扭矩传递装置的制作方法

本申请要求基于2016年3月1日提交的日本申请2016-039247号的优先权，通过参照引用其记载的内容。

本发明涉及具有振动衰减功能的扭矩传递装置。

背景技术：

在例如具有锁止机构的变矩器中，为了防止在锁止机构工作时由于发动机的旋转变动而产生的扭转振动直接传递至变速器，设置有具有振动衰减功能的装置。作为这种装置，在例如日本特许第5051447号公报(jp5051447b)记载的装置中，将第1弹性体、质量体主体和第2弹性体串联连结并安插在锁止离合器与涡轮之间。而且，将附加质量体经由第3弹性体与质量体主体连接，构成动态阻尼器。

在这种装置中，由于锁止离合器以与发动机转速相对应的激振频率激振，因此，激振频率不固定，优选针对宽幅的激振频率得到振动衰减效果。可是，jp5051447b记载的装置构成为只是经由第3弹性体将附加质量体与质量体主体连接，因此，只能在与由第3弹性体的弹性系数和附加质量体的惯性决定的动态阻尼器的设定频率相对应的激振频率的附近发挥振动衰减效果。

技术实现要素：

本发明的一个方式是扭矩传递装置，其将来自以轴线为中心旋转的第1旋转体的扭矩传递至第2旋转体，其中，扭矩传递装置具备：中间部件，其配设于第1旋转体与第2旋转体之间的动力传递路径上；第1弹性体和第2弹性体，它们分别安插在第1旋转体与中间部件之间以及中间部件与第2旋转体之间；惯性体，其经由第3弹性体与中间部件连接；以及弹性体支承部，其将第3弹性体支承成能够伸缩，弹性体支承部在第1旋转体和第2旋转体停止了旋转的初始状态下，以对第3弹性体施加有初始载荷的状态支承第3弹性体。

本发明的另一方式是变矩器，变矩器具备：上述的扭矩传递装置；泵轮，其被输入驱动源的扭矩；罩部件，其固定于泵轮；涡轮，其被配置成与泵轮对置；锁止离合器，其具有被配置成与罩部件的侧壁对置的活塞部件，且通过活塞部件的驱动而与罩部件接合或从罩部件释放；以及涡轮轮毂，其将驱动源的扭矩经由锁止离合器和扭矩传递装置输出至被驱动体。

附图说明

本发明的目的、特征以及优点通过与附图相关的以下实施方式的说明而变得更加明确。在附图中，

图1是应用了本发明的实施方式的扭矩传递装置的变矩器的剖视图，

图2是示出本发明的实施方式的扭矩传递装置的振动模型的图，

图3a是示出不同阻尼器形式下的振动衰减效果的第1图，

图3b是示出不同阻尼器形式下的振动衰减效果的第2图，

图4是示出使用了弹性系数固定的动态阻尼器的情况下的动态阻尼器的频率与激振频率的关系和振动衰减效果的图，

图5是示出与发动机转速相对的动态阻尼器的振幅的图，

图6是示出本发明的实施方式的扭矩传递装置所具有的动态阻尼器的弹簧特性的图，

图7是示出本发明的实施方式的扭矩传递装置所实现的振动衰减效果的图，

图8是用于说明本发明的实施方式的扭矩传递装置所具有的动态阻尼器的弹簧特性的设定方法的第1图，

图9是用于说明本发明的实施方式的扭矩传递装置所具有的动态阻尼器的弹簧特性的设定方法的第2图，

图10a是用于说明本发明的实施方式的扭矩传递装置所具有的动态阻尼器的弹簧特性的设定方法的第3图，

图10b是用于说明本发明的实施方式的扭矩传递装置所具有的动态阻尼器的弹簧特性的设定方法的第4图，

图11是用于说明本发明的实施方式的扭矩传递装置所具有的动态阻尼器的弹簧特性的设定方法的第5图，

图12是示出将动态阻尼器的预设载荷和弹性系数设定在图11的b点处的情况下的振动衰减效果的图，

图13是图1的扭矩传递装置的放大图，

图14是图1的扭矩传递装置的分解立体图。

具体实施方式

以下，参照图1～图14对本发明的实施方式进行说明。本发明的实施方式的扭矩传递装置应用于例如具有锁止机构的车辆的变矩器中。图1是应用了本发明的实施方式的扭矩传递装置的变矩器的剖视图。并且，以下，为了方便，如图示那样沿着轴线cl0来定义前后方向，并根据该定义对各部的结构进行说明。

如图1所示，变矩器10具有：与未图示的发动机的输出轴(曲轴)连接的泵轮11；和与未图示的变速器的输入轴连接的涡轮12。泵轮11和涡轮12分别设置成能够以轴线cl0为中心旋转。涡轮12与泵轮11对置地配置在泵轮11的前方，在泵轮11与涡轮12之间形成有箭头a所示的流体(油)的循环路。

在泵轮11与涡轮12之间，定子13配置在泵轮11和涡轮12的径向内侧。定子13支承于设在其内径侧的定子轮毂14上，定子轮毂14经由单向离合器15支承于定子轴16上。定子轴16的内周面以不能旋转的方式固定于未图示的变速器的壳体上。在定子轮毂14与泵轮11的壳11a之间设置有推力轴承17a。

在涡轮12的前方配置有罩18。罩18具有：在大致径向上延伸的第1板部181；和从第1板部181的外径侧端部向后方弯曲并延伸的第2板部182。第2板部182呈大致圆筒形状，其后端部通过焊接等与泵轮11的壳11a接合，在罩18与涡轮12之间形成有空间sp1。在第2板部182的外周面，朝向径向外侧突出设置有凸台183，来自发动机的输出轴的扭矩经由凸台183和罩18被输入泵轮11。

在定子轮毂14与罩18的第1板部181之间，配置有涡轮轮毂19。在涡轮轮毂19的径向内侧配置有未图示的变速器的输入轴。涡轮轮毂19经由设置于其内周面的花键固定于变速器的输入轴，从而与输入轴一体地旋转。在涡轮轮毂19与罩18之间设有推力轴承17b，在涡轮轮毂19与定子轮毂14之间设有推力轴承17c。

在涡轮轮毂19的外周面上，朝向径向外侧突出设置有凸缘部19a，涡轮12的壳12a的内径侧端部通过销等紧固部件19b固定于凸缘部19a的后表面。也可以通过焊接固定壳12a。壳12a的外径侧端部向后方弯曲并延伸。

在这样的变矩器10中，当泵轮11借助发动机的输出轴的旋转而旋转时，油从泵轮11流入涡轮12。该油在驱动了涡轮12后穿过定子13而回流至泵轮11。即，油在泵轮11、涡轮12以及定子13之间沿着图1的循环路a流动。通过该油的流动，发动机的输出轴的旋转减速且扭矩增加后被传递至变速器的输入轴。

变矩器10具有对涡轮轮毂19和罩18进行机械连结的锁止离合器20。锁止离合器20在罩18的第1板部181的后方具有与第1板部181对置地配置的离合器活塞21。离合器活塞21的内径侧端部朝向后方形成为圆环状，离合器活塞21的内周面以能够在前后方向上滑动的方式嵌合于涡轮轮毂19的外周面，离合器活塞21被支承成能够相对于涡轮轮毂19相对旋转。

离合器活塞21具有：在大致径向上延伸的第1板部211；和从第1板部211的外径侧端部向后方延伸的第2板部212。在第1板部211的前表面，在其外径侧端部安装有摩擦衬垫213，离合器活塞21和罩18能够经由摩擦衬垫213摩擦接合。输入离合器活塞21的扭矩在离合器活塞21和罩18摩擦接合的状态下经由扭矩传递装置100传递至涡轮轮毂19。并且，本实施方式的变矩器10具有扭矩传递装置100，但是在后面叙述该扭矩传递装置100的结构。

泵轮11与罩18之间的空间sp1被离合器活塞21划分成前侧工作室sp11和后侧工作室sp12。前侧工作室sp11和后侧工作室sp12经由离合器活塞21的第2板部212与罩18的第2板部182之间的间隙22连通。能够将油从未图示的泵经由罩18与离合器活塞21之间的第1流路23供给至前侧工作室sp11，另一方面，能够将油从未图示的泵经由泵轮11的壳11a与定子轮毂14之间的第2流路24供给至后侧工作室sp12。利用未图示的阀装置控制油向前侧工作室sp11和后侧工作室sp12的流动。

当油被从泵经由第1流路23供给至前侧工作室sp11时，前侧工作室sp11的压力比后侧工作室sp12高，离合器活塞21被向后方推动。由此，锁止离合器20被切断。在该状态下，发动机的输出轴的旋转经由罩18被传递至泵轮11，进而经由在泵轮11、涡轮12以及定子13之间的循环路a中流动的油被传递至涡轮12。涡轮12的旋转经由涡轮轮毂19被传递至变速器的输入轴。

另一方面，当油被从泵经由第2流路24供给至后侧工作室sp12时，后侧工作室sp12的压力比前侧工作室sp11高，离合器活塞21被向前方推动。由此，离合器活塞21经由摩擦衬垫213与罩18摩擦接合，锁止离合器20被连接。即，锁止机构工作。在该状态下，发动机的输出轴的旋转经由罩18、离合器活塞21、扭矩传递装置100和涡轮轮毂19被传递至变速器的输入轴。即，涡轮轮毂19在不经由流体的情况下与罩18机械连结。因此，能够防止因流体的打滑而引起的扭矩的传递损失。

在锁止机构工作时，如果离合器活塞21和涡轮轮毂19被直接连结，则由于发动机的旋转变动而产生的扭转振动被直接传递至变速器。为了避免这一情况，在离合器活塞21与涡轮轮毂19之间配置有具有振动衰减功能的扭矩传递装置100。

图2是示出扭矩传递装置100的振动模型的图。在图2中，扭矩传递装置100被作为将来自第1旋转体1(输入部件)的扭矩向第2旋转体2(输出部件)传递的装置而一般化地示出。并且，在本实施方式中，离合器活塞21构成第1旋转体1，与涡轮轮毂19一体的输出板60(图13)构成第2旋转体2。

如图2所示，扭矩传递装置100具有：中间部件3，其配设于第1旋转体1与第2旋转体2之间的动力传递路径pa上；第1弹性体4和第2弹性体5，它们分别安插在第1旋转体1与中间部件3之间以及中间部件3与第2旋转体2之间；以及惯性体6，其经由第3弹性体7与中间部件3连接。即，在扭矩传递装置100中，经由中间部件3将第1弹性体4和第2弹性体5串联连接而构成了串联阻尼器，并且，经由第3弹性体7将惯性体6与中间部件3连接而构成了动态阻尼器。

图3a、图3b是示出不同阻尼器形式下的振动衰减效果的图。在图中，横轴表示发动机转速n，纵轴表示振动的衰减率。如果设第1旋转体1的振幅(最大振幅)为a1，并设第2旋转体2的振幅(最大振幅)为a2，则衰减率由(a2-a1)/a1定义。因此，衰减率以负值表示，越是去往图的下方，衰减率(衰减效果)越大。在图3a、图3b中，特性f1(实线)是本实施方式的扭矩传递装置100的特性，特性f2(虚线)是仅基于串联阻尼器实现的振动衰减效果的特性，特性f3(单点划线)是将动态阻尼器与第1旋转体1连接的情况下的振动衰减效果的特性，特性f4(双点划线)是将动态阻尼器与第2旋转体2连接的情况下的振动衰减效果的特性。

如图3a所示，如果如本实施方式的扭矩传递装置100那样并用串联阻尼器和动态阻尼器(特性f1)，则与只有串联阻尼器的情况(特性f2)相比，特别能够提高规定转速n1附近的振动衰减效果。另外，如图3b所示，如果将动态阻尼器与惯性质量大的第1旋转体1或第2旋转体2连接(特性f3、f4)，则在规定的发动机转速n2时，振动的衰减率由于反共振的影响而恶化。与此相对，如果如本实施方式那样将动态阻尼器与中间部件3连接(特性f1)，则不存在反共振的影响，能够提高振动衰减效果。考虑以上情况，在本实施方式中，为了提高振动衰减效果，并用串联阻尼器和动态阻尼器，并将动态阻尼器与中间部件3连接。

这样的动态阻尼器能够在由第3弹性体7和惯性体6的结构决定的特定的频率(以下，称为阻尼器频率)fdd[hz]下提高振动衰减效果。如果使用第3弹性体7的弹性系数k[nm/deg]和惯性体6的惯性(转动惯量)idd[kgm²]，则阻尼器频率fdd由下式(i)表示。

fdd＝1/2π·√(k/idd)···(i)

图4是示出使用了弹性系数k固定的动态阻尼器的情况(未施加增压的情况)下的阻尼器频率fdd与激振频率的关系和基于动态阻尼器实现的振动的衰减效果的图。在图中，特性f11是与发动机转速n[rpm]相对的激振频率的特性，特性f12是与发动机转速n相对的阻尼器频率fdd的特性，特性f13是表示与发动机转速n相对的振动的衰减率的特性。并且，特性f14(虚线)是表示未设置动态阻尼器的情况下的振动的衰减率的特性。

如特性f11所示，激振频率随着发动机转速n的增加而以一定的比例成比例地增加。另一方面，如特性f12所示，由上式(i)决定的阻尼器频率fdd固定而与发动机转速n的大小无关。因此，如特性f13所示，在特性f11和特性f12交叉的区域ar、更正确地说在特性f11与特性f12之差(绝对值)处于规定的值以内的区域ar的发动机转速附近(n11≤n≤n12)，振动的衰减率变大，能够得到基于动态阻尼器实现的振动衰减效果。

另外，从提高燃料效率的观点出发，优选将锁止离合器20工作的发动机转速(锁止转速)设定为更低的转速。可是，如果降低锁止转速，则在发动机转速n较低的区域(第1区域)，可能会发生显著的振动。如果为了使该振动衰减而将阻尼器频率fdd设定为偏低的值，则在发动机转速比第1区域高的第2区域中，无法获得充分的振动衰减效果。

因此，在本实施方式中，为了在从第1区域至第2区域的发动机转速的较大范围内获得充分的振动衰减效果，如图2所示，在初始状态下，利用弹簧支承部8将第3弹性体7支承成从自然长度收缩规定的量的状态。即，在对第3弹性体7施加有预设载荷(增压)的状态下，利用弹簧支承部8将第3弹性体7支承成能够伸缩。

以下，针对在对第3弹性体7施加有预设载荷的情况下减振性能在发动机转速的较大范围内提高的理由进行说明。图5是示出与发动机转速n相对的动态阻尼器(惯性体6)的各种振幅的图。在图中，特性f21是表示作用于动态阻尼器上的扭矩t[n·m]的振幅(扭矩振幅)的特性，特性f22是表示动态阻尼器的角速度dθ/dt[deg/s]的振幅(角速度振幅)的特性，特性f23是表示惯性体6相对于中间部件3的扭转角θ[deg]的振幅(扭转角振幅)的特性。

如果使用动态阻尼器的角加速度d²θ/dt²[deg/s²]和惯性(转动惯量)i，则一般来说扭矩t由下式(ii)表示。另外，如果使用扭矩t的最大振幅a和与激振频率相当的频率f，则扭矩t也由下式(iii)表示。

t＝i·d²θ/dt²···(ii)

t＝a·sin(2πft)···(iii)

如果使用上式(ii)、(iii)对扭矩t进行2次积分而算出扭转角θ，则扭转角θ由下式(iv)表示。

θ＝a/((2πf)²i)·sin(2πft)···(iv)

根据上式(iv)，扭转角θ与频率f的二次方成反比。另一方面，频率f随着发动机转速n的增加而增加(图4的特性f11)。因此，如图5的特性f23所示，扭转角θ随着发动机转速n的增加而按照二次函数减少。例如在发动机转速为na时的扭转角振幅成为θa，在发动机转速为nb(＞na)时的扭转角振幅成为θb(＜θa)。

图6是示出本发明的实施方式的动态阻尼器的弹簧特性的图。图的横轴表示扭转角振幅θ，纵轴表示扭矩t。如果设施加于第3弹性体7的预设载荷为t0、并设第3弹性体7的弹性系数为k0，则动态阻尼器的弹簧特性以下式(v)表示，由此，弹簧特性成为图6的特性f31。

t＝k0·θ+t0···(v)

因此，与发动机转速为na时的扭转角振幅θa相对应的弹性系数ka、和与发动机转速为nb时的扭转角振幅θb相对应的弹性系数kb互不相同，kb＞ka。即，发动机转速越高，扭转角振幅θ就越小，因此表观的弹性系数变大。并且，图6的特性f32是没有对第3弹性体7施加预设载荷时的弹簧特性，这种情况下，弹性系数固定，而与扭转角振幅θ无关。

图7是示出本发明的实施方式的扭矩传递装置100所实现的振动衰减效果的图。图中的特性f11和特性f14与图4所示的相同。特性f41是与发动机转速n相对的阻尼器频率fdd的特性，特性f42是表示与发动机转速n相对的振动的衰减率的特性。根据本实施方式的扭矩传递装置100，如上述那样，弹性系数随着发动机转速n的增加而增大。因此，上式(i)的弹性系数k可变，如特性f41所示，阻尼器频率fdd随着发动机转速n的增加而增大。

由此，如图7所示，特性f11和特性f41交叉的区域ar、更正确地说是特性f11与特性f41之差(绝对值)处于规定的值以内的区域ar比图4的区域ar大。因此，如特性f42所示，能够在发动机转速的较大范围(n13≤n≤n14)内增大振动的衰减率，从而能够在大范围内提高减振性能。

接下来，对动态阻尼器的弹簧特性的设定方法进行说明。图8～图11是用于说明这一点的图。首先，设定作为应利用动态阻尼器实现减振性能的提高的发动机转速的下限的第1转速和作为上限的第2转速。这种情况下，如图8所示，以ns来定义第1转速，以α·ns来定义第2转速，从ns至α·ns的范围ar1成为应提高减振性能的范围。并且，α是第1转速与第2转速之比(＝第2转速/第1转速)，α＞1。

图8的特性f11、f41与图7所示的相同，特性f23与图5所示的相同。关于发动机转速为第1转速ns时的动态阻尼器的扭转角振幅(最大振幅)θdd，可以根据图8的特性f23求得。另外，如特性f23所示，扭转角振幅θ随着发动机转速n的增加而按照二次函数减少，因此，发动机转速为第2转速α·ns时的扭转角振幅成为1/α²·θdd。

根据图8的激振频率的特性f11，发动机转速为第1转速ns时的激振频率为fs(第1频率)，发动机转速为第2转速α·ns时的激振频率为α·fs(第2频率)。因此，如果使发动机转速为第1转速ns和第2转速α·ns时的阻尼器频率分别与第1频率fs和第2频率α·fs一致，则能够使第1转速ns和第2转速α·ns时的振动良好地衰减。并且，第1频率fs和第2频率α·fs分别相当于应使振动衰减的下限频率和上限频率。

在本实施方式中，对第3弹性体7施加预设载荷，但在假设未施加预设载荷的情况下，如果阻尼器频率fdd被设定为第1频率fs，则第1转速ns时的振动被抑制，如果阻尼器频率fdd被设定为第2频率α·fs，则第2转速α·ns时的振动被抑制。此时，第1频率fs和第2频率α·fs利用上式(i)的弹性系数k(＞k0)分别由下式(vi)、(vii)表示。

fs＝1/2π·√(k/idd)···(vi)

α·fs＝1/2π·√(α²·k/idd)···(vii)

根据上式(vi)，发动机转速为第1转速ns时的弹性系数为k。此时的弹簧特性由图9的特性f51表示，与扭转角振幅θdd相对应的扭矩t为k·θdd。另外，根据上式(vii)，发动机转速为第2转速α·ns时的弹性系数为α²·k。此时的弹簧特性由图9的特性f52表示，与扭转角振幅1/α²·θdd相对应的扭矩t为k·θdd。另一方面，在本实施方式的动态阻尼器中，根据上式(v)，与扭转角振幅θdd相对应的扭矩t为k0·θdd+t0，与扭转角振幅1/α²·θdd相对应的扭矩t为(k0·θdd)/α²+t0。

在图9中，动态阻尼器的振动吸收能量由各特性f31、f51、f52的下侧的面积表示。图10a示出了发动机转速为第1转速ns时的扭转角振幅θdd下的特性f31的下侧部分的面积s1和特性f51的下侧部分的面积s2。如果两个面积s1、s2彼此相等，则施加有预设载荷时的振动吸收能量与未施加预设载荷时的振动吸收能量彼此相等。因此，施加有预设载荷时的第3弹性体7的表观上的弹性系数与未施加预设载荷时的弹性系数k等价，能够使以第1频率fs激振的振动衰减。

图10b示出了发动机转速为第2转速α·ns时的扭转角振幅1/α²·θdd下的特性f31的下侧部分的面积s3和特性f52的下侧部分的面积s4。如果两个面积s3、s4彼此相等，则施加有预设载荷时的振动吸收能量与未施加预设载荷时的振动吸收能量彼此相等。因此，施加有预设载荷时的第3弹性体7的表观上的弹性系数与未施加预设载荷时的弹性系数α²·k等价，能够使以第2频率α·fs激振的振动衰减。

如上所述，为了使以第1频率fs激振的振动衰减，只要发动机转速为第1转速ns时的施加有预设载荷的情况下的振动吸收能量、和未施加预设载荷的情况下的振动吸收能量彼此相等即可。即，只要图10a中的面积s1、s2彼此相等即可，因此，只要满足下式(viii)即可。

1/2·k·θdd²＝1/2·(2·t0+k0·θdd)·θdd···(viii)

另一方面，为了使以第2频率α·fs激振的振动衰减，只要发动机转速为第2转速α·ns时的施加有预设载荷的情况下的振动吸收能量、和未施加预设载荷的情况下的振动吸收能量彼此相等即可。即，只要图10b中的面积s3、s4彼此相等即可，因此，只要满足下式(ix)即可。

1/2α²·k·θdd²

＝1/2·(2·t0+k0·θdd/α²)·θdd/α²···(ix)

对上式(viii)进行整理，则成为下式(x)，对上式(ix)进行整理，则成为下式(xi)。

t0＝-1/2·θdd·k0+1/2·k·θdd···(x)

t0＝-1/2α²·θdd·k0+1/2·k·θdd···(xi)

图11的特性f61、f62分别是以第3弹性体7的弹性系数k0为横轴、以施加于第3弹性体7的预设载荷t0为纵轴时的上式(x)、(xi)的特性。为了在发动机转速为第1转速ns和第2转速α·ns之间提高减振性能，只要将弹性系数k0和预设载荷t0设定在t0＞0、且图11的特性f61与特性f62之间的范围ar2内的点(例如b点)处即可。即，只要预设载荷t0与弹性系数k0之比t0/k0满足下式(xii)的关系即可。

θdd/2α²＜t0/k0＜θdd/2···(xii)

越是增大上式(xii)的α的值，则能够提高减振性能的发动机转速的范围就越大。如果系数α的值变大，则上式(xii)的左边接近0。因此，上式(xii)也可以如下式(xiii)这样变形。

0＜t0/k0＜θdd/2···(xiii)

图12(特性f71)是示出将预设载荷t0和弹性系数k0设定在图11的b点处的情况下的振动衰减效果的图。并且，图中的特性f72(虚线)是未施加预设载荷的情况下的特性。通过以预设载荷t0与弹性系数k0之比t0/k0满足规定的关系的方式来设定动态阻尼器，由此，如特性f71所示，能够在发动机转速的较大范围内提高减振性能。

接下来，对本发明的实施方式的扭矩传递装置100的具体结构进行说明。图13是图1的扭矩传递装置100的放大图，图14是扭矩传递装置100的分解立体图。如图13所示，在离合器活塞21的第1板部211与第2板部212的交叉部，在整个周向形成有弹簧收纳部25，在弹簧收纳部25中收纳有周向上多个第1弹性体4。第1弹性体4由螺旋弹簧构成。

在离合器活塞21上，以规定的间距、即每隔规定的角度地设置有周向上多个弹簧支承部26。弹簧支承部26从离合器活塞21的后表面突出设置至弹簧收纳部25，第1弹性体4的长度方向端部被弹簧支承部26支承。在离合器活塞21的后表面上，以与第1板部211和第2板部212的交叉部对置地覆盖第1弹性体4的周围的方式安装有罩27。罩27与第1弹性体4的周面形状相对应地形成为弯曲状。

在离合器活塞21的后方配置有：构成中间部件3的一对板部件(前板30、后板40)；构成惯性体6的连接板50；以及构成第2旋转体2的输出板60。前板30和后板40在径向上互相平行且在前后方向上分离地延伸，连接板50和输出板60被配置在前板30与后板40之间。输出板60被配置在环状的连接板50的径向内侧，且通过紧固部件19b固定于涡轮轮毂19的凸缘部19a的前端面。

如图13、14所示，前板30和后板40分别呈大致环状，且分别具有以轴线cl0为中心的圆形的内周面31、41和外周面32、42。在前板30的外周面32上，朝向前方每隔规定的角度(60°)地突出设置有周向上多个(在图中为6个)弹簧支承部33，第1弹性体4的长度方向端部被弹簧支承部33支承。由此，第1弹性体4的两端部被夹持在离合器活塞21的弹簧支承部26与前板30的弹簧支承部33之间，离合器活塞21的扭矩经由第1弹性体4传递至前板30。

在前板30和后板40上，在其外径侧每隔规定的角度(60°)地贯穿设置有周向上多个(在图中为6个)销孔34、44，并且在其内径侧也每隔规定的角度(60°)地贯穿设置有周向上多个(在图中为6个)销孔35、45。在销孔34与销孔44之间安插有规定的长度的圆筒状的套环81，在销孔35与销孔45之间安插有规定的长度的圆筒状的套环82。前板30和后板40借助贯穿插入销孔34、套环81以及销孔44中的销83、和贯穿插入销孔35、套环82以及销孔45中的销84，以在前后方向上互相隔开了套环81、82的长度的状态固定成一体。

在前板30和后板40上，每隔规定的角度(60°)地形成有用于收纳第2弹性体5的周向上多个(在图中为6个)弹簧收纳部36、46，并且，每隔规定的角度(60°)地形成有用于收纳第3弹性体7的周向上多个(在图中为6个)弹簧收纳部37、47。第2弹性体5和第3弹性体7与第1弹性体4相同地分别由螺旋弹簧构成。例如，第2弹性体5由比第3弹性体7直径大且长度长的螺旋弹簧构成，第1弹性体4由比第2弹性体5直径大且长度长的螺旋弹簧构成。并且，各弹性体4、5、7的尺寸不限于此。

前板30的弹簧收纳部36、37通过压力加工形成，并且具有：以周向上规定的长度且径向上规定的长度贯穿设置的开口部36a、37a；和从开口部36a、37a的径向内侧周缘和径向外侧周缘朝向前方弯折的一对罩部36b、37b。后板40的弹簧收纳部46、47也同样地通过压力加工形成，并且具有开口部46a、47a、和从开口部46a、47a的周缘朝向后方弯折的一对罩部46b、47b。

罩部36b、46b与第2弹性体5的周面形状相对应地呈弯曲状突出设置，罩部37b、47b与第3弹性体7的周面形状相对应地呈弯曲状突出设置。并且，弹簧收纳部36、37、46、47也可以不是在周向上形成，而是在以轴线cl0为中心的圆的切线方向上形成。

输出板60呈大致环状，且具有以轴线cl0为中心的内周面61和外周面62。内周面61位于比前板30和后板40的内周面31、41靠径向内侧的位置，且嵌合于涡轮轮毂19的凸缘部19a的前侧的圆筒面19c上。由此，输出板60在被定位于涡轮轮毂19的状态下，由穿过周向上多个贯通孔63的紧固部件19b固定于凸缘部19a。在输出板60上，在径向上与前板30和后板40的弹簧收纳部36、46相同的位置处，每隔规定的角度(60°)地形成有周向上多个(6个)第1槽孔64，所述第1槽孔64在周向上具有规定的长度。而且，在径向上与前板30和后板40的销孔35、45相同的位置处，每隔规定的角度(60°)地形成有周向上多个(6个)第2槽孔65，所述第2槽孔65在周向上具有规定的长度。

并且，第1槽孔64也可以不是在周向上形成，而是在以轴线cl0为中心的圆的切线方向上形成。第1槽孔64的周向或切线方向长度与前板30和后板40的弹簧收纳部36、46的周向或切线方向长度大致相等，第1槽孔64的径向长度(宽度)与第2弹性体5的外径大致相等。由此，第2弹性体5贯穿第1槽孔64而配置于弹簧收纳部36、46，第2弹性体5的两端部被夹持在弹簧收纳部36、46与第1槽孔64之间。

另一方面，第2槽孔65的径向长度(宽度)与套环82的外径大致相等。因此，套环82能够沿着第2槽孔65在周向上移动，输出板60相对于前板30和后板40能够以轴线cl0为中心相对旋转。由此，输入前板30和后板40的扭矩经由第2弹性体5被传递至输出板60。

连接板50呈大致环状，且具有以轴线cl0为中心的内周面51和外周面52。外周面52位于比前板30和后板40的外周面32、42靠径向外侧的位置。连接板50的板厚(前后方向长度)与输出板60的板厚相同。连接板50的内周面51的直径与输出板60的外周面62的直径大致相同，连接板50嵌合于输出板60的外周面62而被支承。在连接板50的内周面51上，周向上多个(在图中为6个)第1切孔53和周向上多个(在图中为6个)第2切孔54分别每隔规定的角度(60°)且互相错开半个间距(30°)的相位地交替地设置。

第1切孔53和第2切孔54分别从内周面51朝向径向外侧形成为俯视时的大致矩形状。第1切孔53的周向或切线方向长度与前板30和后板40的弹簧收纳部37、47的周向或切线方向长度大致相等。该长度比第3弹性体7的自然长度短规定的量。第1切孔53的径向长度与第3弹性体7的外径大致相等。由此，第3弹性体7在从自然长度收缩规定的量的状态下贯穿第1切孔53而配置于弹簧收纳部37、47，第3弹性体7的长度方向两端部被夹持在弹簧收纳部37、47与第1切孔53之间。

这样，在本实施方式中，第3弹性体7被弹簧收纳部37、47和第1切孔53支承，它们构成了图2的弹簧支承部8。而且，在发动机旋转前的初始状态下，第3弹性体7被设定成从自然长度收缩了规定的量的状态，第3弹性体7被施加有规定的预设载荷t0。

另一方面，第2切孔54在径向和周向上以规定的长度设置，在第2切孔54中贯穿插入有套环81。套环81能够沿着第2切孔54在周向上移动，连接板50相对于前板30和后板40能够以轴线cl0为中心相对旋转。由此，输入前板30和后板40的扭转振动作用于作为动态阻尼器的第3弹性体7和连接板50上。在连接板50的后表面上，在其外径侧端部通过销56安装有以轴线cl0为中心的环状的质量体55。

在以上的扭矩传递装置100中，在锁止离合器20工作时，如果来自发动机的扭矩被输入离合器活塞21，则该扭矩经由第1弹性体4被传递至前板30和后板40，进而经由第2弹性体5被传递至输出板60和涡轮轮毂19。由此，能够利用第1弹性体4和第2弹性体5使来自发动机的扭转振动衰减后传递至变速器的输入轴。

此时，来自发动机的扭转振动经由与前板30和后板40连接的第3弹性体7也作用于连接板50和质量体55。因此，也能够通过动态阻尼器使振动衰减，从而能够提高振动衰减效果。另外，由于对第3弹性体7施加有规定的预设载荷t0，因此可获得动态阻尼器的振动衰减效果的发动机转速的范围扩大，从而能够提高减振性能。

根据本发明的实施方式，能够起到以下这样的作用效果。

(1)将来自以轴线cl0为中心旋转的第1旋转体1的扭矩传递至第2旋转体2的扭矩传递装置100具备：中间部件3，其配设于第1旋转体1与所述第2旋转体2之间的动力传递路径pa上；第1弹性体4和第2弹性体5，它们分别安插于第1旋转体1与中间部件3之间以及中间部件3与第2旋转体2之间；惯性体6，其经由第3弹性体7与中间部件3连接；以及弹簧支承部8，其将第3弹性体7支承成能够伸缩(图2)。并且，弹簧支承部8在第1旋转体1和第2旋转体2停止了旋转的初始状态下，以对第3弹性体7施加有初始载荷t0的状态支承第3弹性体7(图2)。

由此，第3弹性体7的表观的弹性系数可变，因此，阻尼器频率fdd对应于发动机转速n而变化，从而能够在发动机转速的较大范围内使阻尼器频率fdd接近激振频率(图7)。其结果是，能够通过动态阻尼器对大范围的激振频率发挥良好的振动衰减效果。

(2)在将第1频率fs和第1频率fs乘以大于1的规定的系数α所得到的第2频率α·fs分别设定为振动衰减区域的下限频率和上限频率时，弹簧支承部8以下述方式施加初始载荷t0来支承第3弹性体7：施加于第3弹性体7的初始载荷t0与第3弹性体7的弹性系数k0之比t0/k0成为比惯性体6相对于中间部件3的扭转角度θ的最大振幅θdd的1/2倍除以规定的系数α的二次方所得到的值大、且比惯性体6相对于中间部件3的扭转角度的最大振幅(扭转角振幅)θdd的1/2倍小的值(式(xii))。通过像这样将初始载荷t0与弹性系数k0之比t0/k0设定在规定的范围内，由此，能够利用动态阻尼器对从第1频率fs至第2频率α·fs的激振频率发挥良好的振动衰减效果。

(3)弹簧支承部8以下述方式施加初始载荷t0来支承第3弹性体7：施加于第3弹性体7的初始载荷t0与第3弹性体7的弹性系数k0之比t0/k0成为大于0且小于惯性体6相对于中间部件3的扭转角度的最大振幅(扭转角振幅)θdd的1/2倍的值(式(xiii))。由此，能够通过动态阻尼器对更大范围的激振频率发挥良好的振动衰减效果。

(4)中间部件3具有在径向上互相平行地延伸且互相连结成一体的一对板部件(前板30、后板40)，第3弹性体7和连接板50被配置在一对板部件30、40之间(图13)。通过像这样利用一对板部件30、40构成设置在第1弹性体4与第2弹性体5之间的中间部件3，能够在抑制中间部件3的设置空间的同时，将第3弹性体7和作为惯性体6的一部分的连接板50配置成不从中间部件3的轴向两端面沿轴向突出。

(5)扭矩传递装置100以将发动机的扭矩经由变矩器10的锁止离合器20传递至变速器的方式配置在构成锁止离合器20的离合器活塞21与构成变矩器10的涡轮12的壳12a之间，第1旋转体1由离合器活塞21构成，第2旋转体2由与变速器的输入轴一体地旋转的输出板60构成(图1、图13)。由此，在锁止离合器工作时，能够使因发动机旋转振动所引起的大范围的激振频率的振动良好地降低。

(6)变矩器10具备：上述扭矩传递装置100；泵轮11，其被输入发动机的扭矩；罩18，其被固定于泵轮11；涡轮12，其被配置成与泵轮11对置；锁止离合器20，其具有被配置成与罩18的侧壁对置的离合器活塞21，通过离合器活塞21的驱动而与罩18接合或从罩18释放；以及涡轮轮毂19，其将发动机的扭矩经由锁止离合器20和扭矩传递装置100输出到变速器(图1)。由此，能够将扭矩传递装置100高效地配置在变矩器10的内部空间(罩18的内侧)中，从而能够防止变矩器10的大型化。

并且，在上述实施方式中，贯穿连接板50的第1切孔53将第3弹性体7以施加了规定的初始载荷t0的方式配置于前板30和后板40的弹簧收纳部37、47，经由第3弹性体7将连接板50与前板30和后板40连接。即，使第1切孔53和弹簧收纳部37、47构成为弹簧支承部8，但将第3弹性体支承成能够伸缩的弹性体支承部的结构不限于上述的结构。在上述实施方式中，弹簧支承部8以下述方式施加初始载荷t0来支承第3弹性体7：对第3弹性体7施加的初始载荷t0与第3弹性体7的弹性系数k0之比满足式(xii)或式(xiii)，但只要是在第1旋转体和第2旋转体停止了旋转的初始状态下以对第3弹性体施加有初始载荷的状态支承第3弹性体，弹性体支承部的结构可以是任意的。并且，在初始状态下，没有对第1旋转体和第2旋转体作用扭矩，第3弹性体处于中立状态。

在上述实施方式中，利用相对于轴线cl0垂直地延伸的一对板部件(前板30、后板40)构成了中间部件3，但中间部件的结构不限于此。在上述实施方式中，利用连接板50和质量体55构成了惯性体6，但也可以省略质量体，仅由作为惯性板部件的连接板50来构成惯性体。即，也可以是，惯性体6的至少一部分被配置在一对板部件之间。同样，也可以是第3弹性体的至少一部分被配置在一对板部件之间。在上述实施方式中，将连接板50的内周面51以能够滑动的方式支承于输出板60的外周面62，但惯性板部件相对于输出板部件的支承形态不限于此。

在上述实施方式中，第1弹性体4、第2弹性体5以及第3弹性体7都由螺旋弹簧构成，但它们中的至少1个也可以由其它弹性体构成。在上述实施方式中，利用螺旋弹簧构成第3弹性体7，在第1旋转体1和第2旋转体2停止旋转的初始状态下，利用弹簧支承部8将第3弹性体7支承成从自然长度收缩了规定的量的状态，但在例如以螺旋弹簧以外的弹性体构成第3弹性体的情况下，也可以在初始状态下以不使弹性体收缩的方式对弹性体施加初始载荷。

在上述实施方式中，以将发动机的旋转经由变矩器10的锁止离合器20传递至变速器的方式将扭矩传递装置100应用于变矩器10的锁止离合器20。即，将扭矩传递装置100应用于锁止离合器工作时的从离合器活塞21至变速器的输入轴的动力传递路径上，但是，在将来自第1旋转体的扭矩传递至第2旋转体的其它部位，也可以同样地应用扭矩传递装置。因此，可以利用离合器活塞以外的旋转体来构成第1旋转体，可以利用与变速器的输入轴一体地旋转的输出板以外的旋转体来构成第2旋转体。例如可以利用与离合器活塞一体地旋转的旋转体来构成第1旋转体，可以利用涡轮轮毂或变速器的输入轴来构成第2旋转体。即，第1旋转体和第2旋转体的结构不限于上述的结构。

也可以将发动机以外的驱动源的扭矩输入第1旋转体，也可以将输入的扭矩输出到变速器以外的被驱动体。构成活塞部件的离合器活塞21或构成罩部件的罩18的结构不限于上述的结构。也可以将扭矩传递装置配置在其它位置，而不配置在罩部件内的离合器活塞与涡轮的壳之间。

可以将上述实施方式与变形例中的1个或多个任意地组合。也可以将变形例彼此组合。

根据本发明，将构成与中间部件连接的动态阻尼器的第3弹性体支承成施加有初始载荷的状态，因此，能够对大范围的激振频率发挥良好的振动衰减效果。

以上，与本发明的优选的实施方式相关联地说明了本发明，但本领域技术人员应该理解，在不脱离后述的权利要求书的公开范围的情况下可以进行各种修正和变更。