(57)【要約】      （修正有）【課題】所望の捩り振動に対する低ヒステリシストルク発生用の隙間を有するダンパー機構において、製造コストの低減を図る。【解決手段】ダンパー機構４は、入力回転体２と、入力回転体２に相対回転可能に配置されたハブフランジ６と、入力回転体２およびハブフランジ６を回転方向に弾性的に連結する大コイルスプリング８と、摩擦発生機構５と、を備えている。入力回転体２が捩られている状態において、摩擦部材とハブフランジ６とが回転方向に一体の部材として機能するように、摩擦部材の少なくとも一部（第１ブッシュ９０の連結部９３）が回転方向に弾性変形した状態で摩擦部材（第１ブッシュ９０）がハブフランジ６に対して回転方向に押し付けられる。ハブフランジ６に対して入力回転体２が回転方向一方側に捩られている状態において、摩擦部材（第１ブッシュ９０）がハブフランジ６に対して回転方向に隙間角度θ６の範囲内で相対回転可能である。【選択図】図１２
2008133867.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１回転体と、
前記第１回転体に対して第１角度の範囲内で回転可能に配置された第２回転体と、
前記第１および第２回転体を回転方向に弾性的に連結する弾性部材と、
前記第１および第２回転体の間に配置され、前記第１回転体と摩擦係合する摩擦部材を有する摩擦発生機構と、を備え、
前記第２回転体に対して前記第１回転体が回転方向一方側に捩られている状態において、前記摩擦部材と前記第２回転体とが回転方向に一体の部材として機能するように、前記摩擦部材の少なくとも一部が回転方向に弾性変形した状態で前記摩擦部材が前記第２回転体に対して回転方向に押し付けられ、
前記第２回転体に対して前記第１回転体が回転方向一方側に捩られている状態において、前記摩擦部材が前記第２回転体に対して回転方向に前記第１角度よりも小さい第２角度の範囲内で相対回転可能である、
ダンパー機構。
【請求項２】
前記摩擦部材は、前記第２回転体に対して前記第１角度よりも小さい第２角度の範囲内で回転可能に配置された第１環状部と、前記第１環状部に対して回転可能に配置された第２環状部と、前記第１および第２環状部を円周方向に弾性的に連結する連結部と、を有し、
前記第２回転体に対して前記第１回転体が回転方向一方側に捩られている状態において、前記連結部が前記第１環状部と前記第２環状部との間で回転方向に弾性変形している、
請求項１に記載のダンパー機構。
【請求項３】
前記第２回転体に対して相対回転可能に配置された第３回転体をさらに備え、
前記第３回転体に対して前記第１回転体が回転方向一方側に捩られている状態において、前記第１環状部が前記第２回転体により前記回転方向一方側に押されており、前記第２環状部が前記第３回転体により前記回転方向他方側に押されている、
請求項２に記載のダンパー機構。
【請求項４】
トルクが入力されていない中立状態において、前記第２回転体は、前記第３回転体に対して前記回転方向一方側へ第３角度の範囲内で回転可能であり、
前記第２環状部は、前記第２回転体に対する前記第１環状部の前記回転方向他方側への相対回転が制限されている状態で、前記第２回転体に対して前記回転方向一方側へ前記第３角度よりも小さい第４角度だけ回転可能である、
請求項３に記載のダンパー機構。
【請求項５】
前記第２回転体は、軸方向に貫通する孔部を有しており、
前記第１環状部は、軸方向に突出し、前記孔部内に挿入される突出部を有しており、
前記第２角度は、前記孔部と前記突出部との回転方向間に確保されている、
請求項２から４のいずれかに記載のダンパー機構。
【請求項６】
前記第２回転体は、環状の第１本体部と、前記第１本体部から半径方向内側に延びる複数の第１内周歯と、を有しており、
前記第３回転体は、環状の第２本体部と、前記第２本体部から半径方向外側に延びる複数の外周歯と、を有しており、
前記第２環状部は、半径方向内側に延びる複数の第２内周歯を有している、
トルクが入力されていない中立状態において、前記第３角度は、前記第１内周歯と前記外周歯との回転方向間に確保されており、
前記第４角度は、前記第２内周歯と前記外周歯との回転方向間に確保されている、
請求項２から５のいずれかに記載のダンパー機構。
【請求項７】
前記第１環状部は、前記第２環状部の外周側に配置されており、
前記連結部は、前記第１環状部の内周部から前記第２環状部の外周部へ延びる変形部を有している、
請求項２から６のいずれかに記載のダンパー機構。
【請求項８】
前記変形部は、波状に湾曲する湾曲部を有している、
請求項７に記載のダンパー機構。
【請求項９】
前記連結部は、前記第１および第２環状部のうち少なくとも一方と一体成形されている、
請求項２から８のいずれかに記載のダンパー機構。
【請求項１０】
前記摩擦部材は、前記第１環状部に対して一体回転可能にかつ軸方向に相対移動可能に配置され前記第１回転体と摩擦係合する摩擦プレートをさらに有している、
請求項２から９のいずれか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、動力伝達系において捩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】
車両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り振動を減衰および吸収するためのダンパー機能とを有している。一般に車両の振動には、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。ダンパー機能により、これらの異音や振動は取り除かれる。
【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種類のばね部材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、捩り特性における１段目（低捩り角度領域）における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、捩り特性における２段目（高捩り角度領域）では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・ティップアウトの前後振動を十分に減衰できる。
【０００７】
さらに、捩り特性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捩り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、微小捩り振動を効果的に吸収するダンパー機構も知られている。
【０００８】
捩り特性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ためには、高捩り剛性ばね部材が圧縮された状態で、高捩り剛性ばね部材と大摩擦機構との間に所定角度の回転方向隙間が確保されている必要がある。
【０００９】
この回転方向隙間の角度は、例えば０．２°〜１．０°程度の微小角度であり、入力プレート（入力回転体）がスプラインハブ（出力回転体）に対して回転方向駆動側（正側）に捩じれた正側２段目と、その反対側（負側）に捩じれた負側２段目の両方において存在する。
【００１０】
特に、従来は回転方向隙間を構成する構造が正側２段目と負側２段目で同一の機構によって実現されているため、この回転方向隙間が捩り特性正側と負側の両方において必ず発生し、しかもその角度の大きさが同一である。
【００１１】
しかし、車両の特性に応じて、回転方向隙間の大きさを捩り特性の正負両側で異ならせることが好ましい場合もあり、さらには捩り特性の片側において前記回転方向隙間を設けないことが望ましい場合も考えられる。
【００１２】
具体的には、捩り特性の負側には、減速時共振回転速度において振動のピークを低減させるために前記回転方向隙間は必要である。しかし、ＦＦ車などでは、実用回転速度域に共振ピークが残ることが多く、捩り特性の正側に前記回転方向隙間を確保していると、共振回転速度付近で音および振動性能が悪化する。
【００１３】
そこで、捩り特性の負側にのみ微小捩り振動に対する低ヒステリシストルク発生用の隙間を有するダンパー機構が提案されている（例えば、特許文献１を参照）。
【特許文献１】特開２００２−２６６９４３号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１４】
しかし、捩り特性の一方側のみ低ヒステリシストルク発生用の隙間を有する構造を実現するためには、非常に小さな多数のフリクションワッシャおよびコーンスプリングが必要とされる。このため、部品点数が多くなり、部品の組み付けに多大な労力が必要とされる。すなわち、従来のダンパー機構では、上記のような構造を実現するために製造コストが増大してしまう。
【００１５】
本発明の課題は、所望の捩り振動に対する低ヒステリシストルク発生用の隙間を有するダンパー機構において、製造コストの低減を図ることにある。
【課題を解決するための手段】
【００１６】
第１の発明に係るダンパー機構は、第１回転体と、第２回転体と、弾性部材と、摩擦発生機構と、を備えている。第２回転体は第１回転体に対して第１角度の範囲内で回転可能に配置されている。弾性部材は第１および第２回転体を回転方向に弾性的に連結する。摩擦発生機構は、第１および第２回転体の間に配置され、第１回転体と摩擦係合する摩擦部材を有している。第２回転体に対して第１回転体が回転方向一方側に捩られている状態において、摩擦部材と第２回転体とが回転方向に一体の部材として機能するように、摩擦部材の少なくとも一部が回転方向に弾性変形した状態で摩擦部材が第２回転体に対して回転方向に押し付けられる。第２回転体に対して第１回転体が回転方向一方側に捩られている状態において、摩擦部材が第２回転体に対して回転方向に第１角度よりも小さい第２角度の範囲内で相対回転可能である。
【００１７】
このダンパー機構では、例えば、第１回転体に対して回転方向一方側にトルクが入力されると、第１回転体が第２回転体に対して回転方向一方側に回転する。この結果、第１回転体と第２回転体との間で弾性部材が圧縮される。第１回転体と第２回転体との相対捩り角度が第１角度に達すると、第１回転体と第２回転体とは回転方向一方側に一体回転する。このように、第１回転体に入力された捩り振動が減衰および吸収され、第１回転体から第２回転体へトルクが伝達される。
【００１８】
ここでは、第２回転体に対して第１回転体が回転方向一方側に捩られている状態において、摩擦部材の少なくとも一部が回転方向に弾性変形した状態で摩擦部材が第２回転体に対して回転方向に押し付けられる。すなわち、摩擦部材の弾性力により摩擦部材と第２回転体とが回転方向に一体の部材として機能する。このため、この状態で第１回転体に微少捩り振動が入力されると、第１回転体と摩擦部材との間で摩擦抵抗が発生し、ヒステリシストルクが発生する。
【００１９】
一方で、第２回転体に対して第１回転体が回転方向他方側に捩られている状態において、摩擦部材は第２回転体に対して回転方向に第２角度の範囲内で相対回転可能である。このため、第１回転体と摩擦部材との間で摩擦抵抗は発生せず、ヒステリシストルクが発生しない。
【００２０】
このように、このダンパー機構では、摩擦部材の弾性力を利用して、捩り特性の一方側においては全ての捩り振動においてヒステリシストルクが発生し、捩り特性の他方側においては一定の捩り角度の範囲内でヒステリシストルクの発生を防止できる構成を実現できる。これにより、このダンパー機構では、構造を簡素化することができ、製造コストの低減を図ることができる。
【００２１】
第２の発明に係るダンパー機構は、第１の発明に係るダンパー機構において、摩擦部材が、第２回転体に対して第１角度よりも小さい第２角度の範囲内で回転可能に配置された第１環状部と、第１環状部に対して回転可能に配置された第２環状部と、第１および第２環状部を円周方向に弾性的に連結する連結部と、を有している。第２回転体に対して第１回転体が回転方向一方側に捩られている状態において、連結部が第１環状部と第２環状部との間で回転方向に弾性変形している。
【００２２】
第３の発明に係るダンパー機構は、第２の発明に係るダンパー機構において、第２回転体に対して相対回転可能に配置された第３回転体をさらに備えている。第３回転体に対して第１回転体が回転方向一方側に捩られている状態において、第１環状部が第２回転体により回転方向一方側に押されており、第２環状部が第３回転体により回転方向他方側に押されている。
【００２３】
第４の発明に係るダンパー機構は、第３の発明に係るダンパー機構において、トルクが入力されていない中立状態において、第２回転体は、第３回転体に対して回転方向一方側へ第３角度の範囲内で回転可能である。第２環状部は、第２回転体に対する第１環状部の回転方向他方側への相対回転が制限されている状態で、第２回転体に対して回転方向一方側へ第３角度よりも小さい第４角度だけ回転可能である。
【００２４】
第５の発明に係るダンパー機構は、第２回転体は、第２から第４のいずれかの発明に係るダンパー機構において、第２から第４のいずれかの発明に係るダンパー機構において、軸方向に貫通する孔部を有している。第１環状部は、軸方向に突出し、孔部内に挿入される突出部を有している。第２角度は孔部と突出部との回転方向間に確保されている。
【００２５】
第６の発明に係るダンパー機構は、第２から第５のいずれかの発明に係るダンパー機構において、第２回転体は、環状の第１本体部と、第１本体部から半径方向内側に延びる複数の第１内周歯と、を有している。第３回転体は、環状の第２本体部と、第２本体部から半径方向外側に延びる複数の外周歯と、を有している。第２環状部は半径方向内側に延びる複数の第２内周歯を有している。トルクが入力されていない中立状態において、第３角度は第１内周歯と外周歯との回転方向間に確保されている。第４角度は第２内周歯と外周歯との回転方向間に確保されている。
【００２６】
第７の発明に係るダンパー機構は、第２から第６のいずれかの発明に係るダンパー機構において、第１環状部が第２環状部の外周側に配置されている。連結部は第１環状部の内周部から第２環状部の外周部へ延びる変形部を有している。
【００２７】
第８の発明に係るダンパー機構は、第７の発明に係るダンパー機構において、変形部が波状に湾曲する湾曲部を有している。
【００２８】
第９の発明に係るダンパー機構は、第２から第８のいずれかの発明に係るダンパー機構において、連結部が第１および第２環状部のうち少なくとも一方と一体成形されている。
【００２９】
第１０の発明に係るダンパー機構は、第２から第９のいずれかの発明に係るダンパー機構において、摩擦部材が、第１環状部に対して一体回転可能にかつ軸方向に相対移動可能に配置され第１回転体と摩擦係合する摩擦プレートをさらに有している。
【発明の効果】
【００３０】
本発明に係るダンパー機構では、上記の構成により、捩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実現しつつ、製造コストの低減を図ることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００３１】
以下、図面に基づいて、本発明に係るダンパー機構の実施形態について説明する。ここでは、ダンパー機構が搭載されたクラッチディスク組立体を例に説明する。
【００３２】
〔１．クラッチディスク組立体の全体構成〕
図１または図２を用いて、本発明に係るダンパー機構４が搭載されたクラッチディスク組立体１について説明する。図１にクラッチディスク組立体１の縦断面概略図、図２にクラッチディスク組立体１の平面概略図を示す。図１のＯ−Ｏ線は、クラッチディスク組立体１の回転軸線である。また、図１の左側にエンジンおよびフライホイール（図示せず）が配置されており、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側がその反対側（負側）である。
【００３３】
クラッチディスク組立体１は、車両の動力伝達系を構成するクラッチ装置に用いられる機構であり、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）に対してプレッシャプレート（図示せず）によりクラッチディスク組立体１が押圧および押圧解除されることによってトルクの伝達および遮断をする機能である。ダンパー機能とは、コイルスプリング等によりフライホイール側から入力される捩り振動を減衰および吸収する機能である。
【００３４】
図１および図２に示すように、クラッチディスク組立体１は主に、摩擦係合によりフライホイールからトルクが入力されるクラッチディスク２３と、クラッチディスク２３から入力される捩り振動を減衰および吸収するダンパー機構４と、から構成されている。
【００３５】
クラッチディスク２３は、フライホイール（図示せず）に押し付けられる部分であり、主に、環状の１対の摩擦フェーシング２５と、摩擦フェーシング２５が固定されるクッショニングプレート２４と、から構成されている。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８つ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４つの固定部２４ｃと、から構成されている。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。固定部２４ｃはダンパー機構４の外周部に固定されている。
【００３６】
〔２．ダンパー機構〕
＜２．１：ダンパー機構の概要＞  ダンパー機構４は、エンジンから伝達される捩り振動を効果的に減衰および吸収するために、図１１に示す捩り特性を有している。具体的には、ダンパー機構４の捩り特性は、正側においては４段特性、負側においては３段特性である。捩り特性の正側では、１段目および２段目領域（捩り角度０〜θ１ｐ）が低捩り剛性および低ヒステリシストルクの領域であり、３段目および４段目領域（捩り角度θ１ｐ〜θ１ｐ＋θ３ｐ）が高捩り剛性および高ヒステリシストルクの領域である。また、捩り特性の負側では、１段目領域（捩り角度０〜θ１ｎ）が低捩り剛性および低ヒステリシストルクの領域であり、２段目および３段目領域（捩り角度θ１ｎ〜θ１ｎ＋θ３ｎ）が高捩り剛性および高ヒステリシストルクの領域である。これらの捩り特性により、このダンパー機構４はアイドル時異音、ティップインおよびティップアウト（低周波振動）などの捩り振動を効果的に減衰および吸収させることができる。
【００３７】
また、このダンパー機構４では、微少捩り振動を減衰および吸収するために、捩り特性の負側にのみ高ヒステリシストルクの発生を防止するための回転方向隙間（隙間角度θ６）が設けられている。捩り特性の正側に回転方向隙間が設けられていないのは、捩り特性の正側における共振ピークの発生を防止するためである。
【００３８】
＜２．２：ダンパー機構の構成＞
以上の捩り特性を実現するために、このダンパー機構４は以下のような構成を備えている。ここで、図１〜図１２を用いてダンパー機構４を構成する各部材について詳細に説明する。図３にダンパー機構４の平面概略図、図４にハブフランジ６の平面図、図５に入力回転体２の平面図、図６および図７にダンパー機構４の部分断面図、図８および図９にダンパー機構４の部分平面図、図１０に第１ブッシュ９０の概略斜視図を示す。図６は図２のＡ断面における概略断面図であり、図７は図２のＢ断面における概略断面図である。図８は図７のＣ断面における概略平面図であり、図９は図７のＤ断面における概略平面図である。図１２にダンパー機構４の機械回路図を示す。図１２に示す機械回路図は、ダンパー機構における各部材の回転方向の関係が模式的に描かれた図である。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。図１２の左右方向が回転方向に対応している。
【００３９】
図１に示すように、ダンパー機構４は主に、クラッチディスク２３が固定される第１回転体としての入力回転体２と、入力回転体２に対して回転可能に配置された第２回転体としてのハブフランジ６と、ハブフランジ６に対して回転可能に配置された第３回転体としてのスプラインハブ３と、ハブフランジ６とスプラインハブ３とを回転方向に弾性的に連結する第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂと、入力回転体２とハブフランジ６とを回転方向に弾性的に連結する弾性部材としての大コイルスプリング８と、から構成されている。スプラインハブ３はトランスミッション（図示せず）の入力シャフトの端部にスプライン係合している。
【００４０】
図１２に示すように、各第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂは並列に配置されており、各大コイルスプリング８は並列に配置されている。第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂと大コイルスプリング８とは、ハブフランジ６およびその周辺の部材を介して直列に配置されている。第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂは、大コイルスプリング８よりも剛性が低い。
【００４１】
（２．２．１：入力回転体）
図１および図５〜図７に示すように、入力回転体２はクラッチプレート２１およびリテーニングプレート２２から構成されている。クラッチプレート２１およびリテーニングプレート２２は、板金製の円板状または環状の部材であり、軸方向に所定の間隔をあ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は後述する連結部３１により互いに固定されている。このため、クラッチプレート２１およびリテーニングプレート２２は、軸方向に所定の間隔を保った状態で一体回転可能となっている。また、クラッチプレート２１の外周部には、クラッチディスク２３の固定部２４ｃがリベット２７により固定されている。
【００４２】
クラッチプレート２１およびリテーニングプレート２２は、大コイルスプリング８を保持する機能を有している。具体的には、クラッチプレート２１およびリテーニングプレート２２は、環状の１対の第１本体部２８と、第１本体部２８の外周部に回転方向に並んで配置された４つの保持部３５と、保持部３５の回転方向間に配置された４つの連結部３１と、から構成されている。
【００４３】
保持部３５は、内周側および外周側に切り起こし部３５ａ，３５ｂを有している。切り起こし部３５ａ,３５ｂは大コイルスプリング８の軸方向および半径方向への移動を規制している。また、保持部３５の回転方向長さは、大コイルスプリング８の自由長とほぼ一致している。保持部３５の円周方向両端には、大コイルスプリング８の端部と当接または近接する当接面３６が形成されている。
【００４４】
連結部３１は、１対の第１本体部２８の外周側に配置されており、１対の第１本体部２８を連結している。具体的には、連結部３１は、一方の第１本体部２８（本実施形態では、リテーニングプレート２２の第１本体部２８）の外周縁から他方の第１本体部２８（本実施形態では、クラッチプレート２１の第１本体部２８）へ軸方向に延びる当接部３２と、当接部３２の端部から半径方向内側へ延びる固定部３３と、から構成されている（図７参照）。固定部３３は、クラッチディスク２３の固定部２４ｃとともに、リベット２７によりクラッチプレート２１の第１本体部２８に固定されている。
【００４５】
クラッチプレート２１およびリテーニングプレート２２の中心孔３７，３８内には、スプラインハブ３が配置されている。スプラインハブ３は、軸方向に延びる筒状のボス５２と、ボス５２から半径方向外側に延びるフランジ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の入力シャフト（図示せず）に係合するスプライン孔５３が形成されている。
【００４６】
（２．２．２：ハブフランジ）
図１２に示すように、ハブフランジ６は入力回転体２に対して回転方向に弾性的に連結されている。具体的には図１〜図７に示すように、ハブフランジ６はクラッチプレート２１およびリテーニングプレート２２の軸方向間に相対回転可能に配置されており、大コイルスプリング８によりクラッチプレート２１およびリテーニングプレート２２と回転方向に弾性的に連結されている。ハブフランジ６は、環状の第２本体部２９と、第２本体部２９の外周部に形成された１対の第１窓孔４１および１対の第２窓孔４２と、第２本体部２９の外周部に形成された４つの切欠き４３と、から構成されている。１対の第１窓孔４１および１対の第２窓孔４２は、４つの保持部３５に対応する位置に配置されている。１対の第１窓孔４１は半径方向に対向して配置されており、１対の第２窓孔４２は半径方向に対向して配置されている。
【００４７】
図３および図１２に示すように、第１窓孔４１および第２窓孔４２には、大コイルスプリング８が収容されている。第１窓孔４１の回転方向長さは大コイルスプリング８の自由長（保持部３５の回転方向長さ）よりも長く設定されており、第２窓孔４２の回転方向長さは大コイルスプリング８の自由長（保持部３５の回転方向長さ）とほぼ同じ長さに設定されている。第１窓孔４１および第２窓孔４２には、大コイルスプリング８の端部と当接可能な第１当接面４４および第２当接面４７が円周方向両端に形成されている。中立状態において、大コイルスプリング８のＲ１側の端部と第１当接面４４との間には隙間角度θ２ｐが確保されている。大コイルスプリング８のＲ２側の端部と第１当接面４４との間には隙間角度θ２ｎが確保されている。これらの構成により、２つの大コイルスプリング８が並列に圧縮される領域（正側の３段目領域、負側の２段目領域）と４つの大コイルスプリング８が並列に圧縮される領域（正側の４段目領域、負側の３段目領域）とが実現される（図１１）。また、トルクが入力されていない中立状態では、第２窓孔４２に収容される２つの大コイルスプリング８により入力回転体２とハブフランジ６との回転方向の相対位置が決まる。
【００４８】
（２．２．３：スプラインハブ）
図１２に示すように、スプラインハブ３はハブフランジ６に対して回転方向に弾性的に連結されている。具体的には図１〜図７に示すように、スプラインハブ３のフランジ５４の外周部には複数の外周歯５５が形成されている。ハブフランジ６の内周部には第１内周歯としての複数の内周歯５９が形成されている。外周歯５５と内周歯５９とは所定の隙間を介して噛み合っている。トルクが入力されていない中立状態では、外周歯５５と内周歯５９との回転方向間に隙間が形成されている。内周歯５９のＲ１側に形成される隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ１ｐである。内周歯５９のＲ２側に形成される隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ１ｎである。
【００４９】
（２．２．４：コイルスプリング）
図１および図６に示すように、大コイルスプリング８は、同心上に配置され径が異なる１対のコイルスプリングから構成されている。大コイルスプリング８は第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂに比べて径が大きく長さが長い。大コイルスプリング８のバネ定数は第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂのバネ定数に比べてはるかに大きい値に設定されている。すなわち、大コイルスプリング８は第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂよりもはるかに剛性が高い。このため、入力回転体２にトルクが入力されると、ハブフランジ６とスプラインハブ３との間で第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂが圧縮を開始し、ハブフランジ６およびスプラインハブ３が一体回転すると、入力回転体２およびハブフランジ６との間で大コイルスプリング８が圧縮を開始する。
【００５０】
（２．２．５：ストッパ機構）
図１２に示すように、ダンパー機構４には、入力回転体２に入力されたトルクを直接伝達するために、第１ストッパ９および第２ストッパ１０が設けられている。
【００５１】
図９に示すように、第１ストッパ９は、ハブフランジ６とスプラインハブ３との相対回転を一定の範囲内で制限するための機構であり、スプラインハブ３の外周歯５５と、ハブフランジ６の内周歯５９と、から構成されている。第１ストッパ９は、隙間角度θ１ｐおよびθ１ｎの範囲内において、ハブフランジ６とスプラインハブ３との相対回転を許容している。図１１に示すように、隙間角度θ１ｐおよびθ１ｎにより低捩り剛性の範囲が決まる。
【００５２】
図３に示すように、第２ストッパ１０は、入力回転体２とハブフランジ６との相対回転を一定の範囲内で制限するための機構であり、入力回転体２の連結部３１と、ハブフランジ６の第１突出部４９および第２突出部５７と、から構成されている。
【００５３】
具体的には、第２本体部２９の外周縁には、半径方向外側へ延びる１対の第１突出部４９および１対の第２突出部５７が形成されている。第１突出部４９および第２突出部５７は、第１窓孔４１および第２窓孔４２の外周側に配置されており、回転方向両端にはストッパ面５０，５１が形成されている。ストッパ面５０，５１は連結部３１のストッパ面３９と当接可能である。
【００５４】
また、図３に示す中立状態において、連結部３１と第１突出部４９および第２突出部５７との回転方向間には、隙間が確保されている。この隙間に対応する捩り角度（第１角度）は、隙間角度θ３ｐおよびθ３ｎである。連結部３１のＲ１側に形成された隙間は隙間角度θ３ｐに対応しており、連結部３１のＲ２側に形成された隙間は隙間角度θ３ｎに対応している。これにより、第２ストッパ１０は、隙間角度θ３ｐおよびθ３ｎの範囲内において、入力回転体２とスプラインハブ３との相対回転を許容している。図１１に示すように、隙間角度θ３ｐおよびθ３ｎにより高捩り剛性の範囲が決まる。
【００５５】
（２．２．６：摩擦発生機構）
ダンパー機構４は、摩擦発生機構５の構成に主な特徴を有している。ダンパー機構４には、捩り振動をより効果的に減衰および吸収させるために、摩擦抵抗を利用してヒステリシストルクを発生させる摩擦発生機構５が設けられている。具体的には図６および７に示すように、摩擦発生機構５は主に、第１摩擦ワッシャ７９と、第２摩擦ワッシャ７２と、第３摩擦ワッシャ８４と、第４摩擦ワッシャ８５と、第１ブッシュ９０と、第２ブッシュ８９と、から構成されている。第２摩擦ワッシャ７２および第１ブッシュ９０により前述の摩擦部材が構成されている。
【００５６】
摩擦発生機構５により図１１に示すヒステリシストルク特性が実現される。具体的には、図１１に示す第１低ヒステリシストルクＴｈ１は第１摩擦ワッシャ７９および第２ブッシュ８９により発生する。高ヒステリシストルクＴｈ２は、第１摩擦ワッシャ７９、第２ブッシュ８９、第２摩擦ワッシャ７２および第４摩擦ワッシャ８５により発生する。第２低ヒステリシストルクＴｈ３は、第３摩擦ワッシャ８４および第１ブッシュ９０により発生する。
【００５７】
第１低ヒステリシストルクＴｈ１は捩り特性の全領域において発生する。高ヒステリシストルクＴｈ２は、捩り特性の正側では３段目領域および４段目領域において発生し、捩り特性の負側では２段目領域および３段目領域において発生する。高ヒステリシストルクＴｈ２には第１低ヒステリシストルクＴｈ１が含まれている。第２低ヒステリシストルクＴｈ３は回転方向隙間により高ヒステリシストルクの発生が防止されている場合にのみ発生する。第２低ヒステリシストルクＴｈ３には第１低ヒステリシストルクＴｈ１が含まれている。
【００５８】
これらのヒステリシストルク特性を実現するために、摩擦発生機構５の各部材は以下のような構成を有している。具体的には図６および図７に示すように、第１摩擦ワッシャ７９および第２摩擦ワッシャ７２はハブフランジ６とリテーニングプレート２２との軸方向間に配置されている。第３摩擦ワッシャ８４、第４摩擦ワッシャ８５および第２ブッシュ８９はハブフランジ６とクラッチプレート２１との軸方向間に配置されている。第２摩擦ワッシャ７２および第４摩擦ワッシャ８５は、第１ブッシュ９０により一体回転可能に連結されている。第４摩擦ワッシャ８５および第２ブッシュ８９は第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂにより回転方向に弾性的に連結されている。第２ブッシュ８９はスプラインハブ３に一体回転可能に連結されている。このため、第２摩擦ワッシャ７２、第１ブッシュ９０および第４摩擦ワッシャ８５は、第２ブッシュ８９、第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂを介して回転方向に弾性的に連結されている。
【００５９】
第１摩擦ワッシャ７９は、スプラインハブ３のフランジ５４とリテーニングプレート２２の内周部との軸方向間に配置されており、ボス５２の外周側に配置されている。第１摩擦ワッシャ７９は例えば樹脂製である。第１摩擦ワッシャ７９とフランジ５４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７９とリテーニングプレート２２との間で軸方向に圧縮されている。このため、第１摩擦ワッシャ７９の摩擦面は第１コーンスプリング８０によりリテーニングプレート２２に圧接されている。
【００６０】
第２摩擦ワッシャ７２は、ハブフランジ６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おり、第１摩擦ワッシャ７９の外周側に配置されている。具体的には、第２摩擦ワッシャ７２は主に、環状のワッシャ本体７２ａと、ワッシャ本体７２ａの外周縁から軸方向に延びる４つの係合部７２ｂと、ワッシャ本体７２ａに固定された摩擦部材７４と、から構成されている。第２摩擦ワッシャ７２と第１ブッシュ９０との間には第２コーンスプリング８１が軸方向に圧縮された状態で配置されている。このため、第２摩擦ワッシャ７２の摩擦部材７４の摩擦面は第２コーンスプリング８１によりリテーニングプレート２２に圧接されている。第２摩擦ワッシャ７２は係合部７２ｂにより第１ブッシュ９０と回転方向に係合している。これにより、第２摩擦ワッシャ７２と第１ブッシュ９０とは一体回転可能である。
【００６１】
図１０に示すように、第１ブッシュ９０は、第２摩擦ワッシャ７２とハブフランジ６との間（より詳細には第２コーンスプリング８１とハブフランジ６との間）に配置されている。第１ブッシュ９０は主に、第１環状部９１と、第２環状部９２と、第１環状部９１および第２環状部９２を回転方向に弾性的に連結する４つの連結部９３と、から構成されている。第１ブッシュ９０は、例えば一体成形された樹脂製の部材である。  第１環状部９１および第２環状部９２は環状の板状部材であり、第１環状部９１は第２環状部９２の外周側に配置されている。図６および図７に示すように、第１環状部９１は第２コーンスプリング８１によりエンジン側へ付勢されている。
【００６２】
第１環状部９１は、環状の本体部９１ａと、本体部９１ａから半径方向内側に延びる４つの延長部９１ｂと、延長部９１ｂから軸方向に延びる突出部９４と、本体部９１ａの外周側に形成された凹部９１ｃと、を有している。隣り合う延長部９１ｂの間には連結部９３が配置されている。凹部９１ｃは連結部９３の外周側に配置されている。凹部９１ｃは半径方向に凹んでいる。凹部９１ｃにはワッシャ本体７２ａが軸方向に挿入されている。これにより、第１環状部９１と第２摩擦ワッシャ７２とは一体回転可能かつ軸方向に相対移動可能である。
【００６３】
第２環状部９２は、環状の本体部９２ａと、本体部９２ａから半径方向内側へ延びる第２内周歯としての複数の内周歯９５と、を有している。内周歯９５は後述するスプラインハブ３の外周歯５５と隙間を介して噛み合っている。内周歯９５のＲ１側の隙間は、隙間角度θ４ｐに対応している。内周歯９５のＲ２側の隙間は、隙間角度θ４ｎに対応している。第２環状部９２は、ハブフランジ６と当接する複数の摺動部９２ｂをさらに有している。摺動部９２ｂは軸方向に延びており、ハブフランジ６のトランスミッション側の面に当接している。このため、第１環状部９１および本体部９２ａはハブフランジ６と当接していない。
【００６４】
連結部９３は、第１環状部９１の内周部（より詳細には本体部９１ａの内周部）から第２環状部９２の外周部へ延びる３つの変形部９６を有している。変形部９６は波状に（Ｓ字状に）湾曲している。変形部９６の一端部は、延長部９１ｂのＲ１側の部分および本体部９１ａの内周部に一体に連結されており、変形部９６の他端部は、本体部９２ａの外周部に一体に連結されている。より具体的には、変形部９６の一端部は第１環状部９１の内周部から半径方向内側へ延びる部分であり、変形部９６の他端部は第２環状部９２の外周部から半径方向外側へ延びる部分である。変形部９６の一端部および他端部は、２つの半円状部により連結されている。このように、変形部９６は全体として回転方向に弾性変形可能である。
【００６５】
連結部９３の構成を別の観点から説明する。１枚の環状の板状部材に対して打ち抜きなどにより複数のスリット９８を形成することで、第１環状部９１、第２環状部９２および連結部９３は成形されていると考えることができる。スリット９８は概ね波状（Ｓ字状）に湾曲しており、複数のスリット９８が相補的に組み合わされている。スリット９８の幅は、第１環状部９１および第２環状部９２の必要な相対捩り角度に基づいて決定されている。具体的には、第１環状部９１および第２環状部９２が少なくとも角度θ１ｐ−θ４ｐだけ相対回転可能なように幅が決定されている。
【００６６】
以上の構成により、第１環状部９１と第２環状部９２とは連結部９３により回転方向に弾性的に連結されている。このため、第１環状部９１および第２環状部９２が相対回転すると、連結部９３の変形部９６が弾性変形する。この結果、第１環状部９１および第２環状部９２を中立状態に戻そうとする回転方向の力が、第１環状部９１および第２環状部９２の間に発生する。
【００６７】
突出部９４は延長部９１ｂの円周方向の中央付近に配置されている。突出部９４は延長部９１ｂからクラッチプレート２１側に軸方向へ延びている。突出部９４の断面形状は概ね扇形である。具体的には、半径方向外側および内側の面は円弧状であり、回転方向Ｒ１側およびＲ２側の当接面９４ａは平らである。当接面９４ａは、半径方向に沿って形成されており、回転方向に対して概ね直交している。突出部９４はハブフランジ６に形成された孔部９９内に挿入されている。突出部９４の当接面９４ａと孔部９９の当接面９９ａとの間には、隙間が確保されている。この隙間に対応する捩り角度（第２角度）は、隙間角度θ６である。このため、第１環状部９１は、ハブフランジ６に対して回転方向に隙間角度θ６の範囲内で相対回転可能である。この隙間角度θ６は前述の回転方向隙間（高ヒステリシストルクの発生を防止するための隙間）に相当する。
【００６８】
内周歯９５は外周歯５５と隙間を介して噛み合っている。中立状態において、突出部９４が孔部９９に回転方向Ｒ１側へ当接している状態では、内周歯９５と外周歯５５との回転方向間には隙間が確保されている。内周歯９５のＲ１側の隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ４ｐである。内周歯９５のＲ２側の隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ４ｎである。隙間角度θ４ｎは隙間角度θ１ｎとほぼ同じ大きさであるが、隙間角度θ４ｐは隙間角度θ１ｐよりも小さい。このため、ハブフランジ６および第１ブッシュ９０がスプラインハブ３に対してＲ１側に相対回転すると、まず外周歯５５は内周歯９５に当接し、さらに相対回転が進行すると、内周歯９５と当接した状態で外周歯５５は内周歯５９に当接する。このとき、第２環状部９２は外周歯５５に押されるため、第２環状部９２はハブフランジ６に対してＲ２側に相対回転する。一方、第１環状部９１は突出部９４によりハブフランジ６に対するＲ２側の相対回転が規制されている。このため、外周歯５５が内周歯９５および内周歯５９に当接している状態では、第１環状部９１と第２環状部９２との間で連結部９３が弾性変形する。連結部９３の弾性力により第１環状部９１の突出部９４が孔部９９のＲ２側の当接面９９ａに押し付けられる。この状態では、第１環状部９１とハブフランジ６とは一体の部材として機能する。
【００６９】
第４摩擦ワッシャ８５は、ハブフランジ６とクラッチプレート２１との間に配置された環状の部材である。具体的には図６および図７に示すように、第４摩擦ワッシャ８５は主に、本体部８５ａと、外周部８５ｂと、本体部８５ａに固定された摩擦部材６６と、から構成されている。本体部８５ａには４つの凹部８５ｃが形成されている。凹部８５ｃは、軸方向に凹んだ部分であり、突出部９４の断面とほぼ同形状である。凹部８５ｃには第１ブッシュ９０の突出部９４が回転方向および半径方向にほとんど隙間がない状態で嵌合している。このため、第１ブッシュ９０と第４摩擦ワッシャ８５とは一体回転する。また、突出部９４の端面９４ｂは凹部８５ｃの底面（軸方向を向く面）に軸方向に当接している。このため、第４摩擦ワッシャ８５は第１ブッシュ９０を介して第２コーンスプリング８１によりクラッチプレート２１に圧接されている。
【００７０】
本体部８５ａの外周側にはハブフランジ６側に突出した環状の外周部８５ｂが形成されている。本体部８５ａとハブフランジ６との間には第３摩擦ワッシャ８４が配置されている。第３摩擦ワッシャ８４と外周部８５ｂとの間には第３コーンスプリング８２が軸方向に圧縮された状態で配置されている。このため、第３摩擦ワッシャ８４は第３コーンスプリング８２によりハブフランジ６に圧接されている。
【００７１】
第２ブッシュ８９は、第４摩擦ワッシャ８５とハブフランジ６との間に配置された環状の部材である。具体的には、第２ブッシュ８９は、摺動部８９ａと、摺動部の外周側に配置された係合部８９ｂと、から構成されている。摺動部８９ａは、クラッチプレート２１の内周縁とフランジ５４との間に配置された環状の部分であり、クラッチプレート２１の内周部と摺動可能である。係合部８９ｂの内周部には、半径方向内側へ延びる複数の内周歯８９ｆが形成されている。内周歯８９ｆはほとんど隙間がない状態で外周歯５５と噛み合っている。これにより、スプラインハブ３と第２ブッシュ８９とは一体回転する。
【００７２】
係合部８９ｂの外周部には、４つの第１切欠部８９ｃと、２つの第２切欠部８９ｄと、２つの第３切欠部８９ｅと、が形成されている。第１切欠部８９ｃは突出部９４に対応する位置に配置されている。第１切欠部８９ｃの回転方向長さは突出部９４の回転方向長さよりも大きい。中立状態において、突出部９４と第１切欠部８９ｃとの間には隙間が形成されている。突出部９４のＲ１側の隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ７ｐである。突出部９４のＲ２側の隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ７ｎである。第２切欠部８９ｄは回転軸Ｏを挟んで半径方向に対向する位置に配置されている。第３切欠部８９ｅは回転軸Ｏを挟んで半径方向に対向する位置に配置されている。第２切欠部８９ｄと第３切欠部８９ｅとの回転方向間には、第１切欠部８９ｃが配置されている。
【００７３】
第４摩擦ワッシャ８５には２つの第１収容部８５ｄおよび２つの第２収容部８５ｅが形成されている。第１収容部８５ｄおよび第２収容部８５ｅは軸方向に凹んでいる。第１収容部８５ｄおよび第２収容部８５ｅは凹部８５ｃと半径方向位置が概ね一致している。第１収容部８５ｄは第２ブッシュ８９の第２切欠部８９ｄに対応する位置に形成されており、第２収容部８５ｅは第３切欠部８９ｅに対応する位置に形成されている。
第１収容部８５ｄおよび第２切欠部８９ｄには前述の第１小コイルスプリング７ａが収容されている。第２収容部８５ｅおよび第３切欠部８９ｅには前述の第２小コイルスプリング７ｂが収容されている。第１収容部８５ｄおよび第２切欠部８９ｄの回転方向の長さは第１小コイルスプリング７ａの自然長とほぼ同じである。第２収容部８５ｅの回転方向の長さは第２小コイルスプリング７ｂの自然長とほぼ同じである。一方、第３切欠部８９ｅの回転方向の長さは第２小コイルスプリング７ｂよりも長い。第２小コイルスプリング７ｂの端部と第３切欠部８９ｅの回転方向の縁との間には、隙間が確保されている。第２小コイルスプリング７ｂのＲ１側の隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ５ｐであり、第２小コイルスプリング７ｂのＲ２側の隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ５ｎである。
【００７４】
以上の構成により、２つの第１小コイルスプリング７ａが並列に圧縮される領域（正側の１段目領域、負側の１段目領域）と２つの第１小コイルスプリング７ａおよび２つの第２小コイルスプリング７ｂが並列に圧縮される領域（正側の２段目領域）とが実現される（図１１）。また、トルクが入力されていない中立状態では、第１収容部８５ｄおよび第２切欠部８９ｄに収容される第２小コイルスプリング７ｂにより第４摩擦ワッシャ８５と第２ブッシュ８９との回転方向の相対位置が決まる。
【００７５】
なお、第３コーンスプリング８２により発生する付勢力は、第１コーンスプリング８０および第３コーンスプリング８２により発生する付勢力よりも小さい。また、第１摩擦ワッシャ７９とリテーニングプレート２２との間の摩擦係数は第２摩擦ワッシャ７２の摩擦部材７４とリテーニングプレート２２との間の摩擦係数に比べて低い。このため、第１摩擦ワッシャ７９により発生するヒステリシストルクは第２摩擦ワッシャ７２により発生するヒステリシストルクより大幅に小さくなっている。また、第３摩擦ワッシャ８４とハブフランジ６との間の摩擦係数および第２ブッシュ８９とクラッチプレート２１との間の摩擦係数は、第４摩擦ワッシャ８５とクラッチプレート２１との間の摩擦係数に比べて低い。このため、第３摩擦ワッシャ８４および第２ブッシュ８９により発生するヒステリシストルクは第４摩擦ワッシャ８５により発生する摩擦係数よりも大幅に小さくなっている。
【００７６】
以上のように、第２摩擦ワッシャ７２および第４摩擦ワッシャ８５により大摩擦発生機構１４が構成されており、第１摩擦ワッシャ７９および第２ブッシュ８９により第１小摩擦発生機構１５が構成されており、第１ブッシュ９０および第３摩擦ワッシャ８４により第２小摩擦発生機構１６が構成されている。入力回転体２、ハブフランジ６およびスプラインハブ３が相対回転すると、大摩擦発生機構１４、第１小摩擦発生機構１５および第２小摩擦発生機構１６によりヒステリシストルクが発生し、ダンパー機構４による捩り振動をより効果的に減衰および吸収することができる。
【００７７】
なお、以上に述べた構造は、第１小コイルスプリング７ａ、第２小コイルスプリング７ｂおよび第１ストッパ９からなる第１ダンパーと、大コイルスプリング８および第２ストッパ１０からなる第２ダンパーとが、直列に配置された構造と考えることもできる。
【００７８】
〔４．動作〕
次に、図１２〜図１９を用いてクラッチディスク組立体１のダンパー機構の動作および捩り特性について説明する。図１２は中立状態（トルクが入力されていない状態）の機械回路図である。図１３〜図１６は捩り特性正側における動作中の機械回路図であり、図１７〜図１９は捩り特性負側における動作中の機械回路図である。
【００７９】
＜４．１：捩り特性正側＞
（４．１．１：１段目および２段目領域）
捩り特性の正側では、図１２の中立状態からスプラインハブ３に対して入力回転体２がＲ１側（駆動側）に捩られる。このとき、大コイルスプリング８の剛性よりも第１小コイルスプリング７ａの剛性の方が大幅に小さいため、大コイルスプリング８はほとんど圧縮されず、入力回転体２およびハブフランジ６は一体回転する。このとき、ハブフランジ６の孔部９９の縁により第１ブッシュ９０の突出部９４がＲ１側に押される。このため、入力回転体２およびハブフランジ６とともに第１ブッシュ９０、第２摩擦ワッシャ７２および第４摩擦ワッシャ８５も一体回転する。この結果、ハブフランジ６とスプラインハブ３との間（より詳細には第４摩擦ワッシャ８５と第２ブッシュ８９との間）で第１小コイルスプリング７ａが圧縮される。
【００８０】
スプラインハブ３に対して入力回転体２がＲ１側に捩り角度θ４ｐだけ相対回転すると、第１ブッシュ９０の内周歯９５とスプラインハブ３の外周歯５５とが当接する（図１３）。スプラインハブ３に対する入力回転体２の相対回転が進行すると、外周歯５５により内周歯９５が押されて、連結部９３が回転方向に弾性変形する。また、第１小コイルスプリング７ａに加えて、第４摩擦ワッシャ８５と第２ブッシュ８９との間で第２小コイルスプリング７ｂの圧縮が開始される。
【００８１】
スプラインハブ３に対する入力回転体２の捩り角度が角度θ１ｐになると、外周歯５５が内周歯５９に当接し、第１ストッパ９が作動する。この結果、ハブフランジ６とスプラインハブ３との相対回転が停止する。このため、第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂの圧縮が停止する（図１４）。
【００８２】
また、スプラインハブ３に対して入力回転体２が回転すると、第１小摩擦発生機構１５において第１低ヒステリシストルクＴｈ１が発生する。
【００８３】
以上の動作により、低捩り剛性および低ヒステリシストルクの１段目および２段目領域の捩り特性が実現される（図１１）。
【００８４】
また、外周歯５５が内周歯５９に当接すると、連結部９３の弾性変形が停止する（図１４）。この状態では、連結部９３により第１環状部９１と第２環状部９２との間には回転方向の付勢力が作用する。このため、突出部９４が孔部９９の縁にＲ２側へ押し付けられるとともに、内周歯９５が外周歯５５にＲ１側へ押し付けられる。これにより、第１ブッシュ９０をハブフランジ６およびスプラインハブ３と一体の部材として機能させることができる。
【００８５】
（４．１．２：３段目および４段目領域）
図１４の状態からさらに入力回転体２がＲ１側に回転すると、ハブフランジ６に対して入力回転体２が相対回転し、入力回転体２とハブフランジ６との間で第２窓孔４２に収容される２つの大コイルスプリング８の圧縮が開始される。捩り角度が角度θ１ｐ＋θ２ｐまでは、２つの大コイルスプリング８が並列に圧縮される。
【００８６】
スプラインハブ３に対する入力回転体２の相対回転が進行すると、４つの大コイルスプリング８の圧縮が開始される（図１６）。捩り角度が角度θ１ｐ＋θ３ｐに達すると、第２ストッパ１０が作動し、入力回転体２とスプラインハブ３との相対回転が停止する。
【００８７】
また、入力回転体２とハブフランジ６とが相対回転すると、小摩擦発生機構１５に加えて、大摩擦発生機構１４（第２摩擦ワッシャ７２および第４摩擦ワッシャ８５）において高ヒステリシストルクが発生する。
【００８８】
以上の動作により、高捩り剛性および高ヒステリシストルクの３段目および４段目領域の捩り特性が実現される（図１１）。
【００８９】
＜４．２：捩り特性負側＞
（４．２．１：１段目領域）
捩り特性の負側では、図１２の中立状態からスプラインハブ３に対して入力回転体２がＲ２側（逆駆動側）に捩られる。このとき、大コイルスプリング８の剛性よりも第１小コイルスプリング７ａの剛性の方が大幅に小さいため、大コイルスプリング８はほとんど圧縮されず、入力回転体２およびハブフランジ６は一体回転する。第２摩擦ワッシャ７２とリテーニングプレート２２との間の摩擦係数および第４摩擦ワッシャ８５とクラッチプレート２１との間の摩擦係数が大きい。この結果、大摩擦発生機構１４において発生するヒステリシストルクは、第１小コイルスプリング７ａを圧縮するために必要なトルクに比べて、大幅に大きい。したがって、第１ブッシュ９０、第４摩擦ワッシャ８５は入力回転体２と一体回転し、第４摩擦ワッシャ８５と第２ブッシュ８９と間で第１小コイルスプリング７ａが圧縮される。捩り角度が角度θ１ｎに達すると、内周歯５９が外周歯５５に当接し、第１ストッパ９が作動する（図１７）。この状態で、第２小コイルスプリング７ｂと第３切欠部８９ｅとの間には隙間角度θ５ｎ−θ１ｎ（＞０）が確保されている。このため、負側では第２小コイルスプリング７ｂは圧縮されない。
【００９０】
また、捩り角度が角度θ１ｎになるまでの間、小摩擦発生機構１５において第１低ヒステリシストルクＴｈ１が発生する。
【００９１】
以上の動作により、低捩り剛性および低ヒステリシストルクの１段目領域の捩り特性が実現される（図１１）。
【００９２】
（４．２．２：２段目および３段目領域）
図１７の状態からさらに入力回転体２がＲ２側に回転すると、ハブフランジ６に対して入力回転体２が相対回転し、入力回転体２とハブフランジ６との間で第２窓孔４２に収容される２つの大コイルスプリング８の圧縮が開始される。捩り角度が角度θ１ｎ＋θ２ｎまでは、２つの大コイルスプリング８が並列に圧縮される。
【００９３】
スプラインハブ３に対する入力回転体２の相対回転が進行すると、４つの大コイルスプリング８の圧縮が開始される（図１９）。捩り角度が角度θ１ｎ＋θ３ｎに達すると、第２ストッパ１０が作動し、入力回転体２とスプラインハブ３との相対回転が停止する。
【００９４】
また、入力回転体２とハブフランジ６とが相対回転すると、小摩擦発生機構１５に加えて、大摩擦発生機構１４（第２摩擦ワッシャ７２および第４摩擦ワッシャ８５）において高ヒステリシストルクが発生する。
【００９５】
以上の動作により、高捩り剛性および高ヒステリシストルクの２段目および３段目領域の捩り特性が実現される（図１１）。
【００９６】
＜４．３：微少捩り振動に対する動作＞
（４．３．１：捩り特性正側の３段目および４段目）
車両の加速時（捩り特性正側）においては、ダンパー機構４は第１ストッパ９および第２ストッパ１０が作動している状態（捩り角度が角度θ１ｐ＋θ３ｐである図１６の状態）でトルクを伝達している。この状態で、エンジンの燃焼変動に起因する微少捩り振動が入力回転体２に入力されると、入力回転体２とハブフランジ６との間で剛性の高い大コイルスプリング８が伸縮を繰り返す。
【００９７】
一方、図１６の状態では、前述のように第１ブッシュ９０の連結部９３が回転方向に圧縮されており、その付勢力によりハブフランジ６およびスプラインハブ３に対して第１ブッシュ９０は一体の部材として機能する。このため、第１ブッシュ９０、第２摩擦ワッシャ７２および第４摩擦ワッシャ８５が入力回転体２と微少捩り角度の範囲内で相対回転を繰り返す。この結果、図１１に示すように、微少捩り振動に対して大摩擦発生機構１４および小摩擦発生機構１５により高ヒステリシストルクＴｈ２が発生する。
【００９８】
このように、加速時において微少捩り振動が入力されても、常に高ヒステリシストルクが発生する。すなわち、このダンパー機構４では捩り特性の正側において高ヒステリシストルクの発生を防止する回転方向隙間が確保されていない。これにより、加速時における共振ピークの発生が抑制される。
【００９９】
（４．３．２：捩り特性負側の２段目および３段目）
車両の減速時（捩り特性負側）においては、ダンパー機構４は第１ストッパ９および第２ストッパ１０が作動している状態（捩り角度が角度θ１ｎ＋θ３ｎである図１９の状態）でトルクを伝達している。この状態で、微少捩り振動が入力回転体２に入力されると、加速時と同様に入力回転体２とハブフランジ６との間で大コイルスプリング８が伸縮を繰り返す。
【０１００】
一方、図１９の状態では、第１ブッシュ９０の連結部９３が回転方向に圧縮されていない。このため、加速時とは異なり、第１ブッシュ９０、第２摩擦ワッシャ７２および第４摩擦ワッシャ８５は、ハブフランジ６およびスプラインハブ３に対して相対回転可能である。この状態で入力回転体２に微少捩り振動が入力されると、高ヒステリシストルクを発生する大摩擦発生機構１４においては滑りが生じない。すなわち、入力回転体２、第１ブッシュ９０、第２摩擦ワッシャ７２および第４摩擦ワッシャ８５は一体の部材として機能する。
【０１０１】
この結果、図１１に示すように、孔部９９と突出部９４との間に形成された隙間角度θ６の範囲内では、第１ブッシュ９０、第２摩擦ワッシャ７２および第４摩擦ワッシャ８５が相対回転し、第２小摩擦発生機構１６（第１ブッシュ９０および第３摩擦ワッシャ８４）により第２低ヒステリシストルクＴｈ３が発生する。このとき、隙間角度θ６の範囲内では高ヒステリシストルクＴｈ２は発生しない。
【０１０２】
このように、加速時において微少捩り振動が入力されても、隙間角度θ６の範囲内においては高ヒステリシストルクの発生が抑制される。これにより、減速時における振動減衰性能を向上させることができる。  〔５．作用効果〕
このように、このダンパー機構４では、第１ブッシュ９０の連結部９３の弾性力を利用して、捩り特性の一方側（正側）においては全ての捩り振動において高ヒステリシストルクＴｈ２が発生し、捩り特性の他方側（負側）においては一定の捩り角度（隙間角度θ６）の範囲内で高ヒステリシストルクＴｈ２の発生を防止できる構成を実現できる。これにより、このダンパー機構４では、構造を簡素化することができ、製造コストの低減を図ることができる。
【０１０３】
また、第１ブッシュ９０の各部を一体成形することで、製造コストのさらなる低減が可能となる。特に、連結部９３の各変形部９６は、円板状部材に対してスリット９８を打ち抜きなどにより形成することで得られるため、成形が容易となる。
【０１０４】
さらに、このダンパー機構４では、低捩り剛性を実現するための第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂがハブフランジ６とクラッチプレート２１との軸方向間であってスプラインハブ３の外周側に配置されている。このため、第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂの設計の自由度が従来の構造（ハブフランジとスプラインハブとの間にコイルスプリングが設けられている構造）よりも向上し、振動減衰性能をより向上させることができる。
【０１０５】
〔６．その他の実施形態〕
本発明の具体的な構成は、前述の実施形態に限られるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変更および修正が可能である。
【０１０６】
前述の実施形態では、ダンパー機構４が搭載されたクラッチディスク組立体１を例に説明しているが、これに限定されない。例えば、このダンパー機構は２マスフライホイールや流体式トルク伝達装置のロックアップ装置などの他の動力伝達装置にも適用可能である。
【０１０７】
また、第１ブッシュ９０の形状は前述のものに限定されない。例えば、図２０に示すような第１ブッシュ１９０も適用可能である。この第１ブッシュ１９０では、連結部１９３の変形部１９６が半径方向に延びており、前述の変形部９６のように湾曲していない。また、スリット１９８が例えば楕円形である。この場合でも、第１環状部１９１および第２環状部１９２を回転方向に弾性的に連結することができ、同様の効果を得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【０１０８】
【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概略図
【図３】ダンパー機構の平面概略図
【図４】ハブフランジの平面概略図
【図５】入力回転体の平面概略図
【図６】ダンパー機構の部分断面図（図２のＡ断面）
【図７】ダンパー機構の部分断面図（図２のＢ断面）
【図８】ダンパー機構の部分平面図（図７のＣ断面）
【図９】ダンパー機構の部分平面図（図７のＤ断面）
【図１０】第１ブッシュの概略斜視図
【図１１】ダンパー機構の捩り特性線図
【図１２】ダンパー機構の機械回路図（中立状態）
【図１３】ダンパー機構の機械回路図
【図１４】ダンパー機構の機械回路図
【図１５】ダンパー機構の機械回路図
【図１６】ダンパー機構の機械回路図
【図１７】ダンパー機構の機械回路図
【図１８】ダンパー機構の機械回路図
【図１９】ダンパー機構の捩り特性線図
【図２０】他の実施形態としての第１ブッシュの平面概略図
【符号の説明】
【０１０９】
１  クラッチディスク組立体
２  入力回転体（第１回転体）
３  スプラインハブ（第３回転体）
４  ダンパー機構
５  摩擦発生機構
６  ハブフランジ（第２回転体）
７ａ  第１小コイルスプリング
７ｂ  第２小コイルスプリング
８  大コイルスプリング（弾性部材）
９  第１ストッパ
１０  第２ストッパ
１４  大摩擦発生機構
１５  第１小摩擦発生機構
１６  第２小摩擦発生機構
５４  フランジ
５５  外周歯
５９  内周歯（第１内周歯）
７２  第２摩擦ワッシャ（摩擦部材）
７９  第１摩擦ワッシャ
８４  第３摩擦ワッシャ（摩擦部材）
８５  第４摩擦ワッシャ
９１  第１環状部
９２  第２環状部
９３  連結部
９４  突出部
９５  内周歯（第２内周歯）
９６  変形部
９７  切欠部
９８  スリット
９９  孔部
【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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