JP3675645B2 - ダンパー機構 - 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。
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。
【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】
捩じり特性の２段目において大摩擦機構を作動させない角度領域はたとえば２°程度の微小角度であり、入力側回転体が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発生可能である。従来は大摩擦機構を作動させないための構造が正側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、捩じり特性正側と負側とで微小振動に対して高ヒステリシストルクが発生しない円周方向角度の大きさが同一である。
【０００８】
しかし、正側低ヒステリシストルク発生角度は、通常走行時のエンジントルク変動に対しては高ヒステリシストルクを発生しない程度に十分に大きい必要がある。しかし、正側低ヒステリシストルク発生角度を大きくすると、負側低ヒステリシストルク角度は負側２段目においては大きくなり過ぎることがある。具体的には、負側の低ヒステリシストルク角度が大きくなると、減速時共振周波数において両側の高ヒステリシストルクを発生させることができず、振動のピークが大きくなってしまう。
【０００９】
本発明の目的は、ダンパー機構の正負両側２段目における微小捩じり振動に対する低ヒステリシストルク発生角度の大きさが同一であることに起因する問題点を解決することにある。
【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、出力ハブと１対の入力プレートと第１中間部材と第１弾性部材と第２中間部材とを備えている。１対の入力プレートは出力ハブの回りに相対回転可能に配置されている。第１中間部材は出力ハブの外周側で１対の入力プレートの間に配置されている。第１弾性部材は出力ハブと第１中間部材を回転方向に弾性的に連結する。第２弾性部材は第１中間部材と１対の入力プレートを回転方向に弾性的に連結し第１弾性部材より剛性が高い。第２中間部材は、出力ハブと１対の入力プレートとの間に配置され、１対の入力プレートに対して回転方向に摺動可能に摩擦係合している。第２弾性部材が回転方向に圧縮される捩り特性２段目は、１対の入力プレートが出力ハブに対して回転方向駆動側に捩れた正側と、１対の入力プレートが出力ハブに対して回転方向駆動側と反対側に捩れた負側とにそれぞれ存在している。正側２段目において第２弾性部材が作動する際に第２弾性部材が第２中間部材に作用しない第１円周方向隙間が確保されている。
負側２段目において第２弾性部材が作動する際に第２弾性部材が作用しない第２円周方向隙間が確保されている。第１円周方向隙間と第２円周方向隙間は互いに独立して設けられている。
【００１４】
請求項１に記載のダンパー機構では、１対の入力プレートにトルクが入力されると、ダンパー機構を介して出力ハブにトルクが伝達される。ダンパー機構では、第１弾性部材、第１中間部材、第２弾性部材の順でトルクが伝達される。１対の入力プレートは出力ハブに対して回転方向駆動側（正側）と回転方向駆動側と反対側（負側）とに捩じれることができる。捩じり角度の小さな１段目角度領域では摩擦機構が摩擦を発生することはないためアイドリング時の異音に対して効果的である。
一方、正負両側の２段目間で１対の入力プレートと出力ハブとが繰り返し捩じれる低周波振動は、正負両側の２段目において第２弾性部材による高剛性及び摩擦機構による摩擦により十分に減衰される。さらに、２段目において所定トルク以下の捩じり振動が入力された場合には、正側２段目では第１円周方向隙間によって第２弾性部材が第２中間部材に作用せず、第２中間部材を１対の入力プレートに対して滑らせない。また、負側２段目では第２円周方向隙間によって第２弾性部材が第２中間部材に作用せず、第２中間部材を１対の入力プレートに対して滑らせない。
【００１５】
ここでは、第１円周方向隙間と第２円周方向隙間とがそれぞれ独立して設けられているため、第１円周方向隙間の大きさと第２円周方向隙間の大きさを容易に異ならせることができる。この結果、第１円周方向隙間と第２円周方向隙間をそれぞれの２段目における適切な角度とすることができる。
このダンパー機構では、第２中間部材は、第１中間部材の軸方向両側に配置された１対の部材と、１対の部材同士を一体回転させるように連結する連結部材とから構成されている。第１中間部材には連結部材が貫通する孔が形成されている。第１及び第２円周方向隙間は連結部材と孔との円周方向隙間部分より形成されている。
【００１６】
このダンパー機構では、第１及び第２円周方向隙間の精度を高くできる。
請求項２に記載のダンパー機構では、請求項１において、１対の入力プレートと出力ハブとの間には第１隙間角度を有する第１ストッパー機構が形成され、１対の入力プレートと第２中間部材との間には第２隙間角度を有する第２ストッパー機構が形成され、第２中間部材と第１中間部材との間には第３隙間角度を有する第３ストッパー機構が形成されている。第１隙間角度から第２隙間角度を引いた差をさらに第３隙間角度から引いた差が第１及び第２円周方向隙間の円周方向角度となる。
【００１７】
請求項３に記載のダンパー機構では、請求項１又は２において、第１円周方向隙間と第２円周方向隙間は円周方向角度が異なる。
請求項４に記載のダンパー機構では、請求項３において、第２円周方向隙間の円周方向角度は第１円周方向隙間の円周方向角度より小さい。
請求項４に記載のダンパー機構では、第１円周方向隙間の角度の大きさを十分に確保しつつ、第２円周方向隙間の角度の大きさを小さくすることで減速時共振周波数における振動のピークを減らすことができる。
【００１８】
請求項５に記載のダンパー機構では、請求項４において、第２円周方向隙間の円周方向角度は第１円周方向隙間の円周方向角度の約半分である。
【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。
【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, リテーニングプレート２２, クラッチディスク２３）と、出力回転体３（ハブ）と、入力回転体２と出力回転体３との間に配置されたダンパー機構とから構成されている。ダンパー機構は、第１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、リテーニングプレート２２と、クラッチディスク２３とから構成されている。クラッチプレート２１とリテーニングプレート２２は共に板金製の円板状又は環状の部材であり、軸方向に所定の間隔を空けて配置されている。クラッチプレート２１はエンジン側に配置され、リテーニングプレート２２はトランスミッション側に配置されている。クラッチプレート２１とリテーニングプレート２２は後述する板状連結部３１により互いに固定され、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２６により固定されている。
【００２４】
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。
【００２５】
クラッチプレート２１及びリテーニングプレート２２には、それぞれ中心孔３７（内周縁）が形成されている。この中心孔３７内には出力回転体３としてのスプラインハブが配置されている。出力回転体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】
分離フランジ６は、出力回転体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。分離フランジ６は、第１バネ７を介して出力回転体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、分離フランジ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とにより出力回転体３と分離フランジ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。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、θ１ｐはθ１ｎより大きい。
【００２８】
さらに、分離フランジ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、出力回転体３と分離フランジ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】
分離フランジ６には回転方向に等間隔で４つの窓孔４１が形成されている。窓孔４１は回転方向に長く延びる形状である。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。分離フランジ６において各窓孔４１の円周方向間には切欠き４２が形成されている。切欠き４２は半径方向内側から外側に向かって円周方向長さが長くなる扇形状であり、円周方向両側に縁面４３が形成されている。
【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は分離フランジ６の外周縁４８からさらに半径方向外側に延びる突起形状である。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。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】
前述した分離フランジ６の構造について他の表現を用いて再度説明する。分離フランジ６は内周側に環状部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。窓孔４１は突出部４７においてその面積の７０％以上を占めており、突出部４７にわたって形成されている。
【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。すなわち第２バネ８の円周方向角度は後述の窓孔４１の円周方向角度θＢとほぼ等しい。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を介して分離フランジ６に伝達され得る。プレート２１, ２２と分離フランジ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は分離フランジ６の切欠き４２に対応して配置されている。切欠き４２は固定部３３より大きく形成されており、このため組立時にリテーニングプレート２２をクラッチプレート２１に対して軸方向に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は分離フランジ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は分離フランジ６と入力回転体２との間で圧縮される。
【００３６】
板状連結部３１は、平面視において、円周方向位置は窓孔４１の円周方向間、切欠き４２内、突起４９の円周方向間にある。また、板状連結部３１のストッパー面５１の半径方向位置は、分離フランジ６の外周縁４８よりさらに半径方向外側にある。すなわち、ストッパー部３２と突起４９とは半径方向位置がほぼ同じである。このため、ストッパー部３２と突起４９は分離フランジ６とプレート２１, ２２との捩り角度が大きくなると互いに当接可能である。ストッパー部３２のストッパー面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は分離フランジ６の突出部４７すなわち窓孔４１の半径方向外側に位置している。すなわち、ストッパー部３２が突出部４７及び窓孔４１よりさらに円周方向内側に入り込むことが可能になっている。
【００３７】
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。
【００３８】
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の最大捩り角度と第２バネ８の捩り角度を共に大きくできる。ストッパー部が窓孔と同じ半径方向位置にある場合には、第２バネによるダンパー機構の捩り角度と窓孔の円周方向角度とは互いに干渉し合い、ダンパー機構の広角化とバネの低剛性化を実現できない。
【００３９】
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から見てＲ２側のストッパー部３２との間の第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３２との間の第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、θ４ｐ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。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のＲ１側に位置している。
【００４０】
中間プレート１１は、出力回転体３の外周側において、クラッチプレート２１と分離フランジ６との間、及び分離フランジ６とリテーニングプレート２２との間に配置された１対のプレート部材である。中間プレート１１は円板状または環状のプレート部材であり、入力回転体２と出力回転体３との間でダンパー機構の一部を構成している。中間プレート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は分離フランジ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、出力回転体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出力回転体３と中間プレート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、出力回転体３と中間プレート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。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２隙間角度θ２の隙間が確保されている。外周歯５５から見てＲ２側の内周歯６６との間の第２隙間角度θ２ｐは７．５°であり、外周歯５５から見てＲ１側の内周歯６６との間の第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θ１ｐより小さく、第２隙間角度θ２ｎは第１隙間角度θ１ｎより小さい。
【００４１】
１対の中間プレート１１のうちリテーニングプレート２２側に配置された中間プレート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は分離フランジ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、分離フランジ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。
【００４２】
１対の中間プレート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対の中間プレート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。中間プレート１１の頭部は中間プレート１１に形成された孔内に挿入され自らと胴部との間に中間プレート１１を挟んでいる。各中間プレート１１と分離フランジ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１１の内周部と分離フランジ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は中間プレート１１と一体回転する。スペーサ６３において分離フランジ６に対向し当接する側の面には摩擦係数を減らすためのコーティングが施されている。分離フランジ６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θ３ｐとθ３ｎは大きさが異なり、θ３ｐは０．９０°であり、θ３ｎは０．７０°である。
【００４３】
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、又は分離フランジ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。
【００４４】
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中間プレート１１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、トランスミッション側の中間プレート１１のトランスミッション側面に当接している。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１１に強く圧接されてている。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。
【００４５】
クラッチプレート２１の内周部とフランジ５４及び中間プレート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は軸方向エンジン側の中間プレート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。
【００４６】
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と中間プレート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。
【００４７】
次に第２バネ８と第２ストッパー１０における各構造の角度及びその関係について詳細に説明する。なお、以下に述べる「円周方向角度」とは、ある位置から他の位置までのクラッチディスク組立体１の回転軸Ｏ−Ｏを中心とした円周方向（クラッチディスク組立体１の回転方向）角度のことである。以下の説明で用いる角度の絶対値は図面に記載された本願発明の一例としてのクラッチディスク組立体１のものであり、本願発明はそれらの数値に限定されない。
θＡとθＣとの関係
各突起４９の円周方向角度θＡ（図６）は、回転方向に隣接する突起４９の隣接する円周方向端部間（すなわち回転方向に向き合うストッパー面５０間）の円周方向角度θＣ（図５）より小さい。θＡとθＣは一方が大きくなれば他方が小さくなる関係にある。ここではθＡをθＣに対して大幅に小さくすることでθＣを従来より大きく確保している。このように各突起４９間の円周方向角度θＣが広くなることにより、分離フランジ６とプレート２１, ２２との間の第４隙間角度θ４（θ４ｐ＋θ４ｎ）を広くすることが可能となっている。
【００４８】
θＣは、４０゜以上あれば従来にない充分に優れた効果が得られ、５０〜８０゜
の範囲にある場合はさらに優れた効果が得られ、６０〜８０゜の範囲にある場合はさらに優れた効果が得られ６５〜７５゜の範囲にある場合は最も優れた効果が得られる。
【００４９】
θＡはθＣの２分の１以下であれば充分に優れた効果が得られる。θＡはθＣの３分の１以下であればさらに優れた効果が得られる。
θＣとθＤとの関係
各板状連結部３１（ストッパー部３２）の円周方向角度θＤは、前述の角度θＣより遙かに小さくなっている。θＣからθＤを引いたものが、分離フランジ６とプレート２１, ２２との間の最大隙間角度θ４（θ４ｐ＋θ４ｎ，ダンパー機構のストッパー角度）になっている。すなわち、このダンパー機構では最大隙間角度θ４が従来より広くなっている。図から明らかなように、θ４を広くするためには、θＣを大きくし、θＤを小さくすることが必要であることがわかる。この実施形態においてはθＤは１８゜になっている。θＤは２０゜以下であるのが好ましく、１０〜２０゜の範囲にあるのがさらに好ましい。
【００５０】
θＤがθＣの２分の１以下であれば、θＤは充分に広く確保され、３分の１であればさらにθ４は広くなり、４分の１以下であればθ４を最も広くできる。
この実施形態ではθ４は５８．５゜である。θＥは２０゜以上であるのが好ましい。θＥは３０゜以上であるのが好ましい。特に４０〜６０゜の範囲にあれば従来にない充分な広角化が達成されており、５５〜６０゜の範囲にあればさらに好ましい。
【００５１】
最大捩じり角度θ４が増大することにより以下の効果が得られる。広捩じり角が達成されると、ストッパートルクを低下させることなく、捩じり特性の２段目のバネ（第２バネ８）の剛性を低くできる。この実施形態では従来に比べて第２バネ８の剛性を約５０％程度まで低くしている。この結果、２段目から２段目に移行するときのショック（アクセル踏み込み時、最初の突き上げ感）が減少する。
【００５２】
θＢとθＤとの関係
分離フランジ６に形成された窓孔４１は合計４つであり、各窓孔４１の円周方向角度θＢは５０゜以上ある。θＢは当接部４４の半径方向中間部同士間で測定されている。図面におけるθＢは５９゜である。この結果、回転方向に充分に長いつまり広角化したバネを用いることができる。θＢは５０〜７０゜の範囲にあるのが好ましく、５５〜６５゜の範囲にあればさらに好ましい。
【００５３】
各突起４９の円周方向角度θＤは各窓孔４１の円周方向角度θＢより小さい。これはθ４のθＢに対する比が十分に大きいことを意味している。すなわち広角化した窓孔４１及び第２バネ８に対してダンパー機構の最大捩り角度を充分に広くすることによって、バネの機能を有効に利用し、さらに広捩り角度・低捩り剛性の特性を得られる。
【００５４】
θＤがθＢの２分の１以下である場合は充分に優れた効果が得られ、３分の１以下である場合はさらに優れた効果が得られる。
θＡとθＢとの関係
突起４９の円周方向角度θＡは各窓孔４１の円周方向角度θＢより小さい。θＡのθＢに対する比が従来より小さいということは、θＣのθＢに対する比が従来より大きいことを示す。言い換えると、広角化した窓孔４１に対して最大隙間角度θ４を広く確保する前提となるθＣのθＢに対する比が充分に大きい。各突起４９の円周方向角度θＡは窓孔４１の円周方向角度θＢの２／３以下であればよく、１／２以下であればより好ましく、１／３以下であればさらに好ましい。
【００５５】
θＢとθ４との関係
θ４とθＢは共に従来に比べて大きくなっており、これによりダンパー機構の最大捩り角度が大きくなると共に第２バネ８の捩り角度が広くなっている。第２バネ８は大型化されることによって設計が容易になり、高性能（広捩り角・低剛性）になっている。
【００５６】
θＢとθ４を比較すると、両者はほとんど実質的な差がない。すなわち、θＢのθ４に対する比が充分に大きくなっている。これにより窓孔４１すなわち第２バネ８の円周方向角度を広くした場合においで、その広角度を充分に生かせる最大隙間角度θ４が確保されている。
窓孔４１の半径方向長さ
このダンパー機構では、窓孔４１の半径方向長さが分離フランジ６の半径方向長さ（外径）に比べて充分に大きくなっている。この結果、窓孔４１に収容する第２バネ８の大型化が可能となっている。窓孔４１の半径方向長さは分離フランジ６の外径の３５％以上である。この割合が３５〜５５％の範囲にある場合は充分に優れた効果を得ることができ、４０〜５０％の範囲にある場合はさらに優れた効果を得ることができる。
【００５７】
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。
【００５８】
図１０から明らかなように、入力回転体２と出力回転体３との間にはダンパー機構を構成するための複数の部材が配置されている。分離フランジ６は入力回転体２と出力回転体３との回転方向間に配置されている。分離フランジ６は出力回転体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、分離フランジ６と出力回転体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。分離フランジ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、分離フランジ６と入力回転体２との間には第２ストッパー１０が形成されている。第２ストッパー１０における第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と出力回転体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、分離フランジ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と出力回転体３とを回転方向に弾性的に連結するダンパー機構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。
【００５９】
中間プレート１１は、入力回転体２と出力回転体３との回転方向間に配置されている。中間プレート１１は、出力回転体３と分離フランジ６との間で相対回転するように配置されている。中間プレート１１は、出力回転体３との間に第３ストッパー１２を構成し、分離フランジ６との間に第４ストッパー１４を構成している。さらに、中間プレート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。以上に述べた中間プレート１１は、入力回転体２, 出力回転体３及び分離フランジ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。
【００６０】
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、出力回転体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。第１隙間角度θ１ｐから第２隙間角度θ２ｐを引いた差をさらに第３隙間角度θ３ｐから引いたものが、捩り特性の正側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正側２段目隙間角度θＡＣｐ（第１摩擦抑制機構、第１円周方向隙間）となっている。正側２段目隙間角度θＡＣｐの大きさ（第１角度範囲）はこの実施形態では０．４゜と従来に比べて大幅に小さくなっており、０．３〜０．５゜の範囲にあることが好ましい。
【００６１】
次に、図２０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、出力回転体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（第２摩擦抑制機構，第２円周方向隙間）となっている。負側２段目隙間角度θＡＣｎの大きさ（第２角度範囲）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。
【００６２】
正側２段目隙間角度θＡＣｐと負側２段目隙間角度θＡＣｎについてさらに詳細に説明する。θＡＣｐは、図８に示すように、ピン６２のＲ２側部と孔６９ののＲ２側部との間に形成されている。θＡＣｎは、図９に示すように、ピン６２のＲ１側部と孔６９のＲ１側部との間に形成されている。このようにθＡＣｐとθＡＣｎは独立で、別個に設けられた構造である。すなわち従来のように単一の隙間を正側２段目と負側２段目で共通に使う構造ではない。このため、θＡＣｐとθＡＣｎとを異ならせることが可能となる。したがってθＡＣｐとθＡＣｎを各々適切な大きさに設定できる。
【００６３】
ここでは、θＡＣｎは、θＡＣｐに比べて小さく、具体的にはθＡＣｐの約１／２になっている。このため、θＡＣｐは通常走行時にエンジンの燃焼変動に起因する微小振動を減衰するための低ヒステリシストルク領域を十分に確保できる。また、θＡＣｎはθＡＣｐに合わせて大きくする必要がないため、減速時共振周波数において十分に両側の高ヒステリシストルクを発生させることができる。この結果、減速時共振周波数において振動のピークを減らすことができる。
【００６４】
θＡＣｎを極端に小さく、ほとんどゼロ又は完全にゼロにすることもできる。その場合は減速時共振周波数の振動レベルを極端に小さくできる。
逆にθＡＣｎをθＡＣｐより大きくしてもよい場合がある。これは負側作動時においてはエンジントルク変動を減衰するためにθＡＣｎを大きくし、正側作動時には加速時共振周波数での両側で発生する高ヒステリシストルクを発生しやすくすためにθＡＣｐを小さくしたいという要望があるときに採用される。
【００６５】
次にθＡＣｎとθＡＣｐを形成する具体的な構造について説明する。すでに説明したように、θＡＣｐ＝θ３ｐ−（θ１ｐ−θ２ｐ）であり、θＡＣｎ＝θ３ｎ−（θ１ｎ−θ２ｎ）である。θ１ｐ−θ２ｐ= θ１ｎ−θ２ｎなので、θＡＣｐとθＡＣｎの差は、θ３ｐとθ３ｎとの差により実現されていることが分かる。さらに、θ３ｐとθ３ｎとの差は、具体的には、孔６９に対してピン６２がＲ２側に中心位置がずれていることにより生じている。ピン６２と孔６９との関係の調整によってθＡＣｐとθＡＣｎの差は簡単に変更できる。
【００６６】
また、θＡＣｐとθＡＣｎは軸方向に伸びる連結部材としてのピン６２と分離フランジ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。
また、θＡＣｐとθＡＣｎが中間プレート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。
【００６７】
正負両側の第２隙間角度θ２ｐ, θ２ｎの合計が、捩り特性の正負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１段目隙間角度θＡＣになる。この実施形態では２段目隙間角度ＡＣの大きさは９°になる。２段目隙間角度ＡＣは正側２段目隙間角度θＡＣｐや負側２段目隙間角度θＡＣｎより大きいことが好ましく、２倍以上あるのが好ましい。また、１０倍以上、さらには２０倍以上あっても良い。
【００６８】
また、図１０に示すように、入力回転体２と出力回転体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と出力回転体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１５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。
【００６９】
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１０〜１９は、出力回転体３が入力回転体２に対してＲ２側に捩じれている状態での各部材の動作や関係を説明するための図である。図２０〜３１は出力回転体が入力回転体２に対してＲ１側に捩じれている状態での各部材の動作や関係を説明するための図である。
【００７０】
なお、図１０及び図２０はクラッチディスク組立体１が中立状態にあるときを表している。図７には、中立状態における実際の出力回転体３，中間プレート１１及び分離フランジ６の隙間角度θ１〜θ３が表されている。
図１０の中立状態から出力回転体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は出力回転体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の状態から出力回転体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が出力回転体３と分離フランジ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の状態からさらに出力回転体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が出力回転体３と分離フランジ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、第３ストッパー１２において出力回転体３と中間プレート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の状態から出力回転体３がＲ２側に０．５゜捩れると、図１３の状態に移行する。この動作時には、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（小摩擦機構１５でも滑りが生じている）。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。図１３では、第１ストッパー９において出力回転体３と分離フランジ６とが互いに当接し、第４ストッパー１４において第１隙間角度θ１ｐから第２隙間角度θ２ｐを引いた差をさらに第３隙間角度θ３ｐから引いた差である正側２段目隙間角度θＡＣｐ（０．４°）が形成されている。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の状態からさらに出力回転体３がＲ２側に捩れると、図１４の状態に移行する。この動作中に分離フランジ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、中間プレート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で摩擦が発生する（小摩擦機構１５でも滑りが生じている）。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、この捩り角度２段目において中間プレート１１と分離フランジ６との間には正側２段目隙間角度θＡＣｐが確保されている。すなわち図１４に示す状態で微小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縮する際に正側２段目隙間角度θＡＣｐ内では大摩擦機構１３において滑りが生じない。すなわち正側２段目隙間角度θＡＣｐは捩り特性正側２段目において微小捩り振動（所定トルク以下であり、その結果捩じり角の小さな振動）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。なお、図８は機械回路図における図１３，１４に対応している。
【００７１】
次に、図２０に示す中立状態から出力回転体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は出力回転体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２０に示す状態から出力回転体３が入力回転体２に対してＲ１側に１°捩れると、図２１の状態に移行する。この動作時に出力回転体３と分離フランジ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２１では、第１ストッパー９と第３ストッパー１２においてそれぞれ隙間角度が１゜小さくなる。図２１の状態から出力回転体３がさらに入力回転体２に対してＲ１側に１゜捩れると、図２２の状態に移行する。この動作時にも出力回転体３と分離フランジ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２２では、第３ストッパー１２において出力回転体３と中間プレート１１とが互いに当接する。図２２の状態から出力回転体３が入力回転体２に対してＲ１側に０．５゜捩れると、図２３の状態に移行する。この動作時には、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（小摩擦機構１５でも滑りが生じている）。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。図２３では、第１ストッパー９において出力回転体３と分離フランジ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２３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２３の状態からさらに出力回転体３が入力回転体２に対してＲ１側に捩れると、図２４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（小摩擦機構１５でも滑りが生じている）。この結果、高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。図２４の状態においても第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２４の状態から微小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。このときθＡＣｎの範囲内では大摩擦機構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。
【００７２】
なお、図９は機械回路図における図２３，２４に対応している。
次に、機械回路図と図３２〜図３３に示す捩じり特性線図を用いてクラッチディスク組立体の動作について説明する。図３２は、捩じり角度を正側最大角度まで捩じった状態から負側最大角度まで捩じり、再び正側最大角度まで捩じったときの剛性及びヒステリシストルクの変化を示している。
【００７３】
初めに、出力回転体３が入力回転体２に対してＲ２側すなわち負側に捩れることで第２バネ８が圧縮された状態（図１４）から、出力回転体３が元に戻っていくときの動作を説明する。図１４の状態から第２バネ８が伸び、分離フランジ６及び出力回転体３をＲ１側に押していき、図１５の状態に移行する。この動作時に、第４ストッパー１４において分離フランジ６が中間プレート１１に当接するまでの正側２段目隙間角度θＡＣｐ内では大摩擦機構１３は滑らず高ヒステリシストルクは発生しない。このことから、図１４の状態と図１５の状態との間で出力回転体３が入力回転体２に対して捩じれるときには、第２バネ８が作用し、小摩擦機構１５で滑りが生じるが、大摩擦機構１３では滑りが生じないことが分かる。すなわち、図３３に示すように、正側２段目隙間角度θＡＣｐ内では、高剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。この高剛性は２段目に比べれば剛性は高いが、従来の２段目の剛性に比べれば大幅に低くなっている。また、微小振動に対するヒステリシストルクＨＡＣは２段目通常捩じり動作によって発生するヒステリシストルクＨ２よりはるかに低い。以上の特性により所定トルク以下でありその結果捩じり角度（振幅）の小さい微小捩じり振動を効果的に吸収・減衰できる。
【００７４】
また、正側２段目隙間角度θＡＣｐは、加速時共振周波数において両側のヒステリシストルクＨ２が確実に発生するほど十分に小さく設定されている。
図１５から第２バネ８はさらに１．２°伸び、図１６の状態に移行する。このとき大摩擦機構１３で滑りが生じ、高ヒステリシストルクが発生する。図１６では、第２バネ８は自由長となっており、これ以上伸びることはない。第３ストッパー１２では０．４゜の隙間が形成されている。図１６の状態からは第１バネ７が伸びし、出力回転体３をＲ１側に３°押し、図１７の状態に移行する。このとき、第１ストッパー９と第３ストッパー１２において隙間角度が大きくなっていく。第１バネがさらに伸びると、図１７から図１８の状態に移行する。図１８では第１バネ７が最大まで延び第１ストッパー９の隙間角度が８゜になった状態を示している。すなわち捩り特性線図における０゜の状態である。図１８と図１０を比較すると、中間プレート１１は第１隙間角度θ３ｐ（０．９°）だけＲ２側に捩れており、その結果第３ストッパー１２ではθ２ｐ＋θ３ｐ（８．４°）の隙間角度が確保され、第４ストッパー１４では中間プレート１１と分離フランジ６とが当接している。
【００７５】
図１８の状態は図２５の状態に対応している。すなわち図２５では、中間プレート１１は図２０に比較してＲ２側に第１隙間角度θ３ｐ（０．９゜）捩れている。図２５から出力回転体３がＲ１側に０．６゜捩れると、図２６の状態に移行する。この動作時に、第１バネ７が出力回転体３と分離フランジ６との間で圧縮され、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。図２６では第３ストッパー１２において出力回転体３と中間プレート１１とが当接している。図２６から出力回転体３がさらにＲ１側に捩れていくと、図２７の状態に移行する。この動作時には、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（小摩擦機構１５でも滑りが生じている）。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。図２７では、第１ストッパー９において出力回転体３と分離フランジ６とが互いに当接する。このため、これ以上は第１バネ７が圧縮されない。この低剛性・高ヒステリシストルクの領域は、前述した中間プレート１１の変位により、中立状態から捩じっていったときよりθ３ｐ（０．９°）早く開始される。図２７に示す状態では、第４ストッパー１４において負側２段目隙間角度θＡＣｎ（０．２°）が形成されている。図２７の状態からさらに出力回転体３が入力回転体２に対してＲ１側に捩れると、図２８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（小摩擦機構１５でも滑りが生じている）。この結果、高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。図２８の状態においても第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。
【００７６】
次に、出力回転体３が入力回転体２に対してＲ１側すなわち正側に捩れることで第２バネ８が圧縮された状態（図２８）から、出力回転体３が元に戻っていくときの動作を説明する。図２８の状態から第２バネ８が伸び、分離フランジ６及び出力回転体３をＲ２側に押していき、図２９の状態に移行する。このとき、第４ストッパー１４において分離フランジ６が中間プレート１１に当接するまでのθＡＣｐ内では大摩擦機構１３は滑らず高ヒステリシストルクは発生しない。このことから、図２８の状態と図２９の状態との間で出力回転体３が入力回転体２に対して捩じれるときには、第２バネ８が作用し、大摩擦機構１３で滑りが生じるが、小摩擦機構１５では滑りが生じないことが分かる。すなわち、図３４に示すように、負側２段目隙間角度θＡＣｐ内では、高剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。この高剛性は２段目に比べれば剛性は高いが、従来の２段目の剛性に比べれば大幅に低くなっている。以上の特性により所定トルク以下でありその結果捩じり角度（振幅）の小さい微小捩じり振動を効果的に吸収・減衰できる。
【００７７】
負側２段目隙間角度θＡＣｎが正側２段目隙間角度θＡＣｐより小さくなっているため、正側２段目隙間角度θＡＣｐの大きさを十分に確保しつつ、負側２段目隙間角度θＡＣｎの大きさを小さくすることで減速時共振周波数における振動のピークを減らすことができる。また、微小振動に対するヒステリシストルクＨＡＣは２段目通常捩じり動作によって発生するヒステリシストルクＨ２よりはるかに低い。以上の特性により所定トルク以下でありその結果捩じり角度（振幅）の小さい微小捩じり振動を効果的に吸収・減衰できる。
【００７８】
図２９の状態からさらに第２バネ８が延び、図３０の状態に移行する。図３０では第２バネ８は自由長になっており、それ以上伸びることはない。図３０の状態から第１バネ７が延び、図３１の状態に移行する。この動作時に第１バネ７は出力回転体３をＲ２側に押していく。図３１では第１バネ７は自由長になっており、捩り特性線図における０゜の状態を示している。図３１を図２０に比較すると、中間プレート１１は他の部材に対して第３隙間角度θ３ｎ（０．７°）だけＲ１側に捩れている。その結果第３ストッパー１２ではθ２ｎ＋θ３ｎ（２．２°）の隙間角度が確保され、第４ストッパー１４では中間プレート１１と分離フランジ６とが当接している。
【００７９】
図３１の状態（捩り特性線図の０゜において中間プレート１１がＲ１側に第３隙間角度θ３ｎ（０．７゜）捩れた状態）が図１９に対応している。このため、図１９から出力回転体３が入力回転体２に対してＲ１側に捩じれていくとき、低剛性・高ヒステリシストルクの領域が中立状態から捩じれていくときよりもθ３ｎ早く始まる。
【００８０】
次に、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。
【００８１】
次に、例えば通常走行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、出力回転体３と入力回転体２とは正側２段目隙間角度θＡＣｐ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θＡＣｐ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。この結果、走行時ラトル、こもり音の原因となる微小捩り振動を効果的に吸収できる。
【００８２】
次に、アイドル時振動等の微小捩り振動がクラッチディスク組立体１に入力された場合の動作について説明する。図３５に示すように、２段目隙間角度θＡＣ（θ２ｐ＋θ２ｎ）内でダンパー機構が作動する。この時、第１バネ７が作動し、大摩擦機構１３では滑りが生じない。このように２段目範囲で低剛性・低ヒステリシストルクを実現することで定常歯打ち音レベルが向上している。２段目範囲で低剛性・低ヒステリシストルクを実現すると、ジャンピング現象が生じることが考えられるものの、このクラッチディスク組立体１では、２段目範囲の両側に低剛性・高ヒステリシストルクの領域を設けることでジャンピング現象を抑制している。ここで言うジャンピング現象とは、２段目の壁に正負とも跳ね返され、２段目全体に渡る振動に発展する現象であり、定常の歯打ち音よりレベルの高い音が発生する現象をいう。
【００８３】
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。
【００８４】
【発明の効果】
本発明に係るダンパー機構では、第１円周方向隙間と第２円周方向隙間とがそれぞれ独立して設けられているため、第１円周方向隙間の大きさと第２円周方向隙間の大きさを容易に異ならせることができる。この結果、第１円周方向隙間と第２円周方向隙間をそれぞれの２段目における適切な角度とすることができる。
【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】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２１】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２２】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２３】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２４】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２５】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２６】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２７】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２８】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２９】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３０】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３１】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３２】ダンパー機構の捩じり特性線図。
【図３３】図３２の部分拡大図。
【図３４】図３２の部分拡大図。
【図３５】ダンパー機構の捩じり特性線図。
【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回転体）
３ 出力回転体（第１回転体）
４ ダンパー機構
５ 摩擦連結機構
６ 分離フランジ（第１中間体、第１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（第１ストッパー機構）
１０ 第２ストッパー
１１ 中間プレート（第２中間体、第２中間部材）
１２ 第３ストッパー（第２ストッパー機構）
１３ 大摩擦機構（摩擦機構）
１４ 第４ストッパー（第３ストッパー機構）
２１ クラッチプレート（入力プレート）
２２ リテーニングプレート（入力プレート）
６２ ピン（連結部材）
６９ 孔
θＡＣｐ 正側２段目隙間角度（第１円周方向隙間、第１摩擦抑制機構）
θＡＣｎ 負側２段目隙間角度（第２円周方向隙間、第２摩擦抑制機構）
【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。
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。
【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】
捩じり特性の２段目において大摩擦機構を作動させない角度領域はたとえば２°程度の微小角度であり、入力側回転体が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発生可能である。従来は大摩擦機構を作動させないための構造が正側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、捩じり特性正側と負側とで微小振動に対して高ヒステリシストルクが発生しない円周方向角度の大きさが同一である。
【０００８】
しかし、正側低ヒステリシストルク発生角度は、通常走行時のエンジントルク変動に対しては高ヒステリシストルクを発生しない程度に十分に大きい必要がある。しかし、正側低ヒステリシストルク発生角度を大きくすると、負側低ヒステリシストルク角度は負側２段目においては大きくなり過ぎることがある。具体的には、負側の低ヒステリシストルク角度が大きくなると、減速時共振周波数において両側の高ヒステリシストルクを発生させることができず、振動のピークが大きくなってしまう。
【０００９】
本発明の目的は、ダンパー機構の正負両側２段目における微小捩じり振動に対する低ヒステリシストルク発生角度の大きさが同一であることに起因する問題点を解決することにある。
【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、出力ハブと１対の入力プレートと第１中間部材と第１弾性部材と第２中間部材とを備えている。１対の入力プレートは出力ハブの回りに相対回転可能に配置されている。第１中間部材は出力ハブの外周側で１対の入力プレートの間に配置されている。第１弾性部材は出力ハブと第１中間部材を回転方向に弾性的に連結する。第２弾性部材は第１中間部材と１対の入力プレートを回転方向に弾性的に連結し第１弾性部材より剛性が高い。第２中間部材は、出力ハブと１対の入力プレートとの間に配置され、１対の入力プレートに対して回転方向に摺動可能に摩擦係合している。第２弾性部材が回転方向に圧縮される捩り特性２段目は、１対の入力プレートが出力ハブに対して回転方向駆動側に捩れた正側と、１対の入力プレートが出力ハブに対して回転方向駆動側と反対側に捩れた負側とにそれぞれ存在している。正側２段目において第２弾性部材が作動する際に第２弾性部材が第２中間部材に作用しない第１円周方向隙間が確保されている。
負側２段目において第２弾性部材が作動する際に第２弾性部材が作用しない第２円周方向隙間が確保されている。第１円周方向隙間と第２円周方向隙間は互いに独立して設けられている。
【００１４】
請求項１に記載のダンパー機構では、１対の入力プレートにトルクが入力されると、ダンパー機構を介して出力ハブにトルクが伝達される。ダンパー機構では、第１弾性部材、第１中間部材、第２弾性部材の順でトルクが伝達される。１対の入力プレートは出力ハブに対して回転方向駆動側（正側）と回転方向駆動側と反対側（負側）とに捩じれることができる。捩じり角度の小さな１段目角度領域では摩擦機構が摩擦を発生することはないためアイドリング時の異音に対して効果的である。
一方、正負両側の２段目間で１対の入力プレートと出力ハブとが繰り返し捩じれる低周波振動は、正負両側の２段目において第２弾性部材による高剛性及び摩擦機構による摩擦により十分に減衰される。さらに、２段目において所定トルク以下の捩じり振動が入力された場合には、正側２段目では第１円周方向隙間によって第２弾性部材が第２中間部材に作用せず、第２中間部材を１対の入力プレートに対して滑らせない。また、負側２段目では第２円周方向隙間によって第２弾性部材が第２中間部材に作用せず、第２中間部材を１対の入力プレートに対して滑らせない。
【００１５】
ここでは、第１円周方向隙間と第２円周方向隙間とがそれぞれ独立して設けられているため、第１円周方向隙間の大きさと第２円周方向隙間の大きさを容易に異ならせることができる。この結果、第１円周方向隙間と第２円周方向隙間をそれぞれの２段目における適切な角度とすることができる。
このダンパー機構では、第２中間部材は、第１中間部材の軸方向両側に配置された１対の部材と、１対の部材同士を一体回転させるように連結する連結部材とから構成されている。第１中間部材には連結部材が貫通する孔が形成されている。第１及び第２円周方向隙間は連結部材と孔との円周方向隙間部分より形成されている。
【００１６】
このダンパー機構では、第１及び第２円周方向隙間の精度を高くできる。
請求項２に記載のダンパー機構では、請求項１において、１対の入力プレートと出力ハブとの間には第１隙間角度を有する第１ストッパー機構が形成され、１対の入力プレートと第２中間部材との間には第２隙間角度を有する第２ストッパー機構が形成され、第２中間部材と第１中間部材との間には第３隙間角度を有する第３ストッパー機構が形成されている。第１隙間角度から第２隙間角度を引いた差をさらに第３隙間角度から引いた差が第１及び第２円周方向隙間の円周方向角度となる。
【００１７】
請求項３に記載のダンパー機構では、請求項１又は２において、第１円周方向隙間と第２円周方向隙間は円周方向角度が異なる。
請求項４に記載のダンパー機構では、請求項３において、第２円周方向隙間の円周方向角度は第１円周方向隙間の円周方向角度より小さい。
請求項４に記載のダンパー機構では、第１円周方向隙間の角度の大きさを十分に確保しつつ、第２円周方向隙間の角度の大きさを小さくすることで減速時共振周波数における振動のピークを減らすことができる。
【００１８】
請求項５に記載のダンパー機構では、請求項４において、第２円周方向隙間の円周方向角度は第１円周方向隙間の円周方向角度の約半分である。
【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。
【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, リテーニングプレート２２, クラッチディスク２３）と、出力回転体３（ハブ）と、入力回転体２と出力回転体３との間に配置されたダンパー機構とから構成されている。ダンパー機構は、第１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、リテーニングプレート２２と、クラッチディスク２３とから構成されている。クラッチプレート２１とリテーニングプレート２２は共に板金製の円板状又は環状の部材であり、軸方向に所定の間隔を空けて配置されている。クラッチプレート２１はエンジン側に配置され、リテーニングプレート２２はトランスミッション側に配置されている。クラッチプレート２１とリテーニングプレート２２は後述する板状連結部３１により互いに固定され、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２６により固定されている。
【００２４】
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。
【００２５】
クラッチプレート２１及びリテーニングプレート２２には、それぞれ中心孔３７（内周縁）が形成されている。この中心孔３７内には出力回転体３としてのスプラインハブが配置されている。出力回転体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】
分離フランジ６は、出力回転体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。分離フランジ６は、第１バネ７を介して出力回転体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、分離フランジ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とにより出力回転体３と分離フランジ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。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、θ１ｐはθ１ｎより大きい。
【００２８】
さらに、分離フランジ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、出力回転体３と分離フランジ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】
分離フランジ６には回転方向に等間隔で４つの窓孔４１が形成されている。窓孔４１は回転方向に長く延びる形状である。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。分離フランジ６において各窓孔４１の円周方向間には切欠き４２が形成されている。切欠き４２は半径方向内側から外側に向かって円周方向長さが長くなる扇形状であり、円周方向両側に縁面４３が形成されている。
【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は分離フランジ６の外周縁４８からさらに半径方向外側に延びる突起形状である。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。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】
前述した分離フランジ６の構造について他の表現を用いて再度説明する。分離フランジ６は内周側に環状部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。窓孔４１は突出部４７においてその面積の７０％以上を占めており、突出部４７にわたって形成されている。
【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。すなわち第２バネ８の円周方向角度は後述の窓孔４１の円周方向角度θＢとほぼ等しい。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を介して分離フランジ６に伝達され得る。プレート２１, ２２と分離フランジ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は分離フランジ６の切欠き４２に対応して配置されている。切欠き４２は固定部３３より大きく形成されており、このため組立時にリテーニングプレート２２をクラッチプレート２１に対して軸方向に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は分離フランジ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は分離フランジ６と入力回転体２との間で圧縮される。
【００３６】
板状連結部３１は、平面視において、円周方向位置は窓孔４１の円周方向間、切欠き４２内、突起４９の円周方向間にある。また、板状連結部３１のストッパー面５１の半径方向位置は、分離フランジ６の外周縁４８よりさらに半径方向外側にある。すなわち、ストッパー部３２と突起４９とは半径方向位置がほぼ同じである。このため、ストッパー部３２と突起４９は分離フランジ６とプレート２１, ２２との捩り角度が大きくなると互いに当接可能である。ストッパー部３２のストッパー面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は分離フランジ６の突出部４７すなわち窓孔４１の半径方向外側に位置している。すなわち、ストッパー部３２が突出部４７及び窓孔４１よりさらに円周方向内側に入り込むことが可能になっている。
【００３７】
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。
【００３８】
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の最大捩り角度と第２バネ８の捩り角度を共に大きくできる。ストッパー部が窓孔と同じ半径方向位置にある場合には、第２バネによるダンパー機構の捩り角度と窓孔の円周方向角度とは互いに干渉し合い、ダンパー機構の広角化とバネの低剛性化を実現できない。
【００３９】
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から見てＲ２側のストッパー部３２との間の第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３２との間の第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、θ４ｐ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。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のＲ１側に位置している。
【００４０】
中間プレート１１は、出力回転体３の外周側において、クラッチプレート２１と分離フランジ６との間、及び分離フランジ６とリテーニングプレート２２との間に配置された１対のプレート部材である。中間プレート１１は円板状または環状のプレート部材であり、入力回転体２と出力回転体３との間でダンパー機構の一部を構成している。中間プレート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は分離フランジ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、出力回転体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出力回転体３と中間プレート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、出力回転体３と中間プレート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。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２隙間角度θ２の隙間が確保されている。外周歯５５から見てＲ２側の内周歯６６との間の第２隙間角度θ２ｐは７．５°であり、外周歯５５から見てＲ１側の内周歯６６との間の第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θ１ｐより小さく、第２隙間角度θ２ｎは第１隙間角度θ１ｎより小さい。
【００４１】
１対の中間プレート１１のうちリテーニングプレート２２側に配置された中間プレート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は分離フランジ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、分離フランジ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。
【００４２】
１対の中間プレート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対の中間プレート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。中間プレート１１の頭部は中間プレート１１に形成された孔内に挿入され自らと胴部との間に中間プレート１１を挟んでいる。各中間プレート１１と分離フランジ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１１の内周部と分離フランジ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は中間プレート１１と一体回転する。スペーサ６３において分離フランジ６に対向し当接する側の面には摩擦係数を減らすためのコーティングが施されている。分離フランジ６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θ３ｐとθ３ｎは大きさが異なり、θ３ｐは０．９０°であり、θ３ｎは０．７０°である。
【００４３】
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、又は分離フランジ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。
【００４４】
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中間プレート１１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、トランスミッション側の中間プレート１１のトランスミッション側面に当接している。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１１に強く圧接されてている。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。
【００４５】
クラッチプレート２１の内周部とフランジ５４及び中間プレート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は軸方向エンジン側の中間プレート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。
【００４６】
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と中間プレート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。
【００４７】
次に第２バネ８と第２ストッパー１０における各構造の角度及びその関係について詳細に説明する。なお、以下に述べる「円周方向角度」とは、ある位置から他の位置までのクラッチディスク組立体１の回転軸Ｏ−Ｏを中心とした円周方向（クラッチディスク組立体１の回転方向）角度のことである。以下の説明で用いる角度の絶対値は図面に記載された本願発明の一例としてのクラッチディスク組立体１のものであり、本願発明はそれらの数値に限定されない。
θＡとθＣとの関係
各突起４９の円周方向角度θＡ（図６）は、回転方向に隣接する突起４９の隣接する円周方向端部間（すなわち回転方向に向き合うストッパー面５０間）の円周方向角度θＣ（図５）より小さい。θＡとθＣは一方が大きくなれば他方が小さくなる関係にある。ここではθＡをθＣに対して大幅に小さくすることでθＣを従来より大きく確保している。このように各突起４９間の円周方向角度θＣが広くなることにより、分離フランジ６とプレート２１, ２２との間の第４隙間角度θ４（θ４ｐ＋θ４ｎ）を広くすることが可能となっている。
【００４８】
θＣは、４０゜以上あれば従来にない充分に優れた効果が得られ、５０〜８０゜
の範囲にある場合はさらに優れた効果が得られ、６０〜８０゜の範囲にある場合はさらに優れた効果が得られ６５〜７５゜の範囲にある場合は最も優れた効果が得られる。
【００４９】
θＡはθＣの２分の１以下であれば充分に優れた効果が得られる。θＡはθＣの３分の１以下であればさらに優れた効果が得られる。
θＣとθＤとの関係
各板状連結部３１（ストッパー部３２）の円周方向角度θＤは、前述の角度θＣより遙かに小さくなっている。θＣからθＤを引いたものが、分離フランジ６とプレート２１, ２２との間の最大隙間角度θ４（θ４ｐ＋θ４ｎ，ダンパー機構のストッパー角度）になっている。すなわち、このダンパー機構では最大隙間角度θ４が従来より広くなっている。図から明らかなように、θ４を広くするためには、θＣを大きくし、θＤを小さくすることが必要であることがわかる。この実施形態においてはθＤは１８゜になっている。θＤは２０゜以下であるのが好ましく、１０〜２０゜の範囲にあるのがさらに好ましい。
【００５０】
θＤがθＣの２分の１以下であれば、θＤは充分に広く確保され、３分の１であればさらにθ４は広くなり、４分の１以下であればθ４を最も広くできる。
この実施形態ではθ４は５８．５゜である。θＥは２０゜以上であるのが好ましい。θＥは３０゜以上であるのが好ましい。特に４０〜６０゜の範囲にあれば従来にない充分な広角化が達成されており、５５〜６０゜の範囲にあればさらに好ましい。
【００５１】
最大捩じり角度θ４が増大することにより以下の効果が得られる。広捩じり角が達成されると、ストッパートルクを低下させることなく、捩じり特性の２段目のバネ（第２バネ８）の剛性を低くできる。この実施形態では従来に比べて第２バネ８の剛性を約５０％程度まで低くしている。この結果、２段目から２段目に移行するときのショック（アクセル踏み込み時、最初の突き上げ感）が減少する。
【００５２】
θＢとθＤとの関係
分離フランジ６に形成された窓孔４１は合計４つであり、各窓孔４１の円周方向角度θＢは５０゜以上ある。θＢは当接部４４の半径方向中間部同士間で測定されている。図面におけるθＢは５９゜である。この結果、回転方向に充分に長いつまり広角化したバネを用いることができる。θＢは５０〜７０゜の範囲にあるのが好ましく、５５〜６５゜の範囲にあればさらに好ましい。
【００５３】
各突起４９の円周方向角度θＤは各窓孔４１の円周方向角度θＢより小さい。これはθ４のθＢに対する比が十分に大きいことを意味している。すなわち広角化した窓孔４１及び第２バネ８に対してダンパー機構の最大捩り角度を充分に広くすることによって、バネの機能を有効に利用し、さらに広捩り角度・低捩り剛性の特性を得られる。
【００５４】
θＤがθＢの２分の１以下である場合は充分に優れた効果が得られ、３分の１以下である場合はさらに優れた効果が得られる。
θＡとθＢとの関係
突起４９の円周方向角度θＡは各窓孔４１の円周方向角度θＢより小さい。θＡのθＢに対する比が従来より小さいということは、θＣのθＢに対する比が従来より大きいことを示す。言い換えると、広角化した窓孔４１に対して最大隙間角度θ４を広く確保する前提となるθＣのθＢに対する比が充分に大きい。各突起４９の円周方向角度θＡは窓孔４１の円周方向角度θＢの２／３以下であればよく、１／２以下であればより好ましく、１／３以下であればさらに好ましい。
【００５５】
θＢとθ４との関係
θ４とθＢは共に従来に比べて大きくなっており、これによりダンパー機構の最大捩り角度が大きくなると共に第２バネ８の捩り角度が広くなっている。第２バネ８は大型化されることによって設計が容易になり、高性能（広捩り角・低剛性）になっている。
【００５６】
θＢとθ４を比較すると、両者はほとんど実質的な差がない。すなわち、θＢのθ４に対する比が充分に大きくなっている。これにより窓孔４１すなわち第２バネ８の円周方向角度を広くした場合においで、その広角度を充分に生かせる最大隙間角度θ４が確保されている。
窓孔４１の半径方向長さ
このダンパー機構では、窓孔４１の半径方向長さが分離フランジ６の半径方向長さ（外径）に比べて充分に大きくなっている。この結果、窓孔４１に収容する第２バネ８の大型化が可能となっている。窓孔４１の半径方向長さは分離フランジ６の外径の３５％以上である。この割合が３５〜５５％の範囲にある場合は充分に優れた効果を得ることができ、４０〜５０％の範囲にある場合はさらに優れた効果を得ることができる。
【００５７】
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。
【００５８】
図１０から明らかなように、入力回転体２と出力回転体３との間にはダンパー機構を構成するための複数の部材が配置されている。分離フランジ６は入力回転体２と出力回転体３との回転方向間に配置されている。分離フランジ６は出力回転体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、分離フランジ６と出力回転体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。分離フランジ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、分離フランジ６と入力回転体２との間には第２ストッパー１０が形成されている。第２ストッパー１０における第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と出力回転体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、分離フランジ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と出力回転体３とを回転方向に弾性的に連結するダンパー機構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。
【００５９】
中間プレート１１は、入力回転体２と出力回転体３との回転方向間に配置されている。中間プレート１１は、出力回転体３と分離フランジ６との間で相対回転するように配置されている。中間プレート１１は、出力回転体３との間に第３ストッパー１２を構成し、分離フランジ６との間に第４ストッパー１４を構成している。さらに、中間プレート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。以上に述べた中間プレート１１は、入力回転体２, 出力回転体３及び分離フランジ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。
【００６０】
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、出力回転体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。第１隙間角度θ１ｐから第２隙間角度θ２ｐを引いた差をさらに第３隙間角度θ３ｐから引いたものが、捩り特性の正側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正側２段目隙間角度θＡＣｐ（第１摩擦抑制機構、第１円周方向隙間）となっている。正側２段目隙間角度θＡＣｐの大きさ（第１角度範囲）はこの実施形態では０．４゜と従来に比べて大幅に小さくなっており、０．３〜０．５゜の範囲にあることが好ましい。
【００６１】
次に、図２０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、出力回転体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（第２摩擦抑制機構，第２円周方向隙間）となっている。負側２段目隙間角度θＡＣｎの大きさ（第２角度範囲）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。
【００６２】
正側２段目隙間角度θＡＣｐと負側２段目隙間角度θＡＣｎについてさらに詳細に説明する。θＡＣｐは、図８に示すように、ピン６２のＲ２側部と孔６９ののＲ２側部との間に形成されている。θＡＣｎは、図９に示すように、ピン６２のＲ１側部と孔６９のＲ１側部との間に形成されている。このようにθＡＣｐとθＡＣｎは独立で、別個に設けられた構造である。すなわち従来のように単一の隙間を正側２段目と負側２段目で共通に使う構造ではない。このため、θＡＣｐとθＡＣｎとを異ならせることが可能となる。したがってθＡＣｐとθＡＣｎを各々適切な大きさに設定できる。
【００６３】
ここでは、θＡＣｎは、θＡＣｐに比べて小さく、具体的にはθＡＣｐの約１／２になっている。このため、θＡＣｐは通常走行時にエンジンの燃焼変動に起因する微小振動を減衰するための低ヒステリシストルク領域を十分に確保できる。また、θＡＣｎはθＡＣｐに合わせて大きくする必要がないため、減速時共振周波数において十分に両側の高ヒステリシストルクを発生させることができる。この結果、減速時共振周波数において振動のピークを減らすことができる。
【００６４】
θＡＣｎを極端に小さく、ほとんどゼロ又は完全にゼロにすることもできる。その場合は減速時共振周波数の振動レベルを極端に小さくできる。
逆にθＡＣｎをθＡＣｐより大きくしてもよい場合がある。これは負側作動時においてはエンジントルク変動を減衰するためにθＡＣｎを大きくし、正側作動時には加速時共振周波数での両側で発生する高ヒステリシストルクを発生しやすくすためにθＡＣｐを小さくしたいという要望があるときに採用される。
【００６５】
次にθＡＣｎとθＡＣｐを形成する具体的な構造について説明する。すでに説明したように、θＡＣｐ＝θ３ｐ−（θ１ｐ−θ２ｐ）であり、θＡＣｎ＝θ３ｎ−（θ１ｎ−θ２ｎ）である。θ１ｐ−θ２ｐ= θ１ｎ−θ２ｎなので、θＡＣｐとθＡＣｎの差は、θ３ｐとθ３ｎとの差により実現されていることが分かる。さらに、θ３ｐとθ３ｎとの差は、具体的には、孔６９に対してピン６２がＲ２側に中心位置がずれていることにより生じている。ピン６２と孔６９との関係の調整によってθＡＣｐとθＡＣｎの差は簡単に変更できる。
【００６６】
また、θＡＣｐとθＡＣｎは軸方向に伸びる連結部材としてのピン６２と分離フランジ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。
また、θＡＣｐとθＡＣｎが中間プレート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。
【００６７】
正負両側の第２隙間角度θ２ｐ, θ２ｎの合計が、捩り特性の正負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１段目隙間角度θＡＣになる。この実施形態では２段目隙間角度ＡＣの大きさは９°になる。２段目隙間角度ＡＣは正側２段目隙間角度θＡＣｐや負側２段目隙間角度θＡＣｎより大きいことが好ましく、２倍以上あるのが好ましい。また、１０倍以上、さらには２０倍以上あっても良い。
【００６８】
また、図１０に示すように、入力回転体２と出力回転体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と出力回転体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１５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。
【００６９】
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１０〜１９は、出力回転体３が入力回転体２に対してＲ２側に捩じれている状態での各部材の動作や関係を説明するための図である。図２０〜３１は出力回転体が入力回転体２に対してＲ１側に捩じれている状態での各部材の動作や関係を説明するための図である。
【００７０】
なお、図１０及び図２０はクラッチディスク組立体１が中立状態にあるときを表している。図７には、中立状態における実際の出力回転体３，中間プレート１１及び分離フランジ６の隙間角度θ１〜θ３が表されている。
図１０の中立状態から出力回転体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は出力回転体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の状態から出力回転体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が出力回転体３と分離フランジ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の状態からさらに出力回転体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が出力回転体３と分離フランジ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、第３ストッパー１２において出力回転体３と中間プレート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の状態から出力回転体３がＲ２側に０．５゜捩れると、図１３の状態に移行する。この動作時には、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（小摩擦機構１５でも滑りが生じている）。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。図１３では、第１ストッパー９において出力回転体３と分離フランジ６とが互いに当接し、第４ストッパー１４において第１隙間角度θ１ｐから第２隙間角度θ２ｐを引いた差をさらに第３隙間角度θ３ｐから引いた差である正側２段目隙間角度θＡＣｐ（０．４°）が形成されている。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の状態からさらに出力回転体３がＲ２側に捩れると、図１４の状態に移行する。この動作中に分離フランジ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、中間プレート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で摩擦が発生する（小摩擦機構１５でも滑りが生じている）。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、この捩り角度２段目において中間プレート１１と分離フランジ６との間には正側２段目隙間角度θＡＣｐが確保されている。すなわち図１４に示す状態で微小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縮する際に正側２段目隙間角度θＡＣｐ内では大摩擦機構１３において滑りが生じない。すなわち正側２段目隙間角度θＡＣｐは捩り特性正側２段目において微小捩り振動（所定トルク以下であり、その結果捩じり角の小さな振動）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。なお、図８は機械回路図における図１３，１４に対応している。
【００７１】
次に、図２０に示す中立状態から出力回転体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は出力回転体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２０に示す状態から出力回転体３が入力回転体２に対してＲ１側に１°捩れると、図２１の状態に移行する。この動作時に出力回転体３と分離フランジ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２１では、第１ストッパー９と第３ストッパー１２においてそれぞれ隙間角度が１゜小さくなる。図２１の状態から出力回転体３がさらに入力回転体２に対してＲ１側に１゜捩れると、図２２の状態に移行する。この動作時にも出力回転体３と分離フランジ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２２では、第３ストッパー１２において出力回転体３と中間プレート１１とが互いに当接する。図２２の状態から出力回転体３が入力回転体２に対してＲ１側に０．５゜捩れると、図２３の状態に移行する。この動作時には、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（小摩擦機構１５でも滑りが生じている）。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。図２３では、第１ストッパー９において出力回転体３と分離フランジ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２３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２３の状態からさらに出力回転体３が入力回転体２に対してＲ１側に捩れると、図２４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（小摩擦機構１５でも滑りが生じている）。この結果、高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。図２４の状態においても第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２４の状態から微小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。このときθＡＣｎの範囲内では大摩擦機構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。
【００７２】
なお、図９は機械回路図における図２３，２４に対応している。
次に、機械回路図と図３２〜図３３に示す捩じり特性線図を用いてクラッチディスク組立体の動作について説明する。図３２は、捩じり角度を正側最大角度まで捩じった状態から負側最大角度まで捩じり、再び正側最大角度まで捩じったときの剛性及びヒステリシストルクの変化を示している。
【００７３】
初めに、出力回転体３が入力回転体２に対してＲ２側すなわち負側に捩れることで第２バネ８が圧縮された状態（図１４）から、出力回転体３が元に戻っていくときの動作を説明する。図１４の状態から第２バネ８が伸び、分離フランジ６及び出力回転体３をＲ１側に押していき、図１５の状態に移行する。この動作時に、第４ストッパー１４において分離フランジ６が中間プレート１１に当接するまでの正側２段目隙間角度θＡＣｐ内では大摩擦機構１３は滑らず高ヒステリシストルクは発生しない。このことから、図１４の状態と図１５の状態との間で出力回転体３が入力回転体２に対して捩じれるときには、第２バネ８が作用し、小摩擦機構１５で滑りが生じるが、大摩擦機構１３では滑りが生じないことが分かる。すなわち、図３３に示すように、正側２段目隙間角度θＡＣｐ内では、高剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。この高剛性は２段目に比べれば剛性は高いが、従来の２段目の剛性に比べれば大幅に低くなっている。また、微小振動に対するヒステリシストルクＨＡＣは２段目通常捩じり動作によって発生するヒステリシストルクＨ２よりはるかに低い。以上の特性により所定トルク以下でありその結果捩じり角度（振幅）の小さい微小捩じり振動を効果的に吸収・減衰できる。
【００７４】
また、正側２段目隙間角度θＡＣｐは、加速時共振周波数において両側のヒステリシストルクＨ２が確実に発生するほど十分に小さく設定されている。
図１５から第２バネ８はさらに１．２°伸び、図１６の状態に移行する。このとき大摩擦機構１３で滑りが生じ、高ヒステリシストルクが発生する。図１６では、第２バネ８は自由長となっており、これ以上伸びることはない。第３ストッパー１２では０．４゜の隙間が形成されている。図１６の状態からは第１バネ７が伸びし、出力回転体３をＲ１側に３°押し、図１７の状態に移行する。このとき、第１ストッパー９と第３ストッパー１２において隙間角度が大きくなっていく。第１バネがさらに伸びると、図１７から図１８の状態に移行する。図１８では第１バネ７が最大まで延び第１ストッパー９の隙間角度が８゜になった状態を示している。すなわち捩り特性線図における０゜の状態である。図１８と図１０を比較すると、中間プレート１１は第１隙間角度θ３ｐ（０．９°）だけＲ２側に捩れており、その結果第３ストッパー１２ではθ２ｐ＋θ３ｐ（８．４°）の隙間角度が確保され、第４ストッパー１４では中間プレート１１と分離フランジ６とが当接している。
【００７５】
図１８の状態は図２５の状態に対応している。すなわち図２５では、中間プレート１１は図２０に比較してＲ２側に第１隙間角度θ３ｐ（０．９゜）捩れている。図２５から出力回転体３がＲ１側に０．６゜捩れると、図２６の状態に移行する。この動作時に、第１バネ７が出力回転体３と分離フランジ６との間で圧縮され、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。図２６では第３ストッパー１２において出力回転体３と中間プレート１１とが当接している。図２６から出力回転体３がさらにＲ１側に捩れていくと、図２７の状態に移行する。この動作時には、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（小摩擦機構１５でも滑りが生じている）。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。図２７では、第１ストッパー９において出力回転体３と分離フランジ６とが互いに当接する。このため、これ以上は第１バネ７が圧縮されない。この低剛性・高ヒステリシストルクの領域は、前述した中間プレート１１の変位により、中立状態から捩じっていったときよりθ３ｐ（０．９°）早く開始される。図２７に示す状態では、第４ストッパー１４において負側２段目隙間角度θＡＣｎ（０．２°）が形成されている。図２７の状態からさらに出力回転体３が入力回転体２に対してＲ１側に捩れると、図２８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（小摩擦機構１５でも滑りが生じている）。この結果、高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。図２８の状態においても第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。
【００７６】
次に、出力回転体３が入力回転体２に対してＲ１側すなわち正側に捩れることで第２バネ８が圧縮された状態（図２８）から、出力回転体３が元に戻っていくときの動作を説明する。図２８の状態から第２バネ８が伸び、分離フランジ６及び出力回転体３をＲ２側に押していき、図２９の状態に移行する。このとき、第４ストッパー１４において分離フランジ６が中間プレート１１に当接するまでのθＡＣｐ内では大摩擦機構１３は滑らず高ヒステリシストルクは発生しない。このことから、図２８の状態と図２９の状態との間で出力回転体３が入力回転体２に対して捩じれるときには、第２バネ８が作用し、大摩擦機構１３で滑りが生じるが、小摩擦機構１５では滑りが生じないことが分かる。すなわち、図３４に示すように、負側２段目隙間角度θＡＣｐ内では、高剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。この高剛性は２段目に比べれば剛性は高いが、従来の２段目の剛性に比べれば大幅に低くなっている。以上の特性により所定トルク以下でありその結果捩じり角度（振幅）の小さい微小捩じり振動を効果的に吸収・減衰できる。
【００７７】
負側２段目隙間角度θＡＣｎが正側２段目隙間角度θＡＣｐより小さくなっているため、正側２段目隙間角度θＡＣｐの大きさを十分に確保しつつ、負側２段目隙間角度θＡＣｎの大きさを小さくすることで減速時共振周波数における振動のピークを減らすことができる。また、微小振動に対するヒステリシストルクＨＡＣは２段目通常捩じり動作によって発生するヒステリシストルクＨ２よりはるかに低い。以上の特性により所定トルク以下でありその結果捩じり角度（振幅）の小さい微小捩じり振動を効果的に吸収・減衰できる。
【００７８】
図２９の状態からさらに第２バネ８が延び、図３０の状態に移行する。図３０では第２バネ８は自由長になっており、それ以上伸びることはない。図３０の状態から第１バネ７が延び、図３１の状態に移行する。この動作時に第１バネ７は出力回転体３をＲ２側に押していく。図３１では第１バネ７は自由長になっており、捩り特性線図における０゜の状態を示している。図３１を図２０に比較すると、中間プレート１１は他の部材に対して第３隙間角度θ３ｎ（０．７°）だけＲ１側に捩れている。その結果第３ストッパー１２ではθ２ｎ＋θ３ｎ（２．２°）の隙間角度が確保され、第４ストッパー１４では中間プレート１１と分離フランジ６とが当接している。
【００７９】
図３１の状態（捩り特性線図の０゜において中間プレート１１がＲ１側に第３隙間角度θ３ｎ（０．７゜）捩れた状態）が図１９に対応している。このため、図１９から出力回転体３が入力回転体２に対してＲ１側に捩じれていくとき、低剛性・高ヒステリシストルクの領域が中立状態から捩じれていくときよりもθ３ｎ早く始まる。
【００８０】
次に、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。
【００８１】
次に、例えば通常走行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、出力回転体３と入力回転体２とは正側２段目隙間角度θＡＣｐ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θＡＣｐ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。この結果、走行時ラトル、こもり音の原因となる微小捩り振動を効果的に吸収できる。
【００８２】
次に、アイドル時振動等の微小捩り振動がクラッチディスク組立体１に入力された場合の動作について説明する。図３５に示すように、２段目隙間角度θＡＣ（θ２ｐ＋θ２ｎ）内でダンパー機構が作動する。この時、第１バネ７が作動し、大摩擦機構１３では滑りが生じない。このように２段目範囲で低剛性・低ヒステリシストルクを実現することで定常歯打ち音レベルが向上している。２段目範囲で低剛性・低ヒステリシストルクを実現すると、ジャンピング現象が生じることが考えられるものの、このクラッチディスク組立体１では、２段目範囲の両側に低剛性・高ヒステリシストルクの領域を設けることでジャンピング現象を抑制している。ここで言うジャンピング現象とは、２段目の壁に正負とも跳ね返され、２段目全体に渡る振動に発展する現象であり、定常の歯打ち音よりレベルの高い音が発生する現象をいう。
【００８３】
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。
【００８４】
【発明の効果】
本発明に係るダンパー機構では、第１円周方向隙間と第２円周方向隙間とがそれぞれ独立して設けられているため、第１円周方向隙間の大きさと第２円周方向隙間の大きさを容易に異ならせることができる。この結果、第１円周方向隙間と第２円周方向隙間をそれぞれの２段目における適切な角度とすることができる。
【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】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２１】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２２】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２３】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２４】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２５】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２６】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２７】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２８】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２９】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３０】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３１】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３２】ダンパー機構の捩じり特性線図。
【図３３】図３２の部分拡大図。
【図３４】図３２の部分拡大図。
【図３５】ダンパー機構の捩じり特性線図。
【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回転体）
３ 出力回転体（第１回転体）
４ ダンパー機構
５ 摩擦連結機構
６ 分離フランジ（第１中間体、第１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（第１ストッパー機構）
１０ 第２ストッパー
１１ 中間プレート（第２中間体、第２中間部材）
１２ 第３ストッパー（第２ストッパー機構）
１３ 大摩擦機構（摩擦機構）
１４ 第４ストッパー（第３ストッパー機構）
２１ クラッチプレート（入力プレート）
２２ リテーニングプレート（入力プレート）
６２ ピン（連結部材）
６９ 孔
θＡＣｐ 正側２段目隙間角度（第１円周方向隙間、第１摩擦抑制機構）
θＡＣｎ 負側２段目隙間角度（第２円周方向隙間、第２摩擦抑制機構）
Claims (5)
- 出力ハブ（３）と、
前記出力ハブの回りに相対回転可能に配置された１対の入力プレート（２１,２２）と、
前記出力ハブの外周側で前記１対の入力プレートの間に配置された第１中間部材（６）と、
前記出力ハブと前記第１中間部材を回転方向に弾性的に連結する第１弾性部材（７）と、
前記第１中間部材と前記１対の入力プレート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（８）と、
前記出力ハブと前記１対の入力プレートとの間に配置され、前記１対の入力プレートに対して回転方向に摺動可能に摩擦係合する第２中間部材（１１）とを備え、
前記第２弾性部材が回転方向に圧縮される捩り特性２段目は、前記１対の入力プレートが前記出力ハブに対して回転方向駆動側に捩れた正側と、前記１対の入力プレートが前記出力ハブに対して回転方向駆動側と反対側に捩れた負側とにそれぞれ存在し、
前記正側２段目において前記第２弾性部材が作動する際に前記第２弾性部材が前記第２中間部材に作用しない第１円周方向隙間（θＡＣｐ）が確保され、前記負側２段目において前記第２弾性部材が作動する際に前記第２弾性部材が前記第２中間部材に作用しない第２円周方向隙間（θＡＣｎ）が確保され、
前記第１円周方向隙間と前記第２円周方向隙間は互いに独立して設けられており、
前記第２中間部材は、前記第１中間部材の軸方向両側に配置された１対の部材（１１）と、前記１対の部材同士を一体回転させるように連結する連結部材（６２）とから構成され、
前記第１中間部材には前記連結部材が貫通する孔（６９）が形成され、
前記第１及び第２円周方向隙間は前記連結部材と前記孔との円周方向隙間部分により形成されている、ダンパー機構。 - 前記１対の入力プレートと前記出力ハブとの間には第１隙間角度を有する第１ストッパー機構（９）が形成され、前記１対の入力プレートと前記第２中間部材との間には第２隙間角度を有する第２ストッパー機構（１２）が形成され、前記第２中間部材と前記第１中間部材との間には第３隙間角度を有する第３ストッパー機構（１４）が形成され、
前記第１隙間角度から前記第２隙間角度を引いた差をさらに第３隙間角度から引いた差が前記第１及び第２円周方向隙間の円周方向角度となる、請求項１に記載のダンパー機構。 - 前記第１円周方向隙間と前記第２円周方向隙間は円周方向角度が異なる、請求項１又は２に記載のダンパー機構。
- 前記第２円周方向隙間の円周方向角度は前記第１円周方向隙間の円周方向角度より小さい、請求項３に記載のダンパー機構。
- 前記第２円周方向隙間の円周方向角度は前記第１円周方向隙間の円周方向角度の約半分である、請求項４に記載のダンパー機構。
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