JP3993700B2 - ダンパー機構 - Google Patents
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Description
【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。
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時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、過渡振動が生じる。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渡的に前後に大きくふらす。
【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り、捩り剛性は低い方が良い。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(低剛性の一段目と高剛性の二段目からなる二段特性)を実現したクラッチディスク組立体が提供されている。このクラッチディスク組立体では、一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】
前記従来のクラッチディスク組立体におけるダンパー機構では、低周波振動が入力されると、捩り特性において正側の二段目と負側の二段目との間の高角度範囲で捩り動作を繰り返す。このとき、非線形でしかも一段目の剛性が低いため、低周波振動を充分に減衰できないことがある。
【0006】
本発明の目的は、二段の捩り特性を有するダンパー機構において、正負両側の二段目間にわたってねじれる捩り振動を効果的に減衰することにある。
【0007】
【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、第1回転部材と第2回転部材と弾性連結機構と第1摩擦連結部と第2摩擦連結部とを備えている。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。弾性連結機構は、第1回転部材と第2回転部材とを回転方向に弾性的に連結するための機構であり、第1中間部材と第1弾性部材と第2弾性部材とを含んでいる。第1弾性部材は、第1回転部材と第1中間部材を回転方向に弾性的に連結する。第2弾性部材は、第1中間部材と第2回転部材とを回転方向に弾性的に連結し、第1弾性部材より剛性が高い。第1摩擦連結部は第1ヒステリシストルク発生部と第1隙間機構とを含んでいる。第1ヒステリシストルク発生部は第1弾性部材が圧縮される捩じり角度1段目範囲で滑り可能である。第1隙間機構は、第1ヒステリシストルク発生部と直列に配置され、所定角度範囲の第1隙間を有する。第2摩擦連結部は、第2ヒステリシストルク発生部と第2隙間機構とを含んでいる。第2ヒステリシストルク発生部は、第2弾性部材が圧縮される捩じり角度2段目範囲で滑ることで捩じり角度1段目範囲より高い第2ヒステリシストルクを得る。第2隙間機構は、第2ヒステリシストルク発生部と直列に配置され、所定角度範囲の第2隙間を有する。
【0008】
請求項1に記載のダンパー機構の捩り特性を説明する。捩じり角度一段目範囲では第1ばねが圧縮され、第1ヒステリシストルク発生部で滑りが生じる。したがって低剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。捩じり角度二段目範囲では第2ばねが圧縮され、第2ヒステリシストルク発生部で滑りが生じる。したがって高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。
【0009】
以上に述べたように、一段目範囲において第1ヒステリシストルク発生部を機能させて高ヒステリシストルクを発生させているため、車体の前後振動のような捩り角度の大きな振動を効果的に減衰できる。また、一段目範囲において所定トルク以下の捩り振動が入力された場合は、第1隙間機構によって第1ヒステリシストルク発生部で滑りを生じない。すなわち第1ヒステリシストルク発生部による高ヒステリシストルクが発生しない。また、二段目範囲において所定トルク以下の捩り振動が入力された場合は、第2隙間機構によって第2ヒステリシストルク発生部で滑りを生じさせない。すなわち第2ヒステリシストルク発生部による高ヒステリシストルクが発生しない。さらに、このダンパー機構では、第1ヒステリシストルク発生部は第2ヒステリシストルク発生部より低いヒステリシストルクを発生するため、アイドリング時異音に効果的である。
【0010】
請求項2に記載のダンパー機構では、請求項1において、第1摩擦連結部は第1回転部材と第2回転部材との間において、第1弾性部材及び第2弾性部材に並列に作用するように配置されている。
請求項3に記載のダンパー機構では、請求項1又は2において、第1摩擦連結部は第2中間部材をさらに含んでいる。第2中間部材は、第1回転部材と第2回転部材との間に第1中間部材と並列に作用するように配置され、第1及び第2回転部材の一方との間に第1隙間機構を構成し、第1及び第2回転部材の他方との間に第1ヒステリシストルク発生部を構成する。
【0011】
請求項4に記載のダンパー機構では、請求項3において、第2中間部材は第1及び第2回転部材の他方との間に第3ヒステリシストルク発生部を構成している。 第3ヒステリシストルク発生部は、第1隙間機構と並列に作用し、第1ヒステリシストルク発生部より低い第3ヒステリシストルクを発生可能である。
請求項4に記載のダンパー機構では、一段目範囲で微小振動が入力されると、第3ヒステリシストルク発生部が第3ヒステリシストルクを発生する。
【0012】
請求項5に記載のダンパー機構では、請求項1〜4のいずれかにおいて、第2摩擦連結部は第1中間部材と第2回転部材との間に配置され、第2弾性部材と並列に作用するようになっている。
請求項6に記載のダンパー機構では、請求項5において、第2摩擦連結部は第3中間部材を含んでいる。第3中間部材は、第1中間部材と第2回転部材の一方との間に第2隙間を構成し、第1中間部材と第2回転部材の他方との間に第2ヒステリシストルク発生部を構成している。
【0013】
請求項7に記載のダンパー機構は、第1回転部材と第2回転部材と弾性連結機構と第2中間部材と第3中間部材とを備えている。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。弾性連結機構は、第1回転部材と第2回転部材とを回転方向方向に弾性的に連結するための機構であり、第1中間部材と第1弾性部材と第2弾性部材とを含んでいる。第1弾性部材は第1回転部材と第1中間部材を回転方向に弾性的に連結する。第2弾性部材は、第1中間部材と第2回転部材とを回転方向に弾性的に連結し、第1弾性部材より剛性が高い。第2中間部材は、第1回転部材と第2回転部材との間に第1中間部材と並列に作用するように配置されている。第2中間部材は、第1及び第2回転部材の一方との間に第1弾性部材が圧縮される捩じり角度1段目範囲で滑り可能な第1ヒステリシストルク発生部を構成し、第1及び第2回転部材の他方との間に第1ヒステリシストルク発生部と直列に配置され所定角度範囲の第1隙間を有する。第3中間部材は、第1中間部材と第2回転部材との間に配置され、第2中間部材と並列に作用する。第3中間部材は、第1中間部材と第2回転部材の一方との間に第2ヒステリシストルク発生部を構成している。第2ヒステリシストルク発生部は第2弾性部材が圧縮される捩じり角度2段目範囲で滑ることで捩じり角度1段目範囲より高い第2ヒステリシストルクを得る。第3中間部材は、第1中間部材と第2回転部材の他方との間に第2ヒステリシストルク発生部と直列に配置され所定角度範囲の第2隙間を有する。
【0014】
請求項7に記載のダンパー機構の捩り特性を説明する。捩じり角度一段目範囲では第1ばねが圧縮され、第1ヒステリシストルク発生部で滑りが生じる。したがって低剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。捩じり角度二段目範囲では第2ばねが圧縮され、第2ヒステリシストルク発生部で滑りが生じる。したがって高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。
【0015】
以上に述べたように、一段目範囲において第1ヒステリシストルク発生部を機能させて高ヒステリシストルクを発生させているため、車体の前後振動のような捩り角度の大きな振動を効果的に減衰できる。また、一段目範囲において所定トルク以下の捩り振動が入力された場合は、第1隙間によって第1ヒステリシストルク発生部で滑りを生じない。すなわち第1ヒステリシストルク発生部による高ヒステリシストルクが発生しない。また、二段目範囲において所定トルク以下の捩り振動が入力された場合は、第2隙間によって第2ヒステリシストルク発生部で滑りを生じない。すなわち第2ヒステリシストルク発生部による高ヒステリシストルクが発生しない。さらに、このダンパー機構では、第1ヒステリシストルク発生部は第2ヒステリシストルク発生部より低いヒステリシストルクを発生するため、アイドリング時異音に効果的である。
【0016】
請求項8に記載のダンパー機構は、請求項1〜7のいずれかにおいて、第1隙間の円周方向角度は第2隙間の円周方向角度より大きい。
請求項9に記載のダンパー機構では、請求項8において、第1隙間の円周方向角度は第2隙間の円周方向角度の2倍以上ある。
【0017】
【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の平面図を示し、図2にその断面図を示す。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。
【0018】
図1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。図2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2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2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。
【0019】
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とから構成されている。ダンパー機構は、第1ばね7,第2ばね8及び複数の摩擦発生機構等を含んでいる。
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てある。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、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は後述する板状連結部31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ともに一体回転するようになっている。
【0020】
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摩擦係合する部分である。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は円周方向に等間隔で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の外周部に固定されている。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、第1及び第2摩擦フェーシング25が複数のリベット26によって固定されている。
【0021】
クラッチプレート21及びリテーニングプレート22には、回転方向に等間隔で4つの窓孔35がそれぞれ形成されている。各窓孔35には、内周側と外周側にそれぞれ切り起こし部35a,35bが形成されている。この切り起こし部35a,35bは後述の第2ばね8の軸方向及び半径方向の移動を規制するためのものである。また、窓孔35には第2ばね8の円周方向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。当接部36は第2ばね8との間でトルク伝達を行う部分である。
【0022】
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から半径方向外側に延びるフランジ54とから構成されている。ボス52の内周部には、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53が形成されている。フランジ54はボス52の軸方向中間位置から半径方向外側に延びている。フランジ54の半径方向外側部分には複数の外周歯55が形成されている。外周歯55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、フランジと同じだけ軸方向に延びている。さらにフランジ54及び外周歯55において半径方向に対向する2カ所には切欠き56が形成されている。切欠き56は円周方向両端に当接部57を有している。
【0023】
分離フランジ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。分離フランジ6は、第1ばね7(第1弾性部材)を介してハブ3と回転方向に弾性的に連結され、さらには第2ばね8(第2弾性部材)を介して入力回転体2に回転方向に弾性的に連結されている。すなわち分離フランジ6は、直列に配置された第1ばね7と第2ばね8とを連結する中間部材として機能している。図8に詳細に示すように、分離フランジ6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は外周歯55に対して回転方向に交互に並ぶように配置されている。また、内周歯66の軸方向長さは外周歯55の軸方向長さより短く、その軸方向中間に配置されている。内周歯66は半径方向外側から内側にいくに従ってその回転方向長さが短くなる形状を有している。外周歯55と内周歯66との円周方向間にはそれぞれ捩り角度θ1だけの隙間が確保されている。この外周歯55と内周歯66とにより第1ストッパー9が形成されている。第1ストッパー9は、ハブ3と分離フランジ6との間で正負両側にそれぞれ捩り角度θ1だけ相対回転を許容するための機構であり、正負両側の一段目範囲を定義している。なお、捩り角度θ1は正側と負側とで大きさが異なり、この実施形態では、例えば外周歯55から見て負側(R2側)の内周歯66との間の捩り角度θ1は例えば5゜であり、外周歯55から見て正側(R1側)の内周歯66との間の捩り角度θ1は例えば2゜である。
【0024】
さらに、分離フランジ6の内周縁には、切欠き56に対応する切欠き67が形成されている。切欠き67は円周方向に比較的長く延び、その円周方向両端に当接部68が形成されている。切欠き56,67により形成される空間内に第1ばね7が配置されている。第1ばね7は小型のコイルスプリングであり、円周方向両端がスプリングシートを介して当接部57,68に当接している。このようにして、第1ばね7はハブ3と分離フランジ6とを回転方向に弾性的に連結している。言い換えると、ハブ3と分離フランジ6とが相対回転する時に並列配置の2つの第1ばね7は両部材間で圧縮される。さらに具体的には、両部材の相対回転時に、第1ばね7は、当接部57と、その円周方向反対側の当接部68との間で回転方向に圧縮される。
【0025】
さらに、分離フランジ6の内周縁には、円周方向に複数の切欠き69が形成されている。切欠き69はほぼ四角形状であり、円周方向に等間隔で形成されている。
分離フランジ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。窓孔41の内周縁は、円周方向の両側の当接部44と、外周側の外周部45と、内周側の内周部46とから構成されている。外周部45は連続して形成されており窓孔41の外周側を閉じている。なお、窓孔41の外周側は一部が半径方向外側に開いた形状であっても良い。分離フランジ6において各窓孔41の円周方向間には切欠き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り、円周方向両側に縁面43が形成されている。
【0026】
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。突起49は分離フランジ6の外周縁48からさらに半径方向外側に延びている。突起49は、回転方向に長く延びており、円周方向両端にストッパー面50が形成されている。突起49は、窓孔41に比べて円周方向の幅が短く、ほぼその円周方向中間位置に形成されている。すなわち突起49のストッパー面50は、切欠き42の縁面43より窓孔41に対してさらに円周方向内側に配置されており、窓孔41の当接部よりさらに円周方向内側に位置している。なお、突起49は円周方向両端にストッパー面50が形成されていればそれで良いため、必ずしも中間部分を必要としない。すなわち、突起は両側にストッパー面を形成するために円周方向2カ所に設けられた形状であっても良い。
【0027】
前述した分離フランジ6の構造について他の表現を用いて再度説明する。分離フランジ6は内周側に環状部70を有しており、さらに環状部70から半径方向外方に突出する複数の突出部47を有している。各突出部47はこの実施形態では回転方向に等間隔で4つ形成されている。各突出部47は回転方向に長く形成されており、その内部に前述の窓孔41が形成されている。窓孔41は突出部47においてその全体にわたって形成されている。
【0028】
さらに突出部47を他の表現で表すと、突出部47は半径方向に延びる2つの円周方向両側窓枠部91と、円周方向両側窓枠部91の半径方向外側端同士を連結する外周側窓枠部92とから構成されている。円周方向両端窓枠部91の円周方向内側は当接部44となり、円周方向外側は縁面43となっている。外周側窓枠部92の半径方向内側は外周部45となっており、半径方向外側は外周縁48となっている。外周縁48には前述の突起49が形成されている。突起49の半径方向外側は外側面51となっている。なお、前述の切欠き42は回転方向に隣接する突出部47の円周方向両端窓枠部91間の空間である。
【0029】
第2ばね8はクラッチディスク組立体1のダンパー機構に用いられる弾性部材すなわちばねである。各第2ばね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。各第2ばね8は各第1ばね7に比べて大型であり、ばね定数が大きい。第2ばね8は各窓孔41,35内に収容されている。第2ばね8は、クラッチディスク組立体1の回転又は接線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。すなわち第2ばね8の円周方向角度は窓孔41の円周方向角度とほぼ等しい。第2ばね8の円周方向両端は窓孔41の当接部44及び当接部36に当接又は近接している。プレート21,22のトルクは並列配置の4つの第2ばね8を介して分離フランジ6に伝達され得る。すなわち第2ばね8はプレート21,22と分離フランジ6とを回転方向に弾性的に連結している。言い換えると、プレート21,22と分離フランジ6との間に相対回転が生じると、両部材間で第2ばね8は回転方向に圧縮される。さらに詳細には、第2ばね8は一方の当接部44とその円周方向反対側の当接部36との間で圧縮される。
【0030】
リテーニングプレート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、さらに後述する第2ストッパー10の一部を構成している。板状連結部31は、リテーニングプレート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はリテーニングプレート22の外周縁から折り曲げられてクラッチプレート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はリテーニングプレート22の本体部分と一体の構成であり、厚みはリテーニングプレート22とほぼ同じである。そのため、ストッパー部32は半径方向にはリテーニングプレート22の板厚に相当する幅のみを有している。ストッパー部32は円周方向両側にストッパー面39を有している。固定部33の半径方向位置は窓孔41の外周側部分に対応しており、円周方向位置は回転方向に隣接する窓孔41の間である。この結果、固定部33は分離フランジ6の切欠き42に対応して配置されている。切欠き42は固定部33より大きく形成されており、このため組立時にリテーニングプレート22をクラッチプレート21に対して軸方向に接近させた時に、固定部33は切欠き42を通って移動可能である。固定部33はクッショニングプレート24の連結部24cに対して平行にかつトランスミッション側から当接している。固定部33には孔33aが形成されており、孔33a内には前述のリベット27が挿入されている。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、リテーニングプレート22において固定部33に対して軸方向に対応する位置にはかしめ用孔34が形成されている。
【0031】
次に、板状連結部31のストッパー部32と突起49とからなる第2ストッパー10について説明する。第2ストッパー10は分離フランジ6と入力回転体2との間で捩り角度θ2だけの相対回転を許容し、捩り角度がθ2になると両部材の相対回転を規制するためのものである。なお、この捩り角度θ2の領域で第2ばね8は分離フランジ6と入力回転体2との間で圧縮される。
【0032】
板状連結部31は、平面視において、円周方向位置は窓孔41の円周方向間、切欠き42内、突起49の円周方向間にある。また、板状連結部31のストッパー面50の半径方向位置は、分離フランジ6の外周縁48よりさらに半径方向外側にある。すなわち、ストッパー部32と突起49とは半径方向位置がほぼ同じである。このため、ストッパー部32と突起49は分離フランジ6とプレート21,22との捩り角度が大きくなると互いに当接可能である。ストッパー部32のストッパー面39と突起49のストッパー面50とが互いに当接した状態では、ストッパー部32は分離フランジ6の突出部47すなわち窓孔41の半径方向外側に位置している。すなわち、ストッパー部32が突出部47及び窓孔41よりさらに円周方向内側に入り込むことが可能になっている。
【0033】
以上に述べた第2ストッパー10の利点について説明する。ストッパー部32は板状であるため、従来のストップピンに比べて円周方向角度を短くできる。また、ストッパー部32は従来のストップピンに比べて半径方向長さが大幅に短くなっている。すなわちストッパー部32の半径方向長さはプレート21,22の板の厚みと同じだけである。このことは、第2ストッパー10の実質的な半径方向長さはプレート21,22の板厚に相当する短い部分に限定されていることを意味する。
【0034】
ストッパー部32はプレート21,22の外周縁部分すなわち最外周位置に配置されており、ストッパー部32の半径方向位置は突出部47特に窓孔41の外周縁48の半径方向位置よりさらに半径方向外側である。このようにストッパー部32が窓孔41から半径方向に異なる位置にあるため、ストッパー部32と窓孔41とが回転方向に互いに干渉しない。この結果、第2ばね8によるダンパー機構の最大捩り角度と第2ばね8の捩り角度を共に大きくできる。ストッパー部が窓孔と同じ半径方向位置にある場合には、第2ばねによるダンパー機構の捩り角度と窓孔の円周方向角度とは互いに干渉し合い、ダンパー機構の広角化とばねの低剛性化を実現できない。
【0035】
特に、第2ストッパー10の半径方向長さが従来のストップピンに比べて大幅に短いため、第2ストッパー10を窓孔41の半径方向外側に設けても、プレート21,22の外径は極端に大きくならない。また窓孔41の半径方向長さが極端に短くなることはない。
中間プレート11は、ハブ3の外周側において、クラッチプレート21と分離フランジ6との間、および分離フランジ6とリテーニングプレート22との間に配置された1対のプレート部材である。中間プレート11は環状のプレート部材であり、より正確にはほぼ四角形状となっている。なお、中間プレート11の内周縁は円形状である。中間プレート11は分離フランジ6と入力回転体2との間で機能する中間部材である。中間プレート11の機能は、分離フランジ6と入力回転体2とが相対回転する時に大きな摩擦を発生することにある。1対の中間プレート11同士は複数のピン62によって互いに相対回転不能になっている。ピン62は、胴部と、胴部から軸方向両側に延びる小径の突起部分とから構成されている。1対の中間プレート11はピン62の胴部の軸方向端面に軸方向から当接することによって互いに対して軸方向に接近することが制限されている。ピン62の突起部分は中間プレート11に形成された孔内に挿入されている。各中間プレート11と分離フランジ6の環状部70との間には、それぞれスペーサ63が配置されている。スペーサ63は各中間プレート11と分離フランジ6の環状部70との間に各々配置された環状のプレート部材である。スペーサ63の内径は中間プレート11の内径とほぼ同一である。スペーサ63にはピン62の胴部が挿入される孔が形成されており、この孔とピン62との係合によってスペーサ63は中間プレート11と一体回転する。スペーサ63において分離フランジ6の環状部70に対向し当接する側の面には摩擦係数を減らすためのコーティングが施されている。分離フランジ6の環状部70には、ピン62の胴部が軸方向に貫通する孔71が形成されている。ピン62とその円周方向両側にある孔71端部との間には、それぞれ捩り角度θ4の隙間が確保されている。θ4の大きさはたとえば0.5度である。2つの捩り角度θ4を合わせた角度θAC2は捩り角度二段目範囲で所定トルク以下の捩り振動に対して大きな摩擦を発生させないための隙間となっている。
【0036】
次に、各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、中間プレート11のトランスミッション側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。第2摩擦ワッシャー72は、主に、樹脂製かつ環状の本体74と、本体74にモールドされた環状の摩擦板75とから構成されている。摩擦板75はトランスミッション側の中間プレート11のトランスミッション側の面に当接している。本体74の内周部からはトランスミッション側に係合部76が延びている。係合部76は、リテーニングプレート22に対して相対回転不能に係合されるとともに軸方向に離脱不能に係止されている。本体74の内周部トランスミッション側には複数の凹部74aが形成されている。
【0037】
本体74とリテーニングプレート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、両部材間で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摩擦ワッシャー72の摩擦板75は第1中間プレート11に強く圧接されている。第2コーンスプリング73は内周側に形成された複数の突起が係合部76に相対回転不能に係合している。
【0038】
第3摩擦ワッシャー89は、エンジン側の中間プレート11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。第3摩擦ワッシャー89は、環状樹脂製の本体90と、本体90にモールドされた環状の摩擦板97とから構成されている。摩擦板97は本体90のトランスミッション側面に設けられており、エンジン側の中間プレート11のエンジン側面に当接している。第3摩擦ワッシャー89は、本体90から軸方向エンジン側に延びる複数の係合部98を有している。係合部98はクラッチプレート21に形成された孔に相対回転不能に係合し、さらに軸方向に離脱不能に係止している。
【0039】
以上に述べた第2及び第3摩擦ワッシャー72,89は、それぞれプレート22,21と一体回転する部材であり、中間プレート11に軸方向に圧接され、中間プレート11と入力回転体2とが相対回転する時に摩擦を発生する第3摩擦機構14(第2ヒステリシストルク発生機構、第2ヒステリシストルク発生部)を構成している。この第3摩擦機構14はクラッチディスク組立体1のダンパー機構内において最も大きな摩擦(高ヒステリシストルク)を発生するようになっている。
【0040】
次に、第1及び第2ブッシュ81,82について説明する。第1ブッシュ81,82はハブ3と入力回転体2との間で両部材に摩擦係合する中間部材である。第1ブッシュ81はエンジン側に配置され、第2ブッシュ82はトランスミッション側に配置されている。第1ブッシュ81は樹脂製でかつ環状の本体83を有している。本体83の軸方向エンジン側には環状で平坦な第2摩擦面83bが形成されている。第2摩擦面83bはクラッチプレート21の内周部側面に当接している。さらに、本体83の内周面83cは、ボス52の外周面に相対回転可能に当接している。すなわち第1ブッシュ81はボス52に対して半径方向に位置決めされている。本体83の内周部には軸方向エンジン側に延びる筒状部84が形成されている。筒状部84は内周面がボス52の外周面に当接し、外周面がクラッチプレート21の中心孔37(内周縁)に当接している。このようにして、クラッチプレート21は第1ブッシュ81の筒状部84に相対回転可能に半径方向の位置決めをされている。すなわち、クラッチプレート21は第1ブッシュ81を介してハブ3のボス52に半径方向に位置決めされている。第1ブッシュ81のトランスミッション側内周側には環状でかつ平坦な第1摩擦面83aが形成されている。第1摩擦面83aはハブ3のフランジ54軸方向エンジン側面に当接している。
【0041】
第2ブッシュ82は、環状かつ樹脂製の本体87から構成されている。本体87の軸方向エンジン側内周部には、半径方向内側に開いた環状で平坦な溝87aが形成されている。溝87aとフランジ54との軸方向間にはウェーブスプリング93が軸方向に変形させられた状態で配置されている。ウェーブスプリング93は環状に波打つ形状である板ばねである。本体87の軸方向トランスミッション側には環状で平坦な摩擦面87bが形成されている。
【0042】
フリクションプレート77は、第2ブッシュ82の軸方向トランスミッション側に配置されている。フリクションプレート70は例えば板金製の環状板部材であり、環状の本体77aと、環状本体77aの内周縁から軸方向に折り曲げられて延びる複数の係合部77bとから構成されている。本体77aは第2ブッシュ82の摩擦面87bに当接している。係合部77bはリテーニングプレート22の中心孔37に形成された切欠き37aに軸方向から挿入されている。係合部77bの円周方向両端は切欠き37aの円周方向両端に当接しており、これによりフリクションプレート77はリテーニングプレート22と一体回転するようになっている。本体77aとリテーニングプレート22の内周部との間には第1コーンスプリング78が配置されている。第1コーンスプリング78は本体77aとリテーニングプレート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。この結果、第1コーンスプリング78はフリクションプレート77を第2ブッシュ82に対して付勢している。第1コーンスプリング78は内周側に形成された複数の突起がフリクションプレート77の係合部77bに相対回転不能に係合している。
【0043】
付勢部材としての各ばねの組み付け状態での反発力は、第2コーンスプリング73,第1コーンスプリング78,ウェーブスプリング93の順で大きい。特に、ウェーブスプリング93の反発力は第1コーンスプリング78に対して極端に小さくなっている。
次に第1及び第2ブッシュ81,82同士の係合、及び第1及び第2ブッシュ81,82とハブ3との係合について説明する。第1及び第2ブッシュ81,82においてフランジ54に対向する側の面には、図9〜11に示すように複数の係合部95が形成されている。各係合部95は、ハブ3の外周歯55との回転方向間に所定の角度の隙間を空けて配置され、第1及び第2ブッシュ81,82とハブ3との間でストッパー機構を構成するための部材である。係合部95は3個1組の組同士が半径方向に対向して配置されている。各組の回転方向中間の係合部95は円周方向両側のものに比べて回転方向の幅が狭くなっている。各組の回転方向中間の係合部95と円周方向両側の係合部95との間には隙間79が確保されている。隙間79は半径方向外側にいくにしたがって回転方向幅が狭くなる形状である。この隙間79内に外周歯55の軸方向両端部分が配置されている。
【0044】
図9及び図10にハブ3と第2ブッシュ82の平面図をそれぞれ示し、図11に両部材が組み合わされた状態での平面図を示している。なお、図11は両部材が中立位置にある時の状態を示している。各外周歯55と係合部95との円周方向間にはそれぞれ捩り角度θ3の隙間が確保されている。すなわち外周歯55と係合部95とによってハブ3とブッシュ81,82との間のストッパーが形成されている。なお、外周歯55とその負側(R2側)の係合部95との間の捩り角度θ3aは、外周歯55とその正側(R1側)の係合部95との間の捩り角度θ3bより大きい。この実施形態における一例としては、θ3aは3.5゜であり、θ3bは0.5゜である。
【0045】
第2ブッシュ82の各組両側の係合部95には、軸方向に延びる突出部88が形成され、突出部88からさらに軸方向に延びる挿入部99が形成されている。また、第1ブッシュ81の各組両側の係合部95には軸方向に延びる突出部85が形成され、突出部85には凹部86が形成されている。突出部85,88は分離フランジ6の切欠き69内を伸び、挿入部99が凹部86内に挿入されている。この係合により、第1ブッシュ81と第2ブッシュ82とは一体回転する部材として機能している。なお、突出部85,88と切欠き69の円周方向端部との間にはそれぞれθ3より大きな隙間が確保されている。
【0046】
第1ブッシュ81は第1摩擦面83aがフランジ54の軸方向エンジン側面に当接し、さらに隙間79の底面である平坦面80が外周歯55の軸方向エンジン側面に当接している。第2ブッシュ82は、同じく平坦面80が外周歯55の軸方向トランスミッション側面に当接している。このように、第1及び第2ブッシュ81,82とハブ3との間に第1摩擦機構12が形成されている。第1摩擦機構12で生じる摩擦の大きさは、ウェーブスプリング93の付勢力と第1ブッシュ81とフランジ54との間の摩擦係数によって決まる。
【0047】
第2摩擦機構13で生じる摩擦の大きさは、第1コーンスプリング78の付勢力と、クラッチプレート21と第1ブッシュ81との間の摩擦係数さらには第2ブッシュ82とフリクションプレート77との間の摩擦係数によって決まる。さらに、第3摩擦機構14で生じる摩擦の大きさは、第2コーンスプリング73の付勢力と、中間プレート11と第2及び第3摩擦ワッシャー72,89との間の摩擦係数によって決まる。ここでは第1摩擦機構12の摩擦が最も小さく、その次に第2摩擦機構13の摩擦が小さい。第1摩擦機構12で発生する摩擦の大きさは第2摩擦機構13の摩擦に比べて例えば10分の1以下である。第2摩擦機構13での摩擦は第3摩擦機構14での摩擦の半分又はそれ以下である。
【0048】
次に、図12を用いてクラッチディスク組立体1のダンパー機構の構成についてさらに詳細に説明する。図12はクラッチディスク組立体1のダンパー機構の機械回路図である。この機械回路図は、ダンパー機構を模式的に描いたものであり、ハブ3を入力回転体2に対して一方向(例えばR2側)に捩った時の各部材の動作や関係を説明するために用いる図である。図から明らかなように、入力回転体2とハブ3との間には、ダンパー機構を構成するための複数の部材が配置されている。分離フランジ6(第1中間部材)は、入力回転体2とハブ3との中間位置に配置されている。分離フランジ6はハブ3に第1ばね7を介して回転方向に弾性的に連結されている。また、分離フランジ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。第1ストッパー9における第1捩り角度θ1の間で第1ばね7は圧縮可能である。分離フランジ6は入力回転体2に対して第2ばね8を介して回転方向に弾性的に連結されている。また、分離フランジ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。第2ストッパー10における第2捩り角度θ2の間で第2ばね8は圧縮可能となっている。θ1とθ2の合計がこのダンパー機構の正負いずれか側の最大捩じり角度である。以上の構成をまとめると、入力回転体2とハブ3と直列に配置された第1ばね7と第2ばね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、分離フランジ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。第1ばね7,第2ばね8及び分離フランジによって、入力回転体2とハブ3を回転方向に弾性的に連結する弾性連結機構を構成している。
【0049】
また、以上に述べた構造は、並列に配置された第1ばね7及び第1ストッパー9からなるダンパーと、並列に配置された第2ばね8と第2ストッパー10からなるダンパーとが直列に配置された構造として見ることができる。第1ばね7全体の剛性は第2ばね8全体の剛性よりはるかに小さく設定されている。そのため、第1捩り角度θ1までの捩り角度の範囲では第2ばね8はほとんど圧縮されない。
【0050】
機械回路図において、第1ばね7と第1ストッパー9からなるダンパーと、第2ばね8と第2ストッパー10とからなるダンパーとは互いに位置を交換可能である。
中間プレート11(第3中間部材)は、分離フランジ6と入力回転体2との間すなわち第2ばね8に並列に配置されている。中間プレート11は分離フランジ6に対して所定角度(θAC2)だけ相対回転可能に係合している。中間プレート11は、入力回転体2に対して摩擦係合しており、その結果中間プレート11と摩擦ワッシャー72,89との間に第3摩擦機構14を構成している。中間プレート11と分離フランジ6との間に形成された隙間(θAC2)は捩じり角度の二段目範囲において所定トルク以下の微小振動が入力されたときに第3摩擦機構14で滑りを生じさせないための構造(第2摩擦抑制機構、第2隙間機構)である。
【0051】
直列に配置された隙間θAC2と第3摩擦機構14とは、分離フランジ6と入力回転体2とを摩擦連結する第1摩擦連結部を構成している。なお、この機械回路図において隙間(θAC2)と第3摩擦機構14との位置は交換可能である。
第1及び第2ブッシュ81,82(第2中間部材)はハブ3と入力回転体2との間に配置されている。第1及び第2ブッシュ81,82はハブ3との間に第1摩擦機構12(第3ヒステリシストルク発生部)を形成し、入力回転体2との間に第2摩擦機構13(第1摩擦発生機構、第1ヒステリシストルク発生機構、第1ヒステリシストルク発生部)を構成している。すなわち、第1及び第2ブッシュ81,82は、入力回転体2とハブ3との間に直列に機能する2つの摩擦係合部を構成している。なお、第1摩擦機構12は発生するヒステリシストルクの大きさが小さく設定され、場合によっては極小またはゼロに近くてもよい。
【0052】
また、第1及び第2ブッシュ81,82はハブ3との間に隙間(θAC1)を有している。この隙間(θAC1)は、第1摩擦機構12と並列に配置されている。この隙間(θAC1)は第2摩擦機構13と直列に配置されており、一段目範囲で所定トルク以下の微小振動が入力された時に第2摩擦機構13で滑りを生じさせないための構造(第1摩擦抑制機構、第1隙間機構)である。
【0053】
直列に配置された隙間θAC1と第2摩擦機構13は、ハブ3と入力回転体2とを回転方向に摩擦連結する第2摩擦連結部を構成している。なお、この機械回路図において、隙間(θAC1)と第2摩擦機構13との位置は交換可能である。
以上に述べた第2摩擦機構13、第3摩擦機構14、隙間θAC1及び隙間θAC2等によって、入力回転体2とハブ3との間を回転方向に摩擦係合し、両部材が相対回転すると摩擦(ヒステリシストルク)を発生する摩擦発生機構が構成されている。
【0054】
動作の説明
クラッチディスク組立体1のダンパーとしての機能を説明する。図12は入力回転体2とハブ3とが中立位置にある状態を示している。図12の状態から入力回転体2を他の部材に相対回転不能に固定した状態にし、それに対してハブ3を負側(R2側)に捩っていく。このとき、入力回転体2はハブ3に対して正側(R1側)に捩れていることになる。
【0055】
捩り角度の小さな範囲では第1ばね7がハブ3と分離フランジ6との間で圧縮され、また第1摩擦機構12において滑りが生じる。この結果、低ヒステリシストルク・低剛性の特性が得られる。外周歯55が係合部95に当接すると、図13に示すようにハブ3とブッシュ81,82との相対回転が停止する。さらに捩り角度を大きくすると、第1ばね7の圧縮が進み、第2摩擦機構13で滑りが生じる。したがって、一段目において高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。捩り角度がθ1になると、図14に示すように第1ばね7の圧縮が停止する。さらに捩り角度を大きくすると、第2ばね8が圧縮され、第2摩擦機構13で滑りが生じる。この結果、高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。図14の状態からθ4だけ捩れると、ストップピン62と孔71とが係合し、以後は図15に示すように第3摩擦機構14で滑りが生じる。図16に示す状態では、第2ばね8が圧縮され、第2摩擦機構13と第3摩擦機構14とが第2ばね8に並列に作用している。この結果、捩じり角度二段目範囲で高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。
【0056】
次に、図20の捩り特性線図を用いてダンパー機能をさらに説明する。この捩り特性線図は、入力回転体2とハブ3とを正負の最大捩り角度間で捩った場合における、捩り角度とトルクとの関係を表している。ここで図16を、ハブ3を負側(R2側)に所定角度捩った状態から次に正側(R1側)に戻す時の配置として説明する。第2ばね8が元の状態に戻ろうと伸び、分離フランジ6及びハブ3をR1側に移動させる。このとき、第1摩擦機構12で滑りが生じ、小ヒステリシストルクが発生する。この小ヒステリシス区間は例えば図20のD部分であり、θAC2の大きさになる。すなわち捩じり振動がこのθAC2の捩じり角度範囲で作用する場合には、高ヒステリシストルクが発生しない。図16からθAC2だけ分離フランジ6及びハブ3が移動したときにピン62と孔69とが当接し、以後は図17に示すように第3摩擦機構14で滑りが生じる。この結果、第1摩擦機構12と第3摩擦機構14とによって比較的高いヒステリシストルクが発生する。この比較的高いヒステリシス区間は例えば図20のE部分であり、向きを変えてから最大でθAC1の範囲である。負側に戻る捩り角度がθAC1になると、図18に示すように外周歯55と係合部95とが当接する。これにより、以後第1摩擦機構12は滑りを生じず、第2摩擦機構13で滑りが生じる。この結果、第2摩擦機構13と第3摩擦機構14とが並列に作用することによって高ヒステリシストルクの特性が得られる。この高ヒステリシス区間は、例えば図20のF部分であり、戻り始めてからθAC1を越えると二段目全体にわたって発生可能である。図19に示すように、捩じり角度が1段目に入ると、第3摩擦機構14の滑りが停止し、第2摩擦機構13で滑りが生じる。
【0057】
図21は図20の捩り特性の一段目範囲の拡大図である。正負一段目領域すなわち−2゜〜+5゜の範囲では所定トルク以下の微小捩り振動に対してはθAC1の範囲内では第1摩擦機構12のみが機能し、第2摩擦機構13では滑りが生じない。例えば図12や図13に示す状態で微小捩り振動が入力された場合は、ブッシュ81,82は第2摩擦機構13によって入力回転体2と一体回転している。すなわち、ハブ3が入力回転体2,分離フランジ6及び第1及び第2ブッシュ81,82に対して相対回転する。
【0058】
θAC2の範囲を越えて作用する捩じり振動では、正負両端において第2摩擦機構13が作用し、高ヒステリシストルクの特性が得られる。この高ヒステリシストルクによって例えばアイドリング時異音の原因となる振動が減衰されやすい。特に、この一段目の高ヒステリシストルクは二段目の高ヒステリシストルクより低いため、アイドリング時異音に対して効果的である。例えば一段目の高ヒステリシストルクの大きさが二段目のヒステリシストルクの大きさと同等である場合には、高ヒステリシストルクが一段目の微小振動に対して大きな壁となってしまい、振動減衰に逆効果となり得る。
【0059】
二段目範囲で微小振動が入力された場合には、例えば図20に示すように、θAC2の範囲であれば、中間プレート11は入力回転体2と一体回転し両者間で滑りは生じない。このときは、第1摩擦機構12のみが滑り小さなヒステリシストルクを発生する。二段目範囲において捩り振動の角度がθAC2を超える場合には第1摩擦機構12と第3摩擦機構14とが滑り、中程度のヒステリシストルクを発生する。具体的には、図15又は図16において微小振動が入力されると、θAC2の範囲内では分離フランジ6とハブ3は一体回転し、そのとき第3摩擦機構14及び第2摩擦機構13では滑りが生じない。すなわち第1摩擦機構12のみで摩擦が発生し、小ヒステリシストルクの特性が得られる。捩じり角度がθAC2を越えると、図17に示すように中間プレート11が分離フランジ6と一体回転し、第3摩擦機構14が滑り出す。この結果、捩じり角度θAC1までは第1摩擦機構12と第3摩擦機構14とが並列に作用する。捩じり角度がθAC1を越えると、ブッシュ81,82がハブ3と一体回転し、第1摩擦機構12が滑りを停止し、第2摩擦機構13が滑り出す。この結果、第2摩擦機構13と第4摩擦機構14が並列に作用する。
【0060】
以上の特性によれば、ティップイン・ティップアウトのような低周波振動に対しては、正負二段全体にわたって広捩じり角の特性が得られる。このとき一段目範囲と二段目範囲の両方において高ヒステリシストルクが発生する。したがって、低周波振動を効果的に減衰できる。
以上に説明したように、分離フランジ6と中間プレート11との間の隙間(θAC2)は、二段目範囲において所定トルク以下の微小振動が入力された時に第3摩擦機構14を機能させず、低ヒステリシストルクの状態を実現するための構造である。また、ハブ3と第1及び第2ブッシュ81,82との間の隙間(θAC1)は一段目範囲で所定トルク以下の微小振動が入力された時に第2摩擦機構13を機能させないための構造である。
【0061】
この実施形態では第2摩擦機構13は一段目と二段目の両方にわたって滑りを生じる。すなわち第2摩擦機構13は、一段目で機能し第1摩擦発生機構の役割を果たし、二段目では第3摩擦機構14とともに機能して第2摩擦機構の一部を構成する。
第2摩擦機構は、一段目のみで滑る構成に、言い換えると二段目では滑らない構成にしてもよい。その場合は、第2摩擦機構が第1摩擦発生機構を構成し、第3摩擦機構が第2摩擦発生機構を構成する。その場合でも、一段目の高ヒステリシストルクが二段目の高ヒステリシストルクより小さいことが好ましい。
【0062】
【発明の効果】
本発明に係るダンパー機構では、捩じり角度一段目範囲で機能する第2ヒステリシストルク発生部によって一段目範囲に高ヒステリシストルクを得ることができ、低周波振動に対して減衰効果が高い。また、一段目範囲において所定トルク以下の捩り振動が入力された場合は、第1隙間機構によって第1ヒステリシストルク発生部で滑りを生じない。さらに、このダンパー機構では、第1ヒステリシストルク発生部は第2ヒステリシストルク発生部より低いヒステリシストルクを発生するため、アイドリング時異音に効果的である。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の一実施形態としてのクラッチディスク組立体の平面図。
【図2】図1のII−II矢視図。
【図3】図1の部分拡大図。
【図4】図1のIV−O矢視図。
【図5】図1のV−O矢視図。
【図6】図1のVI−O矢視図。
【図7】クラッチディスク組立体の各部品の分解断面図。
【図8】分離フランジとハブとの関係を示す平面図。
【図9】ハブの平面図。
【図10】ブッシュの平面図。
【図11】ハブとブッシュとの関係を示す平面図。
【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】機械回路図においてダンパー機構の動作を説明するための図。
【図14】機械回路図においてダンパー機構の動作を説明するための図。
【図15】機械回路図においてダンパー機構の動作を説明するための図。
【図16】機械回路図においてダンパー機構の動作を説明するための図。
【図17】機械回路図においてダンパー機構の動作を説明するための図。
【図18】機械回路図においてダンパー機構の動作を説明するための図。
【図19】機械回路図においてダンパー機構の動作を説明するための図。
【図20】本発明のクラッチディスク組立体の捩り特性線図。
【図21】図20の一段目範囲を拡大した図。
【符号の説明】
1 クラッチディスク組立体
2 入力回転体
3 ハブ
6 分離フランジ
7 第1ばね
8 第2ばね
9 第1ストッパー
10 第2ストッパー
11 中間プレート
12 第1摩擦機構
13 第2摩擦機構
14 第3摩擦機構
81,82 ブッシュ
Claims (9)
- 第1回転部材(3)と、
前記第1回転部材(3)に相対回転可能に配置された第2回転部材(2)と、
前記第1回転部材(3)と前記第2回転部材(2)とを回転方向に弾性的に連結するための機構であり、第1中間部材(6)と、前記第1回転部材(3)と前記第1中間部材(6)を回転方向に弾性的に連結する第1弾性部材(7)と、前記第1中間部材(6)と前記第2回転部材(2)とを回転方向に弾性的に連結し前記第1弾性部材(7)より剛性が高い第2弾性部材(8)とを含む弾性連結機構と、
前記第1弾性部材(7)が圧縮される捩じり角度1段目範囲で滑り可能な第1ヒステリシストルク発生部(13)と、前記第1ヒステリシストルク発生部(13)と直列に配置され所定角度範囲の第1隙間(θAC1)を有する第1隙間機構(55,95)とを含む第1摩擦連結部と、
前記第2弾性部材(8)が圧縮される捩じり角度2段目範囲で滑ることで前記捩じり角度1段目範囲より高い第2ヒステリシストルクを得るための第2ヒステリシストルク発生部(14)と、前記第2ヒステリシストルク発生部(14)と直列に配置され所定角度範囲の第2隙間(θAC2)を有する第2隙間機構(62,69)とを含む第2摩擦連結部と、
を備えたダンパー機構。 - 前記第1摩擦連結部は前記第1回転部材(3)と前記第2回転部材(2)との間において、前記第1弾性部材(7)及び第2弾性部材(8)に並列に作用するように配置されている、請求項1に記載のダンパー機構。
- 前記第1摩擦連結部は第2中間部材(81,82)をさらに含み、
前記第2中間部材(81,82)は、前記第1回転部材(3)と前記第2回転部材(2)との間に前記第1中間部材(6)と並列に作用するように配置され、前記第1及び第2回転部材の一方(3)との間に前記第1隙間機構(55,95)を構成し、前記第1及び第2回転部材の他方(2)との間に前記第1ヒステリシストルク発生部(13)を構成する、請求項1又は2に記載のダンパー機構。 - 前記第2中間部材(81,82)は前記第1及び第2回転部材の前記他方(3)との間に第3ヒステリシストルク発生部(12)を構成し、
前記第3ヒステリシストルク発生部(12)は、前記第1隙間機構(55,95)と並列に作用し、前記第1ヒステリシストルク発生部(13)より低い第3ヒステリシストルクを発生可能である、請求項3に記載のダンパー機構。 - 前記第2摩擦連結部は前記第1中間部材(6)と前記第2回転部材(2)との間に配置され、前記第2弾性部材(8)と並列に作用するようになっている、請求項1〜4のいずれかに記載のダンパー機構。
- 前記第2摩擦連結部は第3中間部材(11)を含み、
前記第3中間部材(11)は前記第1中間部材(6)と前記第2回転部材(2)の一方(6)との間に前記第2隙間(θAC2)を構成し、前記第1中間部材(6)と前記第2回転部材(2)の他方(2)との間に前記第2ヒステリシストルク発生部(14)を構成している、請求項5に記載のダンパー機構。 - 第1回転部材(3)と、
前記第1回転部材(3)に相対回転可能に配置された第2回転部材(2)と、
前記第1回転部材(3)と前記第2回転部材(2)とを回転方向に弾性的に連結するための機構であり、第1中間部材(6)と、前記第1回転部材(3)と前記第1中間部材(6)を回転方向に弾性的に連結する第1弾性部材(7)と、前記第1中間部材(6)と前記第2回転部材(2)とを回転方向に弾性的に連結し前記第1弾性部材(7)より剛性が高い第2弾性部材(8)とを含む弾性連結機構と、
前記第1回転部材(3)と前記第2回転部材(2)との間に前記第1中間部材(6)と並列に作用するように配置され、前記第1及び第2回転部材(3,2)の一方(2)との間に前記第1弾性部材(7)が圧縮される捩じり角度1段目範囲で滑り可能な第1ヒステリシストルク発生部(13)と、前記第1及び第2回転部材(3,2)の他方(3)との間に前記第1ヒステリシストルク発生部(13)と直列に配置され所定角度範囲の第1隙間(θAC1)を有する、第2中間部材(81,82)と、
前記第1中間部材(6)と前記第2回転部材(2)との間に配置され、前記第2中間部材(81,82)と並列に作用し、前記第1中間部材(6)と前記第2回転部材(2)の一方(2)との間に前記第2弾性部材(8)が圧縮される捩じり角度2段目範囲で滑ることで前記捩じり角度1段目範囲より高い第2ヒステリシストルクを得るための第2ヒステリシストルク発生部(14)を構成し、前記第1中間部材(6)と前記第2回転部材(2)の他方(6)との間に前記第2ヒステリシストルク発生部(14)と直列に配置され所定角度範囲の第2隙間(θAC2)を有する、第3中間部材(11)と、
を備えたダンパー機構。 - 前記第1隙間(θAC1)の円周方向角度は前記第2隙間(θAC2)の円周方向角度より大きい、請求項1〜7のいずれかに記載のダンパー機構。
- 前記第1隙間(θAC1)の円周方向角度は前記第2隙間(θAC2)の円周方向角度の2倍以上ある、請求項8に記載のダンパー機構。
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