JP3831562B2

JP3831562B2 - Damper mechanism and damper disk assembly

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Publication number: JP3831562B2
Application number: JP36007599A
Authority: JP
Inventors: 宏上原
Original assignee: Exedy Corp
Current assignee: Exedy Corp
Priority date: 1999-12-20
Filing date: 1999-12-20
Publication date: 2006-10-11
Anticipated expiration: 2019-12-20
Also published as: JP2001173720A

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じり振動を減衰するためのダンパー機構に関する。
【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。一般に車輌の振動には、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に伝達されたトルクが逆にタイヤ側からトルクに伝わり、その揺り返しとしてタイヤに過大トルクが発生し、その結果車体を過渡的に前後に大きく振らす前後振動となる。
【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種類のばね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１段目（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２段目（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、捩じり特性２段目においてたとえば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、２段目の大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】
一般的な捩じり特性では、正側領域と負側領域とで特性が概ね同じである。具体的には、捩じり剛性やヒステリシストルクがほぼ同じである。しかし、負側の捩じり剛性が正側の捩じり剛性と同等である場合は、減速時の音・振動性能の点から好ましくなく、負側の捩じり剛性を下げる必要がある。そこで従来は、負側領域でのばねの作動数を正側領域でのそれより減らすことで、負側の捩じり剛性を正側の捩じり剛性より低くしている。
【０００９】
この従来技術の第１の問題点は、ばねの作動数を減らすだけでは捩じり剛性を十分に低くできないことである。
【００１０】
第２の問題点は、負側の捩じり剛性を低くすると、所定角度内で十分に大きな負側のストッパートルクを得ることが困難なことである。
【００１１】
本発明の目的は、捩じり特性の負側領域での音振性能を向上させることにある。
【００１２】
【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、入力回転体と出力回転体と弾性連結部材をとを備えている。出力回転体は、入力回転体に対して回転可能に配置されている。弾性連結部材は、入力回転体と出力回転体とを回転方向に連結するための第１ばね及び第２ばねを有する。捩じり特性正側領域は第１ばね及び第２ばねが並列に圧縮される領域を含んでいる。捩じり特性負側領域は、第１ばねのみが圧縮される第１領域と、第１領域より大きな捩じり角度において第１ばね及び第２ばねが並列に圧縮される第２領域とを含んでいる。
【００１３】
この結果、このダンパー機構では、第１領域における低剛性によって減速時の音振性能が向上し、第２領域における高剛性によって負側においても十分なストッパートルクを実現できる。
【００１４】
さらにこのダンパー機構は、第１中間回転体と第２中間回転体とをさらに備えている。第１中間回転体は、第１ばね及び第２ばねの回転方向両端を支持し、出力回転体の駆動側面に所定の隙間角度を空けて配置されている。第２中間回転体は、第１ばねの逆駆動側端を回転方向に支持し、出力回転体の駆動側面に対して第１中間回転体より近接して配置されている。
【００１５】
出力回転体が入力回転体に対して駆動側に捩じれていくと（つまり入力回転体が出力回転体に対して逆駆動側に捩じれる捩じり特性負側領域では）、出力回転体は初めに第２中間回転体に当接し第２中間回転体を駆動側に移動させる。このとき、第２中間回転体と入力回転体との間で第１ばねが圧縮される。続いて出力回転体が第１中間回転体に当接し第１中間回転体を駆動側に移動させる。このとき、第１中間回転体と入力回転体との間で第２ばねが圧縮される。以上をまとめると、捩じり特性負側領域は、第１ばねのみが圧縮される第１領域と、第１領域より大きな捩じり角度において第１ばね及び第２ばねが並列に圧縮される第２領域とを含んでいる。この結果、第１領域における低剛性によって減速時の音振性能が向上し、第２領域における高剛性によって負側においても十分なストッパートルクを実現できる。
【００１６】
なお、出力回転体が入力回転体に対して逆駆動側に捩じれていくと（つまり入力回転体が出力回転体に対して駆動側に捩じれる捩じり特性正側領域では）、第１中間回転体と入力回転体との間で第１ばねと第２ばねが並列に圧縮される。
【００１７】
請求項２に記載のダンパーディスク組立体は、１対の入力側回転プレートと、ハブと、円板状ハブフランジと、弾性部材と、弾性連結部材と、サブプレートとを備えている。ハブは、１対の入力側回転プレートの内周側に相対回転可能に配置されている。円板状ハブフランジは、１対の入力側回転プレートの軸方向間に配置されハブに対して所定角度範囲内で相対回転可能である。弾性部材はハブとハブフランジとを回転方向に弾性的に連結する。弾性連結部材は、ハブフランジと１対の入力側回転プレートとを回転方向に連結するための部材であり、第１ばねと第２ばねとを有する。サブプレートは、１対の入力側回転プレートの軸方向間に配置され、第１ばねの逆駆動側端に当接し、ハブに所定角度範囲内で相対回転可能に係合する。ハブとその駆動側にあるサブプレートとの隙間は、ハブとその駆動側にあるハブフランジとの隙間より小さい。
【００１８】
ハブが１対の入力側回転プレート対して駆動側に捩じれていくと（つまり１対の入力側回転プレートがハブに対して逆駆動側に捩じれる捩じり特性負側領域では）、ハブは初めにサブプレートに当接しサブプレートを駆動側に移動させる。このとき、サブプレートと１対の入力側回転プレートとの間で第１ばねが圧縮される。続いてハブがハブフランジに当接しハブフランジを駆動側に移動させる。このとき、ハブフランジと１対の入力側回転プレートとの間で第２ばねが圧縮される。以上をまとめると、捩じり特性負側領域は、第１ばねのみが圧縮される第１領域と、第１領域より大きな捩じり角度において第１ばね及び第２ばねが並列に圧縮される第２領域とを含んでいる。この結果、第１領域における低剛性によって減速時の音振性能が向上し、第２領域における高剛性によって負側においても十分なストッパートルクを実現できる。
【００１９】
なお、ハブが１対の入力側プレートに対して逆駆動側に捩じれていくと（つまり１対の入力側回転プレートがハブに対して駆動側に捩じれる捩じり特性正側領域では）、ハブフランジと１対の入力側回転プレートとの間で第１ばねと第２ばねが並列に圧縮される。
【００２０】
請求項３に記載のダンパーディスク組立体は、１対の入力側回転プレートと、ハブと、円板状ハブフランジと、弾性部材と、弾性連結部材と、サブプレートとを備えている。ハブは、１対の入力側回転プレートの内周側に相対回転可能に配置されている。円板状ハブフランジは、１対の入力側回転プレートの軸方向間に配置されハブに対して所定角度範囲内で相対回転可能である。弾性部材は、ハブとハブフランジとを回転方向に弾性的に連結する。弾性連結部材は、ハブフランジと１対の入力側回転プレートとを回転方向に連結するための部材であり、第１ばねと第２ばねとを有する。サブプレートは、１対の入力側回転プレートの軸方向間に配置され、第１ばねの逆駆動側端に当接し、ハブに所定角度範囲内で相対回転可能に係合する。ハブとその駆動側にあるサブプレートとの隙間は、ハブとその駆動側にあるハブフランジとの隙間より小さい。第１ばねの駆動側端は、ハブフランジによって回転方向に支持されており、１対の入力側回転プレートからは所定角度離れている。
【００２１】
ハブが１対の入力側回転プレートに対して駆動側に捩じれていくと（つまり１対の入力側回転プレートがハブに対して逆駆動側に捩じれる捩じり特性負側領域では）、ハブは初めにサブプレートに当接しサブプレートを駆動側に移動させる。このとき、サブプレートは第１ばねを押し、第１ばねはハブフランジを押し、ハブフランジは第２ばねを押す。つまり、第１ばねと第２ばねはハブフランジを間に介して、ハブと１対の入力側回転プレートとの間で直列に圧縮される。続いて第１ばねの駆動側端が１対の入力側回転プレートに当接しかつハブがハブフランジに当接すると、以後は第１ばねはサブプレートと１対の入力側回転プレートとの間で圧縮され、第２ばねはハブフランジと１対の入力側回転プレートとの間で圧縮される。以上をまとめると、捩じり特性負側領域は、第１ばねと第２ばねが直列に圧縮される第１領域と、第１領域より大きな捩じり角度において第１ばねと第２ばねが並列に圧縮される第２領域とを含んでいる。この結果、第１領域において第１ばね及び第２ばねが直列に圧縮されるためいずれか一方のみが圧縮される場合に比べてより低い剛性によって減速時の音振性能が向上し、第２領域における高剛性によって負側においても十分なストッパートルクを実現できる。
【００２２】
なお、ハブが１対の入力側回転プレートに対して逆駆動側に捩じれていくと（つまり１対の入力側回転プレートがハブに対して駆動側に捩じれる捩じり特性正側領域では）、ハブフランジと１対の入力側回転プレートとの間で第１ばねと第２ばねが並列に圧縮される。
【００２３】
【発明の実施の形態】
図１に本発明の一実施形態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）に連結及び離反することによってトルクを伝達及び遮断する機能である。ダンパー機能とは、ばね等によりフライホイール側から入力されるトルク変動等を吸収・減衰する機能である。
【００２４】
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の左側にエンジン及びフライホイール（図示せず）が配置され、図１の右側にトランスミッション（図示せず）が配置されている。さらに、図２のＲ１側がクラッチディスク組立体１の回転方向駆動側（正側）であり、Ｒ２側からその反対側（負側）である。
【００２５】
クラッチディスク組立体１は、主に、入力回転体２（クラッチプレート２１, リティーニングプレート２２, クラッチディスク２３）と、出力回転体としてのハブ３と、入力回転体２とハブ３との間に形成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、入力回転体２とハブ３との間でトルクを伝達するともに両者間の捩じり振動を吸収・減衰するための機構である。ダンパー機構４は、後述するように、小コイルスプリング７, 大コイルスプリング８及び大摩擦機構１３などを含んでいる。
【００２６】
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、リティーニングプレート２２と、クラッチディスク２３とから構成されている。クラッチプレート２１とリティーニングプレート２２は共に板金製の円板状又は環状の部材であり、軸方向に所定の間隔を空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、リティーニングプレート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とリティーニングプレート２２は後述する板状連結部３１により互いに固定され、その結果軸方向の間隔が定めされると共に一体回転するようになっている。
【００２７】
クラッチディスク２３は、図示しないフライホイールに押し付けられる部分である。クラッチディスク２３は、クッショニングプレート２４と、第１及び第２摩擦フェーシング２５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、環状部２４ａと、環状部２４ａの外周側に設けられ回転方向に並ぶ複数のクッショニング部２４ｂと、環状部２４ａから半径方向内側に延びる複数の連結部２４ｃとから構成されている。連結部２４ｃは４カ所に形成され、各々がリベット２７（後述）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の各クッショニング部２４ｂの両面には、摩擦フェーシング２５がリベット２６により固定されている。
【００２８】
クラッチプレート２１及びリティーニングプレート２２の外周部には、回転方向に等間隔で４つの角窓３５がそれぞれ形成されている。各角窓３５には、内周側と外周側にそれぞれ額縁３５ａ，３５ｂが形成されている。この額縁３５ａ, ３５ｂは後述の大コイルスプリング８の軸方向及び半径方向への移動を規制するためのものである。また、角窓３５には、大コイルスプリング８の端部に当接又は近接する当接部３６が円周方向両端に形成されている。
【００２９】
クラッチプレート２１及びリティーニングプレート２２には、それぞれ中心孔３７（内周縁）が形成されている。この中心孔３７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５２と、ボス５２から半径方向に延びるフランジ５４とから構成されている。ボス５２の内周部には、トランスミッション側から延びる図示しないシャフトに係合するスプライン孔５３が形成されている。フランジ５４には回転方向に並んだ複数の外周歯５５及び後述の小コイルスプリング７を収容するための切欠き５６等が形成されている。切欠き５６は半径方向に対向する２カ所に形成されている。
【００３０】
ハブフランジ６は、ハブ３の外周側で、かつ、クラッチプレート２１とリティーニングプレート２２との間に配置された円板状の部材である。ハブフランジ６は、小コイルスプリング７を介してハブ３と回転方向に弾性的に連結され、さらには大コイルスプリング８を介して入力回転体２に弾性的に連結されている。
【００３１】
図３に詳細に示すように、ハブフランジ６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は前述の外周歯５５の間に配置され、回転方向に所定の隙間をあけて配置されている。外周歯５５と内周歯５９とは回転方向に互いに当接可能である。すなわち外周歯５５と内周歯５９とによりハブ３とハブフランジ６との捩じり角度を規制するための第１ストッパー９が形成されている。ここでストッパーとは、所定角度までは両部材の相対回転を許容するが、所定角度になると互いに当接しそれ以上の相対回転を禁止する構造をいう。外周歯５５とその円周方向両側の内周歯５９との間にはそれぞれ隙間角度θ１，θ３が確保されている。外周歯５５から見てＲ２側の内周歯５９との間の隙間角度であるθ１は８°であり、外周歯５５から見てＲ１側の内周歯５９との間の隙間角度であるθ３は９°である。
【００３２】
さらに、ハブフランジ６の内周縁には、フランジ５４の切欠き５６に対応して切欠き６７が形成されている。各切欠き５６, ６７内には、１つずつ小コイルスプリング７が配置されている。小コイルスプリング７は低剛性のコイルスプリングであり、２つの小コイルスプリング７は並列に作用する。小コイルスプリング７は円周方向両端においてスプリングシート７ａを介して切欠き５６, ６７の円周方向両端に係合している。以上の構造によって、ハブ３とハブフランジ６とが相対回転する際には第１ストッパー９の作動角の範囲内で小コイルスプリング７が回転方向に圧縮される。
【００３３】
ハブフランジ６には回転方向に等間隔で４つの窓孔４１が形成されている。窓孔４１は回転方向に長く延びる形状である。ハブフランジ６において各窓孔４１の円周方向間には半径方向外側が開いた切欠き４２が形成されている。切欠き４２は半径方向内側から外側に向かって円周方向長さが長くなる扇形状である。
【００３４】
各窓孔４１が形成された部分の半径方向外側には、突起４９が形成されている。すなわち突起４９はハブフランジ６の外周縁からさらに半径方向外側に延びる突起形状である。
【００３５】
大コイルスプリング８はクラッチディスク組立体１のダンパー機構４に用いられる弾性連結部材すなわちばねである。各大コイルスプリング８は同心に配置された１対のコイルスプリングから構成されている。各大コイルスプリング８は各小コイルスプリング７に比べて大型であり、ばね定数が大きい。この実施形態では４つの大コイルスプリング８は全て同一の寸法・ばね定数を有している。大コイルスプリング８は各窓孔４１, ３５内に収容されている。大コイルスプリング８は、回転方向に長く延びており、窓孔４１全体にわたって配置されている。大コイルスプリング８の円周方向両端は、窓孔４１の当接部４４と当接部３６とに当接又は近接している。
【００３６】
リティーニングプレート２２の外周縁には、回転方向に等間隔で４カ所に板状連結部３１が形成されている。板状連結部３１は、クラッチプレート２１とリティーニングプレート２２とを互いに連結するものであり、さらに後述するようにクラッチディスク組立体１のストッパーの一部を構成している。板状連結部３１は、リティーニングプレート２２から一体に形成された板状部材であり、回転方向に所定の幅を有している。板状連結部３１は、各窓孔４１の円周方向間すなわち切欠き４２に対応して配置されている。板状連結部３１は、リティーニングプレート２２の外周縁から軸方向に延びるストッパー部３２と、ストッパー部３２の端部から半径方向内側に延びる固定部３３とから構成されている。ストッパー部３２はリティーニングプレート２２の外周縁からクラッチプレート２１側に延びている。固定部３３は、ストッパー部３２の端部から半径方向内側に折り曲げられている。以上に述べた板状連結部３１はリティーニングプレート２２と一体の部分であり、厚みはリティーニングプレート２２とほぼ同じである。そのため、ストッパー部３２は、主面が半径方向に向いており、半径方向にはリティーニングプレート２２の板厚に相当する幅のみを有している。固定部３３はクッショニングプレート２４の連結部２４ｃに平行にかつトランスミッション側から当接している。リベット２７は、固定部３３とクラッチプレート２１とクッショニングプレート２４とを一体に連結している。さらに、リティーニングプレート２２において固定部３３に対応する位置にはかしめ用孔３４が形成されている。
【００３７】
板状連結部３１のストッパー部３２と突起４９とによって、第２ストッパー１０が形成されている。
【００３８】
サブプレート１１は、ハブ３の外周側において、クラッチプレート２１とハブフランジ６との間、及びハブフランジ６とリティーニングプレート２２との間に配置された１対のプレート部材である。サブプレート１１は、円板状又は環状のプレート部材であり、入力回転体２とハブ３との間でダンパー機構４の一部を構成している。サブプレート１１の内周縁には複数の内周歯６６が形成されている。内周歯６６はハブフランジ６の内周歯５９と軸方向に重なるように配置されている。図３に詳細に示すように、内周歯６６は内周歯５９に比べて円周方向幅が広く、回転方向Ｒ１側端は一致しているが、Ｒ２側端は円周方向外側にはみでている。内周歯６６は、ハブ３の外周歯５５と回転方向に所定の隙間をあけて配置されている。すなわちこの隙間の範囲内でハブ３とサブプレート１１とは相対回転可能となっている。外周歯５５と内周歯６６とにより、ハブ３とサブプレート１１との相対回転角度を規制する第３ストッパー１２が形成されている。より具体的には、外周歯５５と内周歯６６との間には隙間角度θ１，θ２の隙間が確保されている。外周歯５５から見てＲ２側の内周歯６６との間の隙間角度であるθ１は８°であり、外周歯５５から見てＲ１側の内周歯６６との間の隙間角度であるθ２は２°である。
【００３９】
θ２はθ３より小さい。このことは、ハブ３の外周歯５５のＲ１側面（駆動側側面）に対して、サブプレート１１の内周歯６６がハブフランジ６の内周歯５９より近接して配置されていることを意味する。つまり、ハブ３がＲ１側に捩じれるときに、ハブ３はハブフランジ６より先にサブプレート１１に当接して駆動する。
【００４０】
１対のサブプレート１１のうちリティーニングプレート２２側に配置されたサブプレート１１には、半径方向外側に延びる１対の突出部６１が形成されている。各突出部６１は半径方向に対向する位置にあり、第１ばね８ＡのＲ２側端に当接している。言いかえると、突出部６１は窓孔４１のＲ２側当接部４４と一致する端面を有している。
【００４１】
１対のサブプレート１１同士は、複数のピン６２によって、相対回転不能であり、かつ、互いに軸方向の位置決めがされている。各サブプレート１１とハブフランジ６との間には、それぞれスペーサが配置されている。ハブフランジ６にはピン６２が貫通する複数の孔６９が形成されている。孔６９は円周方向に長く延びており、ピン６２は孔６９のＲ２側端に近接又は当接している。つまり、サブプレート１１はハブフランジ６に対してＲ２側にはほとんど相対回転不能であるが、Ｒ１側には所定角度まで相対回転可能である。
【００４２】
次に、摩擦発生機構を構成する各部材について説明する。第２摩擦ワッシャー７２は、トランスミッション側のサブプレート１１の内周部とリティーニングプレート２２の内周部との間に配置されている。第２摩擦ワッシャー７２はトランスミッション側のサブプレート１１のトランスミッション側の面に当接し、リティーニングプレート２２に対して相対回転不能に係合している。第２摩擦ワッシャー７２とリティーニングプレート２２との間には第２コーンスプリング７３が配置されている。第２コーンスプリング７３は、第２摩擦ワッシャー７２の本体とリティーニングプレート２２との間で圧縮された状態で配置されている。第１摩擦ワッシャー７９はフランジ５４とリティーニングプレート２２の内周部との間に配置されている。すなわち、第１摩擦ワッシャー７９は第２摩擦ワッシャー７２の内周側でかつボス５２の外周側に配置されている。第１摩擦ワッシャー７９は、フランジ５４に当接しており、第２摩擦ワッシャー７２に相対回転不能に係合している。これにより、第１摩擦ワッシャー７９は第２摩擦ワッシャー７２を介してリティーニングプレート２２と一体回転可能である。第１摩擦ワッシャー７９とリティーニングプレート２２の内周部との間には第１コーンスプリング８０が配置されている。第１コーンスプリング８０は第１摩擦ワッシャー７９とリティーニングプレート２２の内周部との間で軸方向に圧縮された状態で配置されている。なお、第１コーンスプリング８０の付勢力は第２コーンスプリング７３の付勢力より小さくなるように設計されている。また、第１摩擦ワッシャー７９及び第２摩擦ワッシャー７２は樹脂製であるが、第１摩擦ワッシャー７９は第２摩擦ワッシャー７２に比べて摩擦係数が低い材料から構成されている。このため、第１摩擦ワッシャー７９によって発生する摩擦（ヒステリシストルク）は第２摩擦ワッシャー７２で発生する摩擦より大幅に小さくなっている。
【００４３】
クラッチプレート２１の内周部とフランジ５４及びサブプレート１１の内周部との間には第３摩擦ワッシャー８５と第４摩擦ワッシャー８６が配置されている。第３摩擦ワッシャー８５及び第４摩擦ワッシャー８６は樹脂製の環状部材である。第３摩擦ワッシャー８５はクラッチプレート２１の内周縁に相対回転不能に係合し、その内周面はボス５２の外周面に摺動可能に当接している。すなわち、クラッチプレート２１は第３摩擦ワッシャー８５を介してハブ３に半径方向の位置決めをされている。第３摩擦ワッシャー８５はフランジ５４に対して軸方向エンジン側から当接している。第４摩擦ワッシャー８６は第３摩擦ワッシャー８５の外周側に配置されている。第４摩擦ワッシャー８６は、軸方向エンジン側のサブプレート１１に当接し、クラッチプレート２１に相対回転不能に係合している。第３摩擦ワッシャー８５と第４摩擦ワッシャー８６は互いに相対回転不能に係合している。なお、第３摩擦ワッシャー８５と第４摩擦ワッシャー８６は別体の部材であり、第４摩擦ワッシャー８６は第３摩擦ワッシャー８５に対して摩擦係数が高い材料から構成されている。
【００４４】
以上に述べた摩擦機構において、第２摩擦ワッシャー７２及び第４摩擦ワッシャー８６とサブプレート１１との間に比較的高いヒステリシストルクを発生させる大摩擦機構１３（摩擦機構）が形成されている。さらに、第１摩擦ワッシャー７９及び第３摩擦ワッシャー８５と、フランジ５４との間に低ヒステリシストルクを発生する小摩擦機構１５を形成している。小摩擦機構１５は、概ね、捩じり特性の正負１段目領域（θＣ〜θＡ）において作動し、低ヒステリシストルクを発生するための機構である。大摩擦機構１３は、概ね、捩じり特性の正負１段目領域（θＣ〜θＡ）において作動せず、正側２段目領域（θＡ〜θＢ）及び負側２段目領域（θＣ〜θＥ）において作動して高ヒステリシストルクを発生するための構造である。
【００４５】
図４はクラッチディスク組立体１のダンパー機構４の機械回路図である。この機械回路図は、ダンパー機構４における各部材の回転方向の関係を模式的に描いたものである。したがって一体回転する部材は同一の部材として取り扱っている。
【００４６】
図４から明らかなように、入力回転体２とハブ３との間にはダンパー機構４を構成するための複数の部材、例えばハブフランジ６やサブプレート１１さらには第１及び第２ばね８Ａ，８Ｂが配置されている。ハブフランジ６は入力回転体２とハブ３との回転方向間に配置されている。ハブフランジ６はハブ３に小コイルスプリング７を介して回転方向に弾性的に連結されているが、小コイルスプリング７は図示されていない。ハブフランジ６とハブ３との間には第１ストッパー９が形成されている。ハブフランジ６は入力回転体２に対して大コイルスプリング８を介して回転方向に弾性的に連結されている。また、ハブフランジ６と入力回転体２との間には第２ストッパー１０が形成されている。
【００４７】
以上に述べたように、入力回転体２とハブ３は、直列に配置された小コイルスプリング７と大コイルスプリング８とにより回転方向に弾性的に連結されている。ここでは、ハブフランジ６は２種類のばねの間に配置された中間部材として機能している。小コイルスプリング７全体の剛性は大コイルスプリング８全体の剛性よりはるかに小さく設定されている。サブプレート１１は入力回転体２とハブ３との回転方向間に配置されている。サブプレート１１は、ハブ３との間に第３ストッパー１２を構成し、第１ばね８ＡのＲ２側端に当接又は近接している。
【００４８】
このクラッチディスク組立体１の捩り特性を、図４〜図７の機械回路図及び図８の捩り特性線図によって説明する。なお、図８の捩じり特性線図ではヒステリシストルクの大きさについては表示していない。
【００４９】
図２及び図３に示す中立状態から、ハブ３を他の部材に対して回転方向Ｒ２側に捩っていく。すると、ハブ３とハブフランジ６との間で第１小コイルスプリング７が圧縮される。θ１だけ捩れて捩り角度がθＡになると、第１ストッパー９において外周歯５５が内周歯５９及び内周歯６６に当接する。このときの状態を図４に示す。これ以降はハブフランジ６及びサブプレート１１はハブ３と共に回転し、小コイルスプリング７の圧縮は停止される。捩り角度Ａから捩り角度θＢまでの間では、４つの大コイルスプリング８がハブフランジ６とプレート２１，２２との間で並列に圧縮される。言いかえると、１対の第１ばね８Ａと１対の第２ばね８Ｂとが並列に圧縮される。捩り特性正側で捩り角度が最も大きくなり、第２ストッパー１０によって相対回転が停止されたθＢでのダンパー機構４の状態を図５に示す。
【００５０】
図２及び図３に示す中立状態からハブ３を他の部材に対して回転方向Ｒ１側に捩っていく。すると、ハブ３とハブフランジ６との間で小コイルスプリング７が圧縮される。捩り角度０からθ２だけ捩れた捩り角度θＣになると、第３ストッパー１２において外周歯５５がサブプレート１１の内周歯６６に当接する。これ以降は、サブプレート１１はハブ３と一体に回転し、ハブフランジ６に対して相対回転する。ハブ３はハブフランジ６に対して相対回転して行き、小コイルスプリング７はハブ３とハブフランジ６との間で圧縮される。一方、サブプレート１１はハブフランジ６に対して相対回転し、１対の第１ばね８Ａがサブプレート１１とハブフランジ６との間で圧縮される。具体的には、サブプレート１１の突出部６１とハブフランジ６の窓孔４１のＲ１側の当接部４４との間で１対の第１ばね８Ａが圧縮される。このようにして、小コイルスプリング７と１対の第１ばね８Ａが並列に圧縮されていく。以上の動作において１対の第２ばね８Ｂは圧縮されない。この結果、負側２段目領域（θＣ〜θＥ）の第１領域（θＣ〜θＤ）の剛性は、正側２段目領域（θＡ〜θＢ）剛性の概ね１／２になる。
【００５１】
捩り角度θＣからさらにθ４だけ捩れすなわち捩り角度０からθ３だけ捩れて捩り角度θＤになると、第１ストッパー９において外周歯５５が内周歯５９に当接する。このときの状態を図６に示す。
【００５２】
これ以降は、ハブフランジ６は、サブプレート１１及びハブ３と一体回転し、入力回転体２に対して相対回転する。１対の第１ばね８Ａは、サブプレーは１１の突出部６１と入力回転体２の角窓３５における当接部３６との間で圧縮される。また、１対の第２ばね８Ｂはハブフランジ６と１対のプレート２１，２２との間で圧縮される。より具体的には、１対の第２ばね８Ｂは、窓孔４１のＲ２側当接部４４と角窓３５のＲ１側当接部３６との間で圧縮される。このようにして、１対の第１ばね８Ａと１対の第２ばね８Ｂとが並列に圧縮される。捩り特性負側で捩り角度が最も大きくなり、第２ストッパー１０によって相対回転が停止された捩じり角度θＢでのダンパー機構４の状態を図７に示す。
【００５３】
〔捩じり特性と振動減衰・吸収効果との関係〕
捩じり特性の正負１段目領域（θＣ〜θＡ）における低剛性・低ヒステリシストルクの特性によって、中立時アイドリング振動に対して効果的である。また、正側２段目領域（θＡ〜θＢ）の高剛性・高ヒステリシストルクの特性によって通常走行時の異音を効果的に減衰できる。
【００５４】
捩じり特性負側領域の第１領域（θＣ〜θＤ）では第１ばね８Ａのみが圧縮されるため、低剛性の特性が得られる。したがって、この低剛性によって減速時の音振性能が向上する。さらに、捩じり特性負側領域の第２領域（θＤ〜θＥ）における高剛性によって負側においても十分なストッパートルクを実現できる。
【００５５】
第２実施形態
図９に示すクラッチディスク組立体１の構造は概ね前記実施形態に示したものと同様である。そのため、ここでは異なる構造についてのみ説明する。図９に示すように、１対の第１ばね８ＡのＲ１端６３とそれに対応する角窓３５のＲ１側の当接部３６との間には各々円周方向に隙間が形成されている。この隙間の円周方向角度はθ５である。このクラッチディスク組立体１のダンパー機構４の機械回路図を図１０に示す。以下このクラッチディスク組立体１の捩り特性を、図１０〜図１３の機械回路図及び図１４の捩り特性線図によって説明する。なお、図１４の捩じり特性線図ではヒステリシストルクの大きさについては表示していない。
【００５６】
図１０から図１１の状態に移行する捩り特性正側領域の動作・特性は前記実施形態と同様である。
【００５７】
図２及び図３に示す中立状態からハブ３を回転方向Ｒ１側に捩っていく。すると、ハブ３とハブフランジ６との間で小コイルスプリング７が圧縮される。捩り角度θＣ′になると、第３ストッパー１２において外周歯５５がサブプレート１１の内周歯６６に当接する。これ以降はサブプレート１１はハブ３と一体に回転し、ハブフランジ６に対して相対回転する。これにより、サブプレート１１の突出部は１対の第１ばね８ＡをＲ１側に押し、１対の第１ばね８Ａはハブフランジ６をＲ１側に押す。これが可能なのは１対の第１ばね８ＡのＲ１側端がプレート２１，２２の角窓３５のＲ１側の当接部３６から離れているためである（図９及び図１０を参照）。すなわち、第１ばね８Ａは、プレート２１，２２を押すことができず、ハブフランジ６のみをＲ１側に押していく。そして、ハブフランジ６は１対の第２ばね８ＢをＲ１側に押していく。このようにして、第１ばね８Ａはサブプレート１１とハブフランジ６との間で圧縮され、第２ばね８Ｂはハブフランジ６と１対のプレート２１，２２との間で圧縮される。言いかえると、１つの第１ばね８Ａと１つの第２ばね８Ｂとは、ハブフランジ６を中間フロート体として、ハブ３と入力回転体２との間で直列に圧縮される。すなわち、直列に作用する第１及び第２ばね８Ａ，８Ｂが２組機能している。この結果、負側２段目領域（θＣ’〜θＥ’）の第１領域（θＣ’〜θＤ' ）の剛性は、正側２段目領域（θＡ’〜θＢ’）剛性の約１／４になる。このように、本実施形態においては、従来又は前記第１実施形態に比べて捩じり特性負側領域の剛性をさらに低くできる。
【００５８】
捩り角度θＣ′からθ５だけ大きくなった捩り角度θＤ′になると、図１２に示すように、１対の第１ばね８ＡのＲ１側端６３が１対のプレート２１，２２の角窓３５のＲ１側の当接部３６に当接する。そのため、これ以降は１対の第１ばね８Ａはサブプレート１１と１対のプレート２１，２２との間で圧縮される。また、捩り角度θＤ′においてはそれまで圧縮されていた１対の第１ばね８Ａのトルクがサブプレート１１とプレート２１，２２とに作用するため、捩じりトルクが急激に大きくなる。このようにして、１対の第１ばね８Ａはサブプレート１１とプレート２１，２２との間で圧縮され、１対の第２ばね８Ｂはハブフランジ６とプレート２１，２２との間で圧縮される。捩り特性負側で捩り角度が最も大きくなり、第２ストッパー１０によって相対回転が停止されたθＢでのダンパー機構４の状態を図１３に示す。
【００５９】
〔捩じり特性と振動減衰・吸収効果との関係〕
捩じり特性の正負１段目領域（θＣ’〜θＡ’）における低剛性・低ヒステリシストルクの特性によって、中立時アイドリング振動に対して効果的である。また、正側２段目領域（θＡ’〜θＢ’）の高剛性・高ヒステリシストルクの特性によって通常走行時の異音を効果的に減衰できる。
【００６０】
捩じり特性負側領域の第１領域（θＣ’〜θＤ’）では第１ばね８Ａ及び第２ばね８Ｂが直列に圧縮されるため、いずれか一方のみが圧縮される場合に比べてより低剛性の特性が得られる。したがって、この低剛性によって減速時の音振性能が向上する。さらに、捩じり特性負側領域の第２領域（θＤ’〜θＥ’）における高剛性によって負側においても十分なストッパートルクを実現できる。
【００６１】
〔変形例〕
本発明に係るダンパー機構は前記実施形態に限定されない。例えば、ハブフランジとスプラインハブが一体に形成されたダンパー機構にも本発明を採用できる。その場合は捩じり特性において１段目の低剛性領域が省略されることになる。また、捩じり特性正負両側の両端や負側領域の第１領域と第２領域との間に異なる剛性の領域を付加しても良い。
【００６２】
本発明に係るダンパー機構は、クラッチディスク組立体以外にも採用可能である。例えば、本発明に係るダンパー機構は、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機構やトルクコンバータのロックアップダンパーに採用できる。
【００６３】
【発明の効果】
本発明に係るダンパー機構では、負側第１領域における低剛性によって減速時の音振性能が向上する。
【図面の簡単な説明】
【図１】クラッチディスク組立体の縦断面概略図。
【図２】クラッチディスク組立体の平面図。
【図３】図２の部分拡大図。
【図４】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機械回路図。
【図５】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機械回路図。
【図６】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機械回路図。
【図７】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機械回路図。
【図８】ダンパー機構の捩じり特性線図。
【図９】第２実施形態におけるクラッチディスク組立体の平面図。
【図１０】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機械回路図。
【図１１】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機械回路図。
【図１２】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機械回路図。
【図１３】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機械回路図。
【図１４】第２実施形態におけるダンパー機構の捩り特性線図。
【符号の説明】
１クラッチディスク組立体
２入力回転体
３出力回転体
４ダンパー機構
６ハブフランジ
７小コイルスプリング
８大コイルスプリング
８Ａ第１ばね
８Ｂ第２ばね
１１サブプレート
２１クラッチプレート
２２リティーニングプレート[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
 The present invention relates to a damper mechanism, and more particularly to a damper mechanism for attenuating torsional vibration in a power transmission system.
[0002]
[Prior art]
 A clutch disk assembly used in a vehicle has a clutch function that is connected to and disconnected from the flywheel, and a damper function that absorbs and attenuates torsional vibration from the flywheel. In general, vehicle vibration includes abnormal noise during idle (rattle noise), abnormal noise during driving (acceleration / deceleration rattle, booming noise) and tip-in / tip-out (low frequency vibration). The removal of these abnormal noises and vibrations is a function as a damper of the clutch disk assembly.
[0003]
 The idle noise is a sound that sounds like a “rattle” generated from the transmission when a shift is made to neutral when waiting for a signal and the clutch pedal is released. The cause of this abnormal noise is that the engine torque is low near the engine idling rotation and the torque fluctuation during engine explosion is large. At this time, the transmission input gear and the counter gear cause a rattling phenomenon.
[0004]
 Tip-in / tip-out (low frequency vibration) is a large shake in the front and back of the vehicle body that occurs when the accelerator pedal is suddenly depressed or released. If the rigidity of the drive transmission system is low, the torque transmitted to the tire is conversely transmitted to the torque from the tire side, and as a result, excessive torque is generated in the tire. This is a longitudinal vibration that is greatly swung back and forth transiently.
[0005]
 For idling abnormal noise, the vicinity of zero torque becomes a problem in the torsional characteristics of the clutch disk assembly, and the torsional rigidity there should be low. On the other hand, with respect to tip-in and tip-out longitudinal vibration, it is necessary to make the torsional characteristics of the clutch disk assembly as solid as possible.
[0006]
 In order to solve the above problems, a clutch disk assembly has been provided that achieves two-stage characteristics by using two types of springs. In this case, since the torsional rigidity and hysteresis torque in the first stage (low torsional angle region) in the torsional characteristics are kept low, there is an effect of preventing noise during idling. In addition, since the torsional rigidity and hysteresis torque are set high in the second stage (high torsional angle region) in the torsional characteristics, tip-in and tip-out longitudinal vibrations can be sufficiently damped.
[0007]
 Further, when a minute vibration due to, for example, engine combustion fluctuation is input in the second stage of torsional characteristics, the second stage large friction mechanism is not operated, so that the small vibration is effectively prevented by the low hysteresis torque. Absorbing damper mechanisms are also known.
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
 In general torsional characteristics, the characteristics are almost the same in the positive side region and the negative side region. Specifically, torsional rigidity and hysteresis torque are almost the same. However, when the negative side torsional rigidity is equal to the positive side torsional rigidity, it is not preferable from the viewpoint of sound and vibration performance during deceleration, and it is necessary to reduce the negative side torsional rigidity. Therefore, conventionally, by reducing the number of operating springs in the negative region than that in the positive region, the negative torsional rigidity is made lower than the positive side torsional rigidity.
[0009]
 The first problem of this prior art is that the torsional rigidity cannot be lowered sufficiently only by reducing the number of operating springs.
[0010]
 The second problem is that if the negative torsional rigidity is lowered, it is difficult to obtain a sufficiently large negative stopper torque within a predetermined angle.
[0011]
 An object of the present invention is to improve sound vibration performance in the negative region of torsional characteristics.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
 The damper mechanism according to claim 1 includes an input rotator, an output rotator, and an elastic connecting member. The output rotator is rotatably arranged with respect to the input rotator. The elastic connecting member has a first spring and a second spring for connecting the input rotating body and the output rotating body in the rotation direction. The torsional characteristic positive side region includes a region where the first spring and the second spring are compressed in parallel. The torsional characteristic negative side region includes a first region in which only the first spring is compressed, and a second region in which the first spring and the second spring are compressed in parallel at a larger torsion angle than the first region. Contains.
[0013]
 As a result, in this damper mechanism, the sound vibration performance during deceleration is improved by the low rigidity in the first region, and sufficient stopper torque can be realized even on the negative side by the high rigidity in the second region.
[0014]
 Furthermore, this damper mechanismIsA first intermediate rotator and a second intermediate rotator are further provided. The first intermediate rotator supports both ends of the first spring and the second spring in the rotation direction, and is disposed with a predetermined clearance angle on the drive side surface of the output rotator. The second intermediate rotator supports the reverse drive side end of the first spring in the rotation direction, and is disposed closer to the drive side surface of the output rotator than the first intermediate rotator.
[0015]
 When the output rotator is twisted to the drive side with respect to the input rotator (that is, in the torsion characteristic negative side region where the input rotator is twisted to the reverse drive side with respect to the output rotator), the output rotator is initially The second intermediate rotating body is brought into contact with the second intermediate rotating body and moved to the driving side. At this time, the first spring is compressed between the second intermediate rotator and the input rotator. Subsequently, the output rotator comes into contact with the first intermediate rotator and moves the first intermediate rotator to the drive side. At this time, the second spring is compressed between the first intermediate rotator and the input rotator. In summary, the torsional characteristics negative side region includes the first region in which only the first spring is compressed, and the first spring and the second spring are compressed in parallel at a larger torsion angle than the first region. 2nd area | region is included. As a result, the sound vibration performance during deceleration is improved due to the low rigidity in the first region, and sufficient stopper torque can be realized even on the negative side due to the high rigidity in the second region.
[0016]
 When the output rotator is twisted toward the reverse drive side with respect to the input rotator (that is, in the torsional characteristic positive side region where the input rotator is twisted toward the drive side with respect to the output rotator), the first intermediate The first spring and the second spring are compressed in parallel between the rotating body and the input rotating body.Is done.
[0017]
 Claim 2The damper disk assembly described in (1) includes a pair of input side rotating plates, a hub, a disc-shaped hub flange, an elastic member, an elastic connecting member, and a sub plate. The hub is disposed on the inner peripheral side of the pair of input side rotation plates so as to be relatively rotatable. The disc-shaped hub flange is disposed between the pair of input side rotary plates in the axial direction and is rotatable relative to the hub within a predetermined angle range. The elastic member elastically connects the hub and the hub flange in the rotational direction. The elastic connection member is a member for connecting the hub flange and the pair of input side rotation plates in the rotation direction, and includes a first spring and a second spring. The sub plate is disposed between the pair of input side rotation plates in the axial direction, abuts against the reverse drive side end of the first spring, and engages with the hub so as to be relatively rotatable within a predetermined angle range. The gap between the hub and the sub-plate on the drive side is smaller than the gap between the hub and the hub flange on the drive side.
[0018]
 When the hub is twisted to the drive side with respect to the pair of input side rotation plates (that is, in the negative torsional characteristic region where the pair of input side rotation plates are twisted to the reverse drive side with respect to the hub), the hub is First, the sub plate is brought into contact with the sub plate and moved to the driving side. At this time, the first spring is compressed between the sub plate and the pair of input side rotation plates. Subsequently, the hub contacts the hub flange and moves the hub flange to the drive side. At this time, the second spring is compressed between the hub flange and the pair of input side rotation plates. In summary, the torsional characteristics negative side region includes the first region in which only the first spring is compressed, and the first spring and the second spring are compressed in parallel at a larger torsion angle than the first region. 2nd area | region is included. As a result, the sound vibration performance during deceleration is improved due to the low rigidity in the first region, and sufficient stopper torque can be realized even on the negative side due to the high rigidity in the second region.
[0019]
 When the hub is twisted to the reverse drive side with respect to the pair of input side plates (that is, in the torsion characteristic positive side region where the pair of input side rotation plates are twisted to the drive side with respect to the hub), The first spring and the second spring are compressed in parallel between the hub flange and the pair of input side rotating plates.
[0020]
 Claim 3The damper disk assembly described in (1) includes a pair of input side rotation plates, a hub, a disk-shaped hub flange, an elastic member, an elastic connecting member, and a sub plate. The hub is disposed on the inner peripheral side of the pair of input side rotation plates so as to be relatively rotatable. The disc-shaped hub flange is disposed between the pair of input side rotary plates in the axial direction and is rotatable relative to the hub within a predetermined angle range. The elastic member elastically connects the hub and the hub flange in the rotational direction. The elastic connection member is a member for connecting the hub flange and the pair of input side rotation plates in the rotation direction, and includes a first spring and a second spring. The sub plate is disposed between the pair of input side rotation plates in the axial direction, abuts against the reverse drive side end of the first spring, and engages with the hub so as to be relatively rotatable within a predetermined angle range. The gap between the hub and the sub-plate on the drive side is smaller than the gap between the hub and the hub flange on the drive side. The drive side end of the first spring is supported in the rotational direction by a hub flange, and is separated from the pair of input side rotation plates by a predetermined angle.
[0021]
 When the hub is twisted to the drive side with respect to the pair of input side rotation plates (that is, in the torsion characteristic negative side region where the pair of input side rotation plates is twisted to the reverse drive side with respect to the hub), the hub First contacts the sub-plate and moves the sub-plate to the drive side. At this time, the sub-plate pushes the first spring, the first spring pushes the hub flange, and the hub flange pushes the second spring. That is, the first spring and the second spring are compressed in series between the hub and the pair of input side rotation plates via the hub flange. Subsequently, when the driving side end of the first spring comes into contact with the pair of input side rotating plates and the hub comes into contact with the hub flange, the first spring is subsequently moved between the sub plate and the pair of input side rotating plates. When compressed, the second spring is compressed between the hub flange and the pair of input side rotating plates. In summary, the torsion characteristic negative region includes the first region in which the first spring and the second spring are compressed in series, and the first spring and the second spring at a torsion angle larger than the first region. And a second region compressed in parallel. As a result, since the first spring and the second spring are compressed in series in the first region, the sound vibration performance at the time of deceleration is improved by lower rigidity than when only one of them is compressed, and the second region Sufficient stopper torque can be realized even on the negative side due to the high rigidity.
[0022]
 When the hub is twisted to the reverse drive side with respect to the pair of input side rotation plates (that is, in the torsional characteristic positive side region where the pair of input side rotation plates are twisted to the drive side with respect to the hub). The first spring and the second spring are compressed in parallel between the hub flange and the pair of input side rotation plates.
[0023]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
 FIG. 1 is a sectional view of a clutch disk assembly 1 according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a plan view thereof. The clutch disk assembly 1 is a power transmission device used in a vehicle clutch device, and has a clutch function and a damper function. The clutch function is a function of transmitting and interrupting torque by being connected to and separated from a flywheel (not shown). The damper function is a function that absorbs and attenuates torque fluctuations or the like input from the flywheel side by a spring or the like.
[0024]
 In FIG. 1, OO is a rotation axis of the clutch disk assembly 1, that is, a rotation center line. Further, an engine and a flywheel (not shown) are arranged on the left side of FIG. 1, and a transmission (not shown) is arranged on the right side of FIG. Further, the R1 side in FIG. 2 is the rotational direction drive side (positive side) of the clutch disk assembly 1, and the opposite side (negative side) from the R2 side.
[0025]
 The clutch disk assembly 1 mainly includes an input rotating body 2 (clutch plate 21, retaining plate 22, clutch disk 23), a hub 3 as an output rotating body, and an input rotating body 2 and a hub 3. The damper mechanism 4 is formed. The damper mechanism 4 is a mechanism for transmitting torque between the input rotating body 2 and the hub 3 and absorbing / damping torsional vibration between the two. As will be described later, the damper mechanism 4 includes a small coil spring 7, a large coil spring 8, a large friction mechanism 13, and the like.
[0026]
 The input rotator 2 is a member to which torque from a flywheel (not shown) is input. The input rotating body 2 mainly includes a clutch plate 21, a retaining plate 22, and a clutch disk 23. Both the clutch plate 21 and the retaining plate 22 are disk-shaped or annular members made of sheet metal, and are arranged at a predetermined interval in the axial direction. The clutch plate 21 is disposed on the engine side, and the retaining plate 22 is disposed on the transmission side. The clutch plate 21 and the retaining plate 22 are fixed to each other by a plate-like connecting portion 31 to be described later. As a result, an axial interval is determined and the clutch plate 21 and the retaining plate 22 rotate integrally.
[0027]
 The clutch disk 23 is a portion that is pressed against a flywheel (not shown). The clutch disk 23 is mainly composed of a cushioning plate 24 and first and second friction facings 25. The cushioning plate 24 includes an annular portion 24a, a plurality of cushioning portions 24b provided on the outer peripheral side of the annular portion 24a and arranged in the rotational direction, and a plurality of connecting portions 24c extending radially inward from the annular portion 24a. . The connecting portions 24c are formed at four locations, and each is fixed to the clutch plate 21 by rivets 27 (described later). Friction facings 25 are fixed by rivets 26 on both sides of each cushioning portion 24 b of the cushioning plate 24.
[0028]
 Four square windows 35 are formed at equal intervals in the rotation direction on the outer peripheral portions of the clutch plate 21 and the retaining plate 22. Each square window 35 is formed with frames 35a and 35b on the inner peripheral side and the outer peripheral side, respectively. The frames 35a and 35b are for restricting movement of the large coil spring 8 described later in the axial direction and the radial direction. In addition, the corner window 35 is formed with contact portions 36 that are in contact with or close to the end portion of the large coil spring 8 at both ends in the circumferential direction.
[0029]
 A central hole 37 (inner peripheral edge) is formed in each of the clutch plate 21 and the retaining plate 22. A hub 3 as an output rotating body is disposed in the center hole 37. The hub 3 includes a cylindrical boss 52 that extends in the axial direction and a flange 54 that extends from the boss 52 in the radial direction. A spline hole 53 that engages with a shaft (not shown) extending from the transmission side is formed in the inner peripheral portion of the boss 52. The flange 54 is formed with a plurality of outer peripheral teeth 55 arranged in the rotational direction and notches 56 for accommodating small coil springs 7 described later. The notches 56 are formed at two locations facing each other in the radial direction.
[0030]
 The hub flange 6 is a disk-shaped member disposed on the outer peripheral side of the hub 3 and between the clutch plate 21 and the retaining plate 22. The hub flange 6 is elastically connected to the hub 3 via the small coil spring 7 in the rotational direction, and is further elastically connected to the input rotating body 2 via the large coil spring 8.
[0031]
 As shown in detail in FIG. 3, a plurality of inner peripheral teeth 59 are formed on the inner peripheral edge of the hub flange 6. The inner peripheral teeth 59 are disposed between the aforementioned outer peripheral teeth 55, and are disposed with a predetermined gap in the rotation direction. The outer peripheral teeth 55 and the inner peripheral teeth 59 can contact each other in the rotational direction. In other words, the outer peripheral teeth 55 and the inner peripheral teeth 59 form a first stopper 9 for restricting the twisting angle between the hub 3 and the hub flange 6. Here, the stopper refers to a structure that allows relative rotation of both members up to a predetermined angle, but prohibits relative rotation beyond the predetermined angle. Clearance angles θ1 and θ3 are respectively secured between the outer peripheral teeth 55 and the inner peripheral teeth 59 on both sides in the circumferential direction. A clearance angle θ1 between the outer peripheral teeth 55 and the inner peripheral teeth 59 on the R2 side is 8 °, and a clearance angle between the outer peripheral teeth 55 and the inner peripheral teeth 59 on the R1 side is θ3. Is 9 °.
[0032]
 Further, a notch 67 is formed on the inner peripheral edge of the hub flange 6 corresponding to the notch 56 of the flange 54. One small coil spring 7 is disposed in each of the notches 56 and 67. The small coil spring 7 is a low rigidity coil spring, and the two small coil springs 7 act in parallel. The small coil spring 7 is engaged with both circumferential ends of the notches 56 and 67 via spring seats 7a at both circumferential ends. With the above structure, when the hub 3 and the hub flange 6 rotate relative to each other, the small coil spring 7 is compressed in the rotational direction within the range of the operating angle of the first stopper 9.
[0033]
 Four window holes 41 are formed in the hub flange 6 at equal intervals in the rotation direction. The window hole 41 has a shape that extends long in the rotation direction. In the hub flange 6, a notch 42 having a radially outward opening is formed between the circumferential directions of the window holes 41. The notch 42 has a fan shape whose circumferential length increases from the inside in the radial direction toward the outside.
[0034]
 A protrusion 49 is formed on the outer side in the radial direction of the portion where each window hole 41 is formed. That is, the protrusion 49 has a protrusion shape extending further outward in the radial direction from the outer peripheral edge of the hub flange 6.
[0035]
 The large coil spring 8 is an elastic connecting member or spring used for the damper mechanism 4 of the clutch disk assembly 1. Each large coil spring 8 is composed of a pair of coil springs arranged concentrically. Each large coil spring 8 is larger than each small coil spring 7 and has a large spring constant. In this embodiment, all four large coil springs 8 have the same dimensions and spring constants. The large coil spring 8 is accommodated in each of the window holes 41 and 35. The large coil spring 8 extends long in the rotational direction and is disposed over the entire window hole 41. Both ends in the circumferential direction of the large coil spring 8 are in contact with or close to the contact portion 44 and the contact portion 36 of the window hole 41.
[0036]
 On the outer peripheral edge of the retaining plate 22, plate-like connecting portions 31 are formed at four locations at equal intervals in the rotation direction. The plate-like connecting portion 31 connects the clutch plate 21 and the retaining plate 22 to each other, and constitutes a part of a stopper of the clutch disk assembly 1 as will be described later. The plate-like connecting portion 31 is a plate-like member formed integrally from the retaining plate 22 and has a predetermined width in the rotation direction. The plate-like connecting portions 31 are arranged between the circumferential directions of the window holes 41, that is, corresponding to the notches 42. The plate-like connecting portion 31 includes a stopper portion 32 that extends in the axial direction from the outer peripheral edge of the retaining plate 22, and a fixing portion 33 that extends radially inward from the end portion of the stopper portion 32. The stopper portion 32 extends from the outer peripheral edge of the retaining plate 22 to the clutch plate 21 side. The fixing portion 33 is bent inward in the radial direction from the end portion of the stopper portion 32. The plate-like connecting portion 31 described above is an integral part of the retaining plate 22, and the thickness is substantially the same as that of the retaining plate 22. Therefore, the stopper portion 32 has a main surface facing in the radial direction, and has only a width corresponding to the plate thickness of the retaining plate 22 in the radial direction. The fixing portion 33 is in contact with the connection portion 24c of the cushioning plate 24 in parallel and from the transmission side. The rivet 27 integrally connects the fixing portion 33, the clutch plate 21, and the cushioning plate 24. Further, a caulking hole 34 is formed at a position corresponding to the fixing portion 33 in the retaining plate 22.
[0037]
 The second stopper 10 is formed by the stopper portion 32 and the protrusion 49 of the plate-like connecting portion 31.
[0038]
 The sub plate 11 is a pair of plate members disposed between the clutch plate 21 and the hub flange 6 and between the hub flange 6 and the retaining plate 22 on the outer peripheral side of the hub 3. The sub-plate 11 is a disk-like or annular plate member, and constitutes a part of the damper mechanism 4 between the input rotating body 2 and the hub 3. A plurality of inner peripheral teeth 66 are formed on the inner peripheral edge of the sub-plate 11. The inner peripheral teeth 66 are arranged so as to overlap the inner peripheral teeth 59 of the hub flange 6 in the axial direction. As shown in detail in FIG. 3, the inner peripheral teeth 66 are wider in the circumferential direction than the inner peripheral teeth 59, and the rotation direction R1 side ends coincide with each other, but the R2 side ends are not seen on the outer sides in the circumferential direction. ing. The inner peripheral teeth 66 are arranged with a predetermined gap in the rotational direction from the outer peripheral teeth 55 of the hub 3. That is, the hub 3 and the sub plate 11 can be rotated relative to each other within the gap. The outer peripheral teeth 55 and the inner peripheral teeth 66 form a third stopper 12 that regulates the relative rotation angle between the hub 3 and the sub plate 11. More specifically, gaps with gap angles θ1 and θ2 are secured between the outer peripheral teeth 55 and the inner peripheral teeth 66. A clearance angle θ1 between the outer peripheral teeth 55 and the R2 side inner peripheral teeth 66 is 8 °, and a clearance angle between the outer peripheral teeth 55 and the R1 side inner peripheral teeth 66 is θ2. Is 2 °.
[0039]
 θ2 is smaller than θ3. This means that the inner peripheral teeth 66 of the sub-plate 11 are arranged closer to the R1 side surface (drive side surface) of the outer peripheral teeth 55 of the hub 3 than the inner peripheral teeth 59 of the hub flange 6. To do. That is, when the hub 3 is twisted to the R1 side, the hub 3 is driven by contacting the sub plate 11 before the hub flange 6.
[0040]
 Of the pair of subplates 11, the subplate 11 disposed on the retaining plate 22 side is formed with a pair of protrusions 61 extending outward in the radial direction. Each protrusion 61 is in a position facing the radial direction, and is in contact with the R2 side end of the first spring 8A. In other words, the protrusion 61 has an end surface that coincides with the R2 side contact portion 44 of the window hole 41.
[0041]
 The pair of sub-plates 11 are not relatively rotatable by a plurality of pins 62 and are positioned in the axial direction. Spacers are respectively disposed between the sub plates 11 and the hub flange 6. The hub flange 6 has a plurality of holes 69 through which the pins 62 pass. The hole 69 extends long in the circumferential direction, and the pin 62 is close to or in contact with the end of the hole 69 on the R2 side. That is, the sub-plate 11 can hardly rotate relative to the hub flange 6 on the R2 side, but can relatively rotate up to a predetermined angle on the R1 side.
[0042]
 Next, each member constituting the friction generating mechanism will be described. The second friction washer 72 is disposed between the inner peripheral portion of the transmission-side sub plate 11 and the inner peripheral portion of the retaining plate 22. The second friction washer 72 is in contact with the transmission-side surface of the transmission-side sub-plate 11 and is engaged with the retaining plate 22 so as not to be relatively rotatable. A second cone spring 73 is disposed between the second friction washer 72 and the retaining plate 22. The second cone spring 73 is disposed in a compressed state between the main body of the second friction washer 72 and the retaining plate 22. The first friction washer 79 is disposed between the flange 54 and the inner peripheral portion of the retaining plate 22. That is, the first friction washer 79 is disposed on the inner peripheral side of the second friction washer 72 and on the outer peripheral side of the boss 52. The first friction washer 79 is in contact with the flange 54 and is engaged with the second friction washer 72 so as not to be relatively rotatable. Thereby, the first friction washer 79 can rotate integrally with the retaining plate 22 via the second friction washer 72. A first cone spring 80 is disposed between the first friction washer 79 and the inner peripheral portion of the retaining plate 22. The first cone spring 80 is disposed in a state of being compressed in the axial direction between the first friction washer 79 and the inner peripheral portion of the retaining plate 22. The urging force of the first corn spring 80 is designed to be smaller than the urging force of the second corn spring 73. The first friction washer 79 and the second friction washer 72 are made of resin, but the first friction washer 79 is made of a material having a lower friction coefficient than the second friction washer 72. For this reason, the friction (hysteresis torque) generated by the first friction washer 79 is significantly smaller than the friction generated by the second friction washer 72.
[0043]
 A third friction washer 85 and a fourth friction washer 86 are disposed between the inner periphery of the clutch plate 21 and the flange 54 and the inner periphery of the sub-plate 11. The third friction washer 85 and the fourth friction washer 86 are resin-made annular members. The third friction washer 85 is engaged with the inner peripheral edge of the clutch plate 21 so as not to be relatively rotatable, and the inner peripheral surface thereof is slidably in contact with the outer peripheral surface of the boss 52. That is, the clutch plate 21 is positioned in the radial direction with respect to the hub 3 via the third friction washer 85. The third friction washer 85 is in contact with the flange 54 from the axial engine side. The fourth friction washer 86 is disposed on the outer peripheral side of the third friction washer 85. The fourth friction washer 86 is in contact with the sub-plate 11 on the axial direction engine side and is engaged with the clutch plate 21 so as not to be relatively rotatable. The third friction washer 85 and the fourth friction washer 86 are engaged with each other such that they cannot rotate relative to each other. The third friction washer 85 and the fourth friction washer 86 are separate members, and the fourth friction washer 86 is made of a material having a higher friction coefficient than the third friction washer 85.
[0044]
 In the friction mechanism described above, the large friction mechanism 13 (friction mechanism) that generates a relatively high hysteresis torque is formed between the second friction washer 72 and the fourth friction washer 86 and the sub plate 11. Further, a small friction mechanism 15 that generates a low hysteresis torque is formed between the first friction washer 79 and the third friction washer 85 and the flange 54. The small friction mechanism 15 is generally a mechanism for operating in the positive and negative first stage region (θC to θA) of torsional characteristics and generating low hysteresis torque. The large friction mechanism 13 generally does not operate in the positive / negative first stage region (θC to θA) of the torsional characteristics, and the positive second stage region (θA to θB) and the negative second stage region (θC to θE). ) To generate a high hysteresis torque.
[0045]
 FIG. 4 is a mechanical circuit diagram of the damper mechanism 4 of the clutch disk assembly 1. This mechanical circuit diagram schematically shows the relationship in the rotation direction of each member in the damper mechanism 4. Therefore, the integrally rotating member is handled as the same member.
[0046]
 As is apparent from FIG. 4, a plurality of members for forming the damper mechanism 4 between the input rotating body 2 and the hub 3, such as the hub flange 6 and the sub plate 11 as well as the first and second springs 8A, 8B is arranged. The hub flange 6 is disposed between the rotation direction of the input rotating body 2 and the hub 3. The hub flange 6 is elastically connected to the hub 3 via a small coil spring 7 in the rotational direction, but the small coil spring 7 is not shown. A first stopper 9 is formed between the hub flange 6 and the hub 3. The hub flange 6 is elastically connected to the input rotating body 2 via a large coil spring 8 in the rotational direction. A second stopper 10 is formed between the hub flange 6 and the input rotating body 2.
[0047]
 As described above, the input rotating body 2 and the hub 3 are elastically connected in the rotational direction by the small coil spring 7 and the large coil spring 8 that are arranged in series. Here, the hub flange 6 functions as an intermediate member disposed between two types of springs. The rigidity of the entire small coil spring 7 is set to be much smaller than the rigidity of the entire large coil spring 8. The sub plate 11 is disposed between the rotation direction of the input rotating body 2 and the hub 3. The sub-plate 11 constitutes a third stopper 12 between the hub 3 and abuts or is close to the R2 side end of the first spring 8A.
[0048]
 The torsional characteristics of the clutch disk assembly 1 will be described with reference to the mechanical circuit diagrams of FIGS. 4 to 7 and the torsional characteristic diagrams of FIG. In the torsional characteristic diagram of FIG. 8, the magnitude of the hysteresis torque is not shown.
[0049]
 From the neutral state shown in FIGS. 2 and 3, the hub 3 is twisted in the rotational direction R2 side with respect to the other members. Then, the first small coil spring 7 is compressed between the hub 3 and the hub flange 6. When the twist angle is θA by twisting by θ 1, the outer peripheral teeth 55 abut on the inner peripheral teeth 59 and the inner peripheral teeth 66 in the first stopper 9. The state at this time is shown in FIG. Thereafter, the hub flange 6 and the sub plate 11 rotate together with the hub 3, and the compression of the small coil spring 7 is stopped. Between the twist angle A and the twist angle θB, the four large coil springs 8 are compressed in parallel between the hub flange 6 and the plates 21 and 22. In other words, the pair of first springs 8A and the pair of second springs 8B are compressed in parallel. FIG. 5 shows the state of the damper mechanism 4 at θB where the torsion angle is the largest on the torsional characteristic positive side and the relative rotation is stopped by the second stopper 10.
[0050]
 The hub 3 is twisted in the rotational direction R1 side with respect to the other members from the neutral state shown in FIGS. Then, the small coil spring 7 is compressed between the hub 3 and the hub flange 6. When the twist angle θC is twisted from 0 to θ2, the outer peripheral teeth 55 abut on the inner peripheral teeth 66 of the sub-plate 11 at the third stopper 12. Thereafter, the sub-plate 11 rotates integrally with the hub 3 and rotates relative to the hub flange 6. The hub 3 rotates relative to the hub flange 6, and the small coil spring 7 is compressed between the hub 3 and the hub flange 6. On the other hand, the sub plate 11 rotates relative to the hub flange 6, and the pair of first springs 8 A is compressed between the sub plate 11 and the hub flange 6. Specifically, the pair of first springs 8 A is compressed between the protruding portion 61 of the sub plate 11 and the contact portion 44 on the R 1 side of the window hole 41 of the hub flange 6. In this way, the small coil spring 7 and the pair of first springs 8A are compressed in parallel. In the above operation, the pair of second springs 8B are not compressed. As a result, the rigidity of the first area (θC to θD) of the negative second stage area (θC to θE) is approximately ½ of the rigidity of the positive second stage area (θA to θB).
[0051]
 When the twist angle θC is further twisted by θ4, that is, when the twist angle is twisted by 0 to θ3 and the twist angle θD is reached, the outer peripheral teeth 55 abut on the inner peripheral teeth 59 at the first stopper 9. The state at this time is shown in FIG.
[0052]
 Thereafter, the hub flange 6 rotates integrally with the sub plate 11 and the hub 3 and rotates relative to the input rotating body 2. In the pair of first springs 8 A, the sub play is compressed between the 11 projecting portions 61 and the abutting portion 36 in the square window 35 of the input rotating body 2. Further, the pair of second springs 8B is compressed between the hub flange 6 and the pair of plates 21 and 22. More specifically, the pair of second springs 8 B is compressed between the R2 side contact portion 44 of the window hole 41 and the R1 side contact portion 36 of the square window 35. In this way, the pair of first springs 8A and the pair of second springs 8B are compressed in parallel. FIG. 7 shows the state of the damper mechanism 4 at the torsion angle θB at which the torsion angle is the largest on the torsional characteristic negative side and the relative rotation is stopped by the second stopper 10.
[0053]
 [Relationship between torsional characteristics and vibration damping / absorption effects]
 Due to the characteristics of low rigidity and low hysteresis torque in the positive and negative first stage region (θC to θA) of torsional characteristics, it is effective against idling vibration at neutral. Further, abnormal noise during normal running can be effectively attenuated by the characteristics of the high rigidity and high hysteresis torque in the positive second stage region (θA to θB).
[0054]
 In the first region (θC to θD) of the torsional characteristic negative side region, only the first spring 8A is compressed, so that a low rigidity characteristic is obtained. Therefore, this low rigidity improves the sound vibration performance during deceleration. Furthermore, sufficient stopper torque can be realized even on the negative side due to the high rigidity in the second region (θD to θE) of the torsion characteristic negative region.
[0055]
 Second embodiment
 The structure of the clutch disk assembly 1 shown in FIG. 9 is substantially the same as that shown in the embodiment. Therefore, only different structures will be described here. As shown in FIG. 9, a gap is formed in the circumferential direction between the R1 end 63 of the pair of first springs 8A and the corresponding contact portion 36 on the R1 side of the square window 35 corresponding thereto. The circumferential direction angle of this gap is θ5. A mechanical circuit diagram of the damper mechanism 4 of the clutch disk assembly 1 is shown in FIG. The torsional characteristics of the clutch disk assembly 1 will be described below with reference to the mechanical circuit diagrams of FIGS. 10 to 13 and the torsional characteristic diagrams of FIG. In the torsional characteristic diagram of FIG. 14, the magnitude of the hysteresis torque is not shown.
[0056]
 The operation / characteristic of the torsional characteristic positive side region transitioning from the state of FIG. 10 to FIG. 11 is the same as that of the above embodiment.
[0057]
 The hub 3 is twisted in the rotational direction R1 side from the neutral state shown in FIGS. Then, the small coil spring 7 is compressed between the hub 3 and the hub flange 6. When the twist angle θC ′ is reached, the outer peripheral teeth 55 abut on the inner peripheral teeth 66 of the sub-plate 11 in the third stopper 12. Thereafter, the sub-plate 11 rotates integrally with the hub 3 and rotates relative to the hub flange 6. Thereby, the protrusion of the sub-plate 11 pushes the pair of first springs 8A toward the R1 side, and the pair of first springs 8A pushes the hub flange 6 toward the R1 side. This is possible because the R1 side ends of the pair of first springs 8A are separated from the abutting portion 36 on the R1 side of the square window 35 of the plates 21 and 22 (see FIGS. 9 and 10). That is, the first spring 8A cannot push the plates 21 and 22, but pushes only the hub flange 6 toward the R1 side. The hub flange 6 pushes the pair of second springs 8B toward the R1 side. Thus, the first spring 8A is compressed between the sub-plate 11 and the hub flange 6, and the second spring 8B is compressed between the hub flange 6 and the pair of plates 21 and 22. In other words, one first spring 8A and one second spring 8B are compressed in series between the hub 3 and the input rotating body 2 with the hub flange 6 as an intermediate float body. That is, two sets of first and second springs 8A and 8B acting in series function. As a result, the rigidity of the first area (θC ′ to θD ′) of the negative second stage area (θC ′ to θE ′) is about ¼ of the rigidity of the positive second stage area (θA ′ to θB ′). become. Thus, in the present embodiment, the rigidity of the torsional characteristic negative side region can be further reduced as compared with the conventional or the first embodiment.
[0058]
 When the twist angle θD ′ is increased by θ5 from the twist angle θC ′, as shown in FIG. 12, the R1 side end 63 of the pair of first springs 8A is R1 of the square window 35 of the pair of plates 21 and 22. It abuts on the abutment portion 36 on the side. Therefore, thereafter, the pair of first springs 8 A is compressed between the sub plate 11 and the pair of plates 21 and 22. Further, at the torsional angle θD ′, the torque of the pair of first springs 8A that have been compressed acts on the sub-plate 11 and the plates 21 and 22, so that the torsional torque increases rapidly. In this way, the pair of first springs 8A is compressed between the sub plate 11 and the plates 21 and 22, and the pair of second springs 8B is compressed between the hub flange 6 and the plates 21 and 22. The FIG. 13 shows the state of the damper mechanism 4 at θB in which the torsion angle is the largest on the negative side of the torsion characteristic and the relative rotation is stopped by the second stopper 10.
[0059]
 [Relationship between torsional characteristics and vibration damping / absorption effects]
 Due to the characteristics of low rigidity and low hysteresis torque in the positive and negative first stage region (θC ′ to θA ′) of torsional characteristics, it is effective against idling vibration at neutral. Also, abnormal noise during normal running can be effectively attenuated by the characteristics of the high rigidity and high hysteresis torque in the positive second stage region (θA ′ to θB ′).
[0060]
 In the first region (θC ′ to θD ′) of the torsional characteristic negative side region, the first spring 8A and the second spring 8B are compressed in series, so that it is lower than when only one of them is compressed. Stiffness characteristics are obtained. Therefore, this low rigidity improves the sound vibration performance during deceleration. Furthermore, sufficient stopper torque can be realized even on the negative side due to high rigidity in the second region (θD ′ to θE ′) of the torsion characteristic negative region.
[0061]
 [Modification]
 The damper mechanism according to the present invention is not limited to the above embodiment. For example, the present invention can be applied to a damper mechanism in which a hub flange and a spline hub are integrally formed. In that case, the first stage low-rigidity region is omitted in the torsional characteristics. Moreover, you may add the area | region of different rigidity between the 1st area | region and the 2nd area | region of the negative side area | region both ends of torsional characteristics positive / negative.
[0062]
 The damper mechanism according to the present invention can be used in addition to the clutch disk assembly. For example, the damper mechanism according to the present invention can be employed in a damper mechanism that elastically connects two flywheels in the rotational direction or a lock-up damper of a torque converter.
[0063]
【The invention's effect】
 In the damper mechanism according to the present invention, the sound vibration performance at the time of deceleration is improved by the low rigidity in the negative first region.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic vertical sectional view of a clutch disk assembly.
FIG. 2 is a plan view of a clutch disk assembly.
FIG. 3 is a partially enlarged view of FIG. 2;
FIG. 4 is a mechanical circuit diagram of a damper mechanism of a clutch disk assembly.
FIG. 5 is a mechanical circuit diagram of a damper mechanism of a clutch disk assembly.
FIG. 6 is a mechanical circuit diagram of a damper mechanism of a clutch disk assembly.
FIG. 7 is a mechanical circuit diagram of a damper mechanism of a clutch disk assembly.
FIG. 8 is a torsional characteristic diagram of a damper mechanism.
FIG. 9 is a plan view of a clutch disk assembly in a second embodiment.
FIG. 10 is a mechanical circuit diagram of a damper mechanism of a clutch disk assembly.
FIG. 11 is a mechanical circuit diagram of a damper mechanism of a clutch disk assembly.
FIG. 12 is a mechanical circuit diagram of a damper mechanism of a clutch disk assembly.
FIG. 13 is a mechanical circuit diagram of a damper mechanism of a clutch disk assembly.
FIG. 14 is a torsional characteristic diagram of the damper mechanism in the second embodiment.
[Explanation of symbols]
 1 Clutch disc assembly
 2 Input rotating body
 3 Output rotating body
 4 Damper mechanism
 6 Hub flange
 7 Small coil spring
 8 large coil springs
 8A 1st spring
 8B Second spring
 11 Sub-plate
 21 Clutch plate
 22 Retaining plate

Claims

An input rotator (2);
An output rotator (3) disposed rotatably with respect to the input rotator;
An elastic connecting member (8) having a first spring (8A) and a second spring (8B) for connecting the input rotating body and the output rotating body in the rotation direction;
The torsional characteristic positive side region includes a region where the first spring and the second spring are compressed in parallel,
The torsional characteristic negative side region includes a first region where only the first spring is compressed, and a first region where the first spring and the second spring are compressed in parallel at a larger torsion angle than the first region. Two regions,
A first intermediate rotator (6) and a second intermediate rotator (11);
The first intermediate rotator supports both ends of the first spring and the second spring in the rotational direction, and is disposed with a predetermined gap angle (θ3) on the drive side surface of the output rotator.
The second intermediate rotator supports the reverse drive side end of the first spring in the rotation direction, and is disposed closer to the drive side surface of the output rotator than the first intermediate rotator.
Damper mechanism.

A pair of input side rotating plates (21, 22);
A hub (3) arranged to be relatively rotatable on the inner peripheral side of the pair of input side rotation plates;
A disc-shaped hub flange (6) disposed between the pair of input side rotary plates in the axial direction and capable of rotating relative to the hub within a predetermined angle range;
An elastic member (7) for elastically connecting the hub and the hub flange in the rotational direction;
An elastic connecting member (8), which is a member for connecting the hub flange and the pair of input side rotating plates in the rotation direction, and includes a first spring (8A) and a second spring (8B);
A sub-plate (11) disposed between the pair of input-side rotation plates in the axial direction, abutting against a reverse drive side end of the first spring and engaging with the hub so as to be relatively rotatable within a predetermined angle range; With
The gap (θ2) between the hub and the sub-plate on the driving side is smaller than the gap (θ3) between the hub and the hub flange on the driving side,
Damper disk assembly.

A pair of input side rotating plates (21, 22);
A hub (3) arranged to be relatively rotatable on the inner peripheral side of the pair of input side rotation plates;
A disc-shaped hub flange (6) disposed between the pair of input side rotary plates in the axial direction and capable of rotating relative to the hub within a predetermined angle range;
An elastic member (7) for elastically connecting the hub and the hub flange in the rotational direction;
An elastic connecting member (8), which is a member for connecting the hub flange and the pair of input side rotating plates in the rotation direction, and includes a first spring (8A) and a second spring (8B);
A sub-plate (11) disposed between the pair of input-side rotation plates in the axial direction, abutting against a reverse drive side end of the first spring and engaging with the hub so as to be relatively rotatable within a predetermined angle range; With
The gap (θ2) between the hub and the sub-plate on the driving side is smaller than the gap (θ3) between the hub and the hub flange on the driving side,
The drive side end (63) of the first spring is supported in the rotational direction by the hub flange, and is separated from the pair of input side rotation plates by a predetermined angle (θ5).
Damper disk assembly.