(57)【要約】【課題】車両のトルク伝達経路に用いられるダンパー機構において、アイドリング時の微少捩り振動に対する振動減衰性能を向上させる。【解決手段】ダンパー機構は、車両のトルク伝達経路に設けられ、トルクを伝達するとともに捩り振動を減衰・吸収するためのものであって、捩り特性の捩り角度の小さな第１領域において低剛性の特性を実現するための第１ダンパー５９と、捩り特性の捩り角度の大きな第２領域において高剛性の特性を実現するための第２ダンパー６０とを備えている。第１ダンパー５９は、捩り特性において、第１低剛性領域Ａと、第１低剛性領域Ａより剛性が高く第２領域より剛性が低い第２低剛性領域Ｂとを実現する。【選択図】      図１４
2005009534.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
車両のトルク伝達経路に設けられ、トルクを伝達するとともに捩り振動を減衰・吸収するためのダンパー機構であって、
捩り特性の捩り角度の小さな第１領域において低剛性の特性を実現するための第１ダンパーと、
捩り特性の捩り角度の大きな第２領域において高剛性の特性を実現するための第２ダンパーとを備え、
前記第１ダンパーは、捩り特性において、第１低剛性領域と、前記第１低剛性領域より剛性が高く前記第２領域より剛性が低い第２低剛性領域とを実現する、ダンパー機構。
【請求項２】
前記第１低剛性領域は捩り角度ゼロ点を含んでいる、請求項１に記載のダンパー機構。
【請求項３】
前記第２低剛性領域は前記第１低剛性領域の片側にのみ設けられている、請求項１又は２に記載のダンパー機構。
【請求項４】
前記第２低剛性領域は前記第１低剛性領域の捩り特性正側に設けられている、請求項１〜３のいずれかに記載のダンパー機構。
【請求項５】
前記第１ダンパーは、前記第１及び第２低剛性領域で圧縮される第１弾性部材と、前記第２低剛性領域でのみ圧縮される第２弾性部材とを有している、請求項１〜４に記載のダンパー機構。
【請求項６】
前記第１領域は９〜１９°の範囲である、請求項１〜５のいずれかに記載のダンパー機構。
【請求項７】
前記第１低剛性領域は５〜９°の範囲であり、前記第２低剛性領域は４〜１０°の範囲である、請求項６に記載のダンパー機構。
【請求項８】
前記第１低剛性領域の剛性は０．１０〜０．２０Ｎｍ／°の範囲であり、前記第２低剛性領域の剛性は１．０〜３．０Ｎｍ／°の範囲である、請求項１〜７のいずれかに記載のダンパー機構。
【請求項９】
前記第１領域において摩擦抵抗を発生する摩擦抵抗発生機構をさらに備えている、請求項１〜８のいずれかに記載のダンパー機構。
【請求項１０】
前記摩擦抵抗発生機構は、摩擦発生部と、前記第１領域において所定捩り角度範囲内の微少捩り振動に対しては前記摩擦発生部を作動させない回転方向隙間とを有している、請求項９に記載のダンパー機構。
【請求項１１】
前記回転方向隙間の角度は０．５〜８°の範囲である、請求項１０に記載のダンパー機構。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、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機構に関する。
【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側からトルク伝達系に伝わり、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。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】
前述のように、捩じり特性における１段目（低捩り角度領域）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るために、低剛性のばね部材と小さな摩擦抵抗を発生する小摩擦発生機構とが１段目ダンパーとして用いられている。
１段目ダンパーでは低剛性のばね部材が圧縮されることで、低剛性の特性を実現している。しかし、例えば捩り特性正側において１段目と２段目とで剛性が大きく異なる場合には、微少捩り振動の回転方向正側において剛性が急激に変化することに起因して振動減衰性能が低下することがある。
【０００８】
本発明の課題は、車両のトルク伝達経路に用いられるダンパー機構において、アイドリング時の微少捩り振動に対する振動減衰性能を向上させることにある。
【０００９】
【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、車両のトルク伝達経路に設けられ、トルクを伝達するとともに捩り振動を減衰・吸収するためのものであって、捩り特性の捩り角度の小さな第１領域において低剛性の特性を実現するための第１ダンパーと、捩り特性の捩り角度の大きな第２領域において高剛性の特性を実現するための第２ダンパーとを備えている。第１ダンパーは、捩り特性において、第１低剛性領域と、第１低剛性領域より剛性が高く第２領域より剛性が低い第２低剛性領域とを実現する。
【００１０】
このダンパー機構では、捩り特性の捩り角度の小さな第１領域において第１ダンパーが低剛性の特性を実現し、捩り特性の捩り角度の大きな第２領域において第２ダンパーが高剛性の特性を実現する。このため、アイドリング時の微少捩り振動を効果的に吸収・減衰できる。第１ダンパーは、捩り特性の第１領域において、第１低剛性領域と、第１低剛性領域より剛性が高く第２領域より剛性が低い第２低剛性領域とを実現している。つまり、第１領域において２段特性を実現しており、さらに言い換えると、第１領域の第１低剛性領域と第２領域との間に中間の剛性の第２低剛性領域を実現している。このため、アイドリング時の微少捩り振動に対する振動減衰性能が向上する。
【００１１】
請求項２に記載のダンパー機構では、請求項１において、第１低剛性領域は捩り角度ゼロ点を含んでいる。
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、第２低剛性領域は第１低剛性領域の片側にのみ設けられている。
請求項４に記載のダンパー機構では、請求項１〜３のいずれかにおいて、第２低剛性領域は第１低剛性領域の捩り特性正側に設けられている。
【００１２】
請求項５に記載のダンパー機構では、請求項１〜４において、第１ダンパーは、第１及び第２低剛性領域で圧縮される第１弾性部材と、第２低剛性領域でのみ圧縮される第２弾性部材とを有している。
請求項６に記載のダンパー機構では、請求項１〜５のいずれかにおいて、第１領域は９〜１９°の範囲である。
【００１３】
請求項７に記載のダンパー機構では、請求項６において、第１低剛性領域は５〜９°の範囲であり、第２低剛性領域は４〜１０°の範囲である。
請求項８に記載のダンパー機構では、請求項１〜７のいずれかにおいて、第１低剛性領域の剛性は０．１０〜０．２０Ｎｍ／°の範囲であり、第２低剛性領域の剛性は１．０〜３．０Ｎｍ／°の範囲である。
【００１４】
請求項９に記載のダンパー機構では、請求項１〜８のいずれかにおいて、第１領域において摩擦抵抗を発生する摩擦抵抗発生機構をさらに備えている。
請求項１０に記載のダンパー機構では、請求項９において、摩擦抵抗発生機構は、摩擦発生部と、第１領域において所定捩り角度範囲内の微少捩り振動に対しては摩擦発生部を作動させない回転方向隙間とを有している。
【００１５】
請求項１１に記載のダンパー機構では、請求項１０において、回転方向隙間の角度は０．５〜８°の範囲である。
【００１６】
【発明の実施の形態】
（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。
【００１７】
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。
【００１８】
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。
【００１９】
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はエンジン側に配置され、リティーニングプレート１３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１３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によって、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。
【００２０】
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。
【００２１】
ここで、図３及び図５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及び図５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。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、第１窓部４１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。
【００２２】
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３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４１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。
【００２３】
（３）出力回転部材
出力回転部材３は、入力回転部材２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。ハブ６はボス７とフランジ８とからなる。
【００２４】
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、最内周側の環状の内周部８ａと、その外周側に設けられた外周部８ｂとからなる。
【００２５】
フランジ８の外周部８ｂには、第１窓部４１に対応して第１窓孔６７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（２つの）第１窓孔６７が形成されている。第１窓孔６７は、図３及び図４において上下方向に対向して配置されている。各第１窓孔６７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。各第１窓孔６７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、第１窓孔６７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、図９に示すように、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。
【００２６】
第１窓部４１は第１窓孔６７に比べて回転方向に短くなっているため、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６７の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６５との間に第３回転方向隙間２６（θ３）を確保している。また、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６７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２７（θ４）を確保している。
【００２７】
フランジ８には、さらに、それぞれ一対の第２窓孔６８と第３窓孔６９とが形成されている。第２窓孔６８は、図６及び図１０に示すように、フランジ８の内周部８ａに設けられており、第１窓孔６７の回転方向間にそれぞれ形成されている。第２窓孔６８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。第３窓孔６９は、図６及び図１０に示すように、第１窓孔６７の回転方向間において、第２窓孔６８の半径方向外側に配置されている。第３窓孔６９は、第２窓孔６８に比べて半径方向及び回転方向に大きいが、第１窓孔６７に比べて半径方向及び回転方向に小さい。
【００２８】
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内では、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６７が形成された部分の半径方向突起８３と、第２及び第３窓孔６８，６９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８４ａとの間には第１回転方向隙間２４（θ１）が確保され、回転方向Ｒ２側の回転方向面８３ａとの間には第２回転方向隙間２５（θ２）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の捩り角ストッパー８６が形成されていることになる。
【００２９】
（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、捩り角度の小さな領域で作動する第１ダンパー５９と、捩り角度の大きな領域で作動する第２ダンパー６０とから構成されている。第２ダンパー６０は大コイルスプリング３５から主に構成されており、車両の通常走行時における捩り振動を吸収・減衰するための機構である。
【００３０】
大コイルスプリング３５は、第１窓孔６７及び第１窓部４１内に配置された回転方向に延びるコイルスプリングであって、より詳細には大小のコイルスプリングが組み合わせられた親子ばねである。大コイルスプリング３５は、回転方向両端が第１窓部４１の両回転方向支持部４７に当接又は近接している。したがって、大コイルスプリング３５の回転方向Ｒ１側端は第１窓孔６７の回転方向支持部６５との間に第３回転方向隙間２６（θ３）を確保しており、大コイルスプリング３５の回転方向Ｒ２側端は第１窓孔６７の回転方向支持部６５との間に第４回転方向隙間２７（θ４）を確保している。
【００３１】
（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。
【００３２】
ブッシュ５１は、クラッチプレート１２とフランジ８との間に配置された環状かつ概ね円盤状のの部材であり、例えば樹脂からなる。ブッシュ５１は、軸方向トランスミッション側に延び、第１窓孔６７の半径方向凹部６４ａ内を軸方向に延びる突出部５１ａを有している。突出部５１ａは、図７に示すように、プレート５２に対して軸方向に当接するとともに回転不能に係合している。図１１に示すように、突出部５１ａの回転方向長さ（角度）は半径方向凹部６４ａ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５１ａは半径方向凹部６４ａ内を回転方向に移動可能となっている。図１１に示す中立状態では、突出部５１ａの回転方向Ｒ１側端と半径方向凹部６４ａの回転方向Ｒ１側の壁部との間には第５回転方向隙間２８（θ３）が確保され、突出部５１ａの回転方向Ｒ２側端と半径方向凹部６４ａの回転方向Ｒ２側の壁部との間には第６回転方向隙間２９（θ４）が確保されている。このように、フランジ８と中間回転部材１０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５１ａと凹部６４ａによって第１ダンパー５９の捩り角ストッパーが実現されている。
【００３３】
ブッシュ５１は、さらに、図６に示すように、軸方向トランスミション側に延びる突起５１ｂを有している。突起５１ｂは、フランジ８の第３窓孔６９の内周部を貫通し、先端がプレート５２に当接している。突起５１ｂは、図１０に示すように、回転方向に細長く延びた形状であり、第３窓孔６９内において第２小コイルスプリング９２（後述）の内周側に配置されている。突起５１ｂは、第３窓孔６９に比べて回転方向長さが短いため、第３窓孔６９内を回転方向に移動可能である。突起５１ｂの回転方向Ｒ１側端と第３窓孔６９の回転方向Ｒ１側端との間には、第９回転方向隙間３２（θ３）が確保されている。突起５１ｂの回転方向Ｒ２側端と第３窓孔６９の回転方向Ｒ２側端との間には、第１０回転方向隙間３３（θ４）が確保されている。
【００３４】
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。プレート５２にはブッシュ５１の突出部５１ａ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の外周部５２ａは、概ね２つの大コイルスプリング３５の回転方向間に延びる一対の扇形状を有している。外周部５２ａ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５２ｂが形成されている。折り曲げ爪５２ｂは、図９に示すように、第１窓孔６７の回転方向凹部６５ａから回転方向Ｒ２側にθ３離れており、大コイルスプリング３５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５２ｂはハブ６に対して回転方向Ｒ１側にθ３移動すると、凹部６５ａ内に収納され、回転方向支持部６５とともに大コイルスプリング３５の回転方向Ｒ１側端面を支持する。この状態で、爪５２ｂは、第１窓孔６７の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６５と大コイルスプリング３５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る。
【００３５】
外周部５２ａの回転方向Ｒ１側の縁５２ｃは、図９に示すように、大コイルスプリング３５回転方向Ｒ２側端に近接して配置されており、第１２回転方向隙間３６（θ７）を確保している。
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。
【００３６】
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５１ａ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１は、大コイルスプリング３５に対して回転方向に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。なお、第２摩擦発生部は第２ダンパー６０の一部を構成している。
【００３７】
第１摩擦発生部７０は、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。
【００３８】
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。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。
【００３９】
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、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及びクラッチプレート１２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。
【００４０】
（７）第１ダンパー
第１ダンパー５９について説明する。第１ダンパー５９は、中間回転部材１０とハブ６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。第１ダンパー５９は、図１２及び図１３に示すように、大コイルスプリング３５及び第１摩擦発生部７０と回転方向に並列に作用するように配置され、第２摩擦発生部７１と回転方向に直列に作用するように配置されている。
【００４１】
第１ダンパー５９は、主に、小コイルスプリング９１，９２と板ばね６２とから構成されている。小コイルスプリング９１，９２は、中間回転部材１０とハブ６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６２は、中間回転部材１０とハブ６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。
【００４２】
第１小コイルスプリング９１は、図６及び図１０に示すように、フランジ８の内周部８ａの第２窓孔６８に収容されている。すなわち、第１小コイルスプリング９１の回転方向両端は、第２窓孔６８の円周方向両端に支持されている。さらに、ブッシュ５１及びプレート５２には、それぞればね支持部５１ｅ，５２ｅが設けられている。ばね支持部５１ｅ，５２ｅ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、第１小コイルスプリング９１の軸方向外側と回転方向両側を支持している。すわなち、第１小コイルスプリング９１の回転方向両端は、ばね支持部５１ｅ，５２ｅの回転方向両端に支持されている。
【００４３】
第２小コイルスプリング９２は、図６及び図１０に示すように、フランジ８の内周部８ａの第３窓孔６９に収容されている。すなわち、第２小コイルスプリング９２の回転方向両端は、第３窓孔６９の円周方向両端に支持されている。さらに、ブッシュ５１及びプレート５２には、それぞればね支持部５１ｆ，５２ｆが設けられている。ばね支持部５１ｆ，５２ｆ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、第２小コイルスプリング９２の軸方向外側と回転方向両側を支持している。すわなち、第２小コイルスプリング９２の回転方向両端は、ばね支持部５１ｆ，５２ｆの回転方向両端に支持されている。ばね支持部５１ｆ，５２ｆは、第３窓孔６９に比べて回転方向に短い。このため、図１０に示すように、第２ばね支持部５１ｆ，５２ｆの回転方向Ｒ１側の端面は第３窓孔６９の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部との間に第７回転方向隙間３０（θ５）を確保している。また、ばね支持部５１ｆ、５２ｆの回転方向Ｒ２側の端面は、第３窓孔６９の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部との間に第８回転方向隙間３１（θ４）を確保している。第２小コイルスプリング９２は、回転方向に延びるコイルスプリングであって、第１小コイルスプリング９１に比べて回転方向長さやコイル径が大きく、さらにばね定数が大きい（剛性が高い）。第２小コイルスプリング９２は回転方向両端が第２ばね支持部５１ｆ，５２ｆの回転方向端面に当接している。したがって、第２小コイルスプリング９２の回転方向Ｒ１側端は第３窓孔６９の回転方向支持部との間に第７回転方向隙間３０（θ５）を確保しており、第２小コイルスプリング９２の回転方向Ｒ２側端は第３窓孔６９の回転方向端面との間に第８回転方向隙間３１（θ４）を確保している。
【００４４】
板ばね６２は、ブッシュ５１の突出部５１ａの軸方向トランスミッション側（プレート５２側）に形成された溝５１ｃ内に配置されている。溝５１ｃは、図１１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６２は、主面が半径方向両側に向いており、溝５１ｃとほぼ同等の軸方向高さを有している。また、板ばね６２は、溝５１ｃに沿って回転方向に弧状に延びている。板ばね６２は溝５１ｃ内で半径方向に圧縮されており、回転方向両端が溝５１ｃの外周側壁に押しつけられ、回転方向中間部が溝５１ｃの内周側壁に押しつけられている。つまり、板ばね６２は半径方向に向けて摩擦発生用の荷重を発生している。さらに、板ばね６２の回転方向長さ（角度）は溝５１ｃの回転方向長さ（角度）より大きく、その結果板ばね６２の両端又は片側端は溝５１ｃつまり突出部５１ａから回転方向に飛び出している。板ばね６２の回転方向角度は半径方向凹部６４ａの回転方向角度より小さく、両者の間に第１１回転方向隙間３４を確保している。第１１回転方向隙間３４の捩り角度はθ６であり、この実施形態ではθ６は４度である。なお、図１１においては第１１回転方向隙間３４は、板ばね６２の回転方向Ｒ１側の回転方向端と凹部６４ａの回転方向Ｒ１側の回転方向壁との間にのみ示されているが、反対側のみ又は両側に現れることがある。つまり、板ばね６２の少なくとも一方の回転方向端と凹部６４ａの回転方向壁との回転方向間に第１１回転方向隙間３４が確保されている。
【００４５】
以上の説明を言い換えると、中間回転部材１０は、回転方向に延び両端が開口した溝５１ｃが形成された保持部としての突出部５１ａを有している。また、板ばね６２は、溝５１ｃ内に保持され、溝５１ｃより回転方向に長く延びている。さらに、ハブ６のフランジ８は、突出部５１ａの回転方向両側に配置され、板ばね６２の回転方向両端にそれぞれ当接可能な一対の当接部としての凹部６４ａの回転方向壁を有している。
【００４６】
（８）回転方向隙間
各回転方向隙間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２４は、クラッチディスク組立体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２６度であるが、その数値に限定されない。
【００４７】
第２回転方向隙間２５は、クラッチディスク組立体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。この実施形態では、θ２の具体的な数値は１０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。
第３回転方向隙間２６は、捩り特性の正側において、大コイルスプリング３５の圧縮すなわち第２ダンパー６０の作動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θ３で表している。また、第５回転方向隙間２８は、捩り特性の正側において、小コイルスプリング９１，９２の圧縮すなわち第１ダンパー５９が作動する捩り角度を意味しており、その捩り角度をθ３で表している。この実施形態では、θ３の具体的な数値は１０度である。この結果、捩り特性の正側領域は、低剛性の第１領域（０°〜θ３）と高剛性の第２領域（θ３〜θ１）とを有している。なお、第９回転方向隙間３２の捩り角度は第５回転方向隙間２８の捩り角度に等しいか又は小さいことが好ましく、第１０回転方向隙間３３の捩り角度は第６回転方向隙間２９の捩り角度に等しいか又は小さいことが好ましい。
【００４８】
第４回転方向隙間２７は、捩り特性の負側において、大コイルスプリング３５の圧縮すなわち第２ダンパー６０の作動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θ４で表している。また、第５回転方向隙間２８は、捩り特性の負側において、小コイルスプリング９１，９２の圧縮すなわち第１ダンパー５９が作動する捩り角度を意味しており、その捩り角度をθ４で表している。θ４の具体的な数値は３度である。この結果、捩り特性の負側領域は、低剛性の第１領域（０°〜θ４）と高剛性の第２領域（θ４〜θ２）とを有している。
【００４９】
以上より、第１ダンパー５９の作動角度範囲は、図１４に示すように、捩り角度０度から正側にθ２までで、負側にθ４までの領域になる。この第１ダンパー５９が作動する角度範囲が正負合わせて第１領域であり、その捩り角度は１３°であり、９〜１９°の範囲にあることが好ましい。そして、第１ダンパー５９の作動角度範囲内では、主に、小コイルスプリング９１，９２によって剛性が得られ、さらに板ばね６２がブッシュ５１の溝５１ｃに摺動することで小ヒステリシストルクが得られる。
【００５０】
第１２回転方向隙間３６は、捩り特性の負側２段目において、大コイルスプリング３５のトルクが第２摩擦発生部７１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。第１２回転方向隙間３６の捩り角度はθ７であり、この実施形態ではθ７は１度である。θ７は０．５〜８°の範囲にあることが好ましい。
【００５１】
（９）捩じり特性
次に、図１２及び図１３に示す模式図と図１４及び図１５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１４及び図１５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。
【００５２】
最初に、図１２を用いて、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。
捩り角度の最も小さな領域では第１ダンパー５９のみが作動する。具体的には、第１及び第２小コイルスプリング９１，９２が中間回転部材１０とフランジ８との間で回転方向に圧縮される。より具体的には、捩り角度がθ５になるまでは第１小コイルスプリング９１のみが圧縮され、捩り角度がθ５を超えると第１小コイルスプリング９１と第２小コイルスプリング９２が並列に圧縮される。この結果、捩り特性の正側１段目において第１低剛性領域Ａとそれよりは剛性が高い第２低剛性領域Ｂからなる２段特性が実現される。第１低剛性領域Ａ（正側部分）は４°である。第２低剛性領域Ｂは６°である。この正側１段目において、板ばね６２は半径方向凹部６４ａの回転方向壁に押されて突出部５１ａの溝５１ｃの壁に摺動する。凹部６４ａの回転方向Ｒ１側端が突出部５１ａ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５９の動作は停止する。また、この捩り角度がθ３の時点で、第１窓孔６７の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６５は大コイルスプリング３５の回転方向Ｒ１側の端部に当接し、さらに凹部６５ａはプレート５２の折り曲げ爪５２ｂに当接する。以後は、折り曲げ爪５２ｂは大コイルスプリング３５の回転方向Ｒ１側端によって凹部６５ａに押しつけられている。
【００５３】
さらに捩り角度が大きくなると、第２ダンパー６０のみが作動する。つまり、２個の大コイルスプリング３５が圧縮される。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５２ｂが第１窓孔６７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、クラッチプレート１２及び第２ブッシュ７６に対して摺動する。
【００５４】
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５２ｂは常に大コイルスプリング３５によって第１窓孔６７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、微少捩り振動入力時であっても大コイルスプリング３５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。
【００５５】
次に、図１３を用いて、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５９のみが作動する。具体的には、第１小コイルスプリング９１がブッシュ５１及びプレート５２とフランジ８との間で回転方向に圧縮される。このときに、板ばね６２は半径方向凹部６４ａの回転方向壁に押されて突出部５１ａの溝５１ｃの壁に摺動する。凹部６４ａの回転方向Ｒ２側端が突出部５１ａ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５９の動作は停止する。また、この捩り角度がθ４の時点で、第２窓孔６８の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部６５は大コイルスプリング３５の回転方向Ｒ２側の端部に当接する。以上の動作においては、捩り特性正側１段目とは異なり、第２小コイルスプリング９２の圧縮が開始される前に中間回転部材１０とフランジ８との相対回転が停止するため、捩り特性負側１段目では２段特性は得られない。
【００５６】
さらに捩り角度が大きくなると、第２ダンパー６０のみが作動する。つまり、２個の大コイルスプリング３５が圧縮される。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５１ａが半径方向凹部６４ａ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。このように中間回転部材１０がハブ６と一体回転するため、大コイルスプリング３５の回転方向Ｒ２側端とプレート５２の縁５２ｃとの間には第１２回転方向隙間３６の捩り角度θ７が確保されている。
【００５７】
図１５を用いて、捩り特性の第１領域の第１低剛性領域Ａと第２低剛性領域Ｂについて説明する。第１低剛性領域Ａは捩り角度ゼロ点を含む領域であり、その大きさは７°である。第１低剛性領域Ａは５〜９°の範囲であることが好ましい。第１低剛性領域Ａの剛性は０．１５Ｎｍ／°であり、０．１０〜０．２０Ｎｍ／°の範囲であることが好ましい。第２低剛性領域Ｂは第１低剛性領域Ａの回転方向正側に設けられた領域であり、その大きさは６°である。第２低剛性領域Ｂは４〜１０°の範囲であることが好ましい。第２低剛性領域Ｂの剛性は２．０Ｎｍ／°であり、１．０〜３．０Ｎｍ／°の範囲にあることが好ましい。なお、第２低剛性領域Ｂは第１低剛性領域Ａに対して剛性が高いことは必要であるが、領域の大きさや他の条件については限定されていない。
【００５８】
次に、図１４及び図１５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。
【００５９】
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、捩り角度θ７内の微少捩り振動に対しては、大コイルスプリング３５の荷重はプレート５２すなわち中間回転部材１０に作用せず、その結果中間回転部材１０は第２摩擦発生部７１においてプレート１２，１３に対して相対回転せず、クラッチプレート１２及び第２ブッシュ７６に摺動しない。つまり、捩り角度θ７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。この捩り角度θ７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。
【００６０】
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。
【００６１】
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に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１に入力されたとする。この場合は第１ダンパー５９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θ６以内の微少捩り振動に対しては、摩擦抵抗発生機構である板ばね６２は作動せず、したがって図１５に示すように、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、θ６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。
【００６２】
さらに、前述のように、捩り特性の第１領域においては２段特性を実現している。つまり、第１領域の第１低剛性領域Ａと第２領域との間に中間の剛性の第２低剛性領域Ｂを実現しているため、アイドリング時の微少捩り振動をより効果的に吸収・減衰できる。
第１ダンパー５９においては、板ばね６２をブッシュ５１の溝５１ｃ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。
【００６３】
▲１▼第１ダンパー５９の摩擦発生機構が主に板ばね６２によって構成されているため、第１ダンパー５９の構成が簡単になり、部品点数も少なくなっている。
▲２▼板ばね６２が中間回転部材１０のブッシュ５１によって保持されているため、収容スペースが大きくならない。特に、板ばね６２はブッシュ５１の溝５１ｃ内に収納されているため、省スペース効果が高くなっている。
【００６４】
▲３▼板ばね６２単体によって荷重及び摩擦係数が決定されるため、第１ダンパー５９の摩擦発生機構における摩擦の設定が容易である。また、部品点数が少なくなり、構造が簡単になる。
▲４▼板ばね６２は半径方向に向けて摩擦発生用の荷重を発生させているため、軸方向に向けて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。
【００６５】
▲５▼板ばね６２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ため、１段目領域内の超低ヒス発生領域の大きさの変更が容易である。
▲６▼従来であれば小摩擦発生機構は、複雑な構造やスペースの制限によって設けることができない場合があった。その場合は、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、２段目スプリングをさせて異音を発生させてしまっていた。しかし、本発明に係る実施形態では、板ばね６２が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。
【００６６】
（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。
【００６７】
【発明の効果】
このダンパー機構では、第１領域において２段特性を実現しており、言い換えると、第１領域の第１低剛性領域と第２領域との間に中間の剛性の第２低剛性領域を実現している。このため、アイドリング時の微少捩り振動に対する振動減衰性能が向上する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の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２のＩ−Ｉ断面図。
【図２】本発明の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ＩＩ−Ｏ断面図。
【図３】クラッチディスク組立体の平面図。
【図４】図３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。
【図５】図３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。
【図６】図２の部分拡大図であり、第１ダンパーの縦断面図。
【図７】図１の部分拡大図であり、摩擦発生機構の縦断面図。
【図８】図１の部分拡大図であり、摩擦発生機構の縦断面図。
【図９】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。
【図１０】第１ダンパーの部分平面図。
【図１１】第１ダンパーの摩擦発生機構を説明するための部分平面図。
【図１２】クラッチディスク組立体のダンパー機構の模式図（回転方向正側の動作を説明するための図）。
【図１３】クラッチディスク組立体のダンパー機構の模式図（回転方向負側の動作を説明するための図）。
【図１４】クラッチディスク組立体の捩り特性線図。
【図１５】クラッチディスク組立体の捩り特性線図の１段目の部分を拡大した図。
【符号の説明】
１    クラッチディスク組立体
４    弾性連結機構（ダンパー機構）
５９    第１ダンパー
６０    第２ダンパー
６２    板ばね（摩擦抵抗発生機構）
９１    第１小コイルスプリング（第１弾性部材）
９２    第２小コイルスプリング（第２弾性部材）
【図１】
2005009534.tif 000003
【図２】
2005009534.tif 000004
【図３】
2005009534.tif 000005
【図４】
2005009534.tif 000006
【図５】
2005009534.tif 000007
【図６】
2005009534.tif 000008
【図７】
2005009534.tif 000009
【図８】
2005009534.tif 000010
【図９】
2005009534.tif 000011
【図１０】
2005009534.tif 000012
【図１１】
2005009534.tif 000013
【図１２】
2005009534.tif 000014
【図１３】
2005009534.tif 000015
【図１４】
2005009534.tif 000016
【図１５】
2005009534.tif 000017