WO2016208765A1

WO2016208765A1 - ダンパ装置

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Publication number: WO2016208765A1
Application number: PCT/JP2016/068997
Authority: WO
Inventors: 卓也吉川; 亜樹小川; 晃祥加藤; 亮輔大塚; 一能伊藤; 雅樹輪嶋; 伊藤　和広
Original assignee: アイシン・エィ・ダブリュ工業株式会社; アイシン・エィ・ダブリュ株式会社
Priority date: 2015-06-26
Filing date: 2016-06-27
Publication date: 2016-12-29
Also published as: CN107850181B; CN107850181A; US20180149232A1; DE112016002848T5; JPWO2016208765A1; JP6479182B2; US20200217395A1; US11555527B2; US10718401B2

Abstract

中間部材１２を第１および第２中間プレート部材１２１，１２２により構成し、第１および第２中間プレート部材１２１，１２２の外周側に延出する連結部１２１ｒ，１２２ｒを、ダンパ装置１０の軸心からみて各ピニオンギヤ２３と同径となる２箇所の位置で２個のリベット１２ｒｏ（３箇所の連結部１２１ｒ，１２２ｒで合計６個）により連結する。このように、各ピニオンギヤ２３と同径となる位置でリベット１２ｒｏにより連結するから、ピニオンギヤ２３間のスペースを有効に用いることができ、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２や内側スプリングＳＰｉを配置するスペースをより広くすることができ、ダンパ装置１０の振動減衰性能を向上させることができる。

Description

ダンパ装置

　本開示の発明は、入力要素および出力要素を含む複数の回転要素と、入力要素と出力要素との間でトルクを伝達する弾性体と、複数の回転要素間の相対回転に応じて回転する質量体を有する回転慣性質量ダンパとを含むダンパ装置に関する。

　従来、ロックアップクラッチと、ねじり振動ダンパと、遊星歯車を有する回転慣性質量ダンパ（伝動機構）とを含むトルクコンバータが知られている（例えば、特許文献１参照）。このトルクコンバータのねじり振動ダンパは、複数の軸受ジャーナルを介してロックアップピストンに連結された２枚のカバープレート（入力要素）と、当該２枚のカバープレートの軸方向における間に配置されて従動側の伝達エレメント（出力要素）として機能するサンギヤと、カバープレートとサンギヤとの間でトルクを伝達するスプリング（弾性体）とを有する。また、回転慣性質量ダンパは、上記サンギヤに加えて、それぞれ軸受ジャーナルを介してキャリヤとしてのカバープレートにより回転自在に支持されてサンギヤに噛合する複数のピニオンギヤ（プラネットギヤ）と、複数のピニオンギヤに噛合するリングギヤとを有する。このように構成された従来のトルクコンバータでは、ロックアップクラッチの係合時に、ねじり振動ダンパのカバープレートがサンギヤに対して回転すると（捩れると）、スプリングが撓むと共に、カバープレートとサンギヤとの相対回転に応じて質量体としてのリングギヤが回転する。これにより、カバープレートとサンギヤとの角加速度の差に応じた慣性トルクを、質量体としてのリングギヤからピニオンギヤを介してねじり振動ダンパの出力要素であるサンギヤに付与し、当該ねじり振動ダンパの振動減衰性能を向上させることができる。

特許第３２９９５１０号公報

　上記従来のねじり振動ダンパでは、トルクを伝達するスプリングが遠心力によりカバープレートに押し付けられ、当該スプリングとカバープレートとの間で摩擦力が発生する。このため、カバープレート（入力要素）への入力トルクが増加していく際にスプリングからサンギヤ（出力要素）に伝達されるトルクと、カバープレートへの入力トルクが減少していく際にスプリングからサンギヤに伝達されるトルクとの間に差すなわちヒステリシスを生じる。また、上記トルクコンバータの回転慣性質量ダンパでは、質量体としてのリングギヤがキャリヤとしての２枚のカバープレートによって両側から支持され、リングギヤとカバープレートとの間に回転速度差（相対速度）が生じる。このように質量体とその支持部材との間に回転速度差が生じることで、カバープレート（入力要素）とサンギヤ（出力要素）との相対変位が増加していく際に回転慣性質量ダンパを介してサンギヤ（出力要素）に伝達されるトルクと、カバープレートとサンギヤとの相対変位が減少していく際に回転慣性質量ダンパを介してサンギヤに伝達されるトルクとの間にも差すなわちヒステリシスを生じる。従って、上記従来のトルクコンバータにおける振動減衰性能を向上させるためには、ねじり振動ダンパおよび回転慣性質量ダンパの双方のヒステリシスを考慮する必要がある。しかしながら、特許文献１では、ねじり振動ダンパのヒステリシスはおろか、回転慣性質量ダンパのヒステリシスが何ら考慮されておらず、同文献に記載されたトルクコンバータにおいて振動減衰性能を向上させるのは容易ではない。さらに、回転慣性質量ダンパでは、よりダンパの低剛性化も要求されている。

　そこで、本開示の発明は、回転慣性質量ダンパを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、入力要素と、出力要素と、中間要素と、前記入力要素と前記中間要素との間に配置される第１弾性体と、前記中間要素と前記出力要素との間に配置される第２弾性体と、前記入力要素および前記出力要素のうちの一方の要素と一体に回転するサンギヤと、複数のピニオンギヤを回転自在に支持すると共に前記入力要素および前記出力要素のうちの他方の要素と一体に回転するキャリヤと、前記複数のピニオンギヤに噛合すると共に質量体として機能するリングギヤとを含む遊星歯車を有する回転慣性質量ダンパと、を備えるダンパ装置において、前記中間要素は、前記入力要素または前記出力要素のうちの少なくとも一方を挟持する２枚の中間プレート部材を有し、前記２枚の中間プレート部材は、前記サンギヤより外周側で且つ前記リングギヤより内周側の位置で複数のリベットにより連結されていることを特徴とする。

　このダンパ装置では、入力要素と出力要素とのうちの一方の要素はサンギヤと一体に回転し、入力要素と出力要素とのうちの他の要素は複数のピニオンギヤを回転自在に支持するキャリアと一体に回転する。そして、複数のピニオンギヤに噛合するリングギヤが質量体として機能する。中間要素が有する２枚の中間プレート部材で入力要素または出力要素の少なくとも一方を挟持し、２枚の中間プレート部材をサンギヤより外周側で且つリングギヤより内周側の位置で複数のリベットにより連結する。このように、サンギヤより外周側で且つリングギヤより内周側の位置で複数のリベットにより連結するから、第１弾性体や第２弾性体を配置するスペースをより広くすることができる。この結果、ダンパ装置の振動減衰性能を向上させることができる。

本開示のダンパ装置を含む発進装置の概略構成図である。図１の発進装置を示す断面図である。本開示のダンパ装置を示す正面図である。図４Ａ１、図４Ａ２、図４Ａ３、図４Ｂ１、図４Ｂ２および図４Ｂ３は、本実施形態と比較例の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の撓みと摺動距離と損失エネルギを模式的に示す説明図である。本開示のダンパ装置に含まれる回転慣性質量ダンパを示す要部拡大断面図である。ドライブ部材１１の２枚のうち１枚の第１および第２入力プレート部材１１１，１１２を正面から見た正面図である。ピニオンギヤ支持部１１５，１１６を示す部分説明図である。ピニオンギヤ支持部１１５の貫通孔１１７ａの部位でクラッチドラム８１をリベットにより締結している様子を示す部分拡大断面図である。第１および第２中間プレート部材１２１，１２２を複数のリベット１２ｒｏ，１２ｒｉにより接続している部分の断面の一部を示す説明図である。本開示における別例としてのダンパ装置を示す正面図である。エンジンの回転数と本開示のダンパ装置の出力要素におけるトルク変動Ｔ_Flucとの関係を例示する説明図である。回転慣性質量ダンパのリングギヤとダンパ装置のドライブ部材との相対速度を示す模式図である。回転慣性質量ダンパのリングギヤとピニオンギヤとの相対速度を示す模式図である。本開示のダンパ装置に含まれる回転慣性質量ダンパのヒステリシスを定量化したトルク差を示す説明図である。本開示における変形態様のダンパ装置を含む発進装置の概略構成図である。本開示における他の変形態様のダンパ装置を含む発進装置の概略構成図である。本開示における更に他の変形態様のダンパ装置を含む発進装置の概略構成図である。

　次に、図面を参照しながら、本開示の発明を実施するための形態について説明する。

　図１は、本開示のダンパ装置１０を含む発進装置１を示す概略構成図であり、図２は、発進装置１を示す断面図である。これらの図面に示す発進装置１は、駆動装置としてのエンジン（内燃機関）ＥＧを備えた車両に搭載されるものであり、ダンパ装置１０に加えて、エンジンＥＧのクランクシャフトに連結されて当該エンジンＥＧからのトルクが伝達される入力部材としてのフロントカバー３や、フロントカバー３に固定されるポンプインペラ（入力側流体伝動要素）４、ポンプインペラ４と同軸に回転可能なタービンランナ（出力側流体伝動要素）５、ダンパ装置１０に連結されると共に自動変速機（ＡＴ）あるいは無段変速機（ＣＶＴ）である変速機ＴＭの入力軸ＩＳに固定される出力部材としてのダンパハブ７、ロックアップクラッチ８等を含む。

　なお、以下の説明において、「軸方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、発進装置１やダンパ装置１０の中心軸（軸心）の延在方向を示す。また、「径方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、発進装置１やダンパ装置１０、当該ダンパ装置１０等の回転要素の径方向、すなわち発進装置１やダンパ装置１０の中心軸から当該中心軸と直交する方向（半径方向）に延びる直線の延在方向を示す。更に、「周方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、発進装置１やダンパ装置１０、当該ダンパ装置１０等の回転要素の周方向、すなわち当該回転要素の回転方向に沿った方向を示す。

　ポンプインペラ４は、図２に示すように、フロントカバー３に密に固定されて作動油が流通する流体室９を画成するポンプシェル４０と、ポンプシェル４０の内面に配設された複数のポンプブレード４１とを有する。タービンランナ５は、図２に示すように、タービンシェル５０と、タービンシェル５０の内面に配設された複数のタービンブレード５１とを有する。タービンシェル５０の内周部は、複数のリベットを介してダンパハブ７に固定される。ポンプインペラ４とタービンランナ５とは、互いに対向し合い、両者の間には、タービンランナ５からポンプインペラ４への作動油（作動流体）の流れを整流するステータ６が同軸に配置される。ステータ６は、複数のステータブレード６０を有し、ステータ６の回転方向は、ワンウェイクラッチ６１により一方向のみに設定される。これらのポンプインペラ４、タービンランナ５およびステータ６は、作動油を循環させるトーラス（環状流路）を形成し、トルク増幅機能をもったトルクコンバータ（流体伝動装置）として機能する。ただし、発進装置１において、ステータ６やワンウェイクラッチ６１を省略し、ポンプインペラ４およびタービンランナ５を流体継手として機能させてもよい。

　ロックアップクラッチ８は、油圧式多板クラッチとして構成されており、ダンパ装置１０を介してフロントカバー３とダンパハブ７とを連結するロックアップを実行すると共に当該ロックアップを解除する。ロックアップクラッチ８は、フロントカバー３に固定されたセンターピース３０により軸方向に移動自在に支持されるロックアップピストン８０と、クラッチドラム８１と、ロックアップピストン８０と対向するようにフロントカバー３の側壁部３３の内面に固定される環状のクラッチハブ８２と、クラッチドラム８１の内周に形成されたスプラインに嵌合される複数の第１摩擦係合プレート（両面に摩擦材を有する摩擦板）８３と、クラッチハブ８２の外周に形成されたスプラインに嵌合される複数の第２摩擦係合プレート８４（セパレータプレート）とを含む。

　更に、ロックアップクラッチ８は、ロックアップピストン８０を基準としてフロントカバー３とは反対側に位置するように、すなわちロックアップピストン８０よりもダンパ装置１０およびタービンランナ５側に位置するようにフロントカバー３のセンターピース３０に取り付けられる環状のフランジ部材（油室画成部材）８５と、フロントカバー３とロックアップピストン８０との間に配置される複数のリターンスプリング８６とを含む。図示するように、ロックアップピストン８０とフランジ部材８５とは、係合油室８７を画成し、当該係合油室８７には、図示しない油圧制御装置から作動油（係合油圧）が供給される。係合油室８７への係合油圧を高めることで、第１および第２摩擦係合プレート８３，８４をフロントカバー３に向けて押圧するようにロックアップピストン８０を軸方向に移動させ、それによりロックアップクラッチ８を係合（完全係合あるいはスリップ係合）させることができる。なお、ロックアップクラッチ８は、油圧式単板クラッチとして構成されてもよい。

　ダンパ装置１０は、図１および図２に示すように、回転要素として、ドライブ部材（入力要素）１１と、中間部材（中間要素）１２と、ドリブン部材（出力要素）１５とを含む。更に、ダンパ装置１０は、トルク伝達要素（トルク伝達弾性体）として、ドライブ部材１１と中間部材１２との間でトルクを伝達する複数（本実施形態では、例えば３個）の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１と、それぞれ対応する第１スプリングＳＰ１と直列に作用して中間部材１２とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する複数（本実施形態では、例えば３個）の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２と、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する複数（本実施形態では、例えば３個）の内側スプリングＳＰｉとを含む。

　すなわち、ダンパ装置１０は、図１に示すように、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間に、互いに並列に設けられる第１トルク伝達経路ＴＰ１および第２トルク伝達経路ＴＰ２を有する。第１トルク伝達経路ＴＰ１は、複数の第１スプリングＳＰ１、中間部材１２および複数の第２スプリングＳＰ２により構成され、これらの要素を介してドライブ部材１１とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する。本実施形態において、第１トルク伝達経路ＴＰ１を構成する第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２として、同一の諸元（ばね定数）を有するコイルスプリングが採用されている。

　また、第２トルク伝達経路ＴＰ２は、複数の内側スプリングＳＰｉにより構成され、互いに並列に作用する複数の内側スプリングＳＰｉを介してドライブ部材１１とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する。本実施形態において、第２トルク伝達経路ＴＰ２を構成する複数の内側スプリングＳＰｉは、ドライブ部材１１への入力トルクがダンパ装置１０の最大捩れ角θｍａｘに対応したトルクＴ２（第２の閾値）よりも小さい予め定められたトルク（第１の閾値）Ｔ１に達してドライブ部材１１のドリブン部材１５に対する捩れ角が所定角度θｒｅｆ以上になってから、第１トルク伝達経路ＴＰ１を構成する第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２と並列に作用する。これにより、ダンパ装置１０は、２段階（２ステージ）の減衰特性を有することになる。

　また、本実施形態では、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２並びに内側スプリングＳＰｉとして、荷重が加えられてないときに真っ直ぐに延びる軸心を有するように螺旋状に巻かれた金属材からなる直線型コイルスプリングが採用されている。これにより、アークコイルスプリングを用いた場合に比べて、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２並びに内側スプリングＳＰｉを軸心に沿ってより適正に伸縮させることができる。この結果、ドライブ部材１１（入力要素）とドリブン部材１５（出力要素）との相対変位が増加していく際に第２スプリングＳＰ２等からドリブン部材１５に伝達されるトルクと、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対変位が減少していく際に第２スプリングＳＰ２等からドリブン部材１５に伝達されるトルクとの差すなわちヒステリシスを低減化することが可能となる。ただし、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２並びに内側スプリングＳＰｉの少なくとも何れかとして、アークコイルスプリングが採用されてもよい。

　図２に示すように、ダンパ装置１０のドライブ部材１１は、ロックアップクラッチ８のクラッチドラム８１に連結される環状の第１入力プレート部材１１１と、第１入力プレート部材１１１と対向するように複数のリベット１１ｒｍを介して当該第１入力プレート部材１１１に連結される環状の第２入力プレート部材１１２とを含む。これにより、ドライブ部材１１、すなわち第１および第２入力プレート部材１１１，１１２は、クラッチドラム８１と一体に回転し、ロックアップクラッチ８の係合によりフロントカバー３（エンジンＥＧ）とダンパ装置１０のドライブ部材１１とが連結されることになる。

　図２および図３に示すように、第１入力プレート部材１１１は、それぞれ円弧状に延びると共に周方向に間隔をおいて（等間隔に）配設された複数（本実施形態では、例えば３個）の外側スプリング収容窓１１１ｗｏと、それぞれ円弧状に延びると共に各外側スプリング収容窓１１１ｗｏの径方向内側に周方向に間隔をおいて（等間隔に）配設された複数（本実施形態では、例えば３個）の内側スプリング収容窓１１１ｗｉと、各内側スプリング収容窓１１１ｗｉの外側縁部に沿って延びる複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング支持部１１１ｓと、複数（本実施形態では、例えば３個）の外側スプリング当接部１１１ｃｏと、複数（本実施形態では、例えば６個）の内側スプリング当接部１１１ｃｉとを有する。各内側スプリング収容窓１１１ｗｉは、内側スプリングＳＰｉの自然長よりも長い周長を有する（図３参照）。また、外側スプリング当接部１１１ｃｏは、周方向に沿って互いに隣り合う外側スプリング収容窓１１１ｗｏの間に１個ずつ設けられる。更に、内側スプリング当接部１１１ｃｉは、各内側スプリング収容窓１１１ｗｉの周方向における両側に１個ずつ設けられる。

　第２入力プレート部材１１２は、それぞれ円弧状に延びると共に周方向に間隔をおいて（等間隔に）配設された複数（本実施形態では、例えば３個）の外側スプリング収容窓１１２ｗｏと、それぞれ円弧状に延びると共に各外側スプリング収容窓１１２ｗｏの径方向内側に周方向に間隔をおいて（等間隔に）配設された複数（本実施形態では、例えば３個）の内側スプリング収容窓１１２ｗｉと、各内側スプリング収容窓１１２ｗｉの外側縁部に沿って延びる複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング支持部１１２ｓと、複数（本実施形態では、例えば３個）の外側スプリング当接部１１２ｃｏと、複数（本実施形態では、例えば６個）の内側スプリング当接部１１２ｃｉとを有する。各内側スプリング収容窓１１２ｗｉは、内側スプリングＳＰｉの自然長よりも長い周長を有する（図３参照）。また、外側スプリング当接部１１２ｃｏは、周方向に沿って互いに隣り合う外側スプリング収容窓１１２ｗｏの間に１個ずつ設けられる。更に、内側スプリング当接部１１２ｃｉは、各内側スプリング収容窓１１２ｗｉの周方向における両側に１個ずつ設けられる。また、本実施形態では、第１および第２入力プレート部材１１１，１１２として、同一の形状を有するものが採用され、これにより、部品の種類の数を削減することが可能となる。

　中間部材１２は、図２および図３に示すように、ドライブ部材１１の第１入力プレート部材１１１よりもフロントカバー３側に配置される環状の第１中間プレート部材１２１と、ドライブ部材１１の第２入力プレート部材１１２よりもタービンランナ５側に配置されると共に複数のリベット１２ｒｏ，１２ｒｉを介して第１中間プレート部材１２１に連結（固定）される環状の第２中間プレート部材１２２とを含む。図２に示すように、第１および第２中間プレート部材１２１，１２２は、第１および第２入力プレート部材１１１，１１２をダンパ装置１０の軸方向における両側から挟み込むように配置される。

　図２および図３に示すように、第１中間プレート部材１２１は、それぞれ円弧状に延びると共に周方向に間隔をおいて（等間隔に）配設された複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング収容窓１２１ｗと、それぞれ対応するスプリング収容窓１２１ｗの外側縁部に沿って延びる複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング支持部１２１ｓと、複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング当接部１２１ｃとを有する。スプリング当接部１２１ｃは、周方向に沿って互いに隣り合うスプリング収容窓１２１ｗの間に１個ずつ設けられる。第２中間プレート部材１２２は、それぞれ円弧状に延びると共に周方向に間隔をおいて（等間隔に）配設された複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング収容窓１２２ｗと、それぞれ対応するスプリング収容窓１２２ｗの外側縁部に沿って延びる複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング支持部１２２ｓと、複数（本実施形態では、例えば３個）のスプリング当接部１２２ｃとを有する。スプリング当接部１２２ｃは、周方向に沿って互いに隣り合うスプリング収容窓１２２ｗの間に１個ずつ設けられる。スプリング支持部１２１ｓ，１２２ｓは、図２に示すように、内周側が第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の沿って円弧状に軸方向に延出するように形成されている。これにより、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２を外周側から滑らかに支持する。

　図４Ａ１、図４Ａ２、図４Ａ３、図４Ｂ１、図４Ｂ２および図４Ｂ３は、本実施形態と比較例の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の撓みと摺動距離ｄと損失エネルギを模式的に示す説明図である。図４Ａ１、図４Ａ２および図４Ａ３は、中間部材１２により第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２を外周側から支持する本実施形態の場合を示し、図４Ｂ１、図４Ｂ２および図４Ｂ３は、ドリブン部材（出力部材）１５’により第１および第２スプリングＳＰ１’，ＳＰ２’を外周側から支持する比較例の場合を示す。図４Ａ１および図４Ｂ１は、ドリブン部材１５，１５’に対してドライブ部材１１、１１’に相対変位（捩れ）が生じていない通常の状態を示し、図４Ａ２および図４Ｂ２は、ドリブン部材１５，１５’に対してドライブ部材１１，１１’に相対変位（捩れ）が生じている状態を示す。図４Ａ３および図４Ｂ３は、ドリブン部材１５、１５’に対してドライブ部材１１、１１’に相対変位（捩れ）が生じているときの第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ１’，ＳＰ２，ＳＰ２’の外周側の摺動面に対する摺動距離ｄを示す。図４Ａ１、図４Ａ２、図４Ｂ１および図４Ｂ２では、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ１’，ＳＰ２、ＳＰ２’を複数の質量体と複数のバネとの結合体として模式的に示した。本実施形態では、図４Ａ１に示すように、中間部材１２のスプリング支持部１２１ｓ，１２２ｓにより外周側から第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２を支持する。ドリブン部材１５に対してドライブ部材１１に相対変位（捩れ）が生じると、図４Ａ２に示すように、ドライブ部材１１のドリブン部材１５に対する相対変位により第１スプリングＳＰ１に縮みを生じさせ、これによる第１スプリングＳＰ１からのバネ力により中間部材１２にドリブン部材１５に対する相対変位を生じさせ、この中間部材１２の相対変位により第２スプリングＳＰ２に縮みを生じさせる。このとき、第１スプリングＳＰ１および第２スプリングＳＰ２の外周側の摺動面に対する摺動距離ｄは、摺動面が中間部材１２のスプリング支持部１２１ｓ，１２２ｓであるから、図４Ａ３に示すように、中間部材１２の当接部１２１ｃ，１２２ｃ（図４Ａ１、図４Ａ２の中央）からの離れるほど大きくなる。一方、比較例では、図４Ｂ１に示すように、ドリブン部材１５’（出力部材）により外周側から第１および第２スプリングＳＰ１’，ＳＰ２’を支持する。ドリブン部材１５’に対してドライブ部材１１’に相対変位（捩れ）が生じると、図４Ｂ２に示すように、ドライブ部材１１’のドリブン部材１５’に対する相対変位により第１スプリングＳＰ１’に縮みを生じさせ、これによる第１スプリングＳＰ１’からのバネ力により中間部材１２’にドリブン部材１５’に対する相対変位を生じさせ、この中間部材１２’の相対変位により第２スプリングＳＰ２’に縮みを生じさせる。このとき、第１スプリングＳＰ１’および第２スプリングＳＰ２’の外周側の摺動面に対する摺動距離ｄは、摺動面がドリブン部材１５’であるから、図４Ｂ３に示すように、ドリブン部材１５’の外側スプリング当接部１５ｃｏ（図４Ｂ１、図４Ｂ２の右端部）からの離れるほど大きくなる。図４Ａ３と図４Ｂ３とを比較すると解るように、本実施形態の第２スプリングＳＰ２と比較例の第２スプリングＳＰ２’の摺動距離ｄは同一となるが、本実施形態の第１スプリングＳＰ１の摺動距離ｄはいずれの部分も比較例の第１スプリングＳＰ１’より第２スプリングＳＰ２’の図中左端部の摺動距離ｄだけ大きくなる。第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の摺動面に対する摩擦力に摺動距離ｄを乗じたものは損失エネルギであるから、本実施形態では、中間部材１２のスプリング支持部１２１ｓ，１２２ｓにより外周側から第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２を支持することにより、ドリブン部材１５（出力部材）やドライブ部材１１（入力部材）により外周側から第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２を支持する場合に比して、損失エネルギ（摺動による損失エネルギ、ヒステリシス）を小さくすることができ、トルク伝達経路の位相遅れを抑制することができるため、ダンパ装置１０の振動減衰性能を向上させることができる。なお、図示および詳説しないが、ドライブ部材１１’（入力部材）により外周側から第１および第２スプリングＳＰ１’，ＳＰ２’を支持する場合も、比較例と同様である。

　また、本実施形態では、２枚の第１および第２中間プレート部材１２１，１２２によりドリブン部材１５やドライブ部材１１の第１および第２入力プレート部材１１１，１１２を挟み込むように構成しているから、１枚の中間部材としたものに比して、容易にイナーシャを設けることができる。更に、本実施形態では、第１および第２中間プレート部材１２１，１２２として、同一の形状を有するものが採用され、これにより、部品の種類の数を削減することが可能となる。

　ドリブン部材１５は、板状の環状部材として構成されており、第１および第２入力プレート部材１１１，１１２の軸方向における間に配置されると共に、複数のリベットを介してダンパハブ７に固定される。図２および図３に示すように、ドリブン部材１５は、それぞれ円弧状に延びると共に周方向に間隔をおいて（等間隔に）配設された複数（本実施形態では、例えば３個）の外側スプリング収容窓１５ｗｏと、各外側スプリング収容窓１５ｗｏの径方向内側に周方向に間隔をおいて（等間隔に）配設された複数（本実施形態では、例えば３個）の内側スプリング収容窓１５ｗｉと、複数（本実施形態では、例えば３個）の外側スプリング当接部１５ｃｏと、複数（本実施形態では、例えば６個）の内側スプリング当接部１５ｃｉとを有する。外側スプリング当接部１５ｃｏは、周方向に沿って互いに隣り合う外側スプリング収容窓１５ｗｏの間に１個ずつ設けられる。また、各内側スプリング収容窓１５ｗｉは、内側スプリングＳＰｉの自然長に応じた周長を有する。更に、内側スプリング当接部１５ｃｉは、各内側スプリング収容窓１５ｗｉの周方向における両側に１つずつ設けられる。

　第１および第２入力プレート部材１１１，１１２の外側スプリング収容窓１１１ｗｏ，１１２ｗｏと、ドリブン部材１５の外側スプリング収容窓１５ｗｏとには、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２が互いに対をなす（直列に作用する）ように１個ずつ配置される。また、ダンパ装置１０の取付状態において、第１および第２入力プレート部材１１１，１１２の各外側スプリング当接部１１１ｃｏ，１１２ｃｏと、ドリブン部材１５の各外側スプリング当接部１５ｃｏとは、互いに異なる外側スプリング収容窓１５ｗｏ，１１１ｗｏ，１１２ｗｏに配置されて対をなさない（直列に作用しない）第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の間で両者の端部と当接する。

　更に、第１および第２中間プレート部材１２１，１２２のスプリング当接部１２１ｃ，１２２ｃは、それぞれ共通の外側スプリング収容窓１５ｗｏ，１１１ｗｏ，１１２ｗｏに配置されて互いに対をなす第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の間で両者の端部と当接する。また、互いに異なる外側スプリング収容窓１５ｗｏ，１１１ｗｏ，１１２ｗｏに配置されて対をなさない（直列に作用しない）第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、第１および第２中間プレート部材１２１，１２２のスプリング収容窓１２１ｗ，１２２ｗに配置される。更に、互いに対をなさない（直列に作用しない）第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、フロントカバー３側で第１中間プレート部材１２１のスプリング支持部１２１ｓにより径方向外側から支持（ガイド）されると共に、タービンランナ５側で第２中間プレート部材１２２のスプリング支持部１２２ｓにより径方向外側から支持（ガイド）される。

　これにより、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、図３に示すように、ダンパ装置１０の周方向に交互に並ぶ。また、各第１スプリングＳＰ１の一端は、ドライブ部材１１の対応する外側スプリング当接部１１１ｃｏ，１１２ｃｏと当接し、各第１スプリングＳＰ１の他端は、中間部材１２の対応するスプリング当接部１２１ｃ，１２２ｃと当接する。更に、各第２スプリングＳＰ２の一端は、中間部材１２の対応するスプリング当接部１２１ｃ，１２２ｃと当接し、各第２スプリングＳＰ２の他端は、ドリブン部材１５の対応する外側スプリング当接部１５ｃｏと当接する。

　この結果、互いに対をなす第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間で、中間部材１２のスプリング当接部１２１ｃ，１２２ｃを介して直列に連結される。従って、ダンパ装置１０では、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する弾性体の剛性、すなわち第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の合成ばね定数をより小さくすることができる。なお、本実施形態において、それぞれ複数の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、図３に示すように、同一円周上に配列され、発進装置１やダンパ装置１０の軸心と各第１スプリングＳＰ１の軸心との距離と、発進装置１等の軸心と各第２スプリングＳＰ２の軸心との距離とが等しくなっている。

　また、ドリブン部材１５の各内側スプリング収容窓１５ｗｉには、内側スプリングＳＰｉが配置される。ダンパ装置１０の取付状態において、各内側スプリング当接部１５ｃｉは、内側スプリングＳＰｉの対応する端部と当接する。更に、ダンパ装置１０の取付状態において、各内側スプリングＳＰｉのフロントカバー３側の側部は、第１入力プレート部材１１１の対応する内側スプリング収容窓１１１ｗｉの周方向における中央部に位置すると共に、第１入力プレート部材１１１のスプリング支持部１１１ｓにより径方向外側から支持（ガイド）される。また、ダンパ装置１０の取付状態において、各内側スプリングＳＰｉのタービンランナ５側の側部は、第２入力プレート部材１１２の対応する内側スプリング収容窓１１２ｗｉの周方向における中央部に位置すると共に、第２入力プレート部材１１２のスプリング支持部１１２ｓにより径方向外側から支持（ガイド）される。

　これにより、各内側スプリングＳＰｉは、図２および図３に示すように、流体室９内の内周側領域に配置され、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２により包囲される。この結果、ダンパ装置１０ひいては発進装置１の軸長をより短縮化することが可能となる。そして、各内側スプリングＳＰｉは、ドライブ部材１１への入力トルク（駆動トルク）（あるいは車軸側からドリブン部材１５に付与されるトルク（被駆動トルク）が上記トルクＴ１に達すると、第１および第２入力プレート部材１１１，１１２の対応する内側スプリング収容窓１１１ｗｉ，１１２ｗｉの両側に設けられた内側スプリング当接部１１１ｃｉ，１１２ｃｉの一方と当接することになる。

　更に、ダンパ装置１０は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対回転を規制する図示しないストッパを有する。本実施形態において、当該ストッパは、第２入力プレート部材１１２の内周部から周方向に間隔をおいてダンパハブ７に向けて径方向に突出する複数のストッパ部と、ドリブン部材１５が固定されるダンパハブ７に周方向に間隔をおいて形成されて円弧状に延びる複数の切り欠きとより構成される。ダンパ装置１０の取付状態において、第２入力プレート部材の各ストッパ部は、ダンパハブ７の対応する切り欠き内に当該切り欠きの両側の端部を画成するダンパハブ７の壁面と当接しないように配置される。これにより、ドライブ部材１１とドリブン部材１５とが相対回転するのに伴って第２入力プレート部材１１２のストッパ部とダンパハブ７の切り欠きの両側の端部を画成する壁面の一方とが当接すると、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対回転および第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２および内側スプリングＳＰｉのすべての撓みが規制される。

　加えて、ダンパ装置１０は、図１に示すように、複数の第１スプリングＳＰ１、中間部材１２および複数の第２スプリングＳＰ２を含む第１トルク伝達経路ＴＰ１と、複数の内側スプリングＳＰｉを含む第２トルク伝達経路ＴＰ２との双方に並列に設けられる回転慣性質量ダンパ２０を含む。本実施形態において、回転慣性質量ダンパ２０は、ダンパ装置１０の入力要素であるドライブ部材１１と出力要素であるドリブン部材１５との間に配置されるシングルピニオン式の遊星歯車２１を有する。

　本実施形態において、遊星歯車２１は、外周に外歯１５ｔを含んでサンギヤとして機能するドリブン部材１５と、それぞれ外歯１５ｔに噛合する複数（本実施形態では、例えば３個）のピニオンギヤ２３を回転自在に支持してキャリヤとして機能する第１および第２入力プレート部材１１１，１１２と、各ピニオンギヤ２３に噛合する内歯２５ｔを有すると共にサンギヤとしてのドリブン部材１５（外歯１５ｔ）と同心円上に配置されるリングギヤ２５とにより構成される。従って、サンギヤとしてのドリブン部材１５、複数のピニオンギヤ２３およびリングギヤ２５は、流体室９内で、ダンパ装置１０の径方向からみて第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２（並びに内側スプリングＳＰｉ）と軸方向に少なくとも部分的に重なり合う。

　図２および図３に示すように、外歯１５ｔは、ドリブン部材１５の外周面に周方向に間隔をおいて（等間隔に）定められた複数の箇所に形成される。従って、外歯１５ｔは、外側スプリング収容窓１５ｗｏおよび内側スプリング収容窓１５ｗｉ、すなわちドライブ部材１１とドリブン部材１５との間でトルクを伝達する第１スプリングＳＰ１、第２スプリングＳＰ２および内側スプリングＳＰｉよりも径方向外側に位置する。なお、外歯１５ｔは、ドリブン部材１５の外周の全体に形成されてもよい。

　遊星歯車２１のキャリヤを構成する第１入力プレート部材１１１は、図２および図３に示すように、外側スプリング当接部１１１ｃｏよりも径方向外側に周方向に間隔をおいて（等間隔に）に配設された複数（本実施形態では、例えば３個）のピニオンギヤ支持部１１５を有する。同様に、遊星歯車２１のキャリヤを構成する第２入力プレート部材１１２も、図２および図３に示すように、外側スプリング当接部１１２ｃｏよりも径方向外側に周方向に間隔をおいて（等間隔に）に配設された複数（本実施形態では、例えば３個）のピニオンギヤ支持部１１６を有する。

　第１入力プレート部材１１１の各ピニオンギヤ支持部１１５は、図５に示すように、フロントカバー３に向けて軸方向に突出するように形成された円弧状の軸方向延在部１１５ａと、当該軸方向延在部の端部から径方向外側に延出された円弧状のフランジ部１１５ｆとを有する。また、第２入力プレート部材１１２の各ピニオンギヤ支持部１１６は、タービンランナ５に向けて軸方向に突出するように形成された円弧状の軸方向延在部１１６ａと、当該軸方向延在部の端部から径方向外側に延出された円弧状のフランジ部１１６ｆとを有する。第１入力プレート部材１１１の各ピニオンギヤ支持部１１５（フランジ部１１５ｆ）は、第２入力プレート部材１１２の対応するピニオンギヤ支持部１１６（フランジ部１１６ｆ）と軸方向に対向し、互いに対をなすフランジ部１１５ｆ，１１６ｆは、それぞれピニオンギヤ２３に挿通されたピニオンシャフト２４の端部を支持する。また、本実施形態において、第１入力プレート部材１１１のピニオンギヤ支持部１１５（フランジ部１１５ｆ）は、それぞれリベット８１ｒを介してロックアップクラッチ８のクラッチドラム８１に締結される。更に、本実施形態において、中間部材１２を構成する第１中間プレート部材１２１はピニオンギヤ支持部１１５の軸方向延在部１１５ａの内周面により調心される。また、中間部材１２を構成する第２中間プレート部材１２２は、ピニオンギヤ支持部１１６の軸方向延在部１１６ａの内周面により調心される。

　遊星歯車２１のピニオンギヤ２３は、図５に示すように、外周にギヤ歯（外歯）２３ｔを有する環状のギヤ本体２３０と、ギヤ本体２３０の内周面とピニオンシャフト２４の外周面との間に配置される複数のニードルベアリング２３１と、ギヤ本体２３０の両端部に嵌合されてニードルベアリング２３１の軸方向における移動を規制する一対のスペーサ２３２とを含む。ピニオンギヤ２３のギヤ本体２３０は、図５に示すように、ギヤ歯２３ｔの歯底よりも当該ピニオンギヤ２３の径方向における内周側で当該ギヤ歯２３ｔの軸方向における両側に突出すると共に円柱面状の外周面を有する環状の径方向支持部２３０ｓを含む。また、各スペーサ２３２の外周面は、径方向支持部２３０ｓと同径、若しくは当該径方向支持部２３０ｓよりも小径に形成されている。

　複数のピニオンギヤ２３は、周方向に間隔をおいて（等間隔に）並ぶようにキャリヤとしての第１および第２入力プレート部材１１１，１１２（ピニオンギヤ支持部１１５，１１６）により回転自在に支持される。更に、各スペーサ２３２の側面と第１および第２入力プレート部材１１１，１１２のピニオンギヤ支持部１１５，１１６（フランジ部１１５ｆ，１１６ｆ）との間には、ワッシャ２３５が配置される。また、ピニオンギヤ２３のギヤ歯２３ｔの両側の側面と、第１および第２入力プレート部材１１１，１１２のピニオンギヤ支持部１１５，１１６（フランジ部１１５ｆ，１１６ｆ）との軸方向における間には、図５に示すように間隙が形成される。

　遊星歯車２１のリングギヤ２５は、内周に内歯２５ｔが形成された環状のギヤ本体２５０と、それぞれ円環状に形成された２枚の側板２５１と、各側板２５１をギヤ本体２５０の軸方向における両側の側面に固定するための複数のリベット２５２とを含む。ギヤ本体２５０、２枚の側板２５１および複数のリベット２５２は、一体化されて回転慣性質量ダンパ２０の質量体として機能する。本実施形態において、内歯２５ｔは、ギヤ本体２５０の内周面の全体にわたって形成される。ただし、内歯２５ｔは、ギヤ本体２５０の内周面に周方向に間隔をおいて（等間隔に）定められた複数の箇所に形成されてもよい。また、ギヤ本体２５０の外周面には、図３に示すように、リングギヤ２５の質量を調整するための凹部が周方向に間隔をおいて（等間隔に）複数形成されてもよい。

　各側板２５１は、凹円柱面状の内周面を有し、内歯２５ｔに噛合する複数のピニオンギヤ２３により軸方向に支持される被支持部として機能する。すなわち、２枚の側板２５１は、内歯２５ｔの軸方向における両側で、それぞれ内歯２５ｔの歯底よりも径方向内側に突出して少なくともピニオンギヤ２３のギヤ歯２３ｔの側面と対向するようにギヤ本体２５０の対応する側面に固定される。本実施形態において、各側板２５１の内周面は、図５に示すように、内歯２５ｔの歯先よりも僅かに径方向内側に位置する。

　各ピニオンギヤ２３と内歯２５ｔとが噛合した際、各側板２５１の内周面は、ピニオンギヤ２３（ギヤ本体２３０）の対応する径方向支持部２３０ｓにより径方向に支持される。これにより、複数のピニオンギヤ２３の径方向支持部２３０ｓによりリングギヤ２５をサンギヤとしてのドリブン部材１５の軸心に対して精度よく調心して当該リングギヤ２５をスムースに回転（揺動）させることが可能となる。また、各ピニオンギヤ２３と内歯２５ｔとが噛合した際、各側板２５１の内面は、ピニオンギヤ２３のギヤ歯２３ｔの側面およびギヤ歯２３ｔの歯底から径方向支持部２３０ｓまでの部分の側面と対向する。これにより、リングギヤ２５の軸方向における移動は、少なくともピニオンギヤ２３のギヤ歯２３ｔの側面により規制されることになる。更に、そして、リングギヤ２５の各側板２５１の外面と、第１および第２入力プレート部材１１１，１１２のピニオンギヤ支持部１１５，１１６（フランジ部１１５ｆ，１１６ｆ）との軸方向における間には、図５に示すように間隙が形成される。

　図６は、ドライブ部材１１の２枚の第１および第２入力プレート部材１１１，１１２を正面から見た正面図である。図示するように、第１および第２入力プレート部材１１１，１１２は同一形状として構成されており、複数（本実施形態では、例えば３個）のピニオンギヤ支持部１１５，１１６には、ダンパ装置１０の軸心からみて同径の６個の貫通孔１１７ａ～１１７ｆ，１１８ａ～１１８ｆが形成されており、ピニオンギヤ支持部１１５，１１６の貫通孔１１７ａ，１１８ａ側の端部は１つ分の貫通孔を回避するように湾曲切欠部１１５ｇ，１１６ｇが形成されている。第２入力プレート部材１１２を図６の状態から裏返し、それに第１入力プレート部材１１１を貫通孔１１７ｃが貫通孔１１８ｃに整合するように重ねた状態のときのピニオンギヤ支持部１１５，１１６を図７に示す。図示するように、貫通孔１１７ｃが貫通孔１１８ｃに整合するように重ねたため、貫通孔１１７ａ～１１７ｅは貫通孔１１８ｅ～１１８ａに重なり、貫通孔１１７ｆ，１１８ｆは重ならない。本実施形態では、貫通孔１１７ｃ，１１８ｃにピニオンシャフト２４が配置されてピニオンギヤ２３が取り付けられており、このピニオンシャフト２４が取り付けられた貫通孔１１７ｃ，１１８ｃの両側に位置する貫通孔１１７ｂ，１１８ｄおよび貫通孔１１７ｄ，１１８ｂで第１および第２入力プレート部材１１１，１１２が複数のリベット１１ｒｍにより連結されている。このように、回転慣性質量ダンパ２０の各ピニオンギヤ２３を支持するキャリアとしての２枚の第１および第２入力プレート部材１１１，１１２を複数のリベット１１ｒｍにより連結することにより、キャリアの強度（剛性）を確保することができ、遊星歯車の変形を抑制し、ギヤの噛み合いの精度を良好なものとすることができる。この結果、ギヤの噛み合い等による損失エネルギ（ヒステリシス）を低減することができる。また、ピニオンシャフト２４の両側で軸心からみて同径の貫通孔１１７ｂ，１１８ｄおよび貫通孔１１７ｄ，１１８ｂにより第１および第２入力プレート部材１１１，１１２をリベット１１ｒｍにより連結するから、トルクの伝達におけるピニオンシャフト２４とリベット１１ｒｍ間の径方向のオフセットを小さくし、不要なモーメント発生を回避することができる。このため、キャリアの強度（剛性）を確保することができ、遊星歯車の変形を抑制し、ギヤの噛み合いの精度を良好なものとすることができる。この結果、ギヤの噛み合い等による損失エネルギ（ヒステリシス）を低減することができる。

　また、第１入力プレート部材１１１のピニオンギヤ支持部１１５における貫通孔１１７ａ，１１７ｆには、ロックアップクラッチ８のクラッチドラム８１がリベット８１ｒにより締結される。ピニオンギヤ支持部１１５の貫通孔１１７ａの部位でクラッチドラム８１をリベット８１ｒにより締結している様子を図８に示す。クラッチドラム８１からみて貫通孔１１７ａの背後にはピニオンギヤ支持部１１６の貫通孔１１８ｅが存在しているが、図７から解るように、ピニオンギヤ支持部１１５の貫通孔１１７ａの隣（図７中左側）には、湾曲切欠部１１５ｇが形成されている。このため、貫通孔１１７ａを用いてクラッチドラム８１をリベット８１ｒにより締結するために容易に工具を用いてカシメを行なうことができる。本実施形態では、貫通孔１１７ｆでもクラッチドラム８１をリベット８１ｒにより締結するが、貫通孔１１７ｆの背後（図７の裏側）には、ピニオンギヤ支持部１１６の湾曲切欠部１１６ｇにより何も存在しないから、容易に工具を用いてリベット８１ｒのカシメを行なうことができる。

　図９は、第１および第２中間プレート部材１２１，１２２を複数のリベット１２ｒｏ，１２ｒｉにより接続している部分（図３の右上部分）の断面の一部を示す説明図である。図３および図９に示すように、第１中間プレート部材１２１と第２中間プレート部材１２２には、３箇所の当接部１２１ｃ，１２２ｃから外周方向に、即ち３つのピニオンギヤ２３の中間（中央）の３箇所の位置で外周方向に延出する連結部１２１ｒ，１２２ｒが形成されており、第１中間プレート部材１２１と第２中間プレート部材１２２は、連結部１２１ｒ，１２２ｒの各ピニオンギヤ２３と同径となる２箇所の位置で２個のリベット１２ｒｏ（３箇所の連結部１２１ｒ，１２２ｒで合計６個）により連結されていると共に当接部１２１ｃ，１２２ｃの中央で１個のリベット１２ｒｉにより連結されている。このように、２個のリベット１２ｒｏや１個のリベット１２ｒｉを配置することにより、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２や内側スプリングＳＰｉのスペースを確保することができ、ダンパ装置１０の振動減衰性能を向上させることができる。本実施形態では、当接部１２１ｃ，１２２ｃの中央にもリベット１２ｒｉを配置して１および第２中間プレート部材１２１，１２２を連結するものとしたが、こうした当接部１２１ｃ，１２２ｃのリベット１２ｒｉを小さくしてもよいし、或いは当接部１２１ｃ，１２２ｃにリベット１２ｒｉを配置しないものとしてもよい。

　なお、本実施形態では、第１および第２中間プレート部材１２１，１２２は、図３に示すように、３箇所の当接部１２１ｃ，１２２ｃから外周方向に、即ち３つのピニオンギヤ２３の中間（中央）の３箇所の位置で外周方向に延出するように連結部１２１ｒ，１２２ｒが形成されており、この連結部１２１ｒ，１２２ｒで各２個のリベット１２ｒｏ（３箇所の連結部１２１ｒ，１２２ｒで合計６個）により連結されるものとした。しかし、図１０に示すように、３箇所の当接部１２１ｃ，１２２ｃより図中時計回りに回転した位置で外周方向に延出するように連結部１２１ｒ’，１２２ｒ’を形成し、この連結部１２１ｒ’，１２２ｒ’で各２個のリベット１２ｒｏ’（３箇所の連結部１２１ｒ’，１２２ｒ’で合計６個）により連結するものとしてもよい。連結部１２１ｒ’，１２２ｒ’が形成される位置は、言い換えれば、３つのピニオンギヤ２３の間において、ダンパ装置１０に正回転側のトルク（エンジンＥＧからのトルク）が入力されたときに、ねじれによりピニオンギヤ２３に対して第１および第２中間プレート部材１２１，１２２が変位する方向のピニオンギヤ２３との間隔が反対方向のピニオンギヤ２３との間隔より大きくなる位置から外周方向に延出した位置となる。即ち、図１０中、ピニオンギヤ２３から時計回りに位置する連結部１２１ｒ’，１２２ｒ’までの間隔の方がピニオンギヤ２３から反時計回りに位置する連結部１２１ｒ’，１２２ｒ’までの間隔より大きくなるように連結部１２１ｒ’，１２２ｒ’を配置する。こうすることにより、ダンパ装置１０に正回転側のトルク（エンジンＥＧからのトルク）が入力されると、連結部１２１ｒ’，１２２ｒ’は、ねじれにより間隔の大きい反時計回りに位置するピニオンギヤ２３に近づくように相対変位するから、より大きくねじれる構造となる。なお、図１０では、連結部１２１ｒ’，１２２ｒ’およびリベット１２ｒｏ’以外の構成については、図３と同一であるから図３と同一の符号を付した。

　上述のように構成される発進装置１では、ロックアップクラッチ８によるロックアップが解除されている際、図１からわかるように、エンジンＥＧからフロントカバー３に伝達されたトルク（動力）が、ポンプインペラ４、タービンランナ５、ドリブン部材１５、ダンパハブ７という経路を介して変速機ＴＭの入力軸ＩＳへと伝達される。これに対して、発進装置１のロックアップクラッチ８によりロックアップが実行されると、エンジンＥＧからフロントカバー３およびロックアップクラッチ８を介してドライブ部材１１に伝達されたトルクは、入力トルクが上記トルクＴ１に達するまで、複数の第１スプリングＳＰ１、中間部材１２および複数の第２スプリングＳＰ２を含む第１トルク伝達経路ＴＰ１と、回転慣性質量ダンパ２０とを介してドリブン部材１５およびダンパハブ７に伝達される。また、入力トルクが上記トルクＴ１以上になると、ドライブ部材１１に伝達されたトルクは、第１トルク伝達経路ＴＰ１と、複数の内側スプリングＳＰｉを含む第２トルク伝達経路ＴＰ２と、回転慣性質量ダンパ２０とを介してドリブン部材１５およびダンパハブ７に伝達される。

　そして、ロックアップの実行時（ロックアップクラッチ８の係合時）にドライブ部材１１がドリブン部材１５に対して回転すると（捩れると）、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２が撓むと共に、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対回転に応じて質量体としてのリングギヤ２５が軸心周りに回転（揺動）する。このようにドライブ部材１１がドリブン部材１５に対して回転（揺動）する際には、遊星歯車２１の入力要素であるキャリヤとしてのドライブ部材１１すなわち第１および第２入力プレート部材１１１，１１２の回転速度がサンギヤとしてのドリブン部材１５の回転速度よりも高くなる。従って、この際、リングギヤ２５は、遊星歯車２１の作用により増速され、ドライブ部材１１よりも高い回転速度で回転する。これにより、回転慣性質量ダンパ２０の質量体であるリングギヤ２５から、ピニオンギヤ２３を介して慣性トルクをダンパ装置１０の出力要素であるドリブン部材１５に付与し、当該ドリブン部材１５の振動を減衰させることが可能となる。

　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トルク伝達経路ＴＰ１に含まれる第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２と回転慣性質量ダンパ２０とが並列に作用する。このように、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２と回転慣性質量ダンパ２０とが並列に作用する際、中間部材１２と第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２とを含む第１トルク伝達経路ＴＰ１からドリブン部材１５に伝達されるトルクは、中間部材１２とドリブン部材１５との間の第２スプリングＳＰ２の変位（撓み量すなわち捩れ角）に依存（比例）したものとなる。これに対して、回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に伝達されるトルクは、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との角加速度の差、すなわちドライブ部材１１とドリブン部材１５との間の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の変位の２回微分値に依存（比例）したものとなる。これにより、ダンパ装置１０のドライブ部材１１に伝達される入力トルクが次式（１）に示すように周期的に振動していると仮定すれば、第１トルク伝達経路ＴＰ１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、回転慣性質量ダンパ２０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は、１８０°ずれることになる。

　また、単一の中間部材１２を有するダンパ装置１０では、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の撓みが許容され、かつ内側スプリングＳＰｉが撓んでいない際に、第１トルク伝達経路ＴＰ１において２つの共振が発生する。すなわち、第１トルク伝達経路ＴＰ１では、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の撓みが許容され、かつ内側スプリングＳＰｉが撓んでいない際に、ドライブ部材１１とドリブン部材１５とが互いに逆位相で振動することによるダンパ装置１０全体の共振（第１共振）が発生する。また、第１トルク伝達経路ＴＰ１では、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の撓みが許容され、かつ内側スプリングＳＰｉが撓んでいない際に、基本的に第１共振よりも高回転側（高周波側）で、中間部材１２がドライブ部材１１およびドリブン部材１５の双方と逆位相で振動することによる共振（第２共振）が発生する。

　本発明者らは、上述のような特性を有するダンパ装置１０の振動減衰効果をより向上させるべく鋭意研究・解析を行い、ダンパ装置１０では、第１トルク伝達経路ＴＰ１における振動の振幅と、それと逆位相になる回転慣性質量ダンパ２０における振動の振幅とを一致させることで、ドリブン部材１５の振動を減衰させ得ることに着目した。そして、本発明者らは、ロックアップの実行によりエンジンＥＧからドライブ部材１１にトルクが伝達された状態にあり、かつ内側スプリングＳＰｉが撓んでいないダンパ装置１０を含む振動系について、次式（２）のような運動方程式を構築した。ただし、式（２）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り、“Ｊ_i”は、回転慣性質量ダンパ２０の質量体であるリングギヤ２５の慣性モーメントである。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と中間部材１２との間で並列に作用する複数の第１スプリングＳＰ１の合成ばね定数であり、“ｋ₂”は、中間部材１２とドリブン部材１５の間で並列に作用する複数の第２スプリングＳＰ２の合成ばね定数である。また、“λ”は、回転慣性質量ダンパ２０を構成する遊星歯車２１のギヤ比（外歯１５ｔ（サンギヤ）のピッチ円直径／リングギヤ２５の内歯２５ｔのピッチ円直径）、すなわちドリブン部材１５の回転速度に対する質量体としてのリングギヤ２５の回転速度の比であり、“Ｔ”は、エンジンＥＧからドライブ部材１１に伝達される入力トルクである。

　更に、本発明者らは、入力トルクＴが上記式（１）に示すように周期的に振動していると仮定すると共に、ドライブ部材１１の捩れ角θ₁、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（１）および（３）における“ω”は、入力トルクＴの周期的な変動（振動）における角振動数であり、式（３）において、“Θ₁”は、エンジンＥＧからのトルクの伝達に伴って生じるドライブ部材１１の振動の振幅（振動振幅、すなわち最大捩れ角）であり、“Θ₂”は、ドライブ部材１１にエンジンＥＧからのトルクが伝達されるのに伴って生じる中間部材１２の振動の振幅（振動振幅）であり、“Θ₃”は、ドライブ部材１１にエンジンＥＧからのトルクが伝達されるのに伴って生じるドリブン部材１５の振動の振幅（振動振幅）である。かかる仮定のもと、式（１）および（３）を式（２）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。

　式（４）において、ドリブン部材１５の振動振幅Θ₃がゼロである場合、ダンパ装置１０によりエンジンＥＧからの振動が理論上完全に減衰されてドリブン部材１５よりも後段側の変速機ＴＭやドライブシャフト等には理論上振動が伝達されないことになる。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）は、入力トルクＴの周期的な変動における角振動数の二乗値ω²についての２次方程式である。当該角振動数の二乗値ω²が式（５）の２つの実数解の何れか（または重解）である場合、ドライブ部材１１から第１トルク伝達経路ＴＰ１を介してドリブン部材１５に伝達されるエンジンＥＧからの振動と、ドライブ部材１１から回転慣性質量ダンパ２０を介してドリブン部材１５に伝達される振動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、中間部材１２を有することで第１トルク伝達経路ＴＰ１を介して伝達されるトルクに２つのピークすなわち共振が発生するダンパ装置１０では、図１１に示すように、ドリブン部材１５の振動振幅Θ₃が理論上ゼロになる反共振点を合計２つ設定し得ることが理解されよう（図１１におけるＡ１およびＡ２）。すなわち、ダンパ装置１０では、第１トルク伝達経路ＴＰ１における振動の振幅と、それと逆位相になる回転慣性質量ダンパ２０における振動の振幅とを第１トルク伝達経路ＴＰ１で発生する２つの共振に対応した２つのポイントで一致させることで、ドリブン部材１５の振動を極めて良好に減衰させることが可能となる。

　ここで、走行用動力の発生源としてのエンジンＥＧ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ＥＧからのトルクを変速機ＴＭに機械的に伝達することで、エンジンＥＧと変速機ＴＭとの間の動力伝達効率を向上させ、それによりエンジンＥＧの燃費をより向上させることができる。ただし、ロックアップ回転数Ｎｌｕｐの設定範囲となり得る５００ｒｐｍ～１５００ｒｐｍ程度の低回転数域では、エンジンＥＧからロックアップクラッチを介してドライブ部材１１に伝達される振動が大きくなり、特に３気筒あるいは４気筒エンジンといった省気筒エンジンを搭載した車両において振動レベルの増加が顕著となる。従って、ロックアップの実行時や実行直後に大きな振動が変速機ＴＭ等に伝達されないようにするためには、ロックアップが実行された状態でエンジンＥＧからのトルク（振動）を変速機ＴＭへと伝達するダンパ装置１０全体（ドリブン部材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ＥＧの回転数Ｎｅ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）内にある際に低回転側（低周波側）の反共振点Ａ１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。上記式（５）の２つの解ω₁およびω₂は、２次方程式の解の公式から次式（６）および（７）のように得ることが可能であり、ω₁＜ω₂が成立する。そして、低回転側（低周波側）の反共振点Ａ１の周波数（以下、「最小周波数」という）ｆａ₁は、次式（８）に示すように表され、高回転側（高周波側）の反共振点Ａ２の周波数ｆａ₂（ｆａ₂＞ｆａ₁）は、次式（９）に示すように表される。また、最小周波数ｆａ₁に対応したエンジンＥＧの回転数Ｎｅａ₁は、“ｎ”をエンジンＥＧの気筒数とすれば、Ｎｅａ₁＝（１２０／ｎ）・ｆａ₁と表される。

　従って、ダンパ装置１０では、次式（１０）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、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５等の慣性モーメントを考慮（合算）したもの）、および回転慣性質量ダンパ２０の質量体であるリングギヤ２５の慣性モーメントＪ_iが選択・設定される。すなわち、ダンパ装置１０では、上記最小周波数ｆａ₁（およびロックアップ回転数Ｎｌｕｐ）に基づいて、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２のばね定数ｋ₁，ｋ₂，と、中間部材１２の慣性モーメントＪ₂と、リングギヤ２５の慣性モーメントＪ_iと、遊星歯車２１のギヤ比λとが定められる。なお、ダンパ装置１０の設計に際し、ピニオンギヤ２３の慣性モーメントは上記式（２）～（９）に示すように無視されても実用上差し支えないが、上記式（２）等において更にピニオンギヤ２３の慣性モーメントが考慮されてもよい。そして、最小周波数ｆａ₁（およびロックアップ回転数Ｎｌｕｐ）に基づいて、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２のばね定数ｋ₁，ｋ₂，と、中間部材１２の慣性モーメントＪ₂と、リングギヤ２５の慣性モーメントＪ_iと、遊星歯車２１のギヤ比λと、ピニオンギヤ２３の慣性モーメントが定められてもよい。

　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）低回転側の反共振点Ａ１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、より低い回転数でのロックアップ（エンジンＥＧとドライブ部材１１との連結）を許容することが可能となる。

　また、式（１０）を満たすようにダンパ装置１０を構成するに際しては、第１トルク伝達経路ＴＰ１で発生する低回転側（低周波側）の共振（共振点Ｒ１）の周波数が上記最小周波数ｆａ₁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と、慣性モーメントＪ₂，Ｊ_iとを選択・設定すると好ましい。これにより、最小周波数ｆａ₁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。

　更に、２つの反共振点Ａ１，Ａ２を設定できるようにすることで、単一の反共振点が設定される場合に比べて（図１１における破線参照）、当該２つの反共振点Ａ１，Ａ２のうち、周波数（ｆａ₁）が最小となる反共振点Ａ１をより低周波側にシフトさせることが可能となる。加えて、２つの反共振点Ａ１，Ａ２を設定できるようにすることで、図１１からわかるように、２つの反共振点Ａ１，Ａ２間の比較的広い回転数域で、ドライブ部材１１から第１トルク伝達経路ＴＰ１を介してドリブン部材１５に伝達されるエンジンＥＧからの振動（図１１における一点鎖線参照）を、ドライブ部材１１から回転慣性質量ダンパ２０を介してドリブン部材１５に伝達される振動（図１１における二点鎖線参照）によって良好に減衰させることが可能となる。

　これにより、エンジンＥＧからの振動が大きくなりがちなロックアップ領域の低回転数域におけるダンパ装置１０の振動減衰効果をより向上させることができる。なお、ダンパ装置１０では、２つめの共振（図１１における共振点Ｒ２：上記第２共振）が発生すると、中間部材１２がドリブン部材１５と逆位相で振動するようになり、図１１において一点鎖線で示すように、第１トルク伝達経路ＴＰ１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、回転慣性質量ダンパ２０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一致することになる。

　また、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ＥＧの回転数Ｎｅとを適切に離間させる必要がある。従って、式（１０）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）・ｆａ₁（＝Ｎｅａ₁）を満たすように、ばね定数ｋ₁，ｋ₂と、慣性モーメントＪ₂，Ｊ_iとを選択・設定すると好ましい。これにより、変速機ＴＭの入力軸ＩＳへの振動の伝達を良好に抑制しながらロックアップクラッチ８によるロックアップを実行すると共に、ロックアップの実行直後に、エンジンＥＧからの振動をダンパ装置１０により極めて良好に減衰することが可能となる。

　上述のように、反共振点Ａ１の周波数（最小周波数）ｆａ₁に基づいてダンパ装置１０を設計することにより、当該ダンパ装置１０の振動減衰性能を極めて良好に向上させることが可能となる。そして、本発明者らの研究・解析によれば、ロックアップ回転数Ｎｌｕｐが例えば１０００ｒｐｍ前後の値に定められる場合、例えば９００ｒｐｍ≦（１２０／ｎ）・ｆａ₁≦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。

　一方、上述の反共振点Ａ１，Ａ２付近でのドリブン部材１５の実際の振動振幅をより小さくするためには、中間部材１２、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２を含む第１トルク伝達経路ＴＰ１および回転慣性質量ダンパ２０の双方のヒステリシスをできるだけ低減化する必要がある。すなわち、ダンパ装置１０では、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２のヒステリシスに起因した第１トルク伝達経路ＴＰ１を経由してドリブン部材１５に伝達される振動の位相のずれと、回転慣性質量ダンパ２０のヒステリシスに起因した当該回転慣性質量ダンパ２０を経由してドリブン部材１５に伝達される振動の位相のずれとの双方をできるだけ小さくする必要がある。

　このため、ダンパ装置１０では、回転慣性質量ダンパ２０の遊星歯車２１のサンギヤとして機能するドリブン部材１５に、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および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２よりも径方向外側に位置するように外歯１５ｔが形成される。すなわち、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、回転慣性質量ダンパ２０の遊星歯車２１よりも径方向内側に配置される。これにより、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２に作用する遠心力を低下させ、当該遠心力により第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２がスプリング支持部１２１ｓ，１２２ｓに押し付けられることで発生する摩擦力（摺動抵抗）を小さくすることができる。従って、ダンパ装置１０では、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２のヒステリシスを良好に低減化することが可能となる。

　また、回転慣性質量ダンパ２０のヒステリシスによるエネルギ損失を“Ｊｈ”とし、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対変位が増加していく際に回転慣性質量ダンパ２０を介してドリブン部材１５（サンギヤ）に伝達されるトルクと、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対変位が減少していく際に回転慣性質量ダンパ２０を介してドリブン部材１５に伝達されるトルクとの差（以下、「トルク差」という）を“ΔＴ”とし、ドリブン部材１５に対するドライブ部材１１の捩れ角を“θ”とすれば、回転慣性質量ダンパ２０のヒステリシスによるエネルギ損失Ｊｈは、Ｊｈ＝ΔＴ・θと表される。また、リングギヤ２５とピニオンギヤ２３との間の動摩擦係数を“μ”とし、例えば流体室９内の圧力等に応じてリングギヤ２５に作用する垂直荷重（軸方向の力）を“Ｆｒ”とし、リングギヤ２５のピニオンギヤ２３に対する摺動距離を“ｘ”とすれば、エネルギ損失Ｊｈは、Ｊｈ＝μ・Ｆｒ・ｘと表される。

　従って、ΔＴ・θ＝μ・Ｆｒ・ｘという関係が成立し、この関係式の両辺を時間微分すれば、ΔＴ・ｄθ／ｄｔ＝μ・Ｆｒ・ｄｘ／ｄｔという関係が成立するので、トルク差ΔＴすなわち回転慣性質量ダンパ２０のヒステリシスを、ΔＴ＝μ・Ｆｒ・（ｄｘ／ｄｔ）／（ｄθ／ｄｔ）と表すことができる。トルク差ΔＴを示す関係式の右辺における摺動距離ｘの時間微分値ｄｘ／ｄｔは、リングギヤ２５とピニオンギヤ２３との相対速度Ｖｒｐを示す。従って、回転慣性質量ダンパ２０のヒステリシスは、リングギヤ２５とその支持部材であるピニオンギヤ２３との相対速度Ｖｒｐ、つまり、質量体と、当該質量体の軸方向の移動を規制する支持部材との相対速度が小さいほど小さくなる。

　質量体としてのリングギヤ２５が遊星歯車２１のキャリヤとしてのドライブ部材１１を構成する第１および第２入力プレート部材１１１，１１２により両側から支持される場合、回転慣性質量ダンパ２０のヒステリシスは、リングギヤ２５とドライブ部材１１との相対速度Ｖｒｃに依存することになる。そして、ドライブ部材１１がドリブン部材１５に対して角度θだけ捩れた際のリングギヤ２５とドライブ部材１１との相対速度Ｖｒｃは、図１２に示すように表され、相対速度Ｖｒｃは、当該リングギヤ２５の内周付近においても比較的大きく、リングギヤ２５の内周から外周に向かうにつれて更に大きくなる。従って、質量体としてのリングギヤ２５が第１および第２入力プレート部材１１１，１１２により両側から支持される場合、回転慣性質量ダンパ２０のヒステリシスを良好に低減化し得なくなってしまう。

　これに対して、ピニオンギヤ２３は、キャリヤとしての第１および第２入力プレート部材１１１，１１２の周速度に一致する周速度Ｖｐで公転すると共にピニオンシャフト２４の周りに自転するが、リングギヤ２５の内歯２５ｔとピニオンギヤ２３のギヤ歯２３ｔとの噛み合い位置付近（図１３における破線上の点、図１２も同様）では、リングギヤ２５とピニオンギヤ２３との相対速度Ｖｒｐは概ねゼロになる。これにより、リングギヤ２５とピニオンギヤ２３との相対速度Ｖｒｐは、図１３において白抜矢印で示すように、リングギヤ２５とドライブ部材１１（キャリヤ）との相対速度Ｖｒｃに比べて大幅に小さくなり、リングギヤ２５とドリブン部材１５（サンギヤ）との相対速度（図示省略）よりも小さくなる。従って、質量体としてのリングギヤ２５の軸方向の移動が遊星歯車２１のピニオンギヤ２３により規制されるダンパ装置１０では、図１４において実線で示すように、リングギヤ２５が第１および第２入力プレート部材１１１，１１２により両側から支持されるとした場合（図１４における破線参照）に比べて、回転慣性質量ダンパ２０のヒステリシスすなわちトルク差ΔＴを良好に低減化することが可能となる。

　また、本実施形態において、リングギヤ２５は、内周面が内歯２５ｔの歯先よりも僅かに径方向内側に位置するようにギヤ本体２５０の両側の側面に固定される２枚の側板（被支持部）２５１を含む。そして、リングギヤ２５の軸方向における移動は、少なくともピニオンギヤ２３のギヤ歯２３ｔの側面により規制される。これにより、リングギヤ２５とピニオンギヤ２３との相対速度Ｖｒｐが概ねゼロになる両者（内歯２５ｔおよびギヤ歯２３ｔ）の噛み合い位置付近で、ピニオンギヤ２３によりリングギヤ２５の軸方向の移動を規制することができるので、回転慣性質量ダンパ２０のヒステリシスを極めて良好に低減化することが可能となる。

　上述のように、ダンパ装置１０では、第１トルク伝達経路ＴＰ１におけるヒステリシスと、回転慣性質量ダンパ２０のヒステリシスとの双方を良好に低減化し、上記反共振点Ａ１，Ａ２付近でのドリブン部材１５の実際の振動振幅を良好に小さくすることができる。従って、低回転側の反共振点Ａ１の周波数ｆａ₁を上述のような範囲内で減衰すべき振動（共振）の周波数に一致させたり（より近づけたり）、高回転側の反共振点Ａ２の周波数ｆａ₂を他の減衰すべき振動（共振）の周波数に一致させたりすることで、回転慣性質量ダンパ２０を含むダンパ装置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、回転慣性質量ダンパ２０のヒステリシスを上述のようにして低減化することは、当該回転慣性質量ダンパ２０による振動減衰効果をより向上させる上で極めて有効である。

　また、ダンパ装置１０において、サンギヤとしてのドリブン部材１５、複数のピニオンギヤ２３およびリングギヤ２５は、ダンパ装置１０の径方向からみて第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２（並びに内側スプリングＳＰｉ）と軸方向に少なくとも部分的に重なり合う。これにより、ダンパ装置１０の軸長の増加を抑制すると共に、回転慣性質量ダンパ２０の質量体として機能するリングギヤ２５の重量の増加を抑制しつつ、リングギヤ２５をダンパ装置１０の外周側に配置して当該リングギヤ２５の慣性モーメント（イナーシャ）をより大きくし、慣性トルクをより効率よく得ることができる。

　更に、ダンパ装置１０では、遊星歯車２１の作用により、質量体としてのリングギヤ２５の回転速度をドライブ部材１１（キャリヤ）よりも増速させることができる。従って、回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に付与される慣性トルクを良好に確保しつつ質量体としてのリングギヤ２５の軽量化を図ると共に、回転慣性質量ダンパ２０やダンパ装置１０全体の設計の自由度を向上させることが可能となる。ただし、リングギヤ２５（質量体）の慣性モーメントの大きさによっては、回転慣性質量ダンパ２０（遊星歯車２１）は、リングギヤ２５をドライブ部材１１よりも減速させるように構成されてもよい。また、遊星歯車２１は、ダブルピニオン式の遊星歯車であってもよい。更に、ドリブン部材１５の外歯１５ｔ、ピニオンギヤのギヤ歯２３ｔおよびリングギヤ２５の内歯２５ｔは、弦巻線状の歯筋を有するはすば歯であってもよく、軸心と平行に延びる歯筋を有するものであってもよい。

　なお、上述のように、２つの反共振点Ａ１，Ａ２を設定できるようにすることで、反共振点Ａ１をより低周波側にシフトさせることが可能となるが、ダンパ装置１０が適用される車両や原動機等の諸元によっては、式（５）の重解（＝１／２π・√｛（ｋ₁＋ｋ₂）／（２・Ｊ₂）｝を上記最小周波数ｆａ₁としてもよい。このように、式（５）の重解に基づいて第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２のばね定数ｋ₁，ｋ₂，と中間部材１２の慣性モーメントＪ₂とを定めても、図１１における破線で示すように、エンジンＥＧからの振動が大きくなりがちなロックアップ領域の低回転数域におけるダンパ装置１０の振動減衰効果を向上させることができる。

　また、上記ダンパ装置１０では、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２として、同一の諸元（ばね定数）を有するものが採用されているが、これに限られるものではない。すなわち、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２のばね定数ｋ₁，ｋ₂は、互いに異なっていてもよい（ｋ₁＞ｋ₂、またはｋ₁＜ｋ₂）。これにより、式（６）および（８）における√の項（判別式）の値をより大きくすることができるので、２つの反共振点Ａ１，Ａ２の間隔をより大きくして、低周波域（低回転数域）におけるダンパ装置の振動減衰効果をより向上させることが可能となる。この場合、ダンパ装置１０には、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２のうちの一方（例えば、より低い剛性を有する一方）の撓みを規制するストッパが設けられるとよい。

　更に、上記回転慣性質量ダンパ２０のリングギヤ２５は、内周面が内歯２５ｔの歯先よりも僅かに径方向内側に位置するようにギヤ本体２５０に固定される２枚の側板２５１を含むが、これに限られるものではない。すなわち、リングギヤ２５の各側板２５１（被支持部）は、内周面が内歯２５ｔの歯底よりも径方向内側に位置すると共に、ピニオンギヤ２３を支持するピニオンシャフト２４よりも径方向外側に位置するように、ギヤ本体２５０に固定されればよく、ピニオンギヤ２３（ギヤ本体２３０）の径方向支持部２３０ｓは、上述のものよりも縮径化されてもよい。すなわち、リングギヤ２５の各側板２５１の内周面をピニオンシャフト２４により近接させることで、ピニオンギヤ２３によってリングギヤ２５の軸方向の移動を極めて良好に規制することが可能となる。

　また、ピニオンギヤ２３によりリングギヤ２５の軸方向の移動を規制するためには、リングギヤ２５から側板２５１を省略すると共に、ピニオンギヤ２３に、ギヤ歯２３ｔの両側で径方向外側に突出する例えば環状に形成された一対の支持部を設けてもよい。この場合、ピニオンギヤ２３の支持部は、少なくともリングギヤ２５の内歯２５ｔの側面と対向するように形成されるとよく、ギヤ本体２５０の側面の一部と対向するように形成されてもよい。

　更に、図１５に示す発進装置１Ｘのダンパ装置１０Ｘのように、ドリブン部材１５Ｘをタービンランナ５に一体回転するように連結する代わりに、中間部材１２Ｘをタービンランナ５に一体回転するように連結してもよい。これにより、中間部材１２Ｘの実質的な慣性モーメントＪ₂（中間部材１２Ｘやタービンランナ５等の慣性モーメントの合計値）をより大きくすることができる。この場合、式（８）からわかるように、反共振点Ａ１の周波数ｆａ₁をより一層小さくして当該反共振点Ａ１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、ダンパ装置１０，１０Ｘにおいて、ドライブ部材１１に遊星歯車２１のサンギヤを連結（一体化）すると共に、ドリブン部材１５を遊星歯車２１のキャリヤとして構成してもよい。更に、ダンパ装置１０，１０Ｘにおいて、中間部材１２，１２Ｘに遊星歯車２１のサンギヤを連結（一体化）すると共に、ドライブ部材１１またはドリブン部材１５を遊星歯車２１のキャリヤとして構成してもよい。また、ダンパ装置１０，１０Ｘにおいて、中間部材１２，１２Ｘを遊星歯車２１のキャリヤとして構成すると共に、ドライブ部材１１またはドリブン部材１５に遊星歯車２１のサンギヤを連結（一体化）してもよい。

　図１６は、本開示における他の変形態様のダンパ装置１０Ｙを含む発進装置１Ｙを示す概略構成図である。なお、発進装置１Ｙやダンパ装置１０Ｙの構成要素のうち、上述の発進装置１やダンパ装置１０等と同一の要素については同一の符号を付し、重複する説明を省略する。

　図１６に示すダンパ装置１０Ｙは、回転要素として、ドライブ部材（入力要素）１１Ｙと、中間部材（中間要素）１２Ｙと、ドリブン部材（出力要素）１５Ｙとを含む。更に、ダンパ装置１０Ｙは、トルク伝達要素（トルク伝達弾性体）として、ドライブ部材１１Ｙと中間部材１２Ｙとの間でトルクを伝達する複数の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１と、それぞれ対応する第１スプリングＳＰ１と直列に作用して中間部材１２Ｙとドリブン部材１５Ｙとの間でトルクを伝達する複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２とを含む。複数の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１、中間部材１２Ｙ、複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２は、ドライブ部材１１Ｙとドリブン部材１５Ｙとの間でトルク伝達経路ＴＰを構成する。更に、中間部材１２Ｙは、図示するように、タービンランナ５に一体回転するように連結される。ただし、タービンランナ５は、図１６において二点鎖線で示すように、ドライブ部材１１およびドリブン部材１５の何れか一方に連結されてもよい。

　また、回転慣性質量ダンパ２０Ｙは、上記回転慣性質量ダンパ２０と同様にシングルピニオン式の遊星歯車２１により構成され、ドライブ部材１１Ｙとドリブン部材１５Ｙとの間にトルク伝達経路ＴＰと並列に設けられる。回転慣性質量ダンパ２０Ｙにおいて、ドライブ部材１１Ｙ（第１および第２入力プレート部材１１１，１１２）は、複数のピニオンギヤ２３を回転自在に支持して遊星歯車２１のキャリヤとして機能する。また、ドリブン部材１５Ｙには、外歯１５ｔを有し、遊星歯車２１のサンギヤとして機能する。そして、回転慣性質量ダンパ２０Ｙにおいても、ピニオンギヤ２３によって質量体としてのリングギヤ２５の軸方向の移動が規制される。

　更に、ダンパ装置１０Ｙは、ドライブ部材１１Ｙと中間部材１２Ｙとの相対回転、すなわち第１スプリングＳＰ１の撓みを規制する第１ストッパＳＴ１と、中間部材１２Ｙとドリブン部材１５Ｙとの相対回転、すなわち第２スプリングＳＰ２の撓みを規制する第２ストッパＳＴ２とを含む。第１および第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２の一方は、ドライブ部材１１Ｙへの入力トルクがダンパ装置１０Ｙの最大捩れ角θｍａｘに対応したトルクＴ２よりも小さい予め定められたトルクＴ１に達してドライブ部材１１Ｙのドリブン部材１５Ｙに対する捩れ角が所定角度θｒｅｆ以上になると、ドライブ部材１１Ｙと中間部材１２Ｙとの相対回転、または中間部材１２Ｙとドリブン部材１５Ｙとの相対回転を規制する。また、第１および第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２の他方は、ドライブ部材１１Ｙへの入力トルクがトルクＴ２に達すると、中間部材１２Ｙとドリブン部材１５Ｙとの相対回転、またはドライブ部材１１Ｙと中間部材１２Ｙとの相対回転を規制する。

　これにより、第１および第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２の一方が作動するまで、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の撓みが許容され、第１および第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２の一方が作動すると、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の一方の撓みが規制される。そして、第１および第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２の双方が作動すると、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の双方の撓みが規制される。従って、ダンパ装置１０Ｙも、２段階（２ステージ）の減衰特性を有することになる。なお、第１または第２ストッパＳＴ１，ＳＴ２は、ドライブ部材１１Ｙとドリブン部材１５Ｙとの相対回転を規制するように構成されてもよい。

　このような構成を有するダンパ装置１０Ｙにおいても、上述のダンパ装置１０と同様の作用効果を得ることが可能となる。また、ダンパ装置１０Ｙでは、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の何れか一方が他方の径方向外側で周方向に間隔をおいて並ぶように配設されてもよい。すなわち、例えば複数の第１スプリングＳＰ１が流体室９内の外周側領域に周方向に間隔をおいて並ぶように配設されてもよく、例えば複数の第２スプリングＳＰ２が複数の第１スプリングＳＰ１の径方向内側で周方向に間隔をおいて並ぶように配設されてもよい。この場合、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、径方向からみて少なくとも部分的に重なるように配置されてもよい。

　更に、ダンパ装置１０Ｙにおいて、ドライブ部材１１Ｙに遊星歯車２１のサンギヤを連結（一体化）すると共に、ドリブン部材１５Ｙを遊星歯車２１のキャリヤとして構成してもよい。更に、ダンパ装置１０Ｙにおいて、中間部材１２Ｙに遊星歯車２１のサンギヤを連結（一体化）すると共に、ドライブ部材１１Ｙまたはドリブン部材１５Ｙを遊星歯車２１のキャリヤとして構成してもよい。また、ダンパ装置１０Ｙにおいて、中間部材１２Ｙを遊星歯車２１のキャリヤとして構成すると共に、ドライブ部材１１Ｙまたはドリブン部材１５Ｙに遊星歯車２１のサンギヤを連結（一体化）してもよい。

　図１７は、本開示における更に他の変形態様のダンパ装置１０Ｚを含む発進装置１Ｚを示す概略構成図である。なお、発進装置１Ｚやダンパ装置１０Ｚの構成要素のうち、上述の発進装置１やダンパ装置１０等と同一の要素については同一の符号を付し、重複する説明を省略する。

　図１７に示すダンパ装置１０Ｚは、回転要素として、ドライブ部材（入力要素）１１Ｚと、第１中間部材（第１中間要素）１３と、第２中間部材（第２中間要素）１４と、ドリブン部材（出力要素）１５Ｚとを含む。更に、ダンパ装置１０Ｚは、トルク伝達要素（トルク伝達弾性体）として、ドライブ部材１１と第１中間部材１３との間でトルクを伝達する複数の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１′と、第１中間部材１３と第２中間部材１４との間でトルクを伝達する複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２′と、第２中間部材１４とドリブン部材１５Ｚとの間でトルクを伝達する複数の第３スプリング（第３弾性体）ＳＰ３とを含む。複数の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１′、第１中間部材１３、複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２′、第２中間部材１４、複数の第３スプリング（第３弾性体）ＳＰ３は、ドライブ部材１１Ｚとドリブン部材１５Ｚとの間でトルク伝達経路ＴＰを構成する。また、回転慣性質量ダンパ２０Ｚは、上記回転慣性質量ダンパ２０，２０Ｙと同様にシングルピニオン式の遊星歯車２１により構成され、ドライブ部材１１Ｚとドリブン部材１５Ｚとの間にトルク伝達経路ＴＰと並列に設けられる。更に、第１中間部材１３は、タービンランナ５に一体回転するように連結される。ただし、タービンランナ５は、図１７において二点鎖線で示すように、ドライブ部材１１およびドリブン部材１５Ｚの何れか一方に連結されてもよい。

　このような第１および第２中間部材１３，１４を有するダンパ装置１０Ｚでは、第１～第３スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′およびＳＰ３のすべての撓みが許容されている際に、トルク伝達経路ＴＰにおいて３つの共振が発生する。すなわち、トルク伝達経路ＴＰでは、第１～第３スプリングＳＰ１′～ＳＰ３の撓みが許容されている際に、ドライブ部材１１Ｚとドリブン部材１５Ｚとが互いに逆位相で振動することによるダンパ装置１０Ｚ全体の共振が発生する。また、トルク伝達経路ＴＰでは、第１～第３スプリングＳＰ１′～ＳＰ３の撓みが許容されている際に、第１および第２中間部材１３，１４がドライブ部材１１Ｚおよびドリブン部材１５Ｚの双方と逆位相で振動することによる共振が発生する。更に、トルク伝達経路ＴＰでは、第１～第３スプリングＳＰ１′～ＳＰ３の撓みが許容されている際に、第１中間部材１３がドライブ部材１１Ｚとは逆位相で振動し、第２中間部材１４が第１中間部材１３とは逆位相で振動し、かつドリブン部材１５Ｚが第２中間部材１４とは逆位相で振動することによる共振が発生する。従って、ダンパ装置１０Ｚでは、ドライブ部材１１Ｚからトルク伝達経路ＴＰを介してドリブン部材１５Ｚに伝達される振動と、ドライブ部材１１Ｚから回転慣性質量ダンパ２０Ｚを介してドリブン部材１５Ｚに伝達される振動とが理論上互いに打ち消し合うことになる反共振点を合計３つ設定することが可能となる。

　そして、ドリブン部材１５Ｚの振動振幅を理論上ゼロにし得る（より低下させ得る）３つの反共振点のうち、最も低回転側の第１の反共振点を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、トルク伝達経路ＴＰで発生する共振のうち周波数が最小の何れかをロックアップクラッチ８の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）にシフトさせることができる。この結果、より低い回転数でのロックアップを許容すると共に、エンジンＥＧからの振動が大きくなりがちな低回転数域におけるダンパ装置１０Ｚの振動減衰性能を極めて良好に向上させることが可能となる。また、ダンパ装置１０Ｚでは、第１の反共振点よりも高回転側（高周波側）の第２の反共振点を例えば変速機ＴＭの入力軸ＩＳの共振点（の周波数）に一致させたり（より近づけたり）、第２の反共振点よりも高回転側（高周波側）の第３の反共振点を例えばダンパ装置１０Ｚ内の共振点（の周波数）に一致させたり（より近づけたり）することで、これらの共振の発生をも良好に抑制することができる。

　なお、ダンパ装置１０Ｚは、３つ以上の中間部材をトルク伝達経路ＴＰに含むように構成されてもよい。また、タービンランナ５は、第２中間部材１４に連結されてもよく、図１７において二点鎖線で示すように、ドライブ部材１１Ｚおよびドリブン部材１５Ｚの何れか一方に連結されてもよい。更に、ダンパ装置１０Ｚにおいて、ドライブ部材１１Ｚに遊星歯車２１のサンギヤを連結（一体化）すると共に、ドリブン部材１５Ｚを遊星歯車２１のキャリヤとして構成してもよい。また、ダンパ装置１０Ｚにおいて、例えば第１中間部材１３に遊星歯車２１のサンギヤを連結（一体化）してもよく、例えば第１中間部材１３を遊星歯車２１のキャリヤとして構成してもよい。

　以上説明したように、本開示のダンパ装置（１０）は、入力要素（１１）と、出力要素（１５）と、中間要素（１２）と、前記入力要素（１１）と前記中間要素（１２）との間に配置される第１弾性体（ＳＰ１）と、前記中間要素（１２）と前記出力要素（１５）との間に配置される第２弾性体（ＳＰ２）と、前記入力要素（１１）および前記出力要素（１５）のうちの一方の要素と一体に回転するサンギヤと、複数のピニオンギヤ（２３）を回転自在に支持すると共に前記入力要素（１１）および前記出力要素（１５）のうちの他方の要素と一体に回転するキャリヤと、前記複数のピニオンギヤ（２３）に噛合すると共に質量体として機能するリングギヤとを含む遊星歯車を有する回転慣性質量ダンパ（２０）と、を備えるダンパ装置（１０）において、前記中間要素（１２）は、前記入力要素（１１）または前記出力要素（１５）のうちの少なくとも一方を挟持する２枚の中間プレート部材（１２１，１２２）を有し、前記２枚の中間プレート部材（１２１，１２２）は、前記サンギヤより外周側で且つ前記リングギヤより内周側の位置で複数のリベットにより連結されていることを特徴とする。

　このダンパ装置（１０）では、入力要素（１１）と出力要素（１５）とのうちの一方の要素はサンギヤと一体に回転し、入力要素（１１）と出力要素（１５）とのうちの他の要素は複数のピニオンギヤ（２３）を回転自在に支持するキャリアと一体に回転する。そして、複数のピニオンギヤ（２３）に噛合するリングギヤが質量体として機能する。中間要素（１２）が有する２枚の中間プレート部材（１２１，１２２）で入力要素（１１）または出力要素（１５）のうちの少なくとも一方を挟持し、２枚の中間プレート部材（１２１，１２２）をサンギヤより外周側で且つリングギヤより内周側の位置で複数のリベットにより連結する。このように、サンギヤより外周側で且つリングギヤより内周側の位置で複数のリベットにより連結するから、第１弾性体（ＳＰ１）や第２弾性体（ＳＰ２）を配置するスペースをより広くすることができる。この結果、ダンパ装置（１０）の振動減衰性能を向上させることができる。

　本開示のダンパ装置（１０）において、前記２枚の中間プレート部材（１２１，１２２）は、前記ダンパ装置（１０）の軸心からみて前記複数のピニオンギヤ（２３）と同径の位置で複数のリベットにより連結されているものとしてもよい。また、前記２枚の中間プレート部材（１２１，１２２）は、各ピニオンギヤ（２３）間の周方向中央の位置で前記複数のリベットにより連結されているものとしてもよい。

　本開示のダンパ装置（１０）において、前記ダンパ装置（１０）に正回転側のトルクが入力されたときにねじれにより前記各ピニオンギヤ（２３）に対して前記中間要素（１２）が変位する方向のピニオンギヤ（２３）との間隔が反対方向のピニオンギヤ（２３）との間隔より大きくなる位置で前記複数のリベットにより連結されているものとしてもよい。こうすれば、ダンパ装置（１０）に正回転側のトルクが入力されたときに、より大きくねじれるようにすることができる。

　本開示のダンパ装置（１０）において、前記複数のピニオンギヤ（２３）は、前記第１弾性体（ＳＰ１）および前記第２弾性体（ＳＰ２）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ているものとしてもよい。こうすれば、回転慣性質量ダンパ（２０）を有効に機能させることができる。

　本開示のダンパ装置（１０）において、前記第１弾性体（ＳＰ１）と前記第２弾性体（ＳＰ２）は、前記ダンパ装置（１０）の軸心からみて同径となる位置に配置されており、前記２枚の中間プレート部材（１２１，１２２）は、前記複数のリベットの他に、前記第１弾性体（ＳＰ１）との当接部と前記第２弾性体（ＳＰ２）との当接部との中間位置でリベットにより連結されているものとしてもよい。こうすれば、中間要素（１２）の剛性をより高くすることができる。

　本開示のダンパ装置（１０）において、前記出力要素（１５，１５Ｘ，１５Ｙ）の振動振幅がゼロになる反共振点の振動数のうちの最小振動数（ｆａ₁）に基づいて、少なくとも、前記第１および第２弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２）のばね定数（ｋ₁，ｋ₂）と、前記中間要素（１２，１２Ｘ，１２Ｙ）および前記リングギヤ（２５）の慣性モーメント（Ｊ₂，Ｊ_i）とが定められてもよい。

　また、前記入力要素（１１，１１Ｙ）には、内燃機関（ＥＧ）からの動力が伝達されてもよく、前記反共振点の最小周波数（ｆａ₁）と前記内燃機関（ＥＧ）の気筒数（ｎ）とに基づいて、少なくとも、前記第１および第２弾性体（ＳＰ１，ＳＰ２）のばね定数（ｋ₁，ｋ₂）と、前記中間要素（１２，１２Ｘ，１２Ｙ）および前記リングギヤ（２５）の慣性モーメント（Ｊ₂，Ｊ_i）とが定められてもよい。

　更に、前記ダンパ装置（１０，１０Ｘ，１０Ｙ）は、前記反共振点（Ａ１）の前記最小周波数を“ｆａ₁”とし、前記内燃機関（ＥＧ）の気筒数を“ｎ”としたときに、５００ｒｐｍ≦（１２０／ｎ）・ｆａ₁≦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効果をより向上させることが可能となる。そして、トルク伝達経路で発生する共振のうち、周波数が最小となる共振の周波数が反共振点の周波数ｆａ₁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、反共振点の周波数ｆａ₁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。

　また、前記ダンパ装置（１０，１０Ｘ，１０Ｙ）は、前記内燃機関（ＥＧ）と前記入力要素（１１，１１Ｙ）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、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（１０，１０Ｘ，１０Ｙ）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（Ａ１）の前記最小周波数ｆａ₁は、上記式（８）により表されてもよい。なお、式（８）において“γ＝１／λ（１＋λ）”とすれば、“γ”は、入力要素、中間要素および出力要素に対する遊星歯車の回転要素の接続態様と、当該遊星歯車のギヤ比とから定まる定数となる。

　そして、本開示の発明は上記実施形態に何ら限定されるものではなく、本開示の外延の範囲内において様々な変更をなし得ることはいうまでもない。更に、上記発明を実施するための形態は、あくまで発明の概要の欄に記載された発明の具体的な一形態に過ぎず、発明の概要の欄に記載された発明の要素を限定するものではない。

　本開示の発明は、ダンパ装置の製造分野等において利用可能である。

Claims

　エンジンからのトルクが伝達される入力要素と、
　出力要素と、
　中間要素と、
　前記入力要素と前記中間要素との間に配置される第１弾性体と、
　前記中間要素と前記出力要素との間に配置される第２弾性体と、
　前記入力要素および前記出力要素のうちの一方と一体に回転するサンギヤと、複数のピニオンギヤを回転自在に支持すると共に前記入力要素および前記出力要素のうちの他方と一体に回転するキャリヤと、前記複数のピニオンギヤに噛合すると共に質量体として機能するリングギヤとを含む遊星歯車を有する回転慣性質量ダンパと、
　を備えるダンパ装置において、
　前記中間要素は、前記入力要素または前記出力要素のうちの少なくとも一方を挟持する２枚の中間プレート部材を有し、
　前記２枚の中間プレート部材は、前記サンギヤより外周側で且つ前記リングギヤより内周側の位置で複数のリベットにより連結されている、
　ことを特徴とするダンパ装置。
　請求項１記載のダンパ装置において、
　前記２枚の中間プレート部材は、前記ダンパ装置の軸心からみて前記複数のピニオンギヤと同径の位置で複数のリベットにより連結されている、
　ダンパ装置。
　請求項１または２記載のダンパ装置において、
　前記２枚の中間プレート部材は、各ピニオンギヤ間の周方向中央の位置で前記複数のリベットにより連結されている、
　ダンパ装置。
　請求項１または２記載のダンパ装置において、
　前記２枚の中間プレート部材は、各ピニオンギヤの間において、前記ダンパ装置に正回転側のトルクが入力されたときにねじれにより前記各ピニオンギヤに対して前記中間要素が変位する方向のピニオンギヤとの間隔が反対方向のピニオンギヤとの間隔より大きくなる位置で前記複数のリベットにより連結されている、
　ダンパ装置。
　請求項１ないし４のうちのいずれか１つの請求項に記載のダンパ装置において、
　前記複数のピニオンギヤは、前記第１弾性体および前記第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ている、
　ダンパ装置。
　請求項１ないし５のうちのいずれか１つの請求項に記載のダンパ装置において、
　前記第１弾性体と前記第２弾性体は、前記ダンパ装置の軸心からみて同径となる位置に配置されており、
　前記２枚の中間プレート部材は、前記複数のリベットの他に、前記第１弾性体との当接部と前記第２弾性体との当接部との中間位置でリベットにより連結されている、
　ダンパ装置。
　請求項１ないし６のうちのいずれか１つの請求項に記載のダンパ装置において、
　前記出力要素の振動振幅がゼロになる反共振点の振動数のうちの最小振動数に基づいて、少なくとも、前記第１および第２弾性体のばね定数と、前記中間要素および前記リングギヤの慣性モーメントとが定められるダンパ装置。
　請求項７記載のダンパ装置において、
　前記入力要素には、内燃機関からの動力が伝達され、
　前記反共振点の最小周波数と前記内燃機関の気筒数とに基づいて、少なくとも、前記第１および第２弾性体のばね定数と、前記中間要素および前記リングギヤの慣性モーメントとが定められるダンパ装置。
　請求項８記載のダンパ装置において、
　前記反共振点の前記最小周波数を“ｆａ₁”とし、前記内燃機関の気筒数を“ｎ”としたときに、
　５００ｒｐｍ≦（１２０／ｎ）・ｆａ₁≦１５００ｒｐｍ
を満たすように構成されるダンパ装置。
　請求項８または９記載のダンパ装置において、
　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）・ｆａ₁
を満たすように構成されるダンパ装置。
　請求項９または１０記載のダンパ装置において、
　９００ｒｐｍ≦（１２０／ｎ）・ｆａ₁≦１２００ｒｐｍ
を満たすように構成されるダンパ装置。
　請求項７ないし１１のうちのいずれか１つの請求項に記載のダンパ装置において、
　前記反共振点の前記最小周波数ｆａ₁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、“Ｊ₂”は、前記中間要素の慣性モーメントであり、“Ｊ_i”は、前記リングギヤの慣性モーメントであり、“γ”は、前記入力要素および前記出力要素に対する前記遊星歯車の回転要素の接続態様と該遊星歯車のギヤ比とに応じて定まる定数である。