(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及び第２回転部材を回転方向に弾性的に連結する複数の弾性部材を含み、前記第１回転部材が前記第２回転部材に対して前記第１回転部材の回転方向側に捩じれ、前記複数の弾性部材が圧縮される正側領域と、前記第１回転部材が前記第２回転部材に対して前記第１回転部材の回転方向と反対側に捩じれ、前記複数の弾性部材のうち一部の弾性部材が圧縮されるとともに、前記正側領域と同じ捩り角度において前記正側領域より剛性が低い負側領域と、を有する捩じり特性を実現する捩り特性実現機構と、
前記第１回転部材と前記第２回転部材とが相対回転するときに摩擦を発生する摩擦発生機構と、を備え、
前記第２回転部材は、前記第２回転部材に対して前記第１回転部材が前記正側領域に捩れている状態において前記弾性部材と回転方向に当接し、前記第２回転部材に対して前記第１回転部材が前記負側領域に捩れている状態において前記複数の弾性部材のうち前記負側領域において作動しない弾性部材と回転方向に離反する、当接部を有しており、
前記摩擦発生機構は、前記第１回転部材と摩擦係合する中間回転部材を有しており、
前記中間回転部材は、前記第１回転部材と摩擦係合する摩擦係合部と、前記摩擦係合部と一体回転可能な第１隙間係合部と、を有しており、
前記第１隙間係合部は、前記正側領域において前記当接部と前記当接部に対応する前記弾性部材の端部との回転方向間に挟み込まれ、前記負側領域において前記当接部と前記当接部に対応する前記弾性部材の端部との間で回転方向に移動可能である、
ダンパー機構。
【請求項２】
前記中間回転部材は、前記第１隙間係合部が前記当接部と前記弾性部材の端部との間で回転方向に移動可能な状態で、前記摩擦係合部と前記第１回転部材との回転方向両側の相対回転を所定の角度に規制する第２隙間係合部をさらに有している、
請求項１に記載のダンパー機構。
【請求項３】
前記第１回転部材は、前記弾性部材が収容される複数の第１窓孔を有し、
前記第２回転部材は、前記弾性部材が収容される複数の第２窓孔を有し、
前記当接部は、前記複数の第２窓孔のうち少なくとも１つの縁に設けられている、
請求項１または２に記載のダンパー機構。
【請求項４】
前記当接部は、前記弾性部材の端部と回転方向に当接する当接部本体と、前記当接部本体と前記弾性部材の端部とが当接している状態で前記弾性部材の端部との間に前記第１隙間係合部を収容する切欠部と、を有している、
請求項１から３のいずれか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】
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。
【０００６】
以上の問題を解決するために、２種類のばね部材を用いることにより２段特性を実現したクラッチディスク組立体が提供されている。そこでは、捩じり特性における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。
【０００７】
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。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
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、大摩擦機構を作動させないためには、高剛性ばね部材が圧縮された状態で、高剛性ばね部材と大摩擦機構との間に所定角度の回転方向隙間が確保されている必要がある
この回転方向隙間の角度は、例えば０．２°〜１．０°程度の微小角度であり、入力プレートがスプラインハブに対して回転方向駆動側（正側）に捩じれた正側２段目と、その反対側（負側）に捩じれた負側２段目の両方において存在する。
【０００９】
特に、従来は回転方向隙間を構成する構造が正側２段目と負側２段目で同一の機構によって実現されているため、この回転方向隙間が捩じり特性正側と負側の両方において必ず発生する構造となっている。
【００１０】
しかし、車両の特性に応じて、回転方向隙間の大きさを捩じり特性の正負両側で異ならせることが好ましい場合もあり、さらには正負の片側では前記回転方向隙間を設けないことが望ましい場合も考えられる。
【００１１】
具体的には、捩じり特性の負側には、減速時共振回転数において振動のピークを低減させるために前記回転方向隙間は必要である。しかし、ＦＦ車などでは、実用回転域に共振ピークが残ることが多く、捩じり特性の正側に前記回転方向隙間を確保していると、共振回転数付近で音・振動性能が悪化する。
【００１２】
その一方、捩じり特性の負側に高ヒスを発生させない構造とした場合は、ティップイン・ティップアウト減衰性能が低下してしまう。
【００１３】
本発明の課題は、捩じり特性の正側と負側で特性を適切に異ならせることで好ましい振動減衰性能を実現することにある。
【００１４】
本発明の他の課題は、簡単な構造で、捩じり特性の正側と負側で特性を異ならせることにある。
【００１５】
【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、捩り特性実現機構と、摩擦発生機構と、中間回転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。捩り特性実現機構は、入力及び第２回転部材を相対回転可能に連結する複数の弾性部材を含み、第１回転部材が第２回転部材に対して第１回転部材の回転方向側に捩じれ、複数の弾性部材が圧縮される正側領域と、第１回転部材が第２回転部材に対して第１回転部材の回転方向と反対側に捩じれ、複数の弾性部材のうち一部の弾性部材が圧縮されるとともに、正側領域と同じ捩り角度において正側領域より剛性が低い負側領域と、を有する捩じり特性を実現する。摩擦発生機構は、正側および負側領域において、第１回転部材と第２回転部材とが相対回転するときに摩擦を発生する。第２回転部材は当接部を有している。当接部は、第２回転部材に対して第１回転部材が正側領域に捩れている状態において弾性部材と回転方向に当接し、第２回転部材に対して第１回転部材が負側領域に捩れている状態において複数の弾性部材のうち負側領域において作動しない弾性部材と回転方向に離反する。摩擦発生機構は、第１回転部材と摩擦係合する中間回転部材を有している。中間回転部材は、第１回転部材と摩擦係合する摩擦係合部と、摩擦係合部と一体回転可能な第１隙間係合部と、を有している。第１隙間係合部は、正側領域において当接部と当接部に対応する弾性部材の端部との回転方向間に挟み込まれ、負側領域において当接部と当接部に対応する弾性部材の端部との間で回転方向に移動可能である。
【００１６】
このダンパー機構では、捩じり特性の正側（加速側）で一定の剛性を有する特性が得られ、捩じり特性の負側（減速側）で正側より剛性が低い特性が得られる。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。
【００１７】
また、このダンパー機構では、弾性部材を介して第１回転部材と第２回転部材との間でトルクが伝達される。捩じり振動が入力されると、弾性部材が圧縮されて中間回転部材の摩擦係合部が第１回転部材に摺動し、所定の捩じり特性によって捩じり振動を減衰・吸収する。
【００１８】
捩じり特性の正側領域では、中間回転部材の第１隙間係合部は、当接部と、当接部に対応する弾性部材の端部と、の回転方向間に挟み込まれる。このため、中間回転部材が第２回転部材と一体回転して、摩擦部係合部が第１回転部材と摺動する。
【００１９】
一方、捩り特性の負側領域では、中間回転部材の第１隙間係合部は、当接部と、当接部に対応する弾性部材の端部と、の間で回転方向に移動可能である。このため、微小捩じり振動が入力されて所定角度範囲内で第１回転部材と第２回転部材が相対回転しているときには、中間回転部材が第１回転部材と一体回転し、摩擦係合部が第１回転部材と摺動しない。
【００２０】
このように、このダンパー機構では、簡単な構造によって、捩じり特性の一方側のみで所定の捩じり角度範囲で摩擦を発生させない摩擦抑制機構を実現できる。このため、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機構を採用すると、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が小さくでき、さらに負側の騒音レベルを低く抑えることができる。
【００２１】
請求項２に記載のダンパー機構では、請求項１において、中間回転部材が、第１隙間係合部が当接部と弾性部材の端部との間で回転方向に移動可能な状態で、摩擦係合部と第１回転部材との回転方向両側の相対回転を所定の角度に規制する第２隙間係合部をさらに有している。
【００２２】
請求項３に記載のダンパー機構では、請求項１または２において、第１回転部材が、弾性部材が収容される複数の第１窓孔を有している。第２回転部材は、弾性部材が収容される複数の第２窓孔を有している。当接部は、複数の第２窓孔のうち少なくとも１つの縁に設けられている。
【００２３】
請求項４に記載のダンパー機構では、請求項１から３のいずれかにおいて、当接部が、弾性部材の端部と回転方向に当接する当接部本体と、当接部本体と弾性部材の端部とが当接している状態で弾性部材の端部との間に第１隙間係合部を収容する切欠部と、を有している。
【００２４】
【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。
【００２５】
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２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。
【００２６】
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。
【００２７】
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１対の摩擦フェーシング１６，１７とからなる。
【００２８】
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、円周方向に等間隔で複数の（４つの）連結部２２が形成されている。連結部２２は、リティーニングプレート１３から一体に形成され軸方向に延びる延長部２２ａと、延長部２２ａの先端から半径方向内側に延びる固定部２２ｂとから構成されている。固定部２２ｂは、クラッチプレート１２のトランスミッション側面に複数のリベット２０によって固定されている。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、リベット２０はクッショニングプレート１５の内周部を固定部２２ｂ及びクラッチプレート１２の外周部に固定している。
【００２９】
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。
【００３０】
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（５１，５２）が形成されている。各窓部（５１，５２）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（５１，５２）は概ね円周方向に長く延びている。
【００３１】
ここで、図２において左右方向に対向して配置された１対の窓部を第１窓部５１といい、図２において上下方向に対向して配置された１対の窓部を第２窓部５２ということにする。第１窓部５１と第２窓部５２は同一形状であるので、それらの形状について一括して説明する。図６に示すように、各窓部５１，５２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。支持部は外周側支持部５５と内周側支持部５６と回転方向支持部５７とから構成されている。平面視で、外周側支持部５５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５６はほぼ直線状に延びている。また、回転方向支持部５７は、概ね半径方向に直線状に延びており、窓部５１，５２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５５及び内周側支持部５６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。
【００３２】
出力回転部材３について説明する。出力回転部材３はハブ６によって主に構成されている。ハブ６はボス７とフランジ８とからなる。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５１，５２に対応して窓孔（５３，５４）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（５３，５４）が形成されている。ここで、図１において左右方向に対向して配置された１対の窓部を第１窓孔５３といい、図１において上下方向に対向して配置された１対の窓部を第２窓孔５４ということにする。第１窓孔５３と第２窓孔５４は概ね同一形状であるのでそれらの形状について一括して説明する。各窓孔５３，５４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５３，５４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（当接部）とを有する。平面視で、外周側支持部６３は円周方向に沿った湾曲形状であり、内周側支持部６４はほぼ直線状に延びている。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５３，５４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。
【００３４】
第１窓孔５３は、第２窓孔５４より円周方向に長く延びており、第１窓部５１は、第１窓孔５３に比べて回転方向に短く、かつ、第１窓孔５３の回転方向Ｒ１側に寄っている。このため、第１窓部５１の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部５７は第１窓孔５３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５１の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部５７は第１窓孔５３の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部６５から回転方向Ｒ１側にθ２だけ離れて配置されている。
【００３５】
なお、第２窓孔５４と第２窓部５２は円周方向長さ及び円周方向位置が互いに一致している。
【００３６】
フランジ８の外周縁には、リティーニングプレート１３の固定部２２ｂが軸方向に通過可能な切り欠き８ｃが形成されている。切り欠き８ｃは、各窓孔（５３，５４）の回転方向間に位置しており、その中をリティーニングプレート１３の連結部２２が軸方向に通過可能である。
【００３７】
フランジ８の外周縁において窓孔５３，５４の外周側部分に半径方向外方に突出する突起８ｄが形成されている。突起８ｄは連結部２２の延長部２２ａとの間に回転方向隙間９０を形成している。この実施形態では、回転方向隙間９０の角度θ１は回転方向両側で同一である。以上より、連結部２２と突起８ｄによってクラッチディスク組立体１のストッパー機構が形成されていることになる。
【００３８】
弾性連結機構４は複数の弾性部材組立体（３０，３１）から構成されている。この実施形態では４つの弾性部材組立体（３０，３１）が用いられている。各弾性部材組立体（３０，３１）は窓孔５３，５４及び窓部５１，５２内に配置されている。弾性部材組立体（３０，３１）は、第１窓孔５３及び第１窓部５１内に配置された第１弾性部材組立体３０と、第２窓孔５４及び第２窓部５２内に配置された第２弾性部材組立体３１との２種類から構成されている。
【００３９】
図６及び図７を用いて第１弾性部材組立体３０について説明する。第１弾性部材組立体３０は、第１コイルスプリング３３と、その内部に配置されたフロート体３４とから構成されている。第１コイルスプリング３３は回転方向両端が第１窓部５１の両回転方向支持部５７に支持されている。したがって、第１コイルスプリング３３は、窓孔５３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コイルスプリング３３の回転方向Ｒ１側端は窓孔５３の回転方向支持部６５に当接又は近接しているが、第１コイルスプリング３３の回転方向Ｒ２側端は窓孔５３の回転方向支持部６５から回転方向にθ２だけ離れている。
【００４０】
フロート体３４は、第１コイルスプリング３３内で回転方向に移動可能に配置された弾性体である。フロート体は、例えばゴムや樹脂等からなり、捩じり角度が大きくなったときに十分に大きなストッパートルクを発生させるために用いられている。
【００４１】
第２弾性部材組立体３１は第２コイルスプリング３６から構成されている。第２コイルスプリング３６の両端は、第２窓部５２の両回転方向支持部５７及び第２窓孔５４の回転方向支持部６５に当接又は近接している。
【００４２】
クラッチディスク組立体１は、弾性連結機構４に対して並列に作用するように配置された摩擦発生機構６９をさらに備えている。摩擦発生機構６９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。
【００４３】
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、第２ブッシュ７４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。第２ブッシュ７４はクラッチプレート１２の内周面に装着された環状の部材であり、その内周面がボス７の外周面に当接している。これにより、クラッチプレート１２及びリティーニングプレート１３はハブ６に対して半径方向に位置決めされている。また、第２ブッシュ７４は、フランジ８の内周部８ａの軸方向エンジン側面に摺動可能に当接する摩擦面を有している。
【００４４】
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及び第２ブッシュ７２，７４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。
【００４５】
第２摩擦発生部７１は、第３ブッシュ７６と、第２コーンスプリング７７と、中間回転部材８０とから構成されている。
【００４６】
中間回転部材８０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を形成している。なお、中間回転部材８０は、出力回転部材３に対して捩じり特性の負側では所定角度範囲内で相対回転できるが、正側では一体回転するようになっている。
【００４７】
中間回転部材８０は、第１プレート部材８１と、第２プレート部材８２と、ピン８３とから構成されている。第１プレート部材８１と第２プレート部材８２は環状の部材であり、フランジ８の内周側部分、より具体的には外周部８ｂの最内周環状部分つまり内周部８ａより外周側でかつ窓孔５３，５４より内周側の環状部分の軸方向両側に配置されている。第１プレート部材８１はフランジ８の軸方向トランスミッション側に配置されており、第２プレート部材８２はフランジ８の軸方向エンジン側に配置されている。ピン８３は、軸方向に延びる胴部８３ａと、胴部８３ａの両端からさらに軸方向に延びる挿入部８３ｂとから構成されている。挿入部８３ｂは胴部８３ａより小径であるため、胴部８３ａの軸方向両端には肩部８３ｃが形成されている。第１プレート部材８１及び第２プレート部材８２には挿入部８３ｂが挿入される孔が形成されている。この係合によって、第１プレート部材８１と第２プレート部材８２は一体回転する。また、胴部８３ａの肩部８３ｃには第１プレート部材８１と第２プレート部材８２が軸方向から当接している。これにより、第１プレート部材８１と第２プレート部材８２の軸方向間隔が定められている。なお、胴部８３ａの軸方向長さはフランジ８の軸方向厚みより大きくなっているため、フランジ８の外周部８ｂの軸方向の両面が第１プレート部材８１と第２プレート部材８２の両方に当接していることはなく、図３で明らかなようにフランジ８の外周部８ｂの軸方向トランスミッション側面と第１プレート部材８１との軸方向間には隙間が確保されている。ピン８３は、半径方向に対向して２箇所に設けられ、第１窓孔５３の切り欠き６４ａ内を延びている。切り欠き６４ａは、第１窓孔５３の内周側支持部６４においてさらに半径方向内側に延びる部分である。ピン８３と切り欠き６４ａの回転方向Ｒ２側端面との間には第１回転方向隙間９１が形成され、第１回転方向隙間９１の円周方向角度はθ３である。θ３は、本実施形態においては０．６度であり、０．２〜１．０度の範囲にあることが好ましい。
【００４８】
第１プレート部材８１は、ピン８３が係合する環状部８１ａと、環状部８１ａから半径方向外方に延びる１対のアーム８１ｂと、アーム８１ｂの先端から軸方向に延びる爪部８１ｃとから構成されている。１対のアーム８１ｂは、図７に示すように、フランジ８の第１窓孔５３の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６５付近まで延びている。爪部８１ｃは、第１窓孔５３の回転方向支持部６５の内周側部分に形成された凹部６５ａ（切欠部）内に配置され、回転方向支持部６５の他の部分から連続する直線状のばね受け面を構成している。この結果、中間回転部材８０の爪部８１ｃは、第１窓孔５３の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６５と第２コイルスプリング３６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。
【００４９】
以上より中間回転部材８０とフランジ８の関係をまとめると、中間回転部材８０はフランジ８に対して、爪部８１ｃが第１窓孔５３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８０はフランジ８に対して、回転方向Ｒ２側にはピン８３が切り欠き６４ａの回転方向Ｒ１側端に当接するまで相対回転可能である。つまり、爪部８１ｃは凹部６５ａからθ３だけ回転方向Ｒ２側に離れて第２回転方向隙間９２を形成することができる。このように、中間回転部材８０は、フランジ８に対して、第１回転方向隙間９１と第２回転方向隙間９２に形成されるθ３内で相対回転可能となっている。
【００５０】
第３ブッシュ７６と第２コーンスプリング７７は、第１プレート部材８１の環状部８１ａ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３ブッシュ７６は第１プレート部材８１の環状部８１ａ（摩擦係合部）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３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３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３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３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３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】
第２ブッシュ７４は、第２プレート部材８２とクラッチプレート１２の内周部との間に配置された部分を有している。第２ブッシュ７４のその部分は、第２プレート部材８２（摩擦係合部）の軸方向エンジン側面に当接する摩擦面を有している。第２ブッシュ７４には、環状本体から軸方向エンジン側に延びる複数の突起７４ａが形成されている。突起７４ａはクラッチプレート１２に形成された孔内にはまり込み、この結果第２ブッシュ７４はクラッチプレート１２に対して軸方向に移動可能であるが相対回転は不能になっている。
【００５２】
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，第３ブッシュ７４，７６が、中間回転部材８０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。
【００５３】
次に、図９及び図１０に示すダンパー機構の模式図及び図１１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１１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。
【００５４】
最初に、図９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。
【００５５】
捩じり角度の小さな領域では、２個の第１コイルスプリング３３と２個の第２コイルスプリング３６が並列に圧縮され、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。このとき第２摩擦発生部７１では、中間回転部材８０は、爪部８１ｃが第１窓孔５３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、ブッシュ７４，７６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８０の爪部８１ｃは常に第２コイルスプリング３６によって第１窓孔５３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８０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コイルスプリング３３，３６の弾性力は常に中間回転部材８０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１０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。
【００５８】
捩じり角度の小さな領域では、２個の第２コイルスプリング３６のみが圧縮され、正側に比べて低剛性の特性が得られる。つまり、２個の第１コイルスプリング３３は圧縮されない。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８０は、ピン８３が切り欠き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、ブッシュ７４，７６に対して摺動する。すなわち、爪部８１ｃは凹部６５ａから回転方向Ｒ２側にθ２分離れる。
【００５９】
捩じり角度がθ２になると、第１窓孔５３の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部６５が第１コイルスプリング３３の回転方向Ｒ２側端に当接する。これ以降は、２個の第１コイルスプリング３３が２個の第２コイルスプリング３６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。
【００６０】
次に、図１１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。
【００６１】
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。
【００６２】
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８０は、第１回転方向隙間９１及び第２回転方向隙間９２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においてブッシュ７４，７６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θ３範囲内では第２コイルスプリング３６が作動するが、第２摩擦発生機構７１では滑りが生じない。つりま、捩じり角度θ３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θ３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摩擦発生機構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。
【００６３】
捩じり特性の正側において第２摩擦発生機構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。
【００６４】
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。
【００６５】
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。
【００６６】
特に、本発明に係るダンパー機構では、中間回転部材８０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８０は、ピン８３（第２隙間係合部）と爪部８１ｃ（第１隙間係合部）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１及び第２回転方向隙間９１，９２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８０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８０の爪部８１ｃは、フランジ８の第２窓部５３の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６５と第２コイルスプリング３６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２コイルスプリング３６によって常に第２窓部５３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８０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２コイルスプリング３６の回転方向Ｒ１側端は第２窓部５３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、爪部８１ｃ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８０はフランジ８に対して捩じり角度θ３内で相対回転可能である。
【００６７】
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。
【００６８】
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。
【００６９】
【発明の効果】
本発明に係るダンパー機構では、捩じり特性の負側では、正側より剛性が低く、微小捩じり振動に対して高ヒステリシストルクを発生しないため回転方向隙間を有している。したがって、捩じり特性の正負両側にわたって好適な音振性能が得られる。
【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。
【図２】  クラッチディスク組立体の平面図。
【図３】  図１の部分拡大図であり、摩擦発生機構の縦断面図。
【図４】  図１の部分拡大図であり、摩擦発生機構の縦断面図。
【図５】  図２の部分拡大図であり、第１弾性部材組立体の平面図。
【図６】    図２の部分拡大図であり、第１弾性部材組立体の平面図。
【図７】  図２の部分拡大図であり、フランジと中間回転部材との関係を説明するための平面図。
【図８】  ピンと切り欠きとの関係を説明するための部分平面図。
【図９】  クラッチディスク組立体のダンパー機構の模式図。
【図１０】  クラッチディスク組立体のダンパー機構の模式図。
【図１１】  クラッチディスク組立体の捩り特性線図。
【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
３０    第１弾性部材組立体
３１    第２弾性部材組立体
３３    第１コイルスプリング
３６    第２コイルスプリング
８０    中間回転部材
９１    第１回転方向隙間
９２    第２回転方向隙間
【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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