JP2000035053A

JP2000035053A - ダンパー機構

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Publication number: JP2000035053A
Application number: JP20406298A
Authority: JP
Inventors: Yasuyuki Hashimoto; 恭行橋本
Original assignee: Exedy Corp
Current assignee: Exedy Corp
Priority date: 1998-07-17
Filing date: 1998-07-17
Publication date: 2000-02-02
Anticipated expiration: 2018-07-17
Also published as: JP3675644B2

Abstract

(57)【要約】（修正有）【課題】２段の捩じり特性を有するダンパー機構にお
いて、正負２段目の微小捩じり振動に対する低ヒステリ
シストルク角度に起因する問題点を解決する。【解決手段】クラッチディスク組立体１は、入力回転
体２と出力回転体３とダンパー機構４, ５と大摩擦機構
１３とを備えている。ダンパー機構は入力回転体２と出
力回転体３とを回転方向に連結するための機構である。
ダンパー機構は、捩り特性において２段目とそれより剛
性の高い２段目とを有している。２段目は入力回転体２
が出力回転体３に対して回転方向駆動側に捩れた正側と
その反対側に捩れた負側とにそれぞれ存在する。大摩擦
機構１３は２段目において入力回転体２と出力回転体３
が相対回転する時に摩擦を発生可能である。正側２段目
隙間角度θＡＣｐは、正側２段目で所定トルク以下の捩
り振動が入力されると大摩擦機構１３を作動させない機
構である。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、ダンパー機構、特
に、動力伝達系における捩じり振動を減衰するためのダ
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。以上の問題を解決す
るために、２種類のバネ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。

【０００６】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、低
ヒステリシストルクによって微小振動を効果的に吸収す
るダンパー機構も知られている。

【０００７】

【発明が解決しようとする課題】捩じり特性の２段目に
おいて大摩擦機構を作動させない角度領域はたとえば２
°程度の微小角度であり、入力側回転体が出力側回転体
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
いて発生可能である。従来は大摩擦機構を作動させない
ための構造が正側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、捩じり特性正側と負側とで微
小振動に対して高ヒステリシストルクが発生しない円周
方向角度の大きさが同一である。

【０００８】しかし、正側低ヒステリシストルク発生角
度は、通常走行時のエンジントルク変動に対しては高ヒ
ステリシストルクを発生しない程度に十分に大きい必要
がある。しかし、正側低ヒステリシストルク発生角度を
大きくすると、負側低ヒステリシストルク角度は負側２
段目においては大きくなり過ぎることがある。具体的に
は、負側の低ヒステリシストルク角度が大きくなると、
減速時共振周波数において両側の高ヒステリシストルク
を発生させることができず、振動のピークが大きくなっ
てしまう。

【０００９】本発明の目的は、ダンパー機構の正負両側
２段目における微小捩じり振動に対する低ヒステリシス
トルク発生角度の大きさが同一であることに起因する問
題点を解決することにある。

【００１０】

【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回転体と、第２回転体と、ダンパー機構
と、摩擦機構と、摩擦抑制機構とを備えている。第２回
転体は第１回転体と相対回転可能に配置されている。第
２回転体にはトルクが入力される。ダンパー機構は第１
回転体と第２回転体とを回転方向に連結するための機構
である。ダンパー機構は、捩じり特性において１段目と
１段目より剛性の高い２段目とを有し、１及び２段目は
第２回転体が第１回転体に対して回転方向駆動側に捩じ
れた正側と第２回転体が第１回転体に対して回転方向駆
動側と反対側に捩じれた負側とにそれぞれ存在する。摩
擦機構は２段目において第１回転体と第２回転体が相対
回転するときに摩擦を発生可能である。摩擦抑制機構
は、２段目において所定トルク以下の捩じり振動が入力
されると、正側２段目では第１角度範囲内で摩擦機構を
作動させず、負側２段目では第１角度範囲と大きさが異
なる第２角度範囲内で摩擦機構を作動させない。

【００１１】請求項１に記載のダンパー機構では、第２
回転体にトルクが入力されると、ダンパー機構を介して
第１回転体にトルクが伝達される。第２回転体は第１回
転体に対して回転方向駆動側（正側）と回転方向駆動側
と反対側（負側）とに捩じれることができる。捩じり角
度の小さな１段目では摩擦機構が摩擦を発生することは
ないためアイドリング時の異音に対して効果的である。
一方、正負両側の２段目間で第１回転体と第２回転体と
が繰り返し捩じれる捩じり角度の大きな捩じり振動は、
正負両側の２段目において第２弾性部材の高剛性及び摩
擦機構による摩擦により十分に減衰される。さらに、２
段目において所定トルク以下の捩じり振動が入力された
場合には、正側２段目では摩擦抑制機構が第１角度範囲
内で摩擦機構を作動させない。また、負側２段目では摩
擦抑制機構が第２角度範囲内で摩擦機構を作動させな
い。ここでは、第１角度範囲と第２角度範囲とで角度の
大きさが異なるため、それぞれの領域で生じる微小振動
に対して適切な大きさの低ヒステリシストルク角度を確
保できる。

【００１２】請求項２に記載のダンパー機構は、第１回
転体と第２回転体とダンパー機構と摩擦機構と第１摩擦
抑制機構と第２摩擦抑制機構とを備えている。第２回転
体は第１回転体と相対回転可能に配置されている。第２
回転体にはトルクが入力される。ダンパー機構は第１回
転体と第２回転体とを回転方向に連結するための機構で
ある。ダンパー機構は、捩じり特性において１段目と１
段目より剛性の高い２段目とを有し、１及び２段目は第
２回転体が第１回転体に対して回転方向駆動側に捩じれ
た正側と第２回転体が第１回転体に対して回転方向駆動
側と反対側に捩じれた負側とにそれぞれ存在する。摩擦
機構は２段目において第１回転体と第２回転体が相対回
転するときに摩擦を発生可能である。第１摩擦抑制機構
は正側２段目において所定トルク以下の捩じり振動が入
力されると第１角度範囲内で摩擦機構を作動させない。
第２摩擦抑制機構は、第１摩擦抑制機構とは独立して設
けられ、負側２段目において所定以下のトルクが入力さ
れると第２角度範囲内で摩擦機構を作動させない。

【００１３】請求項２に記載のダンパー機構では、第１
摩擦抑制機構と第２摩擦抑制機構とがそれぞれ独立して
設けられている。これにより、第１摩擦抑制機構により
確保された第１角度範囲と第２摩擦抑制機構により確保
された第２角度範囲との角度の大きさを容易に異ならせ
ることができる。この結果、第１角度範囲と第２角度範
囲とをそれぞれの２段目における適切な角度とすること
ができる。

【００１４】請求項３に記載のダンパー機構では、請求
項２において、第２角度範囲は第１角度範囲と大きさが
異なる。請求項４に記載のダンパー機構は、請求項１〜
３のいずれかにおいて、第２角度範囲は第１角度範囲よ
り小さい。請求項４に記載のダンパー機構では、第１角
度範囲の角度の大きさを十分に確保しつつ、第２角度範
囲の角度の大きさを小さくすることで減速時共振周波数
における振動のピークを減らすことができる。

【００１５】請求項５に記載のダンパー機構では、請求
項４において、第２角度範囲は第１角度範囲の約半分で
ある。

【００１６】

【発明の実施の形態】図１に本発明の一実施形態のクラ
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、車輌のクラッ
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する機能である。ダンパー機
能とは、バネ等によりフライホイール側から入力される
トルク変動等を吸収・減衰する機能である。

【００１７】図１においてＯ−Ｏがクラッチディスク組
立体１の回転軸すなわち回転中心線である。また、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Ｒ１側がクラッチデ
ィスク組立体１の回転方向駆動側（正側）であり、Ｒ２
側からその反対側（負側）である。

【００１８】クラッチディスク組立体１は、主に、入力
回転体２（クラッチプレート２１,リテーニングプレー
ト２２, クラッチディスク２３）と、出力回転体３（ハ
ブ）と、入力回転体２と出力回転体３との間に配置され
たダンパー機構とから構成されている。ダンパー機構
は、第１バネ７, 第２バネ８及び大摩擦機構１３などを
含んでいる。

【００１９】入力回転体２はフライホイール（図示せ
ず）からのトルクが入力される部材である。入力回転体
２は、主に、クラッチプレート２１と、リテーニングプ
レート２２と、クラッチディスク２３とから構成されて
いる。クラッチプレート２１とリテーニングプレート２
２は共に板金製の円板状又は環状の部材であり、軸方向
に所定の間隔を空けて配置されている。クラッチプレー
ト２１はエンジン側に配置され、リテーニングプレート
２２はトランスミッション側に配置されている。クラッ
チプレート２１とリテーニングプレート２２は後述する
板状連結部３１により互いに固定され、その結果軸方向
の間隔が定めされるとともに一体回転するようになって
いる。

【００２０】クラッチディスク２３は、図示しないフラ
イホイールに押し付けられる部分である。クラッチディ
スク２３は、クッショニングプレート２４と、第１及び
第２摩擦フェーシング２５とから主に構成されている。
クッショニングプレート２４は、環状部２４ａと、環状
部２４ａの外周側に設けられ回転方向に並ぶ複数のクッ
ショニング部２４ｂと、環状部２４ａから半径方向内側
に延びる複数の連結部２４ｃとから構成されている。連
結部２４ｃは４カ所に形成され、各々がリベット２７
（後述）によりクラッチプレート２１に固定されてい
る。クッショニングプレート２４の各クッショニング部
２４ｂの両面には、摩擦フェーシング２５がリベット２
６により固定されている。

【００２１】クラッチプレート２１及びリテーニングプ
レート２２の外周部には、回転方向に等間隔で４つの窓
孔３５がそれぞれ形成されている。各窓孔３５には、内
周側と外周側にそれぞれ切り起こし部３５ａ，３５ｂが
形成されている。この切り起こし部３５ａ, ３５ｂは後
述の第２バネ８の軸方向及び半径方向への移動を規制す
るためのものである。また、窓孔３５には、第２バネ８
の端部に当接又は近接する当接面３６が円周方向両端に
形成されている。

【００２２】クラッチプレート２１及びリテーニングプ
レート２２には、それぞれ中心孔３７（内周縁）が形成
されている。この中心孔３７内には出力回転体３として
のスプラインハブが配置されている。出力回転体３は、
軸方向に延びる筒状のボス５２と、ボス５２から半径方
向に延びるフランジ５４とから構成されている。ボス５
２の内周部には、トランスミッション側から延びる図示
しないシャフトに係合するスプライン孔５３が形成され
ている。フランジ５４には回転方向に並んだ複数の外周
歯５５及び後述の第１バネ７を収容するための切欠き５
６等が形成されている。切欠き５６は半径方向に対向す
る２カ所に形成されている。

【００２３】分離フランジ６は、出力回転体３の外周側
で、かつ、クラッチプレート２１とリテーニングプレー
ト２２との間に配置された円板状の部材である。分離フ
ランジ６は、第１バネ７を介して出力回転体３と回転方
向に弾性的に連結され、さらには第２バネ８を介して入
力回転体２に弾性的に連結されている。図７〜９に詳細
に示すように、分離フランジ６の内周縁には複数の内周
歯５９が形成されている。

【００２４】内周歯５９は前述の外周歯５５の間に配置
され、回転方向に所定の隙間をあけて配置されている。
外周歯５５と内周歯５９とは回転方向に互いに当接可能
である。すなわち外周歯５５と内周歯５９とにより出力
回転体３と分離フランジ６との捩じり角度を規制するた
めの第１ストッパー９が形成されている。ここでいうス
トッパーとは、所定角度までは両部材の相対回転を許容
するが、所定角度になると互いに当接しそれ以上の相対
回転を禁止する構造をいう。外周歯５５とその円周方向
両側の内周歯５９との間にはそれぞれ第１隙間角度θ１
が確保されている。外周歯５５から見てＲ２側の内周歯
５９との間の第１隙間角度θ１ｐは８°であり、外周歯
５５から見てＲ１側の内周歯５９との間の第１隙間角度
θ１ｎは２°である。このように第１隙間角度θ１ｐと
θ１ｎは角度の大きさが異なり、θ１ｐはθ１ｎより大
きい。

【００２５】さらに、分離フランジ６の内周縁には、フ
ランジ５４の切欠き５６に対応して切欠き６７が形成さ
れている。切欠き５６, ６７内には、それぞれ１つずつ
合計２つの第１バネ７が配置されている。第１バネ７は
低剛性のコイルスプリングであり、２つの第１バネ７は
並列に作用する。第１バネ７は円周方向両端においてス
プリングシート７ａを介して切欠き５６, ６７の円周方
向両端に係合している。以上の構造によって、出力回転
体３と分離フランジ６とが相対回転する際には第１隙間
角度θ１の範囲内で第１バネ７が回転方向に圧縮され
る。

【００２６】分離フランジ６には回転方向に等間隔で４
つの窓孔４１が形成されている。窓孔４１は回転方向に
長く延びる形状である。図５及び図６に示すように、窓
孔４１の縁は、円周方向両側の当接部４４と、外周側の
外周部４５と、内周側の内周部４６とから構成されてい
る。外周部４５は連続して形成されており窓孔４１の外
周側を閉じている。なお、窓孔４１の外周側は一部が半
径方向外方に開いた形状であってもよい。分離フランジ
６において各窓孔４１の円周方向間には切欠き４２が形
成されている。切欠き４２は半径方向内側から外側に向
かって円周方向長さが長くなる扇形状であり、円周方向
両側に縁面４３が形成されている。

【００２７】各窓孔４１が形成された部分の半径方向外
側には、突起４９が形成されている。すなわち突起４９
は分離フランジ６の外周縁４８からさらに半径方向外側
に延びる突起形状である。突起４９は、回転方向に長く
延びており、ストッパー面５０が形成されている。突起
４９は、窓孔４１に比べて円周方向の幅が短く、ほぼそ
の円周方向中間位置に形成されている。すなわち、突起
４９のストッパー面５０は、切欠き４２の縁面４３より
窓孔４１に対してさらに円周方向内側に配置されてお
り、窓孔４１の当接部４４よりさらに円周方向内側に配
置されている。なお、突起４９は円周方向両端にストッ
パー面が形成されていればそれでよく、必ずしも円周方
向中間部分を必要としない。すなわち、突起は両側スト
ッパー面を形成するために円周方向２カ所に設けられた
形状であっても良い。

【００２８】前述した分離フランジ６の構造について他
の表現を用いて再度説明する。分離フランジ６は内周側
に環状部を有しており環状部から半径方向外方に突出す
る複数の突出部４７を有している。各突出部４７はこの
実施形態では回転方向に等間隔で４つ形成されている。
突出部４７は回転方向に長く形成されており、その内部
に前述の窓孔４１が形成されている。窓孔４１は突出部
４７においてその面積の７０％以上を占めており、突出
部４７にわたって形成されている。

【００２９】さらに突出部４７を他の表現で説明する
と、突出部４７は、半径方向に延びる２つの円周方向両
側窓枠部９１と、円周方向両側窓枠部９１の半径方向外
側端同士を連結する外周側窓枠部９２とから構成されて
いる。円周方向両端窓枠部９１の円周方向内側は当接部
４４となり、円周方向外側は縁面４３となっている。外
周側窓枠部９２の半径方向内側は外周部４５となってお
り、半径方向外側は外周縁４８となっている。外周縁４
８には前述の突起４９が形成されている。なお、前述の
切欠き４２は回転方向に隣接する突出部４７の円周方向
両端窓枠部９１間の空間である。

【００３０】第２バネ８はクラッチディスク組立体１の
ダンパー機構に用いられる弾性部材すなわちバネであ
る。各第２バネ８は、同心に配置された１対のコイルス
プリングから構成されている。各第２バネ８は各第１バ
ネ７に比べて大型であり、バネ定数が大きい。第２バネ
８は各窓孔４１, ３５内に収容されている。第２バネ８
は回転方向に長く延びており、窓孔４１全体にわたって
配置されている。すなわち第２バネ８の円周方向角度は
後述の窓孔４１の円周方向角度θＢとほぼ等しい。第２
バネ８の円周方向両端は、窓孔４１の当接部４４と当接
面３６とに当接又は近接している。プレート２１, ２２
のトルクは第２バネ８を介して分離フランジ６に伝達さ
れ得る。プレート２１, ２２と分離フランジ６とが相対
回転すると、第２バネ８は両者の間で圧縮される。具体
的には、第２バネ８は当接面３６とその円周方向反対側
の当接部４４との間で回転方向に圧縮される。このとき
４つの第２バネ８は並列に作用している。

【００３１】リテーニングプレート２２の外周縁には、
回転方向に等間隔で４カ所に板状連結部３１が形成され
ている。板状連結部３１は、クラッチプレート２１とリ
テーニングプレート２２とを互いに連結するものであ
り、さらに後述するようにクラッチディスク組立体１の
ストッパーの一部を構成している。板状連結部３１は、
リテーニングプレート２２から一体に形成された板状部
材であり、回転方向に所定の幅を有している。板状連結
部３１は、各窓孔４１の円周方向間すなわち切欠き４２
に対応して配置されている。板状連結部３１は、リテー
ニングプレート２２の外周縁から軸方向に延びるストッ
パー部３２と、ストッパー部３２の端部から半径方向内
側に延びる固定部３３とから構成されている。ストッパ
ー部３２はリテーニングプレート２２の外周縁からクラ
ッチプレート２１側に延びている。固定部３３は、スト
ッパー部３２の端部から半径方向内側に折り曲げられて
いる。以上に述べた板状連結部３１はリテーニングプレ
ート２２と一体の部分であり、厚みはリテーニングプレ
ート２２とほぼ同じである。そのため、ストッパー部３
２は、主面が半径方向に向いており、半径方向にはリテ
ーニングプレート２２の板厚に相当する幅のみを有して
いる。ストッパー部３２は円周方向両側にストッパー面
５１を有している。固定部３３の半径方向位置は窓孔４
１の外周側部分に対応しており、円周方向位置は回転方
向に隣接する窓孔４１の間である。この結果、固定部３
３は分離フランジ６の切欠き４２に対応して配置されて
いる。切欠き４２は固定部３３より大きく形成されてお
り、このため組立時にリテーニングプレート２２をクラ
ッチプレート２１に対して軸方向に移動させたときには
固定部３３は切欠き４２を通って移動可能である。固定
部３３はクッショニングプレート２４の連結部２４ｃに
平行にかつトランスミッション側から当接している。固
定部３３には孔３３ａが形成されており、孔３３ａ内に
は前述のリベット２７が挿入されている。リベット２７
は、固定部３３とクラッチプレート２１とクッショニン
グプレート２４とを一体に連結している。さらに、リテ
ーニングプレート２２において固定部３３に対応する位
置にはかしめ用孔３４が形成されている。

【００３２】次に、板状連結部３１のストッパー部３２
と突起４９とからなる第２ストッパー１０について説明
する。第２ストッパー１０は分離フランジ６と入力回転
体２との間で隙間角度θ４までの領域で両部材の相対回
転を許容し、捩り角度がθ４になると両部材の相対回転
を規制するための機構である。なお、この隙間角度θ４
の間で第２バネ８は分離フランジ６と入力回転体２との
間で圧縮される。

【００３３】板状連結部３１は、平面視において、円周
方向位置は窓孔４１の円周方向間、切欠き４２内、突起
４９の円周方向間にある。また、板状連結部３１のスト
ッパー面５１の半径方向位置は、分離フランジ６の外周
縁４８よりさらに半径方向外側にある。すなわち、スト
ッパー部３２と突起４９とは半径方向位置がほぼ同じで
ある。このため、ストッパー部３２と突起４９は分離フ
ランジ６とプレート２１, ２２との捩り角度が大きくな
ると互いに当接可能である。ストッパー部３２のストッ
パー面５１と突起４９のストッパー面５０とが互いに当
接した状態では、ストッパー部３２は分離フランジ６の
突出部４７すなわち窓孔４１の半径方向外側に位置して
いる。すなわち、ストッパー部３２が突出部４７及び窓
孔４１よりさらに円周方向内側に入り込むことが可能に
なっている。

【００３４】以上に述べた第２ストッパー１０の利点に
ついて説明する。ストッパー部３２は板状であるため、
従来のストップピンに比べて円周方向角度を短くでき
る。また、ストッパー部３２は従来のストップピンに比
べて半径方向長さが大幅に短くなっている。すなわちス
トッパー部３２の半径方向長さはプレート２１, ２２の
板の厚みと同じだけである。このことは、第２ストッパ
ー１０の実質的な半径方向長さはプレート２１, ２２の
板厚に相当する短い部分に限定されていることを意味す
る。

【００３５】ストッパー部３２はプレート２１, ２２の
外周縁部分すなわち最外周位置に配置されており、スト
ッパー部３２の半径方向位置は突出部４７特に窓孔４１
の外周縁４８の半径方向位置よりさらに半径方向外側で
ある。このようにストッパー部３２が窓孔４１から半径
方向に異なる位置にあるため、ストッパー部３２と窓孔
４１とが回転方向に互いに干渉しない。この結果、第２
バネ８によるダンパー機構の最大捩り角度と第２バネ８
の捩り角度を共に大きくできる。ストッパー部が窓孔と
同じ半径方向位置にある場合には、第２バネによるダン
パー機構の捩り角度と窓孔の円周方向角度とは互いに干
渉し合い、ダンパー機構の広角化とバネの低剛性化を実
現できない。

【００３６】特に、第２ストッパー１０の半径方向長さ
が従来のストップピンに比べて大幅に短いため、第２ス
トッパー１０を窓孔４１の半径方向外側に設けても、プ
レート２１, ２２の外径は極端に大きくならない。ま
た、窓孔４１の半径方向長さが極端に短くなることはな
い。突起４９から見てＲ２側のストッパー部３２との間
の第４隙間角度θ４ｐは２６゜であり、突起４９から見
てＲ１側ストッパー部３２との間の第４隙間角度θ４ｎ
は２３．５゜である。このようにθ４ｐはθ４ｎと大き
さが異なり、θ４ｐはθ４ｎより大きい。以上に述べた
θ４ｐとθ４ｎの関係を実現するために、突起４９はス
トッパー部３２の円周方向間に中心位置から円周方向に
ずれて配置されている。より具体的には、突出部４７の
円周方向中心位置はストッパー部３２の円周方向間中心
位置のＲ１側に位置している。

【００３７】中間プレート１１は、出力回転体３の外周
側において、クラッチプレート２１と分離フランジ６と
の間、及び分離フランジ６とリテーニングプレート２２
との間に配置された１対のプレート部材である。中間プ
レート１１は円板状または環状のプレート部材であり、
入力回転体２と出力回転体３との間でダンパー機構の一
部を構成している。中間プレート１１の内周縁には複数
の内周歯６６が形成されている。内周歯６６は分離フラ
ンジ６の内周歯５９と軸方向に重なるように配置されて
いる。図５〜７に詳細に示すように、内周歯６６は内周
歯５９に比べて円周方向幅が広く、その円周方向両側に
両端がはみでている。内周歯６６は、出力回転体３の外
周歯５５と回転方向に所定の隙間をあけて配置されてい
る。すなわちこの隙間の範囲内で出力回転体３と中間プ
レート１１とは相対回転可能となっている。外周歯５５
と内周歯５９とにより、出力回転体３と中間プレート１
１との相対回転角度を規制する第３ストッパー１２が形
成されている。より具体的には、図７に示すように、外
周歯５５と内周歯６６との間には第２隙間角度θ２の隙
間が確保されている。外周歯５５から見てＲ２側の内周
歯６６との間の第２隙間角度θ２ｐは７．５°であり、
外周歯５５から見てＲ１側の内周歯６６との間の第２隙
間角度θ２ｎは１．５°である。このようにθ２ｐはθ
２ｎと大きさが異なり、大きい。第２隙間角度θ２ｐは
第１隙間角度θ１ｐより小さく、第２隙間角度θ２ｎは
第１隙間角度θ１ｎより小さい。

【００３８】１対の中間プレート１１のうちリテーニン
グプレート２２側に配置された中間プレート１１には、
半径方向外側に延びる複数の突出部６１が形成されてい
る。各突出部６１は分離フランジ６の窓孔４１の間に配
置されている。窓孔４１の先端には、半円形状の位置合
わせ切欠き６１ａが形成されている。この切欠き６１ａ
は、分離フランジ６に形成された位置合わせ用の切欠き
９８やプレート２１，２２に形成された位置合わせ用の
孔に対応している。

【００３９】１対の中間プレート１１同士は、複数のピ
ン６２により相対回転不能かつ軸方向の位置決めがされ
ている。ピン６２は、胴部と、胴部から軸方向両側に延
びる頭部とから構成されている。１対の中間プレート１
１同士はピン６２の胴部端面に軸方向から当接すること
によって互いに対して軸方向に接近することが制限され
ている。中間プレート１１の頭部は中間プレート１１に
形成された孔内に挿入され自らと胴部との間に中間プレ
ート１１を挟んでいる。各中間プレート１１と分離フラ
ンジ６との間には、それぞれスペーサ６３が配置されて
いる。スペーサ６３は各中間プレート１１の内周部と分
離フランジ６の内周側環状部分との間にそれぞれ配置さ
れた環状のプレート部材である。スペーサ６３にはピン
６２の胴部が挿入される孔が形成されており、ピン６２
と孔の係合によってスペーサ６３は中間プレート１１と
一体回転する。スペーサ６３において分離フランジ６に
対向し当接する側の面には摩擦係数を減らすためのコー
ティングが施されている。分離フランジ６にはピン６２
が貫通する複数の孔６９が形成されている。ピン６２は
孔６９に対して円周方向両側に所定角度だけ相対移動可
能である。すなわちピン６２の胴部と孔６９の円周方向
両側端面との円周方向間に第３隙間角度θ３の隙間が確
保されている。これにより第４ストッパー１４が形成さ
れている。ピン６２から見てＲ２側の孔６９端面との間
には第３隙間角度θ３ｐが確保されている、ピン６２か
ら見てＲ１側の孔６９端面との間には第３隙間角度θ３
ｎが確保されている。第３隙間角度θ３ｐとθ３ｎは大
きさが異なり、θ３ｐは０．９０°であり、θ３ｎは
０．７０°である。

【００４０】以上に述べたピン６２と孔６９との相対的
位置関係は、ピン６２が図７に示す中立状態において孔
６９に対してＲ２側にずれていることを意味している。
より具体的にはピン６２の円周方向中心位置は孔６９の
円周方向中心位置よりＲ２側に位置している。この位置
関係は、ピン６２の位置を移動させること、又は分離フ
ランジ６の孔６９の大きさを円周方向両側で変えること
で実現される。

【００４１】次に、摩擦発生機構を構成する各部材につ
いて説明する。第２摩擦ワッシャー７２は、トランスミ
ッション側の中間プレート１１の内周部とリテーニング
プレート２２の内周部との間に配置されている。第２摩
擦ワッシャー７２は主に樹脂製の本体７４から構成され
ている。本体７４の摩擦面は、トランスミッション側の
中間プレート１１のトランスミッション側面に当接して
いる。本体７４の内周部からはトランスミッション側に
係合部７６が延びている。係合部７６は、リテーニング
プレート２２に対して相対回転不能に係合されるととも
に軸方向に係止されている。本体７４の内周部トランス
ミッション側には複数の凹部７７が形成されている。本
体７４とリテーニングプレート２２との間には第２コー
ンスプリング７３が配置されている。第２コーンスプリ
ング７３は、第２摩擦ワッシャー７２の本体７４とリテ
ーニングプレート２２との間で圧縮された状態で配置さ
れている。これにより、第２摩擦ワッシャー７２の摩擦
面は第１中間プレート１１に強く圧接されてている。第
１摩擦ワッシャー７９はフランジ５４とリテーニングプ
レート２２の内周部との間に配置されている。すなわ
ち、第１摩擦ワッシャー７９は第２摩擦ワッシャー７２
の内周側でかつボス５２の外周側に配置されている。第
１摩擦ワッシャー７９は樹脂製である。第１摩擦ワッシ
ャー７９は、主に環状の本体８１から構成されており、
環状の本体８１からは複数の突起８２が半径方向外側に
延びている。本体８１はフランジ５４に当接しており、
複数の突起８２は第２摩擦ワッシャー７２の凹部７７に
相対回転不能に係合している。これにより、第１摩擦ワ
ッシャー７９は第２摩擦ワッシャー７２を介してリテー
ニングプレート２２と一体回転可能である。第１摩擦ワ
ッシャー７９とリテーニングプレート２２の内周部との
間には第１コーンスプリング８０が配置されている。第
１コーンスプリング８０は第１摩擦ワッシャー７９とリ
テーニングプレート２２の内周部との間で軸方向に圧縮
された状態で配置されている。なお、第１コーンスプリ
ング８０の付勢力は第２コーンスプリング７３の付勢力
より小さくなるように設計されている。また、第１摩擦
ワッシャー７９は第２摩擦ワッシャー７２に比べて摩擦
係数が低い材料から構成されている。このため、第１摩
擦ワッシャー７９によって発生する摩擦（ヒステリシス
トルク）は第２摩擦ワッシャー７２で発生する摩擦より
大幅に小さくなっている。

【００４２】クラッチプレート２１の内周部とフランジ
５４及び中間プレート１１の内周部との間には第３摩擦
ワッシャー８５と第４摩擦ワッシャー８６が配置されて
いる。第３摩擦ワッシャー８５及び第４摩擦ワッシャー
８６は樹脂製の環状部材である。第３摩擦ワッシャー８
５はクラッチプレート２１の内周縁に相対回転不能に係
合し、その内周面はボス５２の外周面に摺動可能に当接
している。すなわち、クラッチプレート２１は第３摩擦
ワッシャー８５を介してボス３に半径方向の位置決めを
されている。第３摩擦ワッシャー８５はフランジ５４に
対して軸方向エンジン側から当接している。第４摩擦ワ
ッシャー８６は第３摩擦ワッシャー８５の外周側に配置
されている。第４摩擦ワッシャー８６は環状の本体８７
と、環状の本体８７から軸方向エンジン側に延びる複数
の係合部８８を有している。本体８７は軸方向エンジン
側の中間プレート１１に当接する摩擦面を有している。
係合部８８はクラッチプレート２１に形成された孔内に
相対回転不能に係合している。また、係合部８８はクラ
ッチプレート２１の軸方向エンジン側面に当接する爪部
を有している。第３摩擦ワッシャー８５と第４摩擦ワッ
シャー８６は互いに相対回転不能に係合している。な
お、第３摩擦ワッシャー８５と第４摩擦ワッシャー８６
は別体の部材であり、第４摩擦ワッシャー８６は第３摩
擦ワッシャー８５に対して摩擦係数が高い材料から構成
されている。

【００４３】以上に述べた摩擦機構において、第２摩擦
ワッシャー７２及び第４摩擦ワッシャー８６と中間プレ
ート１１との間に比較的高いヒステリシストルクを発生
させる大摩擦機構１３（摩擦機構）が形成されているこ
とになる。さらに、第１摩擦ワッシャー７９及び第３摩
擦ワッシャー８５と、フランジ５４との間に低ヒステリ
シストルクを発生する小摩擦機構１５を形成している。

【００４４】次に第２バネ８と第２ストッパー１０にお
ける各構造の角度及びその関係について詳細に説明す
る。なお、以下に述べる「円周方向角度」とは、ある位
置から他の位置までのクラッチディスク組立体１の回転
軸Ｏ−Ｏを中心とした円周方向（クラッチディスク組立
体１の回転方向）角度のことである。以下の説明で用い
る角度の絶対値は図面に記載された本願発明の一例とし
てのクラッチディスク組立体１のものであり、本願発明
はそれらの数値に限定されない。θＡとθＣとの関係各突起４９の円周方向角度θＡ（図６）は、回転方向に
隣接する突起４９の隣接する円周方向端部間（すなわち
回転方向に向き合うストッパー面５０間）の円周方向角
度θＣ（図５）より小さい。θＡとθＣは一方が大きく
なれば他方が小さくなる関係にある。ここではθＡをθ
Ｃに対して大幅に小さくすることでθＣを従来より大き
く確保している。このように各突起４９間の円周方向角
度θＣが広くなることにより、分離フランジ６とプレー
ト２１, ２２との間の第４隙間角度θ４（θ４ｐ＋θ４
ｎ）を広くすることが可能となっている。

【００４５】θＣは、４０゜以上あれば従来にない充分
に優れた効果が得られ、５０〜８０゜の範囲にある場合
はさらに優れた効果が得られ、６０〜８０゜の範囲にあ
る場合はさらに優れた効果が得られ６５〜７５゜の範囲
にある場合は最も優れた効果が得られる。

【００４６】θＡはθＣの２分の１以下であれば充分に
優れた効果が得られる。θＡはθＣの３分の１以下であ
ればさらに優れた効果が得られる。θＣとθＤとの関係各板状連結部３１（ストッパー部３２）の円周方向角度
θＤは、前述の角度θＣより遙かに小さくなっている。
θＣからθＤを引いたものが、分離フランジ６とプレー
ト２１, ２２との間の最大隙間角度θ４（θ４ｐ＋θ４
ｎ，ダンパー機構のストッパー角度）になっている。す
なわち、このダンパー機構では最大隙間角度θ４が従来
より広くなっている。図から明らかなように、θ４を広
くするためには、θＣを大きくし、θＤを小さくするこ
とが必要であることがわかる。この実施形態においては
θＤは１８゜になっている。θＤは２０゜以下であるの
が好ましく、１０〜２０゜の範囲にあるのがさらに好ま
しい。

【００４７】θＤがθＣの２分の１以下であれば、θＤ
は充分に広く確保され、３分の１であればさらにθ４は
広くなり、４分の１以下であればθ４を最も広くでき
る。この実施形態ではθ４は５８．５゜である。θＥは
２０゜以上であるのが好ましい。θＥは３０゜以上であ
るのが好ましい。特に４０〜６０゜の範囲にあれば従来
にない充分な広角化が達成されており、５５〜６０゜の
範囲にあればさらに好ましい。

【００４８】最大捩じり角度θ４が増大することにより
以下の効果が得られる。広捩じり角が達成されると、ス
トッパートルクを低下させることなく、捩じり特性の２
段目のバネ（第２バネ８）の剛性を低くできる。この実
施形態では従来に比べて第２バネ８の剛性を約５０％程
度まで低くしている。この結果、２段目から２段目に移
行するときのショック（アクセル踏み込み時、最初の突
き上げ感）が減少する。

【００４９】θＢとθＤとの関係分離フランジ６に形成された窓孔４１は合計４つであ
り、各窓孔４１の円周方向角度θＢは５０゜以上ある。
θＢは当接部４４の半径方向中間部同士間で測定されて
いる。図面におけるθＢは５９゜である。この結果、回
転方向に充分に長いつまり広角化したバネを用いること
ができる。θＢは５０〜７０゜の範囲にあるのが好まし
く、５５〜６５゜の範囲にあればさらに好ましい。

【００５０】各突起４９の円周方向角度θＤは各窓孔４
１の円周方向角度θＢより小さい。これはθ４のθＢに
対する比が十分に大きいことを意味している。すなわち
広角化した窓孔４１及び第２バネ８に対してダンパー機
構の最大捩り角度を充分に広くすることによって、バネ
の機能を有効に利用し、さらに広捩り角度・低捩り剛性
の特性を得られる。

【００５１】θＤがθＢの２分の１以下である場合は充
分に優れた効果が得られ、３分の１以下である場合はさ
らに優れた効果が得られる。θＡとθＢとの関係突起４９の円周方向角度θＡは各窓孔４１の円周方向角
度θＢより小さい。θＡのθＢに対する比が従来より小
さいということは、θＣのθＢに対する比が従来より大
きいことを示す。言い換えると、広角化した窓孔４１に
対して最大隙間角度θ４を広く確保する前提となるθＣ
のθＢに対する比が充分に大きい。各突起４９の円周方
向角度θＡは窓孔４１の円周方向角度θＢの２／３以下
であればよく、１／２以下であればより好ましく、１／
３以下であればさらに好ましい。

【００５２】θＢとθ４との関係 θ４とθＢは共に従来に比べて大きくなっており、これ
によりダンパー機構の最大捩り角度が大きくなると共に
第２バネ８の捩り角度が広くなっている。第２バネ８は
大型化されることによって設計が容易になり、高性能
（広捩り角・低剛性）になっている。

【００５３】θＢとθ４を比較すると、両者はほとんど
実質的な差がない。すなわち、θＢのθ４に対する比が
充分に大きくなっている。これにより窓孔４１すなわち
第２バネ８の円周方向角度を広くした場合においで、そ
の広角度を充分に生かせる最大隙間角度θ４が確保され
ている。窓孔４１の半径方向長さこのダンパー機構では、窓孔４１の半径方向長さが分離
フランジ６の半径方向長さ（外径）に比べて充分に大き
くなっている。この結果、窓孔４１に収容する第２バネ
８の大型化が可能となっている。窓孔４１の半径方向長
さは分離フランジ６の外径の３５％以上である。この割
合が３５〜５５％の範囲にある場合は充分に優れた効果
を得ることができ、４０〜５０％の範囲にある場合はさ
らに優れた効果を得ることができる。

【００５４】次に、図１０を用いてクラッチディスク組
立体１の構成についてさらに説明する。図１０はクラッ
チディスク組立体１のダンパー機構の機械回路図であ
る。この機械回路図は、ダンパー機構における各部材の
回転方向の関係を模式的に描いたものである。したがっ
て一体回転する部材は同一の部材として取り扱ってい
る。

【００５５】図１０から明らかなように、入力回転体２
と出力回転体３との間にはダンパー機構を構成するため
の複数の部材が配置されている。分離フランジ６は入力
回転体２と出力回転体３との回転方向間に配置されてい
る。分離フランジ６は出力回転体３に第１バネ７を介し
て回転方向に弾性的に連結されている。また、分離フラ
ンジ６と出力回転体３との間には第１ストッパー９が形
成されている。第１ストッパー９における第１隙間角度
θ１ｐの間で第１バネ７は圧縮可能である。分離フラン
ジ６は入力回転体２に対して第２バネ８を介して回転方
向に弾性的に連結されている。また、分離フランジ６と
入力回転体２との間には第２ストッパー１０が形成され
ている。第２ストッパー１０における第４隙間角度θ４
ｐの間で第２バネ８は圧縮可能となっている。以上に述
べたように、入力回転体２と出力回転体３と直列に配置
された第１バネ７と第２バネ８とにより回転方向に弾性
的に連結されている。ここでは、分離フランジ６は２種
類のバネの間に配置された中間部材として機能してい
る。また、以上に述べた構造は、並列に配置された第１
バネ７及び第１ストッパー９からなる第１ダンパーと、
並列に配置された第２バネ８と第２ストッパー１０から
なる第２ダンパーとが、直列に配置された構造として見
ることもできる。また、以上に述べた構造を入力回転体
２と出力回転体３とを回転方向に弾性的に連結するダン
パー機構４として考えることができる。第１バネ７全体
の剛性は第２バネ８全体の剛性よりはるかに小さく設定
されている。そのため、第１隙間角度θ１までの捩り角
度の範囲で第２バネ８はほとんど回転方向に圧縮されな
い。

【００５６】中間プレート１１は、入力回転体２と出力
回転体３との回転方向間に配置されている。中間プレー
ト１１は、出力回転体３と分離フランジ６との間で相対
回転するように配置されている。中間プレート１１は、
出力回転体３との間に第３ストッパー１２を構成し、分
離フランジ６との間に第４ストッパー１４を構成してい
る。さらに、中間プレート１１は、大摩擦機構１３を介
して入力回転体２に回転方向に摩擦係合している。以上
に述べた中間プレート１１は、入力回転体２,出力回転
体３及び分離フランジ６の間に配置されることで摩擦連
結機構５を構成している。

【００５７】次に、図１０におけるダンパー機構の各隙
間角度θ１ｐ〜θ４ｐの関係について説明する。ここで
説明する隙間角度は、出力回転体３から入力回転体２を
Ｒ２側に見た各角度である。第１ストッパー９における
第１隙間角度θ１ｐは第１バネ７が円周方向に圧縮され
る角度範囲となっており、第２ストッパー１０における
第４隙間角度θ４ｐは第２バネ８が回転方向に圧縮され
る角度範囲となっている。第１隙間角度θ１ｐと第４隙
間角度θ４ｐとの合計がクラッチディスク組立体１全体
としてのダンパー機構の正側最大捩り角度である。第１
隙間角度θ１ｐから第２隙間角度θ２ｐを引いた差をさ
らに第３隙間角度θ３ｐから引いたものが、捩り特性の
正側２段目において微小捩り振動が入力された時に大摩
擦機構１３を作動させないための正側２段目隙間角度θ
ＡＣｐ（第１摩擦抑制機構、第１円周方向隙間）となっ
ている。正側２段目隙間角度θＡＣｐの大きさ（第１角
度範囲）はこの実施形態では０．４゜と従来に比べて大
幅に小さくなっており、０．３〜０．５゜の範囲にある
ことが好ましい。

【００５８】次に、図２０におけるダンパー機構の各隙
間角度θ１ｎ〜θ４ｎの関係について説明する。ここで
説明する隙間角度は、出力回転体３から入力回転体２を
Ｒ１側に見た各角度である。第１ストッパー９における
第１隙間角度θ１ｎは第１バネ７が円周方向に圧縮され
る角度範囲を示しており、第２ストッパー１０における
第４隙間角度θ４ｎは第２バネ８が回転方向に圧縮され
る角度範囲を示している。第１隙間角度θ１ｎと第４隙
間角度θ４ｎとの合計がクラッチディスク組立体１全体
としてのダンパー機構の負側最大捩り角度である。第１
隙間角度θ１ｎから第２隙間角度θ２ｎを引いた差をさ
らに第３隙間角度θ３ｎから引いたものが、捩り特性の
負側２段目において微小捩り振動が入力された時に大摩
擦機構１３を作動させないための負側２段目隙間角度θ
ＡＣｎ（第２摩擦抑制機構，第２円周方向隙間）となっ
ている。負側２段目隙間角度θＡＣｎの大きさ（第２角
度範囲）はこの実施形態では０．２゜と従来に比べて大
幅に小さくなっており、０．１５〜０．２５゜の範囲に
あることが好ましい。

【００５９】正側２段目隙間角度θＡＣｐと負側２段目
隙間角度θＡＣｎについてさらに詳細に説明する。θＡ
Ｃｐは、図８に示すように、ピン６２のＲ２側部と孔６
９ののＲ２側部との間に形成されている。θＡＣｎは、
図９に示すように、ピン６２のＲ１側部と孔６９のＲ１
側部との間に形成されている。このようにθＡＣｐとθ
ＡＣｎは独立で、別個に設けられた構造である。すなわ
ち従来のように単一の隙間を正側２段目と負側２段目で
共通に使う構造ではない。このため、θＡＣｐとθＡＣ
ｎとを異ならせることが可能となる。したがってθＡＣ
ｐとθＡＣｎを各々適切な大きさに設定できる。

【００６０】ここでは、θＡＣｎは、θＡＣｐに比べて
小さく、具体的にはθＡＣｐの約１／２になっている。
このため、θＡＣｐは通常走行時にエンジンの燃焼変動
に起因する微小振動を減衰するための低ヒステリシスト
ルク領域を十分に確保できる。また、θＡＣｎはθＡＣ
ｐに合わせて大きくする必要がないため、減速時共振周
波数において十分に両側の高ヒステリシストルクを発生
させることができる。この結果、減速時共振周波数にお
いて振動のピークを減らすことができる。

【００６１】θＡＣｎを極端に小さく、ほとんどゼロ又
は完全にゼロにすることもできる。その場合は減速時共
振周波数の振動レベルを極端に小さくできる。逆にθＡ
ＣｎをθＡＣｐより大きくしてもよい場合がある。これ
は負側作動時においてはエンジントルク変動を減衰する
ためにθＡＣｎを大きくし、正側作動時には加速時共振
周波数での両側で発生する高ヒステリシストルクを発生
しやすくすためにθＡＣｐを小さくしたいという要望が
あるときに採用される。

【００６２】次にθＡＣｎとθＡＣｐを形成する具体的
な構造について説明する。すでに説明したように、θＡ
Ｃｐ＝θ３ｐ−（θ１ｐ−θ２ｐ）であり、θＡＣｎ＝
θ３ｎ−（θ１ｎ−θ２ｎ）である。θ１ｐ−θ２ｐ=
θ１ｎ−θ２ｎなので、θＡＣｐとθＡＣｎの差は、θ
３ｐとθ３ｎとの差により実現されていることが分か
る。さらに、θ３ｐとθ３ｎとの差は、具体的には、孔
６９に対してピン６２がＲ２側に中心位置がずれている
ことにより生じている。ピン６２と孔６９との関係の調
整によってθＡＣｐとθＡＣｎの差は簡単に変更でき
る。

【００６３】また、θＡＣｐとθＡＣｎは軸方向に伸び
る連結部材としてのピン６２と分離フランジ６の孔６９
との間に形成されるため、精度を高く保つことができ
る。この結果、１°未満の微小角度を実現できる。な
お、孔６９は一部が開いた切り欠き形状であってもよ
い。また、θＡＣｐとθＡＣｎが中間プレート１１と第
２バネ８との間に設けられている構造にも、本発明を採
用できる。

【００６４】正負両側の第２隙間角度θ２ｐ, θ２ｎの
合計が、捩り特性の正負２段目において微小捩り振動が
入力された時に大摩擦機構１３を作動させないための１
段目隙間角度θＡＣになる。この実施形態では２段目隙
間角度ＡＣの大きさは９°になる。２段目隙間角度ＡＣ
は正側２段目隙間角度θＡＣｐや負側２段目隙間角度θ
ＡＣｎより大きいことが好ましく、２倍以上あるのが好
ましい。また、１０倍以上、さらには２０倍以上あって
も良い。

【００６５】また、図１０に示すように、入力回転体２
と出力回転体３との間には小摩擦機構１５が設けられて
いる。小摩擦機構１５は入力回転体２と出力回転体３が
相対回転する際には常に滑りが生じるようになってい
る。この実施形態では、小摩擦機構１５は主に第２摩擦
ワッシャー７９及び第３摩擦ワッシャー８５によって構
成されているが、他の部材によって構成されていても良
い。また、小摩擦機構１５で発生するヒステリシストル
クは場合によっては最大限低いことが望ましい。

【００６６】次に、複数の機械回路図を用いてクラッチ
ディスク組立体１におけるダンパー機構の動作を詳細に
説明する。図１０〜１９は、出力回転体３が入力回転体
２に対してＲ２側に捩じれている状態での各部材の動作
や関係を説明するための図である。図２０〜３１は出力
回転体が入力回転体２に対してＲ１側に捩じれている状
態での各部材の動作や関係を説明するための図である。

【００６７】なお、図１０及び図２０はクラッチディス
ク組立体１が中立状態にあるときを表している。図７に
は、中立状態における実際の出力回転体３，中間プレー
ト１１及び分離フランジ６の隙間角度θ１〜θ３が表さ
れている。図１０の中立状態から出力回転体３を入力回
転体２に対してＲ２側に捩っていく。このとき入力回転
体２は出力回転体３に対してＲ１側すなわち回転方向駆
動側に捩れていくことになる。図１０の状態から出力回
転体３がＲ２側に３゜捩れると図１１の状態に移行す
る。この動作時に、第１バネ７が出力回転体３と分離フ
ランジ６との間で回転方向に圧縮され、小摩擦機構１５
で滑りが生じる。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。そして、第１ストッパー９と第
３ストッパー１２とでそれぞれ隙間角度が３゜小さくな
る。図１１の状態からさらに出力回転体３が４．５゜捩
れると図１２の状態に移行する。この動作時にも第１バ
ネ７が出力回転体３と分離フランジ６との間で回転方向
に圧縮され、小摩擦機構１５で滑りが生じる。図１２で
は、第３ストッパー１２において出力回転体３と中間プ
レート１１とが当接し、第１ストッパー９において第１
ストッパー９の第１隙間角度θ１ｐから第３ストッパー
１２の第２隙間角度θ２ｐを引いた隙間角度が確保され
ている。さらに図１２の状態から出力回転体３がＲ２側
に０．５゜捩れると、図１３の状態に移行する。この動
作時には、大摩擦機構１３において滑りが生じ、高ヒス
テリシストルクが発生している（小摩擦機構１５でも滑
りが生じている）。そのため、低剛性・高ヒステリシス
トルクの領域が低剛性・低ヒステリシストルクの端に形
成されている。図１３では、第１ストッパー９において
出力回転体３と分離フランジ６とが互いに当接し、第４
ストッパー１４において第１隙間角度θ１ｐから第２隙
間角度θ２ｐを引いた差をさらに第３隙間角度θ３ｐか
ら引いた差である正側２段目隙間角度θＡＣｐ（０．４
°）が形成されている。図１３では第１ストッパー９が
当接しているため、これ以上は第１バネ７が圧縮されな
い。図１３の状態からさらに出力回転体３がＲ２側に捩
れると、図１４の状態に移行する。この動作中に分離フ
ランジ６が第２バネ８を入力回転体２との間で圧縮して
いく。この時、中間プレート１１と入力回転体２との間
で滑りが生じることで大摩擦機構１３で摩擦が発生する
（小摩擦機構１５でも滑りが生じている）。この結果、
高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。な
お、この捩り角度２段目において中間プレート１１と分
離フランジ６との間には正側２段目隙間角度θＡＣｐが
確保されている。すなわち図１４に示す状態で微小捩り
振動が入力された場合には、第２バネ８が圧縮された状
態から伸縮する際に正側２段目隙間角度θＡＣｐ内では
大摩擦機構１３において滑りが生じない。すなわち正側
２段目隙間角度θＡＣｐは捩り特性正側２段目において
微小捩り振動（所定トルク以下であり、その結果捩じり
角の小さな振動）に対して大摩擦機構１３で滑りを生じ
させない摩擦抑制機構として機能している。なお、図８
は機械回路図における図１３，１４に対応している。

【００６８】次に、図２０に示す中立状態から出力回転
体３が入力回転体２に対してＲ１側に捩れていくときの
動作を説明する。このときに入力回転体２は出力回転体
３に対してＲ２側にすなわち回転方向駆動側と反対側に
捩れていくことになる。図２０に示す状態から出力回転
体３が入力回転体２に対してＲ１側に１°捩れると、図
２１の状態に移行する。この動作時に出力回転体３と分
離フランジ６との間で第１バネ７が圧縮され、小摩擦機
構１５において滑りが発生する。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。図２１では、第
１ストッパー９と第３ストッパー１２においてそれぞれ
隙間角度が１゜小さくなる。図２１の状態から出力回転
体３がさらに入力回転体２に対してＲ１側に１゜捩れる
と、図２２の状態に移行する。この動作時にも出力回転
体３と分離フランジ６との間で第１バネ７が圧縮され、
小摩擦機構１５において滑りが発生する。図２２では、
第３ストッパー１２において出力回転体３と中間プレー
ト１１とが互いに当接する。図２２の状態から出力回転
体３が入力回転体２に対してＲ１側に０．５゜捩れる
と、図２３の状態に移行する。この動作時には、大摩擦
機構１３において滑りが生じ、高ヒステリシストルクが
発生している（小摩擦機構１５でも滑りが生じてい
る）。そのため、低剛性・高ヒステリシストルクの領域
が低剛性・低ヒステリシストルクの端に形成されてい
る。図２３では、第１ストッパー９において出力回転体
３と分離フランジ６とが互いに当接している。このた
め、これ以上は第１バネ７が圧縮されない。図２３に示
す状態では、第４ストッパー１４において第１隙間角度
θ１ｎからθ２ｎを引いたものをさらに第３隙間角度θ
３ｎから引いた負側２段目隙間角度θＡＣｎ（０．２
°）が形成されている。図２３の状態からさらに出力回
転体３が入力回転体２に対してＲ１側に捩れると、図２
４の状態に移行する。この動作時に、第２バネ８が回転
方向に圧縮され、同時に大摩擦機構１３で滑りが生じる
（小摩擦機構１５でも滑りが生じている）。この結果、
高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。図２
４の状態においても第４ストッパー１４において負側２
段目隙間角度θＡＣｎが確保されている。図２４の状態
から微小捩り振動が入力されると、第２バネ８は圧縮さ
れた状態から伸縮を繰り返す。このときθＡＣｎの範囲
内では大摩擦機構１３で滑りが生じない。すなわち負側
２段目隙間角度θＡＣｎは、捩り特性負側２段目におい
て微小捩り振動に対して大摩擦機構１３で滑りを生じさ
せない摩擦抑制機構として機能している。

【００６９】なお、図９は機械回路図における図２３，
２４に対応している。次に、機械回路図と図３２〜図３
３に示す捩じり特性線図を用いてクラッチディスク組立
体の動作について説明する。図３２は、捩じり角度を正
側最大角度まで捩じった状態から負側最大角度まで捩じ
り、再び正側最大角度まで捩じったときの剛性及びヒス
テリシストルクの変化を示している。

【００７０】初めに、出力回転体３が入力回転体２に対
してＲ２側すなわち負側に捩れることで第２バネ８が圧
縮された状態（図１４）から、出力回転体３が元に戻っ
ていくときの動作を説明する。図１４の状態から第２バ
ネ８が伸び、分離フランジ６及び出力回転体３をＲ１側
に押していき、図１５の状態に移行する。この動作時
に、第４ストッパー１４において分離フランジ６が中間
プレート１１に当接するまでの正側２段目隙間角度θＡ
Ｃｐ内では大摩擦機構１３は滑らず高ヒステリシストル
クは発生しない。このことから、図１４の状態と図１５
の状態との間で出力回転体３が入力回転体２に対して捩
じれるときには、第２バネ８が作用し、小摩擦機構１５
で滑りが生じるが、大摩擦機構１３では滑りが生じない
ことが分かる。すなわち、図３３に示すように、正側２
段目隙間角度θＡＣｐ内では、高剛性・低ヒステリシス
トルクの特性が得られる。この高剛性は２段目に比べれ
ば剛性は高いが、従来の２段目の剛性に比べれば大幅に
低くなっている。また、微小振動に対するヒステリシス
トルクＨＡＣは２段目通常捩じり動作によって発生する
ヒステリシストルクＨ２よりはるかに低い。以上の特性
により所定トルク以下でありその結果捩じり角度（振
幅）の小さい微小捩じり振動を効果的に吸収・減衰でき
る。

【００７１】また、正側２段目隙間角度θＡＣｐは、加
速時共振周波数において両側のヒステリシストルクＨ２
が確実に発生するほど十分に小さく設定されている。図
１５から第２バネ８はさらに１．２°伸び、図１６の状
態に移行する。このとき大摩擦機構１３で滑りが生じ、
高ヒステリシストルクが発生する。図１６では、第２バ
ネ８は自由長となっており、これ以上伸びることはな
い。第３ストッパー１２では０．４゜の隙間が形成され
ている。図１６の状態からは第１バネ７が伸びし、出力
回転体３をＲ１側に３°押し、図１７の状態に移行す
る。このとき、第１ストッパー９と第３ストッパー１２
において隙間角度が大きくなっていく。第１バネがさら
に伸びると、図１７から図１８の状態に移行する。図１
８では第１バネ７が最大まで延び第１ストッパー９の隙
間角度が８゜になった状態を示している。すなわち捩り
特性線図における０゜の状態である。図１８と図１０を
比較すると、中間プレート１１は第１隙間角度θ３ｐ
（０．９°）だけＲ２側に捩れており、その結果第３ス
トッパー１２ではθ２ｐ＋θ３ｐ（８．４°）の隙間角
度が確保され、第４ストッパー１４では中間プレート１
１と分離フランジ６とが当接している。

【００７２】図１８の状態は図２５の状態に対応してい
る。すなわち図２５では、中間プレート１１は図２０に
比較してＲ２側に第１隙間角度θ３ｐ（０．９゜）捩れ
ている。図２５から出力回転体３がＲ１側に０．６゜捩
れると、図２６の状態に移行する。この動作時に、第１
バネ７が出力回転体３と分離フランジ６との間で圧縮さ
れ、小摩擦機構１５で滑りが生じる。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。図２６では
第３ストッパー１２において出力回転体３と中間プレー
ト１１とが当接している。図２６から出力回転体３がさ
らにＲ１側に捩れていくと、図２７の状態に移行する。
この動作時には、大摩擦機構１３において滑りが生じ、
高ヒステリシストルクが発生している（小摩擦機構１５
でも滑りが生じている）。そのため、低剛性・高ヒステ
リシストルクの領域が低剛性・低ヒステリシストルクの
端に形成されている。図２７では、第１ストッパー９に
おいて出力回転体３と分離フランジ６とが互いに当接す
る。このため、これ以上は第１バネ７が圧縮されない。
この低剛性・高ヒステリシストルクの領域は、前述した
中間プレート１１の変位により、中立状態から捩じって
いったときよりθ３ｐ（０．９°）早く開始される。図
２７に示す状態では、第４ストッパー１４において負側
２段目隙間角度θＡＣｎ（０．２°）が形成されてい
る。図２７の状態からさらに出力回転体３が入力回転体
２に対してＲ１側に捩れると、図２８の状態に移行す
る。この動作時に、第２バネ８が回転方向に圧縮され、
同時に大摩擦機構１３で滑りが生じる（小摩擦機構１５
でも滑りが生じている）。この結果、高剛性・高ヒステ
リシストルクの特性が得られる。図２８の状態において
も第４ストッパー１４において負側２段目隙間角度θＡ
Ｃｎが確保されている。

【００７３】次に、出力回転体３が入力回転体２に対し
てＲ１側すなわち正側に捩れることで第２バネ８が圧縮
された状態（図２８）から、出力回転体３が元に戻って
いくときの動作を説明する。図２８の状態から第２バネ
８が伸び、分離フランジ６及び出力回転体３をＲ２側に
押していき、図２９の状態に移行する。このとき、第４
ストッパー１４において分離フランジ６が中間プレート
１１に当接するまでのθＡＣｐ内では大摩擦機構１３は
滑らず高ヒステリシストルクは発生しない。このことか
ら、図２８の状態と図２９の状態との間で出力回転体３
が入力回転体２に対して捩じれるときには、第２バネ８
が作用し、大摩擦機構１３で滑りが生じるが、小摩擦機
構１５では滑りが生じないことが分かる。すなわち、図
３４に示すように、負側２段目隙間角度θＡＣｐ内で
は、高剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。
この高剛性は２段目に比べれば剛性は高いが、従来の２
段目の剛性に比べれば大幅に低くなっている。以上の特
性により所定トルク以下でありその結果捩じり角度（振
幅）の小さい微小捩じり振動を効果的に吸収・減衰でき
る。

【００７４】負側２段目隙間角度θＡＣｎが正側２段目
隙間角度θＡＣｐより小さくなっているため、正側２段
目隙間角度θＡＣｐの大きさを十分に確保しつつ、負側
２段目隙間角度θＡＣｎの大きさを小さくすることで減
速時共振周波数における振動のピークを減らすことがで
きる。また、微小振動に対するヒステリシストルクＨＡ
Ｃは２段目通常捩じり動作によって発生するヒステリシ
ストルクＨ２よりはるかに低い。以上の特性により所定
トルク以下でありその結果捩じり角度（振幅）の小さい
微小捩じり振動を効果的に吸収・減衰できる。

【００７５】図２９の状態からさらに第２バネ８が延
び、図３０の状態に移行する。図３０では第２バネ８は
自由長になっており、それ以上伸びることはない。図３
０の状態から第１バネ７が延び、図３１の状態に移行す
る。この動作時に第１バネ７は出力回転体３をＲ２側に
押していく。図３１では第１バネ７は自由長になってお
り、捩り特性線図における０゜の状態を示している。図
３１を図２０に比較すると、中間プレート１１は他の部
材に対して第３隙間角度θ３ｎ（０．７°）だけＲ１側
に捩れている。その結果第３ストッパー１２ではθ２ｎ
＋θ３ｎ（２．２°）の隙間角度が確保され、第４スト
ッパー１４では中間プレート１１と分離フランジ６とが
当接している。

【００７６】図３１の状態（捩り特性線図の０゜におい
て中間プレート１１がＲ１側に第３隙間角度θ３ｎ
（０．７゜）捩れた状態）が図１９に対応している。こ
のため、図１９から出力回転体３が入力回転体２に対し
てＲ１側に捩じれていくとき、低剛性・高ヒステリシス
トルクの領域が中立状態から捩じれていくときよりもθ
３ｎ早く始まる。

【００７７】次に、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の変化につい
て説明する。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、捩り特性は正負の２段目間で変動を
繰り返す。この時２段目の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。

【００７８】次に、例えば通常走行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。この時、出力回転体３と
入力回転体２とは正側２段目隙間角度θＡＣｐの範囲内
で大摩擦機構１３を作用させず相対回転可能である。す
なわち捩り特性線図において隙間角度θＡＣｐ範囲内で
は第２バネ８が作動するが、大摩擦機構１３では滑りが
生じない。この結果、走行時ラトル、こもり音の原因と
なる微小捩り振動を効果的に吸収できる。

【００７９】次に、アイドル時振動等の微小捩り振動が
クラッチディスク組立体１に入力された場合の動作につ
いて説明する。図３５に示すように、２段目隙間角度θ
ＡＣ（θ２ｐ＋θ２ｎ）内でダンパー機構が作動する。
この時、第１バネ７が作動し、大摩擦機構１３では滑り
が生じない。このように２段目範囲で低剛性・低ヒステ
リシストルクを実現することで定常歯打ち音レベルが向
上している。２段目範囲で低剛性・低ヒステリシストル
クを実現すると、ジャンピング現象が生じることが考え
られるものの、このクラッチディスク組立体１では、２
段目範囲の両側に低剛性・高ヒステリシストルクの領域
を設けることでジャンピング現象を抑制している。ここ
で言うジャンピング現象とは、２段目の壁に正負とも跳
ね返され、２段目全体に渡る振動に発展する現象であ
り、定常の歯打ち音よりレベルの高い音が発生する現象
をいう。

【００８０】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。

【００８１】

【発明の効果】本発明に記載のダンパー機構では、正側
２段目で摩擦抑制機構が摩擦機構を作動させない第１角
度範囲と、負側２段目で摩擦抑制機構が摩擦機構を作動
させない第２角度範囲との大きさが異なるため、それぞ
れの領域において適切な大きさの低ヒステリシストルク
角度を確保できる。

【図面の簡単な説明】

【図１】クラッチディスク組立体の縦断面概略図。

【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。

【図４】図１の部分拡大図。

【図５】各部分の捩り角度を説明するための平面図。

【図６】各部分の捩り角度を説明するための平面図。

【図７】各部分の捩り角度を説明するための平面図。

【図８】各部分の捩り角度を説明するための平面図。

【図９】各部分の捩り角度を説明するための平面図。

【図１０】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１１】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１２】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１３】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１４】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１５】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１６】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１７】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１８】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１９】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図２０】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図２１】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図２２】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図２３】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図２４】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図２５】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図２６】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図２７】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図２８】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図２９】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図３０】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図３１】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図３２】ダンパー機構の捩じり特性線図。

【図３３】図３２の部分拡大図。

【図３４】図３２の部分拡大図。

【図３５】ダンパー機構の捩じり特性線図。

【符号の説明】

１クラッチディスク組立体２入力回転体（第２回転体）３出力回転体（第１回転体）４ダンパー機構５摩擦連結機構６分離フランジ（第１中間体、第１中間部材）７第１バネ（第１弾性部材）８第２バネ（第２弾性部材）９第１ストッパー（第１ストッパー機構）１０第２ストッパー１１中間プレート（第２中間体、第２中間部材）１２第３ストッパー（第２ストッパー機構）１３大摩擦機構（摩擦機構）１４第４ストッパー（第３ストッパー機構）２１クラッチプレート（入力プレート）２２リテーニングプレート（入力プレート）６２ピン（連結部材）６９孔 θＡＣｐ正側２段目隙間角度（第１円周方向隙間、第
１摩擦抑制機構） θＡＣｎ負側２段目隙間角度（第２円周方向隙間、第
２摩擦抑制機構）

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】第１回転体と、前記第１回転体と相対回転可能に配置され、トルクが入
力される第２回転体と、前記第１回転体と前記第２回転体とを回転方向に連結す
るための機構であり、捩じり特性において１段目と前記
１段目より剛性の高い２段目とを有し、前記１及び２段
目は前記第２回転体が前記第１回転体に対して回転方向
駆動側に捩じれた正側と前記第２回転体が前記第１回転
体に対して回転方向駆動側と反対側に捩じれた負側とに
それぞれ存在する、ダンパー機構と、前記２段目において前記第１回転体と前記第２回転体が
相対回転するときに摩擦を発生可能な摩擦機構と、前記２段目において所定トルク以下の捩じり振動が入力
されると、前記正側２段目では第１角度範囲内で前記摩
擦機構を作動させず、前記負側２段目では前記第１角度
範囲と大きさが異なる第２角度範囲内で前記摩擦機構を
作動させない摩擦抑制機構と、を備えたダンパー機構。
【請求項２】第１回転体と、前記第１回転体に相対回転可能に配置され、トルクが入
力される第２回転体と、前記第１回転体と前記第２回転体とを回転方向に連結す
るための機構であり、捩じり特性において１段目と前記
１段目より剛性の高い２段目とを有し、前記１及び２段
目は前記第２回転体が前記第１回転体に対して回転方向
駆動側に捩じれた正側と前記第２回転体が前記第１回転
体に対して回転方向駆動側と反対側に捩じれた負側とに
それぞれ存在する、ダンパー機構と、前記２段目において前記第１回転体と前記第２回転体が
相対回転するときに摩擦を発生可能な摩擦機構と、前記正側２段目において所定トルク以下の捩じり振動が
入力されると第１角度範囲内で前記摩擦機構を作動させ
ない第１摩擦抑制機構と、前記第１摩擦抑制機構とは独立して設けられ、前記負側
２段目において所定以下のトルクが入力されると第２角
度範囲内で前記摩擦機構を作動させない第２摩擦抑制機
構と、を備えたダンパー機構。
【請求項３】前記第２角度範囲は前記第１角度範囲と大
きさが異なる、請求項２に記載のダンパー機構。
【請求項４】前記第２角度範囲は前記第１角度範囲より
小さい、請求項１〜３のいずれかに記載のダンパー機
構。
【請求項５】前記第２角度範囲は前記第１角度範囲の約
半分である、請求項４に記載のダパー機構。