JP6566119B2 - 振動減衰装置およびその設計方法 - Google Patents

Description

本開示の発明は、支持部材の回転に伴って揺動可能な復元力発生部材と、復元力発生部材を介して支持部材に連結されると共に支持部材の回転に伴って復元力発生部材に連動して揺動する慣性質量体とを含む振動減衰装置およびその設計方法に関する。

従来、この種の振動減衰装置として、遠心力を受けて復元力発生部材として機能するフライホイール質量体と、当該フライホイール質量体に連接棒を介して連結された環状の慣性質量体とを含む振動減衰装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。このような振動減衰装置では、支持部材の回転に伴ってフライホイール質量体が揺動すると、それに連動して慣性質量体が揺動し、慣性質量体から支持部材に伝達される振動によって当該支持部材の振動を減衰することが可能となる。また、振動減衰装置としては、駆動装置からの動力により回転する回転要素に連結される支持部材と、当該支持部材に連結されて振子支点周りに揺動する質量体とを含む遠心振子式の回転数適応型動吸振器も知られている（例えば、特許文献２参照）。この回転数適応型動吸振器は、油影響に関連して、駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆをもつように設計されている。

独国特許出願公開第１０２０１２２１２８５４号明細書 特表２０１１−５０４９８７号公報

特許文献２に記載された回転数適応型動吸振器では、質量体と回転する油との間の相対運動による抵抗（粘性抵抗）を考慮して有効次数ｑｅｆｆを駆動装置の励振次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きくすることで、当該動吸振器が最も良好に減衰し得る振動の次数を励振次数ｑに一致させようとしていると考えられる。そして、遠心振子式の振動減衰装置では、このような設計を行うことで、基本的に良好な振動減衰性能を確保することができる。これに対して、特許文献１に記載されたような慣性質量体を含む振動減衰装置では、当該振動減衰装置が最も良好に減衰し得る振動の次数を駆動装置の励振次数に一致させても良好な振動減衰性能を得られないことがあり、その次数をより適正に設定して振動減衰性能を向上させるという面で、なお改善の余地がある。

そこで、本開示の発明は、復元力発生部材と当該復元力発生部材に連動して揺動する慣性質量体とを含む振動減衰装置の振動減衰性能をより向上させることを主目的とする。

本開示の振動減衰装置は、エンジンからのトルクが伝達される回転要素の回転中心の周りに該回転要素と一体に回転する支持部材と、前記支持部材に連結されると共に該支持部材の回転に伴って揺動可能な復元力発生部材と、前記復元力発生部材を介して前記支持部材に連結されると共に該支持部材の回転に伴って該復元力発生部材に連動して前記回転中心の周りに揺動する慣性質量体とを含み、油室内に配置される振動減衰装置において、前記振動減衰装置の次数は、前記エンジンの励振次数と前記油室内の油の影響を考慮したオフセット値との和よりも大きく、前記回転要素に伝達される入力トルクの振動の振幅が小さくなっていくときの前記油室内で作動する前記振動減衰装置の前記次数の収束値である基準次数が前記励振次数よりも大きくなるものである。

本発明者らの研究によれば、復元力発生部材と当該復元力発生部材に連動して揺動する慣性質量体とを含む振動減衰装置では、入力トルクの振動の振幅が小さくなっていくときの当該振動減衰装置の次数の収束値である基準次数をエンジンの励振次数に一致させるよりも、当該励振次数よりも大きくすることで、振動減衰性能をより向上させ得ることが判明した。従って、油室内に配置される振動減衰装置では、当該振動減衰装置の次数をエンジンの励振次数と油室内の油の影響を考慮したオフセット値との和よりも大きくすると共に、基準次数をエンジンの励振次数よりも大きくすることで、復元力発生部材と当該復元力発生部材に連動して揺動する慣性質量体とを含む振動減衰装置の振動減衰性能をより向上させることが可能となる。

本開示の振動減衰装置を含む発進装置を示す概略構成図である。 図１に示す発進装置の断面図である。 本開示の振動減衰装置の正面図である。 本開示の振動減衰装置の要部拡大断面図である。 本開示の振動減衰装置の動作を説明するための模式図である。 本開示の振動減衰装置の動作を説明するための模式図である。 本開示の振動減衰装置の動作を説明するための模式図である。 エンジンの回転数と本開示のダンパ装置の出力要素におけるトルク変動Ｔ_Flucとの関係を例示する説明図である。 基準次数ｑ_refと本開示のダンパ装置の出力要素におけるトルク変動Ｔ_Flucとの関係を例示する説明図である。 本開示の振動減衰装置の設計手順の一例を示すフローチャートである。 本開示における更に他の振動減衰装置を説明するための模式図である。 本開示における他の振動減衰装置を説明するための模式図である。 本開示における更に他の振動減衰装置の正面図である。 本開示の他の振動減衰装置を示す拡大図である。 図１２に示す振動減衰装置の要部拡大断面図である。 図１２に示す振動減衰装置の変形態様を示す要部拡大断面図である。 図１２に示す振動減衰装置の他の変形態様を示す要部拡大図である。 図１２に示す振動減衰装置の変形態様を示す要部拡大断面図である。 本開示の振動減衰装置を含むダンパ装置の変形態様を示す概略構成図である。 本開示の振動減衰装置を含むダンパ装置の他の変形態様を示す概略構成図である。

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、本開示の振動減衰装置２０を含む発進装置１の概略構成図である。同図に示す発進装置１は、例えば駆動装置としてのエンジン（内燃機関）ＥＧを備えた車両に搭載されてエンジンＥＧからの動力を車両のドライブシャフトＤＳに伝達するためのものであり、振動減衰装置２０に加えて、エンジンＥＧのクランクシャフトに連結される入力部材としてのフロントカバー３や、フロントカバー３に固定されて当該フロントカバー３と一体に回転するポンプインペラ（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、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、ダンパ装置１０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（振動減衰装置２０）の中心軸（軸心）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の中心軸から当該中心軸と直交する方向（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ダンパハブ７に固定される。

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、油圧式多板クラッチとして構成されており、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すなわち変速機ＴＭの入力軸ＩＳ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。ロックアップクラッチ８は、フロントカバー３に固定されたセンターピース３ｓにより軸方向に移動自在に支持されるロックアップピストン８０と、ダンパ装置１０の入力要素であるドライブ部材１１に一体化されたクラッチドラムとしてのドラム部１１ｄと、ロックアップピストン８０と対向するようにフロントカバー３の内面に固定される環状のクラッチハブ８２と、ドラム部１１ｄの内周面に形成されたスプラインに嵌合される複数の第１摩擦係合プレート（両面に摩擦材を有する摩擦板）８３と、クラッチハブ８２の外周面に形成されたスプラインに嵌合される複数の第２摩擦係合プレート（セパレータプレート）８４とを含む。

更に、ロックアップクラッチ８は、ロックアップピストン８０を基準としてフロントカバー３とは反対側、すなわちロックアップピストン８０よりもダンパ装置１０側に位置するようにフロントカバー３のセンターピース３ｓに取り付けられる環状のフランジ部材（油室画成部材）８５と、フロントカバー３とロックアップピストン８０との間に配置される複数のリターンスプリング８６とを含む。図示するように、ロックアップピストン８０とフランジ部材８５とは、係合油室８７を画成し、当該係合油室８７には、図示しない油圧制御装置から作動油（係合油圧）が供給される。そして、係合油室８７への係合油圧を高めることにより、第１および第２摩擦係合プレート８３，８４をフロントカバー３に向けて押圧するようにロックアップピストン８０を軸方向に移動させ、それによりロックアップクラッチ８を係合（完全係合あるいはスリップ係合）させることができる。なお、ロックアップクラッチ８は、油圧式単板クラッチとして構成されてもよい。

ダンパ装置１０は、図１および図２に示すように、回転要素として、上記ドラム部１１ｄを含むドライブ部材（入力要素）１１と、中間部材（中間要素）１２と、ドリブン部材（出力要素）１５とを含む。更に、ダンパ装置１０は、トルク伝達要素として、同一円周上に周方向に間隔をおいて交互に配設されるそれぞれ複数（本実施形態では、例えば４個ずつ）の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１および第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２を含む。第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２としては、荷重が加えられてないときに円弧状に延びる軸心を有するように巻かれた金属材からなるアークコイルスプリングや、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ストレートコイルスプリングが採用される。また、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２としては、図示するように、いわゆる二重バネが採用されてもよい。

ダンパ装置１０のドライブ部材１１は、外周側に上記ドラム部１１ｄを含む環状部材であり、内周部から周方向に間隔をおいて径方向内側に延出された複数（本実施形態では、例えば９０°間隔で４個）のスプリング当接部１１ｃを有する。中間部材１２は、環状の板状部材であり、外周部から周方向に間隔をおいて径方向内側に延出された複数（本実施形態では、例えば９０°間隔で４個）のスプリング当接部１２ｃを有する。中間部材１２は、ダンパハブ７により回転自在に支持され、ドライブ部材１１の径方向内側で当該ドライブ部材１１により包囲される。

ドリブン部材１５は、図２に示すように、環状の第１ドリブンプレート１６と、図示しない複数のリベットを介して当該第１ドリブンプレート１６に一体に回転するように連結される環状の第２ドリブンプレート１７とを含む。第１ドリブンプレート１６は、板状の環状部材として構成されており、第２ドリブンプレート１７よりもタービンランナ５に近接するように配置され、タービンランナ５のタービンシェル５０と共にダンパハブ７に複数のリベットを介して固定される。第２ドリブンプレート１７は、第１ドリブンプレート１６よりも小さい内径を有する板状の環状部材として構成されており、当該第２ドリブンプレート１７の外周部が図示しない複数のリベットを介して第１ドリブンプレート１６に締結される。

第１ドリブンプレート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４個）のスプリング収容窓１６ｗと、それぞれ対応するスプリング収容窓１６ｗ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４個）のスプリング支持部１６ａと、それぞれ対応するスプリング収容窓１６ｗ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１６ａと第１ドリブンプレート１６の径方向において対向する複数（本実施形態では、例えば４個）のスプリング支持部１６ｂと、複数（本実施形態では、例えば４個）のスプリング当接部１６ｃとを有する。第１ドリブンプレート１６の複数のスプリング当接部１６ｃは、周方向に沿って互いに隣り合うスプリング収容窓１６ｗ（スプリング支持部１６ａ，１６ｂ）の間に１個ずつ設けられる。

第２ドリブンプレート１７も、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４個）のスプリング収容窓１７ｗと、それぞれ対応するスプリング収容窓１７ｗ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４個）のスプリング支持部１７ａと、それぞれ対応するスプリング収容窓１７ｗ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１７ａと第２ドリブンプレート１７の径方向において対向する複数（本実施形態では、例えば４個）のスプリング支持部１７ｂと、複数（本実施形態では、例えば４個）のスプリング当接部１７ｃとを有する。第２ドリブンプレート１７の複数のスプリング当接部１７ｃは、周方向に沿って互いに隣り合うスプリング支持部１７ａ，１７ｂ（スプリング収容窓）の間に１個ずつ設けられる。なお、本実施形態において、ドライブ部材１１は、図２に示すように、第１ドリブンプレート１６を介してダンパハブ７により支持される第２ドリブンプレート１７の外周面により回転自在に支持され、これにより、当該ドライブ部材１１は、ダンパハブ７に対して調心される。

ダンパ装置１０の取付状態において、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、ダンパ装置１０の周方向に沿って交互に並ぶように、ドライブ部材１１の互い隣り合うスプリング当接部１１ｃの間に１個ずつ配置される。また、中間部材１２の各スプリング当接部１２ｃは、互い隣り合うスプリング当接部１１ｃの間に配置されて対をなす（直列に作用する）第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の間で両者の端部と当接する。これにより、ダンパ装置１０の取付状態において、各第１スプリングＳＰ１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１１ｃと当接し、各第１スプリングＳＰ１の他端部は、中間部材１２の対応するスプリング当接部１２ｃ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スプリングＳＰ２の一端部は、中間部材１２の対応するスプリング当接部１２ｃと当接し、各第２スプリングＳＰ２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１１ｃと当接する。

一方、第１ドリブンプレート１６の複数のスプリング支持部１６ａは、図２からわかるように、それぞれ対応する１組の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２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１６ｂは、それぞれ対応する１組の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２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。更に、第２ドリブンプレート１７の複数のスプリング支持部１７ａは、図２からわかるように、それぞれ対応する１組の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２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１７ｂは、それぞれ対応する１組の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２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。

また、ドリブン部材１５の各スプリング当接部１６ｃおよび各スプリング当接部１７ｃ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１１ｃ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スプリングＳＰ１，ＳＰ２の間で両者の端部と当接する。これにより、ダンパ装置１０の取付状態において、各第１スプリングＳＰ１の上記一端部は、ドリブン部材１５の対応するスプリング当接部１６ｃ，１７ｃとも当接し、各第２スプリングＳＰ２の上記他端部は、ドリブン部材１５の対応するスプリング当接部１６ｃ，１７ｃとも当接する。この結果、ドリブン部材１５は、複数の第１スプリングＳＰ１と、中間部材１２と、複数の第２スプリングＳＰ２とを介してドライブ部材１１に連結され、互いに対をなす第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間で、中間部材１２のスプリング当接部１２ｃを介して直列に連結される。なお、本実施形態では、発進装置１やダンパ装置１０の軸心と各第１スプリングＳＰ１の軸心との距離と、発進装置１等の軸心と各第２スプリングＳＰ２の軸心との距離とが等しくなっている。

更に、本実施形態のダンパ装置１０は、中間部材１２とドリブン部材１５との相対回転および第２スプリングＳＰ２の撓みを規制する第１ストッパと、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対回転を規制する第２ストッパとを含む。第１ストッパは、エンジンＥＧからドライブ部材１１に伝達されるトルクがダンパ装置１０の最大捩れ角に対応したトルク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に達した段階で中間部材１２とドリブン部材１５との相対回転を規制するように構成される。また、第２ストッパは、ドライブ部材１１に伝達されるトルクが最大捩れ角に対応したトルクＴ２に達した段階でドライブ部材１１とドリブン部材１５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。なお、第１ストッパは、ドライブ部材１１と中間部材１２との相対回転および第１スプリングＳＰ１の撓みを規制するように構成されてもよい。また、ダンパ装置１０には、ドライブ部材１１と中間部材１２との相対回転および第１スプリングＳＰ１の撓みを規制するストッパと、中間部材１２とドリブン部材１５との相対回転および第２スプリングＳＰ２の撓みを規制するストッパとが設けられてもよい。

振動減衰装置２０は、ダンパ装置１０のドリブン部材１５に連結され、ハウジングとしてのフロントカバー３およびポンプシェル４０により画成されて作動油で満たされる流体伝動室（油室）９の内部に配置される。図２から図４に示すように、振動減衰装置２０は、支持部材（第１リンク）としての第１ドリブンプレート１６と、それぞれ第１連結軸２１を介して第１ドリブンプレート１６に回転自在に連結される復元力発生部材（第２リンク）としての複数（本実施形態では、例えば４個）のクランク部材２２と、１体の環状の慣性質量体（第３リンク）２３と、それぞれ対応するクランク部材２２と慣性質量体２３とを相対回転自在に連結する複数（本実施形態では、例えば４個）の第２連結軸２４とを含む。

第１ドリブンプレート１６は、図３に示すように、その外周面１６１から周方向に間隔をおいて（等間隔に）径方向外側に突出するように形成された複数（本実施形態では、例えば４個）の突出支持部１６２を有する。図示するように、各クランク部材２２の一方の端部は、対応する第１ドリブンプレート１６の突出支持部１６２に第１連結軸２１（図３参照）を介して回転自在に連結される。本実施形態において、各クランク部材２２は、図４に示すように、２枚のプレート部材２２０を有する。各プレート部材２２０は、円弧状の平面形状を有するように金属板により形成されており、本実施形態において、プレート部材２２０の外周縁の曲率半径は、慣性質量体２３の外周縁の曲率半径と同一に定められている。

２枚のプレート部材２２０は、対応する突出支持部１６２および慣性質量体２３を介してダンパ装置１０の軸方向に対向し合うと共に第１連結軸２１により互いに連結される。本実施形態において、第１連結軸２１は、第１ドリブンプレート１６の突出支持部１６２に形成された滑り軸受け部としての連結孔（円孔）と、各プレート部材２２０に形成された滑り軸受け部としての連結孔（円孔）とに挿通されると共に両端がカシメられるリベットである。これにより、第１ドリブンプレート１６（ドリブン部材１５）と、各クランク部材２２とは、互いに回り対偶をなす。なお、第１連結軸２１は、突出支持部１６２と２枚のプレート部材２２０との一方に形成された滑り軸受け部としての連結孔とに挿通されると共に、他方により支持（嵌合または固定）されるものであってもよい。また、プレート部材２２０と第１連結軸２１との間および突出支持部１６２と第１連結軸２１との間の少なくとも何れか一方に、ボールベアリング等の転がり軸受が配置されてもよい。

慣性質量体２３は、金属板により形成された２枚の環状部材２３０を含み、慣性質量体２３（２枚の環状部材２３０）の重量は、１個のクランク部材２２の重量よりも十分に重く定められる。図３および図４に示すように、環状部材２３０は、短尺円筒状（円環状）の本体２３１と、本体２３１の内周面から周方向に間隔をおいて（等間隔に）径方向内側に突出する複数（本実施形態では、例えば４個）の突出部２３２とを有する。２枚の環状部材２３０は、突出部２３２同士が当該環状部材２３０の軸方向に対向するように図示しない固定具を介して連結される。

各突出部２３２には、クランク部材２２と慣性質量体２３とを連結する第２連結軸２４をガイドするガイド部２３５が形成されている。ガイド部２３５は、円弧状に延びる開口部であり、凹曲面状のガイド面２３６と、当該ガイド面２３６よりも環状部材（第１ドリブンプレート１６）の径方向における内側（環状部材２３０の中心側）でガイド面２３６と対向する凸曲面状の支持面２３７と、ガイド面２３６および支持面２３７の両側で両者に連続する２つのストッパ面２３８とを含む。ガイド面２３６は、一定の曲率半径を有する凹円柱面である。支持面２３７は、円弧状に延びる凸曲面であり、ストッパ面２３８は、円弧状に延びる凹曲面である。図３に示すように、ガイド部２３５（ガイド面２３６、支持面２３７およびストッパ面２３８）は、ガイド面２３６の曲率中心と環状部材２３０の中心（第１ドリブンプレート１６の回転中心ＲＣ）とを通る直線に関して左右対称に形成される。そして、振動減衰装置２０では、ガイド面２３６の曲率中心を通って突出部２３２（環状部材２３０）に直交する直線が、２枚の環状部材２３０、すなわち慣性質量体２３に対する相対位置が不変となる（慣性質量体２３に対して移動しない）仮想軸（第３の連結軸）２５として定められる。

第２連結軸２４は、中実（あるいは中空）の丸棒状に形成されると共に、両端から軸方向外側に突出する例えば丸棒状の２つの突起部２４ａを有する。図４に示すように、第２連結軸２４の２つの突起部２４ａは、それぞれクランク部材２２のプレート部材２２０に形成された連結孔（円孔）に嵌合（固定）される。本実施形態において、突起部２４ａが嵌合されるプレート部材２２０の連結孔は、その中心がクランク部材２２の重心Ｇ（プレート部材２２０の長手方向における中央部付近）を通る直線と同軸に延在するように各プレート部材２２０に形成される。これにより、第１ドリブンプレート１６（突出支持部１６２）とクランク部材２２とを連結する第１連結軸２１の中心からクランク部材２２の重心Ｇまでの長さは、第１連結軸２１と、クランク部材２２と慣性質量体２３とを連結する第２連結軸２４との軸間距離（中心間距離）に一致する。また、クランク部材２２（プレート部材２２０）の他方の端部は、第２連結軸２４に関して第１連結軸２１とは反対側に位置する。なお、第２連結軸２４の各突起部２４ａは、クランク部材２２のプレート部材２２０に形成された滑り軸受け部としての連結孔（円孔）に挿通されてもよい。すなわち、第２連結軸２４は、２枚のプレート部材すなわちクランク部材２２により両側から回転自在に支持されてもよい。更に、プレート部材２２０と、第２連結軸２４の突起部２４ａとの間にボールベアリング等の転がり軸受が配置されてもよい。

図４に示すように、第２連結軸２４は、複数のコロ（転動体）２６を介して円筒状の外輪２７を回転自在に支持する。外輪２７の外径は、上記ガイド部２３５のガイド面２３６と支持面２３７との間隔よりも僅かに小さく定められる。第２連結軸２４および外輪２７は、クランク部材２２により支持されると共に、当該外輪２７がガイド面２３６上を転動するように慣性質量体２３の対応するガイド部２３５内に配置される。これにより、慣性質量体２３は、第１ドリブンプレート１６の回転中心ＲＣと同軸かつ当該回転中心ＲＣの周りに回転自在に配置されることになる。また、複数のコロ２６、外輪２７および第２連結軸２４は、転がり軸受を構成することから、クランク部材２２と慣性質量体２３との相対回転が許容され、各クランク部材２２と慣性質量体２３とは、互いに回り対偶をなす。なお、第２連結軸２４と外輪２７との間には、複数のコロ２６の代わりに複数のボールが配設されてもよい。

上述のように、振動減衰装置２０では、第１ドリブンプレート１６（ドリブン部材１５）と、各クランク部材２２とが互いに回り対偶をなし、各クランク部材２２と慣性質量体２３のガイド部２３５によりガイドされる第２連結軸２４とが互いに回り対偶をなす。また、慣性質量体２３は、第１ドリブンプレート１６の回転中心ＲＣの周りに回転自在に配置される。これにより、第１ドリブンプレート１６が一方向に回転すると、各第２連結軸２４は、慣性質量体２３のガイド部２３５によりガイドされながら第２リンクに連動し、第１連結軸２１との軸間距離を一定に保ちながら当該第１連結軸２１の周りに揺動（往復回転運動）すると共に仮想軸２５との軸間距離を一定に保ちながら当該仮想軸２５の周りに揺動（往復回転運動）する。すなわち、各クランク部材２２は、第２連結軸２４の移動に応じて第１連結軸２１の周りに揺動し、仮想軸２５および慣性質量体２３は、移動する第２連結軸２４の周りに揺動すると共に、第１ドリブンプレート１６の回転中心ＲＣ周りに揺動（往復回転運動）することになる。この結果、第１ドリブンプレート１６、クランク部材２２、慣性質量体２３、第１および第２連結軸２１，２４、並びにガイド部２３５は、実質的に、第１ドリブンプレート１６を固定節とする４節回転連鎖機構を構成する。

更に、第１ドリブンプレート１６の回転中心ＲＣと第１連結軸２１との軸間距離を“Ｌ１”とし、第１連結軸２１と第２連結軸２４との軸間距離を“Ｌ２”とし、第２連結軸２４と仮想軸２５との軸間距離を“Ｌ３”とし、仮想軸２５と回転中心ＲＣとの軸間距離を“Ｌ４”としたときに（図２参照）、本実施形態では、第１ドリブンプレート１６、クランク部材２２、慣性質量体２３、第２連結軸２４および慣性質量体２３のガイド部２３５が、Ｌ１＋Ｌ２＞Ｌ３＋Ｌ４という関係を満たすように構成される。また、本実施形態では、第２連結軸２４と仮想軸２５との軸間距離Ｌ３（ガイド面２３６の曲率半径−外輪２７の半径）が、軸間距離Ｌ１，Ｌ２およびＬ４よりも短く、かつ各クランク部材２２および慣性質量体２３の動作に支障のない範囲で、できるだけ短く定められる。更に、本実施形態において、第１リンクとしての第１ドリブンプレート１６（突出支持部１６２）は、回転中心ＲＣと第１連結軸２１との軸間距離Ｌ１が、軸間距離Ｌ２，Ｌ３およびＬ４よりも長くなるように構成される。

これにより、本実施形態の振動減衰装置２０では、Ｌ１＞Ｌ４＞Ｌ２＞Ｌ３という関係が成立し、第１ドリブンプレート１６、クランク部材２２、慣性質量体２３、第１および第２連結軸２１，２４、並びにガイド部２３５は、実質的に、第２連結軸２４と仮想軸２５とを結ぶ線分（仮想リンク）と対向する第１ドリブンプレート１６を固定節とする両てこ機構を構成する。加えて、本実施形態の振動減衰装置２０では、第１連結軸２１の中心からクランク部材２２の重心Ｇまでの長さを“Ｌｇ”としたときに、Ｌｇ＝Ｌ２という関係が成立する。

また、振動減衰装置２０の「平衡状態（釣り合い状態）」は、振動減衰装置２０の構成要素に作用する遠心力の総和と、振動減衰装置２０の第１および第２連結軸２１，２４の中心並びに回転中心ＲＣに作用する力との合力がゼロになる状態である。振動減衰装置２０の平衡状態では、図２に示すように、第２連結軸２４の中心と、仮想軸２５の中心と、第１ドリブンプレート１６の回転中心ＲＣとが一直線上に位置する。更に、本実施形態の振動減衰装置２０は、第２連結軸２４の中心、仮想軸２５の中心および第１ドリブンプレート１６の回転中心ＲＣが一直線上に位置する平衡状態で、第１連結軸２１の中心から第２連結軸２４の中心に向かう方向と、第２連結軸２４の中心から回転中心ＲＣに向かう方向とがなす角度を“φ”としたときに、６０°≦φ≦１２０°、より好ましくは７０°≦φ≦９０°を満たすように構成される。

上記ダンパ装置１０および振動減衰装置２０を含む発進装置１では、ロックアップクラッチ８によりロックアップが解除されている際、図１からわかるように、原動機としてのエンジンＥＧからのトルク（動力）が、フロントカバー３、ポンプインペラ４、タービンランナ５、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。また、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際には、図１からわかるように、エンジンＥＧからのトルク（動力）が、フロントカバー３、ロックアップクラッチ８、ドライブ部材１１、第１スプリングＳＰ１、中間部材１２、第２スプリングＳＰ２、ドリブン部材１５、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。

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ている際、エンジンＥＧの回転に伴ってロックアップクラッチ８によりフロントカバー３に連結されたドライブ部材１１が回転すると、ドライブ部材１１に伝達されるトルクがトルクＴ１に達するまで、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間で、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２が中間部材１２を介して直列に作用する。これにより、フロントカバー３に伝達されるエンジンＥＧからのトルクが変速機ＴＭの入力軸ＩＳへと伝達されると共に、当該エンジンＥＧからのトルクの変動がダンパ装置１０の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２により減衰（吸収）される。また、ドライブ部材１１に伝達されるトルクがトルクＴ１以上になると、当該トルクがトルクＴ２に達するまで、エンジンＥＧからのトルクの変動がダンパ装置１０の第１スプリングＳＰ１により減衰（吸収）される。

更に、発進装置１では、ロックアップの実行に伴ってロックアップクラッチ８によりフロントカバー３に連結されたダンパ装置１０がフロントカバー３と共に回転すると、ダンパ装置１０の第１ドリブンプレート１６（ドリブン部材１５）も発進装置１の軸心周りにフロントカバー３と同方向に回転する。第１ドリブンプレート１６の回転に伴い、振動減衰装置２０を構成する各クランク部材２２および慣性質量体２３は、図５Ａ、図５Ｂおよび図５Ｃに示すように、第１ドリブンプレート１６に対して揺動する。これにより、揺動する慣性質量体２３から、エンジンＥＧからドライブ部材１１に伝達される振動とは逆位相の振動を各ガイド部２３５、各第２連結軸２４および各クランク部材２２を介して第１ドリブンプレート１６に付与し、当該第１ドリブンプレート１６の振動を減衰することが可能となる。すなわち、振動減衰装置２０は、エンジンＥＧから第１ドリブンプレート１６に伝達される振動の次数（励振次数：エンジンＥＧが例えば３気筒エンジンである場合、１．５次、エンジンＥＧが例えば４気筒エンジンである場合、２次）に応じた次数を有するように構成され、エンジンＥＧ（第１ドリブンプレート１６）の回転数に拘わらず、エンジンＥＧから第１ドリブンプレート１６に伝達される振動を減衰する。これにより、ダンパ装置１０の重量増加を抑制しつつ、当該ダンパ装置１０と振動減衰装置２０との双方により振動を極めて良好に減衰することが可能となる。

そして、振動減衰装置２０では、クランク部材２２および慣性質量体２３の双方に連結されるリンク、すなわち一般的な４節回転連鎖機構における連接ロッドを用いることなく、４節回転連鎖機構を構成することができる。従って、振動減衰装置２０では、厚みや重量を増やして当該連接ロッドの強度や耐久性を確保する必要がなくなることから、装置全体の重量の増加や大型化を良好に抑制することが可能となる。加えて、連接ロッドを含まない振動減衰装置２０では、当該連接ロッドの重量（慣性モーメント）の増加によりクランク部材２２の重心Ｇが回転中心ＲＣ側に移動することに起因して当該クランク部材２２に作用する復元力が低下するのを抑制し、振動減衰性能を良好に確保することができる
また、振動減衰装置２０の仮想軸２５には滑り軸受や転がり軸受といった軸受を設ける必要がないことから、第２連結軸２４と仮想軸２５との軸間距離Ｌ３、すなわち一般的な４節回転連鎖機構における連接ロッドの長さの設定の自由度を向上させて、軸間距離Ｌ３を容易に短くすることが可能となる。従って、当該軸間距離Ｌ３の調整により振動減衰装置２０の振動減衰性能を容易に向上させることができる。更に、クランク部材２２および慣性質量体２３の双方に連結されるリンク（連接ロッド）が不要となることで、クランク部材２２に作用する遠心力Ｆｃの分力が当該クランク部材２２および慣性質量体２３の双方に連結されるリンクを平衡状態での位置へと戻すのに使われることはない。従って、クランク部材２２の重量の増加を抑制しつつ、振動減衰装置２０の振動減衰性能を向上させることができる。この結果、振動減衰装置２０では、装置全体の重量の増加や大型化を抑制しつつ、振動減衰性能をより向上させることが可能となる。

次に、振動減衰装置２０における設計手順について説明する。

上述のような振動減衰装置２０から連接ロッドや慣性質量体が省略されたものは、遠心振子式吸振装置に相当するともいえるが、遠心振子式吸振装置では、振子質量体の支持部材に伝達される入力トルクの振動の振幅が増加するのに伴って振子質量体の振れ角が大きくなり、当該振れ角が大きくなるにつれて振子質量体を平衡状態（釣り合い位置）に戻そうとする復元力が小さくなる。このため、振子質量体の慣性モーメントすなわち遠心振子式吸振装置の等価質量の変化量に対する復元力すなわち遠心振子式吸振装置の等価剛性の減少量が大きくなることで、遠心振子式吸振装置が最も良好に減衰し得る振動の次数である有効次数は、振子質量体の振れ角が大きくなるにつれて小さくなる。そして、遠心振子式吸振装置では、有効次数の減少量（励振次数との差）が大きくなるほど、振動減衰性能が悪化してしまう。従って、遠心振子式吸振装置は、一般に、振れ角が大きくなったときの有効次数の減少量ができるだけ小さくなるように設計される。

これに対して、上述のような振動減衰装置２０では、ドライブ部材１１からドリブン部材１５に伝達されるトルク（以下、「入力トルク」という）の振動の振幅λが大きくなって慣性質量体２３の振れ角が大きくなると、振動減衰装置２０によって本来減衰されるべき振動の次数、すなわちエンジンＥＧの励振次数ｑ_tagと、当該振動減衰装置２０により最も良好に減衰される振動の次数である有効次数ｑ_effとの間にズレを生じる。すなわち、振動減衰装置２０では、慣性質量体２３の振れ角すなわち入力トルクの振動の振幅λが大きくなるにつれて、振動減衰装置の諸元によっては、有効次数ｑ_effがエンジンＥＧの励振次数ｑ_tagよりも小さくなることもあり、大きくなることもある。

そこで、本発明者らは、まず、クランク部材２２の質量ｍや慣性質量体２３の慣性モーメント（イナーシャ）Ｊ、エンジンＥＧの気筒数ｎ、振動減衰装置２０の搭載要件に依存する軸間距離Ｌ１等を一定にして、入力トルクの振動の振幅λが変化しても有効次数ｑ_effを変化させない軸間距離Ｌ２，Ｌ３，Ｌ４、および長さＬｇ（第１連結軸２１の中心からクランク部材２２の重心Ｇまでの長さ）の組み合わせを探索するシミュレーションを行った。シミュレーションは、軸間距離Ｌ２，Ｌ３，Ｌ４、および長さＬｇを変えた複数の振動減衰装置２０のモデルにおいて、平衡状態での位置から慣性質量体２３を回転中心ＲＣ周りにある初期角度（慣性質量体２３の回転中心ＲＣ周りの振れ角に相当する角度）だけ回転させた状態を初期状態とし、複数の初期角度ごとに第１ドリブンプレート１６に振動成分を含まないトルクを付与して当該第１ドリブンプレート１６を一定の回転数（例えば、１０００ｒｐｍ）で回転させ、慣性質量体２３等を初期角度に応じた周波数で揺動させるものである。シミュレーションに用いられた複数のモデルは、何れも３気筒エンジンにおける励振次数ｑ_tag＝１．５の振動を減衰するように作成され、シミュレーションに際しては、流体伝動室９内でクランク部材２２等に作用する遠心油圧や、部材間の摩擦の影響を無視した。

そして、シミュレーションの結果、振動減衰装置２０において次式（１）の関係が成立する場合、入力トルクの振動の振幅λが変化しても有効次数ｑ_effが概ね一定に保たれることが判明した。ただし、式（１）における“α”，“β”および“γ”は、何れも、シミュレーションによって定まる定数である。また、本発明者らの解析の結果、振動減衰装置２０において次式（２）の関係が成立する場合、入力トルクの振動の振幅λが大きくなるにつれて有効次数ｑ_effが大きくなり、振動減衰装置２０において次式（３）の関係が成立する場合、入力トルクの振動の振幅λが大きくなるにつれて有効次数ｑ_effが小さくなることも判明した。更に、解析の結果、式（１）、（２）および（３）の何れかを満たす振動減衰装置２０において、クランク部材２２の質量ｍや慣性質量体２３の慣性モーメントＪを変化させることで、入力トルクの振動の振幅λが小さくなっていくときの有効次数ｑ_effの収束値（以下、「基準次数ｑ_ref」という）が変化することが判明した。この場合、基準次数ｑ_refは、クランク部材２２の質量ｍが小さいほど大きくなり、慣性質量体２３の慣性モーメントＪが大きいほど大きくなる。

Ｌ４／（Ｌ３＋Ｌ４）＝α・（Ｌｇ／Ｌ２）＋β・ｎ＋γ …（１）
Ｌ４／（Ｌ３＋Ｌ４）＞α・（Ｌｇ／Ｌ２）＋β・ｎ＋γ …（２）
Ｌ４／（Ｌ３＋Ｌ４）＜α・（Ｌｇ／Ｌ２）＋β・ｎ＋γ …（３）
更に、本発明者らは、上述のようなシミュレーションや解析の結果に基づいて、振動減衰装置２０における基準次数ｑ_refと振動減衰性能との関係について検討を行った。ここでは、有効次数ｑ_effの励振次数ｑ_tagからのズレ量の当該励振次数ｑ_tagに対する割合ρが互いに同一となり、かつ基準次数ｑ_refが互いに異なるように作成された複数の振動減衰装置２０のモデルについて、シーメンス株式会社のLMS Imagine.Lab Amesim（登録商標）を用いて、エンジンＥＧ（ここでは、３気筒エンジン）の回転数Ｎｅと最終的な制振対象（ここで、ドライブシャフトＤＳ）のトルク変動Ｔ_Flucとの関係を数値解析により評価した。なお、有効次数ｑ_effの励振次数ｑ_tagからのズレ量は、入力トルクの振動の振幅λが最大となって慣性質量体２３の振れ角が最大となるときの有効次数ｑ_effから、励振次数ｑ_tagを差し引いたものである。

解析に用いたLMS Imagine.Lab Amesimは、入力された力学モデルに含まれる各回転要素の方程式を導出すると共に、導出した方程式群からなる連立方程式を別途入力された当該力学モデルの設計パラメータを代入して解くことで、力学モデルの回転要素ごとに、外力が作用した際の応答（時間毎の角度すなわち回転変位）を算出し、算出した応答と当該回転要素の前後の剛性とから伝達されるトルクを算出するものである。解析に用いた力学モデルは、振動減衰装置２０および最終的な制振対象（ここで、ドライブシャフトＤＳ）を含むエンジンＥＧから車輪Ｗまでの車両構造（図１参照）を模擬した力学モデルであって、制振対象および振動減衰装置２０の非線形性を考慮した多自由度の力学モデルである。また、解析に際しては、上記力学モデルにおける設計パラメータのうち、ドリブン部材１５の慣性モーメントＪ₁、慣性質量体２３の慣性モーメントＪ₂、軸間距離Ｌ３およびＬ４、並びにすべてのクランク部材２２の質量ｍを、発進装置１（車両）に対する振動減衰装置２０の搭載性等を考慮しながら適宜変化させることにより、複数の振動減衰装置２０のモデル間で基準次数ｑ_refを互いに異ならせた。すなわち、解析に際しては、力学モデルにおける設計パラメータのうち、慣性モーメントＪ₁，Ｊ₂、軸間距離Ｌ３，Ｌ４、および質量ｍ以外のパラメータを固定値とした。

図６に、互いに異なる基準次数ｑ_refを有する振動減衰装置２０の複数のモデルＭ０〜Ｍ１１における回転数ＮｅとドライブシャフトＤＳのトルク変動Ｔ_Flucとの関係についての解析結果を示す。同図は、ロックアップの実行によりエンジンＥＧからドリブン部材１５にトルクが伝達された状態でのドライブシャフトＤＳのトルク変動Ｔ_Fluc（振動レベル）の解析結果を示すものである。

図６におけるモデルＭ０は、基準次数ｑ_refが励振次数ｑ_tag（＝１．５）に一致するようにドリブン部材１５の慣性モーメントＪ₁、慣性質量体２３の慣性モーメントＪ₂、軸間距離Ｌ３およびＬ４、並びにすべてのクランク部材２２の質量ｍを定めた振動減衰装置２０のモデルである。モデルＭ１〜Ｍ７は、基準次数ｑ_refが値０．００５ずつ増加するように慣性モーメントＪ₁，Ｊ₂、軸間距離Ｌ３，Ｌ４、および質量ｍを定めたモデルである。すなわち、モデルＭ１の基準次数ｑ_refは、ｑ_ref＝１．５０５であり、モデルＭ２の基準次数ｑ_refは、ｑ_ref＝１．５１０であり、モデルＭ３の基準次数ｑ_refは、ｑ_ref＝１．５１５であり、モデルＭ４の基準次数ｑ_refは、ｑ_ref＝１．５２０であり、モデルＭ５の基準次数ｑ_refは、ｑ_ref＝１．５２５であり、モデルＭ６の基準次数ｑ_refは、ｑ_ref＝１．５３０であり、モデルＭ７の基準次数ｑ_refは、ｑ_ref＝１．５３５である。また、モデルＭ８〜Ｍ１１は、基準次数ｑ_refが値０．００５ずつ減少するように慣性モーメントＪ₁，Ｊ₂、軸間距離Ｌ３，Ｌ４、および質量ｍを定めたモデルである。すなわち、モデルＭ８の基準次数ｑ_refは、ｑ_ref＝１．４９５であり、モデルＭ９の基準次数ｑ_refは、ｑ_ref＝１．４９０であり、モデルＭ１０の基準次数ｑ_refは、ｑ_ref＝１．４８５であり、モデルＭ１１の基準次数ｑ_refは、ｑ_ref＝１．４８０である。

更に、各モデルＭ０〜Ｍ１１の慣性モーメントＪ₁，Ｊ₂、軸間距離Ｌ３，Ｌ４、および質量ｍは、上記式（２）に従ってエンジンＥＧからドリブン部材１５に伝達される入力トルクの振動の振幅λが大きくなるにつれて有効次数ｑ_effが緩やかに大きくなるように（例えば、割合ρが１０％前後の一定値になるように）定められた。また、モデルＭ０〜Ｍ１１間では、ドリブン部材１５の慣性モーメントＪ₁、軸間距離Ｌ３，Ｌ４、およびクランク部材２２の質量ｍを一定にすると共に慣性質量体２３の慣性モーメントＪ₂を変化させることにより基準次数ｑ_refを変化させた。ただし、慣性モーメントＪ_1,Ｊ₂、軸間距離Ｌ３およびＬ４を一定にすると共にクランク部材２２の質量ｍを変化させることにより基準次数ｑ_refを調整し得ることは、上述のとおりである。

図６からわかるように、基準次数ｑ_refが励振次数ｑ_tagよりも小さくなるモデルＭ９，Ｍ１０およびＭ１１では、ロックアップクラッチ８のロックアップ回転数Ｎｌｕｐ付近におけるドライブシャフトＤＳのトルク変動Ｔ_Flucが図中破線で示す許容値を超えてしまい、ロックアップ領域の予め定められた回転数域（例えば、１０００〜２０００ｒｐｍ）におけるトルク変動Ｔ_Flucのピーク値（図中丸印参照）も当該許容値を超えてしまった。また、基準次数ｑ_refが励振次数ｑ_tagよりも僅かに小さいモデルＭ８では、ロックアップ領域の予め定められた回転数域におけるトルク変動Ｔ_Flucのピーク値が上記許容値を下回ったが、ロックアップ回転数Ｎｌｕｐ付近におけるドライブシャフトＤＳのトルク変動Ｔ_Flucは当該許容値を超えてしまった。これに対して、基準次数ｑ_refが励振次数ｑ_tagよりも小さくなるモデルＭ１〜Ｍ７では、ロックアップ回転数Ｎｌｕｐ付近におけるドライブシャフトＤＳのトルク変動Ｔ_Flucが充分小さくなって上記許容値や割合ρが０％であるモデルＭ０のものを下回っており、ロックアップ領域の予め定められた回転数域におけるトルク変動Ｔ_Flucのピーク値も充分に小さくなっている。

かかる解析結果より、クランク部材２２と当該クランク部材２２に連動して揺動する慣性質量体２３とを含む振動減衰装置２０では、入力トルクの振動の振幅λが小さくなっていくときの有効次数ｑ_effの収束値である基準次数ｑ_refをエンジンＥＧの励振次数ｑ_tagニ一致サセルヨリモ、当該励振次数_qtagよりも大きくすることで、振動減衰性能をより向上させ得ることが理解されよう。これを踏まえて、本実施形態の振動減衰装置２０は、基準次数ｑ_refがエンジンＥＧの励振次数ｑ_tagよりも大きくなるように設計される。

また、図７（および図６における二点鎖線）に示すように、基準次数ｑ_refが励振次数ｑ_tag（＝１．５０）に一致しているモデルＭ０を基点とすると、基準次数ｑ_refが小さくなるほどロックアップ領域の予め定められた回転数域におけるトルク変動Ｔ_Flucのピーク値が大きくなる。更に、図７（および図６における二点鎖線）に示すように、モデルＭ０を基点とすると、基準次数ｑ_refが励振次数ｑ_tagよりも大きい場合、ロックアップ領域におけるトルク変動Ｔ_Flucのピーク値は、基準次数ｑ_refが大きくなるのに伴って一旦減少した後、極小値ＭＩＮを経て増加に転じる。従って、このような傾向を踏まえて、振動減衰装置２０は、１．００×ｑ_tag＜ｑ_ref≦１．０３×ｑ_tag、より好ましくは１．０１×ｑ_tag≦ｑ_ref≦１．０２×ｑ_tagを満たすように設計されるとよい。これにより、ロックアップ領域の予め定められた回転数域におけるトルク変動Ｔ_Flucのピーク値を上記極小値ＭＩＮ付近の値（狙いの範囲）に近づけて、クランク部材２２と当該クランク部材２２に連動して揺動する慣性質量体２３とを含む振動減衰装置２０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。

基準次数ｑ_refを励振次数ｑ_tagよりも大きくすると共に、予め定められた回転数域におけるトルク変動Ｔ_Flucのピーク値を上記極小値ＭＩＮにより近づけるためには、図８に示すような手順を経て振動減衰装置２０を設計すればよい。すなわち、振動減衰装置２０の設計に際しては、まず、振動減衰装置２０および最終的な制振対象を含むエンジンＥＧから車輪Ｗまでの車両構造を模擬した上述のような力学モデルを作成する（ステップＳ１００）。次いで、例えば基準次数ｑ_refを励振次数ｑ_tagに一致させるか、あるいは励振次数ｑ_tagよりも僅かに大きくする設計パラメータとしての慣性モーメントＪ₁，Ｊ₂、軸間距離Ｌ３，Ｌ４、および質量ｍを設定する（ステップＳ１１０）。更に、ステップＳ１１０にて設定した設計パラメータについて、LMS Imagine.Lab Amesim等のソフトウェアを用いた数値計算（上述の応答の計算）を実行すると共に（ステップＳ１２０）、制振対象であるドライブシャフトＤＳにおけるトルク変動Ｔ_Flucを導出する（Ｓ１３０）。

ステップＳ１３０の処理の後、予め定められた回転数域（例えば、１０００〜２０００ｒｐｍ）におけるトルク変動Ｔ_Flucのピーク値の極小値ＭＩＮを判別可能であるか否か、すなわちトルク変動Ｔ_Flucのピーク値が減少から増加に転じたか否かを判定する（ステップＳ１４０）。ステップＳ１４０にてトルク変動Ｔ_Flucのピーク値の極小値ＭＩＮを判別不能であると判定された場合、ステップＳ１１０に戻り、基準次数ｑ_refが前回のステップＳ１１０にて設定された設計パラメータから定める基準次数ｑ_refよりも大きくなるように設計パラメータとしての慣性モーメントＪ₁，Ｊ₂、軸間距離Ｌ３，Ｌ４、および質量ｍを再設定（変更）する。この際、上述のように、基準次数ｑ_refを大きくするために慣性モーメントＪ₂または質量ｍのみを変化させてもよい。このように設計パラメータを再設定した後、上述のステップＳ１２０〜Ｓ１４０の処理を再度実行する。すなわち、ステップＳ１２０およびＳ１３０の処理は、ステップＳ１１０にて基準次数ｑ_refが大きくなっていくように設計パラメータを設定（変更）しながら、ステップＳ１４０にてトルク変動Ｔ_Flucのピーク値の極小値ＭＩＮを判別可能になったと判定されるまで繰り返し実行される。

ステップＳ１４０にてトルク変動Ｔ_Flucのピーク値の極小値ＭＩＮを判別可能になったと判定されたならば、当該トルク変動Ｔ_Flucのピーク値を狙いの範囲内にする設計パラメータ、すなわち当該ピーク値を極小値ＭＩＮにより近づけるか、あるいは当該ピーク値を極小値ＭＩＮにする設計パラメータすなわち慣性モーメントＪ₁，Ｊ₂、軸間距離Ｌ３，Ｌ４、および質量ｍを選択する（ステップＳ１５０）。ステップＳ１５０では、例えば、トルク変動Ｔ_Flucのピーク値が増加に転じる直前の設計パラメータから定まる基準次数ｑ_refよりも基準次数ｑ_refが大きくなっていくように設計パラメータ（例えば、慣性モーメントＪ₂または質量ｍ）を変更しながらステップＳ１２０およびＳ１３０と同様にしてトルク変動Ｔ_Flucを導出し、トルク変動Ｔ_Flucの予め定められた回転数域におけるピーク値を極小値ＭＩＮにするか、あるいは当該極小値ＭＩＮ付近の値にする設計パラメータを探索すればよい。このようにして選択した設計パラメータすなわち慣性モーメントＪ₁，Ｊ₂、軸間距離Ｌ３，Ｌ４、および質量ｍの値を設計値として決定することで（ステップＳ１６０）、基準次数ｑ_refを励振次数ｑ_tagよりも大きくし、かつトルク変動Ｔ_Flucのピーク値を上記極小値ＭＩＮにより近づけるための設計が完了する。そして、設計値として定められた慣性モーメントＪ₁，Ｊ₂、軸間距離Ｌ３，Ｌ４、および質量ｍの値に応じて振動減衰装置２０の基準次数ｑ_refが定まることになる。

なお、本実施形態において、有効次数ｑ_effは、エンジンＥＧの励振次数ｑ_tagと流体伝動室９内の作動油の影響を考慮したオフセット値Δｑとの和よりも大きく定められる。本発明者らの実験・解析によれば、当該オフセット値Δｑは、発進装置１（流体伝動装置）のトルク比やトルク容量、流体伝動室９の容積等により変動するが、０．０５×ｑ_tag＜Δｑ≦０．２０×ｑ_tagの範囲の値になることが判明している。そして、図８のステップＳ１１０では、ソフトウェアにより設計パラメータが自動的に設定（変更）されるようにしてもよく、別途設定した設計パラメータをソフトウェアに入力するようにしてもよく、基準次数ｑ_refが大きくなっていくように予め設定した複数組の設計パラメータ（Ｊ₁，Ｊ₂，Ｌ３，Ｌ４，ｍ）が数値解析に用いられるパラメータとして順次設定されるようにしてもよい。また、図８のステップＳ１５０では、トルク変動Ｔ_Flucのピーク値が増加に転じる直前の設計パラメータと、当該ピーク値が増加に転じているときの設計パラメータとから、発進装置１（車両）に対する振動減衰装置２０の搭載性等を考慮しながら、トルク変動Ｔ_Flucのピーク値を極小値ＭＩＮ付近の値にする設計パラメータを定めてもよい。更に、図８のステップＳ１３０にて導出されるトルク変動Ｔ_Flucの予め定められた回転数域におけるピーク値が予め定められた狙いの範囲（許容範囲、図７における極小値ＭＩＮ付近）に含まれることになる設計パラメータを複数抽出すると共に、当該複数の設計パラメータの中からトルク変動Ｔ_Flucのピーク値を最小にするもの選択して設計値としてもよい。いずれにしても、上記狙いの範囲は、基準次数ｑ_refをエンジンＥＧの励振次数ｑ_tagに一致させたときの制振対象（ドライブシャフトＤＳ）のトルク変動Ｔ_Flucよりも小さく定められるとよい。

また、図８のステップＳ１００において、設計パラメータとしての慣性モーメントＪ₁，Ｊ₂、軸間距離Ｌ３，Ｌ４、および質量ｍは、上記式（２）に従ってエンジンＥＧからドリブン部材１５に伝達される入力トルクの振動の振幅λが大きくなるにつれて有効次数ｑ_effが緩やかに大きくするように設定されてもよい。すなわち、上記（２）式を用いてエンジンＥＧからドリブン部材１５に伝達される入力トルクの振動の振幅λが大きくなるにつれて有効次数ｑ_effが大きくなるように振動減衰装置２０を設計することで、振幅λが大きくなるにつれて有効次数ｑ_effのズレを生じたとしても、当該有効次数ｑ_effのズレに起因して振動減衰性能が低下する領域をより高回転側にシフトさせることが可能となる。この結果、ロックアップ領域内の回転数Ｎｅが比較的低い領域で有効次数ｑ_effのズレにより振動減衰性能が低下するのを抑制することができるので、エンジンＥＧの回転数Ｎｅが低い領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。

ただし、振動減衰装置２０は、エンジンＥＧからドリブン部材１５に伝達される入力トルクの振動の振幅λが変化しても有効次数ｑ_effが変化しないように（上記割合が０％になるように）設計されてもよい。この場合も、ロックアップ領域内の回転数Ｎｅが比較的低い領域で有効次数ｑ_effのズレにより振動減衰性能が低下するのを抑制して、エンジンＥＧの回転数Ｎｅが低い領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。加えて、この場合には、慣性質量体２３の慣性モーメントＪの増加や、クランク部材２２の軽量化に伴う耐久性の低下を抑制しつつ、有効次数ｑ_effのズレによる振動減衰性能の低下を良好に抑えることができる。この結果、振動減衰装置２０の小型化や耐久性の向上を図りつつ、振動減衰性能を向上させることが可能となる。

更に、振動減衰装置２０は、図９に示すように、Ｌｇ＞Ｌ２という関係を満たすように構成されてもよい。これにより、Ｌｇ＝Ｌ２という関係を満たす場合に比べて第１連結軸２１の支持部（軸受部）に作用する荷重（負荷）が増加することになるが、てこの作用によってクランク部材２２に作用する復元力Ｆｒをより一層大きくすることが可能となる。この場合、必ずしも重心Ｇが第１および第２連結軸２１，２４の中心を通る直線上に位置している必要はない。

また、ガイド部２３５は、クランク部材２２に形成されてもよく、第２連結軸２４は、慣性質量体２３により支持されてもよい。更に、上記ガイド部２３５は、ガイド面２３６と対向する凸曲面状の支持面２３７およびストッパ面２３８を含むが、図１０に示すように、当該支持面２３７およびストッパ面２３８は省略されてもよい。図１０に示す環状部材２３０Ｖの突出部２３２に形成されるガイド部２３５Ｖは、一定の曲率半径を有する凹曲面状（凹円柱面状）のガイド面２３６を有する概ね半円状の切り欠きとされる。これにより、第２連結軸２４をガイドするガイド部２３５Ｖの構造、ひいては振動減衰装置２０の構造を簡素化することが可能となる。また、ガイド部２３５Ｖと同様のガイド部がクランク部材２２のプレート部材２２０に形成されてもよい。加えて、ガイド面２３６は、第２連結軸２４を上述のように移動させるものであれば、例えば曲率半径が段階的あるいは徐々に変化するように形成された凹曲面であってもよい。

更に、環状の慣性質量体２３は、第１ドリブンプレート１６により回転自在により支持（調心）されるように構成されてもよい。これにより、クランク部材２２が揺動する際に、慣性質量体２３を第１ドリブンプレート１６の回転中心ＲＣ周りにスムースに揺動させることが可能となる。

また、上記振動減衰装置２０において、環状の慣性質量体２３は、互いに同一の諸元（寸法、重量等）を有する複数（例えば４個）の質量体で置き換えられてもよい。この場合、各質量体は、平衡状態で周方向に間隔をおいて（等間隔に）並ぶと共に回転中心ＲＣの周りに揺動するようにクランク部材２２（２枚のプレート部材２２０）、第２連結軸２４およびガイド部２３５を介して第１ドリブンプレート１６に連結される例えば円弧状の平面形状を有する金属板により構成されてもよい。この場合、第１ドリブンプレート１６の外周部には、各質量体に作用する遠心力（遠心油圧）を受けながら各質量体を回転中心ＲＣ周りに揺動するようにガイドするガイド部が設けられてもよい。

更に、振動減衰装置２０は、クランク部材２２を揺動自在に支持して当該クランク部材２２と回り対偶をなすと共に慣性質量体２３と回り待遇をなす専用の支持部材（第１リンク）を含むものであってもよい。すなわち、クランク部材２２は、第１リンクとしての専用の支持部材を介して間接的に回転要素に連結されてもよく、この場合、振動減衰装置２０の支持部材は、振動の減衰対象となる例えばダンパ装置１０のドライブ部材１１、中間部材１２あるいは第１ドリブンプレート１６といった回転要素に同軸かつ一体に回転するように連結されればよい。このように構成される振動減衰装置２０によっても、回転要素の振動を良好に減衰することが可能となる。

また、図１１に示す振動減衰装置２０Ｘのように、上記振動減衰装置２０におけるガイド部２３５が省略されてもよく、代わりに、同図に示す連接ロッド３５が用いられてもよい。連接ロッド３５は、第２連結軸２４Ｘを介してクランク部材２２に回転自在に連結されると共に第３連結軸３０を介して慣性質量体２３Ｘの突出部２３２に回転自在に連結される。かかる振動減衰装置２０Ｘも、上記式（１）または（２）に基づいて設計されることで、上記振動減衰装置２０と同様の作用効果を奏する。また、振動減衰装置２０Ｘにおいても、例えば上述のLMS Imagine.Lab Amesim等のソフトウェアを用いた数値計算により慣性モーメントＪ₁，Ｊ₂、軸間距離Ｌ３，Ｌ４、および質量ｍの設計値を定めることができる。

図１２は、本開示の他の振動減衰装置２０Ｙを示す拡大図であり、図１３は、振動減衰装置２０Ｙの要部拡大断面図である。これらの図面に示す振動減衰装置２０Ｙは、上記第１ドリブンプレート１６と同様に構成された支持部材としてのドリブンプレート１６Ｙと、それぞれ連結軸（連結部材）２１４を介して第１ドリブンプレート１６に回転自在に連結される復元力発生部材としての複数（本実施形態では、例えば４個）の錘体２２Ｙと、連結軸２１４を介してドリブンプレート１６Ｙおよび各錘体２２Ｙに連結される１体の環状の慣性質量体２３Ｙとを含む。

図１２および図１３に示すように、ドリブンプレート１６Ｙは、その外周部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９０°間隔で４個）の長穴（貫通孔）１６ｈ（第１ガイド部）を有する。図示するように、各長穴１６ｈは、中実（あるいは中空）の丸棒状に形成された連結軸２１４すなわち錐体２２Ｙをガイドするものであり、長手方向に延びる中心軸がドリブンプレート１６Ｙの径方向に延在して回転中心ＲＣを通るように当該ドリブンプレート１６Ｙに形成される。また、長穴１６ｈの幅（長手方向と直交する方向の内寸）は、連結軸２１４の外径よりも僅かに大きく定められる。各錘体２２Ｙは、図１３に示すように、連結軸２１４を介して互いに連結される２枚のプレート部材２２０Ｙを有する。本実施形態において、各プレート部材２２０Ｙは、金属板により円盤状に形成されている。更に、連結軸２１４は、その軸心が錘体２２Ｙの重心Ｇを通るように２枚のプレート部材２２０Ｙに固定（連結）される。

慣性質量体２３Ｙは、金属板により形成された２枚の環状部材２３０Ｙを含み、慣性質量体２３Ｙ（２枚の環状部材２３０Ｙ）の重量は、１個の錘体２２Ｙの重量よりも十分に重く定められる。図１２および図１３に示すように、環状部材２３０Ｙは、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９０°間隔で４個）のガイド部２３５Ｙ（第２ガイド部）を有する。各ガイド部２３５Ｙは、円弧状に延びる開口部であって、上記連結軸２１４すなわち錐体２２Ｙをガイドするものである。

図示するように、ガイド部２３５Ｙは、凹曲面状のガイド面２３６と、当該ガイド面２３６よりも環状部材２３０Ｙの内周側（環状部材２３０Ｙの中心側）でガイド面２３６と対向する凸曲面状の支持面２３７と、ガイド面２３６および支持面２３７の両側で両者に連続する２つのストッパ面２３８とを含む。本実施形態において、ガイド面２３６は、一定の曲率半径を有する凹円柱面である。支持面２３７は、円弧状に延びる凸曲面であり、ストッパ面２３８は、円弧状に延びる凹曲面である。また、ガイド面２３６と支持面２３７との間隔は、連結軸２１４の外径よりも僅かに大きく定められる。図１２に示すように、ガイド部２３５Ｙ（ガイド面２３６、支持面２３７およびストッパ面２３８）は、ガイド面２３６の曲率中心と環状部材２３０Ｙの中心（ドリブンプレート１６Ｙの回転中心ＲＣ）とを通る直線に関して左右対称に形成される。

図１３に示すように、２枚の環状部材２３０Ｙは、互いに対応するガイド部２３５Ｙが当該環状部材２３０Ｙの軸方向に対向するようにドリブンプレート１６Ｙの軸方向における両側に１枚ずつ当該ドリブンプレート１６Ｙと同軸に配置される。更に、２枚の環状部材２３０Ｙの内周面は、それぞれドリブンプレート１６Ｙに軸方向に突出するように設けられた複数の突起１６ｐ（図１２参照）により支持される。これにより、各環状部材２３０Ｙ（慣性質量体２３Ｙ）は、ドリブンプレート１６Ｙにより回転中心ＲＣの周りに回転自在に支持される。

また、２枚のプレート部材２２０Ｙは、対応するドリブンプレート１６Ｙおよび２枚の環状部材２３０Ｙを介して軸方向に対向するように配置されると共に、連結軸２１４により互いに連結される。２枚のプレート部材２２０Ｙを連結する連結軸２１４は、図１３に示すように、ドリブンプレート１６Ｙの対応する長穴１６ｈと、２枚の環状部材２３０Ｙの対応するガイド部２３５Ｙとを貫通する。これにより、連結軸２１４を介して、ドリブンプレート１６Ｙ、錘体２２Ｙおよび慣性質量体２３Ｙが連結され、各連結軸２１４は、ドリブンプレート１６Ｙの対応する長穴１６ｈおよび慣性質量体２３Ｙの対応するガイド部２３５Ｙの双方に沿って移動可能となる。

上述のような振動減衰装置２０Ｙでは、錘体２２Ｙ（連結軸２１４）がドリブンプレート１６Ｙおよび慣性質量体２３Ｙとすべり対偶をなし、ドリブンプレート１６Ｙと慣性質量体２３Ｙとがまわり対偶をなす。これにより、長穴１６ｈを有するドリブンプレート１６Ｙ、複数の錘体２２Ｙ、およびガイド部２３５Ｙを有する慣性質量体２３Ｙは、スライダクランク機構（両スライダクランク連鎖）を構成する。また、振動減衰装置２０Ｙの平衡状態は、連結軸２１４がガイド部２３５Ｙの周方向における中央に位置し、長穴１６ｈの径方向外側の端部に位置する状態である（図１２参照）。

振動減衰装置２０Ｙの平衡状態でドリブンプレート１６Ｙが回転し始めると、２枚のプレート部材２２０Ｙを連結する連結軸２１４が錘体２２Ｙへの遠心力の作用により慣性質量体２３Ｙのガイド部２３５Ｙのガイド面２３６に押し付けられて当該ガイド面２３６上をガイド部２３５Ｙの一方の端部に向けて転動または摺動する。更に、ドリブンプレート１６Ｙの回転に伴い、連結軸２１４は、ドリブンプレート１６Ｙの長穴１６ｈに沿って当該長穴１６ｈの径方向内側の端部に向けてドリブンプレート１６Ｙの径方向に移動する。また、連結軸２１４がガイド部２３５Ｙの一方の端部および長穴１６ｈの径方向内側の端部に達すると、錘体２２Ｙに作用する遠心力の分力が連結軸２１４を上記平衡状態へと戻す復元力として作用する。これにより、連結軸２１４は、ガイド面２３６上をガイド部２３５Ｙの他方の端部に向けて転動または摺動すると共に、長穴１６ｈに沿って当該長穴１６ｈの径方向外側の端部に向けてドリブンプレート１６Ｙの径方向に移動する。

従って、ドリブンプレート１６Ｙが回転する際、錘体２２Ｙは、長穴１６ｈ内でドリブンプレート１６Ｙに対して径方向に往復移動（揺動）すると共に、ガイド部２３５Ｙに沿って慣性質量体２３Ｙに対して往復移動（揺動）する。この結果、慣性質量体２３Ｙは、錘体２２Ｙの移動（揺動）に伴って、第１ドリブンプレート１６の回転中心ＲＣ周りに揺動（往復回転運動）することになる。これにより、揺動する慣性質量体２３から、エンジンＥＧからドライブ部材１１に伝達される振動とは逆位相の振動を各ガイド部２３５Ｙ、各連結軸２１４を介してドリブンプレート１６Ｙに付与し、当該ドリブンプレート１６Ｙの振動を減衰することが可能となる。

そして、上述のような振動減衰装置２０Ｙも、上記式（１）または（２）に基づいて設計されることで、上記振動減衰装置２０，２０Ｘと同様の作用効果を奏する。すなわち、スライダクランク機構である振動減衰装置２０Ｙは、上記式（１）または（２）における“Ｌｇ／Ｌ２”をＬｇ／Ｌ２＝１とした次式（１０）または次式（１１）に基づいて、エンジンＥＧからドリブン部材１５に伝達される入力トルクの振動の振幅が変化しても有効次数ｑ_effが変化しないか、あるいは、振幅λが大きくなるにつれて有効次数ｑ_effが大きくなるように設計されるとよい。この場合、式（１０）または式（１１）において、錘体２２Ｙの重心Ｇと当該錘体２２Ｙのガイド部２３５Ｙ（第２ガイド部）に沿った揺動の支点との距離を“Ｌ３”とし、錘体２２Ｙのガイド部２３５Ｙに沿った揺動の支点と回転中心ＲＣとの距離を“Ｌ４”とすればよい（図１２参照）。本実施形態において、錘体２２Ｙのガイド部２３５Ｙに沿った揺動の支点は、ガイド面２３６（ガイド部２３５Ｙ）の曲率中心に一致する。

Ｌ４／（Ｌ３＋Ｌ４）＝α＋β・ｎ＋γ …（１０）
Ｌ４／（Ｌ３＋Ｌ４）＞α＋β・ｎ＋γ …（１１）
なお、振動減衰装置２０Ｙには、図１４に示すように、それぞれ複数のコロ（あるいはボールすなわち転動体）２６Ｙを介して連結軸２１４により回転自在に支持されて転がり軸受を構成する複数の円筒状の外輪２７Ｙが設けられてもよい。図１４に示す例では、各連結軸２１４に、ドリブンプレート１６Ｙの長穴１６ｈの内面および慣性質量体２３Ｙ（環状部材２３０Ｙ）のガイド部２３５Ｙ（ガイド面２３６）上を転動または摺動するように、３個の外輪２７Ｙが装着されている。これにより、各錘体２２Ｙおよび慣性質量体２３Ｙをよりスムースに揺動させることが可能となる。

また、振動減衰装置２０Ｙでは、ガイド部２３５Ｙのガイド面２３６が一定の曲率半径を有する凹円柱面とされているが、ガイド面２３６は、曲率半径が段階的あるいは徐々に変化するように形成された凹曲面であってもよい。更に、上記ガイド部２３５Ｙから支持面２３７およびストッパ面２３８が省略されてもよい。また、振動減衰装置２０Ｙにおいて、慣性質量体２３Ｙは、必ずしもドリブンプレート１６Ｙにより回転中心ＲＣの周りに回転自在に支持される必要はない。そして、長穴１６ｈをその中心軸がドリブンプレート１６Ｙの径方向に延在して回転中心ＲＣを通るように当該ドリブンプレート１６Ｙに形成することで、慣性質量体２３の揺動を左右対称にすることが可能となるが、これに限られるものではない。すなわち、図１５に示すように、長穴１６ｈは、その中心軸が円弧状に延在するようにドリブンプレート１６Ｙに形成されてもよい。この場合、図１５に示すように、長穴１６ｈの中心軸の曲率中心を上記振動減衰装置２０における第１連結軸２１の中心軸上にとり、かつ長穴１６ｈの中心軸の曲率半径を上記振動減衰装置２０における第１連結軸２１と第２連結軸２４との軸間距離Ｌ２に一致させれば、振動減衰装置２０Ｙを上記振動減衰装置２０と同様に動作させることが可能となる。

更に、スライダクランク機構である振動減衰装置２０Ｙは、図１６に示すように、支持部材としての２枚のドリブンプレート１６Ｙと、２枚のドリブンプレート１６Ｙの軸方向における間に配置される単一の環状部材である慣性質量体２３Ｙと、それぞれ各ドリブンプレート１６Ｙの長穴１６ｈと慣性質量体２３Ｙのガイド部２３５Ｙ（ガイド面２３６）によりガイドされる複数の錐体２２Ｙとを含むものであってもよい。この場合、錐体２２Ｙは、図示するように、慣性質量体２３Ｙのガイド部２３５Ｙによりガイドされる大径の本体２２ａと、それぞれ対応するドリブンプレート１６Ｙの長穴１６ｈによってガイドされるように本体２２ａから軸方向における両側に延出された軸部２２ｂとを含むものであってもよい。

また、振動減衰装置２０Ｙにおいて、ガイド部２３５Ｙに相当するガイド部（第２ガイド部）が錘体２２Ｙに形成されてもよく、連結軸２１４が慣性質量体２３Ｙに連結（固定）されてもよい。更に、上記長穴１６ｈに相当する第１ガイド部は、錘体２２Ｙに設けられてもよく、この場合、ガイド部２３５Ｙに相当する第２ガイド部は、ドリブンプレート１６Ｙ（支持部材）および慣性質量体２３Ｙの一方に設けられてもよく、連結軸２１４は、ドリブンプレート１６Ｙおよび慣性質量体２３Ｙの他方に設けられてもよい。また、上記長穴１６ｈに相当する第１ガイド部は、慣性質量体２３Ｙに設けられてもよく、この場合、ガイド部２３５Ｙに相当する第２ガイド部は、ドリブンプレート１６Ｙおよび錘体２２Ｙの一方に設けられてもよく、連結軸２１４は、ドリブンプレート１６Ｙおよび錘体２２Ｙの他方に設けられてもよい。

そして、振動減衰装置２０，２０Ｘ，２０Ｙは、上記ダンパ装置１０の中間部材１２に連結されてもよく、ドライブ部材（入力要素）１１に連結されてもよい（図１における二点鎖線参照）。また、振動減衰装置２０，２０Ｘ，２０Ｙは、図１７に示すダンパ装置１０Ｂに適用されてもよい。図１７のダンパ装置１０Ｂは、上記ダンパ装置１０から中間部材１２を省略したものに相当し、回転要素としてドライブ部材（入力要素）１１およびドリブン部材１５（出力要素）を含むと共に、トルク伝達要素としてドライブ部材１１とドリブン部材１５との間に配置されるスプリングＳＰを含むものである。この場合、振動減衰装置２０，２０Ｘ，２０Ｙは、図示するようにダンパ装置１０Ｂのドリブン部材１５に連結されてもよく、図中二点鎖線で示すように、ドライブ部材１１に連結されてもよい。

更に、振動減衰装置２０，２０Ｘ，２０Ｙは、図１８に示すダンパ装置１０Ｃに適用されてもよい。図１８のダンパ装置１０Ｃは、回転要素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）１２１、第２中間部材（第２中間要素）１２２、およびドリブン部材（出力要素）１５を含むと共に、トルク伝達要素としてドライブ部材１１と第１中間部材１２１との間に配置される第１スプリングＳＰ１、第２中間部材１２２とドリブン部材１５との間に配置される第２スプリングＳＰ２、および第１中間部材１２１と第２中間部材１２２との間に配置される第３スプリングＳＰ３を含む。この場合、振動減衰装置２０，２０Ｘ，２０Ｙは、図示するようにダンパ装置１０Ｃのドリブン部材１５に連結されてもよく、図中二点鎖線で示すように、第１中間部材１２１、第２中間部材１２２あるいはドライブ部材１１に連結されてもよい。何れにしても、ダンパ装置１０，１０Ｂ，１０Ｃの回転要素に振動減衰装置２０，２０Ｘ，２０Ｙを連結することで、ダンパ装置１０〜１０Ｃの重量の増加を抑制しつつ、当該ダンパ装置１０〜１０Ｃと振動減衰装置２０，２０Ｘ，２０Ｙとの双方により振動を極めて良好に減衰することが可能となる。

以上説明したように、本開示の振動減衰装置は、エンジン（ＥＧ）からのトルクが伝達される回転要素（１５）の回転中心（ＲＣ）の周りに該回転要素（１５）と一体に回転する支持部材（１６，１６Ｙ）と、前記支持部材（１６，１６Ｙ）に連結されると共に該支持部材（１６，１６Ｙ）の回転に伴って揺動可能な復元力発生部材（２２，２２Ｙ）と、前記復元力発生部材（２２，２２Ｙ）を介して前記支持部材（１６，１６Ｙ）に連結されると共に該支持部材（１６，１６Ｙ）の回転に伴って該復元力発生部材（２２，２２Ｙ）に連動して前記回転中心（ＲＣ）の周りに揺動する慣性質量体（２３，２３Ｘ，２３Ｙ）とを含み、油室（９）内に配置される振動減衰装置（２０，２０Ｘ，２０Ｙ）において、前記振動減衰装置（２０，２０Ｘ，２０Ｙ）の次数（ｑ_eff）は、前記エンジン（ＥＧ）の励振次数（ｑ_tag）と前記油室（９）内の油の影響を考慮したオフセット値（Δｑ）との和よりも大きく、前記回転要素（１５）に伝達される入力トルクの振動の振幅（λ）が小さくなっていくときの前記油室（９）内で作動する前記振動減衰装置の前記次数（ｑ_eff）の収束値である基準次数（ｑ_ref）が前記励振次数（ｑ_tag）よりも大きくなるものである。

上述のように、本発明者らの研究によれば、復元力発生部材と当該復元力発生部材に連動して揺動する慣性質量体とを含む振動減衰装置では、入力トルクの振動の振幅が小さくなっていくときの当該振動減衰装置の次数の収束値である基準次数をエンジンの励振次数に一致させるよりも、当該励振次数よりも大きくすることで、振動減衰性能をより向上させ得ることが判明した。従って、油室内に配置される振動減衰装置では、当該振動減衰装置の次数をエンジンの励振次数と油室内の油の影響を考慮したオフセット値との和よりも大きくすると共に、基準次数をエンジンの励振次数よりも大きくすることで、復元力発生部材と当該復元力発生部材に連動して揺動する慣性質量体とを含む振動減衰装置の振動減衰性能をより向上させることが可能となる。

また、前記振動減衰装置（２０，２０Ｘ，２０Ｙ）は、前記基準次数を“ｑ_ref”とし、前記励振次数を“ｑ_tag”としたときに、１．００×ｑ_tag＜ｑ_ref≦１．０３×ｑ_tag（より好ましくは、１．０１×ｑ_tag≦ｑ_ref≦１．０２×ｑ_tagを満たすように設計されてもよい。これにより、復元力発生部材と当該復元力発生部材に連動して揺動する慣性質量体とを含む振動減衰装置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。

更に、前記振動減衰装置（２０，２０Ｘ，２０Ｙ）は、前記入力トルクの振動の振幅（λ）が大きくなるにつれて、前記振動減衰装置の次数（ｑ_eff）が大きくなるか、あるいは前記次数（ｑ_eff）が変化しないように設計されてもよい。これにより、入力トルクの振動の振幅が大きくなるにつれて振動減衰装置の次数のズレを生じたとしても、エンジンの回転数が低い領域で当該次数のズレにより振動減衰性能が低下するのを抑制することができる。この結果、エンジンの回転数が低い領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。

また、前記振動減衰装置（２０Ｙ）は、前記支持部材（１６Ｙ）、前記復元力発生部材（２２Ｙ）および前記慣性質量体（２３Ｙ）の何れか１つに設けられると共に該支持部材（１６Ｙ）の径方向に沿って延びる第１ガイド部（１６ｈ）と、前記支持部材（１６Ｙ）、前記復元力発生部材（２２Ｙ）および前記慣性質量体（２３Ｙ）の前記何れか１つ以外の２つの一方に形成されると共に円弧状に延びる第２ガイド部（２３５Ｙ）とを備えてもよく、前記支持部材（１６Ｙ）、前記復元力発生部材（２２Ｙ）および前記慣性質量体（２３Ｙ）の前記何れか１つ以外の２つの他方は、前記第１および第２ガイド部（１６ｈ、２３５Ｙ）によりガイドされてもよい。かかる振動減衰装置において、入力トルクの振動の振幅が大きくなるにつれて振動減衰装置の次数が大きくなるようにすることで、装置全体の重量の増加や大型化を抑制しつつ、振動減衰性能をより向上させることが可能となる。

更に、前記振動減衰装置（２０）は、前記支持部材（１６）と前記復元力発生部材（２２）とを相対回転自在に連結する第１の連結軸（２１）と、前記復元力発生部材（２２）および前記慣性質量体（２３）の一方により支持されると共に、前記復元力発生部材（２２）および前記慣性質量体（２３）を相対回転自在に連結する第２の連結軸（２４）と、前記復元力発生部材（２２）および前記慣性質量体（２３）の他方に形成され、前記支持部材（１６）の回転に伴って、前記第２の連結軸（２４）が前記第１連結軸（２１）との軸間距離（Ｌ２）を一定に保ちながら該第１連結軸（２１）の周りに揺動すると共に前記慣性質量体（２３）に対する相対位置が不変となるように定められた仮想軸（２５）との軸間距離（Ｌ３）を一定に保ちながら該仮想軸（２５）の周りに揺動するように該第２の連結軸（２４）をガイドするガイド部（２３５，２３５Ｘ）とを備えてもよい。これにより、振動減衰装置全体の重量の増加や大型化を抑制しつつ、振動減衰性能をより向上させることが可能となる。

また、前記振動減衰装置（２０Ｘ）は、第２の連結軸（２４）を介して前記復元力発生部材（２２）に回転自在に連結されると共に、第３の連結軸（３０）を介して前記慣性質量体（２３Ｘ）に回転自在に連結される連接部材（３５）を更に備えてもよい。

更に、前記振動減衰装置（２０，２０Ｘ）は、前記回転要素（１５）の前記回転中心（ＲＣ）と前記第１の連結軸（２１）との軸間距離を“Ｌ１”とし、前記第１の連結軸（２１）と前記第２の連結軸（２４，２４Ｘ）との軸間距離を“Ｌ２”とし、前記第２の連結軸（２４，２４Ｘ）と前記第３の連結軸（２５，３０）との軸間距離を“Ｌ３”とし、前記第３の連結軸（２５，３０）と前記回転中心（ＲＣ）との軸間距離を“Ｌ４”としたときに、Ｌ１＋Ｌ２＞Ｌ３＋Ｌ４を満たしてもよい。これにより、振動減衰装置の等価質量に対する復元力発生部材の重量の影響を非常に小さくして、等価剛性および等価質量すなわち振動次数の設定の自由度をより向上させることができる。この結果、復元力発生部材ひいては装置全体の重量の増加や大型化を抑制しつつ、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。

また、前記支持部材（１６，１６Ｙ）は、少なくとも入力要素（１１）および出力要素（１５）を含む複数の回転要素（１１，１２，１２１，１２２，１５）と、前記入力要素（１１）と前記出力要素（１５）との間でトルクを伝達する弾性体（ＳＰ，ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ３）とを有するダンパ装置（１０，１０Ｂ，１０Ｃ）の何れかの回転要素と同軸かつ一体に回転してもよい。このようにダンパ装置の回転要素に上記振動減衰装置を連結することで、ダンパ装置の重量増加を抑制しつつ、当該ダンパ装置と上記振動減衰装置との双方により振動を極めて良好に減衰することが可能となる。

また、前記ダンパ装置（１０，１０Ｂ，１０Ｃ）の前記出力要素（１５）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。

本開示の振動減衰装置の設計方法は、エンジン（ＥＧ）からのトルクが伝達される回転要素（１５）の回転中心（ＲＣ）の周りに該回転要素（１５）と一体に回転する支持部材（１６，１６Ｙ）と、前記支持部材（１６，１６Ｙ）に連結されると共に該支持部材（１６，１６Ｙ）の回転に伴って揺動可能な復元力発生部材（２２，２２Ｙ）と、前記復元力発生部材（２２，２２Ｙ）を介して前記支持部材（１６，１６Ｙ）に連結されると共に該支持部材（１６，１６Ｙ）の回転に伴って該復元力発生部材（２２，２２Ｙ）に連動して前記回転中心（ＲＣ）の周りに揺動する慣性質量体（２３，２３Ｘ，２３Ｙ）とを含む振動減衰装置（２０，２０Ｘ，２０Ｙ）の設計方法であって、前記振動減衰装置（２０，２０Ｘ，２０Ｙ）および前記エンジン（ＥＧ）からのトルクが伝達される制振対象（ＤＳ）を含む力学モデルを作成し（ステップＳ１００）、前記振動減衰装置（２０，２０Ｘ，２０Ｙ）の複数の次数（ｑ_eff）ごとに、該次数（ｑ_eff）に対応した該振動減衰装置（２０，２０Ｘ，２０Ｙ）における設計パラメータ（Ｊ₁，Ｊ₂，Ｌ３，Ｌ４，ｍ）を前記力学モデルから導出される方程式群に代入して前記エンジン（ＥＧ）からの外力が作用した際の前記制振対象（ＤＳ）のトルク変動（Ｔ_Fluc）を導出し（ステップＳ１１０，Ｓ１２０，Ｓ１３０，Ｓ１４０）、前記導出した前記制振対象（ＤＳ）のトルク変動（Ｔ_Fluc）を狙い値にする前記設計パラメータ（Ｊ₁，Ｊ₂，Ｌ３，Ｌ４，ｍ）を設計値とする（ステップＳ１５０，Ｓ１６０）ものである。

かかる方法によって振動減衰装置を設計すれば、当該振動減衰装置の次数の収束値である基準次数をエンジンの励振次数よりも大きい適正範囲内に収めて振動減衰性能をより向上させることが可能となる。

また、前記狙いの値は、前記振動減衰装置（２０，２０Ｘ，２０Ｙ）の次数の収束値である基準次数（ｑ_ref）を前記エンジン（ＥＧ）の励振次数（ｑ_tag）に一致させたときの前記制振対象（ＤＳ）のトルク変動（Ｔ_Fluc）よりも小さく定められてもよい。

更に、前記力学モデルは、前記振動減衰装置（２０，２０Ｘ，２０Ｙ）および前記制振対象（ＤＳ）を含む前記エンジン（ＥＧ）から車輪（Ｗ）までの車両の構造を模擬したものであってもよい。

また、前記回転要素（１５）に伝達されるトルクの振動の振幅が小さくなっていくときの前記振動減衰装置（２０，２０Ｘ，２０Ｙ）の次数（ｑ_eff）の収束値である基準次数（ｑ_ref）が大きくなっていくように前記設計パラメータ（Ｊ₁，Ｊ₂，Ｌ３，Ｌ４，ｍ）を変更しながら前記トルク変動（Ｔ_Fluc）を導出し（ステップＳ１００〜Ｓ１４０）、該トルク変動（Ｔ_Fluc）の予め定められた回転数域におけるピーク値を極小値（ＭＩＮ）または該極小値付近の値にする前記設計パラメータ（Ｊ₁，Ｊ₂，Ｌ３，Ｌ４，ｍ）を設計値としてもよい（ステップＳ１５０，Ｓ１６０）。

本開示の他の振動減衰装置は、エンジン（ＥＧ）からのトルクが伝達される回転要素（１５）の回転中心（ＲＣ）の周りに該回転要素（１５）と一体に回転する支持部材（１６，１６Ｙ）と、前記支持部材（１６，１６Ｙ）に連結されると共に該支持部材（１６，１６Ｙ）の回転に伴って揺動可能な復元力発生部材（２２，２２Ｙ）と、前記復元力発生部材（２２，２２Ｙ）を介して前記支持部材（１６，１６Ｙ）に連結されると共に該支持部材（１６，１６Ｙ）の回転に伴って該復元力発生部材（２２，２２Ｙ）に連動して前記回転中心（ＲＣ）の周りに揺動する慣性質量体（２３，２３Ｘ，２３Ｙ）とを含む乾式の振動減衰装置（２０，２０Ｘ，２０Ｙ）において、前記回転要素（１５）に伝達される入力トルクの振動の振幅（λ）が小さくなっていくときの前記振動減衰装置の次数（ｑ_eff）の収束値である基準次数（ｑ_ref）が前記エンジン（ＥＧ）の励振次数（ｑ_tag）よりも大きくなるものである。

このように、復元力発生部材と当該復元力発生部材に連動して揺動する慣性質量体とを含む乾式の振動減衰装置においても、基準次数をエンジンの励振次数よりも大きくすることで振動減衰性能をより向上させることが可能となる。

また、乾式の前記振動減衰装置（２０，２０Ｘ，２０Ｙ）は、前記基準次数を“ｑ_ref”とし、前記励振次数を“ｑ_tag”としたときに、１．００×ｑ_tag＜ｑ_ref≦１．０３×ｑ_tagより好ましくは、１．０１×ｑ_tag≦ｑ_ref≦１．０２×ｑ_tagを満たすように設計されてもよい。これにより、復元力発生部材と当該復元力発生部材に連動して揺動する慣性質量体とを含む乾式の振動減衰装置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、上記発明を実施するための形態は、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、回転要素の振動を減衰する振動減衰装置の製造分野等において利用可能である。

Claims (15)

1. エンジンからのトルクが伝達される回転要素の回転中心の周りに該回転要素と一体に回転する支持部材と、前記支持部材に連結されると共に該支持部材の回転に伴って揺動可能な復元力発生部材と、前記回転中心を中心として回転可能に配置されると共に前記復元力発生部材を介して前記支持部材に連結される慣性質量体とを含み、油室内に配置される振動減衰装置において、
   前記慣性質量体は、前記支持部材の回転に伴って前記復元力発生部材に連動して前記回転中心を中心として揺動し、
   前記振動減衰装置の次数は、前記エンジンの励振次数と前記油室内の油の影響を考慮したオフセット値との和よりも大きく、
   前記回転要素に伝達される入力トルクの振動の振幅が小さくなっていくときの前記油室内で作動する前記振動減衰装置の前記次数の収束値である基準次数は、前記励振次数よりも大きくなる振動減衰装置。
2. 請求項１に記載の振動減衰装置において、
   前記基準次数を“ｑ_ref”とし、前記励振次数を“ｑ_tag”としたときに、１．００×ｑ_tag＜ｑ_ref≦１．０３×ｑ_tagを満たす振動減衰装置。
3. 請求項１または２に記載の振動減衰装置において、
   前記基準次数を“ｑ_ref”とし、前記励振次数を“ｑ_tag”としたときに、１．０１×ｑ_tag≦ｑ_ref≦１．０２×ｑ_tagを満たす振動減衰装置。
4. 請求項１から３の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
   前記入力トルクの振動の振幅が大きくなるにつれて、前記振動減衰装置の次数が大きくなるか、あるいは前記次数が変化しないように設計された振動減衰装置。
5. 請求項１から４の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
   前記支持部材、前記復元力発生部材および前記慣性質量体の何れか１つに設けられると共に前記支持部材の径方向に沿って延びる第１ガイド部と、
   前記支持部材、前記復元力発生部材および前記慣性質量体の前記何れか１つ以外の２つの一方に形成されると共に円弧状に延びる第２ガイド部とを更に備え、
   前記支持部材、前記復元力発生部材および前記慣性質量体の前記何れか１つ以外の２つの他方は、前記第１および第２ガイド部によりガイドされる振動減衰装置。
6. 請求項１から４の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
   前記支持部材と前記復元力発生部材とを相対回転自在に連結する第１の連結軸と、
   前記復元力発生部材および前記慣性質量体の一方により支持されると共に、前記復元力発生部材および前記慣性質量体を相対回転自在に連結する第２の連結軸と、
   前記復元力発生部材および前記慣性質量体の他方に形成され、前記支持部材の回転に伴って、前記第２の連結軸が前記第１の連結軸との軸間距離を一定に保ちながら該第１の連結軸の周りに揺動すると共に前記慣性質量体に対する相対位置が不変となるように定められた仮想的な第３の連結軸との軸間距離を一定に保ちながら該第３の連結軸の周りに揺動するように該第２の連結軸をガイドするガイド部とを更に備える振動減衰装置。
7. 請求項１から４の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
   第２の連結軸を介して前記復元力発生部材に回転自在に連結されると共に、第３の連結軸を介して前記慣性質量体に回転自在に連結される連接部材を更に備える振動減衰装置。
8. 請求項６または７に記載の振動減衰装置において、
   前記回転要素の前記回転中心と前記第１の連結軸との軸間距離を“Ｌ１”とし、前記第１の連結軸と前記第２の連結軸との軸間距離を“Ｌ２”とし、前記第２の連結軸と前記第３の連結軸との軸間距離を“Ｌ３”とし、前記第３の連結軸と前記回転中心との軸間距離を“Ｌ４”としたときに、Ｌ１＋Ｌ２＞Ｌ３＋Ｌ４を満たす振動減衰装置。
9. 請求項１から８の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
   前記支持部材は、少なくとも入力要素および出力要素を含む複数の回転要素と、前記入力要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する弾性体とを有するダンパ装置の何れかの回転要素と同軸かつ一体に回転する振動減衰装置。
10. 請求項９に記載の振動減衰装置において、前記ダンパ装置の前記出力要素は、変速機の入力軸に作用的に連結される振動減衰装置。
11. エンジンからのトルクが伝達される回転要素の回転中心の周りに該回転要素と一体に回転する支持部材と、前記支持部材に連結されると共に該支持部材の回転に伴って揺動可能な復元力発生部材と、前記復元力発生部材を介して前記支持部材に連結されると共に該支持部材の回転に伴って該復元力発生部材に連動して前記回転中心の周りに揺動する慣性質量体とを含む振動減衰装置の設計方法であって、
    前記振動減衰装置および前記エンジンからのトルクが伝達される制振対象を含む力学モデルを作成し、
    前記振動減衰装置の複数の次数ごとに、該次数に対応した該振動減衰装置における設計パラメータを前記力学モデルから導出される方程式群に代入して前記エンジンからの外力が作用した際の前記制振対象のトルク変動を導出し、
    前記導出した前記制振対象のトルク変動を狙いの値にする前記設計パラメータを設計値とする振動減衰装置の設計方法。
12. 請求項１１に記載の振動減衰装置において、
    前記狙いの値は、前記振動減衰装置の次数の収束値である基準次数を前記エンジンの励振次数に一致させたときの前記制振対象のトルク変動よりも小さく定められる振動減衰装置の設計方法。
13. 請求項１１または１２に記載の振動減衰装置において、
    前記力学モデルは、前記振動減衰装置および前記制振対象を含む前記エンジンから車輪までの車両の構造を模擬したものである振動減衰装置の設計方法。
14. 請求項１１から１３の何れか一項に記載の振動減衰装置の設計方法において、
    前記回転要素に伝達されるトルクの振動の振幅が小さくなっていくときの前記振動減衰装置の次数の収束値である基準次数が大きくなっていくように前記設計パラメータを変更しながら前記トルク変動を導出し、該トルク変動の予め定められた回転数域におけるピーク値を極小値または該極小値付近の値にする前記設計パラメータを設計値とする振動減衰装置の設計方法。
15. エンジンからのトルクが伝達される回転要素の回転中心の周りに該回転要素と一体に回転する支持部材と、前記支持部材に連結されると共に該支持部材の回転に伴って揺動可能な復元力発生部材と、前記回転中心を中心として回転可能に配置されると共に前記復元力発生部材を介して前記支持部材に連結される慣性質量体とを含む乾式の振動減衰装置において、
    前記慣性質量体は、前記支持部材の回転に伴って前記復元力発生部材に連動して前記回転中心を中心として揺動し、
    前記回転要素に伝達される入力トルクの振動の振幅が小さくなっていくときの前記振動減衰装置の次数の収束値である基準次数は、前記エンジンの励振次数よりも大きくなる振動減衰装置。
    

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