CN103502683A - 扭转振动衰减装置 - Google Patents

Abstract

一种扭转振动衰减装置，在被驱动侧旋转构件从相对于驱动侧旋转构件扭转到负侧的状态复位成中立位置时，能够增大中间旋转构件与被驱动侧旋转构件之间的扭转角，能够使第三弹性构件较大地弹性变形而防止衰减性能的下降，在圆板（12）上设置复位弹簧（36），该复位弹簧（36）在毂衬（11）相对于圆板（12、13）扭转到负侧时，与副板（16）抵接而在副板（16）与圆板（12）之间弯曲，由此朝着弹簧收容窗（24）的正侧端部（24a）与折弯部（27A）之间的间隙增大的方向对副板（16）施力。

Description

扭转振动衰减装置

技术领域

本发明涉及一种扭转振动衰减装置，尤其是涉及一种搭载于车辆，并能够使被驱动侧旋转构件相对于驱动侧旋转构件扭转到正侧时的扭转特性与扭转到负侧时的扭转特性不同的扭转振动衰减装置。

背景技术

以往已知有将内燃机或电动马达等驱动源与车轮等连结而传递来自驱动源的转矩，并吸收驱动源与具有变速齿轮组的驱动传递系统之间的扭转振动的扭转振动衰减装置。

通常在车辆的振动中存在怠速时的噪音、加速时及减速时的噪音、给油/收油振动（ティップイン·ティップアウト）。因此，为了将成为各噪音的产生原因的扭转振动吸收，需要适当地设定扭转振动衰减装置的扭转特性。

在此，作为怠速时的噪音，已知有在换档位置变更为空档而内燃机处于怠速状态时，由于以内燃机的转矩变动引起的旋转变动为激振源的微小的扭转振动，处于无负载状态的齿轮对发生碰撞而产生的咔嗒咔嗒这样的噪音即所谓咔嗒声（ガラ音）。

另外，作为加速时及减速时的噪音，已知有在车辆的加减速中，以内燃机的转矩变动引起的旋转变动为激振源的大的扭转振动、或由于驱动传递系统的扭转共振而变速齿轮组的怠速齿轮对发生碰撞而产生的叮当叮当这样的噪音即所谓叮当声（ジャラ音）。

而且，作为加速时及减速时的噪音，已知有通过以内燃机的转矩变动为激振力的驱动传递系统的扭转共振引起的振动而在车室内产生的噪音，驱动传递系统的扭转共振通常在常规行驶时存在，因此在常规行驶时产生空腔共鸣声（こもり音）。

另外，给油/收油振动是指在将油门踏板以低开度提前接通/切断时，由于驱动传递系统的扭转振动而车身前后摆动的所谓颤动现象，已知会产生低频振动。

产生该颤动现象的原因已知是在驱动传递系统的刚性低时，传递给轮胎的转矩反向地从轮胎侧向驱动传递系统传递，作为其余振而在轮胎产生过大转矩，其结果是，成为使车身过度地向前后较大地振动的前后振动。

针对怠速时噪音，扭转振动衰减装置的扭转特性中的零转矩附近成为问题，此处的扭转刚性越低越好。另一方面，针对给油/收油振动的前后振动，需要使离合器片组装体的扭转特性尽量为高刚性。

然而，以往的扭转振动衰减装置的扭转特性在正侧区域与负侧区域中大致相同。如此在负侧的扭转刚性与正侧的扭转刚性同等时，从减速时的振动性能方面来说不优选，需要使负侧的扭转刚性比正侧的扭转刚性下降。

图22是表示加速时和减速时的内燃机的旋转变动的图。如图22所示，加速时的内燃机的旋转变动在内燃机的低速旋转区域变大，减速时的内燃机的旋转变动在内燃机的高速旋转区域变大。

因此，在加速时，需要在扭转共振点附近增大扭转刚性从而抑制低旋转区域的驱动传递系统的扭转共振，在减速时，需要在内燃机的旋转变动大的高旋转区域减小扭转刚性从而增大衰减力来使扭转振动衰减。

然而，以往的扭转振动衰减装置在加速时和减速时设定为同一扭转特性，因此在增大扭转刚性的情况下，在加速时，在低旋转区域能够使驱动传递系统的扭转共振衰减，但是在减速时可能无法使扭转振动充分衰减。

另外，在为了吸收减速时的扭转振动而减小了扭转刚性的情况下，在加速时，在共振点附近，因驱动传递系统的扭转共振而扭转振动增大从而产生空腔共鸣声。

因此，需要使减速时的扭转刚性比加速时的扭转刚性小来提高减速时的振动衰减性能。

作为以往的这种扭转振动衰减装置，已知有例如专利文献2记载的结构。

该扭转振动衰减装置具备：从内燃机传递转矩的输入旋转体；与变速器的输入轴连结的轮毂；经由小弹簧在规定角度的范围内相对于轮毂相对旋转自如的轮毂凸缘；将输入旋转体与轮毂凸缘沿着旋转方向连结，在输入旋转体与轮毂及轮毂凸缘之间传递转矩的第一弹簧及第二弹簧。

另外，在轮毂安装有相对旋转自如的副板，该副板具备与第一弹簧的旋转方向的正侧端部抵接的突出部。而且，在副板与输入旋转体之间夹装有使输入旋转体与副板摩擦接触的滞后机构。

该扭转振动衰减装置在换档位置变更为空档而内燃机处于怠速状态时，轮毂凸缘与轮毂相对旋转而小弹簧发生弹性变形，由此成为第一级的低刚性的扭转特性，在怠速时能够防止咔嗒声的发生。

另外，在加速时，小弹簧被压缩得最大而轮毂相对于输入旋转体扭转到正侧的情况下，第一弹簧及第二弹簧并联（同时）地被压缩，由此成为正侧第二级的扭转特性。

另外，在减速时，轮毂凸缘与轮毂相对旋转而小弹簧发生弹性变形时，副板相对于轮毂凸缘发生相对旋转，由此在副板的突出部与轮毂凸缘之间，仅第一弹簧与小弹簧一起被压缩。

此外，当小弹簧被压缩最大时，副板与副板及轮毂一体旋转，由此在输入旋转体与副板之间，第一弹簧及第二弹簧并联地压缩，由此能得到刚性与正侧第二级的刚性相比为低刚性的负侧第二级的扭转特性。

即，在轮毂相对于输入旋转体向正侧扭转时，第一弹簧及第二弹簧成为并联地扭转的刚性，在轮毂相对于输入旋转体向负侧扭转时，成为按照第一弹簧及第二弹簧的顺序串联地扭转的刚性。

因此，能够使减速时的扭转刚性比加速时的扭转刚性减小而提高减速时的振动衰减性能。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2006-144861号公报

专利文献2：日本特开2006-226534号公报

发明内容

在上述的以往的扭转振动衰减装置中，在减速时，在第二级的扭转特性中，使第一弹簧与小弹簧并联地弹性变形，由此能够利用第一弹簧使大的扭转振动衰减，并利用小弹簧使以内燃机的转矩变动引起的旋转变动为激振源的微小的扭转振动衰减。

另外，在减速行驶中，在将换档位置变更为空档而使车辆停止时，轮毂凸缘及副板被第一弹簧施力而复位到初始位置（中立位置），由此在怠速时，在副板与轮毂之间能确保小弹簧压缩及伸长的间隙。

然而，在减速行驶中，将换档位置变更为空档而使车辆停止时，由于在副板与输入旋转体之间夹装有滞后机构，因此副板在未产生克服滞后机构的滞后转矩的扭转转矩时，副板可能未返回初始位置。

如此在副板未返回初始位置时，在副板与轮毂之间无法确保用于使小弹簧较大地弹性变形的间隙，在怠速时，无法使小弹簧较大地弹性变形，因此无法充分地抑制咔嗒声，可能会使衰减性能下降。

本发明为了解决上述那样的以往的问题而作出，目的在于提供一种扭转振动衰减装置，在被驱动侧旋转构件从相对于驱动侧旋转构件扭转到负侧的状态开始复位成中立位置时，能够增大中间旋转构件与被驱动侧旋转构件之间的扭转角，能够使第三弹性构件较大地弹性变形而防止衰减性能的下降。

为了实现上述目的，本发明的扭转振动衰减装置为如下的扭转振动衰减装置，具备：驱动侧旋转构件；被驱动侧旋转构件，与所述驱动侧旋转构件设置在同一轴线上，且相对于所述驱动侧旋转构件相对旋转自如；及第一弹性构件及第二弹性构件，将所述驱动侧旋转构件与所述被驱动侧旋转构件以相对旋转自如的方式连结，在所述被驱动侧旋转构件相对于所述驱动侧旋转构件向所述驱动侧旋转构件的旋转方向的反方向的正侧扭转时，使所述第一弹性构件及所述第二弹性构件并联地弹性变形，在所述被驱动侧旋转构件相对于所述驱动侧旋转构件向所述旋转方向的同方向的负侧扭转时，使所述第一弹性构件及所述第二弹性构件以所述第一弹性构件及所述第二弹性构件的顺序串联地弹性变形，所述扭转振动衰减装置中，具备：中间旋转构件，以在一定的扭转角的范围内相对于所述被驱动侧旋转构件相对旋转自如的方式设置于所述被驱动侧旋转构件；第三弹性构件，具有比所述第一弹性构件及所述第二弹性构件的弹簧常数低的弹簧常数，并将所述中间旋转构件与所述被驱动侧旋转构件以相对旋转自如的方式连结；及施力构件，设置于所述驱动侧旋转构件，所述中间旋转构件构成为，在所述第一弹性构件及所述第二弹性构件未发生弹性变形的状态和所述被驱动侧旋转构件向所述负侧扭转的状态下，使所述被驱动侧旋转构件与所述中间旋转构件相对旋转，所述施力构件在所述被驱动侧旋转构件处于向所述负侧扭转的状态时，对所述中间旋转构件从所述负侧朝向所述正侧施力，以使所述中间旋转构件与所述被驱动侧旋转构件之间的扭转角增大。

该扭转振动衰减装置构成为在被驱动侧旋转构件扭转到负侧的状态下，被驱动侧旋转构件与中间旋转构件相对旋转，因此在使第一弹性构件及第二弹性构件以第一弹性构件及第二弹性构件的顺序串联地弹性变形时，被驱动侧旋转构件与中间旋转构件相对旋转而能够使第三旋转构件发生弹性变形。

因此，能够通过第一弹性构件及第二弹性构件来使大的旋转变动衰减，并通过第三弹性构件使微小的扭转振动衰减。

另外，在被驱动侧旋转构件处于扭转到负侧的状态时，以中间旋转构件与被驱动侧旋转构件之间的扭转角增大的方式对中间旋转构件从负侧朝正侧施力。

因此，第一弹性构件及第二弹性构件不发生弹性变形而被驱动侧旋转构件和驱动侧旋转构件复位成未扭转的中立位置时，能够增大中间旋转构件与被驱动侧旋转构件之间的扭转角，能够在第一弹性构件及第二弹性构件不发生弹性变形的状态下使第三弹性构件较大地弹性变形。

其结果是，在第一弹性构件及第二弹性构件未发生弹性变形的状态下通过第三弹性构件能够使微小的扭转振动衰减，从而能够防止衰减性能下降。

优选的是，所述驱动侧旋转构件具有：第一收容部，对所述第一弹性构件的两端部进行支承；及第二收容部，对所述第二弹性构件的两端部进行支承，所述被驱动侧旋转构件具有：第三收容部，与所述第一收容部对置而收容所述第一弹性构件，且在所述旋转方向上与所述第一弹性构件的两端部分别具有一定间隙；及第四收容部，与所述第二收容部对置而收容所述第二弹性构件，且在所述旋转方向上与所述第二弹性构件的两端部分别具有一定间隙，在所述被驱动侧旋转构件处于相对于所述驱动侧旋转构件未向正负侧扭转的中立位置时，所述第一弹性构件及所述第二弹性构件的正侧端部和与所述正侧端部对置的所述第三收容部及所述第四收容部的正侧端部之间的距离大致相同，相对于所述第一弹性构件的负侧端部和与所述负侧端部对置的所述第三收容部的负侧端部之间的距离，所述第二弹性构件的负侧端部和与所述负侧端部对置的所述第四收容部的负侧端部之间的距离较长，所述中间旋转构件具有经由所述第三弹性构件而与所述被驱动侧旋转构件连结的凸缘部、及从所述凸缘部向放射方向外方突出的臂部，所述臂部具有：抵接部，与所述第二弹性构件的所述正侧端部对置并与所述第四收容部的所述正侧端部抵接分离；及对置部，与所述第一弹性构件的所述负侧端部对置且在与所述负侧端部之间形成一定间隙。

该扭转振动衰减装置构成为，在驱动侧旋转构件及被驱动侧旋转构件处于中立位置时，被驱动侧旋转构件使第一弹性构件及第二弹性构件的正侧端部和与上述的正侧端部对置的第三收容部及第四收容部的正侧端部之间的距离大致相同，因此在被驱动侧旋转构件相对于驱动侧旋转构件向正侧扭转时，第三收容部及第四收容部的正侧端部同时与第一弹性构件及第二弹性构件的正侧端部抵接。

因此，在正侧，第一弹性构件及第二弹性构件并联地弹性变形而在驱动侧旋转构件及被驱动侧旋转构件之间传递转矩。

另外，被驱动侧旋转构件由第二弹性构件的负侧端部和与负侧端部对置的第四收容部的负侧端部之间的距离比第一弹性构件的负侧端部和与该负侧端部对置的第三收容部的负侧端部之间的距离长的构件构成，因此在被驱动侧旋转构件相对于驱动侧旋转构件向负侧扭转时，第三收容部的负侧端部与第一弹性构件的负侧端部抵接而第一弹性构件发生弹性变形之后，第四收容部的负侧端部与第二弹性构件的负侧端部抵接而第二弹性构件发生弹性变形。

因此，在负侧，第一弹性构件及第二弹性构件按照第一弹性构件及第二弹性构件的顺序串联地弹性变形而在驱动侧旋转构件及被驱动侧旋转构件之间传递转矩，能够使负侧的扭转刚性比正侧的扭转刚性为低刚性，能够提高负侧的衰减性能。

另外，中间旋转构件具有：抵接部，与第二弹性构件的正侧端部对置，并与第四收容部的正侧端部抵接分离；及对置部，与第一弹性构件的负侧端部对置而在与第一弹性构件的负侧端部之间形成了一定间隙。

因此，在被驱动侧旋转构件相对于驱动侧旋转构件向负侧扭转而第三收容部的负侧端部与第一弹性构件的负侧端部抵接时，在第一弹性构件的负侧端部与对置部之间能够形成间隙。

因此，在向驱动侧旋转构件输入微小的扭转振动时，对置部与第二弹性构件的负侧端部以间隙的量抵接分离，由此被驱动侧旋转构件和中间旋转构件扭转，能够利用第三弹性构件使微小的扭转振动衰减。

另外，在被驱动侧旋转构件从相对于驱动侧旋转构件扭转到负侧的状态开始向中立位置扭转时，第一弹性构件的负侧端部对第三收容部的负侧端部进行按压，使中间旋转构件从负侧向正侧扭转。

此时，第三收容部的负侧端部与中间旋转构件的对置面位于同一面上而中间旋转构件未从负侧向正侧扭转，可能无法增大中间旋转构件与被驱动侧旋转构件之间的扭转角。

在本发明中，在被驱动侧旋转构件处于扭转到负侧的状态时，以中间旋转构件与被驱动侧旋转构件之间的扭转角增大的方式对中间旋转构件从负侧朝正侧施力。

因此，能够使中间旋转构件的抵接部从被驱动侧旋转构件的第四收容部较大地分离而增大中间旋转构件与被驱动侧旋转构件之间的扭转角，在第一弹性构件及第二弹性构件未发生弹性变形的状态下能够使第三弹性构件较大地弹性变形，能够使微小的扭转振动衰减。

优选的是，所述施力构件在所述抵接部从所述第四收容部的所述正侧端部分离的方向上对所述中间旋转构件从所述负侧向所述正侧施力，在向所述抵接部从所述第四收容部的所述正侧端部分离的方向扭转的情况下，所述中间旋转构件与所述被驱动侧旋转构件之间的扭转角增大。

该扭转振动衰减装置中，施力构件在抵接部从第四收容部的所述正侧端部分离的方向上对中间旋转构件从负侧向正侧施力，在驱动侧旋转构件和被驱动侧旋转构件复位成中立位置时，在抵接部从第四收容部的正侧端部分离的方向上扭转，因此能够增大第一弹性构件及第二弹性构件未发生弹性变形的状态下的被驱动侧旋转构件与中间旋转构件之间的扭转角。

因此，能够使第三弹性构件较大地弹性变形，能够利用第三弹性构件使微小的扭转振动衰减。

优选的是，随着所述抵接部由从所述第四收容部的正侧端部分离的状态向与所述第四收容部的正侧端部抵接的状态转变，所述第三弹性构件的压缩变形量增大。

该扭转振动衰减装置中，随着抵接部从第四收容部的正侧端部分离而第三弹性构件的压缩量减小，因此当抵接部与第四收容部的正侧端部之间的间隙增大时，能够使第三弹性构件更大地发生弹性变形。

优选的是，具备：第一滞后机构，设置在所述驱动侧旋转构件与所述中间旋转构件之间，并在所述驱动侧旋转构件与所述中间旋转构件之间产生滞后转矩；及第二滞后机构，设置在所述驱动侧旋转构件与所述被驱动侧旋转构件之间，并在所述驱动侧旋转构件与所述被驱动侧旋转构件之间产生滞后转矩，使通过所述第二滞后机构产生的滞后转矩比通过所述第一滞后机构产生的滞后转矩小，在所述被驱动侧旋转构件与所述中间旋转构件相对旋转时，在所述驱动侧旋转构件与所述被驱动侧旋转构件之间通过所述第二滞后机构产生滞后转矩。

该扭转振动衰减装置中，使通过第二滞后机构产生的滞后转矩比通过第一滞后机构产生的滞后转矩小，在被驱动侧旋转构件与中间旋转构件相对旋转时，在驱动侧旋转构件与被驱动侧旋转构件之间通过第二滞后机构产生滞后转矩，因此若将第二滞后机构的滞后转矩设定成能够容许第三弹性构件的弹性变形的大小，则通过第三弹性构件能够使微小的扭转振动可靠地衰减。

另外，第一滞后机构的滞后转矩比第二滞后机构的滞后转矩大，因此在被驱动侧旋转构件从相对于驱动侧旋转构件扭转到负侧的状态向中立位置扭转时，中间旋转构件可能通过第一滞后机构的滞后转矩相对于被驱动侧旋转构件未相对旋转。

本发明在被驱动侧旋转构件处于扭转到负侧的状态时，以中间旋转构件与被驱动侧旋转构件之间的扭转角增大的方式对中间旋转构件从负侧朝正侧施力，因此在被驱动侧旋转构件从相对于驱动侧旋转构件扭转到负侧的状态向中立位置复位时，能够增大中间旋转构件与被驱动侧旋转构件之间的扭转角，能够在第一弹性构件及第二弹性构件未发生弹性变形的状态下使第三弹性构件较大地弹性变形。

优选的是，所述施力构件由固定于所述驱动侧旋转构件的复位弹簧构成，所述复位弹簧在所述被驱动侧旋转构件向所述负侧扭转时发生弹性变形，从而对所述中间旋转构件从所述负侧朝向所述正侧施力。

该扭转振动衰减装置中，使施力构件由复位弹簧构成，因此能够简化施力构件的结构，从而能够抑制扭转振动衰减装置的制造成本的增大。

优选的是，以使转矩从内燃机向所述驱动侧旋转构件传递，且使所述被驱动侧旋转构件向驱动传递系统输出转矩的方式搭载于车辆，在所述车辆加速时，所述被驱动侧旋转构件向所述正侧扭转，在所述车辆减速时，所述被驱动侧旋转构件向所述负侧扭转。

该扭转振动衰减装置在车辆的加速时，能够使第一弹性构件及第二弹性构件并联地弹性变形，并且在减速时，能够使第一弹性构件及第二弹性构件按照第一弹性构件及第二弹性构件的顺序串联地弹性变形，由此能够抑制叮当声或给油/收油振动的发生。

另外，能够与加速时的扭转刚性相比减小减速时的扭转刚性，因此能够提高减速时的衰减性能。

另外，在车辆的减速时，使第一弹性构件及第二弹性构件按照第一弹性构件及第二弹性构件的顺序串联地弹性变形时，利用第三弹性构件能够使微小的扭转振动衰减，因此利用第三弹性构件能够使内燃机的燃烧变动等引起的微小的扭转振动衰减。

另外，在从减速状态开始将换档位置变更为空档而内燃机处于怠速状态时，能够增大中间旋转构件与被驱动侧旋转构件之间的扭转角，因此能够使第三弹性构件较大地变形。因此，在怠速时能够抑制咔嗒声，能够防止衰减性能的下降。

发明效果

根据本发明，能够提供一种扭转振动衰减装置，在被驱动侧旋转构件从相对于驱动侧旋转构件扭转到负侧的状态开始复位成中立位置时，能够增大中间旋转构件与被驱动侧旋转构件之间的扭转角，能够使第三弹性构件较大地弹性变形而防止衰减性能的下降。

附图说明

图1是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是扭转振动衰减装置的主视图。

图2是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是图1的A-A方向剖视图。

图3是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是毂衬的主视图。

图4是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是副板的主视图。

图5是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是毂衬和副板的后视图。

图6是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是表示副板相对于毂衬而向一方扭转的状态的毂衬和副板的主视图。

图7是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是表示副板相对于毂衬而向另一方扭转的状态的毂衬和副板的主视图。

图8是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是一方的圆板的主视图。

图9是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是表示副板和止推板的毂衬的主视图。

图10是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是表示副板及止推板相对于毂衬而向一方扭转的状态的毂衬和副板的立体图。

图11是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是表示副板及止推板相对于毂衬而向另一方扭转的状态的毂衬和副板的立体图。

图12是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是扭转振动衰减装置的主要部分放大图。

图13是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是表示毂衬扭转到负侧时通过复位弹簧对副板从负侧朝正侧施力的状态的图，是图12的B-B方向剖面。

图14是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，在毂衬从负侧向中立位置复位时，通过复位弹簧对副板从负侧向正侧施力的状态的图，是图12的B-B方向剖面。

图15是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是表示毂衬扭转到正侧的状态的图。

图16是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是表示毂衬扭转到负侧的状态的图。

图17是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是表示毂衬从图16的状态进一步扭转到负侧的状态的图。

图18是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是表示毂衬从负侧向中立位置复位的状态的图。

图19是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是表示扭转振动衰减装置的扭转特性的图。

图20是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是具有另一结构的施力构件的一方的圆板的主视图。

图21是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，是图20的C-C方向剖视图。

图22是表示内燃机的旋转变动与内燃机的转速的关系的图。

具体实施方式

以下，使用附图，说明本发明的扭转振动衰减装置的实施方式。

图1～图21是表示本发明的扭转振动衰减装置的一实施方式的图，说明将扭转振动衰减装置适用于离合器装置的例子。

首先，对结构进行说明。

在图1、图2中，离合器装置1具备扭转振动衰减装置10，扭转振动衰减装置10包括：作为被驱动侧旋转构件的毂衬11；设置在与毂衬11同一轴上，且配设成相对于毂衬11相对旋转自如的作为驱动侧旋转构件的圆板12、13；将毂衬11和圆板12、13沿着旋转方向弹性地连结的作为第一弹性构件的螺旋弹簧14及作为第二弹性构件的螺旋弹簧15；设置成相对于毂衬11相对旋转自如的副板16。

如图1～图3所示，毂衬11具备凸台17及从凸台17向放射方向外方突出的轮毂凸缘18，在凸台17的内周部形成有花键17a。在该花键17a上花键嵌合有在未图示的驱动传递系统中包含的变速器的输入轴19。

如图4所示，副板16一体形成有凸缘部26和从凸缘部26向放射方向外方突出的一对臂部27。在凸缘部26的内周部形成有开口26a，凸台17的外周部穿过该开口26a。因此，副板16与凸台17相对旋转自如。

圆板12、13配设在毂衬11及副板16的轴线方向两侧，圆板12、13在半径方向外周侧由铆钉20连结。

如图1、图4、图5所示，在副板16上形成有开口窗26b，并且如图1、图3、图6、图7所示，在轮毂凸缘18形成有与开口窗26b大致同一形状的开口窗18a，在开口窗26b、18a收纳有作为第三弹性构件的小弹簧21。

该小弹簧21将毂衬11和副板16连结成相对旋转自如，在毂衬11与副板16相对旋转时发生弹性变形。需要说明的是，小弹簧21的弹簧常数比螺旋弹簧14、15的弹簧常数小。

具体而言，小弹簧21以两端与副板16的开口窗26b的其旋转方向上的一端26c和另一端26d抵接的方式收纳于开口窗26b，并且以两端与轮毂凸缘18的开口窗18a的其旋转方向上的一端18b和另一端18c抵接的方式收纳于开口窗18a。

在副板16相对于轮毂凸缘18进行相对旋转时，开口窗26b的一端26c与开口窗18a的另一端18c接近·分离，由此，小弹簧21发生弹性变形而在副板16与轮毂凸缘18之间传递转矩。

如图1、图2、图8所示，在圆板12、13形成有作为第一收容部的弹簧收容窗22和作为第二收容部的弹簧收容窗23（在图8中，未图示圆板13）。

在弹簧收容窗22收纳有螺旋弹簧14，弹簧收容窗22的正侧端部22a对螺旋弹簧14的正侧端部14a进行支承，并且弹簧收容窗22的负侧端部22b对螺旋弹簧14的负侧端部14b进行支承。

即，螺旋弹簧14以压缩的状态收纳于弹簧收容窗22。

需要说明的是，在本实施方式的说明中使用的旋转方向是圆板12、13的旋转方向，换言之，是圆板12、13或毂衬11的圆周方向。

另外，正侧及负侧是与圆板12、13的旋转方向相对的毂衬11的旋转方向，毂衬11相对于圆板12、13反方向旋转时为正侧，向同一旋转方向旋转时为负侧。

在此，如图1所示，圆板12、13向R1方向旋转，因此旋转方向的正侧及负侧分别成为R2方向及R1方向。而且，轴线方向是与输入轴19的轴线方向相同的方向。

在弹簧收容窗23收纳螺旋弹簧15，弹簧收容窗23的正侧端部23a对螺旋弹簧15的正侧端部15a进行支承，并且弹簧收容窗23的负侧端部23b对螺旋弹簧15的负侧端部15b进行支承。

即，螺旋弹簧15以压缩的状态收纳于弹簧收容窗23。

螺旋弹簧15形成得比螺旋弹簧15的旋转方向长度长，在内部收纳有扭簧15A。

另外，如图1、图3、图5所示，在轮毂凸缘18上与圆板12、13的弹簧收容窗22对置地形成作为第三收容部的弹簧收容窗24，在弹簧收容窗24的正侧端部24a及负侧端部24b和与正侧端部24a及负侧端部24b对置的螺旋弹簧14的正侧端部14a及负侧端部14b之间分别形成有一定间隙。

另外，在轮毂凸缘18上与圆板12、13的弹簧收容窗23对置地形成作为第四收容部的弹簧收容窗25，在弹簧收容窗25的正侧端部25a及负侧端部25b和与正侧端部25a及负侧端部25b对置的螺旋弹簧15的正侧端部15a及负侧端部15b之间分别形成一定间隙。

另外，在毂衬11和圆板12、13处于相对不旋转（不扭转）的中立位置时（参照图1），以螺旋弹簧14、15的正侧端部14a、15a与弹簧收容窗24、25的正侧端部24a、25a之间的距离成为大致相同的方式设定弹簧收容窗24、25的位置关系。

另外，以螺旋弹簧15的负侧端部15b与弹簧收容窗25的负侧端部25b之间的距离比螺旋弹簧14的负侧端部14b与弹簧收容窗24的负侧端部24b之间的距离变长的方式设定弹簧收容窗24、25的位置关系。

另一方面，如图1、图4～图7所示，在副板16的臂部27的旋转方向的一端形成有从臂部27沿轴线方向折弯的作为抵接部的折弯部27A。

该折弯部27A与螺旋弹簧15的正侧端部15a对置，成为与弹簧收容窗25的正侧端部25a抵接分离自如。

另外，臂部27具有与螺旋弹簧14的负侧端部14b对置的作为对置部的对置面27B，该对置面27B与螺旋弹簧14的负侧端部14b对置而在与负侧端部14b之间形成一定间隙。

另外，在副板16隔着毂衬11而安装止推板28，如图9～图11所示，止推板28向轴线方向突出，穿过弹簧收容窗24、25而形成向副板16侧突出的多个突出部28a。

在该突出部28a的突出端形成有与形成于副板16的嵌合孔26e嵌合的嵌合突起28b。因此，副板16与止推板28一体地设置，副板16及止推板28相对于毂衬11一体地相对旋转。

另外，副板16相对于毂衬11向一方旋转时，折弯部27A与轮毂凸缘18的弹簧收容窗25的正侧端部25a抵接，由此限制向旋转方向的一方进行相对旋转的情况。

另外，副板16在相对于毂衬11向另一方旋转时，止推板28的突出部28a与轮毂凸缘18的弹簧收容窗24、25的负侧端部24b、25b抵接，由此限制向旋转方向的另一方进行相对旋转的情况。

如此，副板16在折弯部27A与弹簧收容窗24的正侧端部24a抵接的位置和止推板28的突出部28a与弹簧收容窗24、25的负侧端部24b、25b抵接的位置之间相对于毂衬11在一定的扭转角的范围内相对旋转。

另外，在折弯部27A与弹簧收容窗24的正侧端部24a抵接时，及止推板28的突出部28a与弹簧收容窗24、25的负侧端部24b、25b抵接时，毂衬11与副板16一体旋转。

另外，折弯部27A随着从正侧端部24a分离而小弹簧21的压缩量减小，副板16以折弯部27A从弹簧收容窗25的正侧端部25a分离的方式由小弹簧21施力（参照图7）。

并且，小弹簧21在折弯部27A从弹簧收容窗25的正侧端部25a分离的位置和折弯部27A与弹簧收容窗25的正侧端部25a抵接的位置之间进行了相对旋转时，进行弹性变形。

本实施方式的小弹簧21随着折弯部27A从弹簧收容窗25的正侧端部25a分离的状态向折弯部27A与正侧端部25a抵接的状态转变而压缩变形量增大（参照图6），因此毂衬11与副板16之间的扭转角在折弯部27A与正侧端部25a抵接时变得最小，随着折弯部27A从正侧端部25a分离而增大。

因此，随着折弯部27A从正侧端部25a分离而小弹簧21的压缩量减小，小弹簧21能够变形的弹性变形量增大。

另外，折弯部27A与弹簧收容窗25的正侧端部25a抵接，由此发挥限动功能而防止小弹簧21过度地压缩的情况，能够防止小弹簧21发生损伤的情况。

如图12所示，在毂衬11和圆板12、13处于中立位置时，折弯部27A与螺旋弹簧15的正侧端部15a抵接。

此时，在折弯部27A与轮毂凸缘18的弹簧收容窗25的正侧端部25a之间形成有容许毂衬11与副板16的相对旋转的间隙θ1。

另外，在毂衬11和圆板12、13处于中立位置时，在轮毂凸缘18的弹簧收容窗24的负侧端部24b与螺旋弹簧14的负侧端部14b之间形成间隙θ2。该间隙θ1与θ2的关系成为θ1>θ2。

另外，在毂衬11和圆板12、13处于中立位置时，在轮毂凸缘18的弹簧收容窗24的负侧端部24b与臂部27的对置面27B之间形成间隙θ3。

另外，在毂衬11相对于圆板12、13从中立位置向负侧扭转了规定的扭转角的范围时，轮毂凸缘18的弹簧收容窗24的负侧端部24b与螺旋弹簧14的负侧端部14b抵接，此时，在螺旋弹簧14的负侧端部14b与臂部27的对置面27B之间形成容许毂衬11与副板16的相对旋转的间隙θ2+θ3。

在图1、图2中，在圆板12的外周部连结有环状的缓冲板29的内周部，圆板12与缓冲板29由铆钉20连结。

在缓冲板29的轴线方向两侧，通过铆钉31固定有环状的摩擦材料30a、30b，该摩擦材料30a、30b位于在内燃机的曲轴上固定的未图示的飞轮与在飞轮上螺栓固定的离合器罩的压力板之间。

在本实施方式中，扭转振动衰减装置10、缓冲板29及摩擦材料30a、30b构成离合器装置1。

该离合器装置1中，摩擦材料30a、30b由压力板按压而与飞轮和压力板进行摩擦接触，由此内燃机的转矩向圆板12、13输入。

另外，当未图示的离合器踏板被踏入时，解除压力板对摩擦材料30a、30b的按压，摩擦材料30a、30b从飞轮分离，由此内燃机的转矩不向圆板12、13输入。

另外，在毂衬11相对于圆板12、13向正侧（图1的R2方向）及负侧（图1的R1方向）扭转时，螺旋弹簧14、15被压缩，由此在毂衬11与圆板12、13之间传递转矩。

在本实施方式中，从圆板12、13及毂衬11处于中立位置的状态开始毂衬11相对于圆板12、13向正侧扭转时，使螺旋弹簧14、15并联地弹性变形。

另外，在毂衬11相对于圆板12、13从中立位置扭转到负侧时，按照螺旋弹簧14及螺旋弹簧15的顺序使螺旋弹簧14、15串联地弹性变形。

在此，毂衬11相对于圆板12、13向正侧扭转的是车辆的加速时，毂衬11相对于圆板12、13向负侧扭转的是产生发动机制动的减速时。

另外，如图2所示，止推板28夹装在毂衬11与圆板13之间，与圆板13和毂衬11的凸台17进行摩擦接触。

另外，在圆板12与毂衬11的凸台17之间夹装止推板32，该止推板32通过夹装在止推板32与圆板12之间的盘簧33的作用力而与毂衬11的凸台17进行摩擦接触。

另外，在止推板32与副板16之间夹装止推板34，止推板34通过夹装在止推板34与圆板12之间的盘簧35而与副板16进行摩擦接触。

另外，盘簧33对止推板32向凸台17施力，并且盘簧35对止推板34向副板16施力，因此经由毂衬11能够对止推板28向圆板13施力。

其结果是，圆板12与凸台17经由止推板32和盘簧33而进行摩擦接触，圆板12与毂衬11经由止推板34和盘簧35而进行摩擦接触。

除此之外，圆板13经由止推板28而与凸台17进行摩擦接触，由此与毂衬11、圆板12、13及副板16之间能够产生滞后转矩。

在此，止推板28及止推板32的摩擦系数设定得比止推板34的摩擦系数小。而且，盘簧33的弹簧常数设定得比盘簧35的弹簧常数小。

因此，在圆板12与副板16之间产生的滞后转矩比在圆板12、13与毂衬11之间产生的滞后转矩大。

在本实施方式中，止推板34及盘簧35构成第一滞后机构，止推板28、32及盘簧33、35构成第二滞后机构。

另一方面，如图8、图12所示，在圆板12设有作为施力构件的一对复位弹簧36。如图12、图13所示，该复位弹簧36具备通过穿过在圆板12上形成的槽12a对圆板12进行夹持而与圆板12卡合的基部36a、及抵接在与副板16对置的圆板12的表面上的前端部36b，基部36a与前端部36b之间形成为截面V字形状。

该复位弹簧36在毂衬11相对于圆板12、13扭转到负侧时，如图13所示，与副板16抵接而在副板16与圆板12之间弯曲，由此对副板16从负侧向正侧施力，以使弹簧收容窗25的正侧端部25a与折弯部27A之间的间隙增大。

接下来，对作用进行说明。

当摩擦材料30a、30b由压力板按压而与飞轮和压力板进行摩擦接触时，内燃机的转矩向圆板12、13输入，经由缓冲板29而向圆板12、13传递转矩。如此，向内燃机的驱动传递系统传递动力。

接下来，说明毂衬11相对于圆板12、13向正侧扭转时的动作和向负侧扭转时的动作。但是，传递来自内燃机的转矩时的圆板12、13的旋转方向为图1的R1方向。

在车辆的加速时若内燃机的旋转变动增大，则圆板12、13与毂衬11的相对旋转增大，即，扭转角增大，毂衬11相对于圆板12、13向正侧扭转，由此螺旋弹簧14、15压缩而从圆板12、13向毂衬11传递转矩。

当圆板12、13与毂衬11之间的扭转角增大时，伴随着圆板12、13向R1方向的旋转，毂衬11相对于圆板12、13向R2方向（正侧）相对旋转。

基于图15，说明此时的圆板12、13和毂衬11的动作。需要说明的是，在图15中，未图示圆板13，但圆板13与圆板12进行平行移动，因此进行与圆板12相同的动作。

当从图1所示的中立状态使毂衬11向R2侧扭转时，副板16相对于毂衬11向R2侧扭转，小弹簧21发生压缩变形。当毂衬11扭转图19所示的扭转角θA时，轮毂凸缘18的弹簧收容窗25的正侧端部25a与折弯部27A抵接而小弹簧21的压缩变形停止。即，小弹簧21在正侧，在图19的扭转角0～θA之间被压缩。

在毂衬11和圆板12、13处于中立位置时，以螺旋弹簧14、15的正侧端部14a、15a与弹簧收容窗24、25的正侧端部24a、25a之间的距离成为大致相同的方式设定弹簧收容窗24、25的位置关系，因此当毂衬11从扭转角θA进一步向R2侧扭转时，弹簧收容窗24、25的正侧端部24a、25a与螺旋弹簧14、15的正侧端部14a、15a抵接。

此时，螺旋弹簧14、15在圆板12、13的弹簧收容窗22，23的负侧端部22b、23b与毂衬11的弹簧收容窗24、25的正侧端部24a、25a之间进行压缩变形。

而且，当毂衬11向R2侧扭转时，轮毂凸缘18的弹簧收容窗25的正侧端部25a与折弯部27A抵接，因此毂衬11及副板16一体地向R2侧扭转而使螺旋弹簧14、15进一步压缩。

因此，在图19的扭转角θA～θB之间，螺旋弹簧14、15并联地压缩，成为扭转刚性增大的第二级的扭转特性。

另一方面，在车辆的减速时，内燃机的转矩减小，产生发动机制动，因此从变速器的输入轴19向毂衬11输入转矩。

在减速时若内燃机的旋转变动增大，则圆板12、13与毂衬11之间的扭转角增大，毂衬11相对于圆板12、13向负侧扭转，由此螺旋弹簧14、15进行压缩而从毂衬11向圆板12、13传递转矩。

当圆板12、13与毂衬11之间的扭转角增大时，伴随着毂衬11向R1方向的旋转，毂衬11相对于圆板12、13从中立位置向R1方向（负侧）相对旋转。

基于图16、图17，说明此时的圆板12、13和毂衬11的动作。需要说明的是，在图16、图17中未图示圆板13，但圆板13与圆板12平行移动，因此进行与圆板12相同的动作。

当毂衬11从图1所示的中立状态向R1侧扭转时，止推板28的突出部28a与轮毂凸缘18的弹簧收容窗24、25的负侧端部24b、25b抵接（参照图10），由此毂衬11和副板16相对于圆板12、13一体地向R1侧扭转。

当轮毂凸缘18的弹簧收容窗24的负侧端部24b与螺旋弹簧14的负侧端部14b之间形成间隙θ2，即毂衬11及副板16向R1侧扭转图19的扭转角θC时，图16的轮毂凸缘18的弹簧收容窗24的负侧端部24b与螺旋弹簧14的负侧端部14b抵接。

由于在弹簧收容窗24的负侧端部24b与臂部27的对置面27B之间形成间隙θ3，因此在臂部27的对置面27B与螺旋弹簧14的负侧端部14b之间形成间隙θ3。

因此，毂衬11与副板16相对旋转间隙θ3，由此使小弹簧21压缩变形。

在此，以螺旋弹簧15的负侧端部15b与弹簧收容窗25的负侧端部25b之间的距离比螺旋弹簧14的负侧端部14b与弹簧收容窗24的负侧端部24b之间的距离变长的方式设定弹簧收容窗24、25的位置关系。

因此，当毂衬11向R1侧进一步扭转时，如图17所示，在毂衬11与副板16维持了间隙θ3的状态下，螺旋弹簧14在圆板12、13的弹簧收容窗22的正侧端部22a与毂衬11的弹簧收容窗24的负侧端部24b之间发生压缩变形。

因此，在扭转角θC～θD之间，仅螺旋弹簧14被压缩，由此与正侧的扭转特性相比，产生扭转刚性小的区域。

此时，在以内燃机的转矩变动引起的旋转变动为激振源的微小的扭转振动被输入时，毂衬11与副板16相对旋转间隙θ3，由此小弹簧21发生压缩变形，使微小的扭转振动衰减。

在此，在圆板12与副板16之间产生滞后转矩的止推板34及盘簧35，并且在圆板12、13与毂衬11的凸台17之间设置止推板28、32及盘簧33、35，在圆板12、13与毂衬11之间产生的滞后转矩比在圆板12与副板16之间产生的滞后转矩小。

因此，在毂衬11与副板16相对旋转时，能够减小在与毂衬11及圆板12、13之间产生的滞后转矩。

在本实施方式中，将与毂衬11及圆板12、13之间产生的滞后转矩设定为能够容许小弹簧21的弹性变形的滞后转矩，由此通过小弹簧21能够使微小的扭转振动可靠地衰减。

当毂衬11进一步向R1侧扭转时，如图17所示，轮毂凸缘18的弹簧收容窗25的负侧端部25b与螺旋弹簧15的负侧端部15b抵接，螺旋弹簧15在圆板12、13的弹簧收容窗23的正侧端部23a与毂衬11的弹簧收容窗25的负侧端部25b之间发生压缩变形。

因此，在图19的扭转角θD～θE之间，螺旋弹簧14、15并联地压缩，扭转刚性增大。

即，在负侧的扭转特性中，成为按照螺旋弹簧14及螺旋弹簧15的顺序使螺旋弹簧14、15串联地弹性变形的第二级的扭转特性，能够得到比正侧的第二级的扭转特性低刚性的扭转特性。

因此，在加速时，与减速时相比，增大扭转刚性而在扭转共振点附近增大扭转刚性，由此能够抑制低旋转区域的驱动传递系统的扭转共振。

另外，在减速时，与加速时相比，减小扭转刚性而在内燃机的旋转变动大的高旋转区域中能够使扭转刚性比加速时减小，能够增大衰减力而使扭转振动衰减。

另外，在车辆的加减速中，通过螺旋弹簧14、15而能够使大的扭转振动衰减，因此能够抑制由于以内燃机的转矩变动引起的旋转变动为激振源的大的扭转振动而变速齿轮组的怠速齿轮对发生碰撞所产生的叮当声。

另外，在车辆的加速中，螺旋弹簧14、15并联地压缩，与减速时相比，能够增大扭转刚性，因此能够抑制由于以内燃机的转矩变动为激振力的驱动传递系统的扭转共振产生的振动而在车室内产生空腔共鸣声的情况。

另外，在本实施方式中，在加减速中，能够得到使螺旋弹簧14、15并联地弹性变形的高刚性的第二级的扭转特性，因此能够抑制作为低频振动的给油/收油振动。

即，作为低频振动的给油/收油振动是在油门踏板为低开度而提前进行接通·切断时，由于驱动传递系统的扭转振动而车身前后摆动的所谓颤动现象，在本实施方式中，能够抑制该颤动现象。

另外，在扭转角θC～θA的范围的第一级的扭转特性中，不使螺旋弹簧14、15弹性变形，毂衬11与副板16相对旋转而小弹簧21发生弹性变形，由此能够减小扭转刚性。

因此，在换档位置变更为空档而内燃机处于怠速状态时，能抑制由于以内燃机的转矩变动引起的旋转变动为激振源的微小的扭转振动而处于无负载状态的齿轮对发生碰撞而产生的咔嗒咔嗒这样的噪音，所谓咔嗒声。

另一方面，在减速行驶中说明将换档位置变更为空档而使车辆停止时的扭转振动衰减装置10的动作。

在减速行驶中在毂衬11相对于圆板12、13扭转到R1侧（负侧）的状态下将换档位置变更为空档时，毂衬11由螺旋弹簧14、15施力而向R2侧（正侧）扭转。

此时，通过螺旋弹簧14的负侧端部14b按压轮毂凸缘18的弹簧收容窗24的负侧端部24b，因此如图18所示，副板16的臂部27的对置面27B与弹簧收容窗24的负侧端部24b位于同一面上，螺旋弹簧14的负侧端部14b与对置面27B和弹簧收容窗24的负侧端部24b抵接。

因此，有时副板16相对于毂衬11未向正侧扭转，以使对置面27B从弹簧收容窗24的负侧端部24b位于正侧。

尤其是，在副板16与圆板12之间夹装具有比止推板28、32的摩擦系数大的摩擦系数的止推板34，由此在副板16与圆板12之间产生大的滞后转矩。

因此，难以产生克服止推板34产生的滞后转矩这样的扭转转矩，因此对置面27B难以从弹簧收容窗24的负侧端部24b向正侧扭转。

因此，在形成于副板16的臂部27上的折弯部27A从轮毂凸缘18的弹簧收容窗25的正侧端部25a向正侧未较大地分离的状态下，毂衬11和圆板12、13可能向中立位置复位。

在此，形成于副板16的臂部27上的折弯部27A从轮毂凸缘18的弹簧收容窗25的正侧端部25a向正侧较大地分离的是毂衬11相对于圆板12、13向R2侧扭转，折弯部27A转变成与毂衬11的弹簧收容窗25的正侧端部25a抵接的加速状态时。

如此，若折弯部27A未从弹簧收容窗25的正侧端部25a向正侧较大地分离，则毂衬11与副板16之间的扭转角未增大，小弹簧21的压缩量不会减小。因此，在怠速时，不会使小弹簧21较大地发生弹性变形，而无法充分地抑制咔嗒声。

在本实施方式中，在圆板12设置复位弹簧36，在毂衬11相对于圆板12、13扭转到负侧时，该复位弹簧36与副板16抵接而在副板16与圆板12之间弯曲，由此朝着弹簧收容窗24的正侧端部24a与折弯部27A之间的间隙增大的方向对副板16施力。

因此，当毂衬11相对于圆板12、13从负侧向中立位置复位时，如图14所示，复位弹簧36以复位成原来的状态的方式进行弹性变形，由此使副板16相对于毂衬11从负侧向正侧扭转。

因此，使折弯部27A从弹簧收容窗25的正侧端部25a向正侧较大地分离，而在轮毂凸缘18的弹簧收容窗24的负侧端部24b与臂部27的对置面27B之间能够形成间隙θ3。

其结果是，在减速行驶中，在换档位置变更为空档而车辆停止时，能够增大毂衬11与副板16之间的扭转角，能够使小弹簧21较大地弹性变形，能够抑制怠速时的咔嗒声而防止衰减性能的下降。

另外，在本实施方式中，副板16具有经由小弹簧21而与毂衬11连结的凸缘部26和从凸缘部26向放射方向外方突出的臂部27，臂部27具有：与螺旋弹簧15的正侧端部15a对置，且与轮毂凸缘18的弹簧收容窗25的正侧端部25a抵接分离的折弯部27A；与螺旋弹簧14的负侧端部14b对置而在与负侧端部14b之间形成一定间隙的对置面27B。

因此，在毂衬11相对于圆板12、13向负侧扭转而弹簧收容窗24的负侧端部24b与螺旋弹簧14的负侧端部14b抵接时，在螺旋弹簧14的负侧端部14b与对置面27B之间能够形成间隙θ3。

因此，当向圆板12、13输入以内燃机的转矩变动引起的旋转变动为激振源的微小的扭转振动时，对置面27B与螺旋弹簧14的负侧端部14b抵接分离间隙θ3，由此能够使毂衬11与副板16扭转，能够利用小弹簧21使微小的扭转振动衰减。

另外，本实施方式的复位弹簧36朝着折弯部27A从轮毂凸缘18的弹簧收容窗25的正侧端部25a分离的方向对副板16从负侧向正侧施力，在折弯部27A向从弹簧收容窗25的正侧端部25a分离的方向扭转时，以毂衬11与副板16之间的扭转角增大的方式对副板16从负侧向正侧施力。

因此，在毂衬11和圆板12、13复位成中立位置时，折弯部27A向从弹簧收容窗25的正侧端部25a分离的方向扭转，因此在螺旋弹簧14、15未发生弹性变形的状态下能够增大毂衬11与副板16之间的扭转角。

因此，能够使小弹簧21较大地弹性变形，利用小弹簧21能够使在怠速时以内燃机的转矩变动引起的旋转变动为激振源的微小的扭转振动衰减，从而能够抑制咔嗒声。

另外，小弹簧21由折弯部27A从弹簧收容窗25的正侧端部25a分离的状态开始随着向折弯部27A与弹簧收容窗25的正侧端部25a抵接的状态转变而压缩变形量增大。

因此，随着折弯部27A从弹簧收容窗25的正侧端部25a分离而能够减小小弹簧21的压缩量，折弯部27A与弹簧收容窗25的正侧端部25a的间隙越大，能够使小弹簧21更大地弹性变形。

另外，在本实施方式中，施力构件由复位弹簧36构成，因此能够简化施力构件的结构，能够抑制扭转振动衰减装置10的制造成本的增大。

需要说明的是，在本实施方式中，作为施力构件，设置了在圆板12与副板16之间进行弹性变形，由此朝着弹簧收容窗25的正侧端部25a与折弯部27A之间的间隙增大的方向对副板16施力的复位弹簧36，但施力构件并未限定为该结构。

例如图20、图21所示，也可以在圆板12上固定复位弹簧41，在毂衬11扭转到负侧时，复位弹簧41与副板16的臂部27的放射方向外端抵接而弯曲，由此朝着弹簧收容窗25的正侧端部25a与折弯部27A之间的间隙增大的方向对副板16施力。

该复位弹簧41在两端部具有与圆板12的槽12b、12c嵌合的嵌合部41a、41b，在毂衬11扭转到负侧时，复位弹簧41与副板16的臂部27的放射方向外端抵接而以嵌合部41a、41b为支点弯曲。

另外，在本实施方式中，将扭转振动衰减装置10适用于离合器装置1，但并不局限于此，只要是设于车辆的驱动传递系统的扭转振动衰减装置，就可以任意。例如，在混合动力车辆中，也可以适用于在内燃机的输出轴和向电动机和车轮侧输出轴分割动力的动力分割机构之间夹装的混合动力减振器等扭转振动衰减装置。

另外，也可以适用于在变矩器的锁紧离合器装置与变速齿轮组之间夹装的锁紧减振器等扭转振动衰减装置。而且，在差速器壳与设于差速器壳的外周部上的齿圈之间也可以设置扭转振动衰减装置。

如以上那样，本发明的扭转振动衰减装置具有在驱动侧旋转构件从相对于被驱动侧旋转构件扭转到负侧的状态复位成中立位置时，能够增大中间旋转构件与被驱动侧旋转构件之间的扭转角，能够使第三弹性构件较大地弹性变形而防止衰减性能的下降这样的效果，作为搭载于车辆且能够使被驱动侧旋转构件相对于驱动侧旋转构件扭转到正侧时的扭转特性与扭转到负侧时的扭转特性不同的扭转振动衰减装置等有用。

标号说明

10 扭转振动衰减装置

11 毂衬

12、13 圆板

14 螺旋弹簧

15 螺旋弹簧

14a、15a 螺旋弹簧的正侧端部

14b、15b 螺旋弹簧的负侧端部

16 副板

19 输入轴

21 小弹簧

22 弹簧收容窗

23 弹簧收容窗

22a、23a、24a、25a 正侧端部

22b、23b、24b、25b 负侧端部

24 弹簧收容窗

25 弹簧收容窗

26 凸缘部

27 臂部

27A 折弯部

27B 对置面

28、32、34 止推板

33、35 盘簧

36、41 复位弹簧

Claims (7)

1.一种扭转振动衰减装置，具备：

驱动侧旋转构件；

被驱动侧旋转构件，与所述驱动侧旋转构件设置在同一轴线上，且相对于所述驱动侧旋转构件相对旋转自如；及

第一弹性构件及第二弹性构件，将所述驱动侧旋转构件与所述被驱动侧旋转构件以相对旋转自如的方式连结，

在所述被驱动侧旋转构件相对于所述驱动侧旋转构件向所述驱动侧旋转构件的旋转方向的反方向的正侧扭转时，使所述第一弹性构件及所述第二弹性构件并联地弹性变形，在所述被驱动侧旋转构件相对于所述驱动侧旋转构件向所述旋转方向的同方向的负侧扭转时，使所述第一弹性构件及所述第二弹性构件以所述第一弹性构件及所述第二弹性构件的顺序串联地弹性变形，

所述扭转振动衰减装置的特征在于，

具备：

中间旋转构件，以在一定的扭转角的范围内相对于所述被驱动侧旋转构件相对旋转自如的方式设置于所述被驱动侧旋转构件；

第三弹性构件，具有比所述第一弹性构件及所述第二弹性构件的弹簧常数低的弹簧常数，并将所述中间旋转构件与所述被驱动侧旋转构件以相对旋转自如的方式连结；及

施力构件，设置于所述驱动侧旋转构件，

所述中间旋转构件构成为，在所述第一弹性构件及所述第二弹性构件未发生弹性变形的状态和所述被驱动侧旋转构件向所述负侧扭转的状态下，使所述被驱动侧旋转构件与所述中间旋转构件相对旋转，

所述施力构件在所述被驱动侧旋转构件处于向所述负侧扭转的状态时，对所述中间旋转构件从所述负侧朝向所述正侧施力，以使所述中间旋转构件与所述被驱动侧旋转构件之间的扭转角增大。

2.根据权利要求1所述的扭转振动衰减装置，其特征在于，

所述驱动侧旋转构件具有：第一收容部，对所述第一弹性构件的两端部进行支承；及第二收容部，对所述第二弹性构件的两端部进行支承，

所述被驱动侧旋转构件具有：第三收容部，与所述第一收容部对置而收容所述第一弹性构件，且在所述旋转方向上与所述第一弹性构件的两端部分别具有一定间隙；及第四收容部，与所述第二收容部对置而收容所述第二弹性构件，且在所述旋转方向上与所述第二弹性构件的两端部分别具有一定间隙，

在所述被驱动侧旋转构件处于相对于所述驱动侧旋转构件未向正负侧扭转的中立位置时，所述第一弹性构件及所述第二弹性构件的正侧端部和与所述正侧端部对置的所述第三收容部及所述第四收容部的正侧端部之间的距离大致相同，

相对于所述第一弹性构件的负侧端部和与所述负侧端部对置的所述第三收容部的负侧端部之间的距离，所述第二弹性构件的负侧端部和与所述负侧端部对置的所述第四收容部的负侧端部之间的距离较长，

所述中间旋转构件具有经由所述第三弹性构件而与所述被驱动侧旋转构件连结的凸缘部、及从所述凸缘部向放射方向外方突出的臂部，所述臂部具有：

抵接部，与所述第二弹性构件的所述正侧端部对置并与所述第四收容部的所述正侧端部抵接分离；及

对置部，与所述第一弹性构件的所述负侧端部对置且在与所述负侧端部之间形成一定间隙。

3.根据权利要求2所述的扭转振动衰减装置，其特征在于，

所述施力构件在所述抵接部从所述第四收容部的所述正侧端部分离的方向上对所述中间旋转构件从所述负侧向所述正侧施力，

在向所述抵接部从所述第四收容部的所述正侧端部分离的方向扭转的情况下，所述中间旋转构件与所述被驱动侧旋转构件之间的扭转角增大。

4.根据权利要求2或3所述的扭转振动衰减装置，其特征在于，

随着所述抵接部由从所述第四收容部的正侧端部分离的状态向与所述第四收容部的正侧端部抵接的状态转变，所述第三弹性构件的压缩变形量增大。

5.根据权利要求1～4中任一项所述的扭转振动衰减装置，其特征在于，

具备：

第一滞后机构，设置在所述驱动侧旋转构件与所述中间旋转构件之间，并在所述驱动侧旋转构件与所述中间旋转构件之间产生滞后转矩；及

第二滞后机构，设置在所述驱动侧旋转构件与所述被驱动侧旋转构件之间，并在所述驱动侧旋转构件与所述被驱动侧旋转构件之间产生滞后转矩，

使通过所述第二滞后机构产生的滞后转矩比通过所述第一滞后机构产生的滞后转矩小，

在所述被驱动侧旋转构件与所述中间旋转构件相对旋转时，在所述驱动侧旋转构件与所述被驱动侧旋转构件之间通过所述第二滞后机构产生滞后转矩。

6.根据权利要求1～5中任一项所述的扭转振动衰减装置，其特征在于，

所述施力构件由固定于所述驱动侧旋转构件的复位弹簧构成，

所述复位弹簧在所述被驱动侧旋转构件向所述负侧扭转时发生弹性变形，从而对所述中间旋转构件从所述负侧朝向所述正侧施力。

7.根据权利要求1～6中任一项所述的扭转振动衰减装置，其特征在于，

以使转矩从内燃机向所述驱动侧旋转构件传递，且使所述被驱动侧旋转构件向驱动传递系统输出转矩的方式搭载于车辆，

在所述车辆加速时，所述被驱动侧旋转构件向所述正侧扭转，在所述车辆减速时，所述被驱动侧旋转构件向所述负侧扭转。

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