CN101542151A - 减振机构 - Google Patents

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Abstract

减振机构(4)包括输入旋转体(2)、可相对旋转地配置在输入旋转体(2)上的毂缘(6)、在旋转方向上弹性连接输入旋转体(2)及毂缘(6)的大螺旋弹簧(8)、摩擦产生机构(5)。摩擦产生机构(5)具有与输入旋转体(2)摩擦接合的摩擦部件(第1衬套(90)及第2摩擦垫圈(72))。输入旋转体(2)相对毂缘(6)扭转至旋转方向一侧的状态下，摩擦部件(第1衬套(90))在旋转方向上被按压向毂缘(6)上，以使摩擦部件与毂缘(6)在旋转方向上作为如一体形成的部件发挥功能，其中，摩擦部件的至少一部分(第1衬套(90)的连接部(93))在旋转方向上处于弹性变形的状态。输入旋转体(2)相对于毂缘(6)扭转至旋转方向一侧的状态下，摩擦部件(第1衬套(90))相对毂缘(6)在旋转方向上缝隙角度的(θ6)范围内可相对旋转。

Description

减振机构
技术领域
本发明涉及一种减振机构，特别涉及用于在动力传动系统中减少扭转振动的减振机构。
背景技术
用于车辆的离合器盘组件具有离合器功能和减振功能。离合器功能用于进行与飞轮连接或切断连接，减振功能用于减少或吸收来自飞轮的扭矩振动。一般来说，车辆的振动有空转时的异响(咔塔声)、行走时的异响(加速·减速振动、闷响)及急刹车或急启动时的振动(低频振动)。通过减振功能能够消除这些异响及振动。
空转时的异响是指，等待信号等中将挡位推入空档并松开离合器踏板时能听到的从变速箱发出的「咔塔咔塔」的声音。产生这种异响的原因在于，发动机怠速旋转时发动机的扭矩低，发动机燃烧时扭矩变动大。此时，变速箱的输入齿轮与反转齿轮产生齿轮敲击现象。
急刹车或急启动时的振动(低频振动)是指，急速踩踏或松开油门踏板时所产生的在车体前后方向上的大的振动。如果驱动传动系统的刚性低，被传递到轮胎的扭矩反而从轮胎侧传出来，因为这种回振给轮胎产生过大的扭矩，其结果导致车体过度地前后摆动而发生车体的前后振动。
针对空转时的异响，离合器盘组件的扭转特性中零扭矩附近将成为问题，最佳为那里的扭转刚性低。另一方面，针对急刹车或急启动时的前后振动，有必要尽可能地稳定离合器盘组件的扭转特性。
为解决上述问题，现有通过利用两种弹簧部件实现两段特性的离合器盘组件。在这里，由于将扭转特性第1段(低扭转角度区域)中的扭转刚性及滞后扭矩控制得较低，具有防止空转时异响的效果。同时，由于将扭转特性第2段(高扭转角度区域)中的扭转刚性及滞后扭矩设定得较高，因此可充分减少急刹车或急启动时的前后振动。
此外，已知有在扭转特性的第2段中，当因发动机燃烧发生变动而产生微小扭转振动时，通过不使第2段的大摩擦机构工作，有效吸收微小扭转振动的减振机构。
在扭转特性的第2段中，当因发动机燃烧发生变动而产生微小扭转振动时，为了不使第2段的大摩擦机构工作，在高刚性弹簧部件被压缩的状态下，有必要在高刚性弹簧部件和大摩擦机构之间确保规定角度的旋转方向空隙。
该旋转方向空隙的角度为，例如约0.2°～10°的微小角度，存在于输入板(输入旋转体)相对花键毂(输出旋转体)扭转至旋转方向驱动侧(正侧)的正侧第2段和扭转至其相反侧(负侧)的负侧第2段的两侧。
特别是，由于原来是在正侧第2段和负侧第2段通过同样的机构实现构成旋转方向空隙的结构，因此在扭转特性正侧和负侧的两侧必然出现该旋转方向空隙，而且其角度的大小也相同。
但是，根据车辆的特性，有时希望在扭转特性的正负两侧使旋转方向空隙的大小不同，还有时希望在扭转特性的一侧不设置所述旋转方向空隙。
具体而言，在扭转特性的负侧，为了在减速时使共振旋转速度中的振动峰值降低需要所述旋转方向缝隙。但是，在FF(前置前驱)车等，在实用旋转速度区域大多残留有共振峰值，当在扭转特性的正侧确保所述旋转方向缝隙，在共振旋转速度附近声音及振动性能会恶化。
因此，有一种仅在扭转特性负侧具有缝隙的减振机构(例如，参照专利文献1)，其中，所述缝隙是用于对微小振动产生低滞后扭矩的缝隙。
专利文献1：特开2002-266943号公报
但是，为了实现仅在扭转特性的一侧具有用于产生低滞后扭矩的缝隙的结构，需要大量的非常小的摩擦垫圈及锥形弹簧。因此，部件数量变多，组装部件需要大量的劳力。即，已有的减振机构中，为实现如上所述的结构，会增加制造成本。
发明内容
本发明的课题在于，实现减振机构制造成本的降低。其中，该减振机构具有用于产生低滞后扭矩的缝隙，以达到所期望的扭转振动。
本发明提出的第一种减振机构，其包括第1旋转体、第2旋转体、弹性部件和摩擦产生机构。第2旋转体配置成相对第1旋转体在第1角度的范围内可进行旋转。弹性部件，在旋转方向上弹性连接第1旋转体和第2旋转体。摩擦产生机构配置在第1旋转体和第2旋转体之间，具有与第1旋转体摩擦接合的摩擦部件。第1旋转体相对第2旋转体被扭转至旋转方向一侧的状态时，摩擦部件在旋转方向上以摩擦部件的至少一部分在旋转方向上弹性变形的状态被压向第2旋转体上，以使摩擦部件与第2旋转体在旋转方向上作为如一体形成的部件发挥功能。第1旋转体相对第2旋转体被扭转至旋转方向一侧的状态时，摩擦部件相对于第2旋转体在旋转方向上比第1角度小的第2角度范围内，可进行相对旋转。
该减振机构中，例如，当扭矩相对第1旋转体被输入至旋转方向一侧，第1旋转体相对第2旋转体向旋转方向一侧旋转。其结果，弹性部件被压缩在第1旋转体与第2旋转体之间。当第1旋转体与第2旋转体的相对扭转角度达到第1角度，第1旋转体与第2旋转体则向旋转方向一侧一体旋转。由此，衰减及吸收输入至第1旋转体的扭转振动，扭矩从第1旋转体向第2旋转体传递。
在这里，当第1旋转体相对第2旋转体被扭转至旋转方向一侧的状态时，摩擦部件在旋转方向上以摩擦部件的至少一部分在旋转方向上弹性变形的状态被压向第2旋转体上。即，通过摩擦部件的弹力，摩擦部件与第2旋转体在旋转方向上如一体形成的部件发挥功能。因此，在该状态下，当微小的扭矩振动被输入第1旋转体时，第1旋转体与摩擦部件之间产生摩擦阻力，产生滞后扭矩。
另一方面，第1旋转体相对第2旋转体被扭转至与旋转方向相反侧的状态时，摩擦部件相对第2旋转体在旋转方向第2角度范围内可进行相对旋转。因此，第1旋转体与摩擦部件之间不产生摩擦阻力，且不产生滞后扭矩。
如上所述，在该减振机构中利用摩擦部件的弹力可实现如下结构，即在扭转特性的一侧对所有的扭转振动产生滞后扭矩的同时，扭转特性的另一侧在一定的扭转角度范围内可防止发生滞后扭矩。根据该构成，该减振机构中可简化结构的同时，可实现制造成本的降低。
本发明提出的第二种减振机构，摩擦部件具有相对于第2旋转体在比第1角度小的第2角度范围内可旋转地配置的第1环状部、相对于第1环状部可旋转地配置的第2环状部以及在圆周方向上弹性连接第1及第2环状部的连接部。第1旋转体相对于第2旋转体被扭转至旋转方向一侧的状态时，连接部在第1环状部与第2环状部之间向旋转方向弹性变形。
本发明提出的第三种减振机构，还包括相对第2旋转体可相对旋转地配置的第3旋转体。当第1旋转体相对第3旋转体被扭转至旋转方向一侧的状态时，第1环状部被第2旋转体压向旋转方向一侧，而第2环状部被第3旋转体压向旋转方向相反侧。
本发明提出的第四种减振机构，没有输入扭矩的所谓中立状态时，第2旋转体相对第3旋转体在第3角度的范围内可向旋转方向侧进行旋转。在第1环状部相对第2旋转体向旋转方向相反侧的旋转受到限制的状态下，第2环状部相对第2旋转体向旋转方向一侧仅可旋转比第3角度小的第4角度。
本发明提出的第五种减振机构，在第二至第四的任意一项减振机构中，第2旋转体具有轴向贯穿的孔部。第1环状部具有突出部，该突出部向轴向突出，且用于插入形成于第2旋转体的孔部。第2角度确保在孔部与突出部的旋转方向之间。
本发明提出的第六种减振机构，在第二至第五的任意一项减振机构中，第2旋转体具有环状的第1主体部、从第1主体部向半径方向内侧延伸的多个第1内周齿。第3旋转体具有环状的第2主体部、从第2主体部向半径方向外侧延伸的多个外周齿。第2环状部具有向半径方向内侧延伸的多个第2内周齿。没有输入扭矩的所谓中立状态时，第3角度确保于第1内周齿与外周齿的旋转方向之间。第4角度确保于第2内周齿与外周齿的旋转方向之间。
本发明提出的第七种减振机构，在第二至第六的任意一项减振机构中，第1环状部配置在第2环状部的外周侧。连接部具有从第1环状部的内周部向第2环状部的外周部延伸的变形部。
本发明提出的第八种减振机构，变形部具有波状弯曲的弯曲部。
本发明提出的第九种减振机构，在第二至第八的任意一项减振机构中，第1及第2环状部中的至少一个与连接部一体成形。
本发明提出的第十种减振机构，在第二至第九的任意一项减振机构中，摩擦部件还具有与相对第1环状部可一体旋转且与在轴向上可相对移动地配置、并可与第1旋转体摩擦接合的摩擦片。
附图说明
图1为离合器盘组件的纵向断面视意图；
图2为离合器盘组件的平面示意图；
图3为减振机构的平面示意图；
图4为毂缘的平面示意图；
图5为输入旋转体的平面示意图；
图6为减振机构的局部剖面图(图2的A剖面)；
图7为减振机构的局部剖面图(图2的B剖面)；
图8为减振机构的局部平面图(图7的C剖面)；
图9为减振机构的局部平面图(图7的D剖面)；
图10为衬套的透视示意图；
图11为减振机构的扭转特性线形图；
图12为减振机构的机械回路图(中立状态)；
图13为减振机构的机械回路图；
图14为减振机构的机械回路图；
图15为减振机构的机械回路图；
图16为减振机构的机械回路图；
图17为减振机构的机械回路图；
图18为减振机构的机械回路图；
图19为减振机构的扭转特性线形图；
图20为作为其他实施例的第1衬套平面示意图。
符号说明
1    离合器盘组件
2    输入旋转体(第1旋转体)
3    花键毂(第3旋转体)
4    减振机构
5    摩擦产生机构
6    毂缘(第2旋转体)
7a   第1小螺旋弹簧
7b   第2小螺旋弹簧
8    大螺旋弹簧(弹性部件)
9    第1止动机构
10   第2止动机构
14   大摩擦产生机构
15   第1小摩擦产生机构
16   第2小摩擦产生机构
54   凸缘
55   外周齿
59   内周齿(第1内周齿)
72   第2摩擦垫圈(摩擦部件)
79   第1摩擦垫圈
84   第3摩擦垫圈(摩擦部件)
85   第4摩擦垫圈
91   第1环状部
92   第2环状部
93   连接部
94   突出部
95    内周齿(第2内周齿)
96    变形部
97    缺口部
98    狭缝
99    孔部
具体实施方式
下面，根据附图对本发明涉及的减振机构的实施例进行说明。在这里，以搭载了减振机构的离合器盘组件为例进行说明。
1.离合器盘组件的整体结构
利用图1及图2，对搭载了涉及本发明减振机构4的离合器盘组件1进行说明。图1为离合器盘组件1的纵向断面示意图，图2为离合器盘组件1的平面示意图。图1的O-O线为离合器盘组件1的旋转轴线。此外，图1的左侧配置有发动机及飞轮(图中未示出)，图1的右侧配置有变速箱(图中未示出)。还有，图2的R1侧为离合器组件1的旋转方向驱动侧(正侧)，R2侧为其相反侧(负侧)。
离合器组件1是用于构成车辆动力传动系统的离合器装置的机构，具有离合器功能和减振功能。离合器功能是指，利用离合器盘组件1被刹车片按压向飞轮(图中未示出)上或解除按压，传递及切断扭矩的功能。减振功能是指，通过螺旋弹簧等减少或吸收从飞轮侧输入的扭转振动的功能。
如图1及图2所示，离合器盘组件1主要由通过摩擦接合从飞轮侧输入扭矩的离合器盘23、衰减及吸收从离合器盘23输入的扭转振动的减振机构4构成。
离合器盘23是被压向飞轮(图中未示出)上的部分，主要由一对环状的摩擦片25以及用于固定摩擦片25的缓冲板24构成。缓冲板24由环状部24a、设置在环状部24a的外周侧且在旋转方向上排列的8个缓冲部24b、从环状部24a向半径方向内侧延伸的4个固定部24c所构成。在各缓冲部24b的两面通过铆钉26固定有摩擦片25。固定部24c固定在减振机构4的外周部。
2.减振机构
2.1：减振机构的概要
为了有效地衰减及吸收从发动机传递的扭转振动，减振机构4具有图11所示的扭转特性。具体而言，减振机构4的扭转特性，在正侧为4段特性，在负侧为3段特性。在扭转特性的正侧中，第1段及第2段区域(扭转角度0～θ1p)为低扭转刚性及低滞后扭矩区域，第3段及第4段区域(扭转角度θ1p～θ1p+θ3p)为高扭转特性及高滞后扭矩区域。此外，在扭转特性的负侧中，第1段区域(扭转角度0～θ1n)为低扭转刚性及低滞后扭矩区域，第2段及第3段区域(扭转角度θ1n～θ1n+θ3n)为高扭转特性及高滞后扭矩区域。基于这些扭转特性，该减振机构4可有效地衰减及吸收空转时异响、急刹车或急启动时的振动(低频振动)等的扭转振动。
还有，在该减振机构4中，为衰减及吸收微小扭转振动，仅在扭转特性负侧设有用于防止发生高滞后扭矩的旋转方向缝隙(缝隙角度θ6)。在扭转特性的正侧没有设置旋转方向缝隙是为了防止在扭转特性的正侧产生共振峰值。
2.2：减振机构的结构
为实现所述扭转特性，该减振机构4具有如下结构。在这里，利用图1～图12对构成减振机构4的各部件进行详细说明。图3为减振机构4的平面示意图、图4为毂缘6的平面示意图、图5为输入旋转体2的平面示意图、图6及图7为减振机构4的局部剖面图、图8及图9为减振机构4的局部平面图、图10为第1衬套90的透视示意图。其中，图6为图2的A剖面的剖面示意图，图7为图2的B剖面的剖面示意图。图8为图7的C剖面的平面示意图，图9为图7的D剖面的平面示意图。图12为减振机构4的机械回路图。图12表示的机械回路图是，以模块的方式表示的减振机构中各部件的旋转方向关系的图。因此，一体旋转的部件作为同一部件对待。图12的左右方向与旋转方向相对应。
如图1所示，减振机构4主要由用于固定离合器盘23的作为第1旋转体的输入旋转体2、相对输入旋转体2可旋转地配置的作为第2旋转体的毂缘6、相对于毂缘6可旋转地配置的作为第3旋转体的花键毂3、在旋转方向上弹性连接毂缘6和花键毂3的第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b、在旋转方向上弹性连接输入旋转体2和毂缘6的作为弹性部件的大螺旋弹簧8构成。花键毂3在变速箱(图中未示出)的输入轴端部花键连接。
如12所示，第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b并列配置，多个大螺旋弹簧8也并列配置。第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b和大螺旋弹簧8，通过毂缘6及其周围的部件串联配置。第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b的刚性比大螺旋弹簧8的刚性低。
(2.2.1：输入旋转体)
如图1及图5～图7所示，输入旋转体2由离合器板21及固定板22构成。离合器板21及固定板22为金属板制成的圆板状或环状部件，在轴向上间隔固定距离配置。离合器板21配置在发动机侧，固定板22配置在变速箱侧。离合器板21和固定板22被下文中描述的连接部31相互固定。因此，离合器板21及固定板22，在轴向上保持规定间距的状态下可一体旋转。还有，在离合器板21的外周部通过铆钉27固定有离合器盘23的固定部24c。
离合器板21及固定板22具有保持大螺旋弹簧8的功能。具体而言，离合器板21及固定板22由一对环状的第1主体部28、在第1主体部28的外周部沿旋转方向排列配置的四个保持部35、配置在保持部35旋转方向之间的四个连接部31构成。
保持部35在内周侧及外周侧具有切起部35a、35b。切起部35a、35b限制大螺旋弹簧8朝轴向及半径方向的移动。同时，保持部34的旋转方向长度与大螺旋弹簧8的自由长度大致相同。保持部35的圆周方向两端形成有与大螺旋弹簧8的端部抵接或与其接近的抵接面36。
连接部31配置在一对第1主体部28的外周侧，且用于连接一对第1主体部28。具体而言，连接部31由从一侧的第1主体部28(该实施例中为固定板22的第1主体部)外周缘向另一侧的第1主体部(该实施例中为离合器板21的第1主体部)轴向延伸的抵接部32、和从抵接部32的端部向半径方向内侧延伸的固定部33构成(参照图7)。固定部33与离合器盘23的固定部24c一同，通过铆钉27被固定在离合器板21的第1主体部28上。
离合器板21及固定板22的中心孔37、38内配置有花键毂3。花键毂3由向轴向延伸的筒状轴毂52、和从轴毂52向半径方向外侧延伸的凸缘54构成。轴毂52的内周部形成有与变速箱的输入轴(图中未示出)接合的花键孔53。
(2.2.2：毂缘)
如图12所示，毂缘6在旋转方向上与输入旋转体2弹性连接。具体而言，如图1～图7所示，毂缘6可相对旋转地配置在离合器板21及固定板22的轴向之间，通过大螺旋弹簧8在旋转方向上与离合器板21及固定板22弹性连接。毂缘6由环状的第2主体部29、形成于第2主体部29外周部的一对第1窗孔41及一对第2窗孔42、形成于第2主体部29外周部的四个缺口43构成。一对第1窗孔41及一对第2窗孔42配置在与4个保持部相对应的位置。一对第1窗孔41，在半径方向上相向配置，一对第2窗孔42，在半径方向上相向配置。
如图3及图12所示，第1窗孔41及第2窗孔42中容纳有大螺旋弹簧8。第1窗孔41的旋转方向长度设定成比大螺旋弹簧8的自由长度(保持部35的旋转方向长度)长，第2窗孔42的旋转方向长度设定成与大螺旋弹簧8的自由长度(保持部35的旋转方向长度)大致相同。第1窗孔41及第2窗孔42，在圆周方向的两端形成有可与大螺旋弹簧8的端部抵接的第1抵接面44及第2抵接面47。中立状态下，大螺旋弹簧8的R1侧端部与第1抵接面44之间确保有缝隙角度θ2p。大螺旋弹簧8的R2侧端部与第1抵接面44之间确保有缝隙角度θ2n。通过这些构成，实现两个大螺旋弹簧8被并列压缩的区域(正侧的第3段区域、负侧的第2段区域)和四个大螺旋弹簧8被并列压缩的区域(正侧的第4段区域、负侧的第3段区域)(图11)。还有，在没有输入扭矩的中立状态下，通过容纳在第2窗孔42的两个大螺旋弹簧8来决定输入旋转体2与毂缘6的旋转方向上的相对位置。
(2.2.3：花键毂)
如图12所示，花键毂3在旋转方向上与毂缘6弹性连接。具体而言，如图1～图7所示，花键毂3的凸缘54外周部形成有多个外周齿55。毂缘6的内周部形成有作为第1内周齿的多个内周齿55。外周齿55与内周齿59留有规定间隙相啮合。在没有输入扭矩的中立状态下，外周齿55与内周齿59的旋转方向之间形成有缝隙。与形成在内周齿59的R1侧的缝隙相对应的扭转角度为缝隙角度θ1p。与形成在内周齿59的R2侧的缝隙相对应的扭转角度为缝隙角度θ1n。
(2.2.4：螺旋弹簧)
如图1及图6所示，大螺旋弹簧8由配置在同心上，但半径不同的一对螺旋弹簧构成。大螺旋弹簧8与第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b相比半径大且长度长。大螺旋弹簧8的弹簧系数设定成远比第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b的弹簧系数大。即、大螺旋弹簧8的刚性远比第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b的刚性高。因此，当向输入旋转体2输入扭矩，第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b在毂缘6和花键毂3之间开始压缩，当毂缘6和花键毂3一体旋转，大螺旋弹簧8在输入旋转体2及毂缘6之间开始压缩。
(2.2.5：止动机构)
如图12所示，为了直接传递输入至输入旋转体2的扭矩，减振机构4中设有第1止动机构9及第2止动机构10。
如图9所示，第1止动机构9是用于将毂缘6和花键毂3的相对旋转限制在一定范围内的机构，由花键毂3的外周齿55和毂缘6的内周齿59构成。在缝隙角度θ1p及θ1n的范围内，第1止动机构9允许毂缘6与花键毂3的相对旋转。如图11所示，由缝隙角度θ1p及θ1n决定低扭转刚性的范围。
如图3所示，第2止动机构10是用于将输入旋转体2和毂缘6的相对旋转限制在一定范围内的机构，由输入旋转体2的连接部31、毂缘6的第1突出部49及第2突出部57构成。
具体而言，第2主体部29的外周缘上形成有向半径方向外侧延伸的一对第1突出部49及一对第2突出部57。第1突出部49及第2突出部57配置在第1窗孔41及第2窗孔42的外周侧，且在旋转方向两端形成有止动面50、51。止动面50、51可与连接部31的止动面39抵接。
还有，在图3所表示的中立状态中，在第1突出部49及第2突出部57与连接部31的旋转方向之间确保有缝隙。与该缝隙相对应的扭转角度(第1角度)为缝隙角度θ3p及θ3n。形成于连接部31的R1侧的缝隙与缝隙角度θ3p相对应，形成于连接部31的R2侧的缝隙与缝隙角度θ3n相对应。根据该构成，第2止动机构10在缝隙角度θ3p及θ3n的范围内，允许输入旋转体2和花键毂3的相对旋转。如图11所示，由缝隙角度θ3p及θ3n决定高扭转刚性的范围。
(2.2.6：摩擦产生机构)
减振机构4的主要特征在于摩擦产生机构5的结构。为更有效地衰减及吸收扭转振动，减振机构4上设置有利用摩擦阻力产生滞后扭矩的摩擦产生机构。具体而言，如图6及图7所示，摩擦产生机构5主要由第1摩擦垫圈79、第2摩擦垫圈72、第3摩擦垫圈84、第4摩擦垫圈85、第1衬套90、第2衬套89所构成。由第2摩擦垫圈72及第1衬套90构成所述摩擦部件。
通过摩擦产生机构实现图11表示的滞后扭矩。具体而言，通过第1摩擦垫圈79及第2衬套89产生图11表示的第1低滞后扭矩Th1。通过第1摩擦垫圈79、第2衬套89、第2摩擦垫圈72及第4摩擦垫圈85产生高滞后扭矩Th2。通过第3摩擦垫圈84及第1衬套90产生第2低滞后扭矩Th3。
在扭转特性的整个区域产生第1低滞后扭矩Th1。在扭转特性正侧中的第3段区域及第4段区域、扭转特性负侧中的第2段区域及第3段区域产生高滞后扭矩Th2。高滞后扭矩Th2中含有低滞后扭矩Th1。仅在通过旋转方向缝隙防止产生高滞后扭矩时产生第2低滞后扭矩Th3。第2低滞后扭矩Th3中含有第1低滞后扭矩。
为实现这些滞后扭矩特性，摩擦产生机构5的各个部件具有如下结构。具体而言，如图6及图7所示，第1摩擦垫圈79及第2摩擦垫圈72配置在毂缘6和固定板22的轴向之间。第3摩擦垫圈84、第4摩擦垫圈85及第2衬套89配置在毂缘6和离合器板21的轴向之间。第2摩擦垫圈72及第4摩擦垫圈85，通过第1衬套90可一体旋转地连接。第4摩擦垫圈85及第2衬套89，通过第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b在旋转方向上弹性连接。第2衬套89，可一体旋转地连接在花键毂3上。因此，第2摩擦垫圈72、第1衬套90及第4摩擦垫圈85、第2衬套89通过第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b在旋转方向上被弹性连接。
第1摩擦垫圈79配置在花键毂3的凸缘54和固定板22内周部的轴向之间，且配置在轴毂52的外周侧。第1摩擦垫圈79为例如树脂材质的产品。第1摩擦垫圈79与凸缘54之间配置有第1锥形弹簧80。第1锥形弹簧80在轴向上被压缩于第1摩擦垫圈79和固定板22之间。因此，第1摩擦垫圈79的摩擦面通过第1锥形弹簧80被压接在固定板22上。
第2摩擦垫圈72配置在毂缘6的内周部和固定板22的内周部之间，且配置在第1摩擦垫圈79的外周侧。具体而言，第2摩擦垫圈72主要由环状的垫圈主体72a、从垫圈主体72a的外周缘朝轴向延伸的四个接合部72b、固定在垫圈主体72a上的摩擦部件74构成。第2锥形弹簧81在轴向上以被压缩的状态配置于第1摩擦垫圈72和第1衬套90之间。因此，第2摩擦垫圈72的摩擦部件74的摩擦面被第2锥形弹簧81压接在固定板22上。第2摩擦垫圈72通过接合部72b在旋转方向上与第1衬套90连接。根据该构成，第2摩擦垫圈72与第1衬套90可一体旋转。
如图10所示，第1衬套90配置在第2摩擦垫圈72与毂缘6之间(更具体而言，在第2锥形弹簧81与毂缘6之间)。第1衬套90主要由第1环状部91、第2环状部92、在旋转方向上弹性连接第1环状部91及第2环状部92的四个连接部93构成。第1衬套90为例如一体形成的树脂制成的部件。
第1环状部91及第2环状部92为环状板部件，第1环状部91配置在第2环状部92的外周侧。如图6及图7所示，第1环状部91通过第2锥形弹簧81压向发动机侧。
第1环状部91具有环状的主体部91a、从主体部91a向半径方向内侧延伸的四个延长部91b、从延长部91向轴向延伸的突出部94、形成于主体部91a外周侧的凹部91c。相邻的延长部91b之间配置有连接部93。凹部91c配置在连接部93的外周侧。凹部91c向半径方向凹陷。凹部91c中轴向插入有垫圈主体部72a。根据该构成，第1环状部91与第2摩擦垫圈72可一体旋转且在轴向上可相对移动。
第2环状部92具有环状的主体部92a、及作为第2内周齿从主体部92a向半径方向内侧延伸的多个内周齿95。内周齿95与下文中描述的花键毂3外周齿55留有间隙地啮合。内周齿95的R1侧的间隙与间隙角度θ4p相对应。内周齿95的R2侧的间隙与间隙角度θ4n相对应。第2环状部92还具有与毂缘6相抵接的多个滑动部92b。滑动部92b向轴向延伸，且与毂缘6的变速箱侧的面抵接。因此，第1环状部91及主体部92a不与毂缘6抵接。
连接部93具有从第1环状部91的内周部(更具体而言，从主体部91a的内周部)向第2环状部92的外周部延伸的三个变形部96。变形部96成波状(S状)弯曲。变形部96的一端部与延长部91b的R1侧部分及主体部91a的内周部一体连接，变形部96的另一端部与主体部92a的外周部一体连接。更具体而言，变形部96的一端部为从第1环状部91的内周部向半径方向内侧延伸的部分，变形部96的另一端部为从第2环状部92的外周部向半径方向外侧延伸的部分。变形部96的一端部及另一端部被两个半圆状部连接。这样，变形部96作为整体在旋转方向上可弹性变形。
从别的观点说明连接部93的结构。可将第1环状部91、第2环状部92及连接部93视为通过对一张环状的板状部件进行穿孔形成多个狭缝98成形。狭缝98大致成波状(S状)弯曲，多个狭缝98互补地组合在一起。狭缝98的宽度，根据第1环状部91及第2环状部92所需的相对扭转角度而定。具体而言，宽度被设定成至少使第1环状部91及第2环状部92可相对旋转角度θ1p-θ4p。
根据所述构成，第1环状部91与第2环状部92通过连接部93在旋转方向上弹性连接。因此，当第1环状部91及第2环状部92相对旋转，连接部93的变形部96就发生弹性变形。其结果，在第1环状部91及第2环状部92之间产生使第1环状部91及第2环状部92倒退至中立状态的旋转方向的力。
突出部94配置在延长部91b的圆周方向的中央附近。突出部94从延长部91b向离合器板21侧轴向延伸。突出部94的截面形状大致成扇形。具体而言，半径方向外侧及内侧的面为圆弧状，旋转方向R1侧及R2侧的抵接面94a则为平坦面。抵接面94a沿半径方向形成，与旋转方向大致成直角。突出部94插入在形成于毂缘6的孔部99内。突出部94的抵接面94a与孔部99的抵接面99a之间确保有缝隙。与该缝隙相对应的扭转角度(第2角度)为缝隙角度θ6。因此，第1环状部91相对于毂缘6在旋转方向上缝隙角度θ6的范围内可相对旋转。该缝隙角度θ6相当于所述的旋转方向缝隙(用于防止产生高滞后扭矩的缝隙)。
内周齿95与外周齿55留有空隙地啮合。在中立状态下，突出部94与孔部99的旋转方向R1侧抵接的状态下，内周齿95与外周齿55的旋转方向之间确保有缝隙。与内周齿95的R1侧的缝隙相对应的扭转角度为缝隙角度θ4p。与内周齿95的R2侧的缝隙相对应的扭转角度为θ4n。缝隙角度θ4n与缝隙角度θ1n的大小几乎相同，而缝隙角度θ4p小于缝隙角度θ1p。因此，当毂缘6及第1衬套90相对花键毂3向R1侧进行相对旋转时，首先外周齿55与内周齿95抵接，当进一步进行相对旋转，在与内周齿95相抵接的状态下外周齿55与内周齿59抵接。此时，由于第2环状部92被外周齿55按压，因此第2环状部92相对毂缘6向R2侧进行相对旋转。另一方面，第1环状部91则被突出部94限制其相对毂缘6向R2侧的相对旋转。因此，当外周齿55与内周齿95及内周齿59抵接的状态下，连接部93在第1环状部91与第2环状部92之间发生弹性变形。通过连接部93的弹力，第1环状部91的突出部94被压向孔部99的R2侧的抵接面99a。该状态下，第1环状部91与毂缘6作为如一体形成的部件发挥功能。
第4摩擦垫圈85是配置在毂缘6与离合器板21之间的环状部件。具体而言，如图6及图7所示，第4摩擦垫圈85主要由主体部85a、外周部85b、固定在主体部85a上的摩擦部件66构成。主体部85a上形成有四个凹部85c。凹部85c是向轴向凹陷的部分，与突出部94的截面形状几乎相同。第1衬套90的突起部94在旋转方向及半径方向上以几乎没有缝隙的状态与凹部85c相嵌合。因此，第1衬套90与第4摩擦垫圈进行一体旋转。还有，突出部94的端面94b在轴向上与凹部95c的底面(朝轴向的面)抵接。因此，第4摩擦垫圈85通过第1衬套90被第2锥形弹簧81压接在离合器板21上。
主体部85a的外周侧形成有向毂缘6侧突出的环状外周部85b。主体部85a与毂缘6之间配置有第3摩擦垫圈84。第3锥形弹簧82在第3摩擦垫圈84和外周部85之间以被压缩的状态轴向配置。因此，第3摩擦垫圈84被第3锥形弹簧82压接在毂缘6上。
第2衬套89是配置在第4摩擦垫圈85和毂缘6之间的环状部件。具体而言，第2衬套89由滑动部89a、配置在滑动部外周侧的接合部89b构成。滑动部89a是配置在离合器板21的内周缘与凸缘54之间的环状部件，可与离合器板21的内周部相对滑动。接合部89b的内周部上形成有向半径方向内侧延伸的多个内周齿89f。内周齿89f以几乎没有缝隙的状态与外周齿55相啮合。根据该构成，花键毂3与第2衬套89可一体旋转。
接合部89b的外周部上形成有四个第1缺口部89c、两个第2缺口部89d和两个第3缺口部89e。第1缺口部89c配置在与突出部94相对应的位置。第1缺口部89c的旋转方向长度比突出部94的旋转方向长度长。中立状态下，突出部94与第1缺口部89c之间形成缝隙。与突出部94的R1侧的缝隙相对应的扭转角度为缝隙角度θ7p。与突出部94的R2侧的缝隙相对应的扭转角度为缝隙角度θ7n。第2缺口部89b间隔旋转轴O配置在半径方向上相向的位置。第3缺口部89e间隔旋转轴O配置在半径方向上相向的位置。第2缺口部89d与第3缺口部89e的旋转方向之间配置有第1缺口部89c。
第4摩擦垫圈85上形成有两个第1容纳部85d及两个第2容纳部85e。第1容纳部85d及第2容纳部85e向轴向凹陷。第1容纳部85d及第2容纳部85e的半径方向位置与凹部85c大致相同。与第2衬套89的第2缺口部89d相对应的位置上形成有第1容纳部85d，与第3缺口部89e相对应的位置上形成有第2容纳部85e。
所述的第1小螺旋弹簧7a被容纳在第1容纳部85d及第2缺口部89d内。所述的第2小螺旋弹簧7b被容纳在第2容纳部85e及第3缺口部89e内。第1容纳部85b及第2缺口部89d的旋转方向长度与第1小螺旋弹簧7a的自然长度几乎相同。第2容纳部85e的旋状方向长度与第2小螺旋弹簧7b的自然长度几乎相同。另一方面，第3缺口部89e的旋转方向长度比第2小螺旋弹簧7b长。在第2小螺旋弹簧7b的端部与第3缺口部89e旋转方向的边缘之间确保有缝隙。与第2小螺旋弹簧7b的R1侧的缝隙相对应的扭转角度为缝隙角度θ5p。与第2小螺旋弹簧7b的R2侧的缝隙相对应的扭转角度为缝隙角度θ5n。
根据所述结构，可以实现两个第1小螺旋弹簧7a被并列压缩的区域(正侧的第1段区域、负侧的第1段区域)和两个第1小螺旋弹簧7a及两个第2小螺旋弹簧7b被并列压缩的区域(正侧的第2段区域)(图11)。还有，在没有输入扭矩的中立状态下，由被容纳在第1容纳部85d及第2缺口部89d中的第2小螺旋弹簧7b决定第4摩擦垫圈85及第2衬套89在旋转方向上的相对位置。
此外，通过第3锥形弹簧82产生的推力小于通过第1锥形弹簧80与第3锥形弹簧82产生的推力。还有，第1摩擦垫圈79与固定板22之间的摩擦系数低于第2摩擦垫圈72的摩擦部件74与固定板22之间的摩擦系数。因此，通过第1摩擦垫圈79产生的滞后扭矩远远小于通过第2摩擦垫圈72产生的滞后扭矩。而且，第3摩擦垫圈84与毂缘6之间的摩擦系数及第2衬套89与离合器板21之间的摩擦系数低于第4摩擦垫圈85与离合器板21之间的摩擦系数。因此，通过第3摩擦垫圈84及第2衬套89产生的滞后扭矩远远低于通过第4摩擦垫圈85的产生的摩擦系数。
如上所述，由第2摩擦垫圈72及第4摩擦垫圈85构成大摩擦产生机构14，由第1摩擦垫圈79及第2衬套89构成第1小摩擦产生机构15，由第1衬套90及第3摩擦垫圈84构成第2小摩擦产生机构16。当输入旋转体2、毂缘6及花键毂3进行相对旋转，则由大摩擦产生机构14、第1小摩擦产生机构15及第2小摩擦产生机构16产生滞后扭矩，所以通过减振机构4可更有效地衰减及吸收扭转振动。
另外，所述的机构可视为并列配置第1减振器及第2减振器的结构，其中第1减振器由第1小螺旋弹簧7a、第2小螺旋弹簧7b及第1止动机构9构成，第2减振器由大螺旋弹簧8及第2止动机构10构成。
〔4.动作〕
接下来，利用图12～图19对离合器盘组件1的减振机构动作及扭转特性进行说明。图12为中立状态(没有输入扭矩的状态)的机械回路图。图13～图16为扭转特性正侧的动作中的机械回路图。图17～图19为扭转特性负侧的动作中的机械回路图。
<4.1：扭转特性正侧>
(4.1.1：第1段及第2段区域)
在扭转特性的正侧，输入旋转体2相对花键毂3从图12的中立状态向R1侧(驱动侧)扭转。此时，由于大螺旋弹簧8的刚性远远小于第1小螺旋弹簧7a的刚性，大螺旋弹簧8几乎没有被压缩，输入旋转体2及毂缘6一体旋转。此时，第1衬套90的突出部94被毂缘6孔部99的边缘压向R1侧。因此，第1衬套90、第2摩擦垫圈72及第4摩擦垫圈85也与输入旋转体2及毂缘6一同一体旋转。其结果，第1小螺旋弹簧7a被压缩在毂缘6与花键毂3之间(更具体而言，第4摩擦垫圈85与第2衬套89之间)。
当输入旋转体2相对花键毂3向R1侧仅相对旋转扭转角度θ4p，第1衬套90的内周齿95则与花键毂3的外周齿55抵接(图13)。当继续进行输入旋转体2相对花键毂3的相对旋转，内周齿95被外周齿55按压，连接部93在旋转方向上弹性变形。同时，第4摩擦垫圈85与第2衬套89之间第1小螺旋弹簧7a和第2小螺旋弹簧7b开始被压缩。
当相对花键毂3输入旋转体2的扭转角度达到θ1p，外周齿55则与内周齿59相抵接，第1止动机构9开始工作。其结果，毂缘6与花键毂3的相对旋转就会停止。因此，第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b的压缩也会停止(图14)。
此外，当输入旋转体2相对花键毂3进行旋转，在第1小摩擦产生机构15中产生第1低滞后扭矩Th1。
根据以上动作，实现低扭转刚性及低滞后扭矩在第1段及第2段区域的扭转特性(图11)。
还有，当外周齿55与内周齿59相抵接，连接部93的弹性变形就停止(图14)。该状态下，通过连接部93在第1环状部91与第2环状部92之间有旋转方向的推力发挥作用。因此，突出部94被压向孔部99边缘的R2侧的同时，内周齿95被压向外周齿55的R1侧。根据所述构成，可使第1衬套90与毂缘6及花键毂3作为如一体形成的部件发挥功能。
(4.1.2：第3段及第4段区域)
当输入旋转体2从图14的状态进一步向R1侧旋转，输入旋转体2则相对毂缘6进行相对旋转，被容纳于第2窗孔42的两个大螺旋弹簧8在输入旋转体2与毂缘6之间开始被压缩。扭转角度达到θ1p+θ2p为止，两个大螺旋弹簧8被并列压缩。
当继续进行输入旋转体2相对花键毂3的相对旋转，四个大螺旋弹簧8开始被压缩(图16)。扭转角度当达到θ1p+θ3p，第2止动机构10则开始工作，输入旋转体2与花键毂3的相对旋转就会停止。
还有，当输入旋转体2与毂缘6进行相对旋转，包括小摩擦产生机构15在内，在大摩擦产生机构14(第2摩擦垫圈72及第4摩擦垫圈85)产生高滞后扭矩。
根据以上动作，实现高扭转刚性及高滞后扭矩在第3段及第4段区域的扭转特性。
<4.2：扭转特性负侧>
(4.2.1：第1段区域)
在扭转特性的负侧，输入旋转体2相对花键毂3从图12的中立状态向R2侧(逆驱动侧)扭转。此时，由于第1小螺旋弹簧7a的刚性远远小于大螺旋弹簧8的刚性，大螺旋弹簧8几乎没有被压缩，输入旋转体2及毂缘6一体旋转。第2摩擦垫圈72和固定板22之间的摩擦系数及第4摩擦垫圈85和离合器板21之间的摩擦系数大。其结果，大摩擦机构14内产生的滞后扭矩远远大于压缩第1小螺旋弹簧7a所需的扭矩。因此，第1衬套90、第4摩擦垫圈85与输入旋转体2一体旋转，第1小螺旋弹簧7a被压缩在第4摩擦垫圈85与第2衬套89之间。当，扭转角度达到角度θ1n，内周齿59与外周齿55相抵接，第1止动机构9开始工作(图17)。该状态下，第2小螺旋弹簧7b与第3缺口部89e之间确保有缝隙角度θ5n-θ1n(＞0)。因此，在负侧第2小螺旋弹簧7b不会被压缩。
还有，扭转角度达到θ1n为止，在小摩擦产生机构15内产生第1低滞后扭矩Th1。
根据以上动作，实现低扭转刚性及低滞后扭矩在第1段区域的扭转特性(图11)。
(4.2.2：第2段及第3段区域)
当输入旋转体2从图17的状态进一步向R2侧进行旋转，输入旋转体2则相对毂缘6进行相对旋转，被容纳于第2窗孔42的两个大螺旋弹簧8在输入旋转体2与毂缘6之间开始被压缩。扭转角度达到θ1n+θ2n为止，两个大螺旋弹簧8被并列压缩。
当继续进行输入旋转体2相对花键毂3的相对旋转，四个大螺旋弹簧8开始被压缩(图19)。扭转角度当达到θ1n+θ3n，第2止动机构10则开始工作，输入旋转体2与花键毂3的相对旋转就会停止。
还有，当输入旋转体2与毂缘6相对旋转，包括小摩擦产生机构15在内，在大摩擦产生机构14(第2摩擦垫圈72及第4摩擦垫圈85)产生高滞后扭矩。
根据以上动作，实现高扭转刚性及高滞后扭矩在第2段及第3段区域的扭转特性(图11)。
<4.3：对微小扭转振动的动作>
(4.3.1：扭转特性正侧的第3段及第4段)
车辆加速时(扭转特性正侧)，减振机构4在第1止动机构9及第2止动机构10工作的状态下(扭转角度为角度θ1p+θ3p的图16的状态)传递扭矩。该状态下，当起因于发动机燃烧变动的微小扭转振动被输入输入旋转体2，高刚性的大螺旋弹簧8则在输入旋转体2与毂缘6之间重复伸缩。
另一方面，在图16的状态中，如上所述地第1衬套90的连接部93被压缩在旋转方向上，通过其推动力第1衬套90相对毂缘6及花键毂3作为一体部件发挥功能。因此，第1衬套90、第2摩擦垫圈72及第4摩擦垫圈85在微小扭转角度的范围内与输入旋转体2重复相对旋转。其结果，如图11所示，相对微小扭矩振动，通过大摩擦产生机构14及小摩擦产生机构15产生高滞后扭矩Th2。
如上所述，加速时即时输入微小扭转振动，总是产生高滞后扭矩，即，该减振机构中，在扭转特性正侧没有确保防止发生高滞后扭矩的旋转方向缝隙。根据该构成，抑制加速时产生共振峰值。
(4.3.2：扭转特性负侧的第2段及第3段)
车辆减速时(扭转特性负侧)，减振机构4在第1止动机构9及第2止动机构10工作的状态下(扭转角度为角度θ1n+θ3np的图19的状态)传递扭矩。该状态下，当微小扭转振动被输入输入旋转体2，与加速时相同大螺旋弹簧8在输入旋转体2与毂缘6之间重复伸缩。
另一方面，图19的状态中，第1衬套90的连接部93没有被压缩在旋转方向上。因此，与加速时不同，第1衬套90、第2摩擦垫圈72及第4摩擦垫圈85相对毂缘6及花键毂3可进行相对旋转。该状态下，当微小扭转振动被输入输入旋转体2，产生高滞后扭矩的大摩擦产生机构中不产生滑动。即，输入旋转体2、第1衬套90、第2摩擦垫圈72及第4摩擦垫圈85作为如一体形成的部件发挥功能。
其结果，如图11所示，孔部99与突出部94之间形成的缝隙角度θ6的范围内，第1衬套90、第2摩擦垫圈72及第4摩擦垫圈85进行相对旋转，并通过第2小摩擦产生机构16(第1衬套90及第3摩擦垫圈84)产生第2低滞后扭矩Th3。此时，在缝隙角度θ6的范围内不产生高滞后扭矩Th2。
如上所述，加速时即时被输入微小扭转振动，缝隙角度θ6的范围内抑制产生高滞后扭矩。根据该构成，可提高减速时减少振动功能。
〔5.作用效果〕
如上所述，该减振机构4中，利用第1衬套90的连接部93的弹力实现下列结构，即、在扭转特性的一侧(正侧)的所有的扭转振动中产生高滞后扭矩Th2的同时，在扭转特性的另一侧(负侧)的一定的扭转角度范围(缝隙角度θ6)内防止产生高滞后扭矩Th2。根据该构成，该减振机构4可简化结构的同时，可实现制造成本的降低。
此外，通过将第1衬套90的各部一体成形，可进一步降低制造成本。特别是，由于连接部93的各变形部96是通过对圆板状部件进行穿孔等形成多个狭缝98而成，所以容易成形。
还有，该减振机构4中，用于实现低扭转刚性的第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b位于毂缘6与离合器板21的轴向之间并配置在花键毂3的外周侧。因此，与已有的结构(在轴毂法兰和花键毂之间配置螺旋弹簧的结构)相比，提高了第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b的设计自由度，还可进一步提高衰减振动的性能。
〔6.其他实施例〕
本发明的具体结构不局限于所述实施例，在不脱离本发明精神的范围内可以进行各种变更。
所述实施例中，以搭载有减振机构4的离合器盘组件1进行了说明，但不限于此。例如，该减振机构还可适用于双质量飞轮或流体式扭矩传动装置的锁定装置等其他动力传动装置。
同时，第1衬套90的形状不限于所述形状。例如，还可适用图20所表示的第1衬套190。该第1衬套190中，连接部193的变形部196向半径方向延伸，且不象如上所述的变形部96弯曲。还有，例如狭缝198可为椭圆形。即使这种场合，也可在旋转方向上弹性连接第1环状部191及第2环状部192，可获得同样的效果。
产业上可利用性
由于本发明涉及的减振机构中，在实现对扭转振动不产生高滞后扭矩的结构的同时，可实现制造成本的降低，因此可应用于动力传动装置领域。

Claims (10)

1、一种减振机构，其包括：
第1旋转体；
第2旋转体，配置成相对所述第1旋转体在第1角度范围内可进行旋转；
弹性部件，在旋转方向上弹性连接所述第1旋转体和第2旋转体；
摩擦产生机构，配置在所述第1旋转体和第2旋转体之间，且具有与所述第1旋转体摩擦接合的摩擦部件；其中，
当所述第1旋转体相对所述第2旋转体被扭转至旋转方向一侧的状态时，所述摩擦部件在其至少一部分在旋转方向上弹性变形的状态被压向所述第2旋转体上，以使所述摩擦部件与所述第2旋转体在旋转方向上作为如一体形成的部件发挥功能，
当所述第1旋转体相对所述第2旋转体被扭转至旋转方向一侧的状态时，所述摩擦部件相对于所述第2旋转体在旋转方向上比所述第1角度小的第2角度范围内，可进行相对旋转。
2、根据权利要求1所述的减振机构，其特征在于：
所述摩擦部件具有第1环状部、第2环状部及连接部，其中所述第1环状部配置成相对于所述第2旋转体在比所述第1角度小的第2角度范围内可进行旋转、所述第2环状部配置成相对于所述第1环状部可进行旋转、所述连接部在圆周方向上弹性连接所述第1环状部和第2环状部；
当所述第1旋转体相对于所述第2旋转体被扭转至旋转方向一侧的状态时，所述连接部在第1环状部与第2环状部之间向旋转方向弹性变形。
3、根据权利要求2所述的减振机构，其特征在于：
还包括第3旋转体，所述第3旋转体配置成可相对所述第2旋转体旋转；
当所述第1旋转体相对所述第3旋转体被扭转至旋转方向一侧的状态时，所述第1环状部被所述第2旋转体压向所述旋转方向一侧，所述第2环状部被所述第3旋转体压向所述旋转方向另一侧。
4、根据权利要求3所述的减振机构，其特征在于：
在没有输入扭矩的所谓中立状态下，所述第2旋转体相对所述第3旋转体在第3角度范围内可向旋转方向一侧进行旋转；
在所述第1环状部相对所述第2旋转体在所述旋转方向相反侧的相对旋转受到限制的状态下，所述第2环状部相对所述第2旋转体向旋转方向一侧仅可旋转比第3角度小的第4角度。
5、根据权利要求2～4的任意一项所述的减振机构，其特征在于：
所述第2旋转体具有轴向贯穿的孔部；
所述第1环状部具有突出部，所述突出部朝轴向突出且用于插入所述孔部内、
所述孔部与所述突出部的旋转方向之间确保有第2角度。
6、根据权利要求2～5的任意一项所述的减振机构，其特征在于：
所述第2旋转体具有环状的第1主体部、及从所述第1主体部向半径方向内侧延伸的多个第1内周齿；
所述第3旋转体具有环状的第2主体部、及从所述第2主体部向半径方向外侧延伸的多个外周齿；
所述第2环状部具有向半径方向内侧延伸的多个第2内周齿；
在没有输入扭矩的所谓中立状态下，所述第1内周齿与所述外周齿的旋转方向之间确保有所述第3角度；
所述第2内周齿与所述外周齿的旋转方向之间确保有所述第4角度。
7、根据权利要求2～6的任意一项所述的减振机构，其特征在于：
所述第1环状部配置在所述第2环状部的外周侧；
所述连接部具有从所述第1环状部的内周部向所述第2环状部的外周部延伸的变形部。
8、根据权利要求7所述的减振机构，其特征在于：
所述变形部具有波状弯曲的弯曲部。
9、根据权利要求2～8的任意一项所述的减振机构，其特征在于：
所述第1环状部和所述第2环状部中的至少一个与所述连接部一体成形。
10、根据权利要求2～9的任意一项所述的减振机构，其特征在于：
所述摩擦部件还具有摩擦片，该摩擦片配置成相对所述第1环状部可一体旋转并在轴向上可相对移动，且该摩擦片可与所述第1旋转体摩擦接合。
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Date Code Title Description
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PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C02 Deemed withdrawal of patent application after publication (patent law 2001)
WD01 Invention patent application deemed withdrawn after publication

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