JP6906742B2 - 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の間でトルクを伝達する弾性体、および回転慣性質量ダンパを含むダンパ装置に関する。
従来、この種のダンパ装置として、ドライブ部材(入力要素)と中間部材(中間要素)との間でトルクを伝達する第１スプリングと、中間部材とドリブン部材(出力要素)の間でトルクを伝達する第２スプリングと、中間部材と第１および第２スプリングとを含むトルク伝達経路と並列に設けられると共にドライブ部材とドリブン部材との相対回転に応じて回転する質量体としてのサンギヤを有する回転慣性質量ダンパとを含むものが知られている（例えば、特許文献１）。かかるダンパ装置では、エンジンからドライブ部材に伝達される入力トルクが周期的に振動していると仮定すれば、ドライブ部材から上記トルク伝達経路を介してドリブン部材に伝達される振動の位相と、ドライブ部材から回転慣性質量ダンパを介してドリブン部材に伝達される振動の位相とが１８０°ずれることになる。また、このダンパ装置では、中間部材の慣性モーメントと第１および第２スプリングの剛性とに基づいて定まる当該中間部材の減衰比ζが値１未満になっている。これにより、中間要素を含むトルク伝達経路では、第１および第２弾性体の撓みが許容されている状態に対して、複数の固有振動数（共振周波数）を設定すると共に、入力要素の回転数が当該複数の固有振動数の何れかに対応した回転数に達した段階で中間要素の共振を発生させることができる。この結果、このダンパ装置では、入力要素からトルク伝達経路を介して出力要素に伝達される振動と、入力要素から回転慣性質量ダンパを介して出力要素に伝達される振動とが理論上互いに打ち消し合うことになる反共振点を２つ設定することが可能となる。従って、２つの反共振点の振動数を当該ダンパ装置により減衰すべき振動（共振）の周波数に一致させる（より近づける）ことで、ダンパ装置の振動減衰性能を向上させることができる。
国際公開第２０１６／１０４７８３号
特許文献１に記載されたダンパ装置は、ロックアップクラッチのロックアップ回転数付近の回転数域における振動レベルをより低下させるために、エンジンの回転数がロックアップ回転数の想定設定範囲（５００ｒｐｍ〜１５００ｒｐｍ）内にある際に低回転側（低周波側）の反共振点が形成されるように設計される。しかしながら、回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達される振動の振幅は、入力要素の回転数が増加するにつれて徐々に増加していくものである。このため、特許文献１のダンパ装置では、ロックアップ回転数付近を含む入力要素（エンジン）の回転数が比較的低い領域で、回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達される振動によってトルク伝達経路から出力要素に伝達される振動を充分に打ち消すことができなくなるおそれもある。
そこで、本開示の発明は、ダンパ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、中間要素、出力要素、前記入力要素と前記中間要素との間でトルクを伝達する第１弾性体、および前記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弾性体を含むダンパ装置において、前記入力要素と前記出力要素との相対回転に応じて回転する第１質量体を有し、前記入力要素と前記出力要素との間に、前記第１弾性体、前記中間要素および前記第２弾性体を含むトルク伝達経路と並列に設けられる回転慣性質量ダンパと、第２質量体と、前記第２質量体と前記出力要素とを連結する弾性体とを備えるものである。
本開示のダンパ装置では、入力要素に伝達される入力トルクが周期的に振動していると仮定すれば、入力要素からトルク伝達経路を介して出力要素に伝達される振動の位相と、入力要素から回転慣性質量ダンパを介して出力要素に伝達される振動の位相とが１８０°ずれることになる。また、中間要素を含むトルク伝達経路では、第１および第２弾性体の撓みが許容されている状態に対して、複数の固有振動数（共振周波数）を設定すると共に、入力要素の回転数が当該複数の固有振動数の何れかに対応した回転数に達した段階で中間要素の共振を発生させることができる。従って、本開示のダンパ装置では、トルク伝達経路から出力要素に伝達される振動と、回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達される振動とが理論上互いに打ち消し合うことになる反共振点を２つ設定することが可能となる。更に、第２質量体および当該第２質量体と出力要素とを連結する弾性体は、ダイナミックダンパを構成し、当該ダイナミックダンパは、出力要素に対し、当該出力要素の振動とは逆位相の振動を付与する。これにより、入力要素に伝達される振動の周波数（入力要素の回転数）が小さく、回転慣性質量ダンパから出力要素に付与される慣性トルクが小さくなる際、ダイナミックダンパは、トルク伝達経路から出力要素に伝達される振動の少なくとも一部を打ち消す（慣性トルクを補完する）ように作用する。逆に、入力要素に伝達される振動の周波数（入力要素の回転数）が大きく、回転慣性質量ダンパから出力要素に付与される慣性トルクが大きくなる（過剰になる）際、ダイナミックダンパは、当該慣性トルクの少なくとも一部を打ち消す（トルク伝達経路からのトルクを補完する）ように作用する。この結果、本開示のダンパ装置では、低回転側の反共振点よりも低回転側の領域や、２つの反共振点の間の回転数域における振動レベルをより低下させることができるので、入力要素の回転数が比較的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。
本開示のダンパ装置を含む発進装置の概略構成図である。 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出力要素を示す正面図である。 本開示のダンパ装置に含まれる回転慣性質量ダンパを示す要部拡大断面図である。 エンジンの回転数と図１等のダンパ装置の出力要素におけるトルク変動ＴFlucとの関係を例示する説明図である。 本開示の他のダンパ装置を含む発進装置の概略構成図である。 本開示の更に他のダンパ装置を含む発進装置の概略構成図である。 本開示の他のダンパ装置を含む発進装置の概略構成図である。 本開示のダンパ装置に適用可能な他の出力要素を示す正面図である。 本開示の更に他のダンパ装置を含む発進装置の概略構成図である。 本開示の他のダンパ装置を含む発進装置を示す断面図である。
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、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て当該エンジンＥＧからのトルクが伝達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）あるいは無段変速機（ＣＶＴ）である変速機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（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に密に固定されて作動油が流通する流体室９を画成するポンプシェル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、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３０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、クラッチドラム８１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の側壁部３３の内面に固定される環状のクラッチハブ８２と、クラッチドラム８１の内周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８４（セパレータプレート）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とは反対側に位置するように、すなわちロックアップピストン８０よりもダンパ装置１０およびタービンランナ５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３０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。係合油室８７への係合油圧を高めることで、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、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（トルク伝達弾性体）として、ドライブ部材１１と中間部材１２との間で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スプリング（第１弾性体）ＳＰ１と、それぞれ対応する第１スプリングＳＰ１と直列に作用して中間部材１２とドリブン部材１５との間で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スプリング（第２弾性体）ＳＰ２と、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する複数（本実施形態では、例えば３個）の内側スプリング（第３弾性体）ＳＰｉとを含む。
すなわち、ダンパ装置１０は、図１に示すように、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間に、互いに並列に設けられる第１トルク伝達経路ＴＰ１および第２トルク伝達経路ＴＰ２を有する。第１トルク伝達経路ＴＰ１は、複数の第１スプリングＳＰ１、中間部材１２および複数の第２スプリングＳＰ２により構成され、これらの要素を介してドライブ部材１１とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する。本実施形態において、第１トルク伝達経路ＴＰ１を構成する第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２として、同一の諸元（ばね定数）を有するコイルスプリングが採用されている。ただし、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２として、互いに異なるばね定数を有するものが採用されてもよい。
また、第２トルク伝達経路ＴＰ２は、複数の内側スプリングＳＰｉにより構成され、互いに並列に作用する複数の内側スプリングＳＰｉを介してドライブ部材１１とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する。本実施形態において、第２トルク伝達経路ＴＰ２を構成する複数の内側スプリングＳＰｉは、ドライブ部材１１への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に達してドライブ部材１１のドリブン部材１５に対する捩れ角が所定角度θｒｅｆ以上になってから、第１トルク伝達経路ＴＰ１を構成する第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２と並列に作用する。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。
本実施形態では、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２並びに内側スプリングＳＰｉ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ている。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、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２並びに内側スプリングＳＰｉを軸心に沿ってより適正に伸縮させることができる。この結果、ドライブ部材１１（入力要素）とドリブン部材１５（出力要素）との相対変位が増加していく際に第２スプリングＳＰ２等からドリブン部材１５に伝達されるトルクと、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対変位が減少していく際に第２スプリングＳＰ２等からドリブン部材１５に伝達されるトルクとの差すなわちヒステリシスを低減化することが可能となる。ただし、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２並びに内側スプリングＳＰｉの少なくとも何れかとして、アークコイルスプリングが採用されてもよい。
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のクラッチドラム８１に連結される環状の第１入力プレート部材１１１と、第１入力プレート部材１１１と対向するように複数のリベットを介して当該第１入力プレート部材１１１に連結される環状の第２入力プレート部材１１２とを含む。これにより、ドライブ部材１１、すなわち第１および第２入力プレート部材１１１，１１２は、クラッチドラム８１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入力プレート部材１１１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）の外側スプリング収容窓１１１ｗｏと、それぞれ円弧状に延びると共に各外側スプリング収容窓１１１ｗｏの径方向内側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）の図示しない内側スプリング収容窓（切欠）と、第１入力プレート部材１１１の各内側スプリング収容窓の外側縁部に沿って延びる複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング支持部１１１ｓと、複数（本実施形態では、例えば３個）の図示しない外側スプリング当接部と、複数（本実施形態では、例えば６個）の内側スプリング当接部１１１ｃｉ（図１参照）とを有する。第１入力プレート部材１１１の各内側スプリング収容窓は、内側スプリングＳＰｉの自然長よりも長い周長を有する。また、第１入力プレート部材１１１の外側スプリング当接部は、周方向に沿って互いに隣り合う外側スプリング収容窓１１１ｗｏの間に１個ずつ設けられる。更に、内側スプリング当接部１１１ｃｉは、第１入力プレート部材１１１の各内側スプリング収容窓の周方向における両側に１個ずつ設けられる。
第２入力プレート部材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）の外側スプリング収容窓１１２ｗｏと、それぞれ円弧状に延びると共に各外側スプリング収容窓１１２ｗｏの径方向内側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）の図示しない内側スプリング収容窓（切欠）と、第２入力プレート部材１１２の各内側スプリング収容窓の外側縁部に沿って延びる複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング支持部１１２ｓと、複数（本実施形態では、例えば３個）の図示しない外側スプリング当接部と、複数（本実施形態では、例えば６個）の内側スプリング当接部１１２ｃｉ（図１参照）とを有する。第２入力プレート部材１１２の各内側スプリング収容窓は、内側スプリングＳＰｉの自然長よりも長い周長を有する。また、第１入力プレート部材１１１の外側スプリング当接部は、周方向に沿って互いに隣り合う外側スプリング収容窓１１２ｗｏの間に１個ずつ設けられる。更に、内側スプリング当接部１１２ｃｉは、第２入力プレート部材１１２の各内側スプリング収容窓の周方向における両側に１個ずつ設けられる。また、本実施形態では、第１および第２入力プレート部材１１１，１１２として、同一の形状を有するものが採用され、これにより、部品の種類の数を削減することが可能となる。
中間部材１２は、ドライブ部材１１の第１入力プレート部材１１１よりもフロントカバー３側に配置される環状の第１中間プレート部材１２１と、ドライブ部材１１の第２入力プレート部材１１２よりもタービンランナ５側に配置されると共に複数のリベットを介して第１中間プレート部材１２１に連結（固定）される環状の第２中間プレート部材１２２とを含む。図２に示すように、第１および第２中間プレート部材１２１，１２２は、第１および第２入力プレート部材１１１，１１２をダンパ装置１０の軸方向における両側から挟み込むように配置される。
第１中間プレート部材１２１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１２１ｗと、それぞれ対応するスプリング収容窓１２１ｗの外側縁部に沿って延びる複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング支持部１２１ｓと、複数（本実施形態では、例えば３個）の図示しないスプリング当接部とを有する。第１中間プレート部材１２１のスプリング当接部は、周方向に沿って互いに隣り合うスプリング収容窓１２１ｗの間に１個ずつ設けられる。第２中間プレート部材１２２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１２２ｗと、それぞれ対応するスプリング収容窓１２２ｗの外側縁部に沿って延びる複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング支持部１２２ｓと、複数（本実施形態では、例えば３個）の図示しないスプリング当接部とを有する。第２中間プレート部材１２２のスプリング当接部は、周方向に沿って互いに隣り合うスプリング収容窓１２２ｗの間に１個ずつ設けられる。また、本実施形態では、第１および第２中間プレート部材１２１，１２２として、同一の形状を有するものが採用され、これにより、部品の種類の数を削減することが可能となる。
ドリブン部材１５は、板状の環状部材として構成されており、第１および第２入力プレート部材１１１，１１２の軸方向における間に配置されると共に、複数のリベットを介してダンパハブ７に固定される。ドリブン部材１５は、図３に示すように、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）の外側スプリング収容窓１５ｗｏと、各外側スプリング収容窓１５ｗｏの径方向内側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）の内側スプリング収容窓１５ｗｉと、複数（本実施形態では、例えば３個）の外側スプリング当接部１５ｃｏと、複数（本実施形態では、例えば６個）の内側スプリング当接部１５ｃｉとを有する。外側スプリング当接部１５ｃｏは、周方向に沿って互いに隣り合う外側スプリング収容窓１５ｗｏの間に１個ずつ設けられる。また、各内側スプリング収容窓１５ｗｉは、内側スプリングＳＰｉの自然長に応じた周長を有する。更に、内側スプリング当接部１５ｃｉは、各内側スプリング収容窓１５ｗｉの周方向における両側に設けられる。
第１および第２入力プレート部材１１１，１１２の外側スプリング収容窓１１１ｗｏ，１１２ｗｏと、ドリブン部材１５の外側スプリング収容窓１５ｗｏとには、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２が互いに対をなす（直列に作用する）ように１個ずつ配置される。また、ダンパ装置１０の取付状態において、第１および第２入力プレート部材１１１，１１２の各外側スプリング当接部と、ドリブン部材１５の各外側スプリング当接部１５ｃｏとは、互いに異なる外側スプリング収容窓１５ｗｏ，１１１ｗｏ，１１２ｗｏに配置されて対をなさない（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。
更に、第１および第２中間プレート部材１２１，１２２のスプリング当接部は、それぞれ共通の外側スプリング収容窓１５ｗｏ，１１１ｗｏ，１１２ｗｏに配置されて互いに対をなす第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。また、互いに異なる外側スプリング収容窓１５ｗｏ，１１１ｗｏ，１１２ｗｏに配置されて対をなさない（直列に作用しない）第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、第１および第２中間プレート部材１２１，１２２のスプリング収容窓１２１ｗ，１２２ｗに配置される。更に、互いに対をなさない第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、フロントカバー３側で第１中間プレート部材１２１のスプリング支持部１２１ｓにより径方向外側から支持（ガイド）されると共に、タービンランナ５側で第２中間プレート部材１２２のスプリング支持部１２２ｓにより径方向外側から支持（ガイド）される。
これにより、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、ダンパ装置１０の周方向に交互に並ぶ。また、各第１スプリングＳＰ１の一端は、第１および第２入力プレート部材１１１，１１２（ドライブ部材１１）の対応する外側スプリング当接部と当接し、各第１スプリングＳＰ１の他端は、第１および第２中間プレート部材（中間部材１２）の対応するスプリング当接部と当接する。更に、各第２スプリングＳＰ２の一端は、第１および第２中間プレート部材（中間部材１２）の対応するスプリング当接部と当接し、各第２スプリングＳＰ２の他端は、ドリブン部材１５の対応する外側スプリング当接部１５ｃｏと当接する。
この結果、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、第１および第２中間プレート部材（中間部材１２）の対応するスプリング当接部を介して直列に連結される。従って、ダンパ装置１０では、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する弾性体の剛性、すなわち第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の合成ばね定数をより小さくすることができる。なお、本実施形態において、それぞれ複数の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、同一円周上に配列され、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。
また、ドリブン部材１５の各内側スプリング収容窓１５ｗｉには、内側スプリングＳＰｉが配置される。ダンパ装置１０の取付状態において、各内側スプリング当接部１５ｃｉは、内側スプリングＳＰｉの対応する端部と当接する。更に、ダンパ装置１０の取付状態において、各内側スプリングＳＰｉのフロントカバー３側の側部は、第１入力プレート部材１１１の対応する内側スプリング収容窓の周方向における中央部に位置すると共に、第１入力プレート部材１１１のスプリング支持部１１１ｓにより径方向外側から支持（ガイド）される。また、ダンパ装置１０の取付状態において、各内側スプリングＳＰｉのタービンランナ５側の側部は、第２入力プレート部材１１２の対応する内側スプリング収容窓の周方向における中央部に位置すると共に、第２入力プレート部材１１２のスプリング支持部１１２ｓにより径方向外側から支持（ガイド）される。
これにより、各内側スプリングＳＰｉは、図２に示すように、流体室９内の内周側領域に配置され、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２により包囲される。この結果、ダンパ装置１０ひいては発進装置１の軸長をより短縮化することが可能となる。そして、各内側スプリングＳＰｉの一方の端部は、ドライブ部材１１への入力トルク（駆動トルク）あるいは車軸側からドリブン部材１５に付与されるトルク（被駆動トルク）が上記トルクＴ１に達してドライブ部材１１のドリブン部材１５に対する捩れ角が所定角度θｒｅｆ以上になると、第１および第２入力プレート部材１１１，１１２の対応する内側スプリング収容窓の両側に設けられた内側スプリング当接部１１１ｃｉ，１１２ｃｉの一方と当接することになる。
また、ダンパ装置１０は、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図示しないストッパを有する。当該ストッパは、ドライブ部材１１への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に達すると、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対回転を規制し、これに伴って、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２および内側スプリングＳＰｉのすべての撓みが規制される。
更に、ダンパ装置１０は、図１に示すように、複数の第１スプリングＳＰ１、中間部材１２および複数の第２スプリングＳＰ２を含む第１トルク伝達経路ＴＰ１と、複数の内側スプリングＳＰｉを含む第２トルク伝達経路ＴＰ２との双方に並列に設けられる回転慣性質量ダンパ２０を含む。本実施形態において、回転慣性質量ダンパ２０は、ダンパ装置１０の入力要素であるドライブ部材１１と出力要素であるドリブン部材１５との間に配置されるシングルピニオン式の遊星歯車２１を有する。
本実施形態において、遊星歯車２１は、外周に外歯１５ｔを含んでサンギヤとして機能するドリブン部材１５と、それぞれ外歯１５ｔに噛合する複数（本実施形態では、例えば３個）のピニオンギヤ２３を回転自在に支持してキャリヤとして機能する第１および第２入力プレート部材１１１，１１２と、各ピニオンギヤ２３に噛合する内歯２５ｔを有すると共にサンギヤとしてのドリブン部材１５（外歯１５ｔ）と同心円上に配置されるリングギヤ２５とにより構成される。従って、サンギヤとしてのドリブン部材１５、複数のピニオンギヤ２３およびリングギヤ２５は、流体室９内で、ダンパ装置１０の径方向からみて第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２（並びに内側スプリングＳＰｉ）と軸方向に少なくとも部分的に重なり合う。
図２および図３に示すように、外歯１５ｔは、ドリブン部材１５の外周面に周方向に間隔をおいて（等間隔に）定められた複数の箇所に形成される。従って、外歯１５ｔは、外側スプリング収容窓１５ｗｏおよび内側スプリング収容窓１５ｗｉ、すなわちドライブ部材１１とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する第１スプリングＳＰ１、第２スプリングＳＰ２および内側スプリングＳＰｉよりも径方向外側に位置する。なお、外歯１５ｔは、ドリブン部材１５の外周の全体に形成されてもよい。
遊星歯車２１のキャリヤを構成する第１入力プレート部材１１１は、図２に示すように、外側スプリング収容窓１１１ｗｏ（外側スプリング当接部）よりも径方向外側に周方向に間隔をおいて（等間隔に）に配設された複数（本実施形態では、例えば３個）のピニオンギヤ支持部１１５を有する。同様に、遊星歯車２１のキャリヤを構成する第２入力プレート部材１１２も、図２に示すように、外側スプリング収容窓１１２ｗｏ（外側スプリング当接部）よりも径方向外側に周方向に間隔をおいて（等間隔に）に配設された複数（本実施形態では、例えば３個）のピニオンギヤ支持部１１６を有する。
第１入力プレート部材１１１の各ピニオンギヤ支持部１１５は、図４に示すように、フロントカバー３側に突出するように形成された円弧状の張り出し部１１５ａと、当該張り出し部１１５ａの端部から径方向外側に延出された円弧状のフランジ部１１５ｆとを有する。また、第２入力プレート部材１１２の各ピニオンギヤ支持部１１６は、タービンランナ５側に突出するように形成された円弧状の張り出し部１１６ａと、当該張り出し部１１６ａの端部から径方向外側に延出された円弧状のフランジ部１１６ｆとを有する。
第１入力プレート部材１１１の各ピニオンギヤ支持部１１５（フランジ部１１５ｆ）は、第２入力プレート部材１１２の対応するピニオンギヤ支持部１１６（フランジ部１１６ｆ）と軸方向に対向し、互いに対をなすフランジ部１１５ｆ，１１６ｆは、それぞれピニオンギヤ２３に挿通されたピニオンシャフト２４の端部を支持する。また、本実施形態において、第１入力プレート部材１１１のピニオンギヤ支持部１１５（フランジ部１１５ｆ）は、それぞれリベットを介してロックアップクラッチ８のクラッチドラム８１に締結される。更に、本実施形態において、中間部材１２を構成する第１中間プレート部材１２１はピニオンギヤ支持部１１５の張り出し部１１５ａの内周面により調心される。また、中間部材１２を構成する第２中間プレート部材１２２は、ピニオンギヤ支持部１１６の張り出し部１１６ａの内周面により調心される。
遊星歯車２１のピニオンギヤ２３は、図４に示すように、外周にギヤ歯（外歯）２３ｔを有する環状のギヤ本体２３０と、ギヤ本体２３０の内周面とピニオンシャフト２４の外周面との間に配置される複数のニードルベアリング２３１と、ギヤ本体２３０の両端部に嵌合されてニードルベアリング２３１の軸方向における移動を規制する一対のスペーサ２３２とを含む。ピニオンギヤ２３のギヤ本体２３０は、図４に示すように、ギヤ歯２３ｔの歯底よりも当該ピニオンギヤ２３の径方向における内周側で当該ギヤ歯２３ｔの軸方向における両側に突出すると共に円柱面状の外周面を有する環状の径方向支持部２３０ｓを含む。また、各スペーサ２３２の外周面は、径方向支持部２３０ｓと同径、若しくは当該径方向支持部２３０ｓよりも小径に形成されている。
複数のピニオンギヤ２３は、周方向に間隔をおいて（等間隔に）並ぶようにキャリヤとしての第１および第２入力プレート部材１１１，１１２（ピニオンギヤ支持部１１５，１１６）により回転自在に支持される。更に、各スペーサ２３２の側面と第１および第２入力プレート部材１１１，１１２のピニオンギヤ支持部１１５，１１６（フランジ部１１５ｆ，１１６ｆ）との間には、ワッシャ２３５が配置される。また、ピニオンギヤ２３のギヤ歯２３ｔの両側の側面と、第１および第２入力プレート部材１１１，１１２のピニオンギヤ支持部１１５，１１６（フランジ部１１５ｆ，１１６ｆ）との軸方向における間には、図４に示すように間隙が形成される。
遊星歯車２１のリングギヤ２５は、内周に内歯２５ｔが形成された環状のギヤ本体２５０と、それぞれ円環状に形成された２枚の側板２５１と、各側板２５１をギヤ本体２５０の軸方向における両側の側面に固定するための複数のリベット２５２とを含む。ギヤ本体２５０、２枚の側板２５１および複数のリベット２５２は、一体化されて回転慣性質量ダンパ２０の慣性質量体（第１質量体）として機能する。本実施形態において、内歯２５ｔは、ギヤ本体２５０の内周面の全体にわたって形成される。ただし、内歯２５ｔは、ギヤ本体２５０の内周面に周方向に間隔をおいて（等間隔に）定められた複数の箇所に形成されてもよい。
各側板２５１は、凹円柱面状の内周面を有し、内歯２５ｔに噛合する複数のピニオンギヤ２３により軸方向に支持される被支持部として機能する。すなわち、２枚の側板２５１は、内歯２５ｔの軸方向における両側で、それぞれ内歯２５ｔの歯底よりも径方向内側に突出して少なくともピニオンギヤ２３のギヤ歯２３ｔの側面と対向するようにギヤ本体２５０の対応する側面に固定される。本実施形態において、各側板２５１の内周面は、図４に示すように、内歯２５ｔの歯先よりも僅かに径方向内側に位置する。
各ピニオンギヤ２３と内歯２５ｔとが噛合した際、各側板２５１の内周面は、ピニオンギヤ２３（ギヤ本体２３０）の対応する径方向支持部２３０ｓにより径方向に支持される。これにより、複数のピニオンギヤ２３の径方向支持部２３０ｓによりリングギヤ２５をサンギヤとしてのドリブン部材１５の軸心に対して精度よく調心して当該リングギヤ２５をスムースに回転（揺動）させることが可能となる。また、各ピニオンギヤ２３と内歯２５ｔとが噛合した際、各側板２５１の内面は、ピニオンギヤ２３のギヤ歯２３ｔの側面およびギヤ歯２３ｔの歯底から径方向支持部２３０ｓまでの部分の側面と対向する。これにより、リングギヤ２５の軸方向における移動は、少なくともピニオンギヤ２３のギヤ歯２３ｔの側面により規制されることになる。更に、リングギヤ２５の各側板２５１の外面と、第１および第２入力プレート部材１１１，１１２のピニオンギヤ支持部１１５，１１６（フランジ部１１５ｆ，１１６ｆ）との軸方向における間には、図４に示すように間隙が形成される。
加えて、ダンパ装置１０では、タービンランナ５（およびタービンハブ５２）が連結部材５５を介して各内側スプリングＳＰｉに連結される。連結部材５５は、円環状に形成されており、タービンランナ５のタービンシェル５０およびタービンハブ５２に複数のリベットを介して固定される。また、連結部材５５は、その外周部から軸方向に延出された複数（本実施形態では、例えば６個）のスプリング当接部５５ｃを有する。複数のスプリング当接部５５ｃは、図３に示すように、２個ずつ対をなして周方向に間隔をおいて並ぶように配設され、互いに対をなす２個のスプリング当接部５５ｃは、内側スプリングＳＰｉの自然長に応じた間隔をおいて対向する。
また、内側スプリングＳＰｉを保持するドリブン部材１５には、当該内側スプリングＳＰｉを収容する各内側スプリング収容窓１５ｗｉの周方向における両側に位置するように複数（本実施形態では、例えば６個）の有端スリット１５ｓが形成されている。各有端スリット１５ｓは、一端側で対応する内側スプリング収容窓１５ｗｉと連通すると共に、当該内側スプリングＳＰｉの端部の中心を通る円周に沿って内側スプリング当接部１５ｃｉの内側スプリングＳＰｉと当接する端面から離間するように円弧状に延在する。また、各有端スリット１５ｓの周長は、連結部材５５の各スプリング当接部５５ｃの周長よりも長く定められている。図３に示すように、各有端スリット１５ｓには、連結部材５５のスプリング当接部５５ｃが挿通される。ダンパ装置１０の取付状態において、連結部材５５の各スプリング当接部５５ｃは、対応する内側スプリングＳＰｉの端部に当接し、各スプリング当接部５５ｃとドリブン部材１５の各有端スリット１５ｓの閉鎖端を画成する部分との間には隙間が形成される。
これにより、タービンランナ５、タービンハブ５２および連結部材５５は、複数の内側スプリングＳＰｉを介して、ダンパ装置１０の出力要素であるドリブン部材１５に連結される。そして、慣性質量体（第２質量体）としてのタービンランナ５、タービンハブ５２および連結部材５５と、これらとドリブン部材１５との間で並列に配置される複数の内側スプリングＳＰｉ（弾性体）とは、ドライブ部材１１のドリブン部材１５に対する捩れ角が所定角度θｒｅｆ未満であって各内側スプリングＳＰｉの端部に第１および第２入力プレート部材１１１，１１２の内側スプリング当接部１１１ｃｉ，１１２ｃｉが当接していない間、ダイナミックダンパ９０を構成する。このように、内側スプリングＳＰｉをダイナミックダンパ９０の弾性体として兼用することで、ダイナミックダンパ９０に専用の弾性体を設ける必要がなくなるので、ダンパ装置１０の大型化を良好に抑制することが可能となる。
「ダイナミックダンパ」は、振動体（本実施形態では、ドリブン部材１５）に対してトルク（平均トルク）の伝達経路に含まれないように弾性体（スプリング）と質量体とを連結することにより構成され、振動体の共振周波数に一致する周波数（エンジン回転数）で当該振動体に逆位相の振動を付加して振動を減衰するものである。すなわち、内側スプリングＳＰｉのばね定数（剛性）と質量体としてのタービンランナ５等の重さを調整することで、ダイナミックダンパ９０により所望の周波数の振動を減衰することが可能となる。
また、ドリブン部材１５の内側スプリング収容窓１５ｗｉの周方向における両側に有端スリット１５ｓを形成することで、当該ドリブン部材１５の内側スプリング当接部１５ｃｉと連結部材５５のスプリング当接部５５ｃとの双方が内側スプリングＳＰｉの端部の中心付近を押すように、内側スプリング当接部１５ｃｉとスプリング当接部５５ｃとを内側スプリングＳＰｉの端部の中心と重なるように交差（直交）させることができる。これにより、内側スプリングＳＰｉを軸心に沿ってより適正に伸縮させてヒステリシス、すなわち荷重の減少時に当該内側スプリングＳＰｉに作用する摩擦力を低減化することが可能となる。本実施形態において、有端スリット１５ｓの周長は、各内側スプリングＳＰｉが完全に収縮する前に、連結部材５５の各スプリング当接部５５ｃと、各有端スリット１５ｓの閉鎖端を画成するようにドリブン部材１５に定められたストッパ部１５ｓｔとが当接するように定められる。これにより、タービンランナ５の回転に伴って一対のスプリング当接部５５ｃの一方がドリブン部材１５の対応するストッパ部１５ｓｔに当接すると、完全に収縮していない内側スプリングＳＰｉを介してタービンランナ５とドリブン部材１５とが一体に回転することになる。
上述のように構成される発進装置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、図１からわかるように、エンジンＥＧからフロントカバー３に伝達されたトルク（動力）は、ポンプインペラ４、タービンランナ５、連結部材５５および内側スプリングＳＰｉを介してタービンランナ５と一体に回転するドリブン部材１５並びにダンパハブ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を介してドライブ部材１１に伝達されたトルクは、入力トルクが上記トルクＴ１未満であってドライブ部材１１のドリブン部材１５に対する捩れ角が所定角度θｒｅｆ未満である間、複数の第１スプリングＳＰ１、中間部材１２および複数の第２スプリングＳＰ２を含む第１トルク伝達経路ＴＰ１と、回転慣性質量ダンパ２０とを介してドリブン部材１５およびダンパハブ７に伝達される。また、入力トルクが上記トルクＴ１以上になると、ドライブ部材１１に伝達されたトルクは、第１トルク伝達経路ＴＰ１と、複数の内側スプリングＳＰｉを含む第２トルク伝達経路ＴＰ２と、回転慣性質量ダンパ２０とを介してドリブン部材１５およびダンパハブ７に伝達される。
ロックアップの実行時（ロックアップクラッチ８の係合時）にドライブ部材１１がドリブン部材１５に対して回転すると（捩れると）、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２が撓むと共に、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対回転に応じて質量体としてのリングギヤ２５が軸心周りに回転（揺動）する。このようにドライブ部材１１がドリブン部材１５に対して回転（揺動）する際には、遊星歯車２１の入力要素であるキャリヤとしてのドライブ部材１１すなわち第１および第２入力プレート部材１１１，１１２の回転速度がサンギヤとしてのドリブン部材１５の回転速度よりも高くなる。従って、この際、リングギヤ２５は、遊星歯車２１の作用により増速され、ドライブ部材１１よりも高い回転速度で回転する。これにより、回転慣性質量ダンパ２０の質量体であるリングギヤ２５から、ピニオンギヤ２３を介して慣性トルクをダンパ装置１０の出力要素であるドリブン部材１５に付与し、当該ドリブン部材１５の振動を減衰させることが可能となる。なお、回転慣性質量ダンパ２０は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間で主に慣性トルクを伝達し、平均トルクを伝達することはない。
更に、質量体としてのタービンランナ５等と、当該タービンランナ５等とドリブン部材１５と連結する弾性体である複数の内側スプリングＳＰｉとは、ドライブ部材１１のドリブン部材１５に対する捩れ角が所定角度θｒｅｆ未満であって各内側スプリングＳＰｉの端部に第１および第２入力プレート部材１１１，１１２の内側スプリング当接部１１１ｃｉ，１１２ｃｉが当接していない間、ダイナミックダンパ９０を構成する。かかるダイナミックダンパ９０は、ドリブン部材１５に対し、当該ドリブン部材１５の振動とは逆位相の振動を付与し、当該ダイナミックダンパ９０によってもドリブン部材１５の振動を減衰させることができる。
次に、図５を参照しながら、ダンパ装置１０における振動の減衰原理について詳細に説明する。
上述のように、ダンパ装置１０では、ドライブ部材１１に伝達される入力トルクが上記トルクＴ１に達するまで、第１トルク伝達経路ＴＰ１に含まれる第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２と回転慣性質量ダンパ２０とが並列に作用する。このように、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２と回転慣性質量ダンパ２０とが並列に作用する際、中間部材１２と第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２とを含む第１トルク伝達経路ＴＰ１からドリブン部材１５に伝達されるトルクは、中間部材１２とドリブン部材１５との間の第２スプリングＳＰ２の変位（撓み量すなわち捩れ角）に依存（比例）したものとなる。これに対して、回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に伝達されるトルクは、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との角加速度の差、すなわちドライブ部材１１とドリブン部材１５との間の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の変位の２回微分値に依存（比例）したものとなる。これにより、ダンパ装置１０のドライブ部材１１に伝達される入力トルクＴが、Ｔ＝Ｔ0sinωtといったように周期的に振動していると仮定すれば（ただし、“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る。）、ドライブ部材１１から第１トルク伝達経路ＴＰ１を介してドリブン部材１５に伝達される振動の位相と、ドライブ部材１１から回転慣性質量ダンパ２０を介してドリブン部材１５に伝達される振動の位相とは、１８０°ずれることになる。
更に、中間部材１２を有するダンパ装置１０では、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の撓みが許容され、かつ内側スプリングＳＰｉが撓んでいない状態に対して、２つの固有振動数（共振周波数）を設定することができる。すなわち、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状態でエンジンＥＧからドライブ部材１１へのトルクの伝達が開始されると仮定した場合、第１トルク伝達経路ＴＰ１では、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の撓みが許容され、かつ内側スプリングＳＰｉが撓んでいない際に、ドライブ部材１１とドリブン部材１５とが互いに逆位相で振動することによる共振あるいはドライブ部材１１と図示しないドライブシャフトとの間で発生する主に変速機の共振（第１共振、図５における共振点Ｒ１参照）が発生する。
また、第１トルク伝達経路ＴＰ１の中間部材１２は、環状に形成されており、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際、中間部材１２に作用する慣性力が当該中間部材１２の振動を妨げる抵抗力（主に回転する中間部材１２に作用する遠心力に起因した摩擦力）よりも大きくなる。従って、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振動する中間部材１２の減衰比ζは、値１未満になる。なお、一自由度系における中間部材１２の減衰比ζは、ζ＝Ｃ／｛２・√［Ｊ 2 ・（ｋ 1 ＋ｋ 2 ）］｝と表すことができる。ただし、“Ｊ2”は、中間部材１２の慣性モーメントであり、“ｋ1”は、ドライブ部材１１と中間部材１２との間で並列に作用する複数の第１スプリングＳＰ１の合成ばね定数であり、“ｋ2”は、中間部材１２とドリブン部材１５の間で並列に作用する複数の第２スプリングＳＰ２の合成ばね定数であり、“Ｃ”は、中間部材１２の振動を妨げる当該中間部材１２の単位速度あたりの減衰力（抵抗力）である。すなわち、中間部材１２の減衰比ζは、少なくとも中間部材１２の慣性モーメントＪ2と第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の剛性ｋ1，ｋ2とに基づいて定まる。
また、上記減衰力Ｃは、次のようにして求めることができる。すなわち、上記減衰力Ｃによる損失エネルギＳｃ、中間部材１２の変位ｘをｘ＝Ａ・ｓｉｎ（ω12・ｔ）とすれば（ただし、“Ａ”は、振幅であり、“ω12”は、中間部材１２の振動周波数である。）、Ｓｃ＝π・Ｃ・Ａ2・ω12と表すことができる。更に、中間部材１２の１サイクルの振動における上述のヒステリシスＨによる損失エネルギＳｈは、中間部材１２の変位ｘをｘ＝Ａ・ｓｉｎ（ω12・ｔ）とすれば、Ｓｈ＝２・Ｈ・Ａと表すことができる。そして、上記減衰力Ｃによる損失エネルギＳｃとヒステリシスＨによる損失エネルギＳｈとが等しいと仮定すれば、上記減衰力Ｃは、Ｃ＝（２・Ｈ）／（π・Ａ・ω12）と表すことができる。
更に、一自由度系における中間部材１２の固有振動数ｆ12は、ｆ 12 ＝１／（２π）・√［（ｋ 1 ＋ｋ 2 ）／Ｊ 2 ］と表され、中間部材１２を環状に形成することで慣性モーメントＪ2が比較的大きくなることから、当該中間部材１２の固有振動数ｆ12は比較的小さくなる。これにより、第１トルク伝達経路ＴＰ１では、図５に示すように、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の撓みが許容され、かつ内側スプリングＳＰｉが撓んでいない際に、エンジンＥＧの回転数Ｎｅ（ドライブ部材１１の回転数）が共振点Ｒ１の振動数（および後述の反共振点Ａ１の振動数）に対応した回転数よりもある程度高まった段階で、中間部材１２がドライブ部材１１およびドリブン部材１５の双方と逆位相で振動することによる当該中間部材１２の共振（第２共振、図５における共振点Ｒ２参照）が発生する。
また、第１トルク伝達経路ＴＰ１（第２スプリングＳＰ２）からドリブン部材１５に伝達される振動の振幅は、図５において一点鎖線で示すように、エンジンＥＧの回転数（ドライブ部材１１の回転数）が、比較的小さい中間部材１２の固有振動数に対応した回転数に達する前に減少から増加に転じることになる。これに対して、回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に伝達される振動の振幅は、図５において二点鎖線で示すように、エンジンＥＧの回転数（ドライブ部材１１の回転数）が増加するにつれてが徐々に増加していく。これにより、ダンパ装置１０では、中間部材１２の存在により第１トルク伝達経路ＴＰ１を介して伝達されるトルクに２つのピークすなわち共振（Ｒ１，Ｒ２）が発生することに起因して、図５において実線で示すように、ドリブン部材１５の振動振幅Θ3が理論上ゼロになる反共振点Ａ１，Ａ２を合計２つ設定することができる。
更に、ダンパ装置１０において、ドリブン部材１５に連結されたダイナミックダンパ９０は、ドリブン部材１５に対し、当該ドリブン部材１５の振動とは逆位相の振動を付与する。具体的には、エンジンＥＧの回転数Ｎｅすなわちドライブ部材１１の回転数（ドライブ部材１１に伝達される振動の周波数）が低く、回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に付与される慣性トルクが小さくなる際、ダイナミックダンパ９０は、図５において点線で示すように、回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に付与される振動と同位相の振動を当該ドリブン部材１５に付与する。すなわち、ダイナミックダンパ９０は、反共振点Ａ１よりも低回転側の領域において、回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に付与される慣性トルクを補完するように作用し、第１トルク伝達経路ＴＰ１からドリブン部材１５に伝達される振動の少なくとも一部を打ち消す。
逆に、エンジンＥＧの回転数Ｎｅすなわちドライブ部材１１の回転数（ドライブ部材１１に伝達される振動の周波数）が高く、回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に付与される慣性トルクが大きくなる（過剰になる）際、ダイナミックダンパ９０は、図５において点線で示すように、第１トルク伝達経路ＴＰ１（第２スプリングＳＰ２）からドリブン部材１５に付与される振動と同位相の振動を当該ドリブン部材１５に付与する。すなわち、ダイナミックダンパ９０は、反共振点Ａ１およびＡ２の間の回転数域において、第１トルク伝達経路ＴＰ１からのトルクを補完するように作用し、回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に付与される慣性トルクの少なくとも一部を打ち消す。
この結果、ダンパ装置１０では、図５において実線で示すように、当該ダンパ装置１０からダイナミックダンパ９０を省略したもの（図５における破線参照）に比べて、低回転側の反共振点Ａ１よりも低回転側の領域や、２つの反共振点Ａ１，Ａ２間の回転数域におけるトルク変動ＴFluc（振動レベル）をより低下させることができる。従って、エンジンＥＧの回転数Ｎｅ（ドライブ部材１１の回転数）が比較的低い領域におけるダンパ装置１０の振動減衰性能をより向上させることが可能となる。
更に、本実施形態では、ダイナミックダンパ９０の共振点の振動数を低回転側の反共振点Ａ１の振動数に一致させており、これにより、反共振点Ａ１付近、特に、反共振点Ａ１よりも低回転側の領域におけるトルク変動ＴFluc（振動レベル）をより低下させることが可能となる。そして、このように反共振点Ａ１よりも低回転側の領域におけるトルク変動ＴFlucを低下させることで、ロックアップクラッチ８のロックアップ回転数Ｎｌｕｐを低回転側の反共振点Ａ１の振動数に対応したエンジンＥＧの回転数Ｎｅａ1よりも低く設定することができるので、エンジンＥＧの回転数がより低い状態で当該エンジンＥＧからのトルクを変速機ＴＭに機械的に伝達することが可能となる。この結果、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て、エンジンＥＧの燃費をより向上させることができる。なお、ロックアップ回転数Ｎｌｕｐは、エンジンＥＧの始動後に最初に当該エンジンＥＧとダンパ装置１０とを連結する際の回転数であり、複数のロックアップ回転数の中で最も低いもの、すなわちドライブ部材１１から第１トルク伝達経路ＴＰ１を介してドリブン部材１５にトルクが伝達される回転数域の最小回転数である。図５に示すように、ロックアップ回転数Ｎｌｕｐは、共振点Ｒ１での共振の振動数に対応した回転数よりも高く、共振点Ｒ１での共振（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、ダイナミックダンパ９０を含むダンパ装置１０では、反共振点Ａ１が形成された直後に当該ダイナミックダンパ９０によって振動が減衰されたのに伴ってトルク変動ＴFluc（振動レベル）が高まる（揺り戻しが発生する）が、ダイナミックダンパ９０の共振点の振動数を低回転側の反共振点Ａ１の振動数に一致させて低回転側の反共振点Ａ１よりも低回転側の領域におけるトルク変動ＴFlucを低下させることで、反共振点Ａ１が形成された直後のトルク変動ＴFluc（振動レベル）の高まりを抑え、当該トルク変動ＴFlucを許容範囲内のものとすることができる。なお、図５は、ダンパ装置１０におけるヒステリシスを考慮しない状態でのトルク変動ＴFluc等を示すものであり、実際には、反共振点Ａ１が形成された直後のトルク変動ＴFluc（振動レベル）の高まりは、当該ヒステリシスによって減衰されると考えられる。
ただし、ダイナミックダンパ９０の共振点の振動数は、必ずしも反共振点Ａ１の振動数と一致していなくてもよく、ダイナミックダンパ９０は、その共振点の振動数が反共振点Ａ１の振動数よりも若干小さくなるように設計されてもよく、その共振点の振動数が反共振点Ａ１の振動数よりも若干大きくなるように設計されてもよい。また、例えば変速機ＴＭのシャフトの共振が顕在化してしまうような場合には、ダイナミックダンパ９０の共振点の振動数を当該シャフトの共振の振動数に一致させてもよい。
本実施形態のダンパ装置１０では、第１トルク伝達経路ＴＰ１において第２共振（図５における共振点Ｒ２参照）が発生すると、中間部材１２がドリブン部材１５と逆位相で振動するようになり、図５において一点鎖線で示すように、ドライブ部材１１から第１トルク伝達経路ＴＰ１を介してドリブン部材１５に伝達される振動の位相と、ドライブ部材１１から回転慣性質量ダンパ２０を介してドリブン部材１５に伝達される振動の位相とが一致することになる。また、ダイナミックダンパ９０の共振点の振動数を反共振点Ａ１の振動数付近に設定した場合、第１トルク伝達経路ＴＰ１において第２共振が発生すると、ダイナミックダンパ９０からドリブン部材１５に伝達される振動の位相は、第１トルク伝達経路ＴＰ１からドリブン部材１５に伝達される振動の位相および回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に伝達される振動の位相と一致することになる。
ここで、ロックアップの実行によりエンジンＥＧからドライブ部材１１にトルクが伝達される状態にあり、かつ内側スプリングＳＰｉが撓んでいない本実施形態のダンパ装置１０を含む振動系については、次式（１）のような運動方程式を構築することができる。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、“Ｊ2”は、上述のように中間部材１２の慣性モーメントであり、“Ｊ3”は、ドリブン部材１５の慣性モーメントであり、“Ｊi”は、回転慣性質量ダンパ２０の質量体であるリングギヤ２５の慣性モーメントである。更に、“θ1”は、ドライブ部材１１の捩れ角であり、“θ2”は、中間部材１２の捩れ角であり、“θ3”は、ドリブン部材１５の捩れ角である。また、“λ”は、回転慣性質量ダンパ２０を構成する遊星歯車２１のギヤ比（外歯１５ｔ（サンギヤ）のピッチ円直径／リングギヤ２５の内歯２５ｔのピッチ円直径）、すなわちドリブン部材１５の回転速度に対する質量体としてのリングギヤ２５の回転速度の比である。
Figure 0006906742
更に、ドライブ部材１１への入力トルクＴが上述の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、中間部材１２の捩れ角θ2、およびドリブン部材１５の捩れ角θ3が［θ1，θ2，θ3］T＝［Θ1，Θ2，Θ3］Tsinωtといったように周期的に応答（振動）すると仮定すれば、次式（２）の恒等式を得ることができる。ただし、“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、“Θ2”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中間部材１２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１５の振動の振幅（振動振幅）である。
Figure 0006906742
式（２）において、ドリブン部材１５の振動振幅Θ3がゼロである場合、ダンパ装置１０によりエンジンＥＧからの振動が理論上完全に減衰されてドリブン部材１５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いことになる。従って、式（２）の恒等式を振動振幅Θ3について解くと共に、Θ3＝０とすることで、次式（３）に示す条件式を得ることができる。式（３）は、入力トルクＴの周期的な変動における角振動数の二乗値ω2についての２次方程式である。当該角振動数の二乗値ω2が式（５）の２つの実数解の何れか（または重解）である場合、第１トルク伝達経路ＴＰ１からドリブン部材１５に伝達されるエンジンＥＧからの振動と、回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に伝達される振動とが互いに打ち消し合い、ドリブン部材１５の振動振幅Θ3が理論上ゼロになる。この点からも、ダンパ装置１０では、ドリブン部材１５の振動振幅Θ3が理論上ゼロになる反共振点を合計２つ設定し得ることが理解されよう。
Figure 0006906742
上記式（３）の２つの解ω1およびω2は、２次方程式の解の公式から得ることが可能であり、ω1＜ω2が成立する。そして、低回転側（低周波側）の反共振点Ａ１の振動数（以下、「最小振動数」という）ｆａ1は、次式（４）に示すように表され、高回転側（高周波側）の反共振点Ａ２の振動数ｆａ2（ｆａ2＞ｆａ1）は、次式（５）に示すように表される。また、最小振動数ｆａ1に対応したエンジンＥＧの回転数Ｎｅａ1は、“ｎ”をエンジンＥＧの気筒数とすれば、Ｎｅａ1＝（１２０／ｎ）・ｆａ1と表される。
Figure 0006906742
これにより、ダンパ装置１０では、要求されるロックアップ回転数Ｎｌｕｐや最小振動数ｆａ1に基づいて、複数の第１スプリングＳＰ１の合成ばね定数ｋ1、複数の第２スプリングＳＰ２の合成ばね定数ｋ2、中間部材１２の慣性モーメントＪ2、および回転慣性質量ダンパ２０の質量体であるリングギヤ２５の慣性モーメントＪiを選択・設定することで、振動減衰性能をより向上させることが可能となる。ただし、ダンパ装置１０が適用される車両や原動機等の諸元によっては、式（３）の重解（＝１／２π・√｛（ｋ1＋ｋ2）／（２・Ｊ2）｝を上記最小振動数ｆａ1としてもよい。
なお、ダンパ装置１０において、ドライブ部材１１に遊星歯車２１のサンギヤを連結（一体化）すると共に、ドリブン部材１５を遊星歯車２１のキャリヤとして構成してもよい。また、ダイナミックダンパ９０は、タービンランナ５を含まない専用の質量体を含むものであってもよい。更に、上述のダンパ装置１０では、内側スプリングＳＰｉがダイナミックダンパ９０の弾性体として兼用されるが、これに限られるものではない。すなわち、図６に示す発進装置１Ｘに含まれるダンパ装置１０Ｘのダイナミックダンパ９０Ｘは、専用の複数のスプリングＳＰｄと、ドリブン部材１５Ｘに連結されると共に複数のスプリングＳＰｄを保持する連結部材１５０と、質量体としてのタービンランナ５に設けられた複数のスプリング当接部５５ｃとを含む。この場合、スプリングＳＰｄは、軸方向からみて回転慣性質量ダンパ２０のリングギヤ２５と重なるようにタービンランナ５の外周部近傍に配置されるとよい。これにより、デッドスペースとなりがちなタービンランナ５の外周部近傍の領域をスプリングＳＰｄの配置スペースとして有効に利用し、装置全体のスペース効率を向上させることが可能となる。
更に、エンジンＥＧのロックアップ回転数Ｎｌｕｐは、必ずしも、低回転側の反共振点Ａ１の振動数に対応したエンジンＥＧの回転数Ｎｅａ1よりも低く設定される必要はない。すなわち、ロックアップ回転数Ｎｌｕｐは、低回転側の反共振点Ａ１の振動数（最小振動数ｆａ1）に対応した回転数Ｎｅａ1を中心とする所定の回転数範囲内に設定されてもよい。当該所定の回転数範囲は、例えば、Ｎｅａ1−１０００ｒｐｍ≦Ｎｌｕｐ≦Ｎｅａ1＋１０００ｒｐｍ、より好ましくは、Ｎｅａ1−６００ｒｐｍ≦Ｎｌｕｐ≦Ｎｅａ1＋６００ｒｐｍという範囲であってもよい。また、ロックアップ回転数Ｎｌｕｐは、回転数Ｎｅａ1と一致していてもよく、回転数Ｎｅａ1付近の値（例えば、Ｎｅａ1−１００ｒｐｍ≦Ｎｌｕｐ≦Ｎｅａ1＋１００ｒｐｍ）に設定されてもよい。
図７は、本開示における他の変形態様のダンパ装置１０Ｙを含む発進装置１Ｙを示す概略構成図である。なお、発進装置１Ｙやダンパ装置１０Ｙの構成要素のうち、上述の発進装置１やダンパ装置１０等と同一の要素については同一の符号を付し、重複する説明を省略する。
図１０に示すダンパ装置１０Ｙは、回転要素として、ドライブ部材（入力要素）１１Ｙと、中間部材（中間要素）１２Ｙと、ドリブン部材（出力要素）１５Ｙとを含む。更に、ダンパ装置１０Ｙ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１１Ｙと中間部材１２Ｙとの間でトルクを伝達する複数の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１と、それぞれ対応する第１スプリングＳＰ１と直列に作用して中間部材１２Ｙとドリブン部材１５Ｙとの間でトルクを伝達する複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２とを含む。複数の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１、中間部材１２Ｙ、複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２は、ドライブ部材１１Ｙとドリブン部材１５Ｙとの間でトルク伝達経路ＴＰを構成する。更に、ドリブン部材１５Ｙには、ダイナミックダンパ９０Ｙが連結される。ダイナミックダンパ９０Ｙは、専用の複数のスプリングＳＰｄと、ドリブン部材１５Ｙに連結されると共に複数のスプリングＳＰｄを保持する連結部材１５０Ｙと、質量体としてのタービンランナ５に設けられた複数のスプリング当接部５５ｃとを含む。
また、回転慣性質量ダンパ２０Ｙは、上記回転慣性質量ダンパ２０と同様にシングルピニオン式の遊星歯車２１により構成され、ドライブ部材１１Ｙとドリブン部材１５Ｙとの間にトルク伝達経路ＴＰと並列に設けられる。回転慣性質量ダンパ２０Ｙにおいて、ドライブ部材１１Ｙ（第１および第２入力プレート部材１１１，１１２）は、複数のピニオンギヤ２３を回転自在に支持して遊星歯車２１のキャリヤとして機能する。また、ドリブン部材１５Ｙには、外歯１５ｔを有し、遊星歯車２１のサンギヤとして機能する。
更に、ダンパ装置１０Ｙは、ドライブ部材１１Ｙと中間部材１２Ｙとの相対回転、すなわち第１スプリングＳＰ１の撓みを規制する第１ストッパＳＴ１と、中間部材１２Ｙとドリブン部材１５Ｙとの相対回転、すなわち第２スプリングＳＰ２の撓みを規制する第２ストッパＳＴ２とを含む。第１および第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２の一方は、ドライブ部材１１Ｙへの入力トルクがダンパ装置１０Ｙの最大捩れ角θｍａｘに対応したトルクＴ２よりも小さい予め定められたトルクＴ１に達してドライブ部材１１Ｙのドリブン部材１５Ｙに対する捩れ角が所定角度θｒｅｆ以上になると、ドライブ部材１１Ｙと中間部材１２Ｙとの相対回転、または中間部材１２Ｙとドリブン部材１５Ｙとの相対回転を規制する。また、第１および第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２の他方は、ドライブ部材１１Ｙへの入力トルクがトルクＴ２に達すると、中間部材１２Ｙとドリブン部材１５Ｙとの相対回転、またはドライブ部材１１Ｙと中間部材１２Ｙとの相対回転を規制する。
これにより、第１および第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２の一方が作動するまで、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の撓みが許容され、第１および第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２の一方が作動すると、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の一方の撓みが規制される。そして、第１および第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２の双方が作動すると、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の双方の撓みが規制される。従って、ダンパ装置１０Ｙも、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または第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２は、ドライブ部材１１Ｙとドリブン部材１５Ｙとの相対回転を規制するように構成されてもよい。
このような構成を有するダンパ装置１０Ｙにおいても、上述のダンパ装置１０，１０Ｘと同様の作用効果を得ることが可能となる。また、ダンパ装置１０Ｙでは、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の何れか一方が他方の径方向外側で周方向に間隔をおいて並ぶように配設されてもよい。すなわち、例えば複数の第１スプリングＳＰ１が流体室９内の外周側領域に周方向に間隔をおいて並ぶように配設されてもよく、例えば複数の第２スプリングＳＰ２が複数の第１スプリングＳＰ１の径方向内側で周方向に間隔をおいて並ぶように配設されてもよい。この場合、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、径方向からみて少なくとも部分的に重なるように配置されてもよい。また、スプリングＳＰｄは、軸方向からみて回転慣性質量ダンパ２０Ｙのリングギヤ２５と重なるようにタービンランナ５の外周部近傍に配置されてもよく、第１または第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２と周方向に並ぶように配置されてもよい。更に、ダンパ装置１０Ｙにおいて、ドライブ部材１１Ｙに遊星歯車２１のサンギヤを連結（一体化）すると共に、ドリブン部材１５Ｙを遊星歯車２１のキャリヤとして構成してもよい。
図８は、本開示における更に他の変形態様のダンパ装置１０Ｚを含む発進装置１Ｚを示す概略構成図である。なお、発進装置１Ｚやダンパ装置１０Ｚの構成要素のうち、上述の発進装置１やダンパ装置１０等と同一の要素については同一の符号を付し、重複する説明を省略する。
図８に示すダンパ装置１０Ｚは、回転要素として、ドライブ部材（入力要素）１１Ｚと、第１中間部材（第１中間要素）１３と、第２中間部材（第２中間要素）１４と、ドリブン部材（出力要素）１５Ｚとを含む。更に、ダンパ装置１０Ｚ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１３との間でトルクを伝達する複数の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１′と、第１中間部材１３と第２中間部材１４との間でトルクを伝達する複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２′と、第２中間部材１４とドリブン部材１５Ｚとの間でトルクを伝達する複数の第３スプリング（第３弾性体）ＳＰ３とを含む。複数の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１′、第１中間部材１３、複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２′、第２中間部材１４、複数の第３スプリングＳＰ３は、ドライブ部材１１Ｚとドリブン部材１５Ｚとの間でトルク伝達経路ＴＰを構成する。また、回転慣性質量ダンパ２０Ｚは、上記回転慣性質量ダンパ２０，２０Ｙと同様にシングルピニオン式の遊星歯車２１により構成され、ドライブ部材１１Ｚとドリブン部材１５Ｚとの間にトルク伝達経路ＴＰと並列に設けられる。更に、ドリブン部材１５Ｚには、ダイナミックダンパ９０Ｚが連結される。ダイナミックダンパ９０Ｙは、専用の複数のスプリングＳＰｄと、ドリブン部材１５Ｚに連結されると共に複数のスプリングＳＰｄを保持する連結部材１５０Ｚと、質量体としてのタービンランナ５に設けられた複数のスプリング当接部５５ｃとを含む。
このような第１および第２中間部材１３，１４を有するダンパ装置１０Ｚでは、第１〜第３スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′およびＳＰ３のすべての撓みが許容されている際に、トルク伝達経路ＴＰにおいて３つの共振が発生する。すなわち、トルク伝達経路ＴＰでは、第１〜第３スプリングＳＰ１′〜ＳＰ３の撓みが許容されている際に、ドライブ部材１１Ｚとドリブン部材１５Ｚとが互いに逆位相で振動することによるダンパ装置１０Ｚ全体の共振が発生する。また、トルク伝達経路ＴＰでは、第１〜第３スプリングＳＰ１′〜ＳＰ３の撓みが許容されている際に、第１および第２中間部材１３，１４がドライブ部材１１Ｚおよびドリブン部材１５Ｚの双方と逆位相で振動することによる共振が発生する。更に、トルク伝達経路ＴＰでは、第１〜第３スプリングＳＰ１′〜ＳＰ３の撓みが許容されている際に、第１中間部材１３がドライブ部材１１Ｚとは逆位相で振動し、第２中間部材１４が第１中間部材１３とは逆位相で振動し、かつドリブン部材１５Ｚが第２中間部材１４とは逆位相で振動することによる共振が発生する。従って、ダンパ装置１０Ｚでは、トルク伝達経路ＴＰからドリブン部材１５Ｚに伝達される振動と、回転慣性質量ダンパ２０Ｚからドリブン部材１５Ｚに伝達される振動とが理論上互いに打ち消し合うことになる反共振点を合計３つ設定することが可能となる。
更に、ダンパ装置１０Ｚにおいても、ドリブン部材１５Ｚに連結されたダイナミックダンパ９０Ｚは、ドリブン部材１５Ｚに対し、当該ドリブン部材１５Ｚの振動とは逆位相の振動を付与する。すなわち、ダイナミックダンパ９０Ｚも、回転慣性質量ダンパ２０Ｚからドリブン部材１５Ｚに付与される慣性トルクが小さくなる際には、当該慣性トルクを補完するように作用し、逆に、回転慣性質量ダンパ２０Ｚからドリブン部材１５Ｚに付与される慣性トルクが大きくなる（過剰になる）際、当該慣性トルクの少なくとも一部を打ち消す（トルク伝達経路ＴＰからのトルクを補完する）ように作用する。この結果、このダンパ装置１０Ｚにおいもて、最も低回転側の反共振点よりも低回転側の領域や、隣り合う反共振点の間の回転数域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ので、振動減衰性能をより向上させることができる。また、ダンパ装置１０Ｚでは、第１の反共振点よりも高回転側（高周波側）の第２の反共振点を例えば変速機ＴＭの入力軸ＩＳの共振点（の振動数）に一致させたり（より近づけたり）、第２の反共振点よりも高回転側（高周波側）の第３の反共振点を例えばダンパ装置１０Ｚ内の共振点（の振動数）に一致させたり（より近づけたり）することで、これらの共振の発生をも良好に抑制することができる。
なお、ダンパ装置１０Ｚは、３つ以上の中間部材をトルク伝達経路ＴＰに含むように構成されてもよい。また、ダンパ装置１０Ｚにおいて、ドライブ部材１１Ｚに遊星歯車２１のサンギヤを連結（一体化）すると共に、ドリブン部材１５Ｚを遊星歯車２１のキャリヤとして構成してもよい。更に、ダンパ装置１０Ｚにおいて、例えば第１中間部材１３に遊星歯車２１のサンギヤを連結（一体化）してもよく、例えば第１中間部材１３を遊星歯車２１のキャリヤとして構成してもよい。
図９は、ダンパ装置１０に適用可能な他のドリブン部材１５Ｂを示す正面図である。同図に示すドリブン部材１５Ｂでは、上述のドリブン部材１５における有端スリット１５ｓが省略されており、内側スプリング収容窓１５ｗｉの周長が２本の内側スプリングＳＰｉの周長の合計よりも長く定められている。図示するように、各内側スプリング収容窓１５ｗｉには、２本の内側スプリングＳＰｉが間隔をおいて配置される。また、ドリブン部材１５Ｂと共に用いられる連結部材５５Ｂは、内側スプリング収容窓１５ｗｉと同数のスプリング当接部５５ｃを有し、各スプリング当接部５５ｃは、２本の内側スプリングＳＰｉの周方向における間に差し込まれて両者の端部に当接する。すなわち、取付状態において、各内側スプリングＳＰｉの一方の端部は、ドリブン部材１５Ｂの対応する内側スプリング当接部１５ｃｉに当接し、他方の端部は、連結部材５５Ｂの対応するスプリング当接部５５ｃに当接する。
このような構成を採用しても、質量体としてのタービンランナ５等と弾性体としての複数の内側スプリングＳＰｉとを含むダイナミックダンパ９０をダンパ装置１０の出力要素であるドリブン部材１５Ｂに連結することができる。また、ドリブン部材１５Ｂを採用した場合も、内側スプリング当接部１５ｃｉとスプリング当接部５５ｃとの双方が内側スプリングＳＰｉの端部の中心付近を押すように、内側スプリング当接部１５ｃｉとスプリング当接部５５ｃとを内側スプリングＳＰｉの端部の中心と重なるように交差（直交）させることができる。これにより、内側スプリングＳＰｉを軸心に沿ってより適正に伸縮させてヒステリシス、すなわち減荷時に当該内側スプリングＳＰｉに作用する摩擦力を低減化することが可能となる。
図１０は、本開示における更に他の変形態様のダンパ装置１０Ｖを含む発進装置１Ｖを示す概略構成図である。なお、発進装置１Ｖやダンパ装置１０Ｖの構成要素のうち、上述の発進装置１やダンパ装置１０等と同一の要素については同一の符号を付し、重複する説明を省略する。
図１０のダンパ装置１０Ｖ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）１１Ｖおよびドリブン部材（出力要素）１５Ｖを含むと共に、トルク伝達弾性体としてドライブ部材１１Ｖとドリブン部材１５Ｖとの間に並列に配置される複数のスプリングＳＰを含むものである。また、回転慣性質量ダンパ２０Ｖは、上記回転慣性質量ダンパ２０等と同様にシングルピニオン式の遊星歯車２１により構成され、ドライブ部材１１Ｖとドリブン部材１５Ｖとの間に、スプリングＳＰを含む第１トルク伝達経路ＴＰ１と並列に設けられる。更に、ダイナミックダンパ９０Ｖは、質量体（第２質量体）としてのタービンランナ５、図示しないタービンハブおよび連結部材５５と、これらとドリブン部材１５Ｖとの間で並列に配置される弾性体である複数の内側スプリングＳＰｉにより構成される。複数の内側スプリングＳＰｉは、ドライブ部材１１Ｖのドリブン部材１５Ｖに対する捩れ角が所定角度未満であって各内側スプリングＳＰｉの端部にドライブ部材１１Ｖの内側スプリング当接部１１１ｃｉ，１１２ｃｉが当接していない間、ダイナミックダンパ９０Ｖの弾性体として用いられる。
かかるダンパ装置１０Ｖでは、ドライブ部材１１Ｖから第１トルク伝達経路ＴＰ１を介してドリブン部材１５Ｖに伝達される振動と、ドライブ部材１１Ｖから回転慣性質量ダンパ２０Ｖを介してドリブン部材１５Ｖに伝達される振動とが理論上互いに打ち消し合うことになる反共振点を１つ設定することができる。また、ダンパ装置１０Ｖにおいて、ダイナミックダンパ９０Ｖは、主に、エンジンＥＧの回転数Ｎｅすなわちドライブ部材１１Ｖの回転数（ドライブ部材１１Ｖに伝達される振動の周波数）が高まり、回転慣性質量ダンパ２０Ｖからドリブン部材１５Ｖに付与される慣性トルクが大きくなった（過剰になった）際に、第１トルク伝達経路ＴＰ１（スプリングＳＰ）からドリブン部材１５Ｖに付与される振動と同位相の振動を当該ドリブン部材１５Ｖに付与する。すなわち、ダイナミックダンパ９０Ｖは、反共振点よりも高回転側の回転数域において、第１トルク伝達経路ＴＰ１からのトルクを補完するように作用し、回転慣性質量ダンパ２０Ｖからドリブン部材１５Ｖに付与される慣性トルクの少なくとも一部を打ち消す。また、ダイナミックダンパ９０Ｖも、エンジンＥＧの回転数Ｎｅすなわちドライブ部材１１の回転数（ドライブ部材１１に伝達される振動の周波数）が低い際に（反共振点よりも低回転側の回転数域で）、回転慣性質量ダンパ２０Ｖからドリブン部材１５Ｖに付与される慣性トルクを補完するように作用し、第１トルク伝達経路ＴＰ１からドリブン部材１５Ｖに伝達される振動の少なくとも一部を打ち消すことができる。これにより、ダンパ装置１０Ｖにおいても、振動減衰性能をより向上させることが可能となる。
図１１は、本開示における他の変形態様のダンパ装置１０Ｗを含む発進装置１Ｗを示す概略構成図である。なお、発進装置１Ｗやダンパ装置１０Ｗの構成要素のうち、上述の発進装置１やダンパ装置１０等と同一の要素については同一の符号を付し、重複する説明を省略する。
図１１に示す発進装置１Ｗに含まれるダンパ装置１０Ｗでは、内側スプリングＳＰｉが当該ダンパ装置１０Ｗのトルク伝達弾性体としてのみ利用される。また、ダンパ装置１０Ｗのダイナミックダンパ９０Ｗは、複数（例えば、３個）の専用のスプリングＳＰｄと、ドリブン部材１５Ｗに連結されると共に複数のスプリングＳＰｄを保持する連結部材１５０Ｗと、質量体としてのタービンランナ５に固定された連結部材５５Ｗとを含む。連結部材１５０Ｗは、複数のリベットを介してドリブン部材１５Ｗに連結（固定）される内周部と当該内周部から径方向外側に延出された複数（例えば、６個）のスプリング当接部１５１ｃとを有する第１プレート部材１５１と、複数のリベットを介して当該第１プレート部材１５１に連結（固定）される環状の第２プレート部材１５２とを含む。第１プレート部材１５１の複数のスプリング当接部１５１ｃは、２個ずつ対をなすように形成され、互いに対をなす２個のスプリング当接部１５１ｃの間には、１個のスプリングＳＰｄが配置される。また、第２プレート部材１５２は、タービンランナ５よりも若干大きい外径を有し、第１プレート部材１５１の複数のスプリング当接部１５１ｃと共に複数のスプリングＳＰｄを保持するように形成されている。更に、連結部材５５Ｗは、２個ずつ対をなして周方向に間隔をおいて並ぶように軸方向に延出された複数（例えば６個）のスプリング当接部５５ｃを有し、タービンランナ５のタービンシェル５０の外周部に固定（溶接）される。そして、互いに対をなす２個のスプリング当接部５５ｃの間には、１個のスプリングＳＰｄが配置される。
かかるダンパ装置１０Ｗにおいて、ダイナミックダンパ９０ＷのスプリングＳＰｄは、軸方向からみて回転慣性質量ダンパ２０のリングギヤ２５と重なるようにタービンランナ５の外周部近傍すなわち流体室９内の外周側領域に配置される。これにより、デッドスペースとなりがちなタービンランナ５の外周部近傍の領域をスプリングＳＰｄの配置スペースとして有効に利用し、装置全体のスペース効率を向上させることが可能となる。更に、ダイナミックダンパ９０ＷのスプリングＳＰｄの捩れ角を充分に確保することができるので、ダイナミックダンパ９０Ｗ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、内側スプリングＳＰｉの剛性をより高くすることができるので、ダンパ装置１０Ｗの最大入力トルクをより高くすることが可能となる。
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（１１，１１Ｙ，１１Ｚ）、中間要素（１２，１２Ｙ，１３，１４）、出力要素（１５，１５Ｙ，１５Ｚ，１５Ｗ）、前記入力要素と前記中間要素との間でトルクを伝達する第１弾性体（ＳＰ１，ＳＰ１′）、および前記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（ＳＰ２，ＳＰ２′）を含むダンパ装置（１０，１０Ｘ，１０Ｙ，１０Ｚ，１０Ｗ）において、前記入力要素（１１，１１Ｙ，１１Ｚ）と前記出力要素（１５，１５Ｙ，１５Ｚ）との相対回転に応じて回転する第１質量体（２５）を有し、前記入力要素（１１，１１Ｙ，１１Ｚ）と前記出力要素（１５，１５Ｙ，１５Ｚ，１５Ｗ）との間に、前記第１弾性体（ＳＰ１）、前記中間要素および前記第２弾性体（ＳＰ２）を含むトルク伝達経路（ＴＰ１，ＴＰ）と並列に設けられる回転慣性質量ダンパ（２０，２０Ｙ，２０Ｚ）と、第２質量体（５，５２，５５，５５Ｂ，５５Ｗ）と、前記第２質量体と前記出力要素（１５，１５Ｙ，１５Ｚ，１５Ｗ）とを連結する弾性体（ＳＰｉ，ＳＰｄ）を含むダイナミックダンパ（９０，９０Ｘ，９０Ｙ，９０Ｚ，９０Ｗ）とを備えるものである。
本開示のダンパ装置では、入力要素に伝達される入力トルクが周期的に振動していると仮定すれば、入力要素からトルク伝達経路を介して出力要素に伝達される振動の位相と、入力要素から回転慣性質量ダンパを介して出力要素に伝達される振動の位相とが１８０°ずれることになる。また、中間要素を含むトルク伝達経路では、第１および第２弾性体の撓みが許容されている状態に対して、複数の固有振動数（共振周波数）を設定すると共に、入力要素の回転数が当該複数の固有振動数の何れかに対応した回転数に達した段階で中間要素の共振を発生させることができる。従って、本開示のダンパ装置では、トルク伝達経路から出力要素に伝達される振動と、回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達される振動とが理論上互いに打ち消し合うことになる反共振点を２つ設定することが可能となる。更に、第２質量体および当該第２質量体と出力要素とを連結する弾性体は、ダイナミックダンパを構成し、当該ダイナミックダンパは、出力要素に対し、当該出力要素の振動とは逆位相の振動を付与する。これにより、入力要素に伝達される振動の周波数（入力要素の回転数）が小さく、回転慣性質量ダンパから出力要素に付与される慣性トルクが小さくなる際、ダイナミックダンパは、トルク伝達経路から出力要素に伝達される振動の少なくとも一部を打ち消す（慣性トルクを補完する）ように作用する。逆に、入力要素に伝達される振動の周波数（入力要素の回転数）が大きく、回転慣性質量ダンパから出力要素に付与される慣性トルクが大きくなる（過剰になる）際、ダイナミックダンパは、当該慣性トルクの少なくとも一部を打ち消す（トルク伝達経路からのトルクを補完する）ように作用する。この結果、本開示のダンパ装置では、低回転側の反共振点よりも低回転側の領域や、２つの反共振点の間の回転数域における振動レベルをより低下させることができるので、入力要素の回転数が比較的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、前記入力要素（１１，１１Ｙ，１１Ｚ）から前記トルク伝達経路（ＴＰ１）を介して前記出力要素（１５，１５Ｙ，１５Ｚ，１５Ｗ）にトルクが伝達される回転数域の最小回転数（Ｎｌｕｐ）は、前記出力要素の振動振幅（１５，１５Ｙ，１５Ｚ，１５Ｗ）が理論上ゼロになる反共振点（Ａ１，Ａ２）の振動数のうちの最小振動数（ｆａ1）に対応した回転数（Ｎｅａ1）よりも低くてもよい。すなわち、本開示のダンパ装置では、低回転側の反共振点よりも低回転側の領域における振動レベルをより低下させることができるので、トルク伝達経路を介して出力要素にトルクが伝達される回転数域の最小回転数（ロックアップ回転数）をより低下させて動力の伝達効率を向上させ、それによりエンジンの燃費をより向上させることが可能となる。
更に、前記入力要素（１１，１１Ｙ，１１Ｚ）から前記トルク伝達経路（ＴＰ１）を介して前記出力要素（１５，１５Ｙ，１５Ｚ，１５Ｗ）にトルクが伝達される回転数域の最小回転数（Ｎｌｕｐ）は、前記出力要素（１５，１５Ｙ，１５Ｚ，１５Ｗ）の振動振幅が理論上ゼロになる反共振点（Ａ１，Ａ２）の振動数のうちの最小振動数（ｆａ1）に対応した回転数（Ｎｅａ1）を中心とする所定の回転数範囲に含まれてもよい。この場合、前記所定の回転数範囲は、前記最小振動数に対応した回転数を“Ｎｅａ1”としたときに、Ｎｅａ1−６００ｒｐｍ以上、かつＮｅａ1＋６００ｒｐｍ以下の範囲であってよい。
また、前記ダンパ装置（１０）は、前記出力要素（１５）に対する前記入力要素（１１）の捩れ角が所定角度（θｒｅｆ）以上になると前記第１および第２弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２）と並列に作用する第３弾性体（ＳＰｉ）を更に備えてもよく、前記第３弾性体（ＳＰｉ）は、前記出力要素（１５）に対する前記入力要素（１１）の前記捩れ角が前記所定角度（θｒｅｆ）未満である間、前記第２質量体（１２）と前記出力要素（１５）とを連結するものであってもよい。これにより、ダイナミックダンパに専用の弾性体を設ける必要がなくなるので、ダンパ装置の大型化を良好に抑制することが可能となる。
また、前記トルク伝達経路（ＴＰ）は、前記中間要素として第１および第２中間要素（１３，１４）を含むと共に、第３弾性体（ＳＰ３）を更に含んでもよく、前記第１弾性体（ＳＰ１′）は、前記入力要素（１１Ｚ）と前記第１中間要素（１３）との間でトルクを伝達してもよく、前記第２弾性体（ＳＰ２′）は、前記第１中間要素（１３）と前記第２中間要素（１４）との間でトルクを伝達してもよく、前記第３弾性体（ＳＰ３）は、前記第２中間要素（１４）と前記出力要素（１５Ｚ）との間でトルクを伝達してもよい。かかるダンパ装置では、入力要素からトルク伝達経路を介して出力要素に伝達される振動と、入力要素から回転慣性質量ダンパを介して出力要素に伝達される振動とが理論上互いに打ち消し合うことになる反共振点を合計３つ設定することができるので、振動減衰性能をより一層向上させることが可能となる。
更に、前記第２質量体は、流体伝動装置のタービンランナ（５）を含むものであってもよい。ただし、前記第２質量体は、タービンランナを含まない専用の質量体であってもよいことはいうまでもない。
また、前記出力要素（１５，１５Ｙ，１５Ｚ，１５Ｗ）は、変速機（ＴＭ）の入力軸（ＩＳ）に作用的（直接または間接的）に連結されてもよい。
本開示の他のダンパ装置は、エンジン（ＥＧ）からのトルクが伝達される入力要素（１１Ｖ）、出力要素（１５Ｖ）、前記入力要素（１１Ｖ）と前記出力要素（１５Ｖ）との間でトルクを伝達するトルク伝達弾性体（ＳＰ）を含むダンパ装置（１０Ｖ）において、前記入力要素（１１Ｖ）と前記出力要素（１５Ｖ）との相対回転に応じて回転する第１質量体（２５）を有し、前記入力要素（１１Ｖ）と前記出力要素（１５Ｖ）との間に、前記トルク伝達弾性体（ＳＰ）を含むトルク伝達経路（ＴＰ１）と並列に設けられる回転慣性質量ダンパ（２０Ｖ）と、第２質量体（５，５５）および前記第２質量体（５，５５）と前記出力要素（１５Ｖ）とを連結する弾性体（ＳＰｉ）とを備えるものである。
かかるダンパ装置では、トルク伝達経路から出力要素に伝達される振動と、回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達される振動とが理論上互いに打ち消し合うことになる反共振点を１つ設定することができる。また、第２質量体および当該第２質量体と出力要素とを連結する弾性体は、ダイナミックダンパを構成する。当該ダイナミックダンパは、主に、入力要素に伝達される振動の周波数（入力要素の回転数）が大きく、回転慣性質量ダンパから出力要素に付与される慣性トルクが大きくなる（過剰になる）際、当該慣性トルクの少なくとも一部を打ち消す（トルク伝達経路からのトルクを補完する）ように作用する。また、当該ダイナミックダンパは、入力要素に伝達される振動の周波数（入力要素の回転数）が小さく、回転慣性質量ダンパから出力要素に付与される慣性トルクが小さくなる際、トルク伝達経路から出力要素に伝達される振動の少なくとも一部を打ち消す（慣性トルクを補完する）ように作用し得る。これにより、ダンパ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。
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、ダンパ装置の製造分野等において利用可能である。

Claims (10)

  1. エンジンからのトルクが伝達される入力要素、中間要素、出力要素、前記入力要素と前記中間要素との間でトルクを伝達する第１弾性体、および前記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弾性体を含むダンパ装置において、
    前記入力要素と前記出力要素との相対回転に応じて回転する第１質量体を有し、前記入力要素と前記出力要素との間に、前記第１弾性体、前記中間要素および前記第２弾性体を含むトルク伝達経路と並列に設けられる回転慣性質量ダンパと、
    第２質量体と、
    前記出力要素に対する前記入力要素の捩れ角が所定角度以上になると前記第１および第２弾性体と並列に作用する第３弾性体と備え、
    前記第３弾性体は、前記出力要素に対する前記入力要素の前記捩れ角が前記所定角度未満である間、前記第２質量体と前記出力要素とを連結するダンパ装置。
  2. エンジンからのトルクが伝達される入力要素、中間要素、出力要素、前記入力要素と前記中間要素との間でトルクを伝達する第１弾性体、および前記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弾性体を含むダンパ装置において、
    前記入力要素と前記出力要素との相対回転に応じて回転する第１質量体を有し、前記入力要素と前記出力要素との間に、前記第１弾性体、前記中間要素および前記第２弾性体を含むトルク伝達経路と並列に設けられる回転慣性質量ダンパと、
    第２質量体と、前記第２質量体と前記出力要素とを連結する弾性体とを含むダイナミックダンパとを備え、
    前記ダイナミックダンパは、前記ダイナミックダンパの共振点の振動数が、前記出力要素の振動振幅が理論上ゼロになる反共振点の振動数のうちの最小振動数に一致するように設計されているダンパ装置。
  3. 請求項１または２に記載のダンパ装置において、
    前記入力要素から前記トルク伝達経路を介して前記出力要素にトルクが伝達される回転数域の最小回転数は、前記出力要素の振動振幅が理論上ゼロになる反共振点の振動数のうちの最小振動数に対応した回転数よりも低いダンパ装置。
  4. 請求項１または２に記載のダンパ装置において、
    前記入力要素から前記トルク伝達経路を介して前記出力要素にトルクが伝達される回転数域の最小回転数は、前記出力要素の振動振幅が理論上ゼロになる反共振点の振動数のうちの最小振動数に対応した回転数を中心とした所定の回転数範囲に含まれるダンパ装置。
  5. 請求項４に記載のダンパ装置において、
    前記所定の回転数範囲は、前記最小振動数に対応した回転数を“Ｎｅａ1”としたときに、Ｎｅａ1−６００ｒｐｍ以上、かつＮｅａ1＋６００ｒｐｍ以下の範囲であるダンパ装置。
  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、
    前記トルク伝達経路は、前記中間要素として第１および第２中間要素を含むと共に、他の弾性体を更に含み、
    前記第１弾性体は、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し、前記第２弾性体は、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し、前記他の弾性体は、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ダンパ装置。
  7. エンジンからのトルクが伝達される入力要素、出力要素、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トルク伝達弾性体を含むダンパ装置において、
    前記入力要素と前記出力要素との相対回転に応じて回転する第１質量体を有し、前記入力要素と前記出力要素との間に、前記トルク伝達弾性体を含むトルク伝達経路と並列に設けられる回転慣性質量ダンパと、
    第２質量体と、
    前記出力要素に対する前記入力要素の捩れ角が所定角度以上になると前記トルク伝達弾性体と並列に作用する弾性体と備え、
    前記弾性体は、前記出力要素に対する前記入力要素の前記捩れ角が前記所定角度未満である間、前記第２質量体と前記出力要素とを連結するダンパ装置。
  8. エンジンからのトルクが伝達される入力要素、出力要素、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トルク伝達弾性体を含むダンパ装置において、
    前記入力要素と前記出力要素との相対回転に応じて回転する第１質量体を有し、前記入力要素と前記出力要素との間に、前記トルク伝達弾性体を含むトルク伝達経路と並列に設けられる回転慣性質量ダンパと、
    第２質量体と、前記第２質量体と前記出力要素とを連結する弾性体とを含むダイナミックダンパとを備え、
    前記ダイナミックダンパは、前記ダイナミックダンパの共振点の振動数が、前記出力要素の振動振幅が理論上ゼロになる反共振点の振動数のうちの最小振動数に一致するように設計されているダンパ装置。
  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、前記第２質量体は、流体伝動装置のタービンランナを含むダンパ装置。
  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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