JPS6162624A

JPS6162624A - 回転振動緩衝器

Info

Publication number: JPS6162624A
Application number: JP60190054A
Authority: JP
Inventors: ゲルハルト・テツベ
Original assignee: Fichtel and Sachs AG
Current assignee: ZF Friedrichshafen AG
Priority date: 1984-08-30
Filing date: 1985-08-30
Publication date: 1986-03-31
Anticipated expiration: 2010-10-09
Also published as: DE3431809A1; GB2163831B; FR2569803A1; US4687087A; JPH0792108B2; GB8518975D0; FR2569803B1; DE3431809C2; BR8504182A; GB2163831A

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】産業上の利用分野本発明は特に自動車の駆動系のねじり振動、特にクラン
ク軸と伝達装置入力軸との間のねじり振動を緩衝するだ
めの回転振動緩衝器に関する。

従来の技術西独国実用新案登録第７２２８７２８号明細書によれば
、負荷運転・摩擦装置が、所定のねじれ角の進み後にの
み有効となるように制御板によって制御される形式の、
クラッチディスクのだめの回転振動緩衝器が開示されて
いる。これによれば、回転振動緩衝器の摩擦はアイドリ
ング運転時に極めて少なく、負荷運転時に比較的大きい
。

西独国特許第２４１８０６２号明細書によれば、負荷運
転に合わせた摩擦装置が、引張り方向（エンジンによっ
て車両を駆動する方向）及び押し方向（車両によってエ
ンジンを駆動する方向）でそれぞれ異なるそれぞれ一定
の摩擦力を有するように制御板によって制御される形式
の回転振動緩衝器が公知である。

本発明が解決すべき問題点本発明の課題は、従来に比して良好に駆動系の回転振動
特性に適合するような冒頭に記載した形式の回転振動緩
衝器を提供することにある。

特に、内燃機関が共振し、その固有振動数が比較的大き
な回転振動振幅を回転振動緩衝器に生ぜしめるような運
転状態に回転振動緩衝器が適合されなければなら々い。

本発明に基づく゛回転振動緩衝器は、複数のばねによっ
て回転弾性的に互いに結合され共通の回転軸線を中心に
相対的に回転可能な２つの主部と、両主部の相対回転時
に負荷される１つの摩擦装置とを備えている。本発明の
要旨は上記回転振動緩衝器において、両主部が、互いに
真列に配置された少なくとも１対のばねを介して回転弾
性的に互いに連結されており、かつ、摩擦装置が１対の
ばねのたんに１方のばねにだけ並列に配置されているこ
とにある。このような回転振動緩衝器によれば、負荷運
転において負荷トルクによって規定される主部の中央の
相対回転位置を境として両主部が左右に振動する振幅に
摩擦緩衝が依存するようなトルク・相対回転角・特性が
生じる。負荷範囲において両主部はトルク特性に相応し
てばねの負荷下で相対回転する。この基本的な値に比較
的小さな振幅の回転振動が重畳すると、本発明回転振動
緩衝器の摩擦緩衝も小さい。これに対して、例えば固有
振動共鳴の励振による大きな振幅の回転振動が重畳する
と、摩擦緩衝も大きい。このように、自動車の駆動系の
ほぼ固有振動数範囲でのみ摩擦装置を使用することが保
証される。これによって摩擦緩衝器の寿命が向上し、そ
の熱発生が削減する。固有振動数・共振範囲外での通常
運転状態では、摩擦緩衝はわずかであり、それゆえ摩擦
装置が保護される。

本発明の有利な１実施態様では、第２の摩擦装置が設け
られておシ、その摩擦トルクは第１の摩擦装置に比して
小さい。第２の摩擦装置は直接両主部間に配置され、両
主部間の振動の振幅が所定値を下回るようなすべての運
転状態において使用される。要するにこの第２の摩擦装
置は通常運転状列においてのみ有効である。

本発明の別の実施態様では、摩擦装置の構成部分である
とともに、両主部を連結せしめるばねに結合された中間
部が設けられている。この中間部は有利には入力側の主
部によって、又はクラッチディスクに回転振動緩衝器が
使用されているときはその連行板によって負荷されて、
トルクが摩擦装置の摩擦トルクに比して小さいときにば
ねだけを負荷する。これによって、中間部によって負荷
されたばねの予負荷力が摩擦トルクを上回ったときだけ
摩擦装置を使用することが保証される。トルク変動が第
１の７辛擦装置の摩擦トルクを上回わらないときは、第
２の摩擦装置、すなわち小さい摩擦トルクを有する方の
摩擦装置だけが有効となる。

自動車の摩擦クラッチのクラッチディスク又は分割され
たはずみ円板に本回転振動緩衝器を使用する場合、主部
は１つのハブ円板と、軸方向でこれの両側に配置された
２つの側板とによって形成される。一方の側板はクラッ
チフエー／ングを備えた連行板として形成されてもよい
。

他方の側板は被い板として形成される。

この場合、中間板は第１のばねを介して連行板に、かつ
第２のばねを介してハブ円板に結合される。両方のばね
は同−又は異なるばね特性を有することができる。ばね
はこれら円板の対応する窓内に配置される。窓を適当に
設計すれば、折れ線状のばね特性を得ることができる。

力の分配を良好にするために、中間部が、ハブ円板に関
して対称的にかつ互いに回転不能に結く　　　　合され
た有利には合同形の２つの単１板から成るのが有利であ
る。

本発明回転振動緩衝器のさらに別の実施態様では、ハブ
円板の窓並びに被い板若しくは連行板の窓内にそれぞれ
２つのばねが直列に配置されている。中間部は連行部若
しくはウェブを備え、これは両ばねの互いに向かい合っ
た端部領域の間に係合する。１対のばねの両ばねは同−
又は異なるばね特性を有することができる。この構成に
よって、摩擦緩衝の大きさを振動の振幅の大きさに依存
させることができるばかりでなく、摩擦緩衝の小さい範
囲では付加的に引張り運転（エンジンが車体を駆動する
運転）状態と押し運転（車体がエンジンを駆動する運転
）状態とで異なるばね特性を得ることができる。

互いに異なるばね強度を有するばねを対として配置すれ
ば、中間部は例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、押し方向での負
荷時にはまずばね強度の低い方のばね、即ちフラットな
ばね特性臼ヌ線を有する方のばねによって負荷される。

上に説明した構成では、中間部はばね対の両方のばねの
間に係合するウェブを備えることができる。ハブ円板の
両側に２つの中間部を設けることもでき、この場合には
、雨中間部がウェブ又は案内板を介して互いに結合され
る。この案内板は画中間部を互いに回動不能に結合する
結合部材としても役立てられる。

上述した両摩擦装置は有利には回転振動緩衝器の円板の
半径方向内側領域に配置される。この場合、両摩擦装置
は効果的にはハブ円板の互いに逆の側に配置される。

実施例第１図は本発明の第１実施例の原理図を示す。

この回転振動緩衝器は共通の回転軸線を中心に相対的に
回転する主部１，３を、内燃機関によって駆動される自
動車の駆動系内に備えている。

共通の回転軸線を中心として主部１，３に対して相対的
に回転可能に中間部５が配置されてい石。主部１，３は
直列に配置された１対又は複数対のばね７，９を介して
回転弾性的に互いに連結されている。各ばね対のばね７
は中間部５及び主部上の相関連する窓１１．１３内に配
置されている。ばね対の各ばね９は中間部５及び主部３
の相関連する窓１５．１７内に配置されている。両方の
主部１，３の間には摩擦装置Ｒ１が直接作用している。

この摩擦装置Ｒ１は、直列なばね７，９に並列に接続さ
れている。中間部５と主部１，３の１つ、本実施例では
回転振動緩衝器の入力側部分として役立つ主部３との間
に摩擦装置Ｒ２が作用している。それゆえ、この摩擦装
置Ｒ２は両ばねの一方、本実施例ではばね９にのみ並列
に接続されている。両方の摩擦装置Ｒ１，Ｒ２は主部１
，３相互の回転振動を緩衝する。摩擦装置Ｒ２の摩擦ト
ルクは摩擦装置Ｒ１よりも太きい。ばね７，９が複数対
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
接続される。

第２図及び第３図は第１図に示す回転振動緩衝器のトル
ク特性曲線を示す。両主部１，３の間の、＋αで示す矢
印方向の相対回転角は引張り方向に対応し、−αで示す
矢印方向の相対回転角は押し方向に対応する。主部１，
３が無負荷の休止位置から引張方向で次第に増大するト
ルクによって負荷されると仮定する。第２図から判るよ
うに、トルクを表わす縦軸Ｍ上に記載された摩擦装置Ｒ
１の摩擦トルクＭＲ１を克服した後にはじめて主部１，
３の相対回転が生じる。

さらにトルクが増大すると、主部３が主部ｌに対して回
転し、そのさいばね７が摩擦装置Ｒ２を介して破線に示
すようなばね特性曲線Ｃ７に相応して負荷される。ばね
５によって生じるトルクが摩擦装置Ｒ２の摩擦トルクＭ
Ｒ２に相応するまでばね特性曲線に応じてトルクＭが増
大する。

第２図で符号２１″ｔｓ示す個所でばね特性曲線が折れ
曲がる。その理由は、回転角が増大するとトルクがばね
７だけでなく、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との相対運動が生じる。こんどはト
ルク特性曲線はフラットなばね特性曲線Ｃ７，９に相応
して履歴する。その理由は、両ばね７，９が直列に接続
されているからである。引張シ方向から押し方向の運動
の逆転時には、摩擦装置Ｒ１の摩擦方向が逆転するため
、まずトルク特性曲線が値２Ｍ　Ｒ１だけ減少する。押
し方向、即ち負の回転方向で相対回転角が増大すると、
まずばね７が負荷経減される苑め、トルクはまずばね特
性曲線Ｃ７に相応して変化する。トルクは、摩擦装置Ｒ
２の摩擦トルクの２倍の値だけ、即ち２ＭＲ２だけ減少
するまで減少する。引続く相対回転時に、両ばね７，９
が再び押し方向で負荷され、トルクは直列に接続された
ばね７．９のばね特性曲線Ｃ７，９に相応して変化する
。押し運転から引張シ運転への逆転運動は完全に対称的
に行なわれる。第２図に実線で示した特性曲線では、回
転振動緩衝器がその両方の最大の相対回転角の間で負荷
される。両主部１，３のこの置火偏位においては摩擦装
置Ｒ１，Ｒ２の全摩擦トルクが利用される。この摩擦ト
ルクはトルク特性曲線の終端範囲で２ＭＲ１の値を有し
、中央範囲では２ＭＲ１と２ＭＲ２との和に等しく、か
っばね特性曲線Ｃ７に相応する遷移範囲では２ＭＲ１か
ら２ＭＲ２の一部を引いた値を有している。

駆動系内のトルク変動が置火偏位時に比して小さいとき
には、次の関係が生じる。

トルク変動が摩擦装置Ｒ２の摩擦トルクＭＲ２に比して
小さいときは、第２図で一点鎖線で示しだようなヒステ
リシスが生じる。この一点鎖線内ではトルク変動がばね
特性曲線ＣＺ上で経過する。その理由はこのトルク範囲
内ではばね７だけが負荷（緊張及び弛緩）されるからで
ある。

さらに、このトルク範囲内１は摩擦装ＫＲ１だけが有効
である。摩擦装置Ｒ２は作用しない。なぜならば、ばね
７を負荷するトルクが摩擦トルクＭＲ２に比して小さい
か又は等しいからである。

一点鎖線で示したトルク変動の経過は第２図に示すよう
に、両主部１，３相互の比較的小さな振幅を有し、かつ
同時に、緩衝する摩擦トルクが減少している。トルク限
界特性曲線のどの範囲に振動が生じるかは重要↑ない。

第２図に一点鎖線↑示す振動特性曲線は引張り方向で基
本負荷に重畳される回転振動を表わす。第３図は実線で
示すトルク限界特性曲線の範囲内で休止位置を中心とす
るトルク変動を一点鎖線で示す。

このトルク変動では引張シ方向と押し方向とでトルク負
荷が同じ大きさ↑ある。このトルり変動は摩擦トルクＭ
Ｒ１に比して大きく、最大可能な偏位時のトルクに比し
て小さい。この場合も、トルク特性曲線の一部がばね特
性曲線Ｃ７に相応して経過しており、他面において、そ
の他の部分がばね特性曲線Ｃ７，９に相応して経過して
いる。摩擦装置Ｒ２は摩擦トルクＭＲ２（第２図の点２
１に相当）を上回ったときに使用され、そのさい、ばね
特性曲線Ｃ７と、ばね特性曲線Ｃ７，９との間に折れ点
が生じる。この点において克服すべき摩擦トルクはＭＲ
Ｇの値を有し、２ＭＲ１摩擦装置Ｒ１の摩擦トルクＭＲ
ｉはほぼ零まで下げることができる。その場合には、第
２図に破線で示すばね特性曲線Ｃ７の下方↑原点を通り
、ばね特性曲線Ｃ７に相当する線上でトルク変動が生じ
る。

第４図は本発明の別の実施例の回転振動緩衝器の原理的
な構造を示す。簡単のため、同じ部分は同じ符号及び記
号で示す。その限りにおいては第１図〜第３図の説明を
参照せられたい。

第１図に示す回転振動緩衝器に対する第４図の回転振動
緩衝器の相違点は、主として、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と主
部３との共通の窓２３゜２５内に互いに直列に配置され
ており、かつ、中間部５が連行部２７によって、両ばね
７，９の互いに向かい合った端部２９，３１の間に係合
していることにある。ばね対の各ばね７，９は互いに同
−又は異なるばね特性曲線を有することができる。さら
に、両ばねが互いに直列に配置されたこのような複数対
のばねを互いに並列に配置することができる。両主部１
，３の間江は同様に摩擦装置Ｒ１が配置されており、こ
れ（ハ直列な両ばね７，９に並列に接続されている。

摩擦装置Ｒ２は一方のばね、この場合にばばね９にだけ
並列に接続されている。摩擦装置Ｒ２によって生じる摩
擦トルクは摩擦装置Ｒ１の摩擦トルクに比して大きい。

第５図は第４図の回転振動緩衝器の原理的なトルク特性
曲線を、摩擦装置Ｒ１の小さな摩擦トルクを無ｉして示
したものである。さらに第５図では、ばね７，９が予負
荷なしに窓２３，２５内に配置され、ばね７がばね９に
比して急勾配のばね特性曲線を有し、かっばね９に対し
て硬いことが前提されている。トルクＭによって回転振
動緩衝器が負荷されると、無負荷状態から出発して以下
のようなトルク特性曲線が生じる。

引張り方向（＋α）での負荷時に、トルりＭはまずＭＲ
２の値ま受増太し、次いで主部分１，３はそれ以上のト
ルク増大なしに、ばね特性曲線Ｃ７によって規定された
相対回転角αに達するまで互いに回転する。このように
なる理由は、第十図の回転振動緩衝器では一方のばね７
又は９が摩擦装置Ｒ２の摩擦トルクＭＲ２に相応する予
負荷状態にとどまるからである。第５図において、まず
ばね７が摩擦トルクＭＲ２によって予負荷される。次い
でトルクＭが増大すると、トルク特性曲線ばばね特性曲
線Ｃ７，９に追従する。ばね特性曲線Ｃ７，９はばね特
性曲線Ｃ７に比してフラットである。なぜならば、この
場合は両方のばね７，９が作用するからである。回転方
向が逆転すると、要するに回転振動緩衝器が押し方向（
−α）で負荷されると、トルクＭはばね特性曲線Ｃ７，
９、十αに相応して２ＭＲ２の値だけ変化する。押し方
向での運動時にばね特性曲線Ｃ７，９＋αが生じる理由
は、まずばね７が負荷軽減され、次いで２ＭＲ２のトル
クを越えた後に、再び両ばね７，９が有効となるからで
ある。要するに、第４図の回転振動緩衝器の構成によれ
ば、トルク特性曲線の逆転範囲内で、種々異なる勾配の
ばね特性曲線を得ることができる。

第６図に示すトルク特性曲線は、ばね７，９７５下窓２
３，２５内に予負荷状態で挿入されている場合のもので
ある。予負荷は主部１，３の休止位置の範囲でトルク特
性を変化せしめる。この場合、予負荷トルク■は摩擦ト
ルクＭＲ２に比して大きいことが仮定される。休止位置
から出発してトルクＭは引張り方向の負荷時にまず予負
荷トルク■の値だけ変化する。次いでトルクＭが増大す
ると、トルクは第５図に相応して変化する。まず、ばね
７が摩擦トルクＭＲ２の値に相応して予負荷される。次
いでトルク特性曲線はばね７，９の直列の接続に応じて
共通のばね特性曲線Ｃ７，９に追従する。引張り負荷範
囲内での後退運動は同様にまずばね特性曲線Ｃ７，９＋
α上で２ＭＲ２の値に相応して行なわれる。これに次い
で、休止位置までの逆転運動が共通のばね特性曲線Ｃ７
，９上で生じる。押し範囲（−α）への遷移時には同様
にまず予負荷トルク■が克服されなければならず、次い
でトルク特性曲線はばね９のばね特性曲線Ｃ９に追従す
ることができる。この場合も、ばね９がまず摩擦トルク
ＭＲ２の値まで負荷され、次いで両ばねが負荷される。

第５図に関連してすでに述べたように、ばね９はばね７
に比してフラットなばね特性曲線を有し、ている。押し
運転での運動の逆転時に、この場合も引張り運転での逆
転時に比してフラットな共通ばね特性曲線が生じる。

第６図は摩擦装置Ｒ１の摩擦トルクＭＲ１が無視できな
いときの第牛図の回転振動緩衝器のトルク特性曲線を破
線で示す。摩擦トルクＭＲｉはその前符号に相応して、
摩擦トルクＭＲｉのない実線で示すトルク特性曲線に重
畳する。第５図のトルク特性曲線は摩擦装置Ｒ１の摩擦
トルクＭＲｉが無視できないときはそれ相応に変化する
。

第５図及び第６図は上部工、３の相対回転が最大のとき
の限界特性曲線を示す。引張シ運転又は押し運転時の回
転振動緩衝器の部分負荷時に〜この場合、トルクの基本
値には比較的小さな振幅を有する回転振動が重畳する一
トルク変動は第６図に例示した一点鎖線で示すヒステリ
７ス曲線に追従する。この場合、トルク変動が摩擦トル
クＭＲ２を克服しないことが前提される。

それゆえ摩擦緩衝は摩擦トルクＭＲｉによって規定され
、かつ比較的小さい。回転振動の振幅が増大したとき、
す１に第２図及び第３図について説明したように、摩擦
トルクＭＲ２を上回ることができる。摩擦トルクはこの
ようにして振幅の増大に応じてその最大値２ＭＲ１＋２
ＭＲ２まで増大することができる。

第７図及び第８図は第１図に示す回転振動緩衝器を備え
だ自動車用摩擦クラッチのクラッチディスクを示す。第
１図に示す部分と機能的に同じ部分は第７図及び第８図
においても同一符号で示される。この部分については第
１図〜第３図についての説明をも参照せられたい。主部
１はクラッチディスクの出力部として形成されており、
ハブ４１を備えている。ハブ４１は回転軸線４３を中心
に回転可能な図示しない伝動入力軸に相対回転不能かつ
軸方向移動可能に連結される。ノ・プ４１にはほぼ半径
方向にハブ円板４５が突起している。主部３は入力部を
形成し、軸方向↑ハブ円板４５の１側にクラッチフェー
シング４７を備えた連行板４９を有しており、かつ軸方
向で７・プ円板４５の逆の側に隔てリベット５１を介し
て連行板４９に固定された被い板５３を有している。中
間部５は隔てリベット５５を介して１ユニットに結合さ
れた２つの中間板５７を備えており、その一方の中間板
は軸方向でハブ円板４５と連行板４９との間に配置され
、かつ他方の中間板は軸方向でハブ円板４５と被い板５
３との間に配置されている。

クラッチディスクは周方向に角１２ｏ０互いにずれて配
置された３つのばね７を備えており、これはハブ円板４
５の窓１３及び両生間板５７の窓１１内にほぼ遊びなく
嵌入されている。連行板４９及び被い板５３はばね７の
領域にそれぞれ開口５８を備えており、この開口５δ内
にばね７がそれぞれ挿入されている。開口５７の大きさ
は全相対回転範囲にわたりばね７が開口５δ内で運動で
きるように設計される。クラッチディスクはさらに角１
２００ずれて位置する３つのばね９を備えておシ、この
ばねっけハブ円板４５の開口５９を貫通してハブ円板４
５の両側で両方の中間板５７の窓１５及び連行板４９及
び被い板５３の窓１７内にほぼ遊びなく保持されている
。開口５９の大きさは、全相対回転範囲にわだりばね９
が自由に開口５９内で運動できるように設計されている
。

摩擦装置Ｒ１，Ｒ２は従来通りに形成されており、ハブ
円板４５の軸方向両側で、ばね７，９を配置した仮想円
の半径方向内側の仮想円に沿って配置されている。摩擦
装置Ｒ１はハブ４１に固定した側板６１と、軸方向でこ
の側板６１と連行板４９との間↑この連行板４９に相対
回転不能かつ軸方向移動可能に案内された圧力板６３と
を有している。圧力板６３は摩擦リノグ６７を介して、
軸方向に作用するばね６５によって側板に押圧される。

連行板４９とハブ円板午５との間には別の摩擦リング６
９が配置されている。

摩擦装置Ｒ２は中間板５７と被い板５３との間に位置す
る摩擦リング７１と、軸方向で被い板５３の逆の側に配
置した別の摩擦リング７３とを備えている。被い板５３
に隣合う中間板５７は、被い板５３の内孔を通って軸方
向で外方へ突出した付加部７５を備えており、この付加
部７５には、摩擦装置Ｒ２の軸方向の予負荷を住ぜしめ
る皿ばね７７が支持されている。摩擦装置Ｒ２によって
生じる摩擦トルクは摩擦装置Ｒ１の摩擦トルクに比して
大きい。第７図及び第８図に示すクラッチディスクの回
転振動緩衝器の作用形式については第１図〜第３図につ
いての説明を参照せられたい。

第９図及び第１０図は第４図に示す原理図に基づく自動
車用摩擦クラッチのだめのクラッチディスクを第７図に
関連して示しだものである。

第９図及び第１０図において機能的に同じ部分は第４図
及び第７図と同じ符号を以って示す。

これらの部分の機能については第４図及び第７図をも参
照せられたい。クラッチディスクは周方向で互いに角９
００ずれて位置する牛対のばね７．９を備えておシ、こ
のばね７，９ｉｄ−ハブ円板４５並びに連行板４９若し
くは被い板５３の（共通の窓２３．２５内に位置してい
る。中間部５は軸方向でハブ円板４５の両側に位置する
２つの中間板５７ａから成る。両中間板５７ａは連行部
２７を介して互いに結合されている。連行部２７はハブ
円板の窓２３を貫通して両ばね７．９の間に係合してい
る。ばね７，９はこの連行部に支持されている。摩擦装
置Ｒｉ、Ｒ２は第７図に示すように形成されている。

第１１図は第９図及び第１０図に示すクラッチディスク
の変化実施例を有す。この実施例では、中間部５を形成
する中間板５７ｂが１つしか設けられていない。この中
間板５７ｂの外周部からは、互いに半径方向の間隔をお
いて延びる軸方向の２つの部分７９と、この軸方向の両
部分を互いに結合している半径方向の部分８１とを備え
た連行部２７ｂが突起している。この連行部２７ｂはハ
ブ円板４５の窓内に突入してばね７，９の間に延びてい
る。

上述の回転振動緩衝器では、窓を適轟に設計することに
よって、折れ線状の単１なばね特性曲線を得ることがで
きる。回転振動緩衝器は必ずしもクラッチディスクに対
応して配置される必要はなく、自動車の駆動系の領域内
のどの個所に設けられてもよく、例えば内燃機関の分割
されたはずみ車の両方の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、
第３図は第１実施例の主部の相対；Ｍ動向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、第６図は第２実施例の主部の
相対運動角αと伝達トルクＭとの関係を示す線図、第７
図は本発明回転振動緩衝器を自動車用摩擦クラッチのた
めのクラッチディスクに援用した１実施例を示す縦断面
図、第８図は第７図の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線に沿った断面図及び第１１
図は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、１
１　．１３，１５，１７，２３．２５山窓、２７゜２７
ｂ・・・連行部、２９．３１・・・端部、４１・・・ハ
ブ、４３・・・回転°軸線、４５・・・ハブ円板、４７
・・・クラッチフェーシング、４９・・・連行板、５１
・・隔てリベット、５３・・・被い板、５５・・・隔て
リベット、５７．５７ａ　、５７ｂ−・・中間板、５８
゜５９・・・開口、６１・・・側板、６３・・・圧力板
、６５・・・ばね、６７．６９，７１．７３・・・摩擦
リング、７５・・・付加部、７７・・・皿ばね、７９．
８１・・・部分、Ｒ１，Ｒ２・・・摩擦装置。

Claims

【特許請求の範囲】１、回転振動緩衝器であつて、共通の回転軸線を中心に
相対回転可能な２つの主部（１、３）と、両主部（１、
３）を回転弾性的に互いに連結する複数のばね（７、９
）と、主部（１、３）の相対回転時に負荷される摩擦装
置（Ｒ＿２）とを備えている形式のものにおいて、両方
の主部（１、３）が少なくとも１対の互いに直列に配置
されたばね（７、９）を介して互いに連結されており、
かつ、摩擦装置（Ｒ＿２）がばね対の一方のばね（９）
にだけ並列に配置されていることを特徴とする回転振動
緩衝器。２、摩擦装置（Ｒ＿２）が、共通の前記回転軸線を中心
に両主部（１、３）に対して回転可能な中間部（５）を
備えており、かつ、ばね対の両ばね（７、９）が両主部
（１、３）の相対回転時にこの中間部（５）を介して互
いに支持される特許請求の範囲第１項記載の回転振動緩
衝器。３、一方の主部（１）がハブ円板（４５）を備えており
、他方の主部（３）が、ハブ円板（４５）の軸方向両側
に配置されて互いに１ユニットに結合された２つの側板
（４９、５３）を備えており、中間部（５）が、軸方向
でハブ円板（４５）と側板（４９、５３）との間に配置
されハブ円板（４５）及び側板（４９、５３）に対して
回転可能な少なくとも１つの中間板（５７）を備えてお
り、各ばね対の第１のばねがハブ円板（４５）及び中間
板（５７）の窓（１１、１３）内に配置されてハブ円板
（４５）と中間板（５７）との相対回動時に負荷され、
かつ、各ばね対の第２のばね（９）が側板（４９、５３
）及び中間板（５７）の窓（１５、１７）内に配置され
て側板（４９、５３）と中間板（５７）との相対回転時
に負荷されるようにした特許請求の範囲第２項記載の回
転振動緩衝器。４、中間部（５）が、軸方向でハブ円板（４５）の互い
に反対側に配置された２つの中間板（５７）を有してお
り、両中間板が軸方向の結合部材（５５）によつて１ユ
ニットに互いに結合されており、かつ、各ばね対の第２
のばね（９）がハブ円板（４５）の開口（５９）内に配
置されてハブ円板（４５）の両側で中間板（５７）の窓
（１５）を軸方向で貫通して側板（４９、５３）の窓（
１７）内に突入係合している特許請求の範囲第３項記載
の回転振動緩衝器。５、ばね対のばね（７、９）が同一のばね特性を有して
いる特許請求の範囲第３項記載の回転振動緩衝器。６、一方の主部（１）がハブ円板（４５）を有しており
、他方の主部（３）が、軸方向でハブ円板（４５）の両
側に配置されて１ユニットに互いに結合された２つの側
板（４９、５３）を有しており、中間部（５）が、軸方
向でハブ円板（４５）と側板（４９、５３）との間に配
置されてハブ円板（４５）及び側板（４９、５３）に対
して回転可能な少なくとも１つの中間板（５７ａ、５７
ｂ）を有しており、かつ、ばね対のばね（７、９）が、
周方向でハブ円板（４５）及び側板（４９、５３）の共
通の窓（２３、２５）内に互いに前後して位置しており
、かつ、中間板（５７ａ、５７ｂ）が、ばね対のばね（
７、９）の間に突入係合する少なくとも１つの連行部（
２７）を有している特許請求の範囲第２項記載の回転振
動緩衝器。７、中間板（５７ｂ）が１つ設けられており、連行部（
２７ｂ）が、ばね対（７、９）を受容したハブ円板（４
５）の窓に軸方向に貫通係合する、半径方向に間隔をお
いて位置した２つの部分（７９）を備えており、両部分
（７９）が半径方向の部分（８１）によつて互いに結合
されている特許請求の範囲第６項記載の回転振動緩衝器
。８、中間部（５）が、軸方向でハブ円板（４５）の互い
に反対側に配置された中間板（５７ａ）を有しており、
かつ、連行部（２７）がばね対のばね（７、９）の間で
ハブ円板（４５）の窓（２３）を貫通して両中間板（５
７ａ）を結合せしめている特許請求の範囲第６項記載の
回転振動緩衝器。９、連行部（２７）が両中間板（５７ａ）を互いに固定
せしめている特許請求の範囲第８項記載の回転振動緩衝
器。１０、一方の主部（１）が自動車用摩擦クラッチのクラ
ッチディスクのハブ円板（４５）によつて形成されてお
り、他方の主部（３）が、軸方向でハブ円板（４５）の
両側に配置され１ユニットに互いに結合された２つの側
板によつて形成されており、一方の側板が連行板（４９
）として形成されてクラッチフェーシング（４７）を支
持しており、他方の側板が被い板（５３）として役立つ
ており、かつ、摩擦装置（Ｒ＿２）が中間部（５）を連
行板（４９）に結合せしめている特許請求の範囲第２項
から第９項までのいずれか１項記載の回転振動緩衝器。１１、中間部（５）がハブ円板（４５）及び連行板（４
９）に対して回転可能な中間板（５７）を有しており、
この中間板（５７）が軸方向でハブ円板（４５）と被い
板（５３）との間に配置されており、かつ、摩擦装置（
Ｒ＿２）が被い板（５３）の、回転軸線に隣合う領域内
に配置されていて中間板（５７）及び被い板（５３）と
協働している特許請求の範囲第１１項記載の回転振動緩
衝器。１２、ハブ円板（４５）には軸方向で摩擦装置（Ｒ＿２
）とは逆の側に第２の摩擦装置（Ｒ＿１）が配置されて
おり、この摩擦装置（Ｒ＿１）が連行板（４９）とハブ
円板（４５）との間で作用している特許請求の範囲第１
１項記載の回転振動緩衝器。１３、第２の摩擦装置（Ｒ＿１）が両主部（１、３）に
並列に配置されており、この摩擦装置（Ｒ＿１）の摩擦
トルクが第１の摩擦装置（Ｒ＿２）の摩擦トルクに比し
て小さい特許請求の範囲第１項から第１２項までのいず
れか１項記載の回転振動緩衝器。