JP4015774B2 - Damper mechanism and damper disk assembly - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ダンパー機構、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側から伝わり、その揺り返しとしてタイヤに過大トルクが発生し、その結果車体を過渡的に前後に大きく振らす前後振動となる。
【０００５】
アイドリング時異音に対しては、クラッチディスク組立体の捩じり特性においてゼロトルク付近が問題となり、そこでの捩じり剛性は低い方が良い。一方、ティップイン・ティップアウトの前後振動に対しては、クラッチディスク組立体の捩じり特性をできるだけソリッドにすることが必要である。
以上の問題を解決するために、２種類のバネを用いることにより２段特性を実現したクラッチディスク組立体が提供されている。そこでは、捩じり特性における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大き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。
【０００６】
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。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
前記従来のダンパー機構では、捩り特性の１段目と２段目とで摩擦を発生する低摩擦機構は共通である。このため、１段目のヒステリシストルクを適切な値にすると２段目のヒステリシストルクが小さくなり過ぎる。また、２段目のヒステリシストルクを適切な値に設定すると１段目のヒステリシストルクが大きくなり過ぎる。
【０００８】
本発明の課題は、微小捩り振動に対して１段目で発生するヒステリシストルクと２段目で発生するヒステリシストルクを適切な値に設定することを可能にすることにある。
【０００９】
【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摩擦連結機構とを備えている。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る。弾性連結機構は中間部材と第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回転部材と中間部材を回転方向に弾性的に連結している。第２弾性部材は中間部材と第２回転部材とを回転方向に弾性的に連結している。第２弾性部材は第１弾性部材より剛性が高い。
【００１０】
第１摩擦連結機構は、中間部材と第２回転部材との間で第２弾性部材と並列に作用するように配置された機構である。第１摩擦連結機構は、第１小摩擦発生機構と第１大摩擦発生機構とを有している。第１小摩擦発生機構は所定回転方向角度内で作用する。第１大摩擦発生機構は第１小摩擦発生機構と直列に作用するように配置されている。また、このダンパー機構では、第１摩擦連結機構は第１中間部材を有している。第１中間部材は、中間部材と第２回転部材の一方との間に小摩擦発生機構を形成し、他方との間に大摩擦発生機構を形成している。
【００１１】
このダンパー機構では、第２回転部材にトルクが入力されると、第２弾性部材、中間部材、第１弾性部材の順番で第１回転部材にトルクが伝達される。第２回転部材に例えばエンジンからのトルク変動が伝達されると、第２回転部材と第１回転部材との間で第１弾性部材や第２弾性部材が圧縮される。捩り特性の１段目範囲では第１小摩擦発生機構及び第１大摩擦発生機構では滑りが生じない。この結果、微小捩り振動が１段目範囲において発生した場合に低ヒステリシストルクの特性が得られる。２段目範囲において微小捩り振動が入力された場合には第１小摩擦発生機構が所定回転方向角度内で作用することで小さなヒステリシストルクを発生し、所定回転方向角度以上の捩り振動に対しては第１大摩擦発生機構か滑ることで大きいヒステリシストルクを発生する。ここでは、第１小摩擦発生機構は１段目範囲においては滑らず２段目範囲の微小捩り振動に対してのみ滑る。この結果、２段目範囲における微小捩り振動に対するヒステリシストルクは１段目範囲におけるヒステリシストルクより大きくなる。したがって、１段目範囲における微小捩り振動に対するヒステリシストルクを適切な値に維持しつつ２段目範囲における微小捩り振動に対するヒステリシストルクを十分に大きくできる。
【００１２】
また、このダンパー機構は、第１摩擦連結機構は第１中間部材を有している。第１中間部材は、中間部材と第２回転部材の一方との間に前記第１小摩擦発生機構を形成し、他方との間に前記第１大摩擦発生機構を形成している。このダンパー機構では、１段目範囲においては第１中間部材は中間部材と第２回転部材の両方に対して滑らず、２段目範囲において所定回転方向角度内の捩り振動に対しては中間部材と第２回転部材の一方との間で滑り、所定回転方向角度以上の捩り振動に対しては他方との間で滑ることで高ヒステリシストルクを発生する。
【００１３】
このダンパー機構は、第２摩擦連結機構をさらに備えている。第２摩擦連結機構は、第１回転部材と中間部材及び第２回転部材との間で第１弾性部材と並列に作用するように配置された機構である。第２摩擦連結機構は第２小摩擦発生機構と第２大摩擦発生機構とを有している。第２小摩擦発生機構は所定回転方向角度内で作用する。第２大摩擦発生機構は第２小摩擦発生機構と直列に配置され第２小摩擦発生機構より大きい摩擦を発生する。
【００１４】
このダンパー機構では、第２小摩擦発生機構は微小捩り振動に対して１段目範囲において滑らず２段目範囲において滑る。このように微小捩り振動に対して２段目範囲でのみ滑る第２小摩擦発生機構を設けることで、両者のヒステリシストルクの大きさを変更できる。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２摩擦連結機構は第２中間部材を有している。第２中間部材は、中間部材と第１回転部材の一方との間に第２小摩擦発生機構を形成し、他方に回転方向に所定の隙間を介して係合し、第２回転部材との間に第２大摩擦発生機構を形成している。
【００１５】
請求項３に記載のダンパー機構は、請求項１または２において、摩擦連結機構をさらに備えている。摩擦連結機構は第１回転部材と第２回転部材とを回転方向に摩擦係合し、第１大摩擦連結機構より小さな摩擦を発生する。このダンパー機構では、摩擦連結機構は第１回転部材と第２回転部材とが相対回転するときに常に滑っている。
【００１６】
請求項４に記載のダンパーディスク組立体は、ハブとハブフランジと第１弾性部材と第１及び第２プレート部材と第２弾性部材と１段目フリクションプレートとを備えている。ハブはシャフトに連結される。ハブフランジはハブに所定の捩り角度範囲で相対回転可能に係合している。第１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している。第１及び第２プレート部材はハブの外周側でハブフランジの軸方向両側に互いに固定されて配置されている。第２弾性部材は第１及び第２プレート部材とハブフランジとを回転方向に弾性的に連結している。第２弾性部材は第１弾性部材より剛性が高い。２段目フリクションプレートは第２プレート部材とハブフランジとの軸方向間に配置されている。２段目フリクションプレートは、第２プレート部材とハブフランジの一方に回転方向に所定の隙間を確保して摩擦係合する第１小摩擦係合部を形成し、他方に摩擦係合する第１大摩擦係合部を形成している。
【００１７】
このダンパーディスク組立体では、第１及び第２プレート部材にトルクが入力されると、トルクは、第２弾性部材、ハブフランジ、第１弾性部材の順番でハブに伝達される。第１及び第２プレート部材にトルク振動が入力されると、第１及び第２プレート部材とハブとが相対回転して第１弾性部材や第２弾性部材が圧縮される。捩り特性の１段目範囲においては第１弾性部材が圧縮されて低剛性の特性が得られる。この１段目範囲においては２段目フリクションプレートは他の部材とは滑らない。捩り特性の２段目範囲においては第２弾性部材が圧縮されて高剛性の特性が得られる。この２段目範囲において微小捩り振動が入力された場合には２段目フリクションプレートは所定の隙間の円周方向角度内では第２プレート部材とハブフランジの一方との間に形成された第１小摩擦係合部で滑る。これにより１段目範囲より大きいヒステリシストルクが得られる。所定の隙間の円周方向角度より大きい捩りが生じた場合には２段目フリクションプレートが第２プレート部材とハブフランジの他方との間に形成された第１摩擦係合部で滑る。これにより、２段目範囲における高ヒステリシストルクが得られる。このダンパーディスク組立体では、微小捩り振動に対して１段目範囲では滑らず２段目範囲では滑る２段目フリクションプレートを設けることで、微小捩り振動に対するヒステリシストルクを１段目範囲と２段目範囲で異ならせることができる。
【００１８】
また、このダンパーディスク組立体は、１段目フリクションプレートをさらに備えている。１段目フリクションプレートは第１プレート部材とハブフランジとの軸方向間に配置されている。１段目フリクションプレートはハブに所定角度範囲まで相対回転可能に係合している。１段目フリクションプレートは、第１プレートとハブフランジの一方に接触することで第２小摩擦係合部を形成し、他方に接触することで第２大摩擦係合部を形成している。
【００１９】
このダンパーディスク組立体では、１段目フリクションプレートは微小捩り振動に対して１段目範囲では滑らないが２段目範囲では第２小摩擦係合部で滑る。このように、微小捩り振動に対して１段目範囲では滑らず２段目範囲では滑る１段目フリクションプレートを設けることで、微小捩り振動に対して１段目範囲と２段目範囲とで発生するヒステリシストルクを異ならせることができる。
【００２０】
【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の伝達及び遮断をする機能である。ダンパー機能とは、バネ等の弾性や摩擦抵抗発生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。
【００２１】
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の矢印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、矢印Ｒ２側からその反対側（負側）である。
【００２２】
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，リテーニングプレート２２，クラッチディスク２３）と、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、第１及び第２バネ７，８及び複数の摩擦機構Ａ〜Ｆなどを含んでいる。
【００２３】
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、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はとも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により互いに固定され、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。
【００２４】
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。
【００２５】
クラッチプレート２１及びリテーニングプレート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バネ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、窓孔３５には、第２バネ８の端部に当接又は近接する当接面３６が円周方向両端に形成されている。
【００２６】
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が形成されている。この中心孔３７内にはハブ３としてのスプラインハブが配置されている。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及び後述の第１バネ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。
【００２７】
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、第１バネ７を介してハブ３と回転方向に弾性的に連結され、さらには第２バネ８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。
図７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。ここでいうストッパーとは、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との間には第１隙間が確保されている。この第１隙間がハブ３とハブフランジ６とを相対回転可能にしている。第１隙間の円周方向角度をθ１とする。外周歯５５から見てＲ２側の隙間の円周方向角度をθ１ｐとし、Ｒ１側の隙間の円周方向角度をθ１ｎとすると、θ１ｐとθ１ｎの合計がθ１となる。θ１ｐとθ１ｎは異なり、θ１ｐはθ１ｎより大きい。
【００２８】
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つずつ第１バネ７が配置されている。第１バネ７は低剛性のコイルスプリングであり、２つの第１バネ７は並列に作用する。第１バネ７はスプリングシート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隙間の円周方向角度θ１の範囲内で第１バネ７が回転方向に圧縮される。
【００２９】
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。図５及び図６に示すように、窓孔４１の縁は、円周方向両側の当接部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方に開いた形状であっても良い。ハブフランジ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。なお、内周部４６には切欠き６４が形成されている。切欠き６４は内周部４６の円周方向中間に形成され円周方向に所定の幅を有している。
【００３０】
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４８からさらに半径方向外側に延びる突起形状である。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プ面５１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４４よりさらに円周方向内側に配置されている。なお、突起４９は円周方向両端にストッパー面が形成されていればそれでよく、必ずしも円周方向中間部分を必要としない。すなわち、突起は両側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。
【００３１】
前述したハブフランジ６の構造について他の表現を用いて再度説明する。ハブフランジ６は内周側に環状部を有しており環状部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。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。
【００３２】
さらに突出部４７を他の表現で説明すると、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。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。
【００３３】
第２バネ８はクラッチディスク組立体１のダンパー機構４に用いられる弾性部材すなわちバネである。各第２バネ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バネ８は、各第１バネ７に比べて大型でありばね定数が大きい。第２バネ８は各窓孔４１，３５内に収容されている。第２バネ８はクラッチディスク組立体１の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。第２バネ８の円周方向両端は、窓孔４１の当接部４４と当接面３６とに当接又は近接している。プレート２１，２２のトルクは第２バネ８を介してハブフランジ６に伝達され得る。プレート２１，２２とハブフランジ６とが相対回転すると、第２バネ８は両者の間で圧縮される。具体的には、第２バネ８は当接面３６とその円周方向反対側の当接部４４との間で回転方向に圧縮される。このとき４つの第２バネ８は並列に作用している。
【００３４】
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と一体の部分であり、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、主面が半径方向に向いており、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５０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はハブフランジ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に対して軸方向に移動させたときには固定部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に対応する位置にはかしめ用孔３４が形成されている。
【００３５】
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はハブフランジ６と入力回転体２との捩じり角度が円周方向角度θ２内で相対回転を許容し、それ以上になると両部材の相対回転を規制するための機構である。
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のストップ面５１の半径方向位置は、ハブフランジ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はハブフランジ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のストップ面５１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はハブフランジ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。
【００３６】
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。
【００３７】
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バネ８によるダンパー機構４の最大捩り角度と第２バネ８の捩り角度をともに大きくできる。この結果、捩じり特性の２段目を広角化・低剛性化を実現できる。これにより１段目から２段目に移行する際の突き上げショックを減らし、さらに走行時異音を減らすことができる。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バネによるダンパー機構４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４の広角化とバネの低剛性化を実現できない。
【００３８】
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。
突起４９とストッパー部３２との間には第２隙間が確保されている。第２隙間の円周方向角度をθ２とする。突起４９から見てＲ２側のストッパー部３２との間の隙間の円周方向角度をθ２ｐとし、突起４９から見てＲ１側ストッパー部３２との間の隙間の円周方向角度をθ２ｎとすると、θ２はθ２ｐとθ２ｎの合計である。θ２ｐとθ２ｎは異なり、θ２ｐはθ２ｎより大きい。以上に述べたθ２ｐとθ２ｎの関係を実現するために、突起４９はストッパー部３２の円周方向間に中心位置から円周方向にずれて配置されている。より具体的には、突出部４７の円周方向中心位置はストッパー部３２の円周方向間中心位置よりＲ１側に位置している。
【００３９】
中間プレート１１Ａ，１１Ｂ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１１Ａ，１１Ｂは、ハブフランジ６の軸方向エンジン側に配置された第１中間プレート１１Ａと、ハブフランジ６の軸方向トランスミッション側に配置された第２中間プレート１１Ｂとからなる。両プレート１１Ａ及び１１Ｂ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。第１中間プレート１１Ａ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７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、その円周方向両側に両端がはみ出ている。内周歯６６は、ハブ３の外周歯５５と回転方向に第３隙間を開けて配置されている。すなわちこの第３隙間によってハブ３と第１中間プレート１１Ａとは相対回転可能となっている。言い換えると、外周歯５５と内周歯６６とにより、ハブ３と第１中間プレート１１Ａ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、図７に示すように、外周歯５５と内周歯６６との間には第３隙間が確保されている。第３隙間の円周方向角度をθ３とする。θ３は、外周歯５５から見てＲ２側の内周歯６６との間の隙間の円周方向角度θ３ｐと、外周歯５５から見てＲ１側の内周歯６６との間の隙間の円周方向角度θ３ｎとの合計となる。θ３ｐとθ３ｎは異なり、θ３ｐはθ３ｎより大きい。なお、θ３ｐはθ１ｐより小さく、θ３ｎはθ１ｎより小さい。θ３は例えば８〜１２度の範囲にある。
【００４０】
第２中間プレート１１Ｂには、半径方向外側に延びる複数の突出部６１が形成されている。各突出部６１はハブフランジ６の窓孔４１の間に配置されている。突出部６１の先端には、半円形状の位置合わせ切欠き６１ａが形成されている。この切欠き６１ａは、ハブフランジ６に形成された位置合わせ用の切欠き９８やプレート２１，２２に形成された位置合わせ用の孔に対応している。
【００４１】
また、第２中間プレート１１Ｂの外周縁において突出部６１の間には軸方向トランスミッション側に延びる係合爪６８が形成されている。係合爪６８はハブフランジ６の窓孔４１に形成された切欠き６４に内に延びている。図８に示すように、係合爪６８の円周方向両端と切欠き６４の円周方向両端との間には第４隙間が確保されている。第４隙間の円周方向角度の大きさをθ４とする。言い換えると、第２中間プレート１１Ｂはハブフランジ６に対して第４隙間の円周方向角度θ４内で相対回転可能となっている。すなわち、係合爪６８と切欠き６４とにより第４ストッパー１４が形成されている。θ４はθ３に比べ小さい。係合爪６８とそのＲ１側の切欠き６４端面との間の隙間の円周方向角度はθ４ｐであり、Ｒ２側の切欠き６４端面との間の円周方向角度はθ４ｎである。θ４ｐとθ４ｎの和がθ４である。θ４は例えば０．２〜３度程度である。
【００４２】
各中間プレート１１Ａ，Ｂとハブフランジ６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１１Ａ，１１Ｂの内周部とハブフランジ６の内周側環状部分との間にそれぞれ配置された環状のプレート部材である。スペーサ６３は各中間プレート１１Ａ，１１Ｂに固定されている。スペーサ６３においてハブフランジ６に対向し当接する側の面（第１及び第２小摩擦機構Ｂ，Ｃ）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。
【００４３】
この実施形態では、第１中間プレート１１Ａと第２中間プレート１１Ｂとはそれぞれ互いに連結されていない。したがって、両者を固定するためのピン等の部材が不要になる。また、ハブフランジ６にピンが貫通するための孔や切欠きを加工する必要がなくなる。
次に、摩擦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中間プレート１１Ａ，１１Ｂの内周部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は主に樹脂製の本体７４から構成されている。本体７４の摩擦面は、第２中間プレート１１Ｂのトランスミッション側面に当接している。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７７が形成されている。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、第２摩擦ワッシャー７２の本体７４とリテーニングプレート２２との間で圧縮された状態で配置されている。これにより、第２摩擦ワッシャー７２の摩擦面は第１中間プレート１１Ａに強く圧接されている。第１摩擦ワッシャー７９はフランジ５４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。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は樹脂製である。第１摩擦ワッシャー７９は、主に環状の本体８１から構成されており、環状の本体８１からは複数の突起８２が半径方向外側に延びている。本体８１はフランジ５４に当接しており、複数の突起８２は第２摩擦ワッシャー７２の凹部７７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。
【００４４】
クラッチプレート２１の内周部とフランジ５４及び第１中間プレート１１Ａ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は環状の本体８７と、環状の本体８７から軸方向エンジン側に延びる複数の係合部８８を有している。本体８７は第１中間プレート１１Ａに当接する摩擦面を有している。係合部８８はクラッチプレート２１に形成された孔内に相対回転不能に係合している。また、係合部８８はクラッチプレート２１の軸方向エンジン側面に当接する爪部を有している。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より摩擦係数が高い材料から構成されている。
【００４５】
以上に述べた摩擦機構において、第４摩擦ワッシャー８６と第１中間プレート１１Ａ（具体的にはスペーサ６３Ａ）との間に第１大摩擦機構Ａが形成され、第２摩擦ワッシャー７２と第２中間プレート１１Ｂ（具体的にはスペーサ６３Ｂ）との間に第２大摩擦機構Ｄが形成されている。さらに、第１中間プレート１１Ａとハブフランジ６との間に第１小摩擦機構Ｂが形成され、さらにハブフランジ６と第２中間プレート１１Ｂとの間に第２小摩擦機構Ｃが形成されている。さらに、第１摩擦ワッシャー７９とフランジ５４との間に第３小摩擦機構Ｅが形成され、第３摩擦ワッシャー８５とフランジ５４との間に第４小摩擦機構Ｆが形成されている。
【００４６】
なお、第１コーンスプリング８０の付勢力は、第３及び第４小摩擦機構Ｅ，Ｆに作用し、第２コーンスプリング７３の反発力は第１及び第２大摩擦機構Ａ，Ｄと第１及び第２小摩擦機構Ｂ，Ｃに作用している。
各大摩擦機構Ａ，Ｄで発生するヒステリシストルクの大きさは、各小摩擦機構Ｂ，Ｃ，Ｅ，Ｆに比べて大幅に大きい。また、第１及び第２小摩擦機構Ｂ，Ｃで発生するヒステリシストルクは第３及び第４小摩擦機構Ｅ，Ｆで発生するヒステリシストルクより大きい。
〔ダンパー機構動作の概略説明〕
このダンパー機構４では、１段目ＡＣ（微小捩じり振動に対するダンパーの作動）と２段目ＡＣにおいて、ヒステリシストルク発生部の作動部分を変えてヒステリシストルクを異ならせている。さらに、１段目ＡＣと２段目ＡＣにおいて、許容作動角を確保する円周方向隙間を異なる位置に設けることでＡＣ作動角を異ならせている。この結果、微小捩じり振動に対しては１段目と２段目でヒステリシストルク及び作動角の両方を異ならせることができる。この実施形態では、微小捩じり振動に対して、２段目範囲では１段目範囲より高ヒステリシストルク・小捩じり角度の特性を実現している。
【００４７】
さらに、ダンパー機構４では、１段目ＤＣ（大捩じり振動に対するダンパーの作動）と２段目ＤＣにおいて、ヒステリシストルク発生部の構成を変えてヒステリシストルクを異ならせている。このようにして、１段目ＡＣと２段目ＡＣでヒステリシストルクを異ならせ、１段目ＤＣと２段目ＤＣでヒステリシストルクを異ならせている。
【００４８】
以上をまとめると、第３ストッパー１２（第３隙間）及び第４ストッパー１４（第４隙間）は微小捩じり振動に対して複数の摩擦機構Ａ〜Ｆの作動する数を１段目範囲と２段目範囲とで異ならせている。具体的には１段目ＡＣ作動角では第３及び第４小摩擦機構Ｅ，Ｆのみが滑り、２段目ＡＣ作動角ではそれに加えて第１及び第２小摩擦機構Ｂ，Ｃが滑っている。このように、第１及び第２小摩擦機構Ｂ，Ｃは、微小捩じり振動に対して、２段目範囲で滑ることで第１大摩擦機構Ａより小さな摩擦を発生し、１段目範囲で滑らない摩擦機構である。この結果、１段目範囲における微小捩り振動に対するヒステリシストルクと、２段目範囲における微小捩り振動に対するヒステリシストルクの大きさが異なっている。第１大摩擦機構Ａは、１段目範囲において微小捩り振動が発生すると滑らず、２段目範囲において微小捩り振動が発生すると滑りを生じる。このように１段目範囲の微小捩り振動と２段目の微小捩り振動において片方のみで滑りを生じる第１及び第２小摩擦機構Ｂ，Ｃを有するため、微小捩り振動に対する１段目範囲でのヒステリシストルクの値を十分に小さく維持したまま２段目範囲でのヒステリシストルクを大きくできる。１段目範囲での微小捩じり振動に対しては、第３及び第４小摩擦機構Ｅ，Ｆのみが滑って、第１大摩擦機構Ａより小さな摩擦を発生する。
【００４９】
さらに、第３ストッパー１２（第３隙間）及び第４ストッパー１４（第４隙間）は、大捩じり振動に対して複数の摩擦機構Ａ〜Ｆの作動する数を１段目範囲と２段目範囲で異ならせている。具体的には、１段目ＤＣ角度では第１大摩擦機構Ａ のみが滑り、２段目ＤＣ角度ではそれに加えて第２大摩擦機構Ｄが滑る。すなわち、第１大摩擦機構Ａは、ハブ３と入力回転体２とを回転方向に摩擦係合し、大捩り振動に対して１段目範囲と２段目範囲で滑るが、微小捩じり振動に対して１段目範囲と２段目範囲で滑らない摩擦機構である。第２大摩擦機構Ｄは、ハブ３と入力回転体２とを回転方向に摩擦係合し、微小捩じり振動に対しては１段目範囲と２段目範囲で滑らず、大捩り振動に対して１段目範囲で滑らず２段目範囲で滑る摩擦機構である。この結果、２段目正負両側にわたって捩れる大捩り振動に対しては２段目範囲において大きなヒステリシストルクを発生することができ、１段目正負両側にわたって捩れる捩り振動に対しては、その両端において極端には大きくないヒステリシストルクを発生することでジャンピング現象を抑えることができる。
〔ダンパー機構動作の詳細説明〕
図９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、ハブ３を入力側回転体２に対して中立位置からＲ２側に捩じったた状態（捩り特性線図での正側領域）での各部材同士の関係を説明するためのものであり、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ている。したがって一体回転する部材は同一の部材として表している。図９はクラッチディスク組立体１が中立状態にある各部品の状態を示している。
【００５０】
また、この明細書において「微小捩じり振動」とは、振幅の小さなトルクの振れであり、エンジンアイドリング時や通常走行時にエンジン燃焼等に起因するトルク変動がクラッチディスク組立体１にもたらされると生じる。また、「大捩じり振動」とは、振幅の大きなトルクの振れをいい、少なくとも微小捩じり振動によって生じる捩じり角度より大きな角度で捩じれる振動のことをいう。大捩じり振動が生じると、ダンパー機構４は、１段目範囲を超えて捩じれたり、１段目範囲と２段目範囲にわたって捩じれたり、又は正負両側２段目間で捩じれたりする。さらに、「捩じり特性の１段目範囲」とは、捩じり特性線図において捩じり角度ゼロの両側にわたって広がる小捩じり角度の領域をいい、低剛性のばねが捩じれることで低剛性の特性が得られている。「捩じり特性の２段目範囲」とは、前記１段目範囲の正負両側にわたって広がる大捩じり角度の領域をいい、高剛性のばねが捩じれることで高剛性の特性が得られる。「捩じり特性の２段目範囲」には、複数のばねが作動することで剛性が途中で変化する場合も含む。すなわち、「捩じり特性の２段目範囲」は「捩じり特性の１段目範囲」を越えた領域をすべて含む。
【００５１】
図９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に第１バネ７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は第２バネ８を介して入力回転体に対して回転方向に弾性的に連結されている。このように第１バネ７と第２バネ８は中間部材としてのハブフランジ６を介して直列に作用するように配置されている。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。第１ストッパー９における正側１段目θ１ｐ範囲で第１バネ７は圧縮可能である。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。第２ストッパー１０における正側２段目θ２ｐ範囲で第２バネ８は圧縮可能となっている。以上の構造により、１段目範囲では第１バネ７が圧縮され、２段目範囲では第２バネ８が圧縮される。なお、第１バネ７全体の剛性は第２バネ８全体の剛性よりはるかに小さく設定されているため、１段目範囲では第２バネ８はほとんど圧縮されない。
【００５２】
第１中間プレート１１Ａはハブ３とハブフランジ６との間に配置されている。第１中間プレート１１Ａは、ハブ３に対して第３ストッパー１２においてθ３範囲内で相対回転可能に係合しており、ハブフランジ６に対して第１小摩擦機構Ｂにより摩擦係合している。さらに、第１中間プレート１１Ａは入力回転体２に対して第１大摩擦機構Ａにより摩擦係合している。すなわち、第１小摩擦機構Ｂと第２大摩擦機構Ａとで第２摩擦連結機構を構成している。第１小摩擦機構Ｂは円周方向捩じり角度θ３内でのみ作用する。第１大摩擦機構Ａは第１小摩擦機構Ｂと直列に配置され、それにより捩じり角度θ３以上でのみ作用して第１小摩擦機構Ｂより大きい摩擦を発生する。以上の構造により、第１中間プレート１１Ａは、ハブ３が当接するまでは摩擦機構Ａ，Ｂにおいて滑らず、ハブ３が当接すると以後は摩擦機構Ａ，Ｂで滑る。また、ハブフランジ６のみが第１中間プレート１１Ａに相対回転するときには第１小摩擦機構Ｂのみで滑りが生じ、入力回転体２及びハブフランジ６がともに第１中間プレート１１Ａに相対回転するときには摩擦機構Ａ，Ｂにおいて滑りが生じる。
【００５３】
第２中間プレート１１Ｂは、ハブフランジ６に対して第４ストッパー１４においてθ４内で相対回転可能になるとともに、第２小摩擦機構Ｃにより摩擦係合している。さらに、第２中間プレート１１Ｂは第２大摩擦機構Ｄにより入力回転体２に対して摩擦係合している。言い換えると、第２小摩擦機構Ｃと第２大摩擦機構Ｄとで第１摩擦連結機構が構成されている。第２小摩擦機構Ｃは円周方向角度θ４内で作用する。第２大摩擦機構Ｄは 第２小摩擦機構Ｃと直列に作用するように配置されており、円周方向角度θ４以上で作用する。以上の構造により、第２中間プレート１１Ｂはハブフランジ６と相対回転しているときには必ず第２小摩擦機構Ｃで滑り、相対回転していないときには第２小摩擦機構Ｃで必ず滑らない。また、第２中間プレート１１Ｂは入力回転体２と相対回転するときに第２大摩擦機構Ｄで滑る。
【００５４】
第３及び第４小摩擦機構Ｅ，Ｆは入力回転体２とハブ３との間に形成されているため、入力回転体２とハブ３とが相対回転する際には常に滑っている。
次に、図１１〜図１６の機械回路図を用いてクラッチディスク組立体１におけるダンパー機構４の動作を詳細に説明する。図１０は以下の動作に基づく捩り特性図である。なお、以下の説明は、入力回転体２を他の部材に固定しておき、それに対してハブ３をＲ２側に捩ったときの動作である。すなわち、図１０に示すように、捩り特性線図の正側領域における動作を説明している。
【００５５】
図１１は図１０の０度に対応している。なお、図１１では第１中間プレート１１Ａと第２中間プレート１１ＢがＲ１側に最も捩れた位置にある。
図１１の状態からハブ３をＲ２側に捩っていく。このとき、第１バネ７が圧縮されハブ３とハブフランジ６とが相対回転する。このとき、第３及び第４小摩擦機構Ｅ，Ｆのみで滑りが生じるため、低剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。捩り角度がθ３になると、図１２に示すように第３ストッパー１２で当接が生じ、以後第１中間プレート１１Ａはハブ３と一体に回転する。このため、第３及び第４小摩擦機構Ｅ，Ｆでの滑りに加えて第１大摩擦機構Ａと第１小摩擦機構Ｂとで滑りが生じる。このため、１段目範囲の両端において比較的大きいヒステリシストルクが得られる。捩り角度がさらに大きくなり捩り角度が角度ａ（＝θ１ｐ）になると、図１３に示すように第１ストッパー９で当接が生じる。これ以降は、第１バネ７は圧縮されず第２バネ８のみが圧縮される。捩じり角度が角度ｂ（＝θ１ｐ＋θ２ｐ）になると、入力回転体２とハブ３との相対回転が停止する。
【００５６】
２段目範囲の初期段階では、第１大摩擦機構Ａと第２小摩擦機構Ｃとで滑りが生じ比較的大きいヒステリシストルクが得られる。角度ａから捩じり角度がθ４大きくなると、図１４に示すように第４ストッパー１４で当接が生じる。以後は第１大摩擦機構Ａと第２大摩擦機構Ｄとで滑りが生じて、最も大きいヒステリシストルクが得られる。なお、この２段目範囲における高ヒステリシストルクは１段目範囲の両端で生じる高ヒステリシストルクより大きい。これにより、低周波振動に対して大きなヒステリシストルクで振動の減衰性を向上させている。また、ヒステリシストルクを大きくすることで、共振点のピーク値を下げることになり、走行時歯打音、こもり音のピークを下げる効果をもつ。
【００５７】
図１４の状態からハブ３がＲ１側に戻ると、始めは第１小摩擦機構Ｂと第２小摩擦機構Ｃとで滑りが生じる。Ｒ１側に戻る角度がθ４になると、図１５に示すように第４ストッパー１４が当接し、以後は第１小摩擦機構Ｂと第２大摩擦機構Ｄとで滑りが生じる。Ｒ１側に戻る角度がθ３になると、図１６に示すように第３ストッパー１２で当接が生じ、以降は第１大摩擦機構Ａと第２大摩擦機構Ｄで滑りが生じる。角度ａ以下になると、第２バネ７が伸び、第１大摩擦機構Ａと第１小摩擦機構Ｂで滑りが生じる。このことは、２段目範囲から１段目範囲に戻す動作において、１段目範囲全体にわたって第１大摩擦機構Ａ及び第１小摩擦機構Ｂが作動して、比較的大きいヒステリシストルクが発生する。いい替えると、捩じり角度の大きな振動に対しては１段目範囲全体が高ヒステリシストルクの領域になる。このため車輌前後振動に対する減衰特性を向上できる。
【００５８】
図１７〜図２０は、各種の捩り振動に対して実際の捩り特性を表した図である。図１７は正側１段目範囲と負側２段目範囲との間で捩った状態を示している。１段目範囲ではヒステリシストルクＨ１が発生し、２段目範囲では１段目範囲より大きいヒステリシストルクＨ２が発生していることがわかる。
図１８は正側２段目端と負側２段目端との間で捩ったときの状態を示している。ここでは、１段目範囲において第１大摩擦機構Ａと第１小摩擦機構Ｂとが１段目全体で滑っており、比較的大きいヒステリシストルクＨ１が得られている。２段目範囲では１段目範囲よりさらに大きいヒステリシストルクＨ２が発生していることがわかる。この結果、正負２段目両範囲間で捩れるショックやしゃくり等の大捩り振動に対して良好な振動減衰特性が得られる。
【００５９】
図１９は中立位置におけるアイドリング時微小捩り振動が入力されたときの特性を示している。機械回路図では、図９の中立状態でハブ３が入力回転体２やハブフランジ６に対してθ３内で捩じり動作を繰り返している。ここでは、１段目範囲において第３及び第４小摩擦機構Ｅ，Ｆのみが滑り、低ヒステリシストルクＨ３を発生している。
【００６０】
図２０は中立位置におけるアイドリング時の微小捩り振動が入力された際にその微小捩り振動の振幅が大きく２段目範囲まで作用するときの状態を示している。ここでは、１段目範囲の両端において第１大摩擦機構Ａと第１小摩擦機構Ｂとが滑る高ヒステリシストルクの領域が得られるため、片当たりジャンピング現象が生じにくい。なお、この１段目範囲における高ヒステリシストルクは、２段目範囲における高ヒステリシストルクに比べて小さいため、よりジャンピング現象を生じさせにくい。ジャンピング現象とは、定常歯打ち音がある程度収まっている場合においも、トランスミッション油温の変化によるドラグトルクの変化や、電気負荷などによるエンジン回転速度変動の増大により、１段目範囲の領域で収まっていた回転速度変動が２段目の壁にぶつかり大きく跳ね返され、反対側の壁にぶつかりまた跳ね返されて歯打ち音レベルが大幅に悪化する現象である。大捩じり振動に対する１段目範囲のヒステリシストルクと２段目範囲のヒステリシストルクが同じである場合（１段目ヒステリシストルクが２段目ヒステリシストルクより小さくなっていない場合）には、図２０の破線で示すようなひどく大きい高ヒステリシストルクの領域が発生するため、ジャンピング現象の抑制には逆効果になる。
【００６１】
図２１は負側１段目と正側２段目との間で捩ったときの特性を示している。２段目範囲において正負いずれにおいても微小捩り振動が入力された場合には、θ４の範囲内で第２小摩擦機構Ｂ及び第３小摩擦機構Ｃとが滑る。機械回路図では、図１４の状態で、入力回転体２がハブフランジ６及びハブ３に対してθ４内で捩じり動作を繰り返している状態に相当する。これら小摩擦機構Ｂ，Ｃは１段目範囲における微小捩り振動に対しては滑らない。この結果、２段目範囲において微小捩り振動に対して発生するヒステリシストルクＨ４は、１段目範囲において微小捩り振動に対して発生するヒステリシストルクＨ３（図１９）より大きい。したがって、通常走行時における微小捩り振動に対して効果的に振動減衰を行うことができる。また、本実施形態の構造では、通常走行時にハブ３が第１及び第２中間プレート１１Ａ，１１Ｂによって叩かれることなく、各部品の摩耗が少なくなる。
〔他の実施形態〕
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、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等である。
【００６２】
【発明の効果】
本発明に係るダンパー機構では、、２段目範囲における微小捩り振動に対するヒステリシストルクは１段目範囲におけるヒステリシストルクより大きくなる。したがって、１段目範囲における微小捩り振動に対するヒステリシストルクを適切な値に維持しつつ２段目範囲における微小捩り振動に対するヒステリシストルクを十分に大きくできる。
【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１の部分拡大図。
【図４】図１の部分拡大図。
【図５】各部分の捩り角度を説明するための平面図。
【図６】各部分の捩り角度を説明するための平面図。
【図７】各部分の捩り角度を説明するための平面図。
【図８】プレートの爪とハブフランジとの係合を説明するための部分平面図。
【図９】ダンパー機構の機械回路図。
【図１０】ダンパー機構の捩り特性図。
【図１１】ダンパー機構の機械回路図。
【図１２】ダンパー機構の機械回路図。
【図１３】ダンパー機構の機械回路図。
【図１４】ダンパー機構の機械回路図。
【図１５】ダンパー機構の機械回路図。
【図１６】ダンパー機構の機械回路図。
【図１７】各種捩り振動に対する捩り特性線図。
【図１８】各種捩り振動に対する捩り特性線図。
【図１９】各種捩り振動に対する捩り特性線図。
【図２０】各種捩り振動に対する捩り特性線図。
【図２１】各種捩り振動に対する捩り特性線図。
【符号の説明】
１ クラッチディスク組立体
２ 入力回転体（第２回転部材）
３ ハブ（第１回転部材）
６ ハブフランジ（中間部材）
７ 第１バネ（第１弾性部材）
８ 第２バネ（第２弾性部材）
９ 第１ストッパー
１０ 第２ストッパー
１２ 第３ストッパー
１４ 第４ストッパー
１１Ａ 第１中間プレート（第２中間部材、１段目フリクションプレート）
１１Ｂ 第２中間プレート（第１中間部材、２段目フリクションプレート）
２１ クラッチプレート（プレート部材）
２２ リテーニングプレート（プレート部材）
Ａ 第１大摩擦機構（第２大摩擦発生機構、第２大摩擦係合部）
Ｂ 第１小摩擦機構（第２小摩擦発生機構、第２小摩擦係合部）
Ｃ 第２小摩擦機構（第１小摩擦発生機構、第１小摩擦係合部）
Ｄ 第２大摩擦機構（第１大摩擦発生機構、第１大摩擦係合部）
Ｅ 第３小摩擦機構（摩擦連結機構）
Ｆ 第４小摩擦機構（摩擦連結機構）[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. When the rigidity of the drive transmission system is low, the torque transmitted to the tire is transmitted from the tire side, and as a result, excessive torque is generated in the tire, resulting in a longitudinal vibration that greatly swings the vehicle body back and forth. Become.
[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.
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. Further, since the torsional rigidity and hysteresis torque are set large in the second stage (high torsional angle region) in the torsional characteristics, tip-in and tip-out longitudinal vibrations can be sufficiently damped.
[0006]
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.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
In the conventional damper mechanism, a low friction mechanism that generates friction between the first stage and the second stage of torsional characteristics is common. For this reason, if the first stage hysteresis torque is set to an appropriate value, the second stage hysteresis torque becomes too small. If the second stage hysteresis torque is set to an appropriate value, the first stage hysteresis torque becomes too large.
[0008]
An object of the present invention is to make it possible to set the hysteresis torque generated at the first stage and the hysteresis torque generated at the second stage to appropriate values with respect to minute torsional vibration.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
The damper mechanism according to claim 1 includes a first rotating member, a second rotating member, an elastic coupling mechanism, and a first friction coupling mechanism. The second rotating member is arranged to be rotatable relative to the first rotating member. The elastic coupling mechanism is a mechanism for elastically coupling the first rotating member and the second rotating member in the rotation direction. The elastic coupling mechanism includes an intermediate member, a first elastic member, and a second elastic member. The first elastic member elastically connects the first rotating member and the intermediate member in the rotation direction. The second elastic member elastically connects the intermediate member and the second rotating member in the rotational direction. The second elastic member has higher rigidity than the first elastic member.
[0010]
The first friction coupling mechanism is a mechanism arranged to act in parallel with the second elastic member between the intermediate member and the second rotating member. The first friction coupling mechanism has a first small friction generating mechanism and a first large friction generating mechanism. The first small friction generating mechanism operates within a predetermined rotation direction angle. The first large friction generating mechanism is arranged to act in series with the first small friction generating mechanism. In this damper mechanism, The first friction coupling mechanism has a first intermediate member. The first intermediate member forms a small friction generating mechanism between the intermediate member and one of the second rotating members, and forms a large friction generating mechanism between the other.
[0011]
In this damper mechanism, when torque is input to the second rotating member, torque is transmitted to the first rotating member in the order of the second elastic member, the intermediate member, and the first elastic member. For example, when torque fluctuation from an engine is transmitted to the second rotating member, the first elastic member and the second elastic member are compressed between the second rotating member and the first rotating member. In the first stage range of torsional characteristics, no slip occurs in the first small friction generating mechanism and the first large friction generating mechanism. As a result, low hysteresis torque characteristics can be obtained when minute torsional vibrations occur in the first stage range. When a minute torsional vibration is input in the second stage range, the first small friction generating mechanism acts within a predetermined rotation direction angle to generate a small hysteresis torque, and against a torsional vibration exceeding the predetermined rotation direction angle. Generates a large hysteresis torque by sliding the first large friction generating mechanism. Here, the first small friction generating mechanism does not slip in the first stage range, but only slides against minute torsional vibration in the second stage range. As a result, the hysteresis torque for the minute torsional vibration in the second stage range is larger than the hysteresis torque in the first stage range. Therefore, it is possible to sufficiently increase the hysteresis torque for the minute torsional vibration in the second stage range while maintaining the hysteresis torque for the minute torsional vibration in the first stage range at an appropriate value.
[0012]
In addition, this damper mechanism The first friction coupling mechanism has a first intermediate member. The first intermediate member forms the first small friction generating mechanism between the intermediate member and one of the second rotating members, and forms the first large friction generating mechanism between the other. In this damper mechanism, the first intermediate member does not slip with respect to both the intermediate member and the second rotating member in the first stage range, and the intermediate member against torsional vibration within a predetermined rotational direction angle in the second stage range. And a second rotating member, and a high hysteresis torque is generated by sliding between the other and a torsional vibration of a predetermined rotational direction angle or more.
[0013]
This damper mechanism A second friction coupling mechanism is further provided. The second friction coupling mechanism is a mechanism arranged to act in parallel with the first elastic member between the first rotating member, the intermediate member, and the second rotating member. The second friction coupling mechanism has a second small friction generating mechanism and a second large friction generating mechanism. The second small friction generating mechanism operates within a predetermined rotational direction angle. The second large friction generating mechanism is arranged in series with the second small friction generating mechanism and generates a larger friction than the second small friction generating mechanism.
[0014]
In this damper mechanism, the second small friction generating mechanism does not slip in the first stage range but slides in the second stage range with respect to minute torsional vibration. Thus, by providing the second small friction generating mechanism that slides only in the second stage range with respect to minute torsional vibration, the magnitude of the hysteresis torque of both can be changed. Claim 2 In the damper mechanism described in Claim 1 The second friction coupling mechanism has a second intermediate member. The second intermediate member forms a second small friction generating mechanism between the intermediate member and one of the first rotating members, and is engaged with the other through a predetermined gap in the rotation direction. A second large friction generating mechanism is formed therebetween.
[0015]
Claim 3 The damper mechanism described in Claim 1 or 2 And further comprising a friction coupling mechanism. The friction coupling mechanism frictionally engages the first rotating member and the second rotating member in the rotation direction, and generates a smaller friction than the first large friction coupling mechanism. In this damper mechanism, the friction coupling mechanism always slides when the first rotating member and the second rotating member rotate relative to each other.
[0016]
Claim 4 The damper disk assembly described in (1) includes a hub, a hub flange, a first elastic member, first and second plate members, a second elastic member, and a first-stage friction plate. The hub is connected to the shaft. The hub flange is engaged with the hub so as to be relatively rotatable within a predetermined torsion angle range. The first elastic member elastically connects the hub and the hub flange in the rotational direction. The first and second plate members are fixed to each other on both sides in the axial direction of the hub flange on the outer peripheral side of the hub. The second elastic member elastically connects the first and second plate members and the hub flange in the rotational direction. The second elastic member has higher rigidity than the first elastic member. The second-stage friction plate is disposed between the second plate member and the hub flange in the axial direction. The second-stage friction plate forms a first small friction engagement portion that frictionally engages with one of the second plate member and the hub flange with a predetermined clearance in the rotational direction, and the first friction engagement portion with the other. A large friction engagement portion is formed.
[0017]
In this damper disk assembly, when torque is input to the first and second plate members, the torque is transmitted to the hub in the order of the second elastic member, the hub flange, and the first elastic member. When torque vibration is input to the first and second plate members, the first and second plate members and the hub rotate relative to each other to compress the first elastic member and the second elastic member. In the first stage range of torsional characteristics, the first elastic member is compressed and low rigidity characteristics are obtained. In this first stage range, the second stage friction plate does not slide with other members. In the second stage range of torsional characteristics, the second elastic member is compressed and high rigidity characteristics are obtained. When a minute torsional vibration is input in the second stage range, the second stage friction plate is formed between the second plate member and one of the hub flanges within the circumferential angle of a predetermined gap. It slides at the small friction engagement part. Thereby, a hysteresis torque larger than the first stage range is obtained. When a twist larger than the circumferential angle of the predetermined gap occurs, the second-stage friction plate slides at the first friction engagement portion formed between the second plate member and the other of the hub flanges. Thereby, a high hysteresis torque in the second stage range is obtained. In this damper disk assembly, by providing a second-stage friction plate that does not slide in the first stage range but slides in the second stage range with respect to the minute torsional vibration, the hysteresis torque for the minute torsional vibration is reduced to the first and second stages. It can be different in the eye range.
[0018]
In addition, this damper disk assembly A first-stage friction plate is further provided. The first-stage friction plate is disposed between the first plate member and the hub flange in the axial direction. The first-stage friction plate is engaged with the hub so as to be relatively rotatable up to a predetermined angle range. The first-stage friction plate forms a second small friction engagement portion by contacting one of the first plate and the hub flange, and forms a second large friction engagement portion by contacting the other.
[0019]
In this damper disk assembly, the first-stage friction plate does not slide in the first-stage range with respect to minute torsional vibrations, but slides at the second small friction engagement portion in the second-stage range. As described above, by providing the first-stage friction plate that does not slip in the first stage range with respect to the minute torsional vibration but slides in the second stage range, the first-stage range and the second-stage range with respect to the minute torsional vibration are provided. The generated hysteresis torque can be varied.
[0020]
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 and the like input from the flywheel side due to elasticity of a spring or the like and generation of frictional resistance.
[0021]
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 arrow 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 arrow R2 side.
[0022]
The clutch disk assembly 1 mainly includes an input rotating body 2 (clutch plate 21, retaining plate 22, clutch disk 23), a hub 3, and a damper mechanism disposed between the input rotating body 2 and the hub 3. 4. The damper mechanism 4 includes first and second springs 7 and 8 and a plurality of friction mechanisms A to F.
[0023]
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, the axial interval is determined and the unit plate rotates integrally.
[0024]
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.
[0025]
Four window holes 35 are formed in the outer peripheral portions of the clutch plate 21 and the retaining plate 22 at equal intervals in the rotation direction. In each window hole 35, cut-and-raised portions 35a and 35b are formed on the inner peripheral side and the outer peripheral side, respectively. The cut-and-raised portions 35a and 35b are for restricting movement of the second spring 8 described later in the axial direction and radial direction. The window hole 35 is formed with contact surfaces 36 that contact or approach the end of the second spring 8 at both ends in the circumferential direction.
[0026]
A central hole 37 is formed in each of the clutch plate 21 and the retaining plate 22. A spline hub as the hub 3 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 rotation direction, a notch 56 for accommodating a first spring 7 described later, and the like. The notches 56 are formed at two locations facing each other in the radial direction.
[0027]
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 through the first spring 7 in the rotational direction, and is further elastically connected to the input rotating body 2 through the second spring 8 in the rotational direction.
As shown in detail in FIG. 7, 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. The term “stopper” as used herein refers to a structure that allows relative rotation of both members up to a predetermined angle, but prohibits relative rotation beyond the predetermined angle. A first gap is secured between the outer peripheral teeth 55 and the inner peripheral teeth 59 on both sides in the circumferential direction. The first gap makes the hub 3 and the hub flange 6 relatively rotatable. The circumferential angle of the first gap is defined as θ1. Assuming that the circumferential angle of the gap on the R2 side when viewed from the outer peripheral teeth 55 is θ1p and the circumferential angle of the gap on the R1 side is θ1n, the sum of θ1p and θ1n is θ1. θ1p and θ1n are different, and θ1p is larger than θ1n.
[0028]
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. The first springs 7 are arranged in the notches 56 and 67 one by one. The first spring 7 is a low-rigidity coil spring, and the two first springs 7 act in parallel. The first spring 7 is engaged with both ends of the notches 56 and 67 in the circumferential direction via the spring seat 7a. With the above structure, when the hub 3 and the hub flange 6 rotate relative to each other, the first spring 7 is compressed in the rotational direction within the range of the circumferential angle θ1 of the first gap.
[0029]
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. As shown in FIGS. 5 and 6, the edge of the window hole 41 is composed of a contact portion 44 on both sides in the circumferential direction, an outer peripheral portion 45 on the outer peripheral side, and an inner peripheral portion 46 on the inner peripheral side. . The outer peripheral portion 45 is formed continuously and closes the outer peripheral side of the window hole 41. Note that a part of the outer peripheral side of the window hole 41 may be opened outward in the radial direction. In the hub flange 6, notches 42 are formed between the circumferential directions of the window holes 41. The notch 42 has a fan shape in which the circumferential length increases from the inside in the radial direction toward the outside, and the edge surfaces 43 are formed on both sides in the circumferential direction. A notch 64 is formed in the inner peripheral portion 46. The notch 64 is formed in the middle of the inner circumferential portion 46 in the circumferential direction and has a predetermined width in the circumferential direction.
[0030]
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 48 of the hub flange 6. The protrusion 49 extends long in the rotation direction, and stop surfaces 51 are formed at both ends in the circumferential direction. The protrusion 49 has a shorter width in the circumferential direction than the window hole 41 and is formed at a substantially intermediate position in the circumferential direction. That is, the stopper surface 50 of the protrusion 49 is disposed further inward in the circumferential direction than the edge surface 43 of the notch 42 with respect to the window hole 41, and further inward in the circumferential direction from the contact portion 44 of the window hole 41. Has been placed. The protrusions 49 may be provided with stopper surfaces at both ends in the circumferential direction, and do not necessarily require intermediate portions in the circumferential direction. That is, the protrusions may have a shape provided at two locations in the circumferential direction in order to form both-side stopper surfaces.
[0031]
The structure of the hub flange 6 described above will be described again using other expressions. The hub flange 6 has an annular portion on the inner peripheral side, and has a plurality of projecting portions 47 projecting radially outward from the annular portion. In this embodiment, four protrusions 47 are formed at equal intervals in the rotation direction. The protrusion 47 is formed long in the rotation direction, and the above-described window hole 41 is formed therein.
[0032]
Further, the protruding portion 47 will be described in another expression. The protruding portion 47 connects two circumferential side window frame portions 91 extending in the radial direction and the radially outer ends of the circumferential side window frame portions 91 to each other. It is comprised from the outer peripheral side window frame part 92. FIG. The circumferentially inner end window frame 91 has a contact portion 44 on the inner side in the circumferential direction and an edge surface 43 on the outer side in the circumferential direction. A radially inner side of the outer peripheral side window frame portion 92 is an outer peripheral portion 45, and a radially outer side is an outer peripheral edge 48. The protrusion 49 is formed on the outer peripheral edge 48. The notch 42 described above is a space between the window frame portions 91 at both ends in the circumferential direction of the protruding portion 47 adjacent in the rotation direction.
[0033]
The second spring 8 is an elastic member, that is, a spring used for the damper mechanism 4 of the clutch disk assembly 1. Each second spring 8 is composed of a pair of coil springs arranged concentrically. Each second spring 8 is larger than each first spring 7 and has a large spring constant. The second spring 8 is accommodated in each of the window holes 41 and 35. The second spring 8 extends long in the rotation direction of the clutch disk assembly 1 and is disposed over the entire window hole 41. Both ends in the circumferential direction of the second spring 8 are in contact with or close to the contact portion 44 and the contact surface 36 of the window hole 41. The torque of the plates 21 and 22 can be transmitted to the hub flange 6 via the second spring 8. When the plates 21 and 22 and the hub flange 6 rotate relative to each other, the second spring 8 is compressed between them. Specifically, the second spring 8 is compressed in the rotational direction between the contact surface 36 and the contact portion 44 on the opposite side in the circumferential direction. At this time, the four second springs 8 act in parallel.
[0034]
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 thickness of the retaining plate 22 in the radial direction. The stopper portion 32 has stopper surfaces 50 on both sides in the circumferential direction. The radial position of the fixing portion 33 corresponds to the outer peripheral side portion of the window hole 41, and the circumferential position is between the window holes 41 adjacent in the rotation direction. As a result, the fixing portion 33 is disposed corresponding to the notch 42 of the hub flange 6. The notch 42 is formed larger than the fixing portion 33. Therefore, when the retaining plate 22 is moved in the axial direction with respect to the clutch plate 21 during assembly, the fixing portion 33 can move through the notch 42. . The fixing portion 33 is in contact with the connection portion 24c of the cushioning plate 24 in parallel and from the transmission side. A hole 33a is formed in the fixing portion 33, and the aforementioned rivet 27 is inserted into the hole 33a. 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.
[0035]
Next, the 2nd stopper 10 which consists of the stopper part 32 and the protrusion 49 of the plate-shaped connection part 31 is demonstrated. The second stopper 10 is a mechanism for allowing relative rotation within the circumferential angle θ2 of the torsional angle between the hub flange 6 and the input rotator 2 and restricting relative rotation of both members when the angle is greater than that. .
In the plan view, the plate-like connecting portion 31 is located in the circumferential direction between the circumferential directions of the window holes 41, in the notches 42, and between the circumferential directions of the protrusions 49. Further, the radial position of the stop surface 51 of the plate-like connecting portion 31 is further outward in the radial direction than the outer peripheral edge 48 of the hub flange 6. That is, the stopper portion 32 and the protrusion 49 have substantially the same radial position. For this reason, the stopper part 32 and the protrusion 49 can contact each other when the twist angle between the hub flange 6 and the plates 21 and 22 is increased. In a state where the stop surface 51 of the stopper portion 32 and the stopper surface 50 of the protrusion 49 are in contact with each other, the stopper portion 32 is positioned on the outer side in the radial direction of the protrusion 47 of the hub flange 6, that is, the window hole 41. That is, the stopper portion 32 can enter further inward in the circumferential direction than the protruding portion 47 and the window hole 41.
[0036]
The advantages of the second stopper 10 described above will be described. Since the stopper part 32 is plate-shaped, the circumferential direction angle can be shortened compared with the conventional stop pin. Further, the stopper portion 32 has a significantly shorter radial length than a conventional stop pin. That is, the length of the stopper portion 32 in the radial direction is only the same as the thickness of the plates 21 and 22. This means that the substantial radial length of the second stopper 10 is limited to a short portion corresponding to the plate thickness of the plates 21 and 22.
[0037]
The stopper portion 32 is disposed at the outer peripheral edge portion of the plates 21, 22, that is, the outermost peripheral position, and the radial position of the stopper portion 32 is further radially outward than the radial position of the protruding portion 47, particularly the outer peripheral edge 48 of the window hole 41. It is. Thus, since the stopper part 32 exists in the position which is different in the radial direction from the window hole 41, the stopper part 32 and the window hole 41 do not interfere with each other in the rotation direction. As a result, the maximum twist angle of the damper mechanism 4 by the second spring 8 and the twist angle of the second spring 8 can both be increased. As a result, it is possible to realize a wide angle and low rigidity in the second stage of torsional characteristics. As a result, it is possible to reduce the push-up shock when moving from the first stage to the second stage, and to further reduce abnormal noise during traveling. When the stopper portion is at the same radial position as the window hole, the torsion angle of the damper mechanism 4 by the second spring and the circumferential angle of the window hole interfere with each other, and the wider angle of the damper mechanism 4 and the spring Low rigidity cannot be realized.
[0038]
In particular, since the radial length of the second stopper 10 is significantly shorter than that of the conventional stop pin, the outer diameter of the plates 21 and 22 is extremely large even if the second stopper 10 is provided on the radially outer side of the window hole 41. It doesn't get bigger. Moreover, the radial direction length of the window hole 41 is not extremely shortened.
A second gap is secured between the protrusion 49 and the stopper portion 32. Let the angle in the circumferential direction of the second gap be θ2. When the circumferential direction angle of the gap between the protrusion 49 and the R2 side stopper portion 32 is θ2p and the circumferential angle of the gap between the protrusion 49 and the R1 side stopper portion 32 is θ2n, θ2 is the sum of θ2p and θ2n. θ2p and θ2n are different, and θ2p is larger than θ2n. In order to realize the relationship between θ2p and θ2n described above, the protrusions 49 are arranged in the circumferential direction of the stopper portion 32 so as to be shifted in the circumferential direction from the center position. More specifically, the circumferential center position of the protrusion 47 is located on the R1 side from the circumferential center position of the stopper 32.
[0039]
The intermediate plates 11A and 11B are 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 intermediate plates 11A and 11B include a first intermediate plate 11A disposed on the axial direction engine side of the hub flange 6 and a second intermediate plate 11B disposed on the axial transmission side of the hub flange 6. Both plates 11 </ b> A and 11 </ b> B are disk-like or annular plate members, and constitute 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 first intermediate plate 11A. 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. 7, the inner peripheral teeth 66 are wider in the circumferential direction than the inner peripheral teeth 59, and both ends protrude from both sides in the circumferential direction. The inner peripheral teeth 66 are arranged with a third gap in the rotational direction from the outer peripheral teeth 55 of the hub 3. That is, the hub 3 and the first intermediate plate 11A can be relatively rotated by the third gap. In other words, the outer peripheral teeth 55 and the inner peripheral teeth 66 form the third stopper 12 that regulates the relative rotation angle between the hub 3 and the first intermediate plate 11A. More specifically, as shown in FIG. 7, a third gap is secured between the outer peripheral teeth 55 and the inner peripheral teeth 66. The circumferential direction angle of the third gap is θ3. θ3 is the circumferential angle θ3p of the gap between the outer peripheral tooth 55 and the inner peripheral tooth 66 on the R2 side, and the circumference of the gap between the outer peripheral tooth 55 and the inner peripheral tooth 66 on the R1 side. This is the sum of the direction angle θ3n. θ3p and θ3n are different, and θ3p is larger than θ3n. Note that θ3p is smaller than θ1p, and θ3n is smaller than θ1n. For example, θ3 is in the range of 8 to 12 degrees.
[0040]
The second intermediate plate 11B is formed with a plurality of protrusions 61 extending outward in the radial direction. Each protrusion 61 is disposed between the window holes 41 of the hub flange 6. A semicircular alignment notch 61 a is formed at the tip of the protrusion 61. The notch 61 a corresponds to an alignment notch 98 formed in the hub flange 6 and an alignment hole formed in the plates 21 and 22.
[0041]
An engaging claw 68 extending toward the axial transmission side is formed between the protrusions 61 on the outer peripheral edge of the second intermediate plate 11B. The engaging claw 68 extends into a notch 64 formed in the window hole 41 of the hub flange 6. As shown in FIG. 8, a fourth gap is secured between both circumferential ends of the engaging claw 68 and both circumferential ends of the notch 64. The magnitude of the circumferential angle of the fourth gap is defined as θ4. In other words, the second intermediate plate 11B is rotatable relative to the hub flange 6 within the circumferential angle θ4 of the fourth gap. That is, the fourth stopper 14 is formed by the engaging claw 68 and the notch 64. θ4 is smaller than θ3. The circumferential angle of the gap between the engaging claw 68 and the notch 64 end face on the R1 side is θ4p, and the circumferential angle between the notch 64 end face on the R2 side is θ4n. The sum of θ4p and θ4n is θ4. For example, θ4 is about 0.2 to 3 degrees.
[0042]
Spacers 63 are disposed between the intermediate plates 11A and 11B and the hub flange 6, respectively. The spacer 63 is an annular plate member disposed between the inner peripheral portion of each of the intermediate plates 11A and 11B and the inner peripheral side annular portion of the hub flange 6. The spacer 63 is fixed to the intermediate plates 11A and 11B. A coating for reducing the friction coefficient is applied to the surface (first and second small friction mechanisms B, C) of the spacer 63 facing the hub flange 6 and in contact therewith.
[0043]
In this embodiment, the first intermediate plate 11A and the second intermediate plate 11B are not connected to each other. Therefore, a member such as a pin for fixing the both becomes unnecessary. Further, it is not necessary to process a hole or a notch for allowing the pin to pass through the hub flange 6.
Next, each member constituting the friction mechanism will be described. The second friction washer 72 is disposed between the inner peripheral portion of the transmission-side intermediate plates 11 </ b> A and 11 </ b> B and the inner peripheral portion of the retaining plate 22. The second friction washer 72 is mainly composed of a resin main body 74. The friction surface of the main body 74 is in contact with the transmission side surface of the second intermediate plate 11B. An engaging portion 76 extends from the inner peripheral portion of the main body 74 to the transmission side. The engaging portion 76 is engaged with the retaining plate 22 so as not to be relatively rotatable and is locked in the axial direction. A plurality of recesses 77 are formed on the inner peripheral transmission side of the main body 74. A second cone spring 73 is disposed between the main body 74 and the retaining plate 22. The second cone spring 73 is disposed in a compressed state between the main body 74 of the second friction washer 72 and the retaining plate 22. As a result, the friction surface of the second friction washer 72 is strongly pressed against the first intermediate plate 11A. 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 made of resin. The first friction washer 79 is mainly composed of an annular main body 81, and a plurality of protrusions 82 extend radially outward from the annular main body 81. The main body 81 is in contact with the flange 54, and the plurality of protrusions 82 are engaged with the recesses 77 of 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 is made of a material having a lower coefficient of friction 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.
[0044]
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 first intermediate plate 11A. 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 has an annular main body 87 and a plurality of engaging portions 88 extending from the annular main body 87 toward the axial engine side. The main body 87 has a friction surface that comes into contact with the first intermediate plate 11A. The engaging portion 88 is engaged with a hole formed in the clutch plate 21 so as not to be relatively rotatable. Further, the engaging portion 88 has a claw portion that comes into contact with the side surface of the clutch plate 21 in the axial direction engine. 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.
[0045]
In the friction mechanism described above, the first large friction mechanism A is formed between the fourth friction washer 86 and the first intermediate plate 11A (specifically, the spacer 63A), and the second friction washer 72 and the second intermediate washer. A second large friction mechanism D is formed between the plate 11B (specifically, the spacer 63B). Further, a first small friction mechanism B is formed between the first intermediate plate 11A and the hub flange 6, and a second small friction mechanism C is formed between the hub flange 6 and the second intermediate plate 11B. . Further, a third small friction mechanism E is formed between the first friction washer 79 and the flange 54, and a fourth small friction mechanism F is formed between the third friction washer 85 and the flange 54.
[0046]
The urging force of the first cone spring 80 acts on the third and fourth small friction mechanisms E, F, and the repulsive force of the second cone spring 73 is the same as that of the first and second large friction mechanisms A, D and the first. And the second small friction mechanisms B and C.
The magnitude of the hysteresis torque generated by each large friction mechanism A, D is significantly larger than each small friction mechanism B, C, E, F. Further, the hysteresis torque generated by the first and second small friction mechanisms B and C is larger than the hysteresis torque generated by the third and fourth small friction mechanisms E and F.
[Overview of damper mechanism operation]
In this damper mechanism 4, the hysteresis torque is made different by changing the operating portion of the hysteresis torque generating section in the first stage AC (operation of the damper against minute torsional vibration) and the second stage AC. Further, in the first stage AC and the second stage AC, the AC operating angles are made different by providing circumferential clearances at different positions to ensure an allowable operating angle. As a result, with respect to minute torsional vibrations, both the hysteresis torque and the operating angle can be made different between the first stage and the second stage. In this embodiment, with respect to minute torsional vibrations, characteristics of higher hysteresis torque and smaller torsion angle are realized in the second stage range than in the first stage range.
[0047]
Furthermore, in the damper mechanism 4, the hysteresis torque is varied by changing the configuration of the hysteresis torque generating unit in the first stage DC (operation of the damper against large torsional vibration) and the second stage DC. In this way, the hysteresis torque is made different between the first stage AC and the second stage AC, and the hysteresis torque is made different between the first stage DC and the second stage DC.
[0048]
To summarize the above, the third stopper 12 (third gap) and the fourth stopper 14 (fourth gap) are defined as the first stage range in which the number of the friction mechanisms A to F to be operated with respect to minute torsional vibration. Different from the second stage range. Specifically, only the third and fourth small friction mechanisms E and F slip at the first stage AC operating angle, and the first and second small friction mechanisms B and C slip at the second stage AC operating angle. Yes. As described above, the first and second small friction mechanisms B and C generate smaller friction than the first large friction mechanism A by sliding in the second stage range with respect to minute torsional vibrations. It is a friction mechanism that does not slip in the range. As a result, the magnitude of the hysteresis torque for the minute torsional vibration in the first stage range is different from the magnitude of the hysteresis torque for the minute torsional vibration in the second stage range. The first large friction mechanism A does not slip when a minute torsional vibration occurs in the first stage range, and slips when a minute torsional vibration occurs in the second stage range. As described above, since the first and second small friction mechanisms B and C that cause slipping in only one of the first-stage range of micro-torsional vibration and the second-stage micro-torsional vibration are included, The hysteresis torque in the second stage range can be increased while keeping the hysteresis torque value sufficiently small. For minute torsional vibrations in the first stage range, only the third and fourth small friction mechanisms E and F slip and generate a smaller friction than the first large friction mechanism A.
[0049]
Further, the third stopper 12 (third gap) and the fourth stopper 14 (fourth gap) are configured so that the number of operating the friction mechanisms A to F with respect to large torsional vibration is set to the first stage range and the second stage. Different eye range. Specifically, only the first large friction mechanism A 1 slides at the first stage DC angle, and the second large friction mechanism D slides at the second stage DC angle in addition to it. That is, the first large friction mechanism A frictionally engages the hub 3 and the input rotating body 2 in the rotational direction, and slides in the first stage range and the second stage range with respect to large torsional vibration. This is a friction mechanism that does not slip in the first stage range and the second stage range against vibration. The second large friction mechanism D frictionally engages the hub 3 and the input rotating body 2 in the rotation direction, and does not slip in the first stage range and the second stage range with respect to minute torsional vibrations. On the other hand, it is a friction mechanism that does not slide in the first stage range but slides in the second stage range. As a result, a large hysteresis torque can be generated in the second stage range for large torsional vibrations twisted on both sides of the second stage positive and negative, and both ends of the torsional vibrations twisted on both sides of the first stage positive and negative. The jumping phenomenon can be suppressed by generating a hysteresis torque that is not extremely large.
[Detailed explanation of damper mechanism operation]
FIG. 9 is a mechanical circuit diagram of the damper mechanism 4 of the clutch disk assembly 1. This mechanical circuit diagram explains the relationship between the respective members in a state where the hub 3 is twisted from the neutral position to the R2 side with respect to the input side rotating body 2 (positive side region in the torsional characteristic diagram). For this reason, the relationship in the rotational direction of each member in the damper mechanism 4 is schematically depicted. Therefore, the member which rotates integrally is represented as the same member. FIG. 9 shows a state of each component in which the clutch disk assembly 1 is in a neutral state.
[0050]
Further, in this specification, “small torsional vibration” is a torque fluctuation with a small amplitude, and torque fluctuation caused by engine combustion or the like is caused to the clutch disk assembly 1 during engine idling or normal running. Arise. “Large torsional vibration” refers to a vibration of a torque having a large amplitude, and refers to a vibration that is twisted at an angle larger than at least a twisting angle caused by a minute torsional vibration. When a large torsional vibration occurs, the damper mechanism 4 is twisted beyond the first stage range, twisted over the first stage range and the second stage range, or twisted between the second stage on both positive and negative sides. Furthermore, the “first stage range of torsional characteristics” refers to the area of small torsional angles that spread across both sides of the torsional angle zero in the torsional characteristic diagram, and a low-rigidity spring is twisted. The characteristics of low rigidity are obtained. The “second stage range of torsional characteristics” refers to a region of a large torsion angle that extends over both the positive and negative sides of the first stage range, and high rigidity characteristics can be obtained by twisting a highly rigid spring. . The “second stage range of torsional characteristics” includes a case where the rigidity changes midway due to the operation of a plurality of springs. In other words, the “second stage range of torsional characteristics” includes all regions beyond the “first stage range of torsional characteristics”.
[0051]
As is clear from FIG. 9, a plurality of members for constituting the damper mechanism 4 are arranged between the input rotating body 2 and the hub 3. 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 first spring 7 in the rotational direction. The hub flange 6 is elastically connected to the input rotator via the second spring 8 in the rotational direction. Thus, the 1st spring 7 and the 2nd spring 8 are arrange | positioned so that it may act in series via the hub flange 6 as an intermediate member. A first stopper 9 is formed between the hub flange 6 and the hub 3. The first spring 7 is compressible in the positive first stage θ1p range of the first stopper 9. A second stopper 10 is formed between the hub flange 6 and the input rotating body 2. The second spring 8 is compressible in the positive second stage θ2p range of the second stopper 10. With the above structure, the first spring 7 is compressed in the first stage range, and the second spring 8 is compressed in the second stage range. Since the rigidity of the entire first spring 7 is set to be much smaller than the rigidity of the entire second spring 8, the second spring 8 is hardly compressed in the first stage range.
[0052]
The first intermediate plate 11 </ b> A is disposed between the hub 3 and the hub flange 6. The first intermediate plate 11A is engaged with the hub 3 so as to be relatively rotatable in the third stopper 12 within the range of θ3, and is frictionally engaged with the hub flange 6 by the first small friction mechanism B. . Further, the first intermediate plate 11A is frictionally engaged with the input rotating body 2 by the first large friction mechanism A. That is, the first small friction mechanism B and the second large friction mechanism A constitute a second friction coupling mechanism. First small friction mechanism B Acts only within the circumferential twist angle θ3. The first large friction mechanism A is First small friction mechanism B Are arranged in series with each other, so that only acting at a twist angle θ3 or more First small friction mechanism B Generates greater friction. With the above structure, the first intermediate plate 11A does not slide in the friction mechanisms A and B until the hub 3 comes into contact, and after that, the first intermediate plate 11A slides in the friction mechanisms A and B after the hub 3 comes into contact. Further, when only the hub flange 6 rotates relative to the first intermediate plate 11A, slip occurs only in the first small friction mechanism B, and when both the input rotating body 2 and the hub flange 6 rotate relative to the first intermediate plate 11A, friction occurs. Slip occurs in mechanisms A and B.
[0053]
The second intermediate plate 11B can be rotated relative to the hub flange 6 within θ4 at the fourth stopper 14 and is frictionally engaged by the second small friction mechanism C. Further, the second intermediate plate 11B is frictionally engaged with the input rotating body 2 by the second large friction mechanism D. In other words, the second small friction mechanism C and the second large friction mechanism D constitute a first friction coupling mechanism. The second small friction mechanism C acts within the circumferential angle θ4. The second large friction mechanism D is arranged to act in series with the second small friction mechanism C, and acts at a circumferential angle θ4 or more. With the above structure, the second intermediate plate 11B always slides with the second small friction mechanism C when rotating relative to the hub flange 6, and does not always slip with the second small friction mechanism C when not rotating relative to the hub flange 6. Further, the second intermediate plate 11B slides with the second large friction mechanism D when rotating relative to the input rotating body 2.
[0054]
Since the third and fourth small friction mechanisms E and F are formed between the input rotator 2 and the hub 3, they always slip when the input rotator 2 and the hub 3 rotate relative to each other.
Next, the operation of the damper mechanism 4 in the clutch disk assembly 1 will be described in detail with reference to the mechanical circuit diagrams of FIGS. FIG. 10 is a torsional characteristic diagram based on the following operation. The following description is an operation when the input rotator 2 is fixed to another member and the hub 3 is twisted to the R2 side. That is, as shown in FIG. 10, the operation in the positive region of the torsional characteristic diagram is described.
[0055]
FIG. 11 corresponds to 0 degrees in FIG. In FIG. 11, the first intermediate plate 11A and the second intermediate plate 11B are at the most twisted position on the R1 side.
From the state of FIG. 11, the hub 3 is twisted to the R2 side. At this time, the first spring 7 is compressed and the hub 3 and the hub flange 6 rotate relative to each other. At this time, since slip occurs only by the third and fourth small friction mechanisms E and F, the characteristics of low rigidity and low hysteresis torque can be obtained. When the twist angle reaches θ3, the third stopper 12 abuts as shown in FIG. 12, and thereafter the first intermediate plate 11A rotates integrally with the hub 3. For this reason, slip occurs between the first large friction mechanism A and the first small friction mechanism B in addition to the slip between the third and fourth small friction mechanisms E and F. For this reason, a relatively large hysteresis torque is obtained at both ends of the first stage range. When the torsion angle is further increased and the torsion angle becomes the angle a (= θ1p), the first stopper 9 makes contact as shown in FIG. Thereafter, the first spring 7 is not compressed and only the second spring 8 is compressed. When the torsion angle reaches the angle b (= θ1p + θ2p), the relative rotation between the input rotating body 2 and the hub 3 stops.
[0056]
In the initial stage of the second stage range, slip occurs between the first large friction mechanism A and the second small friction mechanism C, and a relatively large hysteresis torque is obtained. When the twist angle is increased by θ4 from the angle a, the fourth stopper 14 comes into contact as shown in FIG. Thereafter, slip occurs between the first large friction mechanism A and the second large friction mechanism D, and the largest hysteresis torque is obtained. The high hysteresis torque in the second stage range is larger than the high hysteresis torque generated at both ends of the first stage range. Thereby, the damping property of the vibration is improved with a large hysteresis torque against the low frequency vibration. Further, by increasing the hysteresis torque, the peak value of the resonance point is lowered, and it has the effect of lowering the peak of the rattling noise during running and the booming noise.
[0057]
When the hub 3 returns to the R1 side from the state of FIG. 14, the first small friction mechanism B and the second small friction mechanism C initially slip. When the angle returning to the R1 side becomes θ4, the fourth stopper 14 comes into contact as shown in FIG. 15, and thereafter the first small friction mechanism B and the second large friction mechanism D slip. When the angle returning to the R1 side becomes θ3, the third stopper 12 abuts as shown in FIG. 16, and thereafter the first large friction mechanism A and the second large friction mechanism D slip. When the angle is equal to or smaller than the angle a, the second spring 7 extends and slip occurs between the first large friction mechanism A and the first small friction mechanism B. This is because, in the operation of returning from the second stage range to the first stage range, the first large friction mechanism A and the first small friction mechanism B are operated over the entire first stage range, and a relatively large hysteresis torque is generated. . In other words, for the vibration with a large torsion angle, the entire first stage range becomes a region of high hysteresis torque. For this reason, the damping characteristic with respect to the vehicle longitudinal vibration can be improved.
[0058]
17 to 20 are diagrams showing actual torsional characteristics with respect to various torsional vibrations. FIG. 17 shows a twisted state between the positive first stage range and the negative second stage range. It can be seen that the hysteresis torque H1 is generated in the first stage range, and the hysteresis torque H2 larger than the first stage range is generated in the second stage range.
FIG. 18 shows a state when twisted between the positive second stage end and the negative second stage end. Here, in the first stage range, the first large friction mechanism A and the first small friction mechanism B slide over the entire first stage, and a relatively large hysteresis torque H1 is obtained. It can be seen that in the second stage range, a greater hysteresis torque H2 is generated than in the first stage range. As a result, good vibration damping characteristics can be obtained against large torsional vibrations such as shocks and squeaks that twist between the positive and negative second stage ranges.
[0059]
FIG. 19 shows the characteristics when a minute torsional vibration is input during idling in the neutral position. In the mechanical circuit diagram, the hub 3 repeats torsional motion within θ3 with respect to the input rotating body 2 and the hub flange 6 in the neutral state of FIG. Here, only the third and fourth small friction mechanisms E and F slip in the first stage range, and the low hysteresis torque H3 is generated.
[0060]
FIG. 20 shows a state where the amplitude of the minute torsional vibration is large and acts up to the second stage range when the minute torsional vibration during idling in the neutral position is input. Here, since a region of high hysteresis torque in which the first large friction mechanism A and the first small friction mechanism B slide at both ends of the first stage range is obtained, a one-to-one jumping phenomenon hardly occurs. Note that the high hysteresis torque in the first stage range is smaller than the high hysteresis torque in the second stage range, so that the jumping phenomenon is less likely to occur. The jumping phenomenon is within the range of the first stage due to a change in drag torque due to a change in transmission oil temperature or an increase in engine speed fluctuation due to an electric load, etc. This is a phenomenon in which the fluctuation in rotational speed hits the second-stage wall and rebounds greatly, hits and rebounds on the opposite wall, and the rattling sound level is greatly deteriorated. When the hysteresis torque of the first stage range and the hysteresis torque of the second stage range for large torsional vibration are the same (when the first stage hysteresis torque is not smaller than the second stage hysteresis torque), FIG. Since an extremely large high hysteresis torque region as shown by the broken line is generated, it has an adverse effect on the suppression of the jumping phenomenon.
[0061]
FIG. 21 shows the characteristics when twisted between the first stage on the negative side and the second stage on the positive side. When a minute torsional vibration is input in both the positive and negative ranges in the second stage range, the second small friction mechanism B and the third small friction mechanism C slide within the range of θ4. In the mechanical circuit diagram, this corresponds to the state in which the input rotating body 2 repeats the twisting operation within θ4 with respect to the hub flange 6 and the hub 3 in the state of FIG. These small friction mechanisms B and C do not slip against minute torsional vibrations in the first stage range. As a result, the hysteresis torque H4 generated for the minute torsional vibration in the second stage range is larger than the hysteresis torque H3 (FIG. 19) generated for the minute torsional vibration in the first stage range. Therefore, it is possible to effectively attenuate the vibration with respect to the minute torsional vibration during normal traveling. In the structure of the present embodiment, the hub 3 is not hit by the first and second intermediate plates 11A and 11B during normal traveling, and wear of each component is reduced.
[Other Embodiments]
The damper mechanism according to the present invention can be used in addition to the clutch disk assembly. For example, a damper mechanism or the like that elastically connects two flywheels in the rotational direction.
[0062]
【The invention's effect】
In the damper mechanism according to the present invention, the hysteresis torque for minute torsional vibration in the second stage range is larger than the hysteresis torque in the first stage range. Therefore, it is possible to sufficiently increase the hysteresis torque for the minute torsional vibration in the second stage range while maintaining the hysteresis torque for the minute torsional vibration in the first stage range at an appropriate value.
[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. 1;
4 is a partially enlarged view of FIG. 1;
FIG. 5 is a plan view for explaining a twist angle of each part.
FIG. 6 is a plan view for explaining a twist angle of each part.
FIG. 7 is a plan view for explaining a twist angle of each part.
FIG. 8 is a partial plan view for explaining the engagement between the claw of the plate and the hub flange.
FIG. 9 is a mechanical circuit diagram of a damper mechanism.
FIG. 10 is a torsional characteristic diagram of the damper mechanism.
FIG. 11 is a mechanical circuit diagram of a damper mechanism.
FIG. 12 is a mechanical circuit diagram of a damper mechanism.
FIG. 13 is a mechanical circuit diagram of a damper mechanism.
FIG. 14 is a mechanical circuit diagram of a damper mechanism.
FIG. 15 is a mechanical circuit diagram of a damper mechanism.
FIG. 16 is a mechanical circuit diagram of a damper mechanism.
FIG. 17 is a torsional characteristic diagram with respect to various torsional vibrations.
FIG. 18 is a torsional characteristic diagram with respect to various torsional vibrations.
FIG. 19 is a torsional characteristic diagram with respect to various torsional vibrations.
FIG. 20 is a torsional characteristic diagram with respect to various torsional vibrations.
FIG. 21 is a torsional characteristic diagram with respect to various torsional vibrations.
[Explanation of symbols]
1 Clutch disc assembly
2 Input rotating body (second rotating member)
3 Hub (first rotating member)
6 Hub flange (intermediate member)
7 First spring (first elastic member)
8 Second spring (second elastic member)
9 First stopper
10 Second stopper
12 Third stopper
14 4th stopper
11A First intermediate plate (second intermediate member, first-stage friction plate)
11B Second intermediate plate (first intermediate member, second-stage friction plate)
21 Clutch plate (plate member)
22 Retaining plate (plate member)
A First large friction mechanism (second large friction generating mechanism, second large friction engaging portion)
B 1st small friction mechanism (2nd small friction generating mechanism, 2nd small friction engaging part)
C Second small friction mechanism (first small friction generating mechanism, first small friction engaging portion)
D Second large friction mechanism (first large friction generating mechanism, first large friction engaging portion)
E Third small friction mechanism (friction coupling mechanism)
F 4th small friction mechanism (friction coupling mechanism)

Claims (4)

第１回転部材と、
前記第１回転部材に相対回転可能に配置された第２回転部材と、
前記第１回転部材と前記第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、中間部材と、前記第１回転部材と前記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、前記中間部材と前記第２回転部材とを回転方向に弾性的に連結し前記第１弾性部材より剛性が高い第２弾性部材とを含む弾性連結機構と、
前記中間部材と前記第２回転部材との間で前記第２弾性部材と並列に作用するように配置された機構であって、所定回転方向角度（θ４）内で作用する第１小摩擦発生機構（Ｃ）と、前記第１小摩擦発生機構と直列に作用するように配置された第１大摩擦発生機構（Ｄ）とを有する第１摩擦連結機構とを備え、
前記第１摩擦連結機構は第１中間部材（１１Ｂ）を有し、
前記第１中間部材は、前記中間部材と前記第２回転部材の一方との間に前記第１小摩擦発生機構（Ｃ）を形成し、他方との間に前記第１大摩擦発生機構（Ｄ）を形成し、
前記第１回転部材と前記中間部材及び前記第２回転部材との間で前記第１弾性部材と並列に作用するように配置された機構であって、所定回転方向角度内で作用する第２小摩擦発生機構（Ｂ）と、前記第２小摩擦発生機構と直列に配置され前記第２小摩擦発生機構より大きい摩擦を発生する第２大摩擦発生機構（Ａ）とを有する第２摩擦連結機構をさらに備えている、
ダンパー機構。A first rotating member;
A second rotating member arranged to be rotatable relative to the first rotating member;
A mechanism for elastically connecting the first rotating member and the second rotating member in the rotational direction, and elastically connecting the intermediate member, the first rotating member, and the intermediate member in the rotational direction. An elastic coupling mechanism including a first elastic member, a second elastic member that is elastically coupled in the rotation direction to the intermediate member and the second rotating member, and has higher rigidity than the first elastic member;
A mechanism that is arranged between the intermediate member and the second rotating member so as to act in parallel with the second elastic member, and that operates within a predetermined rotational direction angle (θ4). (C) and a first friction coupling mechanism having a first large friction generating mechanism (D) arranged to act in series with the first small friction generating mechanism ,
The first friction coupling mechanism includes a first intermediate member (11B),
The first intermediate member forms the first small friction generating mechanism (C) between the intermediate member and one of the second rotating members, and the first large friction generating mechanism (D) between the other. )
A mechanism arranged to act in parallel with the first elastic member between the first rotating member, the intermediate member, and the second rotating member, wherein the second small member acts within a predetermined rotational direction angle. A second friction coupling mechanism having a friction generating mechanism (B) and a second large friction generating mechanism (A) which is arranged in series with the second small friction generating mechanism and generates a larger friction than the second small friction generating mechanism. Further equipped with,
Damper mechanism. 前記第２摩擦連結機構は第２中間部材（１１Ａ）を有し、
前記第２中間部材は、前記中間部材と前記第１回転部材の一方との間に前記第２小摩擦発生機構（Ｂ）を形成し、他方に回転方向に所定の隙間を介して係合し、前記第２回転部材との間に前記第２大摩擦発生機構（Ａ）を形成する、請求項１に記載のダンパー機構。The second friction coupling mechanism has a second intermediate member (11A),
The second intermediate member forms the second small friction generating mechanism (B) between the intermediate member and one of the first rotating members, and is engaged with the other through a predetermined gap in the rotation direction. The damper mechanism according to claim 1, wherein the second large friction generating mechanism (A) is formed between the second rotating member and the second rotating member. 前記第１回転部材と前記第２回転部材とを回転方向に摩擦係合し、前記第１大摩擦発生機構より小さな摩擦を発生する摩擦連結機構（Ｅ，Ｆ）をさらに備えている、請求項１または２に記載のダンパー機構。The first friction engagement and said a rotating member second rotary member in the rotational direction, the first frictional coupling mechanism for generating a smaller friction large friction generating mechanism (E, F) further comprises a claim The damper mechanism according to 1 or 2 . シャフトに連結されるハブと、
前記ハブに所定の捩じり角度範囲内で相対回転可能に係合するハブフランジと、
前記ハブと前記フランジとを回転方向に弾性的に連結する第１弾性部材と、
前記ハブの外周側で前記ハブフランジの軸方向両側に互いに固定されて配置された第１及び第２プレート部材（２１，２２）と、
前記第１及び第２プレート部材と前記ハブフランジとを回転方向に弾性的に連結し、前記第１弾性部材より剛性が高い第２弾性部材と、
前記第２プレート部材と前記ハブフランジとの軸方向間に配置され、前記第２プレート部材と前記ハブフランジの一方に回転方向に所定の隙間を確保して摩擦係合する第１小摩擦係合部（Ｃ）を形成し、他方に摩擦係合する第１大摩擦係合部（Ｄ）を形成する２段目フリクションプレート（１１Ｂ）と、
前記第１プレート部材と前記ハブフランジとの軸方向間に配置され、前記ハブに所定角度範囲まで相対回転可能に係合し、前記第１プレートと前記ハブフランジの一方に接触することで第２小摩擦係合部（Ｂ）を形成し、他方に接触することで第２大摩擦係合部（Ａ）を形成する１段目フリクションプレート（１１Ａ）と、
を備えたダンパーディスク組立体。A hub connected to the shaft;
A hub flange engaged with the hub so as to be relatively rotatable within a predetermined torsion angle range;
A first elastic member that elastically connects the hub and the flange in a rotational direction;
First and second plate members (21, 22) disposed on the outer peripheral side of the hub and fixed to each other on both axial sides of the hub flange;
A second elastic member that elastically connects the first and second plate members and the hub flange in a rotational direction, and has higher rigidity than the first elastic member;
A first small friction engagement that is disposed between the second plate member and the hub flange in an axial direction and frictionally engages one of the second plate member and the hub flange with a predetermined clearance in the rotational direction. A second-stage friction plate (11B) that forms a first large friction engagement portion (D) that forms a portion (C) and frictionally engages the other ,
The second plate is disposed between the first plate member and the hub flange in an axial direction, engages with the hub so as to be relatively rotatable up to a predetermined angle range, and comes into contact with either the first plate or the hub flange. A first friction plate (11A) that forms a small friction engagement portion (B) and forms a second large friction engagement portion (A) by contacting the other,
Damper disk assembly with
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