JP3732042B2 - ダンパー機構及びダンパーディスク組立体 - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ダンパー機構、特に、動力伝達系における捩り振動を吸収・減衰するためのダンパー機構及び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トルク変動を吸収・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、クラッチペダルを離した時にトランスミッションより発生する「ガラガラ」と聞こえる音である。この騒音が生じるのは、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からである。
ティップイン・ティップアウト（低周波振動）とは、アクセルペダルを急に踏んだり急に離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。具体的には、駆動伝達系にステップ的にトルクが入力されることにより過度振動が生じる。この結果、タイヤに伝達されたトルクが逆にタイヤ側から駆動側に伝わり、その揺り返しとしてタイヤに過大トルクが発生する。以上の結果車体を過度的に前後に大きく振らす。
【０００４】
アイドリング時の異音に対しては、クラッチディスク組立体の捩り特性において０トルク付近が問題となるため、捩り剛性は低い方が振動減衰に効果がある。そのため、低剛性のばねを用いることで非線形の捩り特性（低剛性と高剛性の２段の特性）を実現したクラッチディスク組立体が提供されている。そのようなクラッチディスク組立体では、１段目の捩り剛性及びヒステリシストルクを低く抑えているため、アイドリング時の異音防止効果がある。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
以上に述べたように１段目には低剛性の特性を確保しつつ２段目や３段目においては比較的剛性の高い特性を確保する必要がある。また、十分なストッパートルクを実現するために捩り角度の最も大きくなる領域には剛性の最も高い領域が必要となる。
【０００６】
そのような機能を実現するために、１段目では２種類のばねを直列に作用させ捩り角度が大きくなると２種類のばねを並列に作用させて高剛性の特性を得るクラッチディスクのダンパー機構が知られている。例えば、特開平５−２４０３０２号公報においては、捩り角度の小さな領域では２種類のばねが直列に作用し、ある捩り角度を超えると２種類のばねが並列に作用する構造になっている。
【０００７】
そのダンパー機構では、入力側のクラッチプレート及びリテーニングプレートと、出力側のハブと、その間に配置された回転部材と、ハブと中間部材とを回転方向に弾性的に連結する第１弾性部材と、中間部材とクラッチプレート及びリテーニングプレートとを回転方向に弾性的に連結するための第２弾性部材とを備えている。クラッチプレート及びリテーニングプレートには、第１弾性部材の円周方向両端に対して所定の隙間を空けて配置された圧縮部が形成されている。また、クラッチ及びリテーニングプレートを互いに連結するストップピンとハブのフランジに形成された切欠きとの間には所定の隙間が確保されている。以上の構造により、例えばハブをクラッチ及びリテーニングプレートに対して一方向に捩っていくと、初めは第１弾性部材と第２弾性部材とが直列に作用し、これにより低剛性の特性が得られる。捩り角度が大きくなり所定角度に達すると、中間部材とハブとが係合し、さらにクラッチ及びリテーニングプレートの圧縮部が第１弾性部材に当接する。これ以降は、第１弾性部材はハブと入力プレートとの間で圧縮され、第２弾性部材はハブと入力プレートとの間で圧縮される。すなわち第１弾性部材と第２弾性部材はハブと入力プレートとの間で並列に作用する。さらに捩り角度が大きくなるとストップピンとハブのフランジの切欠き端面が当接し相対回転が終了する。
【０００８】
以上に述べた構造では、捩り角度０の時から第１弾性部材と第２弾性部材が共に圧縮を開始するため、ストップピンとハブのフランジの切欠きの円周方向隙間が大きくなり過ぎる可能性がある。具体的には、フランジの切欠きを円周方向に大きくする必要がある。そのような場合には、ハブのフランジにおいて弾性部材を収容するための窓孔の円周方向角度が小さくなったり、窓孔の個数が少なくなったりする。
【０００９】
また、以上に述べた構造では、第１弾性部材と第２弾性部材が並列に圧縮されるときに両者の荷重の全てがハブと入力プレートに作用する。このためハブのフランジの強度を上げる必要がある。
本発明の課題は、捩り振動の小さな領域では低剛性を実現しつ捩り角度の大きな領域では高剛性の特性を実現するダンパー機構において、相対回転停止部の円周方向隙間を小さく抑えることにある。
【００１０】
本発明の他の課題は、捩り振動の小さな領域では低剛性を実現しつ捩り角度の大きな領域では高剛性の特性を実現するダンパー機構において、ハブのフランジの強度を高くする必要を減らすことにある。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載のダンパー機構は回転方向の捩り振動を吸収・減衰するためのものである。ダンパー機構は第１回転部材と第２回転部材と中間回転部材と第１弾性部材と第２弾性部材と第１相対回転停止部と圧縮部とを備えている。第２回転部材は第１回転部材に相対回転可能に配置されている。中間回転部材は第１回転部材と第２回転部材との間に配置されている。第１弾性部材は第１回転部材と中間回転部材との間に両者が相対回転すると圧縮されるように配置されている。第２弾性部材は、中間部材と第２回転部材との間に両者が相対回転すると圧縮されるように配置され、初期状態では中間回転部材と第２回転部材との間で回転方向に圧縮された状態で保持されイニシャル荷重を付与されている。第１相対回転停止部は、第１回転部材の第２回転部材に対する捩り角度が第１捩り角度に達すると、第１回転部材と中間回転部材との相対回転を停止させる。圧縮部は、第１回転部材の第２回転部材に対する捩り角度が第１捩り角度より大きい第２捩り角度に達すると第１回転部材と第２回転部材との間で第１弾性部材の圧縮を開始する。第２弾性部材は第１捩り角度まで中間回転部材と第２回転部材との間で圧縮が進まないようにイニシャル荷重が設定されている。
【００１２】
請求項１に記載のダンパー機構では、第１回転部材を第２回転部材に対して捩っていくと、捩り角度の小さな領域では第１弾性部材のみが圧縮され第２弾性部材は圧縮されない。このため、第１弾性部材のみによる捩り特性が得られる。続いて捩り角度が第１捩り角度に達すると、第１相対回転停止部によって第１回転部材と中間回転部材との相対回転が停止させられる。このため、第１弾性部材は第１回転部材と中間回転部材との間で圧縮された状態をそのまま維持される。また、第２弾性部材は中間回転部材と第２回転部材との間で圧縮される。これにより第２弾性部材のみによる捩り特性が得られる。さらに捩り角度が第２捩り角度に達すると、それ以降は圧縮部によって第１弾性部材が第１回転部材と第２回転部材との間で圧縮される。すなわち第１弾性部材は第１回転部材と第２回転部材との間で圧縮され、第２弾性部材は中間回転部材と第２回転部材との間で圧縮される。このように第１弾性部材と第２弾性部材とが並列に圧縮される。
【００１３】
以上に述べた特性においては、第１弾性部材による１段目特性、第２弾性部材による２段目特性、及び第１弾性部材と第２弾性部材が並列に作用する３段目特性が得られる。
請求項１に記載のダンパー機構では、第１弾性部材と第２弾性部材が並列に圧縮される並列作動時に、第１弾性部材は第１回転部材により作動し、第２弾性部材は第１回転部材と嵌合した中間回転部材により作動するため、中間回転部材に作用する負荷トルクが小さい。この結果、中間回転部材の強度を従来に比べて下げることが可能になる。
【００１４】
請求項２に記載のダンパー機構は、請求項１において、第１回転部材の第２回転部材に対する捩り角度が第２捩り角度より大きい第３捩り角度に達すると第１回転部材と第２回転部材の相対回転を停止させる第２相対回転停止部をさらに備えている。ここでは、捩り特性において第１弾性部材と第２弾性部材とが直列に作用しないため、第２相対回転停止部の円周方向の大きさを小さく抑えることができる。
【００１５】
請求項３に記載のダンパー機構では、請求項２において、第１相対回転停止部は第１回転部材と中間回転部材とによってその間に形成され、第２相対回転停止部は中間回転部材と第２回転部材とによってその間に形成されている。ここでは、中間回転部材と第２回転部材とによって形成された第２相対回転停止部の円周方向角度を小さくすることができる。
【００１６】
請求項４に記載のダンパー機構では、請求項３において、圧縮部は第２回転部材の一部からなり、第２弾性部材に対して回転方向に第１隙間を確保して配置されている。第２相対回転停止部において中間回転部材と第２回転部材との回転方向に形成された第２隙間は第１隙間より円周方向角度が大きい。捩り角度が第２捩り角度を超えてさらに第１隙間だけ進むと、第２回転部材の一部である圧縮部が第２弾性部材に当接する。
【００１７】
請求項５に記載のダンパーディスク組立体は回転方向の捩り振動を吸収・減衰するためのものである。ダンパーディスク組立体は出力回転ハブと１対の入力円板状部材と中間円板状部材と第１弾性部材と第２弾性部材と第１相対回転停止部と圧縮部とを備えている。１対の入力円板状部材は、出力回転ハブの外周に相対回転可能に配置され、軸方向に間隔を開けた状態で互いに固定されている。中間円板状部材は、出力回転ハブの外周かつ１対の入力円板状部材の軸方向間に相対回転可能に配置され、第１窓孔と第２窓孔が形成されている。第１弾性部材は、第１窓孔に収容され、出力回転ハブと中間円板状部材との間に両者が相対回転すると圧縮されるように配置されている。第２弾性部材は、第２窓孔に収容され、中間円板状部材と１対の入力円板状部材との間に両者が相対回転すると圧縮されるように配置されている。第２弾性部材は、初期状態で中間円板状部材と１対の入力円板状部材との間で回転方向に圧縮された状態で保持され、イニシャル荷重を付与されている。第１相対回転停止部は、出力回転ハブの１対の入力円板状部材に対する捩り角度が第１捩り角度に達すると、出力回転ハブと中間円板状部材の相対回転を停止させる。圧縮部は、出力回転ハブの１対の入力円板状部材に対する捩り角度が第１捩り角度より大きい第２捩り角度に達すると、出力回転ハブと１対の入力円板状部材との間で第１弾性部材の圧縮を開始する。第２弾性部材は第１捩り角度まで中間円板状部材と１対の入力円板状部材との間で圧縮が進まないようなイニシャル荷重が設定されている。
【００１８】
請求項５に記載のダンパーディスクでは、出力回転ハブを１対の入力円板状部材に対して回転方向に捩っていくと、捩り角度の小さな領域では第１弾性部材が出力回転ハブと中間円板状部材との間で圧縮されていく。これにより第１弾性部材のみにより捩り特性が得られる。捩り角度が大きくなり第１捩り角度に達すると、第１相対回転停止部によって出力回転ハブと中間円板状部材の相対回転が停止させられる。これにより第１弾性部材は出力回転ハブと中間円板状部材との間で回転方向に圧縮された状態を維持する。さらに、第２弾性部材は中間円板状部材と１対の入力円板状部材との間で回転方向に圧縮されていく。これにより第２弾性部材によって捩り特性が得られる。捩り角度が第２捩り角度に達すると圧縮部が第１弾性部材の圧縮を開始する。これにより、第１弾性部材は出力回転ハブと１対の入力円板状部材との間で圧縮され、第２弾性部材は中間円板状部材と１対の入力円板状部材との間で回転方向に圧縮される。すなわち第１弾性部材と第２弾性部材は出力回転ハブと１対の入力円板状部材との間で並列に作用する。
【００１９】
以上の結果、このダンパー機構の捩り特性では、第１弾性部材のみが作用する１段目特性、第２弾性部材のみが作用する２段目特性、第１弾性部材と第２弾性部材が並列に作用する３段目特性が実現されている。
請求項５に記載のダンパーディスク組立体では、第１弾性部材と第２弾性部材が並列に圧縮される並列作動時に、第１弾性部材は出力回転ハブと１対の入力円板状部材との間で圧縮され、第２弾性部材は中間円板状部材と１対の入力円板状部材との間で回転方向に圧縮されるため、中間円板状部材に作用する負荷トルクが小さい。この結果、中間円板状部材の強度を従来に比べて下げることが可能になる。
【００２０】
請求項６に記載のダンパーディスク組立体は第２相対回転停止部をさらに備えている。第２相対回転停止部は、出力回転ハブの１対の入力円板状部材に対する捩り角度が第２捩り角度より大きい第３捩り角度に達すると出力回転ハブと１対の入力円板状部材の相対回転を停止させる。
請求項６に記載のダンパーディスク組立体では、１段目と２段目とにおいて第１弾性部材と第２弾性部材とが直列に作用しないため、第２相対回転停止部の円周方向角度を十分に小さくできる。
【００２１】
請求項７に記載のダンパーディスク組立体では、請求項６において、第１相対回転停止部は出力回転ハブと中間円板状部材とによってその間に形成され、第２相対回転停止部は中間円板状部材と１対の入力円板状部材とによってその間に形成されている。
請求項７に記載のダンパーディスク組立体では、中間円板状部材と１対の入力円板状部材とにより形成された第２相対回転停止部の円周方向角度を十分に小さくできる。
【００２２】
請求項８に記載のダンパーディスク組立体では、請求項７において、第２相対回転停止部は、１対の入力円板状部材を互いに固定するように軸方向に延びる部分と、中間円板状部材において軸方向に延びる部分が挿入された切欠きとにより構成されている。第２相対回転停止部の円周方向角度を十分に小さくできるため、例えば中間円板状部材の切欠きを円周方向に小さくできる。これにより、中間円板状部材に形成された第１窓孔や第２窓孔の円周方向長さを大きくできたり、または第１窓孔及び第２窓孔の個数を増やすことが可能である。
【００２３】
請求項９に記載のダンパーディスク組立体では、請求項５〜８のいずれかにおいて、出力回転ハブは、ハブと、ハブから外周側に延び第１弾性部材に対して回転方向両端に当接する窓孔が形成されたサブプレートとを有している。
請求項１０に記載のダンパーディスク組立体は、請求項９において、出力回転ハブは、ハブとサブプレートとを回転方向に弾性的に連結するダンパーをさらに有している。ダンパーの剛性は第１弾性部材の剛性より低い。このダンパーディスク組立体では、第１弾性部材が作動するさらにその前にダンパーが作用し、低剛性の特性を実現する。
【００２４】
請求項１１に記載のダンパーディスク組立体は、請求項９又は１０において、１対のばねシートをさらに備えている。１対のばねシートは第１弾性部材の円周方向両端に各々配置され、サブプレートの窓孔と中間円板状部材の第１窓孔に支持されている。圧縮部は１対の入力円板状部材の一方に形成され各ばねシートの回転方向外側に第１隙間を空けて配置されている。
【００２５】
請求項１２に記載のダンパーディスク組立体では、請求項１１において、第２相対回転停止部において中間円板状部材と１対の入力円板状部材との回転方向には第２隙間が形成され、第２隙間は第１隙間より円周方向角度が大きい。
請求項１３に記載のダンパーディスク組立体では、第１弾性部材と第２弾性部材は回転方向に並んで配置されており、第２弾性部材は第１弾性部材より個数が多い。
【００２６】
請求項１４に記載のダンパーディスク組立体では、請求項５〜１３のいずれかにおいて、第１弾性部材の剛性は第２弾性部材の剛性より低い。
【００２７】
【発明の実施の形態】
図１に本発明の一実施形態としてのクラッチディスク組立体１の断面図を示し、図２にその平面図を示す。クラッチディスク組立体１は車輌のクラッチ装置に用いられる動力伝達装置でありクラッチ機能とダンパー機能とを有している。クラッチ機能とはフライホイール（図示せず）に連結及び連結解除することによってトルクの伝達及び遮断をする機能である。ダンパー機能とはばね等を利用してフライホイールから入力されるトルク変動を吸収・減衰する機能である。
【００２８】
図１においてＯ−Ｏがクラッチディスク組立体１の回転軸すなわち回転中心線である。また、図１の左方にエンジン及びフライホイール（図示せず）が配置され、図２の右方にトランスミッション（図示せず）が配置されている。図２において矢印Ｒ１側がクラッチディスク組立体１の回転方向（正側）であり、Ｒ２側がその反対方向（負側）である。
【００２９】
クラッチディスク組立体１は、主に、入力回転体２と、出力回転体としてのハブ３と、入力回転体２とハブ３との間に配置されたダンパー機構４とから構成されている。ダンパー機構４は、直列に配置された第３ばね８、第１ばね９及び第２ばね１０等からなる弾性部材と、第１摩擦機構１０７及び第２摩擦機構１０８からなる摩擦機構とを含んでいる。
【００３０】
入力回転体２は、フライホイール（図示せず）からのトルクが入力される部材である。入力回転体２は、主に、クラッチプレート２１と、リテーニングプレート２２と、摩擦ディスク２０とから構成されている。クラッチプレート２１とリテーニングプレート２２は、共に板金製の円板状かつ環状の部材であり、軸方向に所定の間隔を開けて配置されている。クラッチプレート２１はエンジン側に配置され、リテーニングプレート２２はトランスミッション側に配置されている。クラッチプレート２１とリテーニングプレート２２は、後述するストップピン３０によって互いに固定され、その結果軸方向の間隔が定められると一体回転するようになっている。
【００３１】
摩擦ディスク２０は、図示しないフライホイールに押し付けられ摩擦係合する部分である。摩擦ディスク２０は、摩擦フェーシング２３とクッショニングプレート２４とから主に構成されている。クッショニングプレート２４は円周方向に並んで配置された複数の板状部材からなり、その半径方向内側部分はリベット２６によりクラッチプレート２１に固定されている。クッショニングプレート２４の両面には摩擦フェーシング２３が複数のリベット２５によって固定されている。
【００３２】
クラッチプレート２１には、回転方向に並んだ複数の第１窓部２８及び第２窓部２９が形成されている。リテーニングプレート２２も同様である。この実施形態では、第１窓部２８は２個であり第２窓部２９は４個である。２個の第１窓部２８は半径方向に互いに対向して配置されている。
図９を用いて第１窓部２８について詳細に説明する。第１窓部２８は例えばプレート２１，２２の本体部分から軸方向外側に突出するように絞り加工により形成された部分である。第１窓部２８は円周方向に長く延びている。第１窓部２８は軸方向覆い部３１を有している。軸方向覆い部３１は半径方向に連続して形成されたトンネル形状部分である。軸方向覆い部３１は外周部３２と内周部３３とから構成されている。外周部３２は円周方向に長く延びている。内周部３３は外周部３２より円周方向幅が狭く、外周部３２の円周方向中心に形成されている。外周部３２は円周方向両側の第３縁４０と内周側の第２縁３９を有している。内周部３３は円周方向両側に第１縁３８を有している。各第１窓部２８において第１縁３８は第３縁４１より円周方向内側に位置している。
【００３３】
各第１窓部２８の円周方向両端には円周方向支持部３４が形成されている。円周方向支持部３４はプレート断面により形成されている。円周方向支持部３４は直線部３５とその半径方向内側の半円形状部３６とから構成されている。直線部３５はストレートに延びる直線形状であり、半円形状部３６は直線部３５から軸方向外側に凹むように滑らかに湾曲した形状である。以上に述べた構造により、軸方向覆い部３１と円周方向支持部３４との間には第１孔４１が形成され、内周部３３と円周方向支持部３４との間には第１孔４１に連続した第２孔３７が形成されている。より具体的には、第１孔４１は外周部３２の第３縁４０と円周方向支持部３４の直線部３５との間に形成されている。第２孔３７は、外周部３２の第２縁３９と、内周部３３の第１縁３８と、円周方向支持部３４と、内周縁４２とから形成されている。
【００３４】
図８に示すように、第２窓部２９はクラッチプレート２１,リテーニングプレート２２から絞り加工により軸方向に突出するように形成された部分である。各第２窓部２９は半径方向に連続しており円周方向両端が切断された状態になっている。第２窓部２９を主に構成する軸方向覆い部２９ａには孔２９ｂが形成されている。孔２９ｂは軸方向覆い部２９ａの円周方向及び半径方向の中心に形成されている。孔２９ｂは内周側の辺が外周側の辺より長い台形形状である。軸方向覆い部２９ａの円周方向両側でかつ半径方向外側には切り欠き２９ｄが形成されている。さらに、軸方向覆い部２９ａの円周方向両側かつ半径方向内側にはクラッチプレート２１,リテーニングプレート２２にわたる孔２９ｅが形成されている。さらに、第２窓部２９の円周方向両側には円周方向支持部２９ｃが形成されている。円周方向支持部２９ｃはプレート断面によって形成されている。円周方向支持部２９ｃはクラッチプレート２１,リテーニングプレート２２から軸方向内側に突出するように絞り加工で形成されている。円周方向支持部２９ｃは第２窓部２９に対してその半径方向中間に形成されている。
【００３５】
クラッチプレート２１及びリテーニングプレート２２にはそれぞれ中心孔が形成されている。この中心孔内には出力回転体としてのハブ３が配置されている。ハブ３は、軸方向に延びる筒状のボス８１と、ボス８１から半径方向外側に延びる外周歯８３とから構成されている。ボス８１の内周部には、図示しないトランスミッションから延びるシャフトに係合するスプライン孔８２が形成されている。外周歯８３は、半径方向内側から外側に向かって回転方向の幅が短くなる形状であり、所定の軸方向長さを有している。
【００３６】
ハブフランジ１２は、ハブ３の外周側でかつ、クラッチプレート２１とリテーニングプレート２２との軸方向間に配置された円板状の部材である。図１１に示すように、ハブフランジ１２には中心孔４７が形成されている。これによりハブフランジ１２は環状になっている。ハブフランジ１２の内周縁には複数の内周歯５１が形成されている。内周歯５１は内周側にいくにしたがって円周方向幅が短くなる形状である。図１３に示すように、内周歯５１と外周歯８３との間には円周方向に隙間が確保されている。この隙間により第１ストッパー１７が形成されている。より具体的には、外周歯８３とそのＲ２側の内周歯５１との間には正側隙間（円周方向角度θ２ｐ）が確保され、外周歯８３とそのＲ１側の内周歯５１との間には負側隙間（円周方向角度θ２ｎ）が形成されている。θ２ｐとθ２ｎの合計が第１ストッパー１７における作動可能な角度θ２である。具体的な数値としては、θ２ｐは１１．５゜,θ２ｎは８．５゜,θ２は２０゜になっている。ただし、これら数字は一実施例であり、本発明を限定するものではない。
【００３７】
ハブフランジ１２には軸方向に貫通した複数の第１窓孔４５と第２窓孔４６とが形成されている。第１窓孔４５は２個であり、第２窓孔４６は４個である。第１窓孔４５は第１窓部２８に対応して、第２窓孔４６は第２窓部２９に対応して形成されている。２個の第１窓孔４５は半径方向に対向する位置に配置されている。第１窓孔４５はその円周方向両端に円周方向支持部５０が形成されている。円周方向支持部５０は直線部４８とその半径方向内側の半円部４９からなる。直線部４８はストレートに延びる直線部である。半円部４９は直線部４８からさらに円周方向外側に凹むように湾曲した形状である。第２窓孔４６にはその円周方向両端に円周方向支持部４６ａが形成されている。ハブフランジ１２の外周縁には円周方向に並んで複数の切り欠き５４が形成されている。切り欠き５４は第１窓孔４５の円周方向両側に位置している。切り欠き５４は外周縁から半径方向内側に延びその最も内周側に位置する部分は第１窓孔４５,第２窓孔４６の外周縁より半径方向内側に位置している。切り欠き５４は円周方向に延びる第１縁５２とその両側の第２縁５３とから構成されている。第１縁５２は円周方向に所定の幅を有している。第２縁５３は半径方向に延び第１縁５２の両端から円周方向に広がっている。
【００３８】
切り欠き５４と第１窓孔４５及び第２窓孔４６は半径方向に重なった部分を有しているため、例えば、切り欠き５４の円周方向角度を大きくすると、窓孔４５，４６の数や各々の円周方向角度が小さくなることを意味する。ここでは各切り欠き５４の円周方向角度が１５〜２０度程度に抑えられているため、窓孔の個数又は円周方向角度を大きくできる。これによって，ダンパーの機能として広捩じり角度化・低剛性化が達成される。
【００３９】
サブプレート１３はハブフランジ１２の側方すなわち軸方向両側に配置された１対のプレート部材である。各サブプレート１３はハブフランジ１２に対して近接して配置されている。図１２に示すようにサブプレート１３は環状部５６と係合部５７とから構成されている。環状部５６は、円板形状であり、中心孔５８が形成されることで環状になっている。環状部５６の内周縁には複数の内周歯５９が形成されている。内周歯５９は半径方向内側にいくにしたがって円周方向幅が狭くなる様な形状になっている。図１３に示すように、各内周歯５９は各内周歯５１に対応して形成され、内周歯５１より円周方向幅が大きい。すなわち内周歯５９はその円周方向両縁が内周歯５１の円周方向両縁より円周方向外側にはみ出している。内周歯５９は外周歯８３に対して円周方向に所定の隙間を空けて配置されている。この内周歯５９と外周歯８３により第３ストッパー１６が構成されている。外周歯８３とそのＲ２側の内周歯５９との間には正側隙間（円周方向角度θ１ｐ）が形成されている。外周歯８３とそのＲ１側の内周歯５９との間には負側隙間（円周方向角度θ１ｎ）が確保されている。θ１ｐとθ１ｎの合計であるθ１が第３ストッパー１６における全体作動角度である。θ１ｐはθ２ｐより小さく、θ１ｎはθ２ｎより小さい。具体的な数値としては、θ１ｐは５．５゜,θ１ｎは３．０゜である。但しこれら数字は一実施例であり、本発明を限定するものではない。
【００４０】
係合部５７は環状部５６から半径方向外側に突出した部分である。係合部５７は半径方向に対向する２カ所に設けられている。各係合部５７には窓孔６０が形成されている。窓孔６０は第１窓孔４５及び第１窓部２８に対応している。窓孔６０の円周方向両端には円周方向支持部６１が形成されている。円周方向支持部６１は直線部６２とその半径方向内側の半円部６３とからなる。直線部６２は直線形状である。半円部６３は直線部６２からさらに円周方向外側に凹むように滑らかに湾曲している。各サブプレート１３において環状部５６にはスペーサ８５が固定されている。スペーサ８５はハブフランジ１２の環状部に対して当接している。ここでは、スペーサ８５は低摩擦係数の部材からなる。
【００４１】
第１ばね９は第１窓孔４５と窓孔６０と第１窓部２８からなる空間に収容されている。第１ばね９はコイルばねであり、より詳細には大コイルばねとその内側に配置された小コイルばねとから構成されている。各第１ばね９の円周方向両端にはばねシート６６が配置されている。ばねシート６６は樹脂製である。ばねシート６６は、図１４〜１７に示すように、半円柱部６７とシート部６８とから主に構成されている。半円柱部６７は軸方向に長く延びており、断面が半円形状である。すなわち半円柱部６７は湾曲面７１と平坦面７２とを有している。シート部６８は半円柱部６７から突出して形成されている。シート部６８は平坦面７２から連続する平坦面７４を有している。平坦面７４の反対側は背面７３となっている。平坦面７２と平坦面７４とからなるシート面には円形状の突出部６９が形成されている。突出部６９には円形状の先端面７６が設けられている。ばねシート６６の背面７３はハブフランジ１２の円周方向支持部５０とサブプレート１３の円周方向支持部６１とに当接しクラッチディスク組立体回転方向に支持されている。より具体的には、湾曲面７１の軸方向中間部分が円周方向支持部５０の半円部４９に当接し、背面７３の軸方向中間部分が直線部４８に当接している。さらに、湾曲面７１は円周方向支持部６１の半円部６３に当接し、背面７３は円周方向支持部６１の直線部６２に当接している。第１ばね９の大コイルばねの円周方向両端は突出部６９の周囲において平坦面７２,７４に当接している。また、第１ばね９の大コイルばねの座巻は突出部６９の外周面に係合している。第１ばね９の小コイルばねは円周方向両端面が突出部６９の先端面７６に当接している。ばねシート６６には１対の係合部７８が設けられている。係合部７８は半円柱部６７から軸方向に突出している。すなわち係合部７８は平坦面７２，７４からなるシート部分よりさらに軸方向に延びている。係合部７８は第１窓部２８の第２孔３７内に延びている。より正確には、係合部７８はクラッチプレート２１及びリテーニングプレート２２のプレート部分からさらに軸方向に突出し、その先端は第１窓部２８の軸方向覆い部３１と同じ位置まで延びている。係合部７８は第２孔３７内において回転方向外側に配置されており、これにより係合部７８は第２孔３７内をさらに円周方向内側に移動することが可能となっている。
【００４２】
ばねシート６６の背面側とクラッチプレート２１及びリテーニングプレート２２の円周方向支持部３４は円周方向に対向しているが、その間には所定の隙間が確保されている。ばねシート６６とクラッチプレート２１及びリテーニングプレート２２との間の隙間の円周方向角度はＲ２側のばねシート６６においてはθ３ｐであり、Ｒ１側のばねシート６６ではθ３ｎとなっている。具体的な数値としては、θ３ｐ,θ３ｎは３．３゜である。ただしこの数値は一実施例であり本発明を限定するものではない。以上に述べた構造によって、円周方向支持部３４は、ばねシート６６に対してＲ１方向にθ３ｐ又はＲ２方向にθ３ｎ回転してばねシート６６に当接すると、それ以降は第１ばね９を圧縮する圧縮部１８になっている。
【００４３】
第２ばね１０は第２窓孔４６と第２窓部２９とで構成される空間内に収容されている。第２ばね１０はコイルばねであり、より詳細には大コイルばねとその内側に配置された小コイルばねとからなる。第２ばね１０の円周方向両端は円周方向支持部４６ａと円周方向支持部５０とに当接している。なお、この初期状態で第２ばね１０は回転方向に圧縮され、所定のイニシャル荷重を発生している。
【００４４】
ストップピン３０はクラッチプレート２１の外周部とリテーニングプレート２２の外周部を互いに固定している。図１０に示すように、ストップピン３０はハブフランジ１２の切り欠き５４内を延びている。ストップピン３０と第２縁５３との間にはそれぞれ隙間が形成されている。この隙間により第２ストッパー１９が構成されている。ストップピン３０とそのＲ２側の第２縁５３との間には正側隙間（円周方向角度θ４ｐ）が形成され、ストップピン３０とそのＲ１側の第２縁５３との間には負側隙間（円周方向角度θ４ｎ）が確保されている。θ４ｐはθ３ｐより大きく、θ４ｎはθ３ｎより大きい。具体的な数値としてはθ４ｐは４．６゜であり、θ４ｎは４゜である。この数字は一実施例であり、本発明はこれらに限定されない。
【００４５】
さらに、クラッチディスク組立体１は１段目ダンパー９４を備えている。１段目ダンパー９４はサブプレート１３がハブ３と係合するまでの捩り角度範囲で低剛性の特性を発揮するための機構である。１段目ダンパー９４はボス８１の外周側でかつリテーニングプレート２２の軸方向外側に配置されている。
１段目ダンパー９４は、ハブ３のボス８１に相対回転不能に係合する１対の出力プレート９６と、１段目ダンパー９４の入力側部材としての入力プレート９５と、入力プレート９５と出力プレート９６とを回転方向に弾性的に連結する第３ばね８とから構成されている。
【００４６】
１対の出力プレート９６は円板状かつ環状のプレート部材であり、軸方向に間隔を空けて配置されている。出力プレート９６同士はピン１０５により互いに固定されている。各出力プレート９６の内周縁には係合歯１０４が形成されている。係合歯１０４はボス８１の外周面に形成された係合歯１０６に係合している。これにより出力プレート９６はハブ３と一体回転する。また、軸方向外側の出力プレート９６の内周部の軸方向外側にはスナップリング１１１が当接している。スナップリング１１１は一部が切断された有端の環状部材である。スナップリング１１１はボス８１の表面に形成された環状の溝内に嵌められている。
【００４７】
入力プレート９５は１対の出力プレート９６間に配置された環状かつ円板状のプレート部材である。入力プレート９５は環状部９７と係合爪９８とから構成されている。環状部９７は主に出力プレート９６の軸方向間に配置されている。環状部９７には、ピン１０５が貫通するスリット１００が形成されている。係合爪９８は入力プレート９５から半径方向外側に延びる突起である。係合爪９８は各第１ばね９に対応して１対ずつ合計２対形成されている。係合爪９８の各対は１つの第１ばね９の円周方向両側に配置された１対のばねシート６６のそれぞれに対して円周方向外側から当接している。言い換えると、ハブフランジ１２からのトルクは第１ばね９を介して１段目ダンパー９４に伝達されるようになっている。より詳細には、係合爪９８は半円柱部６７の湾曲面７１に沿った形状の当接面９９を有しており、当接面９９は湾曲面７１に当接している。このように、係合爪９８はばねシート６６に対して軸方向に移動することが可能であり、着脱が容易である。また、ばねシート６６は、当接面９９と湾曲面７１との係合によって、係合爪９８に対して軸方向回りに回動可能になっている。
【００４８】
環状部９７には切り欠き１１２が形成されている。出力プレート９６には切り欠き１１２に対応して切り起こし窓部１１３が形成されている。切り欠き１１２及び切り起こし窓部１１３に第３ばね８が収納されている。第３ばね８は切り起こし窓部１１３により軸方向及び半径方向への移動が制限されている。
クラッチプレート２１の内周縁にはブッシュ５５が設けられている。ブッシュ５５はボス８１の軸方向エンジン側外周面に相対回転可能に当接している。これにより、クラッチプレート２１及びリテーニングプレート２２がハブ３に対して半径方向に位置決めされている。また、ブッシュ５５はボス８１に形成された軸方向端面８１ｂに軸方向エンジン側から当接している。
【００４９】
以上に述べた１段目ダンパー９４は、スナップリング１１１をボス８１から外すことで１つのサブアッシーとして、クラッチディスク組立体１の他の部分から取り外すことができる。そのような状態を図３６に示す。また、１段目ダンパー９４を取り外しても残りの部分はクラッチディスク組立体として機能する。このことは、他の部材は同じ物をそのまま使用したままで、１段目ダンパーの取付の有無や１段目ダンパーの種類を変えるだけで、異なる捩じり特性を有するクラッチディスク組立体を得られることを意味する。
【００５０】
クラッチディスク組立体１は第１摩擦機構１０７と第２摩擦機構１０８をさらに備えている。第１摩擦機構１０７はプレート２１，２２２２とサブプレート１３とが相対回転する時に摩擦を発生するための機構である。第１摩擦機構１０７は摩擦部材８６とプレート８７と第１コーンばね８８と摩擦部材８４とからなる。摩擦部材８６とプレート８７と第１コーンばね８８は軸方向トランスミッション側のサブプレート１３の環状部５６とリテーニングプレート２２の内周部との間に配置されている。摩擦部材８６はサブプレート１３の環状部５６に当接して配置されている。プレート８７は摩擦部材８６の軸方向エンジン側に当接している。プレート８７には軸方向トランスミッション側に延びる複数の係合爪が形成されている。係合爪はリテーニングプレート２２に形成された孔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。プレート８７とリテーニングプレート２２との間には第１コーンばね８８が設けられている。第１コーンばね８８は両者間で軸方向間に圧縮された状態で配置されている。これにより、第１コーンばね８８はプレート８７とリテーニングプレート２２に対して軸方向に離れる方向に付勢力を与えている。より具体的には、第１コーンばね８８は外周端がプレート８７に当接し、内周端がリテーニングプレート２２に当接している。第１コーンばね８８の外周縁には、係合部に係合する爪が設けられている。これにより、第１コーンばね８８はリテーニングプレート２２と一体回転する。摩擦部材８４は軸方向エンジン側のサブプレート１３の環状部５６とクラッチプレート２１の内周部との間に配置されている。
【００５１】
第２摩擦機構１０８はクラッチプレート２１及びリテーニングプレート２２とハブ３とが相対回転する時に常に摩擦を発生するための機構である。第２摩擦機構１０８は第１摩擦機構１０７より小さな摩擦を発生するようになっている。第２摩擦機構１０８はワッシャ９０とプレート９１と第２コーンばね９２とから構成されている。ワッシャ９０は外周歯８３の軸方向トランスミッション側面に当接している。プレート９１はワッシャ９０の軸方向トランスミッション側面に当接している。プレート９１は内周縁から軸方向エンジン側に突出する複数の爪を有している。この爪はリテーニングプレート２２の内周縁に形成された切欠きに係合している。この結果、プレート９１はリテーニングプレート２２に対して相対回転不能にかつ軸方向に移動可能となっている。第２コーンばね９２はプレート９１とリテーニングプレート２２との間において軸方向に圧縮された状態で配置されている。これにより、第２コーンばね９２はプレート９１とリテーニングプレート２２に対して軸方向に離れるように付勢力を与えている。なお、第２コーンばね９２の内周縁にはプレート９１の係合部に係合する爪が形成されている。これにより、第２コーンばね９２はプレート９１と共にリテーニングプレート２２と一体回転する。
【００５２】
図１８にクラッチディスク組立体１のダンパー機構４の機械回路図を示すこの機械回路図は、ダンパー機構４の各部品を模式的に表現している。また、この機械回路図は入力回転体２に対してハブ３をＲ２側に捩った状態で各部品の関係や動作を説明するための図である。すなわち、捩り特性正側範囲（ハブ３が入力回転体２に対して初期中立位置からＲ２側に捩れ、入力回転体２がハブ３に対して初期中立位置からＲ１側に捩れている範囲）での動作を説明するために用いられる。ハブ３と入力回転体２との間にはハブ３側から第３ばね８,第１ばね９,第２ばね１０が直列に配置されている。また、第３ばね８と第１ばね９との間にはサブプレート１３が配置され、第１ばね９と第２ばね１０との間にはハブフランジ１２が配置されている。ハブ３とサブプレート１３との間には第３ストッパー１６が設けられている。これにより、第３ばね８の圧縮はハブ３とサブプレート１３が相対回転可能な範囲（第３ストッパー１６による作動角度θ３ｐ，θ３ｎ）に限定されている。ハブ３とハブフランジ１２との間には第１ストッパー１７が設けられている。これにより、第１ばね９の圧縮はハブ３とハブフランジ１２が相対回転可能な範囲（第１ストッパー１７における作動角度範囲内（θ２ｐ−θ１ｐ，θ２ｎ−θ１ｎ））に限定されている。ハブフランジ１２と入力回転体２との間には第２ストッパー１９が設けられている。これにより、第２ばね１０の圧縮はハブフランジ１２と入力回転体２が相対回転可能な範囲（第２ストッパー１９における作動角度範囲（θ４ｐ，θ４ｎ）に限定されている。
【００５３】
このダンパー機構４において、第３ばね８は第１ばね９や第２ばね１０に比べて剛性が極端に低い。このため、捩り角度の初期段階では第３ばね８のみが圧縮され第１ばね９や第２ばね１０はほとんど圧縮されない。また、第２ばね１０は第１ばね９に比べて個数が多く全体として発生する荷重が大きくなっている。また、第２ばね１０は初期状態で入力回転体２とハブフランジ１２との間で圧縮された状態となっている。すなわち第２ばね１０はイニシャル荷重を発生しており、このため第１ばね９の圧縮時に第１ばね９での発生トルクが第２ばね１０のイニシャルトルクに打ち勝つまでは第１ばね９のみが圧縮されることになる。
【００５４】
次に、図１８〜図２２までの機械回路図、図２３〜図２８の概略動作図、及び図２９の捩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４の動作を説明する。ここでの動作は、図２９の捩り特性線図においてハブ３を入力回転体２に対してＲ２側に捩った時の動作として説明する。すわなち、図２９において初期中立状態の捩じり角度ａから最大捩り角度である捩じり角度ｈまで捩っていく動作である。図２９左側の負側範囲でも同様の動作をするため、負側領域の説明は省略する。なお、図２９に記載された各数値は本発明の一実施例を示すものであり、これらの数値に本発明は限定されない。
【００５５】
また、本発明の特性は実践で表し、従来の特性を一点鎖線で表している。従来の特性では２段目及び３段目の剛性が高く捩じり角度を十分に広げることができないことが分かる。それに対して本願発明の捩じり特性では２段目及び３段目の剛性を低くすることで全体の捩じり角度を広くしている。
（１）捩じり角度ａ〜ｂ
・トルク伝達経路は、入力回転体２、第２ばね１０、ハブフランジ１２、第１ばね９、１段目ダンパー９４、ハブ３の順番である。すなわち、１段目ダンパー９４には、ハブフランジ１２から第１ばね９及びばねシート６６からトルクが入力される。
・第３ばね８のみが回転方向に圧縮される。その理由は第１ばね９は第３ばね８と直列に配置されているが、第１ばね９の剛性は第３ばね８の剛性より大幅に高いからである。
・第２摩擦発生機構１０８のみで滑りが生じる。
・具体的な動作を説明する。捩じり角度ａに対応する図１８の状態から入力回転体２に対してハブ３をＲ２側に捩っていく。捩り角度ｂに達するまでは、１段目ダンパー９４のみが機能し低剛性の特性が得られる。このとき、第２摩擦機構１０８において低ヒステリシストルクが発生する。捩り角度角度ｂに達すると、第３ストッパー１６において外周歯８３が内周歯５９に当接する。このため、捩じり角度ｂ以降は１段目ダンパー９４の第３ばね８はそれ以上圧縮されない。図１９及び図２３が捩じり角度ｂにおける各部材の関係を示している。このとき、第１ストッパー１７においては外周歯８３とそのＲ２側の内周歯５１との間にはθ２ｐ−θ１ｐの大きさの円周方向角度隙間が形成されている。図１９に示すように、これ以降の動作においてハブ３,サブプレート１３,第３ばね８等は一体の部材として動作する。したがってハブ３,第３ばね８,サブプレート１３を一体の部材として以降の説明では出力回転ハブ１１０とする。
（２）捩じり角度ｂ〜ｄ
・トルク伝達経路は、入力回転体２、第２ばね１０、ハブフランジ１２、第１ばね９、サブプレート１３、ハブ３の順番である。
・第１ばね９のみが圧縮される。第２ばね１０が圧縮されないのは、第２ばね１０はイニシャル荷重を付与されているためである。
・第１摩擦機構１０７，第２摩擦機構１０８で滑りが生じる。
・以下具体的に説明する。捩じり角度ｂを超えると、サブプレート１３とハブフランジ１２との間で第１ばね９が圧縮される。このため、捩じり角度ｃでは２個の第１ばね９による捩り剛性Ｋ１が得られる。このときの状態を図２４に示す。このとき、入力プレート９５のＲ２側の係合爪９８はＲ２側のばねシート６６からＲ２側に離れていき、Ｒ１側の係合爪９８はＲ１側のばねシート６６にＲ２側に追従していく。ここでＲ１側のばねシート６６は半径方向外側の移動量の方が半径方向内側の移動量より大きいため、係合部７８と係合爪９８の係合部分において回動する。なお、このとき圧縮部１８とばねシート６６との間における隙間の円周方向角度θ３ｐの大きさは変化していない。捩じり角度ｄに達すると第１ストッパー１７において外周歯８３が内周歯５１に当接する。このときの状態を図２０及び図２５に示す。これ以降はハブフランジ１２は出力回転ハブ１１０と一体回転するため、第１ばね９の圧縮は進まない。すなわち捩じり角度ｄ以降は第１ばね９はハブフランジ１２とサブプレート１３との間で圧縮された状態を維持する。圧縮状態で第１ばね９が発生している捩りトルクの大きさをＴ１とする。
【００５６】
以上の結果、サブプレート１３はハブフランジ１２に対してＲ２側にθ２ｐ−θ１ｐだけねじれ、以後はその状態でハブフランジ１２とともに回転する。サブプレート１３の位置は図１０において２点鎖線で表現している。サブプレート１３の円周方向縁６４はハブフランジ１２の第２縁５３と重なり、第２縁５３がストップピン３０に当接する際に同時にストップピン３０に当接するようになっている。また、サブプレート１３の円周方向縁６４は第２窓孔４６や第２ばね１０に干渉しないようになっている。
【００５７】
以上に述べたように、第１ばね９はその発生荷重が第２ばね１０のイニシャル荷重に打ち勝つまでに、第１ストッパー１７によって圧縮進行を停止される。この結果捩じり角度ｂ〜ｄまでの領域では第２ばね１０の圧縮が開始されない。
（３）捩じり角度ｄ〜ｆ
・トルク伝達経路は、入力回転体２、第２ばね１０、ハブフランジ１２、ハブ３の順番である。
・第２ばね１０のみが圧縮される。
・第１摩擦機構１０７，第２摩擦機構１０８で滑りが生じる。
・具体的な動作について説明する。捩り角度ｄを超えると第２ばね１０はハブフランジ１２とクラッチプレート２１及びリテーニングプレート２２との間で圧縮される。具体的には、Ｒ１側の円周方向支持部４６ａとＲ２側の円周方向支持部５０との間で圧縮されていく。これにより、捩じり角度ｅでは４個の第２ばね１０による捩り剛性Ｋ２が得られる。剛性Ｋ２は剛性Ｋ１より高い。このときの状態を図２７に示す。捩り角度ｆに達すると圧縮部１８がばねシート６６に当接する。言い換えると入力回転体２が第１ばね９に係合する。具体的には、Ｒ２側のばねシート６６がＲ１側の円周方向支持部３４に当接する。この瞬間に、第１ばね９の捩りトルクＴ１がサブプレート１３と入力回転体２に作用する。このため、捩り角度ｆにおいてトルクがＴ１分急激に大きくなる。図２１及び図２７が捩り角度ｆに対応している。このとき、図２１に示すように、第２ストッパー１９においてはＲ１側の第２縁５３とストップピン３０との間にθ４ｐ−θ３ｐの大きさの円周方向角度隙間が形成されている。
（４）捩じり角度ｆ〜ｈ
・トルク伝達経路は、入力回転体２とハブ３との間で、第２ばね１０及びハブフランジ１２の第１経路と、第１ばね９及びサブプレート１３の第２経路とからなる。ここでは、捩じりトルクがハブフランジ１２とサブプレート１３に分担されるため、ハブフランジ１２の強度をあまり高くする必要がない。具体的には、ハブフランジ１２はハブ３と係合する内周部に特別な軸方向肉厚部を設ける必要がなく、全体的に平坦な形状になっている。これによって、重量軽減やダンパー機構の内周部の軸方向短縮化が実現される。
・第２ばね１０と第１ばね９が並列に圧縮される。
・第１摩擦機構１０７，第２摩擦機構１０８で滑りが生じる。
・具体的な動作について説明する。捩り角度ｆを超えると、第１ばね９はサブプレート１３と入力回転体２との間で圧縮され、第２ばね１０はハブフランジ１２と入力回転体２との間で圧縮される。すなわち第１ばね９と第２ばね１０は入力回転体２とハブ３との間で並列に圧縮される。このため、捩り角度ｇではＫ１＋Ｋ２の捩り剛性が得られる。このときの状態を図２８に示す。捩り角度ｈに達すると、第２縁５３がストップピン３０に当接し、ハブフランジ１２と入力回転体２が相対回転を停止する。このときの状態を図２２に示す。
【００５８】
なお、本実施形態では、ハブフランジ１２の第２縁５３とともにサブプレート１３の円周方向縁６４もストップピン３０に当接する。すなわち、ストッパートルクはハブフランジ１２とサブプレート１３の両方によって分担される。このことも、ハブフランジ１２の強度をあまり高くする必要がないことを意味する。
第１ばね９の圧縮動作について詳細に説明する。第１ばね９は、Ｒ１側の円周方向支持部６１とＲ２側の円周方向支持部３４との間で圧縮されていく。Ｒ１側のばねシート６６はプレート２１，２２に対してＲ２側に移動する。このとき、図９の２点鎖線で示すように、ばねシート６６の係合部７８は第２孔３７をＲ２側に移動していく。このとき、入力プレート９５のＲ２側の係合爪９８はＲ２側のばねシート６６からＲ２側にさらに離れていき、Ｒ１側の係合爪９８はＲ１側のばねシート６６にＲ２側に追従していく。ここでＲ１側のばねシート６６は半径方向外側の移動量の方が半径方向内側の移動量より大きいため、係合部７８と係合爪９８の係合部分において回動する。
〔第２ストッパー１９の有利な点〕
この実施形態では、第２ばね１０を第１ばね９が作動する領域で作動させないようにしたため、第２ストッパー１９においてストップピン３９と切り欠き５４の第２縁５３との間の隙間（円周方向角度θ４ｐ，θ４ｎ）は小さくなっているのにも関わらず、剛性Ｋ１からなる低剛性領域を十分に広く確保できる。この結果、ハブフランジ１２において切り欠き５４の円周方向角度が広くならず、窓孔４５，４６を広角化できる。
〔ばねシート６６の機能〕
（１）ばねシート６６は第１ばね９の円周方向両端を支持するための部材である。
（２）ばねシート６６はクラッチプレート２１及びリテーニングプレート２２の円周方向支持部３４との間に所定の隙間を確保し、捩りトルクが大きくなった段階（捩り角度ｆを超えた領域）で一方のばねシート６６はクラッチプレート２１及びリテーニングプレート２２の円周方向支持部３４に支持される。
（３）ばねシート６６はハブフランジ１２やサブプレート１３から１段目ダンパー９４に対してトルクを入力する部材として機能している。特に、ばねシート６６はリテーニングプレートの軸方向外側において１段目ダンパー９４と係合する係合部７８を有しているため、１段目ダンパー９４をリテーニングプレート２２の軸方向外側に配置することが可能となっている。このため、リテーニングプレート２２の内周側の構造が簡単になっている。また、ばねシート６６と１段目ダンパー９４の係合は、係合部７８に対して入力プレート９５の爪部９８を軸方向片側からはめるだけでよい簡単な構造になっている。
【００５９】
なお、１段目ダンパー９４へのトルク入力は第１ばね９及びばねシート６６を介して行われるが、第１ばね９は第３ばね８より剛性が十分に高いため、１段目作動時に第１ばね９が作動する不具合は生じない。さらに、係合部７８との干渉を避けるため、軸方向覆い部３１には第２孔３７が設けられている。言い換えると、第２孔３７は円周方向に所定角度まで延びて形成され、係合部７８の円周方向移動を許容している。
〔第２ばね１０の円周方向圧縮による効果〕
第２ばね１０がセット状態で回転方向に圧縮されているため、第２ばね１０を収容するための第２窓孔４６，第２窓部２９の円周方向角度を小さく設定できる。このことは、他の窓孔や窓部をの広角度化や窓孔等の個数の増加等ができ、広捩じり化・低剛性化の実現につながる。
第２実施形態
図３０の機械回路図に示すクラッチディスク組立体２０１のダンパー機構２０４は、前記第１実施形態におけるクラッチディスク組立体１において、１段目ダンパー９４を設けていない構造に相当する。そのような構造は、前記実施形態において例えばサブプレートをハブに対して円周方向に隙間無く係合させることでサブプレートをハブの一部として機能させることで実現できる。
【００６０】
ダンパー機構２０４においては、入力回転体２０２と出力回転ハブ２０３との間に第１ばね２０９と第２ばね２１０が直列に配置されている。第１ばね２０９と第２ばね２１０との間にはハブフランジ２１２が配置されている。出力回転ハブ２０３とハブフランジ２１２との間には第１ストッパー２１７が設けられている。ハブフランジ２１２と入力回転体２０２との間には第２ストッパー２１９が設けられている。また、入力回転体２０２には圧縮部２１８が設けられている。
【００６１】
次に、図３０〜図３３までの機械回路図と図３４の捩り特性線図を用いてこのダンパー機構２０４の動作について説明する。図３４は、出力回転ハブ２０３を入力回転体２０２に対してＲ２側（回転方向と反対側）に捩ったとき特性すなわち捩り特性の正側領域特性を示している。捩り角度の小さな領域では第１ばね２０９のみが圧縮され、剛性Ｋ１が得られる。このときに第２ばね２１０が圧縮されないのは、第２ばね２１０が初期セット状態で予め圧縮されており、イニシャル荷重を発生しているからである。捩り角度ｄに達すると、第１ストッパー２１７において当接が生じる。このときの状態を図３１に示す。これ以降は出力回転ハブ２０３とハブフランジ２１２は一体回転する。すなわち第１ばね２０９は出力回転ハブ２０３とハブフランジ２１２との間で挟まれて両者に荷重をを与えた状態を保ちつつ両者と一体回転する。このとき、第１ばね２０９が発生しているトルクを捩りトルクＴ１とする。
【００６２】
捩り角度ｄを超えると、第２ばね２１０がハブフランジ２１２と入力回転体２０２との間で圧縮され、剛性Ｋ２が得られる。やがて捩り角度ｆに達すると、入力回転体２０２のＲ２側の圧縮部２１８がＲ２側のばねシート２６６に当接する。それ以降は、第１ばね２０９は出力回転ハブ２０３と入力回転体２０２との間で圧縮され、第２ばね２１０はハブフランジ２１２と入力回転体２０２との間で圧縮される。すなわち、第１ばね２０９と第２ばね２１０が出力回転ハブ２０３と入力回転体２０２との間で並列に圧縮され、剛性Ｋ１＋Ｋ２が得られる。なお、捩り角度ｆでは、圧縮状態の第１ばね２０９が発生していた捩りトルクＴ１分だけ捩りトルクが急激に大きくなる。
【００６３】
捩り角度ｈに達すると第２ストッパー２１９において当接が生じ、出力回転ハブ２０３と入力回転体２０２との相対回転が停止する。この状態を図３３に示す。
以上の特性では、第２ばね２１０は、イニシャル荷重付与により、第１ばね２０９と直列配置にも関わらず、捩り角度の小さな領域では作用しない。このため、第２ストッパー２１９の作動角の大きさを小さくできる。具体的には、ストッパーピンとハブフランジの切欠きとの間の角度を小さくできる。このことはハブフランジ２１２においてばねスペースを広く確保でき、窓孔の数や回転方向長さを増やすことが可能なことを意味する。
〔第２ばねにイニシャル荷重を付与していない場合の特性〕
次に、本発明とは異なる構造として、図３５の捩り特性線図を用いて第１ばねにイニシャル荷重を付与していない場合の特性を説明する。ここでは、本発明と同様の構造によって前記捩り特性と同等の特性を得るようにしている。第１ばねにイニシャル荷重を付与していない場合は、捩り角度０の時から第１ばねと第２ばねは共に直列に圧縮される。このため、第２ばねの剛性Ｋ１は図３４の第１ばね２０９の剛性Ｋ１より大きく設定されている。捩り角度の小さな領域では剛性１／Ｋ１＋１／Ｋ２が得られる。捩り角度が大きくなり、第１ストッパーにおいて当接が生じると、それ以降は図３４と同様に剛性Ｋ２、剛性Ｋ１＋Ｋ２が得られる。
【００６４】
図３５において第１ストッパーの作動角度を図３４のそれと同じに設定するためには、図３４の特性に比べて、第１ストッパーの作動角を小さくし、第２ストッパーの作動角を大きくする必要がある。具体的には、図３４及び図３５に示すように、θＡｐ´がθＡｐより小さくなり、θＣｐ´がθＣｐより大きくなる。なぜなら、図３５においてθＡｐ´及びθＣｐがθＡｐ及びθＣｐとそれぞれ同じであると、実際に第１ストッパーにおいて当接が生じる捩り角度が大きくなってしまう。つまり、剛性Ｋ１領域が広くなり剛性Ｋ２領域が狭くなる。
【００６５】
図３４の本発明の構成では、図３５の例に比べて、第２ストッパーの作動角度は大きくできるものの、第１ストッパーの作動角度は小さくなる。しかし、第１ストッパーはハブとハブフランジ内周部との複数の歯によって形成されているため、ばねの収容等に悪影響を及ぼしにくく、また加工も容易である。
〔他の実施形態〕
本発明に係るダンパー機構及びダンパーディスク組立体はクラッチディスク組立体以外にも適用可能である。例えば、２つのフライホイールを回転方向に弾性的に連結するダンパーや、トルクコンバータのロックアップダンパー等に本発明を適用できる。
【００６６】
【発明の効果】
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では、捩り特性において第１弾性部材と第２弾性部材とが直列に作用しないため、第２相対回転停止部の円周方向の大きさを小さく抑えることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態におけるクラッチディスク組立体の縦断面概略図。
【図２】一部を取り去った状態でのクラッチディスク組立体の平面図。
【図３】図１の部分拡大図。
【図４】図１の部分拡大図。
【図５】クラッチディスク組立体の部分縦断面概略図。
【図６】図５の部分拡大図。
【図７】図４の部分拡大図。
【図８】図２の部分拡大図。
【図９】窓孔とばねシートとの関係を示すための部分平面図。
【図１０】図２の部分拡大図。
【図１１】ハブフランジの平面図。
【図１２】サブプレートの平面図。
【図１３】ハブとサブプレート及びハブフランジとの関係を示す部分平面図。
【図１４】ばねシートの平面図。
【図１５】ばねシートの平面図。
【図１６】ばねシートの背面図。
【図１７】ばねシートの平面図。
【図１８】第１実施形態におけるダンパー機構の機械回路図。
【図１９】第１実施形態におけるダンパー機構の機械回路図。
【図２０】第１実施形態におけるダンパー機構の機械回路図。
【図２１】第１実施形態におけるダンパー機構の機械回路図。
【図２２】第１実施形態におけるダンパー機構の機械回路図。
【図２３】ダンパー機構の動作を模式的に表すための図。
【図２４】ダンパー機構の動作を模式的に表すための図。
【図２５】ダンパー機構の動作を模式的に表すための図。
【図２６】ダンパー機構の動作を模式的に表すための図。
【図２７】ダンパー機構の動作を模式的に表すための図。
【図２８】ダンパー機構の動作を模式的に表すための図。
【図２９】第１実施形態のクラッチディスク組立体の捩り特性線図。
【図３０】第２実施形態におけるダンパー機構の機械回路図。
【図３１】第２実施形態におけるダンパー機構の機械回路図。
【図３２】第２実施形態におけるダンパー機構の機械回路図。
【図３３】第２実施形態におけるダンパー機構の機械回路図。
【図３４】第２実施形態のおけるダンパー機構の捩り特性線図。
【図３５】本発明と同様の構造でイニシャル荷重を付与せずに同様の特性を得るための構造による捩り特性線図。
【図３６】１段目ダンパーをクラッチディスク組立体本体から取り外した図。
【符号の説明】
１ クラッチディスク組立体（ダンパーディスク組立体）
２ 入力回転体（第２回転部材，１対の入力円板状部材）
３ ハブ（第１回転部材）
４ ダンパー機構
８ 第３ばね
９ 第１ばね（第１弾性部材）
１０ 第２ばね（第２弾性部材）
１２ ハブフランジ（中間回転部材，中間円板状部材）
１３ サブプレート
１６ 第３ストッパー
１７ 第１ストッパー（第１相対回転停止部）
１８ 圧縮部
１９ 第２ストッパー（第２相対回転停止部）
４５ 第１窓孔
４６ 第２窓孔
６６ ばねシート
９４ １段目ダンパー（ダンパー）
９５ 入力プレート
９６ 出力プレート
１１０ 出力回転ハブ
２０２ 入力回転体（第２回転部材，１対の入力円板状部材）
２０３ 出力回転ハブ（第１回転部材）
２０４ ダンパー機構
２０９ 第１ばね（第１弾性部材）
２１０ 第２ばね（第２弾性部材）
２１２ ハブフランジ（中間回転部材，中間円板状部材）
２１７ 第１ストッパー（第１相対回転停止部）
２１８ 圧縮部
２１９ 第２ストッパー（第２相対回転停止部）

Claims (14)

1. 回転方向の捩じり振動を吸収・減衰するためのダンパー機構であって、
   第１回転部材（１１０,２０３）と、
   前記第１回転部材に相対回転可能に配置された第２回転部材（２，２０２）と、
   前記第１回転部材と前記第２回転部材の間に配置された中間回転部材（１２,２１２）と、
   前記第１回転部材と前記中間回転部材との間に両者が相対回転すると圧縮されるように配置された第１弾性部材（９,２０９）と、
   前記中間回転部材と前記第２回転部材との間に両者が相対回転すると圧縮されるように配置され、初期状態で前記中間回転部材と前記第２回転部材との間で回転方向に圧縮された状態で保持されイニシャル荷重を付与されている第２弾性部材（１０,２１０）と、
   前記第１回転部材の前記第２回転部材に対する捩じり角度が第１捩じり角度（ｄ）に達すると前記第１回転部材と前記中間回転部材との相対回転を停止させる第１相対回転停止部（１７,２１７）と、
   前記第１回転部材の前記第２回転部材に対する捩じり角度が前記第１捩じり角度より大きい第２捩じり角度（ｆ）に達すると前記第１回転部材と前記第２回転部材との間で前記第１弾性部材の圧縮を開始する圧縮部（１８）とを備え、
   前記第２弾性部材は前記第１捩じり角度まで前記中間回転部材と前記第２回転部材との間で圧縮が進まないようにイニシャル荷重が設定されている、
   ダンパー機構。
2. 前記第１回転部材の前記第２回転部材に対する捩じり角度が前記第２捩じり角度より大きい第３捩じり角度（ｈ）に達すると前記第１回転部材と前記第２回転部材の相対回転を停止させる第２相対回転停止部（１９,２１９）をさらに備えている、請求項１に記載のダンパー機構。
3. 前記第１相対回転停止部は前記第１回転部材と前記中間回転部材とによってその間に形成され、
   前記第２相対回転停止部は前記中間回転部材と前記第２回転部材とによってその間に形成されている、請求項２に記載のダンパー機構。
4. 前記圧縮部は前記第２回転部材の一部からなり、前記圧縮部は前記第２弾性部材に対して回転方向に第１隙間（θ３,θＢ）を確保して配置されており、
   前記第２相対回転停止部において前記中間回転部材と前記第２回転部材との回転方向に形成された第２隙間（θ４,θＣ）は前記第１隙間より円周方向角度が大きい、請求項３に記載のダンパー機構。
5. 回転方向の捩じり振動を吸収・減衰するためのダンパーディスク組立体であって、
   出力回転ハブ（１１０,２０３）と、
   前記出力回転ハブの外周に相対回転可能に配置され、軸方向に間隔をあけた状態で互いに固定された１対の入力円板状部材（２,２０２）と、
   前記出力回転ハブの外周かつ前記１対の入力円板状部材の軸方向間に相対回転可能に配置され、第１窓孔（４５）と第２窓孔（４６）が形成された中間円板状部材（１２,２１２）と、
   前記第１窓孔に収容され、前記出力回転ハブと前記中間円板状部材との間に両者が相対回転すると圧縮されるように配置された第１弾性部材（９,２０９）と、
   前記第２窓孔に収容され、前記中間円板状部材と前記１対の入力円板状部材との間に両者が相対回転すると圧縮されるように配置され、初期状態で前記中間円板状部材と前記１対の入力円板状部材との間で回転方向に圧縮された状態で保持されイニシャル荷重を付与されている第２弾性部材（１０,２１０）と、
   前記出力回転ハブの前記１対の入力円板状部材に対する捩じり角度が第１捩じり角度（ｄ）に達すると前記出力回転ハブと前記中間円板状部材の相対回転を停止させる第１相対回転停止部（１７,２１７）と、
   前記出力回転ハブの前記１対の入力円板状部材に対する捩じり角度が前記第１捩じり角度より大きい第２捩じり角度（ｆ）に達すると前記出力回転ハブと前記１対の入力円板状部材との間で前記第１弾性部材の圧縮を開始する圧縮部（１８）とを備え、
   前記第２弾性部材は前記第１捩じり角度まで前記中間円板状部材と前記１対の入力円板状部材との間で圧縮が進まないようなイニシャル荷重が設定されている、
   ダンパーディスク組立体。
6. 前記出力回転ハブの前記１対の入力円板状部材に対する捩じり角度が前記第２捩じり角度より大きい第３捩じり角度（ｈ）に達すると前記出力回転ハブと前記１対の入力円板状部材の相対回転を停止させる第２相対回転停止部（１９,２１９）をさらに備えている、請求項５に記載のダンパーディスク組立体。
7. 前記第１相対回転停止部は前記出力回転ハブと前記中間円板状部材とによってその間に形成され、
   前記第２相対回転停止部は前記中間円板状部材と前記１対の入力円板状部材とによってその間に形成されている、請求項６に記載のダンパーディスク組立体。
8. 前記第２相対回転停止部は、前記１対の入力円板状部材を互いに固定するように軸方向に延びる部分（３０）と、前記中間円板状部材において前記軸方向に延びる部分が挿入された切欠き（５４）とにより構成されている、請求項７に記載のダンパーディスク組立体。
9. 前記出力回転ハブは、ハブと、前記ハブから外周側に延び前記第１弾性部材に対して回転方向両端に当接する窓孔（６０）が形成されたサブプレート（１３）とを有している、請求項５〜８のいずれかに記載のダンパーディスク組立体。
10. 前記出力回転ハブは、前記ハブと前記サブプレートとを回転方向に弾性的に連結するダンパー（９４）をさらに有し、前記ダンパーの剛性は前記第１弾性部材の剛性より低い、請求項９に記載のダンパーディスク組立体。
11. 前記第１弾性部材の円周方向両端に各々配置され、前記サブプレートの前記窓孔と前記中間円板状部材の前記第１窓孔に支持された１対のばねシートをさらに備え、
    前記圧縮部は、前記１対の入力円板状部材の一方に形成され、前記各ばねシート（６６）の回転方向外側に第１隙間（θ３,θＢ）をあけて配置されている、請求項９又は１０に記載のダンパーディスク組立体。
12. 前記第２相対回転停止部において前記中間円板状部材と前記１対の入力円板状部材との回転方向間には第２隙間（θ４,θＣ）が形成され、前記第２隙間は前記第１隙間より円周方向角度が大きい、請求項１１に記載のダンパーディスク組立体。
13. 前記第１弾性部材と前記第２弾性部材は回転方向に並んで配置されており、
    前記第２弾性部材は前記第１弾性部材より個数が多い、請求項５〜１２のいずれかに記載のダンパーディスク組立体。
14. 前記第１弾性部材の剛性は前記第２弾性部材の剛性より低い、請求項５〜１３のいずれかに記載のダンパーディスク組立体。

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