WO2018079040A1

WO2018079040A1 - ダンパ装置

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Publication number: WO2018079040A1
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Inventors: 卓也吉川; 亜樹小川; 亮輔大塚; 晃祥加藤; 陽一大井; 雅樹輪嶋
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Current assignee: Aisin AW Co Ltd; Aisin AW Industries Co Ltd
Priority date: 2016-10-27
Filing date: 2017-08-24
Publication date: 2018-05-03
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Abstract

ダンパ装置は、エンジンからのトルクが伝達される入力要素と、中間要素と、出力要素と、入力要素と中間要素との間でトルクを伝達する第１弾性体と、中間要素と出力要素との間でトルクを伝達する第２弾性体と、入力要素と出力要素との相対回転に応じて回転する質量体を有し、入力要素と出力要素との間に、第１弾性体、中間要素および第２弾性体を含むトルク伝達経路と並列に設けられる回転慣性質量ダンパと、中間要素の共振を減衰する減衰機構とを含む。

Description

ダンパ装置

　本開示の発明は、入力要素と出力要素との間でトルクを伝達する弾性体、および回転慣性質量ダンパを含むダンパ装置に関する。

　従来、この種のダンパ装置として、ドライブ部材(入力要素)と中間部材(中間要素)との間でトルクを伝達する第１スプリングと、中間部材とドリブン部材(出力要素)の間でトルクを伝達する第２スプリングと、中間部材と第１および第２スプリングとを含むトルク伝達経路と並列に設けられると共にドライブ部材とドリブン部材との相対回転に応じて回転する質量体としてのサンギヤを有する回転慣性質量ダンパとを含むものが知られている（例えば、特許文献１）。かかるダンパ装置では、エンジンからドライブ部材に伝達される入力トルクが周期的に振動していると仮定すれば、ドライブ部材から上記トルク伝達経路を介してドリブン部材に伝達される振動の位相と、ドライブ部材から回転慣性質量ダンパを介してドリブン部材に伝達される振動の位相とが１８０°ずれることになる。また、このダンパ装置では、中間部材の慣性モーメントと第１および第２スプリングの剛性とに基づいて定まる当該中間部材の減衰比ζが値１未満になっている。これにより、中間要素を含むトルク伝達経路では、第１および第２弾性体の撓みが許容されている状態に対して、複数の固有振動数（共振周波数）を設定すると共に、入力要素の回転数が当該複数の固有振動数の何れかに対応した回転数に達した段階で中間要素の共振を発生させることができる。この結果、このダンパ装置では、入力要素からトルク伝達経路を介して出力要素に伝達される振動と、入力要素から回転慣性質量ダンパを介して出力要素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２つ設定することが可能となる。従って、２つの反共振点の振動数を当該ダンパ装置により減衰すべき振動（共振）の周波数に一致させる（より近づける）ことで、ダンパ装置の振動減衰性能を向上させることができる。

国際公開第２０１６／１０４７８３号

　しかしながら、上記従来のダンパ装置では、中間部材の慣性モーメント等の大きさに応じて当該中間部材の減衰比ζが小さくなると、中間部材の振動が収束し難くなり、当該中間部材の共振の振幅が大きくなってしまう。そして、中間部材の共振の振幅が大きくなってしまうと、当該共振に対して回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達される慣性トルクが不足し、中間部材の共振点や、それに対応した高回転側（高周側）の反共振点付近における振動レベルを充分に低下させることができなくなるおそれがある。

　そこで、本開示の発明は、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、エンジンからのトルクが伝達される入力要素、中間要素、出力要素、前記入力要素と前記中間要素との間でトルクを伝達する第１弾性体、および前記中間要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する第２弾性体を含むダンパ装置において、前記入力要素と前記出力要素との相対回転に応じて回転する質量体を有し、前記入力要素と前記出力要素との間に、前記第１弾性体、前記中間要素および前記第２弾性体を含むトルク伝達経路と並列に設けられる回転慣性質量ダンパと、前記中間要素の共振を減衰する減衰機構とを備えるものである。

　このダンパ装置では、中間要素を含むトルク伝達経路に対して、第１および第２弾性体の撓みが許容されている状態で複数の固有振動数（共振周波数）を設定すると共に、入力要素の回転数が当該複数の固有振動数の何れかに対応した回転数に達した段階で中間要素の共振を発生させることができる。これにより、このダンパ装置では、入力要素からトルク伝達経路を介して出力要素に伝達される振動と、入力要素から回転慣性質量ダンパを介して出力要素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２つ設定することが可能となる。従って、２つの反共振点の振動数を当該ダンパ装置により減衰すべき振動（共振）の周波数により近づけることで、ダンパ装置の振動減衰性能を向上させることができる。更に、このダンパ装置は、中間要素の共振を減衰する減衰機構を含む。これにより、中間部材の共振の振幅が大きくなるのを抑制し、回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達される慣性トルクにより、中間部材の共振点や、それに対応した反共振点付近での振動レベルを良好に低下させることが可能となる。この結果、このダンパ装置では、振動減衰性能をより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に含まれる減衰機構を示す拡大断面図である。減衰機構の摩擦部材を示す正面図である。減衰機構の付勢部材を示す正面図である。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。（ａ）および（ｂ）は、エンジンの回転数と図１等のダンパ装置の出力要素におけるトルク変動Ｔ_Flucとの関係等を例示する説明図である。本開示の他のダンパ装置を示す拡大断面図である。本開示の更に他のダンパ装置を示す拡大断面図である。本開示の他のダンパ装置を示す拡大断面図である。本開示の更に他のダンパ装置を含む発進装置の概略構成図である。本開示の他のダンパ装置を含む発進装置の概略構成図である。本開示の更に他のダンパ装置を含む発進装置の概略構成図である。本開示の他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側に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（第３弾性体）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。ただし、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２として、互いに異なるばね定数を有するものが採用されてもよい。

　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。

　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。

　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）の図示しない外側スプリング当接部と、複数（本実施形態では、例えば６個）の図示しない内側スプリング当接部とを有する。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。また、第１入力プレート部材１１１の外側スプリング当接部は、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、第１入力プレート部材１１１の内側スプリング当接部は、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）の図示しない外側スプリング当接部と、複数（本実施形態では、例えば６個）の図示しない内側スプリング当接部とを有する。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。また、第２入力プレート部材１１２の外側スプリング当接部は、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、第２入力プレート部材１１２の内側スプリング当接部は、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、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。

　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）の図示しないスプリング当接部とを有する。第１中間プレート部材１２１のスプリング当接部は、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）の図示しないスプリング当接部とを有する。第２中間プレート部材１２２のスプリング当接部は、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。また、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。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）の図示しない外側スプリング当接部と、複数（本実施形態では、例えば６個）の図示しない内側スプリング当接部とを有する。ドリブン部材１５の外側スプリング当接部は、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、ドリブン部材１５の内側スプリング当接部は、各内側スプリング収容窓１５ｗｉの周方向における両側に設けられる。

　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と、ドリブン部材１５の各外側スプリング当接部とは、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、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、第１および第２入力プレート部材１１１，１１２（ドライブ部材１１）の対応する外側スプリング当接部と当接し、各第１スプリングＳＰ１の他端は、第１および第２中間プレート部材（中間部材１２）の対応するスプリング当接部と当接する。更に、各第２スプリングＳＰ２の一端は、第１および第２中間プレート部材（中間部材１２）の対応するスプリング当接部と当接し、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、第１および第２中間プレート部材（中間部材１２）の対応するスプリング当接部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、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、ドリブン部材１５の各内側スプリング当接部は、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の一方の端部は、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の一方と当接することになる。

　更に、ダンパ装置１０は、図２および図３に示すように、ドライブ部材１１と中間部材１２との間で摩擦力を発生させる減衰機構９０を含む。本実施形態において、減衰機構９０は、ドライブ部材１１の第２入力プレート部材１１２の内周部（内側スプリング収容窓１１２ｗｉよりも内周側の部分）と、中間部材１２の第２中間プレート部材１２２の内周部との軸方向における間に配置される環状の摩擦部材９１および環状の付勢部材９２を含む。摩擦部材９１は、例えば樹脂により形成されており、図３および図４に示すように、平板状かつ環状のワッシャ部９１ａと、ワッシャ部９１ａの一方の表面から周方向に間隔をおいて軸方向に突出する複数（本実施形態では、例えば１２０°間隔で３個）の突起９１ｐとを有する。付勢部材９２は、本実施形態において、金属により形成された環状の皿ばねであり、図５に示すように、内周縁部から周方向に間隔をおいて径方向外側に延びる複数（突起９１ｐと同数、すなわち本実施形態では、例えば１２０°間隔で３個）の切欠９２ｎを有する。なお、突起９１ｐや切欠９２ｎは、摩擦部材９１または付勢部材９２に少なくとも１個ずつ設けられればよい。

　摩擦部材９１の各突起９１ｐは、中間部材１２の第２中間プレート部材１２２の内周部に形成された対応する切欠（または孔）１２２ｎに嵌め込まれ、それにより当該摩擦部材９１は、第２中間プレート部材１２２すなわち中間部材１２と一体に回転可能となる。更に、付勢部材９２は、第２中間プレート部材１２２の内周部と摩擦部材９１のワッシャ部９１ａの背面との間に、各切欠９２ｎに摩擦部材９１の対応する突起９１ｐが遊嵌されると共に所定量だけ押し潰された状態で配置され、中間部材１２と一体に回転可能となる。これにより、摩擦部材９１は、付勢部材９２によって中間部材１２の第２中間プレート部材１２２側からドライブ部材１１の第２入力プレート部材１１２側に付勢され、ワッシャ部９１ａの突起９１ｐとは反対側の表面が第２入力プレート部材１１２の内周部に圧接する。従って、ドライブ部材１１と中間部材１２とが相対回転するのに伴って、ドライブ部材１１と中間部材１２との間で摩擦力を発生させることが可能となる。

　また、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。当該ストッパは、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に達すると、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との相対回転を規制し、これに伴って、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。

　更に、ダンパ装置１０は、図１および図２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６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に示すように、外側スプリング収容窓１１１ｗｏ（外側スプリング当接部）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に示すように、外側スプリング収容窓１１２ｗｏ（外側スプリング当接部）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６に示すように、フロントカバー３側に突出するように形成された円弧状の張り出し部１１５ａと、当該張り出し部１１５ａ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側に突出するように形成された円弧状の張り出し部１１６ａと、当該張り出し部１１６ａ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の張り出し部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の張り出し部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６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６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６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の慣性質量体（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。

　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６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、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６に示すように間隙が形成される。

　上述のように構成される発進装置１において、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）は、ポンプインペラ４、タービンランナ５、およびダンパハブ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未満であってドライブ部材１１のドリブン部材１５に対する捩れ角が所定角度θｒｅｆ未満である間、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、上記第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。

　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。なお、回転慣性質量ダンパ２０は、ドライブ部材１１とドリブン部材１５との間で主に慣性トルクを伝達し、平均トルクを伝達することはない。

　次に、図７を参照しながら、ダンパ装置１０における振動の減衰原理について詳細に説明する。

　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Ｔが、Ｔ＝Ｔ₀ｓｉｎωｔといったように周期的に振動していると仮定すれば（ただし、“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る。）、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に伝達される振動の位相と、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に伝達される振動の位相とは、１８０°ずれることになる。

　更に、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が撓んでいない状態に対して、２つの固有振動数（共振周波数）を設定することができる。すなわち、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た状態でエンジンＥＧからドライブ部材１１へのトルクの伝達が開始されると仮定した場合、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共振あるいはドライブ部材１１と図示しないドライブシャフトとの間で発生する主に変速機の共振（第１共振、図７（ｂ）における共振点Ｒ１参照）が発生する。

　また、第１トルク伝達経路ＴＰ１の中間部材１２は、環状に形成されており、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際、中間部材１２に作用する慣性力が当該中間部材１２の振動を妨げる抵抗力（主に回転する中間部材１２に作用する遠心力に起因した摩擦力）よりも大きくなる。従って、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振動する中間部材１２の減衰比ζは、値１未満になる。なお、一自由度系における中間部材１２の減衰比ζは、ζ＝Ｃ／（２・√（Ｊ₂・（ｋ₁＋ｋ₂））と表すことができる。ただし、“Ｊ₂”は、中間部材１２の慣性モーメントであり、“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り、“Ｃ”は、中間部材１２の振動を妨げる当該中間部材１２の単位速度あたりの減衰力（抵抗力）である。すなわち、中間部材１２の減衰比ζは、少なくとも中間部材１２の慣性モーメントＪ₂と第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２の剛性ｋ₁，ｋ₂とに基づいて定まる。

　更に、上記減衰力Ｃは、次のようにして求めることができる。すなわち、上記減衰力Ｃによる損失エネルギＳｃは、中間部材１２の変位ｘをｘ＝Ａ・ｓｉｎ（ω₁₂・ｔ）とすれば（ただし、“Ａ”は、振幅であり、“ω₁₂”は、中間部材１２の振動周波数である。）、Ｓｃ＝π・Ｃ・Ａ²・ω₁₂と表すことができる。また、中間部材１２の１サイクルの振動における上述のヒステリシスＨによる損失エネルギＳｈは、中間部材１２の変位ｘをｘ＝Ａ・ｓｉｎ（ω₁₂・ｔ）とすれば、Ｓｈ＝２・Ｈ・Ａと表すことができる。そして、減衰力Ｃによる損失エネルギＳｃとヒステリシスＨによる損失エネルギＳｈとが等しいと仮定すれば、上記減衰力Ｃは、Ｃ＝（２・Ｈ）／（π・Ａ・ω₁₂）と表すことができる。

　また、一自由度系における中間部材１２の固有振動数ｆ₁₂は、ｆ₁₂＝１／２π・√（（ｋ₁＋ｋ₂）／Ｊ₂）と表され、中間部材１２を環状に形成することで慣性モーメントＪ₂が比較的大きくなることから、当該中間部材１２の固有振動数ｆ₁₂は比較的小さくなる。これにより、第１トルク伝達経路ＴＰ１では、図７に示すように、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、エンジンＥＧの回転数Ｎｅ（ドライブ部材１１の回転数）が共振点Ｒ１の振動数（および後述の反共振点Ａ１の振動数）に対応した回転数よりもある程度高まった段階で、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当該中間部材１２の共振（第２共振、図７（ｂ）における共振点Ｒ２参照）が発生する。

　更に、第１トルク伝達経路ＴＰ１（第２スプリングＳＰ２）からドリブン部材１５に伝達される振動の振幅は、図７（ｂ）において一点鎖線で示すように、エンジンＥＧの回転数（ドライブ部材１１の回転数）が、比較的小さい中間部材１２の固有振動数に対応した回転数に達する前に減少から増加に転じることになる。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に伝達される振動の振幅は、図７（ｂ）において二点鎖線で示すように、エンジンＥＧの回転数（ドライブ部材１１の回転数）が増加するにつれて徐々に増加していく。これにより、ダンパ装置１０では、中間部材１２の存在により第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（Ｒ１，Ｒ２）が発生することに起因して、図７（ａ）において実線で示すように、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Ａ１，Ａ２を合計２つ設定することができる。従って、２つの反共振点Ａ１，Ａ２の振動数をダンパ装置１０により減衰すべき振動（共振）の周波数により近づけることで、当該ダンパ装置１０の振動減衰性能を向上させることができる。

　ここで、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る状態にあり、かつ内側スプリングＳＰｉが撓んでいない本実施形態のダンパ装置１０を含む振動系については、次式（１）のような運動方程式を構築することができる。ただし、式（１）において、“Ｊ₁”は、ドライブ部材１１の慣性モーメントであり、“Ｊ₂”は、上述のように中間部材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。更に、“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。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る。

　更に、ドライブ部材１１への入力トルクＴが上述の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［θ₁，θ₂，θ₃］^T＝［Θ₁，Θ₂，Θ₃］^Tｓｉｎωｔといったように周期的に応答（振動）すると仮定すれば、次式（２）の恒等式を得ることができる。ただし、“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。

　式（２）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。従って、式（２）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（３）に示す条件式を得ることができる。式（３）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、第１トルク伝達経路ＴＰ１からドリブン部材１５に伝達されるエンジンＥＧからの振動と、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。この点からも、ダンパ装置１０では、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。

　上記式（３）の２つの解ω₁およびω₂は、２次方程式の解の公式から得ることが可能であり、ω₁＜ω₂が成立する。また、低回転側（低周波側）の反共振点Ａ１の振動数（以下、「最小振動数」という）ｆａ₁は、次式（４）に示すように表され、高回転側（高周波側）の反共振点Ａ２の振動数ｆａ₂（ｆａ₂＞ｆａ₁）は、次式（５）に示すように表される。更に、最小振動数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。

　本実施形態では、エンジンＥＧの始動後に最初に当該エンジンＥＧとダンパ装置１０とを連結する際の回転数であるロックアップクラッチ８のロックアップ回転数Ｎｌｕｐ（複数のロックアップ回転数の中で最も低いもの）や振動数ｆａ₁，ｆａ₂に基づいて、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、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。これにより、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。また、ロックアップクラッチ８のロックアップ回転数Ｎｌｕｐは、低回転側の反共振点Ａ１の振動数（最小振動数ｆａ₁）に対応した回転数Ｎｅａ₁を中心とする所定の回転数範囲（例えば、Ｎｅａ₁－５００ｒｐｍ≦Ｎｌｕｐ≦Ｎｅａ₁＋５００ｒｐｍ）内に設定されるとよい。すなわち、ロックアップ回転数Ｎｌｕｐは、図７に示すように、低回転側の反共振点Ａ１の振動数に対応したエンジンＥＧの回転数Ｎｅａ₁よりも低く設定されてもよく、回転数Ｎｅａ₁と一致していてもよく、回転数Ｎｅａ₁付近の値（例えば、Ｎｅａ₁－１００ｒｐｍ≦Ｎｌｕｐ≦Ｎｅａ₁＋１００ｒｐｍ）に設定されてもよい。更に、本実施形態において、ロックアップ回転数Ｎｌｕｐは、図７に示すように、共振点Ｒ１での共振の振動数に対応した回転数よりも高く、かつ中間部材１２の固有振動数ｆ₁₂に対応した回転数よりも低くなり、共振点Ｒ１での共振（２つの固有振動数の小さい方での共振）は、ダンパ装置１０が使用される回転数域において発生しない仮想的なものとなる。

　ところで、例えば最小振動数ｆａ₁をより小さくするために中間部材１２の慣性モーメントＪ₂を大きくしたような場合には、中間部材１２の減衰比ζが小さくなることで当該中間部材１２の振動が収束し難くなり、図７（ｂ）において破線で示すように第１トルク伝達経路ＴＰ１に含まれる中間部材１２の共振（Ｒ２）の振幅が大きくなってしまう。そして、中間部材１２の共振の振幅が大きくなってしまうと、当該共振に対して回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に伝達される慣性トルクが不足することで、図７（ａ）において破線で示すように、中間部材の共振点Ｒ２や、それに対応した高回転側（高周側）の反共振点Ａ２付近における振動レベルを充分に低下させることができなくなるおそれがある。

　このため、ダンパ装置１０には、中間部材１２の共振（Ｒ２）を減衰するために、上述のように、ドライブ部材１１と中間部材１２との間で摩擦力を発生させる減衰機構９０が設けられている。これにより、図７（ａ）において実線で示すように、中間部材１２の共振の振幅が大きくなるのを抑制し、回転慣性質量ダンパ２０からドリブン部材１５に伝達される慣性トルクにより、中間部材の共振点Ｒ２や高回転側の反共振点Ａ２付近での振動レベルを良好に低下させることができる（図７（ａ）における実線参照）。この結果、ダンパ装置１０では、摩擦部材９１（ワッシャ部９１ａ）の動摩擦係数や付勢部材（皿ばね）９２の剛性を適宜選択することで、振動減衰性能をより向上させることが可能となる。

　また、上記減衰比ζが値１未満となり、中間部材１２の固有振動数ｆ₁₂に対応した回転数がロックアップ回転数Ｎｌｕｐよりも高くなるダンパ装置１０では、ドライブ部材１１の回転数が低回転側（低周波側）の反共振点Ａ１の振動数ｆａ₁に対応した回転数Ｎｅａ₁よりも高まった段階で中間部材１２の共振が発生する。従って、かかるダンパ装置１０に中間部材１２の共振を減衰する減衰機構９０を設けることで、中間部材１２の共振点Ｒ２や高回転側（高周側）の反共振点Ａ２付近における振動レベルをより良好に低減化することが可能となる。更に、上記実施形態のように、ドライブ部材１１と中間部材１２の間で摩擦力を発生させる減衰機構９０を採用することで、ドライブ部材１１と中間部材１２との間で摩擦力が発生することによってドライブ部材１１から第１トルク伝達経路ＴＰ１を介してドリブン部材１５に伝達される振動の位相がズレてしまうのを抑制しつつ、中間部材１２の共振を良好に減衰することが可能となる。

　なお、ダンパ装置１０の減衰機構９０において、摩擦部材９１および付勢部材９２は中間部材１２と一体に回転するようにドライブ部材１１の第２入力プレート部材１１２と中間部材１２の第２中間プレート部材１２２との間に配置されるが、これに限られるものではない。すなわち、摩擦部材９１および付勢部材９２は、ドライブ部材１１と一体に回転するように当該ドライブ部材１１の第２入力プレート部材１１２と中間部材１２の第２中間プレート部材１２２との間に配置されてもよい。また、ダンパ装置１０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。

　図８は、本開示の他のダンパ装置１０Ｂを示す拡大断面図である。なお、ダンパ装置１０Ｂの構成要素のうち、上述のダンパ装置１０と同一の要素については同一の符号を付し、重複する説明を省略する。図８に示すダンパ装置１０Ｂは、中間部材１２Ｂとドリブン部材１５Ｂとの間で摩擦力を発生させて当該中間部材１２Ｂの共振を減衰する減衰機構９５を含むものである。ダンパ装置１０Ｂでは、図示するように、ドライブ部材１１Ｂの第１入力プレート部材１１１Ｂから、上記内側スプリング収容窓１１１ｗｉに相当する部分よりも径方向内側に位置する部分が省略されている。そして、減衰機構９５の摩擦部材９６および付勢部材９７は、中間部材１２Ｂの第１中間プレート部材１２１Ｂの内周部と、ドリブン部材１５Ｂの内周部との軸方向における間に配置される。

　摩擦部材９６も、例えば樹脂により形成されており、図８に示すように、平板状かつ環状のワッシャ部９６ａと、ワッシャ部９６ａの一方の表面から周方向に間隔をおいて軸方向に突出する複数（例えば１２０°間隔で３個）の突起９６ｐとを有する。また、付勢部材９７も、金属により形成された環状の皿ばねであり、内周縁部から周方向に間隔をおいて径方向外側に延びる複数（突起９６ｐと同数、例えば１２０°間隔で３個）の切欠（図示省略）を有する。

　摩擦部材９６の各突起９６ｐは、中間部材１２Ｂの第１中間プレート部材１２１Ｂの内周部に形成された対応する切欠（または孔）１２１ｎに嵌め込まれ、それにより当該摩擦部材９６は、第１中間プレート部材１２１Ｂすなわち中間部材１２Ｂと一体に回転可能となる。更に、付勢部材９７は、第１中間プレート部材１２１Ｂの内周部と摩擦部材９６のワッシャ部９６ａの背面との間に、各切欠に摩擦部材９６の対応する突起９６ｐが遊嵌されると共に所定量だけ押し潰された状態で配置され、中間部材１２Ｂと一体に回転可能となる。これにより、摩擦部材９６は、付勢部材９７によって中間部材１２Ｂの第１中間プレート部材１２１Ｂ側からドリブン部材１５Ｂ側に付勢され、ワッシャ部９６ａの突起９６ｐとは反対側の表面がドリブン部材１５Ｂの内周部に圧接する。かかる減衰機構９５によっても、中間部材１２Ｂとドリブン部材１５Ｂが相対回転するのに伴って両者の間で摩擦力を発生させて中間部材１２Ｂの共振を適正に減衰することが可能となる。なお、ダンパ装置１０Ｂの減衰機構９５において、摩擦部材９６および付勢部材９７は、ドリブン部材１５Ｂと一体に回転するように中間部材１２Ｂの第１中間プレート部材１２１Ｂとドリブン部材１５Ｂとの間に配置されてもよい。

　図９は、本開示の更に他のダンパ装置１０Ｃを示す拡大断面図である。なお、ダンパ装置１０Ｃの構成要素のうち、上述のダンパ装置１０，１０Ｂ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９に示すダンパ装置１０Ｃは、ドライブ部材１１Ｃの第２入力プレート部材１１２と中間部材１２Ｃの第２中間プレート部材１２２との間で摩擦力を発生させて当該中間部材１２Ｃの共振を減衰する減衰機構（第１減衰機構）９０と、中間部材１２Ｃの第１中間プレート部材１２１Ｃとドリブン部材１５Ｃとの間で摩擦力を発生させて中間部材１２Ｃの共振を減衰する減衰機構（第２減衰機構）９５との双方を含むものである。ダンパ装置１０Ｃにおいて、ドライブ部材１１Ｃの第１入力プレート部材１１１Ｃは、上述のドライブ部材１１Ｂの第１入力プレート部材１１１Ｂと同様のものである。

　かかるダンパ装置１０Ｃにおいて、摩擦部材（第１摩擦部材）９１は、付勢部材（第１付勢部材）９２によって中間部材１２Ｃの第２中間プレート部材１２２側からドライブ部材１１Ｃの第２入力プレート部材１１２側に付勢され、ワッシャ部９１ａの突起９１ｐとは反対側の表面が第２入力プレート部材１１２の内周部に圧接する。また、摩擦部材（第２摩擦部材）９６は、付勢部材（第２付勢部材）９７によって中間部材１２Ｃの第１中間プレート部材１２１Ｃ側からドリブン部材１５Ｃ側に付勢され、ワッシャ部９６ａの突起９６ｐとは反対側の表面がドリブン部材１５Ｃの内周部に圧接する。これにより、ドライブ部材１１Ｃ、中間部材１２Ｃおよびドリブン部材１５Ｃが相対回転するのに伴って、ドライブ部材１１Ｃと中間部材１２Ｃとの間および中間部材１２Ｃとドリブン部材１５Ｃとの間の双方で摩擦力を発生させて中間部材１２Ｃの共振を適正に減衰することが可能となる。なお、ダンパ装置１０Ｃの減衰機構９０において、摩擦部材９１および付勢部材９２は、ドライブ部材１１Ｃと一体に回転するように当該ドライブ部材１１Ｃの第２入力プレート部材１１２と中間部材１２Ｃの第２中間プレート部材１２２との間に配置されてもよい。また、ダンパ装置１０Ｃの減衰機構９５において、摩擦部材９６および付勢部材９７は、ドリブン部材１５Ｃと一体に回転するように中間部材１２Ｃの第１中間プレート部材１２１Ｃとドリブン部材１５Ｃとの間に配置されてもよい。

　図１０は、本開示の他のダンパ装置１０Ｄを示す拡大断面図である。なお、ダンパ装置１０Ｄの構成要素のうち、上述のダンパ装置１０，１０Ｂ，１０Ｃ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１０に示すダンパ装置１０Ｄは、中間部材１２Ｄとドリブン部材１５Ｄとの間でドライブ部材１１Ｄの回転数に応じて摩擦力を変化させながら当該中間部材１２Ｄの共振を減衰する減衰機構９５Ｄを含むものである。ダンパ装置１０Ｄにおいて、ドライブ部材１１Ｄの第１入力プレート部材１１１Ｄは、上述のドライブ部材１１Ｂの第１入力プレート部材１１１Ｂと同様のものである。そして、減衰機構９５Ｄの摩擦部材９６Ｄおよび付勢部材９７Ｄは、中間部材１２Ｄの第１中間プレート部材１２１Ｄの内周部と、ドリブン部材１５Ｄの内周部との軸方向における間に配置される。

　摩擦部材９６Ｄも、例えば樹脂により形成されており、平板状かつ環状のワッシャ部９６ａと、ワッシャ部９６ａの一方の表面から周方向に間隔をおいて軸方向に突出する複数（例えば１２０°間隔で３個）の突起９６ｐとを有する。また、付勢部材９７Ｄは、金属により形成された環状の皿ばねであって、図８に示す付勢部材９７よりも小さい内径を有する。更に、付勢部材９７Ｄは、内周部から周方向に間隔をおいて外周部とは反対側に軸方向に延出された複数（例えば９０°間隔で４個）の延出部９７ｅと、当該延出部９７ｅよりも径方向外側に周方向に間隔をおいて配設された複数（突起９６ｐと同数、例えば１２０°間隔で３個）の開口９７ｈとを有する。また、付勢部材９７Ｄの各延出部９７ｅの径方向外側の面には、図示するように、質量体９８が固定されている。

　ダンパ装置１０Ｄにおいて、摩擦部材９６Ｄの各突起９６ｐは、中間部材１２Ｄの第１中間プレート部材１２１Ｄの内周部に形成された対応する切欠（または孔）１２１ｎに嵌め込まれ、それにより当該摩擦部材９６Ｄは、第１中間プレート部材１２１Ｄすなわち中間部材１２Ｄと一体に回転可能となる。付勢部材９７Ｄは、第１中間プレート部材１２１Ｄの内周部と摩擦部材９６Ｄのワッシャ部９６ａの背面との間に、各開口９７ｈに摩擦部材９６Ｄの対応する突起９６ｐが遊嵌された状態で配置され、中間部材１２Ｄと一体に回転可能となる。また、ダンパ装置１０Ｄの取付状態において、付勢部材９７Ｄは、その外周部が摩擦部材９６Ｄのワッシャ部９６ａの背面に当接すると共に、各延出部９７ｅよりも径方向外側の部分（開口９７ｈ付近）が第１中間プレート部材１２１Ｄの内周部と当接することで、僅かに押し潰される。更に、付勢部材９７Ｄの内周部および各延出部９７ｅと各質量体９８とは、第１中間プレート部材１２１Ｄの内周縁部よりも径方向内側（中心側）に位置し、当該付勢部材９７Ｄの第１中間プレート部材１２１Ｄとの接触部（支点）よりも摩擦部材９６Ｄのワッシャ部９６ａからダンパ装置１０Ｄの軸方向に離間する。

　このように構成される減衰機構９５Ｄでは、ドライブ部材１１Ｄにトルクが伝達されて当該ドライブ部材１１Ｄの回転数が高まるにつれて、各質量体９８（および延出部９７ｅ）が遠心力により径方向外側に移動すると共に摩擦部材９６Ｄのワッシャ部９６ａに接近していく（図１０における実線矢印参照）。これにより、ドライブ部材１１Ｄの回転数が高まるにつれて、摩擦部材９６Ｄは、付勢部材９７Ｄによって中間部材１２Ｄの第１中間プレート部材１２１Ｄ側からドリブン部材１５Ｄに強く向けて付勢され、ワッシャ部９６ａの突起９６ｐとは反対側の表面は、ドライブ部材１１Ｄの回転数が高まるにつれて、ドリブン部材１５Ｄの内周部に強く圧接させられる。すなわち、減衰機構９５Ｄによれば、中間部材１２Ｄとドリブン部材１５Ｄとの摩擦力をドライブ部材１１Ｄの回転数が高まるにつれて大きくすることができる。この結果、ドライブ部材１１Ｄの回転数が低い時に発生する摩擦力を低下させることができるので、摩擦力の発生に伴ってドライブ部材１１Ｄからドリブン部材１５Ｄに伝達される振動の位相がズレてしまうのを良好に抑制しつつ、中間部材１２Ｄの共振を極めて良好に減衰することが可能となる。

　なお、減衰機構９５Ｄは、ドライブ部材１１Ｄと中間部材１２Ｄとの間で摩擦力を発生させるように構成されてもよい。また、ダンパ装置１０Ｄには、更に、ドライブ部材１１Ｄと中間部材１２Ｄとの間で摩擦力を変化させながら当該中間部材１２Ｄの共振を減衰する減衰機構が追設されてもよい。

　図１１は、本開示の更に他のダンパ装置１０Ｘを含む発進装置１Ｘを示す概略構成図である。なお、発進装置１Ｘやダンパ装置１０Ｘ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１１に示すダンパ装置１０Ｘは、回転要素として、ドライブ部材（入力要素）１１Ｘと、中間部材（中間要素）１２Ｘと、ドリブン部材（出力要素）１５Ｘとを含む。更に、ダンパ装置１０Ｘ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１１Ｘと中間部材１２Ｘ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１２Ｘとドリブン部材１５Ｘ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１２Ｘ、複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２は、ドライブ部材１１Ｘとドリブン部材１５Ｘとの間でトルク伝達経路ＴＰを構成する。

　更に、ダンパ装置１０Ｘ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により構成された回転慣性質量ダンパ２０Ｘを含む。回転慣性質量ダンパ２０Ｘは、ドライブ部材１１Ｘとドリブン部材１５Ｘ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２０Ｘにおいて、ドライブ部材１１Ｘ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し、ドリブン部材１５Ｘは、外歯１５ｔを有し、遊星歯車２１のサンギヤとして機能する。

　また、ダンパ装置１０Ｘは、ドライブ部材１１Ｘと中間部材１２Ｘ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１２Ｘとドリブン部材１５Ｘ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１１Ｘへの入力トルクがダンパ装置１０Ｘ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１１Ｘのドリブン部材１５Ｘ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１１Ｘと中間部材１２Ｘとの相対回転、または中間部材１２Ｘとドリブン部材１５Ｘ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１１Ｘへの入力トルクがトルクＴ２に達すると、中間部材１２Ｘとドリブン部材１５Ｘとの相対回転、またはドライブ部材１１Ｘと中間部材１２Ｘ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１０Ｘ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１１Ｘとドリブン部材１５Ｘ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１０Ｘに対して、図１１に示すように、ドライブ部材１１Ｘと中間部材１２Ｘとの間で摩擦力を発生させて当該中間部材１２Ｘの共振を減衰する減衰機構９０を設けることで、上述のダンパ装置１０等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１０Ｘには、図中二点鎖線で示すように、中間部材１２Ｘとドリブン部材１５Ｘとの間で摩擦力を発生させて当該中間部材１２Ｘの共振を減衰する減衰機構９５が設けられてもよく、減衰機構９０および９５の双方が設けられてもよい。更に、ダンパ装置１０Ｘには、ドライブ部材１１Ｘと中間部材１２Ｘとの間で摩擦力を変化させながら当該中間部材１２Ｘの共振を減衰する減衰機構と、中間部材１２Ｘとドリブン部材１５Ｘとの間で摩擦力を変化させながら当該中間部材１２Ｘの共振を減衰する減衰機構との少なくとも何れか一方が設けられてもよい。

　なお、ダンパ装置１０Ｘ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。また、ダンパ装置１０Ｘにおいて、ドライブ部材１１Ｘ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１５Ｘを遊星歯車２１のキャリヤとして構成してもよい。

　図１２は、本開示の他のダンパ装置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１２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、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）１５Ｙとを含む。また、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１５Ｙ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ＳＰ３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、ダンパ装置１０Ｙ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により構成された回転慣性質量ダンパ２０Ｙを含む。回転慣性質量ダンパ２０Ｙは、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。

　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１０Ｙ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１１Ｙとドリブン部材１５Ｙとが互いに逆位相で振動することによるダンパ装置１０Ｙ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１１Ｙおよびドリブン部材１５Ｙ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１１Ｙ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１５Ｙ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１０Ｙでは、トルク伝達経路ＴＰからドリブン部材１５Ｙに伝達される振動と、回転慣性質量ダンパ２０Ｙからドリブン部材１５Ｙ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、ダンパ装置１０Ｙに対して、図１２に示すように、例えばドライブ部材１１Ｙと第１中間部材１３との間で摩擦力を発生させて当該第１中間部材１３の共振を減衰する減衰機構９０を設けることで、上述のダンパ装置１０等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には、図中二点鎖線で示すように、第１中間部材１３とドリブン部材１５Ｙとの間で摩擦力を発生させて当該第１中間部材１３の共振を減衰する減衰機構９５が設けられてもよく、減衰機構９０および９５の双方が設けられてもよい。更に、ダンパ装置１０Ｙには、第１および第２中間部材１３，１４の間で摩擦力を発生させる減衰機構が設けられてもよい。また、ダンパ装置１０Ｙには、ドライブ部材１１Ｙと第１中間部材１３との間で摩擦力を変化させながら当該第１中間部材１３の共振を減衰する減衰機構と、第１中間部材１３とドリブン部材１５Ｙとの間で摩擦力を変化させながら当該第１中間部材１３の共振を減衰する減衰機構との少なくとも何れか一方が設けられてもよい。更に、ダンパ装置１０Ｙには、第２中間要素の共振を減衰する減衰機構が設けられてもよい。

　なお、ダンパ装置１０Ｙ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、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、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。

　図１３は、本開示の更に他のダンパ装置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１３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。また、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１３Ｚ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１３Ｚと第２中間部材１４Ｚ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１４Ｚ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１３Ｚ、複数の第２スプリング（第２弾性体）ＳＰ２′、第２中間部材１４Ｚ、複数の第３スプリング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。

　更に、ダンパ装置１０Ｚ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により構成された回転慣性質量ダンパ２０Ｚを含む。回転慣性質量ダンパ２０Ｚは、ドライブ部材１１Ｚと第２中間部材１４Ｚとの間に、トルク伝達経路ＴＰの第１スプリングＳＰ１′、第１中間部材１３Ｚおよび第２スプリングＳＰ２′と並列に設けられる。回転慣性質量ダンパ２０Ｚにおいて、ドライブ部材１１Ｚ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し、第２中間部材１４Ｚは、外歯１４ｔを有し、遊星歯車２１のサンギヤとして機能する。また、質量体としてのリングギヤ２５は、ドライブ部材１１Ｚと第２中間部材１４Ｚとの相対回転に応じて軸心周りに回転（揺動）する。

　かかるダンパ装置１０Ｚは、実質的に、図１１に示すダンパ装置１０Ｘにおいて、並列に作用する複数の第３スプリングＳＰ３をドリブン部材１５Ｘと変速機ＴＭの入力軸ＩＳとの間に配置したものに相当する。そして、ダンパ装置１０Ｚにおいて、回転慣性質量ダンパ２０Ｚは、第１および第２スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′と第１中間部材１３Ｚと並列に設けられる。従って、ダンパ装置１０Ｚにおいても、少なくとも第１および第２スプリングＳＰ１′，ＳＰ２′の撓みが許容された状態のドライブ部材１１Ｚから第２中間部材１４Ｚまでのトルク伝達経路に対して２つ（複数）の固有振動数を設定すると共に、第１共振よりも高回転側（高周波側）で、第１中間部材１３Ｚの共振（第２共振）を発生させることができる。この結果、ダンパ装置１０Ｚにおいても、ドリブン部材１５Ｚの振動振幅が理論上ゼロになる反共振点を合計２つ設定することが可能となる。

　このような構成を有するダンパ装置１０Ｚに対して、図１３に示すように、例えばドライブ部材１１Ｚと第１中間部材１３Ｚとの間で摩擦力を発生させて当該第１中間部材１３Ｚの共振を減衰する減衰機構９０を設けることで、上述のダンパ装置１０等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１０Ｚには、図中二点鎖線で示すように、第１中間部材１３Ｚと第２中間部材１４Ｚとの間で摩擦力を発生させて当該第１中間部材１３Ｚの共振を減衰する減衰機構９５が設けられてもよく、減衰機構９０および９５の双方が設けられてもよい。更に、ダンパ装置１０Ｚには、ドライブ部材１１Ｚと第１中間部材１３Ｚとの間で摩擦力を変化させながら当該第１中間部材１３Ｚの共振を減衰する減衰機構と、第１中間部材１３Ｚと第２中間部材１４Ｚとの間で摩擦力を変化させながら当該第１中間部材１３Ｚの共振を減衰する減衰機構との少なくとも何れか一方が設けられてもよい。

　また、ダンパ装置１０Ｚは、特に後輪駆動用の変速機ＴＭと組み合わせて用いられると好適である。すなわち、入力軸ＩＳの端部（発進装置１Ｚ側の端部）から変速機ＴＭの図示しない出力軸の端部（車輪側の端部）までの長さが長くなる後輪駆動用の変速機ＴＭでは、ダンパ装置１０Ｚのドリブン部材１５Ｚに連結される入力軸ＩＳや出力軸（更には変速機ＴＭの図示しない中間軸）の剛性が低下することから、これらの軸部材の慣性モーメントから定まる固有振動数（共振周波数）が回転慣性質量ダンパ２０Ｚ全体の慣性モーメントの影響により小さくなってしまう（低周波化してしまう）。このため、本来、ドライブ部材１１（エンジンＥＧ）の回転数が高い状態で発生する共振が低回転域で発生して顕在化してしまうおそれがある。これに対して、回転慣性質量ダンパ２０Ｚをダンパ装置１０Ｚのドライブ部材１１Ｚと第２中間部材１４Ｚとに連結することで、回転慣性質量ダンパ２０Ｚと、ドリブン部材１５Ｚに連結される変速機ＴＭの入力軸ＩＳとの間に第３スプリングＳＰ３を介在させ、両者を実質的に切り離すことができる。これにより、２つの反共振点の設定を可能としつつ、ドリブン部材１５Ｚに連結される軸部材等の慣性モーメントから定まる固有振動数に対する回転慣性質量ダンパ２０Ｚ全体の慣性モーメントの影響を極めて良好に低減化することが可能となる。

　ただし、ダンパ装置１０Ｚは、前輪駆動車両用の変速機ＴＭと組み合わされてもよいことはいうまでもない。ダンパ装置１０Ｚと前輪駆動車両用の変速機ＴＭと組み合わせた場合においても、ドリブン部材１５Ｚに連結される軸部材等の慣性モーメントから定まる固有振動数に対する回転慣性質量ダンパ２０Ｚ全体の慣性モーメントの影響を極めて良好に低減化すると共に、更なる低剛性化によりダンパ装置１０Ｚの振動減衰性能を向上させることが可能となる。また、ダンパ装置１０Ｚは、第１中間部材１３Ｚと第２中間部材１４Ｚとの間に更なる中間部材およびスプリング（弾性体）を含んでもよい。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。

　図１４は、本開示の更に他のダンパ装置１０Ｖを含む発進装置１Ｖを示す概略構成図である。なお、発進装置１Ｖやダンパ装置１０Ｖ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１４に示すダンパ装置１０Ｖは、図１等に示すダンパ装置１０において、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回転する質量体としてのリングギヤ２５を有する回転慣性質量ダンパ２０を、ドライブ部材１１Ｖと中間部材１２Ｖとの相対回転に応じて回転する質量体としてのリングギヤ２５を有する回転慣性質量ダンパ２０Ｖで置き換えたものに相当する。すなわち、ダンパ装置１０Ｖでは、回転慣性質量ダンパ２０Ｖがドライブ部材１１Ｖと中間部材１２Ｖとの間に第１スプリングＳＰ１と並列に設けられる。また、回転慣性質量ダンパ２０Ｖにおいて、ドライブ部材１１Ｖ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し、中間部材１２Ｖは、外歯１２ｔを有し、遊星歯車２１のサンギヤとして機能する。

　かかるダンパ装置１０Ｖでは、ドライブ部材１１Ｖから第１スプリングＳＰ１を介して中間部材１２Ｖに伝達される振動と、ドライブ部材１１Ｖから回転慣性質量ダンパ２０Ｖを介して中間部材１２Ｖ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１つ設定することが可能となる。また、ダンパ装置１０Ｖにおいても、第１および第２スプリングＳＰ１，ＳＰ２は、ドライブ部材１１Ｖとドリブン部材１５Ｖとの間で直列に作用することから、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。

　更に、ダンパ装置１０Ｖには、図１４に示すように、例えば中間部材１２Ｖとドリブン部材１５Ｖとの間で摩擦力を発生させて当該中間部材１２Ｖの共振を減衰する減衰機構９５が設けられる。これにより、中間部材１２Ｖに回転慣性質量ダンパ２０Ｖが連結されることで、当該中間部材１２Ｖの慣性モーメントが実質的に増加して減衰比ζが小さくなったとしても、減衰機構９５により中間部材１２Ｖの共振を減衰して当該共振の振幅が大きくなるのを抑制することができる。この結果、ダンパ装置１０Ｖにおいても、回転慣性質量ダンパ２０Ｖから中間部材１２Ｖ（ドリブン部材１５Ｖ）に伝達される慣性トルクにより、中間部材１２Ｖの共振点付近における振動レベルを良好に低下させることができる。また、中間部材１２Ｖとドリブン部材１５Ｖとの間で摩擦力を発生させて当該中間部材１２Ｖの共振を減衰することで、ドライブ部材１１Ｖと中間部材１２Ｖとの間の回転慣性質量ダンパ２０Ｖの動作に対する当該摩擦力の影響を低下させることができる。

　ただし、ダンパ装置１０Ｖには、図中二点鎖線で示すように、ドライブ部材１１Ｖと中間部材１２Ｖとの間で摩擦力を発生させて中間部材１２Ｖの共振を減衰する減衰機構９０が設けられてもよく、減衰機構９０および９５の双方が設けられてもよい。また、ダンパ装置１０Ｖには、ドライブ部材１１Ｖと中間部材１２Ｖとの間で摩擦力を変化させながら当該中間部材１２Ｖの共振を減衰する減衰機構と、中間部材１２Ｖとドリブン部材１５Ｖとの間で摩擦力を変化させながら当該中間部材１２Ｖの共振を減衰する減衰機構との少なくとも何れか一方が設けられてもよい。更に、ダンパ装置１０Ｖにおいて、ドライブ部材１１Ｖに遊星歯車２１のサンギヤを連結（一体化）すると共に、中間部材１２Ｖ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は、エンジン（ＥＧ）からのトルクが伝達される入力要素（１１，１１Ｂ，１１Ｃ，１１Ｄ，１１Ｘ，１１Ｙ）、中間要素（１２，１２Ｂ，１２Ｃ，１２Ｄ，１２Ｘ，１３，１４）、出力要素（１５，１５Ｂ，１５Ｃ，１５Ｄ，１５Ｘ，１５Ｙ）、前記入力要素と前記中間要素との間でトルクを伝達する第１弾性体（ＳＰ１，ＳＰ１′）、および前記中間要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する第２弾性体（ＳＰ２，ＳＰ２′，ＳＰ３）を含むダンパ装置（１０，１０Ｂ，１０Ｃ，１０Ｄ，１０Ｘ，１０Ｙ）において、前記入力要素と前記出力要素との相対回転に応じて回転する質量体（２５）を有し、前記入力要素と前記出力要素との間に、前記第１弾性体、前記中間要素および前記第２弾性体を含むトルク伝達経路（ＴＰ１，ＴＰ）と並列に設けられる回転慣性質量ダンパ（２０，２０Ｘ，２０Ｙ）と、前記中間要素の共振を減衰する減衰機構（９０，９５，９５Ｄ）とを備えるものである。

　このダンパ装置では、中間要素を含むトルク伝達経路に対して、第１および第２弾性体の撓みが許容されている状態で複数の固有振動数（共振周波数）を設定すると共に、入力要素の回転数が当該複数の固有振動数の何れかに対応した回転数に達した段階で中間要素の共振を発生させることができる。これにより、このダンパ装置では、入力要素からトルク伝達経路を介して出力要素に伝達される振動と、入力要素から回転慣性質量ダンパを介して出力要素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２つ設定することが可能となる。従って、２つの反共振点の振動数を当該ダンパ装置により減衰すべき振動（共振）の周波数により近づけることで、ダンパ装置の振動減衰性能を向上させることができる。更に、このダンパ装置は、中間要素の共振を減衰する減衰機構を含む。これにより、中間部材の共振の振幅が大きくなるのを抑制し、回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達される慣性トルクにより、中間部材の共振点（それに対応した反共振点）付近での振動レベルを良好に低下させることが可能となる。この結果、ダンパ装置の振動減衰性能をより向上させることができる。

　また、前記減衰機構（９０，９５，９５Ｄ）は、前記入力要素（１１，１１Ｂ，１１Ｃ，１１Ｄ，１１Ｘ，１１Ｙ）および前記出力要素（１５，１５Ｂ，１５Ｃ，１５Ｄ，１５Ｘ，１５Ｙ）の少なくとも何れか一方と、前記中間要素（１２，１２Ｂ，１２Ｃ，１２Ｄ，１２Ｘ，１３）との間で摩擦力を発生させるものであってもよい。これにより、中間要素の共振をより適正に減衰することが可能となる。

　更に、前記減衰機構（９０，９５Ｄ）は、前記入力要素（１１，１１Ｂ，１１Ｃ，１１Ｄ，１１Ｘ，１１Ｙ）と前記中間要素（１２，１２Ｂ，１２Ｃ，１２Ｄ，１２Ｘ，１３）との間で摩擦力を発生させるものであってもよい。これにより、入力要素と中間要素との間で摩擦力が発生することによって入力要素からトルク伝達経路を介して出力要素に伝達される振動の位相がズレてしまうのを抑制しつつ、中間要素の共振を良好に減衰することが可能となる。

　また、前記減衰機構（９０，９５Ｄ）は、前記入力要素（１１，１１Ｂ，１１Ｃ，１１Ｄ，１１Ｘ，１１Ｙ）および前記中間要素（１２，１２Ｂ，１２Ｃ，１２Ｄ，１２Ｘ，１３）の一方と一体に回転する摩擦部材（９１，９６Ｄ）と、前記摩擦部材を前記入力要素および前記中間要素の前記一方側から他方側に付勢する付勢部材（９２，９７Ｄ）とを含むものであってもよい。

　更に、前記減衰機構（９５，９５Ｄ）は、前記中間要素（１２，１２Ｂ，１２Ｃ，１２Ｄ，１２Ｘ，１３）および前記出力要素（１５，１５Ｂ，１５Ｃ，１５Ｄ，１５Ｘ，１５Ｙ）の一方と一体に回転する摩擦部材（９６，９６Ｄ）と、前記摩擦部材を前記中間要素および前記出力要素の前記一方側から他方側に付勢する付勢部材（９７，９７Ｄ）とを含むものであってもよい。

　また、前記減衰機構は、前記入力要素および前記中間要素の一方と一体に回転する第１摩擦部材（９１，９６Ｄ）と、前記第１摩擦部材を前記入力要素および前記中間要素の前記一方側から他方側に付勢する第１付勢部材（９２，９７Ｄ）と、前記中間要素および前記出力要素の一方と一体に回転する第２摩擦部材（９６，９６Ｄ）と、前記第２摩擦部材を前記中間要素および前記出力要素の前記一方側から他方側に付勢する第２付勢部材（９７，９７Ｄ）とを含むものであってもよい。

　更に、前記減衰機構（９５Ｄ）は、前記摩擦力を前記入力要素（１１，１１Ｂ，１１Ｃ，１１Ｄ，１１Ｘ，１１Ｙ）の回転数に応じて変化させるものであってもよく、前記入力要素（１１，１１Ｂ，１１Ｃ，１１Ｄ，１１Ｘ，１１Ｙ）の回転数が高まるにつれて前記摩擦力を大きくするものであってもよい。これにより、入力要素の回転数が低い時に発生する摩擦力を低下させることができるので、摩擦力の発生に伴って入力要素からトルク伝達経路を介して出力要素に伝達される振動の位相がズレてしまうのを良好に抑制しつつ、中間要素の共振を極めて良好に減衰することが可能となる。

　また、前記中間要素の慣性モーメント（Ｊ₂）と前記第１および第２弾性体の剛性（ｋ₁，ｋ₂）とに基づいて定まる該中間要素の減衰比（ζ）が値１未満であり、前記中間要素の固有振動数（ｆ₁₂）に対応した回転数は、前記入力要素から前記トルク伝達経路を介して前記出力要素にトルクが伝達される回転数域の最小回転数（Ｎｌｕｐ）よりも高くてもよい。かかるダンパ装置では、入力要素の回転数が低回転側（低周波側）の反共振点の振動数に対応した回転数よりも高まった段階で中間要素の共振が発生する。従って、かかるダンパ装置に中間要素の共振を減衰する減衰機構を設けることで、高回転側（高周側）の反共振点付近における振動レベルをより良好に低減化することが可能となる。

　更に、前記出力要素（１５，１５Ｂ，１５Ｃ，１５Ｄ，１５Ｘ，１５Ｙ）は、変速機（ＴＭ）の入力軸（ＩＳ）に作用的に連結されてもよい。

　本開示の他のダンパ装置は、エンジン（ＥＧ）からのトルクが伝達される入力要素（１１Ｚ）、第１中間要素（１３Ｚ）、第２中間要素（１４Ｚ）、出力要素（１５Ｚ）、前記入力要素（１１Ｚ）と前記第１中間要素（１３Ｚ）との間でトルクを伝達する第１弾性体（ＳＰ１′）、前記第１および第２中間要素（１３Ｚ，１４Ｚ）の間でトルクを伝達する第２弾性体（ＳＰ２′）および前記第２中間要素（１４Ｚ）と前記出力要素（１５Ｚ）との間でトルクを伝達する第３弾性体（ＳＰ３）を含むダンパ装置（１０Ｚ）において、
　前記入力要素（１１Ｚ）と前記第２中間要素（１４Ｚ）との相対回転に応じて回転する質量体（２５）を有し、前記第１弾性体（ＳＰ１′）、前記第１中間要素（１３Ｚ）、および前記第２弾性体（ＳＰ２′）と並列に設けられる回転慣性質量ダンパ（２０Ｚ）と、前記第１中間要素（１３Ｚ）の共振を減衰する減衰機構（９０，９５）とを備えるものである。

　かかるダンパ装置のように、回転慣性質量ダンパをダンパ装置の入力要素と第２中間要素とに連結することで、回転慣性質量ダンパと出力要素に連結される部材との間に第３弾性体を介在させ、両者を実質的に切り離すことができる。これにより、２つの反共振点の設定を可能としつつ、出力要素に連結される部材の慣性モーメントから定まる固有振動数に対する回転慣性質量ダンパ全体の慣性モーメントの影響を極めて良好に低減化することができる。この結果、ダンパ装置の出力要素に連結される部材の剛性が低く、当該部材の慣性モーメントから定まる固有振動数（共振周波数）が回転慣性質量ダンパ全体の慣性モーメントの影響により小さくなったとしても、本来、入力要素の回転数が高い状態で発生する共振が低回転域で発生して顕在化してしまうのを良好に抑制することが可能となる。更に、かかるダンパ装置に第１中間要素の共振を減衰する減衰機構を設けることで、第１中間部材の共振の振幅が大きくなるのを抑制し、回転慣性質量ダンパから出力要素に伝達される慣性トルクにより、第１中間部材の共振点（それに対応した反共振点）付近での振動レベルを良好に低下させることが可能となる。この結果、ダンパ装置の振動減衰性能をより向上させることができる。

　本開示の更に他のダンパ装置は、エンジン（ＥＧ）からのトルクが伝達される入力要素（１１Ｖ）、中間要素（１２Ｖ）、出力要素（１５Ｖ）、前記入力要素（１１Ｖ）と前記中間要素（１２Ｖ）との間でトルクを伝達する第１弾性体（ＳＰ１）、および前記中間要素（１２Ｖ）と前記出力要素（１５Ｖ）との間でトルクを伝達する第２弾性体（ＳＰ２）を含むダンパ装置（１０Ｖ）において、前記入力要素（１１Ｖ）と前記中間要素（１２Ｖ）との相対回転に応じて回転する質量体（２５）を有し、前記入力要素（１１Ｖ）と前記中間要素（１２Ｖ）との間に、前記第１弾性体（ＳＰ１）と並列に設けられる回転慣性質量ダンパ（２０Ｖ）と、前記中間要素（１２Ｖ）の共振を減衰する減衰機構（９０）とを備えるものである。

　かかるダンパ装置では、中間部材に回転慣性質量ダンパが連結されることで当該中間部材の慣性モーメントが実質的に増加して減衰比ζが小さくなったとしても、減衰機構により中間部材の共振を減衰して当該共振の振幅が大きくなるのを抑制することができる。この結果、このダンパ装置においても、回転慣性質量ダンパから中間部材（ドリブン部材）に伝達される慣性トルクにより、中間部材の共振点付近における振動レベルを良好に低下させることが可能となる。この結果、ダンパ装置の振動減衰性能をより向上させることができる。

　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、中間要素、出力要素、前記入力要素と前記中間要素との間でトルクを伝達する第１弾性体、および前記中間要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する第２弾性体を含むダンパ装置において、
　前記入力要素と前記出力要素との相対回転に応じて回転する質量体を有し、前記入力要素と前記出力要素との間に、前記第１弾性体、前記中間要素および前記第２弾性体を含むトルク伝達経路と並列に設けられる回転慣性質量ダンパと、
　前記中間要素の共振を減衰する減衰機構とを備えるダンパ装置。
　請求項１に記載のダンパ装置において、
　前記減衰機構は、前記入力要素および前記出力要素の少なくとも何れか一方と、前記中間要素との間で摩擦力を発生させるダンパ装置。
　請求項１に記載のダンパ装置において、前記減衰機構は、前記入力要素と前記中間要素との間で摩擦力を発生させるダンパ装置。
　請求項３に記載のダンパ装置において、
　前記減衰機構は、前記入力要素および前記中間要素の一方と一体に回転する摩擦部材と、前記摩擦部材を前記入力要素および前記中間要素の前記一方側から他方側に付勢する付勢部材とを含むダンパ装置。
　請求項２に記載のダンパ装置において、
　前記減衰機構は、前記中間要素および前記出力要素の一方と一体に回転する摩擦部材と、前記摩擦部材を前記中間要素および前記出力要素の前記一方側から他方側に付勢する付勢部材とを含むダンパ装置。
　請求項２に記載のダンパ装置において、
　前記減衰機構は、前記入力要素および前記中間要素の一方と一体に回転する第１摩擦部材と、前記第１摩擦部材を前記入力要素および前記中間要素の前記一方側から他方側に付勢する第１付勢部材と、前記中間要素および前記出力要素の一方と一体に回転する第２摩擦部材と、前記第２摩擦部材を前記中間要素および前記出力要素の前記一方側から他方側に付勢する第２付勢部材とを含むダンパ装置。
　請求項２から６の何れか一項に記載のダンパ装置において、前記減衰機構は、前記摩擦力を前記入力要素の回転数に応じて変化させるダンパ装置。
　請求項７に記載のダンパ装置において、前記減衰機構は、前記入力要素の回転数が高まるにつれて前記摩擦力を大きくするダンパ装置。
　請求項１から８の何れか一項に記載のダンパ装置において、
　前記中間要素の慣性モーメントと前記第１および第２弾性体の剛性とに基づいて定まる該中間要素の減衰比が値１未満であり、前記中間要素の固有振動数に対応した回転数は、前記入力要素から前記トルク伝達経路を介して前記出力要素にトルクが伝達される回転数域の最小回転数よりも高いダンパ装置。
　請求項１から９の何れか一項に記載のダンパ装置において、前記出力要素は、変速機の入力軸に作用的に連結されるダンパ装置。
　エンジンからのトルクが伝達される入力要素、第１中間要素、第２中間要素、出力要素、前記入力要素と前記第１中間要素との間でトルクを伝達する第１弾性体、前記第１および第２中間要素の間でトルクを伝達する第２弾性体および前記第２中間要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する第３弾性体を含むダンパ装置において、
　前記入力要素と前記第２中間要素との相対回転に応じて回転する質量体を有し、前記第１弾性体、前記第１中間要素、および前記第２弾性体と並列に設けられる回転慣性質量ダンパと、
　前記第１中間要素の共振を減衰する減衰機構とを備えるダンパ装置。
　エンジンからのトルクが伝達される入力要素、中間要素、出力要素、前記入力要素と前記中間要素との間でトルクを伝達する第１弾性体、および前記中間要素と前記出力要素との間でトルクを伝達する第２弾性体を含むダンパ装置において、
　前記入力要素と前記中間要素との相対回転に応じて回転する質量体を有し、前記入力要素と前記中間要素との間に、前記第１弾性体と並列に設けられる回転慣性質量ダンパと、
　前記中間要素の共振を減衰する減衰機構とを備えるダンパ装置。