JP2003074636A - ダンパー機構 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 捩じり特性の正側と負側で特性を適切に異な
らせることで好ましい振動減衰性能を実現する。 【解決手段】 コイルスプリング３３，３６は、入力及
び出力回転部材２，３を相対回転可能に連結し、入力回
転部材２が出力回転部材３に対して回転側に捩じれた正
側領域とその反対側に捩じれ剛性が正側領域より低い負
側領域とからなる捩じり特性を有する。第２摩擦発生部
７１は、入力回転部材２と出力回転部材３との回転方向
間で両者が相対回転するときにコイルスプリング３３，
３６の弾性力が作用することで摩擦を発生するように配
置されている。摩擦抑制機構は、所定角度範囲内ではコ
イルスプリング３３，３６の弾性力を第２摩擦発生部７
１に作用させないための回転方向隙間９１，９２を捩じ
り特性の負側にのみ確保している。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、トルクを伝達する
とともに捩じり振動を吸収・減衰するためのダンパー機
構に関する。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。

【０００２】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。

【０００３】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。

【０００４】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種類のばね部材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。

【０００５】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捩じり振動が入力
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、微小捩じり振動を効果的に吸収するダンパー機構も
知られている。

【０００６】

【発明が解決しようとする課題】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、大摩擦
機構を作動させないためには、高剛性ばね部材が圧縮さ
れた状態で、高剛性ばね部材と大摩擦機構との間に所定
角度の回転方向隙間が確保されている必要があるこの回
転方向隙間の角度は、例えば０．２°〜１．０°程度の
微小角度であり、入力プレートがスプラインハブに対し
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
存在する。

【０００７】特に、従来は回転方向隙間を構成する構造
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、この回転方向隙間が捩じり特性正側と負
側の両方において必ず発生する構造となっている。しか
し、車両の特性に応じて、回転方向隙間の大きさを捩じ
り特性の正負両側で異ならせることが好ましい場合もあ
り、さらには正負の片側では前記回転方向隙間を設けな
いことが望ましい場合も考えられる。

【０００８】具体的には、捩じり特性の負側には、減速
時共振回転数において振動のピークを低減させるために
前記回転方向隙間は必要である。しかし、ＦＦ車などで
は、実用回転域に共振ピークが残ることが多く、捩じり
特性の正側に前記回転方向隙間を確保していると、共振
回転数付近で音・振動性能が悪化する。その一方、捩じ
り特性の負側に高ヒスを発生させない構造とした場合
は、ティップイン・ティップアウト減衰性能が低下して
しまう。

【０００９】本発明の課題は、捩じり特性の正側と負側
で特性を適切に異ならせることで好ましい振動減衰性能
を実現することにある。本発明の他の課題は、簡単な構
造で、捩じり特性の正側と負側で特性を異ならせること
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、入力回転部材と、出力回転部材と、弾性部材
と、摩擦発生機構と、摩擦抑制機構とを備えている。出
力回転部材は、入力回転部材に相対回転可能に配置され
ている。弾性部材は、入力及び出力回転部材を相対回転
可能に連結し、入力回転部材が出力回転部材に対して回
転側に捩じれた正側領域とその反対側に捩じれ剛性が正
側領域より低い負側領域とからなる捩じり特性を有す
る。摩擦発生機構は、入力回転部材と出力回転部材との
回転方向間で両者が相対回転するときに弾性部材の弾性
力が作用することで摩擦を発生するように配置されてい
る。摩擦抑制機構は、所定角度範囲内では弾性部材の弾
性力を摩擦発生機構に作用させないための回転方向隙間
を捩じり特性の負側にのみ確保している。

【００１１】このダンパー機構では、捩じり特性の正側
（加速側）で一定の剛性を有する特性が得られ、捩じり
特性の負側（減速側）で正側より剛性が低い特性が得ら
れる。この結果、捩じり特性の正側では共振点通過時の
回転速度変動を抑えることができ、捩じり特性の負側で
は全体にわたって良好な減衰率が得られる。特に、摩擦
抑制機構は、捩じり特性の負側にのみ回転方向隙間を有
して微小捩じり振動に対して高ヒステリシストルクを発
生しないため、例えば実用回転域に共振ピークが残るＦ
Ｆ車などに本ダンパー機構を採用すると、ティップイン
・ティップアウト減衰機能を維持しつつ、捩じり特性の
正側の共振点ピークが小さくでき、さらに負側の騒音レ
ベルを低く抑えることができる。

【００１２】請求項２に記載のダンパー機構は、第１回
転部材と、第２回転部材と弾性部材と、中間回転部材と
を備えている。第２回転部材は、第１回転部材に相対回
転可能に配置されている。弾性部材は、入力及び第２回
転部材を相対回転可能に連結し、第１及び第２回転部材
のうち入力側の部材が出力側の部材に対して回転側に捩
じれた正側領域とその反対側に捩じれた負側領域とから
なる捩じり特性を有する。中間回転部材は、第１回転部
材に摩擦係合する摩擦係合部と、所定角度範囲内では弾
性部材の弾性力を摩擦発生機構に作用させないための所
定の回転方向隙間を確保して第２回転部材に係合する隙
間係合部とを有し、捩じり特性の正側及び負側の一方で
は第２回転部材に対して回転不能に係止されている。

【００１３】このダンパー機構では、弾性部材を介して
第１回転部材と第２回転部材との間でトルクが伝達され
る。捩じり振動が入力されると、弾性部材が圧縮されて
中間回転部材の摩擦係合部が第１回転部材に摺動し、所
定の捩じり特性によって捩じり振動を減衰・吸収する。
捩じり特性の一方側では、中間回転部材は、隙間係合部
が第２回転部材と一体回転して、摩擦部係合部が入力及
び第２回転部材の一方と摺動する。しかし、微小捩じり
振動が入力されて所定角度範囲内で第１回転部材と第２
回転部材が相対回転しているときには、回転方向隙間に
よって中間回転部材には弾性部材の弾性力が作用せず、
その結果摩擦係合部が第２回転部材に対して摺動しな
い。

【００１４】それに対して、捩じり特性の他方側では、
微小捩じり振動が入力されて所定角度範囲内で第１回転
部材と第２回転部材が相対回転している場合でも、中間
回転部材は第２回転部材に相対回転不能となっているた
め、弾性部材から中間回転部材に弾性力が作用して、そ
の結果摩擦部係合部が第１回転部材に対して摺動する。

【００１５】このように、簡単な構造によって、捩じり
特性の一方側のみで所定の捩じり角度範囲で摩擦を発生
させない摩擦抑制機構を実現できる。請求項３に記載の
ダンパー機構では、請求項２において、隙間係合部は、
第２回転部材に回転方向両側から係合するように配置さ
れた第１及び第２隙間係合部とを有している。第２隙間
係合部は、捩じり特性の正側及び負側の一方でのみ第２
回転部材に対して弾性部材によって回転方向に付勢され
ている。

【００１６】このダンパー機構では、中間回転部材の隙
間係合部の第２係合部が弾性部材によって第２回転部材
に付勢されることで、中間回転部材は捩じり特性の正側
及び負側の一方では第２回転部材に対して回転不能とな
っている。請求項４に記載のダンパー機構では、請求項
３において、第２回転部材は弾性部材が収容される窓孔
を有し、第２隙間係合部は、弾性部材の回転方向片側と
収容部の回転方向端との間に配置されている。

【００１７】このダンパー機構では、第２隙間係合部は
第２回転部材の窓孔内において弾性部材と収容部との間
に配置されているため、捩じり特性の一方側では弾性部
材によって収容部に付勢され、その結果中間回転部材は
第２回転部材に対して相対回転不能となっている。一
方、捩じり特性の他方側では第２隙間係合部は収容部か
ら離れることができ、中間回転部材は第２回転部材に対
して相対回転できる。

【００１８】

【発明の実施の形態】図１に本発明の一実施形態として
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、車両
（特にＦＦ車）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
行う機能である。ダンパー機能とは、フライホイール側
から入力されるトルク変動等をばね等によって吸収・減
衰する機能である。

【００１９】図１においてＯ−Ｏがクラッチディスク組
立体１の回転軸である。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の矢印Ｒ１側がクラッチディスク組立体１の駆
動側（回転方向正側）であり、矢印Ｒ２側がその反対側
（回転方向負側）である。なお、以下の説明で「回転
（円周）方向」、「軸方向」及び「半径方向」とは、特
に断らない限り、回転体としてのクラッチディスク組立
体１の各方向をいうものとする。

【００２０】クラッチディスク組立体１は、主に、入力
回転部材２と、出力回転部材３と、両回転部材２，３間
に配置された弾性連結機構４とから構成されている。ま
た、各部材によって、トルクを伝達するとともに捩じり
振動を減衰するためのダンパー機構が構成されているこ
とになる。入力回転部材２はフライホイール（図示せ
ず）からトルクが入力される部材である。入力回転部材
２は主にクラッチディスク１１とクラッチプレート１２
とリティーニングプレート１３とから構成されている。
クラッチディスク１１は、図示しないフライホイールに
押し付けられて連結される部分である。クラッチディス
ク１１は、クッショニングプレート１５と、その軸方向
両側にリベット１８によって固定された１対の摩擦フェ
ーシング１６，１７とからなる。

【００２１】クラッチプレート１２とリティーニングプ
レート１３は、ともに板金製の円板状かつ環状の部材で
あり、互いに対して軸方向に対して所定の間隔を開けて
配置されている。クラッチプレート１２はエンジン側に
配置され、リティーニングプレート１３はトランスミッ
ション側に配置されている。リティーニングプレート１
３の外周縁には、円周方向に等間隔で複数の（４つの）
連結部２２が形成されている。連結部２２は、リティー
ニングプレート１３から一体に形成され軸方向に延びる
延長部２２ａと、延長部２２ａの先端から半径方向内側
に延びる固定部２２ｂとから構成されている。固定部２
２ｂは、クラッチプレート１２のトランスミッション側
面に複数のリベット２０によって固定されている。これ
により、クラッチプレート１２とリティーニングプレー
ト１３は一体回転するようになり、さらに軸方向の間隔
が定められている。さらに、リベット２０はクッショニ
ングプレート１５の内周部を固定部２２ｂ及びクラッチ
プレート１２の外周部に固定している。

【００２２】クラッチプレート１２及びリティーニング
プレート１３にはそれぞれ中心孔が形成されている。こ
の中心孔内には後述のボス７が配置される。クラッチプ
レート１２及びリティーニングプレート１３の各々に
は、円周方向に並んだ複数の窓部（５１，５２）が形成
されている。各窓部（５１，５２）は同一形状であり、
同一半径方向位置で円周方向に並んで複数（４つ）形成
されている。各窓部（５１，５２）は概ね円周方向に長
く延びている。

【００２３】ここで、図１において左右方向に対向して
配置された１対の窓部を第１窓部５１といい、図１にお
いて上下方向に対向して配置された１対の窓部を第２窓
部５２ということにする。第１窓部５１と第２窓部５２
は同一形状であるので、それらの形状について一括して
説明する。図６に示すように、各窓部５１，５２は、軸
方向に貫通した孔と、その孔の縁に沿って形成された支
持部とからなる。支持部は外周側支持部５５と内周側支
持部５６と回転方向支持部５７とから構成されている。
平面視で、外周側支持部５５は概ね円周方向に沿った形
状に湾曲しており、内周側支持部５６はほぼ直線状に延
びている。また、回転方向支持部５７は、概ね半径方向
に直線状に延びており、窓部５１，５２の円周方向中心
とクラッチディスク組立体１の中心Ｏとを通る直線に平
行である。外周側支持部５５及び内周側支持部５６は他
のプレート部分から軸方向に起こされた部分である。

【００２４】出力回転部材３について説明する。出力回
転部材３はハブ６によって主に構成されている。ハブ６
はボス７とフランジ８とからなる。ボス７はクラッチプ
レート１２及びリティーニングプレート１３の中心孔内
に配置された筒状の部材である。ボス７はその中心孔に
挿入されたトランスミッション入力シャフト（図示せ
ず）に対してスプライン係合している。フランジ８は、
ボス７の外周に一体に形成され、外周側に延びる円板形
状部分である。フランジ８は、クラッチプレート１２と
リティーニングプレート１３との軸方向間に配置されて
いる。フランジ８は、最内周側の内周部８ａと、その外
周側に設けられ内周部８ａより軸方向厚みが小さい外周
部８ｂとからなる。

【００２５】フランジ８の外周部８ｂには、窓部５１，
５２に対応して窓孔（５３，５４）が形成されている。
すなわち、同一半径方向位置で円周方向に並んだ複数の
（４つの）窓孔（５３，５４）が形成されている。ここ
で、図１において左右方向に対向して配置された１対の
窓部を第１窓孔５３といい、図１において上下方向に対
向して配置された１対の窓部を第２窓孔５４ということ
にする。第１窓孔５３と第２窓孔５４は概ね同一形状で
あるのでそれらの形状について一括して説明する。各窓
孔５３，５４は、軸方向に打ち抜かれた孔であり、円周
方向に長く延びている。各窓孔５３，５４は外周側支持
部６３と内周側支持部６４と回転方向支持部６５とを有
する。平面視で、外周側支持部６３は円周方向に沿った
湾曲形状であり、内周側支持部６４はほぼ直線状に延び
ている。また、回転方向支持部６５は概ね半径方向に直
線状に延びており、より詳細には、回転方向支持部６５
は、窓孔５３，５４の回転方向中心とクラッチディスク
組立体１の中心Ｏとを結ぶ直線に対して平行である。

【００２６】第１窓孔５３は、第２窓孔５４より円周方
向に長く延びており、第１窓部５１は、第１窓孔５３に
比べて回転方向に短く、かつ、第１窓孔５３の回転方向
Ｒ１側に寄っている。このため、第１窓部５１の回転方
向Ｒ１側の回転方向支持部５７は第１窓孔５３の回転方
向Ｒ１側の回転方向支持部６５に一致しているが、第１
窓部５１の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部５７は第１
窓孔５３の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部６５から回
転方向Ｒ１側にθ２だけ離れて配置されている。

【００２７】なお、第２窓孔５４と第２窓部５２は円周
方向長さ及び円周方向位置が互いに一致している。フラ
ンジ８の外周縁には、リティーニングプレート１３の固
定部２２ｂが軸方向に通過可能な切り欠き８ｃが形成さ
れている。切り欠き８ｃは、各窓孔（５３，５４）の回
転方向間に位置しており、その中をリティーニングプレ
ート１３の連結部２２が軸方向に通過可能である。

【００２８】フランジ８の外周縁において窓孔５３，５
４の外周側部分に半径方向外方に突出する突起８ｄが形
成されている。突起８ｄは連結部２２の延長部２２ａと
の間に回転方向隙間９０を形成している。この実施形態
では、回転方向隙間９０の角度θ１は回転方向両側で同
一である。以上より、連結部２２と突起８ｄによってク
ラッチディスク組立体１のストッパー機構が形成されて
いることになる。

【００２９】弾性連結機構４は複数の弾性部材組立体
（３０，３１）から構成されている。この実施形態では
４つの弾性部材組立体（３０，３１）が用いられてい
る。各弾性部材組立体（３０，３１）は第１窓孔５３，
５４及び窓部５１，５２内に配置されている。弾性部材
組立体（３０，３１）は、第１窓孔５３及び第１窓部５
１内に配置された第１弾性部材組立体３０と、第２窓孔
５４及び第２窓部５２内に配置された第２弾性部材組立
体３１との２種類から構成されている。

【００３０】図６及び図７を用いて第１弾性部材組立体
３０について説明する。第１弾性部材組立体３０は、第
１コイルスプリング３３と、その内部に配置されたフロ
ート体３４とから構成されている。第１コイルスプリン
グ３３は回転方向両端が第１窓部５１の両回転方向支持
部５７に支持されている。したがって、第１コイルスプ
リング３３は、窓孔５３内において回転方向Ｒ１側に寄
って配置されている。より具体的には、第１コイルスプ
リング３３の回転方向Ｒ１側端は窓孔５３の回転方向支
持部６５に当接又は近接しているが、第１コイルスプリ
ング３３の回転方向Ｒ２側端は窓孔５３の回転方向支持
部６５から回転方向にθ２だけ離れている。

【００３１】フロート体３４は、第１コイルスプリング
３３内で回転方向に移動可能に配置された弾性体であ
る。フロート体は、例えばゴムや樹脂等からなり、捩じ
り角度が大きくなったときに十分に大きなストッパート
ルクを発生させるために用いられている。第２弾性部材
組立体３１は第２コイルスプリング３６から構成されて
いる。第２コイルスプリング３６の両端は、第２窓部５
２の両回転方向支持部５７及び第２窓孔５４の回転方向
支持部６５に当接又は近接している。

【００３２】クラッチディスク組立体１は、弾性連結機
構４に対して並列に作用するように配置された摩擦発生
機構６９をさらに備えている。摩擦発生機構６９は、低
ヒステリシストルクを発生するための第１摩擦発生部７
０と、高ヒステリシストルクを発生するための第２摩擦
発生部７１とを有している。第１摩擦発生部７０は、弾
性連結機構４が作用している全領域すなわち捩じり特性
の正側及び負側両方でヒステリシストルクを発生するた
めの機構である。第１摩擦発生部７０は、第１ブッシュ
７２と、第１コーンスプリング７３と、第２ブッシュ７
４とを有している。第１ブッシュ７２と第１コーンスプ
リング７３は、フランジ８の内周部８ａとリティーニン
グプレート１３の内周部との間に配置されている。第１
ブッシュ７２は、ワッシャ状の部材であり、フランジ８
の内周部８ａの軸方向トランスミッション側面に摺動可
能に当接する摩擦面を有している。第１コーンスプリン
グ７３は、第１ブッシュ７２とリティーニングプレート
１３の内周部との軸方向間に配置され、軸方向に圧縮さ
れている。第２ブッシュ７４はクラッチプレート１２の
内周面に装着された環状の部材であり、その内周面がボ
ス７の外周面に当接している。これにより、クラッチプ
レート１２及びリティーニングプレート１３はハブ６に
対して半径方向に位置決めされている。また、第２ブッ
シュ７４は、フランジ８の内周部８ａの軸方向エンジン
側面に摺動可能に当接する摩擦面を有している。

【００３３】以上に述べた構造によって、第１摩擦発生
部７０では、第１コーンスプリング７３の弾性力によっ
て、クラッチプレート１２及びリティーニングプレート
１３と一体回転する第１及び第２ブッシュ７２，７４
が、フランジ８に対して軸方向から押し付けられ、回転
方向に摺動可能となっている。第２摩擦発生部７１は、
第３ブッシュ７６と、第２コーンスプリング７７と、中
間回転部材８０とから構成されている。

【００３４】中間回転部材８０は、入力回転部材２と出
力回転部材３との間で相対回転可能に配置された部材で
あり、出力回転部材３に対して回転方向に係合するとと
もに、入力回転部材２との間に第２摩擦発生部７１を形
成している。なお、中間回転部材８０は、出力回転部材
３に対して捩じり特性の負側では所定角度範囲内で相対
回転できるが、正側では一体回転するようになってい
る。

【００３５】中間回転部材８０は、第１プレート部材８
１と、第２プレート部材８２と、ピン８３とから構成さ
れている。第１プレート部材８１と第２プレート部材８
２は環状の部材であり、フランジ８の内周側部分、より
具体的には外周部８ｂの最内周環状部分つまり内周部８
ａより外周側でかつ窓孔５３，５４より内周側の環状部
分の軸方向両側に配置されている。第１プレート部材８
１はフランジ８の軸方向トランスミッション側に配置さ
れており、第２プレート部材８２はフランジ８の軸方向
エンジン側に配置されている。ピン８３は、軸方向に延
びる胴部８３ａと、胴部８３ａの両端からさらに軸方向
に延びる挿入部８３ｂとから構成されている。挿入部８
３ｂは胴部８３ａより小径であるため、胴部８３ａの軸
方向両端には肩部８３ｃが形成されている。第１プレー
ト部材８１及び第２プレート部材８２には挿入部８３ｂ
が挿入される孔が形成されている。この係合によって、
第１プレート部材８１と第２プレート部材８２は一体回
転する。また、胴部８３ａの肩部８３ｃには第１プレー
ト部材８１と第２プレート部材８２が軸方向から当接し
ている。これにより、第１プレート部材８１と第２プレ
ート部材８２の軸方向間隔が定められている。なお、胴
部８３ａの軸方向長さはフランジ８の軸方向厚みより大
きくなっているため、フランジ８の外周部８ｂの軸方向
の両面が第１プレート部材８１と第２プレート部材８２
の両方に当接していることはなく、図３で明らかなよう
にフランジ８の外周部８ｂの軸方向トランスミッション
側面と第１プレート部材８１との軸方向間には隙間が確
保されている。ピン８３は、半径方向に対向して２箇所
に設けられ、第１窓孔５３の切り欠き６４ａ内を延びて
いる。切り欠き６４ａは、第１窓孔５３の内周側支持部
６４においてさらに半径方向内側に延びる部分である。
ピン８３と切り欠き６４ａの回転方向Ｒ２側端面との間
には第１回転方向隙間９１が形成され、第１回転方向隙
間９１の円周方向角度はθ３である。θ３は、本実施形
態においては０．６度であり、０．２〜１．０度の範囲
にあることが好ましい。

【００３６】第１プレート部材８１は、ピン８３が係合
する環状部８１ａと、環状部８１ａから半径方向外方に
延びる１対のアーム８１ｂと、アーム８１ｂの先端から
軸方向に延びる爪部８１ｃとから構成されている。１対
のアーム８１ｂは、図７に示すように、フランジ８の第
１窓孔５３の回転方向Ｒ１側の回転方向支持部６５付近
まで延びている。爪部８１ｃは、第１窓孔５３の回転方
向支持部６５の内周側部分に形成された凹部６５ａ内に
配置され、回転方向支持部６５の他の部分から連続する
直線状のばね受け面を構成している。この結果、中間回
転部材８０の爪部８１ｃは、第１窓孔５３の回転方向Ｒ
１側の回転方向支持部６５と第２コイルスプリング３６
の回転方向Ｒ１側端との間に挟まれ、フランジ８に対し
て回転方向Ｒ２側に離れることはできるが、回転方向Ｒ
１側には移動不能となっている。

【００３７】以上より中間回転部材８０とフランジ８の
関係をまとめると、中間回転部材８０はフランジ８に対
して、爪部８１ｃが第１窓孔５３の回転方向Ｒ１側の回
転方向支持部６５に当接しているため、回転方向Ｒ１側
には相対回転不能である。しかし、中間回転部材８０は
フランジ８に対して、回転方向Ｒ２側にはピン８３が切
り欠き６４ａの回転方向Ｒ１側端に当接するまで相対回
転可能である。つまり、爪部８１ｃは凹部６５ａからθ
３だけ回転方向Ｒ２側に離れて第２回転方向隙間９２を
形成することができる。このように、中間回転部材８０
は、フランジ８に対して、第１回転方向隙間９１と第２
回転方向隙間９２に形成されるθ３内で相対回転可能と
なっている。

【００３８】第３ブッシュ７６と第２コーンスプリング
７７は、第１プレート部材８１の環状部８１ａとリティ
ーニングプレート１３の内周部との軸方向間、すなわち
第１ブッシュ７２及び第１コーンスプリング７３の外周
側に配置されている。第３ブッシュ７６は第１プレート
部材８１の環状部８１ａ（摩擦係合部）の軸方向トラン
スミッション側面に当接する摩擦面を有している。ま
た、第３ブッシュ７６は、環状本体部分から軸方向に延
びリティーニングプレート１３に形成された孔内に挿入
された突起７６ａを有している。この係合によって第３
ブッシュ７６はリティーニングプレート１３に対して軸
方向には移動可能であるが相対回転は不能になってい
る。第２コーンスプリング７７は第３ブッシュ７６とリ
ティーニングプレート１３の内周部との軸方向間に配置
され、両者の間で軸方向に圧縮されている。第３ブッシ
ュ７６の内周部には第１ブッシュ７２から延びる突起が
回転方向に係合する凹部が形成されており、この係合に
より第１ブッシュ７２は第３ブッシュ７６及びリティー
ニングプレート１３と一体回転する。

【００３９】第２ブッシュ７４は、第２プレート部材８
２とクラッチプレート１２の内周部との間に配置された
部分を有している。第２ブッシュ７４のその部分は、第
２プレート部材８２（摩擦係合部）の軸方向エンジン側
面に当接する摩擦面を有している。第２ブッシュ７４に
は、環状本体から軸方向エンジン側に延びる複数の突起
７４ａが形成されている。突起７４ａはクラッチプレー
ト１２に形成された孔内にはまり込み、この結果第２ブ
ッシュ７４はクラッチプレート１２に対して軸方向に移
動可能であるが相対回転は不能になっている。

【００４０】以上に述べた構造によって、第２摩擦発生
部７１では、第２コーンスプリング７７の弾性力によっ
て、クラッチプレート１２及びリティーニングプレート
１３と一体回転する第２，第３ブッシュ７４，７６が、
中間回転部材８０に対して軸方向から押し付けられ、回
転方向に摺動可能となっている。第２摩擦発生部７１で
発生するヒステリシストルクは第１摩擦発生部７０で発
生するヒステリシストルクよりかなり大きく、１０〜２
０倍の範囲にある。

【００４１】次に、図９及び図１０に示すダンパー機構
の模式図及び図１１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１の捩じり特性について説明す
る。なお、図１１に表れた具体的な数値は本発明の一実
施例として開示するものであり、本発明を限定するもの
ではない。最初に、図９の中立状態から入力回転部材２
を固定しておきそれ対してハブ６を回転方向Ｒ２側に捩
じっていく捩じり特性正側領域の動作（このとき入力回
転部材２が出力回転部材３に対して回転方向Ｒ１側に捩
じれることになる）を説明する。

【００４２】捩じり角度の小さな領域では、２個の第１
コイルスプリング３３と２個の第２コイルスプリング３
６が並列に圧縮され、高剛性の特性が得られる。また、
第１摩擦発生部７０及び第２摩擦発生部７１が作動し、
高ヒステリシストルクの特性が得られる。このとき第２
摩擦発生部７１では、中間回転部材８０は、爪部８１ｃ
が第１窓孔５３のＲ１側の回転方向支持部６５に押され
ることで、フランジ８と回転方向Ｒ２側に一体回転し、
ブッシュ７４，７６に対して摺動する。

【００４３】この捩じり特性正側において微小捩じり振
動がクラッチディスク組立体１に入力された場合に、中
間回転部材８０の爪部８１ｃは常に第１コイルスプリン
グ３６によって第１窓孔５３の回転方向Ｒ１側の回転方
向支持部６５に押し付けられている。したがって、中間
回転部材８０はフランジ８に対して相対回転することが
できず、微少振動入力時であってもコイルスプリング３
３，３６の弾性力は常に中間回転部材８０を介して第２
摩擦発生部７１に作用している。つまり、入力回転部材
２と出力回転部材３とが相対回転するときは、捩じり特
性正側では常に第２摩擦発生部７１が作動し、高ヒステ
リシストルクを発生している。

【００４４】次に、図１０の中立状態から入力回転部材
２を固定しておきそれ対してハブ６を回転方向Ｒ１側に
捩じっていく捩じり特性負側領域の動作（このとき入力
回転部材２が出力回転部材３に対して回転方向Ｒ２に捩
じれることになる）を説明する。捩じり角度の小さな領
域では、２個の第２コイルスプリング３６のみが圧縮さ
れ、正側に比べて低剛性の特性が得られる。つまり、２
個の第１コイルスプリング３３は圧縮されない。また、
第１摩擦発生部７０及び第２摩擦発生部７１が作動し、
高ヒステリシストルクの特性が得られる。このとき第２
摩擦発生部７１では、中間回転部材８０は、ピン８３が
切り欠き６４ａの回転方向Ｒ２側端に押されることで、
フランジ８と回転方向Ｒ１側に一体回転し、ブッシュ７
４，７６に対して摺動する。すなわち、爪部８１ｃは凹
部６５ａから回転方向Ｒ２側にθ２分離れる。

【００４５】捩じり角度がθ２になると、第１窓孔５３
の回転方向Ｒ２側の回転方向支持部６５が第１コイルス
プリング３３の回転方向Ｒ２側端に当接する。これ以降
は、２個の第１コイルスプリング３３が２個の第２コイ
ルスプリング３６に並列に圧縮される。この結果、高剛
性・高ヒステリシストルクの捩じり特性が得られる。次
に、図１０の捩じり特性線図を参照して、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
捩り特性について説明する。

【００４６】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、捩り特性は正負両側にわたって変動
を繰り返す。この時、正負両側で発生する高ヒステリシ
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。次に、例えばエンジンブレーキをかけた減速時にお
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。このとき、
中間回転部材８０は、第１回転方向隙間９１及び第２回
転方向隙間９２においてフランジ８に対して相対回転
し、第２摩擦発生部７１においてブッシュ７４，７６に
摺動しない。この結果、微小捩じり振動に対しては高ヒ
ステリシストルクが発生しない。すなわち捩り特性線図
において隙間角度θ３範囲内では第２コイルスプリング
３６が作動するが、第２摩擦発生機構７１では滑りが生
じない。つりま、捩じり角度θ３の範囲では、負側のヒ
ステリシストルクよりはるかに小さなヒステリシストル
ク（第１摩擦発生部７０によるヒステリシストルク）が
得られる。このθ３内のヒステリシストルクは全体にわ
たるヒステリシストルクの１／１０程度であることが好
ましい。このように、捩じり特性の負側において第２摩
擦発生機構７１を所定角度範囲内では作動させない回転
方向隙間を設けたため、エンジンブレーキをかけた減速
時の振動・騒音レベルを大幅に低くすることができる。

【００４７】捩じり特性の正側において第２摩擦発生機
構７１を所定角度範囲内で作動させない回転方向隙間を
設けなかったため、実用回転域に共振ピークが残ること
が多いＦＦ車などの場合、共振回転数付近で音・振動性
能が悪化しない。このように、捩じり特性の正負両側の
うち一方にのみ摩擦機構を所定角度範囲内で作動させな
い回転方向隙間を確保しているため、加速・減速の両方
で音・振動性能が向上する。

【００４８】以上に述べたように、本発明に係るダンパ
ー機構では、捩じり特性の正側と負側とで捩じり剛性を
異ならせるのみでなく、微小捩じり振動に対して高ヒス
テリシストルクを発生させない構造を捩じり特性の一方
のみに設けることで、全体として好適な捩じり特性を実
現している。特に、本発明に係るダンパー機構では、中
間回転部材８０を用いた簡単な構造によって、捩じり特
性の一方側のみに微小捩じり振動に対して高ヒステリシ
ストルクを発生させない摩擦抑制機構を実現している。
具体的には、中間回転部材８０は、ピン８３（第１隙間
係合部）と爪部８１ｃ（第２隙間係合部）という回転方
向に離れた２箇所によって、フランジ８に対して第１及
び第２回転方向隙間９１，９２の範囲内で相対回転可能
となっている。これにより中間回転部材８０は、入力回
転部材２に対して摩擦摺動する摩擦部材として機能する
とともに、所定の捩じり角度範囲では摩擦を発生させな
い摩擦抑制機構をも構成している。さらに、中間回転部
材８０の爪部８１ｃは、フランジ８の第２窓部５３の回
転方向Ｒ１側の回転方向支持部６５と第２コイルスプリ
ング３６の回転方向Ｒ１側端との間に挟まれているた
め、捩じり特性正側では第２コイルスプリング３６によ
って常に第２窓部５３の回転方向支持部６５に押し付け
られており、フランジ８に対して回転方向Ｒ２側に移動
することができない。つまり、捩じり特性の正側で微小
捩じり振動が入力された場合でも、中間回転部材８０は
フランジ８と一体回転する。それに対して、捩じり特性
負側では第２コイルスプリング３６の回転方向Ｒ１側端
は第２窓部５３の回転方向支持部６５から回転方向Ｒ２
側に離れているため、爪部８１ｃは凹部６５ａから回転
方向Ｒ２側に離れることができる。つまり、捩じり特性
の負側で微小捩じり振動が入力された場合には、中間回
転部材８０はフランジ８に対して捩じり角度θ３内で相
対回転可能である。

【００４９】本発明が適用されるクラッチディスク組立
体の構造は前記実施形態に限定されない。例えば、ハブ
のボスとフランジが分離してダンパー機構によって連結
された構造にも本発明を適用できる。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。

【００５０】

【発明の効果】本発明に係るダンパー機構では、捩じり
特性の負側では、正側より剛性が低く、微小捩じり振動
に対して高ヒステリシストルクを発生しないため回転方
向隙間を有している。したがって、捩じり特性の正負両
側にわたって好適な音振性能が得られる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の第１実施形態に係るクラッチディスク
組立体の縦断面図。

【図２】クラッチディスク組立体の平面図。

【図３】図１の部分拡大図であり、摩擦発生機構の縦断
面図。

【図４】図１の部分拡大図であり、摩擦発生機構の縦断
面図。

【図５】図２の部分拡大図であり、第１弾性部材組立体
の平面図。

【図６】図２の部分拡大図であり、第１弾性部材組立体
の平面図。

【図７】図２の部分拡大図であり、フランジと中間回転
部材との関係を説明するための平面図。

【図８】ピンと切り欠きとの関係を説明するための部分
平面図。

【図９】クラッチディスク組立体のダンパー機構の模式
図。

【図１０】クラッチディスク組立体のダンパー機構の模
式図。

【図１１】クラッチディスク組立体の捩り特性線図。

【符号の説明】

１ クラッチディスク組立体 ２ 入力回転部材 ３ 出力回転部材 ４ 弾性連結機構 ６ ハブ ７ ボス ８ フランジ ３０ 第１弾性部材組立体 ３１ 第２弾性部材組立体 ３３ 第１コイルスプリング ３６ 第２コイルスプリング ８０ 中間回転部材 ９１ 第１回転方向隙間 ９２ 第２回転方向隙間

Claims (4)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】入力回転部材と、 前記入力回転部材に相対回転可能に配置された出力回転
   部材と、 前記入力及び出力回転部材を相対回転可能に連結し、前
   記入力回転部材が前記出力回転部材に対して回転側に捩
   じれた正側領域とその反対側に捩じれ前記正側領域より
   剛性が低い負側領域とからなる捩じり特性を有する弾性
   部材と、 前記入力回転部材と前記出力回転部材との回転方向間で
   両者が相対回転するときに前記弾性部材の弾性力が作用
   することで摩擦を発生するように配置された摩擦発生機
   構と、 所定角度範囲内では前記弾性部材の弾性力を前記摩擦発
   生機構に作用させないための回転方向隙間を捩じり特性
   の負側にのみ確保する、摩擦抑制機構と、を備えたダン
   パー機構。
2. 【請求項２】第１回転部材と、 前記第１回転部材に相対回転可能に配置された第２回転
   部材と、 前記第１及び第２回転部材を相対回転可能に連結し、前
   記第１及び第２回転部材のうち入力側の部材が出力側の
   部材に対して回転側に捩じれた正側領域とその反対側に
   捩じれた負側領域とからなる捩じり特性を有する弾性部
   材と、 前記第１回転部材に摩擦係合する摩擦係合部と、所定角
   度範囲内では前記弾性部材の弾性力を前記摩擦発生機構
   に作用させないための所定の回転方向隙間を確保して前
   記第２回転部材に係合する隙間係合部とを有し、前記捩
   じり特性の正側及び負側の一方では前記第２回転部材に
   対して回転不能に係止されている中間回転部材と、を備
   えたダンパー機構。
3. 【請求項３】前記隙間係合部は、前記第２回転部材に回
   転方向両側から係合するように配置された第１及び第２
   隙間係合部とを有しており、 前記第２隙間係合部は、捩じり特性の正側及び負側の一
   方でのみ前記第２回転部材に対して前記弾性部材によっ
   て回転方向に付勢されている、請求項２に記載のダンパ
   ー機構。
4. 【請求項４】前記第２回転部材は前記弾性部材が収容さ
   れる窓孔を有し、 前記第２隙間係合部は、前記弾性部材の回転方向片側と
   収容部の回転方向端との間に配置されている、請求項３
   に記載のダンパー機構。