JP2014228124A - クラッチディスク - Google Patents

Abstract

【課題】エンジントルクが入力される入力部２と、入力トルクをトランスミッションへ出力する出力部３との間にダンパ４を設けたクラッチディスク１において、エンジンからの高トルク入力に対する十分な捩れ剛性を確保しながら、当該高トルク入力時（捩れ角度が所定角度以上のとき）においてトランスミッションからハブ（３１，３２）側に駆動系異音（いわゆるジャラ音）が入力されたときにそれを効果的に減衰可能とする。
【解決手段】ダンパ４は、ばね定数の大小異なる第１、第２スプリング４４，４５を含む。入力部２と出力部３との相対的な捩れ角度が所定角度未満の場合に、前記ばね定数の小さい方の第２スプリング４５が第１スプリング４４と同方向の弾性力を発生し、前記捩れ角度が前記所定角度以上の場合に、第２スプリング４５が第１スプリング４４と反対方向の弾性力を発生する。
【選択図】図１

Description

本発明は、自動車などに搭載されるエンジンとトランスミッションとの間の動力伝達に用いられるクラッチディスクに関する。

例えば特許文献１には、「ハブとディスクプレートとの相対的な捩り角度の変化に応じて、第６図中のＡ，Ｂの如く従来の捩り角度−捩りトルク特製（ハードスプリング特製）を様々に得ることができるばかりでなく、第６図中のＣ，Ｄの如く捩り角度に対する捩りトルクの増加率を１以下に設定する、いわゆるソフトスプリング特製を容易に得ることができる」ということが記載されている（第２図、第５図、第６図、第５頁から第７頁参照）。この特許文献１では、前記ダンパとして樽形の不等ピッチのコイルばねを用いている（第２図から第５図、第５頁参照）。

例えば特許文献２には、「クラッチディスクの捩れ特性について捩れ角の増加に伴い３段階で捩れトルクの増加割合を変化させるようにする」ということが記載されている（第１図、第３図、第９頁、第１３頁から第１４頁参照）。このようなクラッチディスクの捩れ特性を得るために、円周等間隔の数ヶ所に２タイプのトーションダンパを組み込んでいる。一方のトーションダンパは２種類のコイルスプリングを組み合わせた構成であり、他方のトーションダンパはコイルスプリングとゴムダンパとを組み合わせた構成である（第１図、第９頁参照）。

実公平３−３４４９５号公報 実開昭６４−７９１９号公報

上記特許文献１では、ディスクプレートの捩れ角の変化に応じて不等ピッチのコイルばねの中心軸線を傾斜させることで圧縮長さを変化させるようにしているが、単一種類のコイルばねを用いている関係より、クラッチディスクの捩れ剛性をエンジンの最大トルク域まで補償したうえで高トルク領域でのコイルばねの特性を変化させることが困難になる。

また、上記特許文献１では、第２図、第５図ならびに第５頁第４０行から第６頁第９行に記載されている「第６図中のＡ，Ｂの如く捩り角度が大きくなるに従いコイルばねの圧縮長さが徐々に小さくなる」ということから前記ハードスプリング特製を得ることができると類推できるものの、前記ソフトスプリング特製を得るためにどのようにすればよいのかを類推することは困難である。

そこで、仮に、前記捩り角が所定角度になったときに前記コイルばねが最大圧縮状態になり、そこからさらに前記所定角度を超えると前記コイルばねの中心軸線が初期状態と反対側に傾いて前記コイルばねの圧縮長さが徐々に大きくなることにより、前記ソフトスプリング特製が得られることになると推定できる。

その場合には、前記コイルばねの円周方向での動作範囲がかなり大きくなるので、前記ディスクプレートに前記動作範囲を確保するための大きな切り欠きを設けなければならなくなると言え、前記ディスクプレートの強度が著しく低下するとともに、前記単一種類のコイルばねの設置数が少なくなることが懸念される。そうなると、クラッチディスクの捩れ剛性をエンジンの最大トルク域まで補償したうえで高トルク領域でのコイルばねの特性を変化させることがさらに困難になると考えられる。

上記特許文献２では、クラッチディスクの捩れトルクを捩れ角の増加に伴う増加割合を３段階で変化させるようにしているが、第２段階における捩れトルクの増加割合よりも第３段階における捩れトルクの増加割合の方が大きくなっている。その場合、第３段階での捩れ剛性が高くなっているので、例えばエンジンからの高トルク入力時においてトランスミッションからハブ側に駆動系異音（いわゆるジャラ音）が入力されたときにそれを減衰することは無理である。ここに改良の余地がある。

このような事情に鑑み、本発明は、エンジンからの高トルク入力に対する十分な捩れ剛性を確保しながら、当該高トルク入力時（捩れ角度が所定角度以上のとき）においてトランスミッションから出力部側に駆動系異音（いわゆるジャラ音）が入力されたときにそれを効果的に減衰可能とするクラッチディスクの提供することを目的としている。

本発明は、エンジントルクが入力される入力部と、前記入力トルクをトランスミッションへ出力する出力部との間にダンパを設けたクラッチディスクであって、前記ダンパは、ばね定数の大小異なる第１、第２スプリングを含み、前記入力部と前記出力部との相対的な捩れ角度が所定角度未満の場合に、前記ばね定数の小さい方の第２スプリングが前記第１スプリングと同方向の弾性力を発生し、前記捩れ角度が前記所定角度以上の場合に、前記第２スプリングが前記第１スプリングと反対方向の弾性力を発生する、ことを特徴としている。

この構成において、前記アシストスプリングが前記メインスプリングと反対方向の弾性力を発生すると、同方向の弾性力を発生する場合に比べるとクラッチディスクの捩り剛性が下がる。これはつまり、エンジンからの高トルク入力時（前記捩れ角度が所定角度以上）には、中間トルク入力時（前記捩れ角度が所定角度未満）に比べて、捩れ剛性の増加割合が小さくなると言える。そのため、前記高トルク入力に対する十分な捩り剛性を確保しながら、当該高トルク入力時においてトランスミッションからクラッチディスクの出力部側に駆動系異音（いわゆるジャラ音）が入力されたとしても、それを効果的に減衰することが可能になる。

好ましくは、前記入力部は、エンジンのフライホイールとプレッシャープレートとで挟まれるフェーシングを有し、前記出力部は、トランスミッションのインプットシャフトが一体回転可能に挿入されるハブと、このハブの外径側に相対回転可能に配置されかつ前記フェーシングに連結される一対のサイドプレートとを有する、構成とすることができる。

ここでは、入力部、出力部の構成を特定している。この特定により、実施形態の構成が明らかになる。

好ましくは、前記ハブは、インナーハブと、その外径側に所定角度のみ相対回転可能に取り付けられるアウターハブとを含み、前記インナーハブと前記アウターハブとの間には、それらが相対回転する期間において圧縮される第３スプリングが介装され、この第３スプリングのばね定数は前記第１、第２スプリングのばね定数よりも小さくされている、構成とすることができる。

ここでは、エンジントルクがクラッチディスクのフェーシングおよび一対のサイドプレートに入力されたときに、まず、第１、第２スプリングが圧縮される前に第３スプリングが圧縮されることになって、前記フェーシングから前記ハブにトルクが伝達されない状態になる。さらにトルクが入力されると、フェーシングおよび一対のサイドプレートが第２スプリングを圧縮させるように作用する。

好ましくは、前記一対のサイドプレートと、前記インナーハブおよび前記アウターハブとの間には、それらの相対回転時に所定の摩擦抵抗を付与する摩擦発生部が設けられており、この摩擦発生部は、一対のサイドプレートの各内側面に一体に取り付けられる一対のインナースラストリングおよび一対のアウタースラストリングと、前記一対のインナースラストリングを前記インナーハブに押し付けるように付勢するインナースプリングと、前記一対のアウタースラストリングを前記アウターハブに押し付けるように付勢するアウタースプリングとを含む、構成とすることができる。

ここでは、摩擦発生部をさらに備える構成に特定している。摩擦発生部は、前記一対のサイドプレートと前記ハブとの相対回転時に所定の摩擦抵抗を付与することにより、前記一対のサイドプレートと前記ハブとのトルク変動をさらに効果的に減衰させるように機能する。

好ましくは、前記一対のサイドプレートの円周等間隔の４ヶ所には軸方向に貫通する窓が設けられており、前記第１スプリングは、圧縮コイルスプリングとされ、かつ前記一対のサイドプレートの円周上の１８０度対向する領域に配置される２つの窓内に円周方向に伸縮可能となるように１つずつ収納されており、前記第２スプリングは、捩りコイルスプリングとされ、かつその巻回部の一端側部分および他端側部分が直線形状に延出されるとともに当該一端側直線部分と他端側直線部分とがなす角度が９０度とされており、この第２スプリングは、前記一対のサイドプレートにおいて前記残り２つの窓内に１つずつ収納され、かつ前記一端側直線部分の固定部が前記一方のサイドプレートにおいて前記フェーシング寄りの位置に、また前記他端側直線部分の固定部が前記ハブにそれぞれ引っ掛けられている、構成とすることができる。

ここでは、ダンパの構成を特定している。この特定により、実施形態の構成が明らかになる。

本発明のクラッチディスクは、エンジンからの高トルク入力に対する十分な捩れ剛性を確保しながら、当該高トルク入力時（捩れ角度が所定角度以上のとき）においてトランスミッションからクラッチディスクの出力部側に駆動系異音（いわゆるジャラ音）が入力されたときにそれを効果的に減衰することが可能になる。

本発明に係るクラッチディスクの一実施形態で、捩り角度がθ０の状態を示す正面図であり、図２の白抜き矢印方向から見た図である。 図１の（２）−（２）線断面の矢視図である。 図２において一点鎖線の円で囲む部分を拡大して示す図である。 図１の（４）−（４）線断面の矢視図である。 図１のアシストスプリング単体の自然状態を示す斜視図である。 図１においてクラッチディスクの捩り角度が所定角度θ１に到達したときの状態を示す図である。 図６に示す状態から捩り角度が所定角度θ２に到達したときの状態を示す図である。 図７に示す状態から捩り角度が所定角度θ３に到達したときの状態を示す図である。 図１のクラッチディスクにおいて捩り角度と捩りトルクとの関係を示すグラフである。

以下、本発明を実施するための最良の実施形態について添付図面を参照して詳細に説明する。

図１から図９に、本発明の一実施形態を示している。図中、１はクラッチディスクの全体を示している。

クラッチディスク１は、図示していないが、自動車などに搭載されるエンジンのクランクシャフトに固定されたフライホイールからトランスミッションのインプットシャフトへトルクを伝達するために用いられる。

このクラッチディスク１は、クラッチ機能と、ダンパ機能とを有している。前記クラッチ機能とは、前記フライホイール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。前記ダンパ機能とは、前記エンジン側から入力されるトルク変動（捩り振動）等を減衰する機能である。

このクラッチディスク１は、トルクの入力部２と出力部３とをダンパ４を介して連結した構成である。

入力部２は、クッショニングプレート２１の両側面に第１フェーシング２２と第２フェーシング２３とを重ね合わせて、それらを例えばリベット２４により固定した構成である。第１、第２フェーシング２２，２３が、エンジンの前記フライホイールと、当該フライホイールにボルト固定されたクラッチカバーのプレッシャプレート（図示省略）とに強く挟まれることにより、エンジンの回転トルクが入力部２に入力される。

出力部３は、前記トランスミッションのインプットシャフトにスプライン嵌合するインナーハブ３１の外径側に、アウターハブ３２を所定角度だけ相対回転可能となるように取り付けた構成である。

インナーハブ３１は、円筒形に形成されており、その中心孔の内周面には、トランスミッションのインプットシャフト（図示省略）の外周スプラインにスプライン嵌合する内周スプライン（図示省略）が設けられている。

アウターハブ３２は、環状板とされており、その円周等間隔の数ヶ所（例えば４ヶ所）には、径方向外向きに突出する突片３２ｃが設けられている。

このアウターハブ３２はインナーハブ３１の外径側に配置されている。インナーハブ３１の外周面には径方向外向きに突出する外歯３１ａが円周等間隔の数ヶ所に一体に設けられており、また、アウターハブ３２の内周面には径方向内向きに突出する内歯３２ａが円周等間隔の数ヶ所に一体に設けられている。

このインナーハブ３１の外歯３１ａがアウターハブ３２の内歯３２ａ内に円周方向に所定角度の遊びを持つ状態で配置されていて、この所定角度の遊び分についてインナーハブ３１とアウターハブ３２とが相対回転（捩れ）可能になっている。詳しくは、アウターハブ３２がインナーハブ３１に対して相対回転角度がゼロの状態から所定角度に達した時点で内歯３２ａが外歯３１ａに当接し相対回転が規制されるようになる。

前記入力部２のクッショニングプレート２１から第１、第２サイドプレート４１，４２に伝達されるトルクは、アウターハブ３２およびダンパ４を介してインナーハブ３１に伝達される。

ダンパ４は、図９に示すように正側に３段階、負側に２段階となる捩り特性を発揮するもので、第１サイドプレート４１、第２サイドプレート４２、２つの小径コイルスプリング（特許請求の範囲の第３スプリングに相当）４３、２つの大径コイルスプリング（特許請求の範囲の第１スプリングに相当）４４、２つのアシストスプリング（特許請求の範囲の第２スプリングに相当）４５などを備えている。

第１サイドプレート４１の外周は、前記入力部２のクッショニングプレート２１の内周にリベット４６により連結されている。この第１サイドプレート４１に第２サイドプレート４２が軸方向に離隔して対向するような状態で配置されていて、それらの外径側の円周等間隔の数ヶ所がリベット４６によって連結されている。これにより、第１サイドプレート４１と第２サイドプレート４２は一体回転する。

小径コイルスプリング４３は、円筒形の圧縮コイルバネとされており、インナーハブ３１の切り欠き３１ｂとアウターハブ３２の切り欠き３２ｂとの間で１８０度対向する２ヶ所に配置されており、その両端にはそれぞれスプリングシート４７ａ，４７ｂが組み付けられている。

この小径コイルスプリング４３は、図１に示すように、その中心軸線が、クラッチディスク１の中心軸線とクラッチディスク１の径方向とに対してそれぞれ直交するような姿勢とされている。この小径コイルスプリング４３は、アウターハブ３２がインナーハブ３１に対して相対回転すると、弾性圧縮されることになり、その弾性復元力にてインナーハブ３１を回転させる。この小径コイルスプリング４３は、エンジンの燃焼などに起因する比較的小さなトルク変動を吸収する。

第１、第２サイドプレート４１，４２は、共に環状板に形成され、それぞれの円周等間隔の数ヶ所（例えば４ヶ所）には、軸方向に貫通する長孔からなる窓４１ａ，４２ａが設けられている。但し、図には、４つの窓４１ａ，４２ａすべてが記載されていない。

この４つの窓４１ａ，４２ａのうち、１８０度対向する２つの窓には、大径コイルスプリング４４が円周方向に伸縮可能となるように非分離となるような状態で組み入れられており、また、残り１８０度対向する２つの窓には、アシストスプリング４５が非分離となるような状態で組み入れられている。

詳しくは、大径コイルスプリング４４は、円筒形の圧縮コイルバネとされており、図１に示すように、その中心軸線が、クラッチディスク１の中心軸線とクラッチディスク１の径方向とに対してそれぞれ直交するような姿勢とされている。

この大径コイルスプリング４４の両端には、それぞれスプリングシート４８ａ，４８ｂが組み付けられており、この大径コイルスプリング４４の内周には、浮動クッション４９が挿入されている。

スプリングシート４８ａ，４８ｂは、第１、第２サイドプレート４１，４２の両窓４１ａ，４２ａ内に収容されている。各スプリングシート４８ａ，４８ｂの凹部４８ｃ，４８ｄ内には、アウターハブ３２の突片３２ｃの凸部３２ｄが嵌め入れられている。大径コイルスプリング４４が組み入れられる２つの窓の縁は、図４に示すように、大径コイルスプリング４４の抜け出しを阻止するために、斜め外向きに屈曲されるようになっている。これにより、第１、第２サイドプレート４１，４２が回転すると、大径コイルスプリング４４が弾性圧縮されることになって、その復元力によってアウターハブ３２が回転されるようになる。一方、アウターハブ３２が回転すると、大径コイルスプリング４４が弾性圧縮されることになって、その復元力によって第１、第２サイドプレート４１，４２が回転されるようになる。この大径コイルスプリング４４は、車両の変速時やアクセルのオン、オフなどに起因する比較的大きなトルク変動を吸収する。

浮動クッション４９は、大径コイルスプリング４４の座屈を防止するために設けられているとともに、アウターハブ３２と第１、第２サイドプレート４１，４２とが相対回転してスプリングシート４８ａ，４８ｂが当接した時点（相対回転角度が図８のθ３に到達した時点）で、それ以上の相対回転を許容しないようにするために設けられている。

アシストスプリング４５は、捩りコイルスプリングとされており、円筒形の巻回部４５ａから一端側および他端側が前記巻回部４５ａの円周方向所定位置の接線方向に直線形状に延出されていて、それから先がさらに巻回部４５ａの中心軸線に沿う方向に屈曲されている。この一端側の直線部分を一端側直線部分４５ｂとし、他端側の直線部分を他端側直線部分４５ｃとし、さらに、一端側の屈曲部分を一端側屈曲部分４５ｄとし、他端側の屈曲部分を他端側屈曲部分４５ｅとする。一端側直線部分４５ｂと他端側直線部分４５ｃとでなす角度は、例えば９０度またはほぼ９０度に設定されている。

このアシストスプリング４５の一端側屈曲部分４５ｄが第１サイドプレート４１の外径側に、また、アシストスプリング４５の他端側屈曲部分４５ｅがアウターハブ３２にそれぞれ引っ掛けられている。これにより、アシストスプリング４５の一端側屈曲部分４５ｄを「外径側固定部」と言い、また、他端側屈曲部分４５ｅを「内径側固定部」と言うことがある。このアシストスプリング４５は、大径コイルスプリング４４と協同して、車両の変速時やアクセルのオン、オフなどに起因する比較的大きなトルク変動を吸収する。

そして、大径コイルスプリング４４のばね定数を「ｋ１」、アシストスプリング４５のばね定数を「ｋ２」、小径コイルスプリング４３のばね定数を「ｋ３」としたときに、それらは、ｋ１＞ｋ２＞ｋ３の関係に設定されている。

第１、第２サイドプレート４１，４２は、共に同じ外形形状とされており、インナーハブ３１およびアウターハブ３２に摩擦発生部５を介して取り付けられている。

摩擦発生部５は、第１、第２サイドプレート４１，４２とインナーハブ３１およびアウターハブ３２とのトルク変動をより効果的に減衰させるために、摩擦抵抗を利用してヒステリシストルクを発生するもので、第１、第２インナースラストリング５１，５２、第１、第２アウタースラストリング５３，５４、インナーコーンスプリング５５、アウターコーンスプリング５６などを備えている。

第１、第２インナースラストリング５１，５２および第１、第２アウタースラストリング５３，５４は、インナーハブ３１およびアウターハブ３２の両側に配置されている。

第１、第２インナースラストリング５１，５２は、インナーハブ３１のボス部の外径側に当該インナーハブ３１を挟むような状態で相対回転可能に嵌め合わされている。これら第１、第２インナースラストリング５１，５２は、下記するように第１、第２サイドプレート４１，４２に一体回転可能に取り付けられているので、結局、第１、第２サイドプレート４１，４２がインナーハブ３１に対して相対回転可能になっている。

具体的に、図１に示すように、第２インナースラストリング５２の外周には、回り止め用凸部５２ａが多数設けられており、この回り止め用凸部５２ａは、第２サイドプレート４２の内周に設けられる多数の回り止め用凹部４２ｂに嵌合されている。この嵌合により、第２インナースラストリング５２が第２サイドプレート４２と一体に回転するようになっている。この第２インナースラストリング５２の内側面は、インナーハブ３１のフランジ部に当接され、また、外側面はインナーコーンスプリング５５を介して第２サイドプレート４２に当接されている。

第１インナースラストリング５１についても前記第２インナースラストリング５２と同様の形態で第１サイドプレート４１に一体に回転するようになっているが、第１インナースラストリング５１の回り止め用凸部および第１サイドプレート４１の回り止め用凹部は図示されていない。この第１インナースラストリング５１の内側面は、インナーハブ３１のフランジ部に当接され、また、外側面は第１サイドプレート４１に当接されている。

インナーコーンスプリング５５は、第２インナースラストリング５２と第２サイドプレート４２との間に介装されていて、第２インナースラストリング５２をインナーハブ３１側へ付勢する。第１サイドプレート４１と第２サイドプレート４２とがリベット４６で締結されていることからインナーコーンスプリング５５の付勢により、インナーハブ３１と第１、第２インナースラストリング５１，５２との間に一定の押し付け力が発生する構造になっている。

そして、インナーハブ３１と第１、第２インナースラストリング５１，５２との相互関係で決まる摩擦係数と、インナーコーンスプリング５５による押し付け力との関係から、インナーハブ３１と第１、第２サイドプレート４１，４２との相対回転時の回転方向の最大静摩擦トルク値ＴＭＩＮと動摩擦トルク値ＴＤＩＮが決まる。エンジンの燃焼等に起因する小さいトルク変動が第１、第２フェーシング２２，２３を介して第１、第２サイドプレート４１，４２に入力され、そのトルクがインナーハブ３１に伝達される際に、その小さいトルク変動の絶対値が最大静摩擦トルク値ＴＭＩＮよりも小さい場合は、第１、第２インナースラストリング５１，５２とインナーハブ３１との間で回転方向の滑りは生じず、小さいトルク変動はダイレクトにトランスミッションのインプットシャフトに伝達される。この場合、トルク変動は十分小さいため、車両内部には振動や騒音がほとんど発生しない。最大静摩擦トルク値ＴＭＩＮよりも大きい絶対値のトルク変動が入力された場合には、第１、第２インナースラストリング５１，５２とインナーハブ３１との間で回転方向の滑りが生じ、小径コイルスプリング４３が弾性的に圧縮することで、第１、第２インナースラストリング５１，５２とインナーハブ３１との間のトルク変動が吸収され、トランスミッションのインプットシャフトに伝達されるトルク変動が抑えられる。

第１、第２アウタースラストリング５３，５４は、アウターハブ３２の両側に当該アウターハブ３４を挟むような状態で相対回転可能に配置されている。これら第１、第２アウタースラストリング５３，５４は、下記するように第１、第２サイドプレート４１，４２に一体回転可能に取り付けられているので、結局、第１、第２サイドプレート４１，４２がアウターハブ３２に対して相対回転可能になっている。

具体的に、第１アウタースラストリング５３には軸方向一方に突出する突起５３ａが多数設けられており、この多数の突起５３ａは、第１サイドプレート４１に設けられる多数の回り止め孔４１ｂに嵌合されている（図２〜図４参照、図１には表れていない）。この嵌合により、第１アウタースラストリング５３が第１サイドプレート４１と一体に回転するようになっている。この第１アウタースラストリング５３の内側面は、アウターハブ３２に当接され、また、外側面は第１サイドプレート４１に当接されている。

第２アウタースラストリング５４には軸方向一方に突出する突起５４ａが多数設けられており、この多数の突起５４ａは、第２サイドプレート４２に設けられる多数の回り止め孔４２ｃに嵌合されている（図１〜図４参照）。この嵌合により、第２アウタースラストリング５４が第２サイドプレート４２と一体に回転するようになっている。この第２アウタースラストリング５４の内側面は、アウターハブ３２に当接され、また、外側面はアウターコーンスプリング５６を介して第２サイドプレート４２に当接されている。

アウターコーンスプリング５６は、第２アウタースラストリング５４と第２サイドプレート４２との間に介装されていて、第２アウタースラストリング５４をアウターハブ３２側へ付勢する。第１サイドプレート４１と第２サイドプレート４２とがリベット４６で締結されていることからアウターコーンスプリング５６の付勢により、アウターハブ３２と第１、第２アウタースラストリング５３，５４との間に一定の押し付け力が発生する構造になっている。

そして、アウターハブ３２と第１、第２アウタースラストリング５３，５４との相互関係で決まる摩擦係数と、アウターコーンスプリング５６による押し付け力との関係から、アウターハブ３２と第１、第２サイドプレート４１，４２との相対回転時の回転方向の最大静摩擦トルク値ＴＭＯＵＴと動摩擦トルク値ＴＤＯＵＴが決まる。車両の変速時やアクセルペダルのオン、オフ等に起因する大きいトルク変動が第１、第２フェーシング２２，２３を介して第１、第２サイドプレート４１，４２に入力されると、そのトルクがインナーハブ３１に伝達されることになって、インナーハブ３１とアウターハブ３２とが相対回転する。それに伴い、インナーハブ３１の外歯３１ａとアウターハブ３２の内歯３２ａとが当接すると、インナーハブ３１とアウターハブ３２とが一体回転を開始することになる。その際に、前記大きいトルク変動の絶対値が最大静摩擦トルク値ＴＭＯＵＴよりも小さい場合は、第１、第２アウタースラストリング５３，５４とアウターハブ３２との間で回転方向の滑りは生じず、その大きいトルク変動はダイレクトにトランスミッションのインプットシャフトに伝達されることになる。最大静摩擦トルクＴＭＯＵＴよりも大きい絶対値のトルク変動が入力された場合には、第１、第２アウタースラストリング５３，５４とアウターハブ３２との間で回転方向の滑りが生じ、大径コイルスプリング４４が弾性的に圧縮することで、第１、第２アウタースラストリング５３，５４とアウターハブ３２との間のトルク変動が、クラッチディスク１により吸収され、トランスミッションのインプットシャフトに伝達されるトルク変動が抑えられる。

以上説明した構成のクラッチディスク１の基本的な動作としては、クラッチ操作により、クラッチカバーのプレッシャープレート（図示省略）が第２フェーシング２３をフライホイール（図示省略）側に押圧すると、第１フェーシング２２が前記フライホイールに圧接される。この圧接により、前記フライホイールのトルクが第１、第２フェーシング２２，２３およびクッショニングプレート２１に入力される。このトルクは、クッショニングプレート２１から第１、第２サイドプレート４１，４２に伝達され、さらにこのトルクは、ダンパ４を介してアウターハブ３２およびインナーハブ３１からトランスミッションのインプットシャフトへと出力される。

このダンパ４によりエンジンから入力されるトルクの変動（捩り振動）を減衰する作用について詳細に説明する。

ダンパ４は、小径コイルスプリング４３と、大径コイルスプリング４４と、アシストスプリング４５とにより、図９に示すように正側に３段階、負側に２段階となる捩り特性を発揮する。エンジンから入力部２へのトルク入力方向は、図１、図６〜図８の矢印Ｘ方向（時計方向）となる。前記捩り特性の正側では、入力部２が出力部３よりも矢印Ｘ方向に先行する側に捩られる状態になる。

エンジンで発生するトルクが第１、第２フェーシング２２，２３およびクッショニングプレート２１から第１、第２サイドプレート４１，４２に入力されると、大径コイルスプリング４４およびアシストスプリング４５は直ちに弾性圧縮せず、小径コイルスプリング４３のみが弾性圧縮し始めることになって、第１、第２サイドプレート４１，４２およびアウターハブ３２がインナーハブ３１に対して相対回転し始めることになる。

この相対回転により第１、第２サイドプレート４１，４２とアウターハブ３２との捩れ角度が図１に示す中立状態θ０から所定角度θ１（図６参照）までの角度範囲（図９に示すグラフの正側１段目領域）α０においては、小径コイルスプリング４３のみが圧縮して、アウターハブ３２がインナーハブ３１に対して相対回転することになるので、入力されるトルクはインナーハブ３１に伝達されない。この角度範囲α０では、クラッチディスク１の捩りトルクが図９に示すグラフの「Ｋ１」となる。この捩りトルクＫ１は、ばね定数ｋ３の小径コイルスプリング４３の弾性復元力となる（Ｋ１＝ｋ３）。

そして、アウターハブ３２とインナーハブ３１との相対回転が進んで、捩れ角度が所定角度θ１（図６参照）になると、アウターハブ３２の内歯３２ａがインナーハブ３１の外歯３１ａに当接するようになるが、この当接によりアウターハブ３２とインナーハブ３１とが一体回転し始めることになる。これにより、エンジンのトルクがインナーハブ３１からトランスミッションのインプットシャフトに伝達され始めることになるのである。

この後、捩れ角度が所定角度θ１（図６参照）から所定角度θ２（図７参照）になるまでの角度範囲（図９に示すグラフの正側２段目領域）α１では、第１、第２フェーシング２２，２３および第１、第２サイドプレート４１，４２がアウターハブ３２およびインナーハブ３１に対して相対回転しながら、大径コイルスプリング４４およびアシストスプリング４５の両方を弾性圧縮し始めることになる。このとき、大径コイルスプリング４４の弾性圧縮に伴う弾性復元力とアシストスプリング４５の弾性圧縮に伴う弾性復元力とは、共にトルク入力方向（矢印Ｘ方向）と同方向になる。

そのため、この角度範囲α１では、クラッチディスク１の捩りトルクが図９に示すグラフの「Ｋ２」となる。この捩りトルクＫ２は、ばね定数ｋ１の大径コイルスプリング４４の弾性復元力と、ばね定数ｋ２のアシストスプリング４５の弾性復元力とを加算したものとなる（Ｋ２＝ｋ１＋ｋ２）。

さらに捩れ角度が所定角度θ２（図７参照）から所定角度θ３（図８参照）になるまでの角度範囲（図９に示すグラフの正側３段目領域）α２では、アシストスプリング４５の一端側直線部分４５ｂと他端側直線部分４５ｃとでなす角度が徐々に大きくなることに伴いアシストスプリング４５が弾性伸張し始めることになる。このとき、アシストスプリング４５の弾性伸張に伴う弾性復元力が大径コイルスプリング４４の弾性復元力と反対方向つまりトルク入力方向（矢印Ｘ方向）と反対方向（反時計方向）になる。

そのため、この角度範囲α２では、クラッチディスク１の捩りトルクが図９に示すグラフの「Ｋ３」となる。この捩りトルクＫ３は、ばね定数ｋ１の大径コイルスプリング４４の弾性復元力から、ばね定数ｋ２のアシストスプリング４５の弾性復元力を減算したものとなる（Ｋ３＝ｋ１−ｋ２）。

このように、正側２段目領域α１までアシストスプリング４５の弾性復元力が大径コイルスプリング４４の弾性復元力と同方向であったのが、正側３段目領域α２では、アシストスプリング４５の弾性復元力が大径コイルスプリング４４の弾性復元力と反対方向になるので、正側３段目領域α２での捩れトルクＫ３の上昇勾配（増加割合）が正側２段目領域α１での捩れトルクＫ２の上昇勾配（増加割合）に比べて小さくなる。この結果、前記正側３段目領域α２においてトランスミッション側からクラッチディスク１のインナーハブ３１に駆動系異音（いわゆるジャラ音）が入力したとしても、当該駆動系異音を減衰することが可能になる。

ここで、前記アシストスプリング４５の動作について詳細に説明する。

図６から図８において、１００はターンオーバー線である。このターンオーバー線１００は、アウターハブ３２とインナーハブ３１との捩れ角度がθ１に到達して図６に示すようにアウターハブ３２の内歯３２ａがインナーハブ３１の外歯３１ａに当接したときの状態において、クラッチディスク１の中心Ｏとアシストスプリング４５の他端側屈曲部分４５ｅ（内径側固定部）とを結ぶ仮想直線で表される。つまり、このターンオーバー線１００は、アシストスプリング４５が弾性的に圧縮している状態から伸張する状態へと切り替わるときの境界（または切り替え角度）を示す境界線である。このことから、捩れ角度が図１のθ０からターンオーバー線１００までの角度がターンオーバー角度となる。この実施形態では、ターンオーバー角度は、図７に示すようにクラッチディスク１の中心Ｏとアシストスプリング４５の他端側屈曲部分４５ｅ（内径側固定部）と一端側屈曲部分４５ｄ（外径側固定部）とが１直線上に配置されるθ２に設定されている。

クラッチディスク１の捩れ角度が図７においてθ０からθ２になるまでの角度範囲α０＋α１、つまりアシストスプリング４５の一端側屈曲部分４５ｄ（外径側固定部）がターンオーバー線１００に到達するまでの角度範囲では、アシストスプリング４５の一端側直線部分４５ｂと他端側直線部分４５ｃとでなす角度が徐々に小さくなって、アシストスプリング４５の巻回部４５ａが弾性圧縮されることになるので、この弾性圧縮に伴う弾性復元力と大径コイルスプリング４４の弾性圧縮に伴う弾性復元力とが共に同じ方向（矢印Ｘ方向と同方向）になる。これにより、前記しているように図９に示すグラフの正側２段目領域α１における捩りトルクＫ２は、ばね定数ｋ１の大径コイルスプリング４４の弾性復元力と、ばね定数ｋ２のアシストスプリング４５の弾性復元力とを加算したものとなる（Ｋ２＝ｋ１＋ｋ２）。

しかしながら、クラッチディスク１の捩れ角度が図７の状態（θ２）から図８の状態（θ３）になるまでの角度範囲α２（図８参照）、つまりアシストスプリング４５の一端側屈曲部分４５ｄ（外径側固定部）がターンオーバー線１００に到達してから越えるまでの領域では、アシストスプリング４５の一端側直線部分４５ｂと他端側直線部分４５ｃとでなす角度が徐々に大きくなって、アシストスプリング４５の巻回部４５ａが弾性伸張されることになるので、この弾性伸張に伴う弾性復元力が大径コイルスプリング４４の弾性圧縮に伴う弾性復元力と反対方向（矢印Ｘ方向と反対方向）になる。これにより、前記しているように図９のグラフの正側３段目領域における捩りトルクＫ３は、ばね定数ｋ１の大径コイルスプリング４４の弾性復元力から、ばね定数ｋ２のアシストスプリング４５の弾性復元力を減算したものとなる（Ｋ３＝ｋ１−ｋ２）。

以上説明したように本発明を適用した実施形態のクラッチディスク１では、エンジンからの高トルク入力（捩れ角度がθ２以上）に対する十分な捩れ剛性を確保しながら、当該高トルク入力時の捩れ剛性の増加割合を中間トルク入力時（捩れ角度がθ１以上θ２未満）の捩れ剛性の増加割合に比べて小さくするように構成している。

これにより、この実施形態のクラッチディスク１によれば、前記高トルク入力に対応できる捩れ剛性を確保しながらも、前記高トルク入力時においてトランスミッションからクラッチディスク１のインナーハブ３１側に駆動系異音（いわゆるジャラ音）が入力されたとしても、それを効果的に減衰することが可能になる。

なお、本発明は、上記実施形態のみに限定されるものではなく、特許請求の範囲内および当該範囲と均等の範囲内で適宜に変更することが可能である。

（１）上記実施形態では、第１サイドプレート４１の外周部に３種類のスプリング４３，４４，４５をそれぞれ２個ずつ設けた例を挙げているが、各種類のスプリング４３，４４，４５の使用個数は特に限定されるものではない。

（２）上記実施形態では、小径コイルスプリング４３と摩擦発生部５との両方を備えた例を挙げているが、本発明はこれのみに限定されるものではなく、例えば小径コイルスプリング４３と摩擦発生部５との少なくともいずれか一方を排除した構成とすることが可能である。

本発明は、エンジントルクが入力される入力部と、前記入力トルクをトランスミッションへ出力する出力部との間にダンパを設けたクラッチディスクに好適に利用することが可能である。

１ クラッチディスク
２ 入力部
２１ クッショニングプレート
２２ 第１フェーシング
２３ 第２フェーシング
３ 出力部
３１ インナーハブ
３１ａ インナーハブの外歯
３２ アウターハブ
３２ａ アウターハブの内歯
３２ｃ アウターハブの突片
４ ダンパ
４１ 第１サイドプレート
４１ａ 第１サイドプレートの窓
４２ 第２サイドプレート
４２ａ 第２サイドプレートの窓
４３ 小径コイルスプリング
４４ 大径コイルスプリング
４５ アシストスプリング
４５ａ アシストスプリングの巻回部
４５ｂ アシストスプリングの一端側直線部分
４５ｃ アシストスプリングの他端側直線部分
４５ｄ アシストスプリングの一端側屈曲部分（外径側固定部）
４５ｅ アシストスプリングの他端側屈曲部分（内径側固定部）
５ 摩擦発生部
５１ 第１インナースラストリング
５２ 第２インナースラストリング
５３ 第１アウタースラストリング
５４ 第２アウタースラストリング
５５ インナーコーンスプリング
５６ アウターコーンスプリング

Claims (5)

1. エンジントルクが入力される入力部と、前記入力トルクをトランスミッションへ出力する出力部との間にダンパを設けたクラッチディスクであって、
   前記ダンパは、ばね定数の大小異なる第１、第２スプリングを含み、
   前記入力部と前記出力部との相対的な捩れ角度が所定角度未満の場合に、前記ばね定数の小さい方の第２スプリングが前記第１スプリングと同方向の弾性力を発生し、前記捩れ角度が前記所定角度以上の場合に、前記第２スプリングが前記第１スプリングと反対方向の弾性力を発生する、ことを特徴とするクラッチディスク。
2. 請求項１に記載のクラッチディスクにおいて、
   前記入力部は、エンジンのフライホイールとプレッシャープレートとで挟まれるフェーシングを有し、
   前記出力部は、トランスミッションのインプットシャフトが一体回転可能に挿入されるハブと、このハブの外径側に相対回転可能に配置されかつ前記フェーシングに連結される一対のサイドプレートとを有する、ことを特徴とするクラッチディスク。
3. 請求項２に記載のクラッチディスクにおいて、
   前記ハブは、インナーハブと、その外径側に所定角度のみ相対回転可能に取り付けられるアウターハブとを含み、
   前記インナーハブと前記アウターハブとの間には、それらが相対回転する期間において圧縮される第３スプリングが介装され、この第３スプリングのばね定数は前記第２スプリングのばね定数よりも小さくされている、ことを特徴とするクラッチディスク。
4. 請求項３に記載のクラッチディスクにおいて、
   前記一対のサイドプレートと、前記インナーハブおよび前記アウターハブとの間には、それらの相対回転時に所定の摩擦抵抗を付与する摩擦発生部が設けられており、
   この摩擦発生部は、一対のサイドプレートの各内側面に一体に取り付けられる一対のインナースラストリングおよび一対のアウタースラストリングと、前記一対のインナースラストリングを前記インナーハブに押し付けるように付勢するインナースプリングと、前記一対のアウタースラストリングを前記アウターハブに押し付けるように付勢するアウタースプリングとを含む、ことを特徴とするクラッチディスク。
5. 請求項２から４のいずれか１項に記載のクラッチディスクにおいて、
   前記一対のサイドプレートの円周等間隔の４ヶ所には軸方向に貫通する窓が設けられており、
   前記第１スプリングは、圧縮コイルスプリングとされ、かつ前記一対のサイドプレートの円周上の１８０度対向する領域に配置される２つの窓内に円周方向に伸縮可能となるように１つずつ収納されており、
   前記第２スプリングは、捩りコイルスプリングとされ、かつその巻回部の一端側部分および他端側部分が直線形状に延出されるとともに当該一端側直線部分と他端側直線部分とがなす角度が９０度とされており、
   この第２スプリングは、前記一対のサイドプレートにおいて前記残り２つの窓内に１つずつ収納され、かつ前記一端側直線部分の固定部が前記一方のサイドプレートにおいて前記フェーシング寄りの位置に、また前記他端側直線部分の固定部が前記ハブにそれぞれ引っ掛けられている、ことを特徴とするクラッチディスク。

Images