减振装置的制作方法

本公开涉及包含输入构件与输出构件的减振装置，其中，来自内燃机的动力传递至输入构件。

背景技术：

以往，作为上述这种减振装置，公知有与变矩器关联使用的双通道减振器(例如，参照专利文献1)。在该减振装置中，从发动机和锁止离合器至输出毂这段振动路径被分割成两个并行的振动路径B和C，两个振动路径B、C分别具有一对弹簧和配置于该一对弹簧之间的单独的中间凸缘。另外，为了使两个振动路径的共振频率不同，变矩器的涡轮结合于振动路径B的中间凸缘，从而振动路径B的中间凸缘的固有频率小于振动路径C的中间凸缘的固有频率。在锁止离合器结合的情况下，来自发动机的振动进入减振装置的两个振动路径B、C。然后，若某频率的发动机振动到达包含结合于涡轮的中间凸缘的振动路径B，则从振动路径B的中间凸缘至输出毂这段区间的振动的相位相对于输入振动的相位错开180度。此时，振动路径C的中间凸缘的固有频率大于振动路径B的中间凸缘的固有频率，因此进入振动路径C的振动不产生相位的漂移(错位)就传递至输出毂。如上，将从振动路径B传递至输出毂的振动的相位与从振动路径C传递至输出毂的振动的相位错开180度，从而能够使输出毂处的振动衰减。

专利文献1：日本特表2012-506006号公报

发明的概要

在上述专利文献1所记载的双通道减振器中，两个中间凸缘(36、38)配置为沿该双通道减振器的轴向对置(参照该文献的图5A和图5B)。因此，构成振动路径B的一对弹簧(35a、35b)配置为沿双通道减振器的径向排列，构成振动路径C的一对弹簧(37a、37b)也配置为沿双通道减振器的径向排列。即，振动路径B和C的输入侧的弹簧(35a、37a)配置得比振动路径B和C的输出侧的弹簧(35b、37b)靠径向外侧。因此，在专利文献1的双通道减振器中，有如下令人担忧的情况：通过调整各弹簧的刚性(弹簧常数)、中间凸缘的重量(惯性力矩)来进行的设定振动路径B和C的固有频率的自由度降低，难以提高振动衰减性能。另外，在专利文献1的双通道减振器中，还有如下令人担忧的情况：振动路径B和C的共振频率彼此接近，无法获得充分的振动衰减效果。

技术实现要素：

因此，本公开的发明的主要的目的在于，更加提高具有并列设置的第一扭矩传递路径和第二扭矩传递路径的减振装置的振动衰减性能。

本公开的减振装置包含输入构件与输出构件，来自内燃机的动力传递至输入构件，该减振装置具备：第一扭矩传递路径，其包含在上述输入构件与上述输出构件之间传递扭矩的第一弹性体；和第二扭矩传递路径，其与上述第一扭矩传递路径并列设置，包含中间构件、在上述输入构件与上述中间构件之间传递扭矩的第二弹性体以及在上述中间构件与上述输出构件之间传递扭矩的第三弹性体，上述第二弹性体和第三弹性体配置得比上述第一弹性体靠上述减振装置的径向的外侧，并沿着上述减振装置的周向排列。

在具有上述的第一扭矩传递路径和第二扭矩传递路径的减振装置中，能够在从第一扭矩传递路径传递至输出构件的振动的相位与从第二扭矩传递路径传递至输出构件的振动的相位因产生与第二扭矩传递路径(中间构件)的固有频率对应的共振而错开180度时，设定输出构件的振动振幅理论上为零的反共振点。另外，在该减振装置中，作为共振的构件的中间构件被从第一扭矩传递路径中省略，因此在产生了与第二扭矩传递路径(中间构件)的固有频率对应的共振后，能够进一步增大从第一弹性体传递至输出构件的振动和从第三弹性体传递至输出构件的振动中的一者抵消另一者的至少一部分的频带(转速区)。而且，将第二扭矩传递路径的第二弹性体和第三弹性体配置得比第一扭矩传递路径的第一弹性体靠减振装置的径向的外侧，从而通过调整第二弹性体和第三弹性体的刚性、中间构件的惯性力矩，能够进一步减小第二扭矩传递路径(中间构件)的固有频率。其结果，能够进一步提高具有并列设置的第一扭矩传递路径和第二扭矩传递路径的减振装置的振动衰减性能。此外，在该减振装置中，从第一扭矩传递路径中省略中间构件，因此能够简化装置整体的构造，并且抑制大型化(特别是轴向长度的增加)。

本公开的其它的减振装置包含输入构件与输出构件，来自内燃机的动力传递至输入构件，该减振装置具备：第一扭矩传递路径，其包含在上述输入构件与上述输出构件之间传递扭矩的第一弹性体；以及第二扭矩传递路径，其与上述第一扭矩传递路径并列设置，包含中间构件、在上述输入构件与上述中间构件之间传递扭矩的第二弹性体以及在上述中间构件与上述输出构件之间传递扭矩的第三弹性体，基于使上述输出构件的振动振幅理论上为零的反共振点的频率，规定上述第一弹性体、第二弹性体以及第三弹性体的弹簧常数与上述中间构件的惯性力矩。

如上，基于能够进一步降低输出构件的振动振幅的反共振点的频率构成减振装置，从而能够进一步提高具有并列设置的第一扭矩传递路径和第二扭矩传递路径的减振装置的振动衰减性能。

附图说明

图1是表示包含本公开的一实施方式的减振装置的起步装置的简要构成图。

图2是表示图1的起步装置的剖视图。

图3是例示发动机的转速与减振装置的输出构件的扭矩变动间的关系的说明图。

图4是表示本公开的其它的实施方式的起步装置的剖视图。

具体实施方式

接下来，参照附图，对用于实施本公开的发明的方式进行说明。

图1是表示包含本公开的一实施方式的减振装置10的起步装置1的简要构成图，图2是表示起步装置1的剖视图。这些附图所示的起步装置1搭载于具备作为原动机的发动机(内燃机)的车辆，除了减振装置10之外，起步装置1还包含连结于发动机的曲轴的作为输入部件的前盖3、固定于前盖3的泵轮(输入侧流体传动构件)4、能够与泵轮4同轴地旋转的涡轮(输出侧流体传动构件)5、连结于减振装置10并且固定于作为自动变速器(AT)或者无级变速机(CVT)的变速机的输入轴IS的作为动力输出部件的减振毂7、锁止离合器8等。

此外，在以下的说明中，除了特别明示的情况之外，“轴向”基本上表示起步装置1、减振装置10的中心轴(轴心)的延伸方向。另外，除了特别明示的情况之外，“径向”基本上表示起步装置1、减振装置10、该减振装置10等的旋转构件的径向、即从起步装置1、减振装置10的中心轴向与该中心轴正交的方向(径向)延伸的直线的延伸方向。另外，除了特别明示的情况之外，“周向”基本上表示起步装置1、减振装置10、该减振装置10等的旋转构件的周向、即沿着该旋转构件的旋转方向的方向。

如图2所示，泵轮4具有紧密地固定于前盖3的泵壳40和配设于泵壳40的内表面的多个泵叶片41。如图2所示，涡轮5具有涡轮壳50与配设于涡轮壳50的内表面的多个涡轮叶片51。涡轮壳50的内周部借助多个铆钉固定于涡轮毂52。涡轮毂52被减振毂7支承为能够自如旋转，该涡轮毂52(涡轮5)在起步装置1的轴向上的移动被减振毂7与安装于该减振毂7的卡环限制。

泵轮4与涡轮5相互对置，在两者之间同轴地配置有对工作油(工作流体)从涡轮5向泵轮4的流动进行整流的导叶6。导叶6具有多个导叶叶片60，导叶6的旋转方向被单向离合器61设定为仅为单方向。该泵轮4、涡轮5以及导叶6形成使工作油循环的环路(环状流路)，作为具有扭矩放大功能的变矩器(流体传动装置)发挥功能。但是，在起步装置1中，也可以省略导叶6、单向离合器61，而使泵轮4和涡轮5作为液力联轴节发挥功能。

锁止离合器8能执行经由减振装置10连结前盖3与减振毂7的锁止，并且能解除该锁止。在本实施方式中，锁止离合器8构成为单片油压式离合器，并具有锁止活塞(动力输入部件)80，该锁止活塞80配置于前盖3的内部且位于该前盖3的发动机侧的内壁面附近，并且以能够沿轴向自如移动的方式嵌合于减振毂7。如图2所示，在锁止活塞80的靠外周侧且靠前盖3侧的面粘贴有摩擦材料81。而且，在锁止活塞80与前盖3之间划分有经由工作油供给路、形成于输入轴IS的油路连接于未图示的油压控制装置的锁止室85。

从泵轮4和涡轮5的轴心侧(单向离合器61的周边)经由形成于输入轴IS的油路等朝向径向外侧、向泵轮4以及涡轮5(环路)供给的来自油压控制装置的工作油能够流入锁止室85内。因此，若被前盖3与泵轮4的泵壳划分的流体传动室9内和锁止室85内被保持为等压，则锁止活塞80不向前盖3侧移动，从而锁止活塞80不与前盖3摩擦卡合。与此相对，若通过未图示的油压控制装置对锁止室85内进行减压，则锁止活塞80因压力差而朝向前盖3移动，与前盖3摩擦卡合。由此，前盖3(发动机)经由减振装置10连结于减振毂7。此外，作为锁止离合器8，也可以采用至少包含一片摩擦卡合片(多个摩擦材料)的多片油压式离合器。

如图1和图2所示，减振装置10包含驱动部件(输入构件)11、中间部件(中间构件)12以及从动部件(输出构件)15，并以它们作为旋转构件。另外，减振装置10包含在驱动部件11与从动部件15之间传递扭矩的多个(在本实施方式中，例如为四个)第一弹簧(第一弹性体)SP1、在驱动部件11与中间部件12之间传递扭矩的多个(在本实施方式中，例如为三个)第二弹簧(第二弹性体)SP2以及在中间部件12与从动部件15之间传递扭矩的多个(在本实施方式中，例如为三个)第三弹簧(第三弹性体)SP3，并以它们作为扭矩传递构件(扭矩传递弹性体)。

即，如图1所示，减振装置10具有相互并列设置的第一扭矩传递路径P1与第二扭矩传递路径P2。第一扭矩传递路径P1仅包含第一弹簧SP1，作为配置于驱动部件11与从动部件15之间的构件，并经由多个第一弹簧SP1在驱动部件11与从动部件15之间传递扭矩。另外，第二扭矩传递路径P2包含中间部件12、第二弹簧SP2以及第三弹簧SP3，作为配置于驱动部件11与从动部件15之间的构件，并经由多个第二弹簧SP2、中间部件12以及多个第三弹簧SP3在驱动部件11与从动部件15之间传递扭矩。

在本实施方式中，作为第一弹簧SP1～第三弹簧SP3，采用以具有在不施加负载时笔直地延伸的轴心的方式卷绕为螺旋状的由金属材料构成的直线型螺旋弹簧。由此，与使用弧形螺旋弹簧的情况相比，能够使第一弹簧SP1～第三弹簧SP3沿着轴心更加适当地伸缩，而使所谓的平衡阻碍(向驱动部件11输入的扭矩逐渐增加时，从从动部件15输出的扭矩与在该输入扭矩逐渐减少时从从动部件15输出的扭矩之差)减少。另外，在本实施方式中，如图2所示，第一弹簧SP1的外径(卷材直径)具有大于第二弹簧SP2和第三弹簧SP3的外径(卷材直径)。另外，如图2所示，第一弹簧SP1的线径(卷线的外径)大于第二弹簧SP2和第三弹簧SP3的线径(卷线的外径)。

如图2所示，减振装置10的驱动部件11包含固定于锁止离合器8的锁止活塞80的环状的第一片部件(第一输入部件)111、连结于第一片部件111并与第一片部件111一体旋转的环状的第二片部件(第二输入部件)112以及配置为接近涡轮5并且借助多个铆钉连结(固定)于第二片部件112的环状的第三片部件(第三输入部件)113。由此，驱动部件11、即第一片部件111～第三片部件113与锁止活塞80一体地旋转，并通过锁止离合器8的卡合连结前盖3(发动机)与减振装置10的驱动部件11。

第一片部件111具有借助多个铆钉固定于锁止活塞80的外周侧的内表面(未粘贴摩擦材料81的面)的环状的固定部111a、从固定部111a的外周部沿轴向延伸的筒状部111b以及沿周向隔开间隔(等间隔)地从筒状部111b向径向外侧延伸的多个(在本实施方式中，例如为三个)弹簧抵接部(外侧抵接部)111c。另外，在第一片部件111的筒状部111b的自由端部形成有与在第二片部件112的外周部形成的对应的凹部嵌合的多个卡合凸部。

第二片部件112具有沿着其内周缘沿周向隔开间隔(等间隔)地排列的多个(在本实施方式中，例如为四个)弹簧支承部112a、在比多个弹簧支承部112a靠外周侧沿周向隔开间隔(等间隔)地排列并且在第二片部件112的径向与分别与之对应的弹簧支承部112a对置的多个(在本实施方式中，例如为四个)弹簧支承部112b以及多个(在本实施方式中，例如为四个)弹簧抵接部(内侧抵接部)112c。另外，第三片部件113具有沿着其内周缘沿周向隔开间隔(等间隔)地排列的多个(在本实施方式中，例如为四个)弹簧支承部113a、在比多个弹簧支承部113a靠外周侧沿周向隔开间隔(等间隔)地排列并且在第三片部件113的径向与分别与之对应的弹簧支承部113a对置的多个(在本实施方式中，例如为四个)弹簧支承部113b以及多个(在本实施方式中，例如为四个)弹簧抵接部(内侧抵接部)113c。

第二片部件112的多个弹簧支承部112a从内周侧支承(引导)分别与之对应的第一弹簧SP1(各一个)的靠锁止活塞80侧的侧部。多个弹簧支承部112b从外周侧支承(引导)分别与之对应的第一弹簧SP1(各一个)的靠锁止活塞80侧的侧部。第三片部件113的多个弹簧支承部113a从内周侧支承(引导)分别与之对应的第一弹簧SP1(各一个)的靠涡轮5侧的侧部。多个弹簧支承部113b从外周侧支承(引导)分别与之对应的第一弹簧SP1(各一个)的靠涡轮5侧的侧部。由此，多个第一弹簧SP1被第二片部件112和第三片部件113支承为沿着两者(减振装置10)的周向排列。

第二片部件112的多个弹簧抵接部112c在沿着周向相互邻接的弹簧支承部112a、112b之间各设置一个。在减振装置10的安装状态下，各弹簧抵接部112c在被第二片部件112和第三片部件113支承而相互邻接的第一弹簧SP1之间与这两者(两第一弹簧SP1)的端部抵接。第三片部件113的多个弹簧抵接部113c在沿着周向相互邻接的弹簧支承部113a、113b之间各设置一个。各弹簧抵接部113c也在减振装置10的安装状态下，在被第二片部件112和第三片部件113支承而相互邻接的第一弹簧SP1之间与这两者(两第一弹簧SP1)的端部抵接。

中间部件12形成为环状，用以支承(引导)多个第二弹簧SP2和第三弹簧SP3的外周部、靠锁止活塞80侧的侧部(图2的右侧的侧部)等。如图2所示，中间部件12被构成驱动部件11的第一片部件111的筒状部(支承部)111b支承(调心)为能够自如旋转，并配置于流体传动室9内的外周侧区域。如上，使中间部件12以接近减振装置10的外周的方式配置于流体传动室9内的外周侧区域，从而能够进一步增大该中间部件12的惯性力矩(惯性)。

另外，中间部件12将第二弹簧SP2和第三弹簧SP3支承为沿着该中间部件12(减振装置10)的周向交替地排列。由此，第二弹簧SP2和第三弹簧SP3配置于被驱动部件11(第二片部件112和第三片部件113)支承的多个第一弹簧SP1的径向外侧。如上，以包围多个第一弹簧SP1的方式将第二弹簧SP2和第三弹簧SP3配置于流体传动室9内的外周侧区域，从而能够使减振装置10乃至起步装置1的轴向长度进一步缩短。

另外，中间部件12具有多个(在本实施方式中，例如为三个)第一弹簧抵接部(弹性体抵接部)121c以及在轴向上与分别与之对应的第一弹簧抵接部121c相对置的多个(在本实施方式中，例如为三个)第二弹簧抵接部(弹性体抵接部)122c。第一弹簧抵接部121c和第二弹簧抵接部122c在相互成对(以串联的方式发挥作用)的第二弹簧SP2和第三弹簧SP3之间与这两者的端部抵接。另外，在不成对的(不以串联的方式发挥作用)的第二弹簧SP2和第三弹簧SP3之间配置有构成驱动部件11的第一片部件111的弹簧抵接部111c。

即，在减振装置10的安装状态下，驱动部件11的各弹簧抵接部111c在不成对的第二弹簧SP2和第三弹簧SP3之间与这两者的端部抵接。由此，在减振装置10的安装状态下，各第二弹簧SP2的一端与驱动部件11的对应的弹簧抵接部111c抵接，各第二弹簧SP2的另一端与中间部件12的对应的第一弹簧抵接部121c和第二弹簧抵接部122c抵接。另外，在减振装置10的安装状态下，各第三弹簧SP3的一端与中间部件12的对应的第一弹簧抵接部121c和第二弹簧抵接部122c抵接，各第三弹簧SP3的另一端与驱动部件11的对应的弹簧抵接部111c抵接。

如图2所示，从动部件15在轴向上配置于驱动部件11的第二片部件112与第三片部件113之间，并且通过例如焊接固定于减振毂7。从动部件15具有：以接近其内周缘的方式沿周向隔开间隔地形成的多个(在本实施方式中，例如为四个)内侧弹簧抵接部(内侧抵接部)15ci和在比多个内侧弹簧抵接部15ci靠径向外侧位置沿周向隔开间隔地形成的多个(在本实施方式中，例如为三个)外侧弹簧抵接部(外侧抵接部)15co。

在减振装置10的安装状态下，从动部件15的各内侧弹簧抵接部15ci与驱动部件11的弹簧抵接部112c、113c相同，在相互邻接的第一弹簧SP1之间与这两者的端部抵接。另外，在减振装置10的安装状态下，从动部件15的各外侧弹簧抵接部15co与驱动部件11的各弹簧抵接部111c相同，在不成对的第二弹簧SP2和第三弹簧SP3之间与这两者的端部抵接。

由此，在减振装置10的安装状态下，各第一弹簧SP1的两端部分别与驱动部件11的弹簧抵接部112c、113c和从动部件15的内侧弹簧抵接部15ci双方抵接。另外，各第二弹簧SP2的上述一端也与从动部件15的对应的外侧弹簧抵接部15co抵接，各第三弹簧SP3的上述另一端也与从动部件15的对应的外侧弹簧抵接部15co抵接。其结果，从动部件15经由多个第一弹簧SP1，即，经由第一扭矩传递路径P1连结于驱动部件11，并且经由多个第二弹簧SP2、中间部件12以及多个第三弹簧SP3，即，经由第二扭矩传递路径P2连结于驱动部件11。

如图2所示，在本实施方式中，在涡轮5的涡轮壳50通过例如焊接固定有环状的涡轮连结部件55。在涡轮连结部件55的外周部形成有沿周向隔开间隔且沿轴向延伸的多个(在本实施方式中，例如为三个)弹簧抵接部55c。涡轮连结部件55的各弹簧抵接部55c在相互成对并以串联的方式发挥作用的第二弹簧SP2和第三弹簧SP3之间与这两者的端部抵接。

由此，中间部件12与涡轮5被连结为一体旋转，将涡轮5(以及涡轮毂52)连结于中间部件12，从而能够进一步增大该中间部件12的实质上的惯性力矩(中间部件12、涡轮5等的惯性力矩的合计值)。另外，将涡轮5与配置于第一弹簧SP1的径向外侧、即配置于流体传动室9内的外周侧区域的中间部件12连结，从而能够使涡轮连结部件55在轴向上不通过驱动部件11的第三片部件113、第一弹簧SP1与涡轮5之间。由此，能够更加良好地抑制减振装置10乃至起步装置1的轴向长度的增加。

另外，如图1所示，减振装置10包含限制第一弹簧SP1的挠曲的第一止动器21、限制第二弹簧SP2的挠曲的第二止动器22以及限制第三弹簧SP3的挠曲的第三止动器23。在本实施方式中，第一止动器21构成为限制驱动部件11与从动部件15的相对旋转。第二止动器22构成为限制驱动部件11与中间部件12的相对旋转。第三止动器23构成为限制中间部件12与从动部件15的相对旋转。该第一止动器21～第三止动器23构成为在输入驱动部件11的扭矩到达小于与减振装置10的最大扭转角θmax对应的扭矩T2(第二阈值)的预先决定的扭矩(第一阈值)T1后，限制对应的弹簧的挠曲。

在本实施方式中，与第二弹簧SP2和第三弹簧SP3中的弹簧常数较小的一者(例如，第二弹簧SP2)对应的第二止动器22和第三止动器23中的一者被构成为，在向驱动部件11输入的扭矩到达上述扭矩T1的阶段，限制对应的弹簧的挠曲。另外，第二止动器22与第三止动器23中的另一者、以及第一止动器21被构成为，在输入驱动部件11的扭矩到达与最大扭转角θmax对应的扭矩T2的阶段，同时动作。由此，减振装置10具有两个阶段(两个等级)的衰减特性。此外，第一止动器21～第三止动器23的构成不限定于图示的构成，也可以省略第二止动器22与第三止动器23中的上述另一者和第一止动器21中的任一者。

在解除如上述那样构成的起步装置1的由锁止离合器8形成的锁止时，如根据图1明确的那样，从发动机传递至前盖3的扭矩(动力)经由泵轮4、涡轮5、中间部件12、第三弹簧SP3、从动部件15、减振毂7这样的路径传递至变速机的输入轴IS。与此相对，若通过起步装置1的锁止离合器8执行锁止，则从发动机经由前盖3和锁止离合器8传递至驱动部件11的扭矩经由(仅)包含多个第一弹簧SP1的第一扭矩传递路径P1和包含多个第二弹簧SP2、中间部件12以及多个第三弹簧SP3的第二扭矩传递路径P2，传递至从动部件15和减振毂7。然后，第二弹簧SP2和第三弹簧SP3一起、与第一弹簧SP1并列地发挥作用，对传递至驱动部件11的扭矩的变动进行衰减(吸收)，直至向驱动部件11输入的扭矩到达上述扭矩T1。另外，若向驱动部件11输入的扭矩超过上述扭矩T1，则第一弹簧SP1与第二弹簧SP2、或者第一弹簧SP1与第三弹簧SP3并列地发挥作用，对传递至驱动部件11的扭矩的变动进行衰减(吸收)。

接下来，对减振装置10的设计顺序进行说明。

如上述那样，在减振装置10中，第二弹簧SP2和第三弹簧SP3一起、与第一弹簧SP1并列地发挥作用，直至传递至驱动部件11的输入扭矩到达上述扭矩T1。如上，在第二弹簧SP2和第三弹簧SP3一起、与第一弹簧SP1并列地发挥作用时，与从发动机传递至驱动部件11的振动的频率相对应地，在第一扭矩传递路径P1和第二扭矩传递路径P2中的任一者产生中间部件12的共振，主要是由减振装置10整体与车辆的驱动轴的振动引起的共振。而且，若与传递至驱动部件11的振动的频率相对应地，在第一扭矩传递路径P1中第二扭矩传递路径P2的任一者暂时产生共振，则之后，经由第一扭矩传递路径P1(主系统)从驱动部件11传递至从动部件15的振动的相位，与经由第二扭矩传递路径P2(副系统)从驱动部件11传递至从动部件15的振动的相位错开180度。由此，在减振装置10中，能够利用上述的第一扭矩传递路径P1和第二扭矩传递路径P2处的振动的相位错开，使从动部件15处的振动衰减。

本发明的发明人为了使具有上述的特性的减振装置10的振动衰减性能更加提高，而进行潜心研究、解析，针对包含处于因执行了锁止而从发动机向驱动部件11传递扭矩的状态的减振装置10的振动系统，构建了下式(1)那样的运动方程式。其中，在式(1)中，“J₁”是驱动部件11的惯性力矩，“J₂”是中间部件12的惯性力矩，“J₃”是从动部件15的惯性力矩。另外，“θ₁”是驱动部件11的扭转角，“θ₂”是中间部件12的扭转角，“θ₃”是从动部件15的扭转角。另外，“k₁”是在驱动部件11与从动部件15之间并列地发挥作用的多个第一弹簧SP1的合成弹簧常数，“k₂”是在驱动部件11与中间部件12之间并列地发挥作用的多个第二弹簧SP2的合成弹簧常数，“k₃”是在中间部件12与从动部件15之间并列地发挥作用的多个第三弹簧SP3的合成弹簧常数，“k_R”是配置于从动部件15至车辆的车轮之间的变速机、驱动轴等的刚性即弹簧常数，“T”是从发动机传递至驱动部件11的输入扭矩。

[数式1]

另外，本发明的发明人假定为输入扭矩T如下式(2)所示那样周期性地振动，并且假定为驱动部件11的扭转角θ₁、中间部件12的扭转角θ₂以及从动部件15的扭转角θ₃如下式(3)所示那样周期性地响应(振动)。其中，式(2)和式(3)中的“ω”是输入扭矩T的周期性的变动(振动)的角频率，在式(3)中，“Θ₁”是伴随着来自发动机的扭矩的传递而产生的驱动部件11的振动的振幅(振动振幅，即最大扭转角)，“Θ₂”是伴随着向驱动部件11传递来自发动机的扭矩而产生的中间部件12的振动的振幅(振动振幅)，“Θ₃”是伴随着向驱动部件11传递来自发动机的扭矩而产生的从动部件15的振动的振幅(振动振幅)。基于上述的假定，将式(2)和式(3)代入式(1)，从两边去除“sinωt”，从而能够获得下式(4)的恒等式。

[数式2]

T＝T₀sinωt…(2)

然后，本发明的发明人着眼于：若式(4)中的从动部件15的振动振幅Θ3为零，则来自发动机的振动理论上被减振装置10完全衰减，理论上不会向比从动部件15靠后级侧的变速机、驱动轴等传递振动。因此，本发明的发明人根据上述的观点，针对振动振幅Θ₃求解式(4)的恒等式，并且通过设为Θ₃＝0，从而获得下式(5)所示的条件式。在式(5)的关系成立的情况下，从驱动部件11经由第一扭矩传递路径P1传递至从动部件15的来自发动机的振动，与从驱动部件11经由第二扭矩传递路径P2传递至从动部件15的振动相互抵消，从而从动部件15的振动振幅Θ₃理论上为零。根据上述的解析结果，在具有上述那样的构成的减振装置10中，能够理解为在从第一扭矩传递路径P1传递至从动部件15的振动的相位与从第二扭矩传递路径P2传递至从动部件15的振动的相位，因共振的产生而错开180度时，能够设定从动部件15的振动振幅Θ₃理论上为零的反共振点A。

[数式3]

此处，在搭载作为行驶用动力的产生源的发动机的车辆中，使锁止离合器的锁止转速Nlup更加降低，提前将来自发动机的扭矩机械式地传递至变速机，从而能够提高发动机与变速机之间的动力传递效率，由此进一步提高发动机的燃料消耗效率。但是，在能够成为锁止转速Nlup的设定范围的500rpm～1500rpm左右的低转速区中，从发动机经由锁止离合器传递至驱动部件11的振动增大，特别是在搭载三缸或四缸发动机之类的节能型气缸发动机的车辆中，振动等级的增加尤为显著。因此，为了不在执行锁止时、执行锁止后，有较大的振动传递至变速机等，而需要进一步降低在执行了锁止的状态下将来自发动机的扭矩(振动)传递至变速机的减振装置10整体(从动部件15)的锁止转速Nlup附近的转速区的振动等级。

鉴于此，本发明的发明人基于针对锁止离合器8决定的锁止转速Nlup，以在发动机的转速处于500rpm～1500rpm的范围(锁止转速Nlup的假定设定范围)内时形成上述的反共振点A的方式构成减振装置10。若将反共振点A的频率设为“fa”，向上述式(5)代入“ω＝2πfa”，则反共振点A的频率fa如下式(6)那样表示，就与该频率fa对应的发动机的转速Nea而言，若将“n”设为发动机的缸数，则表示为Nea＝(120/n)·fa。因此，在减振装置10中，以满足下式(7)的方式选择、设定多个第一弹簧SP1的合成弹簧常数k₁、多个第二弹簧SP2的合成弹簧常数k₂、多个第三弹簧SP3的合成弹簧常数k₃以及中间部件12的惯性力矩J₂(考虑了(综合考虑)以与之一体旋转的方式连结的涡轮等的惯性力矩)。即，在减振装置10中，基于反共振点A的频率fa(以及锁止转速Nlup)，决定第一弹簧SP1的弹簧常数k₁、第二弹簧SP2的弹簧常数k₂、第三弹簧SP3的弹簧常数k₃以及中间部件12的惯性力矩J₂。

[数式4]

如上，将从动部件15的振动振幅Θ₃理论上能够为零(能够进一步降低)的反共振点A设定于500rpm～1500rpm的低转速区(锁止转速Nlup的假定设定范围)内，从而如图3所示，能够使产生反共振点A的共振(为了形成反共振点A而不得不产生的共振，参照图3的共振点R1)的产生时机向更低转速侧(低频侧)漂移，而包含于锁止离合器8的非锁止区域(参照图3的双点划线)。由此，能够抑制第一弹簧SP1～第三弹簧SP3的大径化、圈数(轴向长度)的增加，进而抑制减振装置10、起步装置1的大型化，并且允许更低的转速的锁止(发动机与驱动部件11的连结)，并且进一步提高减振装置10的在来自发动机的振动常常增大的低转速区的振动衰减性能。

另外，在以满足式(7)的方式构成减振装置10时，优选产生反共振点A的共振的频率小于该反共振点A的频率fa，并且选择、设定弹簧常数k₁、k₂、k₃以及中间部件12的惯性力矩J₂，使之成为尽可能小的值。由此，能够进一步减小反共振点的频率fa，允许进一步低的转速的锁止。在产生反共振点A的共振为由中间部件12的振动带来的共振的情况下，若将该共振(共振点R1)的频率(第二扭矩传递路径P2即中间部件12的固有频率)设为“f_R1”，则频率f_R1能够通过下式(8)的简式表示。式(8)表示假定为驱动部件11与从动部件15不相对旋转时的第二扭矩传递路径P2(中间部件12)的固有频率。在该情况下，中间部件12的共振成为不在使用减振装置10的转速区中产生的假想的振动，与中间部件12的固有频率f_R1对应的转速低于锁止离合器8的锁止转速Nlup。

[数式5]

另外，在如上述那样构成的减振装置10中，如图3所示，存在在产生了反共振点A后，在发动机的转速并不那么高的过程中产生接下来的共振(例如，减振装置10整体的共振，参照图3的共振点R2)的情况。因此，优选选择、设定弹簧常数k₁、k₂、k₃以及中间部件12的惯性力矩J₂，使在比反共振点A靠高转速侧(高频侧)产生的共振的频率进一步增大。由此，能够在振动难以显现的高转速区侧产生该共振(共振点R2)，从而能够进一步提高低转速区的减振装置10的振动衰减性能。此外，在减振装置10中，即使在比反共振点A靠高转速侧产生共振(共振点R2)，在该共振的产生之前相比，第一扭矩传递路径P1的振动的相位与第二扭矩传递路径P2的振动的相位也不发生变化。

另外，在如上述那样构成的减振装置10中，为了使锁止转速Nlup附近的振动衰减性能更加提高，而需要使该锁止转速Nlup与和共振点R2对应的发动机的转速尽可能地分离。因此，在以满足式(7)的方式构成减振装置10时，优选选择、设定弹簧常数k₁、k₂、k₃以及惯性力矩J₂，以满足Nlup≤(120/n)·fa(＝Nea)。由此，能够在良好地抑制振动向变速机的输入轴IS的传递的同时，执行由锁止离合器8形成的锁止，并且在刚执行完锁止后，利用减振装置10，使来自发动机的振动极其良好地衰减。

另外，在减振装置10中，从第一扭矩传递路径P1中省略作为共振的构件的中间构件，因此能够在产生与第二扭矩传递路径P2(中间部件12)的固有频率对应的共振后，进一步增大从第一弹簧SP1传递至从动部件15的振动和从第三弹簧SP3传递至从动部件15的振动中的一者抵消另一者的至少一部分的频带(转速区)。另外，从第一扭矩传递路径P1中省略中间构件，因此能够简化装置整体的构造，并且抑制大型化(特别是轴向长度的增加)。而且，将第二扭矩传递路径P2的第二弹簧SP2和第三弹簧SP3配置得比第一扭矩传递路径P1的第一弹簧SP1靠减振装置10的径向的外侧，从而能够通过调整第二弹簧SP2和第三弹簧SP3的弹簧常数(刚性)、中间部件12的惯性力矩J2，进一步减小第二扭矩传递路径P2(中间部件12)的固有频率。

另外，在以满足式(7)的方式构成减振装置10时，使第一弹簧SP1的弹簧常数k₁小于第二弹簧SP2的弹簧常数k₂和第三弹簧SP3的弹簧常数k₃，从而能够进一步降低减振装置10整体的刚性，而进一步增大该减振装置10的最大扭转角θmax。另外，在减振装置10中，中间部件12以接近减振装置10的外周的方式被设置于驱动部件11的筒状部(支承部)111b支承为能够自如旋转。由此，能够进一步增大中间部件12的惯性力矩。此外，若将中间部件12与涡轮5连结并与涡轮5一体旋转，则能够进一步增大该中间部件12的实质上的惯性力矩J₂(中间部件12、涡轮5等的惯性力矩的合计值)，因此如根据式(6)、式(8)明确的那样，能够进一步减小第二扭矩传递路径P2(中间部件12)的固有频率、反共振点A的频率fa，而将反共振点A设定于更加低转速侧(低频侧)。

如上述那样，基于反共振点A的频率fa设计减振装置10，从而能够抑制装置整体的大型化，并且进一步提高该减振装置10的振动衰减性能。而且，根据本发明的发明人的研究、解析，在将锁止转速Nlup规定为例如1000rpm前后的值的情况下，以满足例如900rpm≤(120/n)·fa≤1200rpm的方式构成减振装置10，从而能够确认在实用方面能够获得极其良好的结果。另外，根据本发明的发明人的解析，第一弹簧SP1～第三弹簧SP3的弹簧常数k₁、k₂、k₃相对于减振装置10的等效弹簧常数k_total(＝k₁+(1/k₂+1/k₃)^-1)的比满足:

0.30≤k₁/k_total≤0.90

0.50≤k₂/k_total≤1.10

0.55≤k₃/k_total≤1.15，

从而明确在实用方面能够极其良好地确保减振装置10的振动衰减性能。

另外，上述驱动部件11具有与第一弹簧SP1的端部抵接的弹簧抵接部112c、113c和与第二弹簧SP2的端部抵接的弹簧抵接部111c，从动部件15具有与第一弹簧SP1的端部抵接的内侧弹簧抵接部15ci和与第三弹簧SP3的端部抵接的外侧弹簧抵接部15co。由此，能够将第二扭矩传递路径P2的第二弹簧SP2和第三弹簧SP3配置得比第一扭矩传递路径P1的第一弹簧SP1靠减振装置10的径向的外侧。

另外，在上述实施方式中，如图2所示，驱动部件11包含：第一片部件111，其具有与第二弹簧SP2的端部抵接的弹簧抵接部111c，并且连结于被传递来自内燃机的动力的锁止活塞80；第二片部件112，其具有与第一弹簧SP1的端部抵接的弹簧抵接部112c，并且，在径向上，在第一弹簧SP1与第二弹簧SP2之间和在第一弹簧SP1与第三弹簧SP3之间，连结于第一片部件111，以与第一片部件111一体旋转；以及第三片部件113，其具有与第一弹簧SP1的端部抵接的弹簧抵接部113c，并且连结于第二片部件(112)，以与第二片部件(112)一体旋转。此外，在减振装置10的轴向上，从动部件15配置于第二片部件112与第三片部件113之间。由此，能够抑制减振装置10的轴向长度的增加，并且将第二弹簧SP2和第三弹簧SP3配置得比第一弹簧SP1靠减振装置10的径向的外侧。

另外，如图2所示，锁止活塞80与第一片部件111进行连结的连结部(将两者紧固的铆钉)和第二片部件112与第三片部件113进行连结的连结部(将两者紧固的铆钉)，在径向上，分别设置于第一弹簧SP1与第二弹簧SP2之间和第一弹簧SP1与第三弹簧SP3之间。由此，能够使减振装置10的轴向长度更加缩短。此外，在上述实施方式中，涡轮连结部件55与涡轮5的固定部也是如图2所示那样，在径向上，设置于第一弹簧SP1与第二弹簧SP2之间和第一弹簧SP1与第三弹簧SP3之间。由此，能够使减振装置10的轴向长度更加缩短，并且连结中间部件12与涡轮5。

另外，在上述实施方式中，第一弹簧SP1的外径(卷材直径)大于第二弹簧SP2和第三弹簧SP3的外径(卷材直径)。如上，增大内周侧的第一弹簧SP1的外径，从而能够与外周侧的第二弹簧SP2和第三弹簧SP3相同程度地确保第一弹簧SP1的扭转角，并且能够通过增粗第一弹簧SP1的线径，来良好地确保第一扭矩传递路径P1的扭矩分担。

图4是表示包含本公开的其它的实施方式的减振装置10B的起步装置1B的剖视图。此外，针对起步装置1B、减振装置10B的构件中的、与上述的起步装置1、减振装置10相同的构件，标注相同的附图标记，并省略重复的说明。

在起步装置1B的减振装置10B中，如图4所示，第二扭矩传递路径所包含的第二弹簧SP2、第三弹簧SP3以及中间部件12B配置于第一扭矩传递路径P1所包含的第一弹簧SP1的径向内侧。即，在减振装置10B中，第二弹簧SP2和第三弹簧SP3，以逐个成对并且沿周向交替地排列的方式，被构成驱动部件11B的第二片部件112的弹簧支承部112a、112b与第三片部件113的弹簧支承部113a、113b支承。另外，驱动部件11B的弹簧抵接部112c、113c与从动部件15B的内侧弹簧抵接部15ci在减振装置10B的安装状态下，在被互不相同的弹簧支承部112a、112b、113a、113b支承(不成对)的第二弹簧SP2和第三弹簧SP3之间与这两者的端部抵接。

中间部件12B构成为片状的环状部件，被形成于从动部件15B的内周部的多个轴向延伸部支承(调心)为能够自如旋转，并位于多个第一弹簧SP1的径向内侧。中间部件12的弹簧抵接部12c，被相同的弹簧支承部112a、112b、113a、113b支承，并在相互成对的第二弹簧SP2和第三弹簧SP3之间与这两者的端部抵接。另外，固定于涡轮5的涡轮壳50的涡轮连结部件55B具有相对于其内周部沿周向隔开间隔地沿轴向延伸的多个弹簧抵接部55c，各弹簧抵接部55c与形成于中间部件12B的对应的弹簧抵接部12c的狭缝嵌合。由此，中间部件12B与涡轮5以一体旋转的方式连结，将涡轮5(以及涡轮毂52)连结于中间部件12B，从而能够进一步增大该中间部件12B的实质上的惯性力矩(中间部件12、涡轮5等的惯性力矩的合计值)。此外，为了使中间部件12B的惯性力矩进一步增加，也可以在涡轮连结部件55B安装有图4所示那样的附加的配重(附加质量体)55w。

另外，在起步装置1B中，在锁止活塞80B的外周部形成有支承(引导)多个第一弹簧SP1的外周部、前盖3侧的侧部(图4的右侧的侧部)等的环状的弹簧支承部80a。如图4所示，多个第一弹簧SP1被锁止活塞80B的弹簧支承部80a支承为包围被驱动部件11B(第二片部件112和第三片部件113)支承的第二弹簧SP2和第三弹簧SP3，并配置于流体传动室9内的外周侧区域。而且，在减振装置10B的安装状态下，驱动部件11B(第一片部件111)的弹簧抵接部111c和从动部件15B的外侧弹簧抵接部15co在相互邻接的第一弹簧SP1之间与这两者的端部抵接。

即使通过如上述那样构成的减振装置10B，也能够获得与上述减振装置10相同的作用效果。另外，在减振装置10B中，能够使第一弹簧SP1的刚性更加降低(使弹簧常数更加减小)，因此能够使装置整体的刚性更加降低，而良好地确保该减振装置10B的最大扭转角θmax。

如以上说明的那样，本公开的减振装置包含输入构件(11)与输出构件(15)，来自内燃机的动力传递至输入构件(11)，该减振装置(10)具备：第一扭矩传递路径(P1)，其包含在上述输入构件(11)与上述输出构件(15)之间传递扭矩的第一弹性体(SP1)；和第二扭矩传递路径(P2)，其与上述第一扭矩传递路径(P1)并列设置，包含中间构件(12)、在上述输入构件(11)与上述中间构件(12)之间传递扭矩的第二弹性体(SP2)以及在上述中间构件(12)与上述输出构件(15)之间传递扭矩的第三弹性体(SP3)，上述第二弹性体(SP2)和第三弹性体(SP3)配置得比上述第一弹性体(SP1)靠上述减振装置(10)的径向的外侧，并沿着上述减振装置(10)的周向排列。

在具有上述的第一扭矩传递路径和第二扭矩传递路径的减振装置中，在从第一扭矩传递路径传递至输出构件的振动的相位与从第二扭矩传递路径传递至输出构件的振动的相位，因产生与第二扭矩传递路径(中间构件)的固有频率对应的共振而错开180度时，能够设定输出构件的振动振幅理论上为零的反共振点。另外，在该减振装置中，作为共振的构件的中间构件被从第一扭矩传递路径中省略，因此在产生与第二扭矩传递路径(中间构件)的固有频率对应的共振后，能够进一步增大从第一弹性体传递至输出构件的振动和从第三弹性体传递至输出构件的振动中的一者抵消另一者的至少一部分的频带(转速区)。而且，将第二扭矩传递路径的第二弹性体和第三弹性体配置得比第一扭矩传递路径的第一弹性体靠减振装置的径向的外侧，从而通过调整第二弹性体和第三弹性体的刚性、中间构件的惯性力矩，能够进一步减小第二扭矩传递路径(中间构件)的固有频率。其结果，能够进一步提高具有并列设置的第一扭矩传递路径和第二扭矩传递路径的减振装置的振动衰减性能。此外，在该减振装置中，从第一扭矩传递路径中省略中间构件，因此能够简化装置整体的构造，并且抑制大型化(特别是轴向长度的增加)。

另外，上述中间构件(12)也可以以连结于流体传动装置的涡轮(5)并与涡轮(5)一体旋转。由此，能够进一步增大中间构件的实质上的惯性力矩(中间构件、涡轮的惯性力矩的合计值)，因此能够进一步减小第二扭矩传递路径(中间构件)的固有频率、反共振点的频率fa，从而能够将反共振点设定于更靠低转速侧。

另外，上述中间构件(12)也可以被设置于上述输入构件(11)的支承部(111b)支承为能够自如旋转，并接近上述减振装置(10)的外周。由此，能够进一步增大中间构件的惯性力矩。

另外，上述输入构件(11)可以具有与上述第一弹性体(SP1)的端部抵接的内侧抵接部(112c、113c)和与上述第二弹性体(SP2)的端部抵接的外侧抵接部(111c)，上述输出构件(15)也可以具有与上述第一弹性体(SP1)的端部抵接的内侧抵接部(15ci)和与上述第三弹性体(SP3)的端部抵接的外侧抵接部(15co)。由此，能够将第二扭矩传递路径的第二弹性体和第三弹性体配置得比第一扭矩传递路径的第一弹性体靠减振装置的径向的外侧。

另外，上述输入构件(11)可以包含：第一输入部件(111)，其具有与上述第二弹性体(SP2)的端部抵接的上述外侧抵接部(111c)，并且连结于被传递来自上述内燃机的动力的动力输入部件(80)；第二输入部件(112)，其具有与上述第一弹性体(SP1)的端部抵接的上述内侧抵接部(112c)，并且在上述径向上，在上述第一弹性体(SP1)与上述第二弹性体(SP2)之间和上述第一弹性体(SP1)与第三弹性体(SP3)的之间，连结于上述第一输入部件(111)，以与上述第一输入部件(111)一体旋转；以及第三输入部件(113)，其具有与上述第一弹性体(SP1)的端部抵接的上述内侧抵接部(113c)，并且连结于上述第二输入部件(112)，以与上述第二输入部件(112)一体旋转，上述输出构件(15)也可以在上述减振装置(10)的轴向上，配置于上述第二输入部件(112)与上述第三输入部件(113)之间。由此，能够抑制减振装置的轴向长度的增加，并且将第二弹性体和第三弹性体配置得比第一弹性体靠减振装置的径向的外侧。

另外，上述动力输入部件(80)与上述第一输入部件(111)进行连结的连结部和上述第二输入部件(112)与上述第三输入部件(113)进行连结的连结部，也可以是，在上述径向上，设置于上述第一弹性体(SP1)与上述第二弹性体(SP2)之间和上述第一弹性体(SP1)与第三弹性体(SP3)之间。由此，能够使减振装置的轴向长度更加缩短。

另外，上述减振装置(10)可以进一步具备涡轮连结部件(55)，该涡轮连结部件(55)固定于流体传动装置的涡轮(5)，连结上述中间构件(12)与上述涡轮(5)，并与它们一体旋转，上述涡轮连结部件(55)与上述涡轮(5)进行固定的固定部，也可以是，在上述径向上，设置于上述第一弹性体(SP1)与上述第二弹性体(SP2)之间和上述第一弹性体(SP1)与第三弹性体(SP3)之间。由此，能够使减振装置的轴向长度更加缩短，并且连结第二中间构件与涡轮。

另外，上述第一～第三弹性体(SP1、SP2、SP3)可以为螺旋弹簧，上述第一弹性体(SP1)的外径也可以大于上述第二弹性体(SP2)和第三弹性体(SP3)的外径。如上，增大内周侧的第一弹性体的外径，从而能够与外周侧的第二弹性体和第三弹性体相同程度地确保第一弹性体的扭转角，并且能够通过增粗第一弹性体的线径来良好地确保第一扭矩传递路径的扭矩分担。

另外，上述第一弹性体(SP1)的弹簧常数也可以小于上述第二弹性体(SP2)和第三弹性体(SP3)的弹簧常数。由此，能够使减振装置整体的刚性更加降低，而进一步增大该减振装置的扭转角。

本公开的其它的减振装置在包含输入构件(11)与输出构件(15)，来自内燃机的动力传递至输入构件(11)，该减振装置(10)具备：第一扭矩传递路径(P1)，其包含在上述输入构件(11)与上述输出构件(15)之间传递扭矩的第一弹性体(SP1)；和第二扭矩传递路径(P2)，其与上述第一扭矩传递路径(P1)并列设置，包含中间构件(12)、在上述输入构件(11)与上述中间构件(12)之间传递扭矩的第二弹性体(SP2)以及在上述中间构件(12)与上述输出构件(15)之间传递扭矩的第三弹性体(SP3)，基于使上述输出构件(15)的振动振幅理论上为零的反共振点(A)的频率(fa)，决定上述第一弹性体(SP1)、第二弹性体(SP2)以及第三弹性体(SP3)的弹簧常数与上述中间构件(11)的惯性力矩。如上，基于能够使输出构件的振动振幅更加降低的反共振点的频率构成减振装置，从而能够进一步提高具有并列设置的第一扭矩传递路径和第二扭矩传递路径的减振装置的振动衰减性能。

另外，上述第一弹性体(SP1)、第二弹性体(SP2)以及第三弹性体(SP3)的弹簧常数与上述中间构件(11)的惯性力矩也可以基于上述反共振点(A)的频率(fa)与上述内燃机的缸数(n)来决定。

另外，上述减振装置(10)也可以构成为在将上述反共振点(A)的频率设为“fa”，将上述内燃机的缸数设为“n”时，满足

500rpm≤(120/n)·fa≤1500rpm。

如上，将能够使输出构件的振动振幅更加降低的反共振点设定于500rpm～1500rpm的低转速区内，从而能够允许更低的转速的内燃机与输入构件的连结，并且能够进一步提高来自内燃机的振动常常增大的低转速区的减振装置的振动衰减性能。另外，产生反共振点的共振(为了形成反共振点A而不得不产生的共振)的频率小于该反共振点的频率fa，并且以成为尽可能小的值的方式构成减振装置，从而进一步减小反共振点的频率fa，进而能够允许进一步低的转速的内燃机与输入构件的连结。另外，以使在比反共振点靠高转速侧(高频侧)产生的共振的频率进一步增大的方式构成减振装置，从而能够在振动难以显现的高转速区侧产生该共振，进而能够进一步提高低转速区的减振装置的振动衰减性能。

另外，在将上述反共振点的频率设为“fa”，将连结上述内燃机与上述输入构件(11)的锁止离合器(8)的锁止转速设为“Nlup”时，上述减振装置(10)也可以构成为满足Nlup≤(120/n)·fa。由此，在通过锁止离合器连结内燃机与输入构件时、或是在刚使这两者形成连结后，能够通过减振装置使来自内燃机的振动极其良好地衰减。

另外，上述减振装置(10)也可以构成为满足900rpm≤(120/n)·fa≤1200rpm。

另外，上述反共振点(A)的频率fa也可以由上述式(6)表示。

而且，上述减振装置(10)也可以构成为不限制上述第一～第三弹性体(SP1、SP2、SP3)的挠曲，直至从上述内燃机传递至上述输入构件(11)的输入扭矩(T)成为预先决定的阈值(T1)以上。

此外，本公开的发明丝毫不限定于上述实施方式，不言而喻，在本公开的外延的范围内能够进行各种变更。另外，用于实施上述发明的方式始终只不过是发明内容部分所记载的发明的具体的一个方式，不限定发明内容部分所记载的发明的特征。

工业上的可利用性

本公开的发明能够在减振装置的制造领域等中利用。