振动衰减装置 |
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| 申请号 | CN201680037289.1 | 申请日 | 2016-07-15 | 公开(公告)号 | CN107709826B | 公开(公告)日 | 2019-08-16 |
| 申请人 | 爱信艾达株式会社; 国立大学法人大分大学; 国立大学法人鹿儿岛大学; | 发明人 | 泷川由浩; 长井大树; 轮嶋雅树; 坂本贵生; 刘孝宏; 中江贵志; 松崎健一郎; | ||||
| 摘要 | 本 发明 提供一种振动衰减装置，振动衰减装置(20)具有：经由第一连结轴(A1)连结于从动部件(15)并且能够伴随着该从动部件(15)的旋转绕第一连结轴(A1)摆动的 曲柄 部件(22)；以及经由曲柄部件(22)和 连接杆 (23)连结于从动部件(15)并且伴随着该从动部件(15)的旋转以与曲柄部件(22)连动的方式绕旋转中心(RC)摆动的惯性 质量 体(24)，伴随着从动部件(15)的旋转作用于该曲柄部件(22)的离心 力 的在与从第一连结轴(A1)的中心朝向 重心 (G)的方向 正交 的方向上的分力作为用于使惯性质量体(24)返回摆动范围的中央的恢复力而始终作用于曲柄部件(22)，该分力在惯性质量体(24)位于摆动范围的中央时最大。 | ||||||
| 权利要求 | 1.一种振动衰减装置，具有：支承部件，其绕供来自发动机的扭矩传递的旋转构件的旋转中心与该旋转构件一体旋转；恢复力产生部件，其经由连结轴连结于上述支承部件，并且能够伴随着该支承部件的旋转而绕上述连结轴摆动；以及惯性质量体，其经由上述恢复力产生部件连结于上述支承部件，并且伴随着该支承部件的旋转而以与该恢复力产生部件连动的方式绕上述旋转中心摆动，通过将相位与从上述发动机传递来的振动相反的振动从上述惯性质量体向上述旋转构件传递，从而上述振动衰减装置对上述旋转构件的振动进行衰减， |
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| 说明书全文 | 振动衰减装置技术领域[0001] 本发明涉及使旋转构件的振动衰减的振动衰减装置。 背景技术[0002] 以往，公知有一种减振器,其具备：具有与曲轴连结的作为曲柄部件的第一连杆以及与该第一连杆连结的作为连接杆的第二连杆的连杆机构；与第二连杆连结并且经由连杆机构相对于曲轴连结为能够相对转动规定角度的环状的惯性体(例如参照专利文献1)。该减振器中，曲轴与第一连杆的连结点相对于惯性体与第二连杆的连结点在圆周方向分离，在第一连杆形成有质量体。连杆机构的第一连杆以及第二连杆在曲轴旋转时欲保持与分别作用的离心力相互均衡的状态。因此，欲将连杆机构保持在平衡状态(均衡状态)的力(旋转方向的力)作用于惯性体，惯性体借助该力进行与经由弹簧部件连结于旋转轴时大致相同的运动。由此，连杆机构作为弹簧部件发挥功能，并且惯性体作为质量体发挥功能，从而减少曲轴所产生的扭转振动。 [0003] 专利文献1：日本特开2001-263424号公报 [0004] 为了利用上述现有的减振器很好地衰减目标的振动，在将减振器的等效刚度设为“K”，等效质量设为“M”时，需要使以q＝√(K/M)表示的减振器的振动次数q尽可能接近该目标的振动的次数。另外，上述减振器中，等效刚度K取决于欲使第一以及第二连杆返回平衡状态的位置的恢复力，即主要作用于第一连杆的离心力的分力。然而，在专利文献1记载的减振器中，在摆动范围的中央该离心力的分力为零(参照图11的虚线)，所以整个摆动范围难以充分确保上述恢复力。而且，上述减振器中若想为了增大恢复力而增大第一连杆(曲柄部件)、惯性体的重量，则会导致减振器整体的重量增加、大型化。另外，上述减振器中，由于重量、尺寸的制约而无法增加第一连杆的重量的情况下，无法衰减目标的振动。 发明内容[0005] 因此，本发明的主要目的是提供一种能够抑制装置整体的重量增加、大型化并且能够进一步提高振动衰减性能的振动衰减装置。 [0006] 本发明的振动衰减装置具有：支承部件，其绕供来自发动机的扭矩传递的旋转构件的旋转中心与该旋转构件一体旋转；恢复力产生部件，其经由连结轴连结于上述支承部件，并且能够伴随着该支承部件的旋转而绕上述连结轴摆动；以及惯性质量体，其经由上述恢复力产生部件连结于上述支承部件，并且伴随着该支承部件的旋转而以与该恢复力产生部件连动的方式绕上述旋转中心摆动，上述振动衰减装置对上述旋转构件的振动进行衰减，其中，在上述支承部件旋转时，伴随着该支承部件的旋转而作用于该恢复力产生部件的离心力的在与从上述连结轴的中心朝向上述恢复力产生部件的重心的方向正交的方向上的分力，作为用于使上述惯性质量体返回摆动范围的中央的恢复力而始终作用于上述恢复力产生部件，上述分力在上述惯性质量体位于上述摆动范围的上述中央时最大。 [0007] 该振动衰减装置中，伴随着支承部件的旋转作用于恢复力产生部件的离心力的在与从连结轴的中心朝向该恢复力产生部件的重心的方向正交的方向上的分力，作为用于使惯性质量体返回摆动范围的中央的恢复力(力矩)进行作用。而且，该分力在惯性质量体位于摆动范围的中央时最大。由此，相比在惯性质量体位于摆动范围的中央时作用于恢复力产生部件的离心力的在与从连结轴的中心朝向该恢复力产生部件的重心的方向正交的方向上的分力为零的情况，能够在恢复力产生部件的整个摆动范围，进一步增大作用于该恢复力产生部件的离心力相同时的恢复力。因此，该振动衰减装置中，能够抑制恢复力产生部件的重量增加，并且进一步增大振动衰减装置的等效刚度，能够提高等效刚度以及等效质量即振动次数设定的自由度。其结果，能够抑制恢复力产生部件以及装置整体的重量增加、大型化，并且进一步提高振动衰减性能。附图说明 [0008] 图1是表示具有本发明的振动衰减装置的起步装置的结构简图。 [0009] 图2是本发明的振动衰减装置的主视图。 [0010] 图3是本发明的振动衰减装置的主要部位放大剖视图。 [0011] 图4是本发明的振动衰减装置的主要部位放大剖视图。 [0012] 图5是用于说明本发明的振动衰减装置的动作的主视图。 [0013] 图6A是用于说明本发明的振动衰减装置的动作的示意图。 [0014] 图6B是用于说明本发明的振动衰减装置的动作的示意图。 [0015] 图6C是用于说明本发明的振动衰减装置的动作的示意图。 [0016] 图7是用于说明本发明的振动衰减装置的动作的示意图。 [0017] 图8是用于说明本发明的振动衰减装置的动作的主视图。 [0018] 图9是用于说明比较例的振动衰减装置的动作的示意图。 [0019] 图10A是用于说明比较例的振动衰减装置的动作的示意图。 [0020] 图10B是用于说明比较例的振动衰减装置的动作的示意图。 [0021] 图10C是用于说明比较例的振动衰减装置的动作的示意图。 [0022] 图11是表示本发明的振动衰减装置所含的恢复力产生部件的振动角度、与作用于恢复力产生部件的恢复力相对于离心力的比之间的关系的图表。 [0023] 图12是用于说明本发明的振动衰减装置的动作的示意图。 [0024] 图13是用于说明比较例的振动衰减装置的动作的示意图。 [0025] 图14是表示质量体的绕旋转中心的振动角度与通过本发明的振动衰减装置衰减的振动的次数的关系的解析结果的图表。 [0026] 图15是用于说明本发明的变形方式的振动衰减装置的示意图。 [0027] 图16是表示具有本发明的振动衰减装置的减振装置的变形方式的结构简图。 [0028] 图17是表示具有本发明的振动衰减装置的减振装置的另一变形方式的结构简图。 具体实施方式[0029] 接下来，参照附图来说明用于实施本发明的方式。 [0030] 图1是包含本发明的振动衰减装置20的起步装置1的结构简图。该图所示的起步装置1搭载于例如具备作为驱动装置(原动机)的发动机(内燃机)EG的车辆，除了振动衰减装置(4节连杆式吸振装置)20之外，还包含与发动机EG的曲轴连结的作为输入部件的前盖3、固定于前盖3并与该前盖3一体旋转的泵轮(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、在作为自动变速器(AT)、无级变速器(CVT)、双离合变速器(DCT)、混合动力变速器或者减速器的变速器(动力传递装置)TM的输入轴IS上固定的作为输出部件的减振器毂7、例如作为单板液压式离合器的锁止离合器8、减振装置10等。 [0031] 此外，以下的说明中，除了特别记明之外，“轴向”基本表示起步装置1、减振装置10(振动衰减装置20)的中心轴(轴心)的延伸方向。另外，除了特别记明之外，“径向”基本表示起步装置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的中心轴沿与该中心轴正交的方向(径向)延伸的直线的延伸方向。而且，除了特别记明之外，“周向”基本表示起步装置1、减振装置10、该减振装置10等的旋转构件的周向，即沿着该旋转构件的旋转方向的方向。 [0032] 泵轮4具有紧密固定于前盖3的未图示的泵壳、配设于泵壳的内表面的多个泵叶片(图示省略)。涡轮5具有未图示的涡轮壳、配设于涡轮壳的内表面的多个涡轮叶片(图示省略)。涡轮壳的内周部经由多个铆钉固定于减振器毂7。 [0033] 泵轮4与涡轮5相互对置，两者之间同轴地配置有定子6，定子6对从涡轮5流向泵轮4的工作油(动作流体)的流动进行整流。定子6具有未图示的多个定子叶片，定子6的旋转方向由单向离合器61设定为一个方向。上述泵轮4、涡轮5以及定子6形成使工作油循环的环面(环状流路)，作为具有扭矩增幅功能的变矩器(流体传动装置)发挥功能。但是，起步装置1中，也可以省略定子6、单向离合器61，使泵轮4以及涡轮5作为液力耦合器发挥功能。 [0034] 锁止离合器8执行经由减振装置10将前盖3与减振器毂7连结的锁止，并且解除该锁止。本实施方式中，锁止离合器8作为单板液压式离合器而构成，具有未图示的锁止活塞80，该锁止活塞80配置在前盖3的内部且是在该前盖3的靠发动机EG侧的内壁面附近，并且相对于减振器毂7嵌合为沿轴向自如移动。在锁止活塞80的外周侧且靠前盖3侧的面贴附有摩擦件，在锁止活塞80与前盖3之间，划分出经由工作油供给路、形成于输入轴IS的油路而连接于未图示的液压控制装置的锁止室(图示省略)。 [0035] 经由形成于输入轴IS的油路等从泵轮4以及涡轮5的轴心侧(单向离合器61的周边)朝径向外侧供给至泵轮4以及涡轮5(环面)的来自液压控制装置的工作油能够流入锁止离合器8的锁止室内。因此，若由前盖3和泵轮4的泵壳划分成的流体传动室9内和锁止室内保持等压，则锁止活塞80不向前盖3侧移动，锁止活塞80与前盖3不会摩擦卡合。与此相对，若利用未图示的液压控制装置将锁止室内减压，则锁止活塞80由于压力差而向前盖3移动，与前盖3摩擦卡合。由此，前盖3(发动机EG)经由减振装置10连结于减振器毂7。此外，作为锁止离合器8，也可以采用具有至少1张摩擦卡合板(多个摩擦件)的多板液压式离合器。 [0036] 如图1所示，减振装置10具有与锁止离合器8的锁止活塞80一体旋转地连结的环状的驱动部件(输入构件)11、与变速器TM的输入轴IS连结的环状的从动部件(输出构件)15，来作为旋转构件。另外，减振装置10具有在同一圆周上沿周向空开间隔地配置的多个(在本实施方式中，例如为四个)弹簧(弹性体)SP，来作为扭矩传递构件。作为弹簧SP，采用以具有在没有施加负载时呈圆弧状延伸的轴心的方式卷绕的由金属材料构成的弧形螺旋弹簧、以具有在没有施加负载时笔直地延伸的轴心的方式卷绕为螺旋状的由金属材料构成的直螺旋弹簧。另外，作为弹簧SP，也可以采用所谓的双重弹簧。 [0037] 作为减振装置10的输入构件的驱动部件11具有：以接近锁止活塞80(前盖3)的方式配置的环状的第一输入板部件；以及以比第一输入板部件更远离锁止活塞80的方式配置于泵轮4以及涡轮5侧并且经由多个铆钉连结于第一输入板部件的环状的第二输入板部件(图示皆省略)。 [0038] 第一输入板部件被减振器毂7支承为自如旋转，并且与锁止活塞80连结为一体旋转。另外，第一输入板部件具有：从前盖3(发动机EG)侧支承(引导)分别对应的弹簧SP的外周部的多个(在本实施方式中，例如为四个)外侧弹簧支承部；从前盖3侧支承(引导)分别对应的弹簧SP的内周部的多个(在本实施方式中，例如为四个)内侧弹簧支承部；以及多个(在本实施方式中，例如为四个)弹簧抵接部(图示皆省略)。第二输入板部件具有：从涡轮5(变速器TM)侧支承(引导)分别对应的弹簧SP的外周部的多个(在本实施方式中，例如为四个)外侧弹簧支承部；从涡轮5侧支承(引导)分别对应的弹簧SP的内周部的多个(在本实施方式中，例如为四个)内侧弹簧支承部；以及多个(在本实施方式中，例如为四个)弹簧抵接部(图示皆省略)。 [0039] 在第一以及第二输入板部件相互连结时，第一输入板部件的各外侧弹簧支承部与第二输入板部件的对应的外侧弹簧支承部对置，第一输入板部件的各内侧弹簧支承部与第二输入板部件的对应的内侧弹簧支承部对置。而且，各弹簧SP由构成驱动部件11的第一以及第二输入板部件支承，例如在涡轮壳的内周部的附近沿周向空开间隔(等间隔)地排列。另外，在减振装置10的安装状态下，第一以及第二输入板部件的各弹簧抵接部在相互相邻的弹簧SP之间与两者的端部抵接。 [0040] 从动部件15配置于驱动部件11的第一输入板部件与第二输入板部件之间并且经由多个铆钉或者通过焊接与涡轮5的涡轮壳一起固定于减振器毂7。由此，从动部件15经由减振器毂7连结于变速器TM的输入轴IS。另外，从动部件15具有能够与分别对应的弹簧SP的端部抵接的多个(在本实施方式中，例如为四个)弹簧抵接部(图示省略)。在减振装置10的安装状态下，从动部件15的各弹簧抵接部在相互相邻的弹簧SP之间与两者的端部抵接。由此，从动部件15经由并列地发挥作用的多个弹簧SP连结于驱动部件11。 [0041] 振动衰减装置20连结于减振装置10的从动部件15，配置于被工作油填满的流体传动室9的内部。如图2～图4所示，振动衰减装置20具有作为支承部件(第一连杆)的从动部件15、作为恢复力产生部件(第二连杆)的多个(在本实施方式中，例如为四个)曲柄部件22、作为连接部件(第三连杆)的多个(在本实施方式中，例如合计8个)连接杆23、一体的环状的惯性质量体(第四连杆)24。 [0042] 在从动部件15以从其外周沿周向空开间隔(等间隔)并朝径向外侧突出的方式形成有多个(在本实施方式中，例如为四个)突出支承部151。各曲柄部件22的一方的端部与对应的从动部件15的突出支承部151连结为自如旋转。本实施方式中，如图3所示，各曲柄部件22具有两张板部件220。各板部件220由金属板形成为具有圆弧状的平面形状，板部件220的外周缘的曲率半径设定为与惯性质量体24的外周缘的曲率半径相同。 [0043] 两张板部件220隔着对应的突出支承部151以及惯性质量体24沿减振装置10的轴向相互对置，并且经由第一连结轴A1相互连结。本实施方式中，第一连结轴A1向形成于从动部件15的突出支承部151的连结孔(圆孔)插通，第一连结轴A1的两端部被对应的板部件220的一方的端部支承。由此，各曲柄部件22(两张板部件220)相对于从动部件15连结(销结合)为能够绕第一连结轴A1自如旋转即自如摆动。此外，也可以在板部件220与第一连结轴A1之间以及突出支承部151与第一连结轴A1之间中的至少任意一方，配置滚珠轴承等轴承。 [0044] 各连接杆23由金属板形成为窄宽，如图4所示，相对于各曲柄部件22各设置有2个。即连接杆23在构成曲柄部件22的一方的板部件220与惯性质量体24的轴向之间、以及构成曲柄部件22的另一方的板部件220与惯性质量体24的轴向之间各夹装有一个。各连接杆23的一端(径向外侧的端部)经由第二连结轴A2相对于对应的板部件220连结(销结合)为自如旋转。 [0045] 本实施方式中，第二连结轴A2以其中心与通过曲柄部件22的重心G(板部件220的长边方向的中央部附近)的直线同轴地延伸的方式配置。由此，从将从动部件15(突出支承部151)和曲柄部件22连结的第一连结轴A1的中心到曲柄部件22的重心G的长度、与从第一连结轴A1的中心到将曲柄部件22和连接杆23连结的第二连结轴A2的中心的长度(轴间距离)一致。另外，曲柄部件22(板部件220)的另一方的端部相对于第二连结轴A2位于第一连结轴A1的相反侧。此外，也可以在板部件220与第二连结轴A2之间以及连接杆23与第二连结轴A2之间中的至少任意一方，配置滚珠轴承等轴承。 [0046] 惯性质量体24是由金属板形成的环状部件，如图2～图4所示，具有短的圆筒状(圆环状)的主体240、从主体240的内周面沿周向空开间隔(等间隔)地朝径向内侧突出的多个(在本实施方式中，例如为四个)突出部241。惯性质量体24的重量设定为相比一个曲柄部件22的重量足够重，且相比一个连接杆23的重量足够重。如图2所示，惯性质量体24的各突出部241配置为沿周向远离从动部件15的突出支承部151并且被2个连接杆23从轴向的两侧夹住。另外，各突出部241具有连结孔(圆孔)，经由插通于该连结孔的第三连结轴A3而与两侧的2个连接杆23的另一端(径向内侧的端部)连结(销结合)为自如旋转。由此，惯性质量体24分别经由多个连接杆23以及曲柄部件22而与作为支承部件的从动部件15连结。此外，也可以在连接杆23与第三连结轴A3之间以及突出部241与第三连结轴A3之间中的至少任意一方，配置滚珠轴承等轴承。 [0047] 而且，在本实施方式中，惯性质量体24的主体240的内周面与从动部件15的各突出支承部151的外周面滑动接触，惯性质量体24的各突出部241的内周面与相互相邻的突出支承部151间的从动部件15的外周面152滑动接触。由此，环状的惯性质量体24以其中心与固定于减振器毂7的从动部件15的旋转中心RC一致的方式被该从动部件15支承(调心)，能够绕旋转中心RC自如旋转。这样，利用从动部件15(支承部件)将惯性质量体24支承为自如旋转，从而能够实现振动衰减装置20的紧凑化。此外，为了利用从动部件15将惯性质量体24支承为自如旋转，使主体240的内周面以及突出部241的内周面中的至少任意一方相对于从动部件15滑动接触即可。 [0048] 振动衰减装置20中，借助来自发动机EG的动力旋转的作为第一连杆(旋转构件)的从动部件15、和自如旋转地与该从动部件15连结的各曲柄部件22相互成为转动副。另外，曲柄部件22、和自如旋转地与该曲柄部件22连结的连接杆23相互成为转动副。而且，惯性质量体24通过与连接杆23连结为自如旋转而与该连接杆23成为转动副，被从动部件15支承为自如旋转，从而与该从动部件15成为转动副。即从动部件15、曲柄部件22、连接杆23以及惯性质量体24构成以从动部件15为固定节的4节旋转连锁机构。 [0049] 另外，如图2所示，在从动部件15的旋转中心RC到将从动部件15和曲柄部件22(板部件220)连结的第一连结轴A1的中心的长度(旋转中心RC与第一连结轴A1的轴间距离)设为“L1”，第一连结轴A1的中心到将曲柄部件22(板部件220)和连接杆23连结的第二连结轴A2的中心的长度(第一连结轴A1与第二连结轴A2的轴间距离)设为“L2”，第二连结轴A2的中心到将连接杆23和惯性质量体24连结的第三连结轴A3的中心的长度(第二连结轴A2与第三连结轴A3的轴间距离)设为“L3”，第三连结轴A3的中心到旋转中心RC的长度(第三连结轴A3与旋转中心RC的轴间距离)设为“L4”时，从动部件15、曲柄部件22、连接杆23以及惯性质量体24构成为满足L1+L2＞L3+L4这样的关系。 [0050] 而且，连接杆23构成为第二连结轴A2与第三连结轴A3的轴间距离L3比轴间距离L1、L2以及L4短，并且在不妨碍曲柄部件22、连接杆23以及惯性质量体24的动作的范围内尽可能地短。另外，作为第一连杆的从动部件15构成为旋转中心RC与第一连结轴A1的轴间距离L1比轴间距离L2、L3以及L4长。由此，本实施方式的振动衰减装置20中，L1＞L4＞L2＞L3这样的关系成立，从动部件15、各曲柄部件22、各连接杆23以及惯性质量体24构成以与作为最短连杆的连接杆23对置的从动部件15为固定节的两杠杆机构。此外，本实施方式的振动衰减装置20中，将从动部件15和曲柄部件22连结的第一连结轴A1的中心到曲柄部件22的重心G的长度设为“Lg”时，Lg＝L2这样的关系成立。 [0051] 另外，振动衰减装置20的“平衡状态(均衡状态)”是作用于振动衰减装置20的构成要素的离心力的总和、与作用于振动衰减装置20的各节点(连结轴A1、A2以及A3的中心以及旋转中心RC)的力的合力为零的状态。在振动衰减装置20的平衡状态下，如图2所示，将曲柄部件22和连接杆23连结的第二连结轴A2的中心、将该连接杆23和惯性质量体24连结的第三连结轴A3的中心、以及从动部件15的旋转中心RC位于一条直线上，惯性质量体24位于该摆动范围的中央。而且，本实施方式的振动衰减装置20构成为在第二连结轴A2的中心、第三连结轴A3的中心以及旋转中心RC位于一条直线上的平衡状态下，从第一连结轴A1的中心朝向第二连结轴A2的中心的方向、与从第二连结轴A2的中心朝向旋转中心RC的方向所成的角度设为“α”时(参照图2)，满足60°≤α≤120°，更优选满足70°≤α≤90°。 [0052] 在具有上述减振装置10以及振动衰减装置20的起步装置1中，在利用锁止离合器8解除锁止时，由图1可知，来自作为原动机的发动机EG的扭矩(动力)经由前盖3、泵轮4、涡轮5、减振器毂7这样的路径传递至变速器TM的输入轴IS。另外，在利用锁止离合器8执行锁止时，由图1可知，来自发动机EG的扭矩(动力)经由前盖3、锁止离合器8(锁止活塞80)、驱动部件11、弹簧SP、从动部件15、减振器毂7这样的路径传递至变速器TM的输入轴IS。 [0053] 在利用锁止离合器8执行锁止时，若伴随着发动机EG的旋转，通过锁止离合器8连结于前盖3的驱动部件11旋转，则驱动部件11的弹簧抵接部按压对应的弹簧SP的一端，各弹簧SP的另一端按压对应的从动部件15的弹簧抵接部。由此，传递至前盖3的来自发动机EG的扭矩向变速器TM的输入轴IS传递，并且来自该发动机EG的扭矩的变动主要通过减振装置10的弹簧SP而衰减(被吸收)。 [0054] 而且，在起步装置1中，若伴随着锁止的执行，通过锁止离合器8连结于前盖3的减振装置10与前盖3一起旋转，则减振装置10的从动部件15也绕起步装置1的轴心朝与前盖3相同的方向旋转。而且，随着从动部件15的旋转，构成振动衰减装置20的各曲柄部件22、各连接杆23以及惯性质量体24相对于从动部件15摆动，由此利用振动衰减装置20也能使从发动机EG传递至从动部件15的振动衰减。即振动衰减装置20构成为各曲柄部件22、惯性质量体24的摆动的次数(振动次数q)与从发动机EG传递至从动部件15的振动的次数(发动机EG例如为3缸发动机的情况下是1.5次，发动机EG例如为4缸发动机的情况下是2次)一致，无论发动机EG(从动部件15)的转速如何，都能使从发动机EG传递至从动部件15的振动衰减。由此，能够抑制减振装置10的重量增加并且利用该减振装置10和振动衰减装置20双方能够非常好地衰减振动。 [0055] 接下来，详细说明振动衰减装置20的动作。 [0056] 如上述那样，构成振动衰减装置20的从动部件15、各曲柄部件22、各连接杆23以及惯性质量体24构成满足L1+L2＞L3+L4这样的关系的4节旋转连锁机构即两杠杆机构。因此，如图5所示，若从动部件15沿着绕旋转中心RC的一个方向(例如图5的逆时针方向)旋转，则各曲柄部件22如图5以及图6A所示，由于惯性质量体24的惯性力矩(旋转难度)，从平衡状态下的位置(参照图6A的单点划线)绕第一连结轴A1朝与从动部件15相反的方向(例如图5以及图6A的顺时针方向)旋转。而且，各曲柄部件22的运动经由第二连结轴A2、连接杆23传递至惯性质量体24，从而该惯性质量体24从平衡状态下的位置即摆动范围的中央绕旋转中心RC朝与从动部件15相反的方向(与曲柄部件22相同的方向即图中的顺时针方向)旋转。 [0057] 另外，通过从动部件15旋转，从而离心力Fc如图7所示那样作用于各曲柄部件22(重心G)。该离心力Fc的在与从第一连结轴A1的中心朝向曲柄部件22的重心G的方向正交的方向上的分力(＝Fc·sinφ)成为欲使曲柄部件22(振动衰减装置20)返回平衡状态下的位置的恢复力Fr，作用于各曲柄部件22的恢复力Fr经由第二连结轴A2、连接杆23传递至惯性质量体24。其中，“φ”是作用于曲柄部件22的离心力Fc的方向、与从第一连结轴A1的中心朝向曲柄部件22的重心G(第二连结轴A2的中心)的方向所成的角度。另外，图7中，“m”表示曲柄部件22的重量，“ω”表示从动部件15的旋转角速度(图9中也同样)。 [0058] 作用于各曲柄部件22的恢复力Fr在从平衡状态下的位置沿着绕第一连结轴A1的一个方向(图6A的顺时针方向)旋转后的折回位置(参照图6A的实线)，即根据从发动机EG传递至从动部件15的振动的振幅(振动等级)而决定的折回位置，超过欲使各曲柄部件22以及惯性质量体24沿此前的旋转方向旋转的力(惯性力矩)。由此，各曲柄部件22绕第一连结轴A1而沿着与此前相反的方向旋转，从折回位置向图6B所示的平衡状态下的位置返回。另外，惯性质量体24与各曲柄部件22连动地绕旋转中心RC沿着与此前相反的方向旋转，从根据曲柄部件22的振动角度(摆动范围)决定的摆动范围的一端向图6B所示的平衡状态下的位置(摆动范围的中央)返回。 [0059] 而且，如图8所示，若通过经由驱动部件11等传递的来自发动机EG的振动使从动部件15沿着绕旋转中心RC的另一个方向(例如图8的顺时针方向)旋转，则各曲柄部件22如图6C以及图8所示，由于惯性质量体24的惯性力矩(旋转难度)，从平衡状态下的位置(参照图 6C的单点划线)绕第一连结轴A1，沿着与从动部件15相同的方向(例如图6C以及图8的顺时针方向)旋转。此时，振动衰减装置20构成为满足L1+L2＞L3+L4这样的关系，所以各曲柄部件22的运动经由连接杆23传递至惯性质量体24，从而该惯性质量体24如图6C以及图8所示，从平衡状态下的位置(摆动范围的中央)绕从动部件15的旋转中心RC，沿着与从动部件15以及曲柄部件22相反的方向(例如图6C以及图8的逆时针方向)旋转。 [0060] 在该情况下，离心力Fc作用于各曲柄部件22(重心G)，作用于各曲柄部件22的离心力Fc的分力即恢复力Fr经由第二连结轴A2、连接杆23传递至惯性质量体24。而且，作用于各曲柄部件22的恢复力Fr在从平衡状态下的位置沿着绕第一连结轴A1的上述一个方向(图6C的顺时针方向)旋转后的折回位置(参照图6C的实线)，即根据从发动机EG传递至从动部件15的振动的振幅(振动等级)决定的折回位置，超过欲使各曲柄部件22以及惯性质量体24沿此前的旋转方向旋转的力(惯性力矩)。由此，各曲柄部件22绕第一连结轴A1，沿着与此前相反的方向旋转，从折回位置返回图6B所示的平衡状态下的位置。另外，惯性质量体24与各曲柄部件22连动地绕旋转中心RC沿着与此前相反的方向旋转，从根据曲柄部件22的振动角度(摆动范围)决定的摆动范围的另一端向图6B所示的平衡状态下的位置(摆动范围的中央)返回。 [0061] 这样，在从动部件15沿一个方向旋转时，作为振动衰减装置20的恢复力产生部件的各曲柄部件22在平衡状态下的位置、与根据从发动机EG传递至从动部件15的振动的振幅(振动等级)决定的折回位置之间绕第一连结轴A1摆动(往复旋转运动)，惯性质量体24在根据曲柄部件22的振动角度(摆动范围)决定的以平衡状态下的位置为中心的摆动范围内绕旋转中心RC，沿着与从动部件15相反的方向摆动(往复旋转运动)。即在各曲柄部件22进行两次从平衡状态下的位置移动到折回位置并且从该折回位置返回平衡状态下的位置的动作的这段期间，惯性质量体24从平衡状态下的位置移动到摆动范围的一端后，返回平衡状态下的位置，再移动到摆动范围的另一端后，返回平衡状态选的位置。由此，从摆动的惯性质量体24，将相位与从发动机EG传递至驱动部件11的振动相反的振动经由各连接杆23以及各曲柄部件22施加于从动部件15，能够使该从动部件15的振动衰减。 [0062] 这里，在像不满足L1+L2＞L3+L4这样的关系的振动衰减装置即上述专利文献1记载的减振装置那样，满足L1+L2＜L3+L4这样的关系的比较例的振动衰减装置(参照图9)中，曲柄部件22如图10A、图10B以及图10C所示那样与惯性质量体24相同，在以平衡状态的位置为中心的摆动范围内绕第一连结轴A1，沿着始终与从动部件15相反的方向摆动(往复旋转运动)。而且，在比较例的振动衰减装置中，在图10B所示的平衡状态下，作用于曲柄部件22的离心力的在与从第一连结轴A1的中心朝向该曲柄部件22的重心G的方向正交的方向上的分力为零。即在比较例的振动衰减装置中，作用于在以平衡状态的位置为中心的摆动范围内摆动的曲柄部件22的恢复力Fr如图11中的虚线所示，在平衡状态的位置(图11的振动角度θ＝0°)为零(最小)，随着振动角度θ变大(随着接近摆动范围的端部)，恢复力Fr相对于离心力Fc的比(Fr/Fc)增加。 [0063] 与此相对，在满足L1+L2＞L3+L4这样的关系的振动衰减装置20中，在图6B所示的平衡状态下，作用于曲柄部件22的离心力的在与从第一连结轴A1的中心朝向该曲柄部件22的重心G的方向正交的方向上的分力大于零。即在振动衰减装置20中，作用于在平衡状态的位置与上述折回位置之间摆动的曲柄部件22的恢复力Fr如图11中的实线所示，在平衡状态的位置(图11的振动角度θ＝0°)最大，随着振动角度θ的变大而降低。换言之，在比较例的振动衰减装置中，若各曲柄部件22、惯性质量体24在各自的摆动范围内摆动的期间变为平衡状态，则恢复力不会一瞬间作用于各曲柄部件22，与此相对，在振动衰减装置20中，在各曲柄部件22、惯性质量体24在各自的摆动范围内摆动的期间，用于使惯性质量体24返回平衡状态的位置即摆动范围的中央的恢复力始终作用于各曲柄部件22。 [0064] 另外，振动衰减装置20中，如上述那样，在进行两次各曲柄部件22从平衡状态的位置移动到折回位置并且从该折回位置返回平衡状态的位置的动作的这段期间，惯性质量体24从平衡状态的位置移动到摆动范围的一端后，返回平衡状态的位置，再移动到摆动范围的另一端后，返回平衡状态的位置。因此，与传递至从动部件15的振动对应的曲柄部件22的绕第一连结轴A1的振动角度θ即摆动范围小于惯性质量体24。即在振动衰减装置20中，连接杆23以及惯性质量体24的运动与构成曲柄连杆机构的两个连杆的运动相同，由此，从图6A，由图6B以及图6C可知，与惯性质量体24相比，曲柄部件22的摆动被大幅度限制。 [0065] 其结果是，振动衰减装置20中，如图11所示，曲柄部件22的摆动范围是从平衡状态的位置(θ＝0°)到振动了较小角度的位置的狭窄范围，离心力Fc的分力即恢复力Fr在惯性质量体24位于摆动范围的中央的平衡状态下最大。因此，相比在平衡状态下作用于曲柄部件22的离心力Fc的在与从第一连结轴A1的中心朝向该曲柄部件22的重心G的方向正交的方向上的分力为零的情况(比较例的振动衰减装置)，能够在曲柄部件22的整个摆动范围中，进一步增大在作用于该曲柄部件22的离心力Fc相等时的恢复力Fr(比Fr/Fc)。具体而言，振动衰减装置20中，能够使图7所示的角度φ更接近90°，使作用于曲柄部件22的重心G的恢复力Fr(＝Fc·sinφ)的方向更接近离心力Fc的方向。特别是在接近图7所示那样的平衡状态的状态下，恢复力Fr的方向非常接近离心力Fc的方向(角度φ更接近90°)。而且，能够将更大的恢复力Fr施加于曲柄部件22(以及惯性质量体24)是指振动衰减装置20具有高的扭转刚性。因此，振动衰减装置20中，能够抑制曲柄部件22的重量增加并且进一步增大等效刚度K。 [0066] 另外，惯性质量体24在以平衡状态的位置为中心的摆动范围内绕旋转中心RC摆动，与此相对，曲柄部件22在平衡状态的位置与从该平衡状态的位置沿着绕第一连结轴A1的一个方向旋转后的折回位置之间，绕第一连结轴A1摆动。即在振动衰减装置20中，如图6A、图6B以及图6C所示，惯性质量体24绕旋转中心RC始终沿与从动部件15相反的方向(相反的相位)旋转，与此相对，曲柄部件22不仅绕第一连结轴A1沿着与从动部件15相反的方向(相反的相位)旋转，还沿着与从动部件15相同的方向(相同的相位)旋转。由此，能够极大地减小曲柄部件22的重量对振动衰减装置20的等效质量M的影响。 [0067] 因此，振动衰减装置20中，能够进一步提高等效刚度K以及等效质量M即振动次数q＝√(K/M)的设定的自由度，能够抑制曲柄部件22进而装置整体的重量增加、大型化，并且非常好地提高振动衰减性能。此外，如上述专利文献1记载的减振装置那样满足L1+L2＜L3+L4这样的关系的振动衰减装置中，如图10A、图10B以及图10C所示，曲柄部件22与惯性质量体24相同，绕第一连结轴A1始终沿着与从动部件15相反的方向旋转。因此，上述专利文献1记载的减振装置中，曲柄部件22的重量对等效刚度K以及等效质量M双方的影响很大，所以不容易如本实施方式的振动衰减装置20那样提高振动次数q的设定的自由度。 [0068] 另外，根据本发明者们的解析，明确了振动衰减装置20的等效刚度K与轴间距离L3相对于轴间距离L3以及L4之和的比率ρ＝L3/(L3+L4)的平方值成反比。因此，如上述那样，通过使第二连结轴A2与第三连结轴A3的轴间距离L3短于旋转中心RC与第一连结轴A1的轴间距离L1、第一连结轴A1与第二连结轴A2的轴间距离L2、第三连结轴A3与旋转中心RC的轴间距离L4，从而能够抑制曲柄部件22的重量增加并且进一步增大等效刚度K。此外，通过进一步缩短轴间距离L3，从而能够进一步减小曲柄部件22绕第一连结轴A1的振动角度。由此，更进一步减小曲柄部件22的重量对等效质量M的影响，并且曲柄部件22的与第一连结轴A1相反一侧的端部向旋转中心RC移动(或者尽可能减少朝径向外侧的突出量)，而能够实现装置整体的紧凑化。 [0069] 而且，振动衰减装置20中，旋转中心RC与第一连结轴A1的轴间距离L1设定为比轴间距离L2、L3以及L4长。由此，能够使曲柄部件22远离从动部件15的旋转中心RC，使该曲柄部件22的重心G(第二连结轴A2)位于更靠径向外侧的位置，所以能够充分确保减振装置10的弹簧SP的配置空间，并且不增加曲柄部件22的重量就能进一步增大作用于该曲柄部件22的离心力Fc的分力即恢复力Fr。 [0070] 另外，通过满足L1+L2＞L3+L4这样的关系并且使轴间距离L1最长，从而能够以沿着通过第一连结轴A1的中心并且以旋转中心RC为中心的圆周的方式配置曲柄部件22，并且减小曲柄部件22绕第一连结轴A1的振动角度。由此，由图12可知，相比如上述专利文献1记载的减振装置那样满足L1+L2＜L3+L4这样的关系的振动衰减装置(参照图13)，能够减小在被工作油填满的流体传动室9内作用于曲柄部件22的离心液压所产生的力对上述恢复力Fr的影响，并且减小曲柄部件22摆动时的离心液压所产生的力的变动。此外，如上述实施方式那样，由具有圆弧状的平面形状的两张板部件220构成曲柄部件22，从而能够很好地减小作用于该曲柄部件22的离心液压所产生的力对恢复力Fr的影响。 [0071] 而且，以满足L1＞L4＞L2＞L3的方式构成振动衰减装置20，从而在实用方面很好地确保等效刚度K，并且能够将曲柄部件22的重量对等效质量M的影响减小到在实用方面可忽略的程度。其结果，能够容易使振动衰减装置20的振动次数q与应衰减的振动的次数一致(更接近)，非常好地衰减该振动。此外，各曲柄部件22的最大振动角度(摆动极限)、惯性质量体24的最大摆动范围由轴间距离L1、L2、L3、L4决定，所以可以以使传递至从动部件15的振动不能不衰减的方式，考虑传递至该从动部件15的振动的振幅(振动等级)来决定振动衰减装置20的轴间距离L1、L2、L3、L4。 [0072] 另外，振动衰减装置20构成为在第二连结轴A2的中心、第三连结轴A3的中心以及从动部件15的旋转中心RC位于一条直线上的平衡状态下，从第一连结轴A1的中心朝向第二连结轴A2的中心的方向、与从第二连结轴A2的中心朝向旋转中心RC的方向所成的角度为“α”时，满足60°≤α≤120°，更优选为满足70°≤α≤90°。由此，能够抑制在从动部件15的转速较低时惯性质量体24在摆动范围的一侧振动较大并达到该一侧的摆动极限(死点)而在另一侧振动较小的情况。其结果，从从动部件15的转速较低时开始，使惯性质量体24相对于平衡状态的位置(参照图6B)对称摆动，能够进一步提高振动衰减装置20的振动衰减性能。 [0073] 而且，如上述实施方式那样，利用从动部件15将环状的惯性质量体24支承(调心)为能够旋转，从而实现振动衰减装置20的紧凑化，并且在曲柄部件22摆动时，能够使惯性质量体24绕从动部件15(旋转构件)的旋转中心RC顺畅地摆动。另外，将惯性质量体24形成为环状，从而能够消除作用于该惯性质量体24的离心力以及离心液压对惯性质量体24摆动的影响。此外，将环状的惯性质量体24配置于从动部件15的径向外侧，从而能够抑制惯性质量体24的重量增加并且增大该惯性质量体24的惯性力矩，并且抑制振动衰减装置20的轴长增加。 [0074] 然而，在上述振动衰减装置20中，明确了若惯性质量体24的振动角度(摆动范围)变大，则通过振动衰减装置20本应衰减的振动的次数(以下称为“目标次数”)qtag、与通过该振动衰减装置20实际衰减的振动的次数(以下称为“有效次数”)之间产生偏差。另外，振动衰减装置20中，将使惯性质量体24从平衡状态的位置绕旋转中心旋转某一初始角度(相当于惯性质量体24绕旋转中心的振动角度)的状态作为初始状态，对从动部件15施加不含振动分量的扭矩使该从动部件15以恒定的转速旋转的情况下，惯性质量体24等以与初始角度对应的频率摆动。 [0075] 在此基础上，本发明者们为了通过调整轴间距离L3相对于轴间距离L3以及L4之和的比率ρ＝L3/(L3+L4)而抑制上述次数偏差，准备具有互不相同的比率ρ的多个振动衰减装置20的模型，对于各模型按照多个初始角度(振动角度)对从动部件15施加不含振动分量的扭矩，进行使该从动部件15以恒定的转速(例如1000rpm)旋转的模拟。模拟所使用的多个模型都满足使4缸发动机的目标次数qtag＝2的振动衰减而制作的Lg＝L2这样的关系。进行这样的模拟，本发明者们针对各模型(比率ρ)，根据惯性质量体24的摆动的频率与理论值(目标次数qtag＝2并且转速为1000rpm的情况下是33.3Hz)的差量(偏差量)，求取惯性质量体24在每一振动角度(初始角度)的有效次数。 [0076] 图14表示多个振动衰减装置20的模型(比率ρ)中的惯性质量体24绕旋转中心RC的振动角度θ与有效次数qeff的关系的解析结果。如该图所示，在比率ρ＝0.05的模型中，惯性质量体24绕旋转中心RC的振动角度θ从极小的阶段产生次数偏差，有效次数qeff相对于目标次数qtag的偏差量在振动角度θ达到最大振动角度前超出了允许范围。同样，在比率ρ＝0.25的模型中，惯性质量体24绕旋转中心RC的振动角度θ也从较小的阶段产生次数偏差，有效次数qeff相对于目标次数qtag的偏差量在振动角度θ达到最大振动角度前超出了允许范围。 [0077] 另一方面，在比率ρ＝0.20的模型中，若惯性质量体24绕旋转中心RC的振动角度θ变大则产生次数偏差，但在摆动范围(最大振动角度间)较大的范围，有效次数qeff相对于目标次数qtag的偏差量包含在允许范围内。另外，在比率ρ＝0.10以及0.15的模型中，在振动角度θ的全部范围内有效次数qeff相对于目标次数qtag的偏差量包含在允许范围内。而且，在比率ρ＝0.12的模型中，在振动角度θ的全部范围内有效次数qeff与目标次数qtag大体一致。因此，能够理解若使振动衰减装置20构成为满足0.1≤ρ＝L3/(L3+L4)≤0.2这样的关系，更优选为满足0.1≤ρ≤0.15这样的关系，则进一步减小惯性质量体24绕旋转中心RC的振动角度θ变大时的有效次数qeff的变化(次数偏差)，能够更好地提高振动衰减装置20的振动衰减性能。 [0078] 此外，如上述振动衰减装置20那样，使第一连结轴A1的中心到曲柄部件22的重心G的长度Lg同第一连结轴A1与第二连结轴A2的轴间距离L2一致，从而能够进一步减小作用于第一连结轴A1的支承部(轴承部)的负载(负荷)。但是，不需要一定使长度Lg与轴间距离L2一致。即如图15所示，振动衰减装置20也可以构成为满足Lg＞L2这样的关系。由此，与满足Lg＝L2这样的关系的情况相比，作用于第一连结轴A1的支承部(轴承部)的负载(负荷)增加，但由于杠杆的作用，能够进一步增大作用于曲柄部件22的恢复力Fr。另外，在图15所示的例子中，曲柄部件22的重心G位于通过第一以及第二连结轴A1、A2的中心的直线上，但不需要使重心G一定位于通过第一以及第二连结轴A1、A2的中心的直线上。这样即使在第二连结轴A2的中心和曲柄部件22的重心G不沿同轴延伸的情况下，若在平衡状态下作用于曲柄部件22的重心G的恢复力Fr大于零，则当然也能使作用于曲柄部件22的离心力的在与从第一连结轴A1的中心朝向第二连结轴A2的中心的方向正交的方向上的分力大于零。 [0079] 另外，上述振动衰减装置20中，环状的惯性质量体24也可以置换为具有相互相同的各元素(尺寸、重量等)的多个(例如为四个)质量体。在该情况下，各质量体也可以由具有例如圆弧状的平面形状的金属板构成，该金属板以在平衡状态下沿周向空开间隔(等间隔)地排列并且绕旋转中心RC摆动的方式经由曲柄部件22(两张板部件220)以及2根连接杆23连结于从动部件15。而且，也可以在从动部件15的外周部设置有承受作用于各质量体的离心力(离心液压)并且引导各质量体绕旋转中心RC摆动的引导部。在这样的具有多个质量体的振动衰减装置20中，也能够提高振动次数q的设定的自由度，抑制曲柄部件22进而装置整体的重量增加、大型化，并且能够进一步提高振动衰减性能。 [0080] 而且，振动衰减装置20也可以与上述减振装置10的驱动部件(输入构件)11连结。另外，振动衰减装置20也可以具有专用的支承部件(第一连杆)，该支承部件将曲柄部件22支承为自如摆动，与该曲柄部件22形成转动副，并且与惯性质量体24形成转动副。即曲柄部件22可以经由作为第一连杆的专用的支承部件而间接连结于旋转构件，该情况下，振动衰减装置20的支承部件与作为振动的衰减对象的例如减振装置10的驱动部件11或者从动部件15这样的旋转构件连结为同轴并且一体旋转即可。利用这样构成的振动衰减装置20，也能够很好地衰减旋转构件的振动。 [0081] 另外，振动衰减装置20也可以应用于图16所示的减振装置10B。图16的减振装置10B中，作为旋转构件，具有驱动部件(输入构件)11、中间部件12(中间构件)以及从动部件 15(输出构件)，作为扭矩传递构件，具有配置于驱动部件11与中间部件12之间的第一弹簧SP1以及配置于中间部件12与从动部件15之间的第二弹簧SP2。在该情况下，振动衰减装置 20如图所示可以与减振装置10B的中间部件12连结，也可以与驱动部件11或者从动部件15连结。 [0082] 而且，振动衰减装置20也可以应用于图17所示的减振装置10C。图17的减振装置10C中，作为旋转构件，具有驱动部件(输入构件)11、第一中间部件(第一中间构件)121、第二中间部件(第二中间构件)122以及从动部件(输出构件)15，作为扭矩传递构件，具有配置于驱动部件11与第一中间部件121之间的第一弹簧SP1、配置于第一中间部件121与第二中间部件122之间的第二弹簧SP2以及配置于第二中间部件122与从动部件15之间的第三弹簧SP3。在该情况下，振动衰减装置20如图所示可以与减振装置10C的第一中间部件121连结，也可以与驱动部件11、第二中间部件122或者从动部件15连结。无论是哪种情况，都能够通过在减振装置10、10B、10C的旋转构件连结振动衰减装置20，从而抑制减振装置10～10C的重量增加，并且利用该减振装置10～10C和振动衰减装置20双方非常好地衰减振动。 [0083] 如以上说明那样，本发明的振动衰减装置具有：支承部件(15)，其绕供来自发动机的扭矩传递的旋转构件(15)的旋转中心(RC)并与该旋转构件(15)一体旋转；恢复力产生部件(22)，其经由连结轴(A1)连结于上述支承部件(15)，并且能够伴随着该支承部件(15)的旋转而绕上述连结轴(A1)摆动；以及惯性质量体(24)，其经由上述恢复力产生部件(22)连结于上述支承部件(15)，并且伴随着该支承部件(15)的旋转而以与该恢复力产生部件(22)连动的方式绕上述旋转中心(RC)摆动，振动衰减装置(20)使上述旋转构件(15)的振动衰减，在振动衰减装置(20)中，在上述支承部件旋转时，伴随着该支承部件(15)的旋转而作用于该恢复力产生部件(22)的离心力的在与从上述连结轴(A1)的中心朝向上述恢复力产生部件(22)的重心(G)的方向正交的方向上的分力，作为用于使上述惯性质量体(24)返回摆动范围的中央的恢复力而始终作用于上述恢复力产生部件(22)，上述分力在上述惯性质量体(24)位于上述摆动范围的上述中央时最大。 [0084] 该振动衰减装置中，伴随着支承部件的旋转作用于恢复力产生部件的离心力的在与从连结轴的中心朝向该恢复力产生部件的重心的方向正交的方向上的分力，作为用于使惯性质量体返回摆动范围的中央的恢复力(力矩)进行作用。而且，该分力在惯性质量体位于摆动范围的中央时最大。由此，相比惯性质量体位于摆动范围的中央时作用于恢复力产生部件的离心力的在与从连结轴的中心朝向该恢复力产生部件的重心的方向正交的方向上的分力为零的情况，能够在恢复力产生部件的整个摆动范围，进一步增大作用于该恢复力产生部件的离心力相同时的恢复力。因此，该振动衰减装置中，能够抑制恢复力产生部件的重量增加，并且进一步增大振动衰减装置的等效刚度，能够提高等效刚度以及等效质量即振动次数设定的自由度。其结果，能够抑制恢复力产生部件进而装置整体的重量增加、大型化，并且进一步提高振动衰减性能。 [0085] 另外，上述恢复力产生部件(22)也可以在上述惯性质量体(24)位于上述摆动范围的上述中央的平衡状态下的位置、与从该平衡状态下的位置沿着绕上述连结轴(A1)的一个方向旋转后的折回位置之间，绕该连结轴(A1)摆动。即在上述振动衰减装置中，惯性质量体绕旋转中心始终沿与旋转构件(支承部件)相反的方向(相反的相位)旋转，与此相对，恢复力产生部件绕连结轴不仅沿与旋转构件等相反的方向(相反的相位)旋转，还沿与该旋转构件等相同的方向(相同的相位)旋转。由此，能够减小恢复力产生部件的重量对振动衰减装置的等效质量的影响。 [0086] 而且，也可以在上述恢复力产生部件(22)进行两次从上述平衡状态下的位置向上述折回位置移动并且从该折回位置返回上述平衡状态下的位置的动作的这段期间，上述惯性质量体(24)从上述平衡状态下的位置移动到上述摆动范围的一端后，返回上述平衡状态下的位置，再移动到上述摆动范围的另一端后，返回上述平衡状态下的位置。由此，能够进一步减小恢复力产生部件绕连结轴的振动角度(摆动范围)，进一步增大作用于摆动的恢复力产生部件(以及惯性质量体)的恢复力。 [0087] 另外，上述振动衰减装置(20)也可以还具备连接部件(23)，该连接部件(23)经由第二连结轴(A2)而旋转自如地连结于上述恢复力产生部件(22)，并且经由第三连结轴(A3)而旋转自如地连结于上述惯性质量体(24)，也可以在将上述旋转构件(15)的上述旋转中心(RC)与上述连结轴(A1)的轴间距离设为“L1”，上述连结轴(A1)与上述第二连结轴(A2)的轴间距离设为“L2”，上述第二连结轴(A2)与上述第三连结轴(A3)的轴间距离设为“L3”，上述第三连结轴(A3)与上述旋转中心(RC)的轴间距离设为“L4”时，满足L1+L2＞L3+L4。 [0088] 上述振动衰减装置中，支承部件、恢复力产生部件、连接部件以及惯性质量体构成以支承部件(旋转构件)为固定节的4节旋转连锁机构，作为用于使惯性质量体返回摆动范围的中央(平衡状态的位置)的恢复力(力矩)作用于相对于支承部件摆动的恢复力产生部件。而且，通过以满足L1+L2＞L3+L4这样的关系的方式构成振动衰减装置，从而能够使作用于恢复力产生部件的离心力的方向、与从将支承部件和恢复力产生部件连结的连结轴的中心朝向恢复力产生部件的重心的方向所成的角度接近90°。即在该振动衰减装置中，能够使作用于恢复力产生部件的恢复力(离心力的分力)的方向更接近离心力的方向。由此，与不满足L1+L2＞L3+L4这样的关系的情况相比，能够进一步增大作用于恢复力产生部件的离心力相同时的恢复力，所以能够抑制恢复力产生部件的重量增加，并且进一步增大振动衰减装置的等效刚度。而且，在L1+L2＞L3+L4这样的关系成立的情况下，与惯性质量体相比，恢复力产生部件的摆动受到限制(振动角度变小)，惯性质量体绕旋转中心始终沿与旋转构件(支承部件)相反的方向(相反的相位)旋转，与此相对，恢复力产生部件绕第一连结轴不仅沿与旋转构件相反的方向(相反的相位)旋转，还沿与该旋转构件相同的方向(相同的相位)旋转。由此，使恢复力产生部件的重量对振动衰减装置的等效质量的影响非常小，能够进一步提高等效刚度以及等效质量即振动次数设定的自由度。其结果，能够抑制恢复力产生部件进而装置整体的重量增加、大型化，并且非常好地提高振动衰减性能。此外，本发明的振动衰减装置也可以构成为在惯性质量体位于摆动范围的中央的平衡状态下，伴随着支承部件的旋转作用于恢复力产生部件的离心力的在与从连结轴的中心朝向第二连结轴的中心的方向正交的方向上的分力大于零。 [0089] 另外，上述轴间距离L3也可以比上述轴间距离L1、L2以及L4短。即上述振动衰减装置的等效刚度与轴间距离L3与相对于轴间距离L3以及L4之和的比(L3/(L3+L4))的平方值成反比。因此，使轴间距离L3比轴间距离L1、L2以及L4短，从而能够抑制恢复力产生部件的重量增加，并且进一步增大等效刚度。此外，通过进一步缩短轴间距离L3，从而能够进一步减小恢复力产生部件的振动角度，所以能够进一步减小恢复力产生部件的重量对等效质量的影响，并且实现装置整体的紧凑化。 [0090] 而且，上述轴间距离L1也可以比上述轴间距离L2、L3以及L4长。由此，能够使恢复力产生部件远离旋转构件的旋转中心，使该恢复力产生部件的重心位于更靠径向外侧，所以能够进一步增大作用于恢复力产生部件的离心力的分力即恢复力。此外，满足L1+L2＞L3+L4这样的关系并且使轴间距离L1最长，从而能够以沿着通过上述连结轴的中心并且以旋转构件的旋转中心为中心的圆周的方式配置恢复力产生部件，并且减小恢复力产生部件的振动角度。由此，在振动衰减装置配置于油中的情况下，减小作用于恢复力产生部件的离心液压所产生的力对上述恢复力的影响，并且能够减小恢复力产生部件摆动时的离心液压所产生的力的变动。 [0091] 另外，上述振动衰减装置(20)也可以构成为满足L1＞L4＞L2＞L3。由此，能够在实用方面很好地确保振动衰减装置的等效刚度，并且将恢复力产生部件的重量对振动衰减装置的等效质量的影响减小到在实用方面可忽略的程度。 [0092] 而且，上述振动衰减装置(20)也可以构成为在上述第二连结轴(A2)的中心、上述第三连结轴(A3)的中心以及上述旋转中心(RC)位于一条直线上的状态下，将从上述第一连结轴(A1)的中心朝向上述第二连结轴(A2)的中心的方向、与从上述第二连结轴(A2)的中心朝向上述旋转中心(RC)的方向所成的角度设为“α”时，满足60°≤α≤120°。由此，能够抑制在旋转构件的转速低时，惯性质量体在摆动范围的一侧振动较大达到该一侧的摆动极限(死点)而在另一侧振动较小的情况。其结果，从旋转构件的转速较低时开始，使惯性质量体相对于摆动范围的中央(平衡状态的位置)对称地摆动，能够进一步提高振动衰减性能。 [0093] 另外，上述振动衰减装置(20)也可以构成为在将上述第一连结轴(A1)的中心到上述恢复力产生部件(22)的重心(G)的长度设为“Lg”时，满足Lg≥L2。由此，能够通过杠杆的作用，进一步增大作用于恢复力产生部件的恢复力。 [0094] 而且，上述振动衰减装置(20)也可以构成为满足Lg＝L2、0.1≤L3/(L3+L4)≤0.2。由此，对伴随着惯性质量体的振动角度变大而通过振动衰减装置衰减的振动的次数变动加以抑制，能够进一步提高该振动衰减装置的振动衰减性能。 [0095] 另外，上述恢复力产生部件(22)也可以具有至少一个具有圆弧状的平面形状的板部件(220)。由此，在振动衰减装置配置于油中的情况下，能够很好地减小作用于恢复力产生部件的离心液压产生的力对上述恢复力的影响。 [0096] 而且，上述惯性质量体(24)也可以是以包围上述支承部件(15)的方式配置的环状部件，也可以被上述支承部件(15)支承为旋转自如。这样，利用支承部件将惯性质量体支承为旋转自如，从而实现振动衰减装置的紧凑化，并且在恢复力产生部件摆动时，能够使惯性质量体绕旋转构件(支承部件)的旋转中心顺畅地摆动。另外，将惯性质量体形成为环状，从而能够消除作用于该惯性质量体的离心力(以及离心液压)对惯性质量体的摆动的影响。此外，将环状的惯性质量体配置于支承部件的径向外侧，从而抑制惯性质量体的重量增加，并且增大该惯性质量体的惯性力矩，能够抑制振动衰减装置轴长的增加。 [0097] 另外，上述支承部件(15)也可以与减振装置(10、10B、10C)中的任一旋转构件同轴并且一体地旋转，该减振装置(10、10B、10C)包含至少具有输入构件(11)和输出构件(15)的多个旋转构件(11、12、121、122、15)；以及在上述输入构件(11)与上述输出构件(15)之间传递扭矩的弹性体(SP、SP1、SP2、SP3)。这样在减振装置的旋转构件连结振动衰减装置，从而能够抑制减振装置的重量增加，并且利用该减振装置和振动衰减装置双方非常好地衰减振动。 [0098] 而且，上述减振装置(10、10B、10C)的上述输入构件(11)也可以作用性(直接或者间接)地连结于原动机(EG)的输出轴，上述减振装置(10、10B、10C)的上述输出构件(15)也可以作用性(直接或者间接)地连结于变速器(TM)的输入轴(Is)。 [0099] 而且，本发明不受上述实施方式的任何限定，在本发明扩展的范围内可以进行各种改变。而且，用于实施上述发明的方式仅是在发明内容一栏中记载的发明的一个具体方式，不限定在发明内容一栏中记载的发明的要素。 [0100] 工业上利用的可能性 [0101] 本发明能够应用在使旋转构件的振动衰减的振动衰减装置的制造领域等。 |
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