(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１回転部材（３）と、
前記第１回転部材（３）に相対回転可能に配置された第２回転部材（２）と、
前記第１回転部材（３）と前記第２回転部材（２）とを回転方向に弾性的に連結するための機構であり、第１中間部材（６）と、前記第１回転部材（３）と前記第１中間部材（６）を回転方向に弾性的に連結する第１弾性部材（７）と、前記第１中間部材（６）と前記第２回転部材（２）とを回転方向に弾性的に連結し前記第１弾性部材（７）より剛性が高い第２弾性部材（８）とを含む弾性連結機構と、
前記第１弾性部材（７）が圧縮される捩じり角度１段目範囲で滑り可能な第１ヒステリシストルク発生部（１３）と、前記第１ヒステリシストルク発生部（１３）と直列に配置され所定角度範囲の第１隙間（θＡＣ１）を有する第１隙間機構（５５，９５）とを含む第１摩擦連結部と、
前記第２弾性部材（８）が圧縮される捩じり角度２段目範囲で滑ることで前記捩じり角度１段目範囲より高い第２ヒステリシストルクを得るための第２ヒステリシストルク発生部（１４）と、前記第２ヒステリシストルク発生部（１４）と直列に配置され所定角度範囲の第２隙間（θＡＣ２）を有する第２隙間機構（６２，６９）とを含む第２摩擦連結部と、
を備えたダンパー機構。
【請求項２】
前記第１摩擦連結部は前記第１回転部材（３）と前記第２回転部材（２）との間において、前記第１弾性部材（７）及び第２弾性部材（８）に並列に作用するように配置されている、請求項１に記載のダンパー機構。
【請求項３】
前記第１摩擦連結部は第２中間部材（８１，８２）をさらに含み、
前記第２中間部材（８１，８２）は、前記第１回転部材（３）と前記第２回転部材（２）との間に前記第１中間部材（６）と並列に作用するように配置され、前記第１及び第２回転部材の一方（３）との間に前記第１隙間機構（５５，９５）を構成し、前記第１及び第２回転部材の他方（２）との間に前記第１ヒステリシストルク発生部（１３）を構成する、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中間部材（８１，８２）は前記第１及び第２回転部材の前記他方（３）との間に第３ヒステリシストルク発生部（１２）を構成し、
前記第３ヒステリシストルク発生部（１２）は、前記第１隙間機構（５５，９５）と並列に作用し、前記第１ヒステリシストルク発生部（１３）より低い第３ヒステリシストルクを発生可能である、請求項３に記載のダンパー機構。
【請求項５】
前記第２摩擦連結部は前記第１中間部材（６）と前記第２回転部材（２）との間に配置され、前記第２弾性部材（８）と並列に作用するようになっている、請求項１〜４のいずれかに記載のダンパー機構。
【請求項６】
前記第２摩擦連結部は第３中間部材（１１）を含み、
前記第３中間部材（１１）は前記第１中間部材（６）と前記第２回転部材（２）の一方（６）との間に前記第２隙間（θＡＣ２）を構成し、前記第１中間部材（６）と前記第２回転部材（２）の他方（２）との間に前記第２ヒステリシストルク発生部（１４）を構成している、請求項５に記載のダンパー機構。
【請求項７】
第１回転部材（３）と、
前記第１回転部材（３）に相対回転可能に配置された第２回転部材（２）と、
前記第１回転部材（３）と前記第２回転部材（２）とを回転方向に弾性的に連結するための機構であり、第１中間部材（６）と、前記第１回転部材（３）と前記第１中間部材（６）を回転方向に弾性的に連結する第１弾性部材（７）と、前記第１中間部材（６）と前記第２回転部材（２）とを回転方向に弾性的に連結し前記第１弾性部材（７）より剛性が高い第２弾性部材（８）とを含む弾性連結機構と、
前記第１回転部材（３）と前記第２回転部材（２）との間に前記第１中間部材（６）と並列に作用するように配置され、前記第１及び第２回転部材（３，２）の一方（２）との間に前記第１弾性部材（７）が圧縮される捩じり角度１段目範囲で滑り可能な第１ヒステリシストルク発生部（１３）と、前記第１及び第２回転部材（３，２）の他方（３）との間に前記第１ヒステリシストルク発生部（１３）と直列に配置され所定角度範囲の第１隙間（θＡＣ１）を有する、第２中間部材（８１，８２）と、
前記第１中間部材（６）と前記第２回転部材（２）との間に配置され、前記第２中間部材（８１，８２）と並列に作用し、前記第１中間部材（６）と前記第２回転部材（２）の一方（２）との間に前記第２弾性部材（８）が圧縮される捩じり角度２段目範囲で滑ることで前記捩じり角度１段目範囲より高い第２ヒステリシストルクを得るための第２ヒステリシストルク発生部（１４）を構成し、前記第１中間部材（６）と前記第２回転部材（２）の他方（６）との間に前記第２ヒステリシストルク発生部（１４）と直列に配置され所定角度範囲の第２隙間（θＡＣ２）を有する、第３中間部材（１１）と、
を備えたダンパー機構。
【請求項８】
前記第１隙間（θＡＣ１）の円周方向角度は前記第２隙間（θＡＣ２）の円周方向角度より大きい、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隙間（θＡＣ１）の円周方向角度は前記第２隙間（θＡＣ２）の円周方向角度の２倍以上ある、請求項８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、ダンパー機構、特に、動力伝達系における捩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、クラッチペダルを離した時にトランスミッションより発生する「ガラガラ」と聞こえる音である。この騒音が生じる原因は、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。
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急に離したりした時生じる車体の前後の大きな振れである。具体的には、駆動伝達系にステップ的にトルクが入力されることにより、過渡振動が生じる。この結果、タイヤに伝達されたトルクが逆にタイヤ側から駆動側に伝わり、その揺り返しとしてタイヤに過大トルクが発生する。以上の結果車体を過渡的に前後に大きくふらす。
【０００４】
アイドリング時の異音に対しては、クラッチディスク組立体の捩り特性において０トルク付近が問題となり、捩り剛性は低い方が良い。そのため低剛性のばねを用いることで非線形の捩り特性（低剛性の一段目と高剛性の二段目からなる二段特性）を実現したクラッチディスク組立体が提供されている。このクラッチディスク組立体では、一段目の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、アイドリング時の異音防止効果がある。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
前記従来のクラッチディスク組立体におけるダンパー機構では、低周波振動が入力されると、捩り特性において正側の二段目と負側の二段目との間の高角度範囲で捩り動作を繰り返す。このとき、非線形でしかも一段目の剛性が低いため、低周波振動を充分に減衰できないことがある。
【０００６】
本発明の目的は、二段の捩り特性を有するダンパー機構において、正負両側の二段目間にわたってねじれる捩り振動を効果的に減衰することにある。
【０００７】
【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摩擦連結部と第２摩擦連結部とを備えている。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り、第１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回転部材と第１中間部材を回転方向に弾性的に連結する。第２弾性部材は、第１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、第１弾性部材より剛性が高い。第１摩擦連結部は第１ヒステリシストルク発生部と第１隙間機構とを含んでいる。第１ヒステリシストルク発生部は第１弾性部材が圧縮される捩じり角度１段目範囲で滑り可能である。第１隙間機構は、第１ヒステリシストルク発生部と直列に配置され、所定角度範囲の第１隙間を有する。第２摩擦連結部は、第２ヒステリシストルク発生部と第２隙間機構とを含んでいる。第２ヒステリシストルク発生部は、第２弾性部材が圧縮される捩じり角度２段目範囲で滑ることで捩じり角度１段目範囲より高い第２ヒステリシストルクを得る。第２隙間機構は、第２ヒステリシストルク発生部と直列に配置され、所定角度範囲の第２隙間を有する。
【０００８】
請求項１に記載のダンパー機構の捩り特性を説明する。捩じり角度一段目範囲では第１ばねが圧縮され、第１ヒステリシストルク発生部で滑りが生じる。したがって低剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。捩じり角度二段目範囲では第２ばねが圧縮され、第２ヒステリシストルク発生部で滑りが生じる。したがって高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。
【０００９】
以上に述べたように、一段目範囲において第１ヒステリシストルク発生部を機能させて高ヒステリシストルクを発生させているため、車体の前後振動のような捩り角度の大きな振動を効果的に減衰できる。また、一段目範囲において所定トルク以下の捩り振動が入力された場合は、第１隙間機構によって第１ヒステリシストルク発生部で滑りを生じない。すなわち第１ヒステリシストルク発生部による高ヒステリシストルクが発生しない。また、二段目範囲において所定トルク以下の捩り振動が入力された場合は、第２隙間機構によって第２ヒステリシストルク発生部で滑りを生じさせない。すなわち第２ヒステリシストルク発生部による高ヒステリシストルクが発生しない。さらに、このダンパー機構では、第１ヒステリシストルク発生部は第２ヒステリシストルク発生部より低いヒステリシストルクを発生するため、アイドリング時異音に効果的である。
【００１０】
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摩擦連結部は第１回転部材と第２回転部材との間において、第１弾性部材及び第２弾性部材に並列に作用するように配置されている。
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１摩擦連結部は第２中間部材をさらに含んでいる。第２中間部材は、第１回転部材と第２回転部材との間に第１中間部材と並列に作用するように配置され、第１及び第２回転部材の一方との間に第１隙間機構を構成し、第１及び第２回転部材の他方との間に第１ヒステリシストルク発生部を構成する。
【００１１】
請求項４に記載のダンパー機構では、請求項３において、第２中間部材は第１及び第２回転部材の他方との間に第３ヒステリシストルク発生部を構成している。  第３ヒステリシストルク発生部は、第１隙間機構と並列に作用し、第１ヒステリシストルク発生部より低い第３ヒステリシストルクを発生可能である。
請求項４に記載のダンパー機構では、一段目範囲で微小振動が入力されると、第３ヒステリシストルク発生部が第３ヒステリシストルクを発生する。
【００１２】
請求項５に記載のダンパー機構では、請求項１〜４のいずれかにおいて、第２摩擦連結部は第１中間部材と第２回転部材との間に配置され、第２弾性部材と並列に作用するようになっている。
請求項６に記載のダンパー機構では、請求項５において、第２摩擦連結部は第３中間部材を含んでいる。第３中間部材は、第１中間部材と第２回転部材の一方との間に第２隙間を構成し、第１中間部材と第２回転部材の他方との間に第２ヒステリシストルク発生部を構成している。
【００１３】
請求項７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２中間部材と第３中間部材とを備えている。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方向に弾性的に連結するための機構であり、第１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回転部材と第１中間部材を回転方向に弾性的に連結する。第２弾性部材は、第１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、第１弾性部材より剛性が高い。第２中間部材は、第１回転部材と第２回転部材との間に第１中間部材と並列に作用するように配置されている。第２中間部材は、第１及び第２回転部材の一方との間に第１弾性部材が圧縮される捩じり角度１段目範囲で滑り可能な第１ヒステリシストルク発生部を構成し、第１及び第２回転部材の他方との間に第１ヒステリシストルク発生部と直列に配置され所定角度範囲の第１隙間を有する。第３中間部材は、第１中間部材と第２回転部材との間に配置され、第２中間部材と並列に作用する。第３中間部材は、第１中間部材と第２回転部材の一方との間に第２ヒステリシストルク発生部を構成している。第２ヒステリシストルク発生部は第２弾性部材が圧縮される捩じり角度２段目範囲で滑ることで捩じり角度１段目範囲より高い第２ヒステリシストルクを得る。第３中間部材は、第１中間部材と第２回転部材の他方との間に第２ヒステリシストルク発生部と直列に配置され所定角度範囲の第２隙間を有する。
【００１４】
請求項７に記載のダンパー機構の捩り特性を説明する。捩じり角度一段目範囲では第１ばねが圧縮され、第１ヒステリシストルク発生部で滑りが生じる。したがって低剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。捩じり角度二段目範囲では第２ばねが圧縮され、第２ヒステリシストルク発生部で滑りが生じる。したがって高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。
【００１５】
以上に述べたように、一段目範囲において第１ヒステリシストルク発生部を機能させて高ヒステリシストルクを発生させているため、車体の前後振動のような捩り角度の大きな振動を効果的に減衰できる。また、一段目範囲において所定トルク以下の捩り振動が入力された場合は、第１隙間によって第１ヒステリシストルク発生部で滑りを生じない。すなわち第１ヒステリシストルク発生部による高ヒステリシストルクが発生しない。また、二段目範囲において所定トルク以下の捩り振動が入力された場合は、第２隙間によって第２ヒステリシストルク発生部で滑りを生じない。すなわち第２ヒステリシストルク発生部による高ヒステリシストルクが発生しない。さらに、このダンパー機構では、第１ヒステリシストルク発生部は第２ヒステリシストルク発生部より低いヒステリシストルクを発生するため、アイドリング時異音に効果的である。
【００１６】
請求項８に記載のダンパー機構は、請求項１〜７のいずれかにおいて、第１隙間の円周方向角度は第２隙間の円周方向角度より大きい。
請求項９に記載のダンパー機構では、請求項８において、第１隙間の円周方向角度は第２隙間の円周方向角度の２倍以上ある。
【００１７】
【発明の実施の形態】
図１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の平面図を示し、図２にその断面図を示す。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）に連結及び連結解除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、ばね等を利用してフライホイールから入力されるトルク変動を吸収・減衰する機能である。
【００１８】
図１において矢印Ｒ１側がクラッチディスク組立体１の回転方向（正側）であり、Ｒ２側がその反対方向（負側）である。図２においてＯ−Ｏがクラッチディスク組立体１の回転軸すなわち回転中心線である。また、図２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２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。
【００１９】
クラッチディスク組立体１は、主に、入力回転体２と、出力回転体としてのハブ３と、入力回転体２とハブ３との間に配置されたダンパー機構とから構成されている。ダンパー機構は、第１ばね７,第２ばね８及び複数の摩擦発生機構等を含んでいる。
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てある。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、共に板金製の円板状又は環状の部材であり、軸方向に所定の間隔を空けて配置されている。クラッチプレート２１はエンジン側に配置され、リテーニングプレート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によって互いに固定され、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。
【００２０】
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摩擦係合する部分である。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は円周方向に等間隔で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の外周部に固定されている。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、第１及び第２摩擦フェーシング２５が複数のリベット２６によって固定されている。
【００２１】
クラッチプレート２１及びリテーニングプレート２２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ばね８の軸方向及び半径方向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ばね８の円周方向端部に当接又は近接する当接部３６が円周方向両端に形成されている。当接部３６は第２ばね８との間でトルク伝達を行う部分である。
【００２２】
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（内周縁）が形成されている。この中心孔３７内には出力回転体としてのハブ３が配置されている。  ハブ３は、軸方向に延びる筒状のボス５２と、ボス５２から半径方向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、図示しないトランスミッションから延びる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はボス５２の軸方向中間位置から半径方向外側に延びている。フランジ５４の半径方向外側部分には複数の外周歯５５が形成されている。外周歯５５は半径方向内側から外側に向かって回転方向の幅が短くなる形状であり、フランジと同じだけ軸方向に延びている。さらにフランジ５４及び外周歯５５において半径方向に対向する２カ所には切欠き５６が形成されている。切欠き５６は円周方向両端に当接部５７を有している。
【００２３】
分離フランジ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との軸方向間に配置された円板状の部材である。分離フランジ６は、第１ばね７（第１弾性部材）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ばね８（第２弾性部材）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。すなわち分離フランジ６は、直列に配置された第１ばね７と第２ばね８とを連結する中間部材として機能している。図８に詳細に示すように、分離フランジ６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は外周歯５５に対して回転方向に交互に並ぶように配置されている。また、内周歯６６の軸方向長さは外周歯５５の軸方向長さより短く、その軸方向中間に配置されている。内周歯６６は半径方向外側から内側にいくに従ってその回転方向長さが短くなる形状を有している。外周歯５５と内周歯６６との円周方向間にはそれぞれ捩り角度θ１だけの隙間が確保されている。この外周歯５５と内周歯６６とにより第１ストッパー９が形成されている。第１ストッパー９は、ハブ３と分離フランジ６との間で正負両側にそれぞれ捩り角度θ１だけ相対回転を許容するための機構であり、正負両側の一段目範囲を定義している。なお、捩り角度θ１は正側と負側とで大きさが異なり、この実施形態では、例えば外周歯５５から見て負側（Ｒ２側）の内周歯６６との間の捩り角度θ１は例えば５゜であり、外周歯５５から見て正側（Ｒ１側）の内周歯６６との間の捩り角度θ１は例えば２゜である。
【００２４】
さらに、分離フランジ６の内周縁には、切欠き５６に対応する切欠き６７が形成されている。切欠き６７は円周方向に比較的長く延び、その円周方向両端に当接部６８が形成されている。切欠き５６，６７により形成される空間内に第１ばね７が配置されている。第１ばね７は小型のコイルスプリングであり、円周方向両端がスプリングシートを介して当接部５７,６８に当接している。このようにして、第１ばね７はハブ３と分離フランジ６とを回転方向に弾性的に連結している。言い換えると、ハブ３と分離フランジ６とが相対回転する時に並列配置の２つの第１ばね７は両部材間で圧縮される。さらに具体的には、両部材の相対回転時に、第１ばね７は、当接部５７と、その円周方向反対側の当接部６８との間で回転方向に圧縮される。
【００２５】
さらに、分離フランジ６の内周縁には、円周方向に複数の切欠き６９が形成されている。切欠き６９はほぼ四角形状であり、円周方向に等間隔で形成されている。
分離フランジ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。窓孔４１の内周縁は、円周方向の両側の当接部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側に開いた形状であっても良い。分離フランジ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。
【００２６】
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。突起４９は分離フランジ６の外周縁４８からさらに半径方向外側に延びている。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パー面５０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の当接部よりさらに円周方向内側に位置している。なお、突起４９は円周方向両端にストッパー面５０が形成されていればそれで良いため、必ずしも中間部分を必要としない。すなわち、突起は両側に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。
【００２７】
前述した分離フランジ６の構造について他の表現を用いて再度説明する。分離フランジ６は内周側に環状部７０を有しており、さらに環状部７０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。各突出部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。窓孔４１は突出部４７においてその全体にわたって形成されている。
【００２８】
さらに突出部４７を他の表現で表すと、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。突起４９の半径方向外側は外側面５１となっている。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。
【００２９】
第２ばね８はクラッチディスク組立体１のダンパー機構に用いられる弾性部材すなわちばねである。各第２ばね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ばね８は各第１ばね７に比べて大型であり、ばね定数が大きい。第２ばね８は各窓孔４１,３５内に収容されている。第２ばね８は、クラッチディスク組立体１の回転又は接線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。すなわち第２ばね８の円周方向角度は窓孔４１の円周方向角度とほぼ等しい。第２ばね８の円周方向両端は窓孔４１の当接部４４及び当接部３６に当接又は近接している。プレート２１,２２のトルクは並列配置の４つの第２ばね８を介して分離フランジ６に伝達され得る。すなわち第２ばね８はプレート２１,２２と分離フランジ６とを回転方向に弾性的に連結している。言い換えると、プレート２１,２２と分離フランジ６との間に相対回転が生じると、両部材間で第２ばね８は回転方向に圧縮される。さらに詳細には、第２ばね８は一方の当接部４４とその円周方向反対側の当接部３６との間で圧縮される。
【００３０】
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、さらに後述する第２ストッパー１０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の外周縁から折り曲げられてクラッチプレート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の本体部分と一体の構成であり、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３９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は分離フランジ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に対して軸方向に接近させた時に、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に対して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に対して軸方向に対応する位置にはかしめ用孔３４が形成されている。
【００３１】
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は分離フランジ６と入力回転体２との間で捩り角度θ２だけの相対回転を許容し、捩り角度がθ２になると両部材の相対回転を規制するためのものである。なお、この捩り角度θ２の領域で第２ばね８は分離フランジ６と入力回転体２との間で圧縮される。
【００３２】
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のストッパー面５０の半径方向位置は、分離フランジ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は分離フランジ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のストッパー面３９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は分離フランジ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。
【００３３】
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。
【００３４】
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ばね８によるダンパー機構の最大捩り角度と第２ばね８の捩り角度を共に大きくできる。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ばねによるダンパー機構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、ダンパー機構の広角化とばねの低剛性化を実現できない。
【００３５】
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。
中間プレート１１は、ハブ３の外周側において、クラッチプレート２１と分離フランジ６との間、および分離フランジ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１１は環状のプレート部材であり、より正確にはほぼ四角形状となっている。なお、中間プレート１１の内周縁は円形状である。中間プレート１１は分離フランジ６と入力回転体２との間で機能する中間部材である。中間プレート１１の機能は、分離フランジ６と入力回転体２とが相対回転する時に大きな摩擦を発生することにある。１対の中間プレート１１同士は複数のピン６２によって互いに相対回転不能になっている。ピン６２は、胴部と、胴部から軸方向両側に延びる小径の突起部分とから構成されている。１対の中間プレート１１はピン６２の胴部の軸方向端面に軸方向から当接することによって互いに対して軸方向に接近することが制限されている。ピン６２の突起部分は中間プレート１１に形成された孔内に挿入されている。各中間プレート１１と分離フランジ６の環状部７０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１１と分離フランジ６の環状部７０との間に各々配置された環状のプレート部材である。スペーサ６３の内径は中間プレート１１の内径とほぼ同一である。スペーサ６３にはピン６２の胴部が挿入される孔が形成されており、この孔とピン６２との係合によってスペーサ６３は中間プレート１１と一体回転する。スペーサ６３において分離フランジ６の環状部７０に対向し当接する側の面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。分離フランジ６の環状部７０には、ピン６２の胴部が軸方向に貫通する孔７１が形成されている。ピン６２とその円周方向両側にある孔７１端部との間には、それぞれ捩り角度θ４の隙間が確保されている。θ４の大きさはたとえば０．５度である。２つの捩り角度θ４を合わせた角度θＡＣ２は捩り角度二段目範囲で所定トルク以下の捩り振動に対して大きな摩擦を発生させないための隙間となっている。
【００３６】
次に、各摩擦発生機構を構成する各部材について説明する。第２摩擦ワッシャー７２は、中間プレート１１のトランスミッション側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、樹脂製かつ環状の本体７４と、本体７４にモールドされた環状の摩擦板７５とから構成されている。摩擦板７５はトランスミッション側の中間プレート１１のトランスミッション側の面に当接している。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離脱不能に係止されている。本体７４の内周部トランスミッション側には複数の凹部７４ａが形成されている。
【００３７】
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、両部材間で軸方向に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の摩擦板７５は第１中間プレート１１に強く圧接されている。第２コーンスプリング７３は内周側に形成された複数の突起が係合部７６に相対回転不能に係合している。
【００３８】
第３摩擦ワッシャー８９は、エンジン側の中間プレート１１とクラッチプレート２１の内周部との間に配置されている。第３摩擦ワッシャー８９は、環状樹脂製の本体９０と、本体９０にモールドされた環状の摩擦板９７とから構成されている。摩擦板９７は本体９０のトランスミッション側面に設けられており、エンジン側の中間プレート１１のエンジン側面に当接している。第３摩擦ワッシャー８９は、本体９０から軸方向エンジン側に延びる複数の係合部９８を有している。係合部９８はクラッチプレート２１に形成された孔に相対回転不能に係合し、さらに軸方向に離脱不能に係止している。
【００３９】
以上に述べた第２及び第３摩擦ワッシャー７２,８９は、それぞれプレート２２,２１と一体回転する部材であり、中間プレート１１に軸方向に圧接され、中間プレート１１と入力回転体２とが相対回転する時に摩擦を発生する第３摩擦機構１４（第２ヒステリシストルク発生機構、第２ヒステリシストルク発生部）を構成している。この第３摩擦機構１４はクラッチディスク組立体１のダンパー機構内において最も大きな摩擦（高ヒステリシストルク）を発生するようになっている。
【００４０】
次に、第１及び第２ブッシュ８１,８２について説明する。第１ブッシュ８１,８２はハブ３と入力回転体２との間で両部材に摩擦係合する中間部材である。第１ブッシュ８１はエンジン側に配置され、第２ブッシュ８２はトランスミッション側に配置されている。第１ブッシュ８１は樹脂製でかつ環状の本体８３を有している。本体８３の軸方向エンジン側には環状で平坦な第２摩擦面８３ｂが形成されている。第２摩擦面８３ｂはクラッチプレート２１の内周部側面に当接している。さらに、本体８３の内周面８３ｃは、ボス５２の外周面に相対回転可能に当接している。すなわち第１ブッシュ８１はボス５２に対して半径方向に位置決めされている。本体８３の内周部には軸方向エンジン側に延びる筒状部８４が形成されている。筒状部８４は内周面がボス５２の外周面に当接し、外周面がクラッチプレート２１の中心孔３７（内周縁）に当接している。このようにして、クラッチプレート２１は第１ブッシュ８１の筒状部８４に相対回転可能に半径方向の位置決めをされている。すなわち、クラッチプレート２１は第１ブッシュ８１を介してハブ３のボス５２に半径方向に位置決めされている。第１ブッシュ８１のトランスミッション側内周側には環状でかつ平坦な第１摩擦面８３ａが形成されている。第１摩擦面８３ａはハブ３のフランジ５４軸方向エンジン側面に当接している。
【００４１】
第２ブッシュ８２は、環状かつ樹脂製の本体８７から構成されている。本体８７の軸方向エンジン側内周部には、半径方向内側に開いた環状で平坦な溝８７ａが形成されている。溝８７ａとフランジ５４との軸方向間にはウェーブスプリング９３が軸方向に変形させられた状態で配置されている。ウェーブスプリング９３は環状に波打つ形状である板ばねである。本体８７の軸方向トランスミッション側には環状で平坦な摩擦面８７ｂが形成されている。
【００４２】
フリクションプレート７７は、第２ブッシュ８２の軸方向トランスミッション側に配置されている。フリクションプレート７０は例えば板金製の環状板部材であり、環状の本体７７ａと、環状本体７７ａの内周縁から軸方向に折り曲げられて延びる複数の係合部７７ｂとから構成されている。本体７７ａは第２ブッシュ８２の摩擦面８７ｂに当接している。係合部７７ｂはリテーニングプレート２２の中心孔３７に形成された切欠き３７ａに軸方向から挿入されている。係合部７７ｂの円周方向両端は切欠き３７ａの円周方向両端に当接しており、これによりフリクションプレート７７はリテーニングプレート２２と一体回転するようになっている。本体７７ａ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７８が配置されている。第１コーンスプリング７８は本体７７ａ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。この結果、第１コーンスプリング７８はフリクションプレート７７を第２ブッシュ８２に対して付勢している。第１コーンスプリング７８は内周側に形成された複数の突起がフリクションプレート７７の係合部７７ｂに相対回転不能に係合している。
【００４３】
付勢部材としての各ばねの組み付け状態での反発力は、第２コーンスプリング７３，第１コーンスプリング７８，ウェーブスプリング９３の順で大きい。特に、ウェーブスプリング９３の反発力は第１コーンスプリング７８に対して極端に小さくなっている。
次に第１及び第２ブッシュ８１,８２同士の係合、及び第１及び第２ブッシュ８１,８２とハブ３との係合について説明する。第１及び第２ブッシュ８１,８２においてフランジ５４に対向する側の面には、図９〜１１に示すように複数の係合部９５が形成されている。各係合部９５は、ハブ３の外周歯５５との回転方向間に所定の角度の隙間を空けて配置され、第１及び第２ブッシュ８１,８２とハブ３との間でストッパー機構を構成するための部材である。係合部９５は３個１組の組同士が半径方向に対向して配置されている。各組の回転方向中間の係合部９５は円周方向両側のものに比べて回転方向の幅が狭くなっている。各組の回転方向中間の係合部９５と円周方向両側の係合部９５との間には隙間７９が確保されている。隙間７９は半径方向外側にいくにしたがって回転方向幅が狭くなる形状である。この隙間７９内に外周歯５５の軸方向両端部分が配置されている。
【００４４】
図９及び図１０にハブ３と第２ブッシュ８２の平面図をそれぞれ示し、図１１に両部材が組み合わされた状態での平面図を示している。なお、図１１は両部材が中立位置にある時の状態を示している。各外周歯５５と係合部９５との円周方向間にはそれぞれ捩り角度θ３の隙間が確保されている。すなわち外周歯５５と係合部９５とによってハブ３とブッシュ８１,８２との間のストッパーが形成されている。なお、外周歯５５とその負側（Ｒ２側）の係合部９５との間の捩り角度θ３ａは、外周歯５５とその正側（Ｒ１側）の係合部９５との間の捩り角度θ３ｂより大きい。この実施形態における一例としては、θ３ａは３．５゜であり、θ３ｂは０．５゜である。
【００４５】
第２ブッシュ８２の各組両側の係合部９５には、軸方向に延びる突出部８８が形成され、突出部８８からさらに軸方向に延びる挿入部９９が形成されている。また、第１ブッシュ８１の各組両側の係合部９５には軸方向に延びる突出部８５が形成され、突出部８５には凹部８６が形成されている。突出部８５，８８は分離フランジ６の切欠き６９内を伸び、挿入部９９が凹部８６内に挿入されている。この係合により、第１ブッシュ８１と第２ブッシュ８２とは一体回転する部材として機能している。なお、突出部８５，８８と切欠き６９の円周方向端部との間にはそれぞれθ３より大きな隙間が確保されている。
【００４６】
第１ブッシュ８１は第１摩擦面８３ａがフランジ５４の軸方向エンジン側面に当接し、さらに隙間７９の底面である平坦面８０が外周歯５５の軸方向エンジン側面に当接している。第２ブッシュ８２は、同じく平坦面８０が外周歯５５の軸方向トランスミッション側面に当接している。このように、第１及び第２ブッシュ８１,８２とハブ３との間に第１摩擦機構１２が形成されている。第１摩擦機構１２で生じる摩擦の大きさは、ウェーブスプリング９３の付勢力と第１ブッシュ８１とフランジ５４との間の摩擦係数によって決まる。
【００４７】
第２摩擦機構１３で生じる摩擦の大きさは、第１コーンスプリング７８の付勢力と、クラッチプレート２１と第１ブッシュ８１との間の摩擦係数さらには第２ブッシュ８２とフリクションプレート７７との間の摩擦係数によって決まる。さらに、第３摩擦機構１４で生じる摩擦の大きさは、第２コーンスプリング７３の付勢力と、中間プレート１１と第２及び第３摩擦ワッシャー７２,８９との間の摩擦係数によって決まる。ここでは第１摩擦機構１２の摩擦が最も小さく、その次に第２摩擦機構１３の摩擦が小さい。第１摩擦機構１２で発生する摩擦の大きさは第２摩擦機構１３の摩擦に比べて例えば１０分の１以下である。第２摩擦機構１３での摩擦は第３摩擦機構１４での摩擦の半分又はそれ以下である。
【００４８】
次に、図１２を用いてクラッチディスク組立体１のダンパー機構の構成についてさらに詳細に説明する。図１２はクラッチディスク組立体１のダンパー機構の機械回路図である。この機械回路図は、ダンパー機構を模式的に描いたものであり、ハブ３を入力回転体２に対して一方向（例えばＲ２側）に捩った時の各部材の動作や関係を説明するために用いる図である。図から明らかなように、入力回転体２とハブ３との間には、ダンパー機構を構成するための複数の部材が配置されている。分離フランジ６（第１中間部材）は、入力回転体２とハブ３との中間位置に配置されている。分離フランジ６はハブ３に第１ばね７を介して回転方向に弾性的に連結されている。また、分離フランジ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における第１捩り角度θ１の間で第１ばね７は圧縮可能である。分離フランジ６は入力回転体２に対して第２ばね８を介して回転方向に弾性的に連結されている。また、分離フランジ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における第２捩り角度θ２の間で第２ばね８は圧縮可能となっている。θ１とθ２の合計がこのダンパー機構の正負いずれか側の最大捩じり角度である。以上の構成をまとめると、入力回転体２とハブ３と直列に配置された第１ばね７と第２ばね８とにより回転方向に弾性的に連結されている。ここでは、分離フランジ６は２種類のばねの間に配置された中間部材として機能している。第１ばね７，第２ばね８及び分離フランジによって、入力回転体２とハブ３を回転方向に弾性的に連結する弾性連結機構を構成している。
【００４９】
また、以上に述べた構造は、並列に配置された第１ばね７及び第１ストッパー９からなるダンパーと、並列に配置された第２ばね８と第２ストッパー１０からなるダンパーとが直列に配置された構造として見ることができる。第１ばね７全体の剛性は第２ばね８全体の剛性よりはるかに小さく設定されている。そのため、第１捩り角度θ１までの捩り角度の範囲では第２ばね８はほとんど圧縮されない。
【００５０】
機械回路図において、第１ばね７と第１ストッパー９からなるダンパーと、第２ばね８と第２ストッパー１０とからなるダンパーとは互いに位置を交換可能である。
中間プレート１１（第３中間部材）は、分離フランジ６と入力回転体２との間すなわち第２ばね８に並列に配置されている。中間プレート１１は分離フランジ６に対して所定角度（θＡＣ２）だけ相対回転可能に係合している。中間プレート１１は、入力回転体２に対して摩擦係合しており、その結果中間プレート１１と摩擦ワッシャー７２,８９との間に第３摩擦機構１４を構成している。中間プレート１１と分離フランジ６との間に形成された隙間（θＡＣ２）は捩じり角度の二段目範囲において所定トルク以下の微小振動が入力されたときに第３摩擦機構１４で滑りを生じさせないための構造（第２摩擦抑制機構、第２隙間機構）である。
【００５１】
直列に配置された隙間θＡＣ２と第３摩擦機構１４とは、分離フランジ６と入力回転体２とを摩擦連結する第１摩擦連結部を構成している。なお、この機械回路図において隙間（θＡＣ２）と第３摩擦機構１４との位置は交換可能である。
第１及び第２ブッシュ８１,８２（第２中間部材）はハブ３と入力回転体２との間に配置されている。第１及び第２ブッシュ８１,８２はハブ３との間に第１摩擦機構１２（第３ヒステリシストルク発生部）を形成し、入力回転体２との間に第２摩擦機構１３（第１摩擦発生機構、第１ヒステリシストルク発生機構、第１ヒステリシストルク発生部）を構成している。すなわち、第１及び第２ブッシュ８１,８２は、入力回転体２とハブ３との間に直列に機能する２つの摩擦係合部を構成している。なお、第１摩擦機構１２は発生するヒステリシストルクの大きさが小さく設定され、場合によっては極小またはゼロに近くてもよい。
【００５２】
また、第１及び第２ブッシュ８１,８２はハブ３との間に隙間（θＡＣ１）を有している。この隙間（θＡＣ１）は、第１摩擦機構１２と並列に配置されている。この隙間（θＡＣ１）は第２摩擦機構１３と直列に配置されており、一段目範囲で所定トルク以下の微小振動が入力された時に第２摩擦機構１３で滑りを生じさせないための構造（第１摩擦抑制機構、第１隙間機構）である。
【００５３】
直列に配置された隙間θＡＣ１と第２摩擦機構１３は、ハブ３と入力回転体２とを回転方向に摩擦連結する第２摩擦連結部を構成している。なお、この機械回路図において、隙間（θＡＣ１）と第２摩擦機構１３との位置は交換可能である。
以上に述べた第２摩擦機構１３、第３摩擦機構１４、隙間θＡＣ１及び隙間θＡＣ２等によって、入力回転体２とハブ３との間を回転方向に摩擦係合し、両部材が相対回転すると摩擦（ヒステリシストルク）を発生する摩擦発生機構が構成されている。
【００５４】
動作の説明
クラッチディスク組立体１のダンパーとしての機能を説明する。図１２は入力回転体２とハブ３とが中立位置にある状態を示している。図１２の状態から入力回転体２を他の部材に相対回転不能に固定した状態にし、それに対してハブ３を負側（Ｒ２側）に捩っていく。このとき、入力回転体２はハブ３に対して正側（Ｒ１側）に捩れていることになる。
【００５５】
捩り角度の小さな範囲では第１ばね７がハブ３と分離フランジ６との間で圧縮され、また第１摩擦機構１２において滑りが生じる。この結果、低ヒステリシストルク・低剛性の特性が得られる。外周歯５５が係合部９５に当接すると、図１３に示すようにハブ３とブッシュ８１,８２との相対回転が停止する。さらに捩り角度を大きくすると、第１ばね７の圧縮が進み、第２摩擦機構１３で滑りが生じる。したがって、一段目において高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。捩り角度がθ１になると、図１４に示すように第１ばね７の圧縮が停止する。さらに捩り角度を大きくすると、第２ばね８が圧縮され、第２摩擦機構１３で滑りが生じる。この結果、高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。図１４の状態からθ４だけ捩れると、ストップピン６２と孔７１とが係合し、以後は図１５に示すように第３摩擦機構１４で滑りが生じる。図１６に示す状態では、第２ばね８が圧縮され、第２摩擦機構１３と第３摩擦機構１４とが第２ばね８に並列に作用している。この結果、捩じり角度二段目範囲で高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。
【００５６】
次に、図２０の捩り特性線図を用いてダンパー機能をさらに説明する。この捩り特性線図は、入力回転体２とハブ３とを正負の最大捩り角度間で捩った場合における、捩り角度とトルクとの関係を表している。ここで図１６を、ハブ３を負側（Ｒ２側）に所定角度捩った状態から次に正側（Ｒ１側）に戻す時の配置として説明する。第２ばね８が元の状態に戻ろうと伸び、分離フランジ６及びハブ３をＲ１側に移動させる。このとき、第１摩擦機構１２で滑りが生じ、小ヒステリシストルクが発生する。この小ヒステリシス区間は例えば図２０のＤ部分であり、θＡＣ２の大きさになる。すなわち捩じり振動がこのθＡＣ２の捩じり角度範囲で作用する場合には、高ヒステリシストルクが発生しない。図１６からθＡＣ２だけ分離フランジ６及びハブ３が移動したときにピン６２と孔６９とが当接し、以後は図１７に示すように第３摩擦機構１４で滑りが生じる。この結果、第１摩擦機構１２と第３摩擦機構１４とによって比較的高いヒステリシストルクが発生する。この比較的高いヒステリシス区間は例えば図２０のＥ部分であり、向きを変えてから最大でθＡＣ１の範囲である。負側に戻る捩り角度がθＡＣ１になると、図１８に示すように外周歯５５と係合部９５とが当接する。これにより、以後第１摩擦機構１２は滑りを生じず、第２摩擦機構１３で滑りが生じる。この結果、第２摩擦機構１３と第３摩擦機構１４とが並列に作用することによって高ヒステリシストルクの特性が得られる。この高ヒステリシス区間は、例えば図２０のＦ部分であり、戻り始めてからθＡＣ１を越えると二段目全体にわたって発生可能である。図１９に示すように、捩じり角度が１段目に入ると、第３摩擦機構１４の滑りが停止し、第２摩擦機構１３で滑りが生じる。
【００５７】
図２１は図２０の捩り特性の一段目範囲の拡大図である。正負一段目領域すなわち−２゜〜＋５゜の範囲では所定トルク以下の微小捩り振動に対してはθＡＣ１の範囲内では第１摩擦機構１２のみが機能し、第２摩擦機構１３では滑りが生じない。例えば図１２や図１３に示す状態で微小捩り振動が入力された場合は、ブッシュ８１,８２は第２摩擦機構１３によって入力回転体２と一体回転している。すなわち、ハブ３が入力回転体２,分離フランジ６及び第１及び第２ブッシュ８１,８２に対して相対回転する。
【００５８】
θＡＣ２の範囲を越えて作用する捩じり振動では、正負両端において第２摩擦機構１３が作用し、高ヒステリシストルクの特性が得られる。この高ヒステリシストルクによって例えばアイドリング時異音の原因となる振動が減衰されやすい。特に、この一段目の高ヒステリシストルクは二段目の高ヒステリシストルクより低いため、アイドリング時異音に対して効果的である。例えば一段目の高ヒステリシストルクの大きさが二段目のヒステリシストルクの大きさと同等である場合には、高ヒステリシストルクが一段目の微小振動に対して大きな壁となってしまい、振動減衰に逆効果となり得る。
【００５９】
二段目範囲で微小振動が入力された場合には、例えば図２０に示すように、θＡＣ２の範囲であれば、中間プレート１１は入力回転体２と一体回転し両者間で滑りは生じない。このときは、第１摩擦機構１２のみが滑り小さなヒステリシストルクを発生する。二段目範囲において捩り振動の角度がθＡＣ２を超える場合には第１摩擦機構１２と第３摩擦機構１４とが滑り、中程度のヒステリシストルクを発生する。具体的には、図１５又は図１６において微小振動が入力されると、θＡＣ２の範囲内では分離フランジ６とハブ３は一体回転し、そのとき第３摩擦機構１４及び第２摩擦機構１３では滑りが生じない。すなわち第１摩擦機構１２のみで摩擦が発生し、小ヒステリシストルクの特性が得られる。捩じり角度がθＡＣ２を越えると、図１７に示すように中間プレート１１が分離フランジ６と一体回転し、第３摩擦機構１４が滑り出す。この結果、捩じり角度θＡＣ１までは第１摩擦機構１２と第３摩擦機構１４とが並列に作用する。捩じり角度がθＡＣ１を越えると、ブッシュ８１，８２がハブ３と一体回転し、第１摩擦機構１２が滑りを停止し、第２摩擦機構１３が滑り出す。この結果、第２摩擦機構１３と第４摩擦機構１４が並列に作用する。
【００６０】
以上の特性によれば、ティップイン・ティップアウトのような低周波振動に対しては、正負二段全体にわたって広捩じり角の特性が得られる。このとき一段目範囲と二段目範囲の両方において高ヒステリシストルクが発生する。したがって、低周波振動を効果的に減衰できる。
以上に説明したように、分離フランジ６と中間プレート１１との間の隙間（θＡＣ２）は、二段目範囲において所定トルク以下の微小振動が入力された時に第３摩擦機構１４を機能させず、低ヒステリシストルクの状態を実現するための構造である。また、ハブ３と第１及び第２ブッシュ８１,８２との間の隙間（θＡＣ１）は一段目範囲で所定トルク以下の微小振動が入力された時に第２摩擦機構１３を機能させないための構造である。
【００６１】
この実施形態では第２摩擦機構１３は一段目と二段目の両方にわたって滑りを生じる。すなわち第２摩擦機構１３は、一段目で機能し第１摩擦発生機構の役割を果たし、二段目では第３摩擦機構１４とともに機能して第２摩擦機構の一部を構成する。
第２摩擦機構は、一段目のみで滑る構成に、言い換えると二段目では滑らない構成にしてもよい。その場合は、第２摩擦機構が第１摩擦発生機構を構成し、第３摩擦機構が第２摩擦発生機構を構成する。その場合でも、一段目の高ヒステリシストルクが二段目の高ヒステリシストルクより小さいことが好ましい。
【００６２】
【発明の効果】
本発明に係るダンパー機構では、捩じり角度一段目範囲で機能する第２ヒステリシストルク発生部によって一段目範囲に高ヒステリシストルクを得ることができ、低周波振動に対して減衰効果が高い。また、一段目範囲において所定トルク以下の捩り振動が入力された場合は、第１隙間機構によって第１ヒステリシストルク発生部で滑りを生じない。さらに、このダンパー機構では、第１ヒステリシストルク発生部は第２ヒステリシストルク発生部より低いヒステリシストルクを発生するため、アイドリング時異音に効果的である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態としてのクラッチディスク組立体の平面図。
【図２】図１のII−II矢視図。
【図３】図１の部分拡大図。
【図４】図１のIV−Ｏ矢視図。
【図５】図１のＶ−Ｏ矢視図。
【図６】図１のVI−Ｏ矢視図。
【図７】クラッチディスク組立体の各部品の分解断面図。
【図８】分離フランジとハブとの関係を示す平面図。
【図９】ハブの平面図。
【図１０】ブッシュの平面図。
【図１１】ハブとブッシュとの関係を示す平面図。
【図１２】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機械回路図。
【図１３】機械回路図においてダンパー機構の動作を説明するための図。
【図１４】機械回路図においてダンパー機構の動作を説明するための図。
【図１５】機械回路図においてダンパー機構の動作を説明するための図。
【図１６】機械回路図においてダンパー機構の動作を説明するための図。
【図１７】機械回路図においてダンパー機構の動作を説明するための図。
【図１８】機械回路図においてダンパー機構の動作を説明するための図。
【図１９】機械回路図においてダンパー機構の動作を説明するための図。
【図２０】本発明のクラッチディスク組立体の捩り特性線図。
【図２１】図２０の一段目範囲を拡大した図。
【符号の説明】
１  クラッチディスク組立体
２  入力回転体
３  ハブ
６  分離フランジ
７  第１ばね
８  第２ばね
９  第１ストッパー
１０  第２ストッパー
１１  中間プレート
１２  第１摩擦機構
１３  第２摩擦機構
１４  第３摩擦機構
８１,８２  ブッシュ
【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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