JP2013083317A - 車両用ダンパ装置 - Google Patents

Abstract

【課題】簡易な構造で多段階の捩れ剛性を実現できる車両用ダンパ装置を提供する。
【解決手段】各コイルスプリング６２内に設けられているクッション８４ａ〜８４ｄの圧縮が開始される捩れ角θが異なるため、各クッション８４ａ〜８４ｄが圧縮される捩れ角θに応じてダンパ装置３８の捩れ剛性を多段階に変化させることができる。また、クッション８４ａ〜８４ｄの周方向の長さLa〜Ldを異ならすだけで済むので、簡易な構造で多段階の捩れ剛性を達成することができる。
【選択図】図４

Description

本発明は、車両用ダンパ装置に係り、特に、多段階の捩れ剛性を実現できるダンパ装置の構造に関するものである。

エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路に介挿される車両用ダンパ装置がよく知られている。例えば特許文献１のダンパがその一例である。特許文献１のダンパには、複数個の隙間や剛性の異なる弾性部材を用いることで、サイドプレート４、５とハブ１との捩れ角に応じて複数段の捩れ剛性を実現する技術が開示されている。

実開平６−１０６３３号公報

ところで、特許文献１のダンパにおいて、複数段の捩れ剛性を実現するため、複数個の隙間や剛性の異なる弾性体を用いており、構造が非常に複雑となり、捩れ角に対する剛性を変化する際には隙間等を調整する必要がありロバスト性が悪くなる問題があった。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、簡易な構造で多段階の捩れ剛性を実現できる車両用ダンパ装置を提供することにある。

上記目的を達成するための、請求項１にかかる発明の要旨とするところは、(a)軸心まわりに回転可能なディスクプレートと、そのディスクプレートと同軸心まわりに回転可能なハブ部材と、そのディスクプレートとそのハブ部材との間に介挿されてそのディスクプレートとそのハブ部材とをそれ等の相対回転を所定の捩れ角範囲内に許容しつつ動力伝達する複数個のコイルスプリングとを、含む車両用ダンパ装置であって、(b)前記複数個のコイルスプリング内には、そのコイルスプリングよりも周方向の長さが短い複数個の弾性部材がそれぞれ設けられており、その複数個の弾性部材は、圧縮が開始される捩れ角が異なるように、その長さがそれぞれ異なることを特徴とする。

このようにすれば、弾性部材の圧縮が開始される捩れ角が異なるため、各弾性部材が圧縮される捩れ角に応じてダンパ装置の捩れ剛性を多段階に変化させることができる。また、弾性部材の周方向の長さを異ならすだけで済むので、簡易な構造で多段階の捩れ剛性を達成することができる。

また、好適には、前記弾性部材は、その長さが短いものほど高い剛性を有している。このようにすれば、ディスクプレートとハブ部材との捩れ角が増加するに従って、剛性の低い弾性部材から段階的に圧縮されることとなり、コイルスプリングから弾性部材への切替点における捩り剛性の変化を滑らかにすることができる。

本発明が適用されたハイブリッド形式の車両用駆動装置を説明する概略構成図である。 図１のダンパ装置の構成を詳細に説明するための断面図である。 図１のダンパ装置の外観図である。 図１のダンパ装置を構成する各クッションの長さと剛性の関係を概念的に示す図である。 図１のダンパ装置の捩れ剛性線図である。 図５の捩れ剛性線図の一部を拡大した図である。 従来の捩れ剛性線図の一部を拡大したものであり、図６に対応するものである。

ここで、好適には、本発明の捩れ角とは、前記ディスクプレートとハブ部材との間の相対回転角を示している。

また、好適には、本発明の弾性部材の長さが異なるとは、弾性部材の寸法公差によるバラツキよりも大きな値の寸法差を有しているものを示している。

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。

図１は、本発明が適用されたハイブリッド形式の車両用駆動装置１０を説明する概略構成図である。図１において、この車両用駆動装置１０では、車両において、主駆動源である第１駆動源１２のトルクが出力部材として機能する車輪側出力軸１４に伝達され、その車輪側出力軸１４から差動歯車装置１６を介して左右一対の駆動輪１８にトルクが伝達されるようになっている。また、この車両用駆動装置１０には、走行のための駆動力を出力する力行制御およびエネルギを回収するための回生制御を選択的に実行可能な第２電動機ＭＧ２が第２駆動源として設けられており、この第２電動機ＭＧ２は自動変速機２２を介して上記車輪側出力軸に連結されている。したがって、第２電動機ＭＧ２から車輪側出力軸へ伝達される出力トルクがその自動変速機２２で設定される変速比γs（＝第２電動機ＭＧ２の回転速度Ｎmg2／車輪側出力軸の回転速度Ｎout）に応じて増減されるようになっている。

第２電動機ＭＧ２と駆動輪１８（車両側出力軸１４）との間の動力伝達経路に介装されている自動変速機２２は、変速比γsが「１」より大きい複数段を成立させることができるように構成されており、第２電動機ＭＧ２からトルクを出力する力行時にはそのトルクを増大させて車輪側出力軸へ伝達することができるので、第２電動機ＭＧ２が一層低容量もしくは小型に構成される。これにより、例えば高車速に伴って車輪側出力軸の回転速度Ｎoutが増大した場合には、第２電動機ＭＧ２の運転効率を良好な状態に維持するために、変速比γsを小さくして第２電動機ＭＧ２の回転速度（以下、第２電動機回転速度という）Ｎmg2を低下させたり、また車輪側出力軸の回転速度Ｎoutが低下した場合には、変速比γsを大きくして第２電動機回転速度Ｎmg2を増大させる。

上記第１駆動源１２は、主動力源としてのエンジン２４と、第１電動機ＭＧ１と、これらエンジン２４と第１電動機ＭＧ１との間でトルクを合成もしくは分配するための動力分配機構としての遊星歯車装置２６とを主体として構成されている。上記エンジン２４は、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの燃料を燃焼させて動力を出力する公知の内燃機関であって、マイクロコンピュータを主体とする図示しないエンジン制御用の電子制御装置（Ｅ−ＥＣＵ）によって、スロットル弁開度や吸入空気量、燃料供給量、点火時期などの運転状態が電気的に制御されるように構成されている。上記電子制御装置には、アクセルペダルの操作量を検出するアクセル操作量センサＡＳ、ブレーキペダルの操作の有無を検出するためのブレーキセンサＢＳ等からの検出信号が供給されている。

上記第１電動機ＭＧ１は、例えば同期電動機であって、駆動トルクを発生させる電動機としての機能と発電機としての機能とを選択的に生じるように構成され、インバータ３０を介してバッテリー、コンデンサなどの蓄電装置３２に接続されている。そして、マイクロコンピュータを主体とする図示しないモータジェネレータ制御用の電子制御装置（ＭＧ−ＥＣＵ）によってそのインバータ３０が制御されることにより、第１電動機ＭＧ１の出力トルクあるいは回生トルクが調節或いは設定されるようになっている。

遊星歯車装置２６は、サンギヤＳ０と、そのサンギヤＳ０に対して同心円上に配置されたリングギヤＲ０と、これらサンギヤＳ０およびリングギヤＲ０に噛み合うピニオンギヤＰ０を自転かつ公転自在に支持するキャリヤＣＡ０とを三つの回転要素として備えて公知の差動作用を生じるシングルピニオン型の遊星歯車機構である。遊星歯車装置２６はエンジン２４および自動変速機２２と同心に設けられている。遊星歯車装置２６および自動変速機２２は中心線に対して対称的に構成されているため、図１ではそれらの下半分が省略されている。

本実施例では、エンジン２４のクランク軸３６は、ダンパ装置３８（本発明の車両用ダンパ装置に対応）および出力軸３９を介して遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ０に連結されている。これに対してサンギヤＳ０には第１電動機ＭＧ１が連結され、リングギヤＲ０には車輪側出力軸１４が連結されている。このキャリヤＣＡ０は入力要素として機能し、サンギヤＳ０は反力要素として機能し、リングギヤＲ０は出力要素として機能している。

上記遊星歯車装置２６において、キャリヤＣＡ０に入力されるエンジン２４の出力トルクに対して、第１電動機ＭＧ１による反力トルクがサンギヤＳ０に入力されると、出力要素となっているリングギヤＲ０には、直達トルクが現れるので、第１電動機ＭＧ１は発電機として機能する。また、リングギヤＲ０の回転速度すなわち車輪側出力軸１４の回転速度（出力軸回転速度）Ｎoutが一定であるとき、第１電動機ＭＧ１の回転速度Ｎmg1を上下に変化させることにより、エンジン２４の回転速度（エンジン回転速度）Ｎeを連続的に（無段階に）変化させることができる。

本実施例の前記自動変速機２２は、一組のラビニョ型遊星歯車機構によって構成されている。すなわち自動変速機２２では、第１サンギヤＳ１と第２サンギヤＳ２とが設けられており、その第１サンギヤＳ１にステップドピニオンＰ１の大径部が噛合するとともに、そのステップドピニオンＰ１の小径部がピニオンＰ２に噛合し、そのピニオンＰ２が前記各サンギヤＳ１、Ｓ２と同心に配置されたリングギヤＲ１（Ｒ２）に噛合している。上記各ピニオンＰ１、Ｐ２は、共通のキャリヤＣＡ１（ＣＡ２）によって自転かつ公転自在にそれぞれ保持されている。また、第２サンギヤＳ２がピニオンＰ２に噛合している。

前記第２電動機ＭＧ２は、前記モータジェネレータ制御用の電子制御装置（ＭＧ−ＥＣＵ）によりインバータ４０を介して制御されることにより、電動機または発電機として機能させられ、アシスト用出力トルクあるいは回生トルクが調節或いは設定される。第２サンギヤＳ２にはその第２電動機ＭＧ２が連結され、上記キャリヤＣＡ１が車輪側出力軸に連結されている。第１サンギヤＳ１とリングギヤＲ１とは、各ピニオンＰ１、Ｐ２と共にダブルピニオン型遊星歯車装置に相当する機構を構成し、また第２サンギヤＳ２とリングギヤＲ１とは、ピニオンＰ２と共にシングルピニオン型遊星歯車装置に相当する機構を構成している。

そして、自動変速機２２には、第１サンギヤＳ１を選択的に固定するためにその第１サンギヤＳ１と非回転部材であるハウジング４２との間に設けられた第１ブレーキＢ１と、リングギヤＲ１を選択的に固定するためにそのリングギヤＲ１とハウジング４２との間に設けられた第２ブレーキＢ２とが設けられている。これらのブレーキＢ１、Ｂ２は摩擦力によって制動力を生じるいわゆる摩擦係合装置であり、多板形式の係合装置あるいはバンド形式の係合装置を採用することができる。そして、これらのブレーキＢ１、Ｂ２は、それぞれ油圧シリンダ等のブレーキＢ１用油圧アクチュエータ、ブレーキＢ２用油圧アクチュエータにより発生させられる係合圧に応じてそのトルク容量が連続的に変化するように構成されている。

以上のように構成された自動変速機２２は、第２サンギヤＳ２が入力要素として機能し、またキャリヤＣＡ１が出力要素として機能し、第１ブレーキＢ１が係合させられると「１」より大きい変速比γshの高速段Ｈが成立させられ、第１ブレーキＢ１に替えて第２ブレーキＢ２が係合させられるとその高速段Ｈの変速比γshより大きい変速比γslの低速段Ｌが成立させられるように構成されている。すなわち、自動変速機２２は２段変速機で、これらの変速段ＨおよびＬの間での変速は、車速Ｖや要求駆動力（もしくはアクセル操作量）などの走行状態に基づいて実行される。より具体的には、変速段領域を予めマップ（変速線図）として定めておき、検出された運転状態に応じていずれかの変速段を設定するように制御される。

図２は、図１に示すダンパ装置３８の構成を詳細に説明するための断面図である。また、図３は、ダンパ装置３８の外観図である。ダンパ装置３８は、軸心Ｃを中心としてエンジン２４と遊星歯車装置２６との間に動力伝達可能に設けられている。また、図２の断面図は、図３の切断線Ａで切断した図（Ａ−Ａ断面図）に対応している。

ダンパ装置３８は、エンジン２４のクランク軸３６に連結されている入力プレート５０と、入力プレート５０に後述するトルクリミッタ機構５２を介して動力伝達可能に連結されて軸心Ｃまわりに回転可能なディスクプレート５６と、出力軸３９に相対回転不能に連結されディスクプレート５６と同軸心まわりに相対回転可能なハブ部材５８と、ディスクプレート５６とハブ部材５８との間に介挿され、ディスクプレート５６とハブ部材５８とをそれ等の相対回転を所定の捩れ角範囲内に許容しつつ動力伝達するバネ鋼からなるコイルスプリング６２と、ディスクプレート５６とハブ部材５８との間でヒステリシストルクを発生させるヒステリシス機構６４とを、含んで構成されている。

入力プレート５０は、左右一対の円盤状のプレート５０ａおよびプレート５０ｂから構成されている。プレート５０ａおよびプレート５０ｂには、それぞれクランク軸３６に連結されている図示しないフライホイールを締結するためのボルト締結用穴５１が形成されている。従って、エンジン２４が回転すると、図示しないフライホイールを介してその回転が入力プレート５０に伝達され、入力プレート５０が軸心Ｃまわりに回転させられる。プレート５０ａの径方向中間部は、プレート５０ｂから乖離する方向に軸方向に屈曲されており、入力プレート５０の内周側には、トルクリミッタ機構５２を収容するための空間が形成されている。

トルクリミッタ機構５２は、径方向において入力プレート５０とディスクプレート５６との間に設けられており、予め設定されているリミットトルクＴlimを越えるトルク伝達を防止する機能を有している。トルクリミッタ機構５２は、円板環状のプレッシャプレート６６と、軸方向においてプレッシャプレート６６とプレート５０ｂとの間に介挿され、内周部がリベット６８によってディスクプレート５６に締結されている円板環状のライニングプレート７０と、軸方向においてプレッシャプレートとプレート５０ａとの間に予荷重状態で介挿されているコーン状の皿バネ７２とを、含んで構成されている。

ライニングプレート７０の軸方向の両側には、摩擦材７４が例えばリベット７６によって固定されている。従って、プレッシャプレート６６と摩擦材７４との間、およびプレート５０ｂと摩擦材７４との間が摺動可能な摩擦面として機能する。皿バネ７２は、予め設定されている皿バネ荷重Ｆでプレッシャプレート６６を軸方向においてプレート５０ｂ側に押圧している。このように構成されることにより、トルクリミッタ機構５２において、皿バネ７２の皿バネ荷重Ｆ、プレッシャプレート６６およびプレート５０ｂと摩擦材７４との間の摩擦面の摩擦係数μ、摩擦材７４の有効径ｒ（回転半径）に基づくリミットトルクＴlimが設定される。このトルクリミッタ機構５２にリミットトルクＴlimを越えるトルクが入力される場合、プレッシャプレート６６およびプレート５０ｂと摩擦材７４との間の摩擦面で滑りが生じ、リミットトルクＴlimを越えるトルク伝達が防止される。なお、リミットトルクＴlimは、一般にエンジン１４の最大トルクＴemaxから所定のマージンを持たせた値に設定され、そのリミットトルクＴlimとなるように、皿バネ荷重Ｆ、摩擦係数μ、摩擦材７４の有効径ｒ等が調整される。

ディスクプレート５６は左右一対の円盤状の第１ディスクプレート７８（以下、第１プレート７８という）および第２ディスクプレート８０（以下、第２プレート８０という）から構成され、コイルスプリング６２等を軸方向に挟み込んだ状態で、外周部がリベット６８によってライニングプレート７０と共に互いに相対回転不能に締結されている。従って、ディスクプレート５６は、ライニングプレート７０と共に軸心Ｃまわりに回転可能とされている。

第１プレート７８には、コイルスプリング６２を収容するための第１スプリング収容窓７８ａが周方向に等角度間隔で４個形成されている。また、第２プレート８０にも、コイルスプリング６２を収容するための第２スプリング収容窓８０ａが周方向に等角度間隔で４個形成されている。この第１スプリング収容窓７８ａおよび第２スプリング収容窓８０ａは、コイルスプリング６２を挟み込んだ状態で、周方向において同じ回転位置（位相）に形成されている。

ハブ部材５８は、内周部に出力軸３９をスプライン嵌合するための内周歯が形成されている円筒形状の円筒部５８ａと、その円筒部５８ａの外周部から径方向に伸びるフランジ部５８ｂとを備えて構成されている。このフランジ部５８ｂは、図３に示すように、周方向に等角度間隔で４個形成されており、各フランジ部５８ｂの間にはコイルスプリング６２を収容するための空間が４箇所形成されている。フランジ部５８ｂは何れも左右対称に形成されており、その外周側の両端にはコイルスプリング６２を保持するスプリングシート８２と嵌合する突起５８ｃが形成されている。

スプリングシート８２は、フランジ部５８ｂに形成されている突起５８ｃと嵌合されており、それぞれコイルスプリング６２の端部を保持するための円柱状の保持部８２ａが形成されている。そして、互いに向き合うスプリングシート８２の間に、コイルスプリング６２の両端が保持部８２ａに嵌め付けられた状態で保持されている。

各コイルスプリング６２の内部には、本発明の弾性部材である円柱状のクッション８４ａ〜８４ｄ（特に区別しない場合にはクッション８４という）が、コイルスプリング６２内を移動可能な状態でそれぞれ設けられている。クッション８４ａ〜８４ｄは、例えば樹脂にグラファイトが添加されたものやゴムで構成され、それぞれコイルスプリング６２よりも周方向の長さが短く形成されている。図４に各クッション８４ａ〜８４ｄの周方向の長さLa〜Ldと剛性Gの関係を簡略的に示す。図４に示すように、本実施例のクッション８４ａ〜８４ｄは、何れも周方向の長さが異なりその剛性Gも異なる値に設計されている。具体的には、クッション８４ａの長さLaが最も長く、クッション８４ｂの長さLbがクッション８４ａの長さLaよりも短く、クッション８４ｃの長さLcがクッション８４ｂの長さLbよりも短く、クッション８４ｄの長さLdがクッション８４ｃの長さLcよりも短く形成されている。また、クッション８４ａの剛性Gaが最も低く、クッション８４ｂの剛性Gbがクッション８４ａの剛性Gaよりも高く、クッション８４ｃの剛性Gcがクッション８４ｂの剛性Gbよりも高く、クッション８４ｄの剛性Gdがクッション８４ｃの剛性Gcよりも高いものとなっている。すなわち、クッション８４の長さLa〜Ldが短いものほど高い剛性Ga〜Gdを有している。なお、剛性Gは、例えば材料の成分比を変更するなどして調整されている。また、クッション８４の長さLa〜Ldの差は、クッション８４の寸法公差によるバラツキよりも大きな値である。

図２に戻り、ヒステリシス機構６４は、複数枚の摩擦材や皿バネを含んで構成され、二段のヒステリシスを発生させることができる。例えば通常運転中等では、摩擦係数の低い部位で滑りを生じさせることで小ヒステリシストルクを発生させ、エンジン始動時等おいては、摩擦係数の高い部位で滑りを生じさせることで、大ヒステリシストルクを発生させる。ヒステリシス機構６４の具体的な構造および作動については、公知であるためその説明を省略する。

このように構成されるダンパ装置３８において、例えばエンジン２４の動力は、クランク軸３６、図示しないフライホイールを介して入力プレート５０に伝達される。さらに、トルクリミッタ機構５２を介してディスクプレート５６に伝達され、ディスクプレート５６が軸心Ｃまわりに回転させられる。このとき、第１スプリング収容窓７８ａおよび第２スプリング収容窓８０ａに収容されているコイルスプリング６２の一端側がスプリングシート８２に押し当てられる。一方、コイルスプリング６２の他端側がスプリングシート８２を介してハブ部材５８のフランジ部５８ｂに押し当てられ、ハブ部材５８が軸心Ｃまわりに回転させられる。このようにして、ディスクプレート５６の回転がコイルスプリング６２を介してハブ部材５８に伝達される。このとき、コイルスプリング６２は、ディスクプレート５６に入力されるトルクに応じて弾性変形しつつ動力をハブ部材５８に伝達することで、トルク変動がコイルスプリング６２によって吸収される。また、ヒステリシス機構６４が減衰機構として機能することで、例えばエンジン始動時において大ヒステリシストルクが発生し、振動が減衰させられる。

図５に、本実施例のダンパ装置３８の捩れ剛性線図を示す。図５において、横軸は捩れ角θすなわちディスクプレート５６とハブ部材５８との相対回転角を示し、縦軸がダンパ装置３８の伝達トルクを示している。

捩れ角θが小さい低負荷の場合、コイルスプリング６２の内周側のみが圧縮されることで捩れ剛性ｋ１が発生する。そして、捩れ剛性がさらに大きくなり、捩れ角θ１となると、コイルスプリング６２全体が圧縮され始め、コイルスプリング６２による捩れ剛性ｋ２が発生する。捩れ角θがさらに増加し、切替点である捩れ角θ２となると、コイルスプリング６２に加えてクッション８４が圧縮され始める。このクッション８４およびコイルスプリング６２が圧縮されることで捩れ剛性ｋ３が発生する。捩れ角θがさらに増加し捩れ角θ３に到達すると、それ以上捩れ角θが増加した場合であってもトルクリミッタ機構５２が作動することによりリミットトルクＴlim以下に制限される。なお、捩れ角θが負の方向に増加した場合（駆動輪側からのトルク伝達時）であっても同様の傾向となる。

ここで、本実施例のクッション８４は、上述したように、それぞれ異なる長さおよび剛性Gを有している。従って、捩れ角θ２に到達しても、微視的にみるとこれらのクッション８４ａ〜８４ｄが同時に圧縮されることはなく、その圧縮が開始される捩れ角θが異なっている。図６は、図５の捩れ角θ２近傍における捩れ特性を拡大した図である。図６に示すように、捩れ角θ２近傍では、微視的にみると長さLaが最も長いクッション８４ａが捩れ角θ２aで最初に圧縮され、次いで捩れ角θ２bでクッション８４ｂ、捩れ角θ２cでクッション８４ｃ、捩れ角θ２dでクッション８４ｄが段階的に圧縮されることにより、捩れ剛性が捩れ角θ２a、θ２b、θ２c、θ２dに応じて多段階に変化している。また、剛性Gの最も低いクッション８４ａから剛性Gの最も高いクッション８４ｄへと段階的に圧縮されるため、捩れ角θ２近傍において捩れ剛性の変化が滑らかとなっている。

一方、従来では、図７に示すように、捩れ角θ２で捩れ剛性が急激に変化して捩れ剛性に角が生じていた。このように、捩れ角θ２において捩れ剛性の角が生じると、例えば駆動系共振による振動が伝達されやすく、エンジン２４の気筒毎の爆発変動も伝達されやすくなっていた。これに対して、本実施例では、捩れ角θ２近傍の捩れ剛性の変化が滑らかに変化することで、駆動系共振の振動伝達が抑制され、エンジン２４の気筒毎の爆発変動の伝達が従来に比べて抑制される。結果として、ドラビリやＮＶ特性が向上する。また、従来ではトルクリミッタ機構５２において微小滑りが生じることが知られていたが、本実施例ではこの微小滑りも抑制され、動力伝達の損失が抑制されて燃費が向上する。

上述のように、本実施例によれば、クッション８４ａ〜８４ｄの圧縮が開始される捩れ角θが異なるため、各クッション８４ａ〜８４ｄが圧縮される捩れ角θに応じてダンパ装置３８の捩れ剛性を多段階に変化させることができる。また、クッション８４ａ〜８４ｄの周方向の長さLa〜Ldを異ならすだけで済むので、簡易な構造で多段階の捩れ剛性を達成することができる。

また、本実施例によれば、クッション８４ａ〜８４ｄは、その長さLa〜Ldが短いものほど高い剛性を有している。このようにすれば、ディスクプレート５６とハブ部材５８との捩れ角θが増加するに従って、剛性Gの低いクッション８４ａから段階的に圧縮されることとなり、コイルスプリング６２からクッション８４への切替点（捩れ角θ２）における捩り剛性の変化を滑らかにすることができる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例では、コイルスプリング６２およびクッション８４が周方向にそれぞれ４個設けられていたが、必ずしも４個に限定されず、３個や５個以上であっても構わない。例えば、コイルスプリング６２が５個設けられる場合、クッション８４も５個設けることができ、捩れ剛性を最大５段階に変化させることができる。

また、前述の実施例では、クッション８４が樹脂で構成されているが、緩衝材（弾性部材）として機能するものであれば、必ずしも樹脂に限定されない。例えばゴムやコイルスプリング６２の内径よりも小径のコイルスプリングなどであっても構わない。

また、前述の実施例では、クッション８４ａ〜８４ｄはその成分比が異なるものの、基本的には同じ材質で構成されているが、コイルスプリング６２毎にクッション８４の材質が樹脂、プラスチック、ゴム、コイルスプリングなど異なるものであっても構わない。

また、前述の実施例では、クッション８４の長さが長くなるに従って、剛性Gの低い部材が使用されているが、必ずしもこれに限定されず、クッション８４の長さが異なるのみで剛性Gは同じものであっても構わない。

また、前述の実施例では、クッション８４ａ〜８４ｄの長さがそれぞれ異なっていたが、例えばクッション８４ａのみが短く設定され、クッション８４ｂ〜８４ｄが同じ長さに設定されるものであっても構わない。このように、クッション８４ａ〜８４ｄの長さが何れも異なるものでなくても構わない。

また、前述の実施例では、各コイルスプリング６２内にそれぞれクッション８４ａ〜８４ｄが設けられていたが、必ずしも各コイルスプリング６２内に設ける必要はなく、クッション８４が設けられないコイルスプリング６２が存在しても構わない。

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

３８：ダンパ装置（車両用ダンパ装置）
５６：ディスクプレート
５８：ハブ部材
６２：コイルスプリング
８４：クッション（弾性部材）
θ：捩れ角
La〜Ld：クッションの長さ（弾性部材の長さ）

Claims (2)

1. 軸心まわりに回転可能なディスクプレートと、該ディスクプレートと同軸心まわりに回転可能なハブ部材と、該ディスクプレートと該ハブ部材との間に介挿されて該ディスクプレートと該ハブ部材とをそれ等の相対回転を所定の捩れ角範囲内に許容しつつ動力伝達する複数個のコイルスプリングとを、含む車両用ダンパ装置であって、
   前記複数個のコイルスプリング内には、該コイルスプリングよりも周方向の長さが短い複数個の弾性部材がそれぞれ設けられており、
   該複数個の弾性部材は、圧縮が開始される捩れ角が異なるように、その長さがそれぞれ異なることを特徴とする請求項１の車両用ダンパ装置。
2. 前記複数個の弾性部材は、その長さが短いものほど高い剛性を有していることを特徴とする請求項１の車両用ダンパ装置。

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