JP2002266943A

JP2002266943A - ダンパー機構

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Publication number: JP2002266943A
Application number: JP2001067421A
Authority: JP
Inventors: Yasuyuki Hashimoto; 恭行橋本
Original assignee: Exedy Corp
Current assignee: Exedy Corp
Priority date: 2001-03-09
Filing date: 2001-03-09
Publication date: 2002-09-18
Anticipated expiration: 2021-03-09
Also published as: US6659876B2; US20020128073A1; DE10210619A1; JP3943849B2; DE10210619B4

Abstract

(57)【要約】【課題】微小捩じり振動に対する低ヒステリシストル
ク発生隙間を有するダンパー機構の音・振動性能を向上
させる。【解決手段】クラッチディスク組立体は、入力回転体
２と、スプラインハブ３と、ダンパー部４と、大摩擦機
構１３と、摩擦抑制機構とを備えている。ダンパー部４
は、入力回転体２とスプラインハブ３とを回転方向に連
結する第２バネ８を有し、入力回転体２がスプラインハ
ブ３に対して回転方向駆動側に捩じれた正側と、回転方
向駆動側と反対側に捩じれた負側とを含む捩じり特性を
有する。大摩擦機構１３は、入力回転体２とスプライン
ハブ３が相対回転し第２バネ８の弾性力が作用すると、
摩擦を発生可能である。摩擦抑制機構は、第２バネ８の
弾性力を所定角度範囲内では摩擦機構に作用させないた
めの回転方向隙間θＡＣｎを、捩じり特性の正側と負側
の一方でのみ確保している。

Description

【発明の詳細な説明】

【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。一般に車両の振動
には、アイドル時異音（ガラ音）、走行時異音（加速・
減速ラトル，こもり音）及びティップイン・ティップア
ウト（低周波振動）がある。これらの異音や振動を取り
除くことがクラッチディスク組立体のダンパーとしての
機能である。

【０００３】アイドル時異音とは、信号待ち等でシフト
をニュートラルに入れ、クラッチペダルを放したときに
トランスミッションから発生する「ガラガラ」と聞こえ
る音である。この異音が生じる原因は、エンジンアイド
リング回転付近ではエンジントルクが低く、エンジン爆
発時のトルク変動が大きいことにある。このときにトラ
ンスミッションのインプットギアとカウンターギアとが
歯打ち現象を起こしている。

【０００４】ティップイン・ティップアウト（低周波振
動）とは、アクセルペダルを急に踏んだり放したりした
ときに生じる車体の前後の大きな振れである。駆動伝達
系の剛性が低いと、タイヤに伝達されたトルクが逆にタ
イヤに伝達されたトルクが逆にタイヤ側からトルクに伝
わり、その揺り返しとしてタイヤに過大トルクが発生
し、その結果車体を過渡的に前後に大きく振らす前後振
動となる。

【０００５】アイドリング時異音に対しては、クラッチ
ディスク組立体の捩じり特性においてゼロトルク付近が
問題となり、そこでの捩じり剛性は低い方が良い。一
方、ティップイン・ティップアウトの前後振動に対して
は、クラッチディスク組立体の捩じり特性をできるだけ
ソリッドにすることが必要である。

【０００６】以上の問題を解決するために、２種類のば
ね部材を用いることにより２段特性を実現したクラッチ
ディスク組立体が提供されている。そこでは、捩じり特
性における１段目（低捩じり角度領域）における捩じり
剛性及びヒステリシストルクを低く抑えているために、
アイドリング時の異音防止効果がある。また、捩じり特
性における２段目（高捩じり角度領域）では捩じり剛性
及びヒステリシストルクを高く設定しているため、ティ
ップイン・ティップアウトの前後振動を十分に減衰でき
る。

【０００７】さらに、捩じり特性２段目においてたとえ
ばエンジンの燃焼変動に起因する微小捩じり振動が入力
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、微小捩じり振動を効果的に吸収するダンパー機構も
知られている。

【０００８】

【発明が解決しようとする課題】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
ためには、高剛性ばね部材が圧縮された状態で、高剛性
ばね部材と大摩擦機構との間に所定角度の回転方向隙間
が確保されている必要があるこの回転方向隙間の角度
は、例えば０．２°〜１．０°程度の微小角度であり、
入力プレート（入力回転体）がスプラインハブ（出力回
転体）出力側回転体に対して回転方向駆動側（正側）に
捩じれた正側２段目と、その反対側（負側）に捩じれた
負側２段目の両方において存在する。

【０００９】特に、従来は回転方向隙間を構成する構造
が正側２段目と負側２段目で同一の機構によって実現さ
れているため、この回転方向隙間が捩じり特性正側と負
側の両方において必ず発生し、しかもその角度の大きさ
が同一である。

【００１０】しかし、車両の特性に応じて、回転方向隙
間の大きさを捩じり特性の正負両側で異ならせることが
好ましい場合もあり、さらには正負の片側では前記回転
方向隙間を設けないことが望ましい場合も考えられる。

【００１１】具体的には、捩じり特性の負側には、減速
時共振回転数において振動のピークを低減させるために
前記回転方向隙間は必要である。しかし、ＦＦ車などで
は、実用回転域に共振ピークが残ることが多く、捩じり
特性の正側に前記回転方向隙間を確保していると、共振
回転数付近で音・振動性能が悪化する。

【００１２】本発明の課題は、微小捩じり振動に対する
低ヒステリシストルク発生隙間を有するダンパー機構の
音・振動性能を向上させることにある。

【００１３】

【課題を解決するための手段】請求項１に記載のダンパ
ー機構は、入力回転体と、出力回転体と、ダンパー部
と、摩擦機構と、摩擦抑制機構とを備えている。出力回
転体は、入力回転体と相対回転可能に配置されている。
ダンパー部は、入力回転体と出力回転体とを回転方向に
連結するばね部材を有し、入力回転体が出力回転体に対
して回転方向駆動側に捩じれた正側と入力回転体が出力
回転体に対して回転方向駆動側と反対側に捩じれた負側
とを含む捩じり特性を有する。摩擦機構は、入力回転体
と出力回転体が相対回転しばね部材の弾性力が作用する
と、摩擦を発生可能である。摩擦抑制機構は、ばね部材
の弾性力を所定角度範囲内では摩擦機構に作用させない
ための回転方向隙間を、捩じり特性の正側と負側の一方
でのみ確保している。

【００１４】このダンパー機構の摩擦抑制機構は、捩じ
り特性の正負の一方にのみ摩擦機構を作動させないため
の回転方向隙間を確保しているため、車両の特性に応じ
て、回転方向隙間を捩じり特性の正側又は負側のいずれ
か一方に設けることで、加速・減速の両方で音・振動性
能を向上させることができる。

【００１５】請求項２に記載のダンパー機構では、請求
項１において、摩擦抑制機構は、捩じり特性の負側にの
み、回転方向隙間を確保している。このダンパー機構で
は、摩擦機構を作動させないための回転方向隙間は捩じ
り特性の負側にのみ設けられている。したがって、例え
ば実用回転域に共振ピークが残るＦＦ車などに本ダンパ
ー機構を採用すると、正側の共振回転数付近での音・振
動性能が悪化しにくい。この結果、車両の加減速ともに
音・振動性能が向上する。

【００１６】請求項３に記載の摩擦抑制機構は、入力回
転体と、出力回転体と、ダンパー部と、摩擦機構と、摩
擦抑制機構とを備えている。出力回転体は、入力回転体
と相対回転可能に配置されている。ダンパー部は、入力
回転体と出力回転体とを回転方向に連結するためのばね
部材を有し、捩じり特性において、１段目と、ばね部材
が圧縮され１段目より剛性の高い２段目とを有してい
る。２段目は入力回転体が出力回転体に対して回転方向
駆動側に捩じれた正側と、入力回転体が出力回転体に対
して回転方向駆動側と反対側に捩じれた負側とにそれぞ
れ存在する。摩擦機構は、２段目において入力回転体と
出力回転体が相対回転しばね部材の弾性力が作用すると
摩擦を発生可能である。摩擦抑制機構は、ばね部材の弾
性力を所定角度範囲内では摩擦機構に作用させないため
の回転方向隙間を、捩じり特性の正側２段目と負側２段
目の一方でのみ確保している。

【００１７】このダンパー機構の摩擦抑制機構は、捩じ
り特性の正負２段目の一方にのみ摩擦機構を作動させな
いための回転方向隙間を確保しているため、車両の特性
に応じて、回転方向隙間を捩じり特性の正側２段目又は
負側２段目のいずれか一方に設けることで、加速・減速
の両方で音・振動性能を向上させることができる。

【００１８】請求項４に記載のダンパー機構では、請求
項３において、摩擦抑制機構は、捩じり特性の負側２段
目にのみ、回転方向隙間を確保している。このダンパー
機構では、摩擦機構を作動させないための回転方向隙間
は捩じり特性の負側２段目にのみ設けられている。した
がって、例えば実用回転域に共振ピークが残るＦＦ車な
どに本ダンパー機構を採用すると、正側の共振回転数付
近での音・振動性能が悪化しにくい。この結果、車両の
加減速ともに音・振動性能が向上する。

【００１９】

【発明の実施の形態】図１に本発明の一実施形態のクラ
ッチディスク組立体１の断面図を示し、図２にその平面
図を示す。クラッチディスク組立体１は、車輌のクラッ
チ装置に用いられる動力伝達装置であり、クラッチ機能
とダンパー機能とを有している。クラッチ機能とはフラ
イホイール（図示せず）に連結及び離反することによっ
てトルク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。

【００２０】図１においてＯ−Ｏがクラッチディスク組
立体１の回転軸すなわち回転中心線である。また、図１
の左側にエンジン及びフライホイール（図示せず）が配
置され、図１の右側にトランスミッション（図示せず）
が配置されている。さらに、図２のＲ１側がクラッチデ
ィスク組立体１の回転方向駆動側（正側）であり、Ｒ２
側からその反対側（負側）である。なお、以下に示す具
体的な角度の数値は各角度の相対的関係の理解を容易に
するために用いられており、本発明はこれら数値には限
定されない。

【００２１】クラッチディスク組立体１は、主に、入力
回転体２（クラッチプレート２１,リティーニングプレ
ート２２, クラッチディスク２３）と、出力回転体とし
てのスプラインハブ３と、入力回転体２とスプラインハ
ブ３との間に配置されたダンパー部４とから構成されて
いる。ダンパー部４は、第１バネ７, 第２バネ８及び大
摩擦機構１３などを含んでいる。

【００２２】入力回転体２はフライホイール（図示せ
ず）からのトルクが入力される部材である。入力回転体
２は、主に、クラッチプレート２１と、リティーニング
プレート２２と、クラッチディスク２３とから構成され
ている。クラッチプレート２１とリティーニングプレー
ト２２は共に板金製の円板状かつ環状の部材であり、軸
方向に所定の間隔を空けて配置されている。クラッチプ
レート２１はエンジン側に配置され、リティーニングプ
レート２２はトランスミッション側に配置されている。
クラッチプレート２１とリティーニングプレート２２は
後述する板状連結部３１により互いに固定され、その結
果軸方向の間隔が定めされるとともに一体回転するよう
になっている。

【００２３】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２
６により固定されている。

【００２４】クラッチプレート２１及びリティーニング
プレート２２の外周部には、回転方向に等間隔で４つの
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。

【００２５】クラッチプレート２１及びリティーニング
プレート２２には、それぞれ中心孔３７（内周縁）が形
成されている。この中心孔３７内には出力回転体として
のスプラインハブ３が配置されている。スプラインハブ
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。

【００２６】ハブフランジ６は、スプラインハブ３の外
周側で、かつ、クラッチプレート２１とリティーニング
プレート２２との間に配置された円板状の部材である。
ハブフランジ６は、第１バネ７を介してスプラインハブ
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に弾性的に連結されている。図７
〜９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。

【００２７】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とによりスプ
ラインハブ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との間にはそれぞれ第１隙間角度
θ１が確保されている。具体的には、外周歯５５から見
てＲ２側の内周歯５９との間の第１隙間角度θ１ｐは８
°であり、外周歯５５から見てＲ１側の内周歯５９との
間の第１隙間角度θ１ｎは２°である。このように第１
隙間角度θ１ｐとθ１ｎは角度の大きさが異なり、θ１
ｐ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。切欠き５６, ６７内には、それぞれ１つずつ
合計２つの第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は円周方向両端においてス
プリングシート７ａを介して切欠き５６, ６７の円周方
向両端に係合している。以上の構造によって、スプライ
ンハブ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よい。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。

【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、ストッパー面５０が形成されている。

【００３１】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、バネ定数が大きい。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、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３
６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。

【００３２】リティーニングプレート２２の外周縁に
は、回転方向に等間隔で４カ所に板状連結部３１が形成
されている。板状連結部３１は、クラッチプレート２１
とリティーニングプレート２２とを互いに連結するもの
であり、さらに後述するようにクラッチディスク組立体
１のストッパーの一部を構成している。板状連結部３１
は、リティーニングプレート２２から一体に形成された
板状部材であり、回転方向に所定の幅を有している。板
状連結部３１は、各窓孔４１の円周方向間すなわち切欠
き４２に対応して配置されている。板状連結部３１は、
リティーニングプレート２２の外周縁から軸方向に延び
るストッパー部３２と、ストッパー部３２の端部から半
径方向内側に延びる固定部３３とから構成されている。
ストッパー部３２はリティーニングプレート２２の外周
縁からクラッチプレート２１側に延びている。固定部３
３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。ストッパー部３２は円周方向両側にス
トッパー面５１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ィーニングプレ
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２
１とクッショニングプレート２４とを一体に連結してい
る。さらに、リティーニングプレート２２において固定
部３３に対応する位置にはかしめ用孔３４が形成されて
いる。

【００３３】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との間で隙間角度θ４までの領域で両部材の相対回
転を許容し、捩り角度がθ４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。なお、この隙間角度θ４
の間で第２バネ８はハブフランジ６と入力回転体２との
間で圧縮される。具体的には、突起４９から見てＲ２側
のストッパー部３２との間にある第４隙間角度θ４ｐは
２６゜であり、突起４９から見てＲ１側ストッパー部３
２との間にある第４隙間角度θ４ｎは２３．５゜であ
る。このようにθ４ｐはθ４ｎと大きさが異なり、θ４
ｐはθ４ｎより大きい。以上に述べたθ４ｐとθ４ｎ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。

【００３４】フリクションプレート１１は、スプライン
ハブ３の外周側において、クラッチプレート２１とハブ
フランジ６との間、及びハブフランジ６とリティーニン
グプレート２２との間に配置された１対のプレート部材
である。フリクションプレート１１は円板状かつ環状の
プレート部材であり、入力回転体２とスプラインハブ３
との間でダンパー部４の一部を構成している。フリクシ
ョンプレート１１の内周縁には複数の内周歯６６が形成
されている。内周歯６６はハブフランジ６の内周歯５９
と軸方向に重なるように配置されている。図５〜７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でてい
る。内周歯６６は、スプラインハブ３の外周歯５５と回
転方向に所定の隙間をあけて配置されている。すなわち
この隙間の範囲内でスプラインハブ３とフリクションプ
レート１１とは相対回転可能となっている。外周歯５５
と内周歯５９とにより、スプラインハブ３とフリクショ
ンプレート１１との相対回転角度を規制する第３ストッ
パー１２が形成されている。第３ストッパー１２は、図
７に示すように、外周歯５５と内周歯６６との間に第２
隙間角度θ２の隙間を確保している。具体的には、外周
歯５５から見てＲ２側の内周歯６６との間にある第２隙
間角度θ２ｐは７．５°であり、外周歯５５から見てＲ
１側の内周歯６６との間にある第２隙間角度θ２ｎは
１．５°である。このようにθ２ｐはθ２ｎと大きさが
異なり、大きい。第２隙間角度θ２ｐは第１隙間角度θ
１ｐより小さく、第２隙間角度θ２ｎは第１隙間角度θ
１ｎより小さい。

【００３５】１対のフリクションプレート１１のうちリ
ティーニングプレート２２側に配置されたフリクション
プレート１１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。窓孔４１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。

【００３６】１対のフリクションプレート１１同士は、
複数のピン６２により相対回転不能かつ軸方向の位置決
めがされている。ピン６２は、胴部と、胴部から軸方向
両側に延びる頭部とから構成されている。１対のフリク
ションプレート１１同士はピン６２の胴部端面に軸方向
から当接することによって互いに対して軸方向に接近す
ることが制限されている。フリクションプレート１１の
頭部はフリクションプレート１１に形成された孔内に挿
入され自らと胴部との間にフリクションプレート１１を
挟んでいる。各フリクションプレート１１とハブフラン
ジ６との間には、それぞれスペーサ６３が配置されてい
る。スペーサ６３は各フリクションプレート１１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に
はピン６２の胴部が挿入される孔が形成されており、ピ
ン６２と孔の係合によってスペーサ６３はフリクション
プレート１１と一体回転する。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。ハブフランジ
６にはピン６２が貫通する複数の孔６９が形成されてい
る。ピン６２は孔６９に対して円周方向両側に所定角度
だけ相対移動可能である。すなわちピン６２の胴部と孔
６９の円周方向両側端面との円周方向間に第３隙間角度
θ３の隙間が確保されている。これにより第４ストッパ
ー１４が形成されている。ピン６２から見てＲ２側の孔
６９端面との間には第３隙間角度θ３ｐが確保されてい
る、ピン６２から見てＲ１側の孔６９端面との間には第
３隙間角度θ３ｎが確保されている。第３隙間角度θ３
ｐとθ３ｎは大きさが異なり、θ３ｐは０．５０°であ
り、θ３ｎは０．７０°である。なお、第３隙間角度θ
３ｐの大きさは、第１隙間角度θ１ｐと第２隙間角度θ
２ｐの差に等しい（θ３ｐ=θ１ｐ−θ２ｐ）。また、
第３隙間角度θ３ｎの大きさは、第１隙間角度θ１ｎと
第２隙間角度θ２ｎの差より大きい（θ３ｎ＞θ１ｎ−
θ２ｎ）。

【００３７】以上に述べたピン６２と孔６９との相対的
位置関係は、ピン６２が図７に示す中立状態において孔
６９に対してＲ２側にずれていることを意味している。
より具体的にはピン６２の円周方向中心位置は孔６９の
円周方向中心位置よりＲ２側に位置している。この位置
関係は、ピン６２の位置を移動させること、又はハブフ
ランジ６の孔６９の大きさを円周方向両側で変えること
で実現される。

【００３８】次に、摩擦発生機構を構成する各部材につ
いて説明する。第２摩擦ワッシャー７２は、トランスミ
ッション側のフリクションプレート１１の内周部とリテ
ィーニングプレート２２の内周部との間に配置されてい
る。第２摩擦ワッシャー７２は主に樹脂製の本体７４か
ら構成されている。本体７４の摩擦面は、トランスミッ
ション側のフリクションプレート１１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７
６は、リティーニングプレート２２に対して相対回転不
能に係合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とリティーニングプレート
２２との間には第２コーンスプリング７３が配置されて
いる。第２コーンスプリング７３は、第２摩擦ワッシャ
ー７２の本体７４とリティーニングプレート２２との間
で圧縮された状態で配置されている。これにより、第２
摩擦ワッシャー７２の摩擦面は第１フリクションプレー
ト１１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とリティーニングプレート２２の内周部
との間に配置されている。すなわち、第１摩擦ワッシャ
ー７９は第２摩擦ワッシャー７２の内周側でかつボス５
２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を介してリティーニングプレート２２
と一体回転可能である。第１摩擦ワッシャー７９とリテ
ィーニングプレート２２の内周部との間には第１コーン
スプリング８０が配置されている。第１コーンスプリン
グ８０は第１摩擦ワッシャー７９とリティーニングプレ
ート２２の内周部との間で軸方向に圧縮された状態で配
置されている。なお、第１コーンスプリング８０の付勢
力は第２コーンスプリング７３の付勢力より小さくなる
ように設計されている。また、第１摩擦ワッシャー７９
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７
９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。

【００３９】クラッチプレート２１の内周部とフランジ
５４及びフリクションプレート１１の内周部との間には
第３摩擦ワッシャー８５と第４摩擦ワッシャー８６が配
置されている。第３摩擦ワッシャー８５及び第４摩擦ワ
ッシャー８６は樹脂製の環状部材である。第３摩擦ワッ
シャー８５はクラッチプレート２１の内周縁に相対回転
不能に係合し、その内周面はボス５２の外周面に摺動可
能に当接している。すなわち、クラッチプレート２１は
第３摩擦ワッシャー８５を介してボス５２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は軸方
向エンジン側のフリクションプレート１１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に対して摩擦係数
が高い材料から構成されている。

【００４０】以上に述べた摩擦機構において、第２摩擦
ワッシャー７２及び第４摩擦ワッシャー８６とフリクシ
ョンプレート１１との間に比較的高いヒステリシストル
クを発生させる大摩擦機構１３（摩擦機構）が形成され
ていることになる。さらに、第１摩擦ワッシャー７９及
び第３摩擦ワッシャー８５と、フランジ５４との間に低
ヒステリシストルクを発生する小摩擦機構１５を形成し
ている。

【００４１】次に、図１０を用いてクラッチディスク組
立体１の構成についてさらに説明する。図１０はクラッ
チディスク組立体１のダンパー機構としての機械回路図
である。この機械回路図は、ダンパー機構における各部
材の回転方向の関係を模式的に描いたものである。した
がって一体回転する部材は同一の部材として取り扱って
いる。

【００４２】図１０から明らかなように、入力回転体２
とスプラインハブ３との間にはダンパー部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とスプラインハブ３との回転方向間に配置
されている。ハブフランジ６はスプラインハブ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とスプラインハブ３との間には第１
ストッパー９が形成されている。第１ストッパー９にお
ける第１隙間角度θ１ｐの間で第１バネ７は圧縮可能で
ある。ハブフランジ６は入力回転体２に対して第２バネ
８を介して回転方向に弾性的に連結されている。また、
ハブフランジ６と入力回転体２との間には第２ストッパ
ー１０が形成されている。第２ストッパー１０における
第４隙間角度θ４ｐの間で第２バネ８は圧縮可能となっ
ている。以上に述べたように、入力回転体２とスプライ
ンハブ３と直列に配置された第１バネ７と第２バネ８と
により回転方向に弾性的に連結されている。ここでは、
ハブフランジ６は２種類のバネの間に配置された中間部
材として機能している。また、以上に述べた構造は、並
列に配置された第１バネ７及び第１ストッパー９からな
る第１ダンパーと、並列に配置された第２バネ８と第２
ストッパー１０からなる第２ダンパーとが、直列に配置
された構造として見ることもできる。また、以上に述べ
た構造を入力回転体２とスプラインハブ３とを回転方向
に弾性的に連結するダンパー部４として考えることがで
きる。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。そのため、第１隙間
角度θ１までの捩り角度の範囲で第２バネ８はほとんど
回転方向に圧縮されない。

【００４３】フリクションプレート１１は、入力回転体
２とスプラインハブ３との回転方向間に配置されてい
る。フリクションプレート１１は、スプラインハブ３と
ハブフランジ６との間で相対回転するように配置されて
いる。フリクションプレート１１は、スプラインハブ３
との間に第３ストッパー１２を構成し、ハブフランジ６
との間に第４ストッパー１４を構成している。さらに、
フリクションプレート１１は、大摩擦機構１３を介して
入力回転体２に回転方向に摩擦係合している。以上に述
べたフリクションプレート１１は、入力回転体２, スプ
ラインハブ３及びハブフランジ６の間に配置されること
で摩擦連結機構５を構成している。

【００４４】次に、図１０におけるダンパー機構の各隙
間角度θ１ｐ〜θ４ｐの関係について説明する。ここで
説明する隙間角度は、スプラインハブ３から入力回転体
２をＲ２側に見た各角度である。第１ストッパー９にお
ける第１隙間角度θ１ｐは第１バネ７が円周方向に圧縮
される角度範囲となっており、第２ストッパー１０にお
ける第４隙間角度θ４ｐは第２バネ８が回転方向に圧縮
される角度範囲となっている。第１隙間角度θ１ｐと第
４隙間角度θ４ｐとの合計がクラッチディスク組立体１
全体としてのダンパー機構の正側最大捩り角度である。

【００４５】第３隙間角度θ３ｐは、第１隙間角度θ１
ｐと第２隙間角度θ２ｐの差に等しくなっているため、
正側２段目においては、微小捩り振動が入力された時に
大摩擦機構１３を作動させないための正側２段目隙間角
度は確保されないようになっている。

【００４６】次に、図１５におけるダンパー機構の各隙
間角度θ１ｎ〜θ４ｎの関係について説明する。ここで
説明する隙間角度は、スプラインハブ３から入力回転体
２をＲ１側に見た各角度である。第１ストッパー９にお
ける第１隙間角度θ１ｎは第１バネ７が円周方向に圧縮
される角度範囲を示しており、第２ストッパー１０にお
ける第４隙間角度θ４ｎは第２バネ８が回転方向に圧縮
される角度範囲を示している。第１隙間角度θ１ｎと第
４隙間角度θ４ｎとの合計がクラッチディスク組立体１
全体としてのダンパー機構の負側最大捩り角度である。
第１隙間角度θ１ｎから第２隙間角度θ２ｎを引いた差
をさらに第３隙間角度θ３ｎから引いたものが、捩り特
性の負側２段目において微小捩り振動が入力された時に
大摩擦機構１３を作動させないための負側２段目隙間角
度θＡＣｎの大きさとなっている。負側２段目隙間角度
θＡＣｎの大きさはこの実施形態では０．２゜と従来に
比べて大幅に小さくなっており、０．１５〜０．２５゜
の範囲にあることが好ましい。

【００４７】また、負側２段目隙間角度θＡＣｎは軸方
向に伸びる連結部材としてのピン６２とハブフランジ６
の孔６９との間に形成されるため、精度を高く保つこと
ができる。この結果、１°未満の微小角度を実現でき
る。なお、孔６９は一部が開いた切り欠き形状であって
もよい。

【００４８】また、負側２段目隙間角度θＡＣｎがフリ
クションプレート１１と第２バネ８との間に設けられて
いる構造にも、本発明を採用できる。また、図１５に示
すように、入力回転体２とスプラインハブ３との間には
小摩擦機構１５が設けられている。小摩擦機構１５は入
力回転体２とスプラインハブ３が相対回転する際には常
に滑りが生じるようになっている。この実施形態では、
小摩擦機構１５は主に第２摩擦ワッシャー７９及び第３
摩擦ワッシャー８５によって構成されているが、他の部
材によって構成されていても良い。また、小摩擦機構１
５で発生するヒステリシストルクは場合によっては最大
限低いことが望ましい。

【００４９】次に、複数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の動作を詳細に
説明する。図１０〜１４は、スプラインハブ３が入力回
転体２に対してＲ２側に捩じれている捩じり特性正側の
状態（図２０の右側）での各部材の動作や関係を説明す
るための図である。図１５〜１９は出力回転体が入力回
転体２に対してＲ１側に捩じれている捩じり特性負側の
状態（図２０の左側）での各部材の動作や関係を説明す
るための図である。

【００５０】図１０の中立状態からスプラインハブ３を
入力回転体２に対してＲ２側に捩っていく。このとき入
力回転体２はスプラインハブ３に対してＲ１側すなわち
回転方向駆動側に捩れていくことになる。図１０の状態
からスプラインハブ３がＲ２側に３゜捩れると図１１の
状態に移行する。この動作時に、第１バネ７がスプライ
ンハブ３とハブフランジ６との間で回転方向に圧縮さ
れ、小摩擦機構１５で滑りが生じる。この結果、低剛性
・低ヒステリシストルクの特性が得られる。そして、第
１ストッパー９と第３ストッパー１２とでそれぞれ隙間
角度が３゜小さくなる。図１１の状態からさらにスプラ
インハブ３が４．５゜捩れると図１２の状態に移行す
る。この動作時にも第１バネ７がスプラインハブ３とハ
ブフランジ６との間で回転方向に圧縮され、小摩擦機構
１５で滑りが生じる。図１２では、図１０の中立状態か
らＲ２側にθ２ｐ捩じれたため、第３ストッパー１２に
おいてスプラインハブ３とフリクションプレート１１と
が当接し、第１ストッパー９において第１ストッパー９
の第１隙間角度θ１ｐから第３ストッパー１２の第２隙
間角度θ２ｐを引いた隙間角度が確保されている。さら
に図１２の状態からスプラインハブ３がＲ２側に０．５
゜（θ１ｐ−θ２ｐ）捩れると、図１３の状態に移行す
る。この動作中に、大摩擦機構１３において滑りが生
じ、高ヒステリシストルクが発生している。そのため、
低剛性・高ヒステリシストルクの領域が低剛性・低ヒス
テリシストルクの端に形成されている。また、フリクシ
ョンプレート１１は、スプラインハブ３と一体回転し、
ハブフランジ６に対してＲ２側に変位する。つまり、ピ
ン６２は孔６９内でＲ２側に移動し、孔６９のＲ２側縁
に当接する（図８）。図１３では、第１ストッパー９に
おいてスプラインハブ３の外周歯５５とハブフランジ６
の内周歯５９とが互いに当接し、第４ストッパー１４に
おいてピン６２が孔６９のＲ２側縁に当接している。こ
のように、フリクションプレート１１とハブフランジ６
との間に回転方向隙間は形成されていない。図１３では
第１ストッパー９が当接しているため、これ以上は第１
バネ７が圧縮されない。図１３の状態からさらにスプラ
インハブ３がＲ２側に捩れると、図１４の状態に移行す
る。この動作中にハブフランジ６が第２バネ８を入力回
転体２との間で圧縮していく。この時、フリクションプ
レート１１と入力回転体２との間で滑りが生じること
で、大摩擦機構１３において摩擦が発生する。この結
果、高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。

【００５１】なお、この捩り角度２段目においてフリク
ションプレート１１とハブフランジ６との間には回転方
向隙間が確保されていないため、捩り振動が入力された
場合には、第２バネ８が圧縮された状態から伸びる際に
はすぐに第２バネ８の弾性力がフリクションプレート１
１に作用し、その結果大摩擦機構１３において滑りが生
じる。

【００５２】次に、図１５に示す中立状態からスプライ
ンハブ３が入力回転体２に対してＲ１側に捩れていくと
きの動作を説明する。このときに入力回転体２はスプラ
インハブ３に対してＲ２側にすなわち回転方向駆動側と
反対側に捩れていくことになる。図１５に示す状態から
スプラインハブ３が入力回転体２に対してＲ１側に１°
捩れると、図１６の状態に移行する。この動作時にスプ
ラインハブ３とハブフランジ６との間で第１バネ７が圧
縮され、小摩擦機構１５において滑りが発生する。この
結果、低剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られ
る。図１６では、第１ストッパー９と第３ストッパー１
２においてそれぞれ隙間角度が１゜小さくなる。図１６
の状態からスプラインハブ３がさらに入力回転体２に対
してＲ１側に１゜捩れると、図１７の状態に移行する。
この動作時にもスプラインハブ３とハブフランジ６との
間で第１バネ７が圧縮され、小摩擦機構１５において滑
りが発生する。図１７では、図１５の中立状態からＲ１
側にθ２ｎ捩じれたため、第３ストッパー１２において
スプラインハブ３とフリクションプレート１１とが互い
に当接し、第１ストッパー９において第１ストッパー９
の第１隙間角度θ１ｎから第３ストッパー１２の第２隙
間角度θ２ｐを引いた隙間角度が確保されている。図１
７の状態からスプラインハブ３が入力回転体２に対して
Ｒ１側に０．５゜（θ１ｎ−θ２ｎ）捩れると、図１８
の状態に移行する。この動作中には、大摩擦機構１３に
おいて滑りが生じ、高ヒステリシストルクが発生してい
る。そのため、低剛性・高ヒステリシストルクの領域が
低剛性・低ヒステリシストルクの端に形成されている。
また、フリクションプレート１１は、スプラインハブ３
と一体回転し、ハブフランジ６に対して回転方向に変位
する。つまり、ピン６２が孔６９内でＲ１側に移動す
る。図１８では、第１ストッパー９においてスプライン
ハブ３とハブフランジ６とが互いに当接している。この
ため、これ以上は第１バネ７が圧縮されない。図１８に
示す状態では、第４ストッパー１４において第１隙間角
度θ１ｎからθ２ｎを引いたものをさらに第３隙間角度
θ３ｎから引いた負側２段目隙間角度θＡＣｎ（０．２
°）が形成されている（図９）。図１８の状態からさら
にスプラインハブ３が入力回転体２に対してＲ１側に捩
れると、図１９の状態に移行する。この動作時に、第２
バネ８が回転方向に圧縮され、同時に大摩擦機構１３で
滑りが生じる。この結果、高剛性・高ヒステリシストル
クの特性が得られる。なお、フリクションプレート１１
はハブフランジ６と一体回転するため、図１８から図１
９への移行するときにおいても第４ストッパー１４にお
いて負側２段目隙間角度θＡＣｎが確保されている。図
１９の状態から捩り振動が入力されると、第２バネ８は
圧縮された状態から伸縮を繰り返す。第２バネ８が伸び
るときに、θＡＣｎの範囲内では第２バネ８の弾性力は
フリクションプレート１１に作用せず、その結果大摩擦
機構１３で滑りが生じない。すなわち負側２段目隙間角
度θＡＣｎは、捩り特性負側２段目において微小捩り振
動に対して大摩擦機構１３で滑りを生じさせない摩擦抑
制機構として機能している。

【００５３】次に、図２０の捩じり特性線図を参照し
て、具体的にクラッチディスク組立体１に各種捩り振動
が入力された時の捩り特性の変化について説明する。車
両の前後振動のように振幅の大きな捩り振動が発生する
と、捩り特性は正負の２段目間で変動を繰り返す。この
時２段目の高ヒステリシストルクによって車両の前後振
動は速やかに減衰される。

【００５４】次に、例えばエンジンブレーキをかけた減
速時においてエンジンの燃焼変動に起因する微小捩り振
動がクラッチディスク組立体１に入力されたとする。こ
の時、図２１にしめすように、スプラインハブ３と入力
回転体２とは負側２段目隙間角度θＡＣｎの範囲内で大
摩擦機構１３を作用させず相対回転可能である。すなわ
ち捩り特性線図において隙間角度θＡＣｎ範囲内では第
２バネ８が作動するが、大摩擦機構１３では滑りが生じ
ない。つりま、捩じり角度θＡＣｎの範囲では、２段目
のヒステリシストルクＨ₂より小さなヒステリシストル
クＨ_ACが得られる。ヒステリシストルクＨ_ACはヒステリ
シストルクＨ₂の１／１０程度であることが好ましい。
このように、捩じり特性の負側において大摩擦機構１３
を所定角度範囲内では作動させない回転方向隙間を設け
たため、エンジンブレーキをかけた減速時にエンジンか
らの燃焼変動に対して共振回転数のピークを低くでき
る。

【００５５】捩じり特性の正側において大摩擦機構１３
を所定角度範囲内で作動させない回転方向隙間を設けな
かったため、実用回転域に共振ピークが残ることが多い
ＦＦ車などの場合、共振回転数付近で音・振動性能が悪
化しない。

【００５６】このように、捩じり特性の正負両側のうち
一方にのみ摩擦機構を所定角度範囲内で作動させない回
転方向隙間を確保しているため、加速・減速の両方で音
・振動性能が向上する。

【００５７】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。

【００５８】

【実施例】本発明に係るダンパー機構と他のダンパー機
構の構造をFF車に採用した場合の騒音レベルの比較を行
った。（１）加速時の振動レベル図２２上部分のグラフは、４速全開加速時におけるエン
ジン回転速度（NE）に対するトランスミッションの回転
速度変動（ΔNM）の変化を示している。図２２下部分の
グラフは、４速全開加速時におけるエンジン回転速度
（NE）に対する伝達率（ΔNM／ΔNE）の変化を示してい
る。グラフにおける太い破線はエンジン回転変動を表
し、二点鎖線は従来の構造（ねじり特性正側に微小ねじ
り角の回転方向隙間が形成されている構造）を表してい
る。従来の構造では、２０００回転の付近で大きな共振
ピークが現れており、これは大きな騒音が生じているこ
とを意味する。

【００５９】本発明の構造（捩じり特性正側に微小捩じ
り角の回転方向隙間が形成されていない構造）は、第１
実施例を一点鎖線で、第２実施例を実線で表している。
第１実施例の一点鎖線の構造は、ヒステリシストルクが
比較的小さい構造であり、共振点におけるピークが従来
の構造に対して小さくなっている。このため、図２２下
部分のグラフで示すように、伝達率は共振点以外では１
以下であり、共振点付近でも従来より小さくなってい
る。また、第２実施例の実線の構造は、ヒステリシスト
ルクが比較的大きい構造であり、共振点におけるピーク
がほとんど消滅し、エンジン回転変動とほぼ同等になっ
ている。この結果、図２２下部分のグラフで示すよう
に、伝達率はほぼ全体にわたって１以下であり、共振点
付近でも概ね１程度又はそれ以下である。

【００６０】以上より、FF車においては、加速時には、
本願発明の構造が従来の構造に比べてトランスミッショ
ンの回転変動すなわち騒音レベルを大幅に低減できるこ
とが分かる。（２）減速時の振動レベル図２３上部分のグラフは、４速全閉減速時におけるエン
ジン回転速度（NE）に対するトランスミッションの回転
速度変動（ΔNM）の変化を示している。図２３下部分の
グラフは、４速全閉減速時におけるエンジン回転速度
（NE）に対する伝達率（ΔNM／ΔNE）の変化を示してい
る。グラフにおける太い破線はエンジン回転変動を表
し、捩じり特性正側に微小捩じり角の回転方向隙間が形
成されていない構造は、第１実施例を一点鎖線で、第２
実施例を実線で表している。第１実施例の一点鎖線の構
造は、ヒステリシストルクが比較的小さい構造であり、
第２実施例の実線の構造は、ヒステリシストルクが比較
的大きい構造である。いずれの実施例においても、エン
ジン回転変動に対してトランスミッション回転速度変動
やがいくぶん小さくなっている。

【００６１】二点鎖線は、本願発明の構造に対応してお
り、捩じり特性負側に微小ねじり角の回転方向隙間が形
成されている構造を表している。この構造では、エンジ
ン回転変動に対してトランスミッション回転速度変動が
大幅に小さくなっている。すなわち、従来の構造に比べ
て伝達率が大幅に小さくなっており、その特徴は２００
０〜４０００回転領域で顕著である。

【００６２】以上より、FF車においては、減速時には、
本願発明の構造が他の構造に比べてトランスミッション
の回転変動すなわち騒音レベルを大幅に低減できること
が分かる。（３）実験結果のまとめ以上の実験結果により、本願発明は、捩じり特性負側で
は従来と同様に微小ねじり角の回転方向隙間を残して減
速時の騒音レベルを低く抑えつつ、捩じり特性正側で従
来と異なり微小ねじり角の回転方向隙間をなくして加速
時の共振ピークを低減又は消滅させている。この結果、
加速・減速の両方で音・振動性能が向上し、全体として
優れた振動減衰性能を有している。

【００６３】

【発明の効果】本発明に係るダンパー機構では、捩じり
特性の正負の一方にのみ摩擦機構を作動させないための
回転方向隙間を確保している。したがって、車両の特性
に応じて、摩擦機構を作動させないための回転方向隙間
を捩じり特性の正側又は負側のいずれか一方に設けるこ
とで、加速・減速の両方で音・振動性能を向上させるこ
とができる。

【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】各部分の捩り角度を説明するための平面図。

【図９】各部分の捩り角度を説明するための平面図。

【図１０】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１１】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１２】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１３】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１４】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１５】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１６】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１７】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１８】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図１９】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機
械回路図。

【図２０】ダンパー機構の捩じり特性線図。

【図２１】図２０の部分拡大図。

【図２２】実験例における、４速全閉減速時におけるエ
ンジン回転速度（NE）に対するトランスミッションの回
転速度変動（ΔNM）の変化を示すグラフ。

【図２３】４速全閉減速時におけるエンジン回転速度
（NE）に対するトランスミッションの回転速度変動（Δ
NM）の変化を示すグラフ。

【符号の説明】

１クラッチディスク組立体２入力回転体３スプラインハブ４ダンパー部５摩擦連結機構６ハブフランジ７第１バネ８第２バネ（ばね部材）９第１ストッパー１０第２ストッパー１１中間プレート１２第３ストッパー１３大摩擦機構（摩擦機構）１４第４ストッパー２１クラッチプレート２２リティーニングプレート６２ピン６９孔 θＡＣｎ負側２段目隙間角度（摩擦抑制機構）

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】入力回転体と、前記入力回転体と相対回転可能に配置された出力回転体
と、前記入力回転体と前記出力回転体とを回転方向に連結す
るばね部材を有し、前記入力回転体が前記出力回転体に
対して回転方向駆動側に捩じれた正側と前記入力回転体
が前記出力回転体に対して回転方向駆動側と反対側に捩
じれた負側とを含む捩じり特性を有するダンパー部と、前記入力回転体と前記出力回転体が相対回転し前記ばね
部材の弾性力が作用すると摩擦を発生可能な摩擦機構
と、前記ばね部材の弾性力を所定角度範囲内では前記摩擦機
構に作用させないための回転方向隙間を、前記捩じり特
性の正側と負側の一方でのみ確保している、摩擦抑制機
構と、を備えたダンパー機構。
【請求項２】前記摩擦抑制機構は、前記捩じり特性の負
側でのみ、前記回転方向隙間を確保している、請求項１
に記載のダンパー機構。
【請求項３】入力回転体と、前記入力回転体と相対回転可能に配置された出力回転体
と、前記入力回転体と前記出力回転体とを回転方向に連結す
るためのばね部材を有し、捩じり特性において１段目と
前記ばね部材が圧縮され前記１段目より剛性の高い２段
目とを有し、前記２段目は前記入力回転体が前記出力回
転体に対して回転方向駆動側に捩じれた正側と前記入力
回転体が前記出力回転体に対して回転方向駆動側と反対
側に捩じれた負側とにそれぞれ存在する、ダンパー機構
と、前記２段目において前記入力回転体と前記出力回転体が
相対回転し前記ばね部材の弾性力が作用すると摩擦を発
生可能な摩擦機構と、前記ばね部材の弾性力を所定角度範囲内では前記摩擦機
構に作用させないための回転方向隙間を、前記捩じり特
性の正側２段目と負側２段目の一方でのみ確保してい
る、摩擦抑制機構と、を備えたダンパー機構。
【請求項４】前記摩擦抑制機構は、前記捩じり特性の負
側２段目でのみ、前記回転方向隙間を確保している、請
求項３に記載のダンパー機構。