(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１回転部材と、
前記第１回転部材に相対回転可能に配置された第２回転部材と、
前記第１回転部材と前記第２回転部材とを回転方向に弾性的に連結するための機構であり、中間部材と、前記第１回転部材と前記中間部材とを回転方向に弾性的に連結する第１弾性部材と、前記中間部材と前記第２回転部材とを回転方向に弾性的に連結し前記第１弾性部材より剛性が高い第２弾性部材とを含む弾性連結機構と、
前記中間部材と前記第２回転部材との間で前記第２弾性部材と並列に作用するように配置された機構であって、所定回転方向角度（θ４）内で作用する第１小摩擦発生機構（Ｃ）と、前記第１小摩擦発生機構と直列に作用するように配置された第１大摩擦発生機構（Ｄ）とを有する第１摩擦連結機構とを備え、
前記第１摩擦連結機構は第１中間部材（１１Ｂ）を有し、
前記第１中間部材は、前記中間部材と前記第２回転部材の一方との間に前記第１小摩擦発生機構（Ｃ）を形成し、他方との間に前記第１大摩擦発生機構（Ｄ）を形成し、
前記第１回転部材と前記中間部材及び前記第２回転部材との間で前記第１弾性部材と並列に作用するように配置された機構であって、所定回転方向角度内で作用する第２小摩擦発生機構（Ｂ）と、前記第２小摩擦発生機構と直列に配置され前記第２小摩擦発生機構より大きい摩擦を発生する第２大摩擦発生機構（Ａ）とを有する第２摩擦連結機構をさらに備えている、
ダンパー機構。
【請求項２】
前記第２摩擦連結機構は第２中間部材（１１Ａ）を有し、
前記第２中間部材は、前記中間部材と前記第１回転部材の一方との間に前記第２小摩擦発生機構（Ｂ）を形成し、他方に回転方向に所定の隙間を介して係合し、前記第２回転部材との間に前記第２大摩擦発生機構（Ａ）を形成する、請求項１に記載のダンパー機構。
【請求項３】
前記第１回転部材と前記第２回転部材とを回転方向に摩擦係合し、前記第１大摩擦発生機構より小さな摩擦を発生する摩擦連結機構（Ｅ，Ｆ）をさらに備えている、請求項１または２に記載のダンパー機構。
【請求項４】
シャフトに連結されるハブと、
前記ハブに所定の捩じり角度範囲内で相対回転可能に係合するハブフランジと、
前記ハブと前記フランジとを回転方向に弾性的に連結する第１弾性部材と、
前記ハブの外周側で前記ハブフランジの軸方向両側に互いに固定されて配置された第１及び第２プレート部材（２１，２２）と、
前記第１及び第２プレート部材と前記ハブフランジとを回転方向に弾性的に連結し、前記第１弾性部材より剛性が高い第２弾性部材と、
前記第２プレート部材と前記ハブフランジとの軸方向間に配置され、前記第２プレート部材と前記ハブフランジの一方に回転方向に所定の隙間を確保して摩擦係合する第１小摩擦係合部（Ｃ）を形成し、他方に摩擦係合する第１大摩擦係合部（Ｄ）を形成する２段目フリクションプレート（１１Ｂ）と、
前記第１プレート部材と前記ハブフランジとの軸方向間に配置され、前記ハブに所定角度範囲まで相対回転可能に係合し、前記第１プレートと前記ハブフランジの一方に接触することで第２小摩擦係合部（Ｂ）を形成し、他方に接触することで第２大摩擦係合部（Ａ）を形成する１段目フリクションプレート（１１Ａ）と、
を備えた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、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。
【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側から伝わり、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種類のバネ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大き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。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
前記従来のダンパー機構では、捩り特性の１段目と２段目とで摩擦を発生する低摩擦機構は共通である。このため、１段目のヒステリシストルクを適切な値にすると２段目のヒステリシストルクが小さくなり過ぎる。また、２段目のヒステリシストルクを適切な値に設定すると１段目のヒステリシストルクが大きくなり過ぎる。
【０００８】
本発明の課題は、微小捩り振動に対して１段目で発生するヒステリシストルクと２段目で発生するヒステリシストルクを適切な値に設定することを可能にすることにある。
【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第１回転部材と第２回転部材と弾性連結機構と第１摩擦連結機構とを備えている。第２回転部材は第１回転部材に相対回転可能に配置されている。弾性連結機構は第１回転部材と第２回転部材とを回転方向に弾性的に連結するための機構である。弾性連結機構は中間部材と第１弾性部材と第２弾性部材とを含んでいる。第１弾性部材は第１回転部材と中間部材を回転方向に弾性的に連結している。第２弾性部材は中間部材と第２回転部材とを回転方向に弾性的に連結している。第２弾性部材は第１弾性部材より剛性が高い。
【００１０】
第１摩擦連結機構は、中間部材と第２回転部材との間で第２弾性部材と並列に作用するように配置された機構である。第１摩擦連結機構は、第１小摩擦発生機構と第１大摩擦発生機構とを有している。第１小摩擦発生機構は所定回転方向角度内で作用する。第１大摩擦発生機構は第１小摩擦発生機構と直列に作用するように配置されている。また、このダンパー機構では、第１摩擦連結機構は第１中間部材を有している。第１中間部材は、中間部材と第２回転部材の一方との間に小摩擦発生機構を形成し、他方との間に大摩擦発生機構を形成している。
【００１１】
このダンパー機構では、第２回転部材にトルクが入力されると、第２弾性部材、中間部材、第１弾性部材の順番で第１回転部材にトルクが伝達される。第２回転部材に例えばエンジンからのトルク変動が伝達されると、第２回転部材と第１回転部材との間で第１弾性部材や第２弾性部材が圧縮される。捩り特性の１段目範囲では第１小摩擦発生機構及び第１大摩擦発生機構では滑りが生じない。この結果、微小捩り振動が１段目範囲において発生した場合に低ヒステリシストルクの特性が得られる。２段目範囲において微小捩り振動が入力された場合には第１小摩擦発生機構が所定回転方向角度内で作用することで小さなヒステリシストルクを発生し、所定回転方向角度以上の捩り振動に対しては第１大摩擦発生機構か滑ることで大きいヒステリシストルクを発生する。ここでは、第１小摩擦発生機構は１段目範囲においては滑らず２段目範囲の微小捩り振動に対してのみ滑る。この結果、２段目範囲における微小捩り振動に対するヒステリシストルクは１段目範囲におけるヒステリシストルクより大きくなる。したがって、１段目範囲における微小捩り振動に対するヒステリシストルクを適切な値に維持しつつ２段目範囲における微小捩り振動に対するヒステリシストルクを十分に大きくできる。
【００１２】
また、このダンパー機構は、第１摩擦連結機構は第１中間部材を有している。第１中間部材は、中間部材と第２回転部材の一方との間に前記第１小摩擦発生機構を形成し、他方との間に前記第１大摩擦発生機構を形成している。このダンパー機構では、１段目範囲においては第１中間部材は中間部材と第２回転部材の両方に対して滑らず、２段目範囲において所定回転方向角度内の捩り振動に対しては中間部材と第２回転部材の一方との間で滑り、所定回転方向角度以上の捩り振動に対しては他方との間で滑ることで高ヒステリシストルクを発生する。
【００１３】
このダンパー機構は、第２摩擦連結機構をさらに備えている。第２摩擦連結機構は、第１回転部材と中間部材及び第２回転部材との間で第１弾性部材と並列に作用するように配置された機構である。第２摩擦連結機構は第２小摩擦発生機構と第２大摩擦発生機構とを有している。第２小摩擦発生機構は所定回転方向角度内で作用する。第２大摩擦発生機構は第２小摩擦発生機構と直列に配置され第２小摩擦発生機構より大きい摩擦を発生する。
【００１４】
このダンパー機構では、第２小摩擦発生機構は微小捩り振動に対して１段目範囲において滑らず２段目範囲において滑る。このように微小捩り振動に対して２段目範囲でのみ滑る第２小摩擦発生機構を設けることで、両者のヒステリシストルクの大きさを変更できる。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２摩擦連結機構は第２中間部材を有している。第２中間部材は、中間部材と第１回転部材の一方との間に第２小摩擦発生機構を形成し、他方に回転方向に所定の隙間を介して係合し、第２回転部材との間に第２大摩擦発生機構を形成している。
【００１５】
請求項３に記載のダンパー機構は、請求項１または２において、摩擦連結機構をさらに備えている。摩擦連結機構は第１回転部材と第２回転部材とを回転方向に摩擦係合し、第１大摩擦連結機構より小さな摩擦を発生する。このダンパー機構では、摩擦連結機構は第１回転部材と第２回転部材とが相対回転するときに常に滑っている。
【００１６】
請求項４に記載のダンパーディスク組立体は、ハブとハブフランジと第１弾性部材と第１及び第２プレート部材と第２弾性部材と１段目フリクションプレートとを備えている。ハブはシャフトに連結される。ハブフランジはハブに所定の捩り角度範囲で相対回転可能に係合している。第１弾性部材はハブとハブフランジとを回転方向に弾性的に連結している。第１及び第２プレート部材はハブの外周側でハブフランジの軸方向両側に互いに固定されて配置されている。第２弾性部材は第１及び第２プレート部材とハブフランジとを回転方向に弾性的に連結している。第２弾性部材は第１弾性部材より剛性が高い。２段目フリクションプレートは第２プレート部材とハブフランジとの軸方向間に配置されている。２段目フリクションプレートは、第２プレート部材とハブフランジの一方に回転方向に所定の隙間を確保して摩擦係合する第１小摩擦係合部を形成し、他方に摩擦係合する第１大摩擦係合部を形成している。
【００１７】
このダンパーディスク組立体では、第１及び第２プレート部材にトルクが入力されると、トルクは、第２弾性部材、ハブフランジ、第１弾性部材の順番でハブに伝達される。第１及び第２プレート部材にトルク振動が入力されると、第１及び第２プレート部材とハブとが相対回転して第１弾性部材や第２弾性部材が圧縮される。捩り特性の１段目範囲においては第１弾性部材が圧縮されて低剛性の特性が得られる。この１段目範囲においては２段目フリクションプレートは他の部材とは滑らない。捩り特性の２段目範囲においては第２弾性部材が圧縮されて高剛性の特性が得られる。この２段目範囲において微小捩り振動が入力された場合には２段目フリクションプレートは所定の隙間の円周方向角度内では第２プレート部材とハブフランジの一方との間に形成された第１小摩擦係合部で滑る。これにより１段目範囲より大きいヒステリシストルクが得られる。所定の隙間の円周方向角度より大きい捩りが生じた場合には２段目フリクションプレートが第２プレート部材とハブフランジの他方との間に形成された第１摩擦係合部で滑る。これにより、２段目範囲における高ヒステリシストルクが得られる。このダンパーディスク組立体では、微小捩り振動に対して１段目範囲では滑らず２段目範囲では滑る２段目フリクションプレートを設けることで、微小捩り振動に対するヒステリシストルクを１段目範囲と２段目範囲で異ならせることができる。
【００１８】
また、このダンパーディスク組立体は、１段目フリクションプレートをさらに備えている。１段目フリクションプレートは第１プレート部材とハブフランジとの軸方向間に配置されている。１段目フリクションプレートはハブに所定角度範囲まで相対回転可能に係合している。１段目フリクションプレートは、第１プレートとハブフランジの一方に接触することで第２小摩擦係合部を形成し、他方に接触することで第２大摩擦係合部を形成している。
【００１９】
このダンパーディスク組立体では、１段目フリクションプレートは微小捩り振動に対して１段目範囲では滑らないが２段目範囲では第２小摩擦係合部で滑る。このように、微小捩り振動に対して１段目範囲では滑らず２段目範囲では滑る１段目フリクションプレートを設けることで、微小捩り振動に対して１段目範囲と２段目範囲とで発生するヒステリシストルクを異ならせることができる。
【００２０】
【発明の実施の形態】
図１に本発明の一実施形態のクラッチディスク組立体１断面図を示し、図２にその平面図を示す。クラッチディスク組立体１は、車輌のクラッチ装置に用いられる動力伝達装置であり、クラッチ機能とダンパー機能とを有している。クラッチ機能とはフライホイール（図示せず）に連結及び離反することによってトルクの伝達及び遮断をする機能である。ダンパー機能とは、バネ等の弾性や摩擦抵抗発生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の矢印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、矢印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，リテーニングプレート２２，クラッチディスク２３）と、ハブ３と、入力回転体２とハブ３との間に配置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、第１及び第２バネ７，８及び複数の摩擦機構Ａ〜Ｆ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、リテーニングプレート２２と、クラッチディスク２３とから構成されている。クラッチプレート２１とリテーニングプレート２２はともに板金製の円板状又は環状の部材であり、軸方向に所定の間隔を空けて配置されている。クラッチプレート２１はエンジン側に配置され、リテーニングプレート２２はトランスミッション側に配置されている。クラッチプレート２１とリテーニングプレート２２は後述する板状連結部３１により互いに固定され、その結果軸方向の間隔が定められるととも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及びリテーニングプレート２２の外周部には、回転方向に等間隔で４つの窓孔３５がそれぞれ形成されている。各窓孔３５には、内周側と外周側にそれぞれ切り起こし部３５ａ，３５ｂが形成されている。この切り起こし部３５ａ，３５ｂは後述の第２バネ８の軸方向及び半径方向への移動を規制するためのものである。また、窓孔３５には、第２バネ８の端部に当接又は近接する当接面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及びリテーニングプレート２２には、それぞれ中心孔３７が形成されている。この中心孔３７内にはハブ３としてのスプラインハブが配置されている。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及び後述の第１バネ７を収容するための切欠き５６等が形成されている。切欠き５６は半径方向に対向する２カ所に形成されている。
【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、第１バネ７を介してハブ３と回転方向に弾性的に連結され、さらには第２バネ８を介して入力回転体２に回転方向に弾性的に連結されている。
図７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。ここでいうストッパーとは、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との間には第１隙間が確保されている。この第１隙間がハブ３とハブフランジ６とを相対回転可能にしている。第１隙間の円周方向角度をθ１とする。外周歯５５から見てＲ２側の隙間の円周方向角度をθ１ｐとし、Ｒ１側の隙間の円周方向角度をθ１ｎとすると、θ１ｐとθ１ｎの合計がθ１となる。θ１ｐとθ１ｎは異なり、θ１ｐはθ１ｎより大きい。
【００２８】
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つずつ第１バネ７が配置されている。第１バネ７は低剛性のコイルスプリングであり、２つの第１バネ７は並列に作用する。第１バネ７はスプリングシート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隙間の円周方向角度θ１の範囲内で第１バネ７が回転方向に圧縮される。
【００２９】
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。図５及び図６に示すように、窓孔４１の縁は、円周方向両側の当接部４４と、外周側の外周部４５と、内周側の内周部４６とから構成されている。外周部４５は連続して形成されており窓孔４１の外周側を閉じている。なお、窓孔４１の外周側は一部が半径方向外方に開いた形状であっても良い。ハブフランジ６において各窓孔４１の円周方向間には切欠き４２が形成されている。切欠き４２は半径方向内側から外側に向かって円周方向長さが長くなる扇形状であり、円周方向両側に縁面４３が形成されている。なお、内周部４６には切欠き６４が形成されている。切欠き６４は内周部４６の円周方向中間に形成され円周方向に所定の幅を有している。
【００３０】
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４８からさらに半径方向外側に延びる突起形状である。突起４９は、回転方向に長く延びており、円周方向両端にストップ面５１が形成されている。突起４９は、窓孔４１に比べて円周方向の幅が短く、ほぼその円周方向中間位置に形成されている。すなわち、突起４９のストッパー面５０は、切欠き４２の縁面４３より窓孔４１に対してさらに円周方向内側に配置されており、窓孔４１の当接部４４よりさらに円周方向内側に配置されている。なお、突起４９は円周方向両端にストッパー面が形成されていればそれでよく、必ずしも円周方向中間部分を必要としない。すなわち、突起は両側ストッパー面を形成するために円周方向２カ所に設けられた形状であっても良い。
【００３１】
前述したハブフランジ６の構造について他の表現を用いて再度説明する。ハブフランジ６は内周側に環状部を有しており環状部から半径方向外方に突出する複数の突出部４７を有している。各突出部４７はこの実施形態では回転方向に等間隔で４つ形成されている。突出部４７は回転方向に長く形成されており、その内部に前述の窓孔４１が形成されている。
【００３２】
さらに突出部４７を他の表現で説明すると、突出部４７は、半径方向に延びる２つの円周方向両側窓枠部９１と、円周方向両側窓枠部９１の半径方向外側端同士を連結する外周側窓枠部９２とから構成されている。円周方向両端窓枠部９１の円周方向内側は当接部４４となり、円周方向外側は縁面４３となっている。外周側窓枠部９２の半径方向内側は外周部４５となっており、半径方向外側は外周縁４８となっている。外周縁４８には前述の突起４９が形成されている。なお、前述の切欠き４２は回転方向に隣接する突出部４７の円周方向両端窓枠部９１間の空間である。
【００３３】
第２バネ８はクラッチディスク組立体１のダンパー機構４に用いられる弾性部材すなわちバネである。各第２バネ８は、同心に配置された１対のコイルスプリングから構成されている。各第２バネ８は、各第１バネ７に比べて大型でありばね定数が大きい。第２バネ８は各窓孔４１，３５内に収容されている。第２バネ８はクラッチディスク組立体１の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。第２バネ８の円周方向両端は、窓孔４１の当接部４４と当接面３６とに当接又は近接している。プレート２１，２２のトルクは第２バネ８を介してハブフランジ６に伝達され得る。プレート２１，２２とハブフランジ６とが相対回転すると、第２バネ８は両者の間で圧縮される。具体的には、第２バネ８は当接面３６とその円周方向反対側の当接部４４との間で回転方向に圧縮される。このとき４つの第２バネ８は並列に作用している。
【００３４】
リテーニングプレート２２の外周縁には、回転方向に等間隔で４カ所に板状連結部３１が形成されている。板状連結部３１は、クラッチプレート２１とリテーニングプレート２２とを互いに連結するものであり、さらに後述するようにクラッチディスク組立体１のストッパーの一部を構成している。板状連結部３１は、リテーニングプレート２２から一体に形成された板状部材であり、回転方向に所定の幅を有している。板状連結部３１は、各窓孔４１の円周方向間すなわち切欠き４２に対応して配置されている。板状連結部３１は、リテーニングプレート２２の外周縁から軸方向に延びるストッパー部３２と、ストッパー部３２の端部から半径方向内側に延びる固定部３３とから構成されている。ストッパー部３２はリテーニングプレート２２の外周縁からクラッチプレート２１側に延びている。固定部３３は、ストッパー部３２の端部から半径方向内側に折り曲げられている。以上に述べた板状連結部３１はリテーニングプレート２２と一体の部分であり、厚みはリテーニングプレート２２とほぼ同じである。そのため、ストッパー部３２は、主面が半径方向に向いており、半径方向にはリテーニングプレート２２の板厚に相当する幅のみを有している。ストッパー部３２は円周方向両側にストッパー面５０を有している。固定部３３の半径方向位置は窓孔４１の外周側部分に対応しており、円周方向位置は回転方向に隣接する窓孔４１の間である。この結果、固定部３３はハブフランジ６の切欠き４２に対応して配置されている。切欠き４２は固定部３３より大きく形成されており、このため組立時にリテーニングプレート２２をクラッチプレート２１に対して軸方向に移動させたときには固定部３３は切欠き４２を通って移動可能である。固定部３３はクッショニングプレート２４の連結部２４ｃに平行にかつトランスミッション側から当接している。固定部３３には孔３３ａが形成されており、孔３３ａ内には前述のリベット２７が挿入されている。リベット２７は、固定部３３とクラッチプレート２１とクッショニングプレート２４とを一体に連結している。さらに、リテーニングプレート２２において固定部３３に対応する位置にはかしめ用孔３４が形成されている。
【００３５】
次に、板状連結部３１のストッパー部３２と突起４９とからなる第２ストッパー１０について説明する。第２ストッパー１０はハブフランジ６と入力回転体２との捩じり角度が円周方向角度θ２内で相対回転を許容し、それ以上になると両部材の相対回転を規制するための機構である。
板状連結部３１は、平面視において、円周方向位置は窓孔４１の円周方向間、切欠き４２内、突起４９の円周方向間にある。また、板状連結部３１のストップ面５１の半径方向位置は、ハブフランジ６の外周縁４８よりさらに半径方向外側にある。すなわち、ストッパー部３２と突起４９とは半径方向位置がほぼ同じである。このため、ストッパー部３２と突起４９はハブフランジ６とプレート２１，２２との捩り角度が大きくなると互いに当接可能である。ストッパー部３２のストップ面５１と突起４９のストッパー面５０とが互いに当接した状態では、ストッパー部３２はハブフランジ６の突出部４７すなわち窓孔４１の半径方向外側に位置している。すなわち、ストッパー部３２が突出部４７及び窓孔４１よりさらに円周方向内側に入り込むことが可能になっている。
【００３６】
以上に述べた第２ストッパー１０の利点について説明する。ストッパー部３２は板状であるため、従来のストップピンに比べて円周方向角度を短くできる。また、ストッパー部３２は従来のストップピンに比べて半径方向長さが大幅に短くなっている。すなわちストッパー部３２の半径方向長さはプレート２１，２２の板の厚みと同じだけである。このことは、第２ストッパー１０の実質的な半径方向長さはプレート２１，２２の板厚に相当する短い部分に限定されていることを意味する。
【００３７】
ストッパー部３２はプレート２１，２２の外周縁部分すなわち最外周位置に配置されており、ストッパー部３２の半径方向位置は突出部４７特に窓孔４１の外周縁４８の半径方向位置よりさらに半径方向外側である。このようにストッパー部３２が窓孔４１から半径方向に異なる位置にあるため、ストッパー部３２と窓孔４１とが回転方向に互いに干渉しない。この結果、第２バネ８によるダンパー機構４の最大捩り角度と第２バネ８の捩り角度をともに大きくできる。この結果、捩じり特性の２段目を広角化・低剛性化を実現できる。これにより１段目から２段目に移行する際の突き上げショックを減らし、さらに走行時異音を減らすことができる。ストッパー部が窓孔と同じ半径方向位置にある場合には、第２バネによるダンパー機構４の捩り角度と窓孔の円周方向角度とは互いに干渉し合い、ダンパー機構４の広角化とバネの低剛性化を実現できない。
【００３８】
特に、第２ストッパー１０の半径方向長さが従来のストップピンに比べて大幅に短いため、第２ストッパー１０を窓孔４１の半径方向外側に設けても、プレート２１，２２の外径は極端に大きくならない。また、窓孔４１の半径方向長さが極端に短くなることはない。
突起４９とストッパー部３２との間には第２隙間が確保されている。第２隙間の円周方向角度をθ２とする。突起４９から見てＲ２側のストッパー部３２との間の隙間の円周方向角度をθ２ｐとし、突起４９から見てＲ１側ストッパー部３２との間の隙間の円周方向角度をθ２ｎとすると、θ２はθ２ｐとθ２ｎの合計である。θ２ｐとθ２ｎは異なり、θ２ｐはθ２ｎより大きい。以上に述べたθ２ｐとθ２ｎの関係を実現するために、突起４９はストッパー部３２の円周方向間に中心位置から円周方向にずれて配置されている。より具体的には、突出部４７の円周方向中心位置はストッパー部３２の円周方向間中心位置よりＲ１側に位置している。
【００３９】
中間プレート１１Ａ，１１Ｂ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。中間プレート１１Ａ，１１Ｂは、ハブフランジ６の軸方向エンジン側に配置された第１中間プレート１１Ａと、ハブフランジ６の軸方向トランスミッション側に配置された第２中間プレート１１Ｂとからなる。両プレート１１Ａ及び１１Ｂ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。第１中間プレート１１Ａ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７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、その円周方向両側に両端がはみ出ている。内周歯６６は、ハブ３の外周歯５５と回転方向に第３隙間を開けて配置されている。すなわちこの第３隙間によってハブ３と第１中間プレート１１Ａとは相対回転可能となっている。言い換えると、外周歯５５と内周歯６６とにより、ハブ３と第１中間プレート１１Ａとの相対回転角度を規制する第３ストッパー１２が形成されている。より具体的には、図７に示すように、外周歯５５と内周歯６６との間には第３隙間が確保されている。第３隙間の円周方向角度をθ３とする。θ３は、外周歯５５から見てＲ２側の内周歯６６との間の隙間の円周方向角度θ３ｐと、外周歯５５から見てＲ１側の内周歯６６との間の隙間の円周方向角度θ３ｎとの合計となる。θ３ｐとθ３ｎは異なり、θ３ｐはθ３ｎより大きい。なお、θ３ｐはθ１ｐより小さく、θ３ｎはθ１ｎより小さい。θ３は例えば８〜１２度の範囲にある。
【００４０】
第２中間プレート１１Ｂには、半径方向外側に延びる複数の突出部６１が形成されている。各突出部６１はハブフランジ６の窓孔４１の間に配置されている。突出部６１の先端には、半円形状の位置合わせ切欠き６１ａが形成されている。この切欠き６１ａは、ハブフランジ６に形成された位置合わせ用の切欠き９８やプレート２１，２２に形成された位置合わせ用の孔に対応している。
【００４１】
また、第２中間プレート１１Ｂの外周縁において突出部６１の間には軸方向トランスミッション側に延びる係合爪６８が形成されている。係合爪６８はハブフランジ６の窓孔４１に形成された切欠き６４に内に延びている。図８に示すように、係合爪６８の円周方向両端と切欠き６４の円周方向両端との間には第４隙間が確保されている。第４隙間の円周方向角度の大きさをθ４とする。言い換えると、第２中間プレート１１Ｂはハブフランジ６に対して第４隙間の円周方向角度θ４内で相対回転可能となっている。すなわち、係合爪６８と切欠き６４とにより第４ストッパー１４が形成されている。θ４はθ３に比べ小さい。係合爪６８とそのＲ１側の切欠き６４端面との間の隙間の円周方向角度はθ４ｐであり、Ｒ２側の切欠き６４端面との間の円周方向角度はθ４ｎである。θ４ｐとθ４ｎの和がθ４である。θ４は例えば０．２〜３度程度である。
【００４２】
各中間プレート１１Ａ，Ｂとハブフランジ６との間には、それぞれスペーサ６３が配置されている。スペーサ６３は各中間プレート１１Ａ，１１Ｂの内周部とハブフランジ６の内周側環状部分との間にそれぞれ配置された環状のプレート部材である。スペーサ６３は各中間プレート１１Ａ，１１Ｂに固定されている。スペーサ６３においてハブフランジ６に対向し当接する側の面（第１及び第２小摩擦機構Ｂ，Ｃ）には摩擦係数を減らすためのコーティングが施されている。
【００４３】
この実施形態では、第１中間プレート１１Ａと第２中間プレート１１Ｂとはそれぞれ互いに連結されていない。したがって、両者を固定するためのピン等の部材が不要になる。また、ハブフランジ６にピンが貫通するための孔や切欠きを加工する必要がなくなる。
次に、摩擦機構を構成する各部材について説明する。第２摩擦ワッシャー７２は、トランスミッション側の中間プレート１１Ａ，１１Ｂの内周部とリテーニングプレート２２の内周部との間に配置されている。第２摩擦ワッシャー７２は主に樹脂製の本体７４から構成されている。本体７４の摩擦面は、第２中間プレート１１Ｂのトランスミッション側面に当接している。本体７４の内周部からはトランスミッション側に係合部７６が延びている。係合部７６は、リテーニングプレート２２に対して相対回転不能に係合されるとともに軸方向に係止されている。本体７４の内周部トランスミッション側には複数の凹部７７が形成されている。本体７４とリテーニングプレート２２との間には第２コーンスプリング７３が配置されている。第２コーンスプリング７３は、第２摩擦ワッシャー７２の本体７４とリテーニングプレート２２との間で圧縮された状態で配置されている。これにより、第２摩擦ワッシャー７２の摩擦面は第１中間プレート１１Ａに強く圧接されている。第１摩擦ワッシャー７９はフランジ５４とリテーニングプレート２２の内周部との間に配置されている。すなわち、第１摩擦ワッシャー７９は第２摩擦ワッシャー７２の内周側でかつボス５２の外周側に配置されている。第１摩擦ワッシャー７９は樹脂製である。第１摩擦ワッシャー７９は、主に環状の本体８１から構成されており、環状の本体８１からは複数の突起８２が半径方向外側に延びている。本体８１はフランジ５４に当接しており、複数の突起８２は第２摩擦ワッシャー７２の凹部７７に相対回転不能に係合している。これにより、第１摩擦ワッシャー７９は第２摩擦ワッシャー７２を介してリテーニングプレート２２と一体回転可能である。第１摩擦ワッシャー７９とリテーニングプレート２２の内周部との間には第１コーンスプリング８０が配置されている。第１コーンスプリング８０は第１摩擦ワッシャー７９とリテーニングプレート２２の内周部との間で軸方向に圧縮された状態で配置されている。なお、第１コーンスプリング８０の付勢力は第２コーンスプリング７３の付勢力より小さくなるように設計されている。また、第１摩擦ワッシャー７９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。
【００４４】
クラッチプレート２１の内周部とフランジ５４及び第１中間プレート１１Ａ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は環状の本体８７と、環状の本体８７から軸方向エンジン側に延びる複数の係合部８８を有している。本体８７は第１中間プレート１１Ａに当接する摩擦面を有している。係合部８８はクラッチプレート２１に形成された孔内に相対回転不能に係合している。また、係合部８８はクラッチプレート２１の軸方向エンジン側面に当接する爪部を有している。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より摩擦係数が高い材料から構成されている。
【００４５】
以上に述べた摩擦機構において、第４摩擦ワッシャー８６と第１中間プレート１１Ａ（具体的にはスペーサ６３Ａ）との間に第１大摩擦機構Ａが形成され、第２摩擦ワッシャー７２と第２中間プレート１１Ｂ（具体的にはスペーサ６３Ｂ）との間に第２大摩擦機構Ｄが形成されている。さらに、第１中間プレート１１Ａとハブフランジ６との間に第１小摩擦機構Ｂが形成され、さらにハブフランジ６と第２中間プレート１１Ｂとの間に第２小摩擦機構Ｃが形成されている。さらに、第１摩擦ワッシャー７９とフランジ５４との間に第３小摩擦機構Ｅが形成され、第３摩擦ワッシャー８５とフランジ５４との間に第４小摩擦機構Ｆが形成されている。
【００４６】
なお、第１コーンスプリング８０の付勢力は、第３及び第４小摩擦機構Ｅ，Ｆに作用し、第２コーンスプリング７３の反発力は第１及び第２大摩擦機構Ａ，Ｄと第１及び第２小摩擦機構Ｂ，Ｃに作用している。
各大摩擦機構Ａ，Ｄで発生するヒステリシストルクの大きさは、各小摩擦機構Ｂ，Ｃ，Ｅ，Ｆに比べて大幅に大きい。また、第１及び第２小摩擦機構Ｂ，Ｃで発生するヒステリシストルクは第３及び第４小摩擦機構Ｅ，Ｆで発生するヒステリシストルクより大きい。
〔ダンパー機構動作の概略説明〕
このダンパー機構４では、１段目ＡＣ（微小捩じり振動に対するダンパーの作動）と２段目ＡＣにおいて、ヒステリシストルク発生部の作動部分を変えてヒステリシストルクを異ならせている。さらに、１段目ＡＣと２段目ＡＣにおいて、許容作動角を確保する円周方向隙間を異なる位置に設けることでＡＣ作動角を異ならせている。この結果、微小捩じり振動に対しては１段目と２段目でヒステリシストルク及び作動角の両方を異ならせることができる。この実施形態では、微小捩じり振動に対して、２段目範囲では１段目範囲より高ヒステリシストルク・小捩じり角度の特性を実現している。
【００４７】
さらに、ダンパー機構４では、１段目ＤＣ（大捩じり振動に対するダンパーの作動）と２段目ＤＣにおいて、ヒステリシストルク発生部の構成を変えてヒステリシストルクを異ならせている。このようにして、１段目ＡＣと２段目ＡＣでヒステリシストルクを異ならせ、１段目ＤＣと２段目ＤＣでヒステリシストルクを異ならせている。
【００４８】
以上をまとめると、第３ストッパー１２（第３隙間）及び第４ストッパー１４（第４隙間）は微小捩じり振動に対して複数の摩擦機構Ａ〜Ｆの作動する数を１段目範囲と２段目範囲とで異ならせている。具体的には１段目ＡＣ作動角では第３及び第４小摩擦機構Ｅ，Ｆのみが滑り、２段目ＡＣ作動角ではそれに加えて第１及び第２小摩擦機構Ｂ，Ｃが滑っている。このように、第１及び第２小摩擦機構Ｂ，Ｃは、微小捩じり振動に対して、２段目範囲で滑ることで第１大摩擦機構Ａより小さな摩擦を発生し、１段目範囲で滑らない摩擦機構である。この結果、１段目範囲における微小捩り振動に対するヒステリシストルクと、２段目範囲における微小捩り振動に対するヒステリシストルクの大きさが異なっている。第１大摩擦機構Ａは、１段目範囲において微小捩り振動が発生すると滑らず、２段目範囲において微小捩り振動が発生すると滑りを生じる。このように１段目範囲の微小捩り振動と２段目の微小捩り振動において片方のみで滑りを生じる第１及び第２小摩擦機構Ｂ，Ｃを有するため、微小捩り振動に対する１段目範囲でのヒステリシストルクの値を十分に小さく維持したまま２段目範囲でのヒステリシストルクを大きくできる。１段目範囲での微小捩じり振動に対しては、第３及び第４小摩擦機構Ｅ，Ｆのみが滑って、第１大摩擦機構Ａより小さな摩擦を発生する。
【００４９】
さらに、第３ストッパー１２（第３隙間）及び第４ストッパー１４（第４隙間）は、大捩じり振動に対して複数の摩擦機構Ａ〜Ｆの作動する数を１段目範囲と２段目範囲で異ならせている。具体的には、１段目ＤＣ角度では第１大摩擦機構Ａ  のみが滑り、２段目ＤＣ角度ではそれに加えて第２大摩擦機構Ｄが滑る。すなわち、第１大摩擦機構Ａは、ハブ３と入力回転体２とを回転方向に摩擦係合し、大捩り振動に対して１段目範囲と２段目範囲で滑るが、微小捩じり振動に対して１段目範囲と２段目範囲で滑らない摩擦機構である。第２大摩擦機構Ｄは、ハブ３と入力回転体２とを回転方向に摩擦係合し、微小捩じり振動に対しては１段目範囲と２段目範囲で滑らず、大捩り振動に対して１段目範囲で滑らず２段目範囲で滑る摩擦機構である。この結果、２段目正負両側にわたって捩れる大捩り振動に対しては２段目範囲において大きなヒステリシストルクを発生することができ、１段目正負両側にわたって捩れる捩り振動に対しては、その両端において極端には大きくないヒステリシストルクを発生することでジャンピング現象を抑えることができる。
〔ダンパー機構動作の詳細説明〕
図９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、ハブ３を入力側回転体２に対して中立位置からＲ２側に捩じったた状態（捩り特性線図での正側領域）での各部材同士の関係を説明するためのものであり、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ている。したがって一体回転する部材は同一の部材として表している。図９はクラッチディスク組立体１が中立状態にある各部品の状態を示している。
【００５０】
また、この明細書において「微小捩じり振動」とは、振幅の小さなトルクの振れであり、エンジンアイドリング時や通常走行時にエンジン燃焼等に起因するトルク変動がクラッチディスク組立体１にもたらされると生じる。また、「大捩じり振動」とは、振幅の大きなトルクの振れをいい、少なくとも微小捩じり振動によって生じる捩じり角度より大きな角度で捩じれる振動のことをいう。大捩じり振動が生じると、ダンパー機構４は、１段目範囲を超えて捩じれたり、１段目範囲と２段目範囲にわたって捩じれたり、又は正負両側２段目間で捩じれたりする。さらに、「捩じり特性の１段目範囲」とは、捩じり特性線図において捩じり角度ゼロの両側にわたって広がる小捩じり角度の領域をいい、低剛性のばねが捩じれることで低剛性の特性が得られている。「捩じり特性の２段目範囲」とは、前記１段目範囲の正負両側にわたって広がる大捩じり角度の領域をいい、高剛性のばねが捩じれることで高剛性の特性が得られる。「捩じり特性の２段目範囲」には、複数のばねが作動することで剛性が途中で変化する場合も含む。すなわち、「捩じり特性の２段目範囲」は「捩じり特性の１段目範囲」を越えた領域をすべて含む。
【００５１】
図９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に第１バネ７を介して回転方向に弾性的に連結されている。また、ハブフランジ６は第２バネ８を介して入力回転体に対して回転方向に弾性的に連結されている。このように第１バネ７と第２バネ８は中間部材としてのハブフランジ６を介して直列に作用するように配置されている。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。第１ストッパー９における正側１段目θ１ｐ範囲で第１バネ７は圧縮可能である。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。第２ストッパー１０における正側２段目θ２ｐ範囲で第２バネ８は圧縮可能となっている。以上の構造により、１段目範囲では第１バネ７が圧縮され、２段目範囲では第２バネ８が圧縮される。なお、第１バネ７全体の剛性は第２バネ８全体の剛性よりはるかに小さく設定されているため、１段目範囲では第２バネ８はほとんど圧縮されない。
【００５２】
第１中間プレート１１Ａはハブ３とハブフランジ６との間に配置されている。第１中間プレート１１Ａは、ハブ３に対して第３ストッパー１２においてθ３範囲内で相対回転可能に係合しており、ハブフランジ６に対して第１小摩擦機構Ｂにより摩擦係合している。さらに、第１中間プレート１１Ａは入力回転体２に対して第１大摩擦機構Ａにより摩擦係合している。すなわち、第１小摩擦機構Ｂと第２大摩擦機構Ａとで第２摩擦連結機構を構成している。第１小摩擦機構Ｂは円周方向捩じり角度θ３内でのみ作用する。第１大摩擦機構Ａは第１小摩擦機構Ｂと直列に配置され、それにより捩じり角度θ３以上でのみ作用して第１小摩擦機構Ｂより大きい摩擦を発生する。以上の構造により、第１中間プレート１１Ａは、ハブ３が当接するまでは摩擦機構Ａ，Ｂにおいて滑らず、ハブ３が当接すると以後は摩擦機構Ａ，Ｂで滑る。また、ハブフランジ６のみが第１中間プレート１１Ａに相対回転するときには第１小摩擦機構Ｂのみで滑りが生じ、入力回転体２及びハブフランジ６がともに第１中間プレート１１Ａに相対回転するときには摩擦機構Ａ，Ｂにおいて滑りが生じる。
【００５３】
第２中間プレート１１Ｂは、ハブフランジ６に対して第４ストッパー１４においてθ４内で相対回転可能になるとともに、第２小摩擦機構Ｃにより摩擦係合している。さらに、第２中間プレート１１Ｂは第２大摩擦機構Ｄにより入力回転体２に対して摩擦係合している。言い換えると、第２小摩擦機構Ｃと第２大摩擦機構Ｄとで第１摩擦連結機構が構成されている。第２小摩擦機構Ｃは円周方向角度θ４内で作用する。第２大摩擦機構Ｄは  第２小摩擦機構Ｃと直列に作用するように配置されており、円周方向角度θ４以上で作用する。以上の構造により、第２中間プレート１１Ｂはハブフランジ６と相対回転しているときには必ず第２小摩擦機構Ｃで滑り、相対回転していないときには第２小摩擦機構Ｃで必ず滑らない。また、第２中間プレート１１Ｂは入力回転体２と相対回転するときに第２大摩擦機構Ｄで滑る。
【００５４】
第３及び第４小摩擦機構Ｅ，Ｆは入力回転体２とハブ３との間に形成されているため、入力回転体２とハブ３とが相対回転する際には常に滑っている。
次に、図１１〜図１６の機械回路図を用いてクラッチディスク組立体１におけるダンパー機構４の動作を詳細に説明する。図１０は以下の動作に基づく捩り特性図である。なお、以下の説明は、入力回転体２を他の部材に固定しておき、それに対してハブ３をＲ２側に捩ったときの動作である。すなわち、図１０に示すように、捩り特性線図の正側領域における動作を説明している。
【００５５】
図１１は図１０の０度に対応している。なお、図１１では第１中間プレート１１Ａと第２中間プレート１１ＢがＲ１側に最も捩れた位置にある。
図１１の状態からハブ３をＲ２側に捩っていく。このとき、第１バネ７が圧縮されハブ３とハブフランジ６とが相対回転する。このとき、第３及び第４小摩擦機構Ｅ，Ｆのみで滑りが生じるため、低剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。捩り角度がθ３になると、図１２に示すように第３ストッパー１２で当接が生じ、以後第１中間プレート１１Ａはハブ３と一体に回転する。このため、第３及び第４小摩擦機構Ｅ，Ｆでの滑りに加えて第１大摩擦機構Ａと第１小摩擦機構Ｂとで滑りが生じる。このため、１段目範囲の両端において比較的大きいヒステリシストルクが得られる。捩り角度がさらに大きくなり捩り角度が角度ａ（＝θ１ｐ）になると、図１３に示すように第１ストッパー９で当接が生じる。これ以降は、第１バネ７は圧縮されず第２バネ８のみが圧縮される。捩じり角度が角度ｂ（＝θ１ｐ＋θ２ｐ）になると、入力回転体２とハブ３との相対回転が停止する。
【００５６】
２段目範囲の初期段階では、第１大摩擦機構Ａと第２小摩擦機構Ｃとで滑りが生じ比較的大きいヒステリシストルクが得られる。角度ａから捩じり角度がθ４大きくなると、図１４に示すように第４ストッパー１４で当接が生じる。以後は第１大摩擦機構Ａと第２大摩擦機構Ｄとで滑りが生じて、最も大きいヒステリシストルクが得られる。なお、この２段目範囲における高ヒステリシストルクは１段目範囲の両端で生じる高ヒステリシストルクより大きい。これにより、低周波振動に対して大きなヒステリシストルクで振動の減衰性を向上させている。また、ヒステリシストルクを大きくすることで、共振点のピーク値を下げることになり、走行時歯打音、こもり音のピークを下げる効果をもつ。
【００５７】
図１４の状態からハブ３がＲ１側に戻ると、始めは第１小摩擦機構Ｂと第２小摩擦機構Ｃとで滑りが生じる。Ｒ１側に戻る角度がθ４になると、図１５に示すように第４ストッパー１４が当接し、以後は第１小摩擦機構Ｂと第２大摩擦機構Ｄとで滑りが生じる。Ｒ１側に戻る角度がθ３になると、図１６に示すように第３ストッパー１２で当接が生じ、以降は第１大摩擦機構Ａと第２大摩擦機構Ｄで滑りが生じる。角度ａ以下になると、第２バネ７が伸び、第１大摩擦機構Ａと第１小摩擦機構Ｂで滑りが生じる。このことは、２段目範囲から１段目範囲に戻す動作において、１段目範囲全体にわたって第１大摩擦機構Ａ及び第１小摩擦機構Ｂが作動して、比較的大きいヒステリシストルクが発生する。いい替えると、捩じり角度の大きな振動に対しては１段目範囲全体が高ヒステリシストルクの領域になる。このため車輌前後振動に対する減衰特性を向上できる。
【００５８】
図１７〜図２０は、各種の捩り振動に対して実際の捩り特性を表した図である。図１７は正側１段目範囲と負側２段目範囲との間で捩った状態を示している。１段目範囲ではヒステリシストルクＨ１が発生し、２段目範囲では１段目範囲より大きいヒステリシストルクＨ２が発生していることがわかる。
図１８は正側２段目端と負側２段目端との間で捩ったときの状態を示している。ここでは、１段目範囲において第１大摩擦機構Ａと第１小摩擦機構Ｂとが１段目全体で滑っており、比較的大きいヒステリシストルクＨ１が得られている。２段目範囲では１段目範囲よりさらに大きいヒステリシストルクＨ２が発生していることがわかる。この結果、正負２段目両範囲間で捩れるショックやしゃくり等の大捩り振動に対して良好な振動減衰特性が得られる。
【００５９】
図１９は中立位置におけるアイドリング時微小捩り振動が入力されたときの特性を示している。機械回路図では、図９の中立状態でハブ３が入力回転体２やハブフランジ６に対してθ３内で捩じり動作を繰り返している。ここでは、１段目範囲において第３及び第４小摩擦機構Ｅ，Ｆのみが滑り、低ヒステリシストルクＨ３を発生している。
【００６０】
図２０は中立位置におけるアイドリング時の微小捩り振動が入力された際にその微小捩り振動の振幅が大きく２段目範囲まで作用するときの状態を示している。ここでは、１段目範囲の両端において第１大摩擦機構Ａと第１小摩擦機構Ｂとが滑る高ヒステリシストルクの領域が得られるため、片当たりジャンピング現象が生じにくい。なお、この１段目範囲における高ヒステリシストルクは、２段目範囲における高ヒステリシストルクに比べて小さいため、よりジャンピング現象を生じさせにくい。ジャンピング現象とは、定常歯打ち音がある程度収まっている場合においも、トランスミッション油温の変化によるドラグトルクの変化や、電気負荷などによるエンジン回転速度変動の増大により、１段目範囲の領域で収まっていた回転速度変動が２段目の壁にぶつかり大きく跳ね返され、反対側の壁にぶつかりまた跳ね返されて歯打ち音レベルが大幅に悪化する現象である。大捩じり振動に対する１段目範囲のヒステリシストルクと２段目範囲のヒステリシストルクが同じである場合（１段目ヒステリシストルクが２段目ヒステリシストルクより小さくなっていない場合）には、図２０の破線で示すようなひどく大きい高ヒステリシストルクの領域が発生するため、ジャンピング現象の抑制には逆効果になる。
【００６１】
図２１は負側１段目と正側２段目との間で捩ったときの特性を示している。２段目範囲において正負いずれにおいても微小捩り振動が入力された場合には、θ４の範囲内で第２小摩擦機構Ｂ及び第３小摩擦機構Ｃとが滑る。機械回路図では、図１４の状態で、入力回転体２がハブフランジ６及びハブ３に対してθ４内で捩じり動作を繰り返している状態に相当する。これら小摩擦機構Ｂ，Ｃは１段目範囲における微小捩り振動に対しては滑らない。この結果、２段目範囲において微小捩り振動に対して発生するヒステリシストルクＨ４は、１段目範囲において微小捩り振動に対して発生するヒステリシストルクＨ３（図１９）より大きい。したがって、通常走行時における微小捩り振動に対して効果的に振動減衰を行うことができる。また、本実施形態の構造では、通常走行時にハブ３が第１及び第２中間プレート１１Ａ，１１Ｂによって叩かれることなく、各部品の摩耗が少なくなる。
〔他の実施形態〕
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。
【００６２】
【発明の効果】
本発明に係るダンパー機構では、、２段目範囲における微小捩り振動に対するヒステリシストルクは１段目範囲におけるヒステリシストルクより大きくなる。したがって、１段目範囲における微小捩り振動に対するヒステリシストルクを適切な値に維持しつつ２段目範囲における微小捩り振動に対するヒステリシストルクを十分に大きくできる。
【図面の簡単な説明】
【図１】クラッチディスク組立体の縦断面概略図。
【図２】クラッチディスク組立体の平面図。
【図３】図１の部分拡大図。
【図４】図１の部分拡大図。
【図５】各部分の捩り角度を説明するための平面図。
【図６】各部分の捩り角度を説明するための平面図。
【図７】各部分の捩り角度を説明するための平面図。
【図８】プレートの爪とハブフランジとの係合を説明するための部分平面図。
【図９】ダンパー機構の機械回路図。
【図１０】ダンパー機構の捩り特性図。
【図１１】ダンパー機構の機械回路図。
【図１２】ダンパー機構の機械回路図。
【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】各種捩り振動に対する捩り特性線図。
【図１８】各種捩り振動に対する捩り特性線図。
【図１９】各種捩り振動に対する捩り特性線図。
【図２０】各種捩り振動に対する捩り特性線図。
【図２１】各種捩り振動に対する捩り特性線図。
【符号の説明】
１  クラッチディスク組立体
２  入力回転体（第２回転部材）
３  ハブ（第１回転部材）
６  ハブフランジ（中間部材）
７  第１バネ（第１弾性部材）
８  第２バネ（第２弾性部材）
９  第１ストッパー
１０  第２ストッパー
１２  第３ストッパー
１４  第４ストッパー
１１Ａ  第１中間プレート（第２中間部材、１段目フリクションプレート）
１１Ｂ  第２中間プレート（第１中間部材、２段目フリクションプレート）
２１  クラッチプレート（プレート部材）
２２  リテーニングプレート（プレート部材）
Ａ  第１大摩擦機構（第２大摩擦発生機構、第２大摩擦係合部）
Ｂ  第１小摩擦機構（第２小摩擦発生機構、第２小摩擦係合部）
Ｃ  第２小摩擦機構（第１小摩擦発生機構、第１小摩擦係合部）
Ｄ  第２大摩擦機構（第１大摩擦発生機構、第１大摩擦係合部）
Ｅ  第３小摩擦機構（摩擦連結機構）
Ｆ  第４小摩擦機構（摩擦連結機構）
【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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