JP2001173720A - ダンパー機構及びダンパーディスク組立体 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 捩じり特性の負側領域での音振性能を向上さ
せる。 【解決手段】 ハブ３はプレート２１，２２に相対回転
可能である。ハブフランジ６はハブ３に所定角度内で相
対回転可能である。小コイルスプリング７は、ハブ３と
ハブフランジ６とを回転方向に弾性的に連結する。第１
ばね８Ａと第２ばね８Ｂはハブフランジ６とプレート２
１，２２とを回転方向に連結する。サブプレート１１
は、プレート２１，２２の軸方向間に配置され、第１ば
ね８Ａの逆駆動側端に当接し、ハブ３に所定角度内で相
対回転可能に係合する。ハブ３とその駆動側にあるサブ
プレート１１との隙間（θ２）は、ハブ３とその駆動側
にあるハブフランジ６との隙間（θ３）より小さい。第
１ばね８Ａの駆動側端６３は、ハブフランジ６に回転方
向に支持されており、１対のプレート２１，２２からは
所定角度（θ５）離れている。

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。一般に車輌の振動
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種類のばね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】一般的な捩じり特性で
は、正側領域と負側領域とで特性が概ね同じである。具
体的には、捩じり剛性やヒステリシストルクがほぼ同じ
である。しかし、負側の捩じり剛性が正側の捩じり剛性
と同等である場合は、減速時の音・振動性能の点から好
ましくなく、負側の捩じり剛性を下げる必要がある。そ
こで従来は、負側領域でのばねの作動数を正側領域での
それより減らすことで、負側の捩じり剛性を正側の捩じ
り剛性より低くしている。

【０００８】この従来技術の第１の問題点は、ばねの作
動数を減らすだけでは捩じり剛性を十分に低くできない
ことである。第２の問題点は、負側の捩じり剛性を低く
すると、所定角度内で十分に大きな負側のストッパート
ルクを得ることが困難なことである。本発明の目的は、
捩じり特性の負側領域での音振性能を向上させることに
ある。

【０００９】

【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、入力回転体と出力回転体と弾性連結部材をと
を備えている。出力回転体は、入力回転体に対して回転
可能に配置されている。弾性連結部材は、入力回転体と
出力回転体とを回転方向に連結するための第１ばね及び
第２ばねを有する。捩じり特性正側領域は第１ばね及び
第２ばねが並列に圧縮される領域を含んでいる。捩じり
特性負側領域は、第１ばねのみが圧縮される第１領域
と、第１領域より大きな捩じり角度において第１ばね及
び第２ばねが並列に圧縮される第２領域とを含んでい
る。

【００１０】この結果、このダンパー機構では、第１領
域における低剛性によって減速時の音振性能が向上し、
第２領域における高剛性によって負側においても十分な
ストッパートルクを実現できる。請求項２に記載のダン
パー機構は、請求項１において、第１中間回転体と第２
中間回転体とをさらに備えている。第１中間回転体は、
第１ばね及び第２ばねの回転方向両端を支持し、出力回
転体の駆動側面に所定の隙間角度を空けて配置されてい
る。第２中間回転体は、第１ばねの逆駆動側端を回転方
向に支持し、出力回転体の駆動側面に対して第１中間回
転体より近接して配置されている。

【００１１】出力回転体が入力回転体に対して駆動側に
捩じれていくと（つまり入力回転体が出力回転体に対し
て逆駆動側に捩じれる捩じり特性負側領域では）、出力
回転体は初めに第２中間回転体に当接し第２中間回転体
を駆動側に移動させる。このとき、第２中間回転体と入
力回転体との間で第１ばねが圧縮される。続いて出力回
転体が第１中間回転体に当接し第１中間回転体を駆動側
に移動させる。このとき、第１中間回転体と入力回転体
との間で第２ばねが圧縮される。以上をまとめると、捩
じり特性負側領域は、第１ばねのみが圧縮される第１領
域と、第１領域より大きな捩じり角度において第１ばね
及び第２ばねが並列に圧縮される第２領域とを含んでい
る。この結果、第１領域における低剛性によって減速時
の音振性能が向上し、第２領域における高剛性によって
負側においても十分なストッパートルクを実現できる。

【００１２】なお、出力回転体が入力回転体に対して逆
駆動側に捩じれていくと（つまり入力回転体が出力回転
体に対して駆動側に捩じれる捩じり特性正側領域で
は）、第１中間回転体と入力回転体との間で第１ばねと
第２ばねが並列に圧縮される。請求項３に記載のダンパ
ー機構は、入力回転体と出力回転体と弾性連結部材をと
を備えている。出力回転体は、入力回転体に対して回転
可能に配置されている。弾性連結部材は、入力回転体と
出力回転体とを回転方向に連結するための第１ばね及び
第２ばねを有する。捩じり特性正側領域は第１ばね及び
第２ばねが並列に圧縮される領域を含んでいる。捩じり
特性負側領域は第１ばね及び第２ばねが直列に圧縮され
る領域を含んでいる。

【００１３】このダンパー機構では、捩じり特性負側領
域で第１ばね及び第２ばねが直列に圧縮されるため、い
ずれか一方のみが圧縮される場合に比べてより低剛性の
特性が得られる。請求項４に記載のダンパー機構では、
請求項３において、捩じり特性負側領域は、第１ばね及
び第２ばねが直列に圧縮される第１領域と、第１領域よ
り大きな捩じり角度において第１ばね及び第２ばねが並
列に圧縮される第２領域とを含んでいる。

【００１４】このダンパー機構では、この結果、第１領
域における低剛性によって減速時の音振性能が向上し、
第２領域における高剛性によって負側においても十分な
ストッパートルクを実現できる。請求項５に記載のダン
パー機構は、請求項３又は４において、中間回転体をさ
らに備えている。中間回転体は、捩じり特性正側領域で
は出力回転体と一体回転し入力回転体との間で第１ばね
及び第２ばねを並列に圧縮し、捩じり特性負側領域では
第１ばね及び第２ばねの回転方向間で作用する中間部材
として機能する。

【００１５】請求項６に記載のダンパー機構は、請求項
３又は４において、第１中間回転体と第２中間回転体を
さらに備えている。第１中間回転体は、第１及び第２ば
ねの回転方向両端を回転方向に支持し、出力回転体の駆
動側面に所定の隙間角度を空けて配置されている。第２
中間回転体は、第１ばねの逆駆動側端を回転方向に支持
し、出力回転体の駆動側面に対して第１中間回転体より
近接して配置されている。第１ばねの駆動側端は、第１
中間回転体に当接しており、入力回転体から所定角度離
れている。

【００１６】出力回転体が入力回転体に対して駆動側に
捩じれていくと（つまり入力回転体が出力回転体に対し
て逆駆動側に捩じれる捩じり特性負側領域では）、出力
回転体は初めに第２中間回転体に当接し第２中間回転体
を駆動側に移動させる。このとき、第２中間回転体は第
１ばねを押し、第１ばねは第１中間回転体を押し、第１
中間回転体は第２ばねを押す。つまり、第１ばねと第２
ばねは第１中間回転体を間に介して、出力回転体と入力
回転体との間で直列に圧縮される。続いて第１ばねの駆
動側端が入力回転体に当接しかつ出力回転体が第１中間
回転体に当接すると、以後は第１ばねは第２中間回転体
と入力回転体との間で圧縮され、第２ばねは第１中間回
転体と入力回転体との間で圧縮される。以上をまとめる
と、捩じり特性負側領域は、第１ばねと第２ばねが直列
に圧縮される第１領域と、第１領域より大きな捩じり角
度において第１ばねと第２ばねが並列に圧縮される第２
領域とを含んでいる。この結果、第１領域における低剛
性によって減速時の音振性能が向上し、第２領域におけ
る高剛性によって負側においても十分なストッパートル
クを実現できる。

【００１７】なお、出力回転体が入力回転体に対して逆
駆動側に捩じれていくと（つまり入力回転体が出力回転
体に対して駆動側に捩じれる捩じり特性正側領域で
は）、第１中間回転体と入力回転体との間で第１ばねと
第２ばねが並列に圧縮される。請求項７に記載のダンパ
ーディスク組立体は、１対の入力側回転プレートと、ハ
ブと、円板状ハブフランジと、弾性部材と、弾性連結部
材と、サブプレートとを備えている。ハブは、１対の入
力側回転プレートの内周側に相対回転可能に配置されて
いる。円板状ハブフランジは、１対の入力側回転プレー
トの軸方向間に配置されハブに対して所定角度範囲内で
相対回転可能である。弾性部材はハブとハブフランジと
を回転方向に弾性的に連結する。弾性連結部材は、ハブ
フランジと１対の入力側回転プレートとを回転方向に連
結するための部材であり、第１ばねと第２ばねとを有す
る。サブプレートは、１対の入力側回転プレートの軸方
向間に配置され、第１ばねの逆駆動側端に当接し、ハブ
に所定角度範囲内で相対回転可能に係合する。ハブとそ
の駆動側にあるサブプレートとの隙間は、ハブとその駆
動側にあるハブフランジとの隙間より小さい。

【００１８】ハブが１対の入力側回転プレート対して駆
動側に捩じれていくと（つまり１対の入力側回転プレー
トがハブに対して逆駆動側に捩じれる捩じり特性負側領
域では）、ハブは初めにサブプレートに当接しサブプレ
ートを駆動側に移動させる。このとき、サブプレートと
１対の入力側回転プレートとの間で第１ばねが圧縮され
る。続いてハブがハブフランジに当接しハブフランジを
駆動側に移動させる。このとき、ハブフランジと１対の
入力側回転プレートとの間で第２ばねが圧縮される。以
上をまとめると、捩じり特性負側領域は、第１ばねのみ
が圧縮される第１領域と、第１領域より大きな捩じり角
度において第１ばね及び第２ばねが並列に圧縮される第
２領域とを含んでいる。この結果、第１領域における低
剛性によって減速時の音振性能が向上し、第２領域にお
ける高剛性によって負側においても十分なストッパート
ルクを実現できる。

【００１９】なお、ハブが１対の入力側プレートに対し
て逆駆動側に捩じれていくと（つまり１対の入力側回転
プレートがハブに対して駆動側に捩じれる捩じり特性正
側領域では）、ハブフランジと１対の入力側回転プレー
トとの間で第１ばねと第２ばねが並列に圧縮される。請
求項８に記載のダンパーディスク組立体は、１対の入力
側回転プレートと、ハブと、円板状ハブフランジと、弾
性部材と、弾性連結部材と、サブプレートとを備えてい
る。ハブは、１対の入力側回転プレートの内周側に相対
回転可能に配置されている。円板状ハブフランジは、１
対の入力側回転プレートの軸方向間に配置されハブに対
して所定角度範囲内で相対回転可能である。弾性部材
は、ハブとハブフランジとを回転方向に弾性的に連結す
る。弾性連結部材は、ハブフランジと１対の入力側回転
プレートとを回転方向に連結するための部材であり、第
１ばねと第２ばねとを有する。サブプレートは、１対の
入力側回転プレートの軸方向間に配置され、第１ばねの
逆駆動側端に当接し、ハブに所定角度範囲内で相対回転
可能に係合する。ハブとその駆動側にあるサブプレート
との隙間は、ハブとその駆動側にあるハブフランジとの
隙間より小さい。第１ばねの駆動側端は、ハブフランジ
によって回転方向に支持されており、１対の入力側回転
プレートからは所定角度離れている。

【００２０】ハブが１対の入力側回転プレートに対して
駆動側に捩じれていくと（つまり１対の入力側回転プレ
ートがハブに対して逆駆動側に捩じれる捩じり特性負側
領域では）、ハブは初めにサブプレートに当接しサブプ
レートを駆動側に移動させる。このとき、サブプレート
は第１ばねを押し、第１ばねはハブフランジを押し、ハ
ブフランジは第２ばねを押す。つまり、第１ばねと第２
ばねはハブフランジを間に介して、ハブと１対の入力側
回転プレートとの間で直列に圧縮される。続いて第１ば
ねの駆動側端が１対の入力側回転プレートに当接しかつ
ハブがハブフランジに当接すると、以後は第１ばねはサ
ブプレートと１対の入力側回転プレートとの間で圧縮さ
れ、第２ばねはハブフランジと１対の入力側回転プレー
トとの間で圧縮される。以上をまとめると、捩じり特性
負側領域は、第１ばねと第２ばねが直列に圧縮される第
１領域と、第１領域より大きな捩じり角度において第１
ばねと第２ばねが並列に圧縮される第２領域とを含んで
いる。この結果、第１領域において第１ばね及び第２ば
ねが直列に圧縮されるためいずれか一方のみが圧縮され
る場合に比べてより低い剛性によって減速時の音振性能
が向上し、第２領域における高剛性によって負側におい
ても十分なストッパートルクを実現できる。

【００２１】なお、ハブが１対の入力側回転プレートに
対して逆駆動側に捩じれていくと（つまり１対の入力側
回転プレートがハブに対して駆動側に捩じれる捩じり特
性正側領域では）、ハブフランジと１対の入力側回転プ
レートとの間で第１ばねと第２ばねが並列に圧縮され
る。

【００２２】

【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
てトルクを伝達及び遮断する機能である。ダンパー機能
とは、ばね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。

【００２３】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。

【００２４】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,リティーニングプレ
ート２２, クラッチディスク２３）と、出力回転体とし
てのハブ３と、入力回転体２とハブ３との間に形成され
たダンパー機構４とから構成されている。ダンパー機構
４は、入力回転体２とハブ３との間でトルクを伝達する
ともに両者間の捩じり振動を吸収・減衰するための機構
である。ダンパー機構４は、後述するように、小コイル
スプリング７, 大コイルスプリング８及び大摩擦機構１
３などを含んでいる。

【００２５】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、リティーニング
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とリティーニングプレー
ト２２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、リティーニングプ
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とリティーニングプレート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共に一体回転するように
なっている。

【００２６】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。

【００２７】クラッチプレート２１及びリティーニング
プレート２２の外周部には、回転方向に等間隔で４つの
角窓３５がそれぞれ形成されている。各角窓３５には、
内周側と外周側にそれぞれ額縁３５ａ，３５ｂが形成さ
れている。この額縁３５ａ,３５ｂは後述の大コイルス
プリング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、角窓３５には、大コイルスプリ
ング８の端部に当接又は近接する当接部３６が円周方向
両端に形成されている。

【００２８】クラッチプレート２１及びリティーニング
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内には出力回転体として
のハブ３が配置されている。ハブ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５２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
述の小コイルスプリング７を収容するための切欠き５６
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。

【００２９】ハブフランジ６は、ハブ３の外周側で、か
つ、クラッチプレート２１とリティーニングプレート２
２との間に配置された円板状の部材である。ハブフラン
ジ６は、小コイルスプリング７を介してハブ３と回転方
向に弾性的に連結され、さらには大コイルスプリング８
を介して入力回転体２に弾性的に連結されている。図３
に詳細に示すように、ハブフランジ６の内周縁には複数
の内周歯５９が形成されている。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とによりハブ３とハブフランジ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隙間角度
θ１，θ３が確保されている。外周歯５５から見てＲ２
側の内周歯５９との間の隙間角度であるθ１は８°であ
り、外周歯５５から見てＲ１側の内周歯５９との間の隙
間角度であるθ３は９°である。

【００３０】さらに、ハブフランジ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。各切欠き５６, ６７内には、１つずつ小コイ
ルスプリング７が配置されている。小コイルスプリング
７は低剛性のコイルスプリングであり、２つの小コイル
スプリング７は並列に作用する。小コイルスプリング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、ハブ３とハブフランジ６とが相対回転
する際には第１ストッパー９の作動角の範囲内で小コイ
ルスプリング７が回転方向に圧縮される。

【００３１】ハブフランジ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。ハブフランジ６において各窓孔
４１の円周方向間には半径方向外側が開いた切欠き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る。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はハブフランジ６
の外周縁からさらに半径方向外側に延びる突起形状であ
る。

【００３２】大コイルスプリング８はクラッチディスク
組立体１のダンパー機構４に用いられる弾性連結部材す
なわちばねである。各大コイルスプリング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。
各大コイルスプリング８は各小コイルスプリング７に比
べて大型であり、ばね定数が大きい。この実施形態では
４つの大コイルスプリング８は全て同一の寸法・ばね定
数を有している。大コイルスプリング８は各窓孔４１,
３５内に収容されている。大コイルスプリング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。大コイルスプリング８の円周方向両端は、
窓孔４１の当接部４４と当接部３６とに当接又は近接し
ている。

【００３３】リティーニングプレート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
とリティーニングプレート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、リティーニングプレート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、
リティーニングプレート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はリティーニングプレート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３
３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はリティ
ーニングプレート２２と一体の部分であり、厚みはリテ
ィーニングプレート２２とほぼ同じである。そのため、
ストッパー部３２は、主面が半径方向に向いており、半
径方向にはリティーニングプレート２２の板厚に相当す
る幅のみを有している。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。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、リティーニングプレ
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。

【００３４】板状連結部３１のストッパー部３２と突起
４９とによって、第２ストッパー１０が形成されてい
る。サブプレート１１は、ハブ３の外周側において、ク
ラッチプレート２１とハブフランジ６との間、及びハブ
フランジ６とリティーニングプレート２２との間に配置
された１対のプレート部材である。サブプレート１１
は、円板状又は環状のプレート部材であり、入力回転体
２とハブ３との間でダンパー機構４の一部を構成してい
る。サブプレート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はハブフランジ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３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、回転方向Ｒ１側端は一致しているが、Ｒ
２側端は円周方向外側にはみでている。内周歯６６は、
ハブ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ハブ３とサ
ブプレート１１とは相対回転可能となっている。外周歯
５５と内周歯６６とにより、ハブ３とサブプレート１１
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、外周歯５５と内周歯６６
との間には隙間角度θ１，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との間の隙
間角度であるθ１は８°であり、外周歯５５から見てＲ
１側の内周歯６６との間の隙間角度であるθ２は２°で
ある。

【００３５】θ２はθ３より小さい。このことは、ハブ
３の外周歯５５のＲ１側面（駆動側側面）に対して、サ
ブプレート１１の内周歯６６がハブフランジ６の内周歯
５９より近接して配置されていることを意味する。つま
り、ハブ３がＲ１側に捩じれるときに、ハブ３はハブフ
ランジ６より先にサブプレート１１に当接して駆動す
る。

【００３６】１対のサブプレート１１のうちリティーニ
ングプレート２２側に配置されたサブプレート１１に
は、半径方向外側に延びる１対の突出部６１が形成され
ている。各突出部６１は半径方向に対向する位置にあ
り、第１ばね８ＡのＲ２側端に当接している。言いかえ
ると、突出部６１は窓孔４１のＲ２側当接部４４と一致
する端面を有している。

【００３７】１対のサブプレート１１同士は、複数のピ
ン６２によって、相対回転不能であり、かつ、互いに軸
方向の位置決めがされている。各サブプレート１１とハ
ブフランジ６との間には、それぞれスペーサが配置され
ている。ハブフランジ６にはピン６２が貫通する複数の
孔６９が形成されている。孔６９は円周方向に長く延び
ており、ピン６２は孔６９のＲ２側端に近接又は当接し
ている。つまり、サブプレート１１はハブフランジ６に
対してＲ２側にはほとんど相対回転不能であるが、Ｒ１
側には所定角度まで相対回転可能である。

【００３８】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
ッション側のサブプレート１１の内周部とリティーニン
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はトランスミッション側のサブプレ
ート１１のトランスミッション側の面に当接し、リティ
ーニングプレート２２に対して相対回転不能に係合して
いる。第２摩擦ワッシャー７２とリティーニングプレー
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の本体とリティーニングプレート２２との間で
圧縮された状態で配置されている。第１摩擦ワッシャー
７９はフランジ５４とリティーニングプレート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、フランジ５４に当接しており、第２摩擦ワッシ
ャー７２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
してリティーニングプレート２２と一体回転可能であ
る。第１摩擦ワッシャー７９とリティーニングプレート
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とリティーニングプレート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及び第２摩擦ワッ
シャー７２は樹脂製であるが、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７
９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。

【００３９】クラッチプレート２１の内周部とフランジ
５４及びサブプレート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を介してハブ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、軸方向エンジ
ン側のサブプレート１１に当接し、クラッチプレート２
１に相対回転不能に係合している。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。

【００４０】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とサブプレ
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。
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。小摩擦機構
１５は、概ね、捩じり特性の正負１段目領域（θＣ〜θ
Ａ）において作動し、低ヒステリシストルクを発生する
ための機構である。大摩擦機構１３は、概ね、捩じり特
性の正負１段目領域（θＣ〜θＡ）において作動せず、
正側２段目領域（θＡ〜θＢ）及び負側２段目領域（θ
Ｃ〜θＥ）において作動して高ヒステリシストルクを発
生するための構造である。

【００４１】図４はクラッチディスク組立体１のダンパ
ー機構４の機械回路図である。この機械回路図は、ダン
パー機構４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。図４から明らかなよう
に、入力回転体２とハブ３との間にはダンパー機構４を
構成するための複数の部材、例えばハブフランジ６やサ
ブプレート１１さらには第１及び第２ばね８Ａ，８Ｂが
配置されている。ハブフランジ６は入力回転体２とハブ
３との回転方向間に配置されている。ハブフランジ６は
ハブ３に小コイルスプリング７を介して回転方向に弾性
的に連結されているが、小コイルスプリング７は図示さ
れていない。ハブフランジ６とハブ３との間には第１ス
トッパー９が形成されている。ハブフランジ６は入力回
転体２に対して大コイルスプリング８を介して回転方向
に弾性的に連結されている。また、ハブフランジ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。

【００４２】以上に述べたように、入力回転体２とハブ
３は、直列に配置された小コイルスプリング７と大コイ
ルスプリング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、ハブフランジ６は２種類のばねの間に
配置された中間部材として機能している。小コイルスプ
リング７全体の剛性は大コイルスプリング８全体の剛性
よりはるかに小さく設定されている。サブプレート１１
は入力回転体２とハブ３との回転方向間に配置されてい
る。サブプレート１１は、ハブ３との間に第３ストッパ
ー１２を構成し、第１ばね８ＡのＲ２側端に当接又は近
接している。

【００４３】このクラッチディスク組立体１の捩り特性
を、図４〜図７の機械回路図及び図８の捩り特性線図に
よって説明する。なお、図８の捩じり特性線図ではヒス
テリシストルクの大きさについては表示していない。図
２及び図３に示す中立状態から、ハブ３を他の部材に対
して回転方向Ｒ２側に捩っていく。すると、ハブ３とハ
ブフランジ６との間で第１小コイルスプリング７が圧縮
される。θ１だけ捩れて捩り角度がθＡになると、第１
ストッパー９において外周歯５５が内周歯５９及び内周
歯６６に当接する。このときの状態を図４に示す。これ
以降はハブフランジ６及びサブプレート１１はハブ３と
共に回転し、小コイルスプリング７の圧縮は停止され
る。捩り角度Ａから捩り角度θＢまでの間では、４つの
大コイルスプリング８がハブフランジ６とプレート２
１，２２との間で並列に圧縮される。言いかえると、１
対の第１ばね８Ａと１対の第２ばね８Ｂとが並列に圧縮
される。捩り特性正側で捩り角度が最も大きくなり、第
２ストッパー１０によって相対回転が停止されたθＢで
のダンパー機構４の状態を図５に示す。

【００４４】図２及び図３に示す中立状態からハブ３を
他の部材に対して回転方向Ｒ１側に捩っていく。する
と、ハブ３とハブフランジ６との間で小コイルスプリン
グ７が圧縮される。捩り角度０からθ２だけ捩れた捩り
角度θＣになると、第３ストッパー１２において外周歯
５５がサブプレート１１の内周歯６６に当接する。これ
以降は、サブプレート１１はハブ３と一体に回転し、ハ
ブフランジ６に対して相対回転する。ハブ３はハブフラ
ンジ６に対して相対回転して行き、小コイルスプリング
７はハブ３とハブフランジ６との間で圧縮される。一
方、サブプレート１１はハブフランジ６に対して相対回
転し、１対の第１ばね８Ａがサブプレート１１とハブフ
ランジ６との間で圧縮される。具体的には、サブプレー
ト１１の突出部６１とハブフランジ６の窓孔４１のＲ１
側の当接部４４との間で１対の第１ばね８Ａが圧縮され
る。このようにして、小コイルスプリング７と１対の第
１ばね８Ａが並列に圧縮されていく。以上の動作におい
て１対の第２ばね８Ｂは圧縮されない。この結果、負側
２段目領域（θＣ〜θＥ）の第１領域（θＣ〜θＤ ）
の剛性は、正側２段目領域（θＡ〜θＢ）剛性の概ね１
／２になる。

【００４５】捩り角度θＣからさらにθ４だけ捩れすな
わち捩り角度０からθ３だけ捩れて捩り角度θＤになる
と、第１ストッパー９において外周歯５５が内周歯５９
に当接する。このときの状態を図６に示す。これ以降
は、ハブフランジ６は、サブプレート１１及びハブ３と
一体回転し、入力回転体２に対して相対回転する。１対
の第１ばね８Ａは、サブプレーは１１の突出部６１と入
力回転体２の角窓３５における当接部３６との間で圧縮
される。また、１対の第２ばね８Ｂはハブフランジ６と
１対のプレート２１，２２との間で圧縮される。より具
体的には、１対の第２ばね８Ｂは、窓孔４１のＲ２側当
接部４４と角窓３５のＲ１側当接部３６との間で圧縮さ
れる。このようにして、１対の第１ばね８Ａと１対の第
２ばね８Ｂとが並列に圧縮される。捩り特性負側で捩り
角度が最も大きくなり、第２ストッパー１０によって相
対回転が停止された捩じり角度θＢでのダンパー機構４
の状態を図７に示す。 〔捩じり特性と振動減衰・吸収効果との関係〕捩じり特
性の正負１段目領域（θＣ〜θＡ）における低剛性・低
ヒステリシストルクの特性によって、中立時アイドリン
グ振動に対して効果的である。また、正側２段目領域
（θＡ〜θＢ）の高剛性・高ヒステリシストルクの特性
によって通常走行時の異音を効果的に減衰できる。

【００４６】捩じり特性負側領域の第１領域（θＣ〜θ
Ｄ）では第１ばね８Ａのみが圧縮されるため、低剛性の
特性が得られる。したがって、この低剛性によって減速
時の音振性能が向上する。さらに、捩じり特性負側領域
の第２領域（θＤ〜θＥ）における高剛性によって負側
においても十分なストッパートルクを実現できる。第２実施形態 図９に示すクラッチディスク組立体１の構造は概ね前記
実施形態に示したものと同様である。そのため、ここで
は異なる構造についてのみ説明する。図９に示すよう
に、１対の第１ばね８ＡのＲ１端６３とそれに対応する
角窓３５のＲ１側の当接部３６との間には各々円周方向
に隙間が形成されている。この隙間の円周方向角度はθ
５である。このクラッチディスク組立体１のダンパー機
構４の機械回路図を図１０に示す。以下このクラッチデ
ィスク組立体１の捩り特性を、図１０〜図１３の機械回
路図及び図１４の捩り特性線図によって説明する。な
お、図１４の捩じり特性線図ではヒステリシストルクの
大きさについては表示していない。

【００４７】図１０から図１１の状態に移行する捩り特
性正側領域の動作・特性は前記実施形態と同様である。
図２及び図３に示す中立状態からハブ３を回転方向Ｒ１
側に捩っていく。すると、ハブ３とハブフランジ６との
間で小コイルスプリング７が圧縮される。捩り角度θ
Ｃ′になると、第３ストッパー１２において外周歯５５
がサブプレート１１の内周歯６６に当接する。これ以降
はサブプレート１１はハブ３と一体に回転し、ハブフラ
ンジ６に対して相対回転する。これにより、サブプレー
ト１１の突出部は１対の第１ばね８ＡをＲ１側に押し、
１対の第１ばね８Ａはハブフランジ６をＲ１側に押す。
これが可能なのは１対の第１ばね８ＡのＲ１側端がプレ
ート２１，２２の角窓３５のＲ１側の当接部３６から離
れているためである（図９及び図１０を参照）。すなわ
ち、第１ばね８Ａは、プレート２１，２２を押すことが
できず、ハブフランジ６のみをＲ１側に押していく。そ
して、ハブフランジ６は１対の第２ばね８ＢをＲ１側に
押していく。このようにして、第１ばね８Ａはサブプレ
ート１１とハブフランジ６との間で圧縮され、第２ばね
８Ｂはハブフランジ６と１対のプレート２１，２２との
間で圧縮される。言いかえると、１つの第１ばね８Ａと
１つの第２ばね８Ｂとは、ハブフランジ６を中間フロー
ト体として、ハブ３と入力回転体２との間で直列に圧縮
される。すなわち、直列に作用する第１及び第２ばね８
Ａ，８Ｂが２組機能している。この結果、負側２段目領
域（θＣ’〜θＥ’）の第１領域（θＣ’〜θＤ' ）の
剛性は、正側２段目領域（θＡ’〜θＢ’）剛性の約１
／４になる。このように、本実施形態においては、従来
又は前記第１実施形態に比べて捩じり特性負側領域の剛
性をさらに低くできる。

【００４８】捩り角度θＣ′からθ５だけ大きくなった
捩り角度θＤ′になると、図１２に示すように、１対の
第１ばね８ＡのＲ１側端６３が１対のプレート２１，２
２の角窓３５のＲ１側の当接部３６に当接する。そのた
め、これ以降は１対の第１ばね８Ａはサブプレート１１
と１対のプレート２１，２２との間で圧縮される。ま
た、捩り角度θＤ′においてはそれまで圧縮されていた
１対の第１ばね８Ａのトルクがサブプレート１１とプレ
ート２１，２２とに作用するため、捩じりトルクが急激
に大きくなる。このようにして、１対の第１ばね８Ａは
サブプレート１１とプレート２１，２２との間で圧縮さ
れ、１対の第２ばね８Ｂはハブフランジ６とプレート２
１，２２との間で圧縮される。捩り特性負側で捩り角度
が最も大きくなり、第２ストッパー１０によって相対回
転が停止されたθＢでのダンパー機構４の状態を図１３
に示す。 〔捩じり特性と振動減衰・吸収効果との関係〕捩じり特
性の正負１段目領域（θＣ’〜θＡ’）における低剛性
・低ヒステリシストルクの特性によって、中立時アイド
リング振動に対して効果的である。また、正側２段目領
域（θＡ’〜θＢ’）の高剛性・高ヒステリシストルク
の特性によって通常走行時の異音を効果的に減衰でき
る。

【００４９】捩じり特性負側領域の第１領域（θＣ’〜
θＤ’）では第１ばね８Ａ及び第２ばね８Ｂが直列に圧
縮されるため、いずれか一方のみが圧縮される場合に比
べてより低剛性の特性が得られる。したがって、この低
剛性によって減速時の音振性能が向上する。さらに、捩
じり特性負側領域の第２領域（θＤ’〜θＥ’）におけ
る高剛性によって負側においても十分なストッパートル
クを実現できる。 〔変形例〕本発明に係るダンパー機構は前記実施形態に
限定されない。例えば、ハブフランジとスプラインハブ
が一体に形成されたダンパー機構にも本発明を採用でき
る。その場合は捩じり特性において１段目の低剛性領域
が省略されることになる。また、捩じり特性正負両側の
両端や負側領域の第１領域と第２領域との間に異なる剛
性の領域を付加しても良い。

【００５０】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、本発明
に係るダンパー機構は、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やトルクコンバータ
のロックアップダンパーに採用できる。

【００５１】

【発明の効果】本発明に係るダンパー機構では、負側第
１領域における低剛性によって減速時の音振性能が向上
する。

【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２の部分拡大図。

【図４】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５】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６】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７】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８】ダンパー機構の捩じり特性線図。

【図９】第２実施形態におけるクラッチディスク組立体
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】第２実施形態におけるダンパー機構の捩り特
性線図。

【符号の説明】

１ クラッチディスク組立体 ２ 入力回転体 ３ 出力回転体 ４ ダンパー機構 ６ ハブフランジ ７ 小コイルスプリング ８ 大コイルスプリング ８Ａ 第１ばね ８Ｂ 第２ばね １１ サブプレート ２１ クラッチプレート ２２ リティーニングプレート

Claims (8)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】入力回転体（２）と、 前記入力回転体に対して回転可能に配置された出力回転
   体（３）と、 前記入力回転体と前記出力回転体とを回転方向に連結す
   るための第１ばね（８Ａ）及び第２ばね（８Ｂ）を有す
   る弾性連結部材（８）とを備え、 捩じり特性正側領域は前記第１ばね及び前記第２ばねが
   並列に圧縮される領域を含み、 捩じり特性負側領域は、前記第１ばねのみが圧縮される
   第１領域と、前記第１領域より大きな捩じり角度におい
   て前記第１ばね及び前記第２ばねが並列に圧縮される第
   ２領域とを含む、ダンパー機構。
2. 【請求項２】第１中間回転体（６）と第２中間回転体
   （１１）とをさらに備え、 前記第１中間回転体は、前記第１ばね及び第２ばねの回
   転方向両端を支持し、前記出力回転体の駆動側面に所定
   の隙間角度（θ３）を空けて配置されており、 前記第２中間回転体は、前記第１ばねの逆駆動側端を回
   転方向に支持し、前記出力回転体の駆動側面に対して前
   記第１中間回転体より近接して配置されている、請求項
   １に記載のダンパー機構。
3. 【請求項３】入力回転体（２）と、 前記入力回転体に対して回転可能に配置された出力回転
   体（３）と、 前記入力回転体と前記出力回転体とを回転方向に連結す
   るための第１ばね（８Ａ）及び第２ばね（８Ｂ）を有す
   る弾性連結部材（８）とを備え、 捩じり特性正側領域は前記第１ばね及び前記第２ばねが
   並列に圧縮される領域を含み、 捩じり特性負側領域は前記第１ばね及び前記第２ばねが
   直列に圧縮される領域を含む、ダンパー機構。
4. 【請求項４】捩じり特性負側領域は、前記第１ばね及び
   前記第２ばねが直列に圧縮される第１領域と、前記第１
   領域より大きな捩じり角度において前記第１ばね及び前
   記第２ばねが並列に圧縮される第２領域とを含んでい
   る、請求項３に記載のダンパー機構。
5. 【請求項５】中間回転体（６）をさらに備え、 前記中間回転体は、捩じり特性正側領域では前記出力回
   転体と一体回転し前記入力回転体との間で前記第１ばね
   及び前記第２ばねを並列に圧縮し、捩じり特性負側領域
   では第１ばね及び第２ばねの回転方向間で作用する中間
   部材として機能する、請求項３又は４に記載のダンパー
   機構。
6. 【請求項６】第１中間回転体（６）と第２中間回転体
   （１１）をさらに備え、 前記第１中間回転体は、前記第１及び第２ばねの回転方
   向両端を回転方向に支持し、前記出力回転体の駆動側面
   に所定の隙間角度（θ３）を空けて配置されており、 前記第２中間回転体は、前記第１ばねの逆駆動側端を回
   転方向に支持し、前記出力回転体の駆動側面に対して前
   記第１中間回転体より近接して配置されており、 前記第１ばねの駆動側端（６３）は、前記第１中間回転
   体に当接しており、前記入力回転体から所定角度（θ
   ５）離れている、請求項３又は４に記載のダンパー機
   構。
7. 【請求項７】１対の入力側回転プレート（２１，２２）
   と、 前記１対の入力側回転プレートの内周側に相対回転可能
   に配置されたハブ（３）と、 前記１対の入力側回転プレートの軸方向間に配置され前
   記ハブに対して所定角度範囲内で相対回転可能な円板状
   ハブフランジ（６）と、 前記ハブと前記ハブフランジとを回転方向に弾性的に連
   結する弾性部材（７）と、 前記ハブフランジと前記１対の入力側回転プレートとを
   回転方向に連結するための部材であり、第１ばね（８
   Ａ）と第２ばね（８Ｂ）とを有する弾性連結部材（８）
   と、 前記１対の入力側回転プレートの軸方向間に配置され、
   前記第１ばねの逆駆動側端に当接し、前記ハブに所定角
   度範囲内で相対回転可能に係合するサブプレート（１
   １）とを備え、 前記ハブとその駆動側にある前記サブプレートとの隙間
   （θ２）は、前記ハブとその駆動側にある前記ハブフラ
   ンジとの隙間（θ３）より小さい、ダンパーディスク組
   立体。
8. 【請求項８】１対の入力側回転プレート（２１，２２）
   と、 前記１対の入力側回転プレートの内周側に相対回転可能
   に配置されたハブ（３）と、 前記１対の入力側回転プレートの軸方向間に配置され前
   記ハブに対して所定角度範囲内で相対回転可能な円板状
   ハブフランジ（６）と、 前記ハブと前記ハブフランジとを回転方向に弾性的に連
   結する弾性部材（７）と、 前記ハブフランジと前記１対の入力側回転プレートとを
   回転方向に連結するための部材であり、第１ばね（８
   Ａ）と第２ばね（８Ｂ）とを有する弾性連結部材（８）
   と、 前記１対の入力側回転プレートの軸方向間に配置され、
   前記第１ばねの逆駆動側端に当接し、前記ハブに所定角
   度範囲内で相対回転可能に係合するサブプレート（１
   １）とを備え、 前記ハブとその駆動側にある前記サブプレートとの隙間
   （θ２）は、前記ハブとその駆動側にある前記ハブフラ
   ンジとの隙間（θ３）より小さく、 前記第１ばねの駆動側端（６３）は、前記ハブフランジ
   によって回転方向に支持されており、前記１対の入力側
   回転プレートから所定角度（θ５）離れている、ダンパ
   ーディスク組立体。