振动衰减装置的制作方法

本发明涉及振动衰减装置。

背景技术：

以往，作为这种振动衰减装置，提出了如下的振动衰减装置，即、具备：配置为在传递来自发动机的扭矩的输入要素与输出要素之间沿周向延伸的具有正的恒定刚性(弹簧常数)的第1弹簧、和配置为在输入要素与输出要素之间沿径向延伸的具有负的恒定刚性(弹簧常数)的第2弹簧(例如，参照专利文献1)。这里，第2弹簧在安装状态下相比自然长度被压缩，与经由第2弹簧被连结的2个旋转要素的相对旋转(位移)对应地伸长。在该振动衰减装置中，在输入要素与输出要素之间并列地配置第1弹簧与第2弹簧，由此实现振动衰减装置的低刚性化。

专利文献1：德国专利申请公开第102010053250a1

在上述的振动衰减装置中，使用具有正的恒定的扭转刚性(弹簧常数)的第1弹簧与具有负的恒定的扭转刚性(弹簧常数)的第2弹簧，因此第1弹簧和第2弹簧的整体的扭转刚性(合成弹簧常数)与输入要素的转速无关而成为恒定。因此，能够发挥较高的振动衰减性能的转速区域被限定。

技术实现要素：

本公开的振动衰减装置的主要目的在于，对传递来自发动机的扭矩的旋转要素，扩大能够发挥较高的振动衰减性能的转速区域。

本公开的振动衰减装置为了实现上述的主要目的采用了以下的结构。

本公开的第1振动衰减装置具有包含输入要素与输出要素的多个旋转要素，其中，来自发动机的扭矩被传递到所述输入要素，上述振动衰减装置的主旨在于，具备：第1扭转刚性机构，配置于上述输入要素与上述输出要素之间，并且具有正的扭转刚性；第2扭转刚性机构，在上述输入要素与上述输出要素之间与上述第1扭转刚性机构并列地工作，并且具有负的扭转刚性，上述发动机的转速越大，上述第2扭转刚性机构的扭转刚性越向负侧增大。

在该本公开的第1振动衰减装置中，在传递来自发动机的扭矩的输入要素与输出要素之间，具有正的扭转刚性的第1扭转刚性机构与具有负的扭转刚性的第2扭转刚性机构并列地工作。由此，能够缩小包含第1扭转刚性机构和第2扭转刚性机构的多个扭转刚性机构的整体的扭转刚性(相当于弹簧的情况下的合成弹簧常数)。而且，发动机的转速越大，使第2扭转刚性机构的扭转刚性越向负侧增大。由此，多个扭转刚性机构的整体的扭转刚性能够与发动机的转速对应地适当变化。结果是对传递来自发动机的扭矩的输入要素能够扩大能够发挥较高的振动衰减性能的转速区域。

本公开的第2振动衰减装置使传递来自发动机的扭矩的旋转要素的振动衰减，上述振动衰减装置的主旨在于，具备：第1扭转刚性机构，与上述旋转要素旋转自如地连结，并且具有正的扭转刚性；第2扭转刚性机构，与上述旋转要素旋转自如地连结，并且具有负的扭转刚性；连结机构，对上述第1扭转刚性机构与上述第2扭转刚性机构进行连结，上述发动机的转速越大，上述第2扭转刚性机构的扭转刚性越向负侧增大。

在该本公开的第2振动衰减装置中，与传递来自发动机的扭矩的旋转要素旋转自如地连结并且具有正的扭转刚性的第1扭转刚性机构、和与旋转要素旋转自如地连结并且具有负的扭转刚性的第2扭转刚性机构经由连结机构被连结。在该结构中，能够考虑为第1扭转刚性机构和第2扭转刚性机构相对于旋转要素并列地工作，因此能够缩小包含第1扭转刚性机构和第2扭转刚性机构的多个扭转刚性机构的整体的扭转刚性。另外，在该结构中，若产生旋转要素的旋转变动而使第1扭转刚性机构和第2扭转刚性机构从静止状态的位置偏移，则第1扭转刚性机构欲返回静止状态的位置，并且第2扭转刚性机构欲使该偏移量增大，从而从振动衰减装置向旋转要素赋予与从发动机向旋转要素传递的振动逆相位的振动，能够吸收(衰减)旋转要素的振动。而且，发动机的转速越大，使第2扭转刚性机构的扭转刚性越向负侧增大。由此，包含第1扭转刚性机构和第2扭转刚性机构的多个扭转刚性机构的整体的扭转刚性能够与发动机的转速对应地适当变化。其结果，对传递来自发动机的扭矩的旋转要素，能够扩大能够发挥较高的振动衰减性能的转速区域。

附图说明

图1是具备本公开的减振装置10的起步装置1的简要结构图。

图2是减振装置10的主要部分的简要结构图。

图3是用于对扭转刚性机构20的动作进行说明的说明图。

图4是用于对扭转刚性机构40的动作进行说明的说明图。

图5是本公开的其他的减振装置110的简要结构图。

图6是具备本公开的其他的减振装置210的起步装置201的简要结构图。

图7是减振装置210的剖视图。

图8是减振装置210的主视图。

图9是用于对扭转刚性机构250的动作进行说明的说明图。

图10是表示距离r5与扭转刚性k5的关系的一个例子的说明图。

图11是本公开的其他的减振装置310的剖视图。

图12是减振装置310的主视图。

图13是本公开的其他的减振装置410的剖视图。

图14是减振装置410的主视图。

图15是表示发动机eg的角速度ω(转速)较小且输入侧旋转部件212与从动部件215的相对扭转角为零时的样子的说明图。

图16是表示发动机eg的角速度ω(转速)较大且输入侧旋转部件212与从动部件215的相对扭转角为零时的样子的说明图。

图17是内侧弹簧240b的简要结构图。

图18是本公开的其他的减振装置210c的简要结构图。

图19是本公开的其他的减振装置510的简要结构图。

图20是离心振子吸振装置520的简要结构图。

图21是离心振子吸振装置520的简要结构图。

图22是离心振子吸振装置520的剖视图。

图23是离心振子吸振装置520b的简要结构图。

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是具备本公开的减振装置10的起步装置1的简要结构图。在图1的起步装置1中，减振装置10相当于本公开的“振动衰减装置”。如图示那样，起步装置1例如被搭载于具备作为驱动装置的发动机(内燃机)eg的车辆，除了减振装置10之外，起步装置1还具备连结于发动机eg的曲轴的作为输入部件的前盖3、变矩器(流体传动装置)tc、固定于变速器(动力传递装置)tm的输入轴is的作为输出部件的减振毂7、锁止离合器8等。这里，变矩器tc具备：固定于前盖3并与前盖3一体旋转的泵叶轮(输入侧流体传动要素)4、能够与泵叶轮4同轴旋转且固定于减振装置10的从动部件15和减振毂7的涡轮(输出侧流体传动要素)5、对工作油(工作流体)从涡轮5向泵叶轮4的流动进行整流的导流器6、对导流器6的旋转方向进行限制的单向离合器61。此外，代替变矩器tc，也可以使用不具备导流器6、单向离合器61的结构，即、使泵叶轮4和涡轮5作为液力联轴节发挥功能的结构。作为变速器tm，例如能够列举自动变速器(at)、无级变速器(cvt)、双离合变速器(dct)、混合动力变速器、减速器等。锁止离合器8执行经由减振装置10连结前盖3与减振毂7的锁止，并且解除该锁止。

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、它们的旋转要素的径向、即从中心轴向与该中心轴正交的方向(半径方向)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、它们的旋转要素的周向、即沿旋转方向的方向。

减振装置10具备驱动部件(输入要素)11、中间部件(中间要素)12、从动部件(输出要素)15，作为旋转要素。另外，减振装置10具备配置于驱动部件11与从动部件15之间的多个(例如2个)扭转刚性机构20、配置于驱动部件11与中间部件12之间的多个(例如2个)扭转刚性机构30、配置于中间部件12与从动部件15之间的多个(例如2个)扭转刚性机构40，作为扭矩传递要素。

如图2所示，驱动部件11是板状的环状部件，连结(固定)于锁止离合器8的锁止活塞。因此，若通过锁止离合器8执行锁止，则前盖3(发动机eg)与驱动部件11被连结。中间部件12是直径小于驱动部件11的板状的环状部件。从动部件15是直径小于驱动部件11和中间部件12的板状的环状部件，固定于减振毂7和涡轮5。驱动部件11、中间部件12和从动部件15配置于同心圆上。

多个扭转刚性机构20配置为相互分离180度，分别具备连结部件21、用于将连结部件21与从动部件15相互旋转自如地连结的铆钉23、和用于对连结部件21与驱动部件11进行连结的销24。连结部件21形成为向恒定方向延伸，从大致中央至一端侧具有向连结部件21的延伸方向延伸的孔部22。连结部件21经由铆钉23旋转自如地支承于从动部件15，并且由于固定于驱动部件11的销24位于连结部件21的孔部22内，所以连结部件21被驱动部件11旋转自如且在孔部22(连结部件21)的延伸方向上移动自如地支承。由此，连结部件21与从动部件15形成旋转副，并且与驱动部件11形成滑动副。连结部件21在驱动部件11与从动部件15的相对扭转角(相对位移)为零时，向径向延伸。而且，连结部件21的重心21g位于通过铆钉23(与从动部件15形成的旋转副的位置)和销24(与驱动部件11形成的滑动副的位置)的直线(在驱动部件11与从动部件15的相对扭转角为零时，为径向)上的比铆钉23和销24靠径向外侧的位置。

多个扭转刚性机构30配置为在与周向上的多个扭转刚性机构20不同的位置相互分离180度，分别具备连结部件31、用于将连结部件31与中间部件12相互旋转自如地连结的铆钉33、和用于对连结部件31与驱动部件11进行连结的销34。连结部件31形成为向恒定方向延伸，从大致中央至一端侧具有向连结部件31的延伸方向延伸的孔部32。连结部件31经由铆钉33旋转自如地支承于中间部件12，并且由于固定于驱动部件11的销34位于连结部件31的孔部32内，所以连结部件31被驱动部件11旋转自如且在孔部32(连结部件31)的延伸方向上移动自如地被支承。由此，连结部件31与中间部件12形成旋转副，并且与驱动部件11形成滑动副。连结部件31在驱动部件11与中间部件12的相对扭转角为零时，向径向延伸。而且，连结部件31的重心31g位于通过铆钉33(与中间部件12形成的旋转副的位置)和销34(与驱动部件11形成的滑动副的位置)的直线(在驱动部件11与中间部件12的相对扭转角为零时，为径向)上的比铆钉33和销34靠径向外侧的位置。

多个扭转刚性机构40配置为在与周向上的多个扭转刚性机构20和扭转刚性机构30不同的位置相互分离180度，分别具备连结部件41、用于将连结部件41与从动部件15相互旋转自如地连结的铆钉43、和用于对连结部件41与中间部件12进行连结的销44。连结部件41形成为向恒定方向延伸，从大致中央至一端侧具有向连结部件41的延伸方向延伸的孔部42。连结部件41经由铆钉43旋转自如地支承于从动部件15，并且由于固定于中间部件12的销44位于连结部件41的孔部42内，所以连结部件41被中间部件12旋转自如且在孔部42(连结部件41)的延伸方向上移动自如地被支承。由此，连结部件41与从动部件15形成旋转副，并且与中间部件12形成滑动副。连结部件41在中间部件12与从动部件15的相对扭转角为零时，向径向延伸。而且，连结部件41的重心41g位于通过铆钉43(与从动部件15形成的旋转副的位置)和销44(与中间部件12形成的滑动副的位置)的直线(在中间部件12与从动部件15的相对扭转角为零时，为径向)上的比铆钉43和销44靠径向外侧的位置。

接下来，对具备减振装置10的起步装置1的动作进行说明。在该起步装置1中，如根据图1明确的那样，在通过锁止离合器8解除锁止时，从发动机eg传递至前盖3的扭矩(动力)经由泵叶轮4、涡轮5、减振毂7这样的路径传递至变速器tm的输入轴is。另外，在通过锁止离合器8执行锁止时，从发动机eg经由前盖3和锁止离合器8传递至驱动部件11的扭矩(动力)经由包含多个扭转刚性机构20的第1扭矩传递路径、包含多个扭转刚性机构30、中间部件12和多个扭转刚性机构40的第2扭矩传递路径传递至从动部件15、减振毂7、变速器tm的输入轴is。

在通过锁止离合器8执行锁止时，若通过锁止离合器8连结于前盖3的减振装置10伴随着发动机eg的旋转而旋转，则扭转刚性机构20以在驱动部件11与从动部件15产生相对扭转角时使该相对扭转角变小的方式进行动作，扭转刚性机构30以在驱动部件11与中间部件12产生相对扭转角时使该相对扭转角变小的方式进行动作，扭转刚性机构40以在中间部件12与从动部件15产生相对扭转角时使该相对扭转角增大的方式进行动作。以下，对扭转刚性机构20、30、40的动作、扭转刚性k1、k2、k3进行说明。

首先，使用图3对扭转刚性机构20的动作、扭转刚性k1进行说明。若发动机eg(减振装置10)旋转，则在连结部件21的重心21g作用离心力f11。该离心力f11能够由式(1)表示。在式(1)中，“m1”是连结部件21的质量，“d11”是减振装置10(驱动部件11、中间部件12、从动部件15)的旋转中心rc与连结部件21的重心21g的距离，“ω”是发动机eg的角速度。该离心力f11的朝向是通过减振装置10的旋转中心rc和连结部件21的重心21g的直线l11的方向中的径向外侧的朝向。

[数式1]

f11＝m1·d11·ω²(1)

在驱动部件11与从动部件15的相对扭转角为零时，连结部件21沿径向延伸(参照图2)。因此，上述的直线l11、连结部件21的延伸方向的直线(通过铆钉23和销24的直线)l12、通过减振装置10的旋转中心rc和铆钉23的直线l13、通过减振装置10的旋转中心rc和销24的直线l14全部一致。因此，与作用于连结部件21的重心21g的离心力f11的直线l12正交的方向的分力f12成为值0。

在驱动部件11与从动部件15的相对扭转角不为零时，如图3所示，直线l11～l14相互错开。因此，与作用于连结部件21的重心21g的离心力f11的直线l12正交的方向的分力f12能够由式(2)表示。在式(2)中，“α1”是直线l11与直线l12的角度。该分力f12的朝向是使与直线l12正交的方向中的驱动部件11和从动部件15的相对扭转角变小的一侧的朝向(在图3中为右上侧的朝向)。另外，连结部件21的重心21g如根据图2和图3明确的那样，在驱动部件11与从动部件15的相对扭转角为零时，位于径向最外侧的位置，伴随着驱动部件11与从动部件15的相对扭转角增加而向径向内侧移动，伴随着驱动部件11与从动部件15的相对扭转角减少而向径向外侧移动。另外，在驱动部件11与从动部件15的相对扭转角不为零时，在连结部件21的重心21g产生使与直线l12正交的方向中的驱动部件11和从动部件15的相对扭转角变小的一侧的朝向的分力f12，因此，能够考虑为扭转刚性机构20以使驱动部件11与从动部件15的相对扭转角变小的方式进行动作(具有正的复原力)。

[数式2]

f12＝f11·sinα1(2)

另外，此时，在销24的位置(驱动部件11与连结部件21的滑动副的位置)处，连结部件21从驱动部件11受到的力f13能够由式(3)表示。在式(3)中，“d12”是铆钉23与连结部件21的重心21g的距离，“d13”是铆钉23与销24的距离。该力f13的朝向是使与直线l12正交的方向中的驱动部件11和从动部件15的相对扭转角增大的一侧的朝向(在图3中，为与分力f12相反一侧的朝向)。而且，在销24的位置处，连结部件21从驱动部件11受到的力f13的减振装置10的旋转方向的分力f14能够由式(4)表示。在式(4)中，“β1”是直线l12与直线l14的角度。该力f14的朝向是使减振装置10的旋转方向中的驱动部件11和从动部件15的相对扭转角增大的一侧的朝向(在图3中为逆时针方向的朝向)。

[数式3]

f14＝f13·cosβ1(4)

因此，传递至驱动部件11的扭矩t1(将使驱动部件11与从动部件15的相对扭转角变小的一侧设为正)能够由式(5)表示。在式(5)中，“d14”是减振装置10的旋转中心rc与销24的距离。这里，在式(5)中，作为右边的系数使用值1的理由如下。连结部件21从驱动部件11受到的力f13的朝向由相对于连结部件21的力矩的均衡的关系式决定。另一方面，驱动部件11根据反作用的定律，从连结部件21受到与力f13朝向相反的力(使驱动部件11与从动部件15的相对扭转角变小的一侧的力)，即正的复原力。因此，作为式(5)的右边的系数使用值1。

而且，若整理式(1)～(5)，则扭矩t1能够由式(6)表示。这里，若视为直线l13与直线l14的角度θ1为微小，即“sinθ1≈θ1，cosθ1＝1”，则扭矩t1能够近似式(7)。如式(7)所示，扭矩t1与发动机eg的角速度ω的平方成比例，因此如基于该式(7)的式(8)所示，能够考虑为扭转刚性机构20具有与发动机eg的角速度ω的平方成比例的正的扭转刚性k1。

接着，对扭转刚性机构30的动作、扭转刚性k2进行说明。对于扭转刚性机构30来说，除了相对于扭转刚性机构20配置于驱动部件11与从动部件15之间的情况扭转刚性机构30配置于驱动部件11与中间部件12之间这点之外，构成与扭转刚性机构20相同，因此与扭转刚性机构20同样地动作。因此，能够考虑为扭转刚性机构30也具有与发动机eg的角速度ω的平方成比例的正的扭转刚性k2。

[数式4]

t1＝f14·d14(5)

而且，使用图4对扭转刚性机构40的动作、扭转刚性k3进行说明。若发动机eg(减振装置10)旋转，则在连结部件41的重心41g作用离心力f31。该离心力f31能够由式(9)表示。在式(9)中，“m3”是连结部件41的质量，“d31”是减振装置10的旋转中心rc与连结部件41的重心41g的距离，如上所述，“ω”是发动机eg的角速度。该离心力f31的朝向是通过减振装置10的旋转中心rc与连结部件41的重心41g的直线l31的方向中的径向外侧的朝向。

[数式5]

f31＝m3·d31·ω²(9)

在中间部件12与从动部件15的相对扭转角为零时，连结部件41沿径向延伸(参照图2)。因此，上述的直线l31、连结部件41的延伸方向的直线(通过铆钉43和销44的直线)l32、通过减振装置10的旋转中心rc和铆钉43的直线l33、通过减振装置10的旋转中心rc和销44的直线l34全部一致。因此，与作用于连结部件41的重心41g的离心力f31的直线l32正交的方向的分力f32成为值0。

在中间部件12与从动部件15的相对扭转角不为零时，如图4所示，直线l31～l34相互错开。因此，与作用于连结部件41的重心41g的离心力f31的直线l32正交的方向的分力f32能够由式(10)表示。在式(10)中，“α3”是直线l31与直线l32的角度。该分力f32的朝向是使与直线l32正交的方向中的中间部件12和从动部件15的相对扭转角增大的一侧的朝向(在图4中为右上侧的朝向)。另外，连结部件41的重心41g如根据图2和图4明确的那样，在中间部件12与从动部件15的相对扭转角为零时位于径向最内侧，伴随着中间部件12与从动部件15的相对扭转角增加而向径向外侧移动，伴随着中间部件12与从动部件15的相对扭转角减少而向径向内侧移动。另外，在中间部件12与从动部件15的相对扭转角不为零时，在连结部件41的重心41g产生使与直线l32正交的方向中的中间部件12和从动部件15的相对扭转角增大的一侧的朝向的分力f32，因此，能够考虑为扭转刚性机构40以使中间部件12与从动部件15的相对扭转角增大的方式进行动作(具有负的复原力)。

[数式6]

f32＝f31·sinα3(10)

另外，此时，在销44的位置(中间部件12与连结部件41的滑动副的位置)处，连结部件41从中间部件12受到的力f33能够由式(11)表示。在式(11)中，“d32”是铆钉43与连结部件41的重心41g的距离，“d33”是铆钉43与销44的距离。该力f33的朝向是使与直线l32正交的方向中的中间部件12和从动部件15的相对扭转角变小的一侧的朝向(在图4中为与分力f32同一侧的朝向)。而且，在销44的位置处，连结部件41从中间部件12受到的力f33的减振装置10的旋转方向的分力f34能够由式(12)表示。在式(12)中，“β3”是直线l32与直线l34的角度。该力f34的朝向是使减振装置10的旋转方向中的中间部件12和从动部件15的相对扭转角变小的一侧的朝向(在图4中为顺时针方向的朝向)。

[数式7]

f34＝f33·cosβ3(12)

因此，传递至中间部件12的扭矩t3(将使中间部件12与从动部件15的相对扭转角变小的一侧设为正)能够由式(13)表示。在式(13)中，“d34”是减振装置10的旋转中心rc与销44的距离。这里，在式(13)中，作为右边的系数使用值(－1)的理由如下。连结部件41从中间部件12受到的力f33的朝向由相对于连结部件41的力矩的均衡的关系式决定。另一方面，中间部件12根据反作用的定律，变为与力f33相反朝向的力(使中间部件12与从动部件15的相对扭转角增大的一侧的力)、即从连结部件41受到负的复原力。因此，作为式(13)的右边的系数使用值(－1)。

而且，若整理式(9)～(13)，则扭矩t3能够由式(14)表示。这里，视为直线l33与直线l34的角度θ3为微小，即“sinθ3≈θ3，cosθ3＝1”，若使用减振装置10的旋转中心rc与铆钉43的距离d35、和减振装置10的旋转中心rc与销44的距离d34，使式(14)变形，则扭矩t3能够近似式(15)。如式(15)所示，扭矩t3与发动机eg的角速度ω的平方成比例地变小(作为负侧的值增大)，因此如基于该式(15)的式(16)所示，能够考虑为扭转刚性机构40具有与发动机eg的角速度ω的平方成比例的负的扭转刚性k3。

[数式8]

t3＝-f34·d34(13)

发明人们在减振装置10的结构中，即在驱动部件11与从动部件15之间具有第1扭矩传递路径(扭转刚性机构20)和第2扭矩传递路径(扭转刚性机构30、中间部件12、扭转刚性机构40)的结构中，例如如国际公开第2016/021669号所示，发现如下。在减振装置10的结构中，从驱动部件11经由第1扭矩传递路径传递至从动部件15的来自发动机eg的振动、与从驱动部件11经由第2扭矩传递路径传递至从动部件15的来自发动机eg的振动相互抵消，存在从动部件15的振动振幅理论上成为零的反共振点的来自发动机eg的振动的角频率ω。而且，该反共振点的角频率ω能够由式(17)表示。在式(17)中，“k1”、“k2”、“k3”分别是扭转刚性机构20、30、40的扭转刚性，“j’”是根据中间部件12的惯性力矩j、连结部件21、31、41的质量m1、m2、m3、各铆钉23、33、43和各销24、34、44的距旋转中心的距离计算的值。此外，扭转刚性机构20、30、40的扭转刚性k1、k2、k3和值j’设计为式(17)的右边(具体而言，根号内的分子)成为正的值。

[数式9]

如上所述，扭转刚性机构40的扭转刚性k3为负的值。因此，在式(17)中，右边的根号内的值“k2·k3”和值“k3·k1”成为负的值，因此扭转刚性机构40的扭转刚性k3为正的值，与此相比，能够使右边的根号内的分子进而右边整体变小。由此，若考虑将反共振点的角频率ω设为恒定值时，则能够使式(17)的右边的根号内的分母变小，即将中间部件12的惯性力矩变小。其结果，能够实现减振装置10的小型化、实现振动衰减性能的提高。

另外，如上所述，扭转刚性机构20具有与发动机eg的角速度ω的平方成比例的正的扭转刚性k1，扭转刚性机构30具有与发动机eg的角速度ω的平方成比例的正的扭转刚性k2，扭转刚性机构40具有与发动机eg的角速度ω的平方成比例的负的扭转刚性k3。鉴于此，若以扭转刚性机构20、30、40的扭转刚性k1、k2、k3(进而整体的扭转刚性)伴随着发动机eg的角速度ω(转速)增加而适当地变化并使反共振点的角频率ω增加的方式，设计扭转刚性机构20、30、40的扭转刚性k1、k2、k3和值j’，则能够扩大能够发挥较高的振动衰减性能的发动机eg的转速区域。特别是，若以反共振点的角频率ω与来自应时的发动机eg的振动的角频率大致一致的方式设计扭转刚性机构20、30、40的扭转刚性k1、k2、k3和值j’，则能够更加扩大成为反共振的发动机eg的转速区域。

在上述的减振装置10中，扭转刚性机构20的连结部件21与从动部件15形成旋转副，并且与驱动部件11形成滑动副，但也可以与从动部件15形成滑动副，并且与驱动部件11形成旋转副。另外，扭转刚性机构30的连结部件31与中间部件12形成旋转副，并且与驱动部件11形成滑动副，但也可以与中间部件12形成滑动副，并且与驱动部件11形成旋转副。另外，扭转刚性机构40的连结部件41也可以与从动部件15形成旋转副，并且与中间部件12形成滑动副。

在上述的减振装置10中，扭转刚性机构20具有与发动机eg的角速度ω的平方成比例的正的扭转刚性k1，扭转刚性机构30具有与发动机eg的角速度ω的平方成比例的正的扭转刚性k2，扭转刚性机构40具有与发动机eg的角速度ω的平方成比例的负的扭转刚性k3。但是，扭转刚性机构20与扭转刚性机构30中的至少一方也可以与发动机eg的转速无关，具有恒定的正的扭转刚性。在扭转刚性机构20、扭转刚性机构30具有恒定的正的扭转刚性的情况下，作为扭转刚性机构20、扭转刚性机构30，也可以使用弧形螺旋弹簧、直线型螺旋弹簧等。

在上述的减振装置10中，在驱动部件11与中间部件12之间配置有具有正的扭转刚性的扭转刚性机构30，并且在中间部件12与从动部件15之间配置有具有负的扭转刚性的扭转刚性机构40，但也可以在驱动部件11与中间部件12之间配置有扭转刚性机构40，并且在中间部件12与从动部件15之间配置有扭转刚性机构30。

在上述的减振装置10中，变矩器tc的涡轮5固定于从动部件15和减振毂7，但如在图1中由双点划线表示的那样，也可以固定于驱动部件11与中间部件12中的任一个。

图5是本公开的其他的减振装置110的简要结构图。图5的减振装置110相当于从上述的减振装置10省略了中间部件12的装置。对图5的减振装置110的要素中的与减振装置10相同的要素标注相同的附图标记，省略其详细的说明。图5的减振装置110具备驱动部件(输入要素)11和从动部件(输出要素)15，作为旋转要素，并且具备配置于驱动部件11与从动部件15之间的多个(例如2个)扭转刚性机构20、和在驱动部件11与从动部件15之间与扭转刚性机构20并列配置(并列发挥作用)的多个(例如2个)扭转刚性机构140，作为扭矩传递要素。在该减振装置110中，变矩器tc的涡轮5可以如由图中实线表示的那样，固定于从动部件15和减振毂7，也可以如由图中双点划线表示的那样，固定于驱动部件11。扭转刚性机构140构成为与减振装置10的扭转刚性机构40相同，具有与发动机eg的角速度ω的平方成比例的负的扭转刚性k4。在该减振装置110中，扭转刚性机构140与图1的减振装置10的扭转刚性机构40相同地发挥功能，因此能够起到与图1的减振装置10相同的效果。

图6是具备本公开的其他的减振装置210的起步装置201的简要结构图，图7是减振装置210的剖视图，图8是减振装置210的主视图。对图6～图8的起步装置201、减振装置210的要素中的与起步装置1、减振装置10相同的要素标注相同的附图标记，省略其详细的说明。

减振装置210具备驱动部件(输入要素)211、连结于驱动部件211的输入侧旋转部件212、中间部件(中间要素)213、从动部件(输出要素)215、和连结于从动部件215的输出侧旋转部件217，作为旋转要素。另外，减振装置110具备配置于驱动部件211与中间部件213之间的多个(例如4个)外侧弹簧(第3扭转刚性机构)220、配置于中间部件213与输出侧旋转部件217之间的多个(例如4个)外侧弹簧(第4扭转刚性机构)230、配置于驱动部件211与输出侧旋转部件217之间的多个(例如4个)内侧弹簧(第1扭转刚性机构)240、和配置于输入侧旋转部件216与从动部件215之间的多个(例如4个)扭转刚性机构(第2扭转刚性机构)250，作为扭矩传递要素。

在该实施方式中，作为外侧弹簧220、230和内侧弹簧240，采用由以在不施加负载时具有笔直地延伸的轴心的方式卷绕为螺旋状的金属材料构成，且有效卷部(除了座之外的部分)的间距为等间距的等间距直线型螺旋弹簧。此外，作为外侧弹簧220、230和内侧弹簧240中的至少一个，也可以采用等间距弧形螺旋弹簧。

多个外侧弹簧220、230以均沿着减振装置210的周向延伸，并且外侧弹簧220与外侧弹簧230沿着减振装置210的周向交替地排列且逐个成对(串联地工作)的方式，配置于由前盖3、泵叶轮4划分的流体室内的外周侧区域。多个内侧弹簧240以沿着减振装置210的周向延伸，并且沿着减振装置210的周向隔开间隔排列的方式配置于流体室内的内周侧区域。另外，外侧弹簧220、230和内侧弹簧240在减振装置210的安装状态下(在经由各个弹簧被连结的2个旋转要素的相对扭转角为零时)，均呈自然长度或者相比自然长度稍微被压缩。

驱动部件211在周向上隔开间隔经由多个铆钉211r连结于锁止离合器8的锁止活塞81。该驱动部件211是板状的环状部件，具有多个(例如4个)外侧抵接部211co、和多个(例如4个)内侧抵接部211ci。多个外侧抵接部211co在周向上隔开间隔地设置于驱动部件211的外周部，多个内侧抵接部211ci在周向上隔开间隔地设置于驱动部件211的内周部。

输入侧旋转部件212具有2张板状的环状部件212a、212b，在周向上隔开间隔经由多个铆钉253被相互连结。另外，输入侧旋转部件212连结于锁止活塞81，由此连结于驱动部件211。

中间部件213是板状的环状部件，在周向上隔开间隔地具有向径向外侧突出的多个(例如4个)抵接部212c。从动部件215是板状的环状部件，在周向上隔开间隔地形成有沿着周向延伸的多个开口部215o、和沿着径向延伸的多个(例如4个)引导孔215h。

输出侧旋转部件217具有连结于从动部件215的有底筒状的有底筒状部件218、和连结于有底筒状部件218的板部件219。有底筒状部件218在轴向的从动部件215侧在周向上隔开间隔地具有突出的突起部218p。有底筒状部件218与从动部件215通过有底筒状部件218的突起部218p嵌合于从动部件215的开口部215o，而被相互连结。板部件219在周向上隔开间隔经由多个铆钉217r连结于有底筒状部件218。该板部件219具有多个(例如4个)外侧抵接部219co、和多个(例如，4个)内侧抵接部219ci。多个外侧抵接部219co在周向上隔开间隔地设置于板部件219的外周部，多个内侧抵接部219ci在周向上隔开间隔地设置于板部件219的内周部。

在减振装置210的安装状态下(在经由各个弹簧被连结的2个旋转要素的相对扭转角为零时)，驱动部件211的各外侧抵接部211co在不成对的(不串联地工作的)外侧弹簧220、230之间与两者的端部抵接。相同地，输出侧旋转部件217的板部件219的各外侧抵接部219co也在不成对的(不串联地工作的)外侧弹簧220、230之间与两者的端部抵接。另外，中间部件213的各抵接部213c在相互成对的(串联地工作的)外侧弹簧220、230之间与两者的端部抵接。

由此，在减振装置210的安装状态下，各外侧弹簧220的一端与驱动部件211的对应的外侧抵接部211co和板部件219的对应的外侧抵接部219co抵接，各外侧弹簧220的另一端与中间部件213的对应的抵接部213c抵接。各外侧弹簧230的一端与中间部件213的对应的抵接部213c抵接，各外侧弹簧230的另一端与驱动部件211的对应的外侧抵接部211co和板部件219的对应的外侧抵接部219co抵接。

另外，在减振装置210的安装状态下，驱动部件211的各内侧抵接部211ci在周向邻接的2个内侧弹簧240之间与两者的端部抵接。板部件219的内侧抵接部219ci配置于周向邻接的2个内侧弹簧240之间，在减振装置210的安装状态等下，在驱动部件211与输出侧旋转部件217(板部件219)的相对扭转角不足规定扭转角时，不与内侧弹簧240抵接，在驱动部件211与输出侧旋转部件217(板部件219)的相对扭转角为规定扭转角以上时，与内侧弹簧240抵接。

多个扭转刚性机构250以在周向隔开间隔配置，并且在减振装置210的安装状态(在输入侧旋转部件212与从动部件215的相对扭转角为零时)下沿径向延伸的方式，连结于输入侧旋转部件212与从动部件215。

扭转刚性机构250具备：弹簧(弹性体)251、保持弹簧251的径向外侧的端部的外侧保持部件252、用于对输入侧旋转部件212与外侧保持部件252进行连结的上述的铆钉253、保持弹簧251的径向内侧的端部的内侧保持部件254、用于对从动部件215与内侧保持部件254进行连结的铆钉255。

作为弹簧251，采用以在不施加负载时具有笔直地延伸的轴心的方式卷绕为螺旋状的金属材料构成，且有效卷部(除了座之外的部分)的间距为等间距的等间距直线型螺旋弹簧。该弹簧251在减振装置210的安装状态(在输入侧旋转部件212与从动部件215的相对扭转角为零时)下，相比自然长度被充分压缩。

外侧保持部件252具有保持弹簧251的保持部252a、和从保持部252a的与弹簧251相反的一侧延伸突出的突起部252b。铆钉253在外侧保持部件252的突起部252b被插入输入侧转速部件212的一对环状部件212a、212b之间的状态下，将一对环状部件212a、212b与突起部252b相互旋转自如地连结。

内侧保持部件254具有保持弹簧251的保持部254a、和从保持部254a的与弹簧251相反的一侧相互在轴向上隔开间隔地延伸突出的一对突起部254b、254c。铆钉255在从动部件215被插入内侧保持部件254的一对突起部254b、254c之间的状态下，插通于从动部件215的引导孔215h，并且将从动部件215与一对突起部254b、254c相互旋转自如地连结。该铆钉255也作为质量体发挥功能，能够沿着引导孔215h移动。

在这样构成的减振装置210中，从动部件215在驱动部件211与输出旋转部件217(板部件219)的相对扭转角不足规定扭转角时，经由多个外侧弹簧220、中间部件213、多个外侧弹簧230、输出侧旋转部件217连结于驱动部件211，并且经由输入侧旋转部件212与多个扭转刚性机构250连结于驱动部件211。另外，从动部件215在驱动部件211与输出侧旋转部件217(板部件219)的相对扭转角为规定扭转角以上时，经由多个外侧弹簧220、中间部件213、多个外侧弹簧230、输出侧旋转部件217连结于驱动部件211，并且经由输入侧旋转部件212、多个扭转刚性机构250连结于驱动部件211，另外，经由多个内侧弹簧240与输出侧旋转部件217连结于驱动部件211。

接下来，对具备减振装置210的起步装置201的动作进行说明。在该起步装置201中，如根据图6明确的那样，在通过锁止离合器8解除锁止时，从发动机eg传递至前盖3的扭矩(动力)经由泵叶轮4、涡轮5、减振毂7这样的路径传递至变速器tm的输入轴is。

与此相对，在通过锁止离合器8执行锁止时，在驱动部件211与板部件219的相对扭转角不足规定扭转角时，从发动机eg经由前盖3和锁止离合器8传递至驱动部件211的扭矩(动力)经由包含多个外侧弹簧220、中间部件213、多个外侧弹簧230和输出侧旋转部件217的第1扭矩传递路径、与包含输入侧旋转部件212和多个扭转刚性机构250的第2扭矩传递路径，传递至从动部件215、减振毂7、变速器tm的输入轴is。而且，在执行锁止时，在驱动部件211与板部件219的相对扭转角为规定扭转角以上时，传递至驱动部件211的扭矩(动力)经由第1扭矩传递路径、第2扭矩传递路径、包含多个内侧弹簧240和输出侧旋转部件217的第3扭矩传递路径传递至从动部件215。

这里，外侧弹簧220、230和内侧弹簧240在减振装置210的安装状态(在经由各个弹簧被连结的2个旋转要素的相对扭转角为零时)下，均沿着减振装置210的周向延伸，均呈自然长度或者相比自然长度稍微被压缩。因此，在减振装置10通过锁止的执行伴随着发动机eg的旋转而旋转时，外侧弹簧220、230和内侧弹簧240以若在各自的两侧的2个旋转要素产生相对扭转角，则使该相对扭转角变小的方式进行动作(具有正的复原力)。此时，外侧弹簧220、230和内侧弹簧240作为具有恒定的弹簧常数，即具有正的恒定的扭转刚性的弹簧发挥功能。

另外，扭转刚性机构250在减振装置210的安装状态(在输入侧旋转部件212与从动部件215的相对扭转角为零时)下，沿减振装置210的径向延伸，扭转刚性机构250的弹簧251在减振装置210的安装状态下相比自然长度被充分地压缩。因此，在减振装置10通过锁止的执行伴随着发动机eg的旋转而旋转时，扭转刚性机构250以若在输入侧旋转部件212与从动部件215产生相对扭转角，则使该相对扭转角增大的方式进行动作(具有负的复原力)。以下，使用图9，对扭转刚性机构250的动作、刚性k5进行说明。

在扭转刚性机构250中，铆钉253相对于输入侧旋转部件212在旋转方向和径向上被约束，铆钉255相对于从动部件215在旋转方向上被约束，但在径向上能够移动。

在扭转刚性机构250中，在输入侧旋转部件212与从动部件215的相对扭转角为零时，扭转刚性机构250沿径向延伸(参照图8)，因此通过减振装置210的旋转中心rc和铆钉253的直线l51、扭转刚性机构250的延伸方向的直线(通过铆钉253和铆钉255的直线)l52、通过减振装置210的旋转中心rc和铆钉255的直线l53全部一致。与此相对，在输入侧旋转部件212与从动部件215的相对扭转角不为零时，如图9所示，扭转刚性机构250的延伸方向从径向偏移，因此直线l51～l53相互错开。

这里，弹簧251产生的力f51根据胡克定律，能够由式(18)表示。在式(18)中，“ks5”是弹簧251的弹簧常数，“ls50”是弹簧251的自然长度，“ls51”是弹簧251的当前的长度。该力f51的铆钉255的旋转方向的分力f52能够由式(19)表示。在式(19)中，“φ5”是直线l52与直线l53的角度。因此，弹簧251传递的扭矩t5能够由式(20)表示。在式(20)中，“r5”是减振装置210的旋转中心rc与铆钉255的距离。如上所述，铆钉255能够相对于从动部件215向径向移动，因此该距离r5可变。具体而言，在作为质量体发挥功能的铆钉255作用与发动机eg的角速度ω(转速)的平方成比例的离心力，因此距离r5伴随着发动机eg的角速度ω增大而增大。此外，分力f52、扭矩t5是使输入侧旋转部件212与从动部件215的相对扭转角增大的朝向的力、扭矩。因此，扭转刚性机构250具有负的复原力。

[数式10]

f51＝ks5·(ls51-ls50)(18)

f52＝ks5·(ls51-ls50)·sinφ5(19)

t5＝ks5·(ls51-ls50)·sinφ5·r5(20)

这里，若对以减振装置210的旋转中心rc、铆钉253和铆钉255为顶点的三角形应用正弦定理和余弦定理，则能够获得式(21)和式(22)。在式(21)和式(22)中，“r5”是减振装置210的旋转中心rc与铆钉253的距离，“θ5”是输入侧旋转部件212与从动部件215的相对扭转角。

[数式11]

ls51²＝r5²+r5²-2·r5·r5·cosθ5(22)

若将式(21)和式(22)代入式(20)，来消除弹簧251的当前的长度ls51和直线l52与直线l53的角度φ5，则能够获得弹簧251传递的扭矩t5与输入侧旋转部件212和从动部件215的相对扭转角θ5的关系。特别是，在相对扭转角θ5为微小时，扭矩t5与相对扭转角θ5的关系能够由式(23)表示。因此，作为扭转刚性机构250整体的扭转刚性k5能够由式(24)表示。

[数式12]

图10是表示式(24)中的距离r5与扭转刚性k5的关系的一个例子的说明图。如图10所示，扭转刚性k5在距离r5等于距离r5和弹簧251的自然长度ls50的差分(r5－ls50)时成为值0，在大于该差分(r5－ls50)且小于距离r5的范围内，伴随着距离r5增大而变小(作为负侧的值增大)。因此，可知只要以距离r5大于差分(r5－ls50)且小于距离r5的方式设计扭转刚性机构250、从动部件215的引导孔215h即可。

而且，如上所述，距离r5伴随着发动机eg的角速度ω(转速)增大而增大，因此作为扭转刚性机构250整体的扭转刚性k5伴随着发动机eg的角速度ω增大而变小(向负侧增大)。其结果，能够起到与上述的减振装置10相同的效果。

图11是本公开的其他的减振装置310的剖视图，图12是减振装置310的主视图。图11和图12的减振装置310相当于将上述的减振装置210的扭转刚性机构250置换成扭转刚性机构350的装置。对图11和图12的减振装置310中的与减振装置210相同的要素标注相同的附图标记，省略其详细的说明。

如图11、图12所示，扭转刚性机构350除了与扭转刚性机构250相同的弹簧251、外侧保持部件252、铆钉253、内侧保持部件254、铆钉255之外，还具备调节内侧保持部件254的位置由此调整铆钉255的位置(上述的距离r5)的位置调节部360(参照图11)。此外，该扭转刚性机构350的铆钉255只要能够沿着从动部件215的引导孔215移动即可，与扭转刚性机构的250的铆钉255相比，也可以为轻型的构件。

如图11所示，位置调节部360具备连结于内侧保持部件252的连结部件361、经由连结部件361和内侧保持部件254使铆钉255在径向上移动的促动器362、检测发动机eg的转速的转速传感器363、输入来自转速传感器351的发动机eg的角速度ω(转速)并且控制促动器352的电子控制装置353。在内侧保持部件254的突起部254c的外侧壁面形成有向轴向突出的突起部254d，在连结部件361形成有开口部361o。内侧保持部件254与连结部件361通过内侧保持部件254的突起部254d嵌合于连结部件361的开口部361o，而被相互连结。

在该位置调节部360中，电子控制装置353以内侧保持部件254和铆钉255伴随着发动机eg的角速度ω增大而向径向外侧移动的方式，控制促动器352。

作为该扭转刚性机构360整体的刚性k6与减振装置210的扭转刚性机构250整体的扭转刚性k5相同地，能够使用弹簧251的弹簧常数ks5表示(参照式(24))。因此，若通过位置调节部360如上述那样调节铆钉255的位置，则能够使扭转刚性机构360整体的刚性k6与扭转刚性机构250整体的扭转刚性k5相同地，伴随着发动机eg的角速度ω增大而变小(向负侧增大)。其结果，能够起到与减振装置210相同的效果。

图13是本公开的其他的减振装置410的剖视图，图14是减振装置410的主视图。图14的减振装置310相当于将上述的减振装置210的从动部件215和扭转刚性机构250置换成从动部件415和扭转刚性机构450的装置。对图14的减振装置410中的与减振装置210相同的要素标注相同的附图标记，省略其详细的说明。

如图13、图14所示，从动部件415除了不具有引导孔215h这点之外，与减振装置210的从动部件215相同。扭转刚性机构450与扭转刚性机构250相同地，以在输入侧旋转部件212与从动部件215的相对扭转角为零时向径向延伸的方式连结于输入侧旋转部件212与从动部件215，并且扭转刚性机构450具备弹簧451、外侧保持部件252、铆钉253、内侧保持部件254、铆钉455。

作为弹簧451，采用以在不施加负载时具有笔直地延伸的轴心的方式卷绕为螺旋状的金属材料构成，并且有效卷部(除了座之外的部分)的间距为不等间距的不等间距直线型螺旋弹簧。在减振装置410的安装状态下，弹簧451的有效卷部的间距伴随着朝向径向外侧而逐渐变小，弹簧451相比自然长度被压缩。铆钉455将从动部件415与内侧保持部件254的一对突起部254b、254c相互旋转自如地连结。

接下来，对扭转刚性机构450的动作进行说明。图15是表示发动机eg的角速度ω(转速)小且输入侧旋转部件212与从动部件215的相对扭转角为零时的样子的说明图，图16是表示发动机eg的角速度ω(转速)较且输入侧旋转部件212与从动部件215的相对扭转角为零时的样子的说明图。

如上所述，弹簧451的有效卷部的间距在减振装置410的安装状态下伴随着朝向径向外侧而逐渐变小。在发动机eg的角速度ω小时，作用于扭转刚性机构450的弹簧451的离心力小，因此如图15所示，弹簧451整体上靠近径向外侧的程度小，在弹簧451整体上紧贴部分消失或较少，从而弹簧451的有效卷数较多。与此相对，在发动机eg的角速度ω大时，作用于弹簧451的离心力大，因此如图16所示，弹簧451整体上靠近径向外侧的程度大，弹簧451的径向外侧的部分紧贴或紧贴量增多，从而弹簧451的有效卷数减少。即，弹簧451的紧贴量(紧贴卷数)伴随着发动机eg的角速度ω增大而增多，弹簧451的有效卷数减少，弹簧451的弹簧常数ks7增大，从而作为扭转刚性机构450整体的扭转刚性k7变小(向负侧增大)。其结果，能够起到与减振装置210相同的效果。

在上述的减振装置210、310、410中，作为扭转刚性机构的外侧弹簧240采用等间距直线型螺旋弹簧。但是，如图17所示，作为内侧弹簧240b，也可以采用有效卷部(除了座之外的部分)的间距为不等间距的不等间距直线型螺旋弹簧。在该情况下，内侧弹簧240b的有效卷部的间距也可以伴随着从内侧弹簧240b的延伸方向的两端朝向中央而逐渐变小。在作为外侧弹簧220采用不等间距直线型螺旋弹簧，且外侧弹簧220的两端部在径向上被支承的情况下，在发动机eg的角速度ω小时，作用于外侧弹簧220的离心力小，因此外侧弹簧220的延伸方向的中央附近向径向外侧鼓出的程度小，在内侧弹簧240b中紧贴部分消失或较少，从而弹簧240b的有效卷数较多。与此相对，在发动机eg的角速度ω大时，作用于弹簧240b的离心力大，因此弹簧240b的中央附近向径向外侧鼓出的程度增大，而使其曲率半径变小，内侧弹簧240b的中央附近的径向内侧的部分紧贴或紧贴量增多，从而内侧弹簧240b的有效卷数减少。即，内侧弹簧240b的紧贴量(紧贴卷数)伴随着发动机eg的角速度ω增大而增多，内侧弹簧240b的有效卷数减少，从而内侧弹簧240b的弹簧常数增大(作为第1扭转刚性机构整体的扭转刚性向正侧增大)。这里，对内侧弹簧240b进行了说明，但外侧弹簧220、230也能够同样地考虑。

在上述的减振装置210、310、410中，变矩器tc的涡轮5固定于从动部件15和减振毂7，但也可以如在图6中由双点划线表示的那样，固定于驱动部件211与中间部件213中的任一个。

图18是本公开的其他的减振装置510的简要结构图。图18的减振装置210c相当于从上述的减振装置210省略外侧弹簧220、230和中间部件213，内侧弹簧240不论驱动部件211与输出侧旋转部件217(板部件219)的相对扭转角如何均始终动作(发挥功能)的装置。对图18的减振装置210c的要素中的与减振装置210相同的要素标注相同的附图标记，省略其详细的说明。图18的减振装置210c具备驱动部件(输入要素)211、连结于驱动部件211的输入侧旋转部件212、从动部件(输出要素)215、和连结于从动部件215的输出侧旋转部件217，作为旋转要素。另外，减振装置110具备配置于驱动部件211与输出侧旋转部件217之间的多个(例如4个)内侧弹簧(第1扭转刚性机构)240、和配置于输入侧旋转部件216与从动部件215之间的多个(例如4个)扭转刚性机构(第2扭转刚性机构)250，作为扭矩传递要素。在该减振装置210c中，变矩器tc的涡轮5可以如由图中实线表示的那样，固定于从动部件15和减振毂7，也可以如由图中双点划线表示的那样，固定于驱动部件11。即便在该减振装置210中，也能够起到与减振装置210相同的效果。

图19是本公开的其他的减振装置510的简要结构图，图20和图21是离心振子吸振装置520的简要结构图，图22是图20的离心振子吸振装置520的aa剖视图。图20表示离心振子吸振装置520的静止状态，图21表示离心振子吸振装置520的摆动状态。对图19的减振装置510的要素中的与上述的减振装置10相同的要素标注相同的附图标记，省略其详细的说明。图19的减振装置510具备驱动部件(输入要素)511和从动部件(输出要素)15作为旋转要素，并且具备配置于驱动部件511与从动部件15之间的弹簧sp作为扭矩传递要素。另外，减振装置510具备连结于驱动部件511的离心振子吸振装置520。在图19的减振装置510中，不是减振装置510，而是离心振子吸振装置520相当于本公开的振动衰减装置。

如图20～图22所示，离心振子吸振装置520具备连结于驱动部件511的扭转刚性机构530、连结于驱动部件511的扭转刚性机构540、和连结扭转刚性机构530与扭转刚性机构540的连结机构550。

驱动部件511除了在周向上隔开间隔地具有多个(例如4个)引导孔511h这点之外，与减振装置10相同。引导孔511h是沿规定方向(图20和图21的右上左下方向)延伸的开口部，相对于通过驱动部件511的旋转中心rc并且与引导孔511h的延伸方向正交的方向的直线(以下，称为“基准线l81”，参照图20和图21的点划线的直线)形成为左右对称。

扭转刚性机构530具备质量体531、和用于将质量体531与驱动部件511相互旋转自如地连结的铆钉534。质量体531具备圆柱状的质量体主体532、和从质量体主体532的外周向恒定方向(离心振子吸振装置520为静止状态时的径向内侧)延伸突出的臂部533。臂部533的前端部在基准线l81的从旋转中心rc向径向外侧分离距离r8且比引导孔511h向径向内侧分离距离(r8/2)的位置，经由铆钉534旋转自如地连结于驱动部件511。因此，质量体531(臂部533)与驱动部件511形成旋转副。质量体531的重心531g从轴向观察位于质量体主体532的中心且位于从铆钉534(驱动部件511与质量体531的旋转副的位置)分离距离r8的位置。该质量体531的重心531g在离心振子吸振装置520为静止状态时，位于径向最外侧且位于基准线l81的比引导孔511h向径向外侧分离距离(r8/2)的位置，伴随着离心振子吸振装置520的摆动量(从静止状态开始的位移)增大而向径向内侧移动，并且伴随着离心振子吸振装置520的摆动量变小而向径向外侧移动。此外，质量体主体532与臂部533形成为一体，但也可以形成为分体并通过铆钉等进行连结。

扭转刚性机构540具备质量体541、和用于将质量体541与驱动部件511相互旋转自如地连结的铆钉544。质量体541具备圆柱状的质量体主体542、和从质量体主体542的外周向恒定方向(离心振子吸振装置520为静止状态时的径向外侧)延伸突出的臂部543。臂部543的前端部在基准线l81的比引导孔511h向径向外侧分离距离(r8/2)的位置(从旋转中心rc分离距离(r8+r8)的位置)，经由铆钉544旋转自如地连结于驱动部件511。因此，质量体541(臂部543)与驱动部件511形成旋转副。质量体541的重心541g从轴向观察位于质量体主体542的中心且位于从铆钉544(驱动部件511与质量体541的旋转副的位置)分离距离r8的位置。该质量体541的重心541g在离心振子吸振装置520为静止状态时，位于径向最内侧且位于基准线l81的比引导孔511h向径向内侧分离距离(r8/2)的位置，伴随着离心振子吸振装置520的摆动量(从静止状态开始的位移)增大而向径向外侧移动，并且伴随着离心振子吸振装置520的摆动量变小而向径向内侧移动。此外，质量体主体542与臂部543形成为一体，但也可以形成为分体并通过铆钉等进行连结。

连结机构550具备：引导连杆551、引导连杆552、用于将引导连杆551与质量体531相互旋转自如地连结的铆钉553、用于将引导连杆551与质量体541相互旋转自如地连结的铆钉554、和沿着形成于驱动部件511的引导孔511h移动并且用于将引导连杆551、552相互旋转自如地连结的枢轴(铆钉)555。

引导连杆551形成为向恒定方向延伸，一端部被铆钉553旋转自如地连结于质量体531的重心531g，并且另一端部被枢轴555旋转自如地连结于引导连杆552和枢轴555。因此，引导连杆551利用一端部与质量体531形成旋转副，利用另一端部与引导连杆552和枢轴555形成旋转副。

引导连杆552形成为向恒定方向延伸，一端部被铆钉554旋转自如地连结于质量体541的重心541g，并且另一端部被枢轴555旋转自如地连结于引导连杆551和枢轴555。因此，引导连杆552利用一端部与质量体541形成旋转副，利用另一端部与引导连杆551和枢轴555形成旋转副。

在该离心振子吸振装置520中，在静止状态时，如根据图20、图22明确的那样，从轴向观察，在基准线l81的从旋转中心rc分离距离r8的位置存在铆钉534(质量体531的支点)、质量体541的重心541g和铆钉554，在从旋转中心rc分离距离(r8+r8/2)的位置存在枢轴555，在从旋转中心rc分离距离(r8+r8)的位置存在质量体531的重心531g、铆钉553和铆钉544(质量体541的支点)。

另外，在离心振子吸振装置520中，扭转刚性机构530与图1的减振装置10的扭转刚性机构20、扭转刚性机构30相同地发挥功能，扭转刚性机构540与图1的减振装置10的扭转刚性机构40相同地发挥功能。因此，在离心振子吸振装置520为摆动状态时，即在质量体531和质量体541从离心振子吸振装置520为静止状态时的位置偏移时，与扭转刚性机构20、扭转刚性机构30相同地，在扭转刚性机构530作用有使弹簧部件230的摆动量(从静止状态开始的偏移)变小的一侧且与发动机eg的角速度ω的平方成比例的力，与扭转刚性机构40相同地，在扭转刚性机构540作用有使扭转刚性机构540的摆动量增大的一侧且与发动机eg的角速度ω的平方成比例的力。因此，扭转刚性机构530与扭转刚性机构20、扭转刚性机构30相同地，能够考虑为具有与发动机eg的角速度ω的平方成比例的正的扭转刚性k81，扭转刚性机构540与扭转刚性机构40相同地，能够考虑为具有与发动机eg的角速度ω的平方成比例的负的扭转刚性k82。在该离心振子吸振装置520中，能够考虑为扭转刚性机构530与扭转刚性机构540相对于驱动部件511并列地工作，因此能够使扭转刚性机构530、540的整体的扭转刚性k(＝k81－k82)变小。而且，通过该扭转刚性机构530的质量体531与扭转刚性机构540的质量体541的移动，经由引导连杆551、552连结于质量体531、541的枢轴555沿着引导孔511h移动。这样，从离心振子吸振装置520向驱动部件511赋予与从发动机eg向驱动部件511传递的振动逆相位的振动，从而能够吸收(衰减)驱动部件511、从动部件15的振动。另外，若适当地设计第4扭转刚性机构530的扭转刚性k81、第5扭转刚性机构540的扭转刚性k82，则能够扩大能够发挥对驱动部件511、从动部件15的较高的振动衰减性能的发动机eg的转速区域。

然而，发明人们发现了离心振子吸振装置520的运动方程式能够由式(25)表示。在式(25)中，“m81”是质量体531的质量，“m82”是质量体541的质量，“r8”是铆钉534(质量体531的支点)与质量体531的重心531g的距离和铆钉544(质量体541的支点)与质量体541的重心541g的距离，“r8”是旋转中心rc与质量体531的支点(铆钉534的位置)的距离，“φ8”是质量体531、541的摆角(基准线l81与臂部533的延伸方向之间的角度、和基准线l81与臂部543的延伸方向之间的角度)，“θ8”是作为减振对象的驱动部件511的旋转角度(旋转位置)。这里，若假定为驱动部件511以恒定速度旋转，则式(25)中的“θ8的2次微分”成为值0，“θ8的1次微分”成为发动机eg的角速度。而且，视为角度φ8为微小，即“sinφ8≈φ8，cosφ8＝1”，若对式(25)进行变形，则能够获得式(26)。在该式(26)中，质量体531、541的摆角φ8的系数“{m81·r8－m82·(r8+r8)}·ω²”能够考虑为相当于扭转刚性机构530、540的整体的扭转刚性k(＝k81－k82)。另外，使用该式(26)，固有频率fn能够由式(27)表示。因此，离心振子吸振装置520的次数n能够由式(28)表示。在该离心振子吸振装置520中，需要式(27)和式(28)的根号内成为正的值，因此在满足式(29)的情况下，能够发挥作为动吸振器的功能。

[数式13]

[数式14]

[数式15]

另外，在离心振子吸振装置520中，也起到以下的效果。这里，作为比较例，如图23的离心振子吸振装置520b所示，考虑具备图20～图22的离心振子吸振装置520的扭转刚性机构530，并且省略了引导孔511h、扭转刚性机构540、连结机构550。在离心振子吸振装置520、离心振子吸振装置520b中，在这些装置的次数与从发动机eg向驱动部件511传递的振动的次数一致时，能够发挥良好的振动衰减性能。在图23的离心振子吸振装置520b的情况下，离心振子吸振装置520的次数n’能够由式(30)表示。在式(30)中，“r8”是铆钉534与质量体531的重心531g的距离，“r8”是旋转中心rc与质量体531的支点(铆钉534的位置)的距离。如上所述，在离心振子吸振装置520中，在满足式(29)的情况下，能够发挥作为动吸振器的功能，因此若在该范围内增大质量体541的质量m82，则能够使距离r8形成较大。例如，考虑发动机eg为2缸时。此时，为了使离心振子吸振装置520b的次数n’与值1(从发动机eg向驱动部件511传递的振动的次数)一致，需要使距离r8与距离r8相等，从而离心振子吸振装置520占有驱动部件511的侧面(轴向的端面)的大部分。另一方面，明确在使离心振子吸振装置520的次数n与值1一致时，若根据式(28)，适当地设计质量体531的质量m81、质量体541的质量m82，则能够使距离r8比距离r8形成较大(例如，若将质量体531的质量m81、质量体541的质量m82的比形成2：1，则能够形成“r8＝4·r8”)。因此，在离心振子吸振装置520中，与比较例的离心振子吸振装置520b相比，能够增大距离r8，从而能够更加确保驱动部件511的内周部的侧面侧的空间。

[数式16]

在上述的减振装置510中，扭转刚性机构530构成为具有与发动机eg的角速度ω的平方成比例的正的扭转刚性k81，但也可以与发动机eg的转速无关，构成为具有恒定的正的扭转刚性。

在上述的减振装置510中，变矩器tc的涡轮5固定于从动部件15，但也可以如在图19中由双点划线表示的那样，固定于驱动部件511。

在上述的减振装置510中，离心振子吸振装置520连结于驱动部件511，但也可以连结于从动部件15。

如以上说明的那样，本公开的第1振动衰减装置具有包含输入要素11与输出要素15的多个旋转要素，其中，来自发动机eg的扭矩被传递到所述输入要素，上述振动衰减装置10、110的主旨在于，具备：第1扭转刚性机构20，配置于上述输入要素11与上述输出要素15之间，并且具有正的扭转刚性；第2扭转刚性机构40、140，在上述输入要素11与上述输出要素15之间与上述第1扭转刚性机构20并列地工作，并且具有负的扭转刚性，上述发动机eg的转速越大，上述第2扭转刚性机构40、140的扭转刚性越向负侧增大。

在该本公开的第1振动衰减装置中，在被传递了来自发动机的扭矩的输入要素与输出要素之间，具有正的扭转刚性的第1扭转刚性机构与具有负的扭转刚性的第2扭转刚性机构并列地工作。由此，能够缩小包含第1扭转刚性机构和第2扭转刚性机构的多个扭转刚性机构的整体的扭转刚性(相当于弹簧的情况下的合成弹簧常数)。而且，发动机的转速越大，使第2扭转刚性机构的扭转刚性越向负侧增大。由此，多个扭转刚性机构的整体的扭转刚性能够与发动机的转速对应地适当变化。其结果，对被传递力来自发动机的扭矩的输入要素，能够扩大能够发挥较高的振动衰减性能的转速区域。

在这样的本公开的第1振动衰减装置中，也可以是，上述第1扭转刚性机构20、240与上述第2扭转刚性机构40、140、250、350、450配置为在上述振动衰减装置10、110、210、310、410的周向排列。在该情况下，也可以是，上述第1扭转刚性机构20、240与上述第2扭转刚性机构40、140、250、350、450配置为在上述周向交替地排列。

在本公开的第1振动衰减装置中，上述第2扭转刚性机构40、140具有负侧连结部件41，上述负侧连结部件41与经由该第2扭转刚性机构40、140被连结的2个旋转要素中的一方形成旋转副，并且与另一方形成滑动副，上述负侧连结部件41的重心伴随着上述2个旋转要素的相对扭转角增加而向上述振动衰减装置10、110的径向的外侧移动，并且伴随着上述2个旋转要素的相对扭转角减少而向上述径向的内侧移动。在该情况下，也可以是，当在上述2个旋转要素产生了相对扭转角时，上述第2扭转刚性机构40、140以使上述2个旋转要素的相对扭转角增大的方式进行动作。另外，也可以是，上述2个旋转要素形成为直径相互不同的环状，并且相互配置于同心圆上，上述负侧连结部件41与上述2个旋转要素中的一方旋转自如地连结，并且与另一方旋转自如且在上述负侧连结部件41的延伸方向上移动自如地连结，在上述2个旋转要素的相对扭转角为零时，上述负侧连结部件41的重心位于比上述2个旋转要素中的一方和另一方的连结位置靠上述径向的内侧的位置。

在本公开的第1振动衰减装置中，也可以是，上述发动机eg的转速越大，上述第1扭转刚性机构20的扭转刚性越向正侧增大。在该情况下，也可以是，上述第1扭转刚性机构20具有正侧连结部件21，上述正侧连结部件21与上述输入要素11和上述输出要素15中的一方形成旋转副，并且与另一方形成滑动副，上述正侧连结部件21的重心伴随着上述输入要素11与上述输出要素15的相对扭转角增加而向上述振动衰减装置10、110的径向的内侧移动，并且伴随着上述输入要素11与上述输出要素15的相对扭转角减少而向上述径向的外侧移动。在该情况下，也可以是，当在上述2个旋转要素产生了相对扭转角时，上述第1扭转刚性机构20以使上述2个旋转要素的相对扭转角减小的方式进行动作。另外，也可以是，上述输入要素11和上述输出要素15形成为直径相互不同的环状，并且相互配置于同心圆上，上述正侧连结部件21与上述输入要素11和上述输出要素15中的一方旋转自如地连结，并且与另一方旋转自如且在上述正侧连结部件21的延伸方向上移动自如地连结，在上述输入要素11与上述输出要素15的相对扭转角为零时，上述正侧连结部件21的重心位于比由上述输入要素11与上述输出要素15中的一方和另一方支承的位置靠上述径向的外侧的位置。

在本公开的第1振动衰减装置中，也可以是，进一步具备具有正的扭转刚性的第3扭转刚性机构30，上述多个旋转要素11、12、15包含配置于上述输入要素11与上述输出要素15之间的中间要素12，上述第2扭转刚性机构40配置于上述输入要素11与上述中间要素15之间、和上述中间要素12与上述输出要素15之间中的一方，上述第3扭转刚性机构30配置于上述输入要素11与上述中间要素12之间、和上述中间要素12与上述输出要素15之间中的另一方。

在本公开的第1振动衰减装置中，也可以是，上述第2扭转刚性机构250、350、450配置为在上述振动衰减装置210、310、410的径向上延伸。

在第2扭转刚性机构配置为在振动衰减装置的径向上延伸的方式的本公开的第1振动衰减装置中，也可以是，作为经由上述第2扭转刚性机构250被连结的2个旋转要素212、215中的上述径向上的内侧的旋转要素的内侧旋转要素215具有形成为沿着上述径向延伸的引导孔215h，上述第2扭转刚性机构250具有能够沿着上述引导孔215h移动的质量体255、与上述质量体255和作为上述2个旋转要素212、215中的上述径向上的外侧的旋转要素的外侧旋转要素212连结并且在上述2个旋转要素212、215的相对扭转角为零时相比自然长度被压缩的弹簧251。在该情况下，上述第2扭转刚性机构250的扭转刚性是包含上述弹簧251的弹簧常数被定义的上述第2扭转机构250整体的扭转刚性。

在第2扭转刚性机构配置为在振动衰减装置的径向上延伸的方式的本公开的第1振动衰减装置中，也可以是，作为经由上述第2扭转刚性机构250被连结的2个旋转要素212、215中的上述径向上的内侧的旋转要素的内侧旋转要素215具有形成为沿着上述径向延伸的引导孔215h，上述第2扭转刚性机构350具有能够沿着上述引导孔215h移动的移动部件255、与上述移动部件255和作为上述2个旋转要素212、215中的上述径向上的外侧的旋转要素的外侧旋转要素212连结并且在上述2个旋转要素212、215的相对扭转角为零时相比自然长度被压缩的弹簧251、调节上述移动部件255的上述径向上的位置的位置调节部360。在该情况下，只要以移动部件的位置伴随着发动机的转速增大而成为径向外侧的方式调节移动部件的位置即可。在该情况下，上述第2扭转刚性机构350的扭转刚性是包含上述弹簧251的弹簧常数被定义的上述第2扭转机构350整体的扭转刚性。

在第2扭转刚性机构配置为在振动衰减装置的径向上延伸的方式的本公开的第1振动衰减装置中，也可以是，上述第2扭转刚性机构450具有有效卷部的间距不等的不等间距螺旋弹簧451，在上述2个旋转要素的相对扭转角为零时，上述不等间距螺旋弹簧451相比自然长度被压缩。在该情况下，也可以是，上述不等间距螺旋弹簧451的有效卷部的间距在上述径向上的外侧比内侧窄。

在第2扭转刚性机构配置为在振动衰减装置的径向上延伸的方式的本公开的第1振动衰减装置中，也可以是，上述第1扭转刚性机构240配置为在上述振动衰减装置210、310、410的周向上延伸。在该情况下，也可以是，上述第1扭转刚性机构240是有效卷部的间距不等的不等间距螺旋弹簧。也可以是，上述第1扭转刚性机构240的上述不等间距螺旋弹簧的有效卷部的间距在该第1扭转刚性机构240的延伸方向上的中央部窄于两端部。

在第2扭转刚性机构配置为在振动衰减装置的径向上延伸的方式的本公开的第1振动衰减装置中，也可以是，进一步具备具有正的扭转刚性的第3扭转刚性机构220和第4扭转刚性机构230，上述多个旋转要素包含配置于上述输入要素211与上述输出要素215之间的中间要素213，上述第3扭转刚性机构220配置于上述输入要素211与上述中间要素213之间，上述第4扭转刚性机构230配置于上述中间要素213与上述输出要素215之间。在该情况下，上述第1扭转刚性机构240在上述输入要素211与上述输出要素215的相对扭转角为规定扭转角以上时进行动作。

本公开的第2振动衰减装置520使传递来自发动机eg的扭矩的旋转要素511的振动衰减，上述振动衰减装置520的主旨在于，具备：第1扭转刚性机构530，与上述旋转要素511旋转自如地连结，并且具有正的扭转刚性；第2扭转刚性机构540，与上述旋转要素511旋转自如地连结，并且具有负的扭转刚性；连结机构550，对上述第1扭转刚性机构530与上述第2扭转刚性机构540进行连结，上述发动机eg的转速越大，上述第2扭转刚性机构540的扭转刚性越向负侧增大。

在该本公开的第2振动衰减装置中，与传递来自发动机的扭矩的旋转要素旋转自如地连结并且具有正的扭转刚性的第1扭转刚性机构、和与旋转要素旋转自如地连结并且具有负的扭转刚性的第2扭转刚性机构经由连结机构被连结。在该结构中，能够考虑为第1扭转刚性机构和第2扭转刚性机构相对于旋转要素并列地工作，因此能够缩小包含第1扭转刚性机构和第2扭转刚性机构的多个扭转刚性机构的整体的扭转刚性。另外，在该结构中，若产生旋转要素的旋转变动而使第1扭转刚性机构和第2扭转刚性机构从静止状态的位置偏移，则第1扭转刚性机构欲返回静止状态的位置，并且第2扭转刚性机构欲使该偏移量增大，从而从振动衰减装置向旋转要素赋予与从发动机向旋转要素传递的振动逆相位的振动，能够吸收(衰减)旋转要素的振动。而且，发动机的转速越大，使第2扭转刚性机构的扭转刚性越向负侧增大。由此，包含第1扭转刚性机构和第2扭转刚性机构的多个扭转刚性机构的整体的扭转刚性能够与发动机的转速对应地适当变化。其结果，对传递来自发动机的扭矩的旋转要素，能够扩大能够发挥较高的振动衰减性能的转速区域。

在这样的本公开的第2振动衰减装置中，也可以是，上述发动机eg的转速越大，上述第1扭转刚性机构530的扭转刚性越向正侧增大。

在该情况下，也可以是，上述第1扭转刚性机构530具有第1质量体531，上述第1质量体531在上述旋转要素511的第1位置与该旋转要素511形成旋转副，并且在静止状态时，重心位于比上述第1位置靠上述振动衰减装置520的径向的外侧的位置，上述第1质量体531的重心伴随着上述旋转要素511的摆动量增加而向上述径向的内侧移动，并且伴随着上述旋转要素511的摆动量减少而向上述径向的外侧移动，上述第2扭转刚性机构540具有第2质量体541，上述第2质量体541在上述旋转要素511的比上述第1位置靠上述径向的外侧的第2位置与该旋转要素511形成旋转副，并且在静止状态时，重心位于比上述第2位置靠上述径向的内侧的位置，上述第2质量体541的重心伴随着上述旋转要素511的摆动量增加而向上述径向的外侧移动，并且伴随着上述旋转要素511的摆动量减少而向上述径向的内侧移动。

在该情况下，也可以是，上述旋转要素511具有形成为在规定方向上延伸的引导孔511h，上述第1位置位于比上述引导孔511h靠上述径向的内侧的位置，上述第2位置位于比上述引导孔511h靠上述径向的外侧的位置，上述连结机构550具有：一端部与上述第1质量体531形成旋转副的第1连杆551、一端部与上述第2质量体541形成旋转副的第2连杆552、沿着上述引导孔511h移动并且与上述第1连杆551的另一端部和上述第2连杆552的另一端部形成旋转副的枢轴555。

在该情况下，也可以是，上述第1连杆551在上述第1质量体531的重心的位置与该第1质量体531形成旋转副，上述第2连杆552在上述第2质量体541的重心的位置与该第2质量体541形成旋转副，上述第1位置与上述第1质量体531的重心的距离、和上述第2位置与上述第2质量体541的重心的距离均是第1距离，上述第1质量体531的重心与上述枢轴555的距离、和上述第2质量体541的重心与上述枢轴555的距离均是为上述第1距离的一半的第2距离。

以上，对用于实施本公开的方式进行了说明，但本公开丝毫不限定于这样的实施方式，当然能够在不脱离本公开的主旨的范围内，以各种方式来实施。

工业上的利用可能性

本公开能够利用于振动衰减装置的制造工业等。