JP3732028B2 - ダンパーディスク組立体 - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ダンパーディスク組立体、特に、捩じり特性の高捩じり角度領域において微小捩じり振動が発生した時に所定の摩擦機構を作動させないための回転方向隙間を有するダンパーディスク組立体に関する。
【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。
【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側から伝わり、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。
【０００６】
以上の問題を解決するために、２種類のバネ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。
【０００７】
さらに、高捩じり角度領域においてたとえば通常走行時の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、高捩じり角度領域で作動するための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。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
前記従来のクラッチディス組立体では、樹脂製の摩擦部材が、１対の入力プレートの一方と中間プレートとの間に配置され、コーンスプリングによって中間プレートに押し付けられている。摩擦部材は、軸方向に突出する突起によって１対の入力プレートの一方の孔に係合しており、１対の入力プレートの一方に対して相対回転不能にかつ軸方向に移動可能に係合している。入力プレートの孔と摩擦部材の突起との間には回転方向に所定の隙間が確保されている。この回転方向隙間により、捩じり特性の高捩じり角度領域において微小捩じり振動が入力されたときは、１対の入力プレートと摩擦部材との間で相対回転が生じ、その結果摩擦部材と中間プレートとの間に摺動が生じない。
【０００９】
このような従来の隙間機構では、微小捩じり振動発生時に、入力プレートと摩擦部材が相対回転し、入力プレートとコーンスプリングが回転方向に摺動する。したがって、コーンスプリングによって入力プレートの摩耗が進むという問題がある。特にコーンスプリングは内外周の一方の縁のみが入力プレートに当接しているため、接触面積が大変小さく、入力プレートに作用する面圧が大きい。また、入力プレートはコーンスプリングに比べて材料が柔らかく攻撃されやすい。
【００１０】
また、従来の構造では、例えば車輌走行時における高温状態では、樹脂製の摩擦部材が変形し、突起が１対の入力プレートの一方の孔に対して相対回転可能な角度が変化することがある。
【００１１】
本発明の目的は、ダンパーディスク組立体において、捩じり特性の高捩じり角度領域における微小捩じり振動に対して、部材間の摩耗を減らすことにある。
【００１２】
本発明の他の目的は、捩じり特性の高捩じり角度領域における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において、低ヒステリシストルクを発生可能な角度を一定に保つことにある。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載のダンパーディスク組立体は、第１及び第２円板状入力部材と円板状中間部材とハブと摩擦部材と付勢部材と中間機構と第１弾性部材と第２弾性部材とを備えている。第１及び第２円板状入力部材は軸方向に間隔をあけて配置され互いに固定されている。ハブは第１及び第２円板状入力部材の内周側に配置されている。円板状中間部材はハブの外周側で第１及び第２円板状入力部材の軸方向間に配置されている。摩擦部材は、第２円板状入力部材と円板状中間部材との軸方向間に配置され、第２円板状入力部材に対して第２円板状入力部材からトルクが入力されるようにかつ軸方向に移動可能になるように係合している。付勢部材は、摩擦部材と第２円板状入力部材との軸方向間に配置され、摩擦部材と第２円板状入力部材に対して軸方向に反発力を与えている。中間機構は、摩擦部材と円板状中間部材との軸方向間に挟まれ、円板状中間部材からトルクが入力されるようになっている。第１弾性部材は中間機構とハブとを回転方向に弾性的に連結している。第１弾性部材は捩じり特性の低捩じり角度領域において低剛性をもたらすための部材である。第２弾性部材は第１及び第２円板状入力部材と円板状中間部材とを回転方向に弾性的に連結している。第２弾性部材は捩じり特性の高捩じり角度領域において高剛性をもたらすための部材である。中間機構は第１弾性部材と円板状中間部材とのトルク伝達経路間に前記高捩じり角度領域における微小捩じり振動に対して前記摩擦部材と前記中間機構を摺動させないための所定の隙間を確保している。中間機構は、円板状中間部材に軸方向から当接した第１中間部材と、第１中間部材と摩擦部材との軸方向間に配置された第２中間部材とを有している。第１中間部材と第２中間部材との間には所定の隙間が形成されている。
【００１４】
請求項１に記載のダンパーディスク組立体では、第１及び第２円板状入力部材にトルクが入力されると、両入力部材から、第２弾性部材、円板状中間部材、中間機構、第１弾性部材、ハブの順番でトルクが伝達される。また、ダンパーディスク組立体において捩じり振動が生じると、第１及び第２円板状入力部材とハブとが相対回転し、両部材間で第１及び第２弾性部材が回転方向に圧縮される。各弾性部材の圧縮により各種捩じり振動が効果的に吸収・減衰される。
【００１５】
ダンパーディスク組立体の捩じり特性について、第１及び第２円板状入力部材を他の部材に固定しておきそれに対してハブを一方向に捩じっていく動作によって説明する。低捩じり角度領域では、第１弾性部材が回転方向に圧縮され低剛性の特性が得られる。捩じり角度が大きくなり高捩じり角度領域に入ると、第２弾性部材が圧縮され高剛性の特性が得られる。高捩じり角度領域では、摩擦部材が中間機構に対して回転方向に摺動することで比較的大きな摩擦を発生する。
【００１６】
車輌通常走行時（第１及び第２円板状入力部材とハブの捩じり角度は高捩じり角度領域に位置している）において、例えばエンジンのトルク変動に起因する微小捩じり振動が発生したときは、高捩じり角度領域にも関わらず、捩じり振動が所定の隙間の捩じり角度範囲内であれば、摩擦部材と中間機構との間に相対回転すなわち摺動が生じない。この結果、摩擦部材による比較的大きな摩擦が発生せず、微小捩じり振動を効果的に吸収・減衰できる。
【００１７】
以上に述べたように、所定の回転方向隙間が中間機構に設けられているため、微小捩じり振動発生時に付勢部材と第２円板状入力部材との間で相対回転が生じず、従来における第２円板状入力部材の摩耗が生じない。
【００１８】
請求項２に記載のダンパーディスク組立体は、請求項１において、第１中間部材と第２中間部材は半径方向に所定の幅を有する環状の部材である。
【００１９】
請求項２に記載のダンパーディスク組立体では、第１中間部材が半径方向に所定の幅を有する環状の部材であり、円板状中間部材と第２中間部材に対して軸方向に当接しているため、接触面積が大きい。したがって第１中間部材とその軸方向両側の部材の面圧は比較的小さく、微小捩じり振動が発生したときに第１中間部材が摺動したときに各部材の摩耗が従来より少ない。
【００２４】
【発明の実施の形態】
図１〜図５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を示す。クラッチディスク組立体１は車輌のクラッチに用いられる。図３〜図５に示すクラッチディスク組立体１の左側には図示しないエンジン及びフライホイールが配置され、図３〜図５の右側には図示しないトランスミッションが配置されている。以後、図３〜図５の左側を第１軸方向側（エンジン側）と呼び、図３〜図５の右側を第２軸方向側（トランスミッション側）と呼ぶ。各図のＯ−Ｏはクラッチディスク組立体１の回転軸線すなわち回転中心であり、図１に示す矢印Ｒ１はフライホイール及びクラッチディスク組立体１の回転方向（正側）であり、Ｒ２はその反対回転方向（負側）である。
【００２５】
概略説明
図６に示す機械回路図は、入力回転体２とハブ３とのトルク伝達経路間に形成されるダンパー機構４を模式的に描いたものであり、例えばハブ３を入力回転体２に対してＲ２方向に捩じったときの各部材の動作関係を説明するための図である。ダンパー機構４は、捩じり特性の高捩じり角度領域において高剛性をもたらす第１ダンパー機構５と、捩じり特性の低捩じり角度領域において低剛性をもたらす第２ダンパー機構６とから構成されている。第１ダンパー機構５と第２ダンパー機構６とは、入力回転体２とハブ３との間に互いに直列に作用するように配置されている。
【００２６】
第１ダンパー機構５は、第１バネ１６やバネ１７からなる第１弾性機構７と、ハブフランジ１８と入力回転体２とが相対回転するときに摩擦を発生する第２大摩擦機構８と、ハブフランジ１８と入力回転体２との相対回転角度を規制するための機構であり捩じり角度θ２＋θ３だけ入力回転体２とハブフランジ１８との相対回転を許容している第１ストッパー１１とから構成されている。第１弾性機構７、第２大摩擦機構８及び第１ストッパー１１はハブフランジ１８と入力回転体２との間に互いに並列に作用するように配置されている。
【００２７】
第２ダンパー機構６は主に第２弾性機構９と第１小摩擦機構１０と第２ストッパー１２とから構成されている。第２弾性機構９の第２バネ２１は第１弾性機構７の第１バネ１６よりバネ定数が小さく設定されている。第１小摩擦機構１０は第２大摩擦機構８で発生する摩擦より小さな摩擦を発生するように設定されている。第２ストッパー１２は、ハブ３とハブフランジ１８との相対回転を規制するための機構であり、捩じり角度θ１だけハブ３とハブフランジ１８との相対回転を許容している。第２弾性機構９，第１小摩擦機構１０及び第２ストッパー１２はハブ３とハブフランジ１８との間で互いに並列に作用するように配置されている。
【００２８】
詳細説明
次に、クラッチディスク組立体１の各構造について詳細に説明する。
【００２９】
入力回転体２はクラッチプレート３１とリテーニングプレート３２とクラッチディスク３３とから構成されている。クラッチプレート３１及びリテーニングプレート３２は円板状又は環状のプレート部材であり、互いに対して軸方向に所定距離だけ離れて配置されている。クラッチプレート３１はリテーニングプレート３２の第１軸方向側に配置されている。クラッチプレート３１とリテーニングプレート３２の外周部は回転方向に並んで配置された複数のストップピン４０により互いに固定されている。これにより、クラッチプレート３１とリテーニングプレート３２との軸方向距離が定められ、さらに両プレート３１, ３２は一体回転する。クラッチプレート３１の外周部には、クラッチディスク３３のクッショニングプレート４１が複数のリベット４３により固定されている。クッショニングプレート４１の軸３１の両側に環状の摩擦フェーシング４２が固定されている。
【００３０】
クラッチプレート３１及びリテーニングプレート３２には、回転方向に等間隔で複数の第１収容部３４が形成されている。第１収容部３４は軸方向に僅かに膨らんだ部分であり、回転方向両側に第１支持部３５を有している。さらに、クラッチプレート３１及びリテーニングプレート３２には、回転方向に等間隔で複数の第２収容部３６が形成されている。第２収容部３６は各第１収容部３４のＲ１側に隣接して配置されている。第２収容部３６は回転方向両側に第２支持部３７を有している。各第２収容部３６は第１収容部３４に比べ半径方向及び回転方向に長く形成されている。
【００３１】
ハブフランジ１８はクラッチプレート３１及びリテーニングプレート３２の間すなわち両部材の軸方向間に配置されている。ハブフランジ１８は入力回転体２とハブ３との間の中間部材として機能する。ハブフランジ１８はプレート３１, ３２に比べて厚肉の円板状又は環状の部材である。ハブフランジ１８には、第１収容部３４に対応して第１窓孔５７が形成されている。第１窓孔５７は第１収容部３４に対して形成されている。第１窓孔５７の回転方向角度は第１収容部３４の第１支持部３５間の回転方向角度より小さくなっている。そして第１窓孔５７の回転方向中心は第１収容部３４の回転方向中心とほぼ一致している。このため、第１窓孔５７の回転方向両端と第１収容部３４の第１支持部３５との間には回転方向両側にそれぞれ捩じり角度θ２だけの隙間が確保されている。第１窓孔５７内にはバネ１７が配置されている。バネ１７はコイルスプリングであり、回転方向両端が第１窓孔５７の回転方向両端に当接している。この状態で、バネ１７の回転方向両端は第１収容部３４の第１支持部３５に対してそれぞれ捩じり角度θ２だけ離れている。
【００３２】
ハブフランジ１８には、第２収容部３６に対応した位置に第２窓孔５６が形成されている。第２窓孔５６は半径方向及び回転方向長さが第２収容部３６にほぼ一致している。第１バネ１６は第２窓孔５６内に配置されている。第１バネ１６は２組のコイルスプリングが組み合わされてなる弾性部材であり、回転方向両端が第２窓孔５６の回転方向両端に当接している。また、第１バネ１６の回転方向両端は第２収容部３６の第２支持部３７に当接している。ハブフランジ１８の内周部には、軸方向両側に延びる筒状部５９が形成されている。筒状部５９の内周面には、半径方向内側に延びる複数の内周歯６１が形成されている。
【００３３】
ハブ３は、プレート３１, ３２及びハブフランジ１８の内周側すなわち各部材の中心孔内に配置された筒状の部材である。ハブ３は主に筒状のボス６２から構成されている。ボス６２の中心孔には複数のスプライン６３が形成されている。このスプライン６３がトランスミッションから延びるシャフトのスプラインに係合することで、ハブ３からシャフトにトルク出力が可能となっている。ボス６２には半径方向外方に延びるフランジ６４が形成されている。この実施形態ではフランジ６４の半径方向幅は僅かである。フランジ６４には、さらに半径方向外方に延びている複数の外周歯６５が形成されている。外周歯６５はボス６２から半径方向外側に延びるフランジの一部を形成していると考えてもよい。外周歯６５はハブフランジ１８の筒状部５９に対応する半径方向長さを有している。外周歯６５は内周歯６１の回転方向間に延びており、回転方向両側にそれぞれ所定の捩じり角度θ１だけ隙間を有している。また、外周歯６５から見てそのＲ２側の捩じり角度θ１はＲ１側の捩じり角度θ１に比べてやや大きく設定されている。内周歯６１及び外周歯６５はそれぞれ半径方向先端に向かって回転方向幅が狭くなる形状である。
【００３４】
次に第２ダンパー機構６について説明する。第２ダンパー機構６は、ハブ３とハブフランジ１８との間でトルクを伝達するとともに、捩じり振動を吸収・減衰するためのものである。第２ダンパー機構６の第２弾性機構９は主に第２バネ２１から構成されている。第２ダンパー機構６の第１小摩擦機構１０はブッシュ１９と固定プレート２０と第２コーンスプリング７８とから構成されている。
【００３５】
固定プレート２０は、第２ダンパー機構６において入力側の部材として機能する。すなわち、固定プレート２０はハブフランジ１８からのトルクが入力される部材である。固定プレート２０は、ハブフランジ１８の内周部とリテーニングプレート３２の内周部との間に配置された板金製の薄肉プレート部材である。固定プレート２０は、図８〜１１に示すように、第１円板状部７１と、第１円板状部７１の内周縁から第２軸方向（トランスミッション側）に延びる筒状部７２と、筒状部７２からさらに半径方向内側に延びる第２円板状部７３とから構成されている。
【００３６】
固定プレート２０の第１円板状部７１とハブフランジ１８との間にはスペーサ８０が配置されている。スペーサ８０は、ハブフランジ１８に固定プレート２０を回転方向に連結するとともに、固定プレート２０から軸方向ハブフランジ１８側へ作用する力を受ける役割を有している。スペーサ８０は環状の樹脂製部材でる。スペーサ８０は、環状部８１と、環状部８１から半径方向外側に突出する複数の突出部８２とを有している。突出部８２には、外周縁に２つの切欠き８３が形成されている。また、突出部８２付近には、突出部８２から第１軸方向側に延び、ハブフランジ１８に形成された孔５８に挿入された突起８４が形成されている。突起８４は、孔５８に対して半径方向には僅かに移動可能にかつ回転方向には相対移動不能に係合している。
【００３７】
固定プレート２０の第１円板状部７１には、回転方向に等間隔で半径方向外方に突出する複数の突出部７４が形成されている。この突出部７４は、スペーサ８０の突出部８２に対応して形成されている。固定プレート２０の突出部７４には、スペーサ８０の突出部８２に形成された切欠き８３に係合する爪７５が形成されている。以上に述べた構造において、固定プレート２０はスペーサ８０を介してハブフランジ１８に相対回転不能となるようにすなわちハブフランジ１８からトルクが入力され得るようになっている。また、固定プレート２０はスペーサ８０を介してハブフランジ１８に第１軸方向側を支持されるようになっている。なお、固定プレート２０はスペーサ８０及びハブフランジ１８から第２軸方向側には移動可能となっている。
【００３８】
前述の爪７５と切欠き８３との係合によって構成される第２隙間機構４６について図６を用いて詳細に説明する。各爪７５の回転方向角度θ７５は、切欠き８３の回転方向角度θ８３より小さく、その差は隙間θＡＣ（例えば２〜４度）となっている。隙間θＡＣは、固定プレート２０とスペーサ８０との間の回転方向隙間であり、第１バネ１６と第２バネ２１との間に形成された回転方向隙間である。さらに詳細に隙間θＡＣを説明すると、隙間θＡＣは、固定プレート２０と入力回転体２との間において、第１バネ１６と直列に配置されるとともに、後述する第２大摩擦機構８と並列に配置されている。隙間θＡＣの機能は、第１バネ１６が圧縮状態となっている高捩じり角度領域において隙間θＡＣ内で捩じられる捩じり振動に対しては後述の第２大摩擦機構８を機能させない（すなわち高ヒステリシストルクを発生させない）ことにある。なお、そのときに固定プレート２０とスペーサ８０が互いに摺動するが、金属同士の摺動ではなく、金属と樹脂の摺動であるため、大きな摩擦は発生しない。
【００３９】
なお、図６においては、各爪７５のＲ１側端７５ａと各切欠き８３のＲ１側端８３ａとの間には隙間θＡＣ１が確保され、各爪７５のＲ２側端７５ｂと各切欠き８３のＲ２側端８３ｂとの間には隙間θＡＣ２が確保されている。θＡＣ１とθＡＣ２との和がθＡＣとなっている。さらに、この実施形態では爪７５と切欠き８３の組み合わせは２組となっているが、３以上又は１つであってもよい。
【００４０】
次に、固定プレート２０とリテーニングプレート３２との間に形成された第２大摩擦機構８について説明する。第２大摩擦機構８は第１摩擦ワッシャー４８と第１コーンスプリング４９とから構成されている。第１摩擦ワッシャー４８は、リテーニングプレート３２に対して相対回転不能かつ軸方向に移動自在に係合し、固定プレート２０に対して摺動することで摩擦を発生するための摩擦部材である。第１摩擦ワッシャー４８は主に環状の樹脂部材からなる。第１摩擦ワッシャー４８は樹脂製の環状部８５を有している。
【００４１】
環状部８５において固定プレート２０側には摩擦材８６がモールド又は接着されている。摩擦材８６は、第１摩擦ワッシャー４８と固定プレート２０との間の摩擦係数を高めるための部材であり、環状又は円板状に延びている。環状部８５の内周部には、第２軸方向側に延びる複数の回転方向係合部８７が形成されている。回転方向係合部８７は、リテーニングプレート３２の中心孔５２（内周縁）に形成された複数の切欠き５３内に挿入され係合している。これにより、第１摩擦ワッシャー４８はリテーニングプレート３２に対して相対回転不能にかつ軸方向に移動自在になっている。さらに、環状部８５には、外周縁から半径方向外側に延びさらにそこから第２軸方向側に延びる係合部８８が形成されている。係合部８８は比較的細い形状であり、先端に爪部が形成されている。係合部８８はリテーニングプレート３２に形成された孔５４内に挿入され、爪部がリテーニングプレート３２に係合している。係合部８８は係合状態で半径方向外方に自らを付勢しており、孔５４に圧接している。このためサブアッシー組み付け後にも第１摩擦ワッシャー４８はリテーニングプレート３２から外れにくい。このように第１摩擦ワッシャー４８においてトルクを伝達するための係合部（回転方向係合部８７）とリテーニングプレート３２に対して部材を仮止めするための係合部（係合部８８）とを別々に設け、係合部８８を細く撓み可能な形状にしている。係合部８８は剛性が低いためサブアッシー組立時に折れにくい。このため、回転方向係合部８７は、サブアッシー組立時に力が作用せず、従来の樹脂製摩擦ワッシャーにおいて半径方向係合部にリテーニングプレートへの係合の爪部を持たせたものに比べても破損しにくい。また、サブアッシー組立時に圧入機が不要になり、設備費が低減できる。
【００４２】
第１コーンスプリング４９は、第１摩擦ワッシャー４８とリテーニングプレート３２の内周部との間に配置されており、両部材間で軸方向に圧縮された配置となっている。第１コーンスプリング４９は、外周端がリテーニングプレート３２に支持され、内周端が第１摩擦ワッシャー４８の環状部８５に当接している。第１コーンスプリング４９の内周側には、複数の切欠き４９ａが形成されている。この切欠き４９ａによって複数の突起が内周縁に形成されていると見なしてもよい。切欠き４９ａ内には第１摩擦ワッシャー４８の回転方向係合部８７の外周側に形成された突起部分が挿入されている。これにより、第１コーンスプリング４９は第１摩擦ワッシャー４８と相対回転不能に係合している。
【００４３】
固定プレート２０の第２円板状部７３には、回転方向に等間隔で複数の切り起こし部７６が形成されている。切り起こし部７６は、第２円板状部７３の内周側から軸方向に切り起こされた形状であり、第２円板状部７３における他の部分に比べて第２軸方向側に配置されている。この切り起こし部７６が形成された部分には、第２円板状部７３において切欠き部分が形成されている。切欠き部分の回転方向両端には支持部７７が形成されている。
【００４４】
ブッシュ１９は、第２ダンパー機構６において出力側の部材として機能し、ハブ３に相対回転不能に係合している。さらに詳細に説明すると、ブッシュ１９は、ハブフランジ１８の内周歯６１及びハブ３の外周歯６５の第２軸方向側で固定プレート２０の筒状部７２の内周側、さらにはボス６２の第２軸方向側部分の外周側の空間に配置された環状の樹脂製部材である。ブッシュ１９は、図１２〜１９に示すように環状部８９から主に構成されている。環状部８９には、第２軸方向側面に回転方向に等間隔で複数のバネ収容部９０が形成されている。バネ収容部９０は固定プレート２０の切り起こし部７６すなわち切欠き部分に対応して形成されている。バネ収容部９０はブッシュ１９の第２軸方向側面に形成された凹部である。この凹部は図１４及び１５に示すように断面で円の一部を構成するように滑らかに形成されている。また、各バネ収容部９０の半径方向及び回転方向中心には軸方向に貫通する孔が形成されている。さらには、環状部８９の内周部には、第２軸方向側に延びる筒状の内周支持部９１が形成されている。この内周支持部９１を含めたブッシュ１９の内周面９１ａはボス６２の外周面に当接又は近接している。さらに、ブッシュ１９の環状部８９に形成された第２軸方向側面８９ａは固定プレート２０の第２円板状部７３の第１軸方向側面に当接している。ここでは、ブッシュ１９の環状部８９と固定プレート２０の第２円板状部７３との間に第１小摩擦機構１０が形成されている。
【００４５】
各バネ収容部９０内には第２バネ２１が配置されている。第２バネ２１は、第１バネ１６やバネ１７に対して小型のコイルスプリングであり、バネ定数が小さい。第２バネ２１は、バネ収容部９０内に配置され、回転方向両端がバネ収容部９０の回転方向両端に当接又は近接している。第２バネ２１は、バネ収容部９０内において、ブッシュ１９によって軸方向内側（第１軸方向側）及び内周側を支持されている。
【００４６】
第２バネ２１の回転方向両端には、固定プレート２０の支持部７７が回転方向に当接している。これにより、固定プレート２０からのトルクは第２バネ２１を介してブッシュ１９に伝達されるようになっている。第２バネ２１の回転方向端面は第１軸方向側がバネ収容部９０の回転方向端部によって全面的に支持されている。また、第２バネ２１は回転方向端面が支持部７７に半径方向全体にわたって支持されている。このように第２バネ２１は回転方向両端の掛かり代が十分に大きくなっている。言い換えると、第２バネ２１の回転方向両端において支持される部分の面積が増えている。これは第２バネを従来のハブとハブフランジの間から軸方向にずらした位置に配置することで可能になっている。以上の結果スプリングシートを廃止することができ、部品点数が減っている。
【００４７】
また、切り起こし部７６は第２バネ２１の軸方向外側（第２軸方向側）を支持するように配置されている。このようにして、第２バネ２１は固定プレート２０によって外周側及び軸方向外側を支持されている。
【００４８】
ブッシュ１９には、環状部８９から第１軸方向側に延びる係合部９９が形成されている。係合部９９はブッシュ１９のトルクをハブ３に伝達するための構成である。係合部９９は、外周歯６５間の隙間に合った形状をしており、ハブ３の外周歯６５の間に挿入され各外周歯６５に対して回転方向に移動不能に係合している。
【００４９】
第２コーンスプリング９２は第１小摩擦機構１０において第２円板状部７３と環状部８９とを軸方向に互いに付勢するための付勢部材である。第２コーンスプリング９２は、ハブ３の外周歯６５及びハブフランジ１８の内周歯６１とブッシュ１９との軸方向間に配置されている。第２コーンスプリング９２は内周部がハブ３のフランジ６４に支持され、外周部がブッシュ１９の環状部８９に当接している。第２コーンスプリング９２は軸方向に圧縮された状態であり、ブッシュ１９を第２軸方向側に付勢している。この結果、ブッシュ１９の環状部８９の第２軸方向側面８９ａと固定プレート２０の第２円板状部７３の第１軸方向側面とが所定の力で軸方向に互いに付勢されている。第２コーンスプリング９２は第１コーンスプリング４９に比べて内外径共に小さく、厚みも大幅に小さい。このようにして第２コーンスプリング９２は第１コーンスプリング４９に対して付勢力が大幅に小さくなっている。第２コーンスプリング９２の内周縁には複数の切欠き９２ａが形成されている。切欠き９２ａによって内周縁に複数の突起が形成されていると見なしてもよい。前述の係合部９９は切欠き９２ａ内を延びている。
【００５０】
以上に述べたように、固定プレート２０は、第２ダンパー機構６において第２バネ２１に係合する入力側の部材及び第１小摩擦機構１０を構成する部材として、さらには第２大摩擦機構８を構成する部材として機能している。以下に、この固定プレート２０を用いた利点について説明する。固定プレート２０は、前述のように、第２ダンパー機構６において第２バネ２１の回転方向両端を支持する支持部材及び第１小摩擦機構１０を構成する部材として機能している。このように１つの部材で２つの機能を実現しているために部品点数が少なくなる。さらには、固定プレート２０は第２バネ２１の軸方向外側をも支持している。さらには、固定プレート２０は、捩じり特性の低捩じり角度領域で摺動して摩擦を発生する第１小摩擦機構１０と、捩じり特性の高捩じり角度領域で摺動して摩擦を発生する第２大摩擦機構８の両方の摩擦面を構成している。このように１つの部材で両摩擦面を形成しているため、両摩擦面の摩擦特性を調整・管理するのが容易になっている。具体的には、従来のようにボスのフランジ及びハブフランジの両方の摺動面を管理する必要がなくなる。特に、固定プレート２０は従来のハブやハブフランジとは異なり小型で単純な構成であるため摩擦面の管理が容易である。以上に述べた固定プレート２０は板金製であり、プレス加工により所望の形状を容易に実現でき、安価に実現可能である。
【００５１】
次に、ブッシュ１９の利点について説明する。ブッシュ１９は樹脂製であり所望の形状を容易に実現できる。特に、樹脂製であるため係合部９９を一体成形でき、製造が容易である。係合部９９はハブ３の外周歯６５の回転方向間に係合しているため、ハブ３に係合のための特別な孔や凹部等を形成する必要がない。このため、ハブ３の加工工程が増えることはない。ブッシュ１９は、第２ダンパー機構６の出力側の部材として機能し、第２バネ２１の回転方向両側に係合するとともに第１小摩擦機構１０の一部を構成している。このように単一の部材でトルク伝達と摩擦発生部を実現しているため、全体の部品点数が少なくなる。
【００５２】
次に、クラッチプレート３１の内周側に設けられたブッシュ９３について説明する。ブッシュ９３はクラッチプレート３１の内周部に設けられ、ハブ３の外周面、フランジ６４の端面、外周歯６５，ハブフランジ１８の筒状部５９及び内周歯６１に当接又は近接する部材である。ブッシュ９３の機能としては、摩擦を発生して回転方向の振動を減衰する、クラッチプレート３１をハブ３に対して半径方向に位置決めする、ハブフランジ１８をハブ３に対して半径方向に位置決めするなどがある。ブッシュ９３は、図２０〜２２に示すように、主に、樹脂製の環状部９４から主に構成されている。環状部９４は半径方向に所定の幅を有し軸方向の厚みが薄い円板状の部材である。環状部９４はクラッチプレート３１の内周部とハブフランジ１８の内周部との軸方向間に配置されている。環状部９４の第２軸方向側には環状の摩擦部材９５がモールド若しくは接着又は単に配置されている。摩擦部材９５は環状であり、半径方向に所定の幅を有し軸方向の厚みが薄い円板状の部材である。摩擦部材９５は高摩擦係数の例えばゴム系、ガラス系の混紡もしくは含浸成形品や、セラミック等からなる。摩擦部材９５はブッシュ９３に高摩擦係数の特性をもたらすものであり、また材料を選択することで摩擦の大きさを調整できる。
【００５３】
図２０の平面図で示すように、環状部９４及び摩擦部材９５は内外径が円形となっている。摩擦部材９５は、環状部９４の第２軸方向側面に当接するように配置されていると見なしても良いし、環状部９４の第２軸方向側面に形成された溝内に配置されていると見なしても良い。すなわち、環状部９４の内周縁には第２軸方向側に延びる筒状部９６が形成され、外周縁には第２軸方向側に延びる筒状部９７が形成されている。筒状部９６，９７に囲まれた環状の空間が環状部９４の溝を構成している。この溝は内外径が円であり、この溝内に摩擦部材９５は配置されている。
【００５４】
筒状部９６の第２軸方向端面９６ｃはハブ３のフランジ６４の第１軸方向側面に当接している。第２軸方向端面９６ｃは低捩じり角度領域の捩じり範囲でハブ３に摺動するようになっている。摩擦部材９５は、ハブフランジ１８の筒状部５９及び内周歯６１の第１軸方向側端面に当接している。この部分が高捩じり角度領域で摺動するようになっている。摩擦部材９５とハブ３の外周歯６５の第１軸方向側面との間にはわずかな隙間が確保されている。ハブフランジ１８の筒状部５９及び内周歯６１の第１軸方向側端面は摩擦部材９５にのみ軸方向に当接している。
【００５５】
摩擦部材９５には回転方向に並んだ複数の孔９５ａが形成されており、この孔９５ａ内に環状部９４から突起９４ａが挿入されている。これにより、環状部９４と摩擦部材９５の回り止めが実現されている。摩擦部材９５は円形であるため、このような回り止めが特に重要な役割を果たす。従来であれば、摩擦部材が円形の場合にはＳＰＣＣからなる裏板に接着しても剥離等の強度に関する問題が生じる可能性があり、そのため摩擦部材を四角形状化することで回り止めを図っていた。この実施形態による摩擦部材９５では、摩擦部材９５を円形という簡単な構造に保ったまま、剥離等の問題も解消している。特に、摩擦部材９５の孔９５ａの形成、及び樹脂製環状部９４の突起９４ａの形成はともに容易であり、コスト低減が実現されている。
【００５６】
なお、この実施形態では摩擦部材９５は環状部９４に対して固定されておらず、軸方向に離脱可能である。このため接着等の作業が不要である。ただし、本願発明の構成においても摩擦部材９５と環状部９４とを接着等していてもよい。
【００５７】
さらには、環状部９４には回転方向に並んだ複数の孔９４ｂが形成されている。孔９４ｂは軸方向に延び環状部９４の第１軸方向側と第２軸方向側とを連絡しており、摩擦部材９５の第１軸方向側面の一部を露出させている。また、クラッチプレート３１の内周部には、孔９４ｂに対応して孔１３が形成されている。孔１３は孔９４ｂより大径で孔９４ｂの周囲にさらに広がっている。このように同一位置に形成された孔９４ｂ及び孔１３によって摩擦部材９５の一部がクラッチディスク組立体１の外部に露出している。このため、摩擦部材９５は充分に冷却され、すなわち摩擦部材９５はクラッチプレート３１側への大気にも放熱し、摩擦部材９５の摩擦熱による摩擦特性の変化等が抑えられる。さらに、摩擦部材９５の耐久強度が向上し、またハブ３及びハブフランジ１８の硬度低下が防止される。さらに突起９４ａには軸方向に延び貫通する孔９４ｃが形成されている。孔９４ｃは環状部９４の第１軸方向側と第２軸方向側とを貫通させている。孔９４ｂ，９４ｃはブッシュ９３全体の体積を低減しており、これにより樹脂の使用量が減り、コストが低減されている。
【００５８】
環状部９４の内周縁には、第１軸方向側に延びる筒状部９８が形成されている。筒状部９６，９８は内周面がボス６２の外周面に当接している。これにより、クラッチプレート３１及びリテーニングプレート３２のハブ３に対する半径方向の位置決め（芯出し）が行われている。
【００５９】
筒状部９７には複数の切欠き９７ａが形成されている。筒状部９７の半径方向内側面は、ハブフランジ１８の筒状部５９の第１軸方向側外周面に当接している。すなわち、ハブフランジ１８はこのブッシュ９３の筒状部９７によってハブ３及びクラッチプレート３１及びリテーニングプレート３２に半径方向の位置決めをされている。
【００６０】
環状部９４の外周縁には第１軸方向に延びる複数の係合部１４が形成されている。係合部１４は回転方向に等間隔で形成されている。係合部１４は爪形状を有しており、クラッチプレート３１に形成された複数の孔１５にそれぞれ係合している。
【００６１】
図２３を用いて、係合部１４と孔１５からなる第１隙間機構４５について詳細に説明する。なお、係合部１４と孔１５の関係は、前述の爪７５と切欠き８３との関係と同様である。各係合部１４の回転方向角度θ１４は、孔１５の回転方向角度θ１５より小さく、その差は第１隙間機構４５となっており、その角度の大きさはθＡＣ（例えば２〜４度）である。第１隙間機構４５は、クラッチプレート３１とブッシュ９３との間の回転方向隙間であり、第１バネ１６と第２バネ２１との間に形成された回転方向隙間である。さらに詳細に第１隙間機構４５を説明すると、第１隙間機構４５は、ハブフランジ１８と入力回転体２との間で第１大摩擦機構３９と直列に配置されるとともに、第１バネ１６と並列に配置されている。第１隙間機構４５の機能は、第１バネ１６が圧縮状態となっている捩じり特性高捩じり角度領域において隙間θＡＣ内で捩じられる捩じり振動に対しては第１大摩擦機構３９を機能させない（すなわち高ヒステリシストルクを発生させない）ことにある。
【００６２】
なお、図２３においては、係合部１４のＲ１側端１４ａと孔１５のＲ１側端１５ａとの間には隙間θＡＣ１が確保され、係合部１４のＲ２側端１４ｂと孔１５のＲ１側端１５ｂとの間には隙間θＡＣ２が確保されている。θＡＣ１とθＡＣ２との和がθＡＣとなっている。
【００６３】
ブッシュ９３（摩擦ワッシャー）は、ハブ３のボス６２の外周面６２aに相対回転自在に支持された内周面９６ａと、ハブ３に対して回転方向に摩擦摺動可能に当接する筒状部９６の端面９６ｃ（第１摩擦面）と、ハブフランジ１８に対して回転方向に摩擦摺動可能に当接し第１摩擦面より摩擦係数が高い摩擦部材９５（第２摩擦面）とを有する。ブッシュ９３は、１対の入力プレートであるクラッチプレート及びリテーニングプレート３１，３２をハブ３に対して半径方向に位置決めする機能と、低捩じり角度領域において小摩擦を発生する機能と、高捩じり角度領域において大摩擦を発生する機能と、高捩じり角度領域において所定角度θＡＣ範囲内の捩じり振動に対して大摩擦を発生させないための第１隙間機構４５を形成する機能とを兼ね備えている。このように、１つの部材を多機能にすることによって全体の部品点数が少なくなる。また、クラッチディスク組立体１の組み付け性が向上する。
【００６４】
図６の機械回路図を用いてダンパー機構４における各摩擦機構について再度説明する。第１小摩擦機構１０は、第２円板状部７３と環状部８９とにより構成され、ブッシュ１９と固定プレート２０が相対回転して第２バネ２１が圧縮されるときに摩擦を発生する。第２小摩擦機構３８は、フランジ６４と筒状部９６とにより構成され、ハブ３とブッシュ９３とが相対回転する際に摩擦を発生する。第１大摩擦機構３９は、筒状部５９と摩擦部材９５とにより構成され、ハブフランジ１８と入力回転体２が相対回転する際に摩擦を発生する。第２大摩擦機構８は、第１円板状部７１と第１摩擦ワッシャー４８とにより構成され、固定プレート２０と入力回転体２が相対回転する際に摩擦を発生する。第１及び第２大摩擦機構で発生可能な摩擦（ヒステリシストルク）は、第１及び第２小摩擦機構で発生可能な摩擦（ヒステリシストルク）より大幅に大きい。
【００６５】
第１小摩擦機構１０が摩擦を発生するのは、ハブ３と固定プレート２０及びハブフランジ１８が相対回転するときのみであり、第２ストッパー１２が当接するとそれ以上捩じり角度が大きくなっても摩擦を発生しない。第２小摩擦機構３８は入力回転体２とハブ３が相対回転するときは常に摩擦を発生する。第１大摩擦機構３９はハブフランジ１８と入力回転体２とが相対回転するときに摩擦を発生する。第２大摩擦機構８は固定プレート２０と入力回転体２とが相対回転するときに摩擦を発生する。高捩じり角度領域で隙間θＡＣの範囲内の捩じりとなる捩じり振動が入力されたときには、第１大摩擦機構３９は第１隙間機構４５により滑らず、第２大摩擦機構８は第２隙間機構４６により滑らない。これは捩じり特性の高捩じり角度領域で機能する大摩擦機構に対してそれぞれ隙間機構が設けられていることを意味する。また、クラッチプレート３１とリテーニングプレート３２の両方の大摩擦機構にそれぞれ隙間機構が設けられていることを意味する。
【００６６】
入力回転体２のクラッチディスク３３が図示しないフライホイールに押し付けられると、クラッチディスク組立体１にトルクが入力される。トルクは、クラッチプレート３１及びリテーニングプレート３２から第１バネ１６，ハブフランジ１８，スペーサ８０，固定プレート２０，第２バネ２１，ブッシュ１９の順番で伝達され、最後にハブ３から図示しないシャフトに出力される。
【００６７】
エンジンからのトルク変動がクラッチディスク組立体１に入力されると、入力回転体２とハブ３との間で捩じり振動すなわち相対回転が生じ、第１バネ１６，バネ１７及び第２バネ２１が回転方向に圧縮される。
【００６８】
次に、図７の機械回路図及び図２４、２５の捩じり特性線図を用いてクラッチディスク組立体１のダンパー機構としての動作を説明する。図２４及び図２５の捩じり特性線図は、入力回転体２に対してハブ３を回転方向正側又は負側の一方に最大まで捩じった状態から反対側に最大まで捩じり、さらに元の位置まで戻す過程での捩じりトルクと捩じり角度の関係を示したものである。図２５において、このクラッチディスク組立体１では、正負ともにθＡまでの１段目が低捩じり角度領域に該当し、θＡを越えた２，３段目が高捩じり角度領域に該当する。
【００６９】
ハブ３を入力回転体２に対してＲ２側に捩っていくと（入力回転体２はハブ３にＲ１側すなわち回転方向正側に捩じれる）、捩じり角度θＡまででは主に第２ダンパー機構６が作動する。すなわち、第２バネ２１が回転方向に圧縮され、第１小摩擦機構１０及び第２小摩擦機構３８で摺動が生じる。ここでは、第２大摩擦機構８及び第１大摩擦機構３９で摺動が生じないために、高ヒステリシストルクの特性となることはない。この結果、低剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。
【００７０】
捩じり角度が捩じり角度θＡを超えると、第２ストッパー１２が当接し、ハブ３とハブフランジ１８との相対回転が停止する。すなわち、捩じり角度θＡ以上では第２ダンパー機構６が作動しない。このように捩じり角度θＡ以上では第２バネ２１が圧縮されないため、第２バネ２１の破損が生じにくい。また第２バネ２１の強度を心配しなくて良くなるので設計が容易になる。捩じり特性の高捩じり角度領域では第１ダンパー機構５が作動する。すなわち、第１バネ１６がハブフランジ１８と入力回転体２との間で回転方向に圧縮され、第２大摩擦機構８及び第１大摩擦機構３９で摺動が生じる。この結果、高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。
【００７１】
なお、図２５の矢印Ａ部分に示すように、捩じり角度がθＡを越えてからさらにθＡＣ分だけ捩じれる範囲内では、第１大摩擦機構３９と第２大摩擦機構８で滑りが生じない。これはそれぞれ第１隙間機構４５と第２隙間機構４６とによるものである。この捩じり特性線図ではハブ３は入力回転体２に対して一旦中立位置よりＲ１側に捩じられているため、θ１においては、図６とは異なり、突起７５は切欠き８３に対して最もＲ１側に位置しており、係合部１４は孔１５に対して最もＲ１側に位置しているからである。
【００７２】
捩じり角度がθＢ（θ１＋θ２）を超えると、バネ１７の回転方向端部が第２収容部３６の第２支持部３７に当接する。すわなち、第２ダンパー機構６において第１バネ１６とバネ１７とが並列に圧縮される。この結果、３段目では２段目より高い剛性が得られる。捩じり角度がθＣ（θ１＋θ２＋θ３）となると第１ストッパー１１が当接し、入力回転体２とハブ３との相対回転が停止する。
【００７３】
次に、例えば通常走行時においてエンジンの燃焼変動に起因する微小捩じり振動がクラッチディスク組立体１に生じたとする。このとき、高捩じり角度領域においてハブ３と入力回転体２とは隙間θＡＣ範囲内（図２５の矢印Ｂ部分）では第１大摩擦機構３９と第２大摩擦機構８と作用させず相対回転可能である。すなわち、捩じり特性線図の高捩じり角度領域では隙間θＡＣ範囲内では、第１バネ１６が作動し、第２小摩擦機構３８でのみ滑りが生じる。この結果、走行時ラトル、こもり音の原因となる微小捩じり振動を効果的に吸収できる。
【００７４】
具体的に説明すると、図７において（第２ストッパー１２は当接状態であるとする）、第１バネ１６は圧縮された状態で伸縮を繰り返す。ハブフランジ１８は第１バネ１６により駆動されるが、θＡＣ範囲内では、固定プレート２０を駆動しない。したがって第２大摩擦機構８で滑りが生じない。またθＡＣ範囲内では、ブッシュ９３は入力回転体２と相対回転可能であるため、第１大摩擦機構３９で滑りが生じない。
【００７５】
捩じり特性の負側においても各捩じり角度θ１〜θ３の大きさは異なるものの同様の特性が得られる。
【００７６】
第２実施形態
図２６及び図２７に示す第２実施形態としてのクラッチディスク組立体１は、基本的な構造は前記第１実施形態とほぼ同じである。異なるのは、高捩じり角度領域において微小捩じり振動に対して第２大摩擦機構８を機能させないための第２隙間機構４６の位置である。図２７に示すように、第２隙間機構４６はスペーサ８０とハブフランジ１８とのトルク伝達経路間に形成されている。図２８においてより具体的に説明すると、スペーサ８０の突起８４の回転方向角度θ８４は、ハブフランジ１８の孔５８の回転方向角度θ５８より小さく、その差は第２隙間機構４６を構成し、その大きさは隙間θＡＣ（例えば２〜４度）となっている。なお、図２６においては、各突起８４のＲ１側端８４ａと孔５８のＲ１側端５８ａとの間には隙間θＡＣ１が確保され、各突起８４のＲ２側端８４ｂと孔５８のＲ２側端５８ｂとの間には隙間θＡＣ２が確保されている。θＡＣ１とθＡＣ２との和がθＡＣとなっている。
【００７７】
この実施形態において得られる効果は前記実施形態と同様である。
【００７８】
第２隙間機構４６の捩じり角度θＡＣ範囲内で捩じられる場合は、スペーサ８０とハブフランジ１８が摺動を繰り返すが、樹脂と金属であるため発生する摩擦は小さい。
【００７９】
第３実施形態
図２８及び図２９に示す第３実施形態としてのクラッチディスク組立体１は、基本的な構造は前記第１実施形態とほぼ同じである。異なるのは、高捩じり角度領域において微小捩じり振動に対して第２大摩擦機構８を機能させないための第２隙間機構４６の位置である。図に示すように、第２隙間機構４６は、固定プレート２０とスペーサ８０とのトルク伝達経路間の隙間機構４６Ａと、スペーサ８０とハブフランジ１８とのトルク伝達経路間の隙間機構４６Ｂとからなる。言い換えると、スペーサ８０の回転方向両側と他の部材とのトルク伝達経路間に隙間機構を設け、ダンパー機構４全体において２つの隙間機構を直列に配置したことになる。
【００８０】
このように２つの隙間機構を直列に配置したため、ヒステリシストルクの値を第１及び第２実施形態に比べてより細かくコントロールでき、ヒステリシストルクの立ち上げを滑らかにできる。
【００８１】
各爪７５の回転方向角度θ７５は、切欠き８３の回転方向角度θ８３より小さく、その差は隙間θａｃ（隙間機構４６Ａ）となっている。隙間θａｃは、固定プレート２０とスペーサ８０との間の回転方向隙間である。なお、図２８においては、各爪７５のＲ１側端７５ａと切欠き８３のＲ１側端８３ａとの間には隙間θＡＣ１が確保され、各爪７５のＲ２側端７５ｂと切欠き８３のＲ２側端８３ｂとの間には隙間θＡＣ２が確保されている。θＡＣ１とθＡＣ２との和がθａｃとなっている。
【００８２】
スペーサ８０の突起８４の回転方向角度θ８４は、ハブフランジ１８の孔５８の回転方向角度θ５８より小さく、その差は隙間θａｃ（隙間機構４６Ｂ）となっている。なお、図２６においては、各突起８４のＲ１側端８４ａと孔５８のＲ１側端５８ａとの間には隙間θＡＣ１が確保され、各突起８４のＲ２側端８４ｂと孔５８のＲ２側端５８ｂとの間には隙間θＡＣ２が確保されている。θＡＣ１とθＡＣ２との和がθａｃとなっている。
【００８３】
第２隙間機構４６の捩じり角度θＡＣ範囲内で捩じられる場合は、スペーサ８０は、固定プレート２０及びハブフランジ１８と繰り返し摺動するが、樹脂と金属であるため発生する摩擦は小さい。
〔スペーサ８０による隙間機構の構成〕
第１、第２及び第３実施形態においてハブフランジ１８、スペーサ８０及び固定プレート２０からなる中間機構において第２隙間機構４６を設けたことの利点を説明する。ここでは、第２隙間機構は、従来と異なり、第１摩擦ワッシャー４８とリテーニングプレート３２との間に設ける必要がない。したがって、回転方向係合部８７がリテーニングプレート３２の切り欠きに対して回転方向に隙間なく当接している。この結果、微小捩じり振動発生時に第１コーンスプリング４９とリテーニングプレート３２との間で相対回転が生じず、従来におけるリテーニングプレート３２の摩耗が生じない。
【００８４】
スペーサ８０はハブフランジ１８に軸方向から当接している。固定プレート２０はスペーサ８０と第１摩擦ワッシャー４８との軸方向間に配置されている。スペーサ８０と固定プレート２０はは半径方向に所定の幅を有する環状の部材である。つまりハブフランジ８０、スペーサ８０及び固定プレート２０は互いに対して半径方向に所定の幅を有する環状部分同士が軸方向に当接しており、接触面積が比較的大きい。したがってスペーサ８０と軸方向両側の部材の面圧は比較的小さく、微小捩じり振動が発生したときにスペーサ８０がいずれかの部材と摺動したときに各部材の摩耗が少ない。
【００８５】
第１、第２及び第３実施形態においてスペーサ８０により第２隙間機構４６を構成したことの利点を説明する。スペーサ８０は、トルク伝達経路においては固定プレート２０とハブフランジ１８との間に配置されさた中間部材である。また、スペーサ８０は、軸方向位置においては、固定プレート２０とハブフランジ１８との間で挟まれている。このスペーサ８０によって第２隙間機構４６を設けたのが前記第１、第２及び第３実施形態である。第１実施形態では第２隙間機構４６はスペーサ８０と固定プレート２０とのトルク伝達経路間に形成されている。第２実施形態では第２隙間機構４６はスペーサ８０とハブフランジ１８とのトルク伝達経路間に形成されている。第３実施形態では第２隙間機構４６はスペーサ８０と固定プレート２０とのトルク伝達経路間、さらにはスペーサ８０とハブフランジ１８とのトルク伝達経路間に形成されている。第２隙間機構４６の位置を変更することで、θＡＣ範囲内で捩じり振動が作用する際に摩擦が発生する箇所が異なり、それにより生じる摩擦の大きさも異なるようになる。上記実施形態では、例えば、ハブフランジ１８は固定プレート２０より面粗度が大きいため、第２実施形態の方が第１実施形態より微小捩じり振動に対して大きな摩擦が発生する。変形例としては、固定プレート２０の摩擦係数をハブフランジ１８の摩擦係数より大きくしてもよい。また、スペーサ８０の軸方向両側面にコーティング等を施すことでスペーサ８０の軸方向両面の摩擦係数を異ならせても良い。
【００８６】
第２隙間機構４６の位置は、スペーサ８０の形状により比較的容易に変更できる。これはスペーサ８０が樹脂製であり製造・加工が容易だからである。この結果、クラッチディスク組立体１が搭載される車両における微小振動に対して適切なレベルのヒステリシストルクを発生させて音・振動を効果的に吸収・減衰できる。
【００８７】
なお、第２隙間機構４６を構成する爪や突起及び孔や切り欠きは、形状・個数・形成された部材等については、前記各実施形態に限定されない。
【００８８】
第４実施形態
図３０に示すように、前記実施形態のスペーサを廃止して、固定プレート２０をハブフランジ１８に直接係合させてもよい。固定プレート２０の第１円板状部７１はハブフランジ１８の筒状部５９に直接支持されている。また、第１円板状部７１の外周縁からは、ハブフランジ１８の孔５８内に係合爪２８が延びている。この構成では、スペーサを省略でき部品点数が少なくなっている。
【００８９】
この実施形態では、図３１に示すように、第２隙間機構４６は固定プレート２０とハブフランジ１８との間に設けられている。第２隙間機構４６による効果は第１〜３実施形態と同様である。
【００９０】
この実施形態では第２隙間機構４６におけるストッパーとして機能するハブフランジ１８の孔５８と固定プレート２０の爪２８とがともに金属製であるため、高温下であっても両者共に変形が少なく、第２隙間機構４６の大きさθＡＣが安定している。
【００９１】
第５実施形態
図３２〜図４６に示すクラッチディスク組立体２０１は、基本的な構造は第１実施形態と同様である。したがってここでは第１実施形態と異なる点のみを詳細に説明する。
〔概略説明〕
この第５実施形態のクラッチディスク組立体２０１は４段特性を有しており、その点で３段特性を有する第１実施形態のクラッチディスク組立体１と異なる。具体的には、図４５の機械回路図において、固定プレート２０とハブフランジ１８とのトルク伝達経路間に、第１実施形態のスペーサ８０の代わりにサブプレート２０７,２０８とバネ２０６とが配置されている。サブプレート２０７,２０８は固定プレート２０からトルクが入力されるようになっている。バネ２０６はサブプレート２０７,２０８とハブフランジ１８とを回転方向に弾性的に連結している。サブプレート２０７,２０８は、ハブ３に対して回転方向両側にそれぞれθ１だけ相対回転可能である。なお、ハブフランジ１８はハブ３に対して回転方向両側にそれぞれθ１＋θ２だけ相対回転可能であるが、ここでのθ１＋θ２は第１実施形態のθ１に対応している。すなわち、第１実施形態のθＡまでの角度（低捩じり角度領域）内にバネ２０６が機能する２段目の特性を設けていることになる。
【００９２】
なお、機械回路図は、各部材の回転方向の関係を説明するための模式図であり、回転方向に一体に動作する部材同士は一つの部材として考えられる。具体的には、ハブ３とブッシュ１９は回転方向には一体の部材である第１回転体２５０を構成している。固定プレート２０とサブプレート２０７，２０８は第２バネ２１とバネ２０６の間で機能する第１中間体２５１として機能している。第１中間体２５１は、第１回転体２５０との間に第１小摩擦機構１０を形成し、入力回転体２との間に第２大摩擦機構８を形成し、ハブフランジ１８との間に摩擦機構２４１を形成している。さらに、第１中間体２５１はハブ３との間に隙間角度θ１のストッパー機構を形成している。入力回転体２は第１摩擦ワッシャー４８，ブッシュ９３と一体回転するようになっており、第２回転体２５２を構成している。〔バネ２０６の説明〕
図４５において、バネ２０６は、４段特性を実現するダンパー機構において高捩じり角度領域で圧縮されるバネ又は弾性部材としての役割を有している。バネ２０６は１段目範囲で圧縮される第２バネ２１と直列に作用するように配置され、３段目範囲で圧縮される第１バネ１６と直列に作用するように配置されている。バネ２０６は、固定プレート２０及び第１及び第２サブプレート２０７，２０８を介して第２バネ２１に回転方向に連結され、ハブフランジ１８を介して第１バネ１６に回転方向に連結されている。バネ２０６は第２バネ２１に対して剛性が大幅に高く、１段目範囲ではバネ２０６はほとんど圧縮されない。
【００９３】
バネ２０６は第１バネ１６に対して剛性は低いが、その程度は大きくない。したがってバネ２０６は圧縮の程度が進むと、バネ２０６は第１バネ１６のイニシャルトルクとヒステリシストルク（バネ２０６が第１バネ１６に荷重を作用させたときに摩擦係合した部分で発生する抵抗力に基づくトルク）の合計を越えるトルクを発生できる。
【００９４】
なお、摩擦機構２４１は、バネ２０６と並列に作用するように配置されており、より厳密にはバネ２０６が作動するときのみ摩擦を発生するようになっている。また、摩擦機構２４１は、第１バネ１６と並列に作用する第１大摩擦機構３９と直列に作用するように配置されている。
〔第１及び第２サブプレート２０７，２０８の説明〕
サブプレートは、ハブフランジ１８のエンジン側に配置された第１サブプレート２０７と、ハブフランジ１８のトランスミッション側に配置された第２サブプレート２０８とから構成されている。サブプレート２０７,２０８は互いに一体回転するように係合している。第１及び第２サブプレート２０７，２０８は、図４５から明らかなように、固定プレート２０とともに第２バネ２１とバネ２０６とを回転方向に連結するための中間部材として機能している。また、第２サブプレート２０８は内周歯２１２によってハブ３の外周歯６５とともに前述のストッパー機構を構成している。このストッパー機構によって捩じり角度θＡを越えると第２バネ２１の圧縮が行われないようになっている。
〔詳細説明〕
図３８に示すように、ハブフランジ１８に複数の第３窓孔２３０が形成されている。第３窓孔２３０は回転方向に等間隔で４個形成されている。第３窓孔２３０は、半径方向及び回転方向長さが第２窓孔５６や第１窓孔５７に比べて小さく形成されている。また、各第３窓孔２３０はハブフランジ１８の最も内周側に形成されている。第３窓孔２３０内にはバネ２０６が配置されている。バネ２０６はコイルスプリングであり、回転方向に延びている。バネ２０６の両端は第３窓孔２３０の回転方向両端に当接又は近接している。
【００９５】
第１サブプレート２０７は、ハブフランジ１８とクラッチプレート３１との間に配置されている。第１サブプレート２０７は、図４０に示すように、円板状又は環状の部材である。より具体的には第１サブプレート２０７は板金製の部材である。第１サブプレート２０７は主に環状部２２１から構成されている。環状部２２１のエンジン側に突出する筒状部２２２が形成されている。筒状部２２２の内周面はハブフランジ１８の筒状部５９外周面に相対回転可能に当接している。すなわち第１サブプレート２０７は筒状部２２２によりハブフランジ１８に対して半径方向の位置決めをされている。さらに、筒状部２２２の外周面には、ブッシュ９３の筒状部９７が当接している。
【００９６】
第１サブプレート２０７において、環状部２２１から回転方向に等間隔で複数の突出部２２３が形成されている。突出部２２３は環状部２２１から連続して半径方向外方に延びている。各突出部２２３はハブフランジ１８の第３窓孔２３０に対応して形成されている。突出部２２３において、環状部２２１から突出部２２３にかけて切り起こし部２２６が形成されている。切り起こし部２２６は環状部２２１及び突出部２２３から軸方向に切り起こされて形成された孔であり、切り起こし部２２６はバネ２０６の回転方向両端、半径方向両側及び軸方向片側（エンジン側）を支持している。さらに、切り起こし部２２６の一部はクラッチプレート３１に対してトランスミッション側から当接している。
【００９７】
環状部２２１の外周縁において各突出部２２３の回転方向間には、突起２２７が形成されている。突起２２７は環状部２２１の外周縁から折り曲げられ軸方向（トランスミッション側）に延びる部分である。突起２２７には、図４１に示すように、軸方向に突出する２つの爪２２８が回転方向両側に形成されている。あるいは爪２２８によって突起２２７の先端に切欠き２２９が形成されていると考えても良い。
【００９８】
突起２２７は、第１サブプレート２０７の本体である環状部２２１と一体に形成された板状部分である。突起２２７の板厚は環状部２２１の板厚と等しい。突起２２７は板の両平面が半径方向を向いている。
【００９９】
次に第２サブプレート２０８について説明する。第２サブプレート２０８はハブフランジ１８とリテーニングプレート３２との間に配置された円板状又は環状の部材である。より詳細には、第２サブプレート２０８はハブフランジ１８と固定プレート２０との軸方向間に配置されている。第２サブプレート２０８は、第１サブプレート２０７と同様に板金製の円板状部材である。第２サブプレート２０８の外径は第１サブプレート２０７の外径とほぼ同じであるが、内径は第１サブプレート２０７に比べて小さい。すなわち第２サブプレート２０８の内周部は第１サブプレート２０７に比べてさらに内周側に延びている。
【０１００】
第２サブプレート２０８は図３９に示すように主に環状部２１１から構成されている。環状部２１１の内周縁には、半径方向内側に突出する複数の内周歯２１２が形成されている。内周歯２１２はハブフランジ１８の内周歯６１と軸方向に並んで配置されている。内周歯２１２は内周歯６１に比べて回転方向長さが長くなっている。図４２に示すように、内周歯２１２の回転方向両端は内周歯６１の回転方向両端よりさらに半径方向外側に配置されている。内周歯２１２は、内周歯６１と同様に外周歯６５の回転方向間に配置されている。外周歯６５から見て回転方向両側の内周歯２１２との間にはそれぞれθ１だけの隙間が確保されている。さらに、外周歯６５から見て回転方向両側の内周歯６１の端面との間にはそれぞれθ１＋θ２だけの隙間が確保されている。
【０１０１】
環状部２１１には半径方向外方に突出する複数の突出部２１３が連続して形成されている。突出部２１３は回転方向に等間隔で形成されている。突出部２１３はハブフランジ１８の第３窓孔２３０に対応して形成されている。突出部２１３に対応する部分には、窓部２１６が形成されている。窓部２１６は軸方向に貫通する孔を有しており、バネ２０６の回転方向両側、半径方向両側及び軸方向片側（トランスミッション側）を支持している。突出部２１３の半径方向外側縁には、第１係合部２１４が形成されている。第１係合部２１４は２つの切欠き部分である。第１係合部２１４には固定プレート２０の爪７５が係合している。これにより、第２サブプレート２０８は固定プレート２０と一体回転するようになっている。爪７５は第１係合部２１４に対して半径方向には所定距離までは移動可能となっている。また、爪７５は第１係合部２１４に対して軸方向に移動可能である。
【０１０２】
爪７５と係合部２１４の係合は、高捩じり角度領域において微小捩じり振動に対して第２大摩擦機構８を機能させないための第２隙間機構４６を構成している。図３３に示すように、第２隙間機構４６は固定プレート２０と第２サブプレート２０８との間に形成されている。図４４においてより具体的に説明すると、固定プレート２０の爪７５の回転方向角度θ７５は、第２サブプレート２０８の第１係合部２１４の回転方向角度θ２１４より小さく、その差が第２隙間機構４６となり、その角度はθＡＣ（例えば２〜４度）となっている。なお、図４４においては、各爪７５のＲ１側端７５ａと第１係合部２１４のＲ１側端２１４ａとの間には隙間θＡＣ１が確保され、各爪７５のＲ２側端７５ｂと第１係合部２１４のＲ２側端２１４ｂとの間には隙間θＡＣ２が確保されている。θＡＣ１とθＡＣ２との和がθＡＣとなっている。
【０１０３】
この実施形態では第２隙間機構４６におけるストッパーとして機能する第２サブプレート２０８と固定プレート２０が金属製であるため、高温下であっても両者共に変形が少なく、隙間の角度θＡＣが安定している。
【０１０４】
環状部２１１の外周縁において各突出部２１３の回転方向間には第２係合部２１７が形成されている。第２係合部２１７は２個の切欠きであり、第１サブプレート２０７の爪２２８が係合している。この結果、第１サブプレート２０７,２０８は一体回転するようになっている。爪２２８は第２係合部２１７に対して半径方向に所定の距離までは移動可能になっている。
【０１０５】
第２サブプレート２０８の環状部２１１のトランスミッション側面は固定プレート２０に当接している。固定プレート２０はコーンスプリングによりエンジン側に押圧されており、第２サブプレート２０８は固定プレート２０によりエンジン側に付勢されている。第２サブプレート２０８は、環状部２１１とハブフランジ１８の内周部との間に配置されたワッシャー２４０によりハブフランジ１８に軸方向を支持されている。ワッシャー２４０は樹脂製の部材である。
【０１０６】
突起２２７は第２窓孔５６の内周縁に形成された切欠き５６ａ内を延びている。このように第１サブプレート２０７と第２サブプレート２０８とを一体回転させるための部分が既存の窓孔内を延びているため、特別な孔やスリットを形成する必要がない。なお、突起２２７とその回転方向両側の切欠き５６ａとの間にはそれぞれθ２より大きな隙間が確保されている。
【０１０７】
この実施形態では、第１サブプレート２０７と第２サブプレート２０８とが板状の突起２２７により係合しているため、従来のサブピンを用いた係合よりスペースを大幅に省略できる。特に、突起２２７は板状であり半径方向には板の厚さのみの幅を有している。このため、半径方向のスペースを大幅に確保できる。また突起２２７は第２窓孔５６内において半径方向に小さいため、第１バネ１６の径が小さくなることはない。また、突起２２７は第２窓孔５６の最内周に配置されており、第１バネ１６に干渉しにくい。
【０１０８】
さらに、突起２２７は第１サブプレート２０７と一体の部材であるため、従来のサブピン構造に比べて部品点数を減らせる。
〔ブッシュ９３の構造〕
ブッシュ９３の機能について説明する。
【０１０９】
摩擦ブッシュ９３は、図２０〜２２に示すように、主に、樹脂製の環状部９４から主に構成されている。環状部９４は半径方向に所定の幅を有し軸方向の厚みが薄い円板状の部材である。環状部９４の内周縁には軸方向エンジン側（第１軸方向側）に突出する筒状部９８が形成されている。筒状部９８の内周面はハブ３のボス６２の外周面に当接又は近接している。環状部９４の外周縁には軸方向トランスミッション側（第２軸方向側）に突出する筒状部９７が形成されている。筒状部９７の内周面は第１サブプレート２０７の筒状部２２２の外周面に当接又は近接している。
【０１１０】
ブッシュ９３は、
（１）筒状部９８によって、自らと、クラッチプレート３１，リテーニングプレート３２とをハブ３のボス６２に対して相対回転可能に半径方向に支持する。
（２）筒状部９７によって、ハブフランジ１８をハブ３のボス６２に対して相対回転可能となるように半径方向に支持する。筒状部９７は、第１実施形態では筒状部５９を直接支持し、第２実施形態では第１サブプレート２０７の筒状部２２２を介して筒状部５９を支持している。
【０１１１】
以上に述べたようにブッシュ９３は、ハブ３のボス６２の外周側に配置された３枚のプレート（プレート３１，３２とハブフランジ１８）をボス６２に対して芯出ししている。
〔動作説明〕
次に、図４６の捩じり特性線図を用いてクラッチディスク組立体２０１の動作について説明する。ここでは、入力回転体２を他の部材に固定しておきそれに対してハブ３をＲ２方向に捩っていく動作に基づいて説明する。捩じり角度の小さな領域では、最も剛性の低い第２バネ２１が圧縮され第１小摩擦機構１０で滑りが生じる。この結果、θＡまでは低剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。捩じり角度がθＡを超えると、第２バネ２１の圧縮がそれ以上進まず、バネ２０６が回転方向に圧縮される。このとき第２大摩擦機構８で滑りが生じ１段目よりは大きいヒステリシストルクが発生する。この２段目においてバネ２０６で発生するトルクが第１バネ１６のイニシャルトルクとヒステリシストルクの合計（バネ２０６が第１バネ１６に荷重を作用させたときに摩擦係合部分において発生する抵抗力に基づくトルク）を超えると、第１バネ１６の圧縮が開始され、第１バネ１６と並列に配置された第１大摩擦機構３９で滑りが生じる。このように２段目途中からヒステリシストルクが高くなる。θＢになり、内周歯６１と外周歯６５が当接すると、以後はバネ２０６の圧縮は停止される。すなわち、第１バネ１６のみが圧縮され、さらに捩じり角度が大きくなるとバネ１７が第１バネ１６と並列に圧縮される。
【０１１２】
以上に説明したように、２段目のバネ２０６と３段目の第１バネ１６とが直列に作用するように配置されているため、２段目においてヒステリシストルクが途中から高くなる。
【０１１３】
より詳細には、２段目初期ではバネ２０６のみが主に圧縮され中剛性・中ヒステリシストルク（Ｈ２）が発生する。θＢからは第１バネ１６とバネ２０６が直列に圧縮されるため、剛性は１段目よりは高いが２段目初期よりは低くなる。しかし、バネ２０６が圧縮されることでブッシュ９３と筒状部５９において滑りが生じ、２段目初期より大きい中間ヒステリシストルク（Ｈｍ）が発生している。この実施形態では、中間ヒステリシストルク（Ｈｍ）の領域は２段目の大半（８割程度）を占めている。捩じり角度θＢを越えると、バネ２０６の圧縮が停止され、第１バネ１６のみが圧縮される。したがって３段目では２段目より高い剛性が得られる。また、３段目で生じる高ヒステリシストルク（Ｈ３）は２段目で生じるヒステリシストルク（Ｈ２，Ｈｍ）より大きい。
【０１１４】
以上の説明から明らかなように、第１バネ１６とバネ２０６が直列に圧縮されているときの中間ヒステリシストルク（Ｈｍ）は、第１バネ１６のみが圧縮されているときに発生するヒステリシストルク（Ｈ２）より高く、バネ２０６のみが圧縮されているときに発生する高ヒステリシストルク（Ｈ３）より低い。この結果、３段目の開始時（２段目と３段目の境界）であるθＢにおいてヒステリシストルクが急激に大きくなることがない。従来であれば、θＢにおいてヒステリシストルク（Ｈ２）からヒステリシストルク（Ｈ３）に変化し、その変化量は大きかった。また、２段目の開始時（１段目と２段目の境界）であるθＡにおいてもヒステリシストルクが急激に大きくなることはない。
【０１１５】
以上の捩じり特性によって、１段目正負全体にわたって作動するアイドリング時の振動に対してジャンピング現象が生じにくくなっている。具体的には２段目に中間ヒステリシストルク（Ｈｍ）が得られているため、振動の吸収が緩やかに行われる。
【０１１６】
このクラッチディスク組立体１では、θＡまでの１段目が低捩じり角度領域に該当し、θＢ以上の３、４段目が高捩じり角度領域に該当する。θＡ〜θＢまでの間はその中間領域である。
【０１１７】
本発明に係るダンパー機構又はダンパーディスク組立体は、クラッチディスク組立体に限定されず、フライホイール組立体のダンパー、トルクコンバータロックアップのダンパー、その他のダンパーに採用可能である。
【０１１８】
【発明の効果】
本発明に係るダンパーディスク組立体では、回転方向の所定の隙間が中間機構に設けられているため、微小捩じり振動発生時に付勢部材と第２円板状入力部材との間で相対回転が生じず、従来における第２円板状入力部材の摩耗が生じない。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態としてのクラッチディスク組立体の平面図。
【図２】図１の部分拡大図。
【図３】図１のIII−III 断面図。
【図４】図１の0-IV断面図。
【図５】図１のO-V 断面図。
【図６】第２隙間機構を説明するための部分平面図。
【図７】本発明のクラッチディスク組立体のダンパー機構としての機械回路図。
【図８】固定プレートの平面図。
【図９】図８のIX-IX 断面図。
【図１０】図８のX 矢視図。
【図１１】図８のXI矢視図。
【図１２】ブッシュの平面図。
【図１３】図１２のXIII矢視図。
【図１４】図１２のXIV-XIV 断面図。
【図１５】図１４の部分拡大図。
【図１６】図１７のXVI-XVI 断面図。
【図１７】ブッシュの裏面図。
【図１８】図１７のXVII矢視図。
【図１９】図１７のXIX 矢視図。
【図２０】摩擦ブッシュの平面図。
【図２１】図２０のXXI-XXI 断面図。
【図２２】図２１の部分拡大図。
【図２３】第１隙間機構を説明するための部分平面図。
【図２４】クラッチディスク組立体の捩じり特性線図。
【図２５】図２４の部分拡大図。
【図２６】第２実施形態における、図６に対応する図。
【図２７】第２実施形態における、図７に対応する図。
【図２８】第３実施形態における、図６に対応する図。
【図２９】第３実施形態における、図７に対応する図。
【図３０】第４実施形態における、図３に対応する図。
【図３１】第４実施形態における、図７に対応する図。
【図３２】第５実施形態におけるクラッチディスク組立体の平面図。
【図３３】図３２のXXXIII−Ｏ断面図。
【図３４】図３２のXXXIV−Ｏ断面図。
【図３５】図３２のXXXV−Ｏ断面図。
【図３６】図３２の部分拡大図。
【図３７】図３２の部分拡大図。
【図３８】ハブフランジの平面図。
【図３９】第２サブプレートの平面図。
【図４０】第１サブプレートの平面図。
【図４１】図４０のXXXXI矢視図。
【図４２】第２サブプレートとハブとの係合を示すための部分平面図。
【図４３】ハブフランジと第１及び第２サブプレートとの関係を示す断面図。
【図４４】第５実施形態における、第２隙間機構説明するための部分平面図。
【図４５】クラッチディスク組立体の機械回路図。
【図４６】クラッチディスク組立体の捩じり特性線図
【符号の説明】
１ クラッチディスク組立体
２ 入力回転体
３ ハブ
４ ダンパー機構
５ 第１ダンパー機構
６ 第２ダンパー機構
７ 第１弾性機構
８ 第２大摩擦機構
９ 第２弾性機構
１０ 第１小摩擦機構
１６ 第１バネ
１８ ハブフランジ
１９ ブッシュ
２０ 固定プレート
２１ 第２バネ
３１ クラッチプレート
３２ リテーニングプレート
３８ 第２小摩擦機構
３９ 第１大摩擦機構
４５ 第１隙間機構
４６ 第２隙間機構
４８ 第１摩擦ワッシャー
４９ 第１コーンスプリング
７８ 第２コーンスプリング
【発明の属する技術分野】
本発明は、ダンパーディスク組立体、特に、捩じり特性の高捩じり角度領域において微小捩じり振動が発生した時に所定の摩擦機構を作動させないための回転方向隙間を有するダンパーディスク組立体に関する。
【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。
【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側から伝わり、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。
【０００６】
以上の問題を解決するために、２種類のバネ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。
【０００７】
さらに、高捩じり角度領域においてたとえば通常走行時の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、高捩じり角度領域で作動するための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。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
前記従来のクラッチディス組立体では、樹脂製の摩擦部材が、１対の入力プレートの一方と中間プレートとの間に配置され、コーンスプリングによって中間プレートに押し付けられている。摩擦部材は、軸方向に突出する突起によって１対の入力プレートの一方の孔に係合しており、１対の入力プレートの一方に対して相対回転不能にかつ軸方向に移動可能に係合している。入力プレートの孔と摩擦部材の突起との間には回転方向に所定の隙間が確保されている。この回転方向隙間により、捩じり特性の高捩じり角度領域において微小捩じり振動が入力されたときは、１対の入力プレートと摩擦部材との間で相対回転が生じ、その結果摩擦部材と中間プレートとの間に摺動が生じない。
【０００９】
このような従来の隙間機構では、微小捩じり振動発生時に、入力プレートと摩擦部材が相対回転し、入力プレートとコーンスプリングが回転方向に摺動する。したがって、コーンスプリングによって入力プレートの摩耗が進むという問題がある。特にコーンスプリングは内外周の一方の縁のみが入力プレートに当接しているため、接触面積が大変小さく、入力プレートに作用する面圧が大きい。また、入力プレートはコーンスプリングに比べて材料が柔らかく攻撃されやすい。
【００１０】
また、従来の構造では、例えば車輌走行時における高温状態では、樹脂製の摩擦部材が変形し、突起が１対の入力プレートの一方の孔に対して相対回転可能な角度が変化することがある。
【００１１】
本発明の目的は、ダンパーディスク組立体において、捩じり特性の高捩じり角度領域における微小捩じり振動に対して、部材間の摩耗を減らすことにある。
【００１２】
本発明の他の目的は、捩じり特性の高捩じり角度領域における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において、低ヒステリシストルクを発生可能な角度を一定に保つことにある。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載のダンパーディスク組立体は、第１及び第２円板状入力部材と円板状中間部材とハブと摩擦部材と付勢部材と中間機構と第１弾性部材と第２弾性部材とを備えている。第１及び第２円板状入力部材は軸方向に間隔をあけて配置され互いに固定されている。ハブは第１及び第２円板状入力部材の内周側に配置されている。円板状中間部材はハブの外周側で第１及び第２円板状入力部材の軸方向間に配置されている。摩擦部材は、第２円板状入力部材と円板状中間部材との軸方向間に配置され、第２円板状入力部材に対して第２円板状入力部材からトルクが入力されるようにかつ軸方向に移動可能になるように係合している。付勢部材は、摩擦部材と第２円板状入力部材との軸方向間に配置され、摩擦部材と第２円板状入力部材に対して軸方向に反発力を与えている。中間機構は、摩擦部材と円板状中間部材との軸方向間に挟まれ、円板状中間部材からトルクが入力されるようになっている。第１弾性部材は中間機構とハブとを回転方向に弾性的に連結している。第１弾性部材は捩じり特性の低捩じり角度領域において低剛性をもたらすための部材である。第２弾性部材は第１及び第２円板状入力部材と円板状中間部材とを回転方向に弾性的に連結している。第２弾性部材は捩じり特性の高捩じり角度領域において高剛性をもたらすための部材である。中間機構は第１弾性部材と円板状中間部材とのトルク伝達経路間に前記高捩じり角度領域における微小捩じり振動に対して前記摩擦部材と前記中間機構を摺動させないための所定の隙間を確保している。中間機構は、円板状中間部材に軸方向から当接した第１中間部材と、第１中間部材と摩擦部材との軸方向間に配置された第２中間部材とを有している。第１中間部材と第２中間部材との間には所定の隙間が形成されている。
【００１４】
請求項１に記載のダンパーディスク組立体では、第１及び第２円板状入力部材にトルクが入力されると、両入力部材から、第２弾性部材、円板状中間部材、中間機構、第１弾性部材、ハブの順番でトルクが伝達される。また、ダンパーディスク組立体において捩じり振動が生じると、第１及び第２円板状入力部材とハブとが相対回転し、両部材間で第１及び第２弾性部材が回転方向に圧縮される。各弾性部材の圧縮により各種捩じり振動が効果的に吸収・減衰される。
【００１５】
ダンパーディスク組立体の捩じり特性について、第１及び第２円板状入力部材を他の部材に固定しておきそれに対してハブを一方向に捩じっていく動作によって説明する。低捩じり角度領域では、第１弾性部材が回転方向に圧縮され低剛性の特性が得られる。捩じり角度が大きくなり高捩じり角度領域に入ると、第２弾性部材が圧縮され高剛性の特性が得られる。高捩じり角度領域では、摩擦部材が中間機構に対して回転方向に摺動することで比較的大きな摩擦を発生する。
【００１６】
車輌通常走行時（第１及び第２円板状入力部材とハブの捩じり角度は高捩じり角度領域に位置している）において、例えばエンジンのトルク変動に起因する微小捩じり振動が発生したときは、高捩じり角度領域にも関わらず、捩じり振動が所定の隙間の捩じり角度範囲内であれば、摩擦部材と中間機構との間に相対回転すなわち摺動が生じない。この結果、摩擦部材による比較的大きな摩擦が発生せず、微小捩じり振動を効果的に吸収・減衰できる。
【００１７】
以上に述べたように、所定の回転方向隙間が中間機構に設けられているため、微小捩じり振動発生時に付勢部材と第２円板状入力部材との間で相対回転が生じず、従来における第２円板状入力部材の摩耗が生じない。
【００１８】
請求項２に記載のダンパーディスク組立体は、請求項１において、第１中間部材と第２中間部材は半径方向に所定の幅を有する環状の部材である。
【００１９】
請求項２に記載のダンパーディスク組立体では、第１中間部材が半径方向に所定の幅を有する環状の部材であり、円板状中間部材と第２中間部材に対して軸方向に当接しているため、接触面積が大きい。したがって第１中間部材とその軸方向両側の部材の面圧は比較的小さく、微小捩じり振動が発生したときに第１中間部材が摺動したときに各部材の摩耗が従来より少ない。
【００２４】
【発明の実施の形態】
図１〜図５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を示す。クラッチディスク組立体１は車輌のクラッチに用いられる。図３〜図５に示すクラッチディスク組立体１の左側には図示しないエンジン及びフライホイールが配置され、図３〜図５の右側には図示しないトランスミッションが配置されている。以後、図３〜図５の左側を第１軸方向側（エンジン側）と呼び、図３〜図５の右側を第２軸方向側（トランスミッション側）と呼ぶ。各図のＯ−Ｏはクラッチディスク組立体１の回転軸線すなわち回転中心であり、図１に示す矢印Ｒ１はフライホイール及びクラッチディスク組立体１の回転方向（正側）であり、Ｒ２はその反対回転方向（負側）である。
【００２５】
概略説明
図６に示す機械回路図は、入力回転体２とハブ３とのトルク伝達経路間に形成されるダンパー機構４を模式的に描いたものであり、例えばハブ３を入力回転体２に対してＲ２方向に捩じったときの各部材の動作関係を説明するための図である。ダンパー機構４は、捩じり特性の高捩じり角度領域において高剛性をもたらす第１ダンパー機構５と、捩じり特性の低捩じり角度領域において低剛性をもたらす第２ダンパー機構６とから構成されている。第１ダンパー機構５と第２ダンパー機構６とは、入力回転体２とハブ３との間に互いに直列に作用するように配置されている。
【００２６】
第１ダンパー機構５は、第１バネ１６やバネ１７からなる第１弾性機構７と、ハブフランジ１８と入力回転体２とが相対回転するときに摩擦を発生する第２大摩擦機構８と、ハブフランジ１８と入力回転体２との相対回転角度を規制するための機構であり捩じり角度θ２＋θ３だけ入力回転体２とハブフランジ１８との相対回転を許容している第１ストッパー１１とから構成されている。第１弾性機構７、第２大摩擦機構８及び第１ストッパー１１はハブフランジ１８と入力回転体２との間に互いに並列に作用するように配置されている。
【００２７】
第２ダンパー機構６は主に第２弾性機構９と第１小摩擦機構１０と第２ストッパー１２とから構成されている。第２弾性機構９の第２バネ２１は第１弾性機構７の第１バネ１６よりバネ定数が小さく設定されている。第１小摩擦機構１０は第２大摩擦機構８で発生する摩擦より小さな摩擦を発生するように設定されている。第２ストッパー１２は、ハブ３とハブフランジ１８との相対回転を規制するための機構であり、捩じり角度θ１だけハブ３とハブフランジ１８との相対回転を許容している。第２弾性機構９，第１小摩擦機構１０及び第２ストッパー１２はハブ３とハブフランジ１８との間で互いに並列に作用するように配置されている。
【００２８】
詳細説明
次に、クラッチディスク組立体１の各構造について詳細に説明する。
【００２９】
入力回転体２はクラッチプレート３１とリテーニングプレート３２とクラッチディスク３３とから構成されている。クラッチプレート３１及びリテーニングプレート３２は円板状又は環状のプレート部材であり、互いに対して軸方向に所定距離だけ離れて配置されている。クラッチプレート３１はリテーニングプレート３２の第１軸方向側に配置されている。クラッチプレート３１とリテーニングプレート３２の外周部は回転方向に並んで配置された複数のストップピン４０により互いに固定されている。これにより、クラッチプレート３１とリテーニングプレート３２との軸方向距離が定められ、さらに両プレート３１, ３２は一体回転する。クラッチプレート３１の外周部には、クラッチディスク３３のクッショニングプレート４１が複数のリベット４３により固定されている。クッショニングプレート４１の軸３１の両側に環状の摩擦フェーシング４２が固定されている。
【００３０】
クラッチプレート３１及びリテーニングプレート３２には、回転方向に等間隔で複数の第１収容部３４が形成されている。第１収容部３４は軸方向に僅かに膨らんだ部分であり、回転方向両側に第１支持部３５を有している。さらに、クラッチプレート３１及びリテーニングプレート３２には、回転方向に等間隔で複数の第２収容部３６が形成されている。第２収容部３６は各第１収容部３４のＲ１側に隣接して配置されている。第２収容部３６は回転方向両側に第２支持部３７を有している。各第２収容部３６は第１収容部３４に比べ半径方向及び回転方向に長く形成されている。
【００３１】
ハブフランジ１８はクラッチプレート３１及びリテーニングプレート３２の間すなわち両部材の軸方向間に配置されている。ハブフランジ１８は入力回転体２とハブ３との間の中間部材として機能する。ハブフランジ１８はプレート３１, ３２に比べて厚肉の円板状又は環状の部材である。ハブフランジ１８には、第１収容部３４に対応して第１窓孔５７が形成されている。第１窓孔５７は第１収容部３４に対して形成されている。第１窓孔５７の回転方向角度は第１収容部３４の第１支持部３５間の回転方向角度より小さくなっている。そして第１窓孔５７の回転方向中心は第１収容部３４の回転方向中心とほぼ一致している。このため、第１窓孔５７の回転方向両端と第１収容部３４の第１支持部３５との間には回転方向両側にそれぞれ捩じり角度θ２だけの隙間が確保されている。第１窓孔５７内にはバネ１７が配置されている。バネ１７はコイルスプリングであり、回転方向両端が第１窓孔５７の回転方向両端に当接している。この状態で、バネ１７の回転方向両端は第１収容部３４の第１支持部３５に対してそれぞれ捩じり角度θ２だけ離れている。
【００３２】
ハブフランジ１８には、第２収容部３６に対応した位置に第２窓孔５６が形成されている。第２窓孔５６は半径方向及び回転方向長さが第２収容部３６にほぼ一致している。第１バネ１６は第２窓孔５６内に配置されている。第１バネ１６は２組のコイルスプリングが組み合わされてなる弾性部材であり、回転方向両端が第２窓孔５６の回転方向両端に当接している。また、第１バネ１６の回転方向両端は第２収容部３６の第２支持部３７に当接している。ハブフランジ１８の内周部には、軸方向両側に延びる筒状部５９が形成されている。筒状部５９の内周面には、半径方向内側に延びる複数の内周歯６１が形成されている。
【００３３】
ハブ３は、プレート３１, ３２及びハブフランジ１８の内周側すなわち各部材の中心孔内に配置された筒状の部材である。ハブ３は主に筒状のボス６２から構成されている。ボス６２の中心孔には複数のスプライン６３が形成されている。このスプライン６３がトランスミッションから延びるシャフトのスプラインに係合することで、ハブ３からシャフトにトルク出力が可能となっている。ボス６２には半径方向外方に延びるフランジ６４が形成されている。この実施形態ではフランジ６４の半径方向幅は僅かである。フランジ６４には、さらに半径方向外方に延びている複数の外周歯６５が形成されている。外周歯６５はボス６２から半径方向外側に延びるフランジの一部を形成していると考えてもよい。外周歯６５はハブフランジ１８の筒状部５９に対応する半径方向長さを有している。外周歯６５は内周歯６１の回転方向間に延びており、回転方向両側にそれぞれ所定の捩じり角度θ１だけ隙間を有している。また、外周歯６５から見てそのＲ２側の捩じり角度θ１はＲ１側の捩じり角度θ１に比べてやや大きく設定されている。内周歯６１及び外周歯６５はそれぞれ半径方向先端に向かって回転方向幅が狭くなる形状である。
【００３４】
次に第２ダンパー機構６について説明する。第２ダンパー機構６は、ハブ３とハブフランジ１８との間でトルクを伝達するとともに、捩じり振動を吸収・減衰するためのものである。第２ダンパー機構６の第２弾性機構９は主に第２バネ２１から構成されている。第２ダンパー機構６の第１小摩擦機構１０はブッシュ１９と固定プレート２０と第２コーンスプリング７８とから構成されている。
【００３５】
固定プレート２０は、第２ダンパー機構６において入力側の部材として機能する。すなわち、固定プレート２０はハブフランジ１８からのトルクが入力される部材である。固定プレート２０は、ハブフランジ１８の内周部とリテーニングプレート３２の内周部との間に配置された板金製の薄肉プレート部材である。固定プレート２０は、図８〜１１に示すように、第１円板状部７１と、第１円板状部７１の内周縁から第２軸方向（トランスミッション側）に延びる筒状部７２と、筒状部７２からさらに半径方向内側に延びる第２円板状部７３とから構成されている。
【００３６】
固定プレート２０の第１円板状部７１とハブフランジ１８との間にはスペーサ８０が配置されている。スペーサ８０は、ハブフランジ１８に固定プレート２０を回転方向に連結するとともに、固定プレート２０から軸方向ハブフランジ１８側へ作用する力を受ける役割を有している。スペーサ８０は環状の樹脂製部材でる。スペーサ８０は、環状部８１と、環状部８１から半径方向外側に突出する複数の突出部８２とを有している。突出部８２には、外周縁に２つの切欠き８３が形成されている。また、突出部８２付近には、突出部８２から第１軸方向側に延び、ハブフランジ１８に形成された孔５８に挿入された突起８４が形成されている。突起８４は、孔５８に対して半径方向には僅かに移動可能にかつ回転方向には相対移動不能に係合している。
【００３７】
固定プレート２０の第１円板状部７１には、回転方向に等間隔で半径方向外方に突出する複数の突出部７４が形成されている。この突出部７４は、スペーサ８０の突出部８２に対応して形成されている。固定プレート２０の突出部７４には、スペーサ８０の突出部８２に形成された切欠き８３に係合する爪７５が形成されている。以上に述べた構造において、固定プレート２０はスペーサ８０を介してハブフランジ１８に相対回転不能となるようにすなわちハブフランジ１８からトルクが入力され得るようになっている。また、固定プレート２０はスペーサ８０を介してハブフランジ１８に第１軸方向側を支持されるようになっている。なお、固定プレート２０はスペーサ８０及びハブフランジ１８から第２軸方向側には移動可能となっている。
【００３８】
前述の爪７５と切欠き８３との係合によって構成される第２隙間機構４６について図６を用いて詳細に説明する。各爪７５の回転方向角度θ７５は、切欠き８３の回転方向角度θ８３より小さく、その差は隙間θＡＣ（例えば２〜４度）となっている。隙間θＡＣは、固定プレート２０とスペーサ８０との間の回転方向隙間であり、第１バネ１６と第２バネ２１との間に形成された回転方向隙間である。さらに詳細に隙間θＡＣを説明すると、隙間θＡＣは、固定プレート２０と入力回転体２との間において、第１バネ１６と直列に配置されるとともに、後述する第２大摩擦機構８と並列に配置されている。隙間θＡＣの機能は、第１バネ１６が圧縮状態となっている高捩じり角度領域において隙間θＡＣ内で捩じられる捩じり振動に対しては後述の第２大摩擦機構８を機能させない（すなわち高ヒステリシストルクを発生させない）ことにある。なお、そのときに固定プレート２０とスペーサ８０が互いに摺動するが、金属同士の摺動ではなく、金属と樹脂の摺動であるため、大きな摩擦は発生しない。
【００３９】
なお、図６においては、各爪７５のＲ１側端７５ａと各切欠き８３のＲ１側端８３ａとの間には隙間θＡＣ１が確保され、各爪７５のＲ２側端７５ｂと各切欠き８３のＲ２側端８３ｂとの間には隙間θＡＣ２が確保されている。θＡＣ１とθＡＣ２との和がθＡＣとなっている。さらに、この実施形態では爪７５と切欠き８３の組み合わせは２組となっているが、３以上又は１つであってもよい。
【００４０】
次に、固定プレート２０とリテーニングプレート３２との間に形成された第２大摩擦機構８について説明する。第２大摩擦機構８は第１摩擦ワッシャー４８と第１コーンスプリング４９とから構成されている。第１摩擦ワッシャー４８は、リテーニングプレート３２に対して相対回転不能かつ軸方向に移動自在に係合し、固定プレート２０に対して摺動することで摩擦を発生するための摩擦部材である。第１摩擦ワッシャー４８は主に環状の樹脂部材からなる。第１摩擦ワッシャー４８は樹脂製の環状部８５を有している。
【００４１】
環状部８５において固定プレート２０側には摩擦材８６がモールド又は接着されている。摩擦材８６は、第１摩擦ワッシャー４８と固定プレート２０との間の摩擦係数を高めるための部材であり、環状又は円板状に延びている。環状部８５の内周部には、第２軸方向側に延びる複数の回転方向係合部８７が形成されている。回転方向係合部８７は、リテーニングプレート３２の中心孔５２（内周縁）に形成された複数の切欠き５３内に挿入され係合している。これにより、第１摩擦ワッシャー４８はリテーニングプレート３２に対して相対回転不能にかつ軸方向に移動自在になっている。さらに、環状部８５には、外周縁から半径方向外側に延びさらにそこから第２軸方向側に延びる係合部８８が形成されている。係合部８８は比較的細い形状であり、先端に爪部が形成されている。係合部８８はリテーニングプレート３２に形成された孔５４内に挿入され、爪部がリテーニングプレート３２に係合している。係合部８８は係合状態で半径方向外方に自らを付勢しており、孔５４に圧接している。このためサブアッシー組み付け後にも第１摩擦ワッシャー４８はリテーニングプレート３２から外れにくい。このように第１摩擦ワッシャー４８においてトルクを伝達するための係合部（回転方向係合部８７）とリテーニングプレート３２に対して部材を仮止めするための係合部（係合部８８）とを別々に設け、係合部８８を細く撓み可能な形状にしている。係合部８８は剛性が低いためサブアッシー組立時に折れにくい。このため、回転方向係合部８７は、サブアッシー組立時に力が作用せず、従来の樹脂製摩擦ワッシャーにおいて半径方向係合部にリテーニングプレートへの係合の爪部を持たせたものに比べても破損しにくい。また、サブアッシー組立時に圧入機が不要になり、設備費が低減できる。
【００４２】
第１コーンスプリング４９は、第１摩擦ワッシャー４８とリテーニングプレート３２の内周部との間に配置されており、両部材間で軸方向に圧縮された配置となっている。第１コーンスプリング４９は、外周端がリテーニングプレート３２に支持され、内周端が第１摩擦ワッシャー４８の環状部８５に当接している。第１コーンスプリング４９の内周側には、複数の切欠き４９ａが形成されている。この切欠き４９ａによって複数の突起が内周縁に形成されていると見なしてもよい。切欠き４９ａ内には第１摩擦ワッシャー４８の回転方向係合部８７の外周側に形成された突起部分が挿入されている。これにより、第１コーンスプリング４９は第１摩擦ワッシャー４８と相対回転不能に係合している。
【００４３】
固定プレート２０の第２円板状部７３には、回転方向に等間隔で複数の切り起こし部７６が形成されている。切り起こし部７６は、第２円板状部７３の内周側から軸方向に切り起こされた形状であり、第２円板状部７３における他の部分に比べて第２軸方向側に配置されている。この切り起こし部７６が形成された部分には、第２円板状部７３において切欠き部分が形成されている。切欠き部分の回転方向両端には支持部７７が形成されている。
【００４４】
ブッシュ１９は、第２ダンパー機構６において出力側の部材として機能し、ハブ３に相対回転不能に係合している。さらに詳細に説明すると、ブッシュ１９は、ハブフランジ１８の内周歯６１及びハブ３の外周歯６５の第２軸方向側で固定プレート２０の筒状部７２の内周側、さらにはボス６２の第２軸方向側部分の外周側の空間に配置された環状の樹脂製部材である。ブッシュ１９は、図１２〜１９に示すように環状部８９から主に構成されている。環状部８９には、第２軸方向側面に回転方向に等間隔で複数のバネ収容部９０が形成されている。バネ収容部９０は固定プレート２０の切り起こし部７６すなわち切欠き部分に対応して形成されている。バネ収容部９０はブッシュ１９の第２軸方向側面に形成された凹部である。この凹部は図１４及び１５に示すように断面で円の一部を構成するように滑らかに形成されている。また、各バネ収容部９０の半径方向及び回転方向中心には軸方向に貫通する孔が形成されている。さらには、環状部８９の内周部には、第２軸方向側に延びる筒状の内周支持部９１が形成されている。この内周支持部９１を含めたブッシュ１９の内周面９１ａはボス６２の外周面に当接又は近接している。さらに、ブッシュ１９の環状部８９に形成された第２軸方向側面８９ａは固定プレート２０の第２円板状部７３の第１軸方向側面に当接している。ここでは、ブッシュ１９の環状部８９と固定プレート２０の第２円板状部７３との間に第１小摩擦機構１０が形成されている。
【００４５】
各バネ収容部９０内には第２バネ２１が配置されている。第２バネ２１は、第１バネ１６やバネ１７に対して小型のコイルスプリングであり、バネ定数が小さい。第２バネ２１は、バネ収容部９０内に配置され、回転方向両端がバネ収容部９０の回転方向両端に当接又は近接している。第２バネ２１は、バネ収容部９０内において、ブッシュ１９によって軸方向内側（第１軸方向側）及び内周側を支持されている。
【００４６】
第２バネ２１の回転方向両端には、固定プレート２０の支持部７７が回転方向に当接している。これにより、固定プレート２０からのトルクは第２バネ２１を介してブッシュ１９に伝達されるようになっている。第２バネ２１の回転方向端面は第１軸方向側がバネ収容部９０の回転方向端部によって全面的に支持されている。また、第２バネ２１は回転方向端面が支持部７７に半径方向全体にわたって支持されている。このように第２バネ２１は回転方向両端の掛かり代が十分に大きくなっている。言い換えると、第２バネ２１の回転方向両端において支持される部分の面積が増えている。これは第２バネを従来のハブとハブフランジの間から軸方向にずらした位置に配置することで可能になっている。以上の結果スプリングシートを廃止することができ、部品点数が減っている。
【００４７】
また、切り起こし部７６は第２バネ２１の軸方向外側（第２軸方向側）を支持するように配置されている。このようにして、第２バネ２１は固定プレート２０によって外周側及び軸方向外側を支持されている。
【００４８】
ブッシュ１９には、環状部８９から第１軸方向側に延びる係合部９９が形成されている。係合部９９はブッシュ１９のトルクをハブ３に伝達するための構成である。係合部９９は、外周歯６５間の隙間に合った形状をしており、ハブ３の外周歯６５の間に挿入され各外周歯６５に対して回転方向に移動不能に係合している。
【００４９】
第２コーンスプリング９２は第１小摩擦機構１０において第２円板状部７３と環状部８９とを軸方向に互いに付勢するための付勢部材である。第２コーンスプリング９２は、ハブ３の外周歯６５及びハブフランジ１８の内周歯６１とブッシュ１９との軸方向間に配置されている。第２コーンスプリング９２は内周部がハブ３のフランジ６４に支持され、外周部がブッシュ１９の環状部８９に当接している。第２コーンスプリング９２は軸方向に圧縮された状態であり、ブッシュ１９を第２軸方向側に付勢している。この結果、ブッシュ１９の環状部８９の第２軸方向側面８９ａと固定プレート２０の第２円板状部７３の第１軸方向側面とが所定の力で軸方向に互いに付勢されている。第２コーンスプリング９２は第１コーンスプリング４９に比べて内外径共に小さく、厚みも大幅に小さい。このようにして第２コーンスプリング９２は第１コーンスプリング４９に対して付勢力が大幅に小さくなっている。第２コーンスプリング９２の内周縁には複数の切欠き９２ａが形成されている。切欠き９２ａによって内周縁に複数の突起が形成されていると見なしてもよい。前述の係合部９９は切欠き９２ａ内を延びている。
【００５０】
以上に述べたように、固定プレート２０は、第２ダンパー機構６において第２バネ２１に係合する入力側の部材及び第１小摩擦機構１０を構成する部材として、さらには第２大摩擦機構８を構成する部材として機能している。以下に、この固定プレート２０を用いた利点について説明する。固定プレート２０は、前述のように、第２ダンパー機構６において第２バネ２１の回転方向両端を支持する支持部材及び第１小摩擦機構１０を構成する部材として機能している。このように１つの部材で２つの機能を実現しているために部品点数が少なくなる。さらには、固定プレート２０は第２バネ２１の軸方向外側をも支持している。さらには、固定プレート２０は、捩じり特性の低捩じり角度領域で摺動して摩擦を発生する第１小摩擦機構１０と、捩じり特性の高捩じり角度領域で摺動して摩擦を発生する第２大摩擦機構８の両方の摩擦面を構成している。このように１つの部材で両摩擦面を形成しているため、両摩擦面の摩擦特性を調整・管理するのが容易になっている。具体的には、従来のようにボスのフランジ及びハブフランジの両方の摺動面を管理する必要がなくなる。特に、固定プレート２０は従来のハブやハブフランジとは異なり小型で単純な構成であるため摩擦面の管理が容易である。以上に述べた固定プレート２０は板金製であり、プレス加工により所望の形状を容易に実現でき、安価に実現可能である。
【００５１】
次に、ブッシュ１９の利点について説明する。ブッシュ１９は樹脂製であり所望の形状を容易に実現できる。特に、樹脂製であるため係合部９９を一体成形でき、製造が容易である。係合部９９はハブ３の外周歯６５の回転方向間に係合しているため、ハブ３に係合のための特別な孔や凹部等を形成する必要がない。このため、ハブ３の加工工程が増えることはない。ブッシュ１９は、第２ダンパー機構６の出力側の部材として機能し、第２バネ２１の回転方向両側に係合するとともに第１小摩擦機構１０の一部を構成している。このように単一の部材でトルク伝達と摩擦発生部を実現しているため、全体の部品点数が少なくなる。
【００５２】
次に、クラッチプレート３１の内周側に設けられたブッシュ９３について説明する。ブッシュ９３はクラッチプレート３１の内周部に設けられ、ハブ３の外周面、フランジ６４の端面、外周歯６５，ハブフランジ１８の筒状部５９及び内周歯６１に当接又は近接する部材である。ブッシュ９３の機能としては、摩擦を発生して回転方向の振動を減衰する、クラッチプレート３１をハブ３に対して半径方向に位置決めする、ハブフランジ１８をハブ３に対して半径方向に位置決めするなどがある。ブッシュ９３は、図２０〜２２に示すように、主に、樹脂製の環状部９４から主に構成されている。環状部９４は半径方向に所定の幅を有し軸方向の厚みが薄い円板状の部材である。環状部９４はクラッチプレート３１の内周部とハブフランジ１８の内周部との軸方向間に配置されている。環状部９４の第２軸方向側には環状の摩擦部材９５がモールド若しくは接着又は単に配置されている。摩擦部材９５は環状であり、半径方向に所定の幅を有し軸方向の厚みが薄い円板状の部材である。摩擦部材９５は高摩擦係数の例えばゴム系、ガラス系の混紡もしくは含浸成形品や、セラミック等からなる。摩擦部材９５はブッシュ９３に高摩擦係数の特性をもたらすものであり、また材料を選択することで摩擦の大きさを調整できる。
【００５３】
図２０の平面図で示すように、環状部９４及び摩擦部材９５は内外径が円形となっている。摩擦部材９５は、環状部９４の第２軸方向側面に当接するように配置されていると見なしても良いし、環状部９４の第２軸方向側面に形成された溝内に配置されていると見なしても良い。すなわち、環状部９４の内周縁には第２軸方向側に延びる筒状部９６が形成され、外周縁には第２軸方向側に延びる筒状部９７が形成されている。筒状部９６，９７に囲まれた環状の空間が環状部９４の溝を構成している。この溝は内外径が円であり、この溝内に摩擦部材９５は配置されている。
【００５４】
筒状部９６の第２軸方向端面９６ｃはハブ３のフランジ６４の第１軸方向側面に当接している。第２軸方向端面９６ｃは低捩じり角度領域の捩じり範囲でハブ３に摺動するようになっている。摩擦部材９５は、ハブフランジ１８の筒状部５９及び内周歯６１の第１軸方向側端面に当接している。この部分が高捩じり角度領域で摺動するようになっている。摩擦部材９５とハブ３の外周歯６５の第１軸方向側面との間にはわずかな隙間が確保されている。ハブフランジ１８の筒状部５９及び内周歯６１の第１軸方向側端面は摩擦部材９５にのみ軸方向に当接している。
【００５５】
摩擦部材９５には回転方向に並んだ複数の孔９５ａが形成されており、この孔９５ａ内に環状部９４から突起９４ａが挿入されている。これにより、環状部９４と摩擦部材９５の回り止めが実現されている。摩擦部材９５は円形であるため、このような回り止めが特に重要な役割を果たす。従来であれば、摩擦部材が円形の場合にはＳＰＣＣからなる裏板に接着しても剥離等の強度に関する問題が生じる可能性があり、そのため摩擦部材を四角形状化することで回り止めを図っていた。この実施形態による摩擦部材９５では、摩擦部材９５を円形という簡単な構造に保ったまま、剥離等の問題も解消している。特に、摩擦部材９５の孔９５ａの形成、及び樹脂製環状部９４の突起９４ａの形成はともに容易であり、コスト低減が実現されている。
【００５６】
なお、この実施形態では摩擦部材９５は環状部９４に対して固定されておらず、軸方向に離脱可能である。このため接着等の作業が不要である。ただし、本願発明の構成においても摩擦部材９５と環状部９４とを接着等していてもよい。
【００５７】
さらには、環状部９４には回転方向に並んだ複数の孔９４ｂが形成されている。孔９４ｂは軸方向に延び環状部９４の第１軸方向側と第２軸方向側とを連絡しており、摩擦部材９５の第１軸方向側面の一部を露出させている。また、クラッチプレート３１の内周部には、孔９４ｂに対応して孔１３が形成されている。孔１３は孔９４ｂより大径で孔９４ｂの周囲にさらに広がっている。このように同一位置に形成された孔９４ｂ及び孔１３によって摩擦部材９５の一部がクラッチディスク組立体１の外部に露出している。このため、摩擦部材９５は充分に冷却され、すなわち摩擦部材９５はクラッチプレート３１側への大気にも放熱し、摩擦部材９５の摩擦熱による摩擦特性の変化等が抑えられる。さらに、摩擦部材９５の耐久強度が向上し、またハブ３及びハブフランジ１８の硬度低下が防止される。さらに突起９４ａには軸方向に延び貫通する孔９４ｃが形成されている。孔９４ｃは環状部９４の第１軸方向側と第２軸方向側とを貫通させている。孔９４ｂ，９４ｃはブッシュ９３全体の体積を低減しており、これにより樹脂の使用量が減り、コストが低減されている。
【００５８】
環状部９４の内周縁には、第１軸方向側に延びる筒状部９８が形成されている。筒状部９６，９８は内周面がボス６２の外周面に当接している。これにより、クラッチプレート３１及びリテーニングプレート３２のハブ３に対する半径方向の位置決め（芯出し）が行われている。
【００５９】
筒状部９７には複数の切欠き９７ａが形成されている。筒状部９７の半径方向内側面は、ハブフランジ１８の筒状部５９の第１軸方向側外周面に当接している。すなわち、ハブフランジ１８はこのブッシュ９３の筒状部９７によってハブ３及びクラッチプレート３１及びリテーニングプレート３２に半径方向の位置決めをされている。
【００６０】
環状部９４の外周縁には第１軸方向に延びる複数の係合部１４が形成されている。係合部１４は回転方向に等間隔で形成されている。係合部１４は爪形状を有しており、クラッチプレート３１に形成された複数の孔１５にそれぞれ係合している。
【００６１】
図２３を用いて、係合部１４と孔１５からなる第１隙間機構４５について詳細に説明する。なお、係合部１４と孔１５の関係は、前述の爪７５と切欠き８３との関係と同様である。各係合部１４の回転方向角度θ１４は、孔１５の回転方向角度θ１５より小さく、その差は第１隙間機構４５となっており、その角度の大きさはθＡＣ（例えば２〜４度）である。第１隙間機構４５は、クラッチプレート３１とブッシュ９３との間の回転方向隙間であり、第１バネ１６と第２バネ２１との間に形成された回転方向隙間である。さらに詳細に第１隙間機構４５を説明すると、第１隙間機構４５は、ハブフランジ１８と入力回転体２との間で第１大摩擦機構３９と直列に配置されるとともに、第１バネ１６と並列に配置されている。第１隙間機構４５の機能は、第１バネ１６が圧縮状態となっている捩じり特性高捩じり角度領域において隙間θＡＣ内で捩じられる捩じり振動に対しては第１大摩擦機構３９を機能させない（すなわち高ヒステリシストルクを発生させない）ことにある。
【００６２】
なお、図２３においては、係合部１４のＲ１側端１４ａと孔１５のＲ１側端１５ａとの間には隙間θＡＣ１が確保され、係合部１４のＲ２側端１４ｂと孔１５のＲ１側端１５ｂとの間には隙間θＡＣ２が確保されている。θＡＣ１とθＡＣ２との和がθＡＣとなっている。
【００６３】
ブッシュ９３（摩擦ワッシャー）は、ハブ３のボス６２の外周面６２aに相対回転自在に支持された内周面９６ａと、ハブ３に対して回転方向に摩擦摺動可能に当接する筒状部９６の端面９６ｃ（第１摩擦面）と、ハブフランジ１８に対して回転方向に摩擦摺動可能に当接し第１摩擦面より摩擦係数が高い摩擦部材９５（第２摩擦面）とを有する。ブッシュ９３は、１対の入力プレートであるクラッチプレート及びリテーニングプレート３１，３２をハブ３に対して半径方向に位置決めする機能と、低捩じり角度領域において小摩擦を発生する機能と、高捩じり角度領域において大摩擦を発生する機能と、高捩じり角度領域において所定角度θＡＣ範囲内の捩じり振動に対して大摩擦を発生させないための第１隙間機構４５を形成する機能とを兼ね備えている。このように、１つの部材を多機能にすることによって全体の部品点数が少なくなる。また、クラッチディスク組立体１の組み付け性が向上する。
【００６４】
図６の機械回路図を用いてダンパー機構４における各摩擦機構について再度説明する。第１小摩擦機構１０は、第２円板状部７３と環状部８９とにより構成され、ブッシュ１９と固定プレート２０が相対回転して第２バネ２１が圧縮されるときに摩擦を発生する。第２小摩擦機構３８は、フランジ６４と筒状部９６とにより構成され、ハブ３とブッシュ９３とが相対回転する際に摩擦を発生する。第１大摩擦機構３９は、筒状部５９と摩擦部材９５とにより構成され、ハブフランジ１８と入力回転体２が相対回転する際に摩擦を発生する。第２大摩擦機構８は、第１円板状部７１と第１摩擦ワッシャー４８とにより構成され、固定プレート２０と入力回転体２が相対回転する際に摩擦を発生する。第１及び第２大摩擦機構で発生可能な摩擦（ヒステリシストルク）は、第１及び第２小摩擦機構で発生可能な摩擦（ヒステリシストルク）より大幅に大きい。
【００６５】
第１小摩擦機構１０が摩擦を発生するのは、ハブ３と固定プレート２０及びハブフランジ１８が相対回転するときのみであり、第２ストッパー１２が当接するとそれ以上捩じり角度が大きくなっても摩擦を発生しない。第２小摩擦機構３８は入力回転体２とハブ３が相対回転するときは常に摩擦を発生する。第１大摩擦機構３９はハブフランジ１８と入力回転体２とが相対回転するときに摩擦を発生する。第２大摩擦機構８は固定プレート２０と入力回転体２とが相対回転するときに摩擦を発生する。高捩じり角度領域で隙間θＡＣの範囲内の捩じりとなる捩じり振動が入力されたときには、第１大摩擦機構３９は第１隙間機構４５により滑らず、第２大摩擦機構８は第２隙間機構４６により滑らない。これは捩じり特性の高捩じり角度領域で機能する大摩擦機構に対してそれぞれ隙間機構が設けられていることを意味する。また、クラッチプレート３１とリテーニングプレート３２の両方の大摩擦機構にそれぞれ隙間機構が設けられていることを意味する。
【００６６】
入力回転体２のクラッチディスク３３が図示しないフライホイールに押し付けられると、クラッチディスク組立体１にトルクが入力される。トルクは、クラッチプレート３１及びリテーニングプレート３２から第１バネ１６，ハブフランジ１８，スペーサ８０，固定プレート２０，第２バネ２１，ブッシュ１９の順番で伝達され、最後にハブ３から図示しないシャフトに出力される。
【００６７】
エンジンからのトルク変動がクラッチディスク組立体１に入力されると、入力回転体２とハブ３との間で捩じり振動すなわち相対回転が生じ、第１バネ１６，バネ１７及び第２バネ２１が回転方向に圧縮される。
【００６８】
次に、図７の機械回路図及び図２４、２５の捩じり特性線図を用いてクラッチディスク組立体１のダンパー機構としての動作を説明する。図２４及び図２５の捩じり特性線図は、入力回転体２に対してハブ３を回転方向正側又は負側の一方に最大まで捩じった状態から反対側に最大まで捩じり、さらに元の位置まで戻す過程での捩じりトルクと捩じり角度の関係を示したものである。図２５において、このクラッチディスク組立体１では、正負ともにθＡまでの１段目が低捩じり角度領域に該当し、θＡを越えた２，３段目が高捩じり角度領域に該当する。
【００６９】
ハブ３を入力回転体２に対してＲ２側に捩っていくと（入力回転体２はハブ３にＲ１側すなわち回転方向正側に捩じれる）、捩じり角度θＡまででは主に第２ダンパー機構６が作動する。すなわち、第２バネ２１が回転方向に圧縮され、第１小摩擦機構１０及び第２小摩擦機構３８で摺動が生じる。ここでは、第２大摩擦機構８及び第１大摩擦機構３９で摺動が生じないために、高ヒステリシストルクの特性となることはない。この結果、低剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。
【００７０】
捩じり角度が捩じり角度θＡを超えると、第２ストッパー１２が当接し、ハブ３とハブフランジ１８との相対回転が停止する。すなわち、捩じり角度θＡ以上では第２ダンパー機構６が作動しない。このように捩じり角度θＡ以上では第２バネ２１が圧縮されないため、第２バネ２１の破損が生じにくい。また第２バネ２１の強度を心配しなくて良くなるので設計が容易になる。捩じり特性の高捩じり角度領域では第１ダンパー機構５が作動する。すなわち、第１バネ１６がハブフランジ１８と入力回転体２との間で回転方向に圧縮され、第２大摩擦機構８及び第１大摩擦機構３９で摺動が生じる。この結果、高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。
【００７１】
なお、図２５の矢印Ａ部分に示すように、捩じり角度がθＡを越えてからさらにθＡＣ分だけ捩じれる範囲内では、第１大摩擦機構３９と第２大摩擦機構８で滑りが生じない。これはそれぞれ第１隙間機構４５と第２隙間機構４６とによるものである。この捩じり特性線図ではハブ３は入力回転体２に対して一旦中立位置よりＲ１側に捩じられているため、θ１においては、図６とは異なり、突起７５は切欠き８３に対して最もＲ１側に位置しており、係合部１４は孔１５に対して最もＲ１側に位置しているからである。
【００７２】
捩じり角度がθＢ（θ１＋θ２）を超えると、バネ１７の回転方向端部が第２収容部３６の第２支持部３７に当接する。すわなち、第２ダンパー機構６において第１バネ１６とバネ１７とが並列に圧縮される。この結果、３段目では２段目より高い剛性が得られる。捩じり角度がθＣ（θ１＋θ２＋θ３）となると第１ストッパー１１が当接し、入力回転体２とハブ３との相対回転が停止する。
【００７３】
次に、例えば通常走行時においてエンジンの燃焼変動に起因する微小捩じり振動がクラッチディスク組立体１に生じたとする。このとき、高捩じり角度領域においてハブ３と入力回転体２とは隙間θＡＣ範囲内（図２５の矢印Ｂ部分）では第１大摩擦機構３９と第２大摩擦機構８と作用させず相対回転可能である。すなわち、捩じり特性線図の高捩じり角度領域では隙間θＡＣ範囲内では、第１バネ１６が作動し、第２小摩擦機構３８でのみ滑りが生じる。この結果、走行時ラトル、こもり音の原因となる微小捩じり振動を効果的に吸収できる。
【００７４】
具体的に説明すると、図７において（第２ストッパー１２は当接状態であるとする）、第１バネ１６は圧縮された状態で伸縮を繰り返す。ハブフランジ１８は第１バネ１６により駆動されるが、θＡＣ範囲内では、固定プレート２０を駆動しない。したがって第２大摩擦機構８で滑りが生じない。またθＡＣ範囲内では、ブッシュ９３は入力回転体２と相対回転可能であるため、第１大摩擦機構３９で滑りが生じない。
【００７５】
捩じり特性の負側においても各捩じり角度θ１〜θ３の大きさは異なるものの同様の特性が得られる。
【００７６】
第２実施形態
図２６及び図２７に示す第２実施形態としてのクラッチディスク組立体１は、基本的な構造は前記第１実施形態とほぼ同じである。異なるのは、高捩じり角度領域において微小捩じり振動に対して第２大摩擦機構８を機能させないための第２隙間機構４６の位置である。図２７に示すように、第２隙間機構４６はスペーサ８０とハブフランジ１８とのトルク伝達経路間に形成されている。図２８においてより具体的に説明すると、スペーサ８０の突起８４の回転方向角度θ８４は、ハブフランジ１８の孔５８の回転方向角度θ５８より小さく、その差は第２隙間機構４６を構成し、その大きさは隙間θＡＣ（例えば２〜４度）となっている。なお、図２６においては、各突起８４のＲ１側端８４ａと孔５８のＲ１側端５８ａとの間には隙間θＡＣ１が確保され、各突起８４のＲ２側端８４ｂと孔５８のＲ２側端５８ｂとの間には隙間θＡＣ２が確保されている。θＡＣ１とθＡＣ２との和がθＡＣとなっている。
【００７７】
この実施形態において得られる効果は前記実施形態と同様である。
【００７８】
第２隙間機構４６の捩じり角度θＡＣ範囲内で捩じられる場合は、スペーサ８０とハブフランジ１８が摺動を繰り返すが、樹脂と金属であるため発生する摩擦は小さい。
【００７９】
第３実施形態
図２８及び図２９に示す第３実施形態としてのクラッチディスク組立体１は、基本的な構造は前記第１実施形態とほぼ同じである。異なるのは、高捩じり角度領域において微小捩じり振動に対して第２大摩擦機構８を機能させないための第２隙間機構４６の位置である。図に示すように、第２隙間機構４６は、固定プレート２０とスペーサ８０とのトルク伝達経路間の隙間機構４６Ａと、スペーサ８０とハブフランジ１８とのトルク伝達経路間の隙間機構４６Ｂとからなる。言い換えると、スペーサ８０の回転方向両側と他の部材とのトルク伝達経路間に隙間機構を設け、ダンパー機構４全体において２つの隙間機構を直列に配置したことになる。
【００８０】
このように２つの隙間機構を直列に配置したため、ヒステリシストルクの値を第１及び第２実施形態に比べてより細かくコントロールでき、ヒステリシストルクの立ち上げを滑らかにできる。
【００８１】
各爪７５の回転方向角度θ７５は、切欠き８３の回転方向角度θ８３より小さく、その差は隙間θａｃ（隙間機構４６Ａ）となっている。隙間θａｃは、固定プレート２０とスペーサ８０との間の回転方向隙間である。なお、図２８においては、各爪７５のＲ１側端７５ａと切欠き８３のＲ１側端８３ａとの間には隙間θＡＣ１が確保され、各爪７５のＲ２側端７５ｂと切欠き８３のＲ２側端８３ｂとの間には隙間θＡＣ２が確保されている。θＡＣ１とθＡＣ２との和がθａｃとなっている。
【００８２】
スペーサ８０の突起８４の回転方向角度θ８４は、ハブフランジ１８の孔５８の回転方向角度θ５８より小さく、その差は隙間θａｃ（隙間機構４６Ｂ）となっている。なお、図２６においては、各突起８４のＲ１側端８４ａと孔５８のＲ１側端５８ａとの間には隙間θＡＣ１が確保され、各突起８４のＲ２側端８４ｂと孔５８のＲ２側端５８ｂとの間には隙間θＡＣ２が確保されている。θＡＣ１とθＡＣ２との和がθａｃとなっている。
【００８３】
第２隙間機構４６の捩じり角度θＡＣ範囲内で捩じられる場合は、スペーサ８０は、固定プレート２０及びハブフランジ１８と繰り返し摺動するが、樹脂と金属であるため発生する摩擦は小さい。
〔スペーサ８０による隙間機構の構成〕
第１、第２及び第３実施形態においてハブフランジ１８、スペーサ８０及び固定プレート２０からなる中間機構において第２隙間機構４６を設けたことの利点を説明する。ここでは、第２隙間機構は、従来と異なり、第１摩擦ワッシャー４８とリテーニングプレート３２との間に設ける必要がない。したがって、回転方向係合部８７がリテーニングプレート３２の切り欠きに対して回転方向に隙間なく当接している。この結果、微小捩じり振動発生時に第１コーンスプリング４９とリテーニングプレート３２との間で相対回転が生じず、従来におけるリテーニングプレート３２の摩耗が生じない。
【００８４】
スペーサ８０はハブフランジ１８に軸方向から当接している。固定プレート２０はスペーサ８０と第１摩擦ワッシャー４８との軸方向間に配置されている。スペーサ８０と固定プレート２０はは半径方向に所定の幅を有する環状の部材である。つまりハブフランジ８０、スペーサ８０及び固定プレート２０は互いに対して半径方向に所定の幅を有する環状部分同士が軸方向に当接しており、接触面積が比較的大きい。したがってスペーサ８０と軸方向両側の部材の面圧は比較的小さく、微小捩じり振動が発生したときにスペーサ８０がいずれかの部材と摺動したときに各部材の摩耗が少ない。
【００８５】
第１、第２及び第３実施形態においてスペーサ８０により第２隙間機構４６を構成したことの利点を説明する。スペーサ８０は、トルク伝達経路においては固定プレート２０とハブフランジ１８との間に配置されさた中間部材である。また、スペーサ８０は、軸方向位置においては、固定プレート２０とハブフランジ１８との間で挟まれている。このスペーサ８０によって第２隙間機構４６を設けたのが前記第１、第２及び第３実施形態である。第１実施形態では第２隙間機構４６はスペーサ８０と固定プレート２０とのトルク伝達経路間に形成されている。第２実施形態では第２隙間機構４６はスペーサ８０とハブフランジ１８とのトルク伝達経路間に形成されている。第３実施形態では第２隙間機構４６はスペーサ８０と固定プレート２０とのトルク伝達経路間、さらにはスペーサ８０とハブフランジ１８とのトルク伝達経路間に形成されている。第２隙間機構４６の位置を変更することで、θＡＣ範囲内で捩じり振動が作用する際に摩擦が発生する箇所が異なり、それにより生じる摩擦の大きさも異なるようになる。上記実施形態では、例えば、ハブフランジ１８は固定プレート２０より面粗度が大きいため、第２実施形態の方が第１実施形態より微小捩じり振動に対して大きな摩擦が発生する。変形例としては、固定プレート２０の摩擦係数をハブフランジ１８の摩擦係数より大きくしてもよい。また、スペーサ８０の軸方向両側面にコーティング等を施すことでスペーサ８０の軸方向両面の摩擦係数を異ならせても良い。
【００８６】
第２隙間機構４６の位置は、スペーサ８０の形状により比較的容易に変更できる。これはスペーサ８０が樹脂製であり製造・加工が容易だからである。この結果、クラッチディスク組立体１が搭載される車両における微小振動に対して適切なレベルのヒステリシストルクを発生させて音・振動を効果的に吸収・減衰できる。
【００８７】
なお、第２隙間機構４６を構成する爪や突起及び孔や切り欠きは、形状・個数・形成された部材等については、前記各実施形態に限定されない。
【００８８】
第４実施形態
図３０に示すように、前記実施形態のスペーサを廃止して、固定プレート２０をハブフランジ１８に直接係合させてもよい。固定プレート２０の第１円板状部７１はハブフランジ１８の筒状部５９に直接支持されている。また、第１円板状部７１の外周縁からは、ハブフランジ１８の孔５８内に係合爪２８が延びている。この構成では、スペーサを省略でき部品点数が少なくなっている。
【００８９】
この実施形態では、図３１に示すように、第２隙間機構４６は固定プレート２０とハブフランジ１８との間に設けられている。第２隙間機構４６による効果は第１〜３実施形態と同様である。
【００９０】
この実施形態では第２隙間機構４６におけるストッパーとして機能するハブフランジ１８の孔５８と固定プレート２０の爪２８とがともに金属製であるため、高温下であっても両者共に変形が少なく、第２隙間機構４６の大きさθＡＣが安定している。
【００９１】
第５実施形態
図３２〜図４６に示すクラッチディスク組立体２０１は、基本的な構造は第１実施形態と同様である。したがってここでは第１実施形態と異なる点のみを詳細に説明する。
〔概略説明〕
この第５実施形態のクラッチディスク組立体２０１は４段特性を有しており、その点で３段特性を有する第１実施形態のクラッチディスク組立体１と異なる。具体的には、図４５の機械回路図において、固定プレート２０とハブフランジ１８とのトルク伝達経路間に、第１実施形態のスペーサ８０の代わりにサブプレート２０７,２０８とバネ２０６とが配置されている。サブプレート２０７,２０８は固定プレート２０からトルクが入力されるようになっている。バネ２０６はサブプレート２０７,２０８とハブフランジ１８とを回転方向に弾性的に連結している。サブプレート２０７,２０８は、ハブ３に対して回転方向両側にそれぞれθ１だけ相対回転可能である。なお、ハブフランジ１８はハブ３に対して回転方向両側にそれぞれθ１＋θ２だけ相対回転可能であるが、ここでのθ１＋θ２は第１実施形態のθ１に対応している。すなわち、第１実施形態のθＡまでの角度（低捩じり角度領域）内にバネ２０６が機能する２段目の特性を設けていることになる。
【００９２】
なお、機械回路図は、各部材の回転方向の関係を説明するための模式図であり、回転方向に一体に動作する部材同士は一つの部材として考えられる。具体的には、ハブ３とブッシュ１９は回転方向には一体の部材である第１回転体２５０を構成している。固定プレート２０とサブプレート２０７，２０８は第２バネ２１とバネ２０６の間で機能する第１中間体２５１として機能している。第１中間体２５１は、第１回転体２５０との間に第１小摩擦機構１０を形成し、入力回転体２との間に第２大摩擦機構８を形成し、ハブフランジ１８との間に摩擦機構２４１を形成している。さらに、第１中間体２５１はハブ３との間に隙間角度θ１のストッパー機構を形成している。入力回転体２は第１摩擦ワッシャー４８，ブッシュ９３と一体回転するようになっており、第２回転体２５２を構成している。〔バネ２０６の説明〕
図４５において、バネ２０６は、４段特性を実現するダンパー機構において高捩じり角度領域で圧縮されるバネ又は弾性部材としての役割を有している。バネ２０６は１段目範囲で圧縮される第２バネ２１と直列に作用するように配置され、３段目範囲で圧縮される第１バネ１６と直列に作用するように配置されている。バネ２０６は、固定プレート２０及び第１及び第２サブプレート２０７，２０８を介して第２バネ２１に回転方向に連結され、ハブフランジ１８を介して第１バネ１６に回転方向に連結されている。バネ２０６は第２バネ２１に対して剛性が大幅に高く、１段目範囲ではバネ２０６はほとんど圧縮されない。
【００９３】
バネ２０６は第１バネ１６に対して剛性は低いが、その程度は大きくない。したがってバネ２０６は圧縮の程度が進むと、バネ２０６は第１バネ１６のイニシャルトルクとヒステリシストルク（バネ２０６が第１バネ１６に荷重を作用させたときに摩擦係合した部分で発生する抵抗力に基づくトルク）の合計を越えるトルクを発生できる。
【００９４】
なお、摩擦機構２４１は、バネ２０６と並列に作用するように配置されており、より厳密にはバネ２０６が作動するときのみ摩擦を発生するようになっている。また、摩擦機構２４１は、第１バネ１６と並列に作用する第１大摩擦機構３９と直列に作用するように配置されている。
〔第１及び第２サブプレート２０７，２０８の説明〕
サブプレートは、ハブフランジ１８のエンジン側に配置された第１サブプレート２０７と、ハブフランジ１８のトランスミッション側に配置された第２サブプレート２０８とから構成されている。サブプレート２０７,２０８は互いに一体回転するように係合している。第１及び第２サブプレート２０７，２０８は、図４５から明らかなように、固定プレート２０とともに第２バネ２１とバネ２０６とを回転方向に連結するための中間部材として機能している。また、第２サブプレート２０８は内周歯２１２によってハブ３の外周歯６５とともに前述のストッパー機構を構成している。このストッパー機構によって捩じり角度θＡを越えると第２バネ２１の圧縮が行われないようになっている。
〔詳細説明〕
図３８に示すように、ハブフランジ１８に複数の第３窓孔２３０が形成されている。第３窓孔２３０は回転方向に等間隔で４個形成されている。第３窓孔２３０は、半径方向及び回転方向長さが第２窓孔５６や第１窓孔５７に比べて小さく形成されている。また、各第３窓孔２３０はハブフランジ１８の最も内周側に形成されている。第３窓孔２３０内にはバネ２０６が配置されている。バネ２０６はコイルスプリングであり、回転方向に延びている。バネ２０６の両端は第３窓孔２３０の回転方向両端に当接又は近接している。
【００９５】
第１サブプレート２０７は、ハブフランジ１８とクラッチプレート３１との間に配置されている。第１サブプレート２０７は、図４０に示すように、円板状又は環状の部材である。より具体的には第１サブプレート２０７は板金製の部材である。第１サブプレート２０７は主に環状部２２１から構成されている。環状部２２１のエンジン側に突出する筒状部２２２が形成されている。筒状部２２２の内周面はハブフランジ１８の筒状部５９外周面に相対回転可能に当接している。すなわち第１サブプレート２０７は筒状部２２２によりハブフランジ１８に対して半径方向の位置決めをされている。さらに、筒状部２２２の外周面には、ブッシュ９３の筒状部９７が当接している。
【００９６】
第１サブプレート２０７において、環状部２２１から回転方向に等間隔で複数の突出部２２３が形成されている。突出部２２３は環状部２２１から連続して半径方向外方に延びている。各突出部２２３はハブフランジ１８の第３窓孔２３０に対応して形成されている。突出部２２３において、環状部２２１から突出部２２３にかけて切り起こし部２２６が形成されている。切り起こし部２２６は環状部２２１及び突出部２２３から軸方向に切り起こされて形成された孔であり、切り起こし部２２６はバネ２０６の回転方向両端、半径方向両側及び軸方向片側（エンジン側）を支持している。さらに、切り起こし部２２６の一部はクラッチプレート３１に対してトランスミッション側から当接している。
【００９７】
環状部２２１の外周縁において各突出部２２３の回転方向間には、突起２２７が形成されている。突起２２７は環状部２２１の外周縁から折り曲げられ軸方向（トランスミッション側）に延びる部分である。突起２２７には、図４１に示すように、軸方向に突出する２つの爪２２８が回転方向両側に形成されている。あるいは爪２２８によって突起２２７の先端に切欠き２２９が形成されていると考えても良い。
【００９８】
突起２２７は、第１サブプレート２０７の本体である環状部２２１と一体に形成された板状部分である。突起２２７の板厚は環状部２２１の板厚と等しい。突起２２７は板の両平面が半径方向を向いている。
【００９９】
次に第２サブプレート２０８について説明する。第２サブプレート２０８はハブフランジ１８とリテーニングプレート３２との間に配置された円板状又は環状の部材である。より詳細には、第２サブプレート２０８はハブフランジ１８と固定プレート２０との軸方向間に配置されている。第２サブプレート２０８は、第１サブプレート２０７と同様に板金製の円板状部材である。第２サブプレート２０８の外径は第１サブプレート２０７の外径とほぼ同じであるが、内径は第１サブプレート２０７に比べて小さい。すなわち第２サブプレート２０８の内周部は第１サブプレート２０７に比べてさらに内周側に延びている。
【０１００】
第２サブプレート２０８は図３９に示すように主に環状部２１１から構成されている。環状部２１１の内周縁には、半径方向内側に突出する複数の内周歯２１２が形成されている。内周歯２１２はハブフランジ１８の内周歯６１と軸方向に並んで配置されている。内周歯２１２は内周歯６１に比べて回転方向長さが長くなっている。図４２に示すように、内周歯２１２の回転方向両端は内周歯６１の回転方向両端よりさらに半径方向外側に配置されている。内周歯２１２は、内周歯６１と同様に外周歯６５の回転方向間に配置されている。外周歯６５から見て回転方向両側の内周歯２１２との間にはそれぞれθ１だけの隙間が確保されている。さらに、外周歯６５から見て回転方向両側の内周歯６１の端面との間にはそれぞれθ１＋θ２だけの隙間が確保されている。
【０１０１】
環状部２１１には半径方向外方に突出する複数の突出部２１３が連続して形成されている。突出部２１３は回転方向に等間隔で形成されている。突出部２１３はハブフランジ１８の第３窓孔２３０に対応して形成されている。突出部２１３に対応する部分には、窓部２１６が形成されている。窓部２１６は軸方向に貫通する孔を有しており、バネ２０６の回転方向両側、半径方向両側及び軸方向片側（トランスミッション側）を支持している。突出部２１３の半径方向外側縁には、第１係合部２１４が形成されている。第１係合部２１４は２つの切欠き部分である。第１係合部２１４には固定プレート２０の爪７５が係合している。これにより、第２サブプレート２０８は固定プレート２０と一体回転するようになっている。爪７５は第１係合部２１４に対して半径方向には所定距離までは移動可能となっている。また、爪７５は第１係合部２１４に対して軸方向に移動可能である。
【０１０２】
爪７５と係合部２１４の係合は、高捩じり角度領域において微小捩じり振動に対して第２大摩擦機構８を機能させないための第２隙間機構４６を構成している。図３３に示すように、第２隙間機構４６は固定プレート２０と第２サブプレート２０８との間に形成されている。図４４においてより具体的に説明すると、固定プレート２０の爪７５の回転方向角度θ７５は、第２サブプレート２０８の第１係合部２１４の回転方向角度θ２１４より小さく、その差が第２隙間機構４６となり、その角度はθＡＣ（例えば２〜４度）となっている。なお、図４４においては、各爪７５のＲ１側端７５ａと第１係合部２１４のＲ１側端２１４ａとの間には隙間θＡＣ１が確保され、各爪７５のＲ２側端７５ｂと第１係合部２１４のＲ２側端２１４ｂとの間には隙間θＡＣ２が確保されている。θＡＣ１とθＡＣ２との和がθＡＣとなっている。
【０１０３】
この実施形態では第２隙間機構４６におけるストッパーとして機能する第２サブプレート２０８と固定プレート２０が金属製であるため、高温下であっても両者共に変形が少なく、隙間の角度θＡＣが安定している。
【０１０４】
環状部２１１の外周縁において各突出部２１３の回転方向間には第２係合部２１７が形成されている。第２係合部２１７は２個の切欠きであり、第１サブプレート２０７の爪２２８が係合している。この結果、第１サブプレート２０７,２０８は一体回転するようになっている。爪２２８は第２係合部２１７に対して半径方向に所定の距離までは移動可能になっている。
【０１０５】
第２サブプレート２０８の環状部２１１のトランスミッション側面は固定プレート２０に当接している。固定プレート２０はコーンスプリングによりエンジン側に押圧されており、第２サブプレート２０８は固定プレート２０によりエンジン側に付勢されている。第２サブプレート２０８は、環状部２１１とハブフランジ１８の内周部との間に配置されたワッシャー２４０によりハブフランジ１８に軸方向を支持されている。ワッシャー２４０は樹脂製の部材である。
【０１０６】
突起２２７は第２窓孔５６の内周縁に形成された切欠き５６ａ内を延びている。このように第１サブプレート２０７と第２サブプレート２０８とを一体回転させるための部分が既存の窓孔内を延びているため、特別な孔やスリットを形成する必要がない。なお、突起２２７とその回転方向両側の切欠き５６ａとの間にはそれぞれθ２より大きな隙間が確保されている。
【０１０７】
この実施形態では、第１サブプレート２０７と第２サブプレート２０８とが板状の突起２２７により係合しているため、従来のサブピンを用いた係合よりスペースを大幅に省略できる。特に、突起２２７は板状であり半径方向には板の厚さのみの幅を有している。このため、半径方向のスペースを大幅に確保できる。また突起２２７は第２窓孔５６内において半径方向に小さいため、第１バネ１６の径が小さくなることはない。また、突起２２７は第２窓孔５６の最内周に配置されており、第１バネ１６に干渉しにくい。
【０１０８】
さらに、突起２２７は第１サブプレート２０７と一体の部材であるため、従来のサブピン構造に比べて部品点数を減らせる。
〔ブッシュ９３の構造〕
ブッシュ９３の機能について説明する。
【０１０９】
摩擦ブッシュ９３は、図２０〜２２に示すように、主に、樹脂製の環状部９４から主に構成されている。環状部９４は半径方向に所定の幅を有し軸方向の厚みが薄い円板状の部材である。環状部９４の内周縁には軸方向エンジン側（第１軸方向側）に突出する筒状部９８が形成されている。筒状部９８の内周面はハブ３のボス６２の外周面に当接又は近接している。環状部９４の外周縁には軸方向トランスミッション側（第２軸方向側）に突出する筒状部９７が形成されている。筒状部９７の内周面は第１サブプレート２０７の筒状部２２２の外周面に当接又は近接している。
【０１１０】
ブッシュ９３は、
（１）筒状部９８によって、自らと、クラッチプレート３１，リテーニングプレート３２とをハブ３のボス６２に対して相対回転可能に半径方向に支持する。
（２）筒状部９７によって、ハブフランジ１８をハブ３のボス６２に対して相対回転可能となるように半径方向に支持する。筒状部９７は、第１実施形態では筒状部５９を直接支持し、第２実施形態では第１サブプレート２０７の筒状部２２２を介して筒状部５９を支持している。
【０１１１】
以上に述べたようにブッシュ９３は、ハブ３のボス６２の外周側に配置された３枚のプレート（プレート３１，３２とハブフランジ１８）をボス６２に対して芯出ししている。
〔動作説明〕
次に、図４６の捩じり特性線図を用いてクラッチディスク組立体２０１の動作について説明する。ここでは、入力回転体２を他の部材に固定しておきそれに対してハブ３をＲ２方向に捩っていく動作に基づいて説明する。捩じり角度の小さな領域では、最も剛性の低い第２バネ２１が圧縮され第１小摩擦機構１０で滑りが生じる。この結果、θＡまでは低剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。捩じり角度がθＡを超えると、第２バネ２１の圧縮がそれ以上進まず、バネ２０６が回転方向に圧縮される。このとき第２大摩擦機構８で滑りが生じ１段目よりは大きいヒステリシストルクが発生する。この２段目においてバネ２０６で発生するトルクが第１バネ１６のイニシャルトルクとヒステリシストルクの合計（バネ２０６が第１バネ１６に荷重を作用させたときに摩擦係合部分において発生する抵抗力に基づくトルク）を超えると、第１バネ１６の圧縮が開始され、第１バネ１６と並列に配置された第１大摩擦機構３９で滑りが生じる。このように２段目途中からヒステリシストルクが高くなる。θＢになり、内周歯６１と外周歯６５が当接すると、以後はバネ２０６の圧縮は停止される。すなわち、第１バネ１６のみが圧縮され、さらに捩じり角度が大きくなるとバネ１７が第１バネ１６と並列に圧縮される。
【０１１２】
以上に説明したように、２段目のバネ２０６と３段目の第１バネ１６とが直列に作用するように配置されているため、２段目においてヒステリシストルクが途中から高くなる。
【０１１３】
より詳細には、２段目初期ではバネ２０６のみが主に圧縮され中剛性・中ヒステリシストルク（Ｈ２）が発生する。θＢからは第１バネ１６とバネ２０６が直列に圧縮されるため、剛性は１段目よりは高いが２段目初期よりは低くなる。しかし、バネ２０６が圧縮されることでブッシュ９３と筒状部５９において滑りが生じ、２段目初期より大きい中間ヒステリシストルク（Ｈｍ）が発生している。この実施形態では、中間ヒステリシストルク（Ｈｍ）の領域は２段目の大半（８割程度）を占めている。捩じり角度θＢを越えると、バネ２０６の圧縮が停止され、第１バネ１６のみが圧縮される。したがって３段目では２段目より高い剛性が得られる。また、３段目で生じる高ヒステリシストルク（Ｈ３）は２段目で生じるヒステリシストルク（Ｈ２，Ｈｍ）より大きい。
【０１１４】
以上の説明から明らかなように、第１バネ１６とバネ２０６が直列に圧縮されているときの中間ヒステリシストルク（Ｈｍ）は、第１バネ１６のみが圧縮されているときに発生するヒステリシストルク（Ｈ２）より高く、バネ２０６のみが圧縮されているときに発生する高ヒステリシストルク（Ｈ３）より低い。この結果、３段目の開始時（２段目と３段目の境界）であるθＢにおいてヒステリシストルクが急激に大きくなることがない。従来であれば、θＢにおいてヒステリシストルク（Ｈ２）からヒステリシストルク（Ｈ３）に変化し、その変化量は大きかった。また、２段目の開始時（１段目と２段目の境界）であるθＡにおいてもヒステリシストルクが急激に大きくなることはない。
【０１１５】
以上の捩じり特性によって、１段目正負全体にわたって作動するアイドリング時の振動に対してジャンピング現象が生じにくくなっている。具体的には２段目に中間ヒステリシストルク（Ｈｍ）が得られているため、振動の吸収が緩やかに行われる。
【０１１６】
このクラッチディスク組立体１では、θＡまでの１段目が低捩じり角度領域に該当し、θＢ以上の３、４段目が高捩じり角度領域に該当する。θＡ〜θＢまでの間はその中間領域である。
【０１１７】
本発明に係るダンパー機構又はダンパーディスク組立体は、クラッチディスク組立体に限定されず、フライホイール組立体のダンパー、トルクコンバータロックアップのダンパー、その他のダンパーに採用可能である。
【０１１８】
【発明の効果】
本発明に係るダンパーディスク組立体では、回転方向の所定の隙間が中間機構に設けられているため、微小捩じり振動発生時に付勢部材と第２円板状入力部材との間で相対回転が生じず、従来における第２円板状入力部材の摩耗が生じない。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態としてのクラッチディスク組立体の平面図。
【図２】図１の部分拡大図。
【図３】図１のIII−III 断面図。
【図４】図１の0-IV断面図。
【図５】図１のO-V 断面図。
【図６】第２隙間機構を説明するための部分平面図。
【図７】本発明のクラッチディスク組立体のダンパー機構としての機械回路図。
【図８】固定プレートの平面図。
【図９】図８のIX-IX 断面図。
【図１０】図８のX 矢視図。
【図１１】図８のXI矢視図。
【図１２】ブッシュの平面図。
【図１３】図１２のXIII矢視図。
【図１４】図１２のXIV-XIV 断面図。
【図１５】図１４の部分拡大図。
【図１６】図１７のXVI-XVI 断面図。
【図１７】ブッシュの裏面図。
【図１８】図１７のXVII矢視図。
【図１９】図１７のXIX 矢視図。
【図２０】摩擦ブッシュの平面図。
【図２１】図２０のXXI-XXI 断面図。
【図２２】図２１の部分拡大図。
【図２３】第１隙間機構を説明するための部分平面図。
【図２４】クラッチディスク組立体の捩じり特性線図。
【図２５】図２４の部分拡大図。
【図２６】第２実施形態における、図６に対応する図。
【図２７】第２実施形態における、図７に対応する図。
【図２８】第３実施形態における、図６に対応する図。
【図２９】第３実施形態における、図７に対応する図。
【図３０】第４実施形態における、図３に対応する図。
【図３１】第４実施形態における、図７に対応する図。
【図３２】第５実施形態におけるクラッチディスク組立体の平面図。
【図３３】図３２のXXXIII−Ｏ断面図。
【図３４】図３２のXXXIV−Ｏ断面図。
【図３５】図３２のXXXV−Ｏ断面図。
【図３６】図３２の部分拡大図。
【図３７】図３２の部分拡大図。
【図３８】ハブフランジの平面図。
【図３９】第２サブプレートの平面図。
【図４０】第１サブプレートの平面図。
【図４１】図４０のXXXXI矢視図。
【図４２】第２サブプレートとハブとの係合を示すための部分平面図。
【図４３】ハブフランジと第１及び第２サブプレートとの関係を示す断面図。
【図４４】第５実施形態における、第２隙間機構説明するための部分平面図。
【図４５】クラッチディスク組立体の機械回路図。
【図４６】クラッチディスク組立体の捩じり特性線図
【符号の説明】
１ クラッチディスク組立体
２ 入力回転体
３ ハブ
４ ダンパー機構
５ 第１ダンパー機構
６ 第２ダンパー機構
７ 第１弾性機構
８ 第２大摩擦機構
９ 第２弾性機構
１０ 第１小摩擦機構
１６ 第１バネ
１８ ハブフランジ
１９ ブッシュ
２０ 固定プレート
２１ 第２バネ
３１ クラッチプレート
３２ リテーニングプレート
３８ 第２小摩擦機構
３９ 第１大摩擦機構
４５ 第１隙間機構
４６ 第２隙間機構
４８ 第１摩擦ワッシャー
４９ 第１コーンスプリング
７８ 第２コーンスプリング
Claims (2)
- 軸方向に間隔をあけて配置され互いに固定された第１及び第２円板状入力部材（３１，３２）と、
前記第１及び第２円板状入力部材の内周側に配置されたハブ（３）と、
前記ハブの外周側で前記１対の円板状入力部材の軸方向間に配置された円板状中間部材（１８）と、
前記第２円板状入力部材（３２）と前記円板状中間部材との軸方向間に配置され、前記第２円板状入力部材に対して前記第２円板状入力部材からトルクが入力されるようにかつ軸方向に移動可能に係合する摩擦部材（４８）と、
前記摩擦部材と前記第２円板状入力部材との軸方向間に配置され、前記摩擦部材と前記第２円板状入力部材に対して軸方向に反発力を与えている付勢部材（４９）と、
前記摩擦部材と前記円板状中間部材との軸方向間に挟まれて配置され、前記円板状中間部材からトルクが入力されるようになっている中間機構（２０，８０，２０６，２０８）と、
前記中間機構と前記ハブとを回転方向に弾性的に連結し、捩じり特性の低捩じり角度領域で低剛性をもたらすための第１弾性部材（２１）と、
前記第１及び第２円板状入力部材と前記円板状中間部材とを回転方向に弾性的に連結し、捩じり特性の高捩じり角度領域において高剛性をもたらすための第２弾性部材（１６）とを備え、
前記中間機構は、前記第１弾性部材と前記円板状中間部材とのトルク伝達経路間に前記高捩じり角度領域における微小捩じり振動に対して前記摩擦部材と前記中間機構を摺動させないための所定の隙間（４６）を確保しており、
前記中間機構は、前記円板状中間部材に軸方向から当接した第１中間部材（８０）と、前記第１中間部材と前記摩擦部材との軸方向間に配置された第２中間部材（２０）とを有し、
前記第１中間部材と前記第２中間部材との間には、前記所定の隙間が形成されている、
ダンパーディスク組立体。 - 前記第１中間部材と前記第２中間部材とは半径方向に所定の幅を有する環状の部材である、
請求項１に記載のダンパーディスク組立体。
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Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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| JP36140198A JP3732028B2 (ja) | 1998-12-18 | 1998-12-18 | ダンパーディスク組立体 |
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Family Applications (1)
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| JP36140198A Expired - Fee Related JP3732028B2 (ja) | 1998-12-18 | 1998-12-18 | ダンパーディスク組立体 |
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-
1998
- 1998-12-18 JP JP36140198A patent/JP3732028B2/ja not_active Expired - Fee Related
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| JP2000179573A (ja) | 2000-06-27 |
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