减振装置的制作方法

本发明涉及具有输入构件和输出构件的减振装置。

背景技术：

以往，作为能够适用于起步装置的减振装置，公知有与变矩器关联使用的双通减振器(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(32)到输出毂(37)这段振动路径被分为两条平行的振动路径b、c，两条振动路径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(36、38)。另外，为了使两条振动路径的固有振动频率不同，变矩器的涡轮(34)与振动路径b的中间凸缘(36)结合，振动路径b的中间凸缘(36)的固有振动频率比振动路径c的中间凸缘(38)的固有振动频率小。所述减振装置中，在锁止离合器(32)接合的情况下，来自发动机的振动进入减振装置的两条振动路径b、c。然后，若某一频率的发动机振动到达含有与涡轮(34)结合的中间凸缘(36)的振动路径b，则在从振动路径b的中间凸缘(36)到输出毂(37)的区间，振动的相位相对于输入振动的相位错开180度。此时，由于振动路径c的中间凸缘(38)的固有振动频率比振动路径b的中间凸缘(36)的固有振动频率大，所以进入振动路径c的振动不产生相位的偏移(错位)地传递至输出毂(37)。这样，使从振动路径b传递至输出毂(37)的振动的相位、与从振动路径c传递至输出毂(37)的振动的相位错开180度，从而能够使输出毂(37)处的振动衰减。

专利文献1：日本特表2012-506006号公报

为了提高所述专利文献1记载的双通减振器的振动衰减性能，需要调整各中间凸缘的两侧的弹性体的弹簧常量、各中间凸缘的重量，适当设定振动路径b、c的固有振动频率。然而，若要调整弹性体的弹簧常量来使振动路径b、c的固有振动频率合理化，则双通减振器整体的刚性会变动很大。另外，若要调整中间凸缘、与该中间凸缘结合的涡轮的重量来使两个固有振动频率合理化，则凸缘、涡轮的重量以及变矩器整体的重量会增加。因此，所述双通减振器中，为了提高振动衰减性能而适当地设定振动路径b、c的固有振动频率并不件容易的事情，要衰减的振动的频率有所不同，即使是利用专利文献1记载的减振装置也无法很好地使该振动衰减。

技术实现要素：

因此，本发明的主要目的是提供能够容易并且适当设定固有振动频率并且能够抑制装置整体的大型化且提高耐久性的减振装置。

本发明的减振装置具有输入构件和输出构件，来自发动机的扭矩传递至所述输入构件，其中，所述减振装置具备：第一中间构件、第二中间构件、在所述输入构件与所述第一中间构件之间传递扭矩的第一弹性体、在所述第一中间构件与所述输出构件之间传递扭矩的第二弹性体、在所述输入构件与所述第二中间构件之间传递扭矩的第三弹性体、在所述第二中间构件与所述输出构件之间传递扭矩的第四弹性体、以及在所述第一中间构件与所述第二中间构件之间传递扭矩的第五弹性体，所述第三弹性体和所述第四弹性体配置得比所述第一弹性体和所述第二弹性体靠径向内侧，所述输入构件含有：第一输入部件，该第一输入部件具有与所述第一弹性体的周向的端部抵接的第一抵接部，被第一支承部支承为能够旋转；和第二输入部件，该第二输入部件与所述第一输入部件一体旋转，具有在比所述第一抵接部靠径向内侧的位置与所述第三弹性体的周向的端部抵接的第二抵接部，所述第二输入部件被设置在与所述第一支承部不同的位置的第二支承部支承为能够旋转。

在该减振装置中，在第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体各自的弯曲受到允许的状态下，能够在装置整体设定两个固有振动频率。而且，根据本发明者们的研究和解析，明确了含有第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体的减振装置的固有振动频率随着第五弹性体的刚性降低而变小，相对于第五弹性体的刚性的变化体现出的减振装置的等效刚度的变化大幅小于相对于第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体的刚性的变化体现出的该等效刚度的变化。因此，通过调整第五弹性体的刚性，则能够适当地保持减振装置的等效刚度，并且抑制第一中间构件和所述第二中间构件的重量(惯性力矩)的增加，以及容易适当地设定装置整体的两个固有振动频率。另外，该减振装置中，能够使来自与第一弹性体和所述第二弹性体双方抵接的输入构件的载荷分散于第一、第二支承部，所以能够抑制该输入构件的支承部和装置整体的大型化并且提高耐久性。

附图说明

图1是表示含有本发明的减振装置的起步装置的结构简图。

图2是表示图1的起步装置的剖视图。

图3是表示本发明的减振装置的结构构件的主视图。

图4是用于说明本发明的减振装置的第一、第二、第三、第四弹性体的平均安装半径的示意图。

图5是表示本发明的减振装置的结构要素的立体图。

图6是表示本发明的减振装置的结构要素的立体图。

图7是表示本发明的减振装置的扭矩传递路径的示意图。

图8是例示发动机的转速与减振装置的输出构件的理论上的扭矩变动之间的关系的说明图。

图9是例示本发明的减振装置的第一弹性体的刚性与低速旋转侧的固有振动频率、反共振点的振动频率以及减振装置的等效刚度之间的关系的说明图。

图10是例示本发明的减振装置的第二弹性体的刚性与低速旋转侧的固有振动频率、反共振点的振动频率以及减振装置的等效刚度之间的关系的说明图。

图11是例示本发明的减振装置的第三弹性体的刚性与低速旋转侧的固有振动频率、反共振点的振动频率以及减振装置的等效刚度之间的关系的说明图。

图12是例示本发明的减振装置的第四弹性体的刚性与低速旋转侧的固有振动频率、反共振点的振动频率以及减振装置的等效刚度之间的关系的说明图。

图13是例示本发明的减振装置的第五弹性体的刚性与低速旋转侧的固有振动频率、反共振点的振动频率以及减振装置的等效刚度之间的关系的说明图。

图14是例示本发明的减振装置的第一中间构件的惯性力矩与低速旋转侧的固有振动频率、反共振点的振动频率以及减振装置的等效刚度之间的关系的说明图。

图15是例示发动机的转速和相位差δλ之间的关系的说明图，该相位差δλ是从第二弹性体传递至输出构件的振动与从第四弹性体传递至输出构件的振动间的相位差。

图16是表示本发明的减振装置的弹性体的扭矩分担比与振动衰减性能之间的关系的说明图。

图17是例示发动机的转速、与考虑滞后现象的情况下的减振装置的输出构件的扭矩变动之间的关系的说明图。

具体实施方式

接下来，参照附图来说明用于实施本发明的方式。

图1是表示含有本发明的减振装置10的起步装置1的结构简图，图2是表示起步装置1的剖视图。所述附图所示的起步装置1搭载于具备作为原动机的发动机(在本实施方式中为内燃机)eg的车辆，除了减振装置10之外，起步装置1还含有与发动机eg的曲轴连结的前盖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同轴旋转的涡轮(输出侧流体传动构件)5、与减振装置10连结并且固定于自动变速器(at)、无级变速器(cvt)、双离合变速器(dct)、混合动力变速器或者作为减速机的变速器(动力传递装置)tm的输入轴is上的作为动力输出部件的减振毂7、锁止离合器8等。

此外，以下的说明中，除了特别标明之外，“轴向”基本上是表示起步装置1、减振装置10的中心轴ca(轴心，参照图4)的延伸方向。另外，除了特别标明之外，“径向”基本上是表示起步装置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ca沿正交于该中心轴ca的方向(半径方向)延伸的直线的延伸方向。而且，除了特别标明之外，“周向”基本上是表示起步装置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具有紧密固定于前盖3的泵壳40、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、配设于涡轮壳50的内表面的多个涡轮叶片51。涡轮壳50的内周部经由多个铆钉固定于涡轮轮毂52。涡轮轮毂52被减振毂7支承为能够旋转，该涡轮轮毂52(涡轮5)的在起步装置1的轴向上的移动由减振毂7和安装于该减振毂7的卡环来限制。

泵轮4与涡轮5相互对置，两者之间以与之同轴的方式配置有定子6，该定子6对动作油(动作流体)从涡轮5向泵轮4的流动进行整流。定子6具有多个定子叶片60，定子6的旋转方向被单向离合器61设定为仅在一个方向上。所述泵轮4、涡轮5以及定子6形成使动作油循环的环形(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，也可以省略定子6、单向离合器61，而将泵轮4和涡轮5作为液力耦合器发挥功能。

锁止离合器8能执行经由减振装置10将前盖3与减振毂7连结的锁止，还能解除该锁止。本实施方式中，锁止离合器8构成为单片液压式离合器，具有锁止活塞(动力输入部件)80，该锁止活塞80在前盖3的内部且配置于该前盖3的靠发动机eg侧的内壁面附近并且以能够沿轴向移动的方式嵌合于减振毂7。另外，如图2所示，在锁止活塞80的外周侧且在靠前盖3侧的面上，贴附有摩擦件88。而且，在锁止活塞80与前盖3之间划分锁止室(卡合油室)85，该锁止室85经由动作油供给路、形成于输入轴is的油路，连接于未图示的液压控制装置。

经由形成于输入轴is的油路等从泵轮4和涡轮5的轴心侧(单向离合器61的周边)朝径向外侧向泵轮4和涡轮5(环面)供给的来自液压控制装置的动作油能够流入锁止室85内。因此，若由前盖3和泵轮4的泵壳划分的流体传动室9内和锁止室85内保持等压，则锁止活塞80不向前盖3侧移动，锁止活塞80不与前盖3摩擦卡合。与此相对，若利用未图示的液压控制装置使流体传动室9内的液压比锁止室89内的液压高，则锁止活塞80由于压力差向前盖3移动而与前盖3摩擦卡合。由此，前盖3(发动机eg)经由锁止活塞80、减振装置10连结于减振毂7。此外，作为锁止离合器8，可以采用含有至少1张摩擦卡合片(多个摩擦件)的多片液压式离合器。在该情况下，该多片液压式离合器的离合器鼓或者离合器毂作为动力输入部件发挥功能。

减振装置10在发动机eg与变速器tm之间使振动衰减，如图1所示，含有驱动器部件(输入构件)11、第一中间部件(第一中间构件)12、第二中间部件(第二中间构件)14以及从动部件(输出构件)16作为同轴相对旋转的旋转构件(旋转部件即旋转质量体)。而且，减振装置10含有配置于驱动器部件11与第一中间部件12之间并传递旋转扭矩(旋转方向的扭矩)的多个(在本实施方式中例如为两个)第一外侧弹簧(第一弹性体)sp11、配置于第一中间部件12与从动部件16之间并传递旋转扭矩的多个(在本实施方式中例如为两个)第二外侧弹簧(第二弹性体)sp12、配置于驱动器部件11与第二中间部件14之间并传递旋转扭矩的多个(在本实施方式中例如为三个)第一内侧弹簧(第三弹性体)sp21、配置于第二中间部件14与从动部件16之间并传递旋转扭矩的多个(在本实施方式中例如为三个)第二内侧弹簧(第四弹性体)sp22、以及配置于第一中间部件12与第二中间部件14之间并传递旋转扭矩的多个(在本实施方式中例如为两个)中间弹簧(第五弹性体)spm作为扭矩传递构件(扭矩传递弹性体)。

在本实施方式中，作为第一外侧弹簧sp11、第二外侧弹簧sp12、第一内侧弹簧sp21、第二内侧弹簧sp22以及中间弹簧spm，采用由金属材构成的卷绕为螺旋状的直线型螺旋弹簧，在不被施加载荷时具有笔直地延伸的轴心。由此，与使用弧形螺旋弹簧的情况相比，使弹簧sp11～spm沿轴心适当伸缩，从而能够减少因传递扭矩的弹簧与旋转构件之间所产生的摩擦力引起的滞后现象，即，减少对驱动器部件11的输入扭矩增加时的输出扭矩、与对驱动器部件11的输入扭矩减少时的输出扭矩之间的差值。滞后现象能够通过在对驱动器部件11输入的输入扭矩增加的状态下减振装置10的扭转角变为规定角度时由从动部件16输出的扭矩、与在对驱动器部件11输入的输入扭矩减少的状态下减振装置10的扭转角变为所述规定角度时由从动部件16输出的扭矩之间的差值量来做定量化。此外，弹簧sp11～spm中的至少任一个弹簧也可以是弧形螺旋弹簧。此外，“弹簧的轴心”是指直线型螺旋弹簧、弧形螺旋弹簧的卷绕为螺旋状的金属材料等的卷绕中心。

另外，在本实施方式中，如图3所示，第一外侧弹簧sp11、第二外侧弹簧sp12以及中间弹簧spm例如按照sp11、sp12、spm、sp11、sp12、spm这样的顺序沿减振装置10(第一中间部件12)的周向排列并且接近起步装置1的外周地配设于流体传动室9内的外周侧区域。这样，将中间弹簧spm与外周侧的第一、第二外侧弹簧sp11、sp12以沿周向排列的方式配置，从而能够很好地确保第一、第二外侧弹簧sp11、sp12、与中间弹簧spm的扭转角(行程)。与此相对，如图3所示，第一、第二内侧弹簧sp21、sp22以一个一个地成对(以串联的方式作用)并且沿减振装置10(第二中间部件14)的周向交替排列的方式在第一、第二外侧弹簧sp11、sp12以及中间弹簧spm的径向内侧配设，且被弹簧sp11、sp12、spm包围。

由此，在减振装置10中，第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的平均安装半径ro比第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的平均安装半径ri大。如图4所示，第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的平均安装半径ro是从减振装置10的中心轴ca到第一外侧弹簧(第一弹性体)sp11的轴心的距离即该第一外侧弹簧sp11的安装半径rsp11、与从中心轴ca到第二外侧弹簧(第二弹性体)sp12的轴心的距离即该第二外侧弹簧sp12的安装半径rsp12的平均值(＝(rsp11+rsp12)/2)。如图4所示，第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的平均安装半径ri是从中心轴ca到第一内侧弹簧(第三弹性体)sp21的轴心的距离即该第一内侧弹簧sp21的安装半径rsp21、与从中心轴ca到第二内侧弹簧(第四弹性体)sp22的轴心的距离即该第二内侧弹簧sp22的安装半径rsp22的平均值(＝(rsp21+rsp22)/2)。此外，安装半径rsp11、rsp12、rsp21或者rsp22也可以是中心轴ca、与各弹簧sp11、sp12、sp21、sp22的轴心上的预先决定的点(例如轴向的中央、端部)间的距离。

另外，在本实施方式中，第一、第二外侧弹簧sp11、sp12(以及中间弹簧spm)以安装半径rsp11与安装半径rsp12相等的方式排列于同一圆周上，第一外侧弹簧sp11的轴心和第二外侧弹簧sp12的轴心在与中心轴ca正交的一个平面上。而且，在本实施方式中，第一、第二内侧弹簧sp21、sp22以安装半径rsp21与安装半径rsp22相等的方式排列在同一圆周上，第一内侧弹簧sp21的轴心和第二内侧弹簧sp22的轴心在与中心轴ca正交的一个平面上。此外，减振装置10中，第一、第二内侧弹簧sp21、sp22以在沿径向观察时与第一、第二外侧弹簧sp11、sp12在轴向上重合的方式配置于该第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的径向内侧。由此，能够使减振装置10在径向上小型化，并且能够进一步缩短该减振装置10的轴向长度。

但是，如图4所示，从中心轴ca到第一外侧弹簧sp11的轴心的安装半径rsp11、与从该中心轴ca到第二外侧弹簧sp12的轴心的安装半径rsp12也可以不同。另外，从中心轴ca到第一内侧弹簧sp21的轴心的安装半径rsp21、与从该中心轴ca到第二内侧弹簧sp22的轴心的安装半径rsp22也可以不同。即第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的至少某一方的安装半径rsp11、rsp12可以比第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的至少某一方的安装半径rsp21、rsp22大。而且，第一外侧弹簧sp11的轴心、和第二外侧弹簧sp12的轴心也可以不在与中心轴ca正交的一个平面上。另外，第一内侧弹簧sp21的轴心、和第二内侧弹簧sp22的轴心也可以不在与中心轴ca正交的一个平面上。另外，弹簧sp11、sp12、sp21、sp22的轴心也可以在与中心轴ca正交的一个平面上，弹簧sp11、sp12、sp21、sp22中的至少任一个轴心也可以不在该一个平面上。

而且，在本实施方式中，将第一外侧弹簧sp11的刚性即弹簧常量设为“k11”，第二外侧弹簧sp12的刚性即弹簧常量设为“k12”，第一内侧弹簧sp21的刚性即弹簧常量设为“k21”，第二内侧弹簧sp22的刚性即弹簧常量设为“k22”时，以满足k11≠k21并且k11/k21≠k12/k22这样的关系的方式选择弹簧常量k11、k12、k21、k22。更详细地说，弹簧常量k11、k12、k21、k22满足k11/k21＜k12/k22和k11＜k12＜k22＜k21这样的关系。即第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的弹簧常量k11、k12中较小的一者(k11)小于第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的弹簧常量k21、k22中较小一者(k22)。而且，在将中间弹簧spm的刚性即弹簧常量设为“km”时，弹簧常量k11、k12、k21、k22、km满足k11＜km＜k12＜k22＜k21这样的关系。

如图2所示，减振装置10的驱动器部件11含有固定于锁止离合器8的锁止活塞80的环状的第一板状部件(第一输入部件)111、被减振毂7支承(调心)为能够旋转并且与第一板状部件111连结为一体旋转的环状的第二板状部件(第二输入部件)112、配置得比第二板状部件112接近涡轮5并且经由多个铆钉(连结具)125连结(固定)于第二板状部件112的环状的第三板状部件(第三输入部件)113。由此，驱动器部件11、即第一、第二、第三板状部件111、112、113，与锁止活塞80一体旋转，通过锁止离合器8的卡合，使前盖3(发动机eg)与减振装置10的驱动器部件11连结。

如图2、图5所示，第一板状部件111具有经由多个铆钉固定于锁止活塞80的外周侧的内表面(未贴附摩擦件88的面)的环状的固定部111a、从固定部111a的外周部沿轴向延伸突出的短尺寸的筒状部111b、沿周向空开间隔(等间隔)地从筒状部111b的自由端部朝径向外侧延伸突出并且与固定部111a分离地沿轴向延伸的多个(在本实施方式中例如为四个)弹簧抵接部(第一抵接部)111c、沿周向空开间隔地从筒状部111b的自由端部沿轴向延伸突出的多个(在本实施方式中例如为1两个)卡合凸部111e。如图2所示，供第一板状部件111做固定的锁止活塞80，被形成于减振毂7的圆筒状的第一支承部71支承为能够旋转。

第二板状部件112构成为板状的环状部件，配置得比第三板状部件113接近锁止活塞80，并且由形成于减振毂7的圆筒状的第二支承部72支承为能够旋转。如图2所示，减振毂7的第二支承部72被形成为，以比第一支承部71接近涡轮5的方式沿减振装置10的轴向与该第一支承部71错开。另外，第二支承部72具有比第一支承部71大的外径，且设置于该第一支承部71的径向外侧。

另外，第二板状部件112具有分别呈圆弧状延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地配设的多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧收纳窗112w(参照图3、图5)、分别沿对应的弹簧收纳窗112w的内周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列的多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧支承部112a、分别沿对应的弹簧收纳窗112w的外周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列并在第二板状部件112的径向上与对应的弹簧支承部112a对置的多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧支承部112b、多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧抵接部(第二抵接部)112c。第二板状部件112的多个弹簧抵接部112c在沿周向相互相邻的弹簧收纳窗112w(弹簧支承部112a、112b)之间各设置有一个。而且，在第二板状部件112的外周部以沿周向空开间隔的方式形成有多个(在本实施方式中例如为1两个)卡合凹部112e，第一板状部件111的对应的卡合凸部111e以具有径向的间隙的方式与各卡合凹部112e嵌合。使卡合凸部111e与卡合凹部112e嵌合，从而第一、第二板状部件111、112能够沿径向相对移动。

第三板状部件113也构成为板状的环状部件。第三板状部件113具有分别呈圆弧状延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地配设的多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧收纳窗、分别沿对应的弹簧收纳窗的内周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列的多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧支承部113a、分别沿对应的弹簧收纳窗的外周缘延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地排列并在第三板状部件113的径向上与对应的弹簧支承部113a对置的多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧支承部113b、多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧抵接部(第三抵接部)113c。第三板状部件113的多个弹簧抵接部113c在沿周向相互相邻的弹簧支承部113a、113b(弹簧收纳窗)之间各设置有一个。

如图2所示，第一中间部件12具有弹性体支承部件121和连结部件122。弹性体支承部件121形成为环状，以支承(引导)第一、第二外侧弹簧sp11、sp12上的外周部、靠锁止活塞80侧(发动机eg侧)的侧部(图2的右侧的侧部)、靠涡轮5侧(变速器tm侧)的侧部的外周侧。弹性体支承部件121被驱动器部件11的第一板状部件111的筒状部111b沿径向支承(调心)为能够旋转，且配置于流体传动室9内的外周侧区域。这样，将第一中间部件12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第一中间部件12的惯性力矩(惯性)。另外，弹性体支承部件121具有沿周向空开间隔地配设的多个(在本实施方式中，例如间隔180°有两个)弹簧抵接部121c。各弹簧抵接部121c沿轴向从弹性体支承部件121的靠锁止活塞80侧的侧部朝涡轮5侧延伸突出。

构成第一中间部件12的连结部件122具有例如通过焊接固定于涡轮5的涡轮壳50的环状的固定部(环状部)122a、沿周向空开间隔地从该固定部122a的外周部沿轴向延伸突出的多个(在本实施方式中，例如间隔180°有两个)弹簧抵接部(第一弹簧抵接部)122c、从固定部122a的外周部的弹簧抵接部122c之间沿轴向延伸突出的多个(在本实施方式中例如为四个)第二弹簧抵接部122d、沿轴向从固定部122a的内周部朝与弹簧抵接部122c、122d同侧方向延伸突出的短尺寸的圆筒状的支承部122s。连结部件122的多个第二弹簧抵接部122d被形成为以两个两个(一对一对)接近的方式相对于该连结部件122的轴心对称(参照图3)，相互成对的两个第二弹簧抵接部122d例如空开与中间弹簧spm的自然长度对应的间隔沿周向排列。

第二中间部件14具有环状的被支承部(环状部)14a、沿周向空开间隔地从该被支承部14a的内周部沿轴向延伸突出的多个(在本实施方式中，例如间隔120°有三个)弹簧抵接部(第一弹簧抵接部)14c、沿轴向从被支承部14a的外周部朝与弹簧抵接部14c同侧方向延伸突出的多个(在本实施方式中例如为四个)第二弹簧抵接部14d。第二中间部件14的多个第二弹簧抵接部14d被形成为以两个两个(一对一对)地接近的方式相对于该第二中间部件14的轴心对称(参照图3)，相互成对的两个第二弹簧抵接部14d例如空开与中间弹簧spm的自然长度对应的间隔沿周向排列。

如图2所示，第二中间部件14由固定于涡轮5的第一中间部件12的连结部件122支承为能够旋转，该第二中间部件14的被支承部14a在轴向上位于驱动器部件11的第三板状部件113与涡轮5之间。本实施方式中，在第二中间部件14的被支承部14a形成有供连结部件122的支承部122s嵌合的凹部，第二中间部件14被该支承部122s支承为能够旋转。另外，第二中间部件14的被支承部14a与支承部122s的顶端抵接，从而限制第二中间部件14向涡轮5侧移动。而且，在第三板状部件113的外周部以沿周向空开间隔的方式形成有从靠涡轮5侧的表面朝第二中间部件14侧突出的多个移动限制突起部113s。因此，通过第二中间部件14的被支承部14a与第三板状部件113的移动限制突起部113s抵接，从而限制第二中间部件14向离开涡轮5的方向(锁止活塞80侧)移动。

从动部件16构成为板状的环状部件，如图2所示，在轴向上配置于驱动器部件11的第二板状部件112与第三板状部件113之间，并且经由铆钉固定于减振毂7(在本实施方式中为第二支承部72)。由此，从动部件16与减振毂7一体旋转。从动部件16具有：分别呈圆弧状延伸并且沿周向空开间隔(等间隔)地配设的多个(在本实施方式中例如为三个)弹簧收纳窗、以接近该从动部件16的内周缘的方式沿周向空开间隔地形成的多个(在本实施方式中例如为三个)内侧弹簧抵接部(内侧抵接部)16ci、在比多个内侧弹簧抵接部16ci靠径向外侧的位置沿周向空开间隔(等间隔)地排列并且沿轴向从涡轮5侧朝锁止活塞80侧延伸的多个(在本实施方式中例如为四个)外侧弹簧抵接部(外侧抵接部)16co。从动部件16的多个内侧弹簧抵接部16ci在沿周向相互相邻的弹簧收纳窗之间各设置有一个。

如图2所示，第一、第二外侧弹簧sp11、sp12被第一中间部件12的弹性体支承部件121支承为一个一个地成对(以串联的方式作用)并且沿该第一中间部件12的周向交替排列。另外，在减振装置10的安装状态下，驱动器部件11的第一板状部件111的弹簧抵接部111c与对应的第一外侧弹簧sp11或者第二外侧弹簧sp12的周向的端部(弯曲方向的端部，下同)抵接。而且，如图3所示，弹性体支承部件121的各弹簧抵接部121c在相互相邻且成对(以串联的方式作用)的第一、第二外侧弹簧sp11、sp12之间与两者的周向的端部抵接。另外，如图3所示，连结部件122的各弹簧抵接部122c也在相互相邻且成对的第一、第二外侧弹簧sp11、sp12之间与两者的周向的端部抵接。

即在减振装置10的安装状态下，各第一外侧弹簧sp11的一端部(图3中靠中间弹簧spm侧的端部)与驱动器部件11的对应的弹簧抵接部111c抵接，各第一外侧弹簧sp11的另一端部(图3中靠第二外侧弹簧sp12侧的端部)与第一中间部件12的对应的弹簧抵接部121c、122c抵接。另外，在减振装置10的安装状态下，各第二外侧弹簧sp12的一端部(图3中靠第一外侧弹簧sp11侧的端部)与第一中间部件12的对应的弹簧抵接部121c、122c抵接，各第二外侧弹簧sp12的另一端部(图3中靠中间弹簧spm侧的端部)与驱动器部件11的对应的弹簧抵接部111c抵接。

而且，与驱动器部件11的各弹簧抵接部111c相同，从动部件16的各外侧弹簧抵接部16co在不成对(不以串联的方式作用)的sp11、sp12之间与两者的周向的端部抵接。即在减振装置10的安装状态下，第一外侧弹簧sp11的一端部(靠中间弹簧spm侧的端部)、和与该第一外侧弹簧sp11成对的第二外侧弹簧sp12的另一端部(靠中间弹簧spm侧的端部)分别与从动部件16的对应的外侧弹簧抵接部16co抵接。其结果，从动部件16经由多个第一外侧弹簧sp11、第一中间部件12(弹性体支承部件121和连结部件122)、多个第二外侧弹簧sp12连结于驱动器部件11。

另外，第一中间部件12的连结部件122固定于涡轮5，所以第一中间部件12与涡轮5连结为一体旋转。这样，将涡轮5(和涡轮轮毂52)与第一中间部件12连结，从而能够进一步增大该第一中间部件12的实质上的惯性力矩(弹性体支承部件121、连结部件122以及涡轮5等的惯性力矩的合计值)。另外，将涡轮5与在第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的径向外侧即流体传动室9内的外周侧区域配置的第一中间部件12连结，从而能够使连结部件122在轴向上不通过驱动器部件11的第三板状部件113与涡轮5之间、第一、第二内侧弹簧sp21、sp22与涡轮5之间。由此，能够更好地抑制减振装置10和起步装置1的轴向长度的增加。

另一方面，如图2、图3所示，第二板状部件112的多个弹簧支承部112a分别从内周侧支承(引导)对应的第一、第二内侧弹簧sp21、sp22(各一个)的靠锁止活塞80侧的侧部。另外，多个弹簧支承部112b分别从外周侧支承(引导)对应的第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的靠锁止活塞80侧的侧部。而且，如图2所示，第三板状部件113的多个弹簧支承部113a分别从内周侧支承(引导)对应的第一、第二内侧弹簧sp21、sp22(各一个)的靠涡轮5侧的侧部。另外，多个弹簧支承部113b分别从外周侧支承(引导)对应的第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的靠涡轮5侧的侧部。即第一、第二内侧弹簧sp21、sp22以一个一个地成对(以串联的方式作用)并且沿周向(第二中间部件14的周向)交替排列的方式，由构成驱动器部件11的第二板状部件112的弹簧支承部112a、112b和第三板状部件113的弹簧支承部113a、113b支承。

而且，如图3所示，在减振装置10的安装状态下，第二板状部件112的各弹簧抵接部112c在被互不相同的弹簧收纳窗112w(弹簧支承部112a、112b、113a、113b)支承的不成对(不以串联的方式作用)的第一、第二内侧弹簧sp21、sp22之间与两者的周向的端部抵接。同样，在减振装置10的安装状态下，第三板状部件113的各弹簧抵接部113c也在被互不相同的弹簧支承部112a、112b、113a、113b(弹簧收纳窗)支承的(不成对的)第一、第二内侧弹簧sp21、sp22之间与两者的周向的端部抵接。另外，如图3所示，第二中间部件14的各弹簧抵接部14c在相互成对(以串联的方式作用)的第一、第二内侧弹簧sp21、sp22之间与两者的周向的端部抵接。

即在减振装置10的安装状态下，各第一内侧弹簧sp21的一端部与驱动器部件11的对应的弹簧抵接部112c、113c抵接，各第一内侧弹簧sp21的另一端部与第二中间部件14的对应的弹簧抵接部14c抵接。而且，在减振装置10的安装状态下，各第二内侧弹簧sp22的一端部与第二中间部件14的对应的弹簧抵接部14c抵接，各第二内侧弹簧sp22的另一端部与驱动器部件11的对应的弹簧抵接部112c、113c抵接。此外，如图3所示，也可以在弹簧抵接部14c与第一内侧弹簧sp21的另一端部之间、以及弹簧抵接部14c与第二内侧弹簧sp22的一端部之间配置弹簧片ss。

另外，在减振装置10的安装状态下，与驱动器部件11的弹簧抵接部112c、113c相同，从动部件16的各内侧弹簧抵接部16ci在不成对(不以串联的方式发挥作用)的第一、第二内侧弹簧sp21、sp22之间与两者的周向的端部抵接。由此，在减振装置10的安装状态下，各第一内侧弹簧sp21的所述一端部也与从动部件16的对应的内侧弹簧抵接部16ci抵接，各第二内侧弹簧sp22的所述另一端部也与从动部件16的对应的内侧弹簧抵接部16ci抵接。其结果，从动部件16经由多个第一内侧弹簧sp21、第二中间部件14、多个第二内侧弹簧sp22连结于驱动器部件11。

而且，在减振装置10的安装状态下，各中间弹簧spm被第一中间部件12(连结部件122)的一对第二弹簧抵接部122d从两侧支承，并且被第二中间部件14的一对第二弹簧抵接部14d从两侧支承。由此，第一中间部件12与第二中间部件14经由多个中间弹簧spm相互连结。本实施方式中，如图1、图6所示，在中间弹簧spm的端部与第二弹簧抵接部14d、122d之间配置弹簧片ss。

而且，如图1所示，减振装置10具有：限制第一中间部件12与从动部件16的相对旋转及第二外侧弹簧sp12的弯曲的第一止动器21、限制第二中间部件14与从动部件16的相对旋转及第二内侧弹簧sp22的弯曲的第二止动器22、限制驱动器部件11与从动部件16的相对旋转的第三止动器23。第一、第二止动器21、22构成为在从发动机eg传递至驱动器部件11的输入扭矩达到比与减振装置10的最大扭转角θmax对应的扭矩t2(第二阈值)小的预先决定的扭矩(第一阈值)t1的阶段，大致同时限制对应的旋转构件的相对旋转和弹簧的弯曲。另外，第三止动器23构成为在对驱动器部件11的输入扭矩达到与最大扭转角θmax对应的扭矩t2的阶段，限制驱动器部件11与从动部件16的相对旋转。由此，减振装置10具有两段(2个阶段)的衰减特性。

本实施方式中，如图2所示，第一止动器21由沿周向空开间隔地从构成第一中间部件12的连结部件122沿轴向向锁止活塞80延伸突出的多个止动部122x、和在从动部件16的外周部沿周向空开间隔地形成并呈圆弧状延伸的多个切口部161x构成。在减振装置10的安装状态下，第一中间部件12(连结部件122)的各止动部122x配置为，向在第二中间部件14的被支承部14a的外周部沿周向空开间隔地形成的多个圆弧状的窄缝14v中的某一个窄缝插通，并且在从动部件16的对应的切口部161x内，不与从动部件16的对该切口部161x的两侧的端部进行区划的壁面抵接。由此，若伴随着第一中间部件12与从动部件16相对旋转，连结部件122的各止动部122x与划分切口部161x的两侧的端部的壁面中的一个壁面抵接，则第一中间部件12与从动部件16的相对旋转和第二外侧弹簧sp12的弯曲受到限制。此外，在本实施方式中，在利用第三止动器23限制驱动器部件11与从动部件16的相对旋转之前的这段期间，第一中间部件12的各止动部122x不会与划分窄缝14v的两侧的端部的第二中间部件14的壁面形成抵接。

另外，在本实施方式中，如图2所示，第二止动器22由在第二中间部件14的被支承部14a的内周部沿周向空开间隔地形成并呈圆弧状延伸的多个窄缝14x、和沿周向空开间隔地从从动部件16沿轴向向涡轮5延伸突出的多个止动部162x构成。在减振装置10的安装状态下，从动部件16的各止动部162x配置为，向沿周向空开间隔地在驱动器部件11的第三板状部件113的外周部形成的多个圆弧状的窄缝113v的某一个窄缝插通，并且在第二中间部件14的对应的窄缝14x内，不与第二中间部件14的对该窄缝14x的两侧进行区划的端部的壁面抵接。由此，若伴随着第二中间部件14与从动部件16相对旋转，从动部件16的止动部162x与划分第二中间部件14的窄缝14x的两侧的端部的壁面中一个壁面抵接，则第二中间部件14与从动部件16的相对旋转和第二内侧弹簧sp22的弯曲受到限制。此外，在本实施方式中，在利用第三止动器23限制驱动器部件11与从动部件16的相对旋转之前这段期间，从动部件16的各止动部162x不会与划分窄缝113v的两侧的端部的第三板状部件113的壁面形成抵接。

而且，在本实施方式中，如图2所示，第三止动器23由在将构成驱动器部件11的第二、第三板状部件112、113连结的多个铆钉上安装的轴环、和在从动部件16上沿周向空开间隔地形成的呈圆弧状延伸的多个切口部163x构成。在减振装置10的安装状态下，多个铆钉125和轴环配置为，在从动部件16的对应的切口部163x内，不与从动部件16的对该切口部163x的两侧的端部进行区划的壁面抵接。由此，若伴随着驱动器部件11与从动部件16相对旋转，所述各轴环与划分切口部163x的两侧的端部的壁面中一个壁面抵接，则驱动器部件11与从动部件16的相对旋转受到限制。

如所述那样，在减振装置10中，将与第一中间部件12对应的第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的平均安装半径ro设定为比第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的平均安装半径ri大。即具有比第一、第二内侧弹簧sp21、sp22小的弹簧常量(刚性)的第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的轴心的位置，比第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的轴心靠减振装置10的径向的外侧。另外，在减振装置10中，第一、第二外侧弹簧sp11、sp12配置为各自的整体位于比第一、第二内侧弹簧sp21、sp22靠径向外侧的位置。

由此，能够进一步增大第一中间部件12的惯性力矩，并且使第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的刚性进一步降低。另外，在使第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的平均安装半径ro比第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的平均安装半径ri大的情况下，刚性低且较轻的第一、第二外侧弹簧sp11、sp12配置于减振装置10的外周侧，并且刚性高且较重的第一、第二内侧弹簧sp21、sp22配置于减振装置10的中心轴ca侧。由此，减小由离心力引起的在弹簧sp11、sp12、sp21、sp22与对应的旋转构件之间产生的摩擦力，能够进一步减少减振装置10整体的滞后现象。

另外，使弹性体支承部件121(第一中间部件12)支承第一、第二外侧弹簧sp11、sp12，从而能够减小与弹性体支承部件121相对于驱动器部件11、从动部件16的扭转角相对应地形成弯曲的第一、第二外侧弹簧sp11、sp12、与该弹性体支承部件121之间的相对速度。因此，能够减小在弹性体支承部件121与第一、第二外侧弹簧sp11、sp12之间产生的摩擦力，所以能够减少减振装置10整体的滞后现象。

而且，减振装置10中，第一中间部件12具有：被驱动器部件11的第一板部件111支承为能够旋转并将第一、第二外侧弹簧sp11、sp12支承为沿周向交替排列的弹性体支承部件121、和以与涡轮5一体旋转的方式与涡轮5连结的连结部件122。弹性体支承部件121具有在相互相邻的第一、第二外侧弹簧sp11、sp12之间与两者的端部抵接的弹簧抵接部121c、连结部件122具有在相互相邻的第一、第二外侧弹簧sp11、sp12之间与两者的端部抵接的第一弹簧抵接部122c。由此，能够抑制减振装置10的轴向长度的增加而实现装置整体的小型化，并且能够在配置于径向外侧的第一外侧弹簧sp11和第二外侧弹簧sp12双方连结第一中间部件12，并且将该第一中间部件12与涡轮5连结。

而且，将涡轮5(和涡轮轮毂)与第一中间部件12连结，从而能够进一步增大该第一中间部件12的实质上的惯性力矩(弹性体支承部件121、连结部件122以及涡轮5等的惯性力矩的合计值)。另外，使弹性体支承部件121的弹簧抵接部121c和连结部件122的弹簧抵接部122c双方抵接于第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的端部，从而能够使该第一、第二外侧弹簧sp11、sp12平稳地伸缩。

另外，减振装置10中，驱动器部件11包含：第一板部件111，该第一板部件111具有与第一外侧弹簧sp11的端部抵接弹簧抵接部111c；和第二板部件112，该第二板部件112具有在比弹簧抵接部111c靠径向内侧的位置与第二扭矩传递路径p2所含的第一内侧弹簧sp21的端部抵接的弹簧抵接部112c。而且，第一板部件111被减振毂7的第一支承部71支承为能够旋转，第二板部件112被减振毂7的至少在减振装置10的轴向上与第一支承部(71)错开设置的第二支承部72支承为能够旋转。

由此，能够使从与第一外侧弹簧sp11和第一内侧弹簧sp21双方抵接的驱动器部件11施加于减振毂7的载荷向第一、第二支承部71、72分散。因此，能够抑制轴向长度等的增加并且确保减振毂7的强度、耐久性。其结果，在至少具有第一、第二扭矩传递路径p1、p2的减振装置10中，能够抑制装置整体的大型化并且提高支承驱动器部件11的减振毂7的耐久性。但是，也可以将支承驱动器部件11的第一板部件111的第一支承部、支承第二板部件112的第二支承部例如设置于第一中间部件12或者第二中间部件14这样该减振毂7以外的与减振毂7同轴配置的部件。

而且，将第一板部件111固定于锁止活塞80，并且具有径向的间隙(能够沿径向相对移动)地嵌合于第二板部件112，从而能够将第一、第二板部件111、112双方支承(调心)为能够分别独立地旋转并且通过来自锁止活塞80的扭矩使两者一体旋转。此外，将锁止活塞80和支承第一板部件111的第一支承部71设置得比第二支承部72靠径向内侧，从而能够很好地维持减振装置10的组装性，并且充分确保锁止活塞80的受压面积(锁止室85的容积)。

另外，减振装置10中，驱动器部件11具有第三板部件113，该第三板部件113具有与第一内侧弹簧sp21的端部抵接的弹簧抵接部113c并且与第二板部件112连结为在减振装置10的轴向上与该第二板部件112形成排列。而且，第二第三板部件112和第三板部件113将第一、第二内侧弹簧sp21、sp22支承为沿减振装置10的周向交替排列。另外，从动部件16具有在轴向上配置于第二板部件112和第三板部件113之间并且与第二外侧弹簧sp12的端部抵接的外侧弹簧抵接部16co、和与第二内侧弹簧sp22的端部抵接的内侧弹簧抵接部16ci。而且，第二中间部件14具有第一弹簧抵接部14c，该第一弹簧抵接部14c在减振装置10轴向上相对于第三板部件113配置在与从动部件16相反一侧，并且位于沿轴向延伸相互相邻的第一、第二内侧弹簧sp21、sp22之间，与两者的端部抵接。由此，减振装置10中，能够抑制构造的复杂化并且配置弹簧sp11、sp12、sp11、sp12、sp21、sp22、spm。

而且，减振装置10中，在第二板部件112和第三板部件113之间配置从动部件16，并且第二中间部件14与第二、第三板部件112、113沿轴向排列配置。由此，能够抑制第二板部件112和第三板部件113间的距离的增加，减小从在驱动器部件11等旋转时受到离心力的第一、第二内侧弹簧sp21、sp22经由弹簧支承部112b、113b施加于第二、第三板部件112、113的要使两者变形的力(沿拉开两者的方向的力)。因此，能够抑制第二、第三板部件112、113的连结部(铆钉周边)以及减振装置10整体的大型化并且很好地确保其连结部的强度、耐久性等。其结果，能够抑制装置整体的大型化并且提高相互连结的第二、第三板部件112、113以及减振装置10它们整体的耐久性。此外，使第二中间部件14的第一弹簧抵接部14c在减振装置10的轴向上延伸，从而能够将在轴向上与第二、第三板部件112、113形成排列地配置的第二中间部件14连结于第一、第二内侧弹簧sp21、sp22双方。

另外，减振装置10中，构成第一中间部件12的连结部件122将第二中间部件14支承为能够旋转，并且限制该第二中间部件14向涡轮5侧(轴向的一侧)移动。而且，驱动器部件11的第三板部件113具有限制第二中间部件14向与涡轮5分离的方向移动的移动限制突起部113s。由此，能够利用连结部件122(第一中间部件12)适当地支承与驱动器部件11的第二、第三板部件112、113沿轴向排列配置的第二中间部件14。

接下来，说明减振装置10的动作。在起步装置1中，在由锁止离合器8形成的锁止被解除时，例如从发动机eg传递至前盖3的旋转扭矩(动力)经由泵轮4、涡轮5、第一中间部件12、第二外侧弹簧sp12、从动部件16、减振毂7这条路径、泵轮4、涡轮5、第一中间部件12、中间弹簧spm、第二中间部件14、第二内侧弹簧sp22、从动部件16、减振毂7这条路径向变速器tm的输入轴is传递。与此相对，若利用起步装置1的锁止离合器8执行锁止，则从发动机eg经由前盖3、锁止离合器8(锁止活塞80)传递至驱动器部件11的旋转扭矩(输入扭矩)在对驱动器部件11输入的输入扭矩达到所述扭矩t1之前，即在第一、第二外侧弹簧sp11、sp12、第一、第二内侧弹簧sp21、sp22以及中间弹簧spm全部的弯曲受到允许的期间，经由全部的弹簧sp11～spm传递至从动部件16和减振毂7。

即在执行锁止的过程中，在输入扭矩达到扭矩t1之前这段期间，第一外侧弹簧(第一弹性体)sp11从驱动器部件11向第一中间部件12传递旋转扭矩，第二外侧弹簧(第二弹性体)sp12从第一中间部件12向从动部件16传递旋转扭矩。另外，第一内侧弹簧(第三弹性体)sp21从驱动器部件11向第二中间部件14传递旋转扭矩，第二内侧弹簧(第四弹性体)sp22从第二中间部件14向从动部件16传递旋转扭矩。因此，如图7所示，减振装置10具有包含第一外侧弹簧sp11、第一中间部件12以及第二外侧弹簧sp12的第一扭矩传递路径p1、和包含第一内侧弹簧sp21、第二中间部件14以及第二内侧弹簧sp22的第二扭矩传递路径p2，作为驱动器部件11与从动部件16之间的扭矩传递路径。

另外，减振装置10中，如所述那样，第一、第二外侧弹簧sp11、sp12以及第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的弹簧常量k11、k12、k21、k22满足k11＜k12＜k22＜k21这样的关系。因此，若在执行锁止的过程中，在输入扭矩达到扭矩t1之前这段期间，扭矩传递至驱动器部件11，则如图7所示，第二中间部件14相对于第一中间部件12朝旋转方向(车辆前进时的旋转方向)的行进方向侧(下游侧)(稍微)扭转。由此，中间弹簧spm被第二中间部件14的相互成对第二弹簧抵接部14d中位于与所述旋转方向的行进方向侧相反一侧的那者，朝向第一中间部件12的相互成对第二弹簧抵接部122d中位于旋转方向的行进方向侧的那者按压。即，在执行锁止的过程中，在输入扭矩达到扭矩t1之前这段期间，中间弹簧spm将从驱动器部件11经由第一内侧弹簧sp21传递至第二中间部件14的扭矩的一部分(平均扭矩的一部分)传递至第一中间部件12。因此，减振装置10具有第三扭矩传递路径p3，该第三扭矩传递路径p3包含第一内侧弹簧sp21、第二中间部件14、中间弹簧spm、第一中间部件12以及第二外侧弹簧sp12。

其结果，在执行锁止的过程中，在对驱动器部件11输入的输入扭矩达到所述扭矩t1之前这段期间，扭矩经由第一、第二、第三扭矩传递路径p1、p2、p3从驱动器部件11向从动部件16传递。更详细地说，第一、第二外侧弹簧sp11、sp12、第一、第二内侧弹簧sp21、sp22以及中间弹簧spm它们全部的弯曲受到允许的期间，向第二外侧弹簧sp12传递来自第一外侧弹簧sp11的旋转扭矩、来自第一内侧弹簧sp21、第二中间部件14以及中间弹簧spm的旋转扭矩。另外，向第二内侧弹簧sp22传递来自第一内侧弹簧sp21的旋转扭矩。而且，在第一、第二外侧弹簧sp11、sp12、第一、第二内侧弹簧sp21、sp22以及中间弹簧spm它们全部的弯曲受到允许的期间，利用弹簧sp11～spm衰减(吸收)传递至驱动器部件11的扭矩的变动。由此，传递至驱动器部件11的输入扭矩比较小、驱动器部件11的转速低时的减振装置10的振动衰减性能能够很好地得到提高。

另外，若对驱动器部件11输入的输入扭矩达到所述扭矩t1，使第一、第二止动器21、22动作，则利用第一止动器21限制第一中间部件12与从动部件16形成的相对旋转以及第二外侧弹簧sp12的弯曲，利用第二止动器22限制第二中间部件14与从动部件16形成的相对旋转以及第二内侧弹簧sp22的弯曲。由此，限制第一中间部件和第二中间部件12、14相对于从动部件16形成的相对旋转，从而中间弹簧spm的弯曲也受到限制。因此，对驱动器部件11的输入扭矩达到所述扭矩t1之后，在该输入扭矩达到所述扭矩t2，使第三止动器23动作之前，第一外侧弹簧sp11与第一内侧弹簧sp21并行地发挥作用来衰减(吸收)传递至驱动器部件11的扭矩的变动。

接下来，说明减振装置10的设计顺序。

如所述那样，减振装置10中，第一、第二外侧弹簧sp11、sp12、第一、第二内侧弹簧sp21、sp22以及中间弹簧spm它们全部的弯曲受到允许时，在驱动器部件11与从动部件16之间，经由全部弹簧sp11～spm传递扭矩(平均扭矩)。本发明者们对这样具有既不是串联结构也不是并联结构的复杂的扭矩的传递路径的减振装置10进行深入研究、解析，其结果是，发现上述减振装置10在弹簧sp11～spm它们全部的弯曲受到允许时，装置整体具有两个固有振动频率。另外，根据本发明者们的研究、解析，在减振装置10中，若根据传递至驱动器部件11的振动的频率，以在两个固有振动频率较小的频率(低速旋转侧(低频侧)的固有振动频率)下产生共振(在本实施方式中，第一中间部件和第二中间部件12、14以同相位振动时的第一中间部件12的共振)，则从第二外侧弹簧sp12传递至从动部件16的振动的相位、与从第二内侧弹簧sp22传递至从动部件16的振动的相位会逐渐出现偏差。因此，两个固有振动频率较小的频率下的共振产生后，伴随着驱动器部件11的转速提高，从第二外侧弹簧sp12传递至从动部件16的振动和从第二内侧弹簧sp22传递至从动部件16的振动中一者将另一者的至少一部分抵消。

根据上述见解，本发明者们在包含通过执行锁止而处于从发动机(内燃机)eg向驱动器部件11传递扭矩的状态的减振装置10的振动系中，构建下式(1)那样的运动方程式。其中，式(1)中，“j1”是驱动器部件11的惯性力矩，“j21”是第一中间部件12的惯性力矩，“j22”是第二中间部件14的惯性力矩，“j3”是从动部件16的惯性力矩。另外，“θ1”是驱动器部件11的扭转角，“θ21”是第一中间部件12的扭转角，“θ22”是第二中间部件14的扭转角，“θ3”是从动部件16的扭转角。而且，“k1”是在驱动器部件11与第一中间部件12之间并行发挥作用的多个第一外侧弹簧sp11的合成弹簧常量，“k2”是在第一中间部件12与从动部件16之间并行发挥作用的多个第二外侧弹簧sp12的合成弹簧常量，“k3”是在驱动器部件11与第二中间部件14之间并行发挥作用的多个第一内侧弹簧sp21的合成弹簧常量，“k4”是在第二中间部件14与从动部件16之间并行发挥作用的多个第二内侧弹簧sp22的合成弹簧常量，“k5”是在第一中间部件12与第二中间部件14之间并行发挥作用的多个中间弹簧spm的合成弹簧常量(刚性)、kr”是在从从动部件16到车辆的车轮之间配置的变速器tm、驱动轴等的刚性即弹簧常量，“t”是从发动机eg传递至驱动器部件11的输入扭矩。

[数式1]

而且，本发明者们假定输入扭矩t如下式(2)所示那样周期性地发生振动，并且假定驱动器部件11的扭转角θ1、第一中间部件12的扭转角θ21、第二中间部件14的扭转角θ22以及从动部件16的扭转角θ3如下式(3)所示那样周期性地形成响应(振动)。其中，式(2)和式(3)的“ω”是输入扭矩t的周期性的变动(振动)的角振动频率，式(3)中，“θ1”是伴随着自发动机eg传递扭矩产生的驱动器部件11的振动的振幅(振动振幅，即最大扭转角)，“θ21”是伴随着向驱动器部件11传递来自发动机eg的扭矩产生的第一中间部件12的振动的振幅(振动振幅)，“θ22”是伴随着向驱动器部件11传递来自发动机eg的扭矩产生的第二中间部件14的振动的振幅(振动振幅)，“θ3”是伴随着向驱动器部件11传递来自发动机eg的扭矩产生的从动部件16的振动的振幅(振动振幅)。根据上述假定，将式(2)和式(3)代入式(1)，从两边消去“sinωt”，能够得到下式(4)的恒等式。

[数式2]

t＝t0sinωt…(2)

而且，本发明者们着眼于若式(4)的从动部件16的振动振幅θ3变为零，则利用减振装置10使来自发动机eg的振动衰减，从而在理论上使振动不向比从动部件16靠后段侧的变速器tm、驱动轴等传递。因此，本发明者们从上述观点考虑，对于振动振幅θ3，解出式(4)的恒等式，并且使θ3＝0，从而得到下式(5)所示的条件式。在式(5)的关系成立的情况下，从驱动器部件11经由第一、第二、第三扭矩传递路径p1、p2、p3传递至从动部件16的来自发动机eg的振动相互抵消，从动部件16的振动振幅θ3理论上变为零。

[数式3]

根据上述解析结果，能理解出，在具有上述构成的减振装置10中，由于在两个固有振动频率中较小的固有振动频率下产生共振，从第二外侧弹簧sp12传递至从动部件16的振动的相位与从第二内侧弹簧sp22传递至从动部件16的振动的相位偏差180度(反转)，两振动相互抵消，从而如图8所示，能够设定从动部件16的振动振幅θ3(扭矩变动)在理论上变为零的反共振点a。另外，将反共振点a的振动频率设为“fa”，将“ω＝2πfa”代入上述式(5)，于是反共振点a的振动频率fa如下式(6)所示。此外，图8例示出，发动机eg的转速、与本发明的减振装置和省略了中间弹簧spm的减振装置(专利文献1记载的减振装置，以下称为“比较例的减振装置”)中的从动部件的理论上(假定不存在滞后现象的情况下)的振动振幅(扭矩变动)之间的关系。

[数式4]

另一方面，若假定驱动器部件11的扭转角θ1和从动部件16的扭转角θ2为零且驱动器部件11和从动部件16的位移都是零，则能够将式(1)变形为下式(7)。而且，假定第一中间部件12和第二中间部件14如下式(8)所示那样谐振，将式(8)代入式(7)从两边消去“sinωt”，从而能够得到下式(9)的恒等式。

[数式5]

在第一中间部件12和第二中间部件14谐振的情况下，振幅θ21和θ22都不是零，所以式(9)的左边的方阵的行列式为零，下式(10)的条件式必须成立。上述式(10)是关于减振装置10的两个固有角振动频率的平方值ω²的2次方程式。因此，减振装置10的两个固有角振动频率ω1、ω2如下式(11)和式(12)所示，ω1＜ω2成立。其结果，若将在共振点a产生的共振(共振点r1)的频率即第一中间部件12的固有振动频率设为“f21”，将在比反共振点a靠高速旋转侧产生的共振(共振点r2)的频率即第二中间部件14的固有振动频率设为“f22”，则低速旋转侧(低频侧)的固有振动频率f21如下式(13)所示，高速旋转侧(高频侧)的固有振动频率f22(f22＞f21)如下式(14)所示。

[数式6]

另外，第一、第二外侧弹簧sp11、sp12、第一、第二内侧弹簧sp21、sp22以及中间弹簧spm它们全部的弯曲受到允许时的减振装置10的等效刚度keq可以如下那样求出。即假定向驱动器部件11传递t＝t0这样的恒定的输入扭矩(静态外力)，并且假定下式(15)所示那样的相互平衡的关系成立，于是将t＝t0和式(15)代入式(1)，能够得到下式(16)的恒等式。

[数式7]

而且，在扭矩t0、减振装置10的等效刚度keq、驱动器部件11的振动振幅(扭转角)θ1、从动部件16的振动振幅(扭转角)θ3之间、t0＝keq·(θ1-θ3)这样的关系成立。而且，若对于振动振幅(扭转角)θ1、θ3，求解式(16)的恒等式，则“θ1-θ3”如下式(17)所示。因此，利用t0＝keq·(θ1-θ3)和式(17)，减振装置10的等效刚度keq如下式(18)所示。

[数式8]

本发明者们对如上述那样得到的减振装置10的低速旋转侧的固有振动频率f21、反共振点a的振动频率fa以及等效刚度keq的解析结果如图9～图14所示。图9～图14分别表示将合成弹簧常量k1、k2、k3、k4、k5、第一、第二中间部件12、14的惯性力矩j21、j22中的任意一个参数以外参数分别保持为恒定值(固定值)，仅使该任意一个参数变化时的固有振动频率f21、反共振点a的振动频率fa以及等效刚度keq的变化状态。

在将减振装置10的合成弹簧常量k2、k3、k4、k5以及惯性力矩j21、j22分别保持为恒定值，仅使第一外侧弹簧(第一弹性体)sp11的合成弹簧常量(刚性)k1变化的情况下，如图9所示，合成弹簧常量k1越大，则固有振动频率f21和反共振点a的振动频率fa越大，随着合成弹簧常量k1变小，则固有振动频率f21和反共振点a的振动频率fa逐渐变小。与此相对，如图9所示，若使合成弹簧常量k1从预先适合的值稍微增加，则等效刚度keq骤增，若使合成弹簧常量k1从该适合值稍微减少，则等效刚度keq骤减。即，相对于第一外侧弹簧sp11的合成弹簧常量k1的变化，等效刚度keq的变化(变化梯度)非常大。

另外，在将减振装置10的合成弹簧常量k1、k3、k4、k5以及惯性力矩j21、j22分别保持为恒定值，仅使第二外侧弹簧(第二弹性体)sp12的合成弹簧常量(刚性)k2变化的情况下，如图10所示，也是合成弹簧常量k2越大，则固有振动频率f21和反共振点a的振动频率fa越大，随着合成弹簧常量k2变小，则固有振动频率f21和反共振点a的振动频率fa逐渐变小。而且，如图10所示，若使合成弹簧常量k2从预先适合的值稍微增加，则等效刚度keq骤增，若使合成弹簧常量k2从该适合值稍微减少，则等效刚度keq骤减。即，相对于第二外侧弹簧sp12的合成弹簧常量k2的变化，等效刚度keq的变化(变化梯度)也非常大。

另一方面，在将减振装置10的合成弹簧常量k1、k2、k4、k5以及惯性力矩j21、j22分别保持为恒定值，仅使第一内侧弹簧(第三弹性体)sp21的合成弹簧常量(刚性)k3变化的情况下，如图11所示，随着合成弹簧常量k3变大，固有振动频率f21稍微变大(保持大致恒定)，合成弹簧常量k3越小，则反共振点a的振动频率fa越大，随着合成弹簧常量k3变大，反共振点a的振动频率fa逐渐变小。另外，如图11所示，若使合成弹簧常量k3从预先适合的值稍微减少，则等效刚度keq骤减，若使合成弹簧常量k3从该适合值稍微增加，则等效刚度keq骤增。即相对于第一内侧弹簧sp21的合成弹簧常量k3的变化，等效刚度keq的变化(变化梯度)也非常大。

而且，在将减振装置10的合成弹簧常量k1、k2、k3、k5以及惯性力矩j21、j22分别保持为恒定值，仅使第二内侧弹簧(第四弹性体)sp22的合成弹簧常量(刚性)k4变化的情况下，如图12所示，也是随着合成弹簧常量k4变大，固有振动频率f21稍微变大(保持大致恒定)，合成弹簧常量k4越小，则反共振点a的振动频率fa越大，随着合成弹簧常量k4变大，则反共振点a的振动频率fa逐渐变小。另外，如图12所示，若使合成弹簧常量k4从预先适合的值稍微减少，则等效刚度keq骤减，若使合成弹簧常量k4从该适合值稍微增加，则等效刚度keq骤增。即，相对于第二内侧弹簧sp22的合成弹簧常量k4的变化，等效刚度keq的变化(变化梯度)也非常大。

而且，在将减振装置10的合成弹簧常量k1、k2、k3、k4以及惯性力矩j21、j22分别保持为恒定值，仅使中间弹簧(第五弹性体)spm的合成弹簧常量(刚性)k5变化的情况下，如图13所示，合成弹簧常量k5越大，则固有振动频率f21和反共振点a的振动频率fa越大，随着合成弹簧常量k5变小，则固有振动频率f21和反共振点a的振动频率fa逐渐变小。另外，同某一合成弹簧常量k5对应的固有振动频率f21与反共振点a的振动频率fa之差(fa-f21)如图13所示，随着合成弹簧常量k5变大而逐渐变大。而且，在仅使中间弹簧spm的合成弹簧常量k5变化的情况下，如图13所示，若合成弹簧常量k5越大，则等效刚度keq越大，随着合成弹簧常量k5变小，则等效刚度keq逐渐变小。即，与等效刚度keq的相对于合成弹簧常量(刚性)k1、k2、k3、k4的变化所形成的变化(变化梯度)相比，等效刚度keq的相对于中间弹簧spm的合成弹簧常量(刚性)k5的变化所形成的变化(变化梯度)大幅度变小。

另外，在将减振装置10的合成弹簧常量k1、k2、k3、k4、k5以及第二中间部件14的惯性力矩j22分别保持为恒定值，仅使第一中间部件12的惯性力矩j21变化的情况下，如图14所示，惯性力矩j21越小，则固有振动频率f21和反共振点a的振动频率fa越大，随着惯性力矩j21变大，则固有振动频率f21和反共振点a的振动频率fa逐渐变小。而且，即便仅使第一中间部件12的惯性力矩j21变化，如图14所示，等效刚度keq也保持大致恒定。此外，虽然省略了图示，但在将减振装置10的合成弹簧常量k1、k2、k3、k4、k5以及第一中间部件12的惯性力矩j21分别保持为恒定值，仅使第二中间部件14的惯性力矩j22变化的情况下，也能得到与仅使第一中间部件12的惯性力矩j21变化的情况相同的结果。

由上述解析结果可知，通过降低中间弹簧spm的刚性(减小弹簧常量km和合成弹簧常量k5)，能够进一步减小低速旋转侧的固有振动频率f21(参照式(13))、反共振点a的振动频率fa(参照式(6))。相反，通过提高中间弹簧spm的刚性(增大弹簧常量km和合成弹簧常量k5)，能够进一步增大低速旋转侧的固有振动频率f21与反共振点a的振动频率fa之差(fa-f21)。而且，即使降低中间弹簧spm的刚性(减小弹簧常量km和合成弹簧常量k5)，等效刚度keq也不会大幅度降低。因此，在减振装置10中，调整中间弹簧spm的刚性(弹簧常量km以及合成弹簧常量k5)，从而能够根据对驱动器部件11输入的最大输入扭矩，适当地保持等效刚度keq，并且，一方面抑制第一中间部件12和第二中间部件14的重量、即惯性力矩j21、j22的增加，另一方面能够适当设定低速旋转侧的固有振动频率f21和反共振点a的振动频率fa。另外，通过降低第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的刚性(减小弹簧常量k11、k12和合成弹簧常量k1、k2)，能够进一步减小低速旋转侧的固有振动频率f21、反共振点a的振动频率fa。而且，通过提高第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的刚性(增大弹簧常量k21、k22和合成弹簧常量k3、k4)，能够进一步减小反共振点a的振动频率fa。

于是，在搭载作为行驶用动力的产生源的发动机(内燃机)eg的车辆中，使锁止转速nlup进一步降低，提前将来自发动机eg的扭矩以机械构造传递至变速器tm，从而提高发动机eg与变速器tm之间的动力传递效率，由此能够进一步提高发动机eg的燃油经济性。但是，在可作为锁止转速nlup的设定范围的500rpm～1500rpm左右的低转速区域，从发动机eg经由锁止离合器传递至驱动器部件11的振动变大，特别是在搭载了3缸或4缸发动机这样的节能缸发动机的车辆中振动水平的增加很显著。因此，为了在执行锁止时、刚执行完锁止之后，不使很大的振动传递至变速器tm等，需要使在执行了锁止的状态下将来自发动机eg的扭矩(振动)传递至变速器tm的减振装置10整体(从动部件16)在锁止转速nlup附近的转速区域中的振动水平进一步降低。

在此基础上，本发明者们根据针对锁止离合器8决定的锁止转速nlup，以发动机eg的转速在500rpm～1500rpm的范围(锁止转速nlup的假定设定范围)内时形成所述反共振点a的方式，构成减振装置10。若将发动机(内燃机)eg的气缸数设为“n”，则发动机eg的与反共振点a的振动频率fa对应的转速nea表示为nea＝(120/n)·fa。因此，减振装置10中，以满足下式(19)的方式，选择和设定多个第一外侧弹簧sp11的合成弹簧常量k1、多个第二外侧弹簧sp12的合成弹簧常量k2、多个第一内侧弹簧sp21的合成弹簧常量k3、多个第二内侧弹簧sp22的合成弹簧常量k4、多个中间弹簧spm的合成弹簧常量k5、第一中间部件12的惯性力矩j21(考虑了(合计)以一体旋转的方式连结的涡轮5等的情况下的惯性力矩，下同)、以及第二中间部件14的惯性力矩j22。即在减振装置10中，根据反共振点a的振动频率fa(和锁止转速nlup)，选择和设定弹簧sp11～spm的弹簧常量k11、k12、k21、k22、km、第一中间部件和第二中间部件12、14的惯性力矩j21、j22。

[数式9]

这样，能够将理论上可使从动部件16的振动振幅θ3为零(可使振动进一步降低)的反共振点a设定在500rpm～1500rpm的低转速区域(锁止转速nlup的假定设定范围)内，从而如图8所示，能够以使反共振点a产生的共振(为了形成反共振点a而不得不产生的共振，在本实施方式中是第一中间部件12的共振，参照图8的共振点r1)向更低速旋转侧(低频侧)漂移，包含在锁止离合器8的非锁止区域(参照图8的双点划线)。即本实施方式中，第一中间部件12的共振(两个固有振动频率较小一方的共振)是在使用减振装置10的转速区域中并不产生的假想的共振。另外，如图8所示，与减振装置10的两个固有振动频率中较小一者(第一中间部件12的固有振动频率)对应的转速变得低于锁止离合器8的锁止转速nlup，与减振装置10的两个固有振动频率中较大一者(第二中间部件14的固有振动频率)对应的转速变得高于锁止转速nlup。由此，从利用锁止离合器8执行了锁止的时刻起，能够利用从第二外侧弹簧sp12传递至从动部件16的振动和从第二内侧弹簧sp22传递至从动部件16的振动中的一者，抵消这两个振动中的另一者的至少一部分。

优选为在以满足所述式(19)的方式构成减振装置10时，使反共振点a产生的共振(参照图8的共振点r1)的振动频率比该反共振点a的振动频率fa小，并且使该振动频率成为尽可能小的值的方式，选择和设定弹簧常量k11、k12、k21、k22、km、惯性力矩j21、j22。因此，本实施方式的减振装置10中，以满足所述k11＜km＜k12＜k22＜k21这样的关系的方式，决定弹簧常量k11、k12、k21、k22、km的值。

即，减振装置10中，为了使低速旋转侧的固有振动频率f21和反共振点a的振动频率fa变得更小，将中间弹簧spm的弹簧常量km、第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的弹簧常量k11、k12设定得很小。而且，为了使低速旋转侧的固有振动频率f21变得更小，将第一、第二内侧弹簧sp21、22的弹簧常量k21、k22设定得很大。由此，能够使低速旋转侧的固有振动频率f21和反共振点a的振动频率fa更小，将从第二外侧弹簧sp12传递至从动部件16的振动和从第二内侧弹簧sp22传递至从动部件16的振动中的一者将两振动中的另一方的至少一部分抵消的转速带(频率带)的起点设定得位于更低速旋转侧(低频侧)。而且，将该转速带的起点设定于低速旋转侧，从而也能向低速旋转侧设定从第二外侧弹簧sp12传递至从动部件16的振动的相位与从第二内侧弹簧sp22传递至从动部件16的振动的相位错开180度的转速(频率)。其结果，能够允许更低的转速下的锁止，并且进一步提高在低转速区域中的振动衰减性能。

另外，减振装置10中，如图8所示，若在反共振点a附近，在从动部件16的振动的衰减峰值出现之后，发动机eg的转速进一步变高，则产生两个固有振动频率中较大的那个固有振动频率下的共振(在本实施方式中是第二中间部件14的共振，参照图8的共振点r2)，从第二外侧弹簧sp12传递至从动部件16的振动与从第二内侧弹簧sp22传递至从动部件16的振动变为同相位。即，在本实施方式的减振装置10中，在产生了所述两个固有振动频率中较小的那个固有振动频率下的共振(第一中间部件12的共振)之后到产生该两个固有振动频率中较大的那个固有振动频率下的共振(第二中间部件14的共振)之前的这段期间，从第二外侧弹簧sp12传递至从动部件16的振动和从第二内侧弹簧sp22传递至从动部件16的振动中的一者将两振动中的另一者的至少一部分抵消。因此，优选以使在比反共振点a高的转速侧(高频侧)产生的共振的频率进一步增大的方式，选择和设定弹簧常量(合成弹簧常量)k1、k2、k3、k4、k5、惯性力矩j21、j22。由此，能够使该共振(共振点r2)在振动不易显现出来的高转速区域侧产生，能够进一步提高低转速区域的减振装置10的振动衰减性能。

而且，减振装置10中，为了进一步提高锁止转速nlup附近的振动衰减性能，需要使该锁止转速nlup和与共振点r2对应的发动机eg的转速尽可能分离。因此，优选在以满足式(19)的方式构成减振装置10时，以满足nlup≤(120/n)·fa(＝nea)的方式，选择和设定弹簧常量k1、k2、k3、k4、k5、惯性力矩j21、j22。由此，能够很好地抑制振动向变速器tm的输入轴is的传递并且执行锁止离合器8的锁止，并且在锁止的执行之后，能够利用减振装置10使来自发动机eg的振动极好地衰减。

如所述那样，根据反共振点a的振动频率fa设计减振装置10，由此能够极好地提高减振装置10的振动衰减性能。而且，根据本发明者们的研究和解析，确认有在将锁止转速nlup设定为例如1000rpm前后的值的情况下，例如以满足900rpm≤(120/n)·fa≤1200rpm的方式构成减振装置10，从而得到实用性极好的结果。

另外，由式(13)和(14)可知，减振装置10的2个固有振动频率f21、f22受到第一中间部件12和第二中间部件14双方的惯性力矩j21、j22的影响。即，在减振装置10中，第一中间部件12与第二中间部件14经由中间弹簧spm相互连结，所以来自中间弹簧spm的力(参照图7的白色箭头)作用于第一中间部件12、第二中间部件14双方，从而第一中间部件12的振动与第二中间部件14的振动相关(两者的振动相互影响)。这样第一中间部件12的振动与第二中间部件14的振动相关，从而固有振动频率f21、f22受到第一中间部件12和第二中间部件14双方的惯性力矩j21、j22的影响。因此，减振装置10中，能够抑制第一中间部件12和第二中间部件14的重量即惯性力矩j21、j22的增加，并且使两个固有振动频率f21、f22中较小一者的共振容易向低速旋转侧即非锁止区域漂移，能够以在驱动器部件11的转速更低的状态下更好地产生由从动部件16形成的振动的抵消的方式，容易且适当地设定固有振动频率f21、f22和反共振点a的振动频率fa。

而且，减振装置10中，在两个固有振动频率f21、f22受到第一中间部件12和第二中间部件14双方的惯性力矩j21、j22的影响之后，调整第一中间部件12和第二中间部件14的惯性力矩j21、j22，从而如图8所示，使反共振点a的振动频率fa成为与比较例的减振装置的反共振点的振动频率fa′大致相同的值，并且与所述比较例的减振装置相比，能够使低速旋转侧的固有振动频率f21(共振点r1)容易向非锁止区域的更加低速旋转侧漂移。由此，减振装置10中，与比较例的减振装置(参照图8的虚线)相比，能够使反共振点a附近的振动水平进一步降低。这样，进一步减小低速旋转侧的固有振动频率f21，使反共振点a附近的振动水平进一步降低，从而，即使是伴随着具有停缸功能的发动机eg的减缸运转的执行，来自该发动机eg的振动的次数降低的情况下，也能将锁止转速nlup保持得更低。

另外，根据本发明者们的解析，明确了利用中间弹簧spm使第一中间部件12和第二中间部件14相互连结并使两者的振动相关，从而从所述第一、第二、第三扭矩传递路径p1、p2、p3传递至从动部件16的振动容易相互抵消，能进一步减小反共振点a附近的从动部件16的实质上振动振幅、能减小第二外侧弹簧sp12与第二内侧弹簧sp22之间的扭矩振幅(扭矩变动)之差(使两者的扭矩振幅更接近)。因此，减振装置10中，能够允许更低的转速下的锁止(发动机eg与驱动器部件11的连结)，并且进一步提高来自发动机eg的振动有变大倾向的低转速区域的振动衰减性能。

这里，上述式(13)中，若k5＝0，则省略了中间弹簧spm的比较例的减振装置的第一中间部件的固有振动频率f21′如下式(20)所示，上述式(14)中，若k5＝0，则比较例的减振装置的第二中间部件的固有振动频率f22′如下式(21)所示。由式(20)和(21)可知，在比较例的减振装置中，第一中间部件的固有振动频率f21′不受第二中间部件的惯性力矩j22的影响，第二中间部件的固有振动频率f22′不受第一中间部件的惯性力矩j21的影响。由此可知，与比较例的减振装置相比，在减振装置10中，能够提高第一中间部件12和第二中间部件14的固有振动频率f21、f22的设定的自由度。

[数式10]

另外，上述式(6)中，若k5＝0，则比较例的减振装置的反共振点的振动频率fa′如下式(22)所示。比较式(6)与式(22)，在弹簧常量k1、k2、k3、k4、惯性力矩j21、j22相同的情况下，比较例的减振装置的反共振点的振动频率fa′比减振装置10的反共振点a的振动频率fa小。但是，在减振装置10中，主要通过适当地选择第一中间部件12和第二中间部件14的惯性力矩j21、j22，从而能够容易设定为与比较例的减振装置(参照图8的虚线)的反共振点的振动频率fa′大致相同的值。

[数式11]

而且，所述减振装置10中，在减振装置10的径向上，弹簧常量(刚性)比第一、第二内侧弹簧sp21、sp22小的第一、第二外侧弹簧sp11、sp12配置于第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的外侧。由此，能够进一步增大第一中间部件12的惯性力矩j21，并且使第一、第二外侧弹簧sp11、sp12刚性降得更低，能够进一步减小该第一中间部件12的固有振动频率(f21)。另外，减振装置10中，刚性低且比较轻的第一、第二外侧弹簧sp11、sp12配置于减振装置10的外周侧，并且刚性高且比较重的第一、第二内侧弹簧sp21、sp22配置于减振装置10的中心轴ca侧。由此，通过低刚性带来的外周侧的第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的轻型化来减少两者的滞后现象，并且使作用于内周侧的第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的离心力降低，能够减少两者的滞后现象。因此，减振装置10中，减小因离心力而在与弹簧sp11、sp12、sp21、sp22对应的旋转构件之间产生的摩擦力，能够进一步减小装置整体的滞后现象。其结果，减振装置10中，更接近上述反共振点a的应衰减的振动(共振)的频率，从而能够极好地提高振动衰减性能。

而且，本实施方式的减振装置10中，第一中间部件12构成为惯性力矩j21比第二中间部件14的惯性力矩j22大，而且与涡轮5连结为一体旋转。由此，能够进一步减小低频侧的固有振动频率f21，使反共振点a附近的振动水平进一步降低。另外，若将第一中间部件12以与涡轮5一体旋转的方式与涡轮5连结，则能够进一步增大该第一中间部件12的实质上的惯性力矩j21(第一中间部件12、涡轮5等的惯性力矩的合计值)。由此，能够进一步减小低频侧的固有振动频率f21，将该第一中间部件12的共振点设定于更偏向低速旋转侧(低频侧)。

以上说明了假定不存在滞后现象的减振装置10的基本设计顺序，但在含有多个弹簧sp11、sp12、sp21、sp22、spm的减振装置10中，实际上很难消除滞后现象。另外，在含有第一、第二扭矩传递路径p1、p2的减振装置10中，从第二外侧弹簧sp12传递至从动部件16的振动的相位相对于从第二内侧弹簧sp22传递至从动部件16的振动的相位错开180度的频率会因滞后现象而从理论值向高频侧(高速旋转侧)错动。而且，若产生这样的向相位反转的高频侧的错动，则来自第二外侧弹簧sp12的振动与来自第二内侧弹簧sp22的振动抵消，从而从动部件16的振动振幅最小的频率也向高频侧(高速旋转侧)错动。鉴于此，本发明者们对减振装置10、比较例的减振装置的滞后现象对于由低频侧的固有振动频率下的共振引起的振动的相位反转造成的影响做了详查。

本发明者们首先对使理论上的反共振点的振动频率fa′(参照所述式(18))与由减振装置整体和车辆的驱动轴的振动引起的共振(在驱动器部件与驱动轴之间产生的振动引起的共振)的频率ftag大体一致的比较例的减振装置的模型进行模拟，验证由低频侧的固有振动频率f21′的共振引起的振动的相位变化。图15用虚线表示比较例的减振装置的模拟结果。如图15所示，比较例的减振装置中，如图中虚线所示，明确了两个扭矩传递路径的振动的相位偏差180度的频率fr′，向频率比应衰减的振动的频率ftag(与之对应的发动机转速)高的高频侧(高速旋转侧)错动。因此，可认为比较例的减振装置能够很好地衰减由该减振装置整体和车辆的驱动轴的振动引起的共振。

而且，本发明者们对使理论上的反共振点a的振动频率fa(参照所述式(6))与由减振装置10整体和车辆的驱动轴的振动引起的共振的频率ftag(与比较例的情况相同的值)大体一致的减振装置10的模型进行模拟，验证了减振装置10的低频侧的固有振动频率f21下的共振引起的振动的相位变化。图15用实线表示减振装置10的模拟结果。由图15的模拟结果可知，在如上述那样构成的减振装置10中，与比较例的减振装置相比，能够很好地减少滞后现象对于低频侧的固有振动频率f21下的共振引起的振动的相位反转造成的影响。

即在含有中间弹簧spm的减振装置10中，如上述那样，调整第一中间部件12和第二中间部件14的惯性力矩j21、j22，从而能够容易使低频侧的固有振动频率f21下的共振、即第一中间部件12的共振向低频侧漂移。另外，在减振装置10中，第一、第二外侧弹簧sp11、sp12和第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的弹簧常量k11、k12、k21、k22满足k11＜k21、k11/k21≠k12/k22这样的关系。由此，能够经由含有中间弹簧spm的第三扭矩传递路径p3从第二中间部件14向第一中间部件12传递扭矩(平均扭矩的一部分)，减小第一外侧弹簧sp11的扭矩分担，减小弹簧常量k11(刚性降低)，由低刚性带来的第一外侧弹簧sp11的轻型化，能够降低在该第一外侧弹簧sp11与旋转构件之间产生的摩擦力。因此，使第一外侧弹簧sp11的滞后现象降低，如图15中用细实线所示那样，能够使由固有振动频率f21下的共振、即第一中间部件12的共振引起的从第二外侧弹簧sp12传递至从动部件16的振动(第一扭矩传递路径p1的振动)的相位反转迅速结束(使相位变化的角度陡峭)。其结果，在减振装置10中，减少滞后现象对相位反转造成的影响，如图15中的实线所示，能够使从第二外侧弹簧sp12传递至从动部件16的振动的相位相对于从第二内侧弹簧sp22传递至从动部件16的振动的相位错开180度的频率fr向频率比应衰减的振动的频率ftag低的低频侧(低速旋转侧)漂移。

而且，减振装置10中，第一、第二外侧弹簧sp11、sp12和第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的弹簧常量k11、k12、k21、k22满足k11/k21＜k12/k22、k11＜k12＜k22＜k21这样的关系。在这样的关系成立的情况下，经由含有中间弹簧spm的第三扭矩传递路径p3从第二中间部件14向第一中间部件12传递扭矩(平均扭矩的一部分)，由第一中间部件12与从动部件16之间的第二外侧弹簧sp12传递的扭矩增加。另外，在理论上，对驱动器部件11输入的输入扭矩t(第一外侧弹簧sp11的传递扭矩与第一内侧弹簧sp21的传递扭矩之和)、同第二外侧弹簧sp12的传递扭矩与第二内侧弹簧sp22的传递扭矩之和相等。因此、在满足k11/k21＜k12/k22、k11＜k12＜k22＜k21这样的关系的情况下，能够进一步减小第一外侧弹簧sp11的扭矩分担，进一步减小第一外侧弹簧sp11的弹簧常量k11(刚性降低)，并且还能减小第二外侧弹簧sp12的弹簧常量k12(刚性降低)。因此，减振装置10中，由于低刚性带来的第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的轻型化，能够进一步减小在两者与旋转构件之间产生的摩擦力即滞后现象，并且使固有振动频率f21下的共振、即第一中间部件12的共振向更低频侧漂移。其结果，如图15中的粗实线所示，能够更好地减少上述频率fr的由滞后现象引起的向高频侧的错动。

图16是表示分别被从驱动器部件11传递扭矩的第一外侧弹簧sp11、第一内侧弹簧sp21的扭矩分担比γ1、分别向从动部件16传递扭矩的第二外侧弹簧sp12、第二内侧弹簧sp22的扭矩分担比γ2、减振装置10的振动衰减性能之间关系的说明图。本发明者们对扭矩分担比γ1、γ2、与对驱动器部件11输入的输入扭矩t是小于上述扭矩t1的规定值时(弹簧sp11、sp12、sp21、sp22、spm全部的弯曲被允许时)的减振装置10的振动衰减性能之间关系进行了解析。在将第一外侧弹簧sp11从驱动器部件11向第一中间部件12传递的扭矩设为“t11”，第一内侧弹簧sp21从驱动器部件11向第二中间部件14传递的扭矩设为“t21”时，扭矩分担比γ1用γ1＝t11/(t11+t21)表示。在将第二外侧弹簧sp12从第一中间部件12向从动部件16传递的扭矩设为“t12”，第二内侧弹簧sp22从第二中间部件14向从动部件16传递的扭矩设为“t22”时，扭矩分担比γ2用γ2＝t12/(t12+t22)表示。另外，如上述那样，输入扭矩t与扭矩t11、t21、t12、t21之间，理论上有t＝t11+t21＝t12+t22这样的关系成立。此外，该解析中，减振装置10的振动衰减性能与图8等相同，根据从动部件16的振动振幅(扭矩变动)做评价。

像减振装置10那样，在经由含有中间弹簧spm的第三扭矩传递路径p3从第二中间部件14向第一中间部件12传递扭矩(平均扭矩的一部分)的情况下，扭矩分担比γ1、γ2包含在图16中表示γ1＝γ2的线段的图中的上侧的区域x内(除了表示γ1＝γ2的线段上)。所述区域x是γ1＜γ2即t11/(t11+t21)＜t12/(t12+t22)这样的关系成立的区域。本发明者们通过解析求出抑制弹簧sp11、sp12、sp21、sp22、spm的卷绕直径、轴向长度的增加、即减振装置10的大型化并且能够很好地确保振动衰减性能的区域x内的范围。

而且，解析的结果明确了，在扭矩分担比γ1、γ2包含在图16所示的区域y内的情况下，能够抑制减振装置10的大型化并且能很好地确保振动衰减性能。区域y是满足γ1＜γ2、0.07≤γ1＝t11/(t11+t21)≤0.28以及0.12≤γ2＝t12/(t12+t22)≤0.42的区域。而且，根据本发明者们的解析，明确了在扭矩分担比γ1、γ2包含在图16所示的区域y内的区域z内的情况下，能够进一步提高减振装置10的振动衰减性能。区域z是大体满足γ1＜γ2、0.1≤γ1＝t11/(t11+t21)≤0.25以及0.13≤γ2＝t12/(t12+t22)≤0.39的区域。因此，减振装置10可以构成为满足γ1＜γ2、0.07≤γ1＝t11/(t11+t21)≤0.28以及0.12≤γ2＝t12/(t12+t22)≤0.42，更优选为满足γ1＜γ2、0.1≤γ1＝t11/(t11+t21)≤0.25以及0.13≤γ2＝t12/(t12+t22)≤0.39。

另外，若将在第一中间部件12和第二中间部件14之间中间弹簧spm传递的扭矩设为“tm”，则γ2-γ1＝tm/(t11+t21)＝tm/(t12+t22)。上述值(γ2-γ1)表示中间弹簧spm的传递扭矩相对于输入扭矩t(从从动部件16输出的扭矩)所占的比例，根据本发明者们的解析，明确了满足0＜γ2-γ1≤0.35，就能够抑制减振装置10的大型化并且很好地确保振动衰减性能。此外，由于损失等，t11+t21＝t12+t22这样的关系严格来说并不成立，所以减振装置10也可以构成为满足0＜γ2-γ1≤0.35和0＜tm/(t12+t22)≤0.35中的任意一者。

图17是例示与考虑滞后现象的情况下的减振装置10和省略中间弹簧spm的比较例的减振装置中的从动部件处的振动振幅(扭矩变动)与发动机eg的转速之间的关系的说明图。图17中，实线表示减振装置10的从动部件处的振动振幅(扭矩变动)的考虑了滞后现象的模拟结果，虚线表示比较例的减振装置的从动部件处的振动振幅(扭矩变动)的考虑了滞后现象的模拟结果。在上述模拟中使用的减振装置10的模型，通过以满足k11＜km＜k12＜k22＜k21这样的关系、γ1＜γ2、0.07≤γ1＝t11/(t11+t21)≤0.28、以及0.12≤γ2＝t12/(t12+t22)≤0.42这样的关系，并且以使理论上的反共振点a的振动频率fa与由上述减振装置10整体和车辆的驱动轴的振动引起的共振的频率ftag大体一致的方式决定各种参数来构建。另外，在模拟中使用的比较例的减振装置的模型，通过以使理论上的反共振点的振动频率fa′与由该减振装置整体和车辆的驱动轴的振动引起的共振的频率ftag(与减振装置10的情况相同的值)大体一致的方式决定各种参数来构建的。

如图17所示，与比较例的减振装置相比，减振装置10中，能够使反共振点a产生的低频侧的固有振动频率f21下的共振、即第一中间部件12的共振，向更加低频侧漂移，与该反共振点a分离。因此，减振装置10中，能理解出，使反共振点a的振动频率fa更接近应衰减的振动(共振)的频率ftag，从而与比较例的减振装置相比，能够极好地提高振动衰减性能。其结果，在含有减振装置10的起步装置1中，与比较例的减振装置相比，能够将锁止离合器8的锁止转速nlup设定于更靠低速旋转侧(例如比与频率ftag对应的发动机eg的转速低的转速)。即以满足k11＜km＜k12＜k22＜k21的方式选择弹簧常量k11、k12、k21、k22、km，从而能够经由中间弹簧spm从第二中间部件14向第一中间部件12适当地传递扭矩，能够极好地提高减振装置10的振动衰减性能。

此外，所述减振装置10中，也可以使与配置于第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的径向内侧的第一、第二内侧弹簧sp21、sp22对应的第二中间部件14的固有振动频率比第一中间部件12的固有振动频率小。即，可以根据上述式(13)决定第二中间部件14的固有振动频率，并且根据上述式(14)决定第一中间部件12的固有振动频率。而且，在这种情况下，也可以使第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的弹簧常量k21、k22中较小一者小于第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的弹簧常量k11、k12中较小一者。即，在这种情况下，可以以满足k21≠k11、k21/k11≠k22/k12这样的关系的方式选择弹簧常量k11、k12、k21、k22，更详细地说，可以以满足k21/k11＜k22/k12、k21＜km＜k22＜k12＜k11这样的关系的方式选择弹簧常量k11、k12、k21、k22、km。

这样构成的减振装置10中，与固有振动频率比第一中间部件12小的第二中间部件14对应的第一、第二内侧弹簧sp21、sp22，配置在与第一中间部件12对应的第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的径向内侧。由此，能够进一步增大刚性高的第一、第二外侧弹簧sp11、sp12的扭转角(行程)，能够允许对驱动器部件11传递大的扭矩并且使第一、第二外侧弹簧sp11、sp12刚性降低。其结果，进一步减小减振装置10的等效刚度keq，并且能够使含有减振装置10的振动系整体的共振、即由减振装置10整体和车辆的驱动轴的振动引起的共振(在驱动器部件与驱动轴之间产生的振动的共振)，向更靠低速旋转侧(低频侧)漂移。因此，减振装置10中，使所述反共振点a的振动频率更接近该振动系整体的共振的频率，从而能够极好地提高振动衰减性能。

另外，所述减振装置10中，第一内侧弹簧sp21的弹簧常量k21比第二内侧弹簧sp22的弹簧常量k22大(k22＜k21)，但不限于此。即，为了容易设计减振装置10，也可以使第一内侧弹簧sp21的弹簧常量k21、卷绕直径、轴向长度这些参数、与第二内侧弹簧sp22的弹簧常量k22、卷绕直径、轴向长度这些参数相同(k22＝k21)。

而且，减振装置10中，中间弹簧spm的弹簧常量km可以设定为比第一、第二外侧弹簧sp11、sp12和第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的弹簧常量k11、k12、k21、k22小。即，如上述那样，随着中间弹簧spm的合成弹簧常量k5变小，低速旋转侧(低频侧)的固有振动频率f21、反共振点a的振动频率fa变小(参照图13)。因此，若使中间弹簧spm的弹簧常量(刚性)km比弹簧常量k11、k12、k21、k22小，则能够进一步减小固有振动频率f21和振动频率fa。而且，采用上述构成，还能够将从第二外侧弹簧sp12传递至从动部件16的振动和从第二内侧弹簧sp22传递至从动部件16的振动中一个振动抵消另一个振动的至少一部分的转速带的起点设定于更靠低速旋转侧。此外，将该转速带的起点设定于低速旋转侧，能够将从第二外侧弹簧sp12传递至从动部件16的振动的相位与从第二内侧弹簧sp22传递至从动部件16的振动的相位错开180度的转速(频率)也设定于低速旋转侧(低频侧)。在该情况下，第一、第二外侧弹簧sp11、sp12和第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的弹簧常量k11、k12、k21、k22至少满足k11≠k21、k11/k21≠k12/k22这样的关系较佳。

另外，减振装置10中，中间弹簧spm的弹簧常量km可以设定为比第一、第二外侧弹簧sp11、sp12和第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的弹簧常量k11、k12、k21、k22大。即，如上述那样，随着中间弹簧spm的合成弹簧常量k5变大，低速旋转侧(低频侧)的固有振动频率f21与反共振点a的振动频率fa之差(fa-f21)变大(参照图13)。因此，若使中间弹簧spm的弹簧常量(刚性)km比弹簧常量k11、k12、k21、k22大，则能够增大固有振动频率f21与振动频率fa之差(fa-f21)之差，能够使从第二外侧弹簧sp12传递至从动部件16的振动和从第二内侧弹簧sp22传递至从动部件16的振动中一个振动抵消另一个振动的至少一部分的转速带更大，即，能很好地降低从动部件16的振动水平的范围更大。

在这种情况下，为了使固有振动频率f21与反共振点a的振动频率fa进一步变小，并且两者之差(fa-f21)进一步增大，调整第一、第二外侧弹簧sp11、sp12和第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的弹簧常量k11、k12、k21、k22较佳。就上述构成而言，从为了进一步减小固有振动频率f21和反共振点a的振动频率fa而设定弹簧常量k11、k12、k21、k22的数值设定的容易程度来看，适用于对驱动器部件11输入的最大输入扭矩比较小，所要求的等效刚度keq较低的减振装置很有利。在该情况下，第一、第二外侧弹簧sp11、sp12和第一、第二内侧弹簧sp21、sp22的弹簧常量k11、k12、k21、k22至少满足k11≠k21、k11/k21≠k12/k22这样的关系较佳。

而且，减振装置10中，除了第一、第二、第三扭矩传递路径p1、p2、p3之外，还可以含有例如与第一、第二扭矩传递路径p1、p2并列设置的至少一个扭矩传递路径。而且，可以在减振装置10的例如第一、第二扭矩传递路径p1、p2中至少任一者分别追加设置至少1组中间部件和弹簧(弹性体)。

另外，起步装置1中，在执行使发动机eg和变速器tm的输入轴(驱动器部件11)的实际转差速度(实际旋转速度差)(slipspeed)与目标转差速度一致的转差控制的情况下，可以使所述反共振点a的振动频率fa与执行转差控制时产生的强烈抖振的频率fs一致，或是设定为该强烈抖振的频率fs的附近的值。由此，能够进一步减少执行转差控制时产生的强烈抖振。此外，若将一体旋转的锁止活塞80和驱动器部件11的惯性力矩设为“jpd”，则能使用该惯性力矩jpd和减振装置10的等效刚度keq，将强烈抖振的频率fs表示为fs＝1/2π·√(keq/jpd)。

如以上说明那样，本发明的减振装置是具有输入构件(11)和输出构件(16)的减振装置(10)，来自发动机(eg)的扭矩传递至所述输入构件，该减振装置(10)具备第一中间构件(12)、第二中间构件(14)、在所述输入构件(11)与所述第一中间构件(12)之间传递扭矩的第一弹性体(sp11)、在所述第一中间构件(12)与所述输出构件(16)之间传递扭矩的第二弹性体(sp12)、在所述输入构件(11)与所述第二中间构件(14)之间传递扭矩的第三弹性体(sp21)、在所述第二中间构件(14)与所述输出构件(16)之间传递扭矩的第四弹性体(sp22)、在所述第一中间构件(12)与所述第二中间构件(14)之间传递扭矩的第五弹性体(spm)，所述第三弹性体(sp21)和第四弹性体(sp22)配置得比所述第一弹性体(sp11)和第二弹性体(sp12)靠径向内侧，所述输入构件(11)含有：第一输入部件(111)，该第一输入部件具有与所述第一弹性体(sp11)的周向的端部抵接的第一抵接部(111c)，被第一支承部(71)支承为能够旋转；和第二输入部件(112)，该第二输入部件与所述第一输入部件(111)一体旋转，具有在比所述第一抵接部(111c)靠径向内侧的位置与所述第三弹性体(sp21)的端部抵接的第二抵接部(112c)，所述第二输入部件被设置在与所述第一支承部(71)不同的位置的第二支承部(72)支承为能够旋转。

在该减振装置中，能够针对第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体它们全部的弯曲受到允许的状态，在装置整体设定出两个固有振动频率。而且，根据本发明者们的研究和解析，明确了含有所述第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体的减振装置的固有振动频率，随着第五弹性体的刚性降低而变小，与减振装置的相对于第一～第四弹性体的刚性的变化表现出的该等效刚度的变化相比，减振装置的相对于第五弹性体的刚性的变化表现出的等效刚度的变化大幅度变小。因此，能够通过调整第五弹性体的刚性，来适当地保持减振装置的等效刚度，并且抑制第一中间部件和第二中间构件的重量(惯性力矩)的增加，容易适当地设定装置整体的两个固有振动频率。另外，该减振装置中，能够使来自与第一弹性体和第二弹性体双方抵接的输入构件的载荷分散于第一、第二支承部，所以能够抑制该输入构件的支承部和装置整体的大型化并且提高耐久性。

而且，所述输入构件(11、111b)可以沿径向支承所述第一中间构件(12)。

另外，所述输入构件可以含有与所述第一输入部件和第二输入部件一体旋转的第三输入部件，所述第二输入部件和第三输入部件可以沿径向支承所述第三弹性体和第四弹性体。

而且，所述第一输入部件(11)可以具有沿轴向延伸并与所述第一弹性体(sp11)的周向的端部抵接的抵接部(111c)。

另外，所述第一输入部件(111)可以具有径向的间隙地与所述第二输入部件嵌合。由此，能够将第一输入部件和第二输入部件双方支承(调心)为能够分别独立地旋转并且能够使两者一体旋转。

而且，所述减振装置(10)可以具备被所述第一支承部(71)支承为能够旋转并且被传递来自所述发动机(eg)的扭矩的动力输入部件(80)，所述第一输入部件(111)可以被固定于所述动力输入部件(80)。

另外，所述第二支承部(72)可以被设置为，至少在轴向上相对于所述第一支承部(71)错开。

而且，所述第五弹性体可以配置为，沿周向与所述第一弹性体和第二弹性体排列。由此，能够进一步缩短减振装置的轴向长度，并且很好地确保第一、第二、第五弹性体的行程。

另外，所述输入构件(11)可以含有第三输入部件(113)，该第三输入部件具有与所述第三弹性体(sp21)的端部抵接的第三抵接部(113c)并且与所述第二输入部件(112)连结为与之沿轴向排列，所述第二输入部件(112)和第三输入部件(113)可以以沿周向交替排列的方式支承所述第三弹性体(sp21)和第四弹性体(sp22)，所述输出构件(16)可以是，在轴向上配置于所述第二输入部件(112)和第三输入部件(113)之间，并且具有与所述第二弹性体(sp12)的端部抵接的抵接部(16co)和与所述第四弹性体(sp22)的端部抵接的抵接部(16ci)。由此，能够抑制第二输入部件和第三输入部件间的距离的增加，减小从在输入构件等旋转时接受离心力的第三弹性体和第四弹性体施加于第二输入部件和第三输入部件的要使两者变形的力(将两者拉开的方向的力)。其结果，能够抑制第二输入部件和第三输入部件的连结部、减振装置整体的大型化，并且很好地确保该连结部的强度、耐久性等。

而且，所述第一中间部件和第二中间构件中的一者(12)可以连结于与泵轮(4)一起构成流体传动装置的涡轮(5)，并与之一体旋转。由此，能够进一步增大第一中间部件和第二中间构件中的一者的实质上的惯性力矩(惯性力矩的合计值)，所以能够进一步减小减振装置的两个固有振动频率中较小的那个振动频率。

另外，所述第一中间构件(12)可以含有弹性体支承部件(121)，该弹性体支承部件被所述输入构件(11、111)沿径向支承，并将所述第一弹性体和第二弹性体(sp11、sp12)支承为沿周向交替排列，并且具有在相互相邻的所述第一弹性体和第二弹性体(sp11、sp12)之间与两者的端部抵接的抵接部(121c)；和连结部件(122)，该连结部件与所述涡轮(5)连结为一体旋转并，且具有在相互相邻的所述第一弹性体和第二弹性体(sp11、sp12)之间与两者的端部抵接的抵接部(122c)。由此，能够实现减振装置整体的紧凑化，并且在配置于径向外侧的第一弹性体和第二弹性体双方上连结第一中间构件，并且将该第一中间构件与涡轮连结。此外，使弹性体支承部件的抵接部和连结部件的抵接部双方抵接于第一弹性体和第三弹性体的端部，从而能够使第一弹性体和第三弹性体平稳地伸缩。

而且，经由所述第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体它们全部从所述输入构件向所述输出构件传递扭矩时的所述第一中间构件(12)的固有振动频率，可以小于经由第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体它们全部从所述输入构件向所述输出构件传递扭矩时的所述第二中间构件(14)的固有振动频率。

另外，所述第一弹性体(sp11)的刚性和所述第二弹性体(sp12)中刚性较小的一者可以小于所述第三弹性体的刚性(sp21)和所述第四弹性体(sp22)中刚性较小一者。

而且，经由所述第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体它们全部从所述输入构件向所述输出构件传递扭矩时的所述第二中间构件(14)的固有振动频率，可以小于经由第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体它们全部从所述输入构件向所述输出构件传递扭矩时的所述第一中间构件(12)的固有振动频率。

另外，所述第三弹性体(sp21)的刚性和所述第四弹性体(sp22)的刚性中较小的一者可以小于所述第一弹性体(sp11)的刚性和所述第二弹性体(sp12)的刚性中较小的一者。

而且，所述减振装置(10)可以构成为，在被传递至所述输入构件(11)的扭矩(t)达到预先决定的阈值(t1)以上之前，所述第一弹性体、第二弹性体、第三弹性体、第四弹性体以及第五弹性体(sp11、sp12、sp21、sp22、spm)的弯曲不被限制。由此，能够很好地使传递至输入构件的扭矩比较小、该输入构件的转速低的时的减振装置的振动衰减性能提高。

另外，所述输出构件(16)可以直接或者间接地与变速器(tm)的输入轴(is)连结。

而且，本发明不限定于任一上述实施方式，在本发明的扩展范围内可以进行各种改变。而且，所述实施方式只是发明内容一栏记载的发明的一种具体方式，不是限定发明内容一栏记载的发明的技术特征。

工业上利用的可能性

本发明能够用于减振装置的制造领域等。