(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回転部材との回転方向間で両者が相対回転するときに圧縮されるように配置され、捩じり特性の正側で負側より高い捩じり剛性を発生させる互いに並列に配置された第１及び第２弾性部材と、
前記第１回転部材と前記第２回転部材との回転方向間で両者が相対回転するときに摩擦を発生するように、前記第１及び第２弾性部材に対して並列に配置された第１及び第２摩擦発生部を含む摩擦発生機構とを備え、
捩り特性正側では、前記第１及び第２弾性部材並びに前記摩擦発生機構が作動する高剛性・高ヒステリシストルクの第１領域が確保され、
捩り特性負側では、前記第１弾性部材及び前記第２弾性部材の一方のみと前記第１摩擦発生部のみとが作動する低剛性・低ヒステリシストルクの第２領域が確保されていることを特徴とする、
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】
車輌のクラッチディスク組立体に用いられるダンパー機構は、例えば、入力フライホイールに連結・連結解除され得る入力回転部材と、トランスミッションから延びる入力シャフトに連結される出力回転部材と、両回転部材を回転方向に弾性的に連結する弾性連結機構とから構成されている。入力回転部材はクラッチディスクとその内周側に固定された１対の入力プレートとから構成されている。出力回転部材は入力シャフトに回転不能にかつ軸方向に移動可能に連結されたハブからなる。ハブは、入力シャフトにスプライン係合する筒状のボスと、それから半径方向外方に広がる円板状のフランジとを有している。弾性連結機構は複数の弾性部材組立体からなる。各弾性部材組立体は、単独のコイルスプリング又はコイルスプリングとその両端に配置されたシート部材から構成されている。各弾性部材組立体は、フランジに形成された窓孔内に収容されて回転方向両端を回転方向に支持されている。また、各弾性部材組立体は、１対の入力プレートに形成された窓部によって各方向に支持されている。
【０００３】
以上に述べた構造において、１対の入力プレートとハブとが相対回転すると、コイルスプリングは両部材間で回転方向に圧縮される。このようにして、クラッチディスク組立体に入力された捩じり振動は、ダンパー機構によって、吸収・減衰される。
【０００４】
ところで、捩じり振動によって発生する駆動系の騒音は、アイドリング時の異音、定速走行時の異音、加減速時の異音、及びこもり音に分類される。したがって、各異音発生原因となる捩じり振動を吸収するためには、ダンパー機構の捩じり特性を適切に設定する必要がある。具体的には、捩じり角度の小さな領域を低剛性・低ヒステリシストルクにすることによってアイドリング時振動を吸収する２段特性が用いられている。以上に述べた２段特性において、さらに、捩じり角度の大きな領域内に、こもり音対策用の中剛性・高ヒステリシストルク領域と、加速時振動・異音対策用の高剛性・高ヒステリシストルク領域とを形成する捩じり特性も知られている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ＦＦ車の場合は、駆動系の剛性が高いため、音振性能の向上を目的として捩じり剛性を低剛性化した場合であっても、実用域にも共振点が残るという問題がある。また、エンジン回転変動の特性が捩じり特性の正側（加速側）と負側（減速側）とで異なり、捩じり特性が正負で同特性あるため、一方側で好適な制振性能が得られても他方側では好適な制振性能を得られず、両側で好適な制振性能を成立させることが困難である。
【０００６】
振動減衰性能（エンジン回転速度に対するトランスミッション回転速度変動）で検討すると、例えば、高ヒステリシストルクの場合は、正側の共振を抑えることができるが、正側の共振点以降及び負側全体で減衰率がよくない。逆に、低ヒステリシストルクの場合は、正側の共振点以降及び負側全体で減衰率がよくなるが、正側の共振点での回転速度変動は大きくなる。
【０００７】
このように、正側と負側で捩じり特性が同様である場合、特にヒステリシストルクが同じである場合には、全体として好ましい振動減衰性能が得られない。
本発明の目的は、捩じり特性の正側と負側で特性を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。
【０００８】
【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、第１及び第２弾性部材と、摩擦発生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。第１及び第２弾性部材は、第１回転部材と第２回転部材との回転方向間で両者が相対回転するときに圧縮されるように互いに並列に配置され、捩じり特性の正側で負側より高い捩じり剛性を発生させる。摩擦発生機構は、第１回転部材と第２回転部材との回転方向間で両者が相対回転するときに摩擦を発生するように第１及び第２弾性部材に対して並列に配置された第１及び第２摩擦発生部を含んでいる。捩り特性正側では、第１及び第２弾性部材並びに摩擦発生機構が作動する高剛性・高ヒステリシストルクの第１領域が確保され、捩り特性負側では、第１弾性部材及び第２弾性部材の一方のみと前記第１摩擦発生部のみとが作動する低剛性・低ヒステリシストルクの第２領域が確保されている。
【０００９】
このダンパー機構では、捩じり特性の正側（加速側）で高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られ、捩じり特性の負側（減速側）で低剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。この結果、捩り特性正側での高剛性・高ヒステリシストルクの第１領域によって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、捩り特性負側での低剛性・低ヒステリシストルクの第２領域によって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。
【００１５】
【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構とを有している。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。
【００１６】
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。
【００１７】
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。
【００１８】
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。
【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の外周部にはクラッチプレート１２側に延びる筒状の壁２２が形成されている。さらに、壁２２の先端からは複数の固定部２３が半径方向内側に延びている。固定部２３は、クラッチプレート１２のトランスミッション側面に配置され、複数のリベット２０によって互いに固定されている。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２３及びクラッチプレート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（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等間隔に合計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。
【００２１】
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窓部５１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。各第１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いるが、第１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はなく、半径方向内側が半径方向外側より回転方向内側（第１窓部５１，５２における円周方向中心側）に位置するように傾いている。このため、各第１窓部５１，５２において回転方向支持部５７同士は互いに平行ではない。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。
【００２２】
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。
【００２３】
フランジ８の外周部８ｂには、第１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等間隔に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。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。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いるが、より詳細には、回転方向支持部６５同士は、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はなく、半径方向内側が半径方向外側より窓孔５３，５４における回転方向内側に位置するように傾いている。
【００２４】
以上をまとめると、
（１）各回転部材における窓部又は窓孔は同一形状であり、
（２）軸方向に対応する窓孔と窓部（例えば第１窓孔５３と第１窓部５１、第２窓孔５４と第２窓部５２）は同一形状であり、軸方向に一致している。
【００２５】
なお、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２３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いる。
【００２６】
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）は第１窓孔５３，５４及び第１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。
【００２７】
第１弾性部材組立体３０は、第１コイルスプリング３３と、その両端に配置された１対のシート部材３４Ａ，３４Ｂとから構成されている。第１コイルスプリング３３は断面が円形状である。第１コイルスプリング３３は両端末がクローズドエンドになって座巻を形成している。但し、座巻の面部は研削されておらずばね素材の断面形状を維持している。なお、ここでいう座巻とは第１コイルスプリング３３の両端の１巻分に相当する部分である。
【００２８】
シート部材３４Ａ，３４Ｂは硬質樹脂又は弾性樹脂材料からなる。弾性樹脂材料としては例えば熱可塑性ポリエステル・エラストマーがある。
第１窓孔５３内において回転方向Ｒ１側のシート部材を第１シート部材３４Ａとし、回転方向Ｒ２側のシート部材を第２シート部材３４Ｂとする。以下、第２シート部材３４Ｂの構造を詳細に説明し、その説明を第１シート部材３４Ａの説明に利用する。
【００２９】
図５〜図８に示すように、第２シート部材３４Ｂのシート部４０は、第１コイルスプリング３３の座巻面部を受けるための座面４０ａを有している。シート部４０の座面側には円柱形状の突出部４４が形成されており、そのため座面４０ａは環状である。座面４０ａほぼ平坦な第１半円とその一端から他端に向かって（平面視で左巻方向に）除々に面が高くなっていくように傾斜する第２半円とからなる。第２半円の一端は第１半円から連続して形成され、第２半円の他端は第１半円との間に段差を形成している。この段差部分において座面４０ａの円周方向（平面視で左巻方向）を向く当接面４５が形成される。なお、この座面４０ａの形状は第１コイルスプリング３３の座巻面部に対応した形状であり、当接面４５には座巻の先端面が当接するようになっている。これにより、第１コイルスプリング３３は１対のシート部材３４Ａ，３４Ｂに対して自らの中心軸回りに回転することができない。すなわち、両シート部材３４Ａ，３４Ｂでは当接面４５が第１コイルスプリング３３の巻き方向において反対側を向いているため、第１コイルスプリング３３は中心軸回りのどちら側にも回転できない。
【００３０】
突出部４４にはさらに突出するように延びる当接部４６が形成されている。当接部４６は先端に向かって徐々に径が短くなるようになっており、先端に平坦な当接面４６ａを有している。シート部４０、突出部４４及び当接部４６の中心には、回転方向に貫通する円形の孔４４ａが形成されている。さらに、当接部４６には軸方向に分かれるようにスリット４６ｂが形成されている。
【００３１】
シート部４０の座面４０ａと反対側には軸方向両側において回転方向に突出するように延びる１対の突出部４１が形成されている。突出部４１の先端は第１当接面４１ａになっている。言い換えると、シート部４０には回転方向外側部分を軸方向に分割するスリット４８が形成されている。両突出部４１の軸方向間には第２当接面４２が形成されている。すなわち第２当接面４２は第１当接面４１ａに対して回転方向内側に位置していることになる。第１当接面４１ａはプレート１２，１３の第１窓部５１の回転方向支持部５７に当接又は近接して回転方向に支持されている。第２当接面４２はフランジ８の第１窓孔５３の回転方向支持部６５から所定角度θ１（具体的には１５度）離れて配置されることで、回転方向に支持されている。
【００３２】
さらに、シート部４０の回転方向内側には、第１コイルスプリング３３の座巻の半径方向外側及び軸方向両側を支持するための外周側支持部４０ｂと、第１コイルスプリング３３の座巻の半径方向内側及び軸方向両側を支持するための内周側支持部４０ｃが形成されている。
【００３３】
なお、第２シート部材３４Ｂの外周側は、外周側支持部５５及び外周側支持部６３に沿った弧状形状となっている。また、第２シート部材３４Ｂは、第１窓部５１の外周側支持部５５と内周側支持部５６によって軸方向への移動が制限されている。
【００３４】
第１シート部材３４Ａの構造について説明する。図９に示すように、第１シート部材３４Ａの形状は概ね第２シート部材３４Ｂの構造と同様である。ただし、第１シート部材３４Ａは第２シート部材３４Ｂに比べて１対の突出部４１の回転方向突出量が小さくなっている。このため、第１シート部材３４Ａの第２当接面４２はフランジ８の第１窓孔５３の回転方向支持部６５に回転方向に角度θ２だけ離れている。角度θ２は、角度θ１に比べて大幅に小さく、本実施形態では２度である。なお、第２当接面４２には回転方向にわずかに凹む凹部４２ａが形成されている。
【００３５】
第１コイルスプリング３３において内周側の有効巻数は４巻きであり、外周側の有効巻数は３巻きであり、すなわち内周側の有効巻数が外周側の有効巻数に比べて１巻き分多い。第１コイルスプリング３３は自らの中心軸回りに回転不能になっているため、この状態は常に保たれている。その理由は、（ａ）第１コイルスプリング３３はその両端に配置されたシート部材３４Ａ，３４Ｂに自らの軸回りに回転不能に係止され、さらに（ｂ）シート部材３４Ａ，３４Ｂはフランジ８の回転方向支持部６５及びプレート１２，１３の回転方向支持部５７に対してそれぞれ第１コイルスプリング３３の軸回りに回転不能に係止されていることにある。このように内周側の有効巻数を外周側の有効巻数より多くすることで、外周側部分の大きなたわみ量に起因する内周側部分の過大応力を各内側部分に分散することができ、結果として個々の内周側部分と外周側部分の応力差を減らすことができる。
【００３６】
第２弾性部材組立体３１について説明する。第２弾性部材組立体３１は、第２コイルスプリング３６と、その回転方向両端に配置された第３シート部材３７とから構成されている。第２コイルスプリング３６は断面が円形状である。第２コイルスプリング３６は両端末がクローズドエンドになって座巻を形成している。但し、座巻の面部は研削されておらずばね素材の断面形状を維持している。なお、ここでいう座巻とは第２コイルスプリング３６の両端の１巻分に相当する部分である。また、第２コイルスプリング３６は第１コイルスプリング３３に比べてコイル径、線径及びピッチは等しいが、巻数が異なっており、その結果回転方向に長くなっている。
【００３７】
第３シート部材３７は、前述のシート部材３４Ａ，３４Ｂと同様の形状をしている。ただし、第３シート部材３７のシート部には回転方向外側のスリットが形成されていない。そのため、第３シート部材３７はフランジ８の第２窓孔５４の回転方向支持部６５にも当接又は近接して支持されている。
【００３８】
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。
【００３９】
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５４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。
【００４０】
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（第１付勢部材）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（第１摩擦部材）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。
【００４１】
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、第４ブッシュ７８と、フロート部材８０とから構成されている。
フロート部材８０は、第２摩擦発生部７０を捩じり特性の正側では作動させるが負側では作動させないための部材である。より具体的には、フロート部材８０は、入力回転体２との間で第２摩擦発生部７０の摩擦面を構成し、所定角度範囲でフランジ８に対して相対回転可能に配置されているがフランジ８に対して回転方向の片側からのみ係合可能となっている（捩じり特性の正側では係合するが負側では係合しない）。フロート部材８０は、第１板部材８１と、第２板部材８２と、ピン８３とから構成されている。第１板部材８１と第２板部材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板部材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板部材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板部材８１及び第２板部材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板部材８１と第２板部材８２は一体回転する。また、胴部８３ａの肩部８３ｃには第１板部材８１と第２板部材８２が軸方向から当接している。これにより、第１板部材８１と第２板部材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板部材８１と第２板部材８２の両方に当接していることはなく、図３ではフランジ８の外周部８ｂの軸方向トランスミッション側面と第１板部材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り、回転方向に一定の長さを有している。ピン８３は切り欠き６４ａ内において回転方向Ｒ１側にずれて配置されている。後述のようにフロート部材８０は所定角度範囲でハブ６に対して相対回転可能であるが、その範囲で切り欠き６４ａがピン８３に干渉しないように、切り欠き６４ａの回転方向の長さが設定されている。
【００４２】
第１板部材８１は、ピン８３が係合する環状部８１ａと、環状部８１ａから半径方向外側に延びる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、フランジ８の第１窓孔５３の回転方向Ｒ１側端付近まで延びている。アーム８１ｂの先端は第１シート部材３４Ａの一対の突出部４１間に回転方向Ｒ２側から挿入されるように延びる形状をしており、さらにその先端には軸方向に延びる爪部８１ｃが形成されている。爪部８１ｃは、第１シート部材３４Ａの第２当接面４２に形成された凹部４２ａ内にはまり込んでいる。このため、爪部８１ｃは第２当接面４２と面一になっている。すなわち、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からθ２だけ回転方向に離れている。なお、第２当接面４２は爪部８１ｃから回転方向Ｒ２側に離れることが可能である。
【００４３】
第３ブッシュ７６と第２コーンスプリング７７は、第１板部材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板部材８１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。
【００４４】
第４ブッシュ７８は、第２板部材８２とクラッチプレート１２の内周部との間、すなわち第２ブッシュ７４の外周側に配置されている。第４ブッシュ７８は、第２板部材８２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４ブッシュ７８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７８ａが形成されている。突起７８ａ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４ブッシュ７８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。
【００４５】
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（第２付勢部材）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３及び第４ブッシュ７６，７８（第２摩擦部材）が、フロート部材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。
【００４６】
次に、図１０及び図１１に示すダンパー機構の模式図及び図１２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１２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。
【００４７】
最初に、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。
【００４８】
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、第１摩擦発生部７０のみが圧縮される。つまり、２個の第１コイルスプリング３３は圧縮されず、さらに第２摩擦発生部７１は作動しない。具体的には、フランジ８の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６５は第１シート部材３４Ａのスリット４８内を通過していくため、第１コイルスプリング３３が圧縮されることはない。また、フロート部材８０は第２摩擦発生部７１を介してプレート１２，１３と一体回転しハブ６に対して滑るため、第２摩擦発生部７１で摩擦は発生しない。この結果、低剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。
【００４９】
捩じり角度がθ２になると、第１窓孔５３の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６５が第１シート部材３４Ａの第２当接面４２及びフロート部材８０の爪部８１ｃ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と並列に圧縮される。また、フロート部材８０は、ハブ６と一体回転し、第３ブッシュ７６及び第４ブッシュ７８に対して回転方向に摺動する。つまり、第２摩擦発生部７１が第１摩擦発生部７０に並列に作動する。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。捩じり角度が例えば１０．５度になると、第１シート部材３４Ａと第２シート部材３４Ｂが当接し、さらに第３シート部材３７同士が当接することで、ダンパー機構の動作が停止する。
【００５０】
次に、図１１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。
【００５１】
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、第１摩擦発生部７０のみが作動する。つまり、２個の第１コイルスプリング３３は圧縮されず、さらに第２摩擦発生部７１は作動しない。具体的には、フランジ８の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部６５は第２シート部材３４Ｂのスリット４８内を通過していくため、第１コイルスプリング３３が圧縮されることはない。また、フロート部材８０は第２摩擦発生部７１を介してプレート１２，１３と一体回転しハブ６に対して滑るため、第２摩擦発生部７１で摩擦は発生しない。この結果、低剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。このときの捩じり剛性は、正側の高剛性領域（図１２の２°〜１０．５°）の捩じり剛性の約１／４である。
【００５２】
捩じり角度がθ１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シート部材３４Ａの第２当接面４２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。しかし、フロート部材８０は第２摩擦発生部７１を介してプレート１２，１３と一体回転しハブ６に対して滑るため、第２摩擦発生部７１で摩擦は発生しない。この結果、高剛性・低ヒステリシストルクの捩じり特性が得られる。
【００５３】
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、ヒステリシストルクも異ならせることで、全体として好適な捩じり特性を実現している。従来では正負の捩じり特性が同一であったため、振動減衰性能について以下のような問題があった。
【００５４】
１）高剛性・高ヒス→負側での減衰率が不良
２）高剛性・低ヒス→正側で共振時の回転速度変動が大
３）低剛性・高ヒス→負側での減衰率が不良
４）低剛性・低ヒス→正側で共振時の回転速度変動が大
これより、一般的に、正側では高ヒスが好ましく、負側では低ヒスが好ましいことが分かる。従来から捩じり特性の正側と負側とでヒステリシストルクを異ならせた構造は従来よりあったが、本発明ではそれのみならず捩じり剛性をも異ならせることで、より好ましい捩じり特性を実現するものである。
【００５５】
より具体的には、正側の高剛性領域（図１２では２°〜１０．５°）に高ヒステリシストルクを実現し、負側の低剛性領域（図１２では０°〜１５°）に低ヒステリシストルクを実現している。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。
【００５６】
特に、本発明に係るクラッチディク組立体１は、ＦＦ車の車輌構造からくる振動特性を改善するのに適している。なぜなら、ＦＦ車は、駆動系の剛性が高いため、以下に述べる振動特性を有しているからである。第１に、ＦＦ車では、音振性能の向上を目的として捩じり剛性を低剛性化した場合であっても、実用域にも共振点が残ってしまう。第２に、エンジン回転変動の特性が捩じり特性の正側（加速側）と負側（減速側）とで異なり、捩じり特性を正負同特性とすると、一方側で好適な制振性能が得られても他方側では好適な制振性能を得られず、両側で好適な制振性能を成立させることが困難である。
【００５７】
摩擦発生機構６９は第１摩擦発生部７０と第２摩擦発生部７１という２つの摩擦発生部を有しており、第２摩擦発生部７１は正側のみで作動するものであるため、正側と負側とで発生するヒステリシストルクを独立して調整可能である。より具体的には、正側でのヒステリシストルクを調整する場合には、第２摩擦発生部７１の第３ブッシュ７６、第４ブッシュ７８及び第２コーンスプリング７７の一部又は全てを変更すればよい。このときに負側のヒステリシストルクは影響されない。負側でのヒステリシストルクを調整する場合には、第１摩擦発生部７０の第１ブッシュ７２、第２ブッシュ７４及び第１コーンスプリング７３の一部又は全てを変更すればよい。このときに正側のヒステリシストルクも変動するが、第１摩擦発生部７０で発生するヒステリシストルクは第２摩擦発生部７１で発生するヒステリシストルクより大幅に小さいため、正側のヒステリシストルクに大きな影響は及ぼさない。これに対して１個のコーンスプリングを用いて複数の摩擦材を発生させ正側と負側で摩擦面数を異ならせることで正側と負側のヒステリシストルクを異ならせる構造では、正側のヒステリシストルクを調整するためにコーンスプリングを変更すると、負側のヒステリシストルクにも大きな影響を与えてしまう。
【００５８】
本発明は、前記実施形態に示した具体的なクラッチディスク組立体には限定されない。
【００５９】
【発明の効果】
本発明に係るダンパー機構では、捩じり特性の正側（加速側）で高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られ、捩じり特性の負側（減速側）で低剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。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。
【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】第１シート部材の横断面図。
【図７】図１の部分拡大図であり、第１弾性部材組立体の縦断面図。
【図８】第１シート部材の縦断面図。
【図９】第２シート部材の横断面図。
【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ダンパー機構の模式図。
【図１２】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
３４Ａ  第１シート部材
３４Ｂ  第２シート部材
４０    シート部
４１    突出部
６９    摩擦発生機構
７０    第１摩擦発生部
７１    第２摩擦発生部
８０    フロート部材
【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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