WO2017057681A1

WO2017057681A1 - 振動減衰装置

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Publication number: WO2017057681A1
Application number: PCT/JP2016/079028
Authority: WO
Inventors: 由浩滝川; 大樹長井; 雅樹輪嶋; 貴生坂本
Original assignee: アイシン・エィ・ダブリュ株式会社
Priority date: 2015-09-30
Filing date: 2016-09-30
Publication date: 2017-04-06
Also published as: JPWO2017057681A1; JP6489228B2; US20180372182A1; CN108027012A; DE112016003639T8; DE112016003639T5

Abstract

振動減衰装置は、回転要素と一体に回転する支持部材と、第１連結軸を介して支持部材に回転自在に連結される復元力発生部材と、回転要素の回転中心の周りに回転可能な慣性質量体と、復元力発生部材および慣性質量体の一方により支持されて両者を相対回転自在に連結する第２連結軸と、復元力発生部材および慣性質量体の他方に形成されて第２連結軸をガイドするガイド部とを含み、第２連結軸は、支持部材の回転に伴って、第１連結軸との軸間距離を一定に保ちながら当該第１連結軸の周りに揺動すると共に慣性質量体に対する相対位置が不変となるように定められた仮想軸との軸間距離を一定に保ちながら当該仮想軸の周りに揺動する。

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。そして、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。

　また、従来、入力ディスクと、少なくとも一つの弓形溝を有すると共に入力ディスクに対して相対的に旋回可能なディスク（慣性質量体）と、ディスクの弓形溝により案内されるローラと、入力ディスクおよびローラに回転自在に連結された連結要素とを含むダンパ装置も知られている（例えば、特許文献２参照）。このダンパ装置は、特許文献１に記載されたダンパ装置において、第２リンクを弓形溝およびローラで置き換えたものに相当する。

特開２００１－２６３４２４号公報欧州特許出願公開第２８９９４２６号明細書

　特許文献１に記載された従来のダンパにおいて、クランク部材としての第１リンクおよび連接ロッドとしての第２リンクを平衡状態での位置に戻そうとする復元力は、両者に作用する遠心力の分力に依存するが、連接ロッドに作用する遠心力の分力は、クランク部材に作用する遠心力の分力に比べて小さい。このため、強度や耐久性を確保するために連接ロッドの重量（慣性モーメント）を増加させた場合、クランク部材に作用する遠心力の分力が連接ロッドを平衡状態での位置へと戻すのにも使われてしまい、クランク部材に作用する遠心力すなわち当該クランク部材の重量を大幅に増加させないと、ダンパの振動減衰性能が低下してしまうおそれがある。また、特許文献２に記載されたダンパ装置では、ローラを案内する弓形溝の内面に変曲点（曲率が変化する箇所）が存在することから、ローラが当該変曲点を通過する際に当該ローラと弓形溝の内面との接触位置が不規則に変化し、ローラの滑りや跳ねを生じてしまうおそれがある。そして、このようなローラの滑りや跳ねを生じると、ダンパ装置の振動減衰性能が低下してしまう。

　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、回転要素の振動を減衰する振動減衰装置であって、前記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、第１連結軸を介して前記支持部材に回転自在に連結される復元力発生部材と、前記回転中心の周りに回転可能な慣性質量体と、前記復元力発生部材および慣性質量体の一方により支持されると共に、該復元力発生部材および慣性質量体を相対回転自在に連結する第２連結軸と、前記復元力発生部材および慣性質量体の他方に形成され、前記支持部材の回転に伴って、前記第２連結軸が前記第１連結軸との軸間距離を一定に保ちながら該第１連結軸の周りに揺動すると共に前記慣性質量体に対する相対位置が不変となるように定められた仮想軸との軸間距離を一定に保ちながら該仮想軸の周りに揺動するように該第２連結軸をガイドするガイド部とを備えるものである。

　この振動減衰装置において、支持部材、復元力発生部材、慣性質量体、第１および第２連結軸、並びにガイド部は、実質的に、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する。従って、支持部材（回転要素）の回転に伴い、慣性質量体から、回転要素の振動とは逆位相の振動をガイド部、第２連結軸および復元力発生部材を介して支持部材と一体に回転する回転要素に付与し、回転要素の振動を減衰することが可能となる。そして、この振動減衰装置では、復元力発生部材および慣性質量体の双方に連結されるリンク、すなわち一般的な４節回転連鎖機構における連接部材を用いることなく、４節回転連鎖機構を構成することができる。従って、振動減衰装置全体の重量の増加や大型化を抑制することが可能となる。また、仮想軸には滑り軸受や転がり軸受といった軸受を設ける必要がないことから、第２連結軸と仮想軸との軸間距離、すなわち一般的な４節回転連鎖機構における連接部材の長さの設定の自由度を向上させることができる。従って、当該軸間距離の調整により振動減衰装置の振動減衰性能を容易に向上させることが可能となる。更に、復元力発生部材および慣性質量体の双方に連結されるリンクが不要となることで、復元力発生部材に作用する遠心力の分力が当該復元力発生部材および慣性質量体の双方に連結されるリンクを平衡状態での位置へと戻すのに使われることはない。従って、復元力発生部材の重量の増加を抑制しつつ、振動減衰装置の振動減衰性能を向上させることができる。また、第１連結軸との軸間距離と、仮想軸との軸間距離とをそれぞれ一定に保つように第２連結軸を仮想軸の周りに揺動させることで、ガイド部によって第２連結軸をスムースにガイドして振動減衰性能を良好に確保することが可能となる。この結果、この振動減衰装置では、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。

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。図１に示す発進装置の断面図である。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動作を説明するための正面図である。図６Ａ、図６Ｂ、図６Ｃは、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。本開示の他の振動減衰装置の動作を説明するための模式図である。図１０Ａ、図１０Ｂ、図１０Ｃは、本開示の他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。本開示の他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。本開示における更に他の振動減衰装置を説明するための模式図である。本開示における他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、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、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すなわち変速機ＴＭの入力軸ＩＳ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３ｓ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、ダンパ装置１０の入力要素であるドライブ部材１１に一体化されたクラッチドラムとしてのドラム部１１ｄ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の内面に固定される環状のクラッチハブ８２と、ドラム部１１ｄの内周面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の外周面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（セパレータプレート）８４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、すなわちロックアップピストン８０よりもダンパ装置１０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３ｓ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。そして、係合油室８７への係合油圧を高めることにより、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、上記ドラム部１１ｄを含むドライブ部材（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、トルク伝達要素として、同一円周上に周方向に間隔をおいて交互に配設されるそれぞれ複数（本実施形態では、例えば４個ずつ）の第１スプリング（第１弾性体）ＳＰ１および第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２を含む。第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２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、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２スプリングＳＰとしては、図示するように、いわゆる二重バネが採用されてもよい。

　ダンパ装置１０のドライブ部材１１は、外周側に上記ドラム部１１ｄを含む環状部材であり、内周部から周方向に間隔をおいて径方向内側に延出された複数（本実施形態では、例えば９０°間隔で４個）のスプリング当接部１１ｃを有する。中間部材１２は、環状の板状部材であり、外周部から周方向に間隔をおいて径方向内側に延出された複数（本実施形態では、例えば９０°間隔で４個）のスプリング当接部１２ｃを有する。中間部材１２は、ダンパハブ７により回転自在に支持され、ドライブ部材１１の径方向内側で当該ドライブ部材１１により包囲される。

　ドリブン部材１５は、図２に示すように、環状の第１ドリブンプレート１６と、図示しない複数のリベットを介して当該第１ドリブンプレート１６に一体に回転するように連結される環状の第２ドリブンプレート１７とを含む。第１ドリブンプレート１６は、板状の環状部材として構成されており、第２ドリブンプレート１７よりもタービンランナ５に近接するように配置され、タービンランナ５のタービンシェル５０と共にダンパハブ７に複数のリベットを介して固定される。第２ドリブンプレート１７は、第１ドリブンプレート１６よりも小さい内径を有する板状の環状部材として構成されており、当該第２ドリブンプレート１７の外周部が図示しない複数のリベットを介して第１ドリブンプレート１６に締結される。

　第１ドリブンプレート１６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４個）のスプリング収容窓１６ｗと、それぞれ対応するスプリング収容窓１６ｗの内周縁に沿って延びると共に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１６ａと、それぞれ対応するスプリング収容窓１６ｗの外周縁に沿って延びると共に周方向に間隔をおいて（等間隔に）並んで対応するスプリング支持部１６ａと第１ドリブンプレート１６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１６ｂと、複数（本実施形態では、例えば４個）のスプリング当接部１６ｃとを有する。第１ドリブンプレート１６の複数のスプリング当接部１６ｃは、周方向に沿って互いに隣り合うスプリング収容窓１６ｗ（スプリング支持部１６ａ，１６ｂ）の間に１個ずつ設けられる。

第２ドリブンプレート１７も、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４個）のスプリング収容窓１７ｗと、それぞれ対応するスプリング収容窓１７ｗの内周縁に沿って延びると共に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１７ａと、それぞれ対応するスプリング収容窓１７ｗの外周縁に沿って延びると共に周方向に間隔をおいて（等間隔に）並んで対応するスプリング支持部１７ａと第２ドリブンプレート１７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１７ｂと、複数（本実施形態では、例えば４個）のスプリング当接部１７ｃとを有する。第２ドリブンプレート１７の複数のスプリング当接部１７ｃは、周方向に沿って互いに隣り合うスプリング支持部１７ａ，１７ｂ（スプリング収容窓）の間に１個ずつ設けられる。なお、本実施形態において、ドライブ部材１１は、図２に示すように、第１ドリブンプレート１６を介してダンパハブ７により支持される第２ドリブンプレート１７の外周面により回転自在に支持され、これにより、当該ドライブ部材１１は、ダンパハブ７に対して調心される。

　ダンパ装置１０の取付状態において、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、ダンパ装置１０の周方向に沿って交互に並ぶように、ドライブ部材１１の互い隣り合うスプリング当接部１１ｃの間に１個ずつ配置される。また、中間部材１２の各スプリング当接部１２ｃは、互い隣り合うスプリング当接部１１ｃの間に配置されて対をなす（直列に作用する）第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の間で両者の端部と当接する。これにより、ダンパ装置１０の取付状態において、各第１スプリングＳＰ１の一端部は、ドライブ部材１１の対応するスプリング当接部１１ｃと当接し、各第１スプリングＳＰ１の他端部は、中間部材１２の対応するスプリング当接部１２ｃと当接する。また、ダンパ装置１０の取付状態において、各第２スプリングＳＰ２の一端部は、中間部材１２の対応するスプリング当接部１２ｃと当接し、各第２スプリングＳＰ２の他端部は、ドライブ部材１１の対応するスプリング当接部１１ｃと当接する。

　一方、第１ドリブンプレート１６の複数のスプリング支持部１６ａは、図２からわかるように、それぞれ対応する１組の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２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。また、複数のスプリング支持部１６ｂは、それぞれ対応する１組の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２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。更に、第２ドリブンプレート１７の複数のスプリング支持部１７ａは、図２からわかるように、それぞれ対応する１組の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２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。また、複数のスプリング支持部１７ｂは、それぞれ対応する１組の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２のロックアップピストン８０側の側部を外周側から支持（ガイド）する。

　また、ドリブン部材１５の各スプリング当接部１６ｃおよび各スプリング当接部１７ｃは、ダンパ装置１０の取付状態において、ドライブ部材１１のスプリング当接部１１ｃと同様に、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の間で両者の端部と当接する。これにより、ダンパ装置１０の取付状態において、各第１スプリングＳＰ１の上記一端部は、ドリブン部材１５の対応するスプリング当接部１６ｃ，１７ｃとも当接し、各第２スプリングＳＰ２の上記他端部は、ドリブン部材１５の対応するスプリング当接部１６ｃ，１７ｃ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と、中間部材１２と、複数の第２スプリングＳＰ２とを介してドライブ部材１１に連結され、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１２ｃを介して直列に連結される。なお、本実施形態では、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。

　更に、本実施形態のダンパ装置１０は、中間部材１２とドリブン部材１５との相対回転および第２スプリングＳＰ２の撓みを規制する第１ストッパと、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対回転を規制する第２ストッパとを含む。第１ストッパは、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に達した段階で中間部材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。また、第２ストッパは、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。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ストッパは、ドライブ部材１１と中間部材１２との相対回転および第１スプリングＳＰ１の撓みを規制するように構成されてもよい。また、ダンパ装置１０には、ドライブ部材１１と中間部材１２との相対回転および第１スプリングＳＰ１の撓みを規制するストッパと、中間部材１２とドリブン部材１５との相対回転および第２スプリングＳＰ２の撓みを規制するストッパとが設けられてもよい。

　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）としての第１ドリブンプレート１６と、それぞれ第１連結軸２１を介して第１ドリブンプレート１６に回転自在に連結される復元力発生部材（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、１体の環状の慣性質量体（第３リンク）２３と、それぞれ対応するクランク部材２２と慣性質量体２３とを相対回転自在に連結する複数（本実施形態では、例えば４個）の第２連結軸２４とを含む。

　第１ドリブンプレート１６は、図３に示すように、その外周面１６１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形成された複数（本実施形態では、例えば４個）の突出支持部１６２を有する。図示するように、各クランク部材２２の一方の端部は、対応する第１ドリブンプレート１６の突出支持部１６２に第１連結軸２１（図３参照）を介して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４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、本実施形態において、プレート部材２２０の外周縁の曲率半径は、慣性質量体２３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１６２および慣性質量体２３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２１により互いに連結される。本実施形態において、第１連結軸２１は、第１ドリブンプレート１６の突出支持部１６２に形成された滑り軸受け部としての連結孔（円孔）と、各プレート部材２２０に形成された滑り軸受け部としての連結孔（円孔）とに挿通されると共に両端がカシメられるリベットである。これにより、第１ドリブンプレート１６（ドリブン部材１５）と、各クランク部材２２とは、互いに回り対偶をなす。なお、第１連結軸２１は、突出支持部１６２と２枚のプレート部材２２０との一方に形成された滑り軸受け部としての連結孔とに挿通されると共に、他方により支持（嵌合または固定）されるものであってもよい。また、プレート部材２２０と第１連結軸２１との間および突出支持部１６２と第１連結軸２１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転がり軸受が配置されてもよい。

　慣性質量体２３は、金属板により形成された２枚の環状部材２３０を含み、慣性質量体２３（２枚の環状部材２３０）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定められる。図３および図４に示すように、環状部材２３０は、短尺円筒状（円環状）の本体２３１と、本体２３１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２３２とを有する。２枚の環状部材２３０は、突出部２３２同士が当該環状部材２３０の軸方向に対向するように図示しない固定具を介して連結される。

　各突出部２３２には、クランク部材２２と慣性質量体２３とを連結する第２連結軸２４をガイドするガイド部２３５が形成されている。ガイド部２３５は、円弧状に延びる開口部であり、凹曲面状のガイド面２３６と、当該ガイド面２３６よりも環状部材（第１ドリブンプレート１６）の径方向における内側（環状部材２３０の中心側）でガイド面２３６と対向する凸曲面状の支持面２３７と、ガイド面２３６および支持面２３７の両側で両者に連続する２つのストッパ面２３８とを含む。ガイド面２３６は、一定の曲率半径を有する凹円柱面である。支持面２３７は、円弧状に延びる凸曲面であり、ストッパ面２３８は、円弧状に延びる凹曲面である。図３に示すように、ガイド部２３５（ガイド面２３６、支持面２３７およびストッパ面２３８）は、ガイド面２３６の曲率中心と環状部材２３０の中心（第１ドリブンプレート１６の回転中心ＲＣ）とを通る直線に関して左右対称に形成される。そして、振動減衰装置２０では、ガイド面２３６の曲率中心を通って突出部２３２（環状部材２３０）に直交する直線が、２枚の環状部材２３０、すなわち慣性質量体２３に対する相対位置が不変となる（慣性質量体２３に対して移動しない）仮想軸２５として定められる。これにより、ガイド面２３６の曲率中心は仮想軸２５に一致する。

　第２連結軸２４は、中実（あるいは中空）の丸棒状に形成されると共に、両端から軸方向外側に突出する例えば丸棒状の２つの突起部２４ａを有する。図４に示すように、第２連結軸２４の２つの突起部２４ａは、それぞれクランク部材２２のプレート部材２２０に形成された連結孔（円孔）に嵌合（固定）される。本実施形態において、突起部２４ａが嵌合されるプレート部材２２０の連結孔は、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各プレート部材２２０に形成される。これにより、第１ドリブンプレート１６（突出支持部１６２）とクランク部材２２とを連結する第１連結軸２１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２１と、クランク部材２２と慣性質量体２３とを連結する第２連結軸２４との軸間距離（中心間距離）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２４に関して第１連結軸２１とは反対側に位置する。なお、第２連結軸２４の各突起部２４ａは、クランク部材２２のプレート部材２２０に形成された滑り軸受け部としての連結孔（円孔）に挿通されてもよい。すなわち、第２連結軸２４は、２枚のプレート部材すなわちクランク部材２２により両側から回転自在に支持されてもよい。更に、プレート部材２２０と、第２連結軸２４の突起部２４ａとの間にボールベアリング等の転がり軸受が配置されてもよい。

　図４に示すように、第２連結軸２４は、複数のコロ（転動体）２６を介して円筒状の外輪２７を回転自在に支持する。外輪２７の外径は、上記ガイド部２３５のガイド面２３６と支持面２３７との間隔よりも僅かに小さく定められる。第２連結軸２４および外輪２７は、クランク部材２２により支持されると共に、当該外輪２７がガイド面２３６上を転動するように慣性質量体２３の対応するガイド部２３５内に配置される。これにより、慣性質量体２３は、第１ドリブンプレート１６の回転中心ＲＣと同軸かつ当該回転中心ＲＣの周りに回転自在に配置されることになる。また、複数のコロ２６、外輪２７および第２連結軸２４は、転がり軸受を構成することから、クランク部材２２と慣性質量体２３との相対回転が許容され、各クランク部材２２と慣性質量体２３とは、互いに回り対偶をなす。なお、第２連結軸２４と外輪２７との間には、複数のコロ２６の代わりに複数のボールが配設されてもよい。

　上述のように、振動減衰装置２０では、第１ドリブンプレート１６（ドリブン部材１５）と、各クランク部材２２とが互いに回り対偶をなし、各クランク部材２２と慣性質量体２３のガイド部２３５によりガイドされる第２連結軸２４とが互いに回り対偶をなす。また、慣性質量体２３は、第１ドリブンプレート１６の回転中心ＲＣの周りに回転自在に配置される。これにより、第１ドリブンプレート１６が一方向に回転すると、各第２連結軸２４は、慣性質量体２３のガイド部２３５によりガイドされながら第２リンクに連動し、第１連結軸２１との軸間距離を一定に保ちながら当該第１連結軸２１の周りに揺動（往復回転運動）すると共に仮想軸２５との軸間距離を一定に保ちながら当該仮想軸２５の周りに揺動（往復回転運動）する。すなわち、各クランク部材２２は、第２連結軸２４の移動に応じて第１連結軸２１の周りに揺動し、仮想軸２５および慣性質量体２３は、移動する第２連結軸２４の周りに揺動すると共に、第１ドリブンプレート１６の回転中心ＲＣ周りに揺動（往復回転運動）することになる。この結果、第１ドリブンプレート１６、クランク部材２２、慣性質量体２３、第１および第２連結軸２１，２４、並びにガイド部２３５は、実質的に、第１ドリブンプレート１６を固定節とする４節回転連鎖機構を構成する。

　更に、第１ドリブンプレート１６の回転中心ＲＣと第１連結軸２１との軸間距離を“Ｌ１”とし、第１連結軸２１と第２連結軸２４との軸間距離を“Ｌ２”とし、第２連結軸２４と仮想軸２５との軸間距離を“Ｌ３”とし、仮想軸２５と回転中心ＲＣとの軸間距離を“Ｌ４”としたときに（図２参照）、本実施形態では、第１ドリブンプレート１６、クランク部材２２、慣性質量体２３、第２連結軸２４および慣性質量体２３のガイド部２３５が、Ｌ１＋Ｌ２＞Ｌ３＋Ｌ４という関係を満たすように構成される。また、本実施形態では、第２連結軸２４と仮想軸２５との軸間距離Ｌ３（ガイド面２３６の曲率半径－外輪２７の半径）が、軸間距離Ｌ１，Ｌ２およびＬ４よりも短く、かつ各クランク部材２２および慣性質量体２３の動作に支障のない範囲で、できるだけ短く定められる。更に、本実施形態において、第１リンクとしての第１ドリブンプレート１６（突出支持部１６２）は、回転中心ＲＣと第１連結軸２１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、第１ドリブンプレート１６、クランク部材２２、慣性質量体２３、第１および第２連結軸２１，２４、並びにガイド部２３５は、実質的に、第２連結軸２４と仮想軸２５とを結ぶ線分（仮想リンク）と対向する第１ドリブンプレート１６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、第１連結軸２１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の第１および第２連結軸２１，２４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、第２連結軸２４の中心と、仮想軸２５の中心と、第１ドリブンプレート１６の回転中心ＲＣとが一直線上に位置する。更に、本実施形態の振動減衰装置２０は、第２連結軸２４の中心、仮想軸２５の中心および第１ドリブンプレート１６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２１の中心から第２連結軸２４の中心に向かう方向と、第２連結軸２４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。

　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、ドライブ部材１１、第１スプリングＳＰ１、中間部材１２、第２スプリングＳＰ２、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への入力トルクがトルクＴ１に達するまで、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間で、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２が中間部材１２を介して直列に作用する。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ダンパ装置１０の第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２により減衰（吸収）される。また、ドライブ部材１１への入力トルクがトルクＴ１以上になると、当該入力トルクがトルクＴ２に達するまで、エンジンＥＧからのトルクの変動がダンパ装置１０の第１スプリングＳＰ１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の第１ドリブンプレート１６（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、第１ドリブンプレート１６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および慣性質量体２３が第１ドリブンプレート１６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から第１ドリブンプレート１６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２３の揺動の次数（振動次数ｑ）がエンジンＥＧから第１ドリブンプレート１６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（第１ドリブンプレート１６）の回転数に拘わらず、エンジンＥＧから第１ドリブンプレート１６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の第１ドリブンプレート１６、各クランク部材２２、慣性質量体２３、第１および第２連結軸２１，２４、並びにガイド部２３５は、実質的に、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、第１ドリブンプレート１６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２３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２１の周りに第１ドリブンプレート１６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２４やガイド部２３５を介して慣性質量体２３に伝達されることで、当該慣性質量体２３は、回転中心ＲＣの周りに第１ドリブンプレート１６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、第１ドリブンプレート１６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２１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２４やガイド部２３５を介して慣性質量体２３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２１の中心からクランク部材２２の重心Ｇ（第２連結軸２４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、第１ドリブンプレート１６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２１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から第１ドリブンプレート１６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２３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２１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２３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）に応じて定まる平衡状態での位置を中心とした揺動の範囲の一端から図６Ｂに示す平衡状態での位置へと戻る。

　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からの振動により第１ドリブンプレート１６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２３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２１の周りに第１ドリブンプレート１６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の運動が第２連結軸２４やガイド部２３５を介して慣性質量体２３に伝達されることで、当該慣性質量体２３は、図６Ｃおよび図８に示すように、第１ドリブンプレート１６の回転中心ＲＣの周りに第１ドリブンプレート１６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２４やガイド部２３５を介して慣性質量体２３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２１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２３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２１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２３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）に応じて定まる平衡状態での位置を中心とした揺動の範囲の他端から図６Ｂに示す平衡状態での位置へと戻る。

　このように、第１ドリブンプレート１６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から第１ドリブンプレート１６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２１の周りに揺動（往復回転運動）し、慣性質量体２３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の周りに第１ドリブンプレート１６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２３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２３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ガイド部２３５、各第２連結軸２４および各クランク部材２２を介して第１ドリブンプレート１６に付与し、当該第１ドリブンプレート１６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他の振動減衰装置（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２３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２１の周りに第１ドリブンプレート１６とは常に逆方向に揺動（往復回転運動）する。更に、上記他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２１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、上記他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２１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、上記他の振動減衰装置では、各クランク部材２２や慣性質量体２３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２３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２３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、第１ドリブンプレート１６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２１周りの振れ角θすなわち揺動範囲は、慣性質量体２３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、第２連結軸２４および慣性質量体２３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２３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ることから、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２１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（上記他の振動減衰装置）に比べて、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２３）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２３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２１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２１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２３が回転中心ＲＣの周りに常に第１ドリブンプレート１６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２１の周りに第１ドリブンプレート１６と逆方向に（逆位相で）回転するだけではなく、第１ドリブンプレート１６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２３と同様に第１連結軸２１の周りに第１ドリブンプレート１６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２４と仮想軸２５との軸間距離Ｌ３を、回転中心ＲＣと第１連結軸２１との軸間距離Ｌ１、第１連結軸２１と第２連結軸２４との軸間距離Ｌ２、仮想軸２５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。更に、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２１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２１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。加えて、軸間距離Ｌ３をより短くすることで、各クランク部材２２および質量体の揺動の周期を一定にする（等時性を保つ）ことができる。

　更に、振動減衰装置２０では、回転中心ＲＣと第１連結軸２１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を第１ドリブンプレート１６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２４）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の重量の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２１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２１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に比べて（図１３参照）、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、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上記復元力Ｆｒに対する影響を良好に小さくすることが可能となる。

　更に、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２３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２４の中心、仮想軸２５の中心および第１ドリブンプレート１６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２１の中心から第２連結軸２４の中心に向かう方向と、第２連結軸２４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、第１ドリブンプレート１６の回転数が低いときに、慣性質量体２３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、第１ドリブンプレート１６の回転数が比較的低いうちから、慣性質量体２３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。

　そして、振動減衰装置２０では、クランク部材２２および慣性質量体２３の双方に連結されるリンク、すなわち一般的な４節回転連鎖機構における連接ロッドを用いることなく、４節回転連鎖機構を構成することができる。従って、振動減衰装置２０では、厚みや重量を増やして当該連接ロッドの強度や耐久性を確保する必要がなくなることから、装置全体の重量の増加や大型化を良好に抑制することが可能となる。加えて、連接ロッドを含まない振動減衰装置２０では、当該連接ロッドの重量（慣性モーメント）の増加によりクランク部材２２の重心Ｇが回転中心ＲＣ側に移動することに起因して復元力Ｆｒが低下するのを抑制し、振動減衰性能を良好に確保することができる。また、連接ロッドを含む振動減衰装置では、当該連接ロッドの両端に滑り軸受や転がり軸受といった軸受を設ける必要があることから、連接ロッドの長さの設定の自由度が低下してしまい、ダンパの振動減衰性能を向上させることが困難になることがある。これに対して、振動減衰装置２０の仮想軸２５には滑り軸受や転がり軸受といった軸受を設ける必要がないことから、第２連結軸２４と仮想軸２５との軸間距離Ｌ３、すなわち一般的な４節回転連鎖機構における連接ロッドの長さの設定の自由度を向上させて、軸間距離Ｌ３を容易に短くすることが可能となる。従って、当該軸間距離Ｌ３の調整により振動減衰装置２０の振動減衰性能を容易に向上させることができる。更に、クランク部材２２および慣性質量体２３の双方に連結されるリンク（連接ロッド）が不要となることで、クランク部材２２に作用する遠心力の分力が当該クランク部材２２および慣性質量体２３の双方に連結されるリンクを平衡状態での位置へと戻すのに使われることはない。従って、クランク部材２２の重量の増加を抑制しつつ、振動減衰装置２０の振動減衰性能を向上させることができる。また、第１連結軸２１との軸間距離と、仮想軸２５との軸間距離とをそれぞれ一定に保つように第２連結軸２４を仮想軸２５の周りに揺動させることで、ガイド部２３５によって第２連結軸２４をスムースにガイドして振動減衰性能を良好に確保することが可能となる。この結果、振動減衰装置２０では、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。

　また、振動減衰装置２０において、慣性質量体２３のガイド部２３５は、一定の曲率半径を有する凹曲面状のガイド面２３６を含み、第２連結軸２４は、第１ドリブンプレート１６の回転に伴ってガイド面２３６に沿って移動する。これにより、第１ドリブンプレート１６の回転に伴って、第１連結軸２１との軸間距離Ｌ２を一定にしながら当該第１連結軸２１の周りに第２連結軸２４を揺動させると共に、仮想軸２５との軸間距離Ｌ３を一定にしながら当該仮想軸２５の周りに第２連結軸２４を揺動させることが可能となる。そして、ガイド面２３６を曲率が一定の凹曲面状に形成することで、滑りや跳ねの発生を抑制しながらガイド面２３６上で外輪２７をスムースに転動させることが可能となり、ガイド部２３５により第２連結軸２４をスムースにガイドしてトルク変動を安定化させ、それにより振動減衰性能を良好に確保することができる。ただし、ガイド面２３６は、必ずしも一定の曲率半径を有する凹円柱面である必要はなく、第２連結軸２４を上述のように移動させるものであれば、例えば曲率半径が段階的あるいは徐々に変化するように形成された凹曲面であってもよい。

　更に、振動減衰装置２０は、複数のコロ（転動体）２６と、複数のコロ２６を介して第２連結軸２４により回転自在に支持されると共に、ガイド面２３６上を転動する外輪２７を含み、複数のコロ２６、外輪２７および第２連結軸２４は、転がり軸受を構成する。これにより、第２連結軸２４に作用する遠心力に基づく引張荷重が大きくなったとしても、第２連結軸２４周辺での摩擦による損失を低下させることができる。この結果、振動減衰装置２０の振動次数ｑを減衰されるべき狙いの振動の次数により近づけて振動減衰性能を良好に向上させることが可能となる。

　本発明者らの解析によれば、上記振動減衰装置２０の第２連結軸２４に作用する遠心力に基づく引張荷重は比較的大きく、当該第２連結軸２４の支持構造として上述のような転がり軸受構造を採用することは、第２連結軸２４周辺での摩擦による損失を低下させて所望の振動次数ｑを得る上で極めて有用であることが判明している。加えて、本発明者らの解析によれば、第１連結軸２１に作用する遠心力に基づく引張荷重は、第２連結軸２４に作用する遠心力に基づく引張荷重に比べて充分に小さいことが判明している。従って、第１連結軸２１の支持構造として、上述のような第１ドリブンプレート１６およびクランク部材２２に設けられた滑り軸受部を採用することができる。これにより、第１連結軸２１周辺の構成を簡素化して、装置全体を小型・軽量化することが可能となる。

　また、慣性質量体２３のガイド部２３５は、ガイド面２３６よりも第１ドリブンプレート１６や当該慣性質量体２３の径方向における内側でガイド面２３６と対向する凸曲面状の支持面２３７を含む。これにより、第１ドリブンプレート１６（ドリブン部材１５）の回転速度が低い時や静止時に支持面２３７により第２連結軸２４を支持して、クランク部材２２および慣性質量体２３をより適正に揺動させることが可能となる。

　更に、ガイド部２３５を慣性質量体２３に形成すると共に、第２連結軸２４をクランク部材２２に支持させることで、要求されるクランク部材２２および慣性質量体２３の重量（慣性モーメント）を確保しつつ、装置全体の重量の増加や大型化を抑制することが可能となる。ただし、ガイド部２３５は、クランク部材２２に形成されてもよく、第２連結軸２４は、慣性質量体２３により支持されてもよい。

　また、上記実施形態のように、環状の慣性質量体２３を用いることで、慣性質量体２３（環状部材２３０）に作用する遠心力（および遠心液圧）の当該慣性質量体２３の揺動に対する影響を無くすと共に、慣性質量体２３の重量の増加を抑制しつつ当該慣性質量体２３の慣性モーメントを大きくすることが可能となる。加えて、環状の慣性質量体２３を隣り合う突出支持部１６２の間に延在する第１ドリブンプレート１６の外周面１６１よりも径方向外側に配置することで、慣性質量体２３の重量の増加を抑制しつつ当該慣性質量体２３の慣性モーメントを大きくすることができる。

　更に、上記実施形態において、クランク部材２２は、第１ドリブンプレート１６の軸方向に対向する２枚のプレート部材２２０を含み、慣性質量体２３は、２枚のプレート部材２２０の軸方向における間に互いに対向するように配置される２枚の環状部材２３０を含む。加えて、第１ドリブンプレート１６は、２枚の環状部材２３０の軸方向における間に配置される１枚の板状部材とされる。これにより、一般的な４節回転連鎖機構における連接ロッドの省略により振動減衰装置２０の軸長の増加を抑制しつつ、１枚の第１ドリブンプレート１６の両側にクランク部材２２および慣性質量体２３をバランスよく配置し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、本発明者らの解析によれば、振動減衰装置２０において、外輪２７とガイド面２３６との接触部が回転中心ＲＣに近づくほど、ガイド面２３６に対して外輪２７が滑りやすくなることが判明している。従って、振動減衰装置２０は、ガイド部２３５によりガイドされて第２連結軸２４が仮想軸２５の周りに揺動する際に、当該第２連結軸２４の中心が、仮想軸２５を通って回転中心ＲＣと仮想軸２５とを結ぶ線分と直交する直線（図６Ａ、図６Ｂおよび図６Ｃにおける破線参照）よりも回転中心ＲＣ側に位置しないように設計されてもよい。すなわち、振動減衰装置２０は、第２連結軸２４が慣性質量体２３に対して平衡状態から両側にそれぞれ９０°以下の振れ角で仮想軸２５の周りに回動するように設計されてもよい。これにより、第２連結軸２４の揺動範囲の全体で外輪２７をガイド面２３６上で滑りなく転動させて当該第２連結軸２４をスムースに移動させることができるので、振動減衰性能を良好に確保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２３の振れ角が大きくなると、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２３を回転中心周りにある初期角度（慣性質量体２３の回転中心周りの振れ角に相当する角度）だけ回転させた状態を初期状態として、第１ドリブンプレート１６に振動成分を含まないトルクを付与して当該第１ドリブンプレート１６を一定の回転数で回転させた場合、慣性質量体２３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、上述の軸間距離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）ごとに第１ドリブンプレート１６に振動成分を含まないトルクを付与し当該第１ドリブンプレート１６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２３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２３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２３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２３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２３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。

　これに対して、比率ρ＝０．２０のモデルでは、慣性質量体２３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２３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２１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２１と第２連結軸２４との軸間距離Ｌ２に一致させることで、第１連結軸２１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２１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２１，２４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２１，２４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２４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２１の中心から第２連結軸２４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、上記ガイド部２３５は、ガイド面２３６と対向する凸曲面状の支持面２３７およびストッパ面２３８を含むが、図１６に示すように、当該支持面２３７およびストッパ面２３８は省略されてもよい。図１６に示す環状部材２３０Ｘの突出部２３２に形成されるガイド部２３５Ｘは、一定の曲率半径を有する凹曲面状（凹円柱面状）のガイド面２３６を有する概ね半円状の切り欠きとされる。これにより、第２連結軸２４をガイドするガイド部２３５Ｘの構造、ひいては振動減衰装置２０の構造を簡素化することが可能となる。なお、ガイド部２３５Ｘと同様のガイド部がクランク部材２２のプレート部材２２０に形成されてもよいことはいうまでもない。

　更に、上記実施形態において、環状の慣性質量体２３は、第１ドリブンプレート１６により回転自在により支持（調心）されるように構成されてもよい。これにより、クランク部材２２が揺動する際に、慣性質量体２３を第１ドリブンプレート１６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。この場合、２枚の環状部材２３０の本体２３１の軸方向における間に、第１ドリブンプレート１６の突出支持部１６２の外周面に摺接するスペーサを配置（固定）してもよく、２枚の環状部材２３０の突出部２３２の軸方向における間に、第１ドリブンプレート１６の外周面１６１に摺接するスペーサを配置（固定）してもよい。

　また、上記振動減衰装置２０において、環状の慣性質量体２３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）、第２連結軸２４およびガイド部２３５を介して第１ドリブンプレート１６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、この場合、第１ドリブンプレート１６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、クランク部材２２に作用する復元力Ｆｒが低下することになるが、振動減衰装置２０は、Ｌ１＋Ｌ２＜Ｌ３＋Ｌ４（図９、図１０Ａ、図１０Ｂおよび図１０Ｃ参照）を満たすように構成されてもよい。これにより、４節回転連鎖機構における思案点を無くして第２および第３リンクを安定かつスムースに揺動させることが可能となる。この場合、軸間距離Ｌ２は、軸間距離Ｌ１，Ｌ３およびＬ４よりも短くされるとよい。このような関係を満たす場合、第１ドリブンプレート１６、各クランク部材２２、慣性質量体２３、第１および第２連結軸２１，２４、並びにガイド部２３５は、実質的に、第１ドリブンプレート１６（回転要素）を固定節とすると共にクランク部材２２の揺動運動を慣性質量体２３の揺動運動に変換するてこクランク機構を構成する。これにより、平衡状態での位置からクランク部材２２が第１ドリブンプレート１６（回転要素）に対して揺動し始めた際に、慣性質量体２３に作用する回転中心ＲＣ周りのモーメントをより一層大きくすると共に、クランク部材２２が揺動範囲における一端に達した際に慣性質量体２３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。

　また、上記実施形態では、ダンパ装置１０の回転要素である第１ドリブンプレート１６自体が振動減衰装置２０の第１リンクとなるが、これに限られるものではない。すなわち、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２３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、中間部材１２あるいは第１ドリブンプレート１６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。

　そして、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に連結されてもよく、中間部材１２に連結されてもよい。また、振動減衰装置２０は、図１７に示すダンパ装置１０Ｂに適用されてもよい。図１７のダンパ装置１０Ｂは、上記ダンパ装置１０から中間部材１２を省略したものに相当し、回転要素としてドライブ部材（入力要素）１１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とドリブン部材１５との間に配置されるスプリングＳＰ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のドリブン部材１５に連結されてもよく、ドライブ部材１１に連結されてもよい。

　更に、振動減衰装置２０は、図１８に示すダンパ装置１０Ｃに適用されてもよい。図１８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２中間部材１２２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、および第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のドリブン部材１５に連結されてもよく、ドライブ部材１１、第１中間部材１２１あるいは第２中間部材１２２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の重量の増加を抑制しつつ、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、回転要素（１５，１６）の振動を減衰する振動減衰装置（２０）であって、前記回転要素（１５，１６）の回転中心（ＲＣ）の周りに該回転要素（１５，１６）と一体に回転する支持部材（１６）と、第１連結軸（２１）を介して前記支持部材（１６）に回転自在に連結される復元力発生部材（２２）と、前記回転中心（ＲＣ）の周りに回転可能な慣性質量体（２３）と、前記復元力発生部材および慣性質量体（２２，２３）の一方により支持されると共に、該復元力発生部材および慣性質量体（２２，２３）を相対回転自在に連結する第２連結軸（２４）と、前記復元力発生部材および慣性質量体（２２，２３）の他方に形成され、前記支持部材（１６）の回転に伴って、前記第２連結軸（２４）が前記第１連結軸（２１）との軸間距離（Ｌ２）を一定に保ちながら該第１連結軸（２１）の周りに揺動すると共に前記慣性質量体（２３）に対する相対位置が不変となるように定められた仮想軸（２５）との軸間距離（Ｌ３）を一定に保ちながら該仮想軸（２５）の周りに揺動するように該第２連結軸（２４）をガイドするガイド部（２３５）とを備えるものである。

　この振動減衰装置において、支持部材（回転要素）が一方向に回転すると、第２連結軸は、ガイド部によりガイドされながら復元力発生部材に連動することで、第１連結軸との軸間距離を一定に保ちながら当該第１連結軸の周りに揺動（往復回転運動）すると共に慣性質量体に対する相対位置が不変となる仮想軸との軸間距離を一定に保ちながら当該仮想軸の周りに揺動（往復回転運動）する。すなわち、復元力発生部材は、第２連結軸の移動に応じて第１連結軸の周りに揺動し、仮想軸および慣性質量体は、移動する第２連結軸の周りに揺動すると共に、回転要素（支持部材）の回転中心周りに揺動（往復回転運動）することになる。この結果、支持部材、復元力発生部材、慣性質量体、第１および第２連結軸、並びにガイド部は、実質的に、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する。従って、支持部材（回転要素）の回転に伴い、慣性質量体から、回転要素の振動とは逆位相の振動をガイド部、第２連結軸および復元力発生部材を介して支持部材と一体に回転する回転要素に付与し、回転要素の振動を減衰することが可能となる。

　そして、この振動減衰装置では、復元力発生部材および慣性質量体の双方に連結されるリンク、すなわち一般的な４節回転連鎖機構における連接部材を用いることなく、４節回転連鎖機構を構成することができる。従って、振動減衰装置全体の重量の増加や大型化を抑制することが可能となる。また、仮想軸には滑り軸受や転がり軸受といった軸受を設ける必要がないことから、第２連結軸と仮想軸との軸間距離、すなわち一般的な４節回転連鎖機構における連接部材の長さの設定の自由度を向上させることができる。従って、当該軸間距離の調整により振動減衰装置の振動減衰性能を容易に向上させることが可能となる。更に、復元力発生部材および慣性質量体の双方に連結されるリンクが不要となることで、復元力発生部材に作用する遠心力の分力が当該復元力発生部材および慣性質量体の双方に連結されるリンクを平衡状態での位置へと戻すのに使われることはない。従って、復元力発生部材の重量の増加を抑制しつつ、振動減衰装置の振動減衰性能を向上させることができる。また、第１連結軸との軸間距離と、仮想軸との軸間距離とをそれぞれ一定に保つように第２連結軸を仮想軸の周りに揺動させることで、ガイド部によって第２連結軸をスムースにガイドして振動減衰性能を良好に確保することが可能となる。この結果、この振動減衰装置では、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。なお、支持部材は、回転要素自体であってもよく、回転要素とは別体の部材であってもよい。

　また、前記振動減衰装置（２０）は、前記ガイド部（２３５）によりガイドされて前記第２連結軸（２４）が前記仮想軸（２５）の周りに揺動する際に、前記第２連結軸（２４）の中心が、前記仮想軸（２５）を通って前記回転中心（ＲＣ）と前記仮想軸（２５）とを結ぶ線分と直交する直線よりも前記回転中心（ＲＣ）側に位置しないように設計されてもよい。これにより、第２連結軸をその揺動範囲の全体でスムースに移動させることができるので、振動減衰性能を良好に確保することが可能となる。

　更に、前記ガイド部（２３５）は、凹円柱面状のガイド面（２３６）を含んでもよく、前記第２連結軸（２４）は、前記支持部材（１６）の回転に伴って前記ガイド面（２３６）に沿って移動してもよい。これにより、支持部材（回転要素）の回転に伴って、第１連結軸との軸間距離を一定にしながら当該第１連結軸の周りに第２連結軸を揺動させると共に、仮想軸との軸間距離を一定にしながら当該仮想軸の周りに第２連結軸を揺動させることが可能となる。そして、ガイド面を曲率が一定の凹円柱面状に形成することで、ガイド部により第２連結軸をスムースにガイドしてトルク変動を安定化させ、それにより振動減衰性能を良好に確保することができる。

　また、前記振動減衰装置（２０）は、複数の転動体（２６）と、前記複数の転動体（２６）を介して前記第２連結軸（２４）により回転自在に支持されると共に前記ガイド面（２３６）上を転動する外輪（２７）とを更に備えてもよい。かかる振動減衰装置において、ボールやコロといった複数の転動体、外輪および第２連結軸は、転がり軸受を構成する。これにより、第２連結軸に作用する遠心力に基づく引張荷重が大きくなったとしても、第２連結軸周辺での摩擦による損失を低下させることができる。この結果、振動減衰装置の振動次数を減衰されるべき狙いの振動の次数により近づけて振動減衰性能を良好に向上させることが可能となる。

　更に、前記ガイド部（２３５）は、前記ガイド面（２３６）よりも前記回転要素（１５，１６）の径方向における内側で該ガイド面（２３６）と対向する凸曲面状の支持面（２３７）を含んでもよい。これにより、回転要素（支持部材）の回転速度が低い時や静止時に支持面により第２連結軸を支持して、復元力発生部材および慣性質量体をより適正に揺動させることが可能となる。ただし、支持面は、ガイド部から省略されてもよい。

　また、前記第１連結軸（２１）は、前記支持部材および復元力発生部材（１６，２２）の少なくとも何れか一方に設けられた滑り軸受部により回転自在に支持されてもよい。これにより、第１連結軸周辺の構成を簡素化して、装置全体を小型・軽量化することが可能となる。

　更に、前記慣性質量体（２３）は、少なくとも１つの環状部材（２３０）を含んでもよい。これにより、慣性質量体に作用する遠心力（および遠心液圧）の当該慣性質量体の揺動に対する影響を無くすと共に、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（復元力発生部材に作用する遠心力の分力）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、前記復元力発生部材（２２）は、前記回転要素（１５，１６）の軸方向に対向する２枚のプレート部材（２２０）を含んでもよく、前記慣性質量体（２３）は、前記２枚のプレート部材（２２０）の前記軸方向における間に互いに対向するように配置される２枚の環状部材（２３０）を含んでもよく、前記支持部材（１６）は、前記２枚の環状部材（２３０）の前記軸方向における間に配置される１枚の板状部材であってもよい。これにより、一般的な４節回転連鎖機構における連接部材の省略により振動減衰装置の軸長の増加を抑制しつつ、１枚の支持部材の両側に復元力発生部材および慣性質量体をバランスよく配置し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、前記ガイド部（２３５）は、前記慣性質量体（２３）に形成されてもよく、前記第２連結軸（２４）は、前記復元力発生部材（２２）により支持されてもよい。これにより、要求される復元力発生部材および慣性質量体の重量（慣性モーメント）を確保しつつ、装置全体の重量の増加や大型化を抑制することが可能となる。ただし、前記ガイド部は、前記復元力発生部材に形成されてもよく、前記第２連結軸は、前記慣性質量体により支持されてもよい。

　更に、前記支持部材（１６）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上記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、当該ダンパ装置と上記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。

　また、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。

　更に、前記振動減衰装置（２０）の平衡状態では、前記支持部材（１６）の回転に伴って前記復元力発生部材（２２）に作用する遠心力の前記第１連結軸（２１）の中心から該復元力発生部材（２２）の重心（Ｇ）に向かう方向と直交する方向の分力がゼロよりも大きくなってもよい。すなわち、上述のような振動減衰装置では、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第１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、復元力発生部材やそれに連結される慣性質量体を平衡状態での位置へと戻す復元力（モーメント）として作用する。従って、平衡状態における当該遠心力の分力がゼロよりも大きくなるように振動減衰装置を構成すれば、平衡状態で復元力発生部材に作用する上記遠心力の分力がゼロになる場合に比べて、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。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。ただし、本開示の振動減衰装置は、平衡状態で復元力発生部材に作用する遠心力の第１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、前記復元力発生部材（２２）は、前記平衡状態での位置と、該平衡状態での位置から前記第１連結軸（２１）の周りの一方向に回転した折り返し位置との間で当該第１連結軸（Ａ１）の周りに揺動してもよく、前記慣性質量体（２４）は、前記平衡状態での位置を中心とした揺動範囲内で前記回転中心（ＲＣ）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、前記回転要素（１５，１６）の前記回転中心（ＲＣ）と前記第１連結軸（２１）との軸間距離を“Ｌ１”とし、前記第１連結軸（２１）と前記第２連結軸（２４）との軸間距離を“Ｌ２”とし、前記第２連結軸（２４）と前記仮想軸（２５）との軸間距離を“Ｌ３”とし、前記仮想軸（２５）と前記回転中心（ＲＣ）との軸間距離を“Ｌ４”としたときに、前記振動減衰装置（２０）は、Ｌ１＋Ｌ２＞Ｌ３＋Ｌ４を満たしてもよい。

　このように、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第１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、かかる振動減衰装置では、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。

　更に、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。そして、本開示の振動減衰装置では、仮想軸に滑り軸受や転がり軸受といった軸受を設ける必要がないことから、軸間距離Ｌ３を容易に短くすることができる。

　また、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、第１連結軸の中心を通ると共に上記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。

　更に、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。

　また、前記振動減衰装置（２０）は、Ｌ１＋Ｌ２＜Ｌ３＋Ｌ４を満たすものであってもよい。これにより、４節回転連鎖機構における思案点を無くして復元力発生部材および慣性質量体を安定かつスムースに揺動させることが可能となる。この場合、前記軸間距離Ｌ２は、前記軸間距離Ｌ１，Ｌ３およびＬ４よりも短くてもよい。かかる振動減衰装置において、支持部材、復元力発生部材、慣性質量体、第１および第２連結軸、並びにガイド部は、実質的に、支持部材（回転要素）を固定節とすると共に復元力発生部材の揺動運動を慣性質量体の揺動運動に変換するてこクランク機構を構成する。従って、かかる振動減衰装置では、平衡状態での位置から復元力発生部材が支持部材に対して揺動し始めた際に、慣性質量体に作用する上記回転中心周りのモーメントをより一層大きくすると共に、復元力発生部材が揺動範囲における一端に達した際に慣性質量体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。

　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

　回転要素の振動を減衰する振動減衰装置であって、
　前記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、
　第１連結軸を介して前記支持部材に回転自在に連結される復元力発生部材と、
　前記回転中心の周りに回転可能な慣性質量体と、
　前記復元力発生部材および慣性質量体の一方により支持されると共に、該復元力発生部材および慣性質量体を相対回転自在に連結する第２連結軸と、
　前記復元力発生部材および慣性質量体の他方に形成され、前記支持部材の回転に伴って、前記第２連結軸が前記第１連結軸との軸間距離を一定に保ちながら該第１連結軸の周りに揺動すると共に前記慣性質量体に対する相対位置が不変となるように定められた仮想軸との軸間距離を一定に保ちながら該仮想軸の周りに揺動するように該第２連結軸をガイドするガイド部と、
　を備える振動減衰装置。
　請求項１に記載の振動減衰装置において、
　前記ガイド部によりガイドされて前記第２連結軸が前記仮想軸の周りに揺動する際に、前記第２連結軸の中心が、前記仮想軸を通って前記回転中心と前記仮想軸とを結ぶ線分と直交する直線よりも前記回転中心側に位置しないように設計される振動減衰装置。
　請求項１または２に記載の振動減衰装置において、
　前記ガイド部は、凹円柱面状のガイド面を含み、
　前記第２連結軸は、前記支持部材の回転に伴って前記ガイド面に沿って移動する振動減衰装置。
　請求項３に記載の振動減衰装置において、
　複数の転動体と、前記複数の転動体を介して前記第２連結軸により回転自在に支持されると共に前記ガイド面上を転動する外輪とを更に備える振動減衰装置。
　請求項３または４に記載の振動減衰装置において、
　前記ガイド部は、前記ガイド面よりも前記回転要素の径方向における内側で該ガイド面と対向する凸曲面状の支持面を含む振動減衰装置。
　請求項１から５の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
　前記第１連結軸は、前記支持部材および復元力発生部材の少なくとも何れか一方に設けられた滑り軸受部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６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、少なくとも１つの環状部材を含む振動減衰装置。
　請求項１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８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、前記回転要素の軸方向に対向する２枚のプレート部材を含み、
　前記慣性質量体は、前記２枚のプレート部材の前記軸方向における間に互いに対向するように配置される２枚の環状部材を含み、
　前記支持部材は、前記２枚の環状部材の前記軸方向における間に配置される１枚の板状部材である振動減衰装置。
　請求項１から９の何れか一項に記載の振動減衰装置において、
　前記ガイド部は、前記慣性質量体に形成され、前記第２連結軸は、前記復元力発生部材により支持される振動減衰装置。
　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１１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１１または１２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。