JPH0792108B2

JPH0792108B2 - 捩れ振動ダンパ

Info

Publication number: JPH0792108B2
Application number: JP60190054A
Authority: JP
Inventors: ゲルハルト・テツベ
Original assignee: フイヒテル・ウント・ザツクス・アクチエンゲゼルシヤフト
Priority date: 1984-08-30
Filing date: 1985-08-30
Publication date: 1995-10-09
Anticipated expiration: 2010-10-09
Also published as: JPS6162624A; DE3431809C2; US4687087A; FR2569803B1; DE3431809A1; GB2163831B; GB8518975D0; BR8504182A; GB2163831A; FR2569803A1

Description

【発明の詳細な説明】産業上の利用分野本発明は、特に内燃機関のパワートレーンにおける捩れ
振動を減衰するための、振幅に関連した摩擦トルクを有
する捩れ振動ダンパに関する。

従来の技術ドイツ連邦共和国実用新案第7228728号明細書に基づ
き、クラッチディスクのための捩れ振動ダンパが公知で
ある。この公知の捩れ振動ダンパの負荷運転・摩擦装置
は、この負荷運転・摩擦装置が所定の捩れ角度を進んだ
後にしか有効にならないように制御ディスクによって制
御されるようになっている。これにより、捩れ振動ダン
パの摩擦がアイドリング運転時では極めて小さく形成さ
れ、負荷運転時では比較的大きく形成されるようにな
る。

ドイツ連邦共和国特許第2418062号明細書に基づぎ公知
の捩れ振動ダンパでは、負荷運転に合わせて調整された
摩擦装置が、引張り方向（エンジンによって車両を駆動
する方向）と押し方向（車両によってエンジンを駆動す
る方向）とにおいて、それぞれ一定であるが、互いに異
なる大きさの摩擦値を有するように制御ディスクによっ
て制御される。

発明が解決しようとする問題点本発明の課題は、冒頭で述べたような捩れ振動ダンパを
改良して、従来よりも良好にパワートレーンの捩れ振動
特性に適合させることができ、しかも特に内燃機関が共
振して、その固有振動数で捩れ振動ダンパ内に比較的大
きな捩れ振動振幅が生じてしまうような運転状態に適合
させることのできるような捩れ振動ダンパを提供するこ
とである。

問題点を解決するための手段この課題を解決するためには、本発明の構成では、一方
の主部と、該主部に対して相対的に回転可能なディスク
形の他方の主部と、両主部の間に互いに直列接続されて
配置された少なくとも１対のばねとが設けられていて、
両ばねが、前記一方の主部と前記他方の主部とに対して
相対的に回転可能なディスク形の中間部を介して互いに
結合されており、さらに、前記一方の主部と前記他方の
主部との間で直接に作用する第１の摩擦装置と、前記中
間部に結合されて前記両ばねのうちの一方のばねにのみ
並列に作用する第２の摩擦装置とが設けられていて、し
かも前記第１の摩擦装置が、前記第２の摩擦装置よりも
小さな摩擦力を形成するように設定されており、前記両
摩擦装置が、前記一方の主部と前記他方の主部と前記中
間部とを形成するディスクの半径方向の内側の範囲に配
置されているようにした。

発明の効果振幅に関連した摩擦トルクを有する本発明による捩れ振
動ダンパでは、２つの摩擦装置が設けられており、第１
の摩擦装置の摩擦力は、第２の摩擦装置よりも小さく形
成され、しかも両主部の間で直接に作用する。第２の摩
擦装置は中間部と一方の主部または他方の主部との間の
２つのばねのうち一方にのみ、並列に作用する。両摩擦
装置は完全に互いに無関係に作用し、しかも互いに無関
係に調整することができる。したがって、第２の摩擦装
置の使用を意図的に行なうことができる。このような構
成を用いると、トルク負荷が高い場合でも振幅が小さい
場合には、高い摩擦力を有する第２の摩擦装置の作用領
域外で捩れ振動ダンパを作動させることが可能になる。
これによて、たとえばトルクが高くても捩れの振幅が小
さい場合には、第１の摩擦装置の比較的小さな摩擦力、
つまり車両の乗り心地を損なわないように摩擦力だけが
作用するようになる。たとえば固有振動数の通過時に形
成されるような大きな振幅が生じると、はじめて第２の
摩擦装置の高い摩擦力が作用する。

すなわち、本発明による捩れ振動ダンパでは、摩擦装置
が回転数とは全く無関係に相対回転角全体にわたって一
定であり、しかも比較的小さな摩擦力しか有しない第１
の摩擦装置は相対回転角全体にわたって有効となり、第
２の摩擦装置は、両ばねのうち一方のばねに対する並列
配置に基づき、所定の相対回転角が超えられた後でしか
使用されない。

本発明による捩れ振動ダンパは、両主部が負荷運転時
に、負荷トルクによって規定される両主部の平均的な相
対角度位置を中心にして振動する際の振動の振幅に関連
して摩擦減衰が行なわれるような、トルク・相対回転角
特性を有している。負荷運転においては、両主部がトル
ク特性に相応て、前記ばねの負荷を受けながら互いに相
対的に回動させられる。この基本値に小さな振幅の捩れ
振動が重畳されると、本発明による捩れ振動ダンパの摩
擦減衰も小さくなる。それに対して、たとえば固有振動
共鳴の励振に基づき大きな振幅の振動が重畳されると、
摩擦減衰も大きくなる。このようにして、捩れ振動ダン
パは主として自動車のパワートレーンの固有振動数領域
でのみ使用されるようになる。

本発明によれば、中間部が一方では第２の摩擦装置に結
合されていて、他方では両主部を連結するばねに結合さ
れている。この中間部は有利には、入力側の主部、つま
り捩れ振動ダンパがクラッチディスクで使用される場合
にはクラッチディスクの連行ディスクによって負荷さ
れ、したがってトルク摩擦装置の摩擦トルクよりも小さ
い場合にはばねだけを負荷する。これにより、摩擦装置
は、中間部によって負荷されたばねのプレロード力が摩
擦トルクを上回ったときにしか使用されなくなる。第２
の摩擦装置の摩擦トルクを超えないようなトルク変動時
では、第１の摩擦装置、つまり摩擦トルクの小さい方の
摩擦装置しか働かない。

捩れ振動ダンパが自動車の摩擦クラツチまたは分割され
たはずみ円板において使用される場合には、主部がハブ
ディスクと、軸方向でハブディスクの両側に配置された
２つの側板とによって形成されている。一方の側板はク
ラッチフェージングを備えた連行ディスクとして形成さ
れており、他方の側板はカバーディスクとして形成され
ている。

本発明の有利な構成では、中間部が中間ディスクを有し
ており、この中間ディスクは第１のばねを介して連行デ
ィスクに結合され、第２のばねを介してハブディスクに
結合されている。両ばねは等しいばね剛性を有している
か、または等しくないばね剛性を有していてもよい。両
ばね連行ディスクとハブディスクとに設けられた対応す
る窓に嵌め込まれている。これらの窓の寸法を適宜に設
定することにより、折れ曲がりのあるばね特性線を得る
ことができる。力の分配を改善するためには、中間部
が、有利には合同形、かつハブディスクに対して対称的
に配置されて、互いに相対回動不能に結合された２つの
個別ディスクから成っていると有利である。

捩れ振動ダンパのさらに別の有利な構成では、ハブディ
スクと、カバーディスクもしは連行ディスクとに設けら
れた窓に、各２つのばねが直列に相前後して配置されて
いる。中間部は連行部もしくは連行ウェブを有してお
り、この連行ウェブはそれぞれ、両ばねの互いに向い合
わされた端範囲の間に係合している。各ばね対の両ばね
等しいばね特性を有しているか、または互いに異なるば
ね特性を有してもよい。このような構成を用いると、摩
擦減衰の大きさを振動の振幅に関連されることができる
だけでなく、低い摩擦減衰の領域において付加的に、引
張り運転（エンジンが車体を駆動する運転）と押し運転
（車体がエンジンを駆動する運転）とにおいて、互いに
異なるばね剛性を得ることもできる。互いに異なるばね
剛性を有するばねが対で配置されると、中間ディスクは
一方の方向、たとえば引張り方向での負荷時には、まず
ばね強度の高い方のばねによって負荷され、逆に他方の
負荷方向、つまり押し方向における負荷時には、まずば
ね強度の低い方のばね、つまりばね特性線のフラットな
方のばねによって負荷される。

上で説明した構成では、中間ディスクが連行ウェブを備
えていてよい。この連行ウェブはばね対の２つのばねの
間に係合する。しかし、ハブディスクの両側に各１つの
中間ディスクが設けられていてもよく、両中間ディスク
は連行ウェブまたはガイド薄板を介して互いに結合され
ている。このガイド薄板は、両中間ディスクを互いに相
対回動不能に結合する結合部材としても働くことができ
る。

さらに、上で説明した両摩擦装置は捩れ振動ダンパのデ
ィスクの半径方向内側の範囲に配置されている。この場
合、両摩擦装置がハブディスクの互いに逆の側に設けら
れていると有利である。

実施例以下に、本発明の実施例を図面につき詳しく説明する。

第１図には、本発明による捩れ振動ダンパの原理図が示
されている。この捩れ振動ダンパは、内燃機関によって
駆動される自動車のパワートレーンにおいて、共通の回
転軸線を中心にして互いに相対的に回転可能な主部1,3
を備えている。共通の回転軸線を中心にして主部1,3に
対して相対的に回転可能に中間部５が配置されている。
主部1,3は直列に配置された一対または複数対のばね7,9
を介して回転弾性的に互いに連結されている。各ばね対
の一方のばね７は中間部５と主部１とに設けられた対応
する窓11,13に嵌め込まれている。各ばね対の他方のば
ね９は中間部５と主部３とに設けられた対応する窓15,1
7に嵌め込まれている。両主部1,3の間では、第１の摩擦
装置R₁が直接に作用している。この摩擦装置R₁は直列接
続された両ばね7,9に並列に接続されている。中間部５
と、両主部1,3のうちの一方、つまりこの実施例では捩
れ振動ダンパの入力部として働く主部３との間には、第
２の摩擦装置R₂が使用している。すなわち、第２の摩擦
装置R₂は両ばねのうちの一方、この場合にはばね９に接
続されているだけである。両摩擦装置R₁,R₂は両主部1,3
の互いに相対的な捩れ振動を減衰するようになってい
る。第２の摩擦装置R₂の摩擦トルクは第１の摩擦装置R₁
の摩擦トルクよりも大きく形成されている。複数対のば
ね7,9が設けられている場合には、直列に接続されたば
ね対が互いに並列に接続されている。

第２図および第３図には、第１図に示した捩れ振動ダン
パのトルク特性曲線が示されている。両主部の1,3の間
の相対回転角の正の値（＋α）は引張り方向を表し、負
の値（−α）は押し方向を表す。主部1,3が、無負荷の
停止位置から出発して、トルクが増大するにつれて引張
り方向に付加されると仮定する。第２図に示したよう
に、主部1,3の相対回動は、トルクを表す縦軸Ｍに書き
込まれた前記第１の摩擦装置R₁摩擦トルクMR₁が克服さ
れた後でしか行なわれない。引き続きトルクがさらに増
大すると、主部３は主部１に対して回動させられ、この
場合、ばね７は、破線で示したばね特性線C₇に相応して
第２の摩擦装置R₂を介して負荷される。トルクＭは、ば
ね７によって加えれるトルクが、第２の摩擦装置R₂の摩
擦トルクMR₂に相当する大きさに到達するまで、ばね特
性線C₇に応じて増大する。ばね７によって加えられるト
ルクが、第２の摩擦装置R₂の摩擦トルクMR₂に相当する
大きさに到達する個所で、つまり第２図に符号21で示し
た個所で、ばね特性線は屈曲する。その理由は、相対回
転角αが引き続き増大していくと、トルクがばね７によ
って規定されるだけでなく、付加的にばね９によっても
規定されるからである。中間部５と主部３との間には、
相対運動が生じる。この場合に、トルク特性線は一層フ
ラットなばね特性Ｃ_7,9に応じて経過する。なぜなら
ば、両ばね7,9が相前後して接続されているからであ
る。引張り方向から押し方向へ運動が逆転されると、ト
ルク特性線はまず値2MR₁だけ減少する。なぜならば、第
１の摩擦装置R₁の摩擦方向が逆転するからである。押し
方向、つまり負の角度方向で相対回転角が増大するにつ
れて、トルクはまずばね特性線C₇に応じて変化する。そ
れというのは、まずばね７が負荷軽減されるからであ
る。トルクは、第２の摩擦装置R₂摩擦トルクの値の２倍
だけ、つまり2MR₂分だけ減少するまで低下する。引き続
き相対回動が行なわれると、両ばね7,9が押し方向で負
荷され、トルクＭは相前後して接続されたばね7,9のば
ね特性線Ｃ_7,9に応じて変化する。

押し運転から引張り運転への逆転運動は完全に対称的に
行なわれる。第２図に実線で示した曲線において、捩れ
振動ダンパはその両方の最大相対回転角の間で負荷され
る。両主部1,3のこのような最大変位時では、両摩擦装
置R₁,R₂の完全な摩擦トルクが利用される。この摩擦ト
ルクはトルク特性線の終端領域では値2MR₁を有してお
り、真ん中の領域では2MR₁と2MR₂との総和に等しく、か
つばね特性線C₇で示した移行領域では値2MR₁値2MR₂の一
部を加えた値を有している。

パワートレーンにおけるトルク変動が最大変位時よりも
小さい場合には、次のような状態が生ぜしめられる。

トルク変動が第２の摩擦装置R₂の摩擦トルクMR₂よりも
小さい場合は、第２図に一点鎖線で示したようなヒステ
リシス特性が生ぜしめられる。この一点鎖線内では、ト
ルク変動がばね特性線C₇に沿って経過する。その理由
は、このトルク領域ではばね７しか負荷（緊縮および弛
緩）されないからである。また、このトルク領域では、
第１の摩擦装置R₁しか働かない。第２の摩擦装置R₂は作
用しない。なぜならば、ばね７を付加するトルクが摩擦
トルクMR₂よりも小さいか、せいぜいMR₂に等しいに過ぎ
ないからである。第２図に示したように、一点鎖線で示
したトルク変動経過は両主部1,3相互の比較的小さな振
動振幅を有すると同時に、減衰摩擦トルクも減じられて
いる。この場合、トルク限界特定線のどの領域において
振動が発生するのかは重要ではない。第２図において一
点鎖線で示した振動特性線は、引張り方向において基本
負荷に重畳されている捩れ振動を表している。第３図に
は、実線で示したトルク限界特性線内で、引張り方向と
押し方向とにおいてトルク負荷が等しい大きさになるよ
うな停止位置を中心としてトルク変動が一点鎖線によっ
て示されている。トルク変動は摩擦トルクMR₁よりも大
きいが、しかし最大可能な変位時のトルクよりも小さ
い。この場合にも、トルク特性線の一部はばね特性線C₇
に応じて経過し、それに対してトルク特性線の別の部分
は、ばね特性線Ｃ_7,9に応じて経過する。第２の摩擦装
置R₂は摩擦トルクMR₂（第２図の点21に相当する）が超
えられると導入される。この場合、ばね特性線C₇とばね
特性線Ｃ_7,9との間に屈曲が生じる。この点において克
服したい摩擦トルクは値MR_Gを有していて、2MR₁ととから合成される。

第１の摩擦装置R₁の摩擦トルクはMR₁はほぼゼロにまで
低下させることができる。その場合には、第２図におい
て破線で示したばね特性線C₇の下方で、原点を通って延
びて前記ばね特性線C₇に相当する線に沿ってトルク変動
が生ぜしめられる。

第４図には、本発明の別の実施例による捩れ振動ダンパ
の原理的な構造が示されている。図面を見易くするため
に、同一の構成部分は第１図〜第３図の実施例と同じ符
号で示されている。第１図に示した捩れ振動ダンパに対
する第４図に示した捩れ振動ダンパの相違点は、主とし
て次の点にある。すなわち、主部1,3を回転弾性的に互
いに連結するばね対の各ばね7,9が、主部１の共通の窓2
3と、主部３の共通の窓２とに相前後して直列に接続さ
れており、しかも中間部５が連行部27で、両ばね7,9の
互いに向い合わされた端部29,31の間に係合している。
ばね対の両ばね7,9はやはり互いに等しいばね特性線ま
たは互いに異なるばね特性線を有していてよく、また直
列に配置されたばね7,9が複数対で互いに並列に配置さ
れていてもよい。両主部1,3の間には、やはり第１の摩
擦装置R₁が配置されており、この摩擦装置はばね7,9の
直列接続に対して並列に配置されている。第２の摩擦装
置R₂は両ばねのうち一方、この場合にはばね９にのみ並
列に接続されている。第２の摩擦装置R₂によって形成さ
れる摩擦トルクは第１の摩擦装置R₁の摩擦トルクよりも
大きく形成される。

第５図には、第１の摩擦装置R₁の摩擦トルクが無視し得
る程に小さな場合の、第４図に示した捩れ振動ダンパの
原理的なトルク特性線が示されている。さらに第５図の
トルク特性線では、ばね7,9がプレロードなく窓23,25に
嵌合め込まれていて、しかもばね７が９よりも急峻なば
ね特性線を有している、つまりばね７がばね９よりも硬
く設定されている仮定する。トルクＭによって捩れ振動
ダンパが負荷されると、無負荷状態から出発して、次の
ようなトルク特性が生ぜしめられる。

引張り方向（＋α）での負荷時では、トルクＭがまず値
MR₂にまで増大し、その後に両主部1,3は、引き続きトル
クが増大することなく、ばね特性線C₇によって規定され
た相対回転角αにまで互いに相対的に回動する。このよ
うになる理由は、第４図に示した捩れ振動ダンパの場合
に両ばねのうち一方のばね７または９が、第２の摩擦装
置R₂の摩擦トルクMR₂に相当するような、プレロードを
かけられた状態に留まれからである。第５図の線図で
は、まずばね７が摩擦トルクMR₂によってプレロードを
かけられる。引き続きトルクＭが増大していくと、トル
ク特性線はばね特性線Ｃ_7,9に沿って経過する。ばね特
性線Ｃ_7,9はばね特性線C₇よりもフンラットである。そ
の理由は、この場合には両ばね7,9が有効になるからで
ある。回転方向が逆転されると、つまり捩れ振動ダンパ
が押し方向（−α）で負荷されると、トルクＭはばね特
性線Ｃ_7,9,＋αに相応して2MR₂だけ変化する。押し方向
での運動時にばね特性線Ｃ_7,9,＋αが生じる理由は、ま
ずばね７が弛緩され、次いで2MR₂のトルク飛躍後に再び
両ばね7,9が有効になるからである。押し方向での負荷
時に相対回転方向が逆転されると、トルクＭはＣ
_7,9,−αで表される別のばね特性線に従う。このばね特
性線はばね特性線Ｃ_7,9,＋αよりもフラツトに延びてい
る。その理由は、押し方向での負荷時に押し方向から引
張り方向への移行が生じると、まずばね９が弛緩され、
次いでようやく両ばね7,9が再び共通のばね特性線Ｃ_7,9
に沿って有効になるからである。すなわち、第４図に示
した捩れ振動ダンパの構成では、トルク特性線の逆転領
域において、勾配の異なるばね特性線を形成することが
できる訳である。

第６図に示したトルク特性線は、ばね7,9がプレロード
をかけられて窓23,25に挿入された場合のものである。
プレロードに基づき、主部1,3の停止位置の領域でトル
ク特性線が変化させられる。この場合、プレロードトル
クＶは摩擦トルクMR₂よりも大きいものと仮定する。停
止位置から出発して、トルクＭは引張り方向での負荷時
にまずプレロードトルクＶの値の分だけ変化する。引き
続きトルクＭが増大すると、このトルクは第５図の場合
と同様に変化する。まず、ばね７が摩擦トルクMR₂の値
に大じてプレロードをかけられる。次いで、トルク経過
はばね7,9の直列接続に相応して、共通のばね特性線Ｃ
_7,9に従う。引張り負荷領域における後退運動は同じく
まず、ばね特性線Ｃ_7,9,＋αに沿って値2MR₂に相応して
行なわれる。引き続き、停止位置にまでの後退運動が共
通のばね特性線Ｃ_7,9に沿って行なわれる。押し領域
（−α）への移行時では、同じくまずプレロードトルク
Ｖが克服されなければならず、それからトルク特性線は
ばね９のばね特性線C₉に従うことができる。この場合で
も、ばね９がまず摩擦トルクMR₂にまで負荷され、それ
から両ばねが負荷されるようになる。第５図に関連して
既に説明したように、ばね９はばね７よりもフラットな
ばね特性線を有している。押し運転時における運動方向
の逆転時では、やはり引張り方向での逆転時よりもフラ
ットな全特性線が生ぜしめられる。

第６図には、第１の摩擦装置R₁の摩擦トルクMR₁が無視
できない程の大きさの場合の第４図に示した捩れ振動ダ
ンパのトルク特性線が破線で示されている。摩擦トルク
MR₁はそれ前符号に応じて、摩擦トルクMR₁の存在しない
実線で示したトルク特性線に重畳する。第５図に示した
トルク特性線も、第１の摩擦装置R₁の摩擦トルクMR₁が
無視できない場合には、同様して変化する。

第５図および第６図には、主部1,3の最大相対回動時に
おける限界特性線が示されている。引張り運転または押
し運転における捩れ振動ダンパの部分負荷時、つまりト
ルクの基本値に比較的小さな振幅を有する捩れ振動が重
畳されているような場合では、トルク変動が、第６図に
例示した、一点鎖線で示すヒステリシス曲線に従う。こ
の場合、トルク変動が摩擦トルクMR₂を克服しないと仮
定する。これによって、摩擦減衰は摩擦トルクMR₁によ
って規定されて、比較的小さくなる。捩れ振幅が増大す
ると、既に第２図および第３図につき説明したように、
摩擦トルクMR₂が超えられる。こうして、この摩擦トル
クは振幅の増大に応じて最大値2MR₁＋2MR₂にまで増大す
ることができる。

第７図および第８図には、第１図に示した捩れ振動ダン
パを備えた自動車用摩擦クラッチに用いられるクラッチ
ディスクが示されている。第７図および第８図では、機
能的に同一の構成部分が、第１図に示した符号で示され
ている（第１図〜第３図の説明参照）。主部１はクラッ
チディスクの出力部として形成されていて、ハブ41を有
している。このハブ41は、回転軸線43を中心にして回転
可能な伝動装置入力軸（図示しない）に相対回動不能に
かつ軸方向移動可能に連結されるようになっている。ハ
ブ41からは、ほぼ半径方向でハブディスク45が突設され
ている。主部３は入力部を形成していて、軸方向で見て
ハブディスク45の一方の側にクラッチフェーシング47を
備えた連行ディスク49を有しており、さらに、軸方向で
見てハブディスク45の反対の側にはスペーサリベット51
を介して連行ディスク49に固く結合されたカバーディス
ク53を有している。中間部５は、スペーサリベット５に
よって互いに結合されて１つのユニットを形成している
２つの中間ディスク57を有している。これらの中間ディ
スクのうち、一方の中間ディスクは軸方向でハブディス
ク45と連行ディスク49との間に配置されており、他方の
中間ディスクは軸方向でハブディスク45とカバーディス
ク53との間に配置されている。

クラッチディスクは周方向で120゜だけ互いにずらされ
た３つのばね７を有している。これらのばね７はハブデ
ィスク45に設けられた窓13と、両中間ディスク57に設け
られた窓11とにほぼ遊びなく嵌入されている。連行ディ
スク49とカバーディスク53はばね７の範囲に開口58を備
えている。この開口には、ばね７がそれぞれ係合してい
る。開口58の寸法は、相対回転範囲全体にわたってばね
７がこの開口58内を自由に運動し得るように設定されて
いる。前記クラッチディスクはさらに、120゜だけ互い
にずらされた３つのばね９をも有している。これらのば
ね９はハブディスク45に設けられた開口59を貫通してい
て、ハブディスク45の両が両側で両中間ディスク57に設
けられた窓15と、連行ディスク49およびカバーディスク
53に設けられた窓17とにほぼ遊びなく保持されている。

開口59の大きさは、相対回転角度範囲全体にわたってば
ね９が開口59内を自由に運動し得るように設定されてい
る。

両摩擦装置R₁,R₂は慣用の形式で構成されていて、軸方
向で見てハブディスク45の両側において、ばね7,9が配
置されている仮想直径円の半径方向内側に沿って配置さ
れている。第１の摩擦装置R₁はハブ41に固定されたサイ
ドディスク61と軸方向で前記サイドディスク61と連行デ
ィスク49との間において前記連行ディスク49に相対回動
不能でかつ軸方向移動可能に案内されたプレッシャディ
スク63とを有している。プレッシャディスク63は摩擦リ
ング67を介して、軸方向に作用するばね65によって前記
サイドディスク61に押圧される。連行ディスク49とハブ
ディスク45との間には、別の摩擦リング69が配置されて
いる。第２の摩擦装置R₂は隣接した中間ディスク57とカ
バーディスク53との間に設けられた摩擦リング71と、軸
方向でカバーディスク53の反対の側に設けられた別の摩
擦リング73とを有している。カバーディスク53に隣接し
た中間ディスク57は、カバーディスク53に設けられた内
孔を通って軸方向外側に突出した付加部75を有してい
る。この付加部には、第２の摩擦装置R₂の軸方向プレロ
ードを形成する皿ばね77が支持されている。第２の摩擦
装置R₂によって形成される摩擦トルクは、第１の摩擦装
置R₁の摩擦トルクよりも大きく形成される。第７図およ
び第８図に示したクラッチディスクの捩れ振動ダンパの
作用形式に関しては、第１図〜第３図につき説明した通
りである。

第９図および第10図には、第４図に示した原理図に基づ
く自動車用の摩擦クラッチに用いられるクラッチディス
クが第７図に関連して示されている。第９図および第10
図において、機能的に同一の構成部分は第４図および第
７図の場合と同じ符号で示されている（第４図および第
７図参照）。このクラッチディスクは周方向で互いに90
゜だけずらされた４対のばね7,9を有している。これら
のばね対は周方向で相前後して、ハブディスク45と連行
ディスク49もしくはカバーディスク53とに設けられた共
通の窓23,25に嵌入されている。中間部５は軸方向でハ
ブディスク45の両側に位置する２つの中間ディスク57a
から成っている。両中間ディスク57aは、ウェブとして
形成された連行部27によって互いに結合されている。連
行部27はばね7,9の間で、ハブディスクに設けられた窓2
3に貫通係合しており、この場合、ばね7,9は連行部27に
支持されている。両摩擦装置R₁,R₂は第７図の実施例と
同様に構成されている。

第11図には、第９図および第10図に示したクラッチディ
スクの変化実施例が示されている。この変化実施例によ
るクラッチディスクは、中間部５を形成する中間ディス
ク57bが１つしか設けられていない。この中間ディスク5
7bの外周部からは、連行部27bが突設されており、この
連行部は互いに半径方向の間隔をおいて延びる軸方向の
２つの区分79と、これらの軸方向の区分79を互いに結合
する半径方向の区分81とを備えている。連行部27bはや
はりハブディスク45に設けられた窓に係合して、両ばね
7,9の間に延びている。

前で説明した捩れ振動ダンパでは、窓寸法の適当な設定
によって、折れ曲がった単一ばね特性線を形成すること
ができる。捩れ振動ダンパは必ずしもクラッチディスク
に配属されている必要はなく、自動車のパワートレーン
内の別の個所、たとえば内燃機関の分割されたはずみ車
の両部分の間に設けられてもよい。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の第１実施例の原理を示す図、第２図お
よび第３図は第１実施例の両主部の相対回転角αと伝達
トルクＭとの関係を示す線図、第４図は本発明の第２実
施例の原理を示す図、第５図および第６図は第２実施例
の両主部の相対回転角αと伝達トルクＭとの関係を示す
線図、第７図は本発明による捩れ振動ダンパを自動車の
摩擦クラッチに用いられるクラッチディスクで使用した
場合の縦断面図、第８図は第７図に示したクラッチディ
スクの部分端面図、第９図は別の実施例のクラッチディ
スクの部分端面図、第10図は第９図のＸ−Ｘ線に沿った
断面図ならびに第11図はさらに別の実施例のクラッチデ
ィスクの、第10図と同様の断面図である。 1,3……主部、５……中間部、7,9……ばね、11,13,15,1
7,23,25……窓、27,27b……連行部、29,31……端部、41
……ハブ、43……回転軸線、45……ハブディスク、47…
…クラッチフェーシング、49……連行ディスク、51,55
……スペーサリベット、53……カバーディスク、57,57
a,57b……中間ディスク、58,59……開口、61……サイド
ディスク、63……プレッシャディスク、65……ばね、6
7,69,71,73……摩擦リング、75……付加部、77……皿ば
ね、79,81……区分、R₁,R₂……摩擦装置

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】振幅に関連した摩擦トルクを有する捩れ振
動ダンパにおいて、一方の主部（３）と、該主部（３）
に対して相対的に回転可能なディスク形の他方の主部
（１）と、両主部（1,3）の間に互いに直列接続されて
配置された少なくとも１対のばね（7,9）とが設けられ
ていて、両ばね（7,9）が、前記一方の主部（３）と前
記他方の主部（１）とに対して相対的に回転可能なディ
スク形の中間部（５）を介して互いに結合されており、
さらに、前記一方の主部（３）と前記他方の主部（１）
との間で直接に作用する第１の摩擦装置（R₁）と、前記
中間部（５）に結合されて前記両ばね（7,9）のうちの
一方のばね（９）にのみ並列に作用する第２の摩擦装置
（R₂）とが設けられていて、しかも前記第１の摩擦装置
（R₁）が、前記第２の摩擦装置（R₂）よりも小さな摩擦
力を形成するように設定されており、前記両摩擦装置
（R₁,R₂）が、前記一方の主部（３）と前記他方の主部
（１）と前記中間部（５）とを形成するディスクの半径
方向内側の範囲に配置されていることを特徴とする、捩
れ振動ダンパ。
【請求項２】前記第２の摩擦装置（R₂）が、前記中間部
（５）を前記一方の主部（３）に結合している、特許請
求の範囲第１項記載の捩れ振動ダンパ。
【請求項３】前記一方の主部（３）が連行ディスク（4
9）を有しており、前記他方の主部（１）がハブディス
ク（45）を備えたハブ（41）を有しており、前記中間部
（５）が中間ディスク（57）を有しており、該中間ディ
スク（57）が、該中間ディスク（57）に設けられた窓
（11,15）と、前記連行ディスク（49）もしくは前記ハ
ブディスク（45）に設けられた対応する窓（13,17）と
に支承されている少なくとも２組のばね（7,9）を介し
て、前記連行ディスク（49）と前記ハブディスク（45）
とに結合されており、前記連行ディスク（49）と、前記
両ばね（7,9）を同じく対応する窓に支承するカバーデ
ィスク（53）とが、前記ハブディスク（45）の両側に配
置されており、前記中間ディスク（57）が、前記ハブデ
ィスク（45）と、前記連行ディスク（49）もしくは前記
カバーディスク（53）との間に配置されている、特許請
求の範囲第１項または第２項記載の捩れ振動ダンパ。
【請求項４】前記中間ディスク（57）が、前記ハブディ
スク（45）の両側に配置されてリベット（55）を介して
互いに結合された２つの部分（57a）から成っている、
特許請求の範囲第３項記載の捩れ振動ダンパ。
【請求項５】前記一方の主部（３）が連行ディスク（4
9）を有しており、前記他方の主部（１）がハブディス
ク（45）を備えたハブ（41）を有しており、前記中間部
（５）が中間ディスク（57a,57b）を有しており、前記
連行ディスク（49）が、前記中間ディスク（57a,57b）
に結合されて互いに直列に配置された少なくとも２組の
ばね（7,9）を介して、前記ハブディスク（45）に結合
されており、前記両ばね組のばね（7,9）が、前記ハブ
ディスク（45）と、前記連行ディスク（49）と、前記ハ
ブディスク（45）の前記連行ディスク（49）とは反対の
側に配置されたカバーディスク（53）とに設けられた対
応する窓（23,25）内に相前後してかつ一緒に支承され
ており、前記中間ディスク（57a,57b）が連行ウェブ（2
7,27b）を有しており、該連行ウェブが、前記窓（23,2
5）内に一緒に支承された両ばね（7,9）の、互いに向い
合わされた端範囲の間に係合している、特許請求の範囲
第１項または第２項記載の捩れ振動ダンパ。
【請求項６】前記中間ディスク（57b）に設けられた連
行ウェブ（27b）が、ハブディスク（45）に設けられた
窓（23）を貫通しており、前記連行ウェブ（27b）が、
前記窓（23）の半径方向内側の範囲でほぼ軸方向でハブ
ディスク（45）の一方の側から他方の側に延びて、該他
方の側で半径方向外側に向かって延び、さらに前記窓
（23）の半径方向外側の範囲で再びハブディスク（45）
の一方の側に向かってほぼ軸方向で折り曲げられてい
る、特許請求の範囲第５項記載の捩れ振動ダンパ。
【請求項７】ハブディスク（45）の両側に、各１つの同
一の中間ディスク（57a）が配置されており、連行ウェ
ブが、両ばね（7,9）の間に突入係合してほぼ半径方向
に延びるガイド薄板（27）として形成されており、該ガ
イド薄板が前記両中間ディスク（57a）内に挿入されて
いる、特許請求の範囲第５項記載の捩れ振動ダンパ。
【請求項８】前記ガイド薄板（27）が、前記両中間ディ
スク（57a）のための結合部材をも形成している、特許
請求の範囲第７項記載の捩れ振動ダンパ。
【請求項９】前記第２の摩擦装置（R₂）が、ハブディス
ク（45）の、前記連行ディスク（49）とは反対の側に配
置されたカバーディスク（53）に配置されていて、該カ
バーディスクに隣接した中間ディスク（57,57a,57b）と
協働するようになっている、特許請求の範囲第１項から
第８項までのいずれか１項記載の捩れ振動ダンパ。
【請求項１０】前記第１の摩擦装置（R₁）が、ハブディ
スク（45）の、前記第２の摩擦装置（R₂）とは反対の側
に配置されていて、連行ディスク（49）とハブ（１）と
の間で働くようになっている、特許請求の範囲第９項記
載の捩れ振動ダンパ。