スプリング（第４弾性体）ＳＰ２２の軸心までの距離である当該第２内側スプリングＳＰ２２の取付半径ｒSP22との平均値（=（ｒSP21＋ｒSP22）／２）である。なお、取付半径ｒSP11，ｒSP12，ｒSP21またはｒSP22は、中心軸ＣＡと、各スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２，ＳＰ２１，ＳＰ２２の軸心上の予め定められた点（例えば、軸方向における中央や端部）との距離であってもよい。
また、本実施形態において、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２（並びに中間スプリングＳＰｍ）は、取付半径ｒSP11と取付半径ｒSP12とが等しくなるように同一円周上に配列され、第１外側スプリングＳＰ１１の軸心と、第２外側スプリングＳＰ１２の軸心とは、中心軸ＣＡに直交する一平面に含まれる。更に、本実施形態において、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２は、取付半径ｒSP21と取付半径ｒSP22とが等しくなるように同一円周上に配列され、第１内側スプリングＳＰ２１の軸心と、第２内側スプリングＳＰ２２の軸心とは、中心軸ＣＡに直交する一平面に含まれる。加えて、ダンパ装置１０では、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２が径方向からみて第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２と軸方向に重なり合うように当該第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の径方向内側に配置される。これにより、ダンパ装置１０を径方向にコンパクト化すると共に、当該ダンパ装置１０の軸長をより短縮化することが可能となる。
ただし、図４に示すように、中心軸ＣＡから第１外側スプリングＳＰ１１の軸心までの取付半径ｒSP11と、当該中心軸ＣＡから第２外側スプリングＳＰ１２の軸心までの取付半径ｒSP12とは、異なっていてもよい。また、中心軸ＣＡから第１内側スプリングＳＰ２１の軸心までの取付半径ｒSP21と、当該中心軸ＣＡから第２内側スプリングＳＰ２２の軸心までの取付半径ｒSP22とは、異なっていてもよい。すなわち、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の少なくとも何れか一方の取付半径ｒSP11，ｒSP12は、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２の少なくとも何れか一方の取付半径ｒSP21，ｒ SP22よりも大きくてもよい。更に、第１外側スプリングＳＰ１１の軸心と、第２外側スプリングＳＰ１２の軸心とは、中心軸ＣＡに直交する一平面に含まれていなくてもよい。また、第１内側スプリングＳＰ２１の軸心と、第２内側スプリングＳＰ２２の軸心とは、中心軸ＣＡに直交する一平面に含まれていなくてもよい。また、スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２，ＳＰ２１およびＳＰ２２の軸心が中心軸ＣＡに直交する一平面に含まれてもよく、スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２，ＳＰ２１およびＳＰ２２の少なくとも何れか１つの軸心が当該一平面に含まれていなくてもよい。
そして、本実施形態では、第１外側スプリングＳＰ１１の剛性すなわちばね定数を“ｋ 11”とし、第２外側スプリングＳＰ１２の剛性すなわちばね定数を“ｋ12”とし、第１内側スプリングＳＰ２１の剛性すなわちばね定数を“ｋ21”とし、第２内側スプリングＳＰ２２の剛性すなわちばね定数を“ｋ22”としたときに、ばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21およびｋ22が、ｋ11≠ｋ21、かつｋ11／ｋ21≠ｋ12／ｋ22という関係を満たすように選択される。より詳細には、ばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21，およびｋ22は、ｋ11／ｋ21＜ｋ12／ｋ22、およびｋ11＜ｋ12＜ｋ22＜ｋ21という関係を満たす。すなわち、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２のばね定数ｋ11，ｋ12の小さい方（ｋ11）は、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２のばね定数ｋ21，ｋ22の小さい方（ｋ22）よりも小さくなる。更に、中間スプリングＳＰｍの剛性すなわちばね定数を“ｋm”としたときに、ばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21，ｋ22およびｋmは、ｋ11＜ｋm＜ｋ12＜ｋ22＜ｋ21という関係を満たす。
図２に示すように、ダンパ装置１０のドライブ部材１１は、ロックアップクラッチ８のロックアップピストン８０に固定される環状の第１プレート部材（第１入力部材）１１１と、ダンパハブ７により回転自在に支持（調心）されると共に第１プレート部材１１１に一体に回転するように連結される環状の第２プレート部材（第２入力部材）１１２と、第２プレート部材１１２よりもタービンランナ５に近接するように配置されると共に複数のリベット（連結具）１２５を介して第２プレート部材１１２に連結（固定）される環状の第３プレート部材（第３入力部材）１１３とを含む。これにより、ドライブ部材１１、すなわち第１、第２および第３プレート部材１１１，１１２，１１３は、ロックアップピストン８０と一体に回転し、ロックアップクラッチ８の係合によりフロントカバー３（エンジンＥＧ）とダンパ装置１０のドライブ部材１１とが連結されることになる。
第１プレート部材１１１は、図２および図５に示すように、複数のリベットを介してロックアップピストン８０の外周側の内面（摩擦材８８が貼着されない面）に固定される環状の固定部１１１ａと、固定部１１１ａの外周部から軸方向に延出された短尺の筒状部１１１ｂと、筒状部１１１ｂの遊端部から周方向に間隔をおいて（等間隔に）径方向外側に延出されると共に固定部１１１ａから離間するように軸方向に延びる複数（本実施形態では、例えば４個）のスプリング当接部（第１当接部）１１１ｃと、筒状部１１１ｂの遊端部から周方向に間隔をおいて軸方向に延出された複数（本実施形態では、例えば１２個）の係合凸部１１１ｅとを有する。図２に示すように、第１プレート部材１１１が固定されるロックアップピストン８０は、ダンパハブ７に形成された円筒状の第１支持部７１により回転自在に支持される。
第２プレート部材１１２は、板状の環状部材として構成されており、第３プレート部材１１３よりもロックアップピストン８０に近接するように配置されると共に、ダンパハブ７に形成された円筒状の第２支持部７２により回転自在に支持される。図２に示すように、ダンパハブ７の第２支持部７２は、第１支持部７１よりもタービンランナ５に近接するように当該第１支持部７１からダンパ装置１０の軸方向にずらして形成されている。また、第２支持部７２は、第１支持部７１よりも大きい外径を有し、当該第１支持部７１の径方向外側に設けられる。
また、第２プレート部材１１２は、それぞれ円弧状に延びると共に周方向に間隔をおいて（等間隔に）配設された複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング収容窓１１２ｗ（図３および図５参照）と、それぞれ対応するスプリング収容窓１１２ｗの内周縁に沿って延びると共に周方向に間隔をおいて（等間隔に）並ぶ複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング支持部１１２ａと、それぞれ対応するスプリング収容窓１１２ｗの外周縁に沿って延びると共に周方向に間隔をおいて（等間隔に）並んで対応するスプリング支持部１１２ａと第２プレート部材１１２の径方向において対向する複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング支持部１１２ｂと、複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング当接部（第２当接部）１１２ｃとを有する。第２プレート部材１１２の複数のスプリング当接部１１２ｃは、周方向に沿って互いに隣り合うスプリング収容窓１１２ｗ（スプリング支持部１１２ａ，１１２ｂ）の間に１個ずつ設けられる。更に、第２プレート部材１１２の外周部には、複数（本実施形態では、例えば１２個）の係合凹部１１２ｅが周方向に間隔をおいて形成されており、各係合凹部１１２ｅには、第１プレート部材１１１の対応する係合凸部１１１ｅが径方向のガタをもって嵌合される。係合凸部１１１ｅを係合凹部１１２ｅに嵌合することで、第１および第２プレート部材１１１，１１２は、径方向に相対移動可能となる。
第３プレート部材１１３も、板状の環状部材として構成されている。第３プレート部材１１３は、それぞれ円弧状に延びると共に周方向に間隔をおいて（等間隔に）配設された複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング収容窓と、それぞれ対応するスプリング収容窓の内周縁に沿って延びると共に周方向に間隔をおいて（等間隔に）並ぶ複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング支持部１１３ａと、それぞれ対応するスプリング収容窓の外周縁に沿って延びると共に周方向に間隔をおいて（等間隔に）並んで対応するスプリング支持部１１３ａと第３プレート部材１１３の径方向において対向する複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング支持部１１３ｂと、複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング当接部（第３当接部）１１３ｃとを有する。第３プレート部材１１３の複数のスプリング当接部１１３ｃは、周方向に沿って互いに隣り合うスプリング支持部１１３ａ，１１３ｂ（スプリング収容窓）の間に１個ずつ設けられる。
第１中間部材１２は、図２に示すように、弾性体支持部材１２１と、連結部材１２２とを含む。弾性体支持部材１２１は、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の外周部やロックアップピストン８０側（エンジンＥＧ側）の側部（図２における右側の側部）、タービンランナ５側（変速機ＴＭ側）の側部の外周側を支持（ガイド）するように環状に形成されている。弾性体支持部材１２１は、ドライブ部材１１の第１プレート部材１１１の筒状部１１１ｂによって回転自在となるように径方向に支持（調心）され、流体伝動室９内の外周側領域に配置される。このように第１中間部材１２を流体伝動室９内の外周側領域に配置することで、当該第１中間部材１２の慣性モーメント（イナーシャ）をより大きくすることが可能となる。また、弾性体支持部材１２１は、周方向に間隔をおいて配設された複数（本実施形態では、例えば１８０°間隔で２個）のスプリング当接部１２１ｃを有する。各スプリング当接部１２１ｃは、弾性体支持部材１２１のロックアップピストン８０側の側部からタービンランナ５側に軸方向に延出される。
第１中間部材１２を構成する連結部材１２２は、タービンランナ５のタービンシェル５０に例えば溶接により固定される環状の固定部（環状部）１２２ａと、当該固定部１２２ａの外周部から周方向に間隔をおいて軸方向に延出された複数（本実施形態では、例えば１８０°間隔で２個）のスプリング当接部（第１スプリング当接部）１２２ｃと、固定部１２２ａの外周部のスプリング当接部１２２ｃの間から軸方向に延出された複数（本実施形態では、例えば４個）の第２スプリング当接部１２２ｄと、固定部１２２ａの内周部からスプリング当接部１２２ｃ，１２２ｄと同じ側に軸方向に延出された短尺円筒状の支持部１２２ｓとを有する。連結部材１２２の複数の第２スプリング当接部１２２ｄは、２個（一対）ずつ近接するように当該連結部材１２２の軸心に関して対称に形成され（図３参照）、互いに対をなす２個の第２スプリング当接部１２２ｄは、例えば中間スプリングＳＰｍの自然長に応じた間隔をおいて周方向に並ぶ。
第２中間部材１４は、環状の被支持部（環状部）１４ａと、当該被支持部１４ａの内周部から周方向に間隔をおいて軸方向に延出された複数（本実施形態では、例えば１２０°間隔で３個）のスプリング当接部（第１スプリング当接部）１４ｃと、被支持部１４ａの外周部からスプリング当接部１４ｃと同じ側に軸方向に延出された複数（本実施形態では、例えば４個）の第２スプリング当接部１４ｄとを有する。第２中間部材１４の複数の第２スプリング当接部１４ｄは、２個（一対）ずつ近接するように当該第２中間部材１４の軸心に関して対称に形成され（図３参照）、互いに対をなす２個の第２スプリング当接部１４ｄは、例えば中間スプリングＳＰｍの自然長に応じた間隔をおいて周方向に並ぶ。
第２中間部材１４は、図２に示すように、タービンランナ５に固定された第１中間部材１２の連結部材１２２により回転自在に支持され、当該第２中間部材１４の被支持部１４ａは、ドライブ部材１１の第３プレート部材１１３とタービンランナ５との軸方向に間に位置する。本実施形態において、第２中間部材１４の被支持部１４ａには、連結部材１２２の支持部１２２ｓが嵌合される凹部が形成されており、第２中間部材１４は、当該支持部１２２ｓにより回転自在に支持される。また、第２中間部材１４の被支持部１４ａが支持部１２２ｓの先端に当接することで、第２中間部材１４のタービンランナ５側への移動が規制される。更に、第３プレート部材１１３の外周部には、タービンランナ５側の表面から第２中間部材１４側に突出する複数の移動規制突部１１３ｓが周方向に間隔をおいて形成されている。従って、第２中間部材１４の被支持部１４ａが第３プレート部材１１３の移動規制突部１１３ｓに当接することで、第２中間部材１４のタービンランナ５から離間する方向（ロックアップピストン８０側）への移動が規制される。
ドリブン部材１６は、板状の環状部材として構成されており、図２に示すように、ドライブ部材１１の第２プレート部材１１２と第３プレート部材１１３との軸方向における間に配置されると共にダンパハブ７（本実施形態では、第２支持部７２）にリベットを介して固定される。これにより、ドリブン部材１６は、ダンパハブ７と一体に回転することになる。ドリブン部材１６は、それぞれ円弧状に延びると共に周方向に間隔をおいて（等間隔に）配設された複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング収容窓と、当該ドリブン部材１６の内周縁に近接するように周方向に間隔をおいて形成された複数（本実施形態では、例えば３個）の内側スプリング当接部（内側当接部）１６ｃｉと、複数の内側スプリング当接部１６ｃｉよりも径方向外側で周方向に間隔をおいて（等間隔に）並ぶと共にタービンランナ５側からロックアップピストン８０側に軸方向に延びる複数（本実施形態では、例えば４個）の外側スプリング当接部（外側当接部）１６ｃｏとを有する。ドリブン部材１６の複数の内側スプリング当接部１６ｃｉは、周方向に沿って互いに隣り合うスプリング収容窓の間に１個ずつ設けられる。
図２に示すように、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２は、第１中間部材１２の弾性体支持部材１２１により、１個ずつ対をなす（直列に作用する）と共に当該第１中間部材１２の周方向に沿って交互に並ぶように支持される。また、ドライブ部材１１の第１プレート部材１１１のスプリング当接部１１１ｃは、ダンパ装置１０の取付状態において、対応する第１または第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の周方向の端部（撓み方向の端部、以下同様）と当接する。更に、弾性体支持部材１２１の各スプリング当接部１２１ｃは、図３に示すように、互いに隣り合って対をなす（直列に作用する）第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の間で両者の周方向の端部と当接する。また、連結部材１２２の各スプリング当接部１２２ｃも、図３に示すように、互いに隣り合って対をなす第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の間で両者の周方向の端部と当接する。
すなわち、ダンパ装置１０の取付状態において、各第１外側スプリングＳＰ１１の一端部（図３における中間スプリングＳＰｍ側の端部）は、ドライブ部材１１の対応するスプリング当接部１１１ｃと当接し、各第１外側スプリングＳＰ１１の他端部（図３における第２外側スプリングＳＰ１２側の端部）は、第１中間部材１２の対応するスプリング当接部１２１ｃおよび１２２ｃと当接する。また、ダンパ装置１０の取付状態において、各第２外側スプリングＳＰ１２の一端部（図３における第１外側スプリングＳＰ１１側の端部）は、第１中間部材１２の対応するスプリング当接部１２１ｃおよび１２２ｃと当接し、各第２外側スプリングＳＰ１２の他端部（図３における中間スプリングＳＰｍ側の端部）は、ドライブ部材１１の対応するスプリング当接部１１１ｃと当接する。
更に、ドリブン部材１６の各外側スプリング当接部１６ｃｏは、ドライブ部材１１の各スプリング当接部１１１ｃと同様に、対をなさない（直列に作用しない）第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の間で両者の周方向の端部と当接する。すなわち、ダンパ装置１０の取付状態において、第１外側スプリングＳＰ１１の一端部（中間スプリングＳＰｍ側の端部）と、当該第１外側スプリングＳＰ１１と対をなす第２外側スプリングＳＰ１２の他端部（中間スプリングＳＰｍ側の端部）とは、それぞれドリブン部材１６の対応する外側スプリング当接部１６ｃｏと当接する。この結果、ドリブン部材１６は、複数の第１外側スプリングＳＰ１１と、第１中間部材１２（弾性体支持部材１２１および連結部材１２２）と、複数の第２外側スプリングＳＰ１２とを介してドライブ部材１１に連結されることになる。
また、第１中間部材１２の連結部材１２２は、タービンランナ５に固定されることから、第１中間部材１２とタービンランナ５とは、一体に回転するように連結されることになる。このように、タービンランナ５（およびタービンハブ５２）を第１中間部材１２に連結することで、当該第１中間部材１２の実質的な慣性モーメント（弾性体支持部材１２１、連結部材１２２およびタービンランナ５等の慣性モーメントの合計値）をより一層大きくすることが可能となる。また、タービンランナ５と、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２の径方向外側すなわち流体伝動室９内の外周側領域に配置される第１中間部材１２とを連結することで、連結部材１２２がドライブ部材１１の第３プレート部材１１３や第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２とタービンランナ５との軸方向における間を通過しないようにすることができる。これにより、ダンパ装置１０ひいては発進装置１の軸長の増加をより良好に抑制することが可能となる。
一方、第２プレート部材１１２の複数のスプリング支持部１１２ａは、図２および図３に示すように、それぞれ対応する第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２（各１個）のロックアップピストン８０側の側部を内周側から支持（ガイド）する。また、複数のスプリング支持部１１２ｂは、それぞれ対応する第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２のロックアップピストン８０側の側部を外周側から支持（ガイド）する。更に、第３プレート部材１１３の複数のスプリング支持部１１３ａは、図２に示すように、それぞれ対応する第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２（各１個）のタービンランナ５側の側部を内周側から支持（ガイド）する。また、複数のスプリング支持部１１３ｂは、それぞれ対応する第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２のタービンランナ５側の側部を外周側から支持（ガイド）する。すなわち、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２は、１個ずつ対をなす（直列に作用する）と共に周方向（第２中間部材１４の周方向）に交互に並ぶように、ドライブ部材１１を構成する第２プレート部材１１２のスプリング支持部１１２ａ，１１２ｂと第３プレート部材１１３のスプリング支持部１１３ａ，１１３ｂとにより支持される。
更に、第２プレート部材１１２の各スプリング当接部１１２ｃは、図３に示すように、ダンパ装置１０の取付状態において、互いに異なるスプリング収容窓１１２ｗ（スプリング支持部１１２ａ，１１２ｂ，１１３ａ，１１３ｂ）により支持されて対をなさない（直列に作用しない）第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２の間で両者の周方向の端部と当接する。同様に、第３プレート部材１１３の各スプリング当接部１１３ｃも、ダンパ装置１０の取付状態において、互いに異なるスプリング支持部１１２ａ，１１２ｂ，１１３ａ，１１３ｂ（スプリング収容窓）により支持された（対をなさない）第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２の間で両者の周方向の端部と当接する。また、第２中間部材１４の各スプリング当接部１４ｃは、図３に示すように、互いに対をなす（直列に作用する）第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２の間で両者の周方向の端部と当接する。
すなわち、ダンパ装置１０の取付状態において、各第１内側スプリングＳＰ２１の一端部は、ドライブ部材１１の対応するスプリング当接部１１２ｃ，１１３ｃと当接し、各第１内側スプリングＳＰ２１の他端部は、第２中間部材１４の対応するスプリング当接部１４ｃと当接する。更に、ダンパ装置１０の取付状態において、各第２内側スプリングＳＰ２２の一端部は、第２中間部材１４の対応するスプリング当接部１４ｃと当接し、各第２内側スプリングＳＰ２２の他端部は、ドライブ部材１１の対応するスプリング当接部１１２ｃ，１１３ｃと当接する。なお、スプリング当接部１４ｃと第１内側スプリングＳＰ２１の他端部との間、およびスプリング当接部１４ｃと第２内側スプリングＳＰ２２の一端部との間には、図３に示すように、スプリングシートＳｓが配置されてもよい。
また、ドリブン部材１６の各内側スプリング当接部１６ｃｉは、ダンパ装置１０の取付状態において、ドライブ部材１１のスプリング当接部１１２ｃ，１１３ｃと同様に、対をなさない（直列に作用しない）第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２の間で両者の周方向の端部と当接する。これにより、ダンパ装置１０の取付状態において、各第１内側スプリングＳＰ２１の上記一端部は、ドリブン部材１６の対応する内側スプリング当接部１６ｃｉとも当接し、各第２内側スプリングＳＰ２２の上記他端部は、ドリブン部材１６の対応する内側スプリング当接部１６ｃｉとも当接する。この結果、ドリブン部材１６は、複数の第１内側スプリングＳＰ２１と、第２中間部材１４と、複数の第２内側スプリングＳＰ２２とを介してドライブ部材１１に連結される。
そして、ダンパ装置１０の取付状態において、各中間スプリングＳＰｍは、第１中間部材１２（連結部材１２２）の一対の第２スプリング当接部１２２ｄにより両側から支持されると共に、第２中間部材１４の一対の第２スプリング当接部１４ｄにより両側から支持される。これにより、第１中間部材１２と第２中間部材１４とは、複数の中間スプリングＳＰｍを介して互いに連結されることになる。本実施形態において、中間スプリングＳＰｍの端部と第２スプリング当接部１４ｄ，１２２ｄとの間には、図１および図６に示すように、スプリングシートＳｓが配置される。
更に、ダンパ装置１０は、図１に示すように、第１中間部材１２とドリブン部材１６との相対回転および第２外側スプリングＳＰ１２の撓みを規制する第１ストッパ２１と、第２中間部材１４とドリブン部材１６との相対回転および第２内側スプリングＳＰ２２の撓みを規制する第２ストッパ２２と、ドライブ部材１１とドリブン部材１６との相対回転を規制する第３ストッパ２３とを含む。第１および第２ストッパ２１，２２は、エンジンＥＧからドライブ部材１１に伝達される入力トルクがダンパ装置１０の最大捩れ角θｍａｘに対応したトルクＴ２（第２の閾値）よりも小さい予め定められたトルク（第１の閾値）Ｔ１に達した段階で概ね同時に対応する回転要素の相対回転およびスプリングの撓みを規制するように構成される。また、第３ストッパ２３は、ドライブ部材１１への入力トルクが最大捩れ角θｍａｘに対応したトルクＴ２に達した段階でドライブ部材１１とドリブン部材１６との相対回転を規制するように構成される。これにより、ダンパ装置１０は、２段階（２ステージ）の減衰特性を有することになる。
本実施形態において、第１ストッパ２１は、図２に示すように、第１中間部材１２を構成する連結部材１２２から周方向に間隔をおいてロックアップピストン８０に向けて軸方向に延出された複数のストッパ部１２２ｘと、ドリブン部材１６の外周部に周方向に間隔をおいて形成されて円弧状に延びる複数の切欠部１６１ｘとにより構成される。ダンパ装置１０の取付状態において、第１中間部材１２（連結部材１２２）の各ストッパ部１２２ｘは、第２中間部材１４の被支持部１４ａの外周部に周方向に間隔をおいて形成された複数の円弧状のスリット１４ｖの何れかに挿通されると共に、ドリブン部材１６の対応する切欠部１６１ｘ内に当該切欠部１６１ｘの両側の端部を画成するドリブン部材１６の壁面と当接しないように配置される。これにより、第１中間部材１２とドリブン部材１６とが相対回転するのに伴って連結部材１２２の各ストッパ部１２２ｘと切欠部１６１ｘの両側の端部を画成する壁面の一方とが当接すると、第１中間部材１２とドリブン部材１６との相対回転および第２外側スプリングＳＰ１２の撓みが規制されることになる。なお、本実施形態において、第３ストッパ２３によりドライブ部材１１とドリブン部材１６との相対回転が規制されるまでの間に、第１中間部材１２の各ストッパ部１２２ｘと、スリット１４ｖの両側の端部を画成する第２中間部材１４の壁面とが当接することはない。
また、本実施形態において、第２ストッパ２２は、図２に示すように、第２中間部材１４の被支持部１４ａの内周部に周方向に間隔をおいて形成されて円弧状に延びる複数のスリット１４ｘと、ドリブン部材１６から周方向に間隔をおいてタービンランナ５に向けて軸方向に延出された複数のストッパ部１６２ｘとにより構成される。ダンパ装置１０の取付状態において、ドリブン部材１６の各ストッパ部１６２ｘは、ドライブ部材１１の第３プレート部材１１３の外周部に周方向に間隔をおいて形成された複数の円弧状のスリット１１３ｖの何れかに挿通されると共に、第２中間部材１４の対応するスリット１４ｘ内に当該スリット１４ｘの両側の端部を画成する第２中間部材１４の壁面と当接しないように配置される。これにより、第２中間部材１４とドリブン部材１６とが相対回転するのに伴ってドリブン部材１６のストッパ部１６２ｘと第２中間部材１４のスリット１４ｘの両側の端部を画成する壁面の一方とが当接すると、第２中間部材１４とドリブン部材１６との相対回転および第２内側スプリングＳＰ２２の撓みが規制されることになる。なお、本実施形態において、第３ストッパ２３によりドライブ部材１１とドリブン部材１６との相対回転が規制されるまでの間に、ドリブン部材１６の各ストッパ部１６２ｘと、スリット１１３ｖの両側の端部を画成する第３プレート部材１１３の壁面とが当接することはない。
更に、本実施形態において、第３ストッパ２３は、図２に示すように、ドライブ部材１１を構成する第２および第３プレート部材１１２，１１３を連結する複数のリベットに装着されたカラーと、ドリブン部材１６に周方向に間隔をおいて形成された円弧状に延びる複数の切欠部１６３ｘとにより構成される。ダンパ装置１０の取付状態において、複数のリベット１２５およびカラーは、ドリブン部材１６の対応する切欠部１６３ｘ内に当該切欠部１６３ｘの両側の端部を画成するドリブン部材１６の壁面と当接しないように配置される。これにより、ドライブ部材１１とドリブン部材１６とが相対回転するのに伴って上述の各カラーと切欠部１６３ｘの両側の端部を画成する壁面の一方とが当接すると、ドライブ部材１１とドリブン部材１６との相対回転が規制されることになる。
上述のように、ダンパ装置１０では、第１中間部材１２に対応した第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の平均取付半径ｒｏが、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２の平均取付半径ｒｉよりも大きく定められている。すなわち、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２よりも小さいばね定数（剛性）を有する第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の軸心は、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２の軸心よりもダンパ装置１０の径方向における外側に位置する。また、ダンパ装置１０において、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２は、それぞれの全体が第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２よりも径方向外側に位置するように配置される。
これにより、第１中間部材１２の慣性モーメントをより大きくすると共に、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２をより低剛性化することが可能となる。また、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の平均取付半径ｒｏを第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２の平均取付半径ｒｉよりも大きくした場合、剛性が低く、比較的軽い第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２がダンパ装置１０の外周側に配置されると共に、剛性が高く、比較的重い第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２がダンパ装置１０の中心軸ＣＡ側に配置されることになる。これにより、遠心力に起因してスプリングＳＰ１１，ＳＰ１２，ＳＰ２１およびＳＰ２２と対応する回転要素との間で発生する摩擦力を小さくして、ダンパ装置１０全体のヒステリシスをより小さくすることが可能となる。
また、弾性体支持部材１２１（第１中間部材１２）に第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２を支持させることで、ドライブ部材１１やドリブン部材１６に対する弾性体支持部材１２１の捩れ角に応じて撓む第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２と、当該弾性体支持部材１２１との相対速度を小さくすることが可能となる。従って、弾性体支持部材１２１と第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２との間で発生する摩擦力を小さくすることができるので、ダンパ装置１０全体のヒステリシスを低下させることが可能となる。
更に、ダンパ装置１０において、第１中間部材１２は、ドライブ部材１１の第１プレート部材１１１により回転自在に支持されて第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２を周方向に沿って交互に並ぶように支持する弾性体支持部材１２１と、タービンランナ５に一体回転するように連結される連結部材１２２とを含む。弾性体支持部材１２１は、互いに隣り合う第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の間で両者の端部に当接するスプリング当接部１２１ｃを有し、連結部材１２２は、互いに隣り合う第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の間で両者の端部に当接する第１スプリング当接部１２２ｃを有する。これにより、ダンパ装置１０の軸長の増加を抑制して装置全体のコンパクト化を図りつつ、径方向外側に配置される第１外側スプリングＳＰ１１と第２外側スプリングＳＰ１２との双方に第１中間部材１２を連結すると共に当該第１中間部材１２をタービンランナ５に連結することが可能となる。
そして、タービンランナ５（およびタービンハブ）を第１中間部材１２に連結することで、当該第１中間部材１２の実質的な慣性モーメント（弾性体支持部材１２１、連結部材１２２およびタービンランナ５等の慣性モーメントの合計値）をより一層大きくすることができる。また、弾性体支持部材１２１のスプリング当接部１２１ｃと連結部材１２２のスプリング当接部１２２ｃとの双方を第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の端部に当接させることで、当該第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２をスムースに伸縮させることが可能となる。
また、ダンパ装置１０において、ドライブ部材１１は、第１外側スプリングＳＰ１１の端部に当接するスプリング当接部１１１ｃを有する第１プレート部材１１１と、スプリング当接部１１１ｃよりも径方向内側で、第２トルク伝達経路Ｐ２に含まれる第１内側スプリングＳＰ２１の端部に当接するスプリング当接部１１２ｃを有する第２プレート部材１１２とを含む。そして、第１プレート部材１１１は、ダンパハブ７の第１支持部７１により回転自在に支持され、第２プレート部材１１２は、第１支持部（７１）から少なくともダンパ装置１０の軸方向にずらして設けられたダンパハブ７の第２支持部７２により回転自在に支持される。
これにより、第１外側スプリングＳＰ１１および第１内側スプリングＳＰ２１の双方に当接するドライブ部材１１からダンパハブ７に加えられる荷重を第１および第２支持部７１，７２に分散させることができる。従って、軸長等の増加を抑制しつつダンパハブ７の強度や耐久性を確保することが可能となる。この結果、少なくとも第１および第２トルク伝達経路Ｐ１，Ｐ２を有するダンパ装置１０において、装置全体の大型化を抑制しつつドライブ部材１１を支持するダンパハブ７の耐久性を向上させることができる。ただし、ドライブ部材１１の第１プレート部材１１１を支持する第１支持部と、第２プレート部材１１２を支持する第２支持部とは、例えば第１または第２中間部材１２，１４といった、ダンパハブ７と同軸に配置される当該ダンパハブ７以外の部材に設けられてもよい。
更に、第１プレート部材１１１をロックアップピストン８０に固定すると共に第２プレート部材１１２に径方向のガタをもって（径方向に相対移動可能となるように）嵌合することで、第１および第２プレート部材１１１，１１２の双方を個別に回転自在に支持（調心）しつつ、ロックアップピストン８０からのトルクにより両者を一体に回転させることが可能となる。加えて、ロックアップピストン８０および第１プレート部材１１１を支持する第１支持部７１を第２支持部７２よりも径方向内側に設けることで、ダンパ装置１０の組立性を良好に維持すると共に、ロックアップピストン８０の受圧面積（ロックアップ室８５の容積）を充分に確保することが可能となる。
また、ダンパ装置１０において、ドライブ部材１１は、第１内側スプリングＳＰ２１の端部に当接するスプリング当接部１１３ｃを有すると共に第２プレート部材１１２にダンパ装置１０の軸方向に並ぶように連結される第３プレート部材１１３を含む。更に、第２および第３プレート部材１１２，１１３は、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２をダンパ装置１０の周方向に沿って交互に並ぶように支持する。また、ドリブン部材１６は、第２および第３プレート部材１１２，１１３の軸方向における間に配置されると共に、第２外側スプリングＳＰ１２の端部に当接する外側スプリング当接部１６ｃｏと、第２内側スプリングＳＰ２２の端部に当接する内側スプリング当接部１６ｃｉとを有する。そして、第２中間部材１４は、第３プレート部材１１３に対してドリブン部材１６とはダンパ装置１０の軸方向における反対側に配置されると共に、軸方向に延在して互いに隣り合う第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２の間で両者の端部に当接する第１スプリング当接部１４ｃを有する。これにより、ダンパ装置１０では、構造の複雑化を抑制しつつ、スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２，ＳＰ１１，ＳＰ１２，ＳＰ２１，ＳＰ２２およびＳＰｍを配置することが可能となる。
更に、ダンパ装置１０では、第２および第３プレート部材１１２，１１３の間にドリブン部材１６が配置されると共に、第２中間部材１４が第２および第３プレート部材１１２，１１３と軸方向に並ぶように配置されることになる。これにより、第２および第３プレート部材１１２，１１３間の距離の増加を抑制して、ドライブ部材１１等の回転時に遠心力を受ける第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２からスプリング支持部１１２ｂ，１１３ｂを介して第２および第３プレート部材１１２，１１３に加えられる両者を変形させようとする力（両者を引き離す方向の力）を小さくすることができる。従って、第２および第３プレート部材１１２，１１３の連結部（リベット周辺）ひいてはダンパ装置１０全体の大型化を抑制しつつ、当該連結部の強度や耐久性等を良好に確保することが可能となる。この結果、装置全体の大型化を抑制しつつ互いに連結される第２および第３プレート部材１１２，１１３ひいてはダンパ装置１０全体の耐久性を向上させることができる。加えて、第２中間部材１４の第１スプリング当接部１４ｃをダンパ装置１０の軸方向に延在させることで、第２および第３プレート部材１１２，１１３と軸方向に並ぶように配置される第２中間部材１４を第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２の双方に連結することが可能となる。
また、ダンパ装置１０において、第１中間部材１２を構成する連結部材１２２は、第２中間部材１４を回転自在に支持すると共に、当該第２中間部材１４のタービンランナ５側（軸方向における一側）への移動を規制する。更に、ドライブ部材１１の第３プレート部材１１３は、第２中間部材１４のタービンランナ５から離間する方向への移動を規制する移動規制突部１１３ｓを有する。これにより、ドライブ部材１１の第２および第３プレート部材１１２，１１３と軸方向に並ぶように配置される第２中間部材１４を連結部材１２２（第１中間部材１２）によって適正に支持することが可能となる。
次に、ダンパ装置１０の動作について説明する。発進装置１において、ロックアップクラッチ８によるロックアップが解除されている際には、例えば、エンジンＥＧからフロントカバー３に伝達された回転トルク（動力）が、ポンプインペラ４、タービンランナ５、第１中間部材１２、第２外側スプリングＳＰ１２、ドリブン部材１６、ダンパハブ７という経路や、ポンプインペラ４、タービンランナ５、第１中間部材１２、中間スプリングＳＰｍ、第２中間部材１４、第２内側スプリングＳＰ２２、ドリブン部材１６、ダンパハブ７という経路を介して変速機ＴＭの入力軸ＩＳへと伝達される。これに対して、発進装置１のロックアップクラッチ８によりロックアップが実行されると、エンジンＥＧからフロントカバー３およびロックアップクラッチ８（ロックアップピストン８０）を介してドライブ部材１１に伝達された回転トルク（入力トルク）は、ドライブ部材１１への入力トルクが上記トルクＴ１に達するまで、つまり、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２並びに中間スプリングＳＰｍのすべての撓みが許容されている間、スプリングＳＰ１１〜ＳＰｍのすべてを介してドリブン部材１６およびダンパハブ７に伝達される。
すなわち、ロックアップの実行中に入力トルクがトルクＴ１に達するまでの間、第１外側スプリング（第１弾性体）ＳＰ１１は、ドライブ部材１１から第１中間部材１２に回転トルクを伝達し、第２外側スプリング（第２弾性体）ＳＰ１２は、第１中間部材１２からドリブン部材１６に回転トルクを伝達する。また、第１内側スプリング（第３弾性体）ＳＰ２１は、ドライブ部材１１から第２中間部材１４に回転トルクを伝達し、第２内側スプリング（第４弾性体）ＳＰ２２は、第２中間部材１４からドリブン部材１６に回転トルクを伝達する。従って、ダンパ装置１０は、ドライブ部材１１とドリブン部材１６との間のトルク伝達経路として、図７に示すように、第１外側スプリングＳＰ１１、第１中間部材１２および第２外側スプリングＳＰ１２を含む第１トルク伝達経路Ｐ１と、第１内側スプリングＳＰ２１、第２中間部材１４および第２内側スプリングＳＰ２２を含む第２トルク伝達経路Ｐ２とを有することになる。
また、ダンパ装置１０では、上述のように、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２並びに第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２のばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21およびｋ22が、ｋ11＜ｋ12＜ｋ22＜ｋ21という関係を満たす。このため、ロックアップの実行中に入力トルクがトルクＴ１に達するまでの間にドライブ部材１１にトルクが伝達されると、図７に示すように、第２中間部材１４が第１中間部材１２に対して回転方向（車両が前進する際の回転方向）における進行方向側（下流側）に（若干）捩れる。これにより、中間スプリングＳＰｍは、第２中間部材１４の互いに対をなす第２スプリング当接部１４ｄの上記回転方向における進行方向側とは反対側の一方により、第１中間部材１２の互いに対をなす第２スプリング当接部１２２ｄの回転方向における進行方向側の一方に向けて押圧される。すなわち、ロックアップの実行中に入力トルクがトルクＴ１に達するまでの間、中間スプリングＳＰｍは、ドライブ部材１１から第１内側スプリングＳＰ２１を介して第２中間部材１４に伝達されたトルクの一部（平均トルクの一部）を第１中間部材１２に伝達する。従って、ダンパ装置１０は、第１内側スプリングＳＰ２１、第２中間部材１４、中間スプリングＳＰｍ、第１中間部材１２および第２外側スプリングＳＰ１２を含む第３トルク伝達経路Ｐ３を有することになる。
この結果、ロックアップの実行中にドライブ部材１１への入力トルクが上記トルクＴ１に達するまでの間には、第１、第２および第３トルク伝達経路Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３を介してドライブ部材１１からドリブン部材１６にトルクが伝達される。より詳細には、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２並びに中間スプリングＳＰｍのすべての撓みが許容されている間、第２外側スプリングＳＰ１２には、第１外側スプリングＳＰ１１からの回転トルクと、第１内側スプリングＳＰ２１、第２中間部材１４および中間スプリングＳＰｍからの回転トルクとが伝達される。また、第２内側スプリングＳＰ２２には、第１内側スプリングＳＰ２１からの回転トルクが伝達される。そして、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２並びに中間スプリングＳＰｍのすべての撓みが許容されている間には、スプリングＳＰ１１〜ＳＰｍによってドライブ部材１１に伝達されるトルクの変動が減衰（吸収）される。これにより、ドライブ部材１１に伝達される入力トルクが比較的小さく、当該ドライブ部材１１の回転数が低いときのダンパ装置１０の振動減衰性能を良好に向上させることが可能となる。
また、ドライブ部材１１への入力トルクが上記トルクＴ１に達して第１および第２ストッパ２１，２２が作動すると、第１ストッパ２１により第１中間部材１２とドリブン部材１６との相対回転および第２外側スプリングＳＰ１２の撓みが規制され、第２ストッパ２２により第２中間部材１４とドリブン部材１６との相対回転および第２内側スプリングＳＰ２２の撓みが規制される。これにより、ドリブン部材１６に対する第１および第２中間部材１２，１４の相対回転が規制されることで、中間スプリングＳＰｍの撓みも規制される。従って、ドライブ部材１１への入力トルクが上記トルクＴ１に達してから、当該入力トルクが上記トルクＴ２に達して第３ストッパ２３が作動するまで、第１外側スプリングＳＰ１１と第１内側スプリングＳＰ２１とが並列に作用してドライブ部材１１に伝達されるトルクの変動を減衰（吸収）する。
引き続き、ダンパ装置１０の設計手順について説明する。
上述のように、ダンパ装置１０では、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２並びに中間スプリングＳＰｍのすべての撓みが許容されている際に、ドライブ部材１１とドリブン部材１６との間でスプリングＳＰ１１〜ＳＰｍのすべてを介してトルク（平均トルク）が伝達される。本発明者らは、このように直列でも並列でもない複雑なトルクの伝達経路を有するダンパ装置１０について鋭意研究・解析を行い、その結果、かかるダンパ装置１０は、スプリングＳＰ１１〜ＳＰｍのすべての撓みが許容されている際に、装置全体で２つの固有振動数を有することを見出した。また、本発明者らの研究・解析によれば、ダンパ装置１０においても、ドライブ部材１１に伝達される振動の周波数に応じて２つの固有振動数の小さい方（低回転側（低周波側）の固有振動数）での共振（本実施形態では、第１および第２中間部材１２，１４が同位相で振動するときの第１中間部材１２の共振）が発生すると、第２外側スプリングＳＰ１２からドリブン部材１６に伝達される振動の位相と、第２内側スプリングＳＰ２２からドリブン部材１６に伝達される振動の位相とがずれていく。このため、２つの固有振動数の小さい方での共振が発生した後にドライブ部材１１の回転数が高まるのに伴って、第２外側スプリングＳＰ１２からドリブン部材１６に伝達される振動および第２内側スプリングＳＰ２２からドリブン部材１６に伝達される振動の一方が他方の少なくとも一部を打ち消すようになる。
かかる知見のもと、本発明者らは、ロックアップの実行によりエンジン（内燃機関）ＥＧからドライブ部材１１にトルクが伝達された状態にあるダンパ装置１０を含む振動系について、次式（１）のような運動方程式を構築した。ただし、式（１）において、“Ｊ1”は、ドライブ部材１１の慣性モーメントであり、“Ｊ21”は、第１中間部材１２の慣性モーメントであり、Ｊ22”は、第２中間部材１４の慣性モーメントであり、“Ｊ3”は、ドリブン部材１６の慣性モーメントである。また、“θ1”は、ドライブ部材１１の捩れ角であり、“θ21”は、第１中間部材１２の捩れ角であり、“θ22”は、第２中間部材１４の捩れ角であり、“θ3”は、ドリブン部材１６の捩れ角である。更に、“ｋ1”は、ドライブ部材１１と第１中間部材１２との間で並列に作用する複数の第１外側スプリングＳＰ１１の合成ばね定数であり、“ｋ2”は、第１中間部材１２とドリブン部材１６との間で並列に作用する複数の第２外側スプリングＳＰ１２の合成ばね定数であり、ｋ3”は、ドライブ部材１１と第２中間部材１４との間で並列に作用する複数の第１内側スプリングＳＰ２１の合成ばね定数であり、ｋ4”は、第２中間部材１４とドリブン部材１６との間で並列に作用する複数の第２内側スプリングＳＰ２２の合成ばね定数であり、“ｋ5”は、第１中間部材１２と第２中間部材１４との間で並列に作用する複数の中間スプリングＳＰｍの合成ばね定数（剛性）であり、ｋR”は、ドリブン部材１６から車両の車輪までの間に配置される変速機ＴＭやドライブシャフト等における剛性すなわちばね定数であり、“Ｔ”は、エンジンＥＧからドライブ部材１１に伝達される入力トルクである。
Figure 0006344525
更に、本発明者らは、入力トルクＴが次式（２）に示すように周期的に振動していると仮定すると共に、ドライブ部材１１の捩れ角θ1、第１中間部材１２の捩れ角θ21、第２中間部材１４の捩れ角θ22、およびドリブン部材１６の捩れ角θ3が次式（３）に示すように周期的に応答（振動）すると仮定した。ただし、式（２）および（３）における“ω”は、入力トルクＴの周期的な変動（振動）における角振動数であり、式（３）において、“Θ1”は、エンジンＥＧからのトルクの伝達に伴って生じるドライブ部材１１の振動の振幅（振動振幅、すなわち最大捩れ角）であり、“Θ21”は、ドライブ部材１１にエンジンＥＧからのトルクが伝達されるのに伴って生じる第１中間部材１２の振動の振幅（振動振幅）であり、“Θ22”は、ドライブ部材１１にエンジンＥＧからのトルクが伝達されるのに伴って生じる第２中間部材１４の振動の振幅（振動振幅）であり、“Θ3”は、ドライブ部材１１にエンジンＥＧからのトルクが伝達されるのに伴って生じるドリブン部材１６の振動の振幅（振動振幅）である。かかる仮定のもと、式（２）および（３）を式（１）に代入して両辺から“ｓｉｎωｔ”を払うことで、次式（４）の恒等式を得ることができる。
Figure 0006344525
そして、本発明者らは、式（４）におけるドリブン部材１６の振動振幅Θ3がゼロになれば、ダンパ装置１０によりエンジンＥＧからの振動が減衰されることでドリブン部材１６よりも後段側の変速機ＴＭやドライブシャフト等には理論上振動が伝達されなくなることに着目した。そこで、本発明者らは、かかる観点から、式（４）の恒等式を振動振幅Θ 3について解くと共に、Θ3＝０とすることで、次式（５）に示す条件式を得た。式（５）の関係が成立する場合、ドライブ部材１１から第１、第２および第３トルク伝達経路Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３を介してドリブン部材１６に伝達されるエンジンＥＧからの振動が互いに打ち消し合い、ドリブン部材１６の振動振幅Θ3が理論上ゼロになる。
Figure 0006344525
かかる解析結果より、上述のような構成を有するダンパ装置１０では、２つの固有振動数の小さい方での共振の発生により、第２外側スプリングＳＰ１２からドリブン部材１６に伝達される振動の位相と第２内側スプリングＳＰ２２からドリブン部材１６に伝達される振動の位相とが１８０度ずれて（反転して）両振動が互いに打ち消し合うようになることで、図８に示すように、ドリブン部材１６の振動振幅Θ3（トルク変動）が理論上ゼロになる反共振点Ａを設定し得ることが理解されよう。また、反共振点Ａの振動数を“ｆａ”として、上記式（５）に“ω＝２πｆａ”を代入すれば、反共振点Ａの振動数ｆａは、次式（６）のように表される。なお、図８は、エンジンＥＧの回転数と、本開示のダンパ装置および中間スプリングＳＰｍが省略されたダンパ装置（特許文献１に記載されたダンパ装置、以下、「比較例のダンパ装置」という）のドリブン部材における理論上（ヒステリシスが存在しないと仮定した場合）の振動振幅（トルク変動）との関係を例示するものである。
Figure 0006344525
一方、ドライブ部材１１の捩れ角θ1とドリブン部材１６の捩れ角θ2とがゼロであってドライブ部材１１およびドリブン部材１６の変位が共にゼロであると仮定すれば、式（１）を次式（７）のように変形することができる。更に、第１および第２中間部材１２，１４が次式（８）に示すように調和振動すると仮定し、式（８）を式（７）に代入して両辺から“ｓｉｎωｔ”を払うことで、次式（９）の恒等式を得ることができる。
Figure 0006344525
第１および第２中間部材１２，１４が調和振動する場合に、振幅Θ21およびΘ22は共にゼロにならないことから、式（９）の左辺の正方行列の行列式はゼロとなり、次式（１０）の条件式が成立しなければならない。かかる式（１０）は、ダンパ装置１０の２つの固有角振動数の二乗値ω2についての２次方程式である。従って、ダンパ装置１０の２つの固有角振動数ω1，ω2は、次式（１１）および（１２）に示すように表され、ω1＜ω2が成立する。この結果、共振点Ａを生じさせる共振（共振点Ｒ１）の周波数、すなわち第１中間部材１２の固有振動数を“ｆ21”とし、反共振点Ａよりも高回転側で発生する共振（共振点Ｒ２）の周波数、すなわち第２中間部材１４の固有振動数を“ｆ22”とすれば、低回転側（低周波側）の固有振動数ｆ21は、次式（１３）のように表され、高回転側（高周波側）の固有振動数ｆ22（ｆ22＞ｆ21）は、次式（１４）のように表される。
Figure 0006344525
また、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２並びに中間スプリングＳＰｍのすべての撓みが許容されている際のダンパ装置１０の等価剛性ｋeqは、次のようにして求めることができる。すなわち、ドライブ部材１１にＴ＝Ｔ0という一定の入力トルク（静的な外力）が伝達されていると仮定すると共に、次式（１５）に示すような釣り合いの関係が成立していると仮定すれば、Ｔ＝Ｔ0および式（１５）を式（１）に代入することで、次式（１６）の恒等式を得ることができる。
Figure 0006344525
更に、トルクＴ0と、ダンパ装置１０の等価剛性ｋeqと、ドライブ部材１１の振動振幅（捩れ角）Θ1と、ドリブン部材１６の振動振幅（捩れ角）Θ3との間では、Ｔ0＝ｋeq・（Θ1−Θ3）という関係が成立する。更に、式（１６）の恒等式を振動振幅（捩れ角）Θ 1およびΘ3について解けば、“Θ1−Θ3”は、次式（１７）のように表される。従って、Ｔ0＝ｋeq・（Θ1−Θ3）および式（１７）より、ダンパ装置１０の等価剛性ｋeqは、次式（１８）のように表されることになる。
Figure 0006344525
上述のようにして得られるダンパ装置１０の低回転側の固有振動数ｆ21、反共振点Ａの振動数ｆａおよび等価剛性ｋeqに対する本発明者らの解析結果を図９から図１４に示す。図９から図１４は、合成ばね定数ｋ1，ｋ2，ｋ3，ｋ4，ｋ5や第１および第２中間部材１２，１４の慣性モーメントＪ21，Ｊ22のうちの何れか１つ以外をそれぞれ一定値（固定値）としたまま、当該何れか１つのパラメータのみを変化させたときの固有振動数ｆ21、反共振点Ａの振動数ｆａおよび等価剛性ｋeqの変化態様をそれぞれ示すものである。
ダンパ装置１０における合成ばね定数ｋ2，ｋ3，ｋ4，ｋ5および慣性モーメントＪ21，Ｊ22をそれぞれ一定値としたまま、第１外側スプリング（第１弾性体）ＳＰ１１の合成ばね定数（剛性）ｋ1のみを変化させた場合、固有振動数ｆ21および反共振点Ａの振動数ｆａは、図９に示すように、合成ばね定数ｋ1が大きいほど大きくなり、合成ばね定数ｋ1が小さくなるにつれて徐々に小さくなる。これに対して、等価剛性ｋeqは、図９に示すように、合成ばね定数ｋ1を予め適合された値から僅かに増加させると急増し、当該適合値から僅かに減少させると急減する。すなわち、第１外側スプリングＳＰ１１の合成ばね定数ｋ1の変化に対する等価剛性ｋeqの変化（変化勾配）は非常に大きい。
また、ダンパ装置１０における合成ばね定数ｋ1，ｋ3，ｋ4，ｋ5および慣性モーメントＪ21，Ｊ22をそれぞれ一定値としたまま、第２外側スプリング（第２弾性体）ＳＰ１２の合成ばね定数（剛性）ｋ2のみを変化させた場合も、固有振動数ｆ21および反共振点Ａの振動数ｆａは、図１０に示すように、合成ばね定数ｋ2が大きいほど大きくなり、合成ばね定数ｋ2が小さくなるにつれて徐々に小さくなる。更に、等価剛性ｋeqは、図１０に示すように、合成ばね定数ｋ2を予め適合された値から僅かに増加させると急増し、当該適合値から僅かに減少させると急減する。すなわち、第２外側スプリングＳＰ１２の合成ばね定数ｋ2の変化に対する等価剛性ｋeqの変化（変化勾配）も非常に大きい。
一方、ダンパ装置１０における合成ばね定数ｋ1，ｋ2，ｋ4，ｋ5および慣性モーメントＪ21，Ｊ22をそれぞれ一定値としたまま、第１内側スプリング（第３弾性体）ＳＰ２１の合成ばね定数（剛性）ｋ3のみを変化させた場合、図１１に示すように、固有振動数ｆ21は、合成ばね定数ｋ3が大きくなるにつれて僅かに大きくなり（概ね一定に保たれ）、反共振点Ａの振動数ｆａは、合成ばね定数ｋ3が小さいほど大きくなり、合成ばね定数ｋ3が大きくなるにつれて徐々に小さくなる。また、等価剛性ｋeqは、図１１に示すように、合成ばね定数ｋ3を予め適合された値から僅かに減少させると急減し、当該適合値から僅かに増加させると急増する。すなわち、第１内側スプリングＳＰ２１の合成ばね定数ｋ3の変化に対する等価剛性ｋeqの変化（変化勾配）も非常に大きい。
更に、ダンパ装置１０における合成ばね定数ｋ1，ｋ2，ｋ3，ｋ5および慣性モーメントＪ21，Ｊ22をそれぞれ一定値としたまま、第２内側スプリング（第４弾性体）ＳＰ２２の合成ばね定数（剛性）ｋ4のみを変化させた場合も、図１２に示すように、固有振動数ｆ2 1は、合成ばね定数ｋ4が大きくなるにつれて僅かに大きくなり（概ね一定に保たれ）、反共振点Ａの振動数ｆａは、合成ばね定数ｋ4が小さいほど大きくなり、合成ばね定数ｋ4が大きくなるにつれて徐々に小さくなる。また、等価剛性ｋeqは、図１２に示すように、合成ばね定数ｋ4を予め適合された値から僅かに減少させると急減し、当該適合値から僅かに増加させると急増する。すなわち、第２内側スプリングＳＰ２２の合成ばね定数ｋ4の変化に対する等価剛性ｋeqの変化（変化勾配）も非常に大きい。
そして、ダンパ装置１０における合成ばね定数ｋ1，ｋ2，ｋ3，ｋ4および慣性モーメントＪ21，Ｊ22をそれぞれ一定値としたまま、中間スプリング（第５弾性体）ＳＰｍの合成ばね定数（剛性）ｋ5のみを変化させた場合、固有振動数ｆ21および反共振点Ａの振動数ｆａは、図１３に示すように、合成ばね定数ｋ5が大きいほど大きくなり、合成ばね定数ｋ5が小さくなるにつれて徐々に小さくなる。また、ある合成ばね定数ｋ5に対応した固有振動数ｆ21と反共振点Ａの振動数ｆａとの差（ｆａ−ｆ21）は、図１３に示すように、合成ばね定数ｋ5が大きくなるにつれて徐々に大きくなる。更に、中間スプリングＳＰｍの合成ばね定数ｋ5のみを変化させた場合、等価剛性ｋeqは、図１３に示すように、合成ばね定数ｋ5が大きいほど大きくなり、合成ばね定数ｋ5が小さくなるにつれて徐々に小さくなる。すなわち、中間スプリングＳＰｍの合成ばね定数（剛性）ｋ5の変化に対する等価剛性ｋeqの変化（変化勾配）は、合成ばね定数（剛性）ｋ1，ｋ2，ｋ3，ｋ4の変化に対する等価剛性ｋeqの変化（変化勾配）に比べて大幅に小さくなる。
また、ダンパ装置１０における合成ばね定数ｋ1，ｋ2，ｋ3，ｋ4，ｋ5および第２中間部材１４の慣性モーメントＪ22をそれぞれ一定値としたまま、第１中間部材１２の慣性モーメントＪ21のみを変化させた場合、固有振動数ｆ21および反共振点Ａの振動数ｆａは、図１４に示すように、慣性モーメントＪ21が小さいほど大きくなり、慣性モーメントＪ21が大きくなるにつれて徐々に小さくなる。更に、第１中間部材１２の慣性モーメントＪ21のみを変化させても、図１４に示すように、等価剛性ｋeqは概ね一定に保たれる。なお、図示を省略するが、ダンパ装置１０における合成ばね定数ｋ1，ｋ2，ｋ3，ｋ4，ｋ5および第１中間部材１２の慣性モーメントＪ21をそれぞれ一定値としたまま、第２中間部材１４の慣性モーメントＪ22のみを変化させた場合も、第１中間部材１２の慣性モーメントＪ 21のみを変化させた場合と同様の結果が得られた。
上述のような解析結果からわかるように、中間スプリングＳＰｍの剛性を低下させる（ばね定数ｋmおよび合成ばね定数Ｋ5を小さくする）ことで、低回転側の固有振動数ｆ21（式（１３）参照）や反共振点Ａの振動数ｆａ（式（６）参照）をより小さくすることが可能となる。逆に、中間スプリングＳＰｍの剛性を高める（ばね定数ｋmおよび合成ばね定数Ｋ5を大きくする）ことで、低回転側の固有振動数ｆ21と反共振点Ａの振動数ｆａとの差（ｆａ−ｆ21）をより大きくすることもできる。更に、中間スプリングＳＰｍの剛性を低下させても（ばね定数ｋmおよび合成ばね定数Ｋ5を小さくしても）、等価剛性ｋeqが大幅に低下することはない。従って、ダンパ装置１０では、中間スプリングＳＰｍの剛性（ばね定数ｋmおよび合成ばね定数Ｋ5）を調整することで、ドライブ部材１１への最大入力トルクに応じて等価剛性ｋｅｑを適正に保つと共に第１および第２中間部材１２，１４の重量すなわち慣性モーメントＪ21，Ｊ22の増加を抑制しつつ、低回転側の固有振動数ｆ21および反共振点Ａの振動数ｆａを適正に設定することが可能となる。また、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の剛性を低下させる（ばね定数ｋ11，ｋ12および合成ばね定数Ｋ1，Ｋ2を小さくする）ことで、低回転側の固有振動数ｆ21や反共振点Ａの振動数ｆａをより小さくすることが可能となる。更に、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２の剛性を高める（ばね定数ｋ21，ｋ22および合成ばね定数Ｋ3，Ｋ4を大きくする）ことで、反共振点Ａの振動数ｆａをより小さくすることができる。
さて、走行用動力の発生源としてのエンジン（内燃機関）ＥＧを搭載する車両では、ロックアップ回転数Ｎｌｕｐをより低下させて早期にエンジンＥＧからのトルクを変速機ＴＭに機械的に伝達することで、エンジンＥＧと変速機ＴＭとの間の動力伝達効率を向上させ、それによりエンジンＥＧの燃費をより向上させることができる。ただし、ロックアップ回転数Ｎｌｕｐの設定範囲となり得る５００ｒｐｍ〜１５００ｒｐｍ程度の低回転数域では、エンジンＥＧからロックアップクラッチを介してドライブ部材１１に伝達される振動が大きくなり、特に３気筒あるいは４気筒エンジンといった省気筒エンジンを搭載した車両において振動レベルの増加が顕著となる。従って、ロックアップの実行時や実行直後に大きな振動が変速機ＴＭ等に伝達されないようにするためには、ロックアップが実行された状態でエンジンＥＧからのトルク（振動）を変速機ＴＭへと伝達するダンパ装置１０全体（ドリブン部材１６）のロックアップ回転数Ｎｌｕｐ付近の回転数域における振動レベルをより低下させる必要がある。
これを踏まえて、本発明者らは、ロックアップクラッチ８に対して定められたロックアップ回転数Ｎｌｕｐに基づいて、エンジンＥＧの回転数が５００ｒｐｍから１５００ｒｐｍの範囲（ロックアップ回転数Ｎｌｕｐの想定設定範囲）内にある際に上述の反共振点Ａが形成されるようにダンパ装置１０を構成することとした。反共振点Ａの振動数ｆａに対応したエンジンＥＧの回転数Ｎｅａは、“ｎ”をエンジン（内燃機関）ＥＧの気筒数とすれば、Ｎｅａ＝（１２０／ｎ）・ｆａと表される。従って、ダンパ装置１０では、次式（１９）を満たすように、複数の第１外側スプリングＳＰ１１の合成ばね定数ｋ1、複数の第２外側スプリングＳＰ１２の合成ばね定数ｋ2、複数の第１内側スプリングＳＰ２１の合成ばね定数ｋ3、複数の第２内側スプリングＳＰ２２の合成ばね定数ｋ4、複数の中間スプリングＳＰｍの合成ばね定数ｋ5、第１中間部材１２の慣性モーメントＪ21（一体回転するように連結されるタービンランナ５等の慣性モーメントを考慮（合算）したもの、以下同様）、および第２中間部材１４の慣性モーメントＪ22が選択・設定される。すなわち、ダンパ装置１０では、反共振点Ａの振動数ｆａ（およびロックアップ回転数Ｎｌｕｐ）に基づいて、スプリングＳＰ１１〜ＳＰｍのばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21，ｋ22，ｋmと、第１および第２中間部材１２，１４の慣性モーメントＪ21，Ｊ22とが選択・設定される。
Figure 0006344525
このように、ドリブン部材１６の振動振幅Θ3を理論上ゼロにし得る（振動をより低下させ得る）反共振点Ａを５００ｒｐｍから１５００ｒｐｍまでの低回転数域（ロックアップ回転数Ｎｌｕｐの想定設定範囲）内に設定することで、図８に示すように、反共振点Ａを生じさせる共振（反共振点Ａを形成するために生じさせざるを得ない共振、本実施形態では、第１中間部材１２の共振、図８における共振点Ｒ１参照）をロックアップクラッチ８の非ロックアップ領域（図８における二点鎖線参照）に含まれるように、より低回転側（低周波側）にシフトさせることができる。すなわち、本実施形態において、第１中間部材１２の共振（２つの固有振動数の小さい方での共振）は、ダンパ装置１０が使用される回転数域において発生しない仮想的なものとなる。また、図８に示すように、ダンパ装置１０の２つの固有振動数の小さい方（第１中間部材１２の固有振動数）に対応した回転数は、ロックアップクラッチ８のロックアップ回転数Ｎｌｕｐよりも低くなり、ダンパ装置１０の２つの固有振動数の大きい方（第２中間部材１４の固有振動数）に対応した回転数は、ロックアップ回転数Ｎｌｕｐよりも高くなる。これにより、ロックアップクラッチ８によりロックアップが実行された時点から、第２外側スプリングＳＰ１２からドリブン部材１６に伝達される振動および第２内側スプリングＳＰ２２からドリブン部材１６に伝達される振動の一方により他方の少なくとも一部を打ち消すことが可能となる。
上記式（１９）を満たすようにダンパ装置１０を構成するに際しては、反共振点Ａを生じさせる共振（図８における共振点Ｒ１参照）の振動数が当該反共振点Ａの振動数ｆａよりも小さく、かつできるだけ小さい値になるように、ばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21，ｋ22，ｋm、慣性モーメントＪ21およびＪ22を選択・設定すると好ましい。このため、本実施形態のダンパ装置１０では、上述のｋ11＜ｋm＜ｋ12＜ｋ22＜ｋ21という関係を満たすように、ばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21，ｋ22およびｋmの値が定められる。
すなわち、ダンパ装置１０では、低回転側の固有振動数ｆ21と反共振点Ａの振動数ｆａとがより小さくなるように、中間スプリングＳＰｍのばね定数ｋmや第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２のばね定数ｋ11，ｋ12が小さく定められる。更に、低回転側の固有振動数ｆ21がより小さくなるように、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，２２のばね定数ｋ21，ｋ22が大きく定められる。これにより、低回転側の固有振動数ｆ21と反共振点Ａの振動数ｆａとをより小さくし、第２外側スプリングＳＰ１２からドリブン部材１６に伝達される振動および第２内側スプリングＳＰ２２からドリブン部材１６に伝達される振動の一方が他方の少なくとも一部を打ち消す回転数帯（周波数帯）の始点をより低回転側（低周波側）に設定することが可能となる。更に、当該回転数帯の始点を低回転側に設定することで、第２外側スプリングＳＰ１２からドリブン部材１６に伝達される振動の位相と第２内側スプリングＳＰ２２からドリブン部材１６に伝達される振動の位相とが１８０度ずれる回転数（周波数）をも低回転側に設定することができる。この結果、より一層低い回転数でのロックアップを許容すると共に、低回転数域における振動減衰性能をより一層向上させることが可能となる。
また、ダンパ装置１０では、図８に示すように、反共振点Ａ付近でドリブン部材１６の振動の減衰ピークが発生してからエンジンＥＧの回転数がより高まると、２つの固有振動数の大きい方での共振（本実施形態では、第２中間部材１４の共振、図８における共振点Ｒ２参照）が発生し、第２外側スプリングＳＰ１２からドリブン部材１６に伝達される振動と第２内側スプリングＳＰ２２からドリブン部材１６に伝達される振動とが同位相になる。すなわち、本実施形態のダンパ装置１０では、上記２つの固有振動数の小さい方での共振（第１中間部材１２の共振）が発生してから当該２つの固有振動数の大きい方での共振（第２中間部材１４の共振）が発生するまでの間、第２外側スプリングＳＰ１２からドリブン部材１６に伝達される振動および第２内側スプリングＳＰ２２からドリブン部材１６に伝達される振動の一方により他方の少なくとも一部が打ち消される。従って、反共振点Ａよりも高回転側（高周波側）で発生する共振の周波数がより大きくなるように、ばね定数（合成ばね定数）ｋ1，ｋ2，ｋ3，ｋ4，ｋ5、慣性モーメントＪ21およびＪ22を選択・設定すると好ましい。これにより、当該共振（共振点Ｒ２）を振動が顕在化され難くなる高回転数域側で発生させることが可能となり、低回転数域におけるダンパ装置１０の振動減衰性能をより一層向上させることができる。
更に、ダンパ装置１０においてロックアップ回転数Ｎｌｕｐ付近での振動減衰性能をより向上させるためには、当該ロックアップ回転数Ｎｌｕｐと共振点Ｒ２に対応したエンジンＥＧの回転数とをできるだけ離間させる必要がある。従って、式（１９）を満たすようにダンパ装置１０を構成するに際しては、Ｎｌｕｐ≦（１２０／ｎ）・ｆａ（＝Ｎｅａ）を満たすように、ばね定数ｋ1，ｋ2，ｋ3，ｋ4，ｋ5、慣性モーメントＪ21およびＪ22を選択・設定すると好ましい。これにより、変速機ＴＭの入力軸ＩＳへの振動の伝達を良好に抑制しながらロックアップクラッチ８によるロックアップを実行すると共に、ロックアップの実行直後に、エンジンＥＧからの振動をダンパ装置１０により極めて良好に減衰することが可能となる。
上述のように、反共振点Ａの振動数ｆａに基づいてダンパ装置１０を設計することにより、ダンパ装置１０の振動減衰性能を極めて良好に向上させることが可能となる。そして、本発明者らの研究・解析によれば、ロックアップ回転数Ｎｌｕｐが例えば１０００ｒｐｍ前後の値に定められる場合、例えば９００ｒｐｍ≦（１２０／ｎ）・ｆａ≦１２００ｒｐｍを満たすようにダンパ装置１０を構成することで、実用上極めて良好な結果が得られることが確認されている。
また、式（１３）および（１４）からわかるように、ダンパ装置１０の２つ固有振動数ｆ21，ｆ22は、第１および第２中間部材１２，１４の双方の慣性モーメントＪ21，Ｊ22の影響を受ける。すなわち、ダンパ装置１０では、第１中間部材１２と第２中間部材１４とが中間スプリングＳＰｍを介して互いに連結されるので、第１および第２中間部材１２，１４の双方に中間スプリングＳＰｍからの力（図７における白抜矢印参照）が作用することで、第１中間部材１２の振動と第２中間部材１４の振動とが連成する（両者の振動が相互に影響し合う）。このように第１中間部材１２の振動と第２中間部材１４の振動とが連成することで、固有振動数ｆ21，ｆ22は、第１および第２中間部材１２，１４の双方の慣性モーメントＪ21，Ｊ22の影響を受けることになる。従って、ダンパ装置１０では、第１および第２中間部材１２，１４の重量すなわち慣性モーメントＪ21，Ｊ22の増加を抑制しつつ、２つの固有振動数ｆ21，ｆ22の小さい方での共振を容易に低回転側すなわち非ロックアップ領域にシフトさせ、ドライブ部材１１の回転数がより低い状態でドリブン部材１６での振動の打ち消し合いがより良好に生じるように固有振動数ｆ21，ｆ22と反共振点Ａの振動数ｆａとを容易かつ適正に設定することが可能となる。
更に、ダンパ装置１０では、２つの固有振動数ｆ21，ｆ22が第１および第２中間部材１２，１４の双方の慣性モーメントＪ21，Ｊ22の影響を受けることから、第１および第２中間部材１２，１４の慣性モーメントＪ21，Ｊ22を調整することで、図８に示すように、反共振点Ａの振動数ｆａを比較例のダンパ装置の反共振点の振動数ｆａ′と同程度の値としつつ、低回転側の固有振動数ｆ21（共振点Ｒ１）を上記比較例のダンパ装置に比べて非ロックアップ領域のより低回転側に容易にシフトさせることができる。これにより、ダンパ装置１０では、比較例のダンパ装置（図８における破線参照）に比べて、反共振点Ａ付近での振動レベルをより低下させることが可能となる。このように、低回転側の固有振動数ｆ21をより小さくして反共振点Ａ付近での振動レベルをより低下させることで、気筒休止機能を有するエンジンＥＧの減筒運転の実行に伴って当該エンジンＥＧからの振動の次数が低下する場合であっても、ロックアップ回転数Ｎｌｕｐをより低く保つことが可能となる。
また、本発明者らの解析によれば、第１および第２中間部材１２，１４を中間スプリングＳＰｍにより互いに連結して両者の振動を連成させることで、上記第１、第２および第３トルク伝達経路Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３からドリブン部材１６に伝達される振動が互いに打ち消し合いやすくなり、反共振点Ａ付近でのドリブン部材１６の実際の振動振幅をより小さくし得ることや、第２外側スプリングＳＰ１２と第２内側スプリングＳＰ２２との間のトルク振幅（トルク変動）の差を減らし得る（両者のトルク振幅をより近づけられる）ことが判明している。従って、ダンパ装置１０では、より低い回転数でのロックアップ（エンジンＥＧとドライブ部材１１との連結）を許容すると共に、エンジンＥＧからの振動が大きくなりがちな低回転数域における振動減衰性能をより向上させることが可能となる。
ここで、上記式（１３）においてｋ5＝０とすれば、中間スプリングＳＰｍが省略された比較例のダンパ装置における第１中間部材の固有振動数ｆ21′が次式（２０）のように表され、上記式（１４）においてｋ5＝０とすれば、比較例のダンパ装置における第２中間部材の固有振動数ｆ22′が次式（２１）のように表される。式（２０）および（２１）からわかるように、比較例のダンパ装置では、第１中間部材の固有振動数ｆ21′は第２中間部材の慣性モーメントＪ22の影響を受けることはなく、第２中間部材の固有振動数ｆ22′は第１中間部材の慣性モーメントＪ21の影響を受けることはない。この点から、ダンパ装置１０では、比較例のダンパ装置に比べて、第１および第２中間部材１２，１４の固有振動数ｆ21，ｆ22の設定の自由度を向上させ得ることが理解されよう。
Figure 0006344525
また、上記式（６）においてｋ5＝０とすれば、比較例のダンパ装置における反共振点の振動数ｆａ′が次式（２２）のように表される。式（６）と式（２２）とを比較すれば、ばね定数ｋ1，ｋ2，ｋ3，ｋ4、慣性モーメントＪ21およびＪ22が同一である場合、比較例のダンパ装置における反共振点の振動数ｆａ′は、ダンパ装置１０における反共振点Ａの振動数ｆａよりも小さくなる。ただし、ダンパ装置１０では、主に第１および第２中間部材１２，１４の慣性モーメントＪ21，Ｊ22を適宜選択することで、比較例のダンパ装置（図８における破線参照）の反共振点の振動数ｆａ′と同程度の値に容易に設定することができる。
Figure 0006344525
そして、上述のダンパ装置１０において、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２よりも小さいばね定数（剛性）を有する第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２は、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２のダンパ装置１０の径方向における外側に配置される。これにより、第１中間部材１２の慣性モーメントＪ21をより大きくすると共に、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２をより低剛性化して、当該第１中間部材１２の固有振動数（ｆ21）より小さくすることが可能となる。また、ダンパ装置１０では、剛性が低く、比較的軽い第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２がダンパ装置１０の外周側に配置されると共に、剛性が高く、比較的重い第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２がダンパ装置１０の中心軸ＣＡ側に配置されることになる。これにより、低剛性に伴う外周側の第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の軽量化によって両者のヒステリシスを低減化すると共に、内周側の第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２に作用する遠心力を低下させて両者のヒステリシスを低減化することができる。従って、ダンパ装置１０では、遠心力に起因してスプリングＳＰ１１，ＳＰ１２，ＳＰ２１およびＳＰ２２と対応する回転要素との間で発生する摩擦力を小さくして、装置全体のヒステリシスをより小さくすることが可能となる。この結果、ダンパ装置１０では、上記反共振点Ａの減衰すべき振動（共振）の周波数により近づけることで、振動減衰性能を極めて良好に向上させることができる。
更に、本実施形態のダンパ装置１０において、第１中間部材１２は、慣性モーメントＪ 21が第２中間部材１４の慣性モーメントＪ22よりも大きくなるように構成され、更にタービンランナ５に一体回転するように連結される。これにより、低周波側の固有振動数ｆ21をより一層小さくして、反共振点Ａ付近における振動レベルをより低下させることが可能となる。また、第１中間部材１２をタービンランナ５に一体回転するように連結すれば、当該第１中間部材１２の実質的な慣性モーメントＪ21（第１中間部材１２やタービンランナ５等の慣性モーメントの合計値）をより大きくすることができる。これにより、低周波側の固有振動数ｆ21をより一層小さくして、当該第１中間部材１２の共振点をより低回転側（低周波側）に設定することが可能となる。
ここまで、ヒステリシスが存在しないと仮定したダンパ装置１０の基本的な設計手順について説明したが、複数のスプリングＳＰ１１，ＳＰ１２，ＳＰ２１，ＳＰ２２，ＳＰｍを含むダンパ装置１０においてヒステリシスを無くすことは実際のところ極めて困難である。また、第１および第２トルク伝達経路Ｐ１，Ｐ２を含むダンパ装置１０においても、第２外側スプリングＳＰ１２からドリブン部材１６に伝達される振動の位相が第２内側スプリングＳＰ２２からドリブン部材１６に伝達される振動の位相に対して１８０度ずれる周波数は、ヒステリシスに起因して理論値から高周波側（高回転側）にずれてしまうであろう。そして、このような位相反転の高周波側へのずれが生じると、第２外側スプリングＳＰ１２からの振動と第２内側スプリングＳＰ２２からの振動との打ち消し合いによりドリブン部材１６の振動振幅が最小になる周波数も高周波側（高回転側）にずれてしまう。これを踏まえて、本発明者らは、ダンパ装置１０や比較例のダンパ装置における低周波側の固有振動数での共振による振動の位相反転に対するヒステリシスの影響について精査した。
本発明者らは、まず、理論上の反共振点の振動数ｆａ′（上記式（１８）参照）をダンパ装置全体と車両のドライブシャフトとの振動による共振（ドライブ部材とドライブシャフトとの間で発生する振動による共振）の周波数ｆｔａｇに概ね一致させた比較例のダンパ装置のモデルについてシミュレーションを行い、低周波側の固有振動数ｆ21′での共振による振動の位相変化を検証した。図１５に、比較例のダンパ装置についてのシミュレーション結果を破線で示す。図１５に示すように、比較例のダンパ装置において、２つのトルク伝達経路における振動の位相が１８０度ずれる周波数ｆｒ′は、図中破線で示すように、減衰されるべき振動の周波数ｆｔａｇ（それに対応したエンジン回転数）よりも高周波側（高回転側）にずれてしまうことが判明した。従って、比較例のダンパ装置は、当該ダンパ装置全体と車両のドライブシャフトの振動による共振を良好に減衰し得ないと考えられる。
更に、本発明者らは、理論上の反共振点Ａの振動数ｆａ（上記式（６）参照）をダンパ装置１０全体と車両のドライブシャフトとの振動による共振の周波数ｆｔａｇ（比較例の場合と同一の値）に概ね一致させたダンパ装置１０のモデルについてシミュレーションを行い、ダンパ装置１０における低周波側の固有振動数ｆ21での共振による振動の位相変化を検証した。図１５に、ダンパ装置１０についてのシミュレーション結果を実線で示す。図１５のシミュレーション結果からわかるように、上述のように構成されるダンパ装置１０では、低周波側の固有振動数ｆ21での共振による振動の位相反転に対するヒステリシスの影響を比較例のダンパ装置に比べて良好に低減化することが可能となる。
すなわち、中間スプリングＳＰｍを含むダンパ装置１０では、上述のように、第１および第２中間部材１２，１４の慣性モーメントＪ21、Ｊ22を調整することで、低周波側の固有振動数ｆ21での共振、すなわち第１中間部材１２の共振を容易に低周波側にシフトさせることができる。また、ダンパ装置１０において、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２並びに第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２のばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21，およびｋ22は、ｋ11＜ｋ21、かつｋ11／ｋ21≠ｋ12／ｋ22という関係を満たす。これにより、中間スプリングＳＰｍを含む第３トルク伝達経路Ｐ３を介して第２中間部材１４から第１中間部材１２へとトルク（平均トルクの一部）を伝達することが可能となり、第１外側スプリングＳＰ１１のトルク分担を減らしてばね定数ｋ11を小さく（低剛性化）し、低剛性に伴う第１外側スプリングＳＰ１１の軽量化により当該第１外側スプリングＳＰ１１と回転要素との間で発生する摩擦力を低下させることができる。従って、第１外側スプリングＳＰ１１のヒステリシスを低下させ、図１５において細い実線で示すように、固有振動数ｆ21での共振、すなわち第１中間部材１２の共振による第２外側スプリングＳＰ１２からドリブン部材１６に伝達される振動（第１トルク伝達経路Ｐ１の振動）の位相反転を速やかに完了させること（位相変化の勾配を急峻にすること）が可能となる。この結果、ダンパ装置１０では、位相反転に対するヒステリシスの影響を低減化し、図１５において実線で示すように、第２外側スプリングＳＰ１２からドリブン部材１６に伝達される振動の位相が第２内側スプリングＳＰ２２からドリブン部材１６に伝達される振動の位相に対して１８０度ずれる周波数ｆｒを減衰されるべき振動の周波数ｆｔａｇよりも低周波側（低回転側）にシフトさせることができる。
更に、ダンパ装置１０において、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２並びに第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２のばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21，およびｋ22は、ｋ11／ｋ21＜ｋ12／ｋ22、およびｋ11＜ｋ12＜ｋ22＜ｋ21という関係を満たす。このような関係が成立する場合、中間スプリングＳＰｍを含む第３トルク伝達経路Ｐ３を介して第２中間部材１４から第１中間部材１２へとトルク（平均トルクの一部）が伝達され、第１中間部材１２とドリブン部材１６との間の第２外側スプリングＳＰ１２により伝達されるトルクが増加する。また、理論上、ドライブ部材１１への入力トルクＴ（第１外側スプリングＳＰ１１の伝達トルクと第１内側スプリングＳＰ２１の伝達トルクとの和）と、第２外側スプリングＳＰ１２の伝達トルクと第２内側スプリングＳＰ２２の伝達トルクとの和とは等しくなる。従って、ｋ11／ｋ21＜ｋ12／ｋ22、およびｋ11＜ｋ12＜ｋ 22＜ｋ21という関係が満たされる場合には、第１外側スプリングＳＰ１１のトルク分担をより小さくして第１外側スプリングＳＰ１１のばね定数ｋ11をより小さく（低剛性化）すると共に、更に第２外側スプリングＳＰ１２のばね定数ｋ12をも小さく（低剛性化）することができる。従って、ダンパ装置１０では、低剛性に伴う第１および第２外側スプリングＳＰ１１、ＳＰ１２の軽量化により両者と回転要素との間で発生する摩擦力すなわちヒステリシスをより小さくすると共に、固有振動数ｆ21での共振、すなわち第１中間部材１２の共振をより低周波側にシフトさせることが可能となる。この結果、図１５において太い実線で示すように、上記周波数ｆｒのヒステリシスに起因した高周波側へのずれをより良好に低減化することができる。
図１６は、それぞれドライブ部材１１からトルクが伝達される第１外側スプリングＳＰ１１および第１内側スプリングＳＰ２１のトルク分担比γ1と、それぞれドリブン部材１６にトルクを伝達する第２外側スプリングＳＰ１２および第２内側スプリングＳＰ２２のトルク分担比γ2と、ダンパ装置１０の振動減衰性能との関係を示す説明図である。本発明者らは、トルク分担比γ1，γ2と、ドライブ部材１１への入力トルクＴが上記トルクＴ１未満の所定値であるとき（スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２，ＳＰ２１，ＳＰ２２，ＳＰｍのすべての撓みが許容されているとき）のダンパ装置１０の振動減衰性能との関係についても解析を行った。トルク分担比γ1は、第１外側スプリングＳＰ１１がドライブ部材１１から第１中間部材１２へと伝達するトルクを“Ｔ11”とし、第１内側スプリングＳＰ２１がドライブ部材１１から第２中間部材１４へと伝達するトルクを“Ｔ21”としたときに、γ1＝Ｔ11／（Ｔ11＋Ｔ21）として表されるものである。トルク分担比γ2は、第２外側スプリングＳＰ１２が第１中間部材１２からドリブン部材１６へと伝達するトルクを“Ｔ12”とし、第２内側スプリングＳＰ２２が第２中間部材１４からドリブン部材１６へと伝達するトルクを“Ｔ22”としたときに、γ2＝Ｔ12／（Ｔ12＋Ｔ22）として表されるものである。また、上述のように、入力トルクＴと、トルクＴ11，Ｔ21，Ｔ12，Ｔ21との間では、理論上、Ｔ＝Ｔ11＋Ｔ21＝Ｔ12＋Ｔ22という関係が成立する。なお、この解析においても、ダンパ装置１０の振動減衰性能は、図８等と同様に、ドリブン部材１６の振動振幅（トルク変動）に基づいて評価した。
ダンパ装置１０のように、中間スプリングＳＰｍを含む第３トルク伝達経路Ｐ３を介して第２中間部材１４から第１中間部材１２へとトルク（平均トルクの一部）が伝達される場合、トルク分担比γ1，γ2は、図１６においてγ1＝γ2を示す線分の図中上側に位置する領域Ｘ内（γ1＝γ2を示す線分上を除く）に含まれる。かかる領域Ｘは、γ1＜γ2、すなわち、Ｔ11／（Ｔ11＋Ｔ21）＜Ｔ12／（Ｔ12＋Ｔ22）という関係が成立する領域である。本発明者らは、スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２，ＳＰ２１，ＳＰ２２，ＳＰｍのコイル径や軸長の増加、すなわちダンパ装置１０の大型化を抑制しつつ、振動減衰性能を良好に確保し得る領域Ｘ内の範囲を解析により求めた。
そして、解析の結果、トルク分担比γ1，γ2が図１６に示す領域Ｙ内に含まれる場合に、ダンパ装置１０の大型化を抑制しつつ、振動減衰性能を良好に確保し得ることが判明した。領域Ｙは、γ1＜γ2、０．０７≦γ1＝Ｔ11／（Ｔ11＋Ｔ21）≦０．２８、および０．１２≦γ2＝Ｔ12／（Ｔ12＋Ｔ22）≦０．４２を満たす領域である。更に、本発明者らの解析によれば、トルク分担比γ1，γ2が図１６に示す領域Ｙ内の領域Ｚ内に含まれる場合、ダンパ装置１０の振動減衰性能をより一層向上させ得ることが判明している。領域Ｚは、γ1＜γ2、０．１≦γ1＝Ｔ11／（Ｔ11＋Ｔ21）≦０．２５、および０．１３≦γ2＝Ｔ12／（Ｔ12＋Ｔ22）≦０．３９を概ね満たす領域である。従って、ダンパ装置１０は、γ1＜γ2、０．０７≦γ1＝Ｔ11／（Ｔ11＋Ｔ21）≦０．２８、および０．１２≦γ2＝Ｔ 12／（Ｔ12＋Ｔ22）≦０．４２、より好ましくは、γ1＜γ2、０．１≦γ1＝Ｔ11／（Ｔ1 1＋Ｔ21）≦０．２５、および０．１３≦γ2＝Ｔ12／（Ｔ12＋Ｔ22）≦０．３９を満たすように構成されるとよい。
また、第１および第２中間部材１２，１４の間で中間スプリングＳＰｍが伝達するトルクを“Ｔm”とすれば、γ2−γ1＝Ｔm／（Ｔ11＋Ｔ21）＝Ｔm／（Ｔ12＋Ｔ22）となる。かかる値（γ2−γ1）は、入力トルクＴ（ドリブン部材１６から出力されるトルク）に対する中間スプリングＳＰｍの伝達トルクの割合を示し、本発明者らの解析によれば、０＜γ2−γ1≦０．３５を満たすことで、ダンパ装置１０の大型化を抑制しつつ、振動減衰性能を良好に確保し得ることが判明している。なお、損失等によりＴ11＋Ｔ21＝Ｔ12＋Ｔ22という関係が厳密には成立しないともいえることから、ダンパ装置１０は、０＜γ2−γ1≦０．３５、および０＜Ｔm／（Ｔ12＋Ｔ22）≦０．３５の何れか一方を満たすように構成されてもよい。
図１７は、エンジンＥＧの回転数と、ヒステリシスを考慮した場合のダンパ装置１０および中間スプリングＳＰｍが省略された比較例のダンパ装置のドリブン部材における振動振幅（トルク変動）との関係を例示する説明図である。図１７において、実線は、ダンパ装置１０のドリブン部材における振動振幅（トルク変動）のヒステリシスを考慮したシミュレーション結果を示し、破線は、比較例のダンパ装置のドリブン部材における振動振幅（トルク変動）のヒステリシスを考慮したシミュレーション結果を示す。かかるシミュレーションに用いられたダンパ装置１０のモデルは、ｋ11＜ｋm＜ｋ12＜ｋ22＜ｋ21という関係と、γ1＜γ2、０．０７≦γ1＝Ｔ11／（Ｔ11＋Ｔ21）≦０．２８、および０．１２≦γ2＝Ｔ12／（Ｔ12＋Ｔ22）≦０．４２という関係とを満たすと共に、理論上の反共振点Ａの振動数ｆａが上述のダンパ装置１０全体と車両のドライブシャフトとの振動による共振の周波数ｆｔａｇに概ね一致するように各種諸元を定めることにより構築されたものである。また、シミュレーションに用いられた比較例のダンパ装置のモデルは、理論上の反共振点の振動数ｆａ′が当該ダンパ装置全体と車両のドライブシャフトとの振動による共振の周波数ｆｔａｇ（ダンパ装置１０の場合と同一の値）に概ね一致するように各種諸元を定めることにより構築されたものである。
図１７に示すように、ダンパ装置１０では、比較例のダンパ装置に比べて、反共振点Ａを生じさせる低周波側の固有振動数ｆ21での共振、すなわち第１中間部材１２の共振をより低周波側にシフトさせて当該反共振点Ａから離間させることができる。従って、ダンパ装置１０では、反共振点Ａの振動数ｆａを減衰されるべき振動（共振）の周波数ｆｔａｇにより近づけることで、比較例のダンパ装置に比べて振動減衰性能を極めて良好に向上させ得ることが理解されよう。この結果、ダンパ装置１０を含む発進装置１では、比較例のダンパ装置に比べて、ロックアップクラッチ８のロックアップ回転数Ｎｌｕｐをより低回転側（例えば、周波数ｆｔａｇに対応したエンジンＥＧの回転数よりも低い回転数）に設定することが可能となる。すなわち、ばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21，ｋ22およびｋmを、ｋ1 1＜ｋm＜ｋ12＜ｋ22＜ｋ21を満たすように選択することで、中間スプリングＳＰｍを介して第２中間部材１４から第１中間部材１２にトルクを適正に伝達して、ダンパ装置１０の振動減衰性能を極めて良好に向上させることが可能となる。
なお、上記ダンパ装置１０において、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の径方向内側に配置される第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２に対応した第２中間部材１４の固有振動数を第１中間部材１２の固有振動数よりも小さくしてもよい。すなわち、第２中間部材１４の固有振動数を上記式（１３）から定めると共に、第１中間部材１２の固有振動数を上記式（１４）から定めてもよい。更に、この場合には、第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２のばね定数ｋ21，ｋ22の小さい方を、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２のばね定数ｋ11，ｋ12の小さい方よりも小さくするとよい。すなわち、この場合には、ばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21およびｋ22は、ｋ21≠ｋ11、かつｋ21／ｋ11≠ｋ22／ｋ12という関係を満たすように選択されるとよく、より詳細には、ばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21，ｋ22およびｋmは、ｋ21／ｋ11＜ｋ22／ｋ12、およびｋ21＜ｋm＜ｋ22＜ｋ12＜ｋ11という関係を満たすように選択されるとよい。
このように構成されるダンパ装置１０では、第１中間部材１２よりも固有振動数が小さい第２中間部材１４に対応した第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２が第１中間部材１２に対応した第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の径方向内側に配置される。これにより、剛性が高い第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２の捩れ角（ストローク）をより大きくすることが可能となり、ドライブ部材１１に対する大きなトルクの伝達を許容しつつ、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２を低剛性化することができる。この結果、ダンパ装置１０の等価剛性ｋｅｑをより小さくすると共に、ダンパ装置１０を含む振動系全体の共振、すなわちダンパ装置１０全体と車両のドライブシャフトとの振動による共振（ドライブ部材とドライブシャフトとの間で発生する振動による共振）をより低回転側（低周波側）にシフトさせることが可能となる。従って、ダンパ装置１０では、上記反共振点Ａの振動数を当該振動系全体の共振の周波数により近づけることで、振動減衰性能を極めて良好に向上させることができる。
また、上記ダンパ装置１０において、第１内側スプリングＳＰ２１のばね定数Ｋ21は、第２内側スプリングＳＰ２２のばね定数Ｋ22も大きいが（ｋ22＜ｋ21）、これに限られるものではない。すなわち、ダンパ装置１０の設計を容易にするために、第１内側スプリングＳＰ２１のばね定数Ｋ21やコイル径、軸長といった諸元と、第２内側スプリングＳＰ２２のばね定数Ｋ22やコイル径、軸長といった諸元とを同一（ｋ22＝ｋ21）にしてもよい。
更に、ダンパ装置１０において、中間スプリングＳＰｍのばね定数ｋmは、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２並びに第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２のばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21およびｋ22よりも小さく定められてもよい。すなわち、低回転側（低周波側）の固有振動数ｆ21や反共振点Ａの振動数ｆａは、上述のように、中間スプリングＳＰｍの合成ばね定数ｋ5が小さくなるにつれて小さくなる（図１３参照）。従って、中間スプリングＳＰｍのばね定数（剛性）ｋmをばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ2 1およびｋ22よりも小さくすれば、固有振動数ｆ21と振動数ｆａとをより一層小さくすることができる。そして、かかる構成を採用しても、第２外側スプリングＳＰ１２からドリブン部材１６に伝達される振動および第２内側スプリングＳＰ２２からドリブン部材１６に伝達される振動の一方が他方の少なくとも一部を打ち消す回転数帯の始点をより低回転側に設定することが可能となる。加えて、当該回転数帯の始点を低回転側に設定することで、第２外側スプリングＳＰ１２からドリブン部材１６に伝達される振動の位相と第２内側スプリングＳＰ２２からドリブン部材１６に伝達される振動の位相とが１８０度ずれる回転数（周波数）をも低回転側（低周波側）に設定することができる。この場合、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２並びに第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２のばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21およびｋ22は、少なくとも、ｋ11≠ｋ21、かつｋ11／ｋ21≠ｋ12／ｋ22という関係を満たすとよい。
また、ダンパ装置１０において、中間スプリングＳＰｍのばね定数ｋmは、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２並びに第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２のばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21およびｋ22よりも大きく定められてもよい。すなわち、低回転側（低周波側）の固有振動数ｆ21と反共振点Ａの振動数ｆａとの差（ｆａ−ｆ 21）は、上述のように、中間スプリングＳＰｍの合成ばね定数ｋ5が大きくなるにつれて大きくなる（図１３参照）。従って、中間スプリングＳＰｍのばね定数（剛性）ｋmをばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21およびｋ22よりも大きくすれば、固有振動数ｆ21と振動数ｆａとの差（ｆａ−ｆ21）との差を大きくして、第２外側スプリングＳＰ１２からドリブン部材１６に伝達される振動および第２内側スプリングＳＰ２２からドリブン部材１６に伝達される振動の一方が他方の少なくとも一部を打ち消す回転数帯、すなわちドリブン部材１６の振動レベルを良好に低下させ得る範囲をより広くすることが可能となる。
この場合には、固有振動数ｆ21と反共振点Ａの振動数ｆａとがより小さくなり、かつ両者の差（ｆａ−ｆ21）がより大きくなるように、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２並びに第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２のばね定数ｋ11，ｋ 12，ｋ21およびｋ22を調整するとよい。かかる構成は、固有振動数ｆ21と反共振点Ａの振動数ｆａとをより小さくするためのばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21およびｋ22の数値設定の容易性からみて、ドライブ部材１１への最大入力トルクが比較的小さく、要求される等価剛性ｋｅｑが比較的低いダンパ装置に適用されると有利である。この場合も、第１および第２外側スプリングＳＰ１１，ＳＰ１２並びに第１および第２内側スプリングＳＰ２１，ＳＰ２２のばね定数ｋ11，ｋ12，ｋ21およびｋ22は、少なくとも、ｋ11≠ｋ21、かつｋ11／ｋ21≠ｋ12／ｋ22という関係を満たすとよい。
更に、ダンパ装置１０は、第１、第２および第３トルク伝達経路Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３に加えて、例えば第１および第２トルク伝達経路Ｐ１，Ｐ２と並列に設けられる少なくとも１つのトルク伝達経路を更に含んでもよい。更に、ダンパ装置１０の例えば第１および第２トルク伝達経路Ｐ１，Ｐ２の少なくとも何れか一方には、それぞれ少なくとも１組の中間部材およびスプリング（弾性体）が追設されてもよい。
また、発進装置１において、エンジンＥＧと変速機ＴＭの入力軸（ドライブ部材１１）との実スリップ速度（実回転速度差）を目標スリップ速度に一致させるスリップ制御が実行される場合には、上記反共振点Ａの振動数ｆａをスリップ制御が実行される際に発生するシャダーの周波数ｆｓに一致させたり、当該シャダーの周波数ｆｓの近傍の値に設定したりしてもよい。これにより、スリップ制御が実行される際に発生するシャダーをより低減化することが可能となる。なお、シャダーの周波数ｆｓは、一体に回転するロックアップピストン８０およびドライブ部材１１の慣性モーメントを“Ｊpd”とすれば、当該慣性モーメントＪpdおよびダンパ装置１０の等価剛性ｋeqを用いて、ｆｓ＝１／２π・√（ｋ eq／Ｊpd）と表すことができる。
以上説明したように、本開示のダンパ装置は、エンジン（ＥＧ）からのトルクが伝達される入力要素（１１）と、出力要素（１６）とを有するダンパ装置（１０）において、第１中間要素（１２）と、第２中間要素（１４）と、前記入力要素（１１）と前記第１中間要素（１２）との間でトルクを伝達する第１弾性体（ＳＰ１１）と、前記第１中間要素（１２）と前記出力要素（１６）との間でトルクを伝達する第２弾性体（ＳＰ１２）と、前記入力要素（１１）と前記第２中間要素（１４）との間でトルクを伝達する第３弾性体（ＳＰ２１）と、前記第２中間要素（１４）と前記出力要素（１６）との間でトルクを伝達する第４弾性体（ＳＰ２２）と、前記第１中間要素（１２）と前記第２中間要素（１４）との間でトルクを伝達する第５弾性体（ＳＰｍ）とを備え、前記第３および第４弾性体（ＳＰ２１，ＳＰ２２）は、前記第１および第２弾性体（ＳＰ１１，ＳＰ１２）よりも径方向内側に配置され、前記入力要素（１１）は、前記第１弾性体（ＳＰ１１）の周方向の端部に当接する第１当接部（１１１ｃ）を有すると共に、第１支持部（７１）により回転自在に支持される第１入力部材（１１１）と、前記第１入力部材（１１１）と一体回転すると共に、前記第１当接部（１１１ｃ）よりも径方向内側で前記第３弾性体（ＳＰ２１）の端部に当接する第２当接部（１１２ｃ）を有し、前記第１支持部（７１）と異なる位置に設けられた第２支持部（７２）により回転自在に支持される第２入力部材（１１２）とを含むものである。
このダンパ装置では、第１から第５弾性体のすべての撓みが許容されている状態に対して、装置全体で２つの固有振動数を設定することができる。そして、本発明者らの研究・解析によれば、これらの第１から第５弾性体を含むダンパ装置の固有振動数は、第５弾性体の剛性が低下するにつれて小さくなることや、第５弾性体の剛性の変化に対するダンパ装置の等価剛性の変化は、第１から第４弾性体の剛性の変化に対する当該等価剛性の変化に比べて大幅に小さくなることが判明している。従って、第５弾性体の剛性を調整することで、ダンパ装置の等価剛性を適正に保つと共に第１および第２中間要素の重量（慣性モーメント）の増加を抑制しつつ、装置全体の２つの固有振動数を容易かつ適正に設定することが可能となる。また、このダンパ装置では、第１および第２弾性体の双方に当接する入力要素からの荷重を第１および第２支持部に分散させることができるので、当該入力要素の支持部ひいては装置全体の大型化を抑制しつつ、耐久性を向上させることができる。
更に、前記入力要素（１１，１１１ｂ）は、前記第１中間要素（１２）を径方向に支持するものであってもよい。
また、前記入力要素は、前記第１および第２入力部材と一体に回転する第３入力部材を含んでもよく、前記第２および第３入力部材は、前記第３および第４弾性体を径方向に支持してもよい。
更に，前記第１入力部材（１１）は、軸方向に延在して前記第１弾性体（ＳＰ１１）の周方向の端部と当接する当接部（１１１ｃ）を有してもよい。
また、前記第１入力部材（１１１）は、径方向のガタをもって前記第２入力部材に嵌合されてもよい。これにより、第１および第２入力部材の双方を個別に回転自在に支持（調心）しつつ、両者を一体に回転させることが可能となる。
更に、前記ダンパ装置（１０）は、前記第１支持部（７１）により回転自在に支持されると共に前記エンジン（ＥＧ）からのトルクが伝達される動力入力部材（８０）を備えてもよく、前記第１入力部材（１１１）は、前記動力入力部材（８０）に固定されていてもよい。
また、前記第２支持部（７２）は、前記第１支持部（７１）から少なくとも軸方向にずらして設けられてもよい。
更に、前記第５弾性体は、前記第１および第２弾性体と周方向に沿って並ぶように配置されてもよい。これにより、ダンパ装置の軸長をより短縮化すると共に、第１、第２および第５弾性体のストロークを良好に確保することが可能となる。
また、前記入力要素（１１）は、前記第３弾性体（ＳＰ２１）の端部に当接する第３当接部（１１３ｃ）を有すると共に前記第２入力部材（１１２）に軸方向に並ぶように連結される第３入力部材（１１３）を含んでもよく、前記第２および第３入力部材（１１２，１１３）は、前記第３および第４弾性体（ＳＰ２１，ＳＰ２２）を周方向に沿って交互に並ぶように支持してもよく、前記出力要素（１６）は、前記第２および第３入力部材（１１２，１１３）の軸方向における間に配置されると共に、前記第２弾性体（ＳＰ１２）の端部に当接する当接部（１６ｃｏ）と、前記第４弾性体（ＳＰ２２）の端部に当接する当接部（１６ｃｉ）とを有してもよい。これにより、第２および第３入力部材間の距離の増加を抑制して、入力要素等の回転時に遠心力を受ける第３および第４弾性体から第２および第３入力部材に加えられる両者を変形させようとする力（両者を引き離す方向の力）を小さくすることができる。この結果、第２および第３入力部材の連結部ひいてはダンパ装置全体の大型化を抑制しつつ、当該連結部の強度や耐久性等を良好に確保することが可能となる。
更に、前記第１および第２中間要素の一方（１２）は、ポンプインペラ（４）と共に流体伝動装置を構成するタービンランナ（５）に一体回転するように連結されてもよい。これにより、第１および第２中間要素の一方の実質的な慣性モーメント（慣性モーメントの合計値）をより大きくすることができるので、ダンパ装置の２つの固有振動数の小さい方をより一層小さくすることが可能となる。
また、前記第１中間要素（１２）は、前記入力要素（１１，１１１）により径方向に支持されて前記第１および第２弾性体（ＳＰ１１，ＳＰ１２）を周方向に沿って交互に並ぶように支持すると共に、互いに隣り合う前記第１および第２弾性体（ＳＰ１１，ＳＰ１２）の間で両者の端部に当接する当接部（１２１ｃ）を有する弾性体支持部材（１２１）と、前記タービンランナ（５）に一体回転するように連結されると共に、互いに隣り合う前記第１および第２弾性体（ＳＰ１１，ＳＰ１２）の間で両者の端部に当接する当接部（１２２ｃ）を有する連結部材（１２２）とを含んでもよい。これにより、ダンパ装置全体のコンパクト化を図りつつ、径方向外側に配置される第１弾性体と第２弾性体との双方に第１中間要素を連結すると共に当該第１中間要素をタービンランナに連結することが可能となる。加えて、弾性体支持部材の当接部と連結部材の当接部との双方を第１および第３弾性体の端部に当接させることで、第１および第３弾性体をスムースに伸縮させることができる。
更に、前記第１から第５弾性体のすべてを介して前記入力要素から前記出力要素にトルクが伝達される際の前記第１中間要素（１２）の固有振動数は、第１から第５弾性体のすべてを介して前記入力要素から前記出力要素にトルクが伝達される際の前記第２中間要素（１４）の固有振動数よりも小さくてもよい。
また、前記第１弾性体（ＳＰ１１）の剛性と前記第２弾性体（ＳＰ１２）の剛性との小さい方は、前記第３弾性体の剛性（ＳＰ２１）と前記第４弾性体の（ＳＰ２２）剛性との小さい方よりも小さくてもよい。
更に、前記第１から第５弾性体のすべてを介して前記入力要素から前記出力要素にトルクが伝達される際の前記第２中間要素（１４）の固有振動数は、第１から第５弾性体のすべてを介して前記入力要素から前記出力要素にトルクが伝達される際の前記第１中間要素（１２）の固有振動数よりも小さくてもよい。
また、前記第３弾性体（ＳＰ２１）の剛性と前記第４弾性体（ＳＰ２２）の剛性との小さい方は、前記第１弾性体（ＳＰ１１）の剛性と前記第２弾性体（ＳＰ１２）の剛性との小さい方よりも小さくてもよい。
更に、前記ダンパ装置（１０）は、前記入力要素（１１）に伝達されるトルク（Ｔ）が予め定められた閾値（Ｔ１）以上になるまで、前記第１から第５弾性体（ＳＰ１１，ＳＰ１２，ＳＰ２１，ＳＰ２２，ＳＰｍ）の撓みが規制されないように構成されてもよい。これにより、入力要素に伝達されるトルクが比較的小さく、当該入力要素の回転数が低いときのダンパ装置の振動減衰性能を良好に向上させることが可能となる。
また、前記出力要素（１６）は、変速機（ＴＭ）の入力軸（ＩＳ）に作用的（直接的または間接的に）連結されてもよい。
そして、本開示の発明は上記実施形態に何ら限定されるものではなく、本開示の外延の範囲内において様々な変更をなし得ることはいうまでもない。更に、上記実施形態は、あくまで発明の概要の欄に記載された発明の具体的な一形態に過ぎず、発明の概要の欄に記載された発明の要素を限定するものではない。
本開示の発明は、ダンパ装置の製造分野等において利用可能である。

Claims (17)

  1. エンジンからのトルクが伝達される入力要素と、出力要素とを有するダンパ装置において、
    第１中間要素と、
    第２中間要素と、
    前記入力要素と前記第１中間要素との間でトルクを伝達する第１弾性体と、
    前記第１中間要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する第２弾性体と、
    前記入力要素と前記第２中間要素との間でトルクを伝達する第３弾性体と、
    前記第２中間要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する第４弾性体と、
    前記第１中間要素と前記第２中間要素との間でトルクを伝達する第５弾性体とを備え、
    前記第３および第４弾性体は、前記第１および第２弾性体よりも径方向内側に配置され、
    前記入力要素は、前記第１弾性体の周方向の端部に当接する第１当接部を有すると共に、第１支持部により回転自在に支持される第１入力部材と、前記第１入力部材と一体回転すると共に、前記第１当接部よりも径方向内側で前記第３弾性体の周方向の端部に当接する第２当接部を有し、前記第１支持部と異なる位置に設けられた第２支持部により回転自在に支持される第２入力部材とを含むダンパ装置。
  2. 請求項１に記載のダンパ装置において、前記入力要素は、前記第１中間要素を径方向に支持するダンパ装置。
  3. 請求項１または２に記載のダンパ装置において、
    前記入力要素は、前記第１および第２入力部材と一体に回転する第３入力部材を含み、
    前記第２および第３入力部材は、前記第３および第４弾性体を径方向に支持するダンパ装置。
  4. 請求項１から３の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    前記第１入力部材は、軸方向に延在して前記第１弾性体の周方向の端部と当接する当接部を有するダンパ装置。
  5. 請求項１から４の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    前記第１入力部材は、径方向のガタをもって前記第２入力部材に嵌合されるダンパ装置。
  6. 請求項１から５の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    前記第１支持部により回転自在に支持されると共に前記エンジンからのトルクが伝達される動力入力部材を更に備え、前記第１入力部材は、前記動力入力部材に固定されるダンパ装置。
  7. 請求項１から６の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    前記第２支持部は、前記第１支持部から少なくとも軸方向にずらして設けられるダンパ装置。
  8. 請求項１から７の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    前記第５弾性体は、前記第１および第２弾性体と周方向に沿って並ぶように配置されるダンパ装置。
  9. 請求項１から８の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    前記入力要素は、前記第３弾性体の端部に当接する第３当接部を有すると共に前記第２入力部材に軸方向に並ぶように連結される第３入力部材を更に含み、
    前記第２および第３入力部材は、前記第３および第４弾性体を周方向に沿って交互に並ぶように支持し、
    前記出力要素は、前記第２および第３入力部材の軸方向における間に配置されると共に、前記第２弾性体の端部に当接する当接部と、前記第４弾性体の端部に当接する当接部とを有するダンパ装置。
  10. 請求項１から９の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    前記第１および第２中間要素の一方は、流体伝動装置のタービンランナに一体回転するように連結されるダンパ装置。
  11. 請求項１０に記載のダンパ装置において、
    前記第１中間要素は、前記入力要素により径方向に支持されて前記第１および第２弾性体を周方向に沿って交互に並ぶように支持すると共に、互いに隣り合う前記第１および第２弾性体の間で両者の端部に当接する当接部を有する弾性体支持部材と、前記タービンランナに一体回転するように連結されると共に、互いに隣り合う前記第１および第２弾性体の間で両者の端部に当接する当接部を有する連結部材とを含むダンパ装置。
  12. 請求項１から１１の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    前記第１から第５弾性体のすべてを介して前記入力要素から前記出力要素にトルクが伝達される際の前記第１中間要素の固有振動数は、第１から第５弾性体のすべてを介して前記入力要素から前記出力要素にトルクが伝達される際の前記第２中間要素の固有振動数よりも小さいダンパ装置。
  13. 請求項１２に記載のダンパ装置において、
    前記第１弾性体の剛性と前記第２弾性体の剛性との小さい方は、前記第３弾性体の剛性と前記第４弾性体の剛性との小さい方よりも小さいダンパ装置。
  14. 請求項１から１１の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    前記第１から第５弾性体のすべてを介して前記入力要素から前記出力要素にトルクが伝達される際の前記第２中間要素の固有振動数は、第１から第５弾性体のすべてを介して前記入力要素から前記出力要素にトルクが伝達される際の前記第１中間要素の固有振動数よりも小さいダンパ装置。
  15. 請求項１４に記載のダンパ装置において、
    前記第３弾性体の剛性と前記第４弾性体の剛性との小さい方は、前記第１弾性体の剛性と前記第２弾性体の剛性との小さい方よりも小さいダンパ装置。
  16. 請求項１から１５の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    前記入力要素に伝達されるトルクが予め定められた閾値以上になるまで、前記第１から第５弾性体の撓みが許容されるダンパ装置。
  17. 請求項１から１６の何れか一項に記載のダンパ装置において、前記出力要素は、変速機の入力軸に作用的に連結されるダンパ装置。
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