円周方向に離隔する複数の収容孔を有する第1の回転部材と、前記第1の回転部材と同軸上で前記第1の回転部材に対して相対回転自在に設けられ、前記収容孔に対向する位置に窓孔が形成された第2の回転部材と、前記収容孔および前記窓孔に取付けられ、前記第1の回転部材と前記第2の回転部材とが相対回転しない中立位置から前記第1の回転部材が前記第2の回転部材に対して正側の円周方向に相対回転した場合と、負側の円周方向に相対回転した場合とで弾性変形することにより、前記第1の回転部材と前記第2の回転部材との間でトルクを伝達する弾性部材と、前記弾性部材の一端部を支持する第1の支持部材および前記弾性部材の他端部を支持する第2の支持部材とを備えた捩り振動減衰装置であって、前記収容孔は、前記第1の支持部材が当接し、前記第1の回転部材の半径方向中心軸に対して鈍角に傾斜する正側側面と、前記第2の支持部材が当接し、前記正側側面に対して前記半径方向外方に位置して前記半径方向中心軸に対して鋭角に傾斜する負側側面とを備えることにより、前記弾性部材を前記半径方向に傾斜して収容するように構成され、前記窓孔は、前記第1の支持部材が当接する円周方向の一端部と、前記第2の支持部材が当接し、前記円周方向の一端部に対して前記半径方向外方に位置する円周方向の他端部とを備えることにより、前記弾性部材を前記半径方向に傾斜して収容するように構成され、前記第1の支持部材および前記第2の支持部材がそれぞれ前記正側側面および前記負側側面に対して前記半径方向に移動自在であることを特徴とする捩り振動減衰装置。前記第1の回転部材および前記第2の回転部材が前記中立位置にあるときに、前記窓孔の前記半径方向の内端面と前記第1の支持部材とが接触するとともに、前記窓孔の前記半径方向の外端面と前記第1の支持部材との間に隙間が形成され、前記窓孔の前記半径方向の外端面と前記第2の支持部材とが接触するとともに、前記窓孔の前記半径方向の内端面と前記第2の支持部材との間に隙間が形成されることを特徴とする請求項1に記載の捩り振動減衰装置。前記第1の支持部材が前記正側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第1の嵌合部を有し、前記第2の支持部材が前記負側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第2の嵌合部を有することを特徴とする請求項1または請求項2に記載の捩り振動減衰装置。前記第1の支持部材および前記第2の支持部材が、前記収容孔の正側側面と前記窓孔の一端部または前記収容孔の負側側面と前記窓孔の他端部に当接する第1の分割体および前記第1の分割体に対して回動自在に設けられ、前記弾性部材の一端部または他端部を支持する第2の分割体を備えることを特徴とする請求項1ないし請求項3のいずれか1の請求項に記載の捩り振動減衰装置。前記第1の回転部材の内周部に車両の駆動伝達装置の入力軸が嵌合され、前記第2の回転部材が、前記第1の回転部材の軸線方向両側に配置され、互いに連結されて一体回転自在な一対のディスクプレートを備え、前記一対のディスクプレートに内燃機関の回転トルクが伝達されることを特徴とする請求項1ないし請求項4のいずれか1の請求項に記載の捩り振動減衰装置。前記車両の加速時に前記第1の回転部材が前記第2の回転部材に対して正側に捩れ、前記車両の減速時に前記第1の回転部材が前記第2の回転部材に対して負側に捩れることを特徴とする請求項5に記載の捩り振動減衰装置。しかしながら、このような従来の捩り振動減衰装置にあっては、剛性の異なる第1の弾性部材と第2の弾性部材とが必要になってしまうため、捩り振動減衰装置の製造コストが増大してしまうという問題があった。本発明は、上述のような従来の問題を解決するためになされたもので、同一の剛性を有する1種類の弾性部材を用いて正側と負側とで捩り剛性を変更できるようにして、製造コストが増大するのを防止することができる捩り振動減衰装置を提供することを目的とする。本発明に係る捩り振動減衰装置は、上記目的を達成するため、1円周方向に離隔する複数の収容孔を有する第1の回転部材と、前記第1の回転部材と同軸上で前記第1の回転部材に対して相対回転自在に設けられ、前記収容孔に対向する位置に窓孔が形成された第2の回転部材と、前記収容孔および前記窓孔に取付けられ、前記第1の回転部材と前記第2の回転部材とが相対回転しない中立位置から前記第1の回転部材が前記第2の回転部材に対して正側の円周方向に相対回転した場合と、負側の円周方向に相対回転した場合とで弾性変形することにより、前記第1の回転部材と前記第2の回転部材との間でトルクを伝達する弾性部材と、前記弾性部材の一端部を支持する第1の支持部材および前記弾性部材の他端部を支持する第2の支持部材とを備えた捩り振動減衰装置であって、前記収容孔は、前記第1の支持部材が当接し、前記第1の回転部材の半径方向中心軸に対して鈍角に傾斜する正側側面と、前記第2の支持部材が当接し、前記正側側面に対して前記半径方向外方に位置して前記半径方向中心軸に対して鋭角に傾斜する負側側面とを備えることにより、前記弾性部材を前記半径方向に傾斜して収容するように構成され、前記窓孔は、前記第1の支持部材が当接する円周方向の一端部と、前記第2の支持部材が当接し、前記円周方向の一端部に対して前記半径方向外方に位置する円周方向の他端部とを備えることにより、前記弾性部材を前記半径方向に傾斜して収容するように構成され、前記第1の支持部材および前記第2の支持部材がそれぞれ前記正側側面および前記負側側面に対して前記半径方向に移動自在であるものから構成されている。この捩り振動減衰装置は、第1の回転部材の収容孔が、弾性部材の一端部を支持する第1の支持部材が当接し、第1の回転部材の半径方向中心軸に対して鈍角に傾斜する正側側面と、弾性部材の他端部を支持する第2の支持部材が当接し、正側側面に対して半径方向外方に位置して半径方向中心軸に対して鋭角に傾斜する負側側面とを備えることにより、弾性部材を半径方向に傾斜して収容するように構成されるので、第1の回転部材の回転中心軸から半径方向外方に設けられた第2の支持部材までの作用点半径が、第1の回転部材の回転中心軸から半径方向内方に設けられた第1の支持部材までの作用点半径よりも大きくなる。このため、中立位置から第1の回転部材が第2の回転部材に対して相対回転したときに、半径方向内方に設けられた第1の支持部材が一定角度変位した場合と半径方向外方に設けられた第2の支持部材が一定角度変位した場合とにおいて、第2の支持部材の変位量が大きくなる。このため、第1の回転部材が第2の回転部材に対して負側に捩れるときには、第1の回転部材と第2の回転部材との間に作用する伝達トルクの作用点が半径方向外方、すなわち、弾性部材の他端部を支持する第2の支持部材になり、第1の回転部材の回転中心軸から第2の支持部材までの作用点半径が大きくなる。このときの弾性部材の単位捩れ角当たりの変位量は、作用点半径が半径方向内方にある場合よりも大きくなり、弾性部材の剛性、すなわち、振動減衰装置の捩り剛性が小さくなる。一方、第1の回転部材が第2の回転部材に対して正側に捩れるときに、第1の回転部材と第2の回転部材との間に作用する伝達トルクの作用点が半径方向内方、すなわち、弾性部材の一端部を支持する第1の支持部材になるため、第1の回転部材の回転中心軸から第1の支持部材までの作用点半径が小さくなり、弾性部材の単位捩れ角当たりの変位量は、作用点半径が外方にある場合よりも小さくなり、弾性部材の剛性が負側に比べて大きくなる。このため、第1の回転部材が第2の回転部材に対して正側に捩れたときと負側に捩れたときとで、振動減衰装置の捩り剛性を変えることができる。また、正側側面が半径方向中心軸に対して鈍角に傾斜するため、第1の回転部材が第2の回転部材に対して正側に捩れたときに、捩れ角が大きくなるにつれて第1の支持部材を介して弾性部材の一端部が正側側面に対して半径方向外方に移動し、第1の回転部材の回転中心軸から第1の支持部材までの作用点半径が大きくなる。このため、第1の回転部材と第2の回転部材との捩れ角が大きくなるにつれて単位捩れ角当たりの弾性部材の変位量が大きくなり、弾性部材の剛性が小さくなる。したがって、捩り振動減衰装置に入力されるトルクが小さく、第1の回転部材と第2の回転部材との捩れ角が小さいときには、弾性部材が高剛性となる。また、捩り振動減衰装置に入力されるトルクが大きく、第1の回転部材と第2の回転部材との捩れ角が大きいときには、弾性部材の単位捩れ角当たりの変位量が大きくなり、弾性部材が低剛性となる。このように正側と負側で弾性部材の剛性の大きさを変えることができるため、例えば、捩り振動減衰装置を内燃機関と変速歯車組を有する駆動伝達装置の間に介装した場合には、第1の回転部材が第2の回転部材に対して負側に捩れる減速時に、弾性部材の剛性を全体的に小さくすることができるため、ジャラ音の発生を抑制することができる。また、第1の回転部材が第2の回転部材に対して正側に捩れる加速時において、弾性部材の単位捩れ角当たりの剛性を捩り振動減衰装置の捩れ角に応じて変更することができる。このため、捩り振動減衰装置の捩り剛性に応じて設定される駆動伝達装置の捩り共振周波数を内燃機関の回転数に応じて変更することができ、捩り振動減衰装置の現在の使用回転域に対して内燃機関の捩り共振周波数が発生する回転領域をずらすことができる。このため、内燃機関の回転変動を減衰することができ、加速時にジャラ音が発生するのを抑制することができる。このように同一の剛性を有する1種類の弾性部材を用いて正側と負側とで捩り振動減衰装置の捩り剛性を変更できるので、捩り振動減衰装置の製造コストが増大するのを防止することができる。上記1の捩り振動減衰装置において、2前記第1の回転部材および前記第2の回転部材が前記中立位置にあるときに、前記窓孔の前記半径方向の内端面と前記第1の支持部材とが接触するとともに、前記窓孔の前記半径方向の外端面と前記第1の支持部材との間に隙間が形成され、前記窓孔の前記半径方向の外端面と前記第2の支持部材とが接触するとともに、前記窓孔の前記半径方向の内端面と前記第2の支持部材との間に隙間が形成されるものから構成されている。この捩り振動減衰装置は、第1の回転部材および第2の回転部材が中立位置にあるときに、窓孔の半径方向の内端面と第1の支持部材とが接触するとともに、窓孔の半径方向の外端面と第1の支持部材との間に隙間が形成されるので、第1の回転部材が第2の回転部材に対して正側に捩れ、収容孔の正側側面と窓孔の他端部との間で弾性部材が圧縮されるときに、弾性部材の一端部が鈍角に形成された正側側面に沿って半径方向外方に移動する。このとき、窓孔の半径方向の外端面と第1の支持部材との間の隙間の範囲だけ弾性部材が半径方向外方に移動するのを許容することができ、第1の回転部材および第2の回転部材を円滑に相対回転させることができる。また、第1の回転部材と第2の回転部材との捩れ角が大きくなるにつれて弾性部材の一端部の作用点半径を大きくすることができ、第1の回転部材と第2の回転部材との捩れ角が大きくなるにつれて単位捩れ角当たりの弾性部材の変位量を大きくして弾性部材の剛性を小さくすることができる。また、窓孔の半径方向の外端面と第2の支持部材とが接触するとともに、窓孔の半径方向の内端面と第2の支持部材との間に隙間が形成されるので、第1の回転部材が第2の回転部材に対して負側に捩れ、収容孔の負側側面と窓孔の一端部との間で弾性部材が圧縮されるときに、弾性部材の他端部が鋭角に形成された負側側面に沿って半径方向内方に移動する。このため、第1の回転部材と第2の回転部材とを円滑に相対回転させることができる。上記1または2の捩り振動減衰装置において、3前記第1の支持部材が前記正側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第1の嵌合部を有し、前記第2の支持部材が前記負側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第2の嵌合部を有するものから構成されている。この捩り振動減衰装置は、第1の支持部材が正側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第1の嵌合部を有するので、第1の支持部材を正側側面に沿って半径方向に円滑に移動させることができる。また、第2の支持部材が負側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第2の嵌合部を有するので、第2の支持部材を負側側面に沿って半径方向に円滑に移動させることができる。上記1~3の捩り振動減衰装置において、4前記第1の支持部材および前記第2の支持部材が、前記収容孔の正側側面と前記窓孔の一端部または前記収容孔の負側側面と前記窓孔の他端部に当接する第1の分割体および前記第1の分割体に対して回動自在に設けられ、前記弾性部材の一端部または他端部を支持する第2の分割体を備えている。この捩り振動減衰装置は、第1の回転部材が第2の回転部材に対して正側および負側に捩れたときに、第2の分割体が第1の分割体に対して回動することにより、第1の保持部材および第2の保持部材の姿勢が変化するのを吸収することができる。このため、収容孔内に傾斜して配列された弾性部材および第2の回転部材に傾斜して形成された窓孔内に位置する弾性部材が屈曲するのを抑制することができる。上記1~4の捩り振動減衰装置において、5前記第1の回転部材の内周部に車両の駆動伝達装置の入力軸が嵌合され、前記第2の回転部材が、前記第1の回転部材の軸線方向両側に配置され、互いに連結されて一体回転自在な一対のディスクプレートを備え、前記一対のディスクプレートに内燃機関の回転トルクが伝達されるものから構成されている。この捩り振動減衰装置は、第1の回転部材が第2の回転部材に対して負側に捩れる減速時に、弾性部材の剛性を全体的に小さくすることができるため、ジャラ音の発生を抑制することができる。また、第1の回転部材が第2の回転部材に対して正側に捩れる加速時において、弾性部材の単位捩れ角当たりの剛性を捩り振動減衰装置の捩れ角に応じて変更することができる。このため、捩り振動減衰装置の捩り剛性に応じて設定される駆動伝達装置の捩り共振周波数を内燃機関の回転数に応じて変更することができ、捩り振動減衰装置の現在の使用回転域に対して内燃機関の捩り共振周波数が発生する回転領域をずらすことができる。上記5の捩り振動減衰装置において、6前記車両の加速時に前記第1の回転部材が前記第2の回転部材に対して正側に捩れ、前記車両の減速時に前記第1の回転部材が前記第2の回転部材に対して負側に捩れるものから構成されている。この捩り振動減衰装置は、第1の回転部材が第2の回転部材に対して正側に捩れたときと負側に捩れたときとで、振動減衰装置の捩り剛性を変更して正側と負側とにおいてジャラ音の発生を抑制することができる。本発明によれば、同一の剛性を有する1種類の弾性部材を用いて正側と負側とで捩り剛性を変更できるようにして、製造コストが増大するのを防止することができる捩り振動減衰装置を提供することができる。第1の実施の形態図1~図17は、本発明に係る捩り振動減衰装置の第1の実施の形態を示す図である。まず、構成を説明する。図1、図2において、捩り振動減衰装置1は、第1の回転部材2と、第1の回転部材2と同一軸線上に設けられ、第1の回転部材2に対して相対回転自在に設けられた第2の回転部材3とを備えている。第2の回転部材3には内燃機関である図示しないエンジンからの回転トルクエンジントルクが入力されるようになっており、第1の回転部材2は、第2の回転部材3から入力されるエンジントルクを、変速歯車組を有するトランスミッション等の駆動伝達装置に伝達するようになっている。第1の回転部材2と第2の回転部材3との間には弾性部材としての複数のコイルスプリング4が設けられており、コイルスプリング4は、第1の回転部材2と第2の回転部材3が相対回転したときに第1の回転部材2の円周方向に圧縮されるようになっている。第1の回転部材2は、ハブプレート5から構成されており、このハブプレート5は、トランスミッションの入力軸31がスプライン嵌合されるスプライン部6aを内周面に有するボス6と、ボス6から半径方向外方に延在し、切欠きからなる収容孔7Aを介して円周方向に離隔する複数の突出部7とを備えている。したがって、収容孔7Aも円周方向に離隔している。ハブプレート5の収容孔7Aにはコイルスプリング4が取付けられており、コイルスプリング4の一端部は、第1の支持部材としてのスプリングシート8を介して突出部7の円周方向一側面に当接しているとともに、コイルスプリング4の他端部は、第2の支持部材としてのスプリングシート9を介して突出部7の円周方向他側面に当接している。すなわち、コイルスプリング4は、スプリングシート8、9を介して突出部7の円周方向一側面および他側面に当接するようにして収容孔7Aに装着されている。以後、突出部Aの円周方向一側面を正側側面7aとし、円周方向他側面を負側側面7bとする。図3に示すように、突出部7の正側側面7aにはスプリングシート8が当接しており、正側側面7aは、ハブプレート5の半径方向中心軸Lに対して鈍角θ1に傾斜している。突出部7の負側側面7bにはスプリングシート9が当接しており、負側側面7bは、ハブプレート5の半径方向中心軸Lに対して鋭角θ2に傾斜している。また、負側側面7bは、正側側面7aに対して半径方向外方に位置しており、コイルスプリング4は、ハブプレート5の半径方向に傾斜して収容孔7Aに取付けられている。図3、図4に示すように、スプリングシート8は、コイルスプリング4の一端部が当接する当接面8aおよび当接面8aからコイルスプリング4の内方に突出する突起8bを有する支持体8Aと、支持体8Aの背面に支持体8Aと一体的に設けられ、正側側面7aの周縁に摺動自在に嵌合された第1の嵌合部としての嵌合部8cを有する四角形状の本体8Bとを備えている。このため、コイルスプリング4の一端部は、スプリングシート8を介して正側側面7aの半径方向に摺動自在となっている。また、図3、図5に示すように、スプリングシート9は、コイルスプリング4の他端部が当接する当接面9aおよび当接面9aからコイルスプリング4の内方に突出する突起9bを有する支持体9Aと、支持体9Aの背面に支持体9Aと一体的に設けられ、負側側面7bの周縁に摺動自在に嵌合された第2の嵌合部としての嵌合部9cを有する四角形状の本体9Bとを備えている。このため、コイルスプリング4の他端部は、スプリングシート9を介して負側側面7bの半径方向に摺動自在となっている。また、図1、図3において、突出部7の正側側面7aの半径方向外方には負側側面7bに向かって突出する突部7cが形成されており、スプリングシート8は、半径方向外方に移動したときに突部7cに当接することにより、半径方向外方への移動が規制される。また、突出部7の負側側面7bの半径方向外方には正側側面7aに向かって突出する突部7dが形成されており、スプリングシート9は、半径方向外方に移動したときに突部7dに当接することにより、半径方向外方への移動が規制される。また、突部7cの半径方向長さは、突部7dの半径方向長さよりも大きくなっているため、正側側面7aは、負側側面7bの半径方向内方に形成されることになる。図1、図2に示すように、第2の回転部材3は、一対のディスクプレート10、11およびクラッチディスク12から構成されている。ディスクプレート10、11は、ハブプレート5を挟み込むようにしてハブプレート5の軸線方向両側に対向しており、ハブプレート5と同軸上で、ハブプレート5と相対回転自在に設けられている。ディスクプレート10、11は、ディスクプレート10、11の外周側がリベット13によって連結されており、クラッチディスク12は、リベット13によってディスクプレート10に連結されている。また、ディスクプレート10、11には収容孔7Aに軸線方向で対向する位置に窓孔10A、11Aが形成されており、コイルスプリング4は、窓孔10A、11Aに取付けられている。窓孔10A、11Aは、半径方向外方、半径方向内方および円周方向両端部が閉止端となっている。図1、図3に示すように、窓孔10A、11Aの円周方向の一端部10a、11aにはスプリングシート8の支持体8Aの背面が当接しているとともに、窓孔10A、11Aの円周方向の他端部10b、11bにはスプリングシート9の支持体9Aの背面が当接しており、窓孔10A、11Aの他端部10b、11bは、窓孔10A、11Aの一端部10a、11aに対してハブプレート5の半径方向外方に位置するように傾斜している。窓孔10A、11Aは、窓孔10A、11Aの半径方向外方の縁に沿って円周方向に延在する外側支持片10c、11cおよび窓孔10A、11Aの半径方向内方の縁に沿って円周方向に延在する内側支持片10d、11dを備えており、この外側支持片10c、11cおよび内側支持片10d、11dは、ディスクプレート10、11の表面から軸線方向外方に突出している。なお、図3では、説明の便宜上、外側支持片11cおよび内側支持片11dを省略している。この外側支持片10c、11cおよび窓孔10A、11Aとの間に形成される半径方向の隙間は、コイルスプリング4の延在方向と直交する厚さよりも小さくなっており、コイルスプリング4は、外側支持片10c、11cおよび窓孔10A、11Aに支持されて収容孔7Aおよび窓孔10A、11Aから抜け出ないようになっている。なお、ハブプレート5とディスクプレート10、11との円周方向は同一方向であるため、円周方向とはハブプレート5とディスクプレート10、11とのいずれの円周方向であってもよい。また、軸線方向とは、ハブプレート5とディスクプレート10、11の回転中心軸、すなわち、入力軸31の回転中心軸と同方向である。また、クラッチディスク12は、ディスクプレート10の半径方向外方に設けられており、クッショニングプレート14および摩擦材15a、15bを備えている。クッショニングプレート14は、厚み方向に波打つリング状の部材から構成されており、リベット13によってディスクプレート10に固定されている。摩擦材15a、15bは、クッショニングプレート14の両面にリベット16によって固定されており、この摩擦材15a、15bは、エンジンのクランクシャフトに固定された図示しないフライホイールとフライホイールにボルト固定されたクラッチカバーのプレッシャプレートとの間に位置している。そして、摩擦材15a、15bがプレッシャプレートに押圧されてフライホイールとプレッシャプレートに摩擦係合することで、エンジントルクがディスクプレート10、11に入力される。また、図示しないクラッチペダルが踏み込まれると、プレッシャプレートが摩擦材15a、15bを押圧するのを解除し、摩擦材15a、15bがフライホイールから離隔することで、エンジントルクがディスクプレート10、11に入力されない。また、窓孔10A、11Aの半径方向の幅は、コイルスプリング4の厚さおよびスプリングシート8、9の支持体8A、9Aの直径よりも大きくなっており、スプリングシート8、9は、窓孔10A、11Aの一端部10a、11aおよび他端部10b、11bに対して半径方向に移動自在となっている。また、ハブプレート5とディスクプレート10、11とが相対回転していない中立位置にあるときに、窓孔10A、11Aの半径方向の内端面以下、内端面という10e、11eとスプリングシート8とが接触するとともに、窓孔10A、11Aの半径方向外端面以下、外端面という10f、11fとスプリングシート8との間に隙間が形成されている。また、ハブプレート5とディスクプレート10、11とが相対回転していない中立位置にあるときに、窓孔10A、11Aの外端面10f、11fとスプリングシート9とが接触するとともに、窓孔10A、11Aの内端面10e、11eとスプリングシート9との間に隙間が形成されている。このようにコイルスプリング4は、ハブプレート5とディスクプレート10、11との間に介装されており、ハブプレート5とディスクプレート10、11とが相対回転しない中立位置からハブプレート5がディスクプレート10、11に対して正側の円周方向以下、単に正側というに相対回転した場合と負側の円周方向以下、単に負側というに相対回転した場合とでコイルスプリング4が弾性変形することにより、ハブプレート5とディスクプレート10、11との間でエンジントルクを伝達するようになっている。以下、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対して正側および負側に相対回転することを、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対して正側および負側に捩れると表現することもある。図2に示すように、ハブプレート5とディスクプレート10との間には環状の摩擦プレート17が介装されており、この摩擦プレート17は、ディスクプレート10に取付けられ、ディスクプレート10と一体的に回転する。ハブプレート5とディスクプレート11との間には環状の摩擦プレート18および皿ばね19が介装されており、この摩擦プレート18は、ディスクプレート11に取付けられ、ディスクプレート11と一体的に回転する。また、皿ばね19は、摩擦プレート18をハブプレート5に向かって付勢しており、皿ばね19の付勢力によって摩擦プレート17とハブプレート5とが摩擦接触するとともに、摩擦プレート18とハブプレート5とが摩擦接触することにより、ハブプレート5とディスクプレート10、11との間にヒステリシストルクが発生するようになっている。次に、作用を説明する。まず、本発明の原理を説明する。エンジンに接続されるディスクプレート10、11とトランスミッションの入力軸31に接続されるハブプレート5との間で伝達される伝達トルクTは、式1で表される。T=r×F.........1ここで、r:作用点半径、F:作用点に働く荷重作用点は、コイルスプリング4の端部スプリングシート8またはスプリングシート9であるので、作用点半径は、ハブプレート5の回転中心軸O図1参照からスプリングシート8またはスプリングシート9までの距離となる。また、作用点に働く荷重Fは、式2で表される。F=k×X.........2ここで、k:コイルスプリング4の剛性、X:コイルスプリング4の変位量また、コイルスプリング4の変位量Xは、式3で表される。X=r×θ.........3ここで、θ:ディスクプレート10、11とハブプレート5との捩れ角よって、式1~3から伝達トルクTは、式4となる。T=r2×k×θ.........4したがって、式3に示すように作用点半径rが変化すると、単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング4の変位量Xが変わることが分かる。図6は、r0-r1、r0-r2、r0-r3、r0-r4、r0-r5、r0-r6の6つの作用点半径rと、単位捩れ角θ当たりのばねの変位量Xとをプロットした図である。なお、θは、15°に設定している。図6から明らかなように、r1-r6をばねの自然長とした状態からr6を固定して作用点半径rが大きいr1点からr6点方向に荷重を加えたときの単位捩れ角θ当たりのばねの変位量Xが大きく、r1を固定して作用点半径rが小さいr6点から点r1方向に荷重を加えたときの単位捩れ角θ当たりのばねの変位量Xが小さいことが分かる。また、作用点半径rが大きいr1からばねを圧縮したときの剛性が小さく、作用点半径rがr2点、r3点、r4点、r5点と小さくなるにつれて単位捩れ角θ当たりの剛性が徐々に大きくなることが分かる。また、作用点半径rが小さいr6からばねを圧縮したときの剛性が大きく、作用点半径rがr5点、r4点、r3点、r2点と小さくなるにつれて単位捩れ角θ当たりの剛性が徐々に小さくなることが分かる。本実施の形態では、この原理を利用し、コイルスプリング4のスプリングシート8をハブプレート5の正側側面7aに当接させ、コイルスプリング4のスプリングシート9を正側側面7aの半径方向外方に位置する負側側面7bに当接させ、コイルスプリング4をハブプレート5の半径方向に傾斜させることにより、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対して正側に捩れたときと負側に捩れたときの剛性を変えるようにしたものである。図7~図12は、ディスクプレート10、11がエンジントルクを受けて図1の状態から時計回転方向R1方向に回転している状態を示し、説明の便宜上、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対して正側の反時計回転方向R2方向および負側の時計回転方向R1方向に捩れるものとして説明を行う。なお、図8、図9、図11、図12ではディスクプレート10を図示していないが、ディスクプレート10は、ディスクプレート11と平行移動するので、ディスクプレート10の符号も用いて説明を行う。また、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対して正側に捩れるのは、車両の加速時であり、負側に捩れるのは、減速時である。摩擦材15a、15bがプレッシャプレートに押圧されてフライホイールとプレッシャプレートに摩擦係合することで、エンジントルクがディスクプレート10、11に入力される。ここで、ディスクプレート10、11に対してハブプレート5が正側に捩れる場合の動作と、負側に捩れる場合の動作を説明する。車両の加速時にエンジントルクが小さいと、ディスクプレート10、11とハブプレート5との捩れ角が小さく、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対して正側R2に捩れる。このとき、図7、図8に示すように、突出部7の負側側面7bからスプリングシート9が離隔するとともに、突出部7の正側側面7aが窓孔10A、11Aの他端部10b、11bに近接することにより、コイルスプリング4が圧縮されてディスクプレート10、11からハブプレート5にエンジントルクを伝達する。また、正側側面7aがハブプレート5の半径方向中心軸Lに対して鈍角に傾斜しているため、ハブプレート5が正側に捩れるのに伴ってスプリングシート8が正側側面7aに沿って半径方向外方に移動する。すなわち、加速側では、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対して正側に捩れることにより、荷重が加わる作用点がスプリングシート8となって作用点半径がスプリングシート8からハブプレート5の回転中心軸Oまでの距離になる。そして、スプリングシート8が正側側面7aに沿って半径方向外方に移動することにより、作用点半径rが徐々に大きくなる。また、ハブプレート5とディスクプレート10、11が中立位置にあるときに窓孔10A、11Aの外端面10f、11fとスプリングシート8との間に隙間が形成されているため、スプリングシート8が正側側面7aに沿って隙間の範囲内で半径方向外方に移動して、スプリングシート8の移動を許容する。一方、エンジントルクが大きくなると、ディスクプレート10、11とハブプレート5との捩れ角がさらに大きくなり、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対して正側R2にさらに捩れる。このとき、図9に示すように、突出部7の負側側面7bからスプリングシート9がさらに離隔するとともに、突出部7の正側側面7aが窓孔10A、11Aの他端部10b、11bにさらに近接することにより、コイルスプリング4がさらに圧縮されてディスクプレート10、11からハブプレート5にエンジントルクを伝達する。また、ハブプレート5が正側に捩れるのに伴ってスプリングシート8が正側側面7aに沿って半径方向外方にさらに移動する。このとき、スプリングシート8は、窓孔10A、11Aの外端面10f、11fとスプリングシート8との間に隙間の範囲内で半径方向外方に移動してスプリングシート8の移動を許容する。図13は、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対して正側に捩れたときの状態を模式的に示す図であり、ハブプレート5とディスクプレート10、11とが中立位置にあるときのコイルスプリング4の長さをA-r1とし、ハブプレート5の回転中心軸Oからスプリングシート8までの作用点半径をO-r1としたときのスプリングシート8の作用点半径rの変化を示す図である。コイルスプリング4がA-r1にある状態からハブプレート5が正側に捩れると、ハブプレート5の回転中心軸OからA点スプリングシート8までの作用点半径が、r2~r6に示すように徐々に大きくなり、ハブプレート5とディスクプレート10、11との単位捩れ角θ例えば、5°当たりのコイルスプリング4の変位量Xは、徐々に大きくなる。このため、図15に示すように、ハブプレート5とディスクプレート10、11との単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング4の剛性は、ハブプレート5とディスクプレート10、11との捩れ角θが小さいときに大きく、捩れ角θが大きくなるにつれて徐々に小さくなる非線形の特性となる。一方、車両の減速時にはエンジントルクが小さくなり、エンジンブレーキが発生するため、トランスミッションの入力軸31からハブプレート5に回転トルク減速トルクが入力される。減速時にトランスミッションからエンジンに伝達される回転トルクが大きくなると、ディスクプレート10、11とハブプレート5との捩れ角が大きくなり、図10、図11に示すように、突出部7の正側側面7aからスプリングシート8が離隔するとともに、突出部7の負側側面7bが窓孔10A、11Aの一端部10a、11aに近接することにより、コイルスプリング4が圧縮されてハブプレート5からディスクプレート10、11にトランスミッションのトルクが伝達される。また、負側側面7bがハブプレート5の半径方向中心軸Lに対して鋭角に傾斜しているため、ハブプレート5が負側に捩れるのに伴ってスプリングシート9が負側側面7bに沿って半径方向内方に移動する。すなわち、減速側では、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対して負側に捩れることにより、荷重が加わる作用点がスプリングシート9となって作用点半径がスプリングシート9からハブプレート5の回転中心軸Oまでの距離となる。このため、減速側では加速側よりも作用点半径rが大きくなり、スプリングシート9が負側側面7bに沿って半径方向内方に移動することにより、作用点半径rが徐々に小さくなる。また、ハブプレート5とディスクプレート10、11が中立位置にあるときに窓孔10A、11Aの内端面10e、11eとスプリングシート9との間に隙間が形成されているため、スプリングシート9が負側側面7bに沿って隙間の範囲内で半径方向内方に移動して、スプリングシート9の移動を許容する。一方、減速トルクがさらに大きくなると、ディスクプレート10、11とハブプレート5との捩れ角が大きくなり、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対して負側R1にさらに捩れる。このとき、図12に示すように、突出部7の正側側面7aからスプリングシート8がさらに離隔するとともに、突出部7の負側側面7bが窓孔10A、11Aの一端部10a、11aにさらに近接することにより、コイルスプリング4がさらに圧縮されてハブプレート5からディスクプレート10、11に回転トルクが伝達される。また、ハブプレート5が負側に捩れるのに伴ってスプリングシート9が負側側面7bに沿って半径方向内方にさらに移動する。このとき、スプリングシート9は、窓孔10A、11Aの内端面10e、11eとスプリングシート9との間に隙間の範囲内で半径方向内方に移動してスプリングシート9の移動を許容する。図14は、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対して負側に捩れたときの状態を模式的に示す図であり、ハブプレート5とディスクプレート10、11とが中立位置にあるときのコイルスプリング4の長さをA-r1とし、ハブプレート5の回転中心軸Oからスプリングシート9までの作用点半径をO-r1としたときのスプリングシート9の作用点半径rの変化を示す図である。コイルスプリング4がA-r1にある状態からハブプレート5が負側に捩れると、ハブプレート5の回転中心軸OからA点スプリングシート9までの作用点半径が、r2~r6に示すように徐々に小さくなり、ハブプレート5とディスクプレート10、11との単位捩れ角θ例えば、5°当たりのコイルスプリング4の変位量Xは、徐々に小さくなる。このため、図15に示すように、ハブプレート5とディスクプレート10、11との単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング4の剛性は、ハブプレート5とディスクプレート10、11との捩れ角θが小さいときに小さく、捩れ角θが大きくなるにつれて徐々に大きくなる非線形の特性となる。このように本実施の形態では、ハブプレート5の収容孔7Aが、コイルスプリング4の一端部を支持するスプリングシート8が当接し、半径方向中心軸Lに対して鈍角に傾斜する正側側面7aと、コイルスプリング4の他端部を支持するスプリングシート9が当接し、正側側面7aに対して半径方向外方に位置して半径方向中心軸Lに対して鋭角に傾斜する負側側面7bとを備えることにより、コイルスプリング4をハブプレート5の半径方向に傾斜して収容するように構成した。このため、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対して正側加速側に捩れたときと負側減速側に捩れたときのスプリングシート8、9からハブプレート5の回転中心軸Oまでの作用点半径rを異ならせることができる。このため、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対して減速側に捩れたときのコイルスプリング4の剛性を加速側に捩れたときよりも小さくすることができ、コイルスプリング4の剛性を加速側と減速側とで異ならせることができる。ここで、図16に示すように、減速時のエンジンの回転変動dBは、エンジンの中高回転領域で大きく、図17に示すように、加速時のエンジンの回転変動は、低回転領域に大きな領域があり、加速時と減速時とで異なる特性を有している。本実施の形態では、図16に示すように、コイルスプリング4の剛性を減速側で全体的に小さくすることができるため、エンジンの回転変動を吸収してエンジンの中高回転領域、すなわち、ジャラ音が発生する回転領域においてトランスミッションの回転変動レベルdBレベルを下げることができ、ジャラ音の発生を抑制することができる。また、トランスミッションの捩り共振周波数は、例えば、エンジンの回転数が2000rpm付近の比較的低い定常回転領域に存在するため、エンジンの定常回転領域のコイルスプリング4の剛性を大きくする必要がある。本実施の形態では、コイルスプリング4の剛性を減速側よりも加速側で大きくすることができるとともに、図15に示すようにハブプレート5とディスクプレート10、11の捩れ角が小さいときの単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング4の剛性を大きくし、捩れ角が大きくなるに従って単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング4の剛性が徐々に小さくなる非線形の特性にすることができる。ここで、捩り振動減衰装置1を含んだトランスミッションの捩り共振周波数fは、下記の式5で表すことができる。但し、k:コイルスプリング4の剛性、I:トランスミッションの慣性モーメント本実施の形態では、エンジントルクが小さく、ハブプレート5とディスクプレート10、11との捩れ角が小さい場合には、単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング4の変位量を小さくしてコイルスプリング4の剛性を大きくすることができるため、図15のZで示す捩れ角θに対して伝達トルクの上昇率が高い領域で捩り振動減衰装置1を使用した場合に、現在の捩り振動減衰装置1の使用回転域に対してトランスミッションの捩り共振周波数を図17のf1で示す高い回転領域にずらすことができる。また、エンジントルクが大きく、ハブプレート5とディスクプレート10、11との捩れ角が大きい場合には、単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング4の変位量を大きくしてコイルスプリング4の剛性を小さくすることができる。このため、図15のZ以上の捩れ角において捩れ角θに対して伝達トルクの上昇率が低い領域で捩り振動減衰装置1を使用することができる。このため、現在の捩り振動減衰装置1の使用回転域に対してトランスミッションの捩り共振周波数を図17のf2で示す低い回転領域にずらすことができる。このため、エンジンの回転変動を減衰することができ、加速時のジャラ音を抑制することができる。さらに、加速時のコイルスプリング4の剛性を大きくすることができるため、自然長で剛性の大きいコイルスプリング4を用いるのを不要にでき、減速時のコイルスプリング4の剛性をより一層小さくすることができる。このように同一の剛性を有する1種類のコイルスプリング4を用いて減速側と減速側とで捩り振動減衰装置1の捩り剛性を変更できるので、捩り振動減衰装置1の製造コストが増大するのを防止することができる。また、本実施の形態では、ハブプレート5およびディスクプレート10、11が中立位置にあるときに、窓孔10A、11Aの内端面10e、11eとスプリングシート8とが接触するとともに、窓孔10A、11Aの外端面10f、11fとスプリングシート8との間に隙間が形成されている。このため、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対して加速側に捩れ、収容孔7Aの正側側面7aと窓孔10A、11Aの他端部10b、11bとの間でコイルスプリング4が圧縮されるときに、コイルスプリング4の一端部を正側側面7aに沿って半径方向外方に移動させることができる。このとき、窓孔10A、11Aの外端面10f、11fとスプリングシート8との間の隙間の範囲だけコイルスプリング4が半径方向外方に移動するのを許容することができ、ハブプレート5およびディスクプレート10、11を円滑に相対回転させることができる。また、本実施の形態では、ハブプレート5およびディスクプレート10、11が中立位置にあるときに、窓孔10A、11Aの外端面10f、11fとスプリングシート9とが接触するとともに、窓孔10A、11Aの内端面10e、11eとスプリングシート9との間に隙間が形成されている。このため、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対して減速側に捩れ、収容孔7Aの負側側面7bと窓孔10A、11Aの他端部10b、11bとの間でコイルスプリング4が圧縮されるときに、コイルスプリング4の他端部を負側側面7bに沿って半径方向内方に移動させることができる。このとき、窓孔10A、11Aの内端面10e、11eとスプリングシート9との間の隙間の範囲だけコイルスプリング4が半径方向外方に移動するのを許容することができ、ハブプレート5およびディスクプレート10、11を円滑に相対回転させることができる。また、本実施の形態では、スプリングシート8が正側側面7aの周縁に摺動自在に嵌合された嵌合部8cを有するので、スプリングシート8を正側側面7aに沿って半径方向に円滑に移動させることができる。また、スプリングシート9が負側側面7bの周縁に摺動自在に嵌合された嵌合部9cを有するので、スプリングシート9を負側側面7bに沿って半径方向に円滑に移動させることができる。第2の実施の形態図18~図22は、本発明に係る捩り振動減衰装置の第2の実施の形態を示す図であり、本実施の形態では、スプリングシートの構成が第1の実施の形態と異なるのみであり、第1の実施の形態と同一の構成には同一の符号を付して説明を省略する。図18、図19において、第1の支持部材を構成するスプリングシート41は、コイルスプリング4の一端部が当接する当接面42aと当接面42aからコイルスプリング4の内方に突出する突起42bを有する第1の分割体としての支持体42と、支持体42の背面に設けられた第2の分割体としての本体43とを備えている。本体43は、背面が窓孔10A、11Aの一端部に当接する円板43aを備えており、この円板43aは、支持体42の背面に設けられている。また、本体43には正側側面7aの周縁に摺動自在に嵌合された第1の嵌合部としての嵌合部43bが形成されている。このため、コイルスプリング4の一端部は、スプリングシート41を介して正側側面7aの半径方向に摺動自在となっている。また、円板43aにはボール部43cが設けられており、このボール部43cは、支持体42に形成された嵌合溝42cに樹脂からなる摩擦材42dを介して摺動自在に嵌合している。このため、支持体42は、本体43に対して回動自在となっている。また、第2の支持部材を構成するスプリングシート44は、コイルスプリング4の他端部が当接する当接面45aと当接面45aからコイルスプリング4の内方に突出する突起45bを有する第1の分割体としての支持体45と、支持体45の背面に設けられた第2の分割体としての本体46とを備えている。本体46は、窓孔10A、11Aの他端部10b、11bに当接する円板46aを備えており、この円板46aは、支持体45の背面に設けられている。また、本体46には負側側面7bの周縁に摺動自在に嵌合された第2の嵌合部としての嵌合部46bが形成されている。このため、コイルスプリング4の一端部は、スプリングシート44を介して正側側面7aの半径方向に摺動自在となっている。また、円板46aにはボール部46cが設けられており、このボール部46cは、支持体45に形成された嵌合溝45cに樹脂からなる摩擦材45dを介して摺動自在に嵌合している。このため、支持体45は、本体46に対して回動自在となっている。本実施の形態では、スプリングシート41が、収容孔7Aの正側側面7aと窓孔10A、11Aの一端部に当接する支持体42および支持体42に対して回動自在に設けられ、コイルスプリング4の一端部を支持する本体43から構成され、スプリングシート44が、収容孔7Aの正側側面7aと窓孔10A、11Aの一端部に当接する支持体45および支持体45に対して回動自在に設けられ、コイルスプリング4の一端部を支持する本体46から構成されている。このため、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対してR2で示す正側加速側に捩れたとき図21参照と、ハブプレート5がディスクプレート10、11に対してR1で示す負側減速側に捩れたとき図22参照とにおいて、支持体42、45が本体43、46に対して回動することにより、スプリングシート41、44の姿勢が変化するのを吸収することができる。このため、半径方向に傾斜して収容孔7Aに取付けられたコイルスプリング4およびディスクプレート10、11に傾斜して形成された窓孔10A、11A内に位置するコイルスプリング4が屈曲するのを抑制することができる。なお、上記各実施の形態では、捩り振動減衰装置1を車両のエンジンと変速歯車組を有する駆動伝達装置との間に介装するようにしているが、これに限らず、車両等の駆動伝達装置に設けられる捩り振動減衰装置であれば何でもよい。例えば、ハイブリッド車両にあっては、エンジンの出力軸と、電動機と車輪側出力軸とに動力を分割する動力分割機構との間に介装されるハイブリッドダンパ等の捩り振動減衰装置に適用してもよい。また、トルクコンバータのロックアップクラッチ装置と変速歯車組の間に介装されるロックアップダンパ等の捩り振動減衰装置に適用してもよい。また、ディファレンシャルケースとディファレンシャルケースの外周部に設けられたリングギヤとの間に捩り振動減衰装置を設けてもよい。また、本実施の形態では、ハブプレート5の収容孔7Aを切欠きから構成しているが、収容孔は、半径方向外方、半径方向内方および円周方向両端部が閉止端となっている窓孔から構成されてもよい。また、本実施の形態では、コイルスプリング4が3つ設けられているが、コイルスプリング4は、少なくとも1つ以上あればよい。以上のように、本発明に係る捩り振動減衰装置は、同一の剛性を有する1種類の弾性部材を用いて正側と負側とで捩り剛性を変更できるようにして、捩り振動減衰装置の製造コストが増大するのを防止することができるという効果を有し、車両の内燃機関と駆動伝達装置との間に介装され、第1の回転部材と第2の回転部材との間で捩り振動を吸収しつつトルクが伝達されるように第1の回転部材と第2の回転部材とを弾性部材を介して相対回転自在に連結した捩り振動減衰装置等として有用である。