WO2016021668A1 - ダンパ装置 - Google Patents

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WO2016021668A1
WO2016021668A1 PCT/JP2015/072296 JP2015072296W WO2016021668A1 WO 2016021668 A1 WO2016021668 A1 WO 2016021668A1 JP 2015072296 W JP2015072296 W JP 2015072296W WO 2016021668 A1 WO2016021668 A1 WO 2016021668A1
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WO
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damper device
elastic body
torque
intermediate element
input
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PCT/JP2015/072296
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由浩 滝川
大樹 長井
貴生 坂本
伊藤　和広
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アイシン・エィ・ダブリュ株式会社
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Priority to DE112015002955.9T priority patent/DE112015002955T5/de
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Definitions

  • the present disclosure relates to a damper device including an input element to which power from an internal combustion engine is transmitted and an output element.
  • a double-pass damper used in connection with a torque converter is known (for example, see Patent Document 1).
  • the vibration path from the engine and the lockup clutch to the output hub is divided into two parallel vibration paths B and C, each of which includes a pair of springs, A separate intermediate flange is disposed between the pair of springs.
  • the turbine of the torque converter is coupled to the intermediate flange of the vibration path B in order to make the resonance frequencies of the two vibration paths different, and the natural frequency of the intermediate flange of the vibration path B is determined by the intermediate flange of the vibration path C. Is less than the natural frequency of.
  • vibration from the engine enters the two vibration paths B and C of the damper device.
  • an engine vibration of a certain frequency reaches a vibration path B including an intermediate flange coupled to the turbine
  • the vibration phase between the intermediate flange of the vibration path B and the output hub is 180 degrees with respect to the input vibration phase. It is shifted.
  • the vibration that has entered the vibration path C is output without causing a phase shift (shift). Transmitted to the hub.
  • the vibration at the output hub can be attenuated by shifting the phase of the vibration transmitted from the vibration path B to the output hub and the phase of the vibration transmitted from the vibration path C to the output hub by 180 degrees. it can.
  • the two intermediate flanges (36, 38) are arranged so as to face each other in the axial direction of the double-pass damper (see FIGS. 5A and 5B of the same document). Accordingly, the pair of springs (35a, 35b) constituting the vibration path B are arranged so as to be aligned in the radial direction of the double pass damper, and the pair of springs (37a, 37b) constituting the vibration path C are also arranged in the diameter of the double pass damper. Arranged in a direction.
  • a damper device is a damper device including an input element to which power from an internal combustion engine is transmitted and an output element, and transmits torque between the first intermediate element and the input element and the first intermediate element. And a first torque transmission path including a second elastic body that transmits torque between the first intermediate element and the output element, a second intermediate element, the input element, and the second intermediate A third elastic body that transmits torque to and from the element; and a fourth elastic body that transmits torque between the second intermediate element and the output element, and is provided in parallel with the first torque transmission path.
  • a second torque transmission path wherein the first and second elastic bodies are arranged along the circumferential direction of the damper device, and the third and fourth elastic bodies are arranged along the circumferential direction. The first and second elastic bodies are lined up But also it is positioned outward in the radial direction of the damper device.
  • the phase of vibration transmitted from the first torque transmission path to the output element, and the phase of vibration transmitted from the second torque transmission path to the output element Is set, for example, to an anti-resonance point at which the vibration amplitude of the output element is theoretically zero when it is shifted by 180 degrees due to the occurrence of resonance according to the natural frequency of the second torque transmission path (second intermediate element).
  • the phase of vibration transmitted from the first torque transmission path to the output element Is set, for example, to an anti-resonance point at which the vibration amplitude of the output element is theoretically zero when it is shifted by 180 degrees due to the occurrence of resonance according to the natural frequency of the second torque transmission path (second intermediate element).
  • the third and fourth elastic bodies of the second torque transmission path are arranged on the outer side in the radial direction of the damper device relative to the first and second elastic bodies of the first torque transmission path, so that the first to fourth elasticity
  • the degree of freedom in setting the natural frequency of the first and second torque transmission paths (first and second intermediate elements) by adjusting the rigidity of the body can be improved.
  • Another damper device of the present disclosure includes a first intermediate element, a torque between the input element and the first intermediate element in a damper device including an input element to which power from an internal combustion engine is transmitted and an output element.
  • a first elastic body for transmitting torque, and a first torque transmission path including a second elastic body for transmitting torque between the first intermediate element and the output element, a second intermediate element, the input element, and the first
  • a spring constant of the first, second, third, and fourth elastic bodies based on the frequency of the anti-resonance point at which the vibration amplitude of the output element is theoretically zero. And inertia moment of the first and second intermediate elements One in which capital and is determined.
  • FIG. 5 is an explanatory diagram illustrating the relationship between the engine speed and torque fluctuations in the output element of the damper device shown in FIG. 4.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram illustrating a starting device 1 including a damper device 10 according to an embodiment of the present disclosure
  • FIG. 2 is a cross-sectional view illustrating the starting device 1.
  • a starting device 1 shown in these drawings is mounted on a vehicle including an engine (internal combustion engine) as a prime mover, and in addition to a damper device 10, a front as an input member connected to a crankshaft of the engine.
  • the cover 3 is connected to a pump impeller (input side fluid transmission element) 4 fixed to the front cover 3, a turbine runner (output side fluid transmission element) 5 rotatable coaxially with the pump impeller 4, and a damper device 10.
  • a damper hub 7 as a power output member fixed to an input shaft IS of a transmission which is an automatic transmission (AT) or a continuously variable transmission (CVT), a lock-up clutch 8 and the like are included.
  • axial direction basically indicates the extending direction of the central axis (axial center) of the starting device 1 or the damper device 10, unless otherwise specified.
  • the “radial direction” is basically the radial direction of the rotating element such as the starting device 1, the damper device 10, and the damper device 10, unless otherwise specified, that is, the center of the starting device 1 or the damper device 10.
  • An extending direction of a straight line extending from the axis in a direction (radial direction) orthogonal to the central axis is shown.
  • the “circumferential direction” basically corresponds to the circumferential direction of the rotating elements of the starting device 1, the damper device 10, the damper device 10, etc., ie, the rotational direction of the rotating element, unless otherwise specified. Indicates direction.
  • the pump impeller 4 includes a pump shell 40 that is tightly fixed to the front cover 3 and a plurality of pump blades 41 that are disposed on the inner surface of the pump shell 40.
  • the turbine runner 5 includes a turbine shell 50 and a plurality of turbine blades 51 disposed on the inner surface of the turbine shell 50.
  • An inner peripheral portion of the turbine shell 50 is fixed to the turbine hub 52 via a plurality of rivets.
  • the turbine hub 52 is rotatably supported by the damper hub 7, and movement of the turbine hub 52 (turbine runner 5) in the axial direction of the starting device 1 is restricted by the damper hub 7 and a snap ring attached to the damper hub 7.
  • the pump impeller 4 and the turbine runner 5 face each other, and a stator 6 that rectifies the flow of hydraulic oil (working fluid) from the turbine runner 5 to the pump impeller 4 is coaxially disposed between the two.
  • the stator 6 has a plurality of stator blades 60, and the rotation direction of the stator 6 is set in only one direction by the one-way clutch 61.
  • the pump impeller 4, the turbine runner 5, and the stator 6 form a torus (annular flow path) for circulating hydraulic oil, and function as a torque converter (fluid transmission device) having a torque amplification function.
  • the stator 6 and the one-way clutch 61 may be omitted, and the pump impeller 4 and the turbine runner 5 may function as a fluid coupling.
  • the lockup clutch 8 executes a lockup for connecting the front cover 3 and the damper hub 7 via the damper device 10 and releases the lockup.
  • the lock-up clutch 8 is configured as a single-plate hydraulic clutch, and is disposed in the front cover 3 and in the vicinity of the inner wall surface of the front cover 3 on the engine side, and with respect to the damper hub 7. It has a lock-up piston (power input member) 80 that is movably fitted in the direction. As shown in FIG. 2, a friction material 81 is attached to the outer peripheral side of the lockup piston 80 and the surface on the front cover 3 side.
  • a lockup chamber 85 is defined between the lockup piston 80 and the front cover 3 and connected to a hydraulic control device (not shown) via an oil passage formed in the hydraulic oil supply passage and the input shaft IS.
  • the pump impeller 4 and the pump impeller 4 and the turbine runner 5 from the axial center side (around the one-way clutch 61) through the oil passage formed in the input shaft IS and radially outward. Hydraulic oil from a hydraulic control device supplied to the turbine runner 5 (torus) can flow in. Therefore, if the inside of the fluid transmission chamber 9 and the lockup chamber 85 defined by the front cover 3 and the pump shell of the pump impeller 4 are kept at an equal pressure, the lockup piston 80 is moved to the front cover 3 side. The lockup piston 80 does not move and does not frictionally engage the front cover 3.
  • a multi-plate hydraulic clutch including at least one friction engagement plate (a plurality of friction materials) may be employed.
  • the damper device 10 includes a drive member (input element) 11, a first intermediate member (first intermediate element) 12, and a second intermediate member (second intermediate element) 14 as rotating elements. And a driven member (output element) 16. Furthermore, the damper device 10 includes a plurality of (for example, three in this embodiment) first springs that transmit torque between the drive member 11 and the first intermediate member 12 as torque transmission elements (torque transmission elastic bodies).
  • First elastic body SP1 a plurality (for example, three in this embodiment) of second springs (second elastic bodies) SP2 for transmitting torque between the first intermediate member 12 and the driven member 16, a drive member
  • a plurality of (for example, three in the present embodiment) fourth springs (fourth elastic bodies) SP4 that transmit torque between them are included.
  • the damper device 10 has a first torque transmission path P1 and a second torque transmission path P2 provided in parallel with each other, as shown in FIG.
  • the first torque transmission path P1 includes a first intermediate member 12, first and second springs SP1, SP2 as elements disposed between the drive member 11 and the driven member 16, and includes a plurality of first springs SP1, Torque is transmitted between the drive member 11 and the driven member 16 via the first intermediate member 12 and the plurality of second springs SP2.
  • the second torque transmission path P2 includes a second intermediate member 14, third and fourth springs SP3, SP4 as elements disposed between the drive member 11 and the driven member 16, and includes a plurality of third springs. Torque is transmitted between the drive member 11 and the driven member 16 via SP3, the second intermediate member 14 and the plurality of fourth springs SP4.
  • first to fourth springs SP1 to SP4 linear coil springs made of a metal material spirally wound so as to have an axial center extending straight when no load is applied are employed.
  • the first to fourth springs SP1 to SP4 are more appropriately expanded and contracted along the axial center, and so-called hysteresis (the input torque to the drive member 11 is increased). It is possible to reduce the difference between the torque output from the driven member 16 when going and the torque output from the driven member 16 when the input torque decreases.
  • the first and second springs SP1 and SP2 have an outer diameter (coil diameter) larger than the outer diameter (coil diameter) of the third and fourth springs SP3 and SP4, as shown in FIG.
  • the wire diameters (outer diameters of the coil wires) of the first and second springs SP1 and SP2 are larger than the wire diameters (outer diameters of the coil wires) of the third and fourth springs SP3 and SP4 as shown in FIG. Is also big.
  • the drive member 11 of the damper device 10 is rotatable by an annular first plate member (first input member) 111 fixed to the lockup piston 80 of the lockup clutch 8 and the damper hub 7.
  • An annular second plate member (second input member) 112 that is supported (aligned) and connected to the first plate member 111 so as to rotate integrally with the first plate member 111, and disposed adjacent to the turbine runner 5
  • an annular third plate member (third input member) 113 connected (fixed) to the second plate member 112 via a plurality of rivets.
  • the first plate member 111 includes an annular fixed portion 111a that is fixed to the inner surface (the surface to which the friction material 81 is not attached) of the lockup piston 80 via a plurality of rivets, and an outer peripheral portion of the fixed portion 111a.
  • a cylindrical portion 111b extending in the axial direction, and a plurality (for example, three in this embodiment) of spring abutments extending radially outward from the cylindrical portion 111b at regular intervals (equal intervals) Part (outer contact part) 111c.
  • a plurality of engaging convex portions that are fitted into corresponding concave portions formed on the outer peripheral portion of the second plate member 112 are formed at the free end portion of the cylindrical portion 111 b of the first plate member 111.
  • the second plate member 112 includes a plurality of (for example, three in this embodiment) spring support portions 112a arranged in the circumferential direction along the inner peripheral edge (equal intervals), and a plurality of spring support portions 112a.
  • the third plate member 113 includes a plurality (for example, three in this embodiment) of spring support portions 113a arranged in the circumferential direction along the inner peripheral edge (equally spaced), and a plurality of spring supports.
  • a plurality (for example, three in the present embodiment) that are arranged at equal intervals in the circumferential direction on the outer peripheral side of the portion 113a (equal intervals) and that respectively correspond to the corresponding spring support portions 113a in the radial direction of the third plate member 113 )
  • the plurality of spring support portions 112a of the second plate member 112 support (guide) the side portions on the lockup piston 80 side of the corresponding first and second springs SP1, SP2 (one each) from the inner peripheral side.
  • the plurality of spring support portions 112b support (guide) the side portions on the lockup piston 80 side of the corresponding first and second springs SP1, SP2 (one each) from the outer peripheral side.
  • the plurality of spring support portions 113a of the third plate member 113 support (guide) the side portions on the turbine runner 5 side of the corresponding first and second springs SP1, SP2 (one each) from the inner peripheral side. To do.
  • the plurality of spring support portions 113b support (guide) the side portions on the turbine runner 5 side of the corresponding first and second springs SP1, SP2 (one each) from the outer peripheral side.
  • the first and second springs SP1 and SP2 are paired one by one (act in series) and the drive members 11 are arranged alternately along the circumferential direction of the first intermediate member 12 (damper device 10).
  • the second plate member 112 is supported by the spring support portions 112 a and 112 b of the second plate member 112 and the spring support portions 113 a and 113 b of the third plate member 113.
  • the plurality of spring contact portions 112c of the second plate member 112 are provided one by one between the spring support portions 112a and 112b adjacent to each other along the circumferential direction.
  • Each spring contact portion 112c is supported by different spring support portions 112a, 112b, 113a, 113b and does not form a pair (does not work in series) in the mounted state of the damper device 10. It abuts against both ends between SP2.
  • the plurality of spring contact portions 113c of the third plate member 113 are provided one by one between the spring support portions 113a and 113b adjacent to each other along the circumferential direction.
  • Each spring contact portion 113c is supported between the first and second springs SP1 and SP2 that are supported (not paired) by different spring support portions 112a, 112b, 113a, and 113b in a state where the damper device 10 is attached. It abuts against both ends.
  • the first intermediate member 12 is configured as a plate-shaped annular member, and is rotatably formed by a plurality of protrusions 16b that are formed on the inner periphery of the driven member 16 at intervals in the circumferential direction and project in the axial direction. It is supported (alignment).
  • the first intermediate member 12 has a plurality of (for example, three in this embodiment) spring accommodating portions (openings) (not shown) in which the first and second springs SP1 and SP2 that are paired with each other (act in series) are arranged. Part) and a plurality of spring contact parts 12c.
  • the plurality of spring contact portions 12c are provided one by one between the spring accommodating portions adjacent to each other along the circumferential direction.
  • Each spring contact portion 12c is supported by the same spring support portions 112a, 112b, 113a, 113b and abuts against both end portions between the first and second springs SP1, SP2 paired with each other.
  • one end of each first spring SP1 contacts the corresponding spring contact portion 112c, 113c of the drive member 11, and the other end of each first spring SP1 is the first intermediate It contacts the corresponding spring contact portion 12c of the member 12.
  • one end of each second spring SP ⁇ b> 2 comes into contact with the corresponding spring contact portion 12 c of the first intermediate member 12, and the other end of each second spring SP ⁇ b> 2 is connected to the drive member 11. It contacts the corresponding spring contact portions 112c, 113c.
  • the second intermediate member 14 is annular so as to support (guide) the outer peripheral portions of the plurality of third and fourth springs SP3, SP4, the side portion on the lock-up piston 80 side (the right side portion in FIG. 2), and the like. Is formed. As shown in FIG. 2, the second intermediate member 14 is rotatably supported (aligned) by the outer peripheral surface of the cylindrical portion (support portion) 111 b of the first plate member 111 constituting the drive member 11. As a result, the second intermediate member 14 is positioned outside the first intermediate member 12 in the radial direction of the damper device 10 so as to surround the first intermediate member 12 in the outer peripheral side region in the fluid transmission chamber 9. Be placed. By disposing the second intermediate member 14 in the outer peripheral region in the fluid transmission chamber 9 in this way, the inertia moment (inertia) of the second intermediate member 14 can be further increased.
  • the second intermediate member 14 supports the third and fourth springs SP3 and SP4 so as to be alternately arranged along the circumferential direction of the second intermediate member 14 (damper device 10).
  • the third and fourth springs SP3 and SP4 are more radial in the damper device 10 than the first and second springs SP1 and SP2 supported by the drive member 11 (second and third plate members 112 and 113). Is arranged outside.
  • the third and fourth springs SP3 and SP4 are disposed in the outer peripheral side region in the fluid transmission chamber 9 so as to surround the first and second springs SP1 and SP2.
  • the shaft length can be further shortened.
  • the second intermediate member 14 includes a plurality (for example, three in this embodiment) of first spring contact portions (elastic body contact portions) 141c, and corresponding first spring contact portions 141c and axial directions. And a plurality (for example, three in this embodiment) of second spring contact portions (elastic body contact portions) 142c.
  • the first and second spring contact portions 141c and 142c are in contact with the end portions of the third and fourth springs SP3 and SP4 that are paired (act in series) with each other.
  • a spring contact portion 111c of the first plate member 111 constituting the drive member 11 is disposed between the third and fourth springs SP3 and SP4 that do not make a pair (do not act in series).
  • each spring contact portion 111c of the drive member 11 is in contact with both ends between the third and fourth springs SP3 and SP4 that do not make a pair.
  • one end of each third spring SP3 comes into contact with the corresponding spring contact portion 111c of the drive member 11, and the other end of each third spring SP3 is connected to the second intermediate member 14. It contacts with the corresponding spring contact portions 141c and 142c.
  • one end of each of the fourth springs SP4 comes into contact with the corresponding first and second spring contact portions 141c and 142c of the second intermediate member 14, and other than each of the fourth springs SP4. The end contacts the corresponding spring contact portion 111c of the drive member 11.
  • the driven member 16 is disposed between the second plate member 112 and the third plate member 113 of the drive member 11 in the axial direction and is fixed to the damper hub 7 by, for example, welding.
  • the driven member 16 includes a plurality (for example, three in this embodiment) of inner spring contact portions (inner contact portions) 16ci formed at intervals in the circumferential direction so as to be close to the inner peripheral edge thereof, and a plurality of driven members 16 And a plurality (for example, three in this embodiment) of outer spring abutting portions (outer abutting portions) 16co that are formed on the radially outer side of the inner spring abutting portion 16ci at intervals in the circumferential direction. .
  • each inner spring contact portion 16ci of the driven member 16 is supported by different spring support portions 112a, 112b, 113a, 113b, like the spring contact portions 112c, 113c of the drive member 11.
  • the first and second springs SP1 and SP2 that are made (not paired) come into contact with both ends.
  • the one end of each first spring SP1 also abuts the corresponding inner spring contact portion 16ci of the driven member 16, and the other end of each second spring SP2 is the driven member.
  • 16 corresponding inner spring contact portions 16ci also contact.
  • each outer spring contact portion 16co of the driven member 16 does not form a pair (does not act in series), like each spring contact portion 111c of the drive member 11.
  • the fourth springs SP3 and SP4 are in contact with both ends.
  • the one end of each third spring SP3 is also in contact with the corresponding outer spring contact portion 16co of the driven member 16, and the other end of each fourth spring SP4 is the driven member.
  • the corresponding 16 outer spring contact portions 16co also contact.
  • the driven member 16 is connected to the drive member 11 via the plurality of first springs SP1, the first intermediate member 12, and the plurality of second springs SP2, that is, the first torque transmission path P1, and the plurality of first springs SP1.
  • the three springs SP3, the second intermediate member 14, and the plurality of fourth springs SP4, that is, the second torque transmission path P2, are coupled to the drive member 11.
  • an annular turbine connecting member 55 is fixed to the turbine shell 50 of the turbine runner 5 by welding, for example.
  • a plurality (for example, three in this embodiment) of spring contact portions 55c extending in the axial direction with an interval in the circumferential direction are formed on the outer peripheral portion of the turbine connecting member 55.
  • Each spring contact portion 55c of the turbine connecting member 55 is in contact with the ends of the third and fourth springs SP3 and SP4 that make a pair (act in series) with each other.
  • the second intermediate member 14 and the turbine runner 5 are connected so as to rotate integrally.
  • the substantial moment of inertia of the second intermediate member 14 (the total value of the moments of inertia of the second intermediate member 14 and the turbine runner 5) can be further increased. Further, by connecting the turbine runner 5 and the second intermediate member 14 arranged on the radially outer side of the first and second springs SP1 and SP2, that is, on the outer peripheral side region in the fluid transmission chamber 9, the turbine connecting member 55 is connected. Can be prevented from passing between the third plate member 113 of the drive member 11 and the first and second springs SP1 and SP2 and the turbine runner 5 in the axial direction. Thereby, it becomes possible to suppress the increase in the axial length of the damper device 10 and thus the starting device 1 more favorably.
  • the damper device 10 includes a first stopper 21 that restricts the bending of the first spring SP1, a second stopper 22 that restricts the bending of the second spring SP2, and a bending of the third spring SP3. And a fourth stopper 24 for restricting the bending of the fourth spring SP4.
  • the first stopper 21 is configured to restrict relative rotation between the drive member 11 and the first intermediate member 12.
  • the second stopper 22 is configured to restrict relative rotation between the first intermediate member 12 and the driven member 16.
  • the third stopper 23 is configured to restrict relative rotation between the drive member 11 and the second intermediate member 14.
  • the fourth stopper 24 is configured to restrict relative rotation between the second intermediate member 14 and the driven member 16.
  • first to fourth stoppers 21 to 24 have a predetermined torque (first torque) in which the input torque to the drive member 11 is smaller than the torque T2 (second threshold) corresponding to the maximum torsion angle ⁇ max of the damper device 10. 1 is configured to regulate the bending of the corresponding spring after reaching T1.
  • the damper device 10 can have a plurality of stages (two or more stages) of attenuation characteristics.
  • three of the first to fourth stoppers 21 to 24 corresponding to the first to fourth springs SP1 to SP4 other than the one having the maximum spring constant are input to the drive member 11.
  • the corresponding spring is restrained from bending.
  • any of the first to fourth stoppers 21 to 24 corresponding to the first to fourth springs SP1 to SP4 having the maximum spring constant has the maximum torque input to the drive member 11. It is configured to operate when the torque T2 corresponding to the angle ⁇ max is reached.
  • the damper device 10 has a two-stage (two-stage) attenuation characteristic.
  • One of the first and second stoppers 21 and 22 may be configured to restrict relative rotation between the drive member 11 and the driven member 16, and one of the third and fourth stoppers 23 and 24 may be You may comprise so that the relative rotation of the drive member 11 and the driven member 16 may be controlled. That is, the configurations of the first to fourth stoppers 21 to 24 are not limited to those illustrated.
  • Torque is transmitted to the driven member 16 and the damper hub 7 through P2.
  • the first and second springs SP1 and SP2 and the third and fourth springs SP3 and SP4 act in parallel and are transmitted to the drive member 11 until the input torque to the drive member 11 reaches the torque T1. Attenuates (absorbs) torque fluctuations.
  • the first and second springs SP1 and SP2 and the third and fourth springs SP3 and SP4 are arranged in parallel until the input torque transmitted to the drive member 11 reaches the torque T1. Act on.
  • the first and second springs SP1 and SP2 and the third and fourth springs SP3 and SP4 act in parallel, the first and second springs are transmitted according to the frequency of vibration transmitted from the engine to the drive member 11. Resonance of the first and second intermediate members 12 and 14 or resonance mainly due to vibration of the entire damper device 10 and the drive shaft of the vehicle occurs in any of the torque transmission paths P1 and P2.
  • Equation (1) “J 1 ” is the moment of inertia of the drive member 11, “J 21 ” is the moment of inertia of the first intermediate member 12, and J 22 ”is the second intermediate member 14. “J 3 ” is the moment of inertia of the driven member 16, “ ⁇ 1 ” is the twist angle of the drive member 11, and “ ⁇ 21 ” is the first intermediate member 12.
  • ⁇ 22 is the torsion angle of the second intermediate member 14
  • ⁇ 3 is the torsion angle of the driven member 16
  • k 1 is the same as that of the drive member 11.
  • 1 is a composite spring constant of a plurality of first springs SP1 acting in parallel with one intermediate member 12
  • k 2 is a plurality of acting in parallel between the first intermediate member 12 and the driven member 16.
  • k 3 is Dora
  • k 4" is parallel with the second intermediate member 14 and the driven member 16
  • k R is a rigidity, that is, a spring constant in a transmission, a drive shaft or the like disposed between the driven member 16 and the vehicle wheel
  • T is an input torque transmitted from the engine to the drive member 11.
  • the present inventors assume that the input torque T is periodically oscillating as shown in the following equation (2), the twist angle ⁇ 1 of the drive member 11, and the twist angle of the first intermediate member 12. It is assumed that ⁇ 21 , the twist angle ⁇ 22 of the second intermediate member 14, and the twist angle ⁇ 3 of the driven member 16 are periodically responsive (vibrated) as shown in the following equation (3).
  • “ ⁇ ” in the equations (2) and (3) is an angular frequency in the periodic fluctuation (vibration) of the input torque T, and in the equation (3), “ ⁇ 1 ” is the torque from the engine.
  • ⁇ 21 is the first generated as the torque from the engine is transmitted to the drive member 11.
  • the amplitude (vibration amplitude) of the vibration of the intermediate member 12, and “ ⁇ 22 ” is the amplitude of vibration of the second intermediate member 14 (vibration amplitude) generated when torque from the engine is transmitted to the drive member 11.
  • “ ⁇ 3 ” is an amplitude of vibration of the driven member 16 (vibration amplitude) that is generated when torque from the engine is transmitted to the drive member 11.
  • the lockup rotation speed Nluup of the lockup clutch is further reduced, and torque from the engine is mechanically transmitted to the transmission at an early stage.
  • the power transmission efficiency between the engine and the transmission can be improved, thereby improving the fuel efficiency of the engine.
  • vibration transmitted from the engine to the drive member 11 via the lockup clutch becomes large, particularly in a 3-cylinder or 4-cylinder engine.
  • the increase in the vibration level becomes remarkable in a vehicle equipped with such a cylinder-saving engine.
  • a damper that transmits torque (vibration) from the engine to the transmission in a state where the lockup is executed. It is necessary to further reduce the vibration level in the rotation speed region near the lockup rotation speed Nlup of the entire apparatus 10 (driven member 16).
  • the present inventors based on the lock-up speed Nluup determined for the lock-up clutch 8, the engine speed ranges from 500 rpm to 1500 rpm (assumed setting range of the lock-up speed Nlup).
  • the damper device 10 is configured so that the anti-resonance point A described above is formed when it is within the bracket.
  • the frequency fa of the antiresonance point A is expressed by the following equation (6):
  • the combined spring constant k 1 of the plurality of first springs SP 1 , the combined spring constant k 2 of the plurality of second springs SP 2 , and the plurality of third springs SP 3 so as to satisfy the following expression (7):
  • the combined spring constant k 3 , the combined spring constant k 4 of the plurality of fourth springs SP 4 , the inertia moment J 21 of the first intermediate member 12, and the inertia moment J 22 of the second intermediate member 14 (connected to rotate integrally) (Considering (summing up) the moment of inertia of the turbine runner, etc.) is selected and set.
  • the spring constants k 1 , k 2 of the first, second, third and fourth springs SP1 to SP4 are based on the frequency fa (and the lockup rotation speed Nloop) at the antiresonance point A.
  • K 3 , k 4 and the moments of inertia J 21 , J 22 of the first and second intermediate members 12, 14 are determined.
  • the anti-resonance point A that can theoretically make the vibration amplitude ⁇ 3 of the driven member 16 zero (can be further reduced) is within a low rotational speed range from 500 rpm to 1500 rpm (assumed setting range of the lockup rotational speed Nloop).
  • This allows lock-up at a lower rotational speed (connection between the engine and the drive member 11) and further improves the vibration damping performance of the damper device 10 in a low rotational speed range where vibration from the engine tends to increase. It becomes possible to make it.
  • the resonance frequency causing the antiresonance point A is smaller than the frequency fa of the antiresonance point A and as small as possible.
  • the frequency fa at the anti-resonance point can be made smaller, and lockup at a much lower rotational speed can be allowed.
  • the frequency of the resonance (resonance point R1) (the second torque transmission path P2, that is, the second intermediate point).
  • the frequency f R1 can be expressed by the following simple expression (8).
  • Expression (8) indicates the natural frequency of the second torque transmission path P2 (second intermediate member 14) when it is assumed that the drive member 11 and the driven member 16 do not rotate relative to each other.
  • the resonance of the second intermediate member 14 is a virtual one that does not occur in the rotation speed range where the damper device 10 is used, and the rotation speed corresponding to the natural frequency f R1 of the second intermediate member 14 is locked. It becomes lower than the lockup rotation speed Nlup of the up clutch 8.
  • the next resonance (for example, the first intermediate member 12) is performed when the engine speed increases after the antiresonance point A occurs.
  • Resonance see resonance point R2 in FIG. 3.
  • the spring constants k 1 , k 2 , k 3 , k 4 , and moment of inertia J are set so that the frequency of resonance (resonance point R 2) generated on the high rotation side (high frequency side) is higher than the anti-resonance point A. preferably selected and set 21 and J 22.
  • the resonance (resonance point R2) can be generated on the high rotation speed side where vibrations are hardly manifested, and the vibration damping performance of the damper device 10 in the low rotation speed range can be further improved. it can.
  • the resonance frequency (the first torque transmission path P1, that is, the natural frequency of the first intermediate member 12) is set to “ Assuming that f R2 ′′, the frequency f R2 can be expressed by the following simple expression (9). Equation (9) represents the natural frequency of the first torque transmission path P1 (first intermediate member 12) when it is assumed that the drive member 11 and the driven member 16 do not rotate relative to each other. In this case, the rotation speed corresponding to the natural frequency f R2 of the first intermediate member 12 is higher than the lockup rotation speed Nlup.
  • the moments of inertia J 21 and J 22 are selected and set. As a result, lockup by the lockup clutch 8 is executed while suppressing transmission of vibration to the input shaft IS of the transmission, and vibration from the engine is very good by the damper device 10 immediately after the lockup is executed. It becomes possible to attenuate to.
  • the third and fourth springs SP3 and SP4 of the second torque transmission path P2 are more in the radial direction of the damper device 10 than the first and second springs SP1 and SP2 of the first torque transmission path P1. Arranged outside.
  • the natural frequency of the first and second torque transmission paths P1, P2 (first and second intermediate members 12, 14) is set by adjusting the spring constant (rigidity) of the first to fourth springs SP1 to SP4. The degree of freedom can be improved.
  • the second intermediate member 14 is arranged outside the first intermediate member 12 in the radial direction of the damper device 10.
  • the natural frequency of the first and second intermediate moment of inertia J 21, first and second torque transfer path by adjusting the J 22 P1 of members 12, 14, P2 (the first and second intermediate members 12, 14) It is possible to improve the degree of freedom of setting and to further shorten the axial length of the damper device 10.
  • the second intermediate member 14 is configured such that the inertia moment J 22 is larger than the inertia moment J 21 of the first intermediate member 12, and is connected to the turbine runner 5 so as to rotate integrally.
  • the resonance frequency of the second intermediate member 14 and the frequency fa of the antiresonance point A can be further reduced to set the antiresonance point A to a lower rotation side (low frequency side).
  • the first intermediate member 12 may be configured such that the moment of inertia J 21 is larger than the moment of inertia J 22 of the second intermediate member 14, and rotates integrally with the turbine runner 5. It may be connected.
  • the damper device 10 By designing the damper device 10 based on the frequency fa at the antiresonance point A as described above, the first and second torque transmission paths P1 and P2 having the first or second intermediate members 12 and 14 are driven.
  • the vibration damping performance of the damper device 10 included between the member 11 and the driven member 16 can be further improved.
  • the damper device 10 when the lock-up rotation speed Nlup is set to a value around 1000 rpm, for example, the damper device 10 is set so as to satisfy 900 rpm ⁇ (120 / n) ⁇ fa ⁇ 1200 rpm, for example. It has been confirmed that a very good result can be obtained practically by configuring.
  • the ratio of the spring constants k 1 , k 2 , k 3 , k 4 of the first to fourth springs SP1 to SP4 is 1.00 ⁇ k 1 / k total ⁇ 1.60 0.45 ⁇ k 2 / k total ⁇ 1.05 0.75 ⁇ k 3 / k total ⁇ 1.35 0.75 ⁇ k 4 / k total ⁇ 1.35 It has been found that the vibration damping performance of the damper device 10 can be ensured extremely well in practice by satisfying this condition.
  • the spring constants of the first to fourth springs SP1 to SP4 are the combined spring constants (1 / k 3 + 1 / k 4 ) ⁇ 1 of the third and fourth springs SP3 and SP4 acting in series. Is smaller than the combined spring constant (1 / k 1 + 1 / k 2 ) ⁇ 1 of the first and second springs SP1 and SP2 acting in series. Accordingly, the natural frequency f R1 of the second torque transmission path P2, that is, the second intermediate member 14, can be made smaller than the natural frequency f R2 of the first torque transmission path P1, that is, the first intermediate member 12. It becomes.
  • the outer diameters (coil diameters) of the first and second springs SP1, SP2 are larger than the outer diameters (coil diameters) of the third and fourth springs SP3, SP4.
  • the torsion angles of the first and second springs SP1 and SP2 are set to the third and fourth springs SP3 and SP4 on the outer peripheral side. It is possible to increase the wire diameters of the first and second springs SP1 and SP2 while securing the torque sharing of the first torque transmission path P1 satisfactorily.
  • the drive member 11 further includes spring contact portions 112c and 113c that contact the end portion of the first spring SP1 and a spring contact portion 111c that contacts the end portion of the third spring SP3.
  • the third and fourth springs SP3 and SP4 of the second torque transmission path P2 are arranged on the outer side in the radial direction of the damper device 10 than the first and second springs SP1 and SP2 of the first torque transmission path P1. Is possible.
  • the drive member 11 has a spring contact portion 111c that contacts the end portion of the third spring SP3 and a lock-up piston 80 to which power from the engine is transmitted.
  • the first plate member 111 connected via the rivet, the spring contact portion 112c that contacts the end of the first spring SP1, and the first and second springs SP1 and SP2 and the third and fourth springs SP3 and SP3.
  • a second plate member 112 coupled (fitted) to the first plate member 111 so as to rotate integrally with the SP4 in the radial direction and a spring contact portion 113c that contacts the end of the first spring SP1.
  • a third plate portion connected to the second plate member 112 through a rivet so as to rotate integrally therewith. And a 113.
  • the driven member 16 is disposed between the second plate member 112 and the third plate member 113 in the axial direction of the damper device (10). Accordingly, the third and fourth springs SP4 and SP4 can be disposed on the outer side in the radial direction of the damper device 10 with respect to the first and second springs SP1 and SP2 while suppressing an increase in the axial length of the damper device 10. It becomes possible.
  • the connecting portion (the rivet that fastens both) of the lockup piston 80 and the first plate member 111 and the connecting portion (the rivet that fastens both) of the second plate member 112 and the third plate member 113 are: As shown in FIG. 2, it is provided between the first and springs SP1 and SP2 and the third and fourth springs SP3 and SP4 in the radial direction. Thereby, the axial length of the damper device 10 can be further shortened.
  • the fixing portion between the turbine connecting member 55 and the turbine runner 5 is also formed between the first and second springs SP1 and SP2 and the third and fourth springs SP3 and SP4 as shown in FIG. Provided in the radial direction. Thereby, the 2nd intermediate member 14 and the turbine runner 5 can be connected, shortening the axial length of the damper apparatus 10 more.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view showing a starting device 1B including a damper device 10B according to another embodiment of the present disclosure. Note that, among the components of the starting device 1B and the damper device 10B, the same elements as those of the above-described starting device 1 and the damper device 10 are denoted by the same reference numerals, and redundant description is omitted.
  • the damper device 10 ⁇ / b> B of the starting device 1 ⁇ / b> B includes a third intermediate member (first member) disposed between the second intermediate member 14 and the driven member 16 on the second torque transmission path P ⁇ b> 2 as a rotating element. 3 intermediate elements) 15.
  • the damper device 10B includes a plurality of fifth springs (fifth elastic bodies) SP5 that transmit torque between the third intermediate member 15 and the driven member 16 as torque transmitting elements.
  • the second torque transmission path P ⁇ b> 2 of the damper device 10 ⁇ / b> B is an element disposed between the drive member 11 and the driven member 16, and includes the second and third intermediate members 14 and 15, the third, fourth, and second
  • the drive member 11 includes a plurality of third springs SP3, a second intermediate member 14, a plurality of fourth springs SP4, a third intermediate member 15, and a plurality of fifth springs SP5.
  • torque is transmitted between the driven member 16 and the driven member 16.
  • the damper device 10B includes a fifth stopper 25 that restricts the relative rotation between the third intermediate member 15 and the driven member 16 and restricts the bending of the fifth spring SP5.
  • the phase of vibration transmitted from the first torque transmission path P1 to the driven member 16 and the second The phase of vibration transmitted from the torque transmission path P2 to the driven member 16 is reversed at least twice, and at least two anti-resonance points A1 and A2 can be set as shown in FIG. Accordingly, the first anti-resonance point A1 (frequency fa 1 ) on the low rotation side (low frequency side) is set in the same manner as the damper device 10 to thereby generate the first anti-resonance point A.
  • the resonance point R1 of 1 is shifted to a lower rotation side (low frequency side) so as to be included in the non-lockup region, and lockup at a lower rotation number is allowed and the damper device 10B in the low rotation region is
  • the vibration damping performance can be further improved.
  • the second anti-resonance point A2 (frequency fa 2 ) on the higher rotation side (high frequency side) than the first anti-resonance point A1 and the second resonance point R2 is, for example, the resonance point of the input shaft IS of the transmission. Or the resonance point of the drive shaft, etc. (or closer), the occurrence of resonance or the like of the input shaft IS can be satisfactorily suppressed.
  • the third intermediate member 15 is provided in the first torque transmission path P1 so that the first spring SP1 and the fifth spring SP5 act in series, thereby lowering the entire damper device 10B. Rigidity (long stroke) can be achieved.
  • the spring constant of the fourth spring SP4 between the second and third intermediate members 14, 15 is set to the spring constant of the first, second, third, and fifth springs SP1, SP2, SP3, and SP5. It is better to make it larger.
  • either one of the third and fifth stoppers 23 and 25 is configured to operate when the input torque to the drive member 11 reaches the torque T2 corresponding to the maximum torsion angle ⁇ max.
  • the stopper may be configured to operate when the input torque reaches a torque smaller than the torque T2.
  • the damper device 10B can have two or more stages (two stages) of attenuation characteristics.
  • the rotation speed is lower than that of the first anti-resonance point A1.
  • the second and third intermediate members 14 and 15 and the fourth spring SP4 can be resonated together on the side (low frequency side), and the first antiresonance point A1 can be set on the lower rotation side.
  • the damper device of the present disclosure is the first intermediate element in the damper device (10, 10B) including the input element (11) to which power from the internal combustion engine is transmitted and the output element (16). (12), a first elastic body (SP1) for transmitting torque between the input element (11) and the first intermediate element (12), and the first intermediate element (12) and the output element (16) ), A second torque transmission path (P1) including a second elastic body (SP2) that transmits torque to the second intermediate element (14), the input element (11), and the second intermediate element (14). And a fourth elastic body (SP4) for transmitting torque between the second intermediate element (14) and the output element (16). , Provided in parallel with the first torque transmission path (P1).
  • the fourth elastic bodies (SP3, SP4) are arranged on the outer side in the radial direction of the damper device (10, 10B) rather than the first and second elastic bodies (SP1, SP2) so as to be arranged along the circumferential direction. It is what is done.
  • the phase of vibration transmitted from the first torque transmission path to the output element, and the phase of vibration transmitted from the second torque transmission path to the output element Is set, for example, to an anti-resonance point at which the vibration amplitude of the output element is theoretically zero when it is shifted by 180 degrees due to the occurrence of resonance according to the natural frequency of the second torque transmission path (second intermediate element).
  • the phase of vibration transmitted from the first torque transmission path to the output element Is set, for example, to an anti-resonance point at which the vibration amplitude of the output element is theoretically zero when it is shifted by 180 degrees due to the occurrence of resonance according to the natural frequency of the second torque transmission path (second intermediate element).
  • the third and fourth elastic bodies of the second torque transmission path are arranged on the outer side in the radial direction of the damper device relative to the first and second elastic bodies of the first torque transmission path, so that the first to fourth elasticity
  • the degree of freedom in setting the natural frequency of the first and second torque transmission paths (first and second intermediate elements) by adjusting the rigidity of the body can be improved.
  • the combined spring constant of the third and fourth elastic bodies (SP3, SP4) acting in series is smaller than the combined spring constant of the first and second elastic bodies (SP1, SP2) acting in series. Also good. Thereby, it is possible to make the natural frequency of the second torque transmission path (second intermediate element) smaller than the natural frequency of the first torque transmission path (first intermediate element).
  • first to fourth elastic bodies may be coil springs
  • the outer diameters of the first and second elastic bodies may be the third. And it may be larger than the outer diameter of the fourth elastic body (SP3, SP4).
  • the wire diameters of the first and second elastic bodies can be increased to ensure good torque sharing of both, that is, the first torque transmission path.
  • the second intermediate element (14) may be arranged on the outer side in the radial direction than the first intermediate element (12). This improves the degree of freedom in setting the natural frequency of the first and second torque transmission paths (first and second intermediate elements) by adjusting the moments of inertia of the first and second intermediate elements, and improves the damper device
  • the shaft length can be further shortened.
  • the moment of inertia of the second intermediate element (14) may be larger than the moment of inertia of the first intermediate element (12).
  • the natural frequency of the second torque transmission path (second intermediate element) can be further reduced as compared with the natural frequency of the first torque transmission path (first intermediate element).
  • the second intermediate element (12) may be coupled to rotate integrally with the turbine runner (5) of the fluid transmission device. Thereby, the substantial moment of inertia (total value of the moment of inertia) of the second intermediate element can be further increased.
  • the input element (11) has an inner contact portion (112c, 113c) that contacts the end portion of the first elastic body (SP1) and an outer contact that contacts the end portion of the third elastic body (SP3).
  • the output element (16) may include an inner contact portion (16ci) that contacts an end portion of the second elastic body (SP2) and the fourth elastic body (SP4). ) And an outer abutting portion (16co) that abuts on the end portion.
  • the input element (11) includes the outer contact portion (111c) that contacts the end portion of the third elastic body (SP3), and a power input member (80) to which power from the internal combustion engine is transmitted. ) And the first abutting portion (112c) abutting against the end portion of the first elastic body (SP1) and the first and second elastic bodies (SP1, SP1).
  • the output element may include 16) may be placed between the axial direction of the damper device (10) between the second said input member (112) the third input member (113).
  • the connecting portion between the power input member (80) and the first input member (111) and the connecting portion between the second input member (112) and the third input member (113) may be provided between the first and second elastic bodies (SP1, SP2) and the third and fourth elastic bodies (SP3, SP4) in the radial direction. Thereby, the axial length of the damper device can be further shortened.
  • the damper device (10) is a turbine connecting member fixed to a turbine runner (5) of a fluid transmission device and connecting the second intermediate element (14) and the turbine runner (5) so as to rotate integrally.
  • (55) may be further provided, and the fixing portion between the turbine connecting member (55) and the turbine runner (5) may be the first and second elastic bodies (SP1, SP2) and the third and fourth. You may provide between the elastic bodies (SP3, SP4) in the said radial direction. As a result, it is possible to connect the second intermediate element and the turbine runner while further shortening the axial length of the damper device.
  • first intermediate element (12) may be rotatably supported by a protrusion (16b) protruding in the axial direction of the damper device (110) from the output element (16).
  • the second intermediate element (14) may be rotatably supported by a support part (111b) provided on the input element (11, 111).
  • the damper device based on the frequency (fa) of the antiresonance point (A) at which the vibration amplitude of the output element (16) is theoretically zero, the first, second, third and fourth The spring constants of the elastic bodies (SP1, SP2, SP3, SP4) and the moments of inertia of the first and second intermediate elements (12, 14) are determined.
  • the damper device based on the frequency of the anti-resonance point that can further reduce the vibration amplitude of the output element, two power transmissions each having an intermediate element disposed between a pair of elastic bodies It becomes possible to further improve the vibration damping performance of the damper device including the path between the input element and the output element.
  • the spring constants of the first, second, third and fourth elastic bodies (SP1, SP2, SP3, SP4) and the moment of inertia of the first and second intermediate elements (12, 14) are It may be determined based on the frequency (fa) of the antiresonance point (A) and the number of cylinders (n) of the internal combustion engine.
  • damper device (10) has the frequency of the antiresonance point (A) as “fa” and the number of cylinders of the internal combustion engine as “n”, 500rpm ⁇ (120 / n) ⁇ fa ⁇ 1500rpm It may be configured to satisfy.
  • the anti-resonance point that can further reduce the vibration amplitude of the output element within a low speed range from 500 rpm to 1500 rpm, the connection between the internal combustion engine and the input element at a lower speed is allowed. At the same time, it is possible to further improve the vibration damping performance of the damper device in a low rotational speed range in which vibration from the internal combustion engine tends to be large.
  • the frequency of the resonance that generates the antiresonance point is smaller than the frequency fa of the antiresonance point and as small as possible.
  • the frequency fa of the anti-resonance point can be made smaller, and the connection between the internal combustion engine and the input element at a lower rotational speed can be allowed. Furthermore, by configuring the damper device so that the frequency of resonance generated on the high rotation side (high frequency side) is higher than the anti-resonance point, the resonance can be detected on the high rotation speed region side where vibration is difficult to be realized. Therefore, the vibration damping performance of the damper device in the low rotation speed region can be further improved.
  • the damper device (10) may be configured to satisfy Nloop ⁇ (120 / n) ⁇ fa. As a result, when the internal combustion engine and the input element are connected by the lockup clutch, or immediately after the connection between the two, the vibration from the internal combustion engine can be damped very well by the damper device.
  • the damper device (10) may be configured to satisfy 900 rpm ⁇ (120 / n) ⁇ fa ⁇ 1200 rpm.
  • the frequency fa of the antiresonance point (A) may be expressed by the above formula (6).
  • the second torque transmission path (P2) may further include a third intermediate element (15) and a fifth elastic body (SP5)
  • the fourth elastic body (SP4) includes the second and second elastic bodies (SP4).
  • Torque may be transmitted between the three intermediate elements (14, 15), and the fifth elastic body (SP5) may transmit torque between the third intermediate element (15) and the output element (16). May be communicated.
  • the phase of vibration transmitted from the first torque transmission path to the output element and the phase of vibration transmitted from the second torque transmission path to the output element are reversed at least twice, and at least Two anti-resonance points can be set.
  • the damper device (10) includes the first to fourth elasticity until the input torque (T) transmitted from the internal combustion engine to the input element (11) is equal to or greater than a predetermined threshold value (T1). You may be comprised so that the bending of a body (SP1, SP2, SP3, SP4) may not be controlled.
  • the invention of the present disclosure can be used in the field of manufacturing damper devices.

Abstract

　ダンパ装置１０は、第１スプリングＳＰ１、第１中間部材１２および第２スプリングＳＰ２を含む第１トルク伝達経路Ｐ１と、第３スプリングＳＰ３、第２中間部材１４および第４スプリングＳＰ４を含む第２トルク伝達経路Ｐ２とをドライブ部材１１とドリブン部材１６との間に有し、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、ダンパ装置１０の周方向に沿って並ぶように配置され、第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４は、ダンパ装置１０の周方向に沿って並ぶように第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２よりもダンパ装置の径方向における外側に配置される。

Description

ダンパ装置
　本開示は、内燃機関からの動力が伝達される入力要素と、出力要素と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、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から出力ハブまでの振動経路は、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を有している。また、トルクコンバータのタービンは、２つの振動経路の共振周波数を異ならせるために振動経路Ｂの中間フランジに結合されており、振動経路Ｂの中間フランジの固有振動数は、振動経路Ｃの中間フランジの固有振動数よりも小さい。ロックアップクラッチが繋がれている場合、エンジンからの振動は、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に結合された中間フランジを含む振動経路Ｂに到達すると、振動経路Ｂの中間フランジから出力ハブ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度ずらされる。この際、振動経路Ｃの中間フランジの固有振動数は振動経路Ｂの中間フランジ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に伝達される。このように、振動経路Ｂから出力ハブに伝達される振動の位相と、振動経路Ｃから出力ハブ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において、２つの中間フランジ（３６，３８）は、当該ダブルパスダンパの軸方向に対向するように配置される（同文献の図５Ａおよび図５Ｂ参照）。従って、振動経路Ｂを構成する一対のばね（３５ａ，３５ｂ）は、ダブルパスダンパの径方向に並ぶように配置され、振動経路Ｃを構成する一対のばね（３７ａ，３７ｂ）も、ダブルパスダンパの径方向に並ぶように配置される。すなわち、振動経路ＢおよびＣの入力側のばね（３５ａ，３７ａ）は、振動経路ＢおよびＣの出力側のばね（３５ｂ，３７ｂ）よりも径方向外側に配置される。このため、特許文献１のダブルパスダンパでは、各ばねの剛性（ばね定数）や中間フランジの重量（慣性モーメント）の調整による振動経路ＢおよびＣの固有振動数の設定の自由度が低下してしまい、振動減衰性能を向上させることが困難となるおそれがある。
　そこで、本開示の発明は、それぞれ一対の弾性体の間に配置される中間要素を有する２つの動力伝達経路を入力要素と出力要素との間に含む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、内燃機関からの動力が伝達される入力要素と、出力要素とを含むダンパ装置において、第１中間要素、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、および前記第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弾性体を含む第１トルク伝達経路と、第２中間要素、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、および前記第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弾性体を含み、前記第１トルク伝達経路と並列に設けられる第２トルク伝達経路とを備え、前記第１および第２弾性体は、前記ダンパ装置の周方向に沿って並ぶように配置され、前記第３および第４弾性体は、前記周方向に沿って並ぶように前記第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外側に配置されるものである。
　このような第１および第２トルク伝達経路を有するダンパ装置では、第１トルク伝達経路から出力要素に伝達される振動の位相と、第２トルク伝達経路から出力要素に伝達される振動の位相とが、例えば第２トルク伝達経路（第２中間要素）の固有振動数に応じた共振の発生によって１８０度ずれた際に、出力要素の振動振幅が理論上ゼロになる反共振点を設定することができる。そして、第２トルク伝達経路の第３および第４弾性体を第１トルク伝達経路の第１および第２弾性体よりもダンパ装置の径方向における外側に配置することで、第１から第４弾性体の剛性の調整による第１および第２トルク伝達経路（第１および第２中間要素）の固有振動数の設定の自由度を向上させることができる。この結果、それぞれ一対の弾性体の間に配置される中間要素を有する２つの動力伝達経路を入力要素と出力要素との間に含む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。
　本開示の他のダンパ装置は、内燃機関からの動力が伝達される入力要素と、出力要素とを含むダンパ装置において、第１中間要素、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、および前記第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弾性体を含む第１トルク伝達経路と、第２中間要素、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、および前記第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弾性体を含み、前記第１トルク伝達経路と並列に設けられる第２トルク伝達経路とを備え、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に基づいて、前記第１、第２、第３および第４弾性体のばね定数と、前記第１および第２中間要素の慣性モーメントとが定められるものである。
　このように、出力要素の振動振幅をより低下させ得る反共振点の振動数に基づいてダンパ装置を構成することで、それぞれ一対の弾性体の間に配置される中間要素を有する２つの動力伝達経路を入力要素と出力要素との間に含む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。
本開示の一実施形態に係る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。 エンジンの回転数と図１等に示す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。 本開示の他の実施形態に係る発進装置を示す概略構成図である。 エンジンの回転数と図４に示す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、本開示の一実施形態に係るダンパ装置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（内燃機関）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（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。図２に示すように、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、摩擦材８１が貼着される。そして、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ロックアップ室８５内を減圧すれば、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）は、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。
　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、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、第１中間部材１２とドリブン部材１６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、ドライブ部材１１と第２中間部材１４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３スプリング（第３弾性体）ＳＰ３、および第２中間部材１４とドリブン部材１６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４スプリング（第４弾性体）ＳＰ４を含む。
　すなわち、ダンパ装置１０は、図１に示すように、互いに並列に設けられる第１トルク伝達経路Ｐ１および第２トルク伝達経路Ｐ２を有する。第１トルク伝達経路Ｐ１は、ドライブ部材１１とドリブン部材１６との間に配置される要素として、第１中間部材１２、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２を含み、複数の第１スプリングＳＰ１、第１中間部材１２および複数の第２スプリングＳＰ２を介してドライブ部材１１とドリブン部材１６との間でトルクを伝達する。また、第２トルク伝達経路Ｐ２は、ドライブ部材１１とドリブン部材１６との間に配置される要素として、第２中間部材１４、第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４を含み、複数の第３スプリングＳＰ３、第２中間部材１４および複数の第４スプリングＳＰ４を介してドライブ部材１１とドリブン部材１６との間でトルクを伝達する。
　本実施形態では、第１から第４スプリングＳＰ１～ＳＰ４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、第１から第４スプリングＳＰ１～ＳＰ４を軸心に沿ってより適正に伸縮させて、いわゆるヒステリシス（ドライブ部材１１への入力トルクが増加していく際にドリブン部材１６から出力されるトルクと、当該入力トルクが減少していく際にドリブン部材１６から出力されるトルクとの差）を低減化することができる。また、本実施形態において、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、図２に示すように、第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４の外径（コイル径）よりも大きい外径（コイル径）を有する。また、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の線径（コイル線の外径）は、図２に示すように、第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４の線径（コイル線の外径）よりも大きい。
　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、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から第３プレート部材１１１～１１３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）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、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８１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びる筒状部１１１ｂと、筒状部１１１ｂ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た複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング当接部（外側当接部）１１１ｃとを有する。また、第１プレート部材１１１の筒状部１１１ｂの遊端部には、第２プレート部材１１２の外周部に形成された対応する凹部に嵌合される複数の係合凸部が形成されている。
　第２プレート部材１１２は、その内周縁に沿って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、複数のスプリング支持部１１２ａよりも外周側で周方向に間隔をおいて（等間隔に）並ぶと共にそれぞれ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（内側当接部）１１２ｃとを有する。また、第３プレート部材１１３は、その内周縁に沿って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、複数のスプリング支持部１１３ａよりも外周側で周方向に間隔をおいて（等間隔に）並ぶと共にそれぞれ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（内側当接部）１１３ｃとを有する。
　第２プレート部材１１２の複数のスプリング支持部１１２ａは、それぞれ対応する第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２（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。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スプリングＳＰ１，ＳＰ２（各１個）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、第３プレート部材１１３の複数のスプリング支持部１１３ａは、それぞれ対応する第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２（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。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スプリングＳＰ１，ＳＰ２（各１個）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。第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、１個ずつ対をなす（直列に作用する）と共に第１中間部材１２（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。
　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支持部１１２ａ，１１２ｂの間に１個ずつ設けられる。各スプリング当接部１１２ｃは、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スプリングＳＰ１，ＳＰ２の間で両者の端部と当接する。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の間に１個ずつ設けられる。各スプリング当接部１１３ｃは、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により支持された（対をなさない）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。
　第１中間部材１２は、板状の環状部材として構成されており、ドリブン部材１６の内周部に周方向に間隔をおいて形成されて軸方向に突出する複数の突起部１６ｂにより回転自在に支持（調心）される。第１中間部材１２は、それぞれ互いに対をなす（直列に作用する）第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２が配置される複数（本実施形態では、例えば３個）の図示しないスプリング収容部（開口部）と、複数のスプリング当接部１２ｃを有する。複数のスプリング当接部１２ｃは、周方向に沿って互いに隣り合うスプリング収容部の間に１個ずつ設けられる。
　各スプリング当接部１２ｃは、同一のスプリング支持部１１２ａ，１１２ｂ，１１３ａ，１１３ｂにより支持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。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スプリングＳＰ１の他端は、第１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の一端は、第１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。
　第２中間部材１４は、複数の第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４の外周部やロックアップピストン８０側の側部（図２における右側の側部）等を支持（ガイド）するように環状に形成されている。第２中間部材１４は、図２に示すように、ドライブ部材１１を構成する第１プレート部材１１１の筒状部（支持部）１１１ｂの外周面により回転自在に支持（調心）される。これにより、第２中間部材１４は、第１中間部材１２よりもダンパ装置１０の径方向における外側に位置して当該第１中間部材１２を包囲するように流体伝動室９内の外周側領域に配置される。このように第２中間部材１４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２中間部材１４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、第２中間部材１４は、第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４を当該第２中間部材１４（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。これにより、第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４は、ドライブ部材１１（第２および第３プレート部材１１２，１１３）により支持される第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２よりもダンパ装置１０の径方向における外側に配置される。このように、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２を囲むように第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４を流体伝動室９内の外周側領域に配置することで、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。
　更に、第２中間部材１４は、複数（本実施形態では、例えば３個）の第１スプリング当接部（弾性体当接部）１４１ｃと、それぞれ対応する第１スプリング当接部１４１ｃと軸方向において対向する複数（本実施形態では、例えば３個）の第２スプリング当接部（弾性体当接部）１４２ｃとを有する。第１および第２スプリング当接部１４１ｃ，１４２ｃは、互いに対をなす（直列に作用する）第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４の間で両者の端部と当接する。また、対をなさない（直列に作用しない）第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４の間には、ドライブ部材１１を構成する第１プレート部材１１１のスプリング当接部１１１ｃが配置される。
　すなわち、ダンパ装置１０の取付状態において、ドライブ部材１１の各スプリング当接部１１１ｃは、対をなさない第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４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３スプリングＳＰ３の一端は、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３スプリングＳＰ３の他端は、第２中間部材１４の対応するスプリング当接部１４１ｃ，１４２ｃと当接する。また、ダンパ装置１０の取付状態において、各第４スプリングＳＰ４の一端は、第２中間部材１４の対応する第１および第２スプリング当接部１４１ｃ，１４２ｃと当接し、各第４スプリングＳＰ４の他端は、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。
　ドリブン部材１６は、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に例えば溶接により固定される。ドリブン部材１６は、そ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）の外側スプリング当接部（外側当接部）１６ｃｏとを有する。
　ダンパ装置１０の取付状態において、ドリブン部材１６の各内側スプリング当接部１６ｃｉは、ドライブ部材１１のスプリング当接部１１２ｃ，１１３ｃと同様に、互いに異なるスプリング支持部１１２ａ，１１２ｂ，１１３ａ，１１３ｂにより支持された（対をなさない）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スプリングＳＰ２の上記他端は、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。
　また、ダンパ装置１０の取付状態において、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３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４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３スプリングＳＰ３の上記一端は、ドリブン部材１６の対応する外側スプリング当接部１６ｃｏとも当接し、各第４スプリングＳＰ４の上記他端は、ドリブン部材１６の対応する外側スプリング当接部１６ｃｏとも当接する。この結果、ドリブン部材１６は、複数の第１スプリングＳＰ１、第１中間部材１２および複数の第２スプリングＳＰ２、すなわち第１トルク伝達経路Ｐ１を介してドライブ部材１１に連結されると共に、複数の第３スプリングＳＰ３、第２中間部材１４および複数の第４スプリングＳＰ４、すなわち第２トルク伝達経路Ｐ２を介してドライブ部材１１に連結される。
　図２に示すように、本実施形態では、タービンランナ５のタービンシェル５０に環状のタービン連結部材５５が例えば溶接により固定されている。タービン連結部材５５の外周部には、周方向に間隔をおいて軸方向に延びる複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング当接部５５ｃが形成されている。タービン連結部材５５の各スプリング当接部５５ｃは、互いに対をなす（直列に作用する）第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４の間で両者の端部と当接する。これにより、第２中間部材１４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り、タービンランナ５（およびタービンハブ５２）を第２中間部材１４に連結することで、当該第２中間部材１４の実質的な慣性モーメント（第２中間部材１４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スプリングＳＰ１，ＳＰ２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２中間部材１４とを連結することで、タービン連結部材５５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スプリングＳＰ１，ＳＰ２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。
　更に、ダンパ装置１０は、図１に示すように、第１スプリングＳＰ１の撓みを規制する第１ストッパ２１と、第２スプリングＳＰ２の撓みを規制する第２ストッパ２２と、第３スプリングＳＰ３の撓みを規制する第３ストッパ２３と、第４スプリングＳＰ４の撓みを規制する第４ストッパ２４とを含む。本実施形態において、第１ストッパ２１は、ドライブ部材１１と第１中間部材１２との相対回転を規制するように構成される。第２ストッパ２２は、第１中間部材１２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。第３ストッパ２３は、ドライブ部材１１と第２中間部材１４との相対回転を規制するように構成される。第４ストッパ２４は、第２中間部材１４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。これらの第１から第４ストッパ２１～２４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に達した以降に対応するスプリングの撓みを規制するように構成される。
　そして、第１から第４ストッパ２１～２４の作動タイミングを適宜設定することで、ダンパ装置１０に複数段階（２ステージ以上）の減衰特性をもたせることができる。本実施形態において、第１から第４スプリングＳＰ１～ＳＰ４のうち、ばね定数が最大であるもの以外に対応した第１から第４ストッパ２１～２４の中の３つは、ドライブ部材１１への入力トルクが上記トルクＴ１に達した段階で対応するスプリングの撓みを規制するように構成される。また、第１から第４スプリングＳＰ１～ＳＰ４のうちのばね定数が最大であるものに対応した第１から第４ストッパ２１～２４の中の何れかは、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に達した段階で作動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および第２ストッパ２１，２２の一方は、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てもよく、第３および第４ストッパ２３，２４の一方も、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てもよい。すなわち、第１から第４ストッパ２１～２４の構成は、図示されたものに限られない。
　上述のように構成される発進装置１の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、図１からわかるように、エンジンからフロントカバー３に伝達されたトルク（動力）が、ポンプインペラ４、タービンランナ５、第２中間部材１４、第４スプリングＳＰ４、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、複数の第１スプリングＳＰ１、第１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Ｐ１と、複数の第３スプリングＳＰ３、第２中間部材１４および複数の第４スプリングＳＰ４を含む第２トルク伝達経路Ｐ２とを介してドリブン部材１６およびダンパハブ７にトルクが伝達される。そして、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、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２と第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４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。
　次に、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、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および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２と、第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４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と第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４とが並列に作用する際、エンジンからドライブ部材１１に伝達される振動の周波数に応じて第１および第２トルク伝達経路Ｐ１，Ｐ２の何れかで第１および第２中間部材１２、１４の共振や、主にダンパ装置１０全体と車両のドライブシャフトの振動による共振が発生する。そして、ドライブ部材１１に伝達される振動の周波数に応じて第１および第２トルク伝達経路Ｐ１，Ｐ２の何れかで共振が一旦発生すると、その後、第１トルク伝達経路Ｐ１（主系）を経由してドライブ部材１１からドリブン部材１６に伝達される振動の位相と、第２トルク伝達経路Ｐ２（副系）を経由してドライブ部材１１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。これにより、ダンパ装置１０では、このような第１および第２トルク伝達経路Ｐ１，Ｐ２における振動の位相ずれを利用してドリブン部材１６での振動を減衰させることができる。
　本発明者らは、このような特性を有するダンパ装置１０の振動減衰性能をより向上させるべく鋭意研究・解析を行い、ロックアップの実行によりエンジンからドライブ部材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スプリングＳＰ１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スプリングＳＰ２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３スプリングＳＰ３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４スプリングＳＰ４の合成ばね定数であり、“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、エンジンからドライブ部材１１に伝達される入力トルクである。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　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の捻れ角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 JPOXMLDOC01-appb-M000003
　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によりエンジンからの振動が理論上完全に減衰されてドリブン部材１６よりも後段側の変速機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Θ3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トルク伝達経路Ｐ１を介してドリブン部材１６に伝達されるエンジンからの振動と、ドライブ部材１１から第２トルク伝達経路Ｐ２を介してドリブン部材１６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１６の振動振幅Θ3が理論上ゼロになる。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、第１トルク伝達経路Ｐ１からドリブン部材１６に伝達される振動の位相と第２トルク伝達経路Ｐ２からドリブン部材１６に伝達される振動の位相とが共振の発生によって１８０度ずれた際に、ドリブン部材１６の振動振幅Θ3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。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　ここで、走行用動力の発生源としてのエンジンを搭載する車両では、ロックアップクラッチの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からのトルクを変速機に機械的に伝達することで、エンジンと変速機との間の動力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からのトルク（振動）を変速機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、当該振動数ｆａに対応したエンジンの回転数Ｎｅａは、“ｎ”をエンジンの気筒数とすれば、Ｎｅａ＝（１２０／ｎ）・ｆａと表される。従って、ダンパ装置１０では、次式（７）を満たすように、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、複数の第３スプリングＳＰ３の合成ばね定数ｋ3、複数の第４スプリングＳＰ４の合成ばね定数ｋ4、第１中間部材１２の慣性モーメントＪ21、および第２中間部材１４の慣性モーメントＪ22（一体回転するように連結されるタービンランナ等の慣性モーメントを考慮（合算）したもの）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、第１、第２、第３および第４スプリングＳＰ１～ＳＰ４のばね定数ｋ1，ｋ2，ｋ3，ｋ4と、第１および第２中間部材１２，１４の慣性モーメントＪ21，Ｊ22とが定められる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
　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（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３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、図３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３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。これにより、より低い回転数でのロックアップ（エンジンとドライブ部材１１との連結）を許容すると共に、エンジンからの振動が大きくなりがちな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向上させることが可能となる。
　更に、式（７）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ｋ1，ｋ2，ｋ3，ｋ4、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、反共振点の振動数ｆａをより小さくし、より一層低い回転数でのロックアップを許容することができる。反共振点Ａを生じさせる共振がタービンランナ５に連結される第２中間部材１４の振動による共振である場合、当該共振（共振点Ｒ１）の振動数（第２トルク伝達経路Ｐ２すなわち第２中間部材１４の固有振動数）を“ｆR1”とすれば、振動数ｆR1は、次式（８）の簡易式により表すことができる。式（８）は、ドライブ部材１１とドリブン部材１６とが相対回転しないと仮定したときの第２トルク伝達経路Ｐ２（第２中間部材１４）の固有振動数を示す。この場合、第２中間部材１４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り、第２中間部材１４の固有振動数ｆR1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よりも低くなる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
　また、上述のように構成されるダンパ装置１０では、図３に示すように、反共振点Ａが発生してからエンジンの回転数が高まった段階で次の共振（例えば、第１中間部材１２の共振、図３における共振点Ｒ２参照）が発生する。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（共振点Ｒ２）の周波数がより大きくなるように、ばね定数ｋ1，ｋ2，ｋ3，ｋ4、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。反共振点Ａよりも高回転側で発生する共振が第１中間部材１２の共振である場合、当該共振の振動数（第１トルク伝達経路Ｐ１すなわち第１中間部材１２の固有振動数）を“ｆR2”とすれば、振動数ｆR2は、次式（９）の簡易式により表すことができる。式（９）は、ドライブ部材１１とドリブン部材１６とが相対回転しないと仮定したときの第１トルク伝達経路Ｐ１（第１中間部材１２）の固有振動数を示す。この場合、第１中間部材１２の固有振動数ｆR2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。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000007
　更に、上述のように構成されるダンパ装置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（７）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、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。
　また、上記ダンパ装置１０では、第２トルク伝達経路Ｐ２の第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４が第１トルク伝達経路Ｐ１の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２よりもダンパ装置１０の径方向における外側に配置される。これにより、第１から第４スプリングＳＰ１～ＳＰ４のばね定数（剛性）の調整による第１および第２トルク伝達経路Ｐ１，Ｐ２（第１および第２中間部材１２，１４）の固有振動数の設定の自由度を向上させることができる。加えて、第２中間部材１４は、第１中間部材１２よりもダンパ装置１０の径方向における外側に配置される。これにより、第１および第２中間部材１２，１４の慣性モーメントＪ21，Ｊ22の調整による第１および第２トルク伝達経路Ｐ１，Ｐ２（第１および第２中間部材１２，１４の固有振動数の設定の自由度を向上させると共に、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。
　更に、ダンパ装置１０において、第２中間部材１４は、慣性モーメントＪ22が第１中間部材１２の慣性モーメントＪ21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、第２中間部材１４の共振により第２トルク伝達経路Ｐ２からドリブン部材１６に伝達される振動の位相を第１トルク伝達経路Ｐ１からドリブン部材１６に伝達される振動の位相と反転させると共に、第２中間部材１４の共振周波数および反共振点Ａの振動数ｆａをより一層小さくして、当該反共振点Ａをより低回転側（低周波側）に設定することが可能となる。また、第２中間部材１４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２中間部材１４の実質的な慣性モーメントＪ22（第２中間部材１４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ので、反共振点Ａの振動数ｆａをより一層小さくして当該反共振点Ａをより低回転側（低周波側）に設定することが可能となる。ただし、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Ｊ21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てもよく、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。
　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、それぞれ第１または第２中間部材１２，１４を有する第１および第２トルク伝達経路Ｐ１，Ｐ２をドライブ部材１１とドリブン部材１６との間に含むダンパ装置１０の振動減衰性能をより向上させることが可能となる。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。更に、本発明者らの解析によれば、ダンパ装置１０の等価ばね定数ｋtotal（＝（１／ｋ1＋１／ｋ2）-1＋（１／ｋ3＋１／ｋ4）-1）に対する第１から第４スプリングＳＰ１～ＳＰ４のばね定数ｋ1，ｋ2，ｋ3，ｋ4の比が、
　１．００≦ｋ1／ｋtotal≦１．６０
　０．４５≦ｋ2／ｋtotal≦１．０５
　０．７５≦ｋ3／ｋtotal≦１．３５
　０．７５≦ｋ4／ｋtotal≦１．３５
を満たすようにすることで、ダンパ装置１０の振動減衰性能を実用上極めて良好に確保し得ることが判明している。
　更に、上記実施形態において、第１から第４スプリングＳＰ１～ＳＰ４のばね定数は、直列に作用する第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４の合成ばね定数（１／ｋ3＋１／ｋ4）-1が直列に作用する第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の合成ばね定数（１／ｋ1＋１／ｋ2）-1よりも小さくなるように定められる。これにより、第１トルク伝達経路Ｐ１すなわち第１中間部材１２の固有振動数ｆR2に比べて、第２トルク伝達経路Ｐ２すなわち第２中間部材１４の固有振動数ｆR1をより小さくすることが可能となる。
　また、上記実施形態において、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の外径（コイル径）は、第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４の外径（コイル径）よりも大きくなっている。このように内周側の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の外径を大きくすることで、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の捩れ角を外周側の第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４と同程度に確保しつつ、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の線径を太くして両者すなわち第１トルク伝達経路Ｐ１のトルク分担を良好に確保することが可能となる。
　更に、上記ドライブ部材１１は、第１スプリングＳＰ１の端部と当接するスプリング当接部１１２ｃ，１１３ｃと、第３スプリングＳＰ３の端部と当接するスプリング当接部１１１ｃとを有し、ドリブン部材１６は、第２スプリングＳＰ２の端部と当接する内側スプリング当接部１６ｃｉと第４スプリングＳＰ４の端部と当接する外側スプリング当接部１６ｃｏとを有する。これにより、第２トルク伝達経路Ｐ２の第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４を第１トルク伝達経路Ｐ１の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２よりもダンパ装置１０の径方向における外側に配置することが可能となる。
　また、上記実施形態において、ドライブ部材１１は、図２に示すように、第３スプリングＳＰ３の端部と当接するスプリング当接部１１１ｃを有すると共にエンジンからの動力が伝達されるロックアップピストン８０にリベットを介して連結される第１プレート部材１１１と、第１スプリングＳＰ１の端部と当接するスプリング当接部１１２ｃを有すると共に第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２と第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４との径方向における間で第１プレート部材１１１に一体回転するように連結（嵌合）される第２プレート部材１１２と、第１スプリングＳＰ１の端部と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に一体回転するようにリベットを介して連結される第３プレート部材１１３とを含む。加えて、ドリブン部材１６は、第２プレート部材１１２と第３プレート部材１１３とのダンパ装置（１０）の軸方向における間に配置される。これにより、ダンパ装置１０の軸長の増加を抑制しつつ、第３および第４スプリングＳＰ４，ＳＰ４を第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２よりもダンパ装置１０の径方向における外側に配置することが可能となる。
　更に、ロックアップピストン８０と第１プレート部材１１１との連結部（両者を締結するリベット）と、第２プレート部材１１２と第３プレート部材１１３との連結部（両者を締結するリベット）とは、図２に示すように、第１およびスプリングＳＰ１，ＳＰ２と第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４との径方向における間に設けられる。これにより、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。加えて、上記実施形態では、タービン連結部材５５とタービンランナ５との固定部も、図２に示すように、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２と第３および第４スプリングＳＰ３，ＳＰ４との径方向における間に設けられる。これにより、ダンパ装置１０の軸長をより短縮化しつつ、第２中間部材１４とタービンランナ５とを連結することができる。
　図４は、本開示の他の実施形態に係るダンパ装置１０Ｂを含む発進装置１Ｂを示す断面図である。なお、発進装置１Ｂやダンパ装置１０Ｂの構成要素のうち、上述の発進装置１やダンパ装置１０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。
　発進装置１Ｂのダンパ装置１０Ｂは、図４に示すように、回転要素として、第２トルク伝達経路Ｐ２上の第２中間部材１４とドリブン部材１６との間に配置される第３中間部材（第３中間要素）１５を含む。また、ダンパ装置１０Ｂは、トルク伝達要素として、第３中間部材１５とドリブン部材１６との間でトルクを伝達する複数の第５スプリング（第５弾性体）ＳＰ５を含む。すなわち、ダンパ装置１０Ｂの第２トルク伝達経路Ｐ２は、ドライブ部材１１とドリブン部材１６との間に配置される要素として、第２および第３中間部材１４，１５と、第３、第４および第５スプリングＳＰ３，ＳＰ４，ＳＰ５とを含み、複数の第３スプリングＳＰ３、第２中間部材１４、複数の第４スプリングＳＰ４、第３中間部材１５、および複数の第５スプリングＳＰ５を介してドライブ部材１１とドリブン部材１６との間でトルクを伝達する。更に、ダンパ装置１０Ｂは、第３中間部材１５とドリブン部材１６との相対回転を規制して第５スプリングＳＰ５の撓みを規制する第５ストッパ２５を含む。
　このように構成されるダンパ装置１０Ｂでは、ロックアップが実行された状態でエンジンの回転数が高まっていく際に、第１トルク伝達経路Ｐ１からドリブン部材１６に伝達される振動の位相と第２トルク伝達経路Ｐ２からドリブン部材１６に伝達される振動の位相とを少なくとも２回反転させ、図５に示すように、少なくとも２つの反共振点Ａ１，Ａ２を設定することができる。これにより、低回転側（低周波側）の第１の反共振点Ａ１（振動数ｆａ1）を上記ダンパ装置１０と同様に設定することで、当該第１の反共振点Ａを生じさせる第１の共振点Ｒ１を非ロックアップ領域に含まれるように、より低回転側（低周波側）にシフトさせ、より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ダンパ装置１０Ｂ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、第１の反共振点Ａ１および第２の共振点Ｒ２よりも高回転側（高周波側）の第２の反共振点Ａ２（振動数ｆａ2）を例えば変速機の入力軸ＩＳの共振点やドライブシャフトの共振点等の何れかに一致させる（より近づける）ことで、当該入力軸ＩＳの共振等の発生を良好に抑制することができる。更に、ダンパ装置１０Ｂのように、第１トルク伝達経路Ｐ１に第３中間部材１５を設けて第１スプリングＳＰ１と第５スプリングＳＰ５とを直列に作用させることで、ダンパ装置１０Ｂの全体をより低剛性化（ロングストローク化）することが可能となる。
　また、ダンパ装置１０Ｂでは、第２および第３中間部材１４，１５の間の第４スプリングＳＰ４のばね定数を第１、第２、第３および第５スプリングＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ３およびＳＰ５のばね定数よりも大きくするとよい。この場合、第３および第５ストッパ２３，２５の何れか一方をドライブ部材１１への入力トルクが最大捩れ角θｍａｘに対応したトルクＴ２に達した段階で作動するように構成すると共に、それ以外のストッパを入力トルクが当該トルクＴ２よりも小さいトルクに達した段階で作動するように構成するとよい。これにより、ダンパ装置１０Ｂに２段階（２ステージ）以上の減衰特性をもたせることが可能となる。更に、第４スプリングＳＰ４のばね定数を第１、第２、第３および第５スプリングＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ３およびＳＰ５のばね定数よりも大きくすることで、第１の反共振点Ａ１よりも低回転側（低周波側）で第２および第３中間部材１４，１５および第４スプリングＳＰ４を一体に共振させ、第１の反共振点Ａ１をより低回転側に設定することもできる。
　以上説明したように、本開示のダンパ装置は、内燃機関からの動力が伝達される入力要素（１１）と、出力要素（１６）とを含むダンパ装置（１０，１０Ｂ）において、第１中間要素（１２）、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（ＳＰ１）、および前記第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（ＳＰ２）を含む第１トルク伝達経路（Ｐ１）と、第２中間要素（１４）、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（ＳＰ３）、および前記第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（ＳＰ４）を含み、前記第１トルク伝達経路（Ｐ１）と並列に設けられる第２トルク伝達経路（Ｐ２）とを備え、前記第１および第２弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２）は、前記ダンパ装置（１０，１０Ｂ）の周方向に沿って並ぶように配置され、前記第３および第４弾性体（ＳＰ３，ＳＰ４）は、前記周方向に沿って並ぶように前記第１および第２弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２）よりも前記ダンパ装置（１０，１０Ｂ）の径方向における外側に配置されるものである。
　このような第１および第２トルク伝達経路を有するダンパ装置では、第１トルク伝達経路から出力要素に伝達される振動の位相と、第２トルク伝達経路から出力要素に伝達される振動の位相とが、例えば第２トルク伝達経路（第２中間要素）の固有振動数に応じた共振の発生によって１８０度ずれた際に、出力要素の振動振幅が理論上ゼロになる反共振点を設定することができる。そして、第２トルク伝達経路の第３および第４弾性体を第１トルク伝達経路の第１および第２弾性体よりもダンパ装置の径方向における外側に配置することで、第１から第４弾性体の剛性の調整による第１および第２トルク伝達経路（第１および第２中間要素）の固有振動数の設定の自由度を向上させることができる。この結果、それぞれ一対の弾性体の間に配置される中間要素を有する２つの動力伝達経路を入力要素と出力要素との間に含む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。
　また、直列に作用する前記第３および第４弾性体（ＳＰ３，ＳＰ４）の合成ばね定数は、直列に作用する前記第１および第２弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２）の合成ばね定数よりも小さくてもよい。これにより、第１トルク伝達経路（第１中間要素）の固有振動数に比べて、第２トルク伝達経路（第２中間要素）の固有振動数をより小さくすることが可能となる。
　更に、前記第１から第４弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ３，ＳＰ４）は、コイルスプリングであってもよく、前記第１および第２弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２）の外径は、前記第３および第４弾性体（ＳＰ３，ＳＰ４）の外径よりも大きくてもよい。このように内周側の第１および第２弾性体の外径を大きくすることで、第１および第２弾性体の捩れ角を外周側の第３および第４弾性体と同程度に確保しつつ、第１および第２弾性体の線径を太くして両者すなわち第１トルク伝達経路のトルク分担を良好に確保することが可能となる。
　また、前記第２中間要素（１４）は、前記第１中間要素（１２）よりも前記径方向における外側に配置されてもよい。これにより、第１および第２中間要素の慣性モーメントの調整による第１および第２トルク伝達経路（第１および第２中間要素）の固有振動数の設定の自由度を向上させると共に、ダンパ装置の軸長をより短縮化することが可能となる。
　更に、前記第２中間要素（１４）の慣性モーメントは、前記第１中間要素（１２）の慣性モーメントよりも大きくてもよい。これにより、第１トルク伝達経路（第１中間要素）の固有振動数に比べて、第２トルク伝達経路（第２中間要素）の固有振動数をより一層小さくすることが可能となる。
　また、前記第２中間要素（１２）は、流体伝動装置のタービンランナ（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２中間要素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可能となる。
　更に、前記入力要素（１１）は、前記第１弾性体（ＳＰ１）の端部と当接する内側当接部（１１２ｃ，１１３ｃ）と前記第３弾性体（ＳＰ３）の端部と当接する外側当接部（１１１ｃ）とを有してもよく、前記出力要素（１６）は、前記第２弾性体（ＳＰ２）の端部と当接する内側当接部（１６ｃｉ）と前記第４弾性体（ＳＰ４）の端部と当接する外側当接部（１６ｃｏ）とを有してもよい。これにより、第２トルク伝達経路の第３および第４弾性体を第１トルク伝達経路の第１および第２弾性体よりもダンパ装置の径方向における外側に配置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（ＳＰ３）の端部と当接する前記外側当接部（１１１ｃ）を有すると共に前記内燃機関からの動力が伝達される動力入力部材（８０）に連結される第１入力部材（１１１）と、前記第１弾性体（ＳＰ１）の端部と当接する前記内側当接部（１１２ｃ）を有すると共に前記第１および第２弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２）と前記第３および第４弾性体（ＳＰ３，ＳＰ４）との前記径方向における間で前記第１入力部材（１１１）に一体回転するように連結される第２入力部材（１１２）と、前記第１弾性体（ＳＰ１）の端部と当接する前記内側当接部（１１３ｃ）を有すると共に前記第２入力部材（１１２）に一体回転するように連結される第３入力部材（１１３）とを含んでもよく、前記出力要素（１６）は、前記第２入力部材（１１２）と前記第３入力部材（１１３）との前記ダンパ装置（１０）の軸方向における間に配置されてもよい。これにより、ダンパ装置の軸長の増加を抑制しつつ、第３および第４弾性体を第１および第２弾性体よりもダンパ装置の径方向における外側に配置することが可能となる。
　更に、前記動力入力部材（８０）と前記第１入力部材（１１１）との連結部と、前記第２入力部材（１１２）と前記第３入力部材（１１３）との連結部とは、前記第１および第２弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２）と前記第３および第４弾性体（ＳＰ３，ＳＰ４）との前記径方向における間に設けられてもよい。これにより、ダンパ装置の軸長をより短縮化することが可能となる。
　また、前記ダンパ装置（１０）は、流体伝動装置のタービンランナ（５）に固定されて前記第２中間要素（１４）と前記タービンランナ（５）とを一体回転するように連結するタービン連結部材（５５）を更に備えてもよく、前記タービン連結部材（５５）と前記タービンランナ（５）との固定部は、前記第１および第２弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２）と前記第３および第４弾性体（ＳＰ３，ＳＰ４）との前記径方向における間に設けられてもよい。これにより、ダンパ装置の軸長をより短縮化しつつ、第２中間要素とタービンランナとを連結することが可能となる。
　更に、前記第１中間要素（１２）は、前記出力要素（１６）から前記ダンパ装置（１１０）の軸方向に突出する突起部（１６ｂ）により回転自在に支持されてもよい。
　また、前記第２中間要素（１４）は、前記入力要素（１１，１１１）に設けられた支持部（１１１ｂ）により回転自在に支持されてもよい。
　本開示の他のダンパ装置は、内燃機関からの動力が伝達される入力要素（１１）と、出力要素（１６）とを含むダンパ装置（１０，１０Ｂ）において、第１中間要素（１２）、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（ＳＰ１）、および前記第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（ＳＰ２）を含む第１トルク伝達経路（Ｐ１）と、第２中間要素（１４）、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（ＳＰ３）、および前記第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（ＳＰ４）を含み、前記第１トルク伝達経路（Ｐ１）と並列に設けられる第２トルク伝達経路（Ｐ２）とを備え、前記出力要素（１６）の振動振幅が理論上ゼロになる反共振点（Ａ）の振動数（ｆａ）に基づいて、前記第１、第２、第３および第４弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ３，ＳＰ４）のばね定数と、前記第１および第２中間要素（１２，１４）の慣性モーメントとが定められるものである。このように、出力要素の振動振幅をより低下させ得る反共振点の振動数に基づいてダンパ装置を構成することで、それぞれ一対の弾性体の間に配置される中間要素を有する２つの動力伝達経路を入力要素と出力要素との間に含む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。
　また、前記第１、第２、第３および第４弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ３，ＳＰ４）のばね定数と、前記第１および第２中間要素（１２，１４）の慣性モーメントとは、前記反共振点（Ａ）の振動数（ｆａ）と前記内燃機関の気筒数（ｎ）とに基づいて定められてもよい。
　更に、前記ダンパ装置（１０）は、前記反共振点（Ａ）の振動数を“ｆａ”とし、前記内燃機関の気筒数を“ｎ”としたときに、
　５００ｒｐｍ≦（１２０／ｎ）・ｆａ≦１５００ｒｐｍ
を満たすように構成されてもよい。
　このように、出力要素の振動振幅をより低下させ得る反共振点を５００ｒｐｍから１５００ｒｐｍまでの低回転数域内に設定することで、より低い回転数での内燃機関と入力要素との連結を許容すると共に、内燃機関からの振動が大きくなりがちな低回転数域における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。また、反共振点を生じさせる共振（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）の振動数が当該反共振点の振動数ｆａよりも小さく、かつできるだけ小さい値になるようにダンパ装置を構成することで、反共振点の振動数ｆａをより小さくし、より一層低い回転数での内燃機関と入力要素との連結を許容することができる。更に、反共振点よりも高回転側（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ダンパ装置を構成することで、当該共振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の振動減衰性能をより一層向上させることができる。
　また、前記反共振点の振動数を“ｆａ”とし、前記内燃機関と前記入力要素（１１）とを連結するロックアップクラッチ（８）のロックアップ回転数を“Ｎｌｕｐ”としたときに、前記ダンパ装置（１０）は、Ｎｌｕｐ≦（１２０／ｎ）・ｆａを満たすように構成されてもよい。これにより、ロックアップクラッチにより内燃機関と入力要素とを連結する際や両者の連結直後に、内燃機関からの振動をダンパ装置により極めて良好に減衰することが可能となる。
　更に、前記ダンパ装置（１０）は、９００ｒｐｍ≦（１２０／ｎ）・ｆａ≦１２００ｒｐｍを満たすように構成されてもよい。
　また、前記反共振点（Ａ）の振動数ｆａは、上記式（６）により表されてもよい。
　更に、前記第２トルク伝達経路（Ｐ２）は、第３中間要素（１５）と第５弾性体（ＳＰ５）とを更に含んでもよく、前記第４弾性体（ＳＰ４）は、前記第２および第３中間要素（１４，１５）の間でトルクを伝達してもよく、前記第５弾性体（ＳＰ５）は、前記第３中間要素（１５）と前記出力要素（１６）との間でトルクを伝達してもよい。このように構成されるダンパ装置では、第１トルク伝達経路から出力要素に伝達される振動の位相と第２トルク伝達経路から出力要素に伝達される振動の位相とを少なくとも２回反転させ、少なくとも２つの反共振点を設定することが可能となる。
　そして、前記ダンパ装置（１０）は、前記内燃機関から前記入力要素（１１）に伝達される入力トルク（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４弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ３，ＳＰ４）の撓みが規制されないように構成されてもよい。
　なお、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 (21)

  1. 　内燃機関からの動力が伝達される入力要素と、出力要素とを含むダンパ装置において、
    　第１中間要素、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、および前記第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弾性体を含む第１トルク伝達経路と、
    　第２中間要素、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、および前記第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弾性体を含み、前記第１トルク伝達経路と並列に設けられる第２トルク伝達経路とを備え、
    　前記第１および第２弾性体は、前記ダンパ装置の周方向に沿って並ぶように配置され、前記第３および第４弾性体は、前記周方向に沿って並ぶように前記第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外側に配置されるダンパ装置。
  2. 　請求項１に記載のダンパ装置において、
    　直列に作用する前記第３および第４弾性体の合成ばね定数は、直列に作用する前記第１および第２弾性体の合成ばね定数よりも小さいダンパ装置。
  3. 　請求項１または２に記載のダンパ装置において、
    　前記第１から第４弾性体は、コイルスプリングであり、
    　前記第１および第２弾性体の外径は、前記第３および第４弾性体の外径よりも大きいダンパ装置。
  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２中間要素は、前記第１中間要素よりも前記径方向における外側に配置されるダンパ装置。
  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２中間要素の慣性モーメントは、前記第１中間要素の慣性モーメントよりも大きいダンパ装置。
  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２中間要素は、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。
  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、
    　前記入力要素は、前記第１弾性体の端部と当接する内側当接部と、前記第３弾性体の端部と当接する外側当接部とを有し、
    　前記出力要素は、前記第２弾性体の端部と当接する内側当接部と、前記第４弾性体の端部と当接する外側当接部とを有するダンパ装置。
  8. 　請求項７に記載のダンパ装置において、
    　前記入力要素は、前記第３弾性体の端部と当接する前記外側当接部を有すると共に前記内燃機関からの動力が伝達される動力入力部材に連結される第１入力部材と、前記第１弾性体の端部と当接する前記内側当接部を有すると共に前記第１および第２弾性体と前記第３および第４弾性体との前記径方向における間で前記第１入力部材に一体回転するように連結される第２入力部材と、前記第１弾性体の端部と当接する前記内側当接部を有すると共に前記第２入力部材に一体回転するように連結される第３入力部材とを含み、
    　前記出力要素は、前記第２入力部材と前記第３入力部材との前記ダンパ装置の軸方向における間に配置されるダンパ装置。
  9. 　請求項８に記載のダンパ装置において、
    　前記動力入力部材と前記第１入力部材との連結部と、前記第２入力部材と前記第３入力部材との連結部とは、前記第１および第２弾性体と前記第３および第４弾性体との前記径方向における間に設けられるダンパ装置。
  10. 　請求項９に記載のダンパ装置において、
    　流体伝動装置のタービンランナに固定されて前記第２中間要素と前記タービンランナとを一体回転するように連結するタービン連結部材を更に備え、
    　前記タービン連結部材と前記タービンランナとの固定部は、前記第１および第２弾性体と前記第３および第４弾性体との前記径方向における間に設けられるダンパ装置。
  11. 　請求項１から１０の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    　前記第１中間要素は、前記出力要素から前記ダンパ装置の軸方向に突出する突起部により回転自在に支持されるダンパ装置。
  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２中間要素は、前記入力要素に設けられた支持部により回転自在に支持されるダンパ装置。
  13. 　内燃機関からの動力が伝達される入力要素と、出力要素とを含むダンパ装置において、
    　第１中間要素、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、および前記第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弾性体を含む第１トルク伝達経路と、
    　第２中間要素、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、および前記第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弾性体を含み、前記第１トルク伝達経路と並列に設けられる第２トルク伝達経路とを備え、
    　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に基づいて、前記第１、第２、第３および第４弾性体のばね定数と、前記第１および第２中間要素の慣性モーメントとが定められるダンパ装置。
  14. 　請求項１３に記載のダンパ装置において、
    　前記反共振点の振動数と前記内燃機関の気筒数とに基づいて、前記第１、第２、第３および第４弾性体のばね定数と、前記第１および第２中間要素の慣性モーメントとが定められるダンパ装置。
  15. 　請求項１３または１４に記載のダンパ装置において、
    　前記反共振点の振動数を“ｆａ”とし、前記内燃機関の気筒数を“ｎ”としたときに、
    　５００ｒｐｍ≦（１２０／ｎ）・ｆａ≦１５００ｒｐｍ
    を満たすように構成されるダンパ装置。
  16. 　請求項１３から１５の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    　前記反共振点の振動数を“ｆａ”とし、前記内燃機関と前記入力要素とを連結するロックアップクラッチのロックアップ回転数を“Ｎｌｕｐ”としたときに、
    　Ｎｌｕｐ＝（１２０／ｎ）・ｆａ
    を満たすように構成されるダンパ装置。
  17. 　請求項１３から１５の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    　前記反共振点の振動数を“ｆａ”とし、前記内燃機関と前記入力要素とを連結するロックアップクラッチのロックアップ回転数を“Ｎｌｕｐ”としたときに、
    　Ｎｌｕｐ＜（１２０／ｎ）・ｆａ
    を満たすように構成されるダンパ装置。
  18. 　請求項１５から１７の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    　９００ｒｐｍ≦（１２０／ｎ）・ｆａ≦１２００ｒｐｍ
    を満たすように構成されるダンパ装置。
  19. 　請求項１３から１８の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    　前記反共振点の振動数ｆａは、次式（１）により表されるダンパ装置。ただし、式（１）において、“ｋ1”は、前記第１弾性体のばね定数であり、“ｋ2”は、前記第２弾性体のばね定数であり、“ｋ3”は、前記第３弾性体のばね定数であり、“ｋ4”は、前記第４弾性体のばね定数であり、“Ｊ21”は、前記第１中間要素の慣性モーメントであり、“Ｊ22”は、前記第２中間要素の慣性モーメントである。
    Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
  20. 　請求項１から１４の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    　前記第２トルク伝達経路は、第３中間要素と第５弾性体とを更に含み、
    　前記第４弾性体は、前記第２および第３中間要素の間でトルクを伝達し、前記第５弾性体は、前記第３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。
  21. 　請求項１から２０の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    　前記内燃機関から前記入力要素に伝達される入力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４弾性体の撓みが規制されないダンパ装置。
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