JP4463263B2 - ダンパー機構 - Google Patents
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Description
図1または図2を用いて、本発明に係るダンパー機構4が搭載されたクラッチディスク組立体1について説明する。図1にクラッチディスク組立体1の縦断面概略図、図2にクラッチディスク組立体1の平面概略図を示す。図1のO−O線は、クラッチディスク組立体1の回転軸線である。また、図1の左側にエンジンおよびフライホイール(図示せず)が配置されており、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側がその反対側(負側)である。
<2.1:ダンパー機構の概要> ダンパー機構4は、エンジンから伝達される捩り振動を効果的に減衰および吸収するために、図11に示す捩り特性を有している。具体的には、ダンパー機構4の捩り特性は、正側においては4段特性、負側においては3段特性である。捩り特性の正側では、1段目および2段目領域(捩り角度0〜θ1p)が低捩り剛性および低ヒステリシストルクの領域であり、3段目および4段目領域(捩り角度θ1p〜θ1p+θ3p)が高捩り剛性および高ヒステリシストルクの領域である。また、捩り特性の負側では、1段目領域(捩り角度0〜θ1n)が低捩り剛性および低ヒステリシストルクの領域であり、2段目および3段目領域(捩り角度θ1n〜θ1n+θ3n)が高捩り剛性および高ヒステリシストルクの領域である。これらの捩り特性により、このダンパー機構4はアイドル時異音、ティップインおよびティップアウト(低周波振動)などの捩り振動を効果的に減衰および吸収させることができる。
以上の捩り特性を実現するために、このダンパー機構4は以下のような構成を備えている。ここで、図1〜図12を用いてダンパー機構4を構成する各部材について詳細に説明する。図3にダンパー機構4の平面概略図、図4にハブフランジ6の平面図、図5に入力回転体2の平面図、図6および図7にダンパー機構4の部分断面図、図8および図9にダンパー機構4の部分平面図、図10に第1ブッシュ90の概略斜視図を示す。図6は図2のA断面における概略断面図であり、図7は図2のB断面における概略断面図である。図8は図7のC断面における概略平面図であり、図9は図7のD断面における概略平面図である。図12にダンパー機構4の機械回路図を示す。図12に示す機械回路図は、ダンパー機構における各部材の回転方向の関係が模式的に描かれた図である。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。図12の左右方向が回転方向に対応している。
図1および図5〜図7に示すように、入力回転体2はクラッチプレート21およびリテーニングプレート22から構成されている。クラッチプレート21およびリテーニングプレート22は、板金製の円板状または環状の部材であり、軸方向に所定の間隔をあ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は後述する連結部31により互いに固定されている。このため、クラッチプレート21およびリテーニングプレート22は、軸方向に所定の間隔を保った状態で一体回転可能となっている。また、クラッチプレート21の外周部には、クラッチディスク23の固定部24cがリベット27により固定されている。
図12に示すように、ハブフランジ6は入力回転体2に対して回転方向に弾性的に連結されている。具体的には図1〜図7に示すように、ハブフランジ6はクラッチプレート21およびリテーニングプレート22の軸方向間に相対回転可能に配置されており、大コイルスプリング8によりクラッチプレート21およびリテーニングプレート22と回転方向に弾性的に連結されている。ハブフランジ6は、環状の第2本体部29と、第2本体部29の外周部に形成された1対の第1窓孔41および1対の第2窓孔42と、第2本体部29の外周部に形成された4つの切欠き43と、から構成されている。1対の第1窓孔41および1対の第2窓孔42は、4つの保持部35に対応する位置に配置されている。1対の第1窓孔41は半径方向に対向して配置されており、1対の第2窓孔42は半径方向に対向して配置されている。
図12に示すように、スプラインハブ3はハブフランジ6に対して回転方向に弾性的に連結されている。具体的には図1〜図7に示すように、スプラインハブ3のフランジ54の外周部には複数の外周歯55が形成されている。ハブフランジ6の内周部には第1内周歯としての複数の内周歯59が形成されている。外周歯55と内周歯59とは所定の隙間を介して噛み合っている。トルクが入力されていない中立状態では、外周歯55と内周歯59との回転方向間に隙間が形成されている。内周歯59のR1側に形成される隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ1pである。内周歯59のR2側に形成される隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ1nである。
図1および図6に示すように、大コイルスプリング8は、同心上に配置され径が異なる1対のコイルスプリングから構成されている。大コイルスプリング8は第1小コイルスプリング7aおよび第2小コイルスプリング7bに比べて径が大きく長さが長い。大コイルスプリング8のバネ定数は第1小コイルスプリング7aおよび第2小コイルスプリング7bのバネ定数に比べてはるかに大きい値に設定されている。すなわち、大コイルスプリング8は第1小コイルスプリング7aおよび第2小コイルスプリング7bよりもはるかに剛性が高い。このため、入力回転体2にトルクが入力されると、ハブフランジ6とスプラインハブ3との間で第1小コイルスプリング7aおよび第2小コイルスプリング7bが圧縮を開始し、ハブフランジ6およびスプラインハブ3が一体回転すると、入力回転体2およびハブフランジ6との間で大コイルスプリング8が圧縮を開始する。
図12に示すように、ダンパー機構4には、入力回転体2に入力されたトルクを直接伝達するために、第1ストッパ9および第2ストッパ10が設けられている。
ダンパー機構4は、摩擦発生機構5の構成に主な特徴を有している。ダンパー機構4には、捩り振動をより効果的に減衰および吸収させるために、摩擦抵抗を利用してヒステリシストルクを発生させる摩擦発生機構5が設けられている。具体的には図6および7に示すように、摩擦発生機構5は主に、第1摩擦ワッシャ79と、第2摩擦ワッシャ72と、第3摩擦ワッシャ84と、第4摩擦ワッシャ85と、第1ブッシュ90と、第2ブッシュ89と、から構成されている。第2摩擦ワッシャ72および第1ブッシュ90により前述の摩擦部材が構成されている。
第1収容部85dおよび第2切欠部89dには前述の第1小コイルスプリング7aが収容されている。第2収容部85eおよび第3切欠部89eには前述の第2小コイルスプリング7bが収容されている。第1収容部85dおよび第2切欠部89dの回転方向の長さは第1小コイルスプリング7aの自然長とほぼ同じである。第2収容部85eの回転方向の長さは第2小コイルスプリング7bの自然長とほぼ同じである。一方、第3切欠部89eの回転方向の長さは第2小コイルスプリング7bよりも長い。第2小コイルスプリング7bの端部と第3切欠部89eの回転方向の縁との間には、隙間が確保されている。第2小コイルスプリング7bのR1側の隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ5pであり、第2小コイルスプリング7bのR2側の隙間に対応する捩り角度は、隙間角度θ5nである。
次に、図12〜図19を用いてクラッチディスク組立体1のダンパー機構の動作および捩り特性について説明する。図12は中立状態(トルクが入力されていない状態)の機械回路図である。図13〜図16は捩り特性正側における動作中の機械回路図であり、図17〜図19は捩り特性負側における動作中の機械回路図である。
(4.1.1:1段目および2段目領域)
捩り特性の正側では、図12の中立状態からスプラインハブ3に対して入力回転体2がR1側(駆動側)に捩られる。このとき、大コイルスプリング8の剛性よりも第1小コイルスプリング7aの剛性の方が大幅に小さいため、大コイルスプリング8はほとんど圧縮されず、入力回転体2およびハブフランジ6は一体回転する。このとき、ハブフランジ6の孔部99の縁により第1ブッシュ90の突出部94がR1側に押される。このため、入力回転体2およびハブフランジ6とともに第1ブッシュ90、第2摩擦ワッシャ72および第4摩擦ワッシャ85も一体回転する。この結果、ハブフランジ6とスプラインハブ3との間(より詳細には第4摩擦ワッシャ85と第2ブッシュ89との間)で第1小コイルスプリング7aが圧縮される。
図14の状態からさらに入力回転体2がR1側に回転すると、ハブフランジ6に対して入力回転体2が相対回転し、入力回転体2とハブフランジ6との間で第2窓孔42に収容される2つの大コイルスプリング8の圧縮が開始される。捩り角度が角度θ1p+θ2pまでは、2つの大コイルスプリング8が並列に圧縮される。
(4.2.1:1段目領域)
捩り特性の負側では、図12の中立状態からスプラインハブ3に対して入力回転体2がR2側(逆駆動側)に捩られる。このとき、大コイルスプリング8の剛性よりも第1小コイルスプリング7aの剛性の方が大幅に小さいため、大コイルスプリング8はほとんど圧縮されず、入力回転体2およびハブフランジ6は一体回転する。第2摩擦ワッシャ72とリテーニングプレート22との間の摩擦係数および第4摩擦ワッシャ85とクラッチプレート21との間の摩擦係数が大きい。この結果、大摩擦発生機構14において発生するヒステリシストルクは、第1小コイルスプリング7aを圧縮するために必要なトルクに比べて、大幅に大きい。したがって、第1ブッシュ90、第4摩擦ワッシャ85は入力回転体2と一体回転し、第4摩擦ワッシャ85と第2ブッシュ89と間で第1小コイルスプリング7aが圧縮される。捩り角度が角度θ1nに達すると、内周歯59が外周歯55に当接し、第1ストッパ9が作動する(図17)。この状態で、第2小コイルスプリング7bと第3切欠部89eとの間には隙間角度θ5n−θ1n(>0)が確保されている。このため、負側では第2小コイルスプリング7bは圧縮されない。
図17の状態からさらに入力回転体2がR2側に回転すると、ハブフランジ6に対して入力回転体2が相対回転し、入力回転体2とハブフランジ6との間で第2窓孔42に収容される2つの大コイルスプリング8の圧縮が開始される。捩り角度が角度θ1n+θ2nまでは、2つの大コイルスプリング8が並列に圧縮される。
(4.3.1:捩り特性正側の3段目および4段目)
車両の加速時(捩り特性正側)においては、ダンパー機構4は第1ストッパ9および第2ストッパ10が作動している状態(捩り角度が角度θ1p+θ3pである図16の状態)でトルクを伝達している。この状態で、エンジンの燃焼変動に起因する微少捩り振動が入力回転体2に入力されると、入力回転体2とハブフランジ6との間で剛性の高い大コイルスプリング8が伸縮を繰り返す。
車両の減速時(捩り特性負側)においては、ダンパー機構4は第1ストッパ9および第2ストッパ10が作動している状態(捩り角度が角度θ1n+θ3nである図19の状態)でトルクを伝達している。この状態で、微少捩り振動が入力回転体2に入力されると、加速時と同様に入力回転体2とハブフランジ6との間で大コイルスプリング8が伸縮を繰り返す。
このように、このダンパー機構4では、第1ブッシュ90の連結部93の弾性力を利用して、捩り特性の一方側(正側)においては全ての捩り振動において高ヒステリシストルクTh2が発生し、捩り特性の他方側(負側)においては一定の捩り角度(隙間角度θ6)の範囲内で高ヒステリシストルクTh2の発生を防止できる構成を実現できる。これにより、このダンパー機構4では、構造を簡素化することができ、製造コストの低減を図ることができる。
本発明の具体的な構成は、前述の実施形態に限られるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変更および修正が可能である。
2 入力回転体(第1回転体)
3 スプラインハブ(第3回転体)
4 ダンパー機構
5 摩擦発生機構
6 ハブフランジ(第2回転体)
7a 第1小コイルスプリング
7b 第2小コイルスプリング
8 大コイルスプリング(弾性部材)
9 第1ストッパ
10 第2ストッパ
14 大摩擦発生機構
15 第1小摩擦発生機構
16 第2小摩擦発生機構
54 フランジ
55 外周歯
59 内周歯(第1内周歯)
72 第2摩擦ワッシャ(摩擦部材)
79 第1摩擦ワッシャ
84 第3摩擦ワッシャ(摩擦部材)
85 第4摩擦ワッシャ
91 第1環状部
92 第2環状部
93 連結部
94 突出部
95 内周歯(第2内周歯)
96 変形部
97 切欠部
98 スリット
99 孔部
Claims (10)
- 第1回転体(2)と、
前記第1回転体(2)に対して第1角度(θ3p、θ3n)の範囲内で回転可能に配置された第2回転体(6)と、
前記第2回転体(6)に対して相対回転可能に配置された第3回転体(3)と、
前記第1および第2回転体(2、6)を回転方向に弾性的に連結する弾性部材(8)と、
前記第1および第2回転体(2、6)の間に配置され、前記第1回転体(2)と摩擦係合する摩擦部材(72、90)を有する摩擦発生機構(5)と、を備え、
前記第3回転体(3)に対して前記第2回転体(6)が回転方向一方側に捩られている状態において、前記摩擦部材(72、90)と前記第2回転体(6)とが回転方向に一体の部材として機能するように、前記摩擦部材(72、90)の少なくとも一部が回転方向に弾性変形した状態で前記摩擦部材(72、90)が前記第2回転体(6)に対して回転方向に押し付けられ、
前記第3回転体(3)に対して前記第2回転体(6)が回転方向他方側に捩られている状態において、前記摩擦部材(72、90)が前記第2回転体(6)に対して回転方向に前記第1角度(θ3p、θ3n)よりも小さい第2角度(θ6)の範囲内で相対回転可能である、
ダンパー機構。 - 前記摩擦部材(72、90)は、前記第2回転体(6)に対して前記第1角度(θ3p、θ3n)よりも小さい第2角度(θ6)の範囲内で回転可能に配置された第1環状部(91)と、前記第1環状部(91)に対して回転可能に配置された第2環状部(92)と、前記第1および第2環状部(91、92)を円周方向に弾性的に連結する連結部(93)と、を有し、
前記第2回転体(6)に対して前記第1回転体(2)が回転方向一方側に捩られている状態において、前記連結部(93)が前記第1環状部(91)と前記第2環状部(92)との間で回転方向に弾性変形している、
請求項1に記載のダンパー機構。 - 前記第2回転体(6)に対して相対回転可能に配置された第3回転体(3)をさらに備え、
前記第3回転体(3)に対して前記第1回転体(2)が回転方向一方側に捩られている状態において、前記第1環状部(91)が前記第2回転体(6)により前記回転方向一方側に押されており、前記第2環状部(92)が前記第3回転体(3)により前記回転方向他方側に押されている、
請求項2に記載のダンパー機構。 - トルクが入力されていない中立状態において、前記第2回転体(6)は、前記第3回転体(3)に対して前記回転方向一方側へ第3角度(θ1p)の範囲内で回転可能であり、
前記第2環状部(92)は、前記第2回転体(6)に対する前記第1環状部(91)の前記回転方向他方側への相対回転が制限されている状態で、前記第2回転体(6)に対して前記回転方向一方側へ前記第3角度(θ1p)よりも小さい第4角度(θ6)だけ回転可能である、
請求項3に記載のダンパー機構。 - 前記第2回転体(6)は、軸方向に貫通する孔部(99)を有しており、
前記第1環状部(91)は、軸方向に突出し、前記孔部(99)内に挿入される突出部(94)を有しており、
前記第2角度(θ6)は、前記孔部(99)と前記突出部(94)との回転方向間に確保されている、
請求項2から4のいずれかに記載のダンパー機構。 - 前記第2回転体(6)は、環状の第1本体部(29)と、前記第1本体部(29)から半径方向内側に延びる複数の第1内周歯(59)と、を有しており、
前記第3回転体(3)は、環状の第2本体部と、前記第2本体部から半径方向外側に延びる複数の外周歯(55)と、を有しており、
前記第2環状部(92)は、半径方向内側に延びる複数の第2内周歯(95)を有している、
トルクが入力されていない中立状態において、前記第3角度(θ1p)は、前記第1内周歯(59)と前記外周歯(55)との回転方向間に確保されており、
前記第4角度(θ6)は、前記第2内周歯(95)と前記外周歯(55)との回転方向間に確保されている、
請求項2から5のいずれかに記載のダンパー機構。 - 前記第1環状部(91)は、前記第2環状部(92)の外周側に配置されており、
前記連結部(93)は、前記第1環状部(91)の内周部から前記第2環状部(92)の外周部へ延びる変形部(96)を有している、
請求項2から6のいずれかに記載のダンパー機構。 - 前記変形部(96)は、波状に湾曲する湾曲部を有している、
請求項7に記載のダンパー機構。 - 前記連結部(93)は、前記第1および第2環状部(91、92)のうち少なくとも一方と一体成形されている、
請求項2から8のいずれかに記載のダンパー機構。 - 前記摩擦部材(72、90)は、前記第1環状部(91)に対して一体回転可能にかつ軸方向に相対移動可能に配置され前記第1回転体(2)と摩擦係合する摩擦プレート(72)をさらに有している、
請求項2から9のいずれかに記載のダンパー機構。
Priority Applications (6)
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