(57)【要約】【課題】ダンパー機構において、捩じり特性の負側領域での音振性能を向上させる。【解決手段】ハブ３はプレート２１，２２に相対回転可能である。ハブフランジ６はハブ３に所定角度内で相対回転可能である。小コイルスプリング７は、ハブ３とハブフランジ６とを回転方向に弾性的に連結する。第１ばね８Ａと第２ばね８Ｂはハブフランジ６とプレート２１，２２とを回転方向に連結する。サブプレート１１は、プレート２１，２２の軸方向間に配置され、第１ばね８Ａの逆駆動側端に当接し、ハブ３に所定角度内で相対回転可能に係合する。ハブ３とその駆動側にあるサブプレート１１との隙間（θ２）は、ハブ３とその駆動側にあるハブフランジ６との隙間（θ３）より小さい。第１ばね８Ａの駆動側端６３は、ハブフランジ６に回転方向に支持されており、１対のプレート２１，２２からは所定角度（θ５）離れている。【選択図】図９
2006226534.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力回転体（２）と、
前記入力回転体に対して回転可能に配置された出力回転体（３）と、
前記入力回転体と前記出力回転体とを回転方向に連結するための第１ばね（８Ａ）及び第２ばね（８Ｂ）を有する弾性連結部材（８）とを備え、
捩じり特性正側領域は前記第１ばね及び前記第２ばねが並列に圧縮される領域を含み、
捩じり特性負側領域は前記第１ばね及び前記第２ばねが直列に圧縮される領域を含み、
中間回転体（６）をさらに備え、
前記中間回転体は、捩じり特性正側領域では前記出力回転体と一体回転し前記入力回転体との間で前記第１ばね及び前記第２ばねを並列に圧縮し、捩じり特性負側領域では第１ばね及び第２ばねの回転方向間で作用する中間部材として機能する、
ダンパー機構。
【請求項２】
入力回転体（２）と、
前記入力回転体に対して回転可能に配置された出力回転体（３）と、
前記入力回転体と前記出力回転体とを回転方向に連結するための第１ばね（８Ａ）及び第２ばね（８Ｂ）を有する弾性連結部材（８）とを備え、
捩じり特性正側領域は前記第１ばね及び前記第２ばねが並列に圧縮される領域を含み、
捩じり特性負側領域は前記第１ばね及び前記第２ばねが直列に圧縮される領域を含み、
第１中間回転体（６）と第２中間回転体（１１）をさらに備え、
前記第１中間回転体は、前記第１及び第２ばねの回転方向両端を回転方向に支持し、前記出力回転体の駆動側面に所定の隙間角度（θ３）を空けて配置されており、
前記第２中間回転体は、前記第１ばねの逆駆動側端を回転方向に支持し、前記出力回転体の駆動側面に対して前記第１中間回転体より近接して配置されており、
前記第１ばねの駆動側端（６３）は、前記第１中間回転体に当接しており、前記入力回転体から所定角度（θ５）離れている、
ダンパー機構。
【請求項３】
捩じり特性負側領域は、前記第１ばね及び前記第２ばねが直列に圧縮される第１領域と、前記第１領域より大きな捩じり角度において前記第１ばね及び前記第２ばねが並列に圧縮される第２領域とを含んでいる、請求項１又は２に記載のダンパー機構。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ダンパー機構、特に、動力伝達系における捩じり振動を減衰するためのダンパー機構に関する。
【背景技術】
【０００２】
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捩じり振動を吸収・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。
【０００３】
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、クラッチペダルを放したとき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アとカウンターギアとが歯打ち現象を起こしている。
【０００４】
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放したりしたとき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に伝達されたトルクが逆にタイヤ側からトルクに伝わり、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。
【０００５】
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じり特性においてゼロトルク付近が問題となり、そこでの捩じ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じり特性をできるだけソリッドにすることが必要である。
【０００６】
以上の問題を解決するために、２種類のばねを用いることにより２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、捩じり特性における１段目（低捩じり角度領域）における捩じ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、捩じり特性における２段目（高捩じり角度領域）では捩じ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・ティップアウトの前後振動を十分に減衰できる。
【０００７】
さらに、捩じり特性２段目においてたと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ときに、２段目の大摩擦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。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
一般的な捩じり特性では、正側領域と負側領域とで特性が概ね同じである。具体的には、捩じり剛性やヒステリシストルクがほぼ同じである。しかし、負側の捩じり剛性が正側の捩じり剛性と同等である場合は、減速時の音・振動性能の点から好ましくなく、負側の捩じり剛性を下げる必要がある。そこで従来は、負側領域でのばねの作動数を正側領域でのそれより減らすことで、負側の捩じり剛性を正側の捩じり剛性より低くしている。
【０００９】
この従来技術の第１の問題点は、ばねの作動数を減らすだけでは捩じり剛性を十分に低くできないことである。
【００１０】
第２の問題点は、負側の捩じり剛性を低くすると、所定角度内で十分に大きな負側のストッパートルクを得ることが困難なことである。
【００１１】
本発明の目的は、捩じり特性の負側領域での音振性能を向上させることにある。
【課題を解決するための手段】
【００１２】
請求項１に記載のダンパー機構は、入力回転体と出力回転体と弾性連結部材をとを備えている。出力回転体は、入力回転体に対して回転可能に配置されている。弾性連結部材は、入力回転体と出力回転体とを回転方向に連結するための第１ばね及び第２ばねを有する。捩じり特性正側領域は第１ばね及び第２ばねが並列に圧縮される領域を含んでいる。捩じり特性負側領域は第１ばね及び第２ばねが直列に圧縮される領域を含んでいる。また、このダンパー機構は中間回転体をさらに備えている。中間回転体は、捩じり特性正側領域では出力回転体と一体回転し入力回転体との間で第１ばね及び第２ばねを並列に圧縮し、捩じり特性負側領域では第１ばね及び第２ばねの回転方向間で作用する中間部材として機能する。
【００１３】
このダンパー機構では、捩じり特性負側領域で第１ばね及び第２ばねが直列に圧縮されるため、いずれか一方のみが圧縮される場合に比べてより低剛性の特性が得られる。
【００１４】
請求項２に記載のダンパー機構は、入力回転体と出力回転体と弾性連結部材をとを備えている。出力回転体は、入力回転体に対して回転可能に配置されている。弾性連結部材は、入力回転体と出力回転体とを回転方向に連結するための第１ばね及び第２ばねを有する。捩じり特性正側領域は第１ばね及び第２ばねが並列に圧縮される領域を含んでいる。捩じり特性負側領域は第１ばね及び第２ばねが直列に圧縮される領域を含んでいる。また、このダンパー機構は第１中間回転体と第２中間回転体をさらに備えている。第１中間回転体は、第１及び第２ばねの回転方向両端を回転方向に支持し、出力回転体の駆動側面に所定の隙間角度を空けて配置されている。第２中間回転体は、第１ばねの逆駆動側端を回転方向に支持し、出力回転体の駆動側面に対して第１中間回転体より近接して配置されている。第１ばねの駆動側端は、第１中間回転体に当接しており、入力回転体から所定角度離れている。
【００１５】
出力回転体が入力回転体に対して駆動側に捩じれていくと（つまり入力回転体が出力回転体に対して逆駆動側に捩じれる捩じり特性負側領域では）、出力回転体は初めに第２中間回転体に当接し第２中間回転体を駆動側に移動させる。このとき、第２中間回転体は第１ばねを押し、第１ばねは第１中間回転体を押し、第１中間回転体は第２ばねを押す。つまり、第１ばねと第２ばねは第１中間回転体を間に介して、出力回転体と入力回転体との間で直列に圧縮される。続いて第１ばねの駆動側端が入力回転体に当接しかつ出力回転体が第１中間回転体に当接すると、以後は第１ばねは第２中間回転体と入力回転体との間で圧縮され、第２ばねは第１中間回転体と入力回転体との間で圧縮される。以上をまとめると、捩じり特性負側領域は、第１ばねと第２ばねが直列に圧縮される第１領域と、第１領域より大きな捩じり角度において第１ばねと第２ばねが並列に圧縮される第２領域とを含んでいる。この結果、第１領域における低剛性によって減速時の音振性能が向上し、第２領域における高剛性によって負側においても十分なストッパートルクを実現できる。
【００１６】
なお、出力回転体が入力回転体に対して逆駆動側に捩じれていくと（つまり入力回転体が出力回転体に対して駆動側に捩じれる捩じり特性正側領域では）、第１中間回転体と入力回転体との間で第１ばねと第２ばねが並列に圧縮される。
【００１７】
請求項３に記載のダンパー機構では、請求項１又は２において、捩じり特性負側領域は、第１ばね及び第２ばねが直列に圧縮される第１領域と、第１領域より大きな捩じり角度において第１ばね及び第２ばねが並列に圧縮される第２領域とを含んでいる。
【００１８】
このダンパー機構では、この結果、第１領域における低剛性によって減速時の音振性能が向上し、第２領域における高剛性によって負側においても十分なストッパートルクを実現できる。
【発明の効果】
【００１９】
本発明に係るダンパー機構では、負側第１領域における低剛性によって減速時の音振性能が向上する。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２０】
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を伝達及び遮断する機能である。ダンパー機能とは、ばね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。
【００２１】
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の回転方向駆動側（正側）であり、Ｒ２側からその反対側（負側）である。
【００２２】
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, リティーニングプレート２２, クラッチディスク２３）と、出力回転体としてのハブ３と、入力回転体２とハブ３との間に形成されたダンパー機構４とから構成されている。ダンパー機構４は、入力回転体２とハブ３との間でトルクを伝達するともに両者間の捩じり振動を吸収・減衰するための機構である。ダンパー機構４は、後述するように、小コイルスプリング７, 大コイルスプリング８及び大摩擦機構１３などを含んでいる。
【００２３】
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、リティーニングプレート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とリティーニングプレート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、リティーニングプレート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とリティーニングプレート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共に一体回転するようになっている。
【００２４】
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。
【００２５】
クラッチプレート２１及びリティーニングプレート２２の外周部には、回転方向に等間隔で４つの角窓３５がそれぞれ形成されている。各角窓３５には、内周側と外周側にそれぞれ額縁３５ａ，３５ｂが形成されている。この額縁３５ａ, ３５ｂは後述の大コイルスプリング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、角窓３５には、大コイルスプリング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。
【００２６】
クラッチプレート２１及びリティーニングプレート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内には出力回転体としてのハブ３が配置されている。ハブ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、トランスミッション側から延びる図示しない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及び後述の小コイルスプリング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。
【００２７】
ハブフランジ６は、ハブ３の外周側で、かつ、クラッチプレート２１とリティーニングプレート２２との間に配置された円板状の部材である。ハブフランジ６は、小コイルスプリング７を介してハブ３と回転方向に弾性的に連結され、さらには大コイルスプリング８を介して入力回転体２に弾性的に連結されている。
【００２８】
図３に詳細に示すように、ハブフランジ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、回転方向に所定の隙間をあ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とによりハブ３とハブフランジ６との捩じ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。ここでストッパーとは、所定角度までは両部材の相対回転を許容するが、所定角度になると互いに当接しそれ以上の相対回転を禁止する構造をいう。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隙間角度θ１，θ３が確保されている。外周歯５５から見てＲ２側の内周歯５９との間の隙間角度であるθ１は８°であり、外周歯５５から見てＲ１側の内周歯５９との間の隙間角度であるθ３は９°である。
【００２９】
さらに、ハブフランジ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。各切欠き５６, ６７内には、１つずつ小コイルスプリング７が配置されている。小コイルスプリング７は低剛性のコイルスプリングであり、２つの小コイルスプリング７は並列に作用する。小コイルスプリング７は円周方向両端においてスプリングシート７ａを介して切欠き５６, ６７の円周方向両端に係合している。以上の構造によって、ハブ３とハブフランジ６とが相対回転する際には第１ストッパー９の作動角の範囲内で小コイルスプリング７が回転方向に圧縮される。
【００３０】
ハブフランジ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。ハブフランジ６において各窓孔４１の円周方向間には半径方向外側が開いた切欠き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る。
【００３１】
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はハブフランジ６の外周縁からさらに半径方向外側に延びる突起形状である。
【００３２】
大コイルスプリング８はクラッチディスク組立体１のダンパー機構４に用いられる弾性連結部材すなわちばねである。各大コイルスプリング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。各大コイルスプリング８は各小コイルスプリング７に比べて大型であり、ばね定数が大きい。この実施形態では４つの大コイルスプリング８は全て同一の寸法・ばね定数を有している。大コイルスプリング８は各窓孔４１, ３５内に収容されている。大コイルスプリング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。大コイルスプリング８の円周方向両端は、窓孔４１の当接部４４と当接部３６とに当接又は近接している。
【００３３】
リティーニングプレート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とリティーニングプレート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、リティーニングプレート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、リティーニングプレート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はリティーニングプレート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はリティーニングプレート２２と一体の部分であり、厚みはリティーニングプレート２２とほぼ同じである。そのため、ストッパー部３２は、主面が半径方向に向いており、半径方向にはリティーニングプレート２２の板厚に相当する幅のみを有している。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。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、リティーニングプレート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。
【００３４】
板状連結部３１のストッパー部３２と突起４９とによって、第２ストッパー１０が形成されている。
【００３５】
サブプレート１１は、ハブ３の外周側において、クラッチプレート２１とハブフランジ６との間、及びハブフランジ６とリティーニングプレート２２との間に配置された１対のプレート部材である。サブプレート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とハブ３との間でダンパー機構４の一部を構成している。サブプレート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はハブフランジ６の内周歯５９と軸方向に重なるように配置されている。図３に詳細に示すように、内周歯６６は内周歯５９に比べて円周方向幅が広く、回転方向Ｒ１側端は一致しているが、Ｒ２側端は円周方向外側にはみでている。内周歯６６は、ハブ３の外周歯５５と回転方向に所定の隙間をあけて配置されている。すなわちこの隙間の範囲内でハブ３とサブプレート１１とは相対回転可能となっている。外周歯５５と内周歯６６とにより、ハブ３とサブプレート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、外周歯５５と内周歯６６との間には隙間角度θ１，θ２の隙間が確保されている。外周歯５５から見てＲ２側の内周歯６６との間の隙間角度であるθ１は８°であり、外周歯５５から見てＲ１側の内周歯６６との間の隙間角度であるθ２は２°である。
【００３６】
θ２はθ３より小さい。このことは、ハブ３の外周歯５５のＲ１側面（駆動側側面）に対して、サブプレート１１の内周歯６６がハブフランジ６の内周歯５９より近接して配置されていることを意味する。つまり、ハブ３がＲ１側に捩じれるときに、ハブ３はハブフランジ６より先にサブプレート１１に当接して駆動する。
【００３７】
１対のサブプレート１１のうちリティーニングプレート２２側に配置されたサブプレート１１には、半径方向外側に延びる１対の突出部６１が形成されている。各突出部６１は半径方向に対向する位置にあり、第１ばね８ＡのＲ２側端に当接している。言いかえると、突出部６１は窓孔４１のＲ２側当接部４４と一致する端面を有している。
【００３８】
１対のサブプレート１１同士は、複数のピン６２によって、相対回転不能であり、かつ、互いに軸方向の位置決めがされている。各サブプレート１１とハブフランジ６との間には、それぞれスペーサが配置されている。ハブフランジ６にはピン６２が貫通する複数の孔６９が形成されている。孔６９は円周方向に長く延びており、ピン６２は孔６９のＲ２側端に近接又は当接している。つまり、サブプレート１１はハブフランジ６に対してＲ２側にはほとんど相対回転不能であるが、Ｒ１側には所定角度まで相対回転可能である。
【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サブプレート１１の内周部とリティーニングプレート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はトランスミッション側のサブプレート１１のトランスミッション側の面に当接し、リティーニングプレート２２に対して相対回転不能に係合している。第２摩擦ワッシャー７２とリティーニングプレート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の本体とリティーニングプレート２２との間で圧縮された状態で配置されている。第１摩擦ワッシャー７９はフランジ５４とリティーニングプレート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、フランジ５４に当接しており、第２摩擦ワッシャー７２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を介してリティーニングプレート２２と一体回転可能である。第１摩擦ワッシャー７９とリティーニングプレート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とリティーニングプレート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及び第２摩擦ワッシャー７２は樹脂製であるが、第１摩擦ワッシャー７９は第２摩擦ワッシャー７２に比べて摩擦係数が低い材料から構成されている。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。
【００４０】
クラッチプレート２１の内周部とフランジ５４及びサブプレート１１の内周部との間には第３摩擦ワッシャー８５と第４摩擦ワッシャー８６が配置されている。第３摩擦ワッシャー８５及び第４摩擦ワッシャー８６は樹脂製の環状部材である。第３摩擦ワッシャー８５はクラッチプレート２１の内周縁に相対回転不能に係合し、その内周面はボス５２の外周面に摺動可能に当接している。すなわち、クラッチプレート２１は第３摩擦ワッシャー８５を介してハブ３に半径方向の位置決めをされている。第３摩擦ワッシャー８５はフランジ５４に対して軸方向エンジン側から当接している。第４摩擦ワッシャー８６は第３摩擦ワッシャー８５の外周側に配置されている。第４摩擦ワッシャー８６は、軸方向エンジン側のサブプレート１１に当接し、クラッチプレート２１に相対回転不能に係合している。第３摩擦ワッシャー８５と第４摩擦ワッシャー８６は互いに相対回転不能に係合している。なお、第３摩擦ワッシャー８５と第４摩擦ワッシャー８６は別体の部材であり、第４摩擦ワッシャー８６は第３摩擦ワッシャー８５に対して摩擦係数が高い材料から構成されている。
【００４１】
以上に述べた摩擦機構において、第２摩擦ワッシャー７２及び第４摩擦ワッシャー８６とサブプレート１１との間に比較的高いヒステリシストルクを発生させる大摩擦機構１３（摩擦機構）が形成されている。さらに、第１摩擦ワッシャー７９及び第３摩擦ワッシャー８５と、フランジ５４との間に低ヒステリシストルクを発生する小摩擦機構１５を形成している。小摩擦機構１５は、概ね、捩じり特性の正負１段目領域（θＣ〜θＡ）において作動し、低ヒステリシストルクを発生するための機構である。大摩擦機構１３は、概ね、捩じり特性の正負１段目領域（θＣ〜θＡ）において作動せず、正側２段目領域（θＡ〜θＢ）及び負側２段目領域（θＣ〜θＥ）において作動して高ヒステリシストルクを発生するための構造である。
【００４２】
図４はクラッチディスク組立体１のダンパー機構４の機械回路図である。この機械回路図は、ダンパー機構４における各部材の回転方向の関係を模式的に描いたものである。したがって一体回転する部材は同一の部材として取り扱っている。
【００４３】
図４から明らかなように、入力回転体２とハブ３との間にはダンパー機構４を構成するための複数の部材、例えばハブフランジ６やサブプレート１１さらには第１及び第２ばね８Ａ，８Ｂが配置されている。ハブフランジ６は入力回転体２とハブ３との回転方向間に配置されている。ハブフランジ６はハブ３に小コイルスプリング７を介して回転方向に弾性的に連結されているが、小コイルスプリング７は図示されていない。ハブフランジ６とハブ３との間には第１ストッパー９が形成されている。ハブフランジ６は入力回転体２に対して大コイルスプリング８を介して回転方向に弾性的に連結されている。また、ハブフランジ６と入力回転体２との間には第２ストッパー１０が形成されている。
【００４４】
以上に述べたように、入力回転体２とハブ３は、直列に配置された小コイルスプリング７と大コイルスプリング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、ハブフランジ６は２種類のばねの間に配置された中間部材として機能している。小コイルスプリング７全体の剛性は大コイルスプリング８全体の剛性よりはるかに小さく設定されている。サブプレート１１は入力回転体２とハブ３との回転方向間に配置されている。サブプレート１１は、ハブ３との間に第３ストッパー１２を構成し、第１ばね８ＡのＲ２側端に当接又は近接している。
【００４５】
このクラッチディスク組立体１の捩り特性を、図４〜図７の機械回路図及び図８の捩り特性線図によって説明する。なお、図８の捩じり特性線図ではヒステリシストルクの大きさについては表示していない。
【００４６】
図２及び図３に示す中立状態から、ハブ３を他の部材に対して回転方向Ｒ２側に捩っていく。すると、ハブ３とハブフランジ６との間で第１小コイルスプリング７が圧縮される。θ１だけ捩れて捩り角度がθＡになると、第１ストッパー９において外周歯５５が内周歯５９及び内周歯６６に当接する。このときの状態を図４に示す。これ以降はハブフランジ６及びサブプレート１１はハブ３と共に回転し、小コイルスプリング７の圧縮は停止される。捩り角度Ａから捩り角度θＢまでの間では、４つの大コイルスプリング８がハブフランジ６とプレート２１，２２との間で並列に圧縮される。言いかえると、１対の第１ばね８Ａと１対の第２ばね８Ｂとが並列に圧縮される。捩り特性正側で捩り角度が最も大きくなり、第２ストッパー１０によって相対回転が停止されたθＢでのダンパー機構４の状態を図５に示す。
【００４７】
図２及び図３に示す中立状態からハブ３を他の部材に対して回転方向Ｒ１側に捩っていく。すると、ハブ３とハブフランジ６との間で小コイルスプリング７が圧縮される。捩り角度０からθ２だけ捩れた捩り角度θＣになると、第３ストッパー１２において外周歯５５がサブプレート１１の内周歯６６に当接する。これ以降は、サブプレート１１はハブ３と一体に回転し、ハブフランジ６に対して相対回転する。ハブ３はハブフランジ６に対して相対回転して行き、小コイルスプリング７はハブ３とハブフランジ６との間で圧縮される。一方、サブプレート１１はハブフランジ６に対して相対回転し、１対の第１ばね８Ａがサブプレート１１とハブフランジ６との間で圧縮される。具体的には、サブプレート１１の突出部６１とハブフランジ６の窓孔４１のＲ１側の当接部４４との間で１対の第１ばね８Ａが圧縮される。このようにして、小コイルスプリング７と１対の第１ばね８Ａが並列に圧縮されていく。以上の動作において１対の第２ばね８Ｂは圧縮されない。この結果、負側２段目領域（θＣ〜θＥ）の第１領域（θＣ〜θＤ ）の剛性は、正側２段目領域（θＡ〜θＢ）剛性の概ね１／２になる。
【００４８】
捩り角度θＣからさらにθ４だけ捩れすなわち捩り角度０からθ３だけ捩れて捩り角度θＤになると、第１ストッパー９において外周歯５５が内周歯５９に当接する。このときの状態を図６に示す。
【００４９】
これ以降は、ハブフランジ６は、サブプレート１１及びハブ３と一体回転し、入力回転体２に対して相対回転する。１対の第１ばね８Ａは、サブプレーは１１の突出部６１と入力回転体２の角窓３５における当接部３６との間で圧縮される。また、１対の第２ばね８Ｂはハブフランジ６と１対のプレート２１，２２との間で圧縮される。より具体的には、１対の第２ばね８Ｂは、窓孔４１のＲ２側当接部４４と角窓３５のＲ１側当接部３６との間で圧縮される。このようにして、１対の第１ばね８Ａと１対の第２ばね８Ｂとが並列に圧縮される。捩り特性負側で捩り角度が最も大きくなり、第２ストッパー１０によって相対回転が停止された捩じり角度θＢでのダンパー機構４の状態を図７に示す。
【００５０】
〔捩じり特性と振動減衰・吸収効果との関係〕
捩じり特性の正負１段目領域（θＣ〜θＡ）における低剛性・低ヒステリシストルクの特性によって、中立時アイドリング振動に対して効果的である。また、正側２段目領域（θＡ〜θＢ）の高剛性・高ヒステリシストルクの特性によって通常走行時の異音を効果的に減衰できる。
【００５１】
捩じり特性負側領域の第１領域（θＣ〜θＤ）では第１ばね８Ａのみが圧縮されるため、低剛性の特性が得られる。したがって、この低剛性によって減速時の音振性能が向上する。さらに、捩じり特性負側領域の第２領域（θＤ〜θＥ）における高剛性によって負側においても十分なストッパートルクを実現できる。
【００５２】
第２実施形態
図９に示すクラッチディスク組立体１の構造は概ね前記実施形態に示したものと同様である。そのため、ここでは異なる構造についてのみ説明する。図９に示すように、１対の第１ばね８ＡのＲ１端６３とそれに対応する角窓３５のＲ１側の当接部３６との間には各々円周方向に隙間が形成されている。この隙間の円周方向角度はθ５である。このクラッチディスク組立体１のダンパー機構４の機械回路図を図１０に示す。以下このクラッチディスク組立体１の捩り特性を、図１０〜図１３の機械回路図及び図１４の捩り特性線図によって説明する。なお、図１４の捩じり特性線図ではヒステリシストルクの大きさについては表示していない。
【００５３】
図１０から図１１の状態に移行する捩り特性正側領域の動作・特性は前記実施形態と同様である。
【００５４】
図２及び図３に示す中立状態からハブ３を回転方向Ｒ１側に捩っていく。すると、ハブ３とハブフランジ６との間で小コイルスプリング７が圧縮される。捩り角度θＣ′になると、第３ストッパー１２において外周歯５５がサブプレート１１の内周歯６６に当接する。これ以降はサブプレート１１はハブ３と一体に回転し、ハブフランジ６に対して相対回転する。これにより、サブプレート１１の突出部は１対の第１ばね８ＡをＲ１側に押し、１対の第１ばね８Ａはハブフランジ６をＲ１側に押す。これが可能なのは１対の第１ばね８ＡのＲ１側端がプレート２１，２２の角窓３５のＲ１側の当接部３６から離れているためである（図９及び図１０を参照）。すなわち、第１ばね８Ａは、プレート２１，２２を押すことができず、ハブフランジ６のみをＲ１側に押していく。そして、ハブフランジ６は１対の第２ばね８ＢをＲ１側に押していく。このようにして、第１ばね８Ａはサブプレート１１とハブフランジ６との間で圧縮され、第２ばね８Ｂはハブフランジ６と１対のプレート２１，２２との間で圧縮される。言いかえると、１つの第１ばね８Ａと１つの第２ばね８Ｂとは、ハブフランジ６を中間フロート体として、ハブ３と入力回転体２との間で直列に圧縮される。すなわち、直列に作用する第１及び第２ばね８Ａ，８Ｂが２組機能している。この結果、負側２段目領域（θＣ’〜θＥ’）の第１領域（θＣ’〜θＤ' ）の剛性は、正側２段目領域（θＡ’〜θＢ’）剛性の約１／４になる。このように、本実施形態においては、従来又は前記第１実施形態に比べて捩じり特性負側領域の剛性をさらに低くできる。
【００５５】
捩り角度θＣ′からθ５だけ大きくなった捩り角度θＤ′になると、図１２に示すように、１対の第１ばね８ＡのＲ１側端６３が１対のプレート２１，２２の角窓３５のＲ１側の当接部３６に当接する。そのため、これ以降は１対の第１ばね８Ａはサブプレート１１と１対のプレート２１，２２との間で圧縮される。また、捩り角度θＤ′においてはそれまで圧縮されていた１対の第１ばね８Ａのトルクがサブプレート１１とプレート２１，２２とに作用するため、捩じりトルクが急激に大きくなる。このようにして、１対の第１ばね８Ａはサブプレート１１とプレート２１，２２との間で圧縮され、１対の第２ばね８Ｂはハブフランジ６とプレート２１，２２との間で圧縮される。捩り特性負側で捩り角度が最も大きくなり、第２ストッパー１０によって相対回転が停止されたθＢでのダンパー機構４の状態を図１３に示す。
【００５６】
〔捩じり特性と振動減衰・吸収効果との関係〕
捩じり特性の正負１段目領域（θＣ’〜θＡ’）における低剛性・低ヒステリシストルクの特性によって、中立時アイドリング振動に対して効果的である。また、正側２段目領域（θＡ’〜θＢ’）の高剛性・高ヒステリシストルクの特性によって通常走行時の異音を効果的に減衰できる。
【００５７】
捩じり特性負側領域の第１領域（θＣ’〜θＤ’）では第１ばね８Ａ及び第２ばね８Ｂが直列に圧縮されるため、いずれか一方のみが圧縮される場合に比べてより低剛性の特性が得られる。したがって、この低剛性によって減速時の音振性能が向上する。さらに、捩じり特性負側領域の第２領域（θＤ’〜θＥ’）における高剛性によって負側においても十分なストッパートルクを実現できる。
【００５８】
〔変形例〕
本発明に係るダンパー機構は前記実施形態に限定されない。例えば、ハブフランジとスプラインハブが一体に形成されたダンパー機構にも本発明を採用できる。その場合は捩じり特性において１段目の低剛性領域が省略されることになる。また、捩じり特性正負両側の両端や負側領域の第１領域と第２領域との間に異なる剛性の領域を付加しても良い。
【００５９】
本発明に係るダンパー機構は、クラッチディスク組立体以外にも採用可能である。例えば、本発明に係るダンパー機構は、２つのフライホイールを回転方向に弾性的に連結するダンパー機構やトルクコンバータのロックアップダンパーに採用できる。
【図面の簡単な説明】
【００６０】
【図１】クラッチディスク組立体の縦断面概略図。
【図２】クラッチディスク組立体の平面図。
【図３】図２の部分拡大図。
【図４】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５】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６】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７】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８】ダンパー機構の捩じり特性線図。
【図９】第２実施形態におけるクラッチディスク組立体の平面図。
【図１０】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１１】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１２】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１３】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１４】第２実施形態におけるダンパー機構の捩り特性線図。
【符号の説明】
【００６１】
１  クラッチディスク組立体
２  入力回転体
３  出力回転体
４  ダンパー機構
６  ハブフランジ
７  小コイルスプリング
８  大コイルスプリング
８Ａ  第１ばね
８Ｂ  第２ばね
１１  サブプレート
２１  クラッチプレート
２２  リティーニングプレート
【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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