(57)【要約】【課題】エンジンの振動特性に合わせて捩り特性の正負両側の剛性を異ならせたダンパー機構において、広捩り角化への対応を容易にする。【解決手段】クラッチディスク組立体１において、一対のプレート１２，１３が軸方向に対向して互いに固定されている。フランジ８は、プレート１２，１３の間に、相対回転可能に配置されている。第１弾性部材３０は、捩り特性の正側において高剛性を実現するための部材である。第２弾性部材３１は、第１弾性部材３０に対して回転方向に並んで配置され、捩り特性の負側において低剛性を実現するための部材である。ストップピン２２はプレート１２，１３同士を互いに固定するための部材である。ストップピン２２とフランジ８の外周縁に設けられた切り欠き８ｃとによって、プレート１２，１３とフランジ８の相対回転を規制するためのストッパー機構８６が形成されている。ストッパー機構８６は第２弾性部材３１より半径方向外側に配置されており、ストップピン２２は第２弾性部材３１の外周側に移動可能である。【選択図】　　　図３
2004060882.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
軸方向に対向して互いに固定された一対の第１円板状部材と、
前記一対の第１円板状部材の間に、前記一対の第１円板状部材に相対回転可能に配置された第２円板状部材と、
前記第１円板状部材と前記第２円板状部材を回転方向に弾性的に連結するための部材であり、捩り特性の正側において高剛性を実現するための第１弾性部材と、
前記第１円板状部材と前記第２円板状部材を回転方向に弾性的に連結するための部材であり、前記第１弾性部材に対して回転方向に並んで配置され、捩り特性の負側において低剛性を実現するための第２弾性部材と、
前記一対の第１円板状部材同士を互いに固定するためのピン部材とを備え、
前記ピン部材と前記第２円板状部材の外周縁に設けられたストッパー部とによって、前記第１円板状部材と前記第２円板状部材の相対回転を規制するための捩り角ストッパーが形成され、
前記捩り角ストッパーは前記第２弾性部材より半径方向外側に配置されており、前記ピン部材は前記第２弾性部材の外周側に移動可能である、
ダンパーディスク組立体。
【請求項２】
前記捩り特性の正側は、前記第１弾性部材のみが圧縮される第１領域と、前記第１領域より捩り角度の大きな領域であり前記第１弾性部材と前記第２弾性部材が並列に圧縮される第２領域とを含んでいる、請求項１に記載のダンパーディスク組立体。
【請求項３】
前記捩り特性の負側は、前記第２弾性部材のみが圧縮される第３領域と、前記第３領域より捩り角度の大きな領域であり前記第１弾性部材と前記第２弾性部材が並列に圧縮される第４領域とを含んでいる、請求項１又は２に記載のダンパーディスク組立体。
【請求項４】
所定の摩擦を発生する摩擦発生部と、前記捩り特性の負側における微小捩り角度範囲においては前記摩擦発生部を作動させない摩擦抑制部とを有している摩擦発生機構をさらに備えている、請求項１〜３のいずれかに記載のダンパーディスク組立体。
【請求項５】
前記一対の第１円板状部材に摩擦係合する中間回転部材と、
前記第２弾性部材の半径方向内側に配置され、前記中間回転部材と前記第２円板状部材とを回転方向に連結するための低剛性弾性部材とをさらに備えている、請求項１〜４のいずれかに記載のダンパーディスク組立体。
【請求項６】
前記中間回転部材は前記低剛性弾性部材の回転方向両端を支持する支持部を有している、請求項５に記載のダンパーディスク組立体。
【請求項７】
前記中間回転部材と前記第２円板状部材が相対回転すると摩擦を発生するための摩擦部材をさらに備えている、請求項６に記載のダンパーディスク組立体。
【請求項８】
前記摩擦部材はばね部材である、請求項７に記載のダンパーディスク組立体。
【請求項９】
前記摩擦部材は板ばねである、請求項８に記載のダンパーディスク組立体。
【請求項１０】
前記中間回転部材と前記第２円板状部材との相対回転範囲内で、前記摩擦部材を作動させないための回転方向隙間が設けられている、請求項７〜９のいずれかに記載のダンパーディスク組立体。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、トルクを伝達するとともに捩じり振動を吸収・減衰するためのダンパーディスク組立体に関する。
【０００２】
【従来の技術】
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。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。
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。
【０００６】
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捩じ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、微小捩じ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。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
一般に、捩り特性においては、正側（加速側）と負側（減速側）とで、異なる剛性を実現することが望まれている。具体的には、正側では高剛性が好ましく、負側では低剛性が好ましい。そのような特性では、捩じり特性の正側では共振点通過時の回転速度変動を抑えることができ、捩じり特性の負側では全体にわたって良好な減衰率が得られるからである。そのための構造としては、例えば、正側で圧縮される弾性部材の本数を負側で圧縮される弾性部材の本数より少なくするダンパー機構が知られている。それとは別に、弾性部材を正側で圧縮されるものと負側で圧縮されるものとに分けて、負側で圧縮される弾性部材の剛性を正側で圧縮される弾性部材の剛性より低くするダンパー機構も知られている。後者の場合は、正側で圧縮される弾性部材の回転方向片側には支持部材との間に回転方向の隙間が確保され、そのためその弾性部材が負側で圧縮されないようになっている。
【０００８】
以上に述べたように、エンジンの振動特性に合わせて捩り特性の正負両側の剛性を異ならせたダンパー機構は、回転方向に並んで配置された複数の弾性部材を有している。弾性部材は、各円板状部材の窓部に収容されている。また、回転部材の相対回転を規制するための捩り角ストッパーは、一対の円板状部材同士を固定するためのピン部材と、一対の円板状部材間に配置された円板状部材の外周縁に形成された突起とから構成されている。ピン部材は、各突起の間に形成された切り欠き内に配置され、回転方向に移動可能になっている。
【０００９】
このように、捩り角ストッパーが各弾性部材の回転方向間に配置されているため、切り欠きの回転方向長さつまりダンパー機構の捩り角度を十分に確保することができず、ダンパーを広捩り角化することが困難になる。
本発明の課題は、エンジンの振動特性に合わせて捩り特性の正負両側の剛性を異ならせたダンパー機構において、広捩り角化への対応を容易にすることにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載のダンパーディスク組立体は、一対の第１円板状部材と、第２円板状部材と、第１弾性部材と、第２弾性部材と、ピン部材とを備えている。一対の第１円板状部材は、軸方向に対向して互いに固定されている。第２円板状部材は、一対の第１円板状部材の間に、一対の第１円板状部材に相対回転可能に配置されている。第１弾性部材は、第１円板状部材と第２円板状部材を回転方向に弾性的に連結するための部材であり、捩り特性の正側において高剛性を実現するための部材である。第２弾性部材は、第１円板状部材と第２円板状部材を回転方向に弾性的に連結するための部材であり、第１弾性部材に対して回転方向に並んで配置され、捩り特性の負側において低剛性を実現するための部材である。ピン部材は一対の第１円板状部材同士を互いに固定するための部材である。ピン部材と第２円板状部材の外周縁に設けられたストッパー部とによって、第１円板状部材と第２円板状部材の相対回転を規制するための捩り角ストッパーが形成されている。捩り角ストッパーは第２弾性部材より半径方向外側に配置されており、ピン部材は第２弾性部材の外周側に移動可能である。
【００１１】
このダンパーディスク組立体では、一対の第１円板状部材と第２円板状部材との間では、第１弾性部材と第２弾性部材を介してトルクが伝達される。捩り振動がダンパーディスク組立体に入力されると、一対の第１円板状部材と第２円板状部材とが相対回転して、第１弾性部材と第２弾性部材が回転方向に圧縮される。この結果、捩り振動が吸収・減衰される。
【００１２】
このダンパーディスク組立体では、捩じり特性の正側（加速側）で第１弾性部材が圧縮されて高剛性の特性が得られ、捩じり特性の負側（減速側）で第２弾性部材が圧縮されて低剛性の特性が得られる。この結果、捩じり特性の正側では共振点通過時の回転速度変動を抑えることができ、捩じり特性の負側では全体にわたって良好な減衰率が得られる。
【００１３】
特に、捩り角ストッパーは第２弾性部材より半径方向外側に配置されており、ピン部材は第２弾性部材の外周側に移動可能である。言い換えると、捩り角ストッパーは第１弾性部材と第２弾性部材の回転方向間に配置されておらず、ダンパーの広捩り角化が容易である。
請求項２に記載のダンパーディスク組立体では、請求項１において、捩り特性の正側は、第１弾性部材のみが圧縮される第１領域と、第１領域より捩り角度の大きな領域であり第１弾性部材と第２弾性部材が並列に圧縮される第２領域とを含んでいる。
【００１４】
このダンパーディスク組立体では、捩り特性の正側に第１領域と第２領域が設けられ、捩り特性正側の多段化が実現されている。
請求項３に記載のダンパーディスク組立体では、請求項１又は２において、捩り特性の負側は、第２弾性部材のみが圧縮される第３領域と、第３領域より捩り角度の大きな領域であり第１弾性部材と第２弾性部材が並列に圧縮される第４領域とを含んでいる。
【００１５】
このダンパーディスク組立体では、捩り特性の負側に第３領域と第４領域が設けられ、捩り特性負側の多段化が実現されている。
請求項４に記載のダンパーディスク組立体は、請求項１〜３のいずれかにおいて、所定の摩擦を発生する摩擦発生部と、捩り特性の負側における微小捩り角度範囲においては摩擦発生部を作動させない摩擦抑制部とを有している摩擦発生機構をさらに備えている。
【００１６】
このダンパーディスク組立体では、捩り特性の負側では、車両の前後振動などの大きな振幅の捩り振動に対しては摩擦発生部が摩擦を発生させて振動を減衰する。その一方、定常減速時の微小捩り振動に対しては摩擦抑制部によって摩擦発生部は作動せず、所定の摩擦を発生させない。この結果、摩擦による減衰性能の悪化を抑えることができる。
【００１７】
このように、捩り特性の負側のみが微小捩じり振動に対して高ヒステリシストルクを発生しないため、例えば実用回転域に共振ピークが残るＦＦ車などに本ダンパーディスク組立体を採用すると、ティップイン・ティップアウト減衰機能を維持しつつ、捩じり特性の正側の共振点ピークを小さくでき、さらに負側の騒音レベルを低く抑えることができる。
【００１８】
請求項５に記載のダンパーディスク組立体は、請求項１〜４のいずれかにおいて、一対の第１円板状部材に摩擦係合する中間回転部材と、第２弾性部材の半径方向内側に配置され、中間回転部材と第２円板状部材とを回転方向に連結するための低剛性弾性部材とをさらに備えている。
このダンパーディスク組立体では、低剛性弾性部材によって、捩り特性の捩り角度０度付近両側に低剛性の領域が得られる。このため、アイドリング時の微少捩り振動に対して振動吸収効果が高くなる。ここでは特に、低剛性弾性部材を第２弾性部材の半径方向内側に配置しているため、省スペース効果が得られる。
【００１９】
請求項６に記載のダンパーディスク組立体では、請求項５において、中間回転部材は低剛性弾性部材の回転方向両端を支持する支持部を有している。
このダンパーディスク組立体では、中間回転部材が低剛性弾性部材を回転方向に支持しているため、部品点数が少なくなり、さらに構造が簡単になる。
請求項７に記載のダンパーディスク組立体は、請求項６において、中間回転部材と第２円板状部材が相対回転すると摩擦を発生するための摩擦部材をさらに備えている。
【００２０】
このダンパーディスク組立体では、中間回転部材と第２円板状部材とが相対回転する際に摩擦部材が摩擦を発生させる。この結果、低剛性弾性部材が圧縮される捩り特性の１段目において適切なヒステリシストルクが得られる。
請求項８に記載のダンパーディスク組立体では、請求項７において、摩擦部材はばね部材である。
【００２１】
このダンパーディスク組立体では、摩擦部材はばね部材単体であるため、部品点数が少なくなる。
請求項９に記載のダンパーディスク組立体では、請求項８において、摩擦部材は板ばねである。
このダンパーディスク組立体では、摩擦部材が板ばねであるため、省スペース効果が得られる。
【００２２】
請求項１０に記載のダンパーディスク組立体では、請求項７〜９のいずれかにおいて、中間回転部材と第２円板状部材との相対回転範囲内で、摩擦部材を作動させないための回転方向隙間が設けられている。
このダンパーディスク組立体では、回転方向隙間が設けられているため、その捩り角度範囲内であれば低剛性弾性部材が圧縮される捩り特性の１段目において摩擦部材が作動しない。したがって、中立点付近の微少捩り振動を吸収する効果が高くなる。
【００２３】
【発明の実施の形態】
１．第１実施形態
（１）全体の構成
図１及び図２に本発明の一実施形態としてのクラッチディスク組立体１の断面図を示し、図３にその平面図を示す。クラッチディスク組立体１は、車両（特にＦＦ車）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行う機能である。ダンパー機能とは、フライホイール側から入力されるトルク変動等をばね等によって吸収・減衰する機能である。
【００２４】
図１及び図２においてＯ−Ｏがクラッチディスク組立体１の回転軸である。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３の矢印Ｒ１側がクラッチディスク組立体１の駆動側（回転方向正側）であり、矢印Ｒ２側がその反対側（回転方向負側）である。なお、以下の説明で「回転（円周）方向」、「軸方向」及び「半径方向」とは、特に断らない限り、回転体としてのクラッチディスク組立体１の各方向をいうものとする。
【００２５】
クラッチディスク組立体１は、主に、入力回転部材２と、出力回転部材３と、両回転部材２，３間に配置された弾性連結機構４とから構成されている。また、各部材によって、トルクを伝達するとともに捩じり振動を減衰するためのダンパー機構が構成されていることになる。
（２）入力回転部材
入力回転部材２はフライホイール（図示せず）からトルクが入力される部材である。入力回転部材２は主にクラッチディスク１１とクラッチプレート１２とリティーニングプレート１３とから構成されている。クラッチディスク１１は、図示しないフライホイールに押し付けられて連結される部分である。クラッチディスク１１は、クッショニングプレート１５と、その軸方向両側にリベット１８によって固定された一対の摩擦フェーシング１６，１７とからなる。
【００２６】
クラッチプレート１２とリティーニングプレート１３は、ともに板金製の円板状かつ環状の部材であり、互いに対して軸方向に対して所定の間隔を開けて配置されている。クラッチプレート１２は軸方向エンジン側に配置され、リティーニングプレート１３は軸方向トランスミッション側に配置されている。リティーニングプレート１３の外周縁には、円周方向に等間隔で複数の（４つの）箇所に、ストップピン２２が配置されている。ストップピン２２は軸方向に延びる円柱形状の部材である。ストップピン２２は、図１１に示すように、プレート１２，１３の軸方向間に挟まれた胴部２２ａと、その両側から延びてプレート１２，１３の孔内に配置された首部２２ｂと、プレート１２，１３の軸方向外側面に当接する頭部２２ｃとを有している。一方の頭部２２ｃはかしめて形成されている。これにより、クラッチプレート１２とリティーニングプレート１３は一体回転するようになり、さらに軸方向の間隔が定められている。さらに、ストップピン２２は、クッショニングプレート１５の内周部をクラッチプレート１２の外周部に固定している。なお、本発明に係るピン部材は、ストップピン２２の構造や形状に限定されない。
【００２７】
クラッチプレート１２及びリティーニングプレート１３にはそれぞれ中心孔が形成されている。この中心孔内には後述のボス７が配置される。
クラッチプレート１２及びリティーニングプレート１３の各々には、円周方向に並んだ複数の窓部（４１，４２）が形成されている。各窓部（４１，４２）は同一形状であり、同一半径方向位置で円周方向に並んで複数（４つ）形成されている。各窓部（４１，４２）は概ね円周方向に長く延びている。
【００２８】
ここで、図３において上下方向に対向して配置された一対の窓部を第１窓部４１といい、図３において左右方向に対向して配置された一対の窓部を第２窓部４２ということにする。図７に示すように、各窓部４１，４２は、軸方向に貫通した孔と、その孔の縁に沿って形成された支持部とからなる。
第１窓部４１の支持部は、外周側支持部４５と内周側支持部４６と回転方向支持部４７とから構成されている。平面視で、外周側支持部４５は概ね円周方向に沿った形状に湾曲しており、内周側支持部４６はほぼ直線状に延びている。また、回転方向支持部４７は、概ね半径方向に直線状に延びており、窓部４１，４２の円周方向中心とクラッチディスク組立体１の中心Ｏとを通る直線に平行である。外周側支持部４５及び内周側支持部４６は他のプレート部分から軸方向に起こされた部分である。
【００２９】
第２窓部４２の支持部は、外周側支持部４８と内周側支持部４９と回転方向支持部５０とから構成されている。平面視で、外周側支持部４８は概ね円周方向に沿った形状に湾曲しており、内周側支持部４９はほぼ直線状に延びている。図７に示すように、第１窓部４１の回転方向中心同士を結ぶ直線をＣ１とし、それに垂直な直線をＣ２とすると、第２窓部４２の回転方向中心同士を結ぶ直線Ｃ３は直線Ｃ２に対して回転方向Ｒ２側に所定角度だけずれている。すなわち、各第２窓部４２は、回転方向Ｒ１側の第１窓部４１により回転方向Ｒ２側の第１窓部に近接している。第２窓部４２は、第１窓部４１に比べて、回転方向長さ及び半径方向幅も短くなっている。さらに、第２窓部４２の内径は第１窓部４１の内径と概ね同じであるが、第２窓部４２の外径は第１窓部４１の外径より小さい。
【００３０】
ストップピン２２のプレート１２，１３における位置について説明する。ストップピン２２は、プレート１２，１３の外周部に設けられており、各窓部４１，４２の回転方向間に配置されている。さらに、詳細には、ストップピン２２は、窓部４１，４２の間でより第２窓部４２側にずれて配置されている。ストップピン２２は、第１窓部４１の外周縁より半径方向内側であるが、第２窓部４２の外周縁より半径方向外側に位置している。より詳細には、ストップピン２２の半径方向最内側部分でも第２窓部４２の外周縁より半径方向外側に位置している。
【００３１】
（３）出力回転部材
出力回転部材３は、入力回転部材から弾性連結機構４を介してトルクが入力され、さらに図示しないトランスミッション入力シャフトにトルクを出力するための部材である。出力回転部材３は主にハブ６によって構成されている。図８に示すように、ハブ６はボス７とフランジ８とからなる。
【００３２】
ボス７はクラッチプレート１２及びリティーニングプレート１３の中心孔内に配置された筒状の部材である。ボス７はその中心孔に挿入されたトランスミッション入力シャフト（図示せず）に対してスプライン係合している。フランジ８は、ボス７の外周に一体に形成され、外周側に延びる円板形状部分である。フランジ８は、クラッチプレート１２とリティーニングプレート１３との軸方向間に配置されている。フランジ８は、最内周側の内周部８ａと、その外周側に設けられ内周部８ａより軸方向厚みが小さい外周部８ｂとからなる。
【００３３】
フランジ８の外周部８ｂには、窓部４１，４２に対応して窓孔（４３，４４）が形成されている。すなわち、同一半径方向位置で円周方向に並んだ複数の（４つの）窓孔（４３，４４）が形成されている。ここで、図３において上下方向に対向して配置された一対の窓部を第１窓孔４３といい、図３において左右方向に対向して配置された一対の窓部を第２窓孔４４ということにする。各窓孔４３は、軸方向に打ち抜かれた孔であり、円周方向に長く延びている。各窓孔４３は外周側支持部６３と内周側支持部６４と回転方向支持部６５とを有する。平面視で、外周側支持部６３及び内周側支持部６４は円周方向に沿った湾曲形状である。また、回転方向支持部６５は概ね半径方向に直線状に延びており、より詳細には、回転方向支持部６５は、窓孔４３の回転方向中心とクラッチディスク組立体１の中心Ｏとを結ぶ直線に対して平行である。ただし、回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６５には、内周側に回転方向凹部６５ａが形成されている。回転方向凹部６５ａは、その外周側の部分に対して回転方向Ｒ１側にわずかに凹んでいる。内周側支持部６４の回転方向中間には、半径方向凹部６４ａが形成されている。半径方向凹部６４ａはその回転方向の両側の部分に対して半径方向内側に凹んでいる。第１窓部４１は、第１窓孔４３に比べて回転方向に短く、かつ、第１窓孔４３の回転方向Ｒ１側に寄っている。このため、第１窓部４１の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部４７は第１窓孔４３の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６５に一致しているが、第１窓部４１の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部４７は第１窓孔４３の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部６５との間に第４回転方向隙間３８を確保している。
【００３４】
第２窓孔４４は、軸方向に打ち抜かれた孔であり、円周方向に長く延びている。各窓孔４４は外周側支持部６７と内周側支持部６８と回転方向支持部６９とを有する。平面視で、外周側支持部６７及び内周側支持部６８は円周方向に沿った湾曲形状である。また、回転方向支持部６９は概ね半径方向に直線状に延びており、より詳細には、回転方向支持部６９は、第２窓孔４４の回転方向中心とクラッチディスク組立体１の中心Ｏとを結ぶ直線に対して平行である。内周側支持部６８の回転方向中間には、半径方向凹部６８ａが形成されている。半径方向凹部６８ａはその回転方向の両側の部分に対して半径方向内側に凹んでいる。第２窓部４２は、第２窓孔４４に比べて回転方向に短く、かつ、第２窓孔４４の回転方向Ｒ２側に寄っている。このため、第２窓部４２の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部５０は第２窓孔４４の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部６９に一致しているが、第２窓部４２の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部５０は第２窓孔４４の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６９との間に第３回転方向隙間３７を確保している。
【００３５】
フランジ８の外周縁には、ストップピン２２が軸方向に通過している切り欠き８ｃが形成されている。切り欠き８ｃは、各窓孔（４３，４４）の回転方向間に位置しており、その中をストップピン２２が回転方向に移動可能である。切り欠き８ｃは、第１窓孔４３が形成された部分の半径方向突起８３と、第２窓孔４４の外周側の半径方向突起８４とによって形成されている。つまり、各切り欠き８ｃは、フランジ８の外周縁８ｄと、各突起８３，８４の回転方向面８３ａ，８４ａとによって形成されている。ストップピン２２からみて、回転方向Ｒ１側の回転方向面（８３ａ，８４ａ）との間には第１回転方向隙間３５が確保され、回転方向Ｒ２側の回転方向面（８３ａ，８４ａ）との間には第２回転方向隙間３６が確保されている。以上より、ストップピン２２と突起８３，８４及び切り欠き８ｃによってクラッチディスク組立体１のストッパー機構８６が形成されていることになる。
【００３６】
突起８４は、第２窓孔４４に対応して形成されており、回転方向中心同士は一致している。しかし、突起８４は第２窓孔４４に比べて回転方向長さが短いため、回転方向面８４ａは回転方向支持部６９より回転方向内側に位置している。つまり、切り欠き８ｃは第２窓孔４４の外周側（の一部）まで延びており、ストップピン２２は第２窓孔４４の外周側にまで移動可能となっている。これを言い換えると、ストッパー機構８６（具体的にはストップピン２２）が第２窓孔４４と回転方向に干渉していない。その結果、ストッパー機構８６の捩り可能角度が従来より大きくなっている。
【００３７】
（４）弾性連結機構
弾性連結機構４は、入力回転部材２から出力回転部材３にトルクを伝達するとともに、捩り振動を吸収・減衰するための機構である。弾性連結機構４は複数の弾性部材（３０，３１）から構成されている。この実施形態では４つの弾性部材（３０，３１）が用いられている。各弾性部材（３０，３１）は第１窓孔４３，４４及び窓部４１，４２内に配置されている。弾性部材（３０，３１）は、第１窓孔４３及び第１窓部４１内に配置された第１弾性部材３０と、第２窓孔４４及び第２窓部４２内に配置された第２弾性部材３１との２種類から構成されている。
【００３８】
第１弾性部材３０は、回転方向に延びるコイルスプリングであって、回転方向両端が第１窓部４１の両回転方向支持部４７に支持されている。したがって、第１弾性部材３０は、第１窓孔４３内において回転方向Ｒ１側に寄って配置されている。より具体的には、第１弾性部材３０の回転方向Ｒ１側端は第１窓孔４３の回転方向支持部６５に当接又は近接しているが、第１弾性部材３０の回転方向Ｒ２側端は第１窓孔４３の回転方向支持部６５との間に第４回転方向隙間３８を確保している。
【００３９】
第２弾性部材３１は、回転方向に延びるコイルスプリングであって、第１弾性部材に比べて回転方向長さやコイル径が小さく、さらにばね定数が小さい（剛性が低い）。回転方向両端が第２窓部４２の両回転方向支持部５０に支持されている。したがって、第２弾性部材３１は、第２窓孔４４内において回転方向Ｒ２側に寄って配置されている。より具体的には、第２弾性部材３１の回転方向Ｒ２側端は第２窓孔４４の回転方向支持部５０に当接又は近接しているが、第２弾性部材３１の回転方向Ｒ１側端は第２窓孔４４の回転方向支持部６９との間に第３回転方向隙間３７を確保している。
【００４０】
（５）中間回転部材
中間回転部材１０は、入力回転部材２と出力回転部材３との間で相対回転可能に配置された部材であり、出力回転部材３に対して回転方向に係合するとともに、入力回転部材２との間に第２摩擦発生部７１（後述）を形成している。中間回転部材１０は、ブッシュ５１と、プレート５２とから構成されている。ブッシュ５１は、クラッチプレート１２の内周部とフランジ８との間に配置された環状の部材であり、例えば樹脂からなる。
【００４１】
図１２及び図１３に示すように、ブッシュ５１は、中心孔５１ｊが形成された円板状の部材であり、筒状のボス５１ａと、正方形状のフランジ５１ｂとから主に構成されている。フランジ５１ｂの各辺（外周縁）の回転方向中央部には、軸方向に延びる突出部５１ｃが各々形成されている。各突出部５１ｃは、回転方向に細長く延びる薄壁形状を有しており、さらにその先端には回転方向に並んだ複数の半円形状の突起部５１ｄが形成されている。各突出部５１ｃは、第１窓孔４３の半径方向凹部６４ａと第２窓孔４４の半径方向凹部６８ａ内をそれぞれ延びている。フランジ５１ｂの対角線に位置する２箇所には、突起５１ｅが形成されている。突起５１ｅは、第１窓孔４３の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６５の近傍に配置され、より具体的には、回転方向支持部６５の半径方向内側部分のさらに回転方向Ｒ１側に配置されている。各突起５１ｅの回転方向Ｒ２側面には小さな凸部５１ｆが形成されている。
【００４２】
ブッシュ５１の軸方向エンジン側の面５１ｋは、クラッチプレート１２の内周面側の側面に当接している。さらにブッシュ５１の最内周部の軸方向トランスミッション側の面５１ｌは、フランジ８の内周部８ａの軸方向エンジン側面に当接している。さらに、ブッシュ５１のボス５１ａは、クラッチプレート１２の内周面とボス７の外周面７ａとの間に挟まれ、プレート１２をボス７に対して半径方向に位置決めしている。
【００４３】
プレート５２は、フランジ８とリティーニングプレート１３との間に配置された部材であり、例えば板金製である。図１４及び図１５に示すように、プレート５２は、中心孔５２ｊが形成されさらに半径方向両側に延びる形状であり、中心部５２ａと、そこから半径方向両側に延びる部分５２ｂとから構成されている。プレート５２には、部分５２ｂに沿って延びる直線状側面５２ｅが形成されている。プレート５２の半径方向方向両側に延びる部分５２ｂには、第２窓孔４４に対応した一対の窓孔５２ｃが形成されている。窓孔５２ｃは第２窓孔４４と同一形状であり、窓孔５２ｃの回転方向支持部５２ｄは第２弾性部材３１の回転方向両端に当接又は近接している。また、直線状側面５２ｅ及び各窓孔５２ｃの内周側支持部には、回転方向に並んだ複数の半円形状の凹部５２ｆが形成されている。この凹部５２ｆには、ブッシュ５１の突起部５１ｄが係合しており、この結果両部材５１，５２は一体回転するようになっている。プレート５２の外周縁で窓孔５２ｃの回転方向Ｒ２側の部分には、突起部５２ｇが形成されている。突起部５２ｇの回転方向Ｒ２側の縁には、軸方向に延びている折り曲げ爪５２ｈが形成されている。折り曲げ爪５２ｈは、図１０に示すように、第１窓孔４３の回転方向凹部６５ａ内に収納され、回転方向支持部６５とともに第１弾性部材３０の回転方向Ｒ１側端面を支持している。この結果、爪５２ｈは、第１窓孔４３の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６５と第２弾性部材３１の回転方向Ｒ１側端との間に挟まれ、フランジ８に対して回転方向Ｒ２側に離れることはできるが、回転方向Ｒ１側には移動不能となっている。なお、折り曲げ爪５２ｈの先端には切り欠き５２ｉが形成され、そこにはブッシュ５１の凸部５１ｆが係合している。
【００４４】
以上に述べたように、ブッシュ５１とプレート５２は軸方向に当接するとともに回転方向にも係合しており、一体回転する１つの部材（中間回転部材１０）を構成している。なお、ブッシュ５１とプレート５２との軸方向距離はフランジ８の軸方向厚みより大きいため、フランジ８の軸方向両側面は両側の部材５１，５２から離れて配置されている。
【００４５】
このように、中間回転部材１０がブッシュ５１とプレート５２という２つの部材からなり、ブッシュ５１がプレート５２と係合する突出部５１ｃを有している。したがって、従来のサブピンを省略することができ、部品点数が少なくなることでコストを低くできる。
ブッシュ５１の突出部５１ｃは、各窓孔４３，４４の半径方向凹部６４ａ，６８ａ内を軸方向に延びている。突出部５１ｃと半径方向凹部６４ａ，６８ａの回転方向Ｒ２側の端面６４ｂ，６８ｂとの間には、図９に示すように、第５回転方向隙間３９が形成されている。
【００４６】
以上より中間回転部材１０とフランジ８の関係をまとめると、中間回転部材１０はフランジ８に対して、折り曲げ爪５２ｈが第１窓孔４３の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６５に当接しているため、回転方向Ｒ１側には相対回転不能である。しかし、中間回転部材１０はフランジ８に対して、回転方向Ｒ２側には突出部５１ｃが半径方向凹部６４ａ，６８ａの回転方向Ｒ２側の端面６４ｂ，６８ｂに当接するまで相対回転可能である。つまり、爪５２ｈは回転方向凹部６５ａから所定角度だけ回転方向Ｒ２側に離れて第６回転方向隙間４０を形成することができる。このように、中間回転部材１０は、フランジ８に対して、回転方向隙間３９，４０の捩り角度分だけ相対回転可能となっている。このように、中間回転部材１０は、出力回転部材３に対して捩じり特性の正側では一体回転するが、負側では所定角度範囲内で相対回転できるようになっている。
【００４７】
（６）摩擦発生機構
クラッチディスク組立体１は、弾性連結機構４に対して並列に機能するように配置された摩擦発生機構７９をさらに備えている。摩擦発生機構７９は、低ヒステリシストルクを発生するための第１摩擦発生部７０と、高ヒステリシストルクを発生するための第２摩擦発生部７１とを有している。
【００４８】
第１摩擦発生部７０は、弾性連結機構４が作用している全領域すなわち捩じり特性の正側及び負側両方でヒステリシストルクを発生するための機構である。第１摩擦発生部７０は、第１ブッシュ７２と、第１コーンスプリング７３とを有している。第１ブッシュ７２と第１コーンスプリング７３は、フランジ８の内周部８ａとリティーニングプレート１３の内周部との間に配置されている。第１ブッシュ７２は、ワッシャ状の部材であり、フランジ８の内周部８ａの軸方向トランスミッション側面に摺動可能に当接する摩擦面を有している。第１コーンスプリング７３は、第１ブッシュ７２とリティーニングプレート１３の内周部との軸方向間に配置され、軸方向に圧縮されている。
【００４９】
以上に述べた構造によって、第１摩擦発生部７０では、第１コーンスプリング７３の弾性力によって、クラッチプレート１２及びリティーニングプレート１３と一体回転する第１ブッシュ７２が、フランジ８に対して軸方向から押し付けられ、回転方向に摺動可能となっている。
第２摩擦発生部７１は、第２ブッシュ７６と、第２コーンスプリング７７とから構成されている。
【００５０】
第２ブッシュ７６と第２コーンスプリング７７は、プレート５２の中心部５２ａとリティーニングプレート１３の内周部との軸方向間、すなわち第１ブッシュ７２及び第１コーンスプリング７３の外周側に配置されている。第２ブッシュ７６は、プレート５２の中心部５２ａの軸方向トランスミッション側面に当接する摩擦面を有している。また、第２ブッシュ７６は、環状本体部分から軸方向に延びリティーニングプレート１３に形成された孔内に挿入された突起７６ａを有している。この係合によって第２ブッシュ７６はリティーニングプレート１３に対して軸方向には移動可能であるが相対回転は不能になっている。第２コーンスプリング７７は第２ブッシュ７６とリティーニングプレート１３の内周部との軸方向間に配置され、両者の間で軸方向に圧縮されている。第２ブッシュ７６の内周部には第１ブッシュ７２から延びる突起が回転方向に係合する凹部が形成されており、この係合により第１ブッシュ７２は第２ブッシュ７６及びリティーニングプレート１３と一体回転する。
【００５１】
以上に述べた構造によって、第２摩擦発生部７１では、第２コーンスプリング７７の弾性力によって、クラッチプレート１２及びリティーニングプレート１３と一体回転する第２ブッシュ７６が、中間回転部材１０に対して軸方向から押し付けられ、回転方向に摺動可能となっている。第２摩擦発生部７１で発生するヒステリシストルクは第１摩擦発生部７０で発生するヒステリシストルクよりかなり大きく、１０〜２０倍の範囲にある。
【００５２】
（７）回転方向隙間
各回転方向隙間３５〜４０の捩り角度の大きさの意味を関係について説明する。なお、以下に示す具体的な数値は単なる例示である。
第１回転方向隙間３５は、ダンパーディスク組立体１の捩り特性の正側の全捩り角度を意味している。θ１の具体的な数値は１６．５度であるが、その数値に限定されない。第２回転方向隙間３６は、ダンパーディスク組立体１の捩り特性の負側の全捩り角度を意味しており、その大きさをθ２で示す。θ２の具体的な数値は１３．０度であり、θ１より小さい。以上より、θ１とθ２の合計がクラッチディスク組立体１の全捩り角度を示す。
【００５３】
第３回転方向隙間３７は、捩り特性の正側において、第２弾性部材３１の圧縮が開始されるまで（第１弾性部材３０のみが圧縮されている領域）の捩り角度である。第２弾性部材３１が圧縮されている領域の捩り角度の大きさはθ２であり、第３回転方向隙間３７の捩り角度の大きさはθ１−θ２である。この実施形態では、θ１−θ２は３．５度である。この結果、捩り特性の正側は、第１弾性部材３０のみが圧縮される第１領域（０〜３．５度）と、第１領域より捩り角度の大きな領域であり第１弾性部材３０と第２弾性部材３１が並列に圧縮される第２領域（３．５〜１６．６度）とを含んでおり、捩り特性正側の多段化が実現されている
第４回転方向隙間３８は、捩り特性の負側において、第１弾性部材３０の圧縮が開始されるまで（第２弾性部材３１のみが圧縮されている領域）の捩り角度である。第１弾性部材３０が圧縮されている領域の捩り角度の大きさをθ３とすると、第４回転方向隙間３８の捩り角度の大きさはθ２−θ３である。この実施形態では、θ３が２度なので、θ２−θ３は１１度である。この結果、捩り特性の負側は、第２弾性部材３１のみが圧縮される第３領域（０〜１１度）と、第３領域より捩り角度の大きな領域であり第１弾性部材３０と第２弾性部材３１が並列に圧縮される第４領域（１１〜１３度）とを含んでおり、捩り特性負側の多段化が実現されている。
【００５４】
第５回転方向隙間３９及び第６回転方向隙間４０は、捩り特性の負側において所定範囲の捩り振動に対しては第２摩擦発生部７１において摩擦抵抗を発生させないための隙間である。第５回転方向隙間３９及び第６回転方向隙間４０の捩り角度はθ４で示す。この実施形態では、θ４は２度である。
（８）捩じり特性
次に、図１６及び図１７に示すダンパー機構の模式図及び図１８に示す捩じり特性線図を用いて、クラッチディスク組立体１の捩じり特性について説明する。なお、図１８に表れた具体的な数値は本発明の一実施例として開示するものであり、本発明を限定するものではない。
【００５５】
最初に、図１６の中立状態から入力回転部材２を固定しておきそれ対してハブ６を回転方向Ｒ２側に捩じっていく捩じり特性正側領域の動作（このとき入力回転部材２が出力回転部材３に対して回転方向Ｒ１側に捩じれることになる）を説明する。
捩じり角度の小さな領域では、２個の第１弾性部材３０が圧縮される。捩じり角度がθ１−θ２より大きくなると、第２窓孔４４の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６９が第２弾性部材３１の回転方向Ｒ１側端に当接する。これ以降は、２個の第１弾性部材３０が２個の第２弾性部材３１に並列に圧縮され、高剛性の特性が得られる。また、第１摩擦発生部７０及び第２摩擦発生部７１が作動し、高ヒステリシストルクの特性が得られる。第２摩擦発生部７１では、中間回転部材１０は、折り曲げ爪５２ｈが第１窓孔４３のＲ１側の回転方向支持部６５に押されることで、フランジ８と回転方向Ｒ２側に一体回転し、第２ブッシュ７６に対して摺動する。
【００５６】
この捩じり特性正側において微小捩じり振動がクラッチディスク組立体１に入力された場合に、中間回転部材１０の折り曲げ爪５２ｈは常に第１弾性部材３０によって第１窓孔４３の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６５に押し付けられている。したがって、中間回転部材１０はフランジ８に対して相対回転することができず、微少振動入力時であっても弾性部材３０，３１の弾性力は常に中間回転部材１０を介して第２摩擦発生部７１に作用している。つまり、入力回転部材２と出力回転部材３とが相対回転するときは、捩じり特性正側では常に第２摩擦発生部７１が作動し、高ヒステリシストルクを発生している。
【００５７】
次に、図１７の中立状態から入力回転部材２を固定しておき、それに対してハブ６を回転方向Ｒ１側に捩じっていく捩じり特性負側領域の動作（このとき入力回転部材２が出力回転部材３に対して回転方向Ｒ２に捩じれることになる）を説明する。
捩じり角度の小さな領域では、２個の第２弾性部材３１のみが圧縮され、正側に比べて低剛性の特性が得られる。また、第１摩擦発生部７０及び第２摩擦発生部７１が作動し、高ヒステリシストルクの特性が得られる。このとき第２摩擦発生部７１では、中間回転部材１０は、ブッシュ５１の突出部５１ｃが半径方向凹部６４ａ及び／又は６８ａの回転方向Ｒ２側端に押されることで、フランジ８と回転方向Ｒ１側に一体回転し、第２ブッシュ７６に対して摺動する。すなわち、折り曲げ爪５２ｈは凹部６５ａから回転方向Ｒ２側にθ４分離れている。
【００５８】
捩じり角度がθ２−θ３になると、第１窓孔４３の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部６５が第１弾性部材３０の回転方向Ｒ２側端に当接する。これ以降は、２個の第１弾性部材３０が２個の第２弾性部材３１に並列に圧縮される。この結果、高剛性・高ヒステリシストルクの捩じり特性が得られる。
以上に述べたように、第２弾性部材３１は、捩り特性正側において、捩り角度θ２の範囲のみ（正側全角度θ１より小さい範囲）で圧縮されるようになっており、正側で圧縮される角度が負側で圧縮される角度（負側全角度）と同じである。他の実施例としては、第２弾性部材３１が正側で圧縮される角度が負側で圧縮される角度（負側全角度）より小さくてもよい。このように、第２弾性部材３１が正側で圧縮される角度が負側で圧縮される角度（負側全角度）より大きくないことによって、第２弾性部材を低剛性でかつ低トルク容量のものにすることができる。この結果、第２弾性部材３１の形状を前述のように第１弾性部材３０より小さくすることができ、結果として第２弾性部材３１をストップピン２２の作動範囲より内側に配置することができる。
【００５９】
次に、図１８の捩じり特性線図を参照して、具体的にクラッチディスク組立体１に各種捩り振動が入力された時の捩り特性について説明する。
車両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、捩り特性は正負両側にわたって変動を繰り返す。この時、正負両側で発生する高ヒステリシストルクによって車両の前後振動は速やかに減衰される。
【００６０】
次に、例えばエンジンブレーキをかけた減速時においてエンジンの燃焼変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、中間回転部材１０は、第５回転方向隙間３９においてフランジ８に対して相対回転し、第２摩擦発生部７１において第２ブッシュ７６及びクラッチプレート１２に摺動しない。この結果、微小捩じり振動に対しては高ヒステリシストルクが発生しない。すなわち捩り特性線図において隙間角度θ４範囲内では第２弾性部材３１が作動するが、第２摩擦発生部７１では滑りが生じない。つまり、捩じり角度θ４の範囲では、負側のヒステリシストルクよりはるかに小さなヒステリシストルク（第１摩擦発生部７０によるヒステリシストルク）が得られる。このθ４内のヒステリシストルクは全体にわたるヒステリシストルクの１／１０程度であることが好ましい。このように、捩じり特性の負側において第２摩擦発生部７１を所定角度範囲内では作動させない回転方向隙間を設けたため、エンジンブレーキをかけた減速時の振動・騒音レベルを大幅に低くすることができる。
【００６１】
捩じり特性の正側において第２摩擦発生部７１を所定角度範囲内で作動させない回転方向隙間を設けなかったため、実用回転域に共振ピークが残ることが多いＦＦ車などの場合、共振回転数付近で音・振動性能が悪化しない。
このように、捩じり特性の正負両側のうち一方にのみ摩擦機構を所定角度範囲内で作動させない回転方向隙間を確保しているため、加速・減速の両方で音・振動性能が向上する。
【００６２】
以上に述べたように、本発明に係るダンパー機構では、捩じり特性の正側と負側とで捩じり剛性を異ならせるのみでなく、微小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捩じり特性の一方のみに設けることで、全体として好適な捩じり特性を実現している。
特に、本発明に係るダンパー機構では、中間回転部材１０を用いた簡単な構造によって、捩じり特性の一方側のみに微小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摩擦抑制機構を実現している。具体的には、中間回転部材１０は、ブッシュ５１の突出部５１ｃと折り曲げ爪５２ｈという回転方向に離れた２箇所によって、フランジ８に対して第５回転方向隙間３９及び第６回転方向隙間４０の範囲内で相対回転可能となっている。これにより中間回転部材１０は、入力回転部材２に対して摩擦摺動する摩擦部材として機能するとともに、所定の捩じり角度範囲では摩擦を発生させない摩擦抑制機構をも構成している。さらに、中間回転部材１０の折り曲げ爪５２ｈは、図１０に示すように、フランジ８の第１窓孔４３の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６５と第１弾性部材３０の回転方向Ｒ１側端との間に挟まれているため、捩じり特性正側では第１弾性部材３０によって常に第１窓孔４３の回転方向支持部６５に押し付けられており、フランジ８に対して回転方向Ｒ２側に移動することができない。つまり、捩じり特性の正側で微小捩じり振動が入力された場合でも、中間回転部材１０はフランジ８と一体回転する。それに対して、捩じり特性負側では第１弾性部材３０の回転方向Ｒ１側端は第１窓孔４３の回転方向支持部６５から回転方向Ｒ２側に離れているため、折り曲げ爪５２ｈは凹部６５ａから回転方向Ｒ２側に離れることができる。つまり、捩じり特性の負側で微小捩じり振動が入力された場合には、中間回転部材１０はフランジ８に対して捩じり角度θ４内で相対回転可能である。
【００６３】
２．第２実施形態
（１）全体の構成
図１９及び図２０に本発明の一実施形態としてのクラッチディスク組立体１０１の断面図を示し、図２１にその平面図を示す。クラッチディスク組立体１０１は、車両（特にＦＦ車）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行う機能である。ダンパー機能とは、フライホイール側から入力されるトルク変動等をばね等によって吸収・減衰する機能である。
【００６４】
図１９及び図２０においてＯ−Ｏがクラッチディスク組立体１０１の回転軸である。図１９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１９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２１の矢印Ｒ１側がクラッチディスク組立体１０１の駆動側（回転方向正側）であり、矢印Ｒ２側がその反対側（回転方向負側）である。なお、以下の説明で「回転（円周）方向」、「軸方向」及び「半径方向」とは、特に断らない限り、回転体としてのクラッチディスク組立体１０１の各方向をいうものとする。
【００６５】
クラッチディスク組立体１０１は、主に、入力回転部材１０２と、出力回転部材１０３と、両回転部材１０２，１０３間に配置された弾性連結機構１０４とから構成されている。また、各部材によって、トルクを伝達するとともに捩じり振動を減衰するためのダンパー機構が構成されていることになる。
（２）入力回転部材
入力回転部材１０２はフライホイール（図示せず）からトルクが入力される部材である。入力回転部材１０２は主にクラッチディスク１１１とクラッチプレート１１２とリティーニングプレート１１３とから構成されている。クラッチディスク１１１は、図示しないフライホイールに押し付けられて連結される部分である。クラッチディスク１１１は、クッショニングプレート１１５と、その軸方向両側にリベット１１８によって固定された一対の摩擦フェーシング１１６，１１７とからなる。
【００６６】
クラッチプレート１１２とリティーニングプレート１１３は、ともに板金製の円板状かつ環状の部材であり、互いに対して軸方向に対して所定の間隔を開けて配置されている。クラッチプレート１１２はエンジン側に配置され、リティーニングプレート１１３はトランスミッション側に配置されている。リティーニングプレート１１３の外周縁には、円周方向に所定の間隔で複数の（４つの）箇所に、ストップピン１２２が配置されている。ストップピン１２２は軸方向に延びる円柱形状の部材である。ストップピン１２２は、プレート１１２，１１３の軸方向間に挟まれた胴部１２２ａと、その両側から延びてプレート１１２，１１３の孔１５３内に配置された首部１２２ｂと、プレート１１２，１１３の軸方向外側面に当接する頭部１２２ｃとを有している。一方の頭部１２２ｃはかしめて形成されている。これにより、クラッチプレート１１２とリティーニングプレート１１３は一体回転するようになり、さらに軸方向の間隔が定められている。さらに、ストップピン１２２は、クッショニングプレート１１５の内周部をクラッチプレート１１２の外周部に固定している。なお、本発明に係るピン部材は、ストップピン１２２の構造や形状に限定されない。
【００６７】
クラッチプレート１１２及びリティーニングプレート１１３にはそれぞれ中心孔が形成されている。この中心孔内には後述のボス１０７が配置される。
クラッチプレート１１２及びリティーニングプレート１１３の各々には、円周方向に並んだ複数の窓部（１４１，１４２）が形成されている。各窓部（１４１，１４２）は同一形状であり、同一半径方向位置で円周方向に並んで複数（４つ）形成されている。各窓部（１４１，１４２）は概ね円周方向に長く延びている。
【００６８】
ここで、図２１及び図２２において上下方向に対向して配置された一対の窓部を第１窓部１４１といい、図２１及び図２２において左右方向に対向して配置された一対の窓部を第２窓部１４２ということにする。各窓部１４１，１４２は、軸方向に貫通した孔と、その孔の縁に沿って形成された支持部とからなる。
第１窓部１４１の支持部は、外周側支持部１４５と内周側支持部１４６と回転方向支持部１４７とから構成されている。平面視で、外周側支持部１４５は概ね円周方向に沿った形状に湾曲しており、内周側支持部１４６はほぼ直線状に延びている。また、回転方向支持部１４７は、概ね半径方向に直線状に延びており、窓部１４１，１４２の円周方向中心とクラッチディスク組立体１０１の中心Ｏとを通る直線に平行である。外周側支持部１４５及び内周側支持部１４６は他のプレート部分から軸方向に起こされた部分である。
【００６９】
第２窓部１４２の支持部は、外周側支持部１４８と内周側支持部１４９と回転方向支持部１５０とから構成されている。平面視で、外周側支持部１４８は概ね円周方向に沿った形状に湾曲しており、内周側支持部１４９はほぼ直線状に延びている。図２１に示すように、第１窓部１４１の回転方向中心同士を結ぶ直線をＣ１とし、それに垂直な直線をＣ２とすると、第２窓部１４２の回転方向中心同士を結ぶ直線Ｃ３は直線Ｃ２に対して回転方向Ｒ２側に所定角度だけずれている。すなわち、各第２窓部１４２は、回転方向Ｒ１側の第１窓部１４１により回転方向Ｒ２側の第１窓部１４１に近接している。第２窓部１４２は、第１窓部１４１に比べて、回転方向長さ及び半径方向幅も短くなっている。さらに、第２窓部１４２の内径は第１窓部１４１の内径と概ね同じであるが、第２窓部１４２の外径は第１窓部１４１の外径より小さい。
【００７０】
ストップピン１２２のプレート１１２，１１３における位置について説明する。ストップピン１２２は、プレート１１２，１１３の外周部に設けられており、各窓部１４１，１４２の回転方向間に配置されている。さらに、詳細には、ストップピン１２２は、窓部１４１，１４２の間でより第２窓部１４２側にずれて配置されている。ストップピン１２２は、第１窓部１４１の外周縁より半径方向内側であるが、第２窓部１４２の外周縁より半径方向外側に位置している。より詳細には、ストップピン１２２は、その半径方向最内側部分ですら、第２窓部１４２の外周縁より半径方向外側に位置している。
【００７１】
図２２に示すように、クラッチプレート１１２及びリティーニングプレート１１３において、第１窓部１４１の回転方向Ｒ２側にあるストップピン１２２の回転方向Ｒ１両側には、ピン取付孔１５４，１５５が設けられている。つまり、この箇所にはストップピン１２２が実際に取り付けられている孔１５３を含めて、合計３つの孔１５３〜１５５が回転方向に並んで形成されていることになる。ピン取付孔１５５とピン取付孔１５４との間の回転方向角度はθ１１であり、ピン取付孔１５５とピン取付孔１５３との間の回転方向角度はθ１２である。また、クラッチプレート１１２及びリティーニングプレート１１３において、第１窓部１４１の回転方向Ｒ１側にあるストップピン１２２の回転方向Ｒ２側には、ピン取付孔１５７が設けられている。つまり、この箇所にはストップピン１２２が実際に取り付けられている孔１５６を含めて、合計２つの孔１５６，１５７が回転方向に並んで形成されていることになる。ピン取付孔１５６とピン取付孔１５７との間の回転方向角度はθ１３である。
【００７２】
この実施形態では、θ１１〜θ１３の大きさは同一であり、９度である。
（３）出力回転部材
出力回転部材１０３は、入力回転部材１０２から弾性連結機構１０４を介してトルクが入力され、さらに図示しないトランスミッション入力シャフトにトルクを出力するための部材である。出力回転部材１０３は主にハブ１０６によって構成されている。ハブ１０６はボス１０７とフランジ１０８とからなる。
【００７３】
ボス１０７はクラッチプレート１１２及びリティーニングプレート１１３の中心孔内に配置された筒状の部材である。ボス１０７はその中心孔に挿入されたトランスミッション入力シャフト（図示せず）に対してスプライン係合している。フランジ１０８は、ボス１０７の外周に一体に形成され、外周側に延びる円板形状部分である。フランジ１０８は、クラッチプレート１１２とリティーニングプレート１１３との軸方向間に配置されている。フランジ１０８は、最内周側の環状の内周部１０８ａと、その外周側に設けられた外周部１０８ｂとからなる。
【００７４】
フランジ１０８の外周部１０８ｂには、窓部１４１，１４２に対応して窓孔（１４３，１４４）が形成されている。すなわち、同一半径方向位置で円周方向に並んだ複数の（４つの）窓孔（１４３，１４４）が形成されている。ここで、図２１及び図２３において上下方向に対向して配置された一対の窓部を第１窓孔１４３といい、図２１及び図２３において左右方向に対向して配置された一対の窓部を第２窓孔１４４ということにする。各窓孔１４３は、軸方向に打ち抜かれた孔であり、円周方向に長く延びている。各窓孔１４３は外周側支持部１６３と内周側支持部１６４と回転方向支持部１６５とを有する。平面視で、外周側支持部１６３及び内周側支持部１６４は円周方向に沿った湾曲形状である。また、回転方向支持部１６５は概ね半径方向に直線状に延びており、より詳細には、回転方向支持部１６５は、窓孔１４３の回転方向中心とクラッチディスク組立体１の中心Ｏとを結ぶ直線に対して平行である。ただし、回転方向Ｒ１側の回転方向支持部１６５には、内周側に回転方向凹部１６５ａが形成されている。回転方向凹部１６５ａは、その外周側の部分に対して回転方向Ｒ１側にわずかに凹んでいる。内周側支持部１６４の回転方向中間には、半径方向凹部１６４ａが形成されている。半径方向凹部１６４ａはその回転方向の両側の部分に対して半径方向内側に凹んでいる。
【００７５】
第１窓部１４１は、第１窓孔１４３に比べて回転方向に短くなっている。このため、第１窓部１４１の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部１４７は第１窓孔１４３の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部１６５との間に回転方向隙間１３９（θ１５）を確保している。また、第１窓部１４１の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部１４７は第１窓孔１４３の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部１６５との間に第４回転方向隙間１３８（θ６）を確保している。
【００７６】
第２窓孔１４４は、軸方向に打ち抜かれた孔であり、円周方向に長く延びている。各窓孔１４４は外周側支持部１６７と内周側支持部１６８と回転方向支持部１６９とを有する。平面視で、外周側支持部１６７及び内周側支持部１６８は円周方向に沿った湾曲形状である。また、回転方向支持部１６９は概ね半径方向に直線状に延びており、より詳細には、回転方向支持部１６９は、第２窓孔１４４の回転方向中心とクラッチディスク組立体１の中心Ｏとを結ぶ直線に対して平行である。第２窓部１４２は、第２窓孔１４４に比べて回転方向に短い。このため、図２７に示すように、第２窓部１４２の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部１５０は第２窓孔１４４の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部１６９との間に回転方向隙間１４０（θ１６）を確保している。第２窓部１４２の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部１５０は第２窓孔１４４の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部１６９との間に所定角度の第３回転方向隙間１３７（θ５）を確保している。
【００７７】
フランジ１０８の外周縁には、ストップピン１２２が軸方向に通過している切り欠き１０８ｃが形成されている。切り欠き１０８ｃは、各窓孔（１４３，１４４）の回転方向間に位置しており、その中をストップピン１２２が回転方向に移動可能である。切り欠き１０８ｃは、第１窓孔１４３が形成された部分の半径方向突起１８３と、第２窓孔１４４の外周側の半径方向突起１８４とによって形成されている。つまり、各切り欠き１０８ｃは、フランジ１０８の外周縁１０８ｄと、各突起１８３，１８４の回転方向面１８３ａ，１８４ａとによって形成されている。ストップピン１２２からみて、回転方向Ｒ１側の回転方向面１８４ａとの間には第１回転方向隙間１３５（θ１）が確保され、回転方向Ｒ２側の回転方向面１８３ａとの間には第２回転方向隙間１３６（θ２）が確保されている。以上より、ストップピン１２２と突起１８３，１８４及び切り欠き１０８ｃによってクラッチディスク組立体１０１の捩り角ストッパー１８６が形成されていることになる。
【００７８】
なお、クラッチプレート１１２及びリティーニングプレート１１３のピン取付孔１５３〜１５７は、切り欠き１０８ｃの円周方向範囲内に配置されている。言い換えると、切り欠き１０８ｃは、複数のピン取付孔１５３〜１５７の円周方向外側端より円周方向に大きい両端を有している。この結果、いずれのピン取付孔にストップピン１２２を取り付けても捩り角ストッパー１８６が実現される。
【００７９】
突起１８４は、第２窓孔１４４に対応して形成されており、回転方向中心同士は一致している。なお、突起１８４は第２窓孔１４４に比べて回転方向長さが短くすることができ、その場合は回転方向面１８４ａは回転方向支持部１６９より回転方向内側に位置する。つまり、切り欠き１０８ｃは第２窓孔１４４の外周側（の一部）まで延びており、ストップピン１２２は第２窓孔１４４の外周側にまで移動可能となる。これを言い換えると、捩り角ストッパー１８６（具体的にはストップピン１２２）が第２窓孔１４４と回転方向に干渉していない。その結果、捩り角ストッパー１８６の捩り可能角度が従来より大きくなる。
【００８０】
（４）弾性連結機構
弾性連結機構１０４は、入力回転部材１０２から出力回転部材１０３にトルクを伝達するとともに、捩り振動を吸収・減衰するための機構である。弾性連結機構１０４は複数の弾性部材（１３０，１３１）から構成されている。この実施形態では４つの弾性部材（１３０，１３１）が用いられている。各弾性部材（１３０，１３１）は第１窓孔１４３，１４４及び窓部１４１，１４２内に配置されている。弾性部材（１３０，１３１）は、第１窓孔１４３及び第１窓部１４１内に配置された第１弾性部材１３０と、第２窓孔１４４及び第２窓部１４２内に配置された第２弾性部材１３１との２種類から構成されている。
【００８１】
第１弾性部材１３０は、回転方向に延びるコイルスプリングであって、回転方向両端が第１窓部１４１の両回転方向支持部１４７に支持されている。したがって、第１弾性部材１３０の回転方向Ｒ１側端は第１窓孔１４３の回転方向支持部１６５との間に回転方向隙間１３９（θ１５）を確保しており、第１弾性部材１３０の回転方向Ｒ２側端は第１窓孔１４３の回転方向支持部１６５との間に第４回転方向隙間１３８（θ６）を確保している。
【００８２】
第２弾性部材１３１は、回転方向に延びるコイルスプリングであって、第１弾性部材１３０に比べて回転方向長さやコイル径が小さく、さらにばね定数が小さい（剛性が低い）。第２弾性部材１３１は回転方向両端が第２窓部１４２の両回転方向支持部１５０に支持されている。したがって、第２弾性部材１３１の回転方向Ｒ２側端は第２窓孔１４４の回転方向支持部１５０との間に回転方向隙間１４０（θ１６）を確保しており、第２弾性部材１３１の回転方向Ｒ１側端は第２窓孔１４４の回転方向支持部１６９との間に第３回転方向隙間１３７（θ５）を確保している。
【００８３】
（５）中間回転部材
中間回転部材１１０は、入力回転部材１０２と出力回転部材１０３との間で相対回転可能に配置された部材であり、出力回転部材１０３に対して回転方向に係合するとともに、入力回転部材１０２との間に第２摩擦発生部１７１（後述）を形成している。中間回転部材１１０は、ブッシュ１５１と、プレート１５２とから構成されている。
【００８４】
ブッシュ１５１は、クラッチプレート１１２の内周部とフランジ１０８との間に配置された環状の部材であり、例えば樹脂からなる。ブッシュ１５１は、軸方向トランスミッション側に延び、第１窓孔１４３の半径方向凹部１６４ａ内を軸方向に延びる突出部１５１ａを有している。図２８に示すように、突出部１５１ａの回転方向長さ（角度）は半径方向凹部１６４ａの回転方向長さ（角度）より小さくなっており、そのため突出部１５１ａは半径方向凹部１６４ａ内を回転方向に移動可能となっている。図２８に示す中立状態では、突出部１５１ａの回転方向Ｒ１側端と半径方向凹部１６４ａの回転方向Ｒ１側の壁部との間には回転方向隙間１８２（θ１５）が確保され、突出部１５１ａの回転方向Ｒ２側端と半径方向凹部１６４ａの回転方向Ｒ２側の壁部との間には回転方向隙間１８１（θ１６）が確保されている。このように、フランジ１０８と中間回転部材１１０は所定角度範囲内で相対回転可能となっており、さらに突出部１５１ａと凹部１６４ａによって第１ダンパー機構１５９（後述）の捩り角ストッパーが実現されている。
【００８５】
プレート１５２は、フランジ１０８とリティーニングプレート１１３との間に配置された部材であり、例えば板金製である。プレート１５２にはブッシュ１５１の突出部１５１ａが係合しており、この結果両部材１５１，１５２は一体回転するようになっている。プレート１５２の外周縁には、半径方向外側に延びる突出部１５２ａが形成されている。突出部１５２ａの回転方向Ｒ２側の縁には、軸方向エンジン側に延びる折り曲げ爪１５２ｂが形成されている。折り曲げ爪１５２ｂは、第１窓孔１４３の回転方向凹部１６５ａから回転方向Ｒ２側にθ１５離れており、第１弾性部材１３０の回転方向Ｒ１側端面に当接又は近接している。したがって、折り曲げ爪１５２ｂはハブ１０６に対して回転方向Ｒ１側にθ１５移動すると、凹部１６５ａ内に収納され、回転方向支持部１６５とともに第１弾性部材１３０の回転方向Ｒ１側端面を支持する。この状態で、爪１５２ｂは、第１窓孔１４３の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部１６５と第２弾性部材１３１の回転方向Ｒ１側端との間に挟まれ、フランジ１０８に対して回転方向Ｒ２側に離れることはできるが、回転方向Ｒ１側には移動不能となる。
【００８６】
突出部１５２ａの回転方向Ｒ１側縁１５２ｃは、図２７に示すように、第２弾性部材１３１の回転方向Ｒ２側端に近接して配置されており、回転方向隙間１３３（θ４）を確保している。
以上に述べたように、ブッシュ１５１とプレート１５２は軸方向に当接するとともに回転方向にも係合しており、一体回転する１つの部材（中間回転部材１１０）を構成している。なお、ブッシュ１５１とプレート１５２との軸方向距離はフランジ１０８の軸方向厚みより大きいため、フランジ１０８の軸方向両側面は両側の部材１５１，１５２から離れて配置されている。
【００８７】
このように、中間回転部材１１０がブッシュ１５１とプレート１５２という２つの部材からなり、ブッシュ１５１がプレート１５２と係合する突出部１５１ａを有している。したがって、従来のサブピンを省略することができ、部品点数が少なくなることでコストを低くできる。
（６）摩擦発生機構
クラッチディスク組立体１０１は、弾性連結機構１０４に対して並列に機能するように配置された摩擦発生機構１７９をさらに備えている。摩擦発生機構１７９は、低ヒステリシストルクを発生するための第１摩擦発生部１７０と、高ヒステリシストルクを発生するための第２摩擦発生部１７１とを有している。
【００８８】
第１摩擦発生部１７０は、弾性連結機構１０４が作用している全領域すなわち捩じり特性の正側及び負側両方でヒステリシストルクを発生するための機構である。第１摩擦発生部１７０は、第１ブッシュ１７２と、第１コーンスプリング１７３とを有している。第１ブッシュ１７２と第１コーンスプリング１７３は、フランジ１０８の内周部１０８ａとリティーニングプレート１１３の内周部との間に配置されている。第１ブッシュ１７２は、ワッシャ状の部材であり、フランジ１０８の内周部１０８ａの軸方向トランスミッション側面に摺動可能に当接する摩擦面を有している。第１コーンスプリング１７３は、第１ブッシュ１７２とリティーニングプレート１１３の内周部との軸方向間に配置され、軸方向に圧縮されている。
【００８９】
以上に述べた構造によって、第１摩擦発生部１７０では、第１コーンスプリング１７３の弾性力によって、クラッチプレート１１２及びリティーニングプレート１１３と一体回転する第１ブッシュ１７２が、フランジ１０８に対して軸方向から押し付けられ、回転方向に摺動可能となっている。
第２摩擦発生部１７１は、第２ブッシュ１７６と、第２コーンスプリング１７７とから構成されている。
【００９０】
第２ブッシュ１７６と第２コーンスプリング１７７は、プレート１５２の中心部とリティーニングプレート１１３の内周部との軸方向間、すなわち第１ブッシュ１７２及び第１コーンスプリング１７３の外周側に配置されている。第２ブッシュ１７６は、プレート１５２の中心部の軸方向トランスミッション側面に当接する摩擦面を有している。また、第２ブッシュ１７６は、環状本体部分から軸方向に延びリティーニングプレート１１３に形成された孔内に挿入された突起を有している。この係合によって第２ブッシュ１７６はリティーニングプレート１１３に対して軸方向には移動可能であるが相対回転は不能になっている。第２コーンスプリング１７７は第２ブッシュ１７６とリティーニングプレート１１３の内周部との軸方向間に配置され、両者の間で軸方向に圧縮されている。第２ブッシュ１７６の内周部には第１ブッシュ１７２から延びる突起が回転方向に係合する凹部が形成されており、この係合により第１ブッシュ１７２は第２ブッシュ１７６及びリティーニングプレート１１３と一体回転する。
【００９１】
以上に述べた構造によって、第２摩擦発生部１７１では、第２コーンスプリング１７７の弾性力によって、リティーニングプレート１１３と一体回転する第２ブッシュ１７６及びクラッチプレート１１２が、中間回転部材１１０に対して軸方向から押し付けられ、回転方向に摺動可能となっている。第２摩擦発生部１７１で発生するヒステリシストルクは第１摩擦発生部１７０で発生するヒステリシストルクよりかなり大きく、１０〜２０倍の範囲にある。
【００９２】
（７）第１ダンパー機構
第１ダンパー機構１５９について説明する。第１ダンパー機構１５９は、中間回転部材１１０とハブ１０６とを回転方向に弾性的に連結するための機構であり、捩り特性のゼロ角度付近で低剛性の特性を実現することでアイドリング時の微少捩り振動を吸収・減衰することを目的としている。つまり、前述の弾性連結機構１０４は車両の通常走行時における捩り振動を吸収・減衰するための第２ダンパー機構１６０であるといえる。
【００９３】
第１ダンパー機構１５９は、主に、小コイルスプリング１６１と板ばね１６２とから構成されている。小コイルスプリング１６１は、中間回転部材１１０とハブ１０６との間でトルクを伝達するとともに両部材が相対回転するとその間で回転方向に圧縮され所望の剛性を発生させるための部材である。板ばね１６２は、中間回転部材１１０とハブ１０６とが相対回転すると摩擦抵抗を発生させるための部材である。
【００９４】
小コイルスプリング１６１は、第２弾性部材１３１の半径方向内側に配置されている。さらに、小コイルスプリング１６１は、コイル径及び自由長が第２弾性部材１３１より大幅に短く、回転方向中心位置がほぼ一致している。したがって、小コイルスプリング１６１の回転方向両端は、第２弾性部材１３１の回転方向内側に位置している。小コイルスプリング１６１は、図２４に示すように、フランジ８の内周部８ａの窓孔８ｅに収容されている。すなわち、小コイルスプリング１６１の回転方向両端は、窓孔８ｅの円周方向両端に支持されている。さらに、ブッシュ１５１及びプレート１５２には、それぞればね支持部１５１ｅ，１５２ｅが設けられている。ばね支持部１５１ｅ，１５２ｅは各部材の軸方向内側面において軸方向外側に凹んだ凹部であり、小コイルスプリング１６１の軸方向外側と回転方向両側を支持している。すわなち、小コイルスプリング１６１の回転方向両端は、ばね支持部１５１ｅ，１５２ｅの回転方向両端に支持されている。なお、窓孔８ｅは第２窓孔１４４から連続していてもよいし、不連続でもよい。
【００９５】
板ばね１６２は、ブッシュ１５１の突出部１５１ａの軸方向トランスミッション側（プレート１５２側）に形成された溝１５１ｆ内に配置されている。溝１５１ｆは、図２８に示すように、回転方向に弧状に延びており、両端が回転方向に開口している。板ばね１６２は、溝１５１ｆとほぼ同等の軸方向高さを有しており、溝１５１ｆに沿って回転方向に弧状に延びている。板ばね１６２は溝１５１ｆ内で半径方向に圧縮されており、回転方向両端は溝１５１ｆの外周側壁に押しつけられ、回転方向中間部は溝１５１ｆの内周側壁に押しつけられている。さらに、板ばね１６２の回転方向長さ（角度）は溝１５１ｆの回転方向長さ（角度）より大きく、その結果板ばね１６２の両端又は片側端は溝１５１ｆつまり突出部１５１ａから回転方向に飛び出している。板ばね１６２の回転方向角度は半径方向凹部１６４ａの回転方向角度より小さく、回転方向隙間１５８を確保している。回転方向隙間１５８の捩り角度はθ１７であり、この実施形態ではθ１７の大きさは４度である。
【００９６】
（８）回転方向隙間
各回転方向隙間１３５〜１３７等の捩り角度の大きさの意味を関係について説明する。なお、以下に示す具体的な数値は単なる例示である。
第１回転方向隙間１３５は、クラッチディスク組立体１０１の捩り特性の正側の全捩り角度を意味しており、その大きさをθ１で表す。この実施形態では、θ１の具体的な数値は２３度であるが、その数値に限定されない。
【００９７】
第２回転方向隙間１３６は、クラッチディスク組立体１０１の捩り特性の負側の全捩り角度を意味しており、その大きさをθ２で示す。この実施形態では、θ２の具体的な数値は１３度であり、θ１より小さい。以上より、θ１とθ２の合計がクラッチディスク組立体１０１の全捩り角度を示す。
第３回転方向隙間１３７は、捩り特性の正側において、第２弾性部材１３１の圧縮が開始されるまでの捩り角度を意味しており、その捩り角度をθ５で表している。この実施形態では、θ５の具体的な数値は７度である。第２弾性部材１３１が圧縮されている領域の捩り角度の大きさはθ２であり、θ５はθ１−θ２である。この結果、捩り特性の正側２段目は、第１弾性部材１３０のみが圧縮される第１領域（７〜１２度）と、第１領域より捩り角度の大きな領域であり第１弾性部材１３０と第２弾性部材１３１が並列に圧縮される第２領域（１２〜２３度）とを含んでおり、捩り特性正側２段目の多段化が実現されている。
【００９８】
第４回転方向隙間１３８は、捩り特性の負側において、第１弾性部材１３０の圧縮が開始されるまでの捩り角度である。第４回転方向隙間１３８の捩り角度をθ６で表しており、θ６の具体的な数値は９度である。第１弾性部材１３０が圧縮されている領域の捩り角度の大きさをθ３とすると、θ６はθ２−θ３である。この結果、捩り特性の負側２段目は、第２弾性部材１３１のみが圧縮される第３領域（２〜１１度）と、第３領域より捩り角度の大きな領域であり第１弾性部材１３０と第２弾性部材１３１が並列に圧縮される第４領域（１１〜１３度）とを含んでおり、捩り特性負側２段目の多段化が実現されている。
【００９９】
第１窓孔１４３の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部１６５と第１弾性部材１３０の回転方向Ｒ１側端との間には回転方向隙間１３９が確保されている。また、フランジ１０８の半径方向凹部１６４ａの回転方向Ｒ１側端とブッシュ１５１の突出部１５１ａの回転方向Ｒ１側端との間には回転方向隙間１８２が確保されている。回転方向隙間１３９と回転方向隙間１８２の捩り角度はともにθ１５であり、この実施形態ではθ１５は７度である。第１窓孔１４３の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部１６５と第１弾性部材１３０の回転方向Ｒ２側端との間には回転方向隙間１４０が確保されている。また、フランジ１０８の半径方向凹部１６４ａの回転方向Ｒ２側端とブッシュ１５１の突出部１５１ａの回転方向Ｒ２側端との間には回転方向隙間１８１が確保されている。回転方向隙間１４０と回転方向隙間１８１の捩り角度はともにθ１６であり、この実施形態ではθ１６は２度である。
【０１００】
以上より、第１ダンパー機構１５９の作動角度範囲は、図２９に示すように、捩り角度０度から正側にθ１５までで、負側にθ１６までの領域になる。そして、第１ダンパー機構１５９の作動角度範囲内では、主に、小コイルスプリング１６１によって剛性が得られ、さらに板ばね１６２がブッシュ１５１の溝１５１ｆに摺動することで小ヒステリシストルクが得られる。
回転方向隙間１３３は、捩り特性の負側２段目において、第２弾性部材１３１のトルクが第２摩擦発生部１７１に作用するのを所定角度だけ防止するための回転方向隙間である。回転方向隙間１３３の捩り角度はθ４であり、この実施形態ではθ４は１度である。
【０１０１】
（９）捩じり特性
次に、図２９及び図３０に示す模式図と図３１に示す捩じり特性線図を用いて、クラッチディスク組立体１０１の捩じり特性について説明する。なお、図３１に表れた具体的な数値は本発明の一実施例として開示するものであり、本発明を限定するものではない。
最初に、図２９を用いて、中立状態から入力回転部材１０２を固定しておきそれ対してハブ１０６を回転方向Ｒ２側に捩じっていく捩じり特性正側領域の動作（このとき入力回転部材１０２が出力回転部材１０３に対して回転方向Ｒ１側に捩じれることになる）を説明する。
【０１０２】
捩り角度の最も小さな領域では第１ダンパー機構１５９のみが作動する。具体的には、小コイルスプリング１６１がブッシュ１５１及びプレート１５２とフランジ１０８との間で回転方向に圧縮される。このときに、板ばね１６２は半径方向凹部１６４ａの回転方向壁に押されて突出部１５１ａの溝１５１ｆの壁に摺動する。凹部１６４ａの回転方向Ｒ１側端が突出部１５１ａの回転方向Ｒ１側端に当接すると、それにより第１ダンパー機構１５９の動作は停止する。また、この捩り角度がθ１７の時点で、第１窓孔１４３の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部１６５は第１弾性部材１３０の回転方向Ｒ１側の端部に当接し、さらに凹部１６５ａはプレート１５２の折り曲げ爪１５２ｂに当接する。以後は、折り曲げ爪１５２ｂは第１弾性部材１３０の回転方向Ｒ１側端によって凹部１６５ａに押しつけられている。
【０１０３】
さらに捩り角度が大きくなると、第２ダンパー機構１６０のみが作動する。捩じり角度の小さな領域では、２個の第１弾性部材１３０が圧縮される。捩じり角度の絶対値がθ５より大きくなると、第２窓孔１４４の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部１６９が第２弾性部材１３１の回転方向Ｒ１側端に当接する。これ以降は、２個の第１弾性部材１３０が２個の第２弾性部材１３１に並列に圧縮され、高剛性の特性が得られる。また、第１摩擦発生部１７０及び第２摩擦発生部１７１が作動し、高ヒステリシストルクの特性が得られる。第２摩擦発生部１７１では、中間回転部材１１０は、折り曲げ爪１５２ｂが第１窓孔１４３のＲ１側の回転方向支持部１６５に押されることで、フランジ１０８と回転方向Ｒ２側に一体回転し、クラッチプレート１１２及び第２ブッシュ１７６に対して摺動する。
【０１０４】
この捩じり特性正側において微小捩じり振動がクラッチディスク組立体１０１に入力された場合に、中間回転部材１１０の折り曲げ爪１５２ｂは常に第１弾性部材１３０によって第１窓孔１４３の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部１６５に押し付けられている。したがって、中間回転部材１１０はフランジ１０８に対して相対回転することができず、微少捩り振動入力時であっても弾性部材１３０，１３１の弾性力は常に中間回転部材１１０を介して第２摩擦発生部１７１に作用している。つまり、入力回転部材１０２と出力回転部材１０３とが相対回転するときは、捩じり特性正側では常に第２摩擦発生部１７１が作動し、高ヒステリシストルクを発生している。
【０１０５】
次に、図３０を用いて、中立状態から入力回転部材１０２を固定しておき、それに対してハブ１０６を回転方向Ｒ１側に捩じっていく捩じり特性負側領域の動作（このとき入力回転部材１０２が出力回転部材１０３に対して回転方向Ｒ２側に捩じれることになる）を説明する。
捩り角度の最も小さな領域では第１ダンパー機構１５９のみが作動する。具体的には、小コイルスプリング１６１がブッシュ１５１及びプレート１５２とフランジ１０８との間で回転方向に圧縮される。このときに、板ばね１６２は半径方向凹部１６４ａの回転方向壁に押されて突出部１５１ａの溝１５１ｆの壁に摺動する。凹部１６４ａの回転方向Ｒ２側端が突出部１５１ａの回転方向Ｒ２側端に当接すると、それにより第１ダンパー機構１５９の動作は停止する。また、この捩り角度がθ１６の時点で、第２窓孔１４４の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部１６９は第２弾性部材１３１の回転方向Ｒ２側の端部に当接する。
【０１０６】
さらに捩り角度が大きくなると、第２ダンパー機構１６０のみが作動する。捩じり角度の小さな領域では、２個の第２弾性部材１３１のみが圧縮され、正側に比べて低剛性の特性が得られる。また、第１摩擦発生部１７０及び第２摩擦発生部１７１が作動し、高ヒステリシストルクの特性が得られる。このとき第２摩擦発生部１７１では、中間回転部材１１０は、ブッシュ１５１の突出部１５１ａが半径方向凹部１６４ａの回転方向Ｒ２側端に押されることで、フランジ１０８と回転方向Ｒ１側に一体回転し、第２ブッシュ１７６に対して摺動する。このように中間回転部材１１０がハブ１０６と一体回転するため、第２弾性部材１３１の回転方向Ｒ２側端とプレート１５２の縁１５２ｃとの間には回転方向隙間１３３の捩り角度θ４が確保されている。
【０１０７】
捩じり角度の絶対値がθ６になると、第１窓孔１４３の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部１６５が第１弾性部材１３０の回転方向Ｒ２側端に当接する。これ以降は、２個の第１弾性部材１３０が２個の第２弾性部材１３１に並列に圧縮される。この結果、高剛性・高ヒステリシストルクの捩じり特性が得られる。
以上に述べたように、第２弾性部材１３１は、捩り特性正側において、捩り角度θ２の範囲のみ（正側全角度θ１より小さい範囲）で圧縮されるようになっており、正側で圧縮される角度が負側で圧縮される角度（負側全角度）と同じである。他の実施例としては、第２弾性部材１３１が正側で圧縮される角度が負側で圧縮される角度（負側全角度）より小さくてもよい。このように、第２弾性部材１３１が正側で圧縮される角度が負側で圧縮される角度（負側全角度）より大きくないことによって、第２弾性部材を低剛性でかつ低トルク容量のものにすることができる。この結果、第２弾性部材１３１の形状を前述のように第１弾性部材１３０より小さくすることができ、結果として第２弾性部材１３１をストップピン１２２の作動範囲より内側に配置することができる。
【０１０８】
次に、図３１の捩じり特性線図を参照して、具体的にクラッチディスク組立体１に各種捩り振動が入力された時の捩り特性について説明する。
車両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、捩り特性は正負両側にわたって変動を繰り返す。この時、正負両側で発生する高ヒステリシストルクによって車両の前後振動は速やかに減衰される。
【０１０９】
次に、例えばエンジンブレーキをかけた減速時においてエンジンの燃焼変動に起因する微小捩り振動がクラッチディスク組立体１０１に入力されたとする。このとき、捩り角度θ４内の微少捩り振動に対しては、第２弾性部材１３１の荷重はプレート１５２すなわち中間回転部材１１０に作用せず、その結果中間回転部材１１０は２摩擦発生部１７１においてプレート１１２，１１３に対して相対回転せず、クラッチプレート１１２及び第２ブッシュ１７６に摺動しない。
【０１１０】
つまり、捩じり角度θ４の範囲では、負側のヒステリシストルクよりはるかに小さなヒステリシストルク（第１摩擦発生部１７０によるヒステリシストルク）が得られる。この捩り角度θ４内のヒステリシストルクは全体にわたるヒステリシストルクの１／１０程度であることが好ましい。このように、捩じり特性の負側において第２摩擦発生部１７１を所定角度範囲内では作動させない回転方向隙間を設けたため、エンジンブレーキをかけた減速時の振動・騒音レベルを大幅に低くすることができる。
【０１１１】
捩じり特性の正側において第２摩擦発生部１７１を所定角度範囲内で作動させない回転方向隙間を設けなかったため、実用回転域に共振ピークが残ることが多いＦＦ車などの場合、共振回転数付近で音・振動性能が悪化しない。
このように、捩じり特性の正負両側のうち一方にのみ摩擦機構を所定角度範囲内で作動させない回転方向隙間を確保しているため、加速・減速の両方で音・振動性能が向上する。
【０１１２】
以上に述べたように、本発明に係るダンパー機構では、捩じり特性の正側と負側とで捩じり剛性を異ならせるのみでなく、微小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捩じり特性の一方のみに設けることで、全体として好適な捩じり特性を実現している。
さらに、アイドリング時の微少捩り振動がクラッチディスク組立体１０１に入力されたとする。この場合は第１ダンパー機構１５９のみが作動し、低剛性・低ヒスの特性を発揮する。このため、捩り振動が吸収・減衰され、アイドリング時の異音が減衰される。特に、捩り特性１段目領域内であっても捩り角度がθ１７以内の微少捩り振動に対しては、摩擦発生機構である板ばね１６２は作動せず、したがってヒステリシストルクはさらに小さくなる。この結果アイドリング時の微少捩り振動において、θ１７の範囲では超低ヒス又は無ヒスの状態を得て、その両側では若干大きい中間のヒスを得ることができる。
【０１１３】
第１ダンパー機構１５９においては、板ばね１６２をブッシュ１５１の溝１５１ｆに配置することで摩擦抵抗発生機構を実現しているため、以下の利点がある。
▲１▼板ばね単体によって摩擦発生機構を構成しているため、部品点数が少なくなり、構造が簡単になる。
【０１１４】
▲２▼板ばねを用いて、さらに部材の溝内に配置しているため、省スペースの構造となっている。
▲３▼板ばね単体によって荷重及び摩擦係数が決定されるため、摩擦の設定が容易である。
▲４▼板ばねは半径方向に荷重を発生させているため、軸方向に荷重を発生させている従来例に比べて、構造が簡単になる。
【０１１５】
▲５▼板ばねの回転方向長さを変更するだけで、１段目領域内の超低ヒス発生領域の大きさを変更できる。
▲６▼アイドル時において、例えば、パワーステアリングやライト点灯などでエンジンに負荷がかかり、そのため回転変動が増大した場合に、従来であれば２段目スプリングをさせて異音を発生させてしまうところ、この実施形態では板ばねの摺動ヒステリシストルクを発生させることで、異音の発生を防止できる。
【０１１６】
（９）他の実施形態
本発明が適用されるクラッチディスク組立体の構造は前記実施形態に限定されない。例えば、ハブのボスとフランジが分離してダンパー機構によって連結された構造にも本発明を適用できる。
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、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等である。
【０１１７】
【発明の効果】
本発明に係るダンパーディスク組立体では、捩じり特性の正側（加速側）で第１弾性部材が圧縮されて高剛性の特性が得られ、捩じり特性の負側（減速側）で第２弾性部材が圧縮されて低剛性の特性が得られる。この結果、捩じり特性の正側では共振点通過時の回転速度変動を抑えることができ、捩じり特性の負側では全体にわたって良好な減衰率が得られる。
【０１１８】
特に、捩り角ストッパーは第２弾性部材より半径方向外側に配置されており、ピン部材は第２弾性部材の外周側に移動可能である。言い換えると、捩り角ストッパーは第１弾性部材と第２弾性部材の回転方向間に配置されておらず、ダンパーの広捩り角化が容易である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態に係るクラッチディスク組立体の縦断面図であり、図３のＩ−Ｉ断面図。
【図２】本発明の第１一実施形態に係るクラッチディスク組立体の縦断面図であり、図３のＯ−Ｉ断面図。
【図３】クラッチディスク組立体の平面図（第１実施形態）。
【図４】図１の部分拡大図であり、摩擦発生機構の縦断面図（第１実施形態）。
【図５】図１の部分拡大図であり、摩擦発生機構の縦断面図（第１実施形態）。
【図６】図２の部分拡大図であり、摩擦発生機構の縦断面図（第１実施形態）。
【図７】リティーニングプレートの平面図（第１実施形態）。
【図８】ハブの平面図（第１実施形態）。
【図９】図３の部分拡大図（第１実施形態）。
【図１０】図３の部分拡大図（第１実施形態）。
【図１１】図１の部分拡大図であり、捩り角ストッパーを説明するための図（第１実施形態）。
【図１２】中間回転部材を構成するブッシュの平面図（第１実施形態）。
【図１３】中間回転部材を構成するブッシュの断面図（第１実施形態）。
【図１４】中間回転部材を構成するプレートの平面図（第１実施形態）。
【図１５】中間回転部材を構成するプレートの断面図（第１実施形態）。
【図１６】クラッチディスク組立体のダンパー機構の模式図（第１実施形態）。
【図１７】クラッチディスク組立体のダンパー機構の模式図（第１実施形態）。
【図１８】クラッチディスク組立体の捩り特性線図（第１実施形態）。
【図１９】本発明の第２実施形態に係るクラッチディスク組立体の縦断面図であり、図２１のＩＸＸ−ＩＸＸ断面図。
【図２０】本発明の第２実施形態に係るクラッチディスク組立体の縦断面図であり、図２１のＸＸ−Ｏ断面図。
【図２１】クラッチディスク組立体の平面図（第２実施形態）。
【図２２】図２１の部分拡大図であり、クラッチディスク組立体の部分平面図（第２実施形態）。
【図２３】図２１の部分拡大図であり、クラッチディスク組立体の部分平面図（第２実施形態）。
【図２４】図２０の部分拡大図であり、摩擦発生機構の縦断面図（第２実施形態）。
【図２５】図１９の部分拡大図であり、摩擦発生機構の縦断面図（第２実施形態）。
【図２６】図１９の部分拡大図であり、摩擦発生機構の縦断面図（第２実施形態）。
【図２７】第２弾性部材とフランジ及びプレートとの捩り角度関係を説明するための部分平面図（第２実施形態）。
【図２８】第１ダンパー機構の摩擦発生機構を説明するための部分平面図（第２実施形態）。
【図２９】クラッチディスク組立体のダンパー機構の模式図（第２実施形態）。
【図３０】クラッチディスク組立体のダンパー機構の模式図（第２実施形態）。
【図３１】クラッチディスク組立体の捩り特性線図（第２実施形態）。
【符号の説明】
１　　クラッチディスク組立体（ダンパーディスク組立体）
２　　入力回転部材
３　　出力回転部材
４　　弾性連結機構
６　　ハブ
７　　ボス
８　　フランジ（第２円板状部材）
１０　　中間回転部材
１２　　クラッチプレート（第１円板状部材）
１３　　リティーニングプレート（第１円板状部材）
２２　　ストップピン（ピン部材）
３０　　第１弾性部材
３１　　第２弾性部材
８６　捩り角ストッパー
【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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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【図２４】
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【図２５】
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【図２６】
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【図２７】
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【図２８】
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【図２９】
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【図３０】
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【図３１】
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