JP2009019745A - ダンパー機構 - Google Patents

Abstract

【課題】所望のヒステリシストルクが確実に発生するダンパー機構を提供する。
【解決手段】ダンパー機構４は、入力回転体２と、ハブフランジ６と、スプラインハブ３と、第３摩擦ワッシャ６０と、ブッシュ７０と、出力プレート９０と、を有している。第３摩擦ワッシャ６０は、ハブフランジ６に対して回転不能なようにハブフランジ６に装着され、入力回転体２と軸方向に当接する摩擦部材を有している。ブッシュ７０は、ハブフランジ６と第３摩擦ワッシャ６０との軸方向間に配置され、第３摩擦ワッシャ６０に対して回転不能なようにハブフランジ６および第３摩擦ワッシャ６０に装着されている。出力プレート９０は、第３摩擦ワッシャ６０とブッシュ７０との軸方向間に配置され、スプラインハブ３と一体回転可能なようにスプラインハブ３に支持されている。
【選択図】図６

Description

本発明は、ダンパー機構、特に、動力伝達系において捩り振動を減衰するためのダンパー機構に関する。

車両に用いられるクラッチディスク組立体は、エンジンからトランスミッションへトルクを伝達および遮断するクラッチ機能と、フライホイールからの捩り振動を減衰および吸収するダンパー機能と、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）およびティップイン・ティップアウト（低周波振動）がある。ダンパー機能により、これらの異音や振動は取り除かれる。

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、エンジンでの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。

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。

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、捩り特性における１段目（低捩り角度領域）における捩り剛性およ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、捩り特性における２段目（高捩り角度領域）では捩り剛性およ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。

さらに、例えば、エンジンの燃焼変動に起因する微小捩り振動が入力されたときに、２段目領域において高ヒステリシストルクの発生を抑制することで、微小捩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。

この種のダンパー機構では、高捩り剛性ばね部材が圧縮された状態で、高捩り剛性ばね部材と高ヒステリシストルクを発生させる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（例えば、特許文献１を参照）。
特開２００２−２６６９４３号公報

しかし、車両の特性によっては、この回転方向隙間が高ヒステリシストルクの本来の効果を阻害する場合もあり、必ずしも回転方向隙間を確保する構成が効果的であるとは言えない。このため、回転方向隙間が確保されたダンパー機構とともに、所望のヒステリシストルクを確実に発生させるために回転方向隙間を意図的になくしたダンパー機構も求められている。

本発明の課題は、所望のヒステリシストルクが確実に発生するダンパー機構を提供することにある。

第１の発明に係るダンパー機構は、第１回転体と、第２回転体と、第３回転体と、第１部材と、第２部材と、第３部材と、少なくとも１つの小コイルスプリングと、を備えている。第２回転体は第１回転体に対して第１角度の範囲内で回転可能に配置されている。第３回転体は第２回転体に対して第２角度の範囲内で回転可能に配置されている。第１部材は、第２回転体に対して回転不能なように第２回転体に装着され、第１回転体と軸方向に当接する摩擦部材を有している。第２部材は、第２回転体と第１部材との軸方向間に配置され、第１部材に対して回転不能なように第２回転体および第１部材のうち少なくとも一方に装着されている。第３部材は、第１部材と第２部材との軸方向間に配置され、第３回転体と一体回転可能なように第３回転体に支持されている。小コイルスプリングは、回転方向に弾性変形可能なように第１および第２部材により保持され、第１および第２部材のうち少なくとも一方と第３部材とを回転方向に弾性的に連結している。

このダンパー機構では、第１回転体が第２回転体に対して回転すると、第１部材の摩擦部材が第１回転体と摺動する。このとき、第１および第２部材が第２回転体に対して回転不能であるため、第１回転体と第２回転体との相対回転角度が小さい場合であっても、第１および第２回転体の間でヒステリシストルクが発生する。これにより、このダンパー機構では所望のヒステリシストルクを確実に発生させることができる。

第２の発明に係るダンパー機構は、第１の発明に係るダンパー機構において、第１部材が第１部材本体と複数の第１突出部とを有している。第１部材本体は、摩擦部材が設けられおり、小コイルスプリングを保持している。第１突出部は、第１部材本体から軸方向に延びており、第２回転体に嵌合している。

第３の発明に係るダンパー機構は、第２の発明に係るダンパー機構において、第１および第２回転体を回転方向に弾性的に連結する少なくとも１つの大コイルスプリングをさらに備えている。第２回転体は、大コイルスプリングが収容される少なくとも１つの開口部と、開口部の縁に形成され第１突出部が嵌め込まれる第１凹部と、を有している。

第４の発明に係るダンパー機構は、第３の発明に係るダンパー機構において、第２部材が、小コイルスプリングを保持する第２部材本体と、第２部材本体の外周部に形成され第１突出部が嵌め込まれる複数の第２凹部を有している。

第５の発明に係るダンパー機構は、第４の発明に係るダンパー機構において、第２部材が、第２部材本体から軸方向に延び第２回転体に嵌め込まれる第２突出部をさらに有している。

第６の発明に係るダンパー機構は、第５の発明に係るダンパー機構において、第２回転体が、開口部の縁に形成され第２突出部が嵌め込まれる第３凹部をさらに有している。

第７の発明に係るダンパー機構は、第６の発明に係るダンパー機構において、第１部材が、第１部材本体から軸方向に延び第１突出部よりも短い第３突出部を有している。第３突出部は第２部材に嵌め込まれている。

第８の発明に係るダンパー機構は、第７の発明に係るダンパー機構において、回転軸に垂直な面における第１突出部の断面形状が略半円である。回転軸に垂直な面における第１凹部の断面形状は第１突出部と相補的な略半円である。

第９の発明に係るダンパー機構は、第８の発明に係るダンパー機構において、第３部材が、小コイルスプリングの端部の中心軸周辺を回転方向に押圧可能である。

第１０の発明に係るダンパー機構は、第９の発明に係るダンパー機構において、第１および第２部材は樹脂製である。

本発明に係るダンパー機構では、上記の構成を有しているため、所望のヒステリシストルクを確実に発生させることができる。

以下、図面に基づいて、本発明に係るダンパー機構の実施形態について説明する。ここでは、クラッチディスク組立体を例に説明する。

〔１．クラッチディスク組立体の全体構成〕
図１または図２を用いて、本発明に係るダンパー機構４が搭載されたクラッチディスク組立体１について説明する。図１にクラッチディスク組立体１の縦断面概略図、図２にクラッチディスク組立体１の平面概略図を示す。図１のＯ−Ｏ線は、クラッチディスク組立体１の回転軸線である。また、図１の左側にエンジンおよびフライホイール７が配置されており、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側がその反対側（負側）である。

クラッチディスク組立体１は、車両の動力伝達系を構成するクラッチ装置に用いられる機構であり、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７に対してプレッシャプレート（図示せず）によりクラッチディスク組立体１が押圧および押圧解除されることによってトルクの伝達および遮断をする機能である。ダンパー機能とは、コイルスプリング等によりフライホイール７側から入力される捩り振動を減衰および吸収する機能である。

図１および図２に示すように、クラッチディスク組立体１は主に、摩擦係合によりフライホイール７からトルクが入力されるクラッチディスク２３と、クラッチディスク２３から入力される捩り振動を減衰および吸収するダンパー機構４と、から構成されている。

クラッチディスク２３は、フライホイール７に押し付けられる部分であり、主に、環状の１対の摩擦フェーシング２５と、摩擦フェーシング２５が固定されるクッショニングプレート２４と、から構成されている。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８つ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４つの固定部２４ｃと、から構成されている。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２６により固定されている。固定部２４ｃはダンパー機構４の外周部に固定されている。

〔２．ダンパー機構〕
＜２．１：ダンパー機構の概要＞ ダンパー機構４は、エンジンから伝達される捩り振動を効果的に減衰および吸収するために、図１７に示す捩り特性を有している。具体的には、ダンパー機構４の捩り特性は、正側および負側において４段特性である。捩り特性の正側および負側では、１段目および２段目領域（捩り角度０〜θ１ｐ、０〜θ１ｎ）が低捩り剛性および低ヒステリシストルクの領域であり、３段目および４段目領域（捩り角度θ１ｐ〜θ１ｐ＋θ３ｐ、θ１ｎ〜θ１ｎ＋θ３ｎ）が高捩り剛性および高ヒステリシストルクの領域である。これらの捩り特性により、このダンパー機構４はアイドル時異音、ティップインおよびティップアウト（低周波振動）などの捩り振動を効果的に減衰および吸収させることができる。

＜２．２：ダンパー機構の構成＞
以上の捩り特性を実現するために、このダンパー機構４は以下のような構成を備えている。ここで、図１〜図１６を用いてダンパー機構４を構成する各部材について詳細に説明する。図３〜図５はダンパー機構４の平面概略図である。図３はトランスミッション側（図１の右側）から見た平面概略図であり、図４はエンジン側（図１の左側）から見た平面概略図である。図５は図４の部分平面図である。図６〜図８はダンパー機構４の部分断面図である。図６および図７は図１（図２のＡ−Ａ断面図）の上半分および下半分に対応している。図９はダンパー機構４を構成する一部の構成部材の概略斜視図である。図１０はダンパー機構４を構成する一部の構成部材の分解斜視図である。便宜上、図１０では後述するウェーブスプリング９５が省略されている。図１１はトランスミッション側から見た第３摩擦ワッシャ６０の平面図である。図１２はエンジン側から見たブッシュ７０の平面図である。図１３はトランスミッション側から見たブッシュ７０の平面図である。図１４はエンジン側から見た出力プレート９０の平面図である。図１５はウェーブスプリング９５のトランスミッション側から見た平面図である。図１６はダンパー機構４の機械回路図である。図１６に示す機械回路図は、ダンパー機構４における各部材の回転方向の関係が模式的に描かれた図である。したがって、図１６では一体回転する部材は同一の部材として取り扱われている。図１６の左右方向が回転軸Ｏ−Ｏ回りの回転方向に対応している。

図１および図１６に示すように、ダンパー機構４は主に、第１ダンパー４ａと、第１ダンパー４ａに対して直列に配置された第２ダンパー４ｂと、ヒステリシストルクを発生させる摩擦発生機構５と、から構成されている。クラッチディスク２３は第１ダンパー４ａの入力側部材（すなわち入力回転体２）に固定されている。

（２．２．１：第１ダンパー）
第１ダンパー４ａは、３段目および４段目領域における高捩り剛性（図１７参照）を実現しており、第１回転体としての入力回転体２と、第２回転体としてのハブフランジ６と、４組のコイルスプリングセット８（大コイルスプリング、第３弾性部材、第４弾性部材）と、を有している。

図１および図６〜図８に示すように、入力回転体２は、互いに固定されたクラッチプレート２１およびリテーニングプレート２２を有している。クラッチプレート２１は、環状の第１本体部２８ａと、回転方向に並んで配置された４つの第１保持部３５ａと、を有している。リテーニングプレート２２は、環状の第２本体部２８ｂと、回転方向に並んで配置された第２保持部３５ｂと、を有している。第１本体部２８ａおよび第２本体部２８ｂは、４つの連結部３１により連結されている。図１に示すように、第１本体部２８ａの外径Ｌ１は、第２本体部２８ｂの外径Ｌ２よりも小さい。第２本体部２８ｂの外径Ｌ２はハブフランジ６の外径とほぼ同じである。第１保持部３５ａおよび第２保持部３５ｂの回転方向長さは、コイルスプリングセット８（大コイルスプリング８ａおよび小コイルスプリング８ｂ）の自由長とほぼ一致している。このため、入力回転体２およびコイルスプリングセット８は一体で回転する。

連結部３１は、第２本体部２８ｂの外周縁から第１本体部２８ａの外周縁へ軸方向に延びる当接部３２と、当接部３２の端部から半径方向内側へ延びる固定部３３と、を有している（図７参照）。固定部３３は、クラッチディスク２３の固定部２４ｃとともに、リベット２７により第１本体部２８ａに固定されている。

図１〜図７に示すように、ハブフランジ６は、クラッチプレート２１およびリテーニングプレート２２の軸方向間に配置されており、コイルスプリングセット８によりクラッチプレート２１およびリテーニングプレート２２と回転方向に弾性的に連結されている。ハブフランジ６は、環状の本体部２９と、本体部２９の外周部に形成された開口部としての１対の第１窓孔４１および１対の第２窓孔４２と、本体部２９の外周部に形成された４つの切欠き４３と、を有している。１対の第１窓孔４１および１対の第２窓孔４２は、第１保持部３５ａおよび第２保持部３５ｂに対応する位置に配置されている。１対の第１窓孔４１は半径方向に対向して配置されており、１対の第２窓孔４２は半径方向に対向して配置されている。

図３および図１７に示すように、第１窓孔４１および第２窓孔４２には、コイルスプリングセット８が収容されている。第１窓孔４１の回転方向長さはコイルスプリングセット８の自由長（保持部３５の回転方向長さ）よりも長く設定されており、第２窓孔４２の回転方向長さはコイルスプリングセット８の自由長（保持部３５の回転方向長さ）とほぼ同じ長さに設定されている。第１窓孔４１の円周方向両端には、コイルスプリングセット８の端部と当接可能な第１当接面４４が形成されている。第２窓孔４２の円周方向両端には、コイルスプリングセット８の端部と当接可能な第２当接面４７が形成されている。中立状態において、コイルスプリングセット８の端部は第２当接面４７と当接している。一方、中立状態において、コイルスプリングセット８のＲ１側の端部と第１当接面４４との間には隙間角度θ２ｐが確保されており、コイルスプリングセット８のＲ２側の端部と第１当接面４４との間には隙間角度θ２ｎが確保されている。これらの構成により、２つのコイルスプリングセット８が並列に圧縮される領域（正側および負側の３段目領域）と４つのコイルスプリングセット８が並列に圧縮される領域（正側および負側の４段目領域）とが実現される（図１２）。また、トルクが入力されていない中立状態では、第２窓孔４２に収容される２つのコイルスプリングセット８により入力回転体２とハブフランジ６との回転方向の相対位置が決まる。

図３に示すように、ダンパー機構４は、入力回転体２とハブフランジ６との相対回転を一定の範囲内に制限する第２ストッパ１０を有している。具体的には、第２ストッパ１０は、入力回転体２の連結部３１と、ハブフランジ６の第１突出部４９および第２突出部５７と、により構成されている。ハブフランジ６の本体部２９の外周縁には、半径方向外側へ延びる１対の第１突出部４９および１対の第２突出部５７が形成されている。第１突出部４９および第２突出部５７は、第１窓孔４１および第２窓孔４２の外周側に配置されており、回転方向両端にはストッパ面５０，５１が形成されている。ストッパ面５０，５１は連結部３１と当接可能である。

図３に示す中立状態において、連結部３１と第１突出部４９および第２突出部５７との回転方向間には、隙間が確保されている。連結部３１のＲ１側に形成された隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ３ｐである。連結部３１のＲ２側に形成された隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ３ｎである。これにより、隙間角度θ３ｐおよびθ３ｎの範囲内において、入力回転体２とスプラインハブ３との相対回転を許容する第２ストッパ１０が実現されている。図１７に示すように、隙間角度θ３ｐおよびθ３ｎにより高捩り剛性の範囲が決まる。

（２．２．２：第２ダンパー）
第２ダンパー４ｂは、１段目および２段目における低捩り剛性の捩り特性（図１７参照）を実現しており、主に、第１部材としての第３摩擦ワッシャ６０と、第２部材としてのブッシュ７０と、第３部材としての出力プレート９０と、２つの第１小コイルスプリング７ａ（第１弾性部材）と、２つの第２小コイルスプリング７ｂ（第２弾性部材）と、第３回転体としてのスプラインハブ３と、を有している。第３摩擦ワッシャ６０およびブッシュ７０により第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂは弾性変形可能に保持されている。第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂは、小コイルスプリングの一例である。

第３摩擦ワッシャ６０およびブッシュ７０は、ハブフランジ６と一体回転するようにハブフランジ６に装着されている。具体的には、第３摩擦ワッシャ６０は、第１部材本体としての第３摩擦ワッシャ本体６１と、２つの第１収容部６４と、２つの第２収容部６５と、第２摩擦プレート６９と、を有している。軸方向から見た場合、第３摩擦ワッシャ６０およびブッシュ７０は、第１窓孔４１および第２窓孔４２により囲まれた概ね四角形の部材であり、四角形の４隅がカットされている。

第１収容部６４は第１小コイルスプリング７ａを保持するための開口である。第２収容部６５は第２小コイルスプリング７ｂを保持するための開口である。第３摩擦ワッシャ本体６１は、概ね環状の樹脂製部材であり、エンジン側に第２摩擦プレート６９が固定されている。第２摩擦プレート６９はクラッチプレート２１と軸方向に当接している。

第３摩擦ワッシャ本体６１の４隅には、第３摩擦ワッシャ本体６１からトランスミッション側へ突出した第３突出部としての４つの第１突起６２が形成されている。第１突起６２のＲ１側およびＲ２側には第1突出部としての第２突起６３が２つずつ形成されている。第２突起６３は、第３摩擦ワッシャ本体６１からトランスミッション側に突出しており、第１突起６２よりも長い。第１突起６２および第２突起６３は第３摩擦ワッシャ本体６１と一体で形成されている。第１突起６２および第２突起６３の断面は半円形状である。

第２突起６３の先端部はハブフランジ６に嵌め込まれている。具体的には、ハブフランジ６の第１窓孔４１には、第３凹部としての第１切欠部４４ａと、第１凹部としての２つの第２切欠部４４ｂとが形成されている。第２窓孔４２には第３切欠部４７ａと２つの第４切欠部４７ｂとが形成されている。第１切欠部４４ａ、第２切欠部４４ｂ、第３切欠部４７ａおよび第４切欠部４７ｂは半円形状である。第２突起６３の先端部は第２切欠部４４ｂおよび第４切欠部４７ｂに嵌め込まれている。これにより、第３摩擦ワッシャ６０とハブフランジ６との相対回転を確実に規制することが可能となる。

ブッシュ７０は、概ね環状の樹脂製部材であり、第３摩擦ワッシャ６０とハブフランジ６との軸方向間に挟み込まれている。ブッシュ７０は、第２部材本体としてのブッシュ本体７１と、２つの第１収容部７２と、２つの第２収容部７３と、を有している。第１収容部７２は第１小コイルスプリング７ａを保持するための開口である。第２収容部７３は第２小コイルスプリング７ｂを保持するための開口である。

ブッシュ本体７１の４隅（第２収容部７３の半径方向外側部分）には４つの第１切欠部７６ａが形成されている。第１切欠部７６ａのＲ１側およびＲ２側には、第２凹部としての第２切欠部７６ｂが２つずつ形成されている。第１切欠部７６ａは第３摩擦ワッシャ６０の第１突起６２と相補的な半円形状を有している。第２切欠部７６ｂは第２突起６３と相補的な半円形状を有している。第１切欠部７６ａには第１突起６２が嵌め込まれており、第２切欠部７６ｂには第２突起６３が嵌め込まれている。より詳細には、第２突起６３は第２切欠部７６ｂを軸方向に貫通しており、第２突起６３の先端部はハブフランジ６に嵌め込まれている。これにより、ブッシュ７０と第３摩擦ワッシャ６０との相対回転を確実に規制することが可能となる。

ブッシュ本体７１の２つの隅（第１収容部７２の半径方向外側部分）にはブッシュ本体７１からトランスミッション側に突出する第２突出部としての２対の突起７４が形成されている。１対の突起７４は第１切欠部７６ａを挟んでＲ１側およびＲ２側に配置されている。突起７４はハブフランジ６に形成された第１切欠部４４ａおよび第３切欠部４７ａに嵌め込まれている。これにより、ブッシュ７０と第３摩擦ワッシャ６０との相対回転を確実に規制することが可能となる。

図６〜図８および図１３に示すように、ブッシュ７０は、エンジン側に窪んだ環状の凹部７７を有している。凹部７７には、後述するウェーブスプリング９５が収容されている。

また、第１収容部７２の回転方向両端には、回転方向に円弧状に延びる開口７８ａ、７８ｂが形成されている。開口７８ａ、７８ｂは、後述するウェーブスプリング９５の爪部９８ａ、９８ｂがブッシュ７０に対して回転方向に移動するための窓である。第１収容部７２のＲ１側には爪部９８ａに対応する開口７８ａが配置されており、第１収容部７２のＲ２側には爪部９８ｂに対応する開口７８ｂが配置されている。開口７８ａ、７８ｂには、後述するウェーブスプリング９５の爪部９８ａ、９８ｂがそれぞれ挿入されている。

第３摩擦ワッシャ６０は、第３摩擦ワッシャ本体６１からトランスミッション側へ突出する第１当接部６７ａ、６７ｂ、６７ｃおよび６７ｄを半径方向外側部分に有している。ブッシュ７０は、ブッシュ本体７１からエンジン側へ突出する第２当接部７７ａ、７７ｂ、７７ｃおよび７７ｄを半径方向外側部分に有している。軸方向の同じ側から見た場合に、第１当接部６７ａ、６７ｂ、６７ｃおよび６７ｄと第２当接部７７ａ、７７ｂ、７７ｃおよび７７ｄとは、ほぼ同じ形状であり、軸方向に互いに当接している。第１当接部６７ａ、６７ｂ、６７ｃ、６７ｄおよび第２当接部７７ａ、７７ｂ、７７ｃ、７７ｄにより、第３摩擦ワッシャ本体６１とブッシュ本体７１との軸方向間には、出力プレート９０を収容できる空間が形成されている。

出力プレート９０は、複数の内周歯９１と、２つの第１開口部９２と、２つの第２開口部９３と、を有している。内周歯９１はスプラインハブ３の第２外周歯５４ｂとほぼ隙間がない状態で噛み合っている。このため、第３摩擦ワッシャ本体６１およびブッシュ本体７１により形成された空間内を、出力プレート９０はスプラインハブ３と一体で回転する。

第１開口部９２は第１収容部６４、７２に対応して配置されている。第１開口部９２には第１小コイルスプリング７ａが収容されている。第２開口部９３は第２収容部６５、７３に対応して配置されている。第２開口部９３には第２小コイルスプリング７ｂが収容されている。第１開口部９２の回転方向長さは第１小コイルスプリング７ａの自由長とほぼ同じ長さに設定されている。一方、第２開口部９３の回転方向長さは第２小コイルスプリング７ｂの自由長よりも長く設定されている。図５に示すように、中立状態において、第２小コイルスプリング７ｂのＲ１側に形成される隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ４ｐである。第２小コイルスプリング７ｂのＲ２側に形成される隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ４ｎである。これらの構成により、２つの第１小コイルスプリング７ａが並列に圧縮される領域（正側および負側の１段目領域）と２つの第２小コイルスプリング７ｂが並列に圧縮される領域（正側および負側の２段目領域）とが実現される（図１７）。

中立状態では、第１開口部９２に収容される２つの第１小コイルスプリング７ａにより第３摩擦ワッシャ６０（ブッシュ７０）と出力プレート９０との回転方向の相対位置が決まる。すなわち、第１小コイルスプリング７ａにより中立状態におけるハブフランジ６とスプラインハブ３との回転方向の相対位置が決まる。

第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂのバネ定数は、コイルスプリングセット８のバネ定数に比べて大幅に小さく設定されている。すなわち、コイルスプリングセット８は第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂよりもはるかに剛性が高い。このため、１段目および２段目領域では、コイルスプリングセット８は圧縮されず、第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂが圧縮される。

スプラインハブ３は、クラッチプレート２１およびリテーニングプレート２２の内周側に配置されている。スプラインハブ３は、軸方向に延びる筒状のボス５２と、ボス５２から半径方向外側に延びるフランジ５４と、を有している。ボス５２の内周部には、トランスミッションの入力シャフト（図示せず）に係合するスプライン孔５３が形成されている。

図１〜図７に示すように、フランジ５４の外周部には複数の第１外周歯５４ａおよび第２外周歯５４ｂが形成されている。第１外周歯５４ａは第２外周歯５４ｂよりも半径方向外側に突出している。ハブフランジ６の内周部には複数の内周歯５９が形成されている。第１外周歯５４ａは所定の隙間を介してハブフランジ６の内周歯５９と噛み合っている。具体的には図５に示すように、トルクが入力されていない中立状態では、内周歯５９のＲ１側に形成される隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ１ｐである。内周歯５９のＲ２側に形成される隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ１ｎである。これらの構成により、隙間角度θ１ｐおよびθ１ｎの範囲内において、ハブフランジ６とスプラインハブ３との相対回転を許容する第１ストッパ９が実現されている。図１７に示すように、隙間角度θ１ｐおよびθ１ｎにより低捩り剛性の範囲が決まる。

（２．２．３：摩擦発生機構）
ダンパー機構４は、捩り振動をより効果的に減衰および吸収させるために、摩擦抵抗を利用してヒステリシストルクを発生させる摩擦発生機構５をさらに有している。具体的には図６および図７に示すように、摩擦発生機構５は、第１摩擦ワッシャ７９と、第２摩擦ワッシャ８２と、前述の第３摩擦ワッシャ６０と、第４摩擦ワッシャ８９と、第２摩擦部材としてのウェーブスプリング９５と、を有している。第１摩擦ワッシャ７９および第４摩擦ワッシャ８９により低ヒステリシストルクが実現されており、第２摩擦ワッシャ８２および第３摩擦ワッシャ６０により高ヒステリシストルクが実現されている。ウェーブスプリング９５により２段目領域の低ヒステリシストルクが実現されている。

図６および図７に示すように、第１摩擦ワッシャ７９はフランジ５４とリテーニングプレート２２との軸方向間に配置されている。第１摩擦ワッシャ７９とリテーニングプレート２２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摩擦ワッシャ７９は第１コーンスプリング８０によりフランジ５４に押し付けられている。これにより、入力回転体２とスプラインハブ３との間で低ヒステリシストルクが発生する。

第４摩擦ワッシャ８９はフランジ５４とクラッチプレート２１との軸方向間に配置されている。第４摩擦ワッシャ８９は複数の外周歯８９ａを有しており、外周歯８９ａはクラッチプレート２１の内周部に形成された複数のスリット２１ａに嵌め込まれている。このため、第４摩擦ワッシャ８９はクラッチプレート２１と一体回転する。フランジ５４は第１コーンスプリング８０により第４摩擦ワッシャ８９に押し付けられている。これにより、入力回転体２とスプラインハブ３との間で低ヒステリシストルクが発生する。

第２摩擦ワッシャ８２は、第１摩擦ワッシャ７９の半径方向外側に一体回転するように配置されている。第２摩擦ワッシャ８２および第１摩擦ワッシャ７９はリテーニングプレート２２と一体回転する。第２摩擦ワッシャ８２は本体部２９と当接する第１摩擦プレート８３を有している。第２摩擦ワッシャ８２とクラッチプレート２１との間には第２コーンスプリング８１が配置されている。第２コーンスプリング８１により第２摩擦ワッシャ８２の第１摩擦プレート８３はハブフランジ６に押し付けられている。これにより、入力回転体２とハブフランジ６との間で高ヒステリシストルクが発生する。

第２コーンスプリング８１により第２摩擦ワッシャ８２を介してハブフランジ６がクラッチプレート２１側へ押されている。このため、ハブフランジ６およびクラッチプレート２１の軸方向間に前述の第３摩擦ワッシャ６０およびブッシュ７０が挟み込まれるとともに、第３摩擦ワッシャ６０の第２摩擦プレート６９がクラッチプレート２１に押し付けられる。これにより、入力回転体２とハブフランジ６との間で高ヒステリシストルクが発生する。

以上の構成により、捩り特性の全域において発生する低ヒステリシストルクと、３段目および４段目領域において発生する高ヒステリシストルクと、を実現できる。

図６〜図８に示すように、ウェーブスプリング９５は、２段目領域におけるヒステリシストルクを発生させるための部材である。具体的には、ウェーブスプリング９５は、軸方向に弾性変形可能な環状の弾性体であり、軸方向に圧縮された状態でハブフランジ６とブッシュ７０との間に配置されている。このため、ウェーブスプリング９５は、ハブフランジ６およびブッシュ７０に当接しており、ハブフランジ６およびブッシュ７０に対して回転すると摩擦抵抗を発生する。

図１５に示すように、ウェーブスプリング９５は、環状の本体部９６と、本体部９６から半径方向外側へ延びる２対の爪部９８ａ、９８ｂと、を有している。爪部９８ａ、９８ｂの先端部は、軸方向に折り曲げられており、第２小コイルスプリング７ｂの両端部と回転方向に当接している。言い換えると、爪部９８ａ、９８ｂの回転方向間に第２小コイルスプリング７ｂが配置されている。爪部９８ａ、９８ｂ間の回転方向の距離は、第２小コイルスプリング７ｂの自由長とほぼ一致している。これにより、第２小コイルスプリング７ｂによりウェーブスプリング９５の回転方向の位置決めが行われるとともに、第２小コイルスプリング７ｂおよびウェーブスプリング９５は一体で回転可能となっている。

また、本体部９６の外周部には、２対の突出部９９ａ、９９ｂが形成されている。１対の突出部９９ａおよび１対の突出部９９ｂは、回転軸を挟んで対向するように配置されている。突出部９９ａ、９９ｂによりウェーブスプリング９５の摺動面積が確保されている。

さらに、本体部９６の内周部には、複数の内周歯９７が形成されている。内周歯９７は、スプラインハブ３の第１外周歯５４ａ同士の回転方向間に配置されており、第１外周歯５４ａと回転方向に当接可能である。ダンパー機構４の中立状態では、内周歯９７のＲ１側およびＲ２側には隙間が確保されている。内周歯９７のＲ１側の隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ５ｐであり、第２外周歯５４ｂのＲ２側に形成される隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ５ｎである。ここでは、隙間角度θ５ｐ、θ５ｎは、隙間角度θ４ｐ、θ４ｎとほぼ同じ角度に設定されている。隙間角度θ５ｐ、θ５ｎを確保することで、捩り特性の正側および負側において、１段目領域でウェーブスプリング９５によるヒステリシストルクは発生しないが、２段目領域でウェーブスプリング９５によるヒステリシストルクが得られる。

〔３．動作〕
図１〜図１２を用いてクラッチディスク組立体１のダンパー機構４の動作および捩り特性について説明する。ここでは、捩り特性の正側を例に説明し、負側の動作についての説明は省略する。

＜３．１：１段目および２段目領域＞
捩り特性の正側では、図１６に示す中立状態からスプラインハブ３に対して入力回転体２がＲ１側（駆動側）に捩られる。このとき、コイルスプリングセット８の剛性よりも第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂの剛性の方が大幅に小さいため、コイルスプリングセット８はほとんど圧縮されず、入力回転体２およびハブフランジ６は一体回転する。また、第３摩擦ワッシャ６０およびブッシュ７０がハブフランジ６と一体回転するため、第３摩擦ワッシャ６０およびブッシュ７０はスプラインハブ３に対して回転する。この結果、第１小コイルスプリング７ａが第３摩擦ワッシャ６０（ブッシュ７０）と出力プレート９０との間で圧縮される。入力回転体２およびハブフランジ６がスプラインハブ３に対してさらに回転すると、第１摩擦ワッシャ７９がスプラインハブ３のフランジ５４と摺動する。以上より、１段目領域において低捩り剛性および低ヒステリシストルクの捩り特性が得られる。

スプラインハブ３に対して入力回転体２がＲ１側に捩り角度θ４ｐだけ相対回転すると、第３摩擦ワッシャ６０（ブッシュ７０）と出力プレート９０との間で第２小コイルスプリング７ｂの圧縮が開始される。これにより、２段目領域において低捩り剛性および低ヒステリシストルクの捩り特性を実現できる。第２小コイルスプリング７ｂは第１小コイルスプリング７ａに対して並列に作用するため、２段目領域では１段目に比べて若干高い捩り剛性が得られる。

また、隙間角度θ５ｐが隙間角度θ４ｐとほぼ同じであるため、スプラインハブ３に対して入力回転体２がＲ１側に捩り角度θ４ｐだけ相対回転すると、ウェーブスプリング９５の内周歯９７とスプラインハブ３の第１外周歯５４ａとが当接する。スプラインハブ３に対して入力回転体２がさらに回転すると、第１外周歯５４ａにより内周歯９７がＲ１側へ押され、ハブフランジ６およびブッシュ７０に対してウェーブスプリング９５が回転する。この結果、ウェーブスプリング９５がハブフランジ６およびブッシュ７０と摺動し、２段目領域においてヒステリシストルクが発生する。

スプラインハブ３に対する入力回転体２の捩り角度が角度θ１ｐになると、第１外周歯５４ａが内周歯５９に当接し、第１ストッパ９が作動する。この結果、ハブフランジ６とスプラインハブ３との相対回転が停止する。このため、第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂの圧縮が停止する。また、ウェーブスプリング９５によるヒステリシストルクの発生も停止する。

＜３．２：３段目および４段目領域＞
スプラインハブ３に対して入力回転体２がさらにＲ１側に回転すると、ハブフランジ６に対して入力回転体２が相対回転し、入力回転体２とハブフランジ６との間で第２窓孔４２に収容される２つのコイルスプリングセット８の圧縮が開始される。捩り角度が角度θ１ｐ＋θ２ｐまでは、２つのコイルスプリングセット８が並列に圧縮される。このとき、第２摩擦ワッシャ８２の第１摩擦プレート８３がハブフランジ６と摺動し、第３摩擦ワッシャ６０の第２摩擦プレート６９がクラッチプレート２１と摺動する。第３摩擦ワッシャ６０は第２突起６３によりハブフランジ６に対する相対回転が確実に規制されているため、入力回転体２がハブフランジ６に対して回転すると、第２摩擦プレート６９がクラッチプレート２１と必ず摺動し、入力される捩り角度に関係なく入力回転体２とハブフランジ６との間で高ヒステリシストルクが発生する。以上より、３段目領域において高捩り剛性および高ヒステリシストルクの捩り特性が得られる。

スプラインハブ３に対する入力回転体２の捩り角度が角度θ１ｐ＋θ２ｐになると、４つのコイルスプリングセット８の圧縮が開始される。入力回転体２の捩り角度が角度θ１ｐ＋θ３ｐに達すると、第２ストッパ１０が作動し、入力回転体２とスプラインハブ３との相対回転が停止する。以上より、４段目領域において高捩り剛性および高ヒステリシストルクの捩り特性が得られる。

なお、ダンパー機構４が中立状態に戻る過程において、第２小コイルスプリング７ｂの端部が、ウェーブスプリング９５の爪部９８ａをＲ２側へ押し、爪部９８ａを初期位置に導く。このため、ウェーブスプリング９５の回転方向の位置は、爪部９８ａ、９８ｂにより初期設定位置に戻る。これにより、ダンパー機構４の捩り動作が繰り返されても、ウェーブスプリング９５によるヒステリシストルクが２段目領域において確実に発生する。

〔４．効果〕
ダンパー機構４により得られる効果は以下の通りである。

（１）
このダンパー機構４では、入力回転体２がハブフランジ６に対して回転すると、第３摩擦ワッシャ６０に固定された第２摩擦プレート６９がクラッチプレート２１と摺動する。このとき、第３摩擦ワッシャ６０およびブッシュ７０がハブフランジ６に対して回転するのが確実に規制されているため、入力回転体２とハブフランジ６との相対回転角度が小さい場合であっても、入力回転体２とハブフランジ６との間で必ず高ヒステリシストルクが発生する。これにより、このダンパー機構４では、所望のヒステリシストルクを確実に発生させることができる。

（２）
このダンパー機構４では、第３摩擦ワッシャ６０の第２突起６３が第２切欠部４４ｂおよび第４切欠部４７ｂに嵌め込まれている。また、第２突起６３がブッシュ７０の第２切欠部７６ｂに嵌め込まれている。さらに、第１突起６２がブッシュ７０の第１切欠部７６ａに嵌め込まれている。これらの構成により、第３摩擦ワッシャ６０とハブフランジ６との相対回転、および第３摩擦ワッシャ６０とブッシュ７０との相対回転、を確実に規制することができる。

また、第３摩擦ワッシャ６０の第２突起６３に加えて、ブッシュ７０の突起７４がハブフランジ６の第１切欠部４４ａおよび第３切欠部４７ａに嵌め込まれている。これにより、ブッシュ７０とハブフランジ６との相対回転を確実に規制することができる。

（３）
このダンパー機構４では、第２突起６３が、第１窓孔４１の縁に形成された第２切欠部４４ｂおよび第２窓孔４２の縁に形成された第４切欠部４７ｂに嵌め込まれている。このため、第２突起６３を嵌め込むための孔を第１窓孔４１および第２窓孔４２の半径方向内側に形成する場合に比べて、第２切欠部４４ｂおよび第４切欠部４７ｂをより半径方向外側へ配置することができる。これにより、回転軸Ｏ−Ｏから第２突起６３までの有効半径を大きくすることができ、第２突起６３に作用する回転方向の荷重を低減することができる。

（４）
このダンパー機構４では、第１切欠部４４ａ、第２切欠部４４ｂ、第３切欠部４７ａ、第４切欠部４７ｂ、第１切欠部７６ａおよび第２切欠部７６ｂの断面形状が概ね半円である。このため、これらの切欠部への応力集中を抑制することができ、ハブフランジ６やブッシュ７０の破損を防止できる。

（５）
このダンパー機構４では、第３摩擦ワッシャ６０およびブッシュ７０が樹脂製である。このため、第１小コイルスプリング７ａおよび第２小コイルスプリング７ｂが第３摩擦ワッシャ６０およびブッシュ７０と摺動することにより発生するヒステリシストルクを低減でき、１段目および２段目領域のヒステリシストルクの増大を防止できる。

（６）
従来、この種のダンパー機構では、クラッチディスクが固定される１対のプレート部材がフライホイールに近接して配置される。このため、フライホイールにプレート部材が干渉しないように、ダンパー機構の外径を大きくすることができない。すなわち、従来のダンパー機構では設計の自由度が低下する。

しかし、
このダンパー機構４では、フライホイール７に近接して配置されたクラッチプレート２１の外径Ｌ１がリテーニングプレート２２の外径Ｌ２よりも小さい。このため、クラッチプレート２１がフライホイール７と干渉するのを防止できる。これにより、ダンパー機構４の設計の自由度を高めることができる。また、小型のフライホイール７に対してダンパー機構４を適用することができるため、ダンパー機構４の適用範囲を拡大することができる。

（７）
このダンパー機構４では、低捩り剛性の２段目領域においてウェーブスプリング９５によりヒステリシストルクが発生する。このため、２段目から３段目にかけて回転方向の抵抗が大きくなり、ダンパー機構４の捩り角度が３段目領域まで達することなく２段目領域の範囲内で抑制されやすくなる。例えば、シフトをニュートラルに入れてクラッチペダルを放している状態で、エンジンでの燃焼変動に起因する捩り振動がダンパー機構４に入力されても、１段目領域を超えて２段目領域まで捩り角度が達したとしても、第１ストッパ９が作動する前に（スプラインハブ３の第１外周歯５４ａとハブフランジ６の内周歯５９とが当接する前に）、捩り振動が減衰される。

このように、ウェーブスプリング９５により２段目領域でヒステリシストルクを発生させることで、２段目および３段目領域の境界で第１ストッパ９が作動する音が発生するのを防止でき、捩り振動減衰性能を高めることができる。

（８）
このダンパー機構４では、２段目領域のヒステリシストルクを発生させる部材として、ウェーブスプリング９５が採用されている。このため、摩擦部材に加えて弾性体を設ける必要がなく、簡素な構造により２段目領域のヒステリシストルクを実現することができる。

（９）
このダンパー機構４では、第２小コイルスプリング７ｂの端部と当接することでウェーブスプリング９５は第２小コイルスプリング７ｂと一体回転可能である。より具体的には、ウェーブスプリング９５が、本体部９６の外周部から延びており第２小コイルスプリング７ｂの両端部と回転方向に当接可能な爪部９８ａ、９８ｂを有している。第２小コイルスプリング７ｂは爪部９８ａ、９８ｂの回転方向間に配置されている。このため、ダンパー機構４の中立状態において、ウェーブスプリング９５の回転方向の位置を初期設定位置に戻すことができ、ダンパー機構４の捩り動作が繰り返されても、ウェーブスプリング９５によるヒステリシストルクが２段目領域において確実に発生する。

（１０）
このダンパー機構４では、爪部９８ａ、９８ｂの先端部が軸方向に貫通する円弧状の開口７８ｂをブッシュ７０が有しているため、構造の簡素化を図ることができる。

（１１）
このダンパー機構４では、ブッシュ７０の凹部７７にウェーブスプリング９５が収容されているため、軸方向の寸法を短縮することができる。

〔５．他の実施形態〕
本発明の具体的な構成は、前述の実施形態に限られるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変更および修正が可能である。

（１）
前述の実施形態では、ダンパー機構４が搭載されたクラッチディスク組立体１を例に説明しているが、これに限定されない。例えば、このダンパー機構は２マスフライホイールや流体式トルク伝達装置のロックアップ装置などの他の動力伝達装置にも適用可能である。

（２）
また、第１突起６２、第２突起６３、突起７４の配置は前述の実施形態に限定されない。

クラッチディスク組立体の縦断面概略図 クラッチディスク組立体の平面概略図 ダンパー機構の平面概略図 ダンパー機構の平面概略図 ダンパー機構の平面概略図 ダンパー機構の部分断面図 ダンパー機構の部分断面図 ダンパー機構の部分平面図 ダンパー機構を構成する一部の構成部材の概略斜視図 ダンパー機構４を構成する一部の構成部材の分解斜視図 トランスミッション側から見た第３摩擦ワッシャ６０の平面図 エンジン側から見たブッシュ７０の平面図 トランスミッション側から見たブッシュ７０の平面図 エンジン側から見た出力プレート９０の平面図 トランスミッション側から見たウェーブスプリング９５の平面図 ダンパー機構の機械回路図（中立状態） 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（第１回転体）
３ スプラインハブ（第３回転体）
４ ダンパー機構
５ 摩擦発生機構
６ ハブフランジ（第２回転体）
７ａ 第１小コイルスプリング
７ｂ 第２小コイルスプリング
８ コイルスプリングセット（大コイルスプリング）
９ 第１ストッパ
１０ 第２ストッパ
２１ クラッチプレート（第１プレート部材）
２２ リテーニングプレート（第２プレート部材）
４１ 第１窓孔（開口部）
４２ 第２窓孔（開口部）
４４ａ 第１切欠部
４４ｂ 第２切欠部（第１凹部）
４７ａ 第３切欠部
４７ｂ 第４切欠部（第１凹部）
６０ 第３摩擦ワッシャ（第１部材、保持部材）
６１ 第３摩擦ワッシャ本体（第１部材本体）
６２ 第１突起（第３突出部）
６３ 第２突起（第１突出部）
６４ 第１収容部
６５ 第２収容部
６９ 第２摩擦プレート（第１摩擦部材）
７０ ブッシュ（第２部材、保持部材）
７１ ブッシュ本体（第２部材本体）
７２ 第１収容部
７３ 第２収容部
７４ 突起（第２突出部）
７６ａ 第１切欠部
７６ｂ 第２切欠部（第２凹部）
９０ 出力プレート
９５ ウェーブスプリング（第２摩擦部材）
９６ 本体部
９７ 内周歯
９８ａ、９８ｂ 爪部
９９ａ、９９ｂ 突出部
Ｌ１ クラッチプレート２１の外径
Ｌ２ リテーニングプレート２２の外径
θ１ｐ、θ１ｎ 隙間角度（第２角度）
θ２ｐ、θ２ｎ 隙間角度
θ３ｐ、θ３ｎ 隙間角度（第１角度）
θ４ｐ、θ４ｎ 隙間角度
θ５ｐ、θ５ｎ 隙間角度（第３角度）

Claims (10)

1. 第１回転体と、
   前記第１回転体に対して第１角度の範囲内で回転可能に配置された第２回転体と、
   前記第２回転体に対して第２角度の範囲内で回転可能に配置された第３回転体と、
   前記第２回転体に対して回転不能なように前記第２回転体に装着され、前記第１回転体と軸方向に当接する摩擦部材を有する第１部材と、
   前記第２回転体と前記第１部材との軸方向間に配置され、前記第１部材に対して回転不能なように前記第２回転体および第１部材のうち少なくとも一方に装着された第２部材と、
   前記第１部材と前記第２部材との軸方向間に配置され、前記第３回転体と一体回転可能なように前記第３回転体に支持される第３部材と、
   回転方向に弾性変形可能なように前記第１および第２部材により保持され、前記第１および第２部材のうち少なくとも一方と前記第３部材とを回転方向に弾性的に連結する少なくとも１つの小コイルスプリングと、
   を備えたダンパー機構。
2. 前記第１部材は、前記摩擦部材が設けられ前記小コイルスプリングを保持する第１部材本体と、前記第１部材本体から軸方向に延び前記第２回転体に嵌合する複数の第１突出部と、をさらに有している、
   請求項１に記載のダンパー機構。
3. 前記第１および第２回転体を回転方向に弾性的に連結する少なくとも１つの第２弾性部材をさらに備えており、
   前記第２回転体は、前記大コイルスプリングが収容される少なくとも１つの開口部と、前記開口部の縁に形成され前記第１突出部が嵌め込まれる第１凹部と、を有している、
   請求項２に記載のダンパー機構。
4. 前記第２部材は、前記小コイルスプリングを保持する第２部材本体と、前記第２部材本体の外周部に形成され前記第１突出部が嵌め込まれる複数の第２凹部を有している、
   請求項３に記載のダンパー機構。
5. 前記第２部材は、前記第２部材本体から軸方向に延び前記第２回転体に嵌め込まれる第２突出部をさらに有している、
   請求項４に記載のダンパー機構。
6. 前記第２回転体は、前記開口部の縁に形成され前記第２突出部が嵌め込まれる第３凹部をさらに有している、
   請求項５に記載のダンパー機構。
7. 前記第１部材は、前記第１部材本体から軸方向に延び前記第１突出部よりも短い第３突出部を有しており、
   前記第３突出部は、前記第２部材に嵌め込まれている、
   請求項６に記載のダンパー機構。
8. 回転軸に垂直な面における前記第１突出部の断面形状は、略半円であり、
   回転軸に垂直な面における前記第１凹部の断面形状は、前記第１突出部と相補的な略半円である、
   請求項７に記載のダンパー機構。
9. 前記第３部材は、前記小コイルスプリングの端部の中心軸周辺を回転方向に押圧可能である、
   請求項８に記載のダンパー機構。
10. 前記第１および第２部材は、樹脂製である、
    請求項９に記載のダンパー機構。

Images