(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１回転部材と、
前記第１回転部材に相対回転可能に配置された第２回転部材と、
前記第１回転部材と前記第２回転部材とを回転方向に連結し、捩り振動を減衰するための機構であり、前記第１回転部材と前記第２回転部材との間に配置された第１中間部材と、前記第１回転部材と前記第１中間部材との間に配置され第１円周方向角度まで圧縮可能な第１弾性部材と、前記第１中間部材と前記第２回転部材との間に配置され前記第１弾性部材よりバネ定数が大きい第２弾性部材とを有する第１ダンパー機構と、
前記第１回転部材と前記第２回転部材とを回転方向に連結し、前記第１ダンパー機構と並列に配置され、捩り振動を減衰するための機構であり、前記第１回転部材と前記第２回転部材との間に配置された第２中間部材と、前記第１回転部材と前記第２中間部材との間で第１円周方向角度以下である第２円周方向角度の隙間を有するストッパーと、前記第２中間部材と前記第２回転部材とを回転方向に摩擦係合する摩擦発生機構とを有し、前記第２中間部材の一部は前記第２弾性部材との間に第３円周方向角度の隙間を有しており、第３円周方向角度は、第１円周方向角度から第２円周方向角度を引いた差より大きい、第２ダンパー機構と、
を備えたダンパー機構。
【請求項２】
第１回転部材と、
前記第１回転部材に相対回転可能に配置された第２回転部材と、
前記第１回転部材と前記第２回転部材との間に配置された第１中間部材と、
前記第１回転部材と前記第１中間部材との間に配置され第１円周方向角度まで圧縮可能な第１弾性部材と、
前記第１中間部材と第２回転部材との間に配置され第１弾性部材よりバネ定数が大きい第２弾性部材と、
前記第１回転部材と前記第２回転部材との間に配置された第２中間部材と、
前記第１回転部材と前記第２中間部材との間で第１円周方向角度以下である第２円周方向角度の隙間を有するストッパーと、
前記第２中間部材と前記第２回転部材とを回転方向に摩擦係合する摩擦発生機構とを備え、
前記第２中間部材の一部は前記第２弾性部材との間に第３円周方向角度の隙間を有しており、第３円周方向角度は、第１円周方向角度から第２円周方向角度を引いた差より大きい、
ダンパー機構。
【請求項３】
出力ハブと、
前記出力ハブの周りに相対回転可能に配置された１対の入力プレートと、
前記出力ハブの外周側で前記１対の入力プレートの間に配置された第１中間部材と、
前記出力ハブと前記第１中間部材を回転方向に弾性的に連結する第１弾性部材と、
前記第１中間部材と前記１対の入力プレートを回転方向に弾性的に連結し前記第１弾性部材よりバネ定数が大きい第２弾性部材と、
前記出力ハブと前記１対の入力プレートとの間に配置され、前記出力ハブとの間に第１円周方向角度以下である第２円周方向角度の隙間を確保し、前記１対の入力プレートとの間に摩擦係合部を形成し、一部が前記第２弾性部材との間に第３円周方向角度の隙間を有しており、第３円周方向角度は、第１円周方向角度から第２円周方向角度を引いた差より大きい、第２中間部材と、
を備えたダンパー機構。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ダンパー機構、特に、動力伝達系における捩り振動を減衰するためのダンパー機構に関する。
車輌に用いられるクラッチディスク組立体は、フライホイールに連結・切断されるクラッチ機能と、フライホイールからの振動を吸収・減衰するためのダンパー機能とを有している。一般に車輌の振動には、アイドル時異音（ガラ音）、走行時異音（加速・減速ラトル，  こもり音）及びティップイン・ティップアウト（低周波振動）がある。これらの異音や振動を取り除くことがクラッチディスク組立体のダンパーとしての機能である。
【０００２】
アイドル時異音とは、信号待ち等でシフトをニュートラルに入れ、クラッチペダルを離した時にトランスミッションから発生する「ガラガラ」と聞こえる音である。この異音が生じる原因は、エンジンアイドリング回転付近ではエンジントルクが低く、エンジン爆発時のトルク変動が大きいことにある。このときにトランスミッションのインプットギヤとカウンターギヤとが歯打ち現象を起こして異音を発生させている。
【０００３】
ティップイン・ティップアウト（低周波振動）とは、アクセルペダルを急に踏んだり、急に離したりした時に生じる車体の前後の大きな振れである。駆動伝達系の剛性が低いと、タイヤに伝達されたトルクが逆にタイヤ側から駆動側に伝わり、その揺り返しとしてタイヤに過大トルクが発生し、その結果車体を過渡的に前後に大きく振らす前後振動となる。
【０００４】
アイドリング時異音に対しては、クラッチディスク組立体の捩り特性において０トルク付近が問題となり、そこでの捩り剛性は低い方が良い。一方、ティップイン・ティップアウトの前後振動に対しては、クラッチディスク組立体の捩り特性を限りなくソリッドに近くすることが必要である。
以上の問題を解決するために、２種類のバネを用いることにより二段特性を実現したクラッチディスク組立体が提供されている。そこでは、低捩り角度の一段目の捩り剛性及びヒステリシストルクを低く抑えているために、アイドリング時の異音防止効果がある。また、高捩り角度の二番目の捩り剛性及びヒステリシストルクを高く設定しているため、ティップイン・ティップアウト時の前後振動を効果的に減衰できる。
【０００５】
さらに、高捩り角度の二段目領域において例えばエンジンの燃焼変動に起因する微小振動が入力された時に、二段目の高ヒステリシストルク発生機構を作動させないことで低ヒステリシストルクによって微小振動を効果的に吸収するダンパー機構も知られている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
前記従来のクラッチディスク組立体におけるダンパー機構では、低周波振動が入力されると捩り特性において正側の二段目と負側の二段目との間の広角度範囲で捩り動作を繰り返す。このとき、その間の正負一段目の領域では低ヒステリシストルクしか発生しない。そのため、全体の振動減衰量が小さく、低周波振動を充分に減衰できない。また、正負一段目の領域が捩り特性における隙間となり、前後振動を悪化させることがある。
【０００７】
本発明の目的は、二段の捩り特性を有するダンパー機構において、正負両側の二段目間にわたって捩れる捩り振動を効果的に減衰することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載のダンパー機構は、第１回転部材と第２回転部材と第１ダンパー機構と第２ダンパー機構とを備えている。第２回転部材は第１回転部材に相対回転可能に配置されている。第１ダンパー機構は、第１回転部材と第２回転部材とを回転方向に連結し、捩り振動を減衰するための機構である。第１ダンパー機構は、第１回転部材と、第１中間部材との間に配置され第１円周方向角度まで圧縮可能な第１弾性部材と、第１中間部材と第２回転部材との間に配置され第１弾性部材よりバネ定数が大きい第２弾性部材とを有する。第２ダンパー機構は、第１回転部材と第２回転部材とを回転方向に連結し、第１ダンパー機構と並列に配置され、捩り振動を減衰するための機構である。第２ダンパー機構は、第１回転部材と第２回転部材との間に配置された第２中間部材と、第１回転部材と第２中間部材との間で第１円周方向角度以下である第２円周方向角度の隙間を有するストッパーと、第２中間部材と第２回転部材とを回転方向に摩擦係合する摩擦発生機構とを有し、第２中間部材の一部は第２弾性部材との間に第３円周方向角度の隙間を有している。第３円周方向角度は、第１円周方向角度から第２円周方向角度を引いた差より大きい。
【０００９】
請求項１に記載のダンパー機構において、第２回転部材にトルクが入力されると、並列に配置された第１ダンパー機構と第２ダンパー機構を介して第１回転部材にトルクが伝達される。捩じり角度の小さな範囲では第１ダンパー機構が機能し、捩じり角度の大きな範囲では第２ダンパー機構が機能する。
請求項１に記載のダンパー機構の捩り特性について説明する。ここでは、第１回転部材を第２回転部材に対して一方向に捩っていく時の動作に基づいて説明する。第１円周方向角度までの一段目では第１弾性部材が圧縮されることにより比較的低剛性の特性が得られる。また、このとき摩擦発生機構が滑ることで高ヒステリシストルクが発生する。捩り角度が第１円周方向角度を越えると、、第２弾性部材が圧縮され、比較的剛性の高い特性が得られる。このときの摩擦発生機構で滑りが生じ高ヒステリシストルクの特性が得られる。このように、一段目と二段目の両方で高ヒステリシストルクの特性が得られるため、車体前後振動のような比較的捩り角度の広い振動に対して効果的である。
【００１０】
一段目範囲でトルクの小さな微小振動が入力されると、第２中間部材と第１回転部材との間で第２円周方向角度の隙間に対応して第２中間部材が第１回転部材に対して相対回転可能である。すなわち、この第２円周方向角度範囲内では摩擦発生機構に滑りが生じない。
さらに、二段目範囲で微小捩り振動が入力された場合には、第２中間部材と第２弾性部材との間には、第３円周方向角度から第１円周方向角度を引きさらに第２円周方向角度を足しただけの角度の隙間が確保されている。二段目範囲においてこの隙間角度範囲内で第２弾性部材は第２中間部材に作用せず、第２中間部材と第２回転部材は一体回転可能である。すなわち、このとき摩擦発生機構では滑りが生じない。
【００１１】
以上に述べたように、一段目範囲及び二段目範囲において微小捩り振動が入力された場合には、摩擦発生機構が作動せず、高ヒステリシストルクを発生させない。この結果、微小捩り振動を効果的に吸収できる。
請求項２に記載のダンパー機構は、第１回転部材と第２回転部材と第１中間部材と第１弾性部材と第２弾性部材と第２中間部材とストッパーと摩擦発生機構とを備えている。第２回転部材は第１回転部材に相対回転可能に配置されている。第１中間部材は第１回転部材と第２回転部材との間に配置されている。第１弾性部材は第１回転部材と第１中間部材との間に配置され第１円周方向角度まで圧縮可能である。第２弾性部材は第１中間部材と第２回転部材との間に配置され第１弾性部材よりバネ定数が大きい。第２中間部材は第１回転部材と第２回転部材との間に配置されている。ストッパーは第１回転部材と第２中間部材との間で第１円周方向角度以下である第２円周方向角度の隙間を有する。摩擦発生機構は第２中間部材と第２回転部材とを回転方向に摩擦係合する。第２中間部材の一部は第２弾性部材との間に第３円周方向角度の隙間を有している。第３円周方向角度は、第１円周方向角度から第２円周方向角度を引いた差より大きい。
【００１２】
請求項２に記載のダンパー機構において、第２回転部材にトルクが入力されると、第１中間部材、第１弾性部材、第２弾性部材、第２中間部材及びストッパーを介して第１回転部材にトルクが伝達される。捩じり角度の小さな範囲では第１弾性部材が圧縮され、捩じり角度の大きな範囲では第２弾性部材が圧縮される。
請求項２に記載のダンパー機構の捩り特性について説明する。ここでは、第１回転部材を第２回転部材に対して一方向に捩っていく時の動作に基づいて説明する。第１円周方向角度までの一段目では第１弾性部材が圧縮されることにより比較的低剛性の特性が得られる。また、このとき摩擦発生機構が滑ることで高ヒステリシストルクが発生する。捩り角度が第１円周方向角度を越えると、、第２弾性部材が圧縮され、比較的剛性の高い特性が得られる。このときの摩擦発生機構で滑りが生じ高ヒステリシストルクの特性が得られる。このように、一段目と二段目の両方で高ヒステリシストルクの特性が得られるため、車体前後振動のような比較的捩り角度の広い振動に対して効果的である。
【００１３】
一段目範囲でトルクの小さな微小振動が入力されると、第２中間部材と第１回転部材との間で第２円周方向角度の隙間に対応して第２中間部材が第１回転部材に対して相対回転可能である。すなわち、この第２円周方向角度範囲内では摩擦発生機構に滑りが生じない。
さらに、二段目範囲で微小捩り振動が入力された場合には、第２中間部材と第２弾性部材との間には、第３円周方向角度から第１円周方向角度を引きさらに第２円周方向角度を足しただけの角度の隙間が確保されている。二段目範囲においてこの隙間角度範囲内で第２弾性部材は第２中間部材に作用せず、第２中間部材と第２回転部材は一体回転可能である。すなわち、このとき摩擦発生機構では滑りが生じない。
【００１４】
以上に述べたように、一段目範囲及び二段目範囲において微小捩り振動が入力された場合には、摩擦発生機構が作動せず、高ヒステリシストルクを発生させない。この結果、微小捩り振動を効果的に吸収できる。
請求項３に記載のダンパー機構は、出力ハブと１対の入力プレートと第１中間部材と第１弾性部材と第２弾性部材と第２中間部材とを備えている。１対の入力プレートは出力ハブの回りに相対回転可能に配置されている。第１中間部材は出力ハブの外周側で１対の入力プレートの間に配置されている。第１弾性部材は出力ハブと第１中間部材を回転方向に弾性的に連結する。第２弾性部材は第１中間部材と１対の入力プレートを回転方向に弾性的に連結する。第２弾性部材は第１弾性部材よりバネ定数が大きい。第２中間部材は出力ハブと１対の入力プレートとの間に配置されている。第２中間部材は、出力ハブとの間に第１円周方向角度以下である第２円周方向角度の隙間を確保し、１対の入力プレートとの間に摩擦係合部を形成し、一部が第２弾性部材との間に第３円周方向角度の隙間を有している。第３円周方向角度は、第１円周方向角度から第２円周方向角度を引いた差より大きい。
【００１５】
請求項３に記載のダンパー機構において、１対の入力プレートにトルクが入力されると、第２弾性部材、第１中間部材、第１弾性部材の順で出力ハブにトルクが伝達される。捩じり角度の小さな範囲では第１弾性部材が圧縮され、捩じり角度の大きな範囲では第２弾性部材が圧縮される。
請求項３に記載のダンパー機構の捩り特性について説明する。ここでは、ハブを１対の入力プレートに対して一方向に捩っていく時の動作に基づいて説明する。第１円周方向角度までの一段目では第１弾性部材が圧縮されることにより比較的低剛性の特性が得られる。また、このとき摩擦発生機構が滑ることで高ヒステリシストルクが発生する。捩り角度が第１円周方向角度を越えると、、第２弾性部材が圧縮され、比較的剛性の高い特性が得られる。このときの摩擦発生機構で滑りが生じ高ヒステリシストルクの特性が得られる。このように、一段目と二段目の両方で高ヒステリシストルクの特性が得られるため、車体前後振動のような比較的捩り角度の広い振動に対して効果的である。
【００１６】
一段目範囲でトルクの小さな微小振動が入力されると、第２円周方向角度の隙間に対応して第２中間部材がハブ第１回転部材に対して相対回転可能である。すなわち、この第２円周方向角度範囲内では摩擦発生機構に滑りが生じない。
さらに、二段目範囲で微小捩り振動が入力された場合には、第２中間部材と第２弾性部材との間には、第３円周方向角度から第１円周方向角度を引きさらに第２円周方向角度を足しただけの角度の隙間が確保されている。二段目範囲においてこの隙間角度範囲内で第２弾性部材は第２中間部材に作用せず、第２中間部材と１対の入力プレートは一体回転可能である。すなわち、このとき摩擦発生機構では滑りが生じない。
【００１７】
以上に述べたように、一段目範囲及び二段目範囲において微小捩り振動が入力された場合には、摩擦発生機構が作動せず、高ヒステリシストルクを発生させない。この結果、微小捩り振動を効果的に吸収できる。
【００１８】
【発明の実施の形態】
図１に本発明の一実施形態のクラッチディスク組立体１の断面図を示し、図２にその平面図を示す。クラッチディスク組立体１は、車輌のクラッチ装置に用いられる動力伝達装置であり、クラッチ機能とダンパー機能とを有している。クラッチ機能とはフライホイール（図示せず）に連結及び離反することによってトルクの伝達及び遮断をする機能である。ダンパー機能とは、バネ等によりフライホイール側から入力されるトルク変動等を吸収・減衰する機能である。図１においてＯ−Ｏがクラッチディスク組立体１の回転軸すなわち回転中心線である。また、図１の左側にエンジン及びフライホイール（図示せず）が配置され、図１の右側にトランスミッション（図示せず）が配置されている。さらに、図２のＲ１側がクラッチディスク組立体１の回転方向（正側）であり、Ｒ２側からその反対方向（負側）である。
【００１９】
クラッチディスク組立体１は、主に、入力回転体２（クラッチプレート２１，  リテーニングプレート２２，  クラッチディスク２３）と、出力回転体３（ハブ）と、入力回転体２と出力回転体３との間に配置されたダンパー機構とから構成されている。ダンパー機構は、第１バネ７，  第２バネ８及び摩擦発生機構１３などを含んでいる。
【００２０】
入力回転体２はフライホイール（図示せず）からのトルクが入力される部材である。入力回転体２は、主に、クラッチプレート２１と、リテーニングプレート２２と、クラッチディスク２３とから構成されている。クラッチプレート２１とリテーニングプレート２２は共に板金製の円板状又は環状の部材であり、軸方向に所定の間隔を空けて配置されている。クラッチプレート２１はエンジン側に配置され、リテーニングプレート２２はトランスミッション側に配置されている。クラッチプレート２１とリテーニングプレート２２は後述する板状連結部３１により互いに固定され、その結果軸方向の間隔が定めされるとともに一体回転するようになっている。
【００２１】
クラッチディスク２３は、図示しないフライホイールに押し付けられる部分である。クラッチディスク２３は、クッショニングプレート２４と、第１及び第２摩擦フェーシング２５とから主に構成されている。クッショニングプレート２４は、環状部２４ａと、環状部２４ａの外周側に設けられ回転方向に並ぶ複数のクッショニング部２４ｂと、環状部２４ａから半径方向内側に延びる複数の連結部２４ｃとから構成されている。連結部２４ｃは４カ所に形成され、各々がリベット２７（後述）によりクラッチプレート２１に固定されている。クッショニングプレート２４の各クッショニング部２４ｂの両面には、摩擦フェーシング２５がリベット２６により固定されている。
【００２２】
クラッチプレート２１及びリテーニングプレート２２の外周部には、回転方向に等間隔で４つの窓孔３５がそれぞれ形成されている。各窓孔３５には、内周側と外周側にそれぞれ切り起こし部３５ａ，３５ｂが形成されている。この切り起こし部３５ａ，  ３５ｂは後述の第２バネ８の軸方向及び半径方向への移動を規制するためのものである。また、窓孔３５には、第２バネ８の端部に当接又は近接する当接部３６が円周方向両端に形成されている。
【００２３】
クラッチプレート２１及びリテーニングプレート２２には、それぞれ中心孔３７（内周縁）が形成されている。この中心孔３７内には出力回転体３としてのスプラインハブが配置されている。出力回転体３は、軸方向に延びる筒状のボス５２と、ボス５２から半径方向に延びるフランジ５４とから構成されている。ボス５２の内周部には、図示しないトランスミッション側から延びるシャフトに係合するスプライン孔５３が形成されている。フランジ５４には回転方向に並んだ複数の外周歯５５及び後述の第１バネ７を収容するための切欠き５６等が形成されている。切欠き５６は半径方向に対向する２カ所に形成されている。
【００２４】
分離フランジ６は、出力回転体３の外周側で、かつ、クラッチプレート２１とリテーニングプレート２２との間に配置された円板状の部材である。分離フランジ６は、第１バネ７を介して出力回転体３と回転方向に弾性的に連結され、さらには第２バネ８を介して入力回転体２に弾性的に連結されている。図５に詳細に示すように、分離フランジ６の内周縁には複数の内周歯５９が形成されている。内周歯５９は、前述の外周歯５５の間に配置され、回転方向に所定の間隔を空けて配置されている。外周歯５５と内周歯５９とは回転方向に互いに当接可能である。すなわち、外周歯５５と内周歯５９とにより入力回転体３と分離フランジ６との捩り角度を規制するための第１ストッパー９が形成されている。外周歯５５とその円周方向両側の内周歯５９との間にはそれぞれ第１捩り角度θ１が確保されている。外周歯５５から見てＲ１側の内周歯５９との間の第１捩じり角度θ１は約２゜であり、外周歯５５から見てＲ２側の内周歯５９との間の第１捩り角度θ１は約５゜である。
【００２５】
さらに、分離フランジ６の内周縁には、フランジ５４の切欠き５６に対応して切欠き６７が形成されている。切欠き５６，  ６７内には、それぞれ１つずつ合計２つの第１バネ７が配置されている。第１バネ７は低剛性のコイルスプリングであり、２つの第１バネ７は並列に作用する。第１バネ７は円周方向両端においてスプリングシートを介して切欠き５６，  ６７の円周方向両端５７，  ６８に係合している。以上の構造によって、出力回転体３と分離フランジ６とが相対回転する際には第１捩り角度θ１の範囲内で第１バネ７が回転方向に圧縮される。
【００２６】
分離フランジ６には回転方向に等間隔で４つの窓孔４１が形成されている。窓孔４１は回転方向に長く延びる形状である。窓孔４１の縁は、円周方向両側の当接部４４と、外周側の外周部４５と、内周側の内周部４６とから構成されている。外周部４５は連続して形成されており窓孔４１の外周側を閉じている。なお、窓孔４１の外周側は一部が半径方向外方に開いた形状であってもよい。分離フランジ６において各窓孔４１の円周方向間には切欠き４２が形成されている。切欠き４２は半径方向内側から外側に向かって円周方向長さが長くなる扇形状であり、円周方向両側に縁面４３が形成されている。
【００２７】
各窓孔４１が形成された部分の半径方向外側には、突起４９が形成されている。すなわち突起４９は分離フランジ６の外周縁４８からさらに半径方向外側に延びる突起形状である。突起４９は、回転方向に長く延びており、ストッパー面５０が形成されている。突起４９は、窓孔４１に比べて円周方向の幅が短く、ほぼその円周方向中間位置に形成されている。すなわち、突起４９のストッパー面５０は、切欠き４２の縁面４３より窓孔４１に対してさらに円周方向内側に配置されており、窓孔４１の当接部４４よりさらに円周方向内側に配置されている。なお、突起４９は円周方向両端にストッパー面が形成されていればそれでよく、必ずしも円周方向中間部分を必要としない。すなわち、突起は両側ストッパー面を形成するために円周方向２カ所に設けられた形状であっても良い。
【００２８】
前述した分離フランジ６の構造について他の表現を用いて再度説明する。分離フランジ６は内周側に環状部を有しており環状部から半径方向外方に突出する複数の突出部４７を有している。各突出部４７はこの実施形態では回転方向に等間隔で４つ形成されている。突出部４７は回転方向に長く形成されており、その内部に前述の窓孔４１が形成されている。窓孔４１は突出部４７においてその面積の７０％以上を占めており、突出部４７にわたって形成されている。
【００２９】
さらに突出部４７を他の表現で説明すると、突出部４７は、半径方向に延びる２つの円周方向両側窓枠部９１と、円周方向両側窓枠部９１の半径方向外側端同士を連結する外周側窓枠部９２とから構成されている。円周方向両端窓枠部９１の円周方向内側は当接部４４となり、円周方向外側は縁面４３となっている。外周側窓枠部９２の半径方向内側は外周部４５となっており、半径方向外側は外周縁４８となっている。外周縁４８には前述の突起４９が形成されている。なお、前述の切欠き４２は回転方向に隣接する突出部４７の円周方向両端窓枠部９１間の空間である。
【００３０】
第２バネ８はクラッチディスク組立体１のダンパー機構に用いられる弾性部材すなわちバネである。各第２バネ８は、同心に配置された１対のコイルスプリングから構成されている。各第２バネ８は各第１バネ７に比べて大型であり、バネ定数が大きい。第２バネ８は各窓孔４１，  ３５内に収容されている。第２バネ８は回転方向に長く延びており、窓孔４１全体にわたって配置されている。すなわち第２バネ８の円周方向角度は後述の窓孔４１の円周方向角度θＢとほぼ等しい。第２バネ８の円周方向両端は、窓孔４１の当接部４４と当接面３６とに当接又は近接している。プレート２１，  ２２のトルクは第２バネ８を介して分離フランジ６に伝達され得る。プレート２１，  ２２と分離フランジ６とが相対回転すると、第２バネ８は両者の間で圧縮される。具体的には、第２バネ８は当接面３６とその円周方向反対側の当接部４４との間で回転方向に圧縮される。このとき４つの第２バネ８は並列に作用している。なお、自由状態（分離フランジ６とプレート２１，  ２２の間で捩りが生じていない状態）では、第２バネ８の円周方向両端の半径方向内側部は当接部４４に当接又は近接しているが、円周方向両端部の半径方向外側部は当接部４４から僅かに離れている。
【００３１】
リテーニングプレート２２の外周縁には、回転方向に等間隔で４カ所に板状連結部３１が形成されている。板状連結部３１は、クラッチプレート２１とリテーニングプレート２２とを互いに連結するものであり、さらに後述するようにクラッチディスク組立体１のストッパーの一部を構成している。板状連結部３１は、リテーニングプレート２２から一体に形成された板状部材であり、回転方向に所定の幅を有している。板状連結部３１は、各窓孔４１の円周方向間すなわち切欠き４２に対応して配置されている。板状連結部３１は、リテーニングプレート２２の外周縁から軸方向に延びるストッパー部３２と、ストッパー部３２の端部から半径方向内側に延びる固定部３３とから構成されている。ストッパー部３２はリテーニングプレート２２の外周縁からクラッチプレート２１側に延びている。固定部３３は、ストッパー部３２の端部から半径方向内側に折り曲げられている。以上に述べた板状連結部３１はリテーニングプレート２２と一体の部分であり、厚みはリテーニングプレート２２とほぼ同じである。そのため、ストッパー部３２は半径方向にはリテーニングプレート２２の板厚に相当する幅のみを有している。ストッパー部３２は円周方向両側にストッパー面５１を有している。固定部３３の半径方向位置は窓孔４１の外周側部分に対応しており、円周方向位置は回転方向に隣接する窓孔４１の間である。この結果、固定部３３は分離フランジ６の切欠き４２に対応して配置されている。切欠き４２は固定部３３より大きく形成されており、このため組立時にリテーニングプレート２２をクラッチプレート２１に対して軸方向に移動させたときには固定部３３は切欠き４２を通って移動可能である。固定部３３はクッショニングプレート２４の連結部２４ｃに平行にかつトランスミッション側から当接している。固定部３３には孔３３ａが形成されており、孔３３ａ内には前述のリベット２７が挿入されている。リベット２７は、固定部３３とクラッチプレート２１とクッショニングプレート２４とを一体に連結している。さらに、リテーニングプレート２２において固定部３３に対応する位置にはかしめ用孔３４が形成されている。
【００３２】
次に、板状連結部３１のストッパー部３２と突起４９とからなる第２ストッパー１０について説明する。第２ストッパー１０は分離フランジ６と入力回転体２との間で捩り角度θ４までの領域で両部材の相対回転を許容し、捩り角度がθ４になると両部材の相対回転を規制するための機構である。なお、この捩り角度θ４の間で第２バネ８は分離フランジ６と入力回転体２との間で圧縮される。
【００３３】
板状連結部３１は、平面視において、円周方向位置は窓孔４１の円周方向間、切欠き４２内、突起４９の円周方向間にある。また、板状連結部３１のストッパー面５１の半径方向位置は、分離フランジ６の外周縁４８よりさらに半径方向外側にある。すなわち、ストッパー部３２と突起４９とは半径方向位置がほぼ同じである。このため、ストッパー部３２と突起４９は分離フランジ６とプレート２１，  ２２との捩り角度が大きくなると互いに当接可能である。ストッパー部３２のストッパー面５１と突起４９のストッパー面５０とが互いに当接した状態では、ストッパー部３２は分離フランジ６の突出部４７すなわち窓孔４１の半径方向外側に位置している。すなわち、ストッパー部３２が突出部４７及び窓孔４１よりさらに円周方向内側に入り込むことが可能になっている。
【００３４】
以上に述べた第２ストッパー１０の利点について説明する。ストッパー部３２は板状であるため、従来のストップピンに比べて円周方向角度を短くできる。また、ストッパー部３２は従来のストップピンに比べて半径方向長さが大幅に短くなっている。すなわちストッパー部３２の半径方向長さはプレート２１，  ２２の板の厚みと同じだけである。このことは、第２ストッパー１０の実質的な半径方向長さはプレート２１，  ２２の板厚に相当する短い部分に限定されていることを意味する。
【００３５】
ストッパー部３２はプレート２１，  ２２の外周縁部分すなわち最外周位置に配置されており、ストッパー部３２の半径方向位置は突出部４７特に窓孔４１の外周縁４８の半径方向位置よりさらに半径方向外側である。このようにストッパー部３２が窓孔４５から半径方向に異なる位置にあるため、ストッパー部３２と窓孔４１とが回転方向に互いに干渉しない。この結果、第２バネ８によるダンパー機構の最大捩り角度と第２バネ８の捩り角度を共に大きくできる。ストッパー部が窓孔と同じ半径方向位置にある場合には、第２バネによるダンパー機構の捩り角度と窓孔の円周方向角度とは互いに干渉し合い、ダンパー機構の広角化とバネの低剛性化を実現できない。
【００３６】
特に、第２ストッパー１０の半径方向長さが従来のストップピンに比べて大幅に短いため、第２ストッパー１０を窓孔４１の半径方向外側に設けても、プレート２１，  ２２の外径は極端に大きくならない。また、窓孔４１の半径方向長さが極端に短くなることはない。
中間プレート１１は、出力回転体３の外周側において、クラッチプレート２１と分離フランジ６との間、及び分離フランジ６とリテーニングプレート２２の間とに配置された１対のプレート部材である。中間プレート１１は円板状又は環状のプレート部材であり、入力回転体２と出力回転体３との間でダンパー機構の一部を構成する部材である。中間プレート１１の内周縁には複数の内周歯６６が形成されている。内周歯６６は分離フランジ６の内周歯５９と軸方向に重なるように配置されている。内周歯６６は、出力回転体３（ハブ）の外周歯５５と回転方向に所定の隙間を空けて配置されている。すなわち、この隙間の範囲内で出力回転体３と中間プレート１１とは相対回転可能となっている。外周歯５５と内周歯５９とにより、出力回転体３と中間プレート１１との相対回転角度を規制する第３ストッパー１２が形成されている。より具体的には、図５に示すように、外周歯５５から見て円周方向両側の内周歯６６との間にはそれぞれ第２捩り角度θ２だけの隙間が確保されている。この実施形態では第２捩り角度θ２は共に等しく、約２゜となっている。第２捩じり角度θ２の大きさは第１捩じり角度θ１以下である。この比較は円周方向の同じ側の各角度同士で行っている。
【００３７】
中間プレート１１には、それぞれ半径方向外側に突出する係合部６１が形成されている。各係合部６１は分離フランジ６の窓孔４５の間に配置されている。係合部６１は窓孔４１の半径方向中間位置付近まで延びている。係合部６１は半径方向内側から外側に向かって除々に円周方向長さが長くなる扇型をしている。また、係合部６１の円周方向両端は、円周方向両側にある第２バネ８の内周側部分に係合可能となっている。係合部６１の円周方向両側端面６１ａと第２バネ８の円周方向端部との間にはそれぞれ第３捩り角度θ３だけの隙間が確保されている。この実施形態では、係合部６１とそのＲ２側の第２バネ８との間の第３捩り角度θ３は、約４゜であり、Ｒ１側の第２バネ８との間の第３捩り角度θ３は約１゜である。第３捩じり角度θ３は、第１捩じり角度θ１から第２捩じり角度θ２を引いたものより大きい。この比較は円周方向の同じ側の角度同士で行っている。
【００３８】
１対の中間プレート１１同士は、複数のピン６２により相対回転不能になっている。ピン６２は、胴部と、胴部から軸方向両側に延びる小径の突起部分から構成されている。１対の中間プレート１１同士は、ピン６２の胴部に軸方向から当接することによって、互いに対して軸方向に接近することが制限されている。突起部分はプレート１１に形成された孔内に挿入されている。各中間プレート１１と分離フランジ６との間には、それぞれスペーサ６３が配置されている。スペーサ６３は各中間プレート１１の内周部と分離フランジ６の内周側環状部分との間に各々配置された環状のプレート部材である。スペーサ６３にはピン６２の胴部が挿入される孔が形成されており、ピン６２と孔の係合によってスペーサ６３は中間プレート１１と一体回転するようになっている。スペーサ６３において分離フランジ６に対向し当接する側の面には摩擦係数を減らすためのコーティングが施されている。分離フランジ６にはピン６２が貫通する長孔６９が形成されている。長孔６９は、ピン６２が分離フランジ６に対して回転方向に移動可能にするための孔である。
【００３９】
次に、摩擦発生機構を構成する各部材について説明する。第２摩擦ワッシャー７２は、トランスミッション側の中間プレート１１の内周部とリテーニングプレート２２の内周部との間に配置されている。第２摩擦ワッシャー７２は主に樹脂製の本体７４と本体７４にモールドされた摩擦板７５とから構成されている。摩擦板７５は、トランスミッション側の中間プレート１１のトランスミッション側面に当接している。本体７４の内周部からはトランスミッション側に係合部７６が延びている。係合部７６は、リテーニングプレート２２に対して相対回転不能に係合されるとともに軸方向に係止されている。本体７４の内周部トランスミッション側には複数の凹部７７が形成されている。本体７４とリテーニングプレート２２との間には第２コーンスプリング７３が配置されている。第２コーンスプリング７３は、第２摩擦ワッシャー７２の本体７４とリテーニングプレート２２との間で圧縮された状態で配置されている。これにより、第２摩擦ワッシャー７２の摩擦板７５は第１中間プレート１１に強く圧接されてている。第１摩擦ワッシャー７９はフランジ５４とリテーニングプレート２２の内周部との間に配置されている。すなわち、第１摩擦ワッシャー７９は第２摩擦ワッシャー７２の内周側でかつボス５２の外周側に配置されている。第１摩擦ワッシャー７９は樹脂製である。第１摩擦ワッシャー７９は、主に環状の本体８１から構成されており、環状の本体８１からは複数の突起８２が半径方向外側に延びている。本体８１はフランジ５４に当接しており、複数の突起８２は第２摩擦ワッシャー７２の凹部７７に相対回転不能に係合している。これにより、第１摩擦ワッシャー７９は第２摩擦ワッシャー７２を介してリテーニングプレート２２と一体回転可能である。第１摩擦ワッシャー７９とリテーニングプレート２２の内周部との間には第１コーンスプリング８０が配置されている。第１コーンスプリング８０は第１摩擦ワッシャー７９とリテーニングプレート２２の内周部との間で軸方向に圧縮された状態で配置されている。なお、第１コーンスプリング８０の付勢力は第２コーンスプリング７３の付勢力より小さくなるように設計されている。また、第１摩擦ワッシャー７９の摩擦面は樹脂部分であるため、第２摩擦ワッシャー７２に比べて摩擦係数が小さくなっている。このため、第１摩擦ワッシャー７９によって発生する摩擦（ヒステリシストルク）は第２摩擦ワッシャー７２で発生する摩擦より大幅に小さくなっている。
クラッチプレート２１の内周部とフランジ５４及び中間プレート１１の内周部との間には第３摩擦ワッシャー８５が配置されている。第３摩擦ワッシャー８５は樹脂製の環状の部材である。第３摩擦ワッシャー８５は、主に、環状の本体８６から構成されている。環状の本体８６のトランスミッション側には、外周側に摩擦板８８が配置され、内周側には樹脂からなる摩擦面８７が形成されている。摩擦板８８はエンジン側の中間プレート１１の内周部に当接している。樹脂製の摩擦面８７はフランジ５４のエンジン側面に当接している。さらに、第３摩擦ワッシャー８５の内周部には、エンジン側に突出する環状の筒部９０が形成されている。筒部９０の内周面はボス５２の外周面に摺動可能に当接している。また、本体８６の外周側部分からは、回転方向に複数箇所においてエンジン側に突出する係合部８９が形成されている。係合部８９はクラッチプレート２１に形成された孔内に係合され、これにより第３摩擦ワッシャー８５はクラッチプレート２１に対して相対回転不能係合するとともに軸方向に係止されている。以上に述べた摩擦機構において、第２摩擦ワッシャー７２の摩擦板７５及び第３摩擦ワッシャー８５の摩擦板８８と中間プレート１１との間に比較的高いヒステリシストルクを発生する摩擦発生機構１３が形成されている。さらに、第１摩擦ワッシャー７９の本体８１による摩擦面と第３摩擦ワッシャー８５の樹脂摩擦面８７とがフランジ５４との間に比較的低いヒステリシストルクを発生する摩擦発生機構１５を形成している。
【００４０】
次に第２バネ８と第２ストッパー１０における各構造の角度及びその関係について詳細に説明する。なお、以下に述べる「円周方向角度」とは、ある位置から他の位置までのクラッチディスク組立体１の回転軸Ｏを中心とした円周方向（クラッチディスク組立体１の回転方向）角度のことである。以下の説明で用いる角度の絶対値は図面に記載された本願発明の一例としてのクラッチディスク組立体１のものであり、本願発明はそれらの数値に限定されない。
【００４１】
各円周方向角度θＡ〜θＥは図６及び７に記載されている。図２０に示すのは、各円周方向θＡ〜θＥの角度の関係を示す線図である。
θＡとθＣとの関係
各突起４９の円周方向角度θＡは回転方向に隣接する突起４９の隣接する円周方向端部間（すなわち回転方向に向き合うストッパー面５０間）の円周方向角度θＣより小さい。図２０から明らかなようにθＡとθＣは一方が大きくなれば他方が小さくなる関係にある。ここではθＡをθＣに対して大幅に小さくすることでθＣを従来より大きく確保している。このように各突起４９間の円周方向角度θＣが広くなることにより、分離フランジ６とプレート２１，  ２２との間の捩り角度θＥを広くすることが可能となっている。本願発明の一実施形態である図面に示したクラッチディスク組立体１では、各θＡは２１゜であり、各θＣは６９゜である。
【００４２】
θＣは、４０゜以上あれば従来にない充分に優れた効果が得られ、５０〜８０゜
の範囲にある場合はさらに優れた効果が得られ、６０〜８０゜の範囲にある場合はさらに優れた効果が得られ６５〜７５゜の範囲にある場合は最も優れた効果が得られる。
【００４３】
θＣはθＡの２分の１以下であれば充分に優れた効果が得られる。θＣはθＡの３分の１以下であればさらに優れた効果が得られる。図面のθＣθＡとの比は１：３．２９である。この比は１：２〜６の範囲にあれば充分に優れた効果が得られ、１：２．５〜５．５の範囲にあればさらに優れた効果が得られる。
θＣとθＤとの関係
各板状連結部３１（ストッパー部３２）の円周方向角度θＤは、前述の角度θＣより遙かに小さくなっている。図２０から明らかなように、θＣからθＤを引いたものが、分離フランジ６とプレート２１，  ２２との間の最大捩り角度θＥ（ダンパー機構のストッパー角度）になっている。すなわち、このダンパー機構では最大捩り角度θＥが従来より広くなっている。図から明らかなように、θＥを広くするためには、θＣを大きくし、θＤを小さくすることが必要であることがわかる。この実施形態においてはθＤは１６゜になっている。θＤは２０゜以下であるのが好ましく、１０〜２０゜の範囲にあるのがさらに好ましい。
θＡとθＢとの関係
突起４９の円周方向角度θＡは各窓孔４１の円周方向角度θＢより小さい。θＡのθＢに対する比が従来より小さいということは、θＣのθＢに対する比が従来より大きいことを示す。言い換えると、広角化した窓孔４１に対して最大捩り角度θＥを広く確保する前提となるθＣのθＢに対する比が充分に大きい。各突起４９の円周方向角度θＡは窓孔４１の円周方向角度θＢの２／３以下であればよく、１／２以下であればより好ましく、１／３以下であればさらに好ましい。この実施形態におけるθＡとθＢとの比は１：２．９０である。θＡとθＢとの比は１：２〜４の範囲にあるのが好ましく、１：２．５〜４．０の範囲にあればより好ましく、１：２．７５〜３．７５の範囲にあれば最も好ましい。なお、θＣはθＢより大きくなっている。
θＢとθＥとの関係
θＥとθＢは共に従来に比べて大きくなっており、これによりダンパー機構の最大捩り角度が大きくなると共に第２バネ８の捩り角度が広くなっている。第２バネ８は大型化されることによって設計が容易になり、高性能（広捩り角・低剛性）になっている。
【００４４】
θＢとθＥを比較すると、θＢがθＥに比べて大きいが、その差はわずかしかない。すなわち、θＥのθＢに対する比が充分に大きくなっている。これにより窓孔４１すなわち第２バネ８の円周方向角度を広くした場合においで、その広角度を充分に生かせる最大捩り角度θＥが確保されている。θＢとのθＥに対する比は１：１．１３である。この比は１：１．０〜１．３の範囲にあれば充分に優れた効果が得られ、１：１．１〜１．２の範囲にある場合はさらに優れた効果が得られる。
窓孔４１の半径方向長さ
このダンパー機構では、窓孔４１の半径方向長さが分離フランジ６の半径方向長さ（外径）に比べて充分に大きくなっている。この結果、窓孔４１に収容する第２バネ８の大型化が可能となっている。窓孔４１の半径方向長さは分離フランジ６の外径の３５％以上である。この割合が３５〜５５％の範囲にある場合は充分に優れた効果を得ることができ、４０〜５０％の範囲にある場合はさらに優れた効果を得ることができる。
【００４５】
次に、図８を用いてクラッチディスク組立体１の構成についてさらに詳細に説明する。図８はクラッチディスク組立体１のダンパー機構の機械回路図である。この機械回路図は、ダンパー機構を模式的に描いたものであり、出力回転体３を入力回転体２に対して一方向（例えばＲ２側）に捩った時の各部材の動作や関係を説明するための図である。図から明らかなように、入力回転体２と出力回転体３との間には、ダンパー機構を構成するための複数の部材が配置されている。分離フランジ６は、入力回転体２と出力回転体３との間に配置されている。分離フランジ６は出力回転体３とに第１バネ７を介して回転方向に弾性的に連結されている。また、分離フランジ６と出力回転体３との間には第１ストッパー９が形成されている。第１ストッパー９における第１捩り角度θ１の間で第１バネ７は圧縮可能である。分離フランジ６は入力回転体２に対して第２バネ８を介して回転方向に弾性的に連結されている。また、分離フランジ６と入力回転体２との間に第２ストッパー１０が形成されている。第２ストッパー１０における第４捩り角度θ４の間で第２バネ８は圧縮可能となっている。以上に述べたように、入力回転体２と出力回転体３は直列に配置された第１バネ７と第２バネ８とにより回転方向に弾性的に連結されている。ここでは、分離フランジ６は２種類のバネの間に配置された中間部材として機能している。また、以上に述べた構造は、並列に配置された第１バネ７及び第１ストッパー９からなるダンパーと、並列に配置された第２バネ８と第２ストッパー１０からなるダンパーとが、直列に配置された構造として見ることができる。また、以上に述べた構造を入力回転体２と出力回転体３とを回転方向に弾性的に連結する第１ダンパー機構４として考えることができる。第１バネ７全体の剛性は第２バネ８の全体の剛性より遙かに小さく設定されている。そのため、第１捩り角度θ１までの捩り角度の範囲では第２バネ８はほとんど回転方向に圧縮されない。
【００４６】
中間プレート１１は、入力回転体２と出力回転体３との間に配置されている。中間プレート１１は、その一部が第２バネ８に対して係合可能な構成となっている。中間プレート１１は、出力回転体３との間に第２捩り角度θ２だけの隙間を有する第３ストッパー１２を構成している。この第３ストッパー１２は、後述する一段目範囲での微小捩り振動が入力された際に出力回転体３と中間プレート１１との間で相対回転を許容するための隙間である。また、中間プレート１１は、摩擦発生機構１３を介して入力回転体２に回転方向に摩擦係合している。さらに、中間プレート１１は、係合部６１が第２バネ８の円周方向端部に第３捩り角度θ４だけの隙間を空けて配置されている。以上に述べた中間プレート１１は、直列に配置された第３ストッパー１２と摩擦発生機構１３を構成することで入力回転体２と出力回転体３とを回転方向に連結する第２ダンパー機構５を実現している。第２ダンパー機構５は第１ダンパー機構４と並列に作用するように配置されている。
【００４７】
次に、図８におけるダンパー機構の各角度θ１〜θ４の関係について説明する。ここでの角度は出力回転体３から入力回転体２を負側に見た各角度である（入力回転体２から出力回転体３を正側に見ている）。第１捩り角度θ１は第１バネ７におけるダンパー機構の正側最大捩り角度であり、第２ストッパー１０における第４捩り角度θ４は第２バネ８におけるダンパー機構の正側最大捩り角度θＥ１である。第１捩り角度θ１と第４捩り角度θ４との合計がクラッチディスク組立体１全体としてのダンパー機構の正側最大捩り角度である。第２捩り角度θ２は第１捩り角度θ１と等しい又はそれ未満である必要がある。この実施形態では、例えば第１捩り角度θ１は５゜であり、第２捩り角度θ２は２゜である。第１捩り角度θ１から第２捩り角度θ２を引いたその差は第３捩り角度θ３より小さい必要がある。第１捩り角度θ１から第２捩り角度θ２を引いたその差をさらに第３捩り角度θ３から引いたものが、捩り特性の二段目において微小捩り振動が入力された時の摩擦発生機構１３を作動させないための隙間角度Ａとなっている。隙間角度Ａはこの実施形態では１゜であるが、１〜２゜の範囲にあることが好ましい。正負両側の第２捩じり角度θ２の合計が、捩り特性の一段目において微小捩り振動が入力された時の摩擦発生機構１３を作動させないための合計隙間角度Ｂになる。この実施形態では第２捩じり角度θ２は正負共に２゜であり、合計隙間角度Ｂは４゜になる。合計隙間角度Ｂは隙間角度Ａより大きいことが好ましく、２倍以上あるのが望ましい。合計隙間角度Ｂは３〜５゜範囲にあれば優れた効果が得られる。
【００４８】
また、図８に示すように、入力回転体２と出力回転体３との間には摩擦発生機構１５が設けられている。摩擦発生機構１５は、入力回転体２と出力回転体３が相対回転する際には常に滑りが生じるようになっている。この実施形態では摩擦発生機構１５は主に第１及び第２摩擦ワッシャー７２，  ８５によって構成されているが、他の部材によって構成されていても良い。また摩擦発生機構１５で発生するヒステリシストルクは場合によっては最大限低いことが望ましい。
【００４９】
次に、図８〜図１８の機械回路図及び図１９の捩り特性線図を用いてクラッチディスク組立体１のダンパー機構の特性を説明する。なお、この捩り特性線図は入力回転体２と出力回転体３とを正負の最大捩り角度間で捩った場合の捩じり角度とトルクとの関係を表している。
図８及び図１５は入力回転体２と出力回転体３とが静止状態にある状態を示すものであり、図１９の捩り特性線図には現れていない。図９〜１４は出力回転体３が入力回転体２に対して０度よりＲ２側に捩れているときの動作（すなわち入力回転体２が出力回転体３に対して０度よりＲ１側（正側）に捩れている）を説明するための図である。なお、図９〜図１３は正側領域で正側に変化しているときの状態を説明し、図１４は正側領域で負側に変化しているときの状態を説明している。図１６〜図１８は出力回転体３が入力回転体２に対して０度よりＲ１側（正側）に捩れているときの動作（すなわち入力回転２が出力回転体３に対して０度よりＲ２側（負側）に捩れている）を説明するための図である。なお、図１６及び図１７は負側領域で負側に変化しているときの状態を説明し、図１８は負側領域で正側に変化しているときの状態を説明している。
【００５０】
図９は捩り特性の０゜において負側から正側に捩れる時の図である。このとき、図８の静止状態に比べて中間プレート１１は出力回転体３側（Ｒ１側）に１゜だけずれて配置されている。このため、中間プレート１１の係止部６１と第２バネ８との間の隙間は第３捩り角度θ３＋１゜（５゜）になっている。捩り角度が１゜になると、図９の状態から出力回転体３が入力回転体２に対してＲ２側に１゜変位し、図１０に示すように出力回転体３の外周歯５５が中間プレート１１の内周歯６６に当接する。以後捩り角度が１゜から５゜までの間は、図１１に示すように、第１バネ７が出力回転体３と分離フランジ６との間で圧縮され、摩擦発生機構１３で滑りが生じる。この結果、１゜から５゜までの一段目範囲で低剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。図１２に示すように捩じり角度が第１捩じり角度θ１（５゜）になると、出力回転体３の外周歯５５が分離フランジ６の内周歯５９に当接する。この結果、５゜から正側最大捩り角度θ４（θＥ１）までの二段目範囲では、図１３（８゜）に示すように、第２バネ８が分離フランジ６と入力回転体２との間で圧縮される。その結果、高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。図１３に示す状態では、中間プレート１１の係合部６１と第２バネ８の端部との間には隙間角度Ｂ（１゜）の隙間が確保されている。この隙間角度Ｂは図８に示す静止時における第１捩り角度θ１（５゜）から第２捩り角度θ２（２゜）を引いたもの（３゜）をさらに第３捩り角度θ３（４゜）から引いた残り（１゜）に相当する。
【００５１】
捩り角度が最大限になり続いて負側に戻るとき、図１３の状態から第２バネ８が圧縮状態から分離フランジ６を押しながら伸び、図１４に示すようにその端部が中間プレート１１の係合部６１に当接する。第２バネ８の端部が係合部６１に当接するまでの１゜の範囲では摩擦発生機構１３では滑りが生じない。
第２バネ８は分離フランジ６とともに中間プレート１１を押していく。このため、中間プレート１１は出力回転体３に対して１゜だけＲ１側に変位した状態を保つ。
【００５２】
捩り角度が５゜になると、第２バネ８は自由長状態となり、続いて第１バネ７の伸びが始まる。このとき、図１４に示すように、中間プレート１１は出力回転体３に対してＲ１側に１゜ずれて配置されているため、第１バネ７の伸びが開始されてから出力回転体３が中間プレート１１に対してθ２＋１゜（３゜）移動するまでは低剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。すなわち、５゜から２゜までの間に摩擦発生機構１３は滑りを生じない。続いて２゜になると出力回転体３が中間プレート１１をＲ１側に移動させ、これにより図１６に示すように中間プレート１１は第２バネ８の端部から離れると共に摩擦発生機構１３において滑りを発生させる。この結果、２゜から−２゜までの一段目範囲に低剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。なお、捩り角度が０゜以下になると、図１６に示すように、出力回転体３と分離フランジ６との間で第１バネ７が圧縮される。捩じり角度が−２゜を越えると、第２ストッパー９が当接し、第２バネ８が分離フランジ６と入力回転体２との間で圧縮される。第１ストッパー９が反対側で当接し、これ以降は中間プレート１１と入力回転体２との間で第２バネ８が圧縮される。この結果、負側の二段目において高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。二段目において負側に捩られて再び正側に戻るときは、図１８に示すように第２バネ８は分離フランジ６と中間プレート１１とを押している。このとき、摩擦発生機構１３が滑ることで高ヒステリシストルクが発生している。なお、この戻り状態において中間プレート１１は出力回転体３に対してＲ１側に１゜ずれている。捩り角度が−２゜になると、第２バネ８の伸びが停止し、次に第１バネ７の伸びが開始される。ここではθ２＋１゜（３゜）の大きさすなわち−２゜から１゜までの範囲では第１バネ７は出力回転体３を押すが中間プレート１１は入力回転体２に対して滑らず高ヒステリシストルクが発生しない。
【００５３】
次に、具体的にクラッチディスク組立体１に振動が入力された時の捩り特性の変化について説明する。
車輌の前後振動のように振幅の大きな捩り振動が発生すると、捩り角度は図１９の特性で示す正負の二段目間で変動を繰り返す。このとき、一段目と二段目の両方で高ヒステリシストルクが発生しているので、車輌の前後振動は速やかに減衰される。
【００５４】
次に、例えば通常走行時（例えば図１３に示すような正側二段目範囲）においてエンジンの燃焼振動に起因する微小捩り振動がクラッチディスク組立体１に入力されたとする。このとき、図１３に示す状態から、出力回転体３と入力回転体２とは隙間角度Ａ＝θ３−（θ１−θ２）＝１゜の範囲内で摩擦発生機構１３を作用させずに相対回転可能である。すなわち、図１９のＣに示すように隙間角度Ａ範囲内では第２バネ８が作動するが、摩擦発生機構１３では滑りが生じない。この結果、走行時ラトル、こもり音の原因となる微少捩じり振動を効果的に吸収できる。
【００５５】
次に、アイドル時振動等の微小振動がクラッチディスク組立体１に入力された場合の動作について説明する。このときは正負一段目範囲（−２゜〜５゜、例えば図９，  図１０，  図１１）でダンパー機構が作動する。例えば図９の状態から、微小振動が入力されると、出力回転体３は分離フランジ６，  中間プレート１１及び入力回転体２に対して相対回転する。このとき、第１バネ７が作動し、摩擦発生機構１３では滑りが生じない。このときのダンパー機構の捩り角度の大きさは第３ストッパー１２における合計隙間角度Ｂ（４゜）以下である。
【００５６】
一段目範囲で低剛性・低ヒステリシストルクを実現することで、定常歯打音レベルが向上している。一段目範囲で低剛性・低ヒステリシストルクを進めると、ジャンピング現象が生じることが考えられものの、このクラッチディスク組立体１では、一段目範囲の両側に高ヒステリシストルクの領域を設ける事でジャンピング現象を抑制している。ここでいうジャンピング現象とは、二段目の壁に正負ともに跳ね返され、一段目全域にわたる振動に発展する現象であり、定常の歯打音よりレベルの高い音が発生する現象をいう。
【００５７】
以上に述べたように、摩擦発生機構１３は、入力回転部材２と出力回転部材３とを回転方向に摩擦係合し、一段目範囲と二段目範囲で滑り発生可能な機構である。また、第３ストッパー１２における第２捩り角度θ２の隙間及び第４ストッパー１４における第３捩り角度θ３の隙間はそれぞれ一段目範囲と二段目範囲で所定トルク以下の捩り振動に対して摩擦発生機構１３で滑りを生じさせない摩擦抑制手段として機能している。さらに、第２ダンパー機構５全体は、入力回転体２と出力回転体３とを回転方向に摩擦係合し、一段目範囲と二段目範囲で所定トルク以下の捩り振動に対しては滑らず、所定トルク以上の捩り振動に対しては滑ることで摩擦を発生する摩擦発生機構であると考えても良い。さらに、第３ストッパー１２は一段目範囲で所定トルク以下の捩り振動が入力された時に摩擦発生機構１３に滑りを生じさせない第１摩擦抑制機構であり、第４ストッパー１４は二段目範囲で所定トルク以下の捩り振動が入力された時に摩擦発生機構１３に滑りを生じさせない第２摩擦抑制機構であると考えても良い。
【００５８】
このクラッチディスク組立体１に示すように、従来のストップピンに代わる板状連結部３１よって捩じり角度二段目範囲の広角化を達成することにより、エンジン回転数における共振点が低回転側に移行する。さらに高ヒステリシストルクによって共振点のピークを低減できる。
さらに、捩じり角度二段目範囲で低剛性化に微少捩じり振動に対して高ヒステリシストルクを発生させない構造を加えることにより、走行時ラトルやこもり音を低減できる。
【００５９】
【発明の効果】
本発明に係るダンパー機構では、一段目範囲及び二段目範囲にわたって捩じれる振動に対しては一段目にも高ヒステリシストルクを発生し、微小捩り振動が入力された場合には一段目及び二段目で高ヒステリシストルクを発生させない。
【図面の簡単な説明】
【図１】クラッチディスク組立体の縦断面図。
【図２】クラッチディスク組立体の平面図。
【図３】図２の拡大図。
【図４】各部品の分解断面図。
【図５】ハブと分離フランジ及び中間プレートとの係合を示すための平面図。
【図６】各部分の捩り角度の関係を説明するための平面図。
【図７】各部分の捩り角度の関係を説明するための平面図。
【図８】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機械回路図。
【図９】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１０】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１１】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１２】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１３】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１４】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１５】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１６】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１７】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１８】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１９】クラッチディスク組立体の捩り特性線図。
【図２０】クラッチディスク組立体の各捩じり角度の関係を説明するための線図。
【符号の説明】
１    クラッチディスク組立体
２    入力回転体
３    出力回転体（ハブ）
４    第１ダンパー機構
５    第２ダンパー機構
６    分離フランジ
７    第１バネ
８    第２バネ
９    第１ストッパー
１０    第２ストッパー
１１    中間プレート
１２    第３ストッパー
１３    摩擦発生機構
１４    第４ストッパー
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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