离心振子式吸振装置及其阶次设定方法与流程

本发明涉及具备与借助来自驱动装置的动力而旋转的旋转构件连结的支承部件、以及与该支承部件连结并围绕振子支点摆动的质量体的离心振子式吸振装置及其阶次设定方法。

背景技术：
以往，作为具备这种离心振子式吸振装置的力传递装置，公知有如下装置：包括至少一个输入体、输出体、配置在至少一部分能够被运转介质特别是油填充的室内的振动衰减装置、以及与该振动衰减装置连结的离心振子式的转速适应型动态吸振器，并在驱动装置与被驱动装置之间传递动力(例如，参照专利文献1)。在该力传递装置中，与油的影响相关联地，将转速适应型动态吸振器设计为比驱动装置的激振的阶次q大规定的阶次补偿值qF的有效阶次qeff。而且，以不与激振的阶次q一致而与激振的阶次q的变化成比例变化的方式，决定阶次补偿值qF。专利文献1:日本特表2011－504987号公报在上述专利文献1所记载的有效阶次qeff的设定方法中，考虑质量体与旋转的油之间的相对运动所引起的阻力即粘性阻力来设定有效阶次qeff。然而，专利文献1所记载的方法缺乏理论支持，根据本发明人的研究能够明确：工作油之类的液体存在的情况下的粘性阻力针对质量体的摆动的影响较小。因此，即便如专利文献1所记载的那样设定离心振子式吸振装置中的质量体的振动阶次，也无法提高离心振子式吸振装置的吸振性能，并且在某些情况下也有可能使吸振性能降低。

技术实现要素：
因此，本发明的主要目的在于，更加恰当地设定离心振子式吸振装置中的质量体的振动阶次从而提高吸振性能。本发明所涉及离心振子式吸振装置具备：支承部件，其与借助来自驱动装置的动力而旋转的旋转构件连结；以及质量体，其与上述支承部件连结并围绕振子支点摆动，上述离心振子式吸振装置的特征在于，设计成具有比由上述驱动装置产生的应衰减的振动的阶次qtag大修正量的有效阶次qeff，其中，该修正量至少与上述离心振子式吸振装置的依存于上述质量体的摆动角的阶次的非线性相关。一般地，已知在将从旋转构件的旋转中心到振子支点的距离设为“R”、将从振子支点到质量体的重心的距离设为“r”时，能够将包括围绕振子支点摆动的质量体的离心振子式吸振装置(质量体)的振动阶次简单地表述为其中，表示这种振动阶次的简化式是将质量体的摆动角(围绕振子支点的旋转角度即振幅)看作极小值而得到的。而且，本发明人通过对离心振子式吸振装置进行深入研究，其结果是明确了：旋转构件以及支承部件围绕旋转中心旋转时的离心振子式吸振装置的质量体的摆动角大到不能忽略的程度，通过如上述那样将摆动角视作为极小值来进行处理，不能恰当地设定振动阶次。因此，若考虑质量体的摆动角，以具有比由驱动装置产生的应衰减的振动的阶次qtag大修正量的有效阶次qeff的方式设计离心振子式吸振装置，则能够更加恰当地设定振动阶次从而进一步提高离心振子式吸振装置的吸振性能，其中，上述修正量至少与离心振子式吸振装置的依存于质量体的摆动角的阶次的非线性相关。附图说明图1是表示具备本发明的一实施方式所涉及的离心振子式吸振装置的起动装置的概略结构图。图2是表示本发明的一实施方式所涉及的离心振子式吸振装置的概略结构图。图3是用于对构成离心振子式吸振装置的质量体的振动阶次的设定方法进行说明的说明图。图4是用于对构成离心振子式吸振装置的质量体的振动阶次的设定方法进行说明的说明图。图5是表示考虑了质量体的摆动角的情况以及未考虑质量体的摆动角的情况下的离心振子式吸振装置的振动衰减性能的说明图。图6是用于对构成离心振子式吸振装置的质量体的振动阶次的设定方法进行说明的说明图。图7是用于对构成离心振子式吸振装置的质量体的振动阶次的设定方法进行说明的说明图。图8是用于对构成离心振子式吸振装置的质量体的振动阶次的设定方法进行说明的说明图。具体实施方式接下来，参照附图对用于实施本发明的方式进行说明。图1是具备本发明的一实施方式所涉及的离心振子式吸振装置10的起动装置1的概略结构图。该图所示的起动装置1搭载于具备作为驱动装置的发动机(内燃机)的车辆，并将来自该发动机的动力传递给作为自动变速器(AT)或者无级变速器(CVT)的变速器。起动装置1除了离心振子式吸振装置10之外，还包括：与发动机的曲轴连结的前盖(输入部件)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同轴地旋转的转轮(输出侧流体传动构件)5；对从转轮5朝向泵轮4的工作油(工作流体)的液流进行整流的导轮6；固定于变速器的输入轴IS的减振器毂(输出部件)7；与减振器毂7连接的减振机构8；以及具有与减振机构8连结的未图示的锁止活塞且为单板摩擦式的锁止离合器9。泵轮4与转轮5相互对置，在两者之间以与泵轮4或转轮5同轴地旋转的方式配置有导轮6。导轮6的旋转方向被单向离合器60设定为仅朝向一个方向。上述泵轮4、转轮5以及导轮6在由前盖3和泵轮4的泵壳划分的流体传动室(液体室)2的内部形成使工作油(流体)循环的环路(环状流路)，并作为具有扭矩放大功能的液力变矩器而发挥功能。此外，在起动装置1中，也可以省略导轮6、单向离合器60，而使泵轮4以及转轮5作为液力耦合器来发挥功能。减振机构8具有：作为输入构件的驱动部件81，其与锁止离合器9的锁止活塞连结而能够与该锁止活塞一体旋转；多个第1螺旋弹簧(第1弹性体)SP1；中间部件(中间构件)82，其经由第1螺旋弹簧SP1而与驱动部件81连结；多个第2螺旋弹簧(第2弹性体)SP2，其例如具有比第1螺旋弹簧SP1高的刚性(弹簧常数)，并且以沿起动装置1的径向与第1螺旋弹簧SP1分离的方式配置；以及从动部件(输出构件)83，其经由第2螺旋弹簧SP2而与中间部件82连结。驱动部件81具有分别与对应的第1螺旋弹簧SP1的一端抵接的多个抵接部。驱动部件81的各抵接部在减振机构8的安装状态下，在彼此相邻的第1螺旋弹簧SP1之间与两者抵接。中间部件82具有：多个第1抵接部，其分别与对应的第1螺旋弹簧SP1的另一端抵接；以及多个第2抵接部，其分别与对应的第2螺旋弹簧SP2的端部抵接。中间部件82的各第1抵接部在减振机构8的安装状态下，在彼此相邻的第1螺旋弹簧SP1之间与两者抵接。另外，第2螺旋弹簧SP2在减振机构8的安装状态下，配置在中间部件82的彼此相邻的两个第2抵接部之间，该两个第2抵接部的一方与第2螺旋弹簧SP2的一端抵接，另一方与第2螺旋弹簧SP2的另一端抵接。从动部件83具有分别与对应的第2螺旋弹簧SP2的端部抵接的多个抵接部，并固定于减振器毂7。第2螺旋弹簧SP2在减振机构8的安装状态下，配置在从动部件83的彼此相邻的抵接部之间，该两个抵接部的一方与第2螺旋弹簧SP2的一端抵接，另一方与第2螺旋弹簧SP2的另一端抵接。另外，在本实施方式的起动装置1中，在减振机构8的输出构件亦即从动部件83，经由多个第3螺旋弹簧(第3弹性体)SP3而连结有转轮5，上述多个第3螺旋弹簧SP3与转轮5构成动态减振器20。由此，在锁止离合器9的卡合时(锁止时)，通过离心振子式吸振装置10与动态减振器20的双方能够良好地吸收减振机构8整体的振动。锁止离合器9借助来自未图示的油压控制装置的油压而执行动作，能够经由减振机构8执行将前盖(输入部件)3与减振器毂7即变速器的输入轴IS连结的锁止动作，并能够解除该锁止。构成锁止离合器9的未图示的锁止活塞例如被减振器毂7支承为能够在轴向上自由移动且自由旋转。另外，在锁止活塞的外周侧且前盖3侧的面，粘贴有环状的摩擦材料，上述的驱动部件81与锁止活塞的外周部连结。此外，起动装置1也可以构成为代替单板摩擦式的锁止离合器9而包括多板摩擦式的锁止离合器。如图1所示，离心振子式吸振装置10包括：支承部件(凸缘)11，其相对于减振机构8的旋转构件亦即从动部件83同轴地连结(固定)；以及多个(例如3～4个)质量体12，它们分别被支承部件11支承为摆动自如并且在周向相邻，该离心振子式吸振装置10配置于由前盖3与泵轮4的泵壳划分并收容工作油的流体传动室2(液体室)的内部。而且，在离心振子式吸振装置10中，随着支承部件11的旋转，在被工作油填满的流体传动室2的内部，多个质量体12相对于该支承部件11朝相同方向摆动，从而对减振机构8的从动部件83施加与该从动部件83的振动(共振)具有相反方向的相位的振动。由此，在从前盖3到减振器毂7之间，由离心振子式吸振装置10来吸收(衰减)振动。在本实施方式中，在支承部件11，以每两个(一对)与一个质量体12对应的方式形成有未图示的多个第1引导切口部，在各质量体12，形成有两个(一对)未图示的第2引导切口部。支承部件11与各质量体12经由引导辊(均图示省略)而相互连结，该引导辊例如通过使在支承部件11的第1引导切口部的内周面上滚动的第1辊(辊轴)与在各质量体12的第2引导切口部的内周面上滚动的第2辊(辊轴)形成为一体而得。另外，支承部件11的与一个质量体12对应的一对第1引导切口部例如分别形成为以朝向支承部件11的径向外侧凸出的曲线为轴线的左右非对称或者左右对称的长孔，并配置为关于质量体12的摆动中心线(包含从动部件83(支承部件11)的旋转中心(轴心)与振子支点的直线)对称。与此相对，各质量体12的一对第2引导切口部例如形成为以朝向支承部件11的中心凸出的曲线为轴线的左右非对称或者左右对称的长孔，并配置为关于质量体12的摆动中心线对称。由此，在本实施方式的离心振子式吸振装置10中，上述引导辊被支承部件11的第1引导切口部与该质量体12的第2引导切口部双方引导，从而随着支承部件11的旋转，能够使各质量体12围绕振子支点转动，并且随着在摆动范围内摆动，能够使该质量体12围绕其重心旋转。其结果是，根据离心振子式吸振装置10，不仅能够利用质量体12的围绕振子支点的摆动，还能够利用质量体12的围绕重心的旋转力矩来使传递给支承部件11的振动衰减。此外，第1引导切口部也可以以每一个与一个质量体12对应的方式形成于支承部件11，第2引导切口部也可以在各质量体12分别形成有一个。另外，离心振子式吸振装置也可以构成为所谓的双股(bifilar)式装置，在该装置中，作为支承部件11，具备将一个质量体支承为摆动自如的两根臂部件。接下来，参照图2～图8对离心振子式吸振装置10的质量体12的振动阶次的设定方法进行说明。如图2所示，一般如下式(1)那样地表述离心振子式吸振装置10的运动方程式，该离心振子式吸振装置10例如具备：与借助来自发动机的动力而旋转的上述从动部件83之类的旋转构件连结(一体化)的支承部件11；以及与支承部件11连结并围绕振子支点PF摆动的质量体12。其中，在式(1)中，“m”是质量体12x的质量，“R”是从旋转构件以及支承部件11的旋转中心RC到振子支点PF的距离，“r”是从振子支点PF到质量体12x的重心G的距离，“ω”是旋转构件以及支承部件11的旋转角速度，“θ”是旋转构件以及支承部件11的围绕旋转中心RC的旋转角度，是随着支承部件11的旋转而围绕振子支点PF摆动时的质量体12(质量体12的重心)的摆动角即围绕振子支点PF的旋转角度，“c”是常量。数式1上述式(1)在假设质量体12的摆动角比较微小的情况下，能够变形为下式(2)的线性方程式，并且根据式(2)，能够如下式(3)那样地表述质量体12的摆动的频率f。而且，根据式(3)，能够如下式(4)那样地得到质量体12的振动阶次q。因此，考虑若将由发动机产生的应衰减的振动的阶次设为“qtag”，则例如以满足的方式决定上述距离R以及r，从而能够利用离心振子式吸振装置10来衰减由发动机产生的振动。数式2表示质量体12的振动阶次q的式(4)如上述那样是通过将质量体12的摆动角(振幅)看作极小值而得到的，但本发明人通过对离心振子式吸振装置中的该质量体的振动阶次的设定进行深入研究，其结果是明确了：旋转构件以及支承部件围绕旋转中心旋转时离心振子式吸振装置的质量体的摆动角大到不能忽略，通过如上述那样将摆动角作为极小值来进行处理，不能恰当地设定质量体的振动阶次。即，当基于由发动机产生的应衰减的振动的阶次qtag、与由上述式(4)得到的质量体12的振动阶次q来决定离心振子式吸振装置10的各种规格的情况下，在质量体12的摆动角变大时，在由发动机产生的应衰减的振动的阶次qtag与质量体12的振动阶次q之间会产生偏差，恐怕无法利用离心振子式吸振装置10来良好地衰减由发动机产生的振动。据此，在本发明中，在设定质量体12的振动阶次q时，也考虑该质量体12的摆动角当假设为质量体12以不能忽略的程度进行摆动的情况下，若忽略微小项，则上述式(1)能够变形为下式(5)的非线性方程式，并且根据式(5)，能够如下式(6)那样地表述质量体12的摆动的频率f。并且，若将式(6)变形为下式(7)，则根据式(7)，能够如下式(8)那样地得到质量体12的振动阶次q。即，若将式(8)的第2项的以外的构件如下式(9)那样地置换为“k”，则能够将振动阶次q表述为其中，在式(6)～(9)中，表示通过实验、解析得到的质量体12(质量体12的重心)的最大摆动角(最大振幅时的摆动角)。数式3根据上述式(8)，若基于由发动机产生的应衰减的振动的阶次qtag、从旋转构件以及支承部件11的旋转中心RC到振子支点PF的距离R、以及从振子支点PF到质量体12x的重心G的距离r，使用上述的系数k并考虑质量体12的摆动角而决定离心振子式吸振装置10的质量体12的振动阶次q，则能够更加恰当地设定质量体12的振动阶次q，从而进一步提高离心振子式吸振装置10的吸振性能。即，根据式(8)，通过与质量体12的最大摆动角对应地决定值R/r，从而能够使离心振子式吸振装置10中的质量体12的振动阶次q为：将旋转构件以及支承部件11围绕旋转中心旋转时离心振子式吸振装置10中的质量体12的摆动角考虑在内的、更加恰当的振动阶次。另外，在分别使从旋转构件以及支承部件11的旋转中心RC到振子支点PF的距离R、与从振子支点PF到质量体12x的重心G的距离r为恒定值的情况下，如图3所示，由上述式(8)得到的振动阶次q随着质量体12的最大摆动角变大而非线性地变小(逐渐减小)。即，质量体12的最大摆动角越大，则式(8)中的系数k越小。因此，质量体12的最大摆动角越大，就越使值R/r变大，从而能够使质量体12的振动阶次q为考虑了摆动角的更加恰当的值。而且，优选将离心振子式吸振装置10设计为：由上述式(8)得到的振动阶次q满足如下关系式：qtag-0.2≤q≤qtag+0.2…(10)更优选满足如下关系式：qtag－0.1≤q≤qtag+0.1…(11)即，通过将上述距离R、r之类的参数设定为满足上述式(10)或者(11)，从而也考虑制造误差等影响而能够更加恰当地设定质量体12的振动阶次q。但是，可以以使由式(8)得到的振动阶次q与由发动机产生的应衰减的振动的阶次qtag完全一致的方式设计离心振子式吸振装置10，也可以以使振动阶次q包含在以阶次qtag为中心的狭小范围(例如，qtag±0.05的范围)内的方式设计离心振子式吸振装置10。这里，当决定距离R、r以使得将质量体12的理论上的最大摆动角代入上述式(8)后满足的情况下，振动等级降低，从而假设质量体12的实际的摆动角变得比最大摆动角小。因此，当使用式(8)来设定离心振子式吸振装置10的情况下，优选，在通过解析(参数研究)等而预先决定发动机的转速为应使振动等级最为降低的转速时的质量体12的摆动角亦即目标摆动角进而如下式(8′)所示，用该目标摆动角来置换最大摆动角并且以满足的方式决定距离R、r。由此，在质量体12的摆动角为目标摆动角时，使质量体12(离心振子式吸振装置10)的振动阶次q为由发动机产生的应衰减的振动的阶次qtag，从而能够极其良好地降低与目标摆动角对应的发动机转速下的振动等级。并且，优选，以使目标摆动角包含在30°以上且70°以下的范围内的方式决定该目标摆动角数式4另外，在质量体12的摆动角为目标摆动角时振动阶次q成为由发动机产生的应衰减的振动的阶次qtag的情况下，如图4所示，将式(8′)所示的摆动角作为变量的振动阶次q的曲线以在时使q＝qtag的方式整体向正侧补偿。在该情况下，若将摆动角为零时的质量体12(离心振子式吸振装置10)的振动阶次设为“有效阶次qeff”，则由图4可知得到如下关系式：在上述关系式中，能够将看作相对于阶次qtag的修正量Δq(正值)。即，以在质量体12的摆动角为目标摆动角时使振动阶次q为阶次qtag的方式设计的离心振子式吸振装置10，具有比由发动机产生的应衰减的振动的阶次qtag大修正量Δq的有效阶次qeff，其中，上述修正量Δq至少与质量体12的摆动角所决定的图3以及图4所示的振动阶次q的非线性相关。而且，在具有比由发动机产生的应衰减的振动的阶次qtag大修正量Δq的有效阶次qeff的离心振子式吸振装置10中，如图5的实线所示，与未考虑质量体12的摆动角的离心振子式吸振装置(时q＝qtag的离心振子式吸振装置。参照图5的虚线)相比，能够极其良好地提高发动机的低转速区域中的吸振性能。此外，有效阶次qeff表示摆动角为零时的质量体12(离心振子式吸振装置10)的振动阶次，因此也可以根据式(4)将离心振子式吸振装置10设定为如上述那样，在离心振子式吸振装置10中，也可以基于如下式(9′)那样地由目标摆动角决定的系数k、与由发动机产生的应衰减的振动的阶次qtag，以在质量体12的摆动角为目标摆动角时使振动阶次q为阶次qtag的方式决定修正量Δq。在该情况下，质量体12的最大摆动角越大，则式(8′)以及(9′)的系数k越小，因此优选目标摆动角越大，则将修正量Δq决定为越大。并且，优选以使修正量包含在0.05以上且0.20以下的范围内的方式决定该修正量。而且，有效阶次qeff表示摆动角为零时的质量体12(离心振子式吸振装置10)的振动阶次，并且由式(4)可知，有效阶次qeff与从旋转中心RC到振子支点PF的距离R和从振子支点PF到质量体12的重心G的距离r对应地变化。因此，成立，从而也可以看作由有效阶次qeff决定距离R以及距离r。数式5另一方面，在上述那样配置于收容工作油的流体传动室2之类的液体室的内部的离心振子式吸振装置10中，能够明确：工作油(液体)存在的情况下的质量体12的摆动较大程度地受到离心油压(离心液压)所产生的力的影响，其中，该离心油压(离心液压)随着借助来自发动机的动力而旋转的从动部件83那样的旋转构件(以及支承部件11)的旋转，从而在流体传动室2内产生。因此，在设定质量体12的振动阶次q时，如以下说明的那样，优选考虑离心油压(离心液压)对质量体12作用的力，其中，上述离心油压(离心液压)随着支承部件11等的旋转而在流体传动室2(液体室)内产生。这里，考虑在图6所示的圆弧状的质量体12x随着从动部件83之类的旋转构件的旋转、不围绕重心旋转而围绕振子支点PF摆动时，作用于该质量体12x的离心液压所产生的力。图6所示的质量体12x以形成同样厚度的方式具有：以旋转构件(支承部件)的旋转中心RC为中心的圆柱面状的外周面；以旋转中心RC为中心的凹圆柱面状的内周面；以及分别与摆动中心线(参照图中的点划线)平行的两个侧面。在将从旋转中心RC到质量体12x的外周面的距离(曲率半径)设为“Ro”、将从旋转中心RC到质量体12x的内周面的距离(曲率半径)设为“Ri”、将质量体12x的厚度设为“t”、将从质量体12x的摆动中心线到左右的端部的长度设为“L”、将旋转构件的旋转角速度设为“ω”、将工作油之类的液体的密度设为“ρ”时，如下式(12)那样地表述作用于这样的质量体12x的离心液压所产生的力Fp。数式6Fp＝ρ·ω2·t·L·(Ro2-Ri2)…(12)另外，若从动部件83之类的旋转构件旋转，则在质量体12x作用有离心力Fc，因此，在将质量体12x的质量设为“m”、将从旋转中心RC到振子支点PF的距离设为“R”、将从振子支点PF到质量体12x的重心G的距离设为“r”时，如下式(13)那样地表述在质量体12x随着该旋转构件的旋转而围绕振子支点PF摆动时作用于该质量体12x的力F。而且，若如下式(14)那样，将作用于质量体12x的离心液压所产生的力Fp除以旋转角速度ω的平方值进而再除以质量m与距离r的乘积然后进行无量纲化后所得的值设为“α”，则如下式(15)那样地表述作用于质量体12x的力F。数式7并且，若将随着支承部件11的旋转而围绕振子支点PF摆动时的质量体12x(质量体12x的重心G)的摆动角、即围绕振子支点PF的旋转角度设为则如下式(16)那样地表述具备质量体12x的离心振子式吸振装置的运动方程式。其中，式(16)的右边的项是对质量体与旋转的液体(工作油)之间的相对运动所引起的粘性阻力的影响进行表示的粘性项，“c”是常量。另外，通过向式(16)的粘性项导入适当的模型，从而能够如下式(17)那样地表述该粘性项，若使用式(17)的关系，则能够将式(16)变形为下式(18)。其中，在式(17)中，“μ”是粘性系数，“κ”是由液体的粘度与质量体的摆动的频率决定的系数，“A”是质量体12x的表面积。数式8而且，通过将表示粘性项的无量纲化后所得的值“β”导入由式(18)得到的质量体12x的固有振动数，从而能够得到表示在液体存在的情况下不围绕重心旋转而围绕振子支点PF摆动的质量体12x的振动阶次qx的下式(19)。但是，根据本发明人的研究能够明确：工作油之类的液体存在的情况下的粘性阻力对质量体的摆动的影响极小。因此，能够忽略式(19)中的“β”，由此能够如下式(20)那样地表述在液体存在的情况下不围绕重心旋转而围绕振子支点PF摆动的质量体12x的振动阶次qx。其结果是，在考虑质量体12的摆动角与随着支承部件11等的旋转而在流体传动室2(液体室)内产生的离心油压(离心液压)对质量体12作用的力的双方的情况下，能够如下式(21)那样地得到质量体12的振动阶次q。其中，式(21)中的“k”根据上述式(9)或者式(9′)来决定。数式9此外，在将作用于质量体的离心液压所产生的力Fp除以旋转角速度ω的平方值进而再除以质量m与距离R的积来得到值α时，在质量体的形状如上述的质量体12x那样为比较简单的情况下，使用液体的密度ρ、以及质量体的外周面与内周面的面积差来决定离心液压对质量体作用的力Fp，从而能够容易并且高精度地得到力Fp。另外，在质量体的形状比较复杂的情况下，进行考虑该质量体的形状后的数值计算来求出力Fp即可。另外，在离心振子式吸振装置10中，质量体12以围绕振子支点PF摆动并围绕重心G旋转的方式与支承部件11连结，但是通过将该质量体12的运动作为所谓的辊轴式离心振子式吸振装置的质量体的运动来进行处理，从而能够如以下的说明那样，设定这种离心振子式吸振装置10的质量体12的振动阶次q。如图7所示，辊轴式的离心振子式吸振装置包括：引导切口部110(在图7的例子中为圆形的开口)，其形成于与上述离心振子式吸振装置10的支承部件11相当的部件；以及辊轴(辊)120，其在引导切口部110的内周面(在图7的例子中为凹圆周面)亦即引导面111上滚动。在图7所示的辊轴式离心振子式吸振装置中，作为质量体的辊轴120一边围绕重心G(轴心)旋转一边在曲面状的引导面111上滚动。因此，辊轴式的离心振子式吸振装置的辊轴的运动被分为：该辊轴的不伴随围绕重心的旋转的沿着引导面的平移运动(滑动)；以及辊轴的围绕重心的旋转运动，并且能够作为在不围绕重心旋转而仅围绕振子支点摆动的辊轴的运动中叠加了辊轴的围绕重心的旋转运动的运动来进行处理。这里，如上述那样在将从旋转中心RC到振子支点PF的距离设为“R”、将从振子支点PF到质量体的重心G的距离设为“r”时，能够将具备不围绕重心旋转而围绕振子支点摆动的质量体的离心振子式吸振装置中的质量体的振动阶次简单地表述为与此相对，可知能够将辊轴式的离心振子式吸振装置中的辊轴120的振动阶次简单地表述为而本发明人着眼于与之差(减少量)。而且，本发明人根据辊轴120的沿着引导面111的平移运动相当于质量体的围绕振子支点PF的摆动这一情况，评价为两者之差是因辊轴120的围绕重心G的旋转运动而产生的，具体而言，是因和辊轴120的半径rr与从振子支点PF到辊轴120的重心G的距离r之比(r/rr)的平方成比例的、辊轴120围绕重心G的旋转所引起的惯性力矩而产生的，从而导出下式(22)。其中，式(22)中的“qr”表示辊轴120的振动阶次，“mr”表示辊轴120的质量，“Ir”表示辊轴120的惯性力矩，“m·r2”表示辊轴120的平移所引起的惯性力矩，“Ir·(r/rr)2”表示辊轴120的旋转所引起的惯性力矩。本发明人通过借助解析等进行的验证，确认了上述的评价是极其妥当的，对于具备以围绕振子支点摆动并且围绕重心旋转的方式与支承部件连结的质量体的离心振子式吸振装置中的该质量体的运动而言，其与形式(构造)无关，能够作为在不围绕重心旋转而围绕振子支点摆动的质量体的运动中叠加了质量体的围绕重心的旋转运动的运动来进行处理。数式10另一方面，根据从振子支点PF到辊轴120的重心G的距离r与该辊轴120的半径rr之和(r+rr)、以及辊轴120(重心G)的围绕振子支点PF的旋转角度将从切线ta到切线tb的沿着引导面111的距离d1表述为其中，切线ta为辊轴120在摆动中心静止时的引导面111与辊轴120的切线，切线tb为辊轴120向摆动范围的一侧摆动时的引导面111与辊轴120的切线。另外，根据基于辊轴120的平移以及围绕重心G的旋转而形成的、辊轴120的围绕振子支点PF的旋转角度与围绕重心G的旋转角度θ之和以及辊轴的半径rr，将从切线ta到切线tb的沿着辊轴120的外周面的距离d2表述为其中，切线ta为辊轴120在摆动中心静止时的引导面111与辊轴120的切线，切线tb为辊轴120向摆动范围的一侧摆动时的引导面111与辊轴120的切线。而且，若辊轴120在引导面111上不打滑地滚动，则距离d1与距离d2一致(d1＝d2)，这一关系成立，因此若利用该关系，则能够将辊轴120的半径rr与从振子支点PF到辊轴120的重心G的距离r之比(r/rr)置换为辊轴120的围绕振子支点PF的旋转角度与围绕重心的旋转角度θ之比由此，使用辊轴120的围绕振子支点PF的旋转角度与围绕重心的旋转角度θ之比能够将辊轴120的围绕重心G的旋转所引起的惯性力矩(Ir·(r/rr)2)表述为因此，能够基于不围绕重心旋转而围绕振子支点摆动的质量体的振动阶次，进而再考虑质量体的围绕重心的旋转运动(旋转所引起的惯性力矩)、即质量体的围绕振子支点的旋转角度与围绕重心的旋转角度，由此决定具备以围绕振子支点PF摆动并且围绕重心G旋转的方式与支承部件11连结的质量体12的离心振子式吸振装置10中的质量体12的振动阶次q。具体而言，当离心振子式吸振装置10不配置在流体传动室2那样的收容液体的液体室内的情况(干式的情况)下，在将振动阶次设为“qz”、将质量体12的质量设为“m”、将从旋转中心RC到振子支点PF的距离设为“R”、将从振子支点PF到质量体12的重心G的距离设为“r”、将质量体12(质量体12的重心)的摆动角即围绕振子支点PF的旋转角度设为将质量体12的围绕重心G的旋转角度设为“θ”(参照图8)、将质量体的惯性力矩设为“I”时，能够使用下式(23)来决定振动阶次qz。其结果是，在不配置在流体传动室2那样的收容液体的液体室内的离心振子式吸振装置10中，在考虑质量体12的摆动角的情况下，能够如下式(24)那样地得到该质量体12的振动阶次q。其中，式(24)中的“k”也根据上述式(9)或者式(9′)来决定。数式11并且，在决定配置在收容工作油(液体)的流体传动室2(液体室)内的离心振子式吸振装置10中的质量体12的振动阶次q时，与上述式(21)相同地，考虑离心液压对质量体12作用的力即可，其中，上述离心液压随着作为旋转构件的从动部件83的旋转而在流体传动室2产生。即，为了将表示离心液压对质量体12作用的力的值α导入式(24)，只要考虑对具备不围绕重心旋转而围绕振子支点摆动的质量体的离心振子式吸振装置中的质量体的振动阶次进行表示的简化式与上述(20)式的关系，从而用“(R/r－α)”来置换式(24)的最右边的“R/r”即可。因此，在配置在收容工作油的流体传动室2内的湿式的离心振子式吸振装置10中，能够由下式(25)来决定振动阶次q。而且，优选以使由上述式(21)、式(24)或者式(25)得到的振动阶次q满足上述式(10)或者式(11)的关系式的方式，设计离心振子式吸振装置10。数式12此外，通过离心振子式吸振装置10应衰减的振动的阶次qtag基本上与供离心振子式吸振装置10连结的发动机的气缸数对应，例如，在三缸发动机的情况下qtag＝1.5，在四缸发动机的情况下qtag＝2(参照图3)。但是，应衰减的振动的阶次qtag并不限定于与发动机的气缸数对应，也可以考虑减振机构或锁止离合器等的使用方式、特性等，设定为相对于与发动机的气缸数对应的值稍稍增减的值。并且，在设定离心振子式吸振装置10等的振动阶次时，也可以将由式(8)、式(21)、式(24)或者式(25)得到的值作为中间阶次，之后基于模拟或实验的结果等使该中间阶次增减(补偿)，从而得到最终的振动阶次。另外，例如在干式类型的起动装置中，也可以省略包括泵轮、转轮、导轮等的流体传动装置。并且，动态减振器可以是专用的质量体，可以与减振机构的中间部件(中间构件)或驱动部件(输入构件)连结，也可以从起动装置中省略。另外，供离心振子式吸振装置10连结的旋转构件并不限定于减振机构的从动部件(输出构件)，也可以是减振机构的中间部件或驱动部件(输入构件)，只要是与驱动装置机械连结并旋转的旋转部件，则也可是构成减振机构的旋转构件以外的变速器内的旋转部件(旋转轴)等。如以上说明的那样，本发明所涉及的离心振子式吸振装置具备：支承部件，其与借助来自驱动装置的动力而旋转的旋转构件连结；以及质量体，其与上述支承部件连结而围绕振子支点摆动，上述离心振子式吸振装置的特征在于，以具有比由上述驱动装置产生的应衰减的振动的阶次qtag大修正量的有效阶次qeff的方式设计，其中，该修正量至少与上述质量体的摆动角所决定的上述离心振子式吸振装置的阶次的非线性相关。即，一般地，已知在将从旋转构件的旋转中心到振子支点的距离设为“R”、将从振子支点到质量体的重心的距离设为“r”时，能够将包括围绕振子支点摆动的质量体的离心振子式吸振装置(质量体)的振动阶次简单地表述为其中，表示这种振动阶次的简化式是将质量体的摆动角(围绕振子支点的旋转角度即振幅)看作极小值而得到的。而且，本发明人通过对离心振子式吸振装置进行深入研究，其结果是明确：旋转构件以及支承部件围绕旋转中心旋转时的离心振子式吸振装置的质量体的摆动角大到不能忽略的程度，通过如上述那样将摆动角作为极小值来进行处理，不能恰当地设定振动阶次。因此，若考虑质量体的摆动角，以具有比驱动装置所产生的应衰减的振动的阶次qtag大修正量的有效阶次qeff的方式设计离心振子式吸振装置，则能够更加恰当地设定振动阶次从而进一步提高离心振子式吸振装置的吸振性能，其中，上述修正量至少与质量体的摆动角所决定的离心振子式吸振装置的阶次的非线性相关。另外，也可以构成为上述质量体的上述摆动角越大，则上述离心振子式吸振装置的上述阶次越非线性地变小，上述修正量也可以被设定为，在上述质量体的上述摆动角为预先决定的目标摆动角时，使上述离心振子式吸振装置的上述阶次为由上述驱动装置产生的应衰减的振动的阶次qtag。由此，能够极其良好地降低与目标摆动角对应的转速下的振动等级。并且，也可以构成为上述目标摆动角越大，则上述修正量被设定为越大。另外，上述修正量也可以被设定为包含在0.05以上且0.20以下的范围内。并且，上述目标摆动角也可以被设定为包含在30°以上且70°以下的范围内。另外，上述离心振子式吸振装置的上述阶次也可以与从上述旋转构件的上述旋转中心到上述振子支点的距离R、以及从上述振子支点到上述质量体的重心的距离r对应地变化，上述离心振子式吸振装置的上述距离R以及上述距离r也可以基于上述有效阶次qeff来决定。并且，上述离心振子式吸振装置的上述阶次也可以至少由根据上述式(9′)决定的系数k、从上述旋转构件的旋转中心到上述振子支点的距离R、以及从上述振子支点到上述质量体的重心的距离r决定。在本发明所涉及离心振子式吸振装置的阶次设定方法中，离心振子式吸振装置具备：支承部件，其与借助来自驱动装置的动力而旋转的旋转构件连结；以及质量体，其与上述支承部件连结而围绕振子支点摆动，上述离心振子式吸振装置的阶次设定方法的特征在于，设计成具有比在上述驱动装置产生的应衰减的振动的阶次qtag大修正量的有效阶次qeff，其中，该修正量至少与上述离心振子式吸振装置的依存于上述质量体的摆动角的阶次的非线性相关。若如该方法那样，考虑质量体的摆动角，以具有比驱动装置所产生的应衰减的振动的阶次qtag大修正量的有效阶次qeff的方式设计离心振子式吸振装置，则能够更加恰当地设定振动阶次从而进一步提高离心振子式吸振装置的吸振性能，其中，上述修正量至少与离心振子式吸振装置的依存于质量体的摆动角的阶次的非线性相关。而且，本发明并不限定于上述实施方式，当然能够在本发明的外延范围内进行各种变更。并且，用于实施上述发明的方式终究只不过是用于解决课题的技术方案一栏所记载的发明的一个具体的方式，并不限定用于解决课题的技术方案一栏所记载的发明的构件。工业上的利用可能性本发明能够在离心振子式吸振装置的制造工业中加以利用。