WO2016021669A1 - ダンパ装置 - Google Patents

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WO2016021669A1
WO2016021669A1 PCT/JP2015/072297 JP2015072297W WO2016021669A1 WO 2016021669 A1 WO2016021669 A1 WO 2016021669A1 JP 2015072297 W JP2015072297 W JP 2015072297W WO 2016021669 A1 WO2016021669 A1 WO 2016021669A1
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WO
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damper device
elastic body
torque
input
spring
Prior art date
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PCT/JP2015/072297
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French (fr)
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由浩 滝川
陽一 大井
大樹 長井
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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Publication date
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Priority to JP2016540726A priority patent/JP6399094B2/ja
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Priority to DE112015002962.1T priority patent/DE112015002962B4/de
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    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/131—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses
    • F16F15/133—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses using springs as elastic members, e.g. metallic springs
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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.
  • the input side springs (35a, 37a) of the vibration paths B and C are disposed radially outside the output side springs (35b, 37b) of the vibration paths B and C.
  • the freedom degree of the setting of the natural frequency of vibration path B and C by adjustment of the rigidity (spring constant) of each spring and the weight (moment of inertia) of an intermediate flange will fall.
  • the resonance frequencies of the vibration paths B and C are close to each other, and there is a possibility that a sufficient vibration damping effect cannot be obtained.
  • the main object of the present disclosure is to further improve the vibration damping performance of the damper device having the first and second torque transmission paths provided in parallel.
  • the damper device includes a first elastic body that transmits torque between the input element and the output element in a damper device including an input element to which power from the internal combustion engine is transmitted and an output element.
  • the second torque transmission path provided in parallel with the first torque transmission path, and the second and third elastic bodies are arranged along the circumferential direction of the damper device. Rather than the damper device in the radial direction.
  • the intermediate element which is a resonating element, is omitted from the first torque transmission path, so that after the resonance corresponding to the natural frequency of the second torque transmission path (intermediate element) occurs, One of the vibration transmitted from the first elastic body to the output element and the vibration transmitted from the third elastic body to the output element cancels at least a part of the other, and the frequency band (rotational speed range) can be further increased.
  • the second and third elastic bodies of the second torque transmission path are arranged on the outer side in the radial direction of the damper device with respect to the first elastic body of the first torque transmission path, so that the rigidity of the second and third elastic bodies is increased.
  • the natural frequency of the second torque transmission path (intermediate element) can be further reduced.
  • the vibration damping performance of the damper device having the first and second torque transmission paths provided in parallel can be further improved.
  • the structure of the entire device can be simplified and an increase in size (especially an increase in shaft length) can be suppressed.
  • Another damper device of the present disclosure is a damper device including an input element to which power from an internal combustion engine is transmitted and an output element, and a first elastic body that transmits torque between the input element and the output element.
  • a damper device including an input element to which power from an internal combustion engine is transmitted and an output element, and a first elastic body that transmits torque between the input element and the output element.
  • a second torque transmission path including an elastic body and provided in parallel with the first torque transmission path, based on the frequency of the anti-resonance point at which the vibration amplitude of the output element is theoretically zero.
  • the spring constants of the second and third elastic bodies and the moment of inertia of the intermediate element are determined.
  • the vibration damping of the damper device having the first and second torque transmission paths provided in parallel is performed.
  • the performance can be further improved.
  • FIG. 1 It is a schematic structure figure showing a starting device containing a damper device concerning one embodiment of this indication. It is sectional drawing which shows the starting apparatus of FIG. It is explanatory drawing which illustrates the relationship between the rotation speed of an engine, and the torque fluctuation in the output element of a damper apparatus. It is sectional drawing which shows the starting apparatus which concerns on other embodiment of this indication.
  • 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, an intermediate member (intermediate element) 12, and a driven member (output element) 15 as rotating elements. Furthermore, the damper device 10 is a torque transmission element (torque transmission elastic body), and a plurality of (for example, four in the present embodiment) first springs (first number) that transmit torque between the drive member 11 and the driven member 15.
  • the damper device 10 has a first torque transmission path P1 and a second torque transmission path P2 provided in parallel with each other.
  • the first torque transmission path P1 includes only the first spring SP1 as an element disposed between the drive member 11 and the driven member 15, and the drive member 11 and the driven member 15 via the plurality of first springs SP1. Torque is transmitted between the two.
  • the second torque transmission path P2 includes an intermediate member 12, second and third springs SP2 and SP3 as elements disposed between the drive member 11 and the driven member 15, and includes a plurality of second springs SP2, Torque is transmitted between the drive member 11 and the driven member 15 via the intermediate member 12 and the plurality of third springs SP3.
  • the first to third springs SP1 to SP3 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 third springs SP1 to SP3 are more appropriately expanded and contracted along the axial center, and so-called hysteresis (the input torque to the drive member 11 is increased).
  • the difference between the torque output from the driven member 15 when going and the torque output from the driven member 15 when the input torque decreases can be reduced.
  • the first spring SP1 has an outer diameter (coil diameter) larger than the outer diameter (coil diameter) of the second and third springs SP2 and SP3. Further, as shown in FIG. 2, the wire diameter of the first spring SP1 (outer diameter of the coil wire) is larger than the wire diameter (outer diameter of the coil wire) of the second and third springs SP2 and SP3.
  • the drive member 11 of the damper device 10 includes an annular first plate member (first input member) 111 fixed to the lockup piston 80 of the lockup clutch 8, and a first plate member 111.
  • An annular second plate member (second input member) 112 connected to rotate integrally with the turbine runner 5 and connected to the second plate member 112 via a plurality of rivets ( And an annular third plate member (third input member) 113 to be fixed.
  • the drive member 11, that is, the first to third plate members 111 to 113 rotate integrally with the lockup piston 80, and the front cover 3 (engine) and the damper device 10 are driven by the engagement of the lockup clutch 8.
  • the member 11 is connected.
  • 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 has a plurality of (for example, four 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.
  • a plurality of (for example, four in the present embodiment) that are arranged at equal intervals in the circumferential direction on the outer peripheral side (equal intervals) and that face each other in the radial direction of the corresponding spring support 112a and the second plate member 112, respectively.
  • It has a spring support portion 112b and a plurality of (for example, four in this embodiment) spring contact portions (inner contact portions) 112c.
  • the third plate member 113 includes a plurality (for example, four 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, four in the present embodiment) that are arranged at equal intervals in the circumferential direction on the outer peripheral side of the portion 113a (equally spaced) and that respectively correspond to the corresponding spring support portions 113a and the third plate member 113 in the radial direction.
  • 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 springs SP1 (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 springs SP1 (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 springs SP1 (one each) from the inner peripheral side.
  • the plurality of spring support portions 113b support (guide) the side portions on the turbine runner 5 side of the corresponding first springs SP1 (one each) from the outer peripheral side. Accordingly, the plurality of first springs SP1 are supported by the second plate member 112 and the third plate member 113 so as to be aligned along the circumferential direction of both (damper device 10).
  • 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 the second and third plate members 112 and 113 in the attached state of the damper device 10, and abuts against both end portions between the first springs SP1 adjacent to each other.
  • 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 also supported by the second and third plate members 112 and 113 in the mounted state of the damper device 10, and contacts the end portions of the first spring SP1 adjacent to each other.
  • the intermediate member 12 is formed in an annular shape so as to support (guide) the outer peripheral portions of the plurality of second and third springs SP2 and SP3, the side portion on the lockup piston 80 side (the right side portion in FIG. 2), and the like. ing. As shown in FIG. 2, the intermediate member 12 is rotatably supported (aligned) by a cylindrical portion (supporting portion) 111 b of the first plate member 111 constituting the drive member 11, and the outer periphery in the fluid transmission chamber 9. Located in the side area.
  • the intermediate member 12 supports the second and third springs SP2 and SP3 so as to be alternately arranged along the circumferential direction of the intermediate member 12 (damper device 10). Accordingly, the second and third springs SP2 and SP3 are disposed on the radially outer side of the plurality of first springs SP1 supported by the drive member 11 (second and third plate members 112 and 113). In this way, the second and third springs SP2 and SP3 are arranged in the outer peripheral side region in the fluid transmission chamber 9 so as to surround the plurality of first springs SP1, so that the axial length of the damper device 10 and thus the starting device 1 can be increased. It becomes possible to shorten more.
  • the intermediate member 12 is opposed to a plurality (for example, three in this embodiment) of the first spring contact portions (elastic body contact portions) 121c and the corresponding first spring contact portions 121c in the axial direction.
  • the first and second spring contact portions 121c and 122c are in contact with both ends between the second and third springs SP2 and SP3 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 second and third springs SP2 and SP3 that do not form 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 second and third springs SP2 and SP3 that do not make a pair.
  • one end of each second spring SP2 comes into contact with the corresponding spring contact portion 111c of the drive member 11, and the other end of each second spring SP2 corresponds to the intermediate member 12.
  • the first and second spring contact portions 121c and 122c are in contact with each other.
  • each third spring SP3 contacts the corresponding first and second spring contact portions 121c and 122c of the intermediate member 12, and the other end of each third spring SP3 is , It contacts the corresponding spring contact portion 111c of the drive member 11.
  • the driven member 15 is disposed between the second plate member 112 and the third plate member 113 of the drive member 11 and fixed to the damper hub 7 by, for example, welding.
  • the driven member 15 includes a plurality (for example, four in this embodiment) of inner spring contact portions (inner contact portions) 15ci formed at intervals in the circumferential direction so as to be close to the inner peripheral edge thereof, and a plurality of driven members 15 A plurality of (in this embodiment, for example, three) outer spring abutting portions (outer abutting portions) 15co that are formed on the radially outer side of the inner spring abutting portion 15ci at intervals in the circumferential direction. .
  • each inner spring contact portion 15 ci of the driven member 15 is, like the spring contact portions 112 c and 113 c of the drive member 11, the end portions of both between the adjacent first springs SP 1. Abut. Further, in the mounted state of the damper device 10, the outer spring contact portions 15co of the driven member 15 are not paired with the second and third springs SP2 and SP3, which are not paired, like the spring contact portions 111c of the drive member 11. In contact with both ends.
  • both end portions of the first springs SP1 are in contact with both the spring contact portions 112c and 113c of the drive member 11 and the inner spring contact portion 15ci of the driven member 15, respectively.
  • the one end of each second spring SP2 also contacts the corresponding outer spring contact portion 15co of the driven member 15, and the other end of each third spring SP3 corresponds to the corresponding outer spring contact portion of the driven member 15. It also contacts 15co.
  • the driven member 15 is connected to the drive member 11 via the plurality of first springs SP1, that is, the first torque transmission path P1, and the plurality of second springs SP2, the intermediate member 12, and the plurality of third springs. It is connected to the drive member 11 via SP3, that is, the second torque transmission path P2.
  • 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 both end portions between the second and third springs SP2 and SP3 acting in series in pairs.
  • the intermediate member 12 and the turbine runner 5 are connected so as to rotate integrally, and by connecting the turbine runner 5 (and the turbine hub 52) to the intermediate member 12, the intermediate member 12
  • the substantial moment of inertia (the total value of the moments of inertia of the intermediate member 12, the turbine runner 5, etc.) can be further increased.
  • the turbine connecting member 55 is connected to the intermediate member 12 arranged on the outer side in the radial direction of the first spring SP1, that is, the outer peripheral side region in the fluid transmission chamber 9, so that the turbine connecting member 55 is connected to the first member of the drive member 11. It is possible to prevent passage between the three plate member 113 or the first spring SP1 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. 3rd stopper 23 which regulates.
  • the first stopper 21 is configured to restrict relative rotation between the drive member 11 and the driven member 15.
  • the second stopper 22 is configured to restrict relative rotation between the drive member 11 and the intermediate member 12.
  • the third stopper 23 is configured to restrict relative rotation between the intermediate member 12 and the driven member 15.
  • first to third stoppers 21 to 23 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.
  • one of the second and third stoppers 22 and 23 corresponding to one of the second and third springs SP2 and SP3 having a small spring constant (for example, the second spring SP2) is directed to the drive member 11.
  • the corresponding spring is restrained from bending.
  • the first stopper 21 and the other of the second and third stoppers 22 and 23 are configured to operate simultaneously when the input torque to the drive member 11 reaches the torque T2 corresponding to the maximum torsion angle ⁇ max.
  • the damper device 10 has a two-stage (two-stage) attenuation characteristic.
  • the configurations of the first to third stoppers 21 to 23 are not limited to those shown in the figure, and one of the other of the first stopper 21 and the second and third stoppers 22 and 23 may be omitted. Good.
  • the driven member 15 and the damper hub 7 are connected to the driven member 15 and the damper hub 7 via the first torque transmission path P1 including SP1 (only) and the second torque transmission path P2 including the plurality of second springs SP2, the intermediate member 12 and the plurality of third springs SP3. Torque is transmitted. Then, until the input torque to the drive member 11 reaches the torque T1, the first spring SP1 and the second and third springs SP2 and SP3 act in parallel to attenuate the fluctuation of the torque transmitted to the drive member 11. (Absorb. Further, when the input torque to the drive member 11 exceeds the torque T1, the first spring SP1 and the second or third springs SP2 and SP3 act in parallel to attenuate fluctuations in the torque transmitted to the drive member 11. (Absorb.
  • the first spring SP1 and the second and third springs SP2 and SP3 act in parallel until the input torque transmitted to the drive member 11 reaches the torque T1.
  • the first and second torque transmission paths P1 and P1 correspond to the frequency of vibration transmitted from the engine to the drive member 11. Resonance of the intermediate member 12 or resonance due to vibration of the entire damper device 10 and the drive shaft of the vehicle occurs at any of P2. Then, once resonance occurs in one of the first and second torque transmission paths P1 and P2 in accordance with the frequency of vibration transmitted to the drive member 11, then, via the first torque transmission path P1 (main system).
  • the phase of vibration transmitted from the drive member 11 to the driven member 15 and the phase of vibration transmitted from the drive member 11 to the driven member 15 via the second torque transmission path P2 are 180 degrees. Shift. Thereby, in the damper apparatus 10, the vibration in the driven member 15 can be attenuated using such a phase shift of vibration in the first and second torque transmission paths P1, P2.
  • Equation (1) “J 1 ” is the moment of inertia of the drive member 11, “J 2 ” is the moment of inertia of the intermediate member 12, and “J 3 ” is the moment of inertia of the driven member 15. It is. “ ⁇ 1 ” is the twist angle of the drive member 11, “ ⁇ 2 ” is the twist angle of the intermediate member 12, and “ ⁇ 3 ” is the twist angle of the driven member 15.
  • K 1 is a combined spring constant of the plurality of first springs SP 1 acting in parallel between the drive member 11 and the driven member 15
  • k 2 is the drive member 11 and the intermediate member 12.
  • K 3 is a combined spring of the plurality of third springs SP3 acting in parallel between the intermediate member 12 and the driven member 15
  • K R is a rigidity, that is, a spring constant in a transmission, a drive shaft or the like disposed between the driven member 15 and the vehicle wheel, and “T” is transmitted from the engine to the drive member 11. Input torque.
  • 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 15).
  • 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 and the moment of inertia J 2 of the intermediate member 12 are selected and set.
  • the spring constants k 1 , k 2 , k 3 of the first, second, and third springs SP1 to SP3 are based on the frequency fa (and the lockup rotation speed Nloop) at the antiresonance point A. And the moment of inertia J 2 of the intermediate member 12 is determined.
  • the anti-resonance point A that can theoretically make the vibration amplitude ⁇ 3 of the driven member 15 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).
  • the generation timing of the resonance that causes the antiresonance point A (resonance that must be generated to form the antiresonance point A, see the resonance point R1 in FIG. 3) as shown in FIG. 3.
  • the diameter of the first to third springs SP1 to SP3 is increased, the number of turns (axial length) is increased, and the size of the damper device 10 and the starting device 1 is suppressed. (Connection between the engine and the drive member 11) is allowed, and the vibration damping performance of the damper device 10 in a low rotational speed range in which vibration from the engine tends to increase can be further improved.
  • 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 of the resonance (resonance point R1) (the second torque transmission path P2, that is, the natural frequency of the intermediate member 12) is set to “f R1. ", The frequency f R1 can be expressed by the following simple expression (8).
  • Formula (8) shows the natural frequency of the second torque transmission path P2 (intermediate member 12) when it is assumed that the drive member 11 and the driven member 15 do not rotate relative to each other.
  • the resonance of the intermediate member 12 is a virtual one that does not occur in the rotational speed range where the damper device 10 is used, and the rotational speed corresponding to the natural frequency f R1 of the intermediate member 12 is that of the lock-up clutch 8. It becomes lower than the lockup rotation speed Nlup.
  • the next resonance for example, the entire damper device 10) before the engine speed increases so much after the anti-resonance point A occurs.
  • the spring constants k 1 , k 2 , k 3 and the moment of inertia J 2 of the intermediate member 12 are selected so that the frequency of resonance occurring on the higher rotation side (higher frequency side) than the antiresonance point A is greater. It is preferable to set. Accordingly, 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 intermediate element that is a resonating element since the intermediate element that is a resonating element is omitted from the first torque transmission path P1, resonance occurs according to the natural frequency of the second torque transmission path P2 (intermediate member 12). Later, one of the vibration transmitted from the first spring SP1 to the driven member 15 and the vibration transmitted from the third spring SP3 to the driven member 15 cancels out at least a part of the other to increase the frequency band (rotational speed range). be able to. Furthermore, since the intermediate element is omitted from the first torque transmission path P1, it is possible to simplify the structure of the entire apparatus and suppress an increase in size (particularly an increase in the axial length).
  • the second and third springs SP2 and SP3 of the second torque transmission path P2 are disposed outside the first spring SP1 of the first torque transmission path P1 in the radial direction of the damper device 10, thereby providing the second and second springs.
  • the third adjustment of the spring SP2, SP3 of the spring constant (stiffness) and the intermediate member 12 of the inertia moment J 2 it is possible to the natural frequency of the second torque transmission path P2 (intermediate member 12) is smaller.
  • the damper device 10 when the damper device 10 is configured to satisfy the expression (7), the spring constant k 1 of the first spring SP1 is made smaller than the spring constants k 2 and k 3 of the second and third springs SP2 and SP3.
  • the rigidity of the damper device 10 as a whole can be further reduced, and the maximum twist angle ⁇ max of the damper device 10 can be further increased.
  • the intermediate member 12 is rotatably supported by a cylindrical portion (support portion) 111 b provided in the drive member 11 so as to be close to the outer periphery of the damper device 10. As a result, the moment of inertia of the intermediate member 12 can be further increased.
  • the intermediate member 12 is connected to the turbine runner 5 so as to rotate integrally, it is larger than the substantial moment of inertia J 2 of the intermediate member 12 (the total value of the inertia moments of the intermediate member 12 and the turbine runner 5). Therefore, as can be seen from the equations (6) and (8), the natural frequency of the second torque transmission path P2 (intermediate member 12) and the frequency fa of the antiresonance point A are further reduced.
  • the anti-resonance point A can be set on the lower rotation side (lower frequency side).
  • the damper device 10 By designing the damper device 10 based on the frequency fa of the antiresonance point A as described above, it is possible to further improve the vibration damping performance of the damper device 10 while suppressing an increase in the size of the entire device. Become. According to the research and analysis by the present inventors, 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 is 0.30 ⁇ k 1 / k total ⁇ 0.90 0.50 ⁇ k 2 / k total ⁇ 1.10. 0.55 ⁇ k 3 / k total ⁇ 1.15 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 drive member 11 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 second spring SP2.
  • the second and third springs SP2 and SP3 of the second torque transmission path P2 can be disposed on the outer side in the radial direction of the damper device 10 with respect to the first spring SP1 of the first torque transmission path P1.
  • the drive member 11 has a spring contact portion 111c that contacts the end portion of the second spring SP2, and a lock-up piston 80 to which power from the internal combustion engine is transmitted.
  • the second plate member 112 is connected to the first plate member 111 so as to rotate integrally therewith, and has a spring contact portion 113c that contacts the end of the first spring SP1 and rotates integrally with the second plate member (112).
  • a third plate member 113 connected in this manner.
  • the driven member 15 is disposed between the second plate member 112 and the third plate member 113 in the axial direction of the damper device 10.
  • 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 spring SP1 and the second and third springs SP2 and SP3 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 provided between the first spring SP1 and the second and third springs SP2 and SP3 in the radial direction, as shown in FIG. Provided. Thereby, the intermediate member 12 and the turbine runner 5 can be coupled while further shortening the axial length of the damper device 10.
  • the outer diameter (coil diameter) of the first spring SP1 is larger than the outer diameter (coil diameter) of the second and third springs SP2 and SP3. In this way, by increasing the outer diameter of the first spring SP1 on the inner peripheral side, the first spring SP1 has the same twist angle as that of the second and third springs SP2 and SP3 on the outer peripheral side. It is possible to secure a good torque sharing of the first torque transmission path P1 by increasing the wire diameter of the spring SP1.
  • 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 first and second springs SP2 and SP3 included in the second torque transmission path and the intermediate member 12B are included in the first torque transmission path P1. It arrange
  • the spring contact portions 112c and 113c of the drive member 11B and the inner spring contact portion 15ci of the driven member 15B are supported by different spring support portions 112a, 112b, 113a, and 113b in the mounted state of the damper device 10B. Further, the end portions of the second and third springs SP2 and SP3 (not paired) abut against each other.
  • the intermediate member 12B is configured as a plate-like annular member, and has a plurality of axially extending portions formed on the inner peripheral portion of the driven member 15B so as to be positioned on the radially inner side of the plurality of first springs SP1. Is supported (aligned) rotatably.
  • the spring contact portion 12c of the intermediate member 12 is supported by the same spring support portions 112a, 112b, 113a, 113b and is in contact with both ends between the second and third springs SP2, SP3 that make a pair with each other. .
  • the turbine connecting member 55B fixed to the turbine shell 50 of the turbine runner 5 has a plurality of spring contact portions 55c extending in the axial direction from the inner peripheral portion at intervals in the circumferential direction.
  • the portion 55c is fitted into a slit formed in the corresponding spring contact portion 12c of the intermediate member 12B.
  • the intermediate member 12B and the turbine runner 5 are connected so as to rotate integrally.
  • the turbine runner 5 (and the turbine hub 52) to the intermediate member 12B, the intermediate member 12B is connected to the intermediate member 12B.
  • the substantial moment of inertia (the total value of the moments of inertia of the intermediate member 12, the turbine runner 5, etc.) can be further increased.
  • an additional weight (additional mass body) 55w as shown in FIG. 4 may be attached to the turbine connecting member 55B.
  • the outer peripheral portion of the plurality of first springs SP1, the side portion on the front cover 3 side (the right side portion in FIG. 4), and the like are supported (guided) on the outer peripheral portion of the lockup piston 80B.
  • An annular spring support 80a is formed.
  • the plurality of first springs SP1 are lock-up pistons so as to surround the second and third springs SP2 and SP3 supported by the drive member 11B (second and third plate members 112 and 113). It is supported by a spring support portion 80a of 80B and is disposed in the outer peripheral side region in the fluid transmission chamber 9.
  • the spring contact portion 111c of the drive member 11B (first plate member 111) and the outer spring contact portion 15co of the driven member 15B are both between the adjacent first springs SP1 in the mounted state of the damper device 10B. Abuts against the end of the.
  • the damper device 10B configured as described above. Further, in the damper device 10B, the rigidity of the first spring SP1 can be further reduced (the spring constant can be further reduced), so that the rigidity of the entire device is further reduced and the maximum twist angle ⁇ max of the damper device 10B is increased. It becomes possible to ensure good.
  • the damper device includes the input element (11) in the damper device (10) including the input element (11) to which power from the internal combustion engine is transmitted and the output element (15).
  • a third elastic body (SP3) that transmits torque between the intermediate element (12) and the output element (15).
  • the second torque transmission path (P2) provided in parallel with the first torque transmission path (P1), and the second and third elastic bodies (SP2, SP3) are arranged around the damper device (10).
  • the first elastic body so as to line up along the direction SP1) than those disposed on the outer side in the radial direction of the damper device (10).
  • the intermediate element which is a resonating element, is omitted from the first torque transmission path, so that after the resonance corresponding to the natural frequency of the second torque transmission path (intermediate element) occurs, One of the vibration transmitted from the first elastic body to the output element and the vibration transmitted from the third elastic body to the output element cancels at least a part of the other, and the frequency band (rotational speed range) can be further increased.
  • the second and third elastic bodies of the second torque transmission path are arranged on the outer side in the radial direction of the damper device with respect to the first elastic body of the first torque transmission path, so that the rigidity of the second and third elastic bodies is increased.
  • the natural frequency of the second torque transmission path (intermediate element) can be further reduced.
  • the vibration damping performance of the damper device having the first and second torque transmission paths provided in parallel can be further improved.
  • the structure of the entire device can be simplified and an increase in size (especially an increase in shaft length) can be suppressed.
  • the intermediate element (12) may be coupled to the turbine runner (5) of the fluid transmission so as to rotate integrally.
  • the substantial inertia moment of the intermediate element (the total value of the inertial moments of the intermediate element and the turbine runner) can be further increased, so that the natural frequency and antiresonance point of the second torque transmission path (intermediate element) can be increased. It is possible to set the anti-resonance point to a lower rotation side by further reducing the frequency fa.
  • the intermediate element (12) may be rotatably supported by a support portion (111b) provided in the input element (11) so as to be close to the outer periphery of the damper device (10). As a result, the moment of inertia of the intermediate element can be further increased.
  • the input element (11) includes an inner contact portion (112c, 113c) that contacts the end portion of the first elastic body (SP1) and an outer surface that contacts the end portion of the second elastic body (SP2).
  • the output element (15) may include an inner contact portion (15ci) that contacts an end portion of the first elastic body (SP1), and the third elastic body.
  • You may have the outer side contact part (15co) contact
  • the input element (11) has the outer contact portion (111c) that contacts the end portion of the second elastic body (SP2), and a power input member (80) to which power from the internal combustion engine is transmitted.
  • the inner abutting portion (112c) that abuts against the end portion of the first elastic body (SP1) and the first elastic body (SP1) and the first A second input member (112) coupled to rotate integrally with the first input member (111) between the second and third elastic bodies (SP2, SP3) in the radial direction; and the first elastic body A third input member (113) having the inner abutting portion (113c) that abuts against the end portion of (SP1) and connected to the second input member (112) so as to rotate integrally;
  • the output element (15) It may be disposed between the axial direction of the damper device between the input member (112) the third input member (113) (10). Thereby, it becomes possible to arrange
  • 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) It may be provided between the one elastic body (SP1) and the second and third elastic bodies (SP2, SP3) in the radial direction. Thereby, the axial length of the damper device can be further shortened.
  • the damper device (10) is fixed to a turbine runner (5) of a fluid transmission device, and connects the intermediate element (12) and the turbine runner (5) so as to rotate integrally.
  • the fixing portion between the turbine connecting member (55) and the turbine runner (5) includes the first elastic body (SP1) and the second and third elastic bodies (SP2, SP3). May be provided in the 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.
  • the first to third elastic bodies may be coil springs, and the outer diameter of the first elastic body (SP1) is the second and third elastic bodies (SP2). , SP3) may be larger than the outer diameter.
  • the first elastic body is secured while maintaining the same twist angle of the first elastic body as the second and third elastic bodies on the outer peripheral side. It is possible to secure a good torque sharing of the first torque transmission path by increasing the wire diameter.
  • the spring constant of the first elastic body (SP1) may be smaller than the spring constants of the second and third elastic bodies (SP2, SP3).
  • the rigidity of the entire damper device can be further reduced, and the torsion angle of the damper device can be further increased.
  • Another damper device of the present disclosure includes a damper device (10) including an input element (11) to which power from an internal combustion engine is transmitted, and an output element (15).
  • the input element (11) and the output element A first torque transmission path (P1) including a first elastic body (SP1) that transmits torque to (15), an intermediate element (12), the input element (11), and the intermediate element (12)
  • SP3 that transmits torque between the first elastic body (SP3) and the output element (15).
  • the frequency (fa) of the antiresonance point (A) is provided with a second torque transmission path (P2) provided in parallel with the torque transmission path (P1), and the vibration amplitude of the output element (15) is theoretically zero.
  • the first, second and third elastic bodies (S 1, SP2, SP3 and spring constant of) the one in which the moment of inertia of the intermediate element (11) is determined.
  • the spring constants of the first, second and third elastic bodies (SP1, SP2, SP3) and the moment of inertia of the intermediate element (11) are 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 such that the damper device satisfies Nloop ⁇ (120 / n) ⁇ fa.
  • 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 damper device (10) has the first to third elasticity until the input torque (T) transmitted from the internal combustion engine to the input element (11) becomes equal to or greater than a predetermined threshold value (T1).
  • T1 a predetermined threshold value
  • You may be comprised so that the bending of a body (SP1, SP2, SP3) may not be controlled.
  • the invention of the present disclosure can be used in the field of manufacturing damper devices.

Landscapes

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Abstract

　ダンパ装置１０は、エンジンからの動力が伝達されるドライブ部材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を含む第１トルク伝達経路Ｐ１と、中間部材１２、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第２スプリングＳＰ２、および中間部材１２とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する第３スプリングＳＰ３を含み、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とを有し、第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３は、ダンパ装置１０の周方向に沿って並ぶように第１スプリングＳＰ１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。

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。更に、特許文献１のダブルパスダンパでは、振動経路ＢおよびＣの共振周波数同士が近づいてしまい、充分な振動減衰効果を得られないおそれもある。
　そこで、本開示の発明は、並列に設けられる第１および第２トルク伝達経路を有する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、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第１弾性体を含む第１トルク伝達経路と、中間要素、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２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３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２および第３弾性体は、前記ダンパ装置の周方向に沿って並ぶように前記第１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、第２トルク伝達経路（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。更に、このダンパ装置では、共振する要素である中間要素が第１トルク伝達経路から省略されることから、第２トルク伝達経路（中間要素）の固有振動数に応じた共振が発生した後に、第１弾性体から出力要素に伝達される振動および第３弾性体から出力要素に伝達される振動の一方が他方の少なくとも一部を打ち消す周波数帯（回転数域）をより大きくすることが可能となる。そして、第２トルク伝達経路の第２および第３弾性体を第１トルク伝達経路の第１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２および第３弾性体の剛性や中間要素の慣性モーメントの調整により、第２トルク伝達経路（中間要素）の固有振動数をより小さくすることができる。この結果、並列に設けられる第１および第２トルク伝達経路を有す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。加えて、このダンパ装置では、第１トルク伝達経路から中間要素が省略されるので、装置全体の構造を簡素化すると共に大型化（特に軸長の増加）を抑制することができる。
　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、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第１弾性体を含む第１トルク伝達経路と、中間要素、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２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３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および第３弾性体のばね定数と、前記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、並列に設けられる第１および第２トルク伝達経路を有す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。
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、中間部材（中間要素）１２およびドリブン部材（出力要素）１５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４個）の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１、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２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２、および中間部材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３スプリング（第３弾性体）ＳＰ３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と第２トルク伝達経路Ｐ２とを有する。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１５との間に配置される要素として、第１スプリングＳＰ１のみを含み、複数の第１スプリングＳＰ１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。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１５との間に配置される要素として、中間部材１２、第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３を含み、複数の第２スプリングＳＰ２、中間部材１２および複数の第３スプリングＳＰ３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。
　本実施形態では、第１から第３スプリングＳＰ１～ＳＰ３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３スプリングＳＰ１～ＳＰ３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１５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１５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スプリングＳＰ１は、図２に示すように、第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３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スプリングＳＰ１の線径（コイル線の外径）は、図２に示すように、第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３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、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４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４個）のスプリング支持部１１２ｂと、複数（本実施形態では、例えば４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４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４個）のスプリング支持部１１３ｂと、複数（本実施形態では、例えば４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スプリングＳＰ１（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スプリングＳＰ１（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。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スプリングＳＰ１（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スプリングＳＰ１（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。これにより、複数の第１スプリングＳＰ１は、第２プレート部材１１２および第３プレート部材１１３により両者（ダンパ装置１０）の周方向に沿って並ぶように支持される。
　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、第２および第３プレート部材１１２，１１３により支持されて互いに隣り合う第１スプリングＳＰ１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も、ダンパ装置１０の取付状態において、第２および第３プレート部材１１２，１１３により支持されて互いに隣り合う第１スプリングＳＰ１の間で両者の端部と当接する。
　中間部材１２は、複数の第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３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。中間部材１２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により回転自在に支持（調心）され、流体伝動室９内の外周側領域に配置される。このように中間部材１２をダンパ装置１０の外周に近接するように流体伝動室９内の外周側領域に配置することで、当該中間部材１２の慣性モーメント（イナーシャ）をより大きくすることが可能となる。
　更に、中間部材１２は、第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３を当該中間部材１２（ダンパ装置１０）の周方向に沿って交互に並ぶように支持する。これにより、第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３は、ドライブ部材１１（第２および第３プレート部材１１２，１１３）により支持される複数の第１スプリングＳＰ１の径方向外側に配置される。このように、複数の第１スプリングＳＰ１を囲むように第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３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。
　また、中間部材１２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）１２１ｃと、それぞれ対応する第１スプリング当接部１２１ｃ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）１２２ｃとを有する。第１および第２スプリング当接部１２１ｃ、１２２ｃは、互いに対をなす（直列に作用する）第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３の間で両者の端部と当接する。更に、対をなさない（直列に作用しない）第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３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２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３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２スプリングＳＰ２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２スプリングＳＰ２の他端は、中間部材１２の対応する第１および第２スプリング当接部１２１ｃ，１２２ｃと当接する。また、ダンパ装置１０の取付状態において、各第３スプリングＳＰ３の一端は、中間部材１２の対応する第１および第２スプリング当接部１２１ｃ，１２２ｃと当接し、各第３スプリングＳＰ３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１５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１５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４個）の内側スプリング当接部（内側当接部）１５ｃｉと、複数の内側スプリング当接部１５ｃｉ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）１５ｃｏ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１５の各内側スプリング当接部１５ｃｉは、ドライブ部材１１のスプリング当接部１１２ｃ，１１３ｃと同様に、互いに隣り合う第１スプリングＳＰ１の間で両者の端部と当接する。また、ダンパ装置１０の取付状態において、ドリブン部材１５の各外側スプリング当接部１５ｃｏは、ドライブ部材１１の各スプリング当接部１１１ｃと同様に、対をなさない第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３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の両端部は、それぞれドライブ部材１１のスプリング当接部１１２ｃ，１１３ｃおよびドリブン部材１５の内側スプリング当接部１５ｃｉの双方と当接する。更に、各第２スプリングＳＰ２の上記一端は、ドリブン部材１５の対応する外側スプリング当接部１５ｃｏとも当接し、各第３スプリングＳＰ３の上記他端は、ドリブン部材１５の対応する外側スプリング当接部１５ｃｏとも当接する。この結果、ドリブン部材１５は、複数の第１スプリングＳＰ１、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２スプリングＳＰ２、中間部材１２および複数の第３スプリングＳＰ３、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、互いに対をなして直列に作用する第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３の間で両者の端部と当接する。
　これにより、中間部材１２とタービンランナ５とは、一体に回転するように連結されることになり、タービンランナ５（およびタービンハブ５２）を中間部材１２に連結することで、当該中間部材１２の実質的な慣性モーメント（中間部材１２やタービンランナ５等の慣性モーメントの合計値）をより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スプリングＳＰ１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中間部材１２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スプリングＳＰ１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とドリブン部材１５との相対回転を規制するように構成される。第２ストッパ２２は、ドライブ部材１１と中間部材１２との相対回転を規制するように構成される。第３ストッパ２３は、中間部材１２とドリブン部材１５との相対回転を規制するように構成される。これらの第１から第３ストッパ２１～２３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。
　本実施形態において、第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３のうち、ばね定数が小さい一方（例えば、第２スプリングＳＰ２）に対応した第２および第３ストッパ２２，２３の一方は、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ストッパ２１と第２および第３ストッパ２２，２３の他方とは、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に達した段階で同時に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から第３ストッパ２１～２３の構成は、図示されたものに限られず、第１ストッパ２１および第２、第３ストッパ２２，２３の上記他方の何れか一方は、省略されてもよい。
　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、中間部材１２、第３スプリングＳＰ３、ドリブン部材１５、ダンパハブ７という経路を介して変速機の入力軸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（のみ）を含む第１トルク伝達経路Ｐ１と、複数の第２スプリングＳＰ２、中間部材１２および複数の第３スプリングＳＰ３を含む第２トルク伝達経路Ｐ２とを介してドリブン部材１５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スプリングＳＰ１と第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３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。また、ドライブ部材１１への入力トルクが上記トルクＴ１を超えると、第１スプリングＳＰ１と第２または第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３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スプリングＳＰ１と第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３とが並列に作用する。このように第１スプリングＳＰ１と第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３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の何れかで中間部材１２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１５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１５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１５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、“Ｊ2”は、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る。また、“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。更に、“ｋ1”は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５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、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２スプリングＳＰ２の合成ばね定数であり、“ｋ3”は、中間部材１２とドリブン部材１５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、“ｋR”は、ドリブン部材１５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、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、“Θ2”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。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１５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１５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１５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。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１５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１５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１５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１５）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、および中間部材１２の慣性モーメントＪ2（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および第３スプリングＳＰ１～ＳＰ３のばね定数ｋ1，ｋ2，ｋ3と、中間部材１２の慣性モーメントＪ2とが定められる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
　このように、ドリブン部材１５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）の発生タイミング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、第１から第３スプリングＳＰ１～ＳＰ３の大径化や巻き数（軸長）の増加、ひいてはダンパ装置１０や発進装置１の大型化を抑制しつつ、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および中間部材１２の慣性モーメントＪ2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中間部材１２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すなわち中間部材１２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１５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（中間部材１２）の固有振動数を示す。この場合、中間部材１２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、中間部材１２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さほど高まらないうちに次の共振（例えば、ダンパ装置１０全体の共振、図３における共振点Ｒ２参照）が発生することがある。従って、反共振点Ａよりも高回転側（高周波側）で発生する共振の周波数がより大きくなるように、ばね定数ｋ1，ｋ2，ｋ3および中間部材１２の慣性モーメントＪ2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。なお、ダンパ装置１０では、反共振点Ａよりも高回転側で共振（共振点Ｒ２）が発生しても、第１トルク伝達経路Ｐ１における振動の位相と、第２トルク伝達経路Ｐ２における振動の位相とは、当該共振の発生前と変わらない。
　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および慣性モーメントＪ2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、ダンパ装置１０では、共振する要素である中間要素が第１トルク伝達経路Ｐ１から省略されることから、第２トルク伝達経路Ｐ２（中間部材１２）の固有振動数に応じた共振が発生した後に、第１スプリングＳＰ１からドリブン部材１５に伝達される振動および第３スプリングＳＰ３からドリブン部材１５に伝達される振動の一方が他方の少なくとも一部を打ち消す周波数帯（回転数域）をより大きくすることができる。更に、第１トルク伝達経路Ｐ１から中間要素が省略されるので、装置全体の構造を簡素化すると共に大型化（特に軸長の増加）を抑制することが可能となる。そして、第２トルク伝達経路Ｐ２の第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３を第１トルク伝達経路Ｐ１の第１スプリングＳＰ１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で、第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３のばね定数（剛性）や中間部材１２の慣性モーメントＪ2の調整により、第２トルク伝達経路Ｐ２（中間部材１２）の固有振動数をより小さくすることができる。
　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、第１スプリングＳＰ１のばね定数ｋ1を第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３のばね定数ｋ2，ｋ3よりも小さくすることで、ダンパ装置１０全体の剛性をより低下させて、当該ダンパ装置１０の最大捩れ角θｍａｘをより大きくすることが可能となる。また、ダンパ装置１０では、中間部材１２がダンパ装置１０の外周に近接するようにドライブ部材１１に設けられた筒状部（支持部）１１１ｂにより回転自在に支持される。これにより、中間部材１２の慣性モーメントをより大きくすることが可能となる。加えて、中間部材１２をタービンランナ５に一体回転するように連結すれば、当該中間部材１２の実質的な慣性モーメントＪ2（中間部材１２やタービンランナ５等の慣性モーメントの合計値）より大きくすることができるので、式（６）や式（８）からわかるように、第２トルク伝達経路Ｐ２（中間部材１２）の固有振動数や反共振点Ａの振動数ｆａをより一層小さくして、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。
　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、装置全体の大型化を抑制しつつ、当該ダンパ装置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（＝ｋ1＋（１／ｋ2＋１／ｋ3）-1）に対する第１から第３スプリングＳＰ１～ＳＰ３のばね定数ｋ1，ｋ2，ｋ3の比が、
　０．３０≦ｋ1／ｋtotal≦０．９０
　０．５０≦ｋ2／ｋtotal≦１．１０
　０．５５≦ｋ3／ｋtotal≦１．１５
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２スプリングＳＰ２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１５は、第１スプリングＳＰ１の端部と当接する内側スプリング当接部１５ｃｉと、第３スプリングＳＰ３の端部と当接する外側スプリング当接部１５ｃｏとを有する。これにより、第２トルク伝達経路Ｐ２の第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３を第１トルク伝達経路Ｐ１の第１スプリングＳＰ１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２スプリングＳＰ２の端部と当接するスプリング当接部１１１ｃを有すると共に内燃機関からの動力が伝達されるロックアップピストン８０に連結される第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スプリングＳＰ１と第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３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１５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２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３を第１スプリングＳＰ１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スプリングＳＰ１と第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３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スプリングＳＰ１と第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３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、中間部材１２とタービンランナ５とを連結することができる。
　また、上記実施形態において、第１スプリングＳＰ１の外径（コイル径）は、第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３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スプリングＳＰ１の外径を大きくすることで、第１スプリングＳＰ１の捩れ角を外周側の第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３と同程度に確保しつつ、第１スプリングＳＰ１の線径を太くして第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。
　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では、図４に示すように、第２トルク伝達経路に含まれる第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３並びに中間部材１２Ｂが第１トルク伝達経路Ｐ１に含まれる第１スプリングＳＰ１の径方向内側に配置される。すなわち、ダンパ装置１０Ｂにおいて、第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３は、１個ずつ対をなすと共に周方向に交互に並ぶように、ドライブ部材１１Ｂ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。また、ドライブ部材１１Ｂのスプリング当接部１１２ｃ，１１３ｃと、ドリブン部材１５Ｂの内側スプリング当接部１５ｃｉは、ダンパ装置１０Ｂ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によって支持された（対をなさない）第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３の間で両者の端部と当接する。
　中間部材１２Ｂは、板状の環状部材として構成されており、複数の第１スプリングＳＰ１の径方向内側に位置するように、ドリブン部材１５Ｂの内周部に形成された複数の軸方向延出部により回転自在に支持（調心）される。中間部材１２のスプリング当接部１２ｃは、同一のスプリング支持部１１２ａ，１１２ｂ，１１３ａ，１１３ｂによって支持されて互いに対をなす第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３の間で両者の端部と当接する。また、タービンランナ５のタービンシェル５０に固定されるタービン連結部材５５Ｂは、その内周部から周方向に間隔をおいて軸方向に延びる複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、中間部材１２Ｂの対応するスプリング当接部１２ｃに形成されたスリットに嵌合される。これにより、中間部材１２Ｂ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）を中間部材１２Ｂに連結することで、当該中間部材１２Ｂの実質的な慣性モーメント（中間部材１２やタービンランナ５等の慣性モーメントの合計値）をより一層大きくすることが可能となる。なお、中間部材１２Ｂの慣性モーメントを更に増加させるべく、タービン連結部材５５Ｂには、図４に示すような付加的な錘（付加質量体）５５ｗが取り付けられてもよい。
　更に、発進装置１Ｂにおいて、ロックアップピストン８０Ｂの外周部には、複数の第１スプリングＳＰ１の外周部やフロントカバー３側の側部（図４における右側の側部）等を支持（ガイド）する環状のスプリング支持部８０ａが形成されている。図４に示すように、複数の第１スプリングＳＰ１は、ドライブ部材１１Ｂ（第２および第３プレート部材１１２，１１３）により支持される第２および第３スプリングＳＰ２，ＳＰ３を囲むようにロックアップピストン８０Ｂのスプリング支持部８０ａにより支持され、流体伝動室９内の外周側領域に配置される。そして、ドライブ部材１１Ｂ（第１プレート部材１１１）のスプリング当接部１１１ｃおよびドリブン部材１５Ｂの外側スプリング当接部１５ｃｏは、ダンパ装置１０Ｂの取付状態において、互いに隣り合う第１スプリングＳＰ１の間で両者の端部と当接する。
　上述のように構成されるダンパ装置１０Ｂによっても、上記ダンパ装置１０と同様の作用効果を得ることができる。また、ダンパ装置１０Ｂでは、第１スプリングＳＰ１の剛性をより低下させる（ばね定数をより小さくする）ことができるので、装置全体の剛性をより低下させて、当該ダンパ装置１０Ｂの最大捩れ角θｍａｘを良好に確保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、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（１５）とを含むダンパ装置（１０）において、前記入力要素（１１）と前記出力要素（１５）との間でトルクを伝達する第１弾性体（ＳＰ１）を含む第１トルク伝達経路（Ｐ１）と、中間要素（１２）、前記入力要素（１１）と前記中間要素（１２）との間でトルクを伝達する第２弾性体（ＳＰ２）、および前記中間要素（１２）と前記出力要素（１５）との間でトルクを伝達する第３弾性体（ＳＰ３）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２および第３弾性体（ＳＰ２，ＳＰ３）は、前記ダンパ装置（１０）の周方向に沿って並ぶように前記第１弾性体（ＳＰ１）よりも前記ダンパ装置（１０）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、第２トルク伝達経路（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。更に、このダンパ装置では、共振する要素である中間要素が第１トルク伝達経路から省略されることから、第２トルク伝達経路（中間要素）の固有振動数に応じた共振が発生した後に、第１弾性体から出力要素に伝達される振動および第３弾性体から出力要素に伝達される振動の一方が他方の少なくとも一部を打ち消す周波数帯（回転数域）をより大きくすることが可能となる。そして、第２トルク伝達経路の第２および第３弾性体を第１トルク伝達経路の第１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２および第３弾性体の剛性や中間要素の慣性モーメントの調整により、第２トルク伝達経路（中間要素）の固有振動数をより小さくすることができる。この結果、並列に設けられる第１および第２トルク伝達経路を有す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。加えて、このダンパ装置では、第１トルク伝達経路から中間要素が省略されるので、装置全体の構造を簡素化すると共に大型化（特に軸長の増加）を抑制することができる。
　また、前記中間要素（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、中間要素の実質的な慣性モーメント（中間要素やタービンランナ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、第２トルク伝達経路（中間要素）の固有振動数や反共振点の振動数ｆａをより一層小さくして、反共振点をより低回転側に設定することが可能となる。
　更に、前記中間要素（１２）は、前記ダンパ装置（１０）の外周に近接するように前記入力要素（１１）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。これにより、中間要素の慣性モーメントをより大きくすることが可能となる。
　また、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２弾性体（ＳＰ２）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（１５）は、前記第１弾性体（ＳＰ１）の端部と当接する内側当接部（１５ｃｉ）と、前記第３弾性体（ＳＰ３）の端部と当接する外側当接部（１５ｃｏ）とを有してもよい。これにより、第２トルク伝達経路の第２および第３弾性体を第１トルク伝達経路の第１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、前記入力要素（１１）は、前記第２弾性体（ＳＰ２）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弾性体（ＳＰ１）と前記第２および第３弾性体（ＳＰ２，ＳＰ３）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（１５）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２および第３弾性体を第１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弾性体（ＳＰ１）と前記第２および第３弾性体（ＳＰ２，ＳＰ３）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。
　更に、前記ダンパ装置（１０）は、流体伝動装置のタービンランナ（５）に固定されて前記中間要素（１２）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弾性体（ＳＰ１）と前記第２および第３弾性体（ＳＰ２，ＳＰ３）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。
　また、前記第１から第３弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ３）は、コイルスプリングであってもよく、前記第１弾性体（ＳＰ１）の外径は、前記第２および第３弾性体（ＳＰ２，ＳＰ３）の外径よりも大きくてもよい。このように内周側の第１弾性体の外径を大きくすることで、第１弾性体の捩れ角を外周側の第２および第３弾性体と同程度に確保しつつ、第１弾性体の線径を太くして第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。
　更に、前記第１弾性体（ＳＰ１）のばね定数は、前記第２および第３弾性体（ＳＰ２，ＳＰ３）のばね定数よりも小さくてもよい。これにより、ダンパ装置全体の剛性をより低下させて、当該ダンパ装置の捩れ角をより大きくす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（１１）と、出力要素（１５）とを含むダンパ装置（１０）において、前記入力要素（１１）と前記出力要素（１５）との間でトルクを伝達する第１弾性体（ＳＰ１）を含む第１トルク伝達経路（Ｐ１）と、中間要素（１２）、前記入力要素（１１）と前記中間要素（１２）との間でトルクを伝達する第２弾性体（ＳＰ２）、および前記中間要素（１２）と前記出力要素（１５）との間でトルクを伝達する第３弾性体（ＳＰ３）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（１５）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および第３弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ３）のばね定数と、前記中間要素（１１）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、並列に設けられる第１および第２トルク伝達経路を有す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、前記第１、第２および第３弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ３）のばね定数と、前記中間要素（１１）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、前記ダンパ装置は、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。
　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３弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ３）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 (17)

  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、
    　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第１弾性体を含む第１トルク伝達経路と、
    　中間要素、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２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３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２および第３弾性体は、前記ダンパ装置の周方向に沿って並ぶように前記第１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、
    　前記中間要素は、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。
  3. 　請求項１または２に記載のダンパ装置において、
    　前記中間要素は、前記ダンパ装置の外周に近接するように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。
  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２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するダンパ装置。
  5. 　請求項４に記載のダンパ装置において、
    　前記入力要素は、前記第２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弾性体と前記第２および第３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。
  6. 　請求項５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弾性体と前記第２および第３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。
  7. 　請求項６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弾性体と前記第２および第３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。
  8. 　請求項１から７の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    　前記第１から第３弾性体は、コイルスプリングであり、
    　前記第１弾性体の外径は、前記第２および第３弾性体の外径よりも大きいダンパ装置。
  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１弾性体のばね定数は、前記第２および第３弾性体のばね定数よりも小さいダンパ装置。
  10. 　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、
    　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第１弾性体を含む第１トルク伝達経路と、
    　中間要素、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２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３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および第３弾性体のばね定数と、前記中間要素の慣性モーメントとが定められるダンパ装置。
  11. 　請求項１０に記載のダンパ装置において、
    　前記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および第３弾性体のばね定数と、前記中間要素の慣性モーメントとが定められるダンパ装置。
  12. 　請求項１０または１１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。
  13. 　請求項１０から１２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。
  14. 　請求項１０から１２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。
  15. 　請求項１２から１４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。
  16. 　請求項１０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、“Ｊ2”は、前記中間要素の慣性モーメントである。
    Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
  17. 　請求項１から１６の何れか一項に記載のダンパ装置において、
    　前記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３弾性体の撓みが規制されないダンパ装置。
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