JP3767733B2 - ダンパー機構 - Google Patents
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Description
【発明の属する技術分野】
本発明は、トルクを伝達するとともに捩じり振動を吸収・減衰するためのダンパー機構に関する。
【0002】
【従来の技術】
車輌のクラッチディスク組立体に用いられるダンパー機構は、例えば、入力フライホイールに連結・連結解除され得る入力回転部材と、トランスミッションから延びる入力シャフトに連結される出力回転部材と、両回転部材を回転方向に弾性的に連結する弾性連結機構とから構成されている。入力回転部材はクラッチディスクとその内周側に固定された1対の入力プレートとから構成されている。出力回転部材は入力シャフトに回転不能にかつ軸方向に移動可能に連結されたハブからなる。ハブは、入力シャフトにスプライン係合する筒状のボスと、それから半径方向外方に広がる円板状のフランジとを有している。弾性連結機構は複数の弾性部材組立体からなる。各弾性部材組立体は、単独のコイルスプリング又はコイルスプリングとその両端に配置されたシート部材から構成されている。各弾性部材組立体は、フランジに形成された窓孔内に収容されて回転方向両端を回転方向に支持されている。また、各弾性部材組立体は、1対の入力プレートに形成された窓部によって各方向に支持されている。
【0003】
以上に述べた構造において、1対の入力プレートとハブとが相対回転すると、コイルスプリングは両部材間で回転方向に圧縮される。このようにして、クラッチディスク組立体に入力された捩じり振動は、ダンパー機構によって、吸収・減衰される。
【0004】
ところで、捩じり振動によって発生する駆動系の騒音は、アイドリング時の異音、定速走行時の異音、加減速時の異音、及びこもり音に分類される。したがって、各異音発生原因となる捩じり振動を吸収するためには、ダンパー機構の捩じり特性を適切に設定する必要がある。具体的には、捩じり角度の小さな領域を低剛性・低ヒステリシストルクにすることによってアイドリング時振動を吸収する2段特性が用いられている。以上に述べた2段特性において、さらに、捩じり角度の大きな領域内に、こもり音対策用の中剛性・高ヒステリシストルク領域と、加速時振動・異音対策用の高剛性・高ヒステリシストルク領域とを形成する捩じり特性も知られている。
【0005】
【発明が解決しようとする課題】
FF車の場合は、駆動系の剛性が高いため、音振性能の向上を目的として捩じり剛性を低剛性化した場合であっても、実用域にも共振点が残るという問題がある。また、エンジン回転変動の特性が捩じり特性の正側(加速側)と負側(減速側)とで異なり、捩じり特性が正負で同特性あるため、一方側で好適な制振性能が得られても他方側では好適な制振性能を得られず、両側で好適な制振性能を成立させることが困難である。
【0006】
振動減衰性能(エンジン回転速度に対するトランスミッション回転速度変動)で検討すると、例えば、高ヒステリシストルクの場合は、正側の共振を抑えることができるが、正側の共振点以降及び負側全体で減衰率がよくない。逆に、低ヒステリシストルクの場合は、正側の共振点以降及び負側全体で減衰率がよくなるが、正側の共振点での回転速度変動は大きくなる。
【0007】
このように、正側と負側で捩じり特性が同様である場合、特にヒステリシストルクが同じである場合には、全体として好ましい振動減衰性能が得られない。
本発明の目的は、捩じり特性の正側と負側で特性を異ならせることで好ましい振動減衰性能を実現することにある。
【0008】
【課題を解決するための手段】
請求項1に記載のダンパー機構は、第1回転部材と、第2回転部材と、第1及び第2弾性部材と、摩擦発生機構とを備えている。第2回転部材は第1回転部材に相対回転可能に配置されている。第1及び第2弾性部材は、第1回転部材と第2回転部材との回転方向間で両者が相対回転するときに圧縮されるように互いに並列に配置され、捩じり特性の正側で負側より高い捩じり剛性を発生させる。摩擦発生機構は、第1回転部材と第2回転部材との回転方向間で両者が相対回転するときに摩擦を発生するように第1及び第2弾性部材に対して並列に配置された第1及び第2摩擦発生部を含んでいる。捩り特性正側では、第1及び第2弾性部材並びに摩擦発生機構が作動する高剛性・高ヒステリシストルクの第1領域が確保され、捩り特性負側では、第1弾性部材及び第2弾性部材の一方のみと前記第1摩擦発生部のみとが作動する低剛性・低ヒステリシストルクの第2領域が確保されている。
【0009】
このダンパー機構では、捩じり特性の正側(加速側)で高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られ、捩じり特性の負側(減速側)で低剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。この結果、捩り特性正側での高剛性・高ヒステリシストルクの第1領域によって捩じり特性の正側では共振点通過時の回転速度変動を抑えることができ、捩り特性負側での低剛性・低ヒステリシストルクの第2領域によって捩じり特性の負側では全体にわたって良好な減衰率が得られる。
【0015】
【発明の実施の形態】
図1に本発明の一実施形態として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、車両(特にFF車)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構とを有している。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行う機能である。ダンパー機能とは、フライホイール側から入力されるトルク変動等をばね等によって吸収・減衰する機能である。
【0016】
図1においてO−Oがクラッチディスク組立体1の回転軸である。図1の左側にエンジン及びフライホイール(図示せず)が配置され、図1の右側にトランスミッション(図示せず)が配置されている。さらに、図2の矢印R1側がクラッチディスク組立体1の駆動側(回転方向正側)であり、矢印R2側がその反対側(回転方向負側)である。なお、以下の説明で「回転(円周)方向」、「軸方向」及び「半径方向」とは、特に断らない限り、回転体としてのクラッチディスク組立体1の各方向をいうものとする。
【0017】
クラッチディスク組立体1は、主に、入力回転部材2と、出力回転部材3と、両回転部材2,3間に配置された弾性連結機構4とから構成されている。また、各部材によって、トルクを伝達するとともに捩じり振動を減衰するためのダンパー機構が構成されていることになる。
【0018】
入力回転部材2はフライホイール(図示せず)からトルクが入力される部材である。入力回転部材2は主にクラッチディスク11とクラッチプレート12とリティーニングプレート13とから構成されている。クラッチディスク11は、図示しないフライホイールに押し付けられて連結される部分である。クラッチディスク11は、クッショニングプレート15と、その軸方向両側にリベット18によって固定された1対の摩擦フェーシング16,17とからなる。
【0019】
クラッチプレート12とリティーニングプレート13は、ともに板金製の円板状かつ環状の部材であり、互いに対して軸方向に対して所定の間隔を開けて配置されている。クラッチプレート12はエンジン側に配置され、リティーニングプレート13はトランスミッション側に配置されている。リティーニングプレート13の外周部にはクラッチプレート12側に延びる筒状の壁22が形成されている。さらに、壁22の先端からは複数の固定部23が半径方向内側に延びている。固定部23は、クラッチプレート12のトランスミッション側面に配置され、複数のリベット20によって互いに固定されている。これにより、クラッチプレート12とリティーニングプレート13は一体回転するようになり、さらに軸方向の間隔が定められている。さらに、リベット20はクッショニングプレート15の内周部を固定部23及びクラッチプレート12の外周部に固定している。
【0020】
クラッチプレート12及びリティーニングプレート13にはそれぞれ中心孔が形成されている。この中心孔内には後述のボス7が配置される。
クラッチプレート12及びリティーニングプレート13の各々には、円周方向に並んだ複数の窓部(51,52)が形成されている。各窓部(51,52)は同一形状であり、同一半径方向位置で円周方向に等間隔に合計4つ形成されている。各窓部(51,52)は概ね円周方向に長く延びている。
【0021】
ここで、図1において左右方向に対向して配置された1対の窓部を第1窓部51といい、図1において上下方向に対向して配置された1対の窓部を第2窓部52ということにする。第1窓部51と第2窓部52は同一形状であるので、それらの形状について一括して説明する。各第1窓部51,52は、軸方向に貫通した孔と、その孔の縁に沿って形成された支持部とからなる。支持部は外周側支持部55と内周側支持部56と回転方向支持部57とから構成されている。平面視で、外周側支持部55は概ね円周方向に沿った形状に湾曲しており、内周側支持部56はほぼ直線状に延びている。また、回転方向支持部57は、概ね半径方向に直線状に延びているが、第1窓部51,52の円周方向中心とクラッチディスク組立体1の中心Oとを通る直線に平行ではなく、半径方向内側が半径方向外側より回転方向内側(第1窓部51,52における円周方向中心側)に位置するように傾いている。このため、各第1窓部51,52において回転方向支持部57同士は互いに平行ではない。外周側支持部55及び内周側支持部56は他のプレート部分から軸方向に起こされた部分である。
【0022】
出力回転部材3について説明する。出力回転部材3はハブ6によって主に構成されている。ハブ6はボス7とフランジ8とからなる。ボス7はクラッチプレート12及びリティーニングプレート13の中心孔内に配置された筒状の部材である。ボス7はその中心孔に挿入されたトランスミッション入力シャフト(図示せず)に対してスプライン係合している。フランジ8は、ボス7の外周に一体に形成され、外周側に延びる円板形状部分である。フランジ8は、クラッチプレート12とリティーニングプレート13との軸方向間に配置されている。フランジ8は、最内周側の内周部8aと、その外周側に設けられ内周部8aより軸方向厚みが小さい外周部8bとからなる。
【0023】
フランジ8の外周部8bには、第1窓部51,52に対応して窓孔(53,54)が形成されている。すなわち、同一半径方向位置で円周方向に等間隔に4つの窓孔(53,54)が形成されている。ここで、図1において左右方向に対向して配置された1対の窓部を第1窓孔53といい、図1において上下方向に対向して配置された1対の窓部を第2窓孔54ということにする。第1窓孔53と第2窓孔54は同一形状であるのでそれらの形状について一括して説明する。窓孔53,54は軸方向に打ち抜かれた孔であり、円周方向に長く延びている。窓孔53,54は外周側支持部63と内周側支持部64と回転方向支持部65とを有する。平面視で、外周側支持部63は円周方向に沿った湾曲形状であり、内周側支持部64はほぼ直線状に延びている。また、回転方向支持部65は概ね半径方向に直線状に延びているが、より詳細には、回転方向支持部65同士は、窓孔53,54の回転方向中心とクラッチディスク組立体1の中心Oとを結ぶ直線に対して平行ではなく、半径方向内側が半径方向外側より窓孔53,54における回転方向内側に位置するように傾いている。
【0024】
以上をまとめると、
(1)各回転部材における窓部又は窓孔は同一形状であり、
(2)軸方向に対応する窓孔と窓部(例えば第1窓孔53と第1窓部51、第2窓孔54と第2窓部52)は同一形状であり、軸方向に一致している。
【0025】
なお、フランジ8の外周縁には、リティーニングプレート13の固定部23が軸方向に通過可能な切り欠き8cが形成されている。切り欠き8cは各窓孔(53,54)の回転方向間に位置している。
【0026】
弾性連結機構4は複数の弾性部材組立体(30,31)から構成されている。この実施形態では4つの弾性部材組立体(30,31)が用いられている。各弾性部材組立体(30,31)は第1窓孔53,54及び第1窓部51,52内に配置されている。弾性部材組立体(30,31)は、第1窓孔53及び第1窓部51内に配置された第1弾性部材組立体30と、第2窓孔54及び窓部52内に配置された第2弾性部材組立体31との2種類から構成されている。
【0027】
第1弾性部材組立体30は、第1コイルスプリング33と、その両端に配置された1対のシート部材34A,34Bとから構成されている。第1コイルスプリング33は断面が円形状である。第1コイルスプリング33は両端末がクローズドエンドになって座巻を形成している。但し、座巻の面部は研削されておらずばね素材の断面形状を維持している。なお、ここでいう座巻とは第1コイルスプリング33の両端の1巻分に相当する部分である。
【0028】
シート部材34A,34Bは硬質樹脂又は弾性樹脂材料からなる。弾性樹脂材料としては例えば熱可塑性ポリエステル・エラストマーがある。
第1窓孔53内において回転方向R1側のシート部材を第1シート部材34Aとし、回転方向R2側のシート部材を第2シート部材34Bとする。以下、第2シート部材34Bの構造を詳細に説明し、その説明を第1シート部材34Aの説明に利用する。
【0029】
図5〜図8に示すように、第2シート部材34Bのシート部40は、第1コイルスプリング33の座巻面部を受けるための座面40aを有している。シート部40の座面側には円柱形状の突出部44が形成されており、そのため座面40aは環状である。座面40aほぼ平坦な第1半円とその一端から他端に向かって(平面視で左巻方向に)除々に面が高くなっていくように傾斜する第2半円とからなる。第2半円の一端は第1半円から連続して形成され、第2半円の他端は第1半円との間に段差を形成している。この段差部分において座面40aの円周方向(平面視で左巻方向)を向く当接面45が形成される。なお、この座面40aの形状は第1コイルスプリング33の座巻面部に対応した形状であり、当接面45には座巻の先端面が当接するようになっている。これにより、第1コイルスプリング33は1対のシート部材34A,34Bに対して自らの中心軸回りに回転することができない。すなわち、両シート部材34A,34Bでは当接面45が第1コイルスプリング33の巻き方向において反対側を向いているため、第1コイルスプリング33は中心軸回りのどちら側にも回転できない。
【0030】
突出部44にはさらに突出するように延びる当接部46が形成されている。当接部46は先端に向かって徐々に径が短くなるようになっており、先端に平坦な当接面46aを有している。シート部40、突出部44及び当接部46の中心には、回転方向に貫通する円形の孔44aが形成されている。さらに、当接部46には軸方向に分かれるようにスリット46bが形成されている。
【0031】
シート部40の座面40aと反対側には軸方向両側において回転方向に突出するように延びる1対の突出部41が形成されている。突出部41の先端は第1当接面41aになっている。言い換えると、シート部40には回転方向外側部分を軸方向に分割するスリット48が形成されている。両突出部41の軸方向間には第2当接面42が形成されている。すなわち第2当接面42は第1当接面41aに対して回転方向内側に位置していることになる。第1当接面41aはプレート12,13の第1窓部51の回転方向支持部57に当接又は近接して回転方向に支持されている。第2当接面42はフランジ8の第1窓孔53の回転方向支持部65から所定角度θ1(具体的には15度)離れて配置されることで、回転方向に支持されている。
【0032】
さらに、シート部40の回転方向内側には、第1コイルスプリング33の座巻の半径方向外側及び軸方向両側を支持するための外周側支持部40bと、第1コイルスプリング33の座巻の半径方向内側及び軸方向両側を支持するための内周側支持部40cが形成されている。
【0033】
なお、第2シート部材34Bの外周側は、外周側支持部55及び外周側支持部63に沿った弧状形状となっている。また、第2シート部材34Bは、第1窓部51の外周側支持部55と内周側支持部56によって軸方向への移動が制限されている。
【0034】
第1シート部材34Aの構造について説明する。図9に示すように、第1シート部材34Aの形状は概ね第2シート部材34Bの構造と同様である。ただし、第1シート部材34Aは第2シート部材34Bに比べて1対の突出部41の回転方向突出量が小さくなっている。このため、第1シート部材34Aの第2当接面42はフランジ8の第1窓孔53の回転方向支持部65に回転方向に角度θ2だけ離れている。角度θ2は、角度θ1に比べて大幅に小さく、本実施形態では2度である。なお、第2当接面42には回転方向にわずかに凹む凹部42aが形成されている。
【0035】
第1コイルスプリング33において内周側の有効巻数は4巻きであり、外周側の有効巻数は3巻きであり、すなわち内周側の有効巻数が外周側の有効巻数に比べて1巻き分多い。第1コイルスプリング33は自らの中心軸回りに回転不能になっているため、この状態は常に保たれている。その理由は、(a)第1コイルスプリング33はその両端に配置されたシート部材34A,34Bに自らの軸回りに回転不能に係止され、さらに(b)シート部材34A,34Bはフランジ8の回転方向支持部65及びプレート12,13の回転方向支持部57に対してそれぞれ第1コイルスプリング33の軸回りに回転不能に係止されていることにある。このように内周側の有効巻数を外周側の有効巻数より多くすることで、外周側部分の大きなたわみ量に起因する内周側部分の過大応力を各内側部分に分散することができ、結果として個々の内周側部分と外周側部分の応力差を減らすことができる。
【0036】
第2弾性部材組立体31について説明する。第2弾性部材組立体31は、第2コイルスプリング36と、その回転方向両端に配置された第3シート部材37とから構成されている。第2コイルスプリング36は断面が円形状である。第2コイルスプリング36は両端末がクローズドエンドになって座巻を形成している。但し、座巻の面部は研削されておらずばね素材の断面形状を維持している。なお、ここでいう座巻とは第2コイルスプリング36の両端の1巻分に相当する部分である。また、第2コイルスプリング36は第1コイルスプリング33に比べてコイル径、線径及びピッチは等しいが、巻数が異なっており、その結果回転方向に長くなっている。
【0037】
第3シート部材37は、前述のシート部材34A,34Bと同様の形状をしている。ただし、第3シート部材37のシート部には回転方向外側のスリットが形成されていない。そのため、第3シート部材37はフランジ8の第2窓孔54の回転方向支持部65にも当接又は近接して支持されている。
【0038】
クラッチディスク組立体1は、弾性連結機構4に対して並列に作用するように配置された摩擦発生機構69をさらに備えている。摩擦発生機構69は、低ヒステリシストルクを発生するための第1摩擦発生部70と、高ヒステリシストルクを発生するための第2摩擦発生部71とを有している。
【0039】
第1摩擦発生部70は、弾性連結機構4が作用している全領域すなわち捩じり特性の正側及び負側両方でヒステリシストルクを発生するための機構である。第1摩擦発生部70は、第1ブッシュ72と、第1コーンスプリング73と、第2ブッシュ74とを有している。第1ブッシュ72と第1コーンスプリング73は、フランジ8の内周部8aとリティーニングプレート13の内周部との間に配置されている。第1ブッシュ72は、ワッシャ状の部材であり、フランジ8の内周部8aの軸方向トランスミッション側面に摺動可能に当接する摩擦面を有している。第1コーンスプリング73は、第1ブッシュ72とリティーニングプレート13の内周部との軸方向間に配置され、軸方向に圧縮されている。第2ブッシュ74はクラッチプレート54の内周面に装着された環状の部材であり、その内周面がボス7の外周面に当接している。これにより、クラッチプレート12及びリティーニングプレート13はハブ6に対して半径方向に位置決めされている。また、第2ブッシュ74は、フランジ8の内周部8aの軸方向エンジン側面に摺動可能に当接する摩擦面を有している。
【0040】
以上に述べた構造によって、第1摩擦発生部70では、第1コーンスプリング73(第1付勢部材)の弾性力によって、クラッチプレート12及びリティーニングプレート13と一体回転する第1及び第2ブッシュ72,74(第1摩擦部材)が、フランジ8に対して軸方向から押し付けられ、回転方向に摺動可能となっている。
【0041】
第2摩擦発生部71は、第3ブッシュ76と、第2コーンスプリング77と、第4ブッシュ78と、フロート部材80とから構成されている。
フロート部材80は、第2摩擦発生部70を捩じり特性の正側では作動させるが負側では作動させないための部材である。より具体的には、フロート部材80は、入力回転体2との間で第2摩擦発生部70の摩擦面を構成し、所定角度範囲でフランジ8に対して相対回転可能に配置されているがフランジ8に対して回転方向の片側からのみ係合可能となっている(捩じり特性の正側では係合するが負側では係合しない)。フロート部材80は、第1板部材81と、第2板部材82と、ピン83とから構成されている。第1板部材81と第2板部材82は環状の部材であり、フランジ8の内周側部分、より具体的には外周部8bの最内周環状部分つまり内周部8aより外周側でかつ窓孔53,54より内周側の環状部分の軸方向両側に配置されている。第1板部材81はフランジ8の軸方向トランスミッション側に配置されており、第2板部材82はフランジ8の軸方向エンジン側に配置されている。ピン83は、軸方向に延びる胴部83aと、胴部83aの両端からさらに軸方向に延びる挿入部83bとから構成されている。挿入部83bは胴部83aより小径であるため、胴部83aの軸方向両端には肩部83cが形成されている。第1板部材81及び第2板部材82には挿入部83bが挿入される孔が形成されている。この係合によって、第1板部材81と第2板部材82は一体回転する。また、胴部83aの肩部83cには第1板部材81と第2板部材82が軸方向から当接している。これにより、第1板部材81と第2板部材82の軸方向間隔が定められている。なお、胴部83aの軸方向長さはフランジ8の軸方向厚みより大きくなっているため、フランジ8の外周部8bの軸方向の両面が第1板部材81と第2板部材82の両方に当接していることはなく、図3ではフランジ8の外周部8bの軸方向トランスミッション側面と第1板部材81との軸方向間には隙間が確保されている。ピン83は、半径方向に対向して2箇所に設けられ、第1窓孔53の切り欠き64a内を延びている。切り欠き64aは、第1窓孔53の内周側支持部64においてさらに半径方向内側に延びる部分であり、回転方向に一定の長さを有している。ピン83は切り欠き64a内において回転方向R1側にずれて配置されている。後述のようにフロート部材80は所定角度範囲でハブ6に対して相対回転可能であるが、その範囲で切り欠き64aがピン83に干渉しないように、切り欠き64aの回転方向の長さが設定されている。
【0042】
第1板部材81は、ピン83が係合する環状部81aと、環状部81aから半径方向外側に延びる1対のアーム81bと、アーム81bの先端から軸方向に延びる爪部81cとから構成されている。1対のアーム81bは、フランジ8の第1窓孔53の回転方向R1側端付近まで延びている。アーム81bの先端は第1シート部材34Aの一対の突出部41間に回転方向R2側から挿入されるように延びる形状をしており、さらにその先端には軸方向に延びる爪部81cが形成されている。爪部81cは、第1シート部材34Aの第2当接面42に形成された凹部42a内にはまり込んでいる。このため、爪部81cは第2当接面42と面一になっている。すなわち、爪部81cは第1窓孔53の回転方向R1側の回転方向支持部65からθ2だけ回転方向に離れている。なお、第2当接面42は爪部81cから回転方向R2側に離れることが可能である。
【0043】
第3ブッシュ76と第2コーンスプリング77は、第1板部材81の環状部81aとリティーニングプレート13の内周部との軸方向間、すなわち第1ブッシュ72及び第1コーンスプリング73の外周側に配置されている。第3ブッシュ76は第1板部材81の軸方向トランスミッション側面に当接する摩擦面を有している。また、第3ブッシュ76は、環状本体部分から軸方向に延びリティーニングプレート13に形成された孔内に挿入された突起76aを有している。この係合によって第3ブッシュ76はリティーニングプレート13に対して軸方向には移動可能であるが相対回転は不能になっている。第2コーンスプリング77は第3ブッシュ76とリティーニングプレート13の内周部との軸方向間に配置され、両者の間で軸方向に圧縮されている。第3ブッシュ76の内周部には第1ブッシュ72から延びる突起が回転方向に係合する凹部が形成されており、この係合により第1ブッシュ72は第3ブッシュ76及びリティーニングプレート13と一体回転する。
【0044】
第4ブッシュ78は、第2板部材82とクラッチプレート12の内周部との間、すなわち第2ブッシュ74の外周側に配置されている。第4ブッシュ78は、第2板部材82の軸方向エンジン側面に当接する摩擦面を有している。第4ブッシュ78には、環状本体から軸方向エンジン側に延びる複数の突起78aが形成されている。突起78aはクラッチプレート12に形成された孔内にはまり込み、この結果第4ブッシュ78はクラッチプレート12に対して軸方向に移動可能であるが相対回転は不能になっている。
【0045】
以上に述べた構造によって、第2摩擦発生部71では、第2コーンスプリング77(第2付勢部材)の弾性力によって、クラッチプレート12及びリティーニングプレート13と一体回転する第3及び第4ブッシュ76,78(第2摩擦部材)が、フロート部材80に対して軸方向から押し付けられ、回転方向に摺動可能となっている。第2摩擦発生部71で発生するヒステリシストルクは第1摩擦発生部70で発生するヒステリシストルクよりかなり大きく、10〜20倍の範囲にある。
【0046】
次に、図10及び図11に示すダンパー機構の模式図及び図12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1の捩じり特性について説明する。なお、図12に表れた具体的な数値は本発明の一実施例として開示するものであり、本発明を限定するものではない。
【0047】
最初に、図10の中立状態から入力回転部材2を固定しておきそれ対してハブ6を回転方向R2側に捩じっていく捩じり特性正側領域の動作(このとき入力回転部材2が出力回転部材3に対して回転方向R1側に捩じれることになる)を説明する。
【0048】
捩じり角度の小さな領域では、2個の第2コイルスプリング36のみが圧縮され、第1摩擦発生部70のみが圧縮される。つまり、2個の第1コイルスプリング33は圧縮されず、さらに第2摩擦発生部71は作動しない。具体的には、フランジ8の回転方向R1側の回転方向支持部65は第1シート部材34Aのスリット48内を通過していくため、第1コイルスプリング33が圧縮されることはない。また、フロート部材80は第2摩擦発生部71を介してプレート12,13と一体回転しハブ6に対して滑るため、第2摩擦発生部71で摩擦は発生しない。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。
【0049】
捩じり角度がθ2になると、第1窓孔53の回転方向R1側の回転方向支持部65が第1シート部材34Aの第2当接面42及びフロート部材80の爪部81cに当接する。これ以降は、2個の第1コイルスプリング33が2個の第2コイルスプリング36と並列に圧縮される。また、フロート部材80は、ハブ6と一体回転し、第3ブッシュ76及び第4ブッシュ78に対して回転方向に摺動する。つまり、第2摩擦発生部71が第1摩擦発生部70に並列に作動する。この結果、高剛性・高ヒステリシストルクの捩じり特性が得られる。捩じり角度が例えば10.5度になると、第1シート部材34Aと第2シート部材34Bが当接し、さらに第3シート部材37同士が当接することで、ダンパー機構の動作が停止する。
【0050】
次に、図11の中立状態から入力回転部材2を固定しておきそれ対してハブ6を回転方向R1側に捩じっていく捩じり特性負側領域の動作(このとき入力回転部材2が出力回転部材3に対して回転方向R2に捩じれることになる)を説明する。
【0051】
捩じり角度の小さな領域では、2個の第2コイルスプリング36のみが圧縮され、第1摩擦発生部70のみが作動する。つまり、2個の第1コイルスプリング33は圧縮されず、さらに第2摩擦発生部71は作動しない。具体的には、フランジ8の回転方向R2側の回転方向支持部65は第2シート部材34Bのスリット48内を通過していくため、第1コイルスプリング33が圧縮されることはない。また、フロート部材80は第2摩擦発生部71を介してプレート12,13と一体回転しハブ6に対して滑るため、第2摩擦発生部71で摩擦は発生しない。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。このときの捩じり剛性は、正側の高剛性領域(図12の2°〜10.5°)の捩じり剛性の約1/4である。
【0052】
捩じり角度がθ1になると、第1窓孔53の回転方向R2側の回転方向支持部65が第1シート部材34Aの第2当接面42に当接する。これ以降は、2個の第1コイルスプリング33が2個の第2コイルスプリング36に並列に圧縮される。しかし、フロート部材80は第2摩擦発生部71を介してプレート12,13と一体回転しハブ6に対して滑るため、第2摩擦発生部71で摩擦は発生しない。この結果、高剛性・低ヒステリシストルクの捩じり特性が得られる。
【0053】
以上に述べたように、本発明に係るダンパー機構では、捩じり特性の正側と負側とで捩じり剛性を異ならせるのみでなく、ヒステリシストルクも異ならせることで、全体として好適な捩じり特性を実現している。従来では正負の捩じり特性が同一であったため、振動減衰性能について以下のような問題があった。
【0054】
1)高剛性・高ヒス→負側での減衰率が不良
2)高剛性・低ヒス→正側で共振時の回転速度変動が大
3)低剛性・高ヒス→負側での減衰率が不良
4)低剛性・低ヒス→正側で共振時の回転速度変動が大
これより、一般的に、正側では高ヒスが好ましく、負側では低ヒスが好ましいことが分かる。従来から捩じり特性の正側と負側とでヒステリシストルクを異ならせた構造は従来よりあったが、本発明ではそれのみならず捩じり剛性をも異ならせることで、より好ましい捩じり特性を実現するものである。
【0055】
より具体的には、正側の高剛性領域(図12では2°〜10.5°)に高ヒステリシストルクを実現し、負側の低剛性領域(図12では0°〜15°)に低ヒステリシストルクを実現している。この結果、捩じり特性の正側では共振点通過時の回転速度変動を抑えることができ、捩じり特性の負側では全体にわたって良好な減衰率が得られる。
【0056】
特に、本発明に係るクラッチディク組立体1は、FF車の車輌構造からくる振動特性を改善するのに適している。なぜなら、FF車は、駆動系の剛性が高いため、以下に述べる振動特性を有しているからである。第1に、FF車では、音振性能の向上を目的として捩じり剛性を低剛性化した場合であっても、実用域にも共振点が残ってしまう。第2に、エンジン回転変動の特性が捩じり特性の正側(加速側)と負側(減速側)とで異なり、捩じり特性を正負同特性とすると、一方側で好適な制振性能が得られても他方側では好適な制振性能を得られず、両側で好適な制振性能を成立させることが困難である。
【0057】
摩擦発生機構69は第1摩擦発生部70と第2摩擦発生部71という2つの摩擦発生部を有しており、第2摩擦発生部71は正側のみで作動するものであるため、正側と負側とで発生するヒステリシストルクを独立して調整可能である。より具体的には、正側でのヒステリシストルクを調整する場合には、第2摩擦発生部71の第3ブッシュ76、第4ブッシュ78及び第2コーンスプリング77の一部又は全てを変更すればよい。このときに負側のヒステリシストルクは影響されない。負側でのヒステリシストルクを調整する場合には、第1摩擦発生部70の第1ブッシュ72、第2ブッシュ74及び第1コーンスプリング73の一部又は全てを変更すればよい。このときに正側のヒステリシストルクも変動するが、第1摩擦発生部70で発生するヒステリシストルクは第2摩擦発生部71で発生するヒステリシストルクより大幅に小さいため、正側のヒステリシストルクに大きな影響は及ぼさない。これに対して1個のコーンスプリングを用いて複数の摩擦材を発生させ正側と負側で摩擦面数を異ならせることで正側と負側のヒステリシストルクを異ならせる構造では、正側のヒステリシストルクを調整するためにコーンスプリングを変更すると、負側のヒステリシストルクにも大きな影響を与えてしまう。
【0058】
本発明は、前記実施形態に示した具体的なクラッチディスク組立体には限定されない。
【0059】
【発明の効果】
本発明に係るダンパー機構では、捩じり特性の正側(加速側)で高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られ、捩じり特性の負側(減速側)で低剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。この結果、捩じり特性の正側では共振点通過時の回転速度変動を抑えることができ、捩じり特性の負側では全体にわたって良好な減衰率が得られる。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の第1実施形態に係るクラッチディスク組立体の縦断面図。
【図2】クラッチディスク組立体の平面図。
【図3】図1の部分拡大図であり、摩擦発生機構の縦断面図。
【図4】図1の部分拡大図であり、摩擦発生機構の縦断面図。
【図5】図2の部分拡大図であり、第1弾性部材組立体の平面図。
【図6】第1シート部材の横断面図。
【図7】図1の部分拡大図であり、第1弾性部材組立体の縦断面図。
【図8】第1シート部材の縦断面図。
【図9】第2シート部材の横断面図。
【図10】クラッチディスク組立体のダンパー機構の模式図。
【図11】クラッチディスク組立体のダンパー機構の模式図。
【図12】クラッチディスク組立体の捩り特性線図。
【符号の説明】
1 クラッチディスク組立体
2 入力回転部材
3 出力回転部材
4 弾性連結機構
6 ハブ
7 ボス
8 フランジ
30 第1弾性部材組立体
31 第2弾性部材組立体
33 第1コイルスプリング
34A 第1シート部材
34B 第2シート部材
40 シート部
41 突出部
69 摩擦発生機構
70 第1摩擦発生部
71 第2摩擦発生部
80 フロート部材
Claims (1)
- 第1回転部材と、
前記第1回転部材に相対回転可能に配置された第2回転部材と、
前記第1回転部材と前記第2回転部材との回転方向間で両者が相対回転するときに圧縮されるように配置され、捩じり特性の正側で負側より高い捩じり剛性を発生させる互いに並列に配置された第1及び第2弾性部材と、
前記第1回転部材と前記第2回転部材との回転方向間で両者が相対回転するときに摩擦を発生するように、前記第1及び第2弾性部材に対して並列に配置された第1及び第2摩擦発生部を含む摩擦発生機構とを備え、
捩り特性正側では、前記第1及び第2弾性部材並びに前記摩擦発生機構が作動する高剛性・高ヒステリシストルクの第1領域が確保され、
捩り特性負側では、前記第1弾性部材及び前記第2弾性部材の一方のみと前記第1摩擦発生部のみとが作動する低剛性・低ヒステリシストルクの第2領域が確保されていることを特徴とする、
ダンパー機構。
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