WO2017014184A1

WO2017014184A1 - 振動減衰装置

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Publication number: WO2017014184A1
Application number: PCT/JP2016/070994
Authority: WO
Inventors: 由浩滝川; 大樹長井; 雅樹輪嶋; 貴生坂本; 孝宏劉; 貴志中江; 健一郎松▲崎▼
Original assignee: アイシン・エィ・ダブリュ株式会社; 国立大学法人大分大学; 国立大学法人鹿児島大学
Priority date: 2015-07-17
Filing date: 2016-07-15
Publication date: 2017-01-26

Abstract

　振動減衰装置２０は、第１連結軸Ａ１を介してドリブン部材１５に連結されると共に当該ドリブン部材１５の回転に伴って第１連結軸Ａ１の周りに揺動可能なクランク部材２２と、クランク部材２２および連接ロッド２３を介してドリブン部材１５に連結されると共に当該ドリブン部材１５の回転に伴ってクランク部材２２に連動して回転中心ＲＣの周りに揺動する慣性質量体２４とを含み、クランク部材２２には、ドリブン部材１５の回転に伴って当該クランク部材２２に作用する遠心力の第１連結軸Ａ１の中心から重心Ｇに向かう方向と直交する方向の分力が慣性質量体２４を揺動範囲の中央に戻すための復元力として常時作用し、当該分力は、慣性質量体２４が揺動範囲の中央に位置するときに最大となる。

Description

振動減衰装置

　本開示の発明は、回転要素の振動を減衰する振動減衰装置に関する。

　従来、クランクシャフトに連結されるクランク部材としての第１リンクおよび当該第１リンクに連結された連接ロッドとしての第２リンクを含むリンク機構と、第２リンクに連結されると共にリンク機構を介してクランクシャフトに対して所定角度だけ相対回動可能に連結された環状の慣性体とを備えたダンパが知られている（例えば、特許文献１参照）。このダンパにおいて、クランクシャフトと第１リンクとの連結点は、慣性体と第２リンクとの連結点に対して円周方向に離間しており、第１リンクには、質量体が形成されている。リンク機構の第１リンクおよび第２リンクは、クランクシャフトが回転した際に、それぞれに作用する遠心力と釣り合う状態を保とうとする。このため、慣性体には、リンク機構を平衡状態（釣り合い状態）に保とうとする力（回転方向の力）が作用し、この力によって、慣性体は、回転軸にばね部材を介して連結されたのと略同様の運動を行うことになる。これにより、リンク機構がばね部材として機能すると共に慣性体が質量体として機能することで、クランクシャフトに生じる捩り振動が低減化される。

特開２００１－２６３４２４号公報

　上記従来のダンパにより狙いの振動を良好に減衰するためには、ダンパの等価剛性を“Ｋ”とし、等価質量を“Ｍ”としたときに、ｑ＝√（Ｋ／Ｍ）と表されるダンパの振動次数ｑを当該狙いの振動の次数にできるだけ近づける必要がある。また、上記ダンパにおいて、等価剛性Ｋは、第１および第２リンクを平衡状態での位置に戻そうとする復元力、すなわち主に第１リンクに作用する遠心力の分力に依存する。しかしながら、特許文献１に記載されたダンパでは、揺動範囲の中央で当該遠心力の分力がゼロになることから（図１１における破線参照）、揺動範囲の全体で上記復元力を充分に確保することが困難となる。そして、上記ダンパにおいて復元力を大きくするために第１リンク（クランク部材）や慣性体の重量を大きくしようとすると、ダンパ全体の重量の増加や大型化を招いてしまうおそれがある。また、上記ダンパにおいて、重量やサイズの制約から第１リンクの重量を増加させることができない場合には、狙いの振動を減衰し得なくなってしまう。

　そこで、本開示の発明は、装置全体の重量の増加や大型化を抑制しつつ、振動減衰性能をより向上させることができる振動減衰装置の提供を主目的とする。

　本開示の振動減衰装置は、エンジンからのトルクが伝達される回転要素の回転中心の周りに該回転要素と一体に回転する支持部材と、連結軸を介して前記支持部材に連結されると共に該支持部材の回転に伴って前記連結軸の周りに揺動可能な復元力発生部材と、前記復元力発生部材を介して前記支持部材に連結されると共に該支持部材の回転に伴って該復元力発生部材に連動して前記回転中心の周りに揺動する慣性質量体とを含み、前記回転要素の振動を減衰する振動減衰装置において、前記支持部材が回転する際に、前記復元力発生部材には、該支持部材の回転に伴って該復元力発生部材に作用する遠心力の前記連結軸の中心から前記復元力発生部材の重心に向かう方向と直交する方向の分力が前記慣性質量体を揺動範囲の中央に戻すための復元力として常時作用し、前記分力は、前記慣性質量体が前記揺動範囲の前記中央に位置するときに最大となるものである。

　この振動減衰装置では、支持部材の回転に伴って復元力発生部材に作用する遠心力の連結軸の中心から当該復元力発生部材の重心に向かう方向と直交する方向の分力が、慣性質量体を揺動範囲の中央に戻すための復元力（モーメント）として作用する。そして、当該分力は、慣性質量体が揺動範囲の中央に位置するときに最大となる。これにより、慣性質量体が揺動範囲の中央に位置するときに復元力発生部材に作用する遠心力の連結軸の中心から当該復元力発生部材の重心に向かう方向と直交する方向の分力がゼロになる場合に比べて、復元力発生部材の揺動範囲の全体で、当該復元力発生部材に作用する遠心力が同一であるときの復元力をより大きくすることができる。従って、この振動減衰装置では、復元力発生部材の重量の増加を抑制しつつ、振動減衰装置の等価剛性をより大きくすることが可能となり、等価剛性および等価質量すなわち振動次数の設定の自由度を向上させることができる。この結果、復元力発生部材ひいては装置全体の重量の増加や大型化を抑制しつつ、振動減衰性能をより向上させることが可能となる。

本開示の振動減衰装置を含む発進装置を示す概略構成図である。本開示の振動減衰装置の正面図である。本開示の振動減衰装置の要部拡大断面図である。本開示の振動減衰装置の要部拡大断面図である。本開示の振動減衰装置の動作を説明するための正面図である。本開示の振動減衰装置の動作を説明するための模式図である。本開示の振動減衰装置の動作を説明するための模式図である。本開示の振動減衰装置の動作を説明するための模式図である。本開示の振動減衰装置の動作を説明するための模式図である。本開示の振動減衰装置の動作を説明するための正面図である。比較例の振動減衰装置の動作を説明するための模式図である。比較例の振動減衰装置の動作を説明するための模式図である。比較例の振動減衰装置の動作を説明するための模式図である。比較例の振動減衰装置の動作を説明するための模式図である。本開示の振動減衰装置に含まれる復元力発生部材の振れ角と復元力発生部材に作用する遠心力に対する復元力の比との関係を示す図表である。本開示の振動減衰装置の動作を説明するための模式図である。比較例の振動減衰装置の動作を説明するための模式図である。質量体の回転中心周りの振れ角と、本開示の振動減衰装置により減衰される振動の次数との関係についての解析結果を示す図表である。本開示における変形態様の振動減衰装置を説明するための模式図である。本開示の振動減衰装置を含むダンパ装置の変形態様を示す概略構成図である。本開示の振動減衰装置を含むダンパ装置の他の変形態様を示す概略構成図である。

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

　図１は、本開示の振動減衰装置２０を含む発進装置１の概略構成図である。同図に示す発進装置１は、例えば駆動装置（原動機）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、振動減衰装置（４節リンク式吸振装置）２０に加えて、エンジンＥＧのクランクシャフトに連結される入力部材としてのフロントカバー３や、フロントカバー３に固定されて当該フロントカバー３と一体に回転するポンプインペラ（入力側流体伝動要素）４、ポンプインペラ４と同軸に回転可能なタービンランナ（出力側流体伝動要素）５、自動変速機（ＡＴ）、無段変速機（ＣＶＴ）、デュアルクラッチトランスミッション（ＤＣＴ）、ハイブリッドトランスミッションあるいは減速機である変速機（動力伝達装置）ＴＭの入力軸ＩＳに固定される出力部材としてのダンパハブ７、例えば単板油圧式クラッチであるロックアップクラッチ８、ダンパ装置１０等を含む。

　なお、以下の説明において、「軸方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、発進装置１やダンパ装置１０（振動減衰装置２０）の中心軸（軸心）の延在方向を示す。また、「径方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、発進装置１やダンパ装置１０、当該ダンパ装置１０等の回転要素の径方向、すなわち発進装置１やダンパ装置１０の中心軸から当該中心軸と直交する方向（半径方向）に延びる直線の延在方向を示す。更に、「周方向」は、特に明記するものを除いて、基本的に、発進装置１やダンパ装置１０、当該ダンパ装置１０等の回転要素の周方向、すなわち当該回転要素の回転方向に沿った方向を示す。

　ポンプインペラ４は、フロントカバー３に密に固定される図示しないポンプシェルと、ポンプシェルの内面に配設された複数のポンプブレード（図示省略）とを有する。タービンランナ５は、図示しないタービンシェルと、タービンシェルの内面に配設された複数のタービンブレード（図示省略）とを有する。タービンシェルの内周部は、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、図示しない複数のステータブレードを有し、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ＥＧ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図示しないロックアップピストン８０を有する。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、摩擦材が貼着され、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（図示省略）が画成される。

　ロックアップクラッチ８のロックアップ室内には、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ＥＧ）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に示すように、回転要素として、ロックアップクラッチ８のロックアップピストン８０に一体に回転するように連結される環状のドライブ部材（入力要素）１１と、変速機ＴＭの入力軸ＩＳに連結される環状のドリブン部材（出力要素）１５とを含む。また、ダンパ装置１０は、トルク伝達要素として、同一円周上に周方向に間隔をおいて配置される複数（本実施形態では、例えば４個）のスプリング（弾性体）ＳＰを含む。スプリングＳＰとしては、荷重が加えられてないときに円弧状に延びる軸心を有するように巻かれた金属材からなるアークコイルスプリングや、荷重が加えられてないときに真っ直ぐに延びる軸心を有するように螺旋状に巻かれた金属材からなるストレートコイルスプリングが採用される。また、スプリングＳＰとしては、いわゆる二重バネが採用されてもよい。

　ダンパ装置１０の入力要素であるドライブ部材１１は、ロックアップピストン８０（フロントカバー３）に近接するように配置される環状の第１入力プレート部材と、第１入力プレート部材よりもロックアップピストン８０から離間するようにポンプインペラ４およびタービンランナ５側に配置されると共に複数のリベットを介して第１入力プレート部材に連結される環状の第２入力プレート部材とを含む（何れも図示省略）。

　第１入力プレート部材は、ダンパハブ７により回転自在に支持されると共に、ロックアップピストン８０に一体に回転するように連結される。また、第１入力プレート部材は、それぞれ対応するスプリングＳＰの外周部をフロントカバー３（エンジンＥＧ）側から支持（ガイド）する複数（本実施形態では、例えば４個）の外側スプリング支持部と、それぞれ対応するスプリングＳＰの内周部をフロントカバー３側から支持（ガイド）する複数（本実施形態では、例えば４個）の内側スプリング支持部と、複数（本実施形態では、例えば４個）のスプリング当接部とを有する（何れも図示省略）。第２入力プレート部材は、それぞれ対応するスプリングＳＰの外周部をタービンランナ５（変速機ＴＭ）側から支持（ガイド）する複数（本実施形態では、例えば４個）の外側スプリング支持部と、それぞれ対応するスプリングＳＰの内周部をタービンランナ５側から支持（ガイド）する複数（本実施形態では、例えば４個）の内側スプリング支持部と、複数（本実施形態では、例えば４個）のスプリング当接部とを有する（何れも図示省略）。

　第１および第２入力プレート部材が互いに連結された際、第１入力プレート部材の各外側スプリング支持部は、第２入力プレート部材の対応する外側スプリング支持部と対向し、第１入力プレート部材の各内側スプリング支持部は、第２入力プレート部材の対応する内側スプリング支持部と対向する。そして、各スプリングＳＰは、ドライブ部材１１を構成する第１および第２入力プレート部材により支持され、例えばタービンシェルの内周部の近傍で周方向に間隔をおいて（等間隔に）並ぶ。また、ダンパ装置１０の取付状態において、第１および第２入力プレート部材の各スプリング当接部は、互いに隣り合うスプリングＳＰの間で両者の端部と当接する。

　ドリブン部材１５は、ドライブ部材１１の第１入力プレート部材と第２入力プレート部材との間に配置されると共に、複数のリベットを介して、あるいは溶接によりタービンランナ５のタービンシェルと共にダンパハブ７に固定される。これにより、ドリブン部材１５は、ダンパハブ７を介して変速機ＴＭの入力軸ＩＳに連結される。また、ドリブン部材１５は、それぞれ対応するスプリングＳＰの端部と当接可能な複数（本実施形態では、例えば４個）のスプリング当接部（図示省略）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の各スプリング当接部は、互いに隣り合うスプリングＳＰの間で両者の端部と当接する。これにより、ドリブン部材１５は、並列に作用する複数のスプリングＳＰを介してドライブ部材１１に連結される。

　振動減衰装置２０は、ダンパ装置１０のドリブン部材１５に連結され、作動油で満たされる流体伝動室９の内部に配置される。図２から図４に示すように、振動減衰装置２０は、支持部材（第１リンク）としてのドリブン部材１５と、復元力発生部材（第２リンク）としての複数（本実施形態では、例えば４個）のクランク部材２２と、連接部材（第３リンク）としての複数（本実施形態では、例えば合計８個）の連接ロッド２３と、１体の環状の慣性質量体（第４リンク）２４とを含む。

　ドリブン部材１５には、その外周から周方向に間隔をおいて（等間隔に）径方向外側に突出するように複数（本実施形態では、例えば４個）の突出支持部１５１が形成されている。各クランク部材２２の一方の端部は、対応するドリブン部材１５の突出支持部１５１に回転自在に連結される。本実施形態において、各クランク部材２２は、図３に示すように、２枚のプレート部材２２０を有する。各プレート部材２２０は、円弧状の平面形状を有するように金属板により形成されており、プレート部材２２０の外周縁の曲率半径は、慣性質量体２４の外周縁の曲率半径と同一に定められている。

　２枚のプレート部材２２０は、対応する突出支持部１５１および慣性質量体２４を介してダンパ装置１０の軸方向に対向し合うと共に第１連結軸Ａ１を介して互いに連結される。本実施形態において、第１連結軸Ａ１は、ドリブン部材１５の突出支持部１５１に形成された連結孔（円穴）に挿通され、第１連結軸Ａ１の両端部は、対応するプレート部材２２０の一方の端部により支持される。これにより、各クランク部材２２（２枚のプレート部材２２０）は、ドリブン部材１５に対して第１連結軸Ａ１の周りに回転自在すなわち揺動自在に連結（ピン結合）される。なお、プレート部材２２０と第１連結軸Ａ１との間および突出支持部１５１と第１連結軸Ａ１との間の少なくとも何れか一方に、ボールベアリング等の軸受が配置されてもよい。

　各連接ロッド２３は、金属板により細幅に形成されており、図４に示すように、各クランク部材２２に対して２個ずつ設けられる。すなわち、連接ロッド２３は、クランク部材２２を構成する一方のプレート部材２２０と慣性質量体２４との軸方向における間、およびクランク部材２２を構成する他方のプレート部材２２０と慣性質量体２４との軸方向における間に１個ずつ介設される。各連接ロッド２３の一端（径方向外側の端部）は、第２連結軸Ａ２を介して対応するプレート部材２２０に回転自在に連結（ピン結合）される。

　本実施形態において、第２連結軸Ａ２は、その中心がクランク部材２２の重心Ｇ（プレート部材２２０の長手方向における中央部付近）を通る直線と同軸に延在するように配置される。これにより、ドリブン部材１５（突出支持部１５１）とクランク部材２２とを連結する第１連結軸Ａ１の中心からクランク部材２２の重心Ｇまでの長さは、第１連結軸Ａ１の中心からクランク部材２２と連接ロッド２３とを連結する第２連結軸Ａ２の中心までの長さ（軸間距離）に一致する。また、クランク部材２２（プレート部材２２０）の他方の端部は、第２連結軸Ａ２に関して第１連結軸Ａ１とは反対側に位置する。なお、プレート部材２２０と第２連結軸Ａ２との間および連接ロッド２３と第２連結軸Ａ２との間の少なくとも何れか一方に、ボールベアリング等の軸受が配置されてもよい。

　慣性質量体２４は、金属板により形成された環状部材であり、図２から図４に示すように、短尺円筒状（円環状）の本体２４０と、本体２４０の内周面から周方向に間隔をおいて（等間隔に）径方向内側に突出する複数（本実施形態では、例えば４個）の突出部２４１とを有する。慣性質量体２４の重量は、１個のクランク部材２２の重量よりも十分に重く、１個の連接ロッド２３の重量よりも十分に重く定められる。図２に示すように、慣性質量体２４の各突出部２４１は、ドリブン部材１５の突出支持部１５１から周方向に離間するように配置されると共に、２個の連接ロッド２３により軸方向における両側から挟み込まれる。また、各突出部２４１は、連結孔（円穴）を有し、当該連結孔に挿通される第３連結軸Ａ３を介して両側の２個の連接ロッド２３の他端（径方向内側の端部）に回転自在に連結（ピン結合）される。これにより、慣性質量体２４は、それぞれ複数の連接ロッド２３およびクランク部材２２を介して支持部材としてのドリブン部材１５に連結される。なお、連接ロッド２３と第３連結軸Ａ３との間および突出部２４１と第３連結軸Ａ３との間の少なくとも何れか一方に、ボールベアリング等の軸受が配置されてもよい。

　更に、本実施形態において、慣性質量体２４の本体２４０の内周面は、ドリブン部材１５の各突出支持部１５１の外周面に摺接し、慣性質量体２４の各突出部２４１の内周面は、互いに隣り合う突出支持部１５１間におけるドリブン部材１５の外周面１５２に摺接する。これにより、環状の慣性質量体２４は、その中心がダンパハブ７に固定されるドリブン部材１５の回転中心ＲＣと一致するように当該ドリブン部材１５により支持（調心）され、回転中心ＲＣの周りに回転自在となる。このように、慣性質量体２４をドリブン部材１５（支持部材）により回転自在に支持することで、振動減衰装置２０のコンパクト化を図ることが可能となる。なお、ドリブン部材１５により慣性質量体２４を回転自在に支持するためには、本体２４０の内周面および突出部２４１の内周面のうちの少なくとも何れか一方をドリブン部材１５に対して摺接させればよい。

　振動減衰装置２０では、エンジンＥＧからの動力により回転する第１リンク（回転要素）としてのドリブン部材１５と、当該ドリブン部材１５に回転自在に連結される各クランク部材２２とが互いに回り対偶をなす。また、クランク部材２２と、当該クランク部材２２に回転自在に連結される連接ロッド２３とが互いに回り対偶をなす。更に、慣性質量体２４は、連接ロッド２３に回転自在に連結されることで当該連接ロッド２３と回り対偶をなし、ドリブン部材１５により回転自在に支持されることで、当該ドリブン部材１５と回り対偶をなす。すなわち、ドリブン部材１５、クランク部材２２、連接ロッド２３および慣性質量体２４は、ドリブン部材１５を固定節とする４節回転連鎖機構を構成する。

　また、図２に示すように、ドリブン部材１５の回転中心ＲＣからドリブン部材１５とクランク部材２２（プレート部材２２０）とを連結する第１連結軸Ａ１の中心までの長さ（回転中心ＲＣと第１連結軸Ａ１との軸間距離）を“Ｌ１”とし、第１連結軸Ａ１の中心からクランク部材２２（プレート部材２２０）と連接ロッド２３とを連結する第２連結軸Ａ２の中心までの長さ（第１連結軸Ａ１と第２連結軸Ａ２との軸間距離）を“Ｌ２”とし、第２連結軸Ａ２の中心から連接ロッド２３と慣性質量体２４とを連結する第３連結軸Ａ３の中心までの長さ（第２連結軸Ａ２と第３連結軸Ａ３との軸間距離）を“Ｌ３”とし、第３連結軸Ａ３の中心から回転中心ＲＣまでの長さ（第３連結軸Ａ３と回転中心ＲＣとの軸間距離）を“Ｌ４”としたときに、ドリブン部材１５、クランク部材２２、連接ロッド２３および慣性質量体２４は、Ｌ１＋Ｌ２＞Ｌ３＋Ｌ４という関係を満たすように構成される。

　更に、連接ロッド２３は、第２連結軸Ａ２と第３連結軸Ａ３との軸間距離Ｌ３が、軸間距離Ｌ１，Ｌ２およびＬ４よりも短く、かつクランク部材２２、連接ロッド２３および慣性質量体２４の動作に支障のない範囲で、できるだけ短くなるように構成される。また、第１リンクとしてのドリブン部材１５は、回転中心ＲＣと第１連結軸Ａ１との軸間距離Ｌ１が、軸間距離Ｌ２，Ｌ３およびＬ４よりも長くなるように構成される。これにより、本実施形態の振動減衰装置２０では、Ｌ１＞Ｌ４＞Ｌ２＞Ｌ３という関係が成立し、ドリブン部材１５、各クランク部材２２、各連接ロッド２３および慣性質量体２４は、最短リンクである連接ロッド２３と対向するドリブン部材１５を固定節とする両てこ機構を構成する。加えて、本実施形態の振動減衰装置２０では、ドリブン部材１５とクランク部材２２とを連結する第１連結軸Ａ１の中心からクランク部材２２の重心Ｇまでの長さを“Ｌｇ”としたときに、Ｌｇ＝Ｌ２という関係が成立する。

　また、振動減衰装置２０の「平衡状態（釣り合い状態）」は、振動減衰装置２０の構成要素に作用する遠心力の総和と、振動減衰装置２０の各節点（連結軸Ａ１，Ａ２およびＡ３の中心並びに回転中心ＲＣ）に作用する力との合力がゼロになる状態である。振動減衰装置２０の平衡状態では、図２に示すように、クランク部材２２と連接ロッド２３とを連結する第２連結軸Ａ２の中心と、当該連接ロッド２３と慣性質量体２４とを連結する第３連結軸Ａ３の中心と、ドリブン部材１５の回転中心ＲＣとが一直線上に位置し、慣性質量体２４が、その揺動範囲の中央に位置する。更に、本実施形態の振動減衰装置２０は、第２連結軸Ａ２の中心、第３連結軸Ａ３の中心および回転中心ＲＣが一直線上に位置する平衡状態で、第１連結軸Ａ１の中心から第２連結軸Ａ２の中心に向かう方向と、第２連結軸Ａ２の中心から回転中心ＲＣに向かう方向とがなす角度を“α”としたときに（図２参照）、６０°≦α≦１２０°、より好ましくは７０°≦α≦９０°を満たすように構成される。

　上記ダンパ装置１０および振動減衰装置２０を含む発進装置１では、ロックアップクラッチ８によりロックアップが解除されている際、図１からわかるように、原動機としてのエンジンＥＧからのトルク（動力）が、フロントカバー３、ポンプインペラ４、タービンランナ５、ダンパハブ７という経路を介して変速機ＴＭの入力軸ＩＳへと伝達される。また、ロックアップクラッチ８によりロックアップが実行される際には、図１からわかるように、エンジンＥＧからのトルク（動力）が、フロントカバー３、ロックアップクラッチ８（ロックアップピストン８０）、ドライブ部材１１、スプリングＳＰ、ドリブン部材１５、ダンパハブ７という経路を介して変速機ＴＭの入力軸ＩＳへと伝達される。

　ロックアップクラッチ８によりロックアップが実行されている際、エンジンＥＧの回転に伴ってロックアップクラッチ８によりフロントカバー３に連結されたドライブ部材１１が回転すると、ドライブ部材１１のスプリング当接部が対応するスプリングＳＰの一端を押圧し、各スプリングＳＰの他端が対応するドリブン部材１５のスプリング当接部を押圧する。これにより、フロントカバー３に伝達されるエンジンＥＧからのトルクが変速機ＴＭの入力軸ＩＳへと伝達されると共に、当該エンジンＥＧからのトルクの変動が主にダンパ装置１０のスプリングＳＰにより減衰（吸収）される。

　更に、発進装置１では、ロックアップの実行に伴ってロックアップクラッチ８によりフロントカバー３に連結されたダンパ装置１０がフロントカバー３と共に回転すると、ダンパ装置１０のドリブン部材１５も発進装置１の軸心周りにフロントカバー３と同方向に回転する。そして、ドリブン部材１５の回転に伴い、振動減衰装置２０を構成する各クランク部材２２、各連接ロッド２３および慣性質量体２４がドリブン部材１５に対して揺動し、それにより、振動減衰装置２０によってもエンジンＥＧからドリブン部材１５に伝達される振動が減衰されることになる。すなわち、振動減衰装置２０は、各クランク部材２２や慣性質量体２４の揺動の次数（振動次数ｑ）がエンジンＥＧからドリブン部材１５に伝達される振動の次数（エンジンＥＧが例えば３気筒エンジンである場合、１．５次、エンジンＥＧが例えば４気筒エンジンである場合、２次）に一致するように構成され、エンジンＥＧ（ドリブン部材１５）の回転数に拘わらず、エンジンＥＧからドリブン部材１５に伝達される振動を減衰する。これにより、ダンパ装置１０の重量増加を抑制しつつ、当該ダンパ装置１０と振動減衰装置２０との双方により振動を極めて良好に減衰することが可能となる。

　次に、振動減衰装置２０の動作について詳細に説明する。

　上述のように、振動減衰装置２０を構成するドリブン部材１５、各クランク部材２２、各連接ロッド２３および慣性質量体２４は、Ｌ１＋Ｌ２＞Ｌ３＋Ｌ４という関係を満たす４節回転連鎖機構すなわち両てこ機構を構成する。従って、図５に示すように、ドリブン部材１５が回転中心ＲＣの周りの一方向（例えば、図５における反時計方向）に回転すると、各クランク部材２２は、図５および図６Ａに示すように、慣性質量体２４の慣性モーメント（回りにくさ）により、平衡状態での位置（図６Ａにおける一点鎖線参照）から第１連結軸Ａ１の周りにドリブン部材１５とは逆方向（例えば、図５および図６Ａにおける時計方向）に回転する。更に、各クランク部材２２の運動が第２連結軸Ａ２や連接ロッド２３を介して慣性質量体２４に伝達されることで、当該慣性質量体２４は、平衡状態での位置すなわち揺動範囲の中央から回転中心ＲＣの周りにドリブン部材１５とは逆方向（クランク部材２２と同方向すなわち図中時計方向）に回転する。

　また、ドリブン部材１５が回転することで、各クランク部材２２（重心Ｇ）には、図７に示すように、遠心力Ｆｃが作用する。当該遠心力Ｆｃの第１連結軸Ａ１の中心からクランク部材２２の重心Ｇに向かう方向と直交する方向の分力（＝Ｆｃ・ｓｉｎφ）は、クランク部材２２（振動減衰装置２０）を平衡状態での位置に戻そうとする復元力Ｆｒとなり、各クランク部材２２に作用する復元力Ｆｒは、第２連結軸Ａ２や連接ロッド２３を介して慣性質量体２４に伝達される。ただし、“φ”は、クランク部材２２に作用する遠心力Ｆｃの方向と、第１連結軸Ａ１の中心からクランク部材２２の重心Ｇ（第２連結軸Ａ２の中心）に向かう方向とがなす角度である。また、図７において、“ｍ”は、クランク部材２２の重量を示し、“ω”は、ドリブン部材１５の回転角速度を示す（図９においても同様）。

　各クランク部材２２に作用する復元力Ｆｒは、平衡状態での位置から第１連結軸Ａ１の周りの一方向（図６Ａにおける時計方向）に回転した折り返し位置（図６Ａにおける実線参照）、すなわちエンジンＥＧからドリブン部材１５に伝達される振動の振幅（振動レベル）に応じて定まる折り返し位置で、各クランク部材２２および慣性質量体２４をそれまでの回転方向に回転させようとする力（慣性モーメント）に打ち勝つようになる。これにより、各クランク部材２２は、第１連結軸Ａ１の周りにそれまでとは逆方向に回転し、折り返し位置から図６Ｂに示す平衡状態での位置へと戻る。また、慣性質量体２４は、各クランク部材２２に連動して回転中心ＲＣの周りにそれまでとは逆方向に回転し、クランク部材２２の振れ角（揺動範囲）に応じて定まる揺動範囲の一端から図６Ｂに示す平衡状態での位置（揺動範囲の中央）へと戻る。

　更に、図８に示すように、ドライブ部材１１等を介して伝達されるエンジンＥＧからの振動によりドリブン部材１５が回転中心ＲＣの周りの他方向（例えば、図８における時計方向）に回転すると、各クランク部材２２は、図６Ｃおよび図８に示すように、慣性質量体２４の慣性モーメント（回りにくさ）により、平衡状態での位置（図６Ｃにおける一点鎖線参照）から第１連結軸Ａ１の周りにドリブン部材１５と同方向（例えば、図６Ｃおよび図８における時計方向）に回転する。この際、振動減衰装置２０がＬ１＋Ｌ２＞Ｌ３＋Ｌ４という関係を満たすように構成されていることから、各クランク部材２２の運動が連接ロッド２３を介して慣性質量体２４に伝達されることで、当該慣性質量体２４は、図６Ｃおよび図８に示すように、平衡状態での位置（揺動範囲の中央）からドリブン部材１５の回転中心ＲＣの周りにドリブン部材１５およびクランク部材２２とは逆方向（例えば、図６Ｃおよび図８における反時計方向）に回転する。

　この場合も、各クランク部材２２（重心Ｇ）には、遠心力Ｆｃが作用し、各クランク部材２２に作用する遠心力Ｆｃの分力すなわち復元力Ｆｒは、第２連結軸Ａ２や連接ロッド２３を介して慣性質量体２４に伝達される。そして、各クランク部材２２に作用する復元力Ｆｒは、平衡状態での位置から第１連結軸Ａ１の周りの上記一方向（図６Ｃにおける時計方向）に回転した折り返し位置（図６Ｃにおける実線参照）、すなわちエンジンＥＧからドリブン部材１５に伝達される振動の振幅（振動レベル）に応じて定まる折り返し位置で、各クランク部材２２および慣性質量体２４をそれまでの回転方向に回転させようとする力（慣性モーメント）に打ち勝つようになる。これにより、各クランク部材２２は、第１連結軸Ａ１の周りにそれまでとは逆方向に回転し、折り返し位置から図６Ｂに示す平衡状態での位置へと戻る。また、慣性質量体２４は、各クランク部材２２に連動して回転中心ＲＣの周りにそれまでとは逆方向に回転し、クランク部材２２の振れ角（揺動範囲）に応じて定まる揺動範囲の他端から図６Ｂに示す平衡状態での位置（揺動範囲の中央）へと戻る。

　このように、ドリブン部材１５が一方向に回転する際、振動減衰装置２０の復元力発生部材としての各クランク部材２２は、平衡状態での位置と、エンジンＥＧからドリブン部材１５に伝達される振動の振幅（振動レベル）に応じて定まる折り返し位置との間で第１連結軸Ａ１の周りに揺動（往復回転運動）し、慣性質量体２４は、クランク部材２２の振れ角（揺動範囲）に応じて定まる平衡状態での位置を中心とした揺動範囲内で回転中心ＲＣの周りにドリブン部材１５と逆方向に揺動（往復回転運動）する。すなわち、各クランク部材２２が平衡状態での位置から折り返し位置まで移動すると共に当該折り返し位置から平衡状態での位置に戻る動作を２回行う間に、慣性質量体２４は、平衡状態での位置から揺動範囲の一端まで移動した後、平衡状態での位置に戻り、更に揺動範囲の他端まで移動した後、平衡状態での位置に戻る。これにより、揺動する慣性質量体２４から、エンジンＥＧからドライブ部材１１に伝達される振動とは逆位相の振動を各連接ロッド２３および各クランク部材２２を介してドリブン部材１５に付与し、当該ドリブン部材１５の振動を減衰することが可能となる。

　ここで、Ｌ１＋Ｌ２＞Ｌ３＋Ｌ４という関係を満たさない振動減衰装置、すなわち上記特許文献１に記載されたダンパ装置のようにＬ１＋Ｌ２＜Ｌ３＋Ｌ４という関係を満たす比較例の振動減衰装置（図９参照）において、クランク部材２２は、図１０Ａ、図１０Ｂおよび図１０Ｃに示すように、慣性質量体２４と同様に、平衡状態での位置を中心とする揺動範囲内で第１連結軸Ａ１の周りにドリブン部材１５とは常に逆方向に揺動（往復回転運動）する。更に、比較例の振動減衰装置では、図１０Ｂに示す平衡状態において、クランク部材２２に作用する遠心力の第１連結軸Ａ１の中心から当該クランク部材２２の重心Ｇに向かう方向と直交する方向の分力がゼロになる。すなわち、比較例の振動減衰装置において、平衡状態での位置を中心とした揺動範囲内で揺動するクランク部材２２に作用する復元力Ｆｒは、図１１において破線で示すように、平衡状態での位置（図１１における振れ角θ＝０°）でゼロ（最小）になり、振れ角θが大きくなるにつれて（揺動範囲の端部に近づくにつれて）遠心力Ｆｃに対する復元力Ｆｒの比（Ｆｒ／Ｆｃ）が増加していく。

　これに対して、Ｌ１＋Ｌ２＞Ｌ３＋Ｌ４という関係を満たす振動減衰装置２０では、図６Ｂに示す平衡状態において、クランク部材２２に作用する遠心力の第１連結軸Ａ１の中心から当該クランク部材２２の重心Ｇに向かう方向と直交する方向の分力がゼロよりも大きくなる。すなわち、振動減衰装置２０において、平衡状態での位置と上記折り返し位置との間で揺動するクランク部材２２に作用する復元力Ｆｒは、図１１において実線で示すように、平衡状態での位置（図１１における振れ角θ＝０°）で最大となり、振れ角θが大きくなるにつれて低下していく。言い換えれば、比較例の振動減衰装置では、各クランク部材２２や慣性質量体２４がそれぞれの揺動範囲内で揺動する間に平衡状態になると、各クランク部材２２に復元力が一瞬作用しなくなるのに対し、振動減衰装置２０では、各クランク部材２２や慣性質量体２４がそれぞれの揺動範囲内で揺動する間、各クランク部材２２に対し、慣性質量体２４を平衡状態での位置すなわち揺動範囲の中央に戻すための復元力が常時作用する。

　また、振動減衰装置２０では、上述のように、各クランク部材２２が平衡状態での位置から折り返し位置まで移動すると共に当該折り返し位置から平衡状態での位置に戻る動作を２回行う間、慣性質量体２４は、平衡状態での位置から揺動範囲の一端まで移動した後、平衡状態での位置に戻り、更に揺動範囲の他端まで移動した後、平衡状態での位置に戻る。従って、ドリブン部材１５に伝達される振動に応じたクランク部材２２の第１連結軸Ａ１周りの振れ角θすなわち揺動範囲は、慣性質量体２４に比べてより小さくなる。すなわち、振動減衰装置２０において、連接ロッド２３および慣性質量体２４の運動はトグル機構を構成する２つのリンクの運動と同様のものとなり、それにより、図６Ａ、図６Ｂおよび図６Ｃからわかるように、慣性質量体２４に比べてクランク部材２２の揺動が大幅に制限される。

　この結果、振動減衰装置２０では、図１１に示すように、クランク部材２２の揺動範囲が平衡状態での位置（θ＝０°）から比較的小さい角度だけ振れた位置までの狭い範囲となり、遠心力Ｆｃの分力すなわち復元力Ｆｒは、慣性質量体２４が揺動範囲の中央に位置する平衡状態で最大となる。従って、平衡状態でクランク部材２２に作用する遠心力Ｆｃの第１連結軸Ａ１の中心から当該クランク部材２２の重心Ｇに向かう方向と直交する方向の分力がゼロになる場合（比較例の振動減衰装置）に比べて、クランク部材２２の揺動範囲の全体で、当該クランク部材２２に作用する遠心力Ｆｃが同一であるときの復元力Ｆｒ（比Ｆｒ／Ｆｃ）をより大きくすることが可能となる。具体的には、振動減衰装置２０では、図７に示す角度φを９０°により近づけて、クランク部材２２の重心Ｇに作用する復元力Ｆｒ（＝Ｆｃ・ｓｉｎφ）の方向を遠心力Ｆｃの方向により近づけることができる。特に、図７に示すような平衡状態に近い状態では、復元力Ｆｒの方向が遠心力Ｆｃの方向に非常に近くなる（角度φが９０°により近くなる）。そして、クランク部材２２（および慣性質量体２４）に対して、より大きな復元力Ｆｒを付与し得るということは、振動減衰装置２０が高い捩り剛性を有しているということを意味する。従って、振動減衰装置２０では、クランク部材２２の重量の増加を抑制しつつ、等価剛性Ｋをより大きくすることが可能となる。

　また、慣性質量体２４が平衡状態での位置を中心とする揺動範囲内で回転中心ＲＣの周りに揺動するのに対して、クランク部材２２は、平衡状態での位置と、当該平衡状態での位置から第１連結軸Ａ１の周りの一方向に回転した折り返し位置との間で第１連結軸Ａ１の周りに揺動する。すなわち、振動減衰装置２０では、図６Ａ、図６Ｂおよび図６Ｃに示すように、慣性質量体２４が回転中心ＲＣの周りに常にドリブン部材１５と逆方向に（逆位相で）回転するのに対し、クランク部材２２は、第１連結軸Ａ１の周りにドリブン部材１５と逆方向に（逆位相で）回転するだけではなく、ドリブン部材１５と同方向にも（同位相で）回転することになる。これにより、振動減衰装置２０の等価質量Ｍに対するクランク部材２２の重量の影響を非常に小さくすることができる。

　従って、振動減衰装置２０では、等価剛性Ｋおよび等価質量Ｍすなわち振動次数ｑ＝√（Ｋ／Ｍ）の設定の自由度をより向上させることが可能となり、クランク部材２２ひいては装置全体の重量の増加や大型化を抑制しつつ、振動減衰性能を極めて良好に向上させることができる。なお、上記特許文献１に記載されたダンパ装置のようにＬ１＋Ｌ２＜Ｌ３＋Ｌ４という関係を満たす振動減衰装置では、図１０Ａ、図１０Ｂおよび図１０Ｃに示すように、クランク部材２２が慣性質量体２４と同様に第１連結軸Ａ１の周りにドリブン部材１５とは常に逆方向に回転する。従って、上記特許文献１に記載されたダンパ装置では、クランク部材２２の重量が等価剛性Ｋおよび等価質量Ｍの双方に大きく影響することから、本実施形態の振動減衰装置２０のように振動次数ｑの設定の自由度を向上させることが容易ではない。

　また、本発明者らの解析によれば、振動減衰装置２０の等価剛性Ｋは、軸間距離Ｌ３およびＬ４の和に対する軸間距離Ｌ３の比率ρ＝Ｌ３／（Ｌ３＋Ｌ４）の二乗値に反比例することが判明している。従って、上述のように、第２連結軸Ａ２と第３連結軸Ａ３との軸間距離Ｌ３を、回転中心ＲＣと第１連結軸Ａ１との軸間距離Ｌ１、第１連結軸Ａ１と第２連結軸Ａ２との軸間距離Ｌ２、第３連結軸Ａ３と回転中心ＲＣとの軸間距離Ｌ４よりも短くすることで、クランク部材２２の重量の増加を抑制しつつ、等価剛性Ｋをより大きくすることが可能となる。加えて、軸間距離Ｌ３をより短くすることで、クランク部材２２の第１連結軸Ａ１周りの振れ角をより小さくすることができる。これにより、等価質量Ｍに対するクランク部材２２の重量の影響をより一層小さくすると共に、クランク部材２２の第１連結軸Ａ１とは反対側の端部が回転中心ＲＣに向けて移動するようにして（あるいは径方向外側への突出量をできるだけ減らして）装置全体のコンパクト化を図ることが可能となる。

　更に、振動減衰装置２０では、回転中心ＲＣと第１連結軸Ａ１との軸間距離Ｌ１が軸間距離Ｌ２，Ｌ３およびＬ４よりも長く定められている。これにより、クランク部材２２をドリブン部材１５の回転中心ＲＣから離間させて当該クランク部材２２の重心Ｇ（第２連結軸Ａ２）をより径方向外側に位置させることができるので、ダンパ装置１０のスプリングＳＰの配置スペースを充分に確保すると共に、クランク部材２２の重量を増加させることなく当該クランク部材２２に作用する遠心力Ｆｃの分力すなわち復元力Ｆｒをより大きくすることが可能となる。

　また、Ｌ１＋Ｌ２＞Ｌ３＋Ｌ４という関係を満たしつつ、軸間距離Ｌ１を最長にすることで、第１連結軸Ａ１の中心を通ると共に回転中心ＲＣを中心とする円周に沿うようにクランク部材２２を配置すると共に、クランク部材２２の第１連結軸Ａ１周りの振れ角を小さくすることができる。これにより、図１２からわかるように、上記特許文献１に記載されたダンパ装置のようにＬ１＋Ｌ２＜Ｌ３＋Ｌ４という関係を満たす振動減衰装置（図１３参照）に比べて、作動油で満たされる流体伝動室９内でクランク部材２２に作用する遠心油圧による力の上記復元力Ｆｒに対する影響を小さくすると共に、クランク部材２２が揺動する際の遠心油圧による力の変動を小さくすることが可能となる。加えて、上記実施形態のように、クランク部材２２を円弧状の平面形状を有する２枚のプレート部材２２０により構成することで、当該クランク部材２２に作用する遠心油圧による力の復元力Ｆｒに対する影響を良好に小さくすることが可能となる。

　そして、Ｌ１＞Ｌ４＞Ｌ２＞Ｌ３を満たすように振動減衰装置２０を構成することで、等価剛性Ｋを実用上良好に確保すると共に、等価質量Ｍに対するクランク部材２２の重量の影響を実用上無視し得る程度まで小さくすることができる。この結果、振動減衰装置２０の振動次数ｑを減衰すべき振動の次数に容易に一致させて（より近づけて）、当該振動を極めて良好に減衰することが可能となる。なお、各クランク部材２２の最大振れ角（揺動限界）や慣性質量体２４の最大揺動範囲は、軸間距離Ｌ１，Ｌ２，Ｌ３，Ｌ４から定まることから、振動減衰装置２０の軸間距離Ｌ１，Ｌ２，Ｌ３，Ｌ４は、ドリブン部材１５に伝達される振動を減衰不能にならないように、当該ドリブン部材１５に伝達される振動の振幅（振動レベル）を考慮して定められるとよい。

　また、振動減衰装置２０は、第２連結軸Ａ２の中心、第３連結軸Ａ３の中心およびドリブン部材１５の回転中心ＲＣが一直線上に位置する平衡状態で、第１連結軸Ａ１の中心から第２連結軸Ａ２の中心に向かう方向と、第２連結軸Ａ２の中心から回転中心ＲＣに向かう方向とがなす角度を“α”としたときに、６０°≦α≦１２０°、より好ましくは７０°≦α≦９０°を満たすように構成される。これにより、ドリブン部材１５の回転数が低いときに、慣性質量体２４が揺動範囲の一側に大きく振れて当該一側の揺動限界（死点）に達する一方で他側に小さく振れるのを抑制することができる。この結果、ドリブン部材１５の回転数が比較的低いうちから、慣性質量体２４を平衡状態での位置（図６Ｂ参照）に関して対称に揺動させて振動減衰装置２０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、上記実施形態のように、環状の慣性質量体２４をドリブン部材１５により回転自在により支持（調心）することで、振動減衰装置２０のコンパクト化を図ると共に、クランク部材２２が揺動する際に、慣性質量体２４をドリブン部材１５（回転要素）の回転中心ＲＣ周りにスムースに揺動させることが可能となる。また、慣性質量体２４を環状に形成することで、当該慣性質量体２４に作用する遠心力および遠心液圧の慣性質量体２４の揺動に対する影響を無くすことができる。加えて、環状の慣性質量体２４をドリブン部材１５の径方向外側に配置することで、慣性質量体２４の重量の増加を抑制しつつ当該慣性質量体２４の慣性モーメントを大きくすると共に、振動減衰装置２０の軸長の増加を抑制することが可能となる。

　ところで、上述のような振動減衰装置２０では、慣性質量体２４の振れ角（揺動範囲）が大きくなると、振動減衰装置２０によって本来減衰されるべき振動の次数（以下、「目標次数」という）ｑｔａｇと、当該振動減衰装置２０により実際に減衰される振動の次数（以下、「有効次数」という）との間にズレを生じることが判明している。また、振動減衰装置２０では、平衡状態での位置から慣性質量体２４を回転中心周りにある初期角度（慣性質量体２４の回転中心周りの振れ角に相当）だけ回転させた状態を初期状態として、ドリブン部材１５に振動成分を含まないトルクを付与して当該ドリブン部材１５を一定の回転数で回転させた場合、慣性質量体２４等は、初期角度に応じた周波数で揺動する。

　これらを踏まえて、本発明者らは、軸間距離Ｌ３およびＬ４の和に対する軸間距離Ｌ３の比率ρ＝Ｌ３／（Ｌ３＋Ｌ４）の調整により上述のような次数ズレを抑制すべく、互いに異なる比率ρを有する複数の振動減衰装置２０のモデルを用意し、各モデルについて、複数の初期角度（振れ角）ごとにドリブン部材１５に振動成分を含まないトルクを付与し当該ドリブン部材１５を一定の回転数（例えば、１０００ｒｐｍ）で回転させるシミュレーションを行った。シミュレーションに用いられた複数のモデルは、何れも４気筒エンジンにおける目標次数ｑｔａｇ＝２の振動を減衰するように作成されたＬｇ＝Ｌ２という関係を満たすものである。このようなシミュレーションを行い、本発明者らは、各モデル（比率ρ）について、慣性質量体２４の揺動の周波数と理論値（目標次数ｑｔａｇ＝２かつ回転数が１０００ｒｐｍである場合、３３．３Ｈｚ）との差分（ズレ量）に基づいて、慣性質量体２４の振れ角（初期角度）ごとの有効次数を求めた。

　図１４に、複数の振動減衰装置２０のモデル（比率ρ）における慣性質量体２４の回転中心ＲＣ周りの振れ角θと有効次数ｑｅｆｆとの関係についての解析結果を示す。同図に示すように、比率ρ＝０．０５のモデルでは、慣性質量体２４の回転中心ＲＣ周りの振れ角θが極小さい段階から次数ズレを生じ、有効次数ｑｅｆｆの目標次数ｑｔａｇからのズレ量は、振れ角θが最大振れ角に達する前に許容範囲から外れてしまった。同様に、比率ρ＝０．２５のモデルにおいても、慣性質量体２４の回転中心ＲＣ周りの振れ角θが比較的小さい段階から次数ズレを生じ、有効次数ｑｅｆｆの目標次数ｑｔａｇからのズレ量は、振れ角θが最大振れ角に達する前に許容範囲から外れてしまった。

　一方、比率ρ＝０．２０のモデルでは、慣性質量体２４の回転中心ＲＣ周りの振れ角θが大きくなると次数ズレを生じるものの、揺動範囲（最大振れ角間）の比較的広い範囲で有効次数ｑｅｆｆの目標次数ｑｔａｇからのズレ量が許容範囲内に含まれた。また、比率ρ＝０．１０および０．１５のモデルでは、振れ角θの全範囲内で有効次数ｑｅｆｆの目標次数ｑｔａｇからのズレ量が許容範囲内に含まれた。更に、比率ρ＝０．１２のモデルでは、振れ角θの全範囲内で有効次数ｑｅｆｆが目標次数ｑｔａｇに概ね一致した。従って、振動減衰装置２０を０．１≦ρ＝Ｌ３／（Ｌ３＋Ｌ４）≦０．２という関係、より好ましくは０．１≦ρ≦０．１５という関係を満たすように構成すれば、慣性質量体２４の回転中心ＲＣ周りの振れ角θが大きくなったときの有効次数ｑｅｆｆの変化（次数ズレ）をより小さくして、振動減衰装置２０の振動減衰性能をより良好に向上させ得ることが理解されよう。

　なお、上記振動減衰装置２０のように、第１連結軸Ａ１の中心からクランク部材２２の重心Ｇまでの長さＬｇを第１連結軸Ａ１と第２連結軸Ａ２との軸間距離Ｌ２に一致させることで、第１連結軸Ａ１の支持部（軸受部）に作用する荷重（負荷）をより小さくすることが可能となる。ただし、長さＬｇと軸間距離Ｌ２とは必ずしも一致している必要はない。すなわち、振動減衰装置２０は、図１５に示すように、Ｌｇ＞Ｌ２という関係を満たすように構成されてもよい。これにより、Ｌｇ＝Ｌ２という関係を満たす場合に比べて第１連結軸Ａ１の支持部（軸受部）に作用する荷重（負荷）が増加することになるが、てこの作用によってクランク部材２２に作用する復元力Ｆｒをより一層大きくすることが可能となる。また、図１５に示す例では、クランク部材２２の重心Ｇが第１および第２連結軸Ａ１，Ａ２の中心を通る直線上に位置しているが、必ずしも重心Ｇが第１および第２連結軸Ａ１，Ａ２の中心を通る直線上に位置している必要はない。このように第２連結軸Ａ２の中心とクランク部材２２の重心Ｇとが同軸に延在しない場合であっても、平衡状態でクランク部材２２の重心Ｇに作用する復元力Ｆｒがゼロよりも大きくなれば、クランク部材２２に作用する遠心力の第１連結軸Ａ１の中心から第２連結軸Ａ２の中心に向かう方向と直交する方向の分力もゼロよりも大きくなることはいうまでもない。

　また、上記振動減衰装置２０において、環状の慣性質量体２４は、互いに同一の諸元（寸法、重量等）を有する複数（例えば４個）の質量体で置き換えられてもよい。この場合、各質量体は、平衡状態で周方向に間隔をおいて（等間隔に）並ぶと共に回転中心ＲＣの周りに揺動するようにクランク部材２２（２枚のプレート部材２２０）および２本の連接ロッド２３を介してドリブン部材１５に連結される例えば円弧状の平面形状を有する金属板により構成されてもよい。更に、ドリブン部材１５の外周部には、各質量体に作用する遠心力（遠心油圧）を受けながら各質量体を回転中心ＲＣ周りに揺動するようにガイドするガイド部が設けられてもよい。このような複数の質量体を含む振動減衰装置２０においても、振動次数ｑの設定の自由度を向上させることが可能となり、クランク部材２２ひいては装置全体の重量の増加や大型化を抑制しつつ、振動減衰性能をより向上させることができる。

　更に、振動減衰装置２０は、上記ダンパ装置１０のドライブ部材（入力要素）１１に連結されてもよい。また、振動減衰装置２０は、クランク部材２２を揺動自在に支持して当該クランク部材２２と回り対偶をなすと共に慣性質量体２４と回り待遇をなす専用の支持部材（第１リンク）を含むものであってもよい。すなわち、クランク部材２２は、第１リンクとしての専用の支持部材を介して間接的に回転要素に連結されてもよく、この場合、振動減衰装置２０の支持部材は、振動の減衰対象となる例えばダンパ装置１０のドライブ部材１１あるいはドリブン部材１５といった回転要素に同軸かつ一体に回転するように連結されればよい。このように構成される振動減衰装置２０によっても、回転要素の振動を良好に減衰することが可能となる。

　また、振動減衰装置２０は、図１６に示すダンパ装置１０Ｂに適用されてもよい。図１６のダンパ装置１０Ｂは、回転要素としてドライブ部材（入力要素）１１、中間部材１２（中間要素）およびドリブン部材１５（出力要素）を含むと共に、トルク伝達要素としてドライブ部材１１と中間部材１２との間に配置される第１スプリングＳＰ１および中間部材１２とドリブン部材１５との間に配置される第２スプリングＳＰ２を含むものである。この場合、振動減衰装置２０は、図示するようにダンパ装置１０Ｂの中間部材１２に連結されてもよく、ドライブ部材１１あるいはドリブン部材１５に連結されてもよい。

　更に、振動減衰装置２０は、図１７に示すダンパ装置１０Ｃに適用されてもよい。図１７のダンパ装置１０Ｃは、回転要素としてドライブ部材（入力要素）１１、第１中間部材（第１中間要素）１２１、第２中間部材（第２中間要素）１２２、およびドリブン部材（出力要素）１５を含むと共に、トルク伝達要素としてドライブ部材１１と第１中間部材１２１との間に配置される第１スプリングＳＰ１、第１中間部材１２１と第２中間部材１２２との間に配置される第２スプリングＳＰ２および第２中間部材１２２とドリブン部材１５との間に配置される第３スプリングＳＰ３を含む。この場合、振動減衰装置２０は、図示するようにダンパ装置１０Ｃの第１中間部材１２１に連結されてもよく、ドライブ部材１１、第２中間部材１２２あるいはドリブン部材１５に連結されてもよい。何れにしても、ダンパ装置１０，１０Ｂ，１０Ｃの回転要素に振動減衰装置２０を連結することで、ダンパ装置１０～１０Ｃの重量増加を抑制しつつ、当該ダンパ装置１０～１０Ｃと振動減衰装置２０との双方により振動を極めて良好に減衰することが可能となる。

　以上説明したように、本開示の振動減衰装置は、エンジンからのトルクが伝達される回転要素（１５）の回転中心（ＲＣ）の周りに該回転要素（１５）と一体に回転する支持部材（１５）と、連結軸（Ａ１）を介して前記支持部材（１５）に連結されると共に該支持部材（１５）の回転に伴って前記連結軸（Ａ１）の周りに揺動可能な復元力発生部材（２２）と、前記復元力発生部材（２２）を介して前記支持部材（１５）に連結されると共に該支持部材（１５）の回転に伴って該復元力発生部材（２２）に連動して前記回転中心（ＲＣ）の周りに揺動する慣性質量体（２４）とを含み、前記回転要素（１５）の振動を減衰する振動減衰装置（２０）において、前記支持部材が回転する際に、前記復元力発生部材（２２）には、該支持部材（１５）の回転に伴って該復元力発生部材（２２）に作用する遠心力の前記連結軸（Ａ１）の中心から前記復元力発生部材（２２）の重心（Ｇ）に向かう方向と直交する方向の分力が前記慣性質量体（２４）を揺動範囲の中央に戻すための復元力として常時作用し、前記分力は、前記慣性質量体（２４）が前記揺動範囲の前記中央に位置するときに最大となるものである。

　また、前記復元力発生部材（２２）は、前記慣性質量体（２４）が前記揺動範囲の前記中央に位置する平衡状態での位置と、該平衡状態での位置から前記連結軸（Ａ１）の周りの一方向に回転した折り返し位置との間で該連結軸（Ａ１）の周りに揺動してもよい。すなわち、かかる振動減衰装置では、慣性質量体が回転中心の周りに常に回転要素（支持部材）と逆方向に（逆位相で）回転するのに対し、復元力発生部材は、連結軸の周りに回転要素等と逆方向に（逆位相で）回転するだけではなく、当該回転要素等と同方向にも（同位相で）回転することになる。これにより、振動減衰装置の等価質量に対する復元力発生部材の重量の影響をより小さくすることが可能となる。

　更に、前記復元力発生部材（２２）が、前記平衡状態での位置から前記折り返し位置に移動すると共に該折り返し位置から前記平衡状態での位置に戻る動作を２回行う間に、前記慣性質量体（２４）は、前記平衡状態での位置から前記揺動範囲の一端まで移動した後、前記平衡状態での位置に戻り、更に前記揺動範囲の他端まで移動した後、前記平衡状態での位置に戻ってもよい。これにより、復元力発生部材の連結軸周りの振れ角（揺動範囲）をより小さくし、揺動する復元力発生部材（および慣性質量体）に作用する復元力をより大きくすることが可能となる。

　また、前記振動減衰装置（２０）は、第２連結軸（Ａ２）を介して前記復元力発生部材（２２）に回転自在に連結されると共に、第３連結軸（Ａ３）を介して前記慣性質量体（２４）に回転自在に連結される連接部材（２３）を更に備えてもよく、前記回転要素（１５）の前記回転中心（ＲＣ）と前記連結軸（Ａ１）との軸間距離を“Ｌ１”とし、前記連結軸（Ａ１）と前記第２連結軸（Ａ２）との軸間距離を“Ｌ２”とし、前記第２連結軸（Ａ２）と前記第３連結軸（Ａ３）との軸間距離を“Ｌ３”とし、前記第３連結軸（Ａ３）と前記回転中心（ＲＣ）との軸間距離を“Ｌ４”としたときに、Ｌ１＋Ｌ２＞Ｌ３＋Ｌ４を満たしてもよい。

　かかる振動減衰装置において、支持部材、復元力発生部材、連接部材および慣性質量体は、支持部材（回転要素）を固定節とする４節回転連鎖機構を構成し、支持部材に対して揺動する復元力発生部材には、慣性質量体を揺動範囲の中央（平衡状態での位置）に戻すための復元力（モーメント）として作用する。そして、Ｌ１＋Ｌ２＞Ｌ３＋Ｌ４という関係を満たすように振動減衰装置を構成することで、復元力発生部材に作用する遠心力の方向と、支持部材と復元力発生部材とを連結する連結軸の中心から復元力発生部材の重心に向かう方向とのなす角度を９０°に近づけることができる。すなわち、この振動減衰装置では、復元力発生部材に作用する復元力（遠心力の分力）の方向を遠心力の方向により近づけることが可能となる。これにより、Ｌ１＋Ｌ２＞Ｌ３＋Ｌ４という関係を満たさない場合に比べて、復元力発生部材に作用する遠心力が同一であるときの復元力をより大きくすることができるので、復元力発生部材の重量の増加を抑制しつつ、振動減衰装置の等価剛性をより大きくすることが可能となる。更に、Ｌ１＋Ｌ２＞Ｌ３＋Ｌ４という関係が成立する場合、慣性質量体に比べて復元力発生部材の揺動が制限され（振れ角が小さくなり）、慣性質量体が回転中心の周りに常に回転要素（支持部材）と逆方向に（逆位相で）回転するのに対し、復元力発生部材は、第１連結軸の周りに回転要素と逆方向に（逆位相で）回転するだけではなく、当該回転要素と同方向にも（同位相で）回転することになる。これにより、振動減衰装置の等価質量に対する復元力発生部材の重量の影響を非常に小さくして、等価剛性および等価質量すなわち振動次数の設定の自由度をより向上させることができる。この結果、復元力発生部材ひいては装置全体の重量の増加や大型化を抑制しつつ、振動減衰性能を極めて良好に向上させることが可能となる。なお、本開示の振動減衰装置は、慣性質量体が揺動範囲の中央に位置する平衡状態で、支持部材の回転に伴って復元力発生部材に作用する遠心力の連結軸の中心から第２連結軸の中心に向かう方向と直交する方向の分力がゼロよりも大きくなるように構成されてもよい。

　また、前記軸間距離Ｌ３は、前記軸間距離Ｌ１、Ｌ２およびＬ４よりも短くてもよい。すなわち、上述のような振動減衰装置の等価剛性は、軸間距離Ｌ３およびＬ４の和に対する当該軸間距離Ｌ３の比（Ｌ３／（Ｌ３＋Ｌ４））の二乗値に反比例する。従って、軸間距離Ｌ３を軸間距離Ｌ１，Ｌ２およびＬ４よりも短くすることで、復元力発生部材の重量の増加を抑制しつつ、等価剛性をより大きくすることが可能となる。加えて、軸間距離Ｌ３をより短くすることで、復元力発生部材の振れ角をより小さくすることができるので、等価質量に対する復元力発生部材の重量の影響をより一層小さくすると共に、装置全体のコンパクト化を図ることが可能となる。

　更に、前記軸間距離Ｌ１は、前記軸間距離Ｌ２、Ｌ３およびＬ４よりも長くてもよい。これにより、復元力発生部材を回転要素の回転中心から離間させて当該復元力発生部材の重心をより径方向外側に位置させることができるので、復元力発生部材に作用する遠心力の分力すなわち復元力をより大きくすることが可能となる。加えて、Ｌ１＋Ｌ２＞Ｌ３＋Ｌ４という関係を満たしつつ軸間距離Ｌ１を最長にすることで、上記連結軸の中心を通ると共に回転要素の回転中心を中心とする円周に沿うように復元力発生部材を配置すると共に、復元力発生部材の振れ角を小さくすることができる。これにより、振動減衰装置が油中に配置される場合に、復元力発生部材に作用する遠心油圧による力の上記復元力に対する影響を小さくすると共に、復元力発生部材が揺動する際の遠心油圧による力の変動を小さくすることが可能となる。

　また、前記振動減衰装置（２０）は、Ｌ１＞Ｌ４＞Ｌ２＞Ｌ３を満たすように構成されてもよい。これにより、振動減衰装置の等価剛性を実用上良好に確保すると共に、振動減衰装置の等価質量に対する復元力発生部材の重量の影響を実用上無視し得る程度まで小さくすることが可能となる。

　更に、前記第２連結軸（Ａ２）の中心、前記第３連結軸（Ａ３）の中心および前記回転中心（ＲＣ）が一直線上に位置する状態で、前記第１連結軸（Ａ１）の中心から前記第２連結軸（Ａ２）の中心に向かう方向と、前記第２連結軸（Ａ２）の中心から前記回転中心（ＲＣ）に向かう方向とがなす角度を“α”としたときに、前記振動減衰装置（２０）は、６０°≦α≦１２０°を満たすように構成されてもよい。これにより、回転要素の回転数が低いときに、慣性質量体が揺動範囲の一側に大きく振れて当該一側の揺動限界（死点）に達する一方で他側に小さく振れるのを抑制することができる。この結果、回転要素の回転数が比較的低いうちから、慣性質量体を揺動範囲の中央（平衡状態での位置）に関して対称に揺動させて振動減衰性能をより向上させることが可能となる。

　また、前記第１連結軸（Ａ１）の中心から前記復元力発生部材（２２）の重心（Ｇ）までの長さを“Ｌｇ”としたときに、前記振動減衰装置（２０）は、Ｌｇ≧Ｌ２を満たすように構成されてもよい。これにより、てこの作用によって、復元力発生部材に作用する復元力をより一層大きくすることが可能となる。

　更に、前記振動減衰装置（２０）は、Ｌｇ＝Ｌ２かつ０．１≦Ｌ３／（Ｌ３＋Ｌ４）≦０．２を満たすように構成されてもよい。これにより、慣性質量体の振れ角が大きくなるのに伴って振動減衰装置により減衰される振動の次数が変動するのを抑制し、当該振動減衰装置の振動減衰性能をより向上させることが可能となる。

　また、前記復元力発生部材（２２）は、円弧状の平面形状を有する少なくとも１つのプレート部材（２２０）を含んでもよい。これにより、振動減衰装置が油中に配置される場合に、復元力発生部材に作用する遠心油圧による力の上記復元力に対する影響を良好に小さくすることが可能となる。

　更に、前記慣性質量体（２４）は、前記支持部材（１５）を包囲するように配置される環状部材であってもよく、前記支持部材（１５）により回転自在に支持されてもよい。このように、慣性質量体を支持部材により回転自在に支持することで、振動減衰装置のコンパクト化を図ると共に、復元力発生部材が揺動する際に、慣性質量体を回転要素（支持部材）の回転中心周りにスムースに揺動させることが可能となる。また、慣性質量体を環状に形成することで、当該慣性質量体に作用する遠心力（および遠心液圧）の慣性質量体の揺動に対する影響を無くすことができる。加えて、環状の慣性質量体を支持部材の径方向外側に配置することで、慣性質量体の重量の増加を抑制しつつ当該慣性質量体の慣性モーメントを大きくすると共に、振動減衰装置の軸長の増加を抑制することが可能となる。

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

　更に、前記ダンパ装置（１０，１０Ｂ，１０Ｃ）の前記入力要素（１１）は、原動機（ＥＧ）の出力軸に作用的（直接的または間接的）に連結されてもよく、前記ダンパ装置（１０，１０Ｂ，１０Ｃ）の前記出力要素（１５）は、変速機（ＴＭ）の入力軸（Ｉｓ）に作用的（直接的または間接的）に連結されてもよい。

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

　本開示の発明は、回転要素の振動を減衰する振動減衰装置の製造分野等において利用可能である。

Claims

　エンジンからのトルクが伝達される回転要素の回転中心の周りに該回転要素と一体に回転する支持部材と、連結軸を介して前記支持部材に連結されると共に該支持部材の回転に伴って前記連結軸の周りに揺動可能な復元力発生部材と、前記復元力発生部材を介して前記支持部材に連結されると共に該支持部材の回転に伴って該復元力発生部材に連動して前記回転中心の周りに揺動する慣性質量体とを含み、前記回転要素の振動を減衰する振動減衰装置において、
　前記支持部材が回転する際に、前記復元力発生部材には、該支持部材の回転に伴って該復元力発生部材に作用する遠心力の前記連結軸の中心から前記復元力発生部材の重心に向かう方向と直交する方向の分力が前記慣性質量体を揺動範囲の中央に戻すための復元力として常時作用し、前記分力は、前記慣性質量体が前記揺動範囲の前記中央に位置するときに最大となる振動減衰装置。
　請求項１に記載の振動減衰装置において、
　前記復元力発生部材は、前記慣性質量体が前記揺動範囲の前記中央に位置する平衡状態での位置と、該平衡状態での位置から前記連結軸の周りの一方向に回転した折り返し位置との間で該連結軸の周りに揺動する振動減衰装置。
　請求項２に記載の振動減衰装置において、
　前記復元力発生部材が、前記平衡状態での位置から前記折り返し位置に移動すると共に該折り返し位置から前記平衡状態での位置に戻る動作を２回行う間に、前記慣性質量体は、前記平衡状態での位置から前記揺動範囲の一端まで移動した後、前記平衡状態での位置に戻り、更に前記揺動範囲の他端まで移動した後、前記平衡状態での位置に戻る振動減衰装置。
　請求項１から３の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
　第２連結軸を介して前記復元力発生部材に回転自在に連結されると共に、第３連結軸を介して前記慣性質量体に回転自在に連結される連接部材を更に備え、
　前記回転要素の前記回転中心と前記連結軸との軸間距離を“Ｌ１”とし、前記連結軸と前記第２連結軸との軸間距離を“Ｌ２”とし、前記第２連結軸と前記第３連結軸との軸間距離を“Ｌ３”とし、前記第３連結軸と前記回転中心との軸間距離を“Ｌ４”としたときに、Ｌ１＋Ｌ２＞Ｌ３＋Ｌ４を満たす振動減衰装置。
　請求項４に記載の振動減衰装置において、前記軸間距離Ｌ３は、前記軸間距離Ｌ１，Ｌ２およびＬ４よりも短い振動減衰装置。
　請求項４または５に記載の振動減衰装置において、前記軸間距離Ｌ１は、前記軸間距離Ｌ２，Ｌ３およびＬ４よりも長い振動減衰装置。
　請求項４から６の何れか一項に記載の振動減衰装置において、Ｌ１＞Ｌ４＞Ｌ２＞Ｌ３を満たす振動減衰装置。
　請求項４から７の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
　前記第２連結軸の中心、前記第３連結軸の中心および前記回転中心が一直線上に位置する状態で、前記連結軸の中心から前記第２連結軸の中心に向かう方向と、前記第２連結軸の中心から前記回転中心に向かう方向とがなす角度を“α”としたときに、６０°≦α≦１２０°を満たす振動減衰装置。
　請求項１から８の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
　前記連結軸の中心から前記復元力発生部材の重心までの距離を“Ｌｇ”としたときに、Ｌｇ≧Ｌ２を満たす振動減衰装置。
　請求項９に記載の振動減衰装置において、Ｌｇ＝Ｌ２かつ０．１≦Ｌ３／（Ｌ３＋Ｌ４）≦０．２を満たす振動減衰装置。
　請求項１から１０の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
　前記復元力発生部材は、円弧状の平面形状を有する少なくとも１つのプレート部材を含む振動減衰装置。
　請求項１から１１の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
　前記慣性質量体は、前記支持部材を包囲するように配置される環状部材であり、前記支持部材により回転自在に支持される振動減衰装置。
　請求項１から１２の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
　前記支持部材は、少なくとも入力要素および出力要素を含む複数の回転要素と、前記入力要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する弾性体とを有するダンパ装置の何れかの回転要素と同軸かつ一体に回転する振動減衰装置。
　請求項１３に記載の振動減衰装置において、前記ダンパ装置の前記入力要素は、原動機の出力軸に作用的に連結される振動減衰装置。
　請求項１３または１４に記載の振動減衰装置において、前記ダンパ装置の前記出力要素は、変速機の入力軸に作用的に連結される振動減衰装置。