JP2000352441A - ダンパー機構及びダンパーディスク組立体 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】捩り角度の小さな領域では低剛性を実現しつつ
捩り角度の大きな領域では高剛性の特性を実現するダン
パー機構においてストッパー機構の円周方向隙間を小さ
く抑える。 【解決手段】ダンパー機構４は出力回転ハブ１１０と入
力回転体２とハブフランジ１２と第１ばね９と第２ばね
１０と第２ストッパー１７と圧縮部１８とを備えてい
る。出力回転ハブ１１０と入力回転体２との回転方向間
には、第１ばね９と第２ばね１０が間にハブフランジ１
２を挟んで直列に配置されている。第２ばね１０は初期
状態ではハブフランジ１２と入力回転体２との間で回転
方向に圧縮された状態で保持されている。第２ストッパ
ー１７は捩り角度が第１捩り角度に達すると出力回転ハ
ブ１１０とハブフランジ１２との相対回転を停止させ
る。圧縮部１８は、捩じり角度が第２捩り角度に達する
と第１ばね９の圧縮を開始する。

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り振動を吸収・減衰するため
のダンパー機構及びダンパーディスク組立体に関する。

【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トルク変動を吸収・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、クラッチペダルを離した時にト
ランスミッションより発生する「ガラガラ」と聞こえる
音である。この騒音が生じるのは、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からである。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
踏んだり急に離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。具体的には、駆動伝達系にステップ的
にトルクが入力されることにより過度振動が生じる。こ
の結果、タイヤに伝達されたトルクが逆にタイヤ側から
駆動側に伝わり、その揺り返しとしてタイヤに過大トル
クが発生する。以上の結果車体を過度的に前後に大きく
振らす。

【０００４】アイドリング時の異音に対しては、クラッ
チディスク組立体の捩り特性において０トルク付近が問
題となるため、捩り剛性は低い方が振動減衰に効果があ
る。そのため、低剛性のばねを用いることで非線形の捩
り特性（低剛性と高剛性の２段の特性）を実現したクラ
ッチディスク組立体が提供されている。そのようなクラ
ッチディスク組立体では、１段目の捩り剛性及びヒステ
リシストルクを低く抑えているため、アイドリング時の
異音防止効果がある。

【０００５】

【発明が解決しようとする課題】以上に述べたように１
段目には低剛性の特性を確保しつつ２段目や３段目にお
いては比較的剛性の高い特性を確保する必要がある。ま
た、十分なストッパートルクを実現するために捩り角度
の最も大きくなる領域には剛性の最も高い領域が必要と
なる。

【０００６】そのような機能を実現するために、１段目
では２種類のばねを直列に作用させ捩り角度が大きくな
ると２種類のばねを並列に作用させて高剛性の特性を得
るクラッチディスクのダンパー機構が知られている。例
えば、特開平５−２４０３０２号公報においては、捩り
角度の小さな領域では２種類のばねが直列に作用し、あ
る捩り角度を超えると２種類のばねが並列に作用する構
造になっている。

【０００７】そのダンパー機構では、入力側のクラッチ
プレート及びリテーニングプレートと、出力側のハブ
と、その間に配置された回転部材と、ハブと中間部材と
を回転方向に弾性的に連結する第１弾性部材と、中間部
材とクラッチプレート及びリテーニングプレートとを回
転方向に弾性的に連結するための第２弾性部材とを備え
ている。クラッチプレート及びリテーニングプレートに
は、第１弾性部材の円周方向両端に対して所定の隙間を
空けて配置された圧縮部が形成されている。また、クラ
ッチ及びリテーニングプレートを互いに連結するストッ
プピンとハブのフランジに形成された切欠きとの間には
所定の隙間が確保されている。以上の構造により、例え
ばハブをクラッチ及びリテーニングプレートに対して一
方向に捩っていくと、初めは第１弾性部材と第２弾性部
材とが直列に作用し、これにより低剛性の特性が得られ
る。捩り角度が大きくなり所定角度に達すると、中間部
材とハブとが係合し、さらにクラッチ及びリテーニング
プレートの圧縮部が第１弾性部材に当接する。これ以降
は、第１弾性部材はハブと入力プレートとの間で圧縮さ
れ、第２弾性部材はハブと入力プレートとの間で圧縮さ
れる。すなわち第１弾性部材と第２弾性部材はハブと入
力プレートとの間で並列に作用する。さらに捩り角度が
大きくなるとストップピンとハブのフランジの切欠き端
面が当接し相対回転が終了する。

【０００８】以上に述べた構造では、捩り角度０の時か
ら第１弾性部材と第２弾性部材が共に圧縮を開始するた
め、ストップピンとハブのフランジの切欠きの円周方向
隙間が大きくなり過ぎる可能性がある。具体的には、フ
ランジの切欠きを円周方向に大きくする必要がある。そ
のような場合には、ハブのフランジにおいて弾性部材を
収容するための窓孔の円周方向角度が小さくなったり、
窓孔の個数が少なくなったりする。

【０００９】また、以上に述べた構造では、第１弾性部
材と第２弾性部材が並列に圧縮されるときに両者の荷重
の全てがハブと入力プレートに作用する。このためハブ
のフランジの強度を上げる必要がある。本発明の課題
は、捩り振動の小さな領域では低剛性を実現しつ捩り角
度の大きな領域では高剛性の特性を実現するダンパー機
構において、相対回転停止部の円周方向隙間を小さく抑
えることにある。

【００１０】本発明の他の課題は、捩り振動の小さな領
域では低剛性を実現しつ捩り角度の大きな領域では高剛
性の特性を実現するダンパー機構において、ハブのフラ
ンジの強度を高くする必要を減らすことにある。

【００１１】

【課題を解決するための手段】請求項１に記載のダンパ
ー機構は回転方向の捩り振動を吸収・減衰するためのも
のである。ダンパー機構は第１回転部材と第２回転部材
と中間回転部材と第１弾性部材と第２弾性部材と第１相
対回転停止部と圧縮部とを備えている。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。中間回
転部材は第１回転部材と第２回転部材との間に配置され
ている。第１弾性部材は第１回転部材と中間回転部材と
の間に両者が相対回転すると圧縮されるように配置され
ている。第２弾性部材は、中間部材と第２回転部材との
間に両者が相対回転すると圧縮されるように配置され、
初期状態では中間回転部材と第２回転部材との間で回転
方向に圧縮された状態で保持されイニシャル荷重を付与
されている。第１相対回転停止部は、第１回転部材の第
２回転部材に対する捩り角度が第１捩り角度に達する
と、第１回転部材と中間回転部材との相対回転を停止さ
せる。圧縮部は、第１回転部材の第２回転部材に対する
捩り角度が第１捩り角度より大きい第２捩り角度に達す
ると第１回転部材と第２回転部材との間で第１弾性部材
の圧縮を開始する。第２弾性部材は第１捩り角度まで中
間回転部材と第２回転部材との間で圧縮が進まないよう
にイニシャル荷重が設定されている。

【００１２】請求項１に記載のダンパー機構では、第１
回転部材を第２回転部材に対して捩っていくと、捩り角
度の小さな領域では第１弾性部材のみが圧縮され第２弾
性部材は圧縮されない。このため、第１弾性部材のみに
よる捩り特性が得られる。続いて捩り角度が第１捩り角
度に達すると、第１相対回転停止部によって第１回転部
材と中間回転部材との相対回転が停止させられる。この
ため、第１弾性部材は第１回転部材と中間回転部材との
間で圧縮された状態をそのまま維持される。また、第２
弾性部材は中間回転部材と第２回転部材との間で圧縮さ
れる。これにより第２弾性部材のみによる捩り特性が得
られる。さらに捩り角度が第２捩り角度に達すると、そ
れ以降は圧縮部によって第１弾性部材が第１回転部材と
第２回転部材との間で圧縮される。すなわち第１弾性部
材は第１回転部材と第２回転部材との間で圧縮され、第
２弾性部材は中間回転部材と第２回転部材との間で圧縮
される。このように第１弾性部材と第２弾性部材とが並
列に圧縮される。

【００１３】以上に述べた特性においては、第１弾性部
材による１段目特性、第２弾性部材による２段目特性、
及び第１弾性部材と第２弾性部材が並列に作用する３段
目特性が得られる。請求項１に記載のダンパー機構で
は、第１弾性部材と第２弾性部材が並列に圧縮される並
列作動時に、第１弾性部材は第１回転部材により作動
し、第２弾性部材は第１回転部材と嵌合した中間回転部
材により作動するため、中間回転部材に作用する負荷ト
ルクが小さい。この結果、中間回転部材の強度を従来に
比べて下げることが可能になる。

【００１４】請求項２に記載のダンパー機構は、請求項
１において、第１回転部材の第２回転部材に対する捩り
角度が第２捩り角度より大きい第３捩り角度に達すると
第１回転部材と第２回転部材の相対回転を停止させる第
２相対回転停止部をさらに備えている。ここでは、捩り
特性において第１弾性部材と第２弾性部材とが直列に作
用しないため、第２相対回転停止部の円周方向の大きさ
を小さく抑えることができる。

【００１５】請求項３に記載のダンパー機構では、請求
項２において、第１相対回転停止部は第１回転部材と中
間回転部材とによってその間に形成され、第２相対回転
停止部は中間回転部材と第２回転部材とによってその間
に形成されている。ここでは、中間回転部材と第２回転
部材とによって形成された第２相対回転停止部の円周方
向角度を小さくすることができる。

【００１６】請求項４に記載のダンパー機構では、請求
項３において、圧縮部は第２回転部材の一部からなり、
第２弾性部材に対して回転方向に第１隙間を確保して配
置されている。第２相対回転停止部において中間回転部
材と第２回転部材との回転方向に形成された第２隙間は
第１隙間より円周方向角度が大きい。捩り角度が第２捩
り角度を超えてさらに第１隙間だけ進むと、第２回転部
材の一部である圧縮部が第２弾性部材に当接する。

【００１７】請求項５に記載のダンパーディスク組立体
は回転方向の捩り振動を吸収・減衰するためのものであ
る。ダンパーディスク組立体は出力回転ハブと１対の入
力円板状部材と中間円板状部材と第１弾性部材と第２弾
性部材と第１相対回転停止部と圧縮部とを備えている。
１対の入力円板状部材は、出力回転ハブの外周に相対回
転可能に配置され、軸方向に間隔を開けた状態で互いに
固定されている。中間円板状部材は、出力回転ハブの外
周かつ１対の入力円板状部材の軸方向間に相対回転可能
に配置され、第１窓孔と第２窓孔が形成されている。第
１弾性部材は、第１窓孔に収容され、出力回転ハブと中
間円板状部材との間に両者が相対回転すると圧縮される
ように配置されている。第２弾性部材は、第２窓孔に収
容され、中間円板状部材と１対の入力円板状部材との間
に両者が相対回転すると圧縮されるように配置されてい
る。第２弾性部材は、初期状態で中間円板状部材と１対
の入力円板状部材との間で回転方向に圧縮された状態で
保持され、イニシャル荷重を付与されている。第１相対
回転停止部は、出力回転ハブの１対の入力円板状部材に
対する捩り角度が第１捩り角度に達すると、出力回転ハ
ブと中間円板状部材の相対回転を停止させる。圧縮部
は、出力回転ハブの１対の入力円板状部材に対する捩り
角度が第１捩り角度より大きい第２捩り角度に達する
と、出力回転ハブと１対の入力円板状部材との間で第１
弾性部材の圧縮を開始する。第２弾性部材は第１捩り角
度まで中間円板状部材と１対の入力円板状部材との間で
圧縮が進まないようなイニシャル荷重が設定されてい
る。

【００１８】請求項５に記載のダンパーディスクでは、
出力回転ハブを１対の入力円板状部材に対して回転方向
に捩っていくと、捩り角度の小さな領域では第１弾性部
材が出力回転ハブと中間円板状部材との間で圧縮されて
いく。これにより第１弾性部材のみにより捩り特性が得
られる。捩り角度が大きくなり第１捩り角度に達する
と、第１相対回転停止部によって出力回転ハブと中間円
板状部材の相対回転が停止させられる。これにより第１
弾性部材は出力回転ハブと中間円板状部材との間で回転
方向に圧縮された状態を維持する。さらに、第２弾性部
材は中間円板状部材と１対の入力円板状部材との間で回
転方向に圧縮されていく。これにより第２弾性部材によ
って捩り特性が得られる。捩り角度が第２捩り角度に達
すると圧縮部が第１弾性部材の圧縮を開始する。これに
より、第１弾性部材は出力回転ハブと１対の入力円板状
部材との間で圧縮され、第２弾性部材は中間円板状部材
と１対の入力円板状部材との間で回転方向に圧縮され
る。すなわち第１弾性部材と第２弾性部材は出力回転ハ
ブと１対の入力円板状部材との間で並列に作用する。

【００１９】以上の結果、このダンパー機構の捩り特性
では、第１弾性部材のみが作用する１段目特性、第２弾
性部材のみが作用する２段目特性、第１弾性部材と第２
弾性部材が並列に作用する３段目特性が実現されてい
る。請求項５に記載のダンパーディスク組立体では、第
１弾性部材と第２弾性部材が並列に圧縮される並列作動
時に、第１弾性部材は出力回転ハブと１対の入力円板状
部材との間で圧縮され、第２弾性部材は中間円板状部材
と１対の入力円板状部材との間で回転方向に圧縮される
ため、中間円板状部材に作用する負荷トルクが小さい。
この結果、中間円板状部材の強度を従来に比べて下げる
ことが可能になる。

【００２０】請求項６に記載のダンパーディスク組立体
は第２相対回転停止部をさらに備えている。第２相対回
転停止部は、出力回転ハブの１対の入力円板状部材に対
する捩り角度が第２捩り角度より大きい第３捩り角度に
達すると出力回転ハブと１対の入力円板状部材の相対回
転を停止させる。請求項６に記載のダンパーディスク組
立体では、１段目と２段目とにおいて第１弾性部材と第
２弾性部材とが直列に作用しないため、第２相対回転停
止部の円周方向角度を十分に小さくできる。

【００２１】請求項７に記載のダンパーディスク組立体
では、請求項６において、第１相対回転停止部は出力回
転ハブと中間円板状部材とによってその間に形成され、
第２相対回転停止部は中間円板状部材と１対の入力円板
状部材とによってその間に形成されている。請求項７に
記載のダンパーディスク組立体では、中間円板状部材と
１対の入力円板状部材とにより形成された第２相対回転
停止部の円周方向角度を十分に小さくできる。

【００２２】請求項８に記載のダンパーディスク組立体
では、請求項７において、第２相対回転停止部は、１対
の入力円板状部材を互いに固定するように軸方向に延び
る部分と、中間円板状部材において軸方向に延びる部分
が挿入された切欠きとにより構成されている。第２相対
回転停止部の円周方向角度を十分に小さくできるため、
例えば中間円板状部材の切欠きを円周方向に小さくでき
る。これにより、中間円板状部材に形成された第１窓孔
や第２窓孔の円周方向長さを大きくできたり、または第
１窓孔及び第２窓孔の個数を増やすことが可能である。

【００２３】請求項９に記載のダンパーディスク組立体
では、請求項５〜８のいずれかにおいて、出力回転ハブ
は、ハブと、ハブから外周側に延び第１弾性部材に対し
て回転方向両端に当接する窓孔が形成されたサブプレー
トとを有している。請求項１０に記載のダンパーディス
ク組立体は、請求項９において、出力回転ハブは、ハブ
とサブプレートとを回転方向に弾性的に連結するダンパ
ーをさらに有している。ダンパーの剛性は第１弾性部材
の剛性より低い。このダンパーディスク組立体では、第
１弾性部材が作動するさらにその前にダンパーが作用
し、低剛性の特性を実現する。

【００２４】請求項１１に記載のダンパーディスク組立
体は、請求項９又は１０において、１対のばねシートを
さらに備えている。１対のばねシートは第１弾性部材の
円周方向両端に各々配置され、サブプレートの窓孔と中
間円板状部材の第１窓孔に支持されている。圧縮部は１
対の入力円板状部材の一方に形成され各ばねシートの回
転方向外側に第１隙間を空けて配置されている。

【００２５】請求項１２に記載のダンパーディスク組立
体では、請求項１１において、第２相対回転停止部にお
いて中間円板状部材と１対の入力円板状部材との回転方
向には第２隙間が形成され、第２隙間は第１隙間より円
周方向角度が大きい。請求項１３に記載のダンパーディ
スク組立体では、第１弾性部材と第２弾性部材は回転方
向に並んで配置されており、第２弾性部材は第１弾性部
材より個数が多い。

【００２６】請求項１４に記載のダンパーディスク組立
体では、請求項５〜１３のいずれかにおいて、第１弾性
部材の剛性は第２弾性部材の剛性より低い。

【００２７】

【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）に連結及び連結解除すること
によってトルクの伝達及び遮断をする機能である。ダン
パー機能とはばね等を利用してフライホイールから入力
されるトルク変動を吸収・減衰する機能である。

【００２８】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
の左方にエンジン及びフライホイール（図示せず）が配
置され、図２の右方にトランスミッション（図示せず）
が配置されている。図２において矢印Ｒ１側がクラッチ
ディスク組立体１の回転方向（正側）であり、Ｒ２側が
その反対方向（負側）である。

【００２９】クラッチディスク組立体１は、主に、入力
回転体２と、出力回転体としてのハブ３と、入力回転体
２とハブ３との間に配置されたダンパー機構４とから構
成されている。ダンパー機構４は、直列に配置された第
３ばね８、第１ばね９及び第２ばね１０等からなる弾性
部材と、第１摩擦機構１０７及び第２摩擦機構１０８か
らなる摩擦機構とを含んでいる。

【００３０】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、摩擦ディスク２０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かつ環状の部材であり、軸方向
に所定の間隔を開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
るストップピン３０によって互いに固定され、その結果
軸方向の間隔が定められると一体回転するようになって
いる。

【００３１】摩擦ディスク２０は、図示しないフライホ
イールに押し付けられ摩擦係合する部分である。摩擦デ
ィスク２０は、摩擦フェーシング２３とクッショニング
プレート２４とから主に構成されている。クッショニン
グプレート２４は円周方向に並んで配置された複数の板
状部材からなり、その半径方向内側部分はリベット２６
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の両面には摩擦フェーシング２３
が複数のリベット２５によって固定されている。

【００３２】クラッチプレート２１には、回転方向に並
んだ複数の第１窓部２８及び第２窓部２９が形成されて
いる。リテーニングプレート２２も同様である。この実
施形態では、第１窓部２８は２個であり第２窓部２９は
４個である。２個の第１窓部２８は半径方向に互いに対
向して配置されている。図９を用いて第１窓部２８につ
いて詳細に説明する。第１窓部２８は例えばプレート２
１，２２の本体部分から軸方向外側に突出するように絞
り加工により形成された部分である。第１窓部２８は円
周方向に長く延びている。第１窓部２８は軸方向覆い部
３１を有している。軸方向覆い部３１は半径方向に連続
して形成されたトンネル形状部分である。軸方向覆い部
３１は外周部３２と内周部３３とから構成されている。
外周部３２は円周方向に長く延びている。内周部３３は
外周部３２より円周方向幅が狭く、外周部３２の円周方
向中心に形成されている。外周部３２は円周方向両側の
第３縁４０と内周側の第２縁３９を有している。内周部
３３は円周方向両側に第１縁３８を有している。各第１
窓部２８において第１縁３８は第３縁４１より円周方向
内側に位置している。

【００３３】各第１窓部２８の円周方向両端には円周方
向支持部３４が形成されている。円周方向支持部３４は
プレート断面により形成されている。円周方向支持部３
４は直線部３５とその半径方向内側の半円形状部３６と
から構成されている。直線部３５はストレートに延びる
直線形状であり、半円形状部３６は直線部３５から軸方
向外側に凹むように滑らかに湾曲した形状である。以上
に述べた構造により、軸方向覆い部３１と円周方向支持
部３４との間には第１孔４１が形成され、内周部３３と
円周方向支持部３４との間には第１孔４１に連続した第
２孔３７が形成されている。より具体的には、第１孔４
１は外周部３２の第３縁４０と円周方向支持部３４の直
線部３５との間に形成されている。第２孔３７は、外周
部３２の第２縁３９と、内周部３３の第１縁３８と、円
周方向支持部３４と、内周縁４２とから形成されてい
る。

【００３４】図８に示すように、第２窓部２９はクラッ
チプレート２１,リテーニングプレート２２から絞り加
工により軸方向に突出するように形成された部分であ
る。各第２窓部２９は半径方向に連続しており円周方向
両端が切断された状態になっている。第２窓部２９を主
に構成する軸方向覆い部２９ａには孔２９ｂが形成され
ている。孔２９ｂは軸方向覆い部２９ａの円周方向及び
半径方向の中心に形成されている。孔２９ｂは内周側の
辺が外周側の辺より長い台形形状である。軸方向覆い部
２９ａの円周方向両側でかつ半径方向外側には切り欠き
２９ｄが形成されている。さらに、軸方向覆い部２９ａ
の円周方向両側かつ半径方向内側にはクラッチプレート
２１,リテーニングプレート２２にわたる孔２９ｅが形
成されている。さらに、第２窓部２９の円周方向両側に
は円周方向支持部２９ｃが形成されている。円周方向支
持部２９ｃはプレート断面によって形成されている。円
周方向支持部２９ｃはクラッチプレート２１,リテーニ
ングプレート２２から軸方向内側に突出するように絞り
加工で形成されている。円周方向支持部２９ｃは第２窓
部２９に対してその半径方向中間に形成されている。

【００３５】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が形成されている。この
中心孔内には出力回転体としてのハブ３が配置されてい
る。ハブ３は、軸方向に延びる筒状のボス８１と、ボス
８１から半径方向外側に延びる外周歯８３とから構成さ
れている。ボス８１の内周部には、図示しないトランス
ミッションから延びるシャフトに係合するスプライン孔
８２が形成されている。外周歯８３は、半径方向内側か
ら外側に向かって回転方向の幅が短くなる形状であり、
所定の軸方向長さを有している。

【００３６】ハブフランジ１２は、ハブ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
との軸方向間に配置された円板状の部材である。図１１
に示すように、ハブフランジ１２には中心孔４７が形成
されている。これによりハブフランジ１２は環状になっ
ている。ハブフランジ１２の内周縁には複数の内周歯５
１が形成されている。内周歯５１は内周側にいくにした
がって円周方向幅が短くなる形状である。図１３に示す
ように、内周歯５１と外周歯８３との間には円周方向に
隙間が確保されている。この隙間により第１ストッパー
１７が形成されている。より具体的には、外周歯８３と
そのＲ２側の内周歯５１との間には正側隙間（円周方向
角度θ２ｐ）が確保され、外周歯８３とそのＲ１側の内
周歯５１との間には負側隙間（円周方向角度θ２ｎ）が
形成されている。θ２ｐとθ２ｎの合計が第１ストッパ
ー１７における作動可能な角度θ２である。具体的な数
値としては、θ２ｐは１１．５゜,θ２ｎは８．５゜,θ
２は２０゜になっている。ただし、これら数字は一実施
例であり、本発明を限定するものではない。

【００３７】ハブフランジ１２には軸方向に貫通した複
数の第１窓孔４５と第２窓孔４６とが形成されている。
第１窓孔４５は２個であり、第２窓孔４６は４個であ
る。第１窓孔４５は第１窓部２８に対応して、第２窓孔
４６は第２窓部２９に対応して形成されている。２個の
第１窓孔４５は半径方向に対向する位置に配置されてい
る。第１窓孔４５はその円周方向両端に円周方向支持部
５０が形成されている。円周方向支持部５０は直線部４
８とその半径方向内側の半円部４９からなる。直線部４
８はストレートに延びる直線部である。半円部４９は直
線部４８からさらに円周方向外側に凹むように湾曲した
形状である。第２窓孔４６にはその円周方向両端に円周
方向支持部４６ａが形成されている。ハブフランジ１２
の外周縁には円周方向に並んで複数の切り欠き５４が形
成されている。切り欠き５４は第１窓孔４５の円周方向
両側に位置している。切り欠き５４は外周縁から半径方
向内側に延びその最も内周側に位置する部分は第１窓孔
４５,第２窓孔４６の外周縁より半径方向内側に位置し
ている。切り欠き５４は円周方向に延びる第１縁５２と
その両側の第２縁５３とから構成されている。第１縁５
２は円周方向に所定の幅を有している。第２縁５３は半
径方向に延び第１縁５２の両端から円周方向に広がって
いる。

【００３８】切り欠き５４と第１窓孔４５及び第２窓孔
４６は半径方向に重なった部分を有しているため、例え
ば、切り欠き５４の円周方向角度を大きくすると、窓孔
４５，４６の数や各々の円周方向角度が小さくなること
を意味する。ここでは各切り欠き５４の円周方向角度が
１５〜２０度程度に抑えられているため、窓孔の個数又
は円周方向角度を大きくできる。これによって，ダンパ
ーの機能として広捩じり角度化・低剛性化が達成され
る。

【００３９】サブプレート１３はハブフランジ１２の側
方すなわち軸方向両側に配置された１対のプレート部材
である。各サブプレート１３はハブフランジ１２に対し
て近接して配置されている。図１２に示すようにサブプ
レート１３は環状部５６と係合部５７とから構成されて
いる。環状部５６は、円板形状であり、中心孔５８が形
成されることで環状になっている。環状部５６の内周縁
には複数の内周歯５９が形成されている。内周歯５９は
半径方向内側にいくにしたがって円周方向幅が狭くなる
様な形状になっている。図１３に示すように、各内周歯
５９は各内周歯５１に対応して形成され、内周歯５１よ
り円周方向幅が大きい。すなわち内周歯５９はその円周
方向両縁が内周歯５１の円周方向両縁より円周方向外側
にはみ出している。内周歯５９は外周歯８３に対して円
周方向に所定の隙間を空けて配置されている。この内周
歯５９と外周歯８３により第３ストッパー１６が構成さ
れている。外周歯８３とそのＲ２側の内周歯５９との間
には正側隙間（円周方向角度θ１ｐ）が形成されてい
る。外周歯８３とそのＲ１側の内周歯５９との間には負
側隙間（円周方向角度θ１ｎ）が確保されている。θ１
ｐとθ１ｎの合計であるθ１が第３ストッパー１６にお
ける全体作動角度である。θ１ｐはθ２ｐより小さく、
θ１ｎはθ２ｎより小さい。具体的な数値としては、θ
１ｐは５．５゜,θ１ｎは３．０゜である。但しこれら
数字は一実施例であり、本発明を限定するものではな
い。

【００４０】係合部５７は環状部５６から半径方向外側
に突出した部分である。係合部５７は半径方向に対向す
る２カ所に設けられている。各係合部５７には窓孔６０
が形成されている。窓孔６０は第１窓孔４５及び第１窓
部２８に対応している。窓孔６０の円周方向両端には円
周方向支持部６１が形成されている。円周方向支持部６
１は直線部６２とその半径方向内側の半円部６３とから
なる。直線部６２は直線形状である。半円部６３は直線
部６２からさらに円周方向外側に凹むように滑らかに湾
曲している。各サブプレート１３において環状部５６に
はスペーサ８５が固定されている。スペーサ８５はハブ
フランジ１２の環状部に対して当接している。ここで
は、スペーサ８５は低摩擦係数の部材からなる。

【００４１】第１ばね９は第１窓孔４５と窓孔６０と第
１窓部２８からなる空間に収容されている。第１ばね９
はコイルばねであり、より詳細には大コイルばねとその
内側に配置された小コイルばねとから構成されている。
各第１ばね９の円周方向両端にはばねシート６６が配置
されている。ばねシート６６は樹脂製である。ばねシー
ト６６は、図１４〜１７に示すように、半円柱部６７と
シート部６８とから主に構成されている。半円柱部６７
は軸方向に長く延びており、断面が半円形状である。す
なわち半円柱部６７は湾曲面７１と平坦面７２とを有し
ている。シート部６８は半円柱部６７から突出して形成
されている。シート部６８は平坦面７２から連続する平
坦面７４を有している。平坦面７４の反対側は背面７３
となっている。平坦面７２と平坦面７４とからなるシー
ト面には円形状の突出部６９が形成されている。突出部
６９には円形状の先端面７６が設けられている。ばねシ
ート６６の背面７３はハブフランジ１２の円周方向支持
部５０とサブプレート１３の円周方向支持部６１とに当
接しクラッチディスク組立体回転方向に支持されてい
る。より具体的には、湾曲面７１の軸方向中間部分が円
周方向支持部５０の半円部４９に当接し、背面７３の軸
方向中間部分が直線部４８に当接している。さらに、湾
曲面７１は円周方向支持部６１の半円部６３に当接し、
背面７３は円周方向支持部６１の直線部６２に当接して
いる。第１ばね９の大コイルばねの円周方向両端は突出
部６９の周囲において平坦面７２,７４に当接してい
る。また、第１ばね９の大コイルばねの座巻は突出部６
９の外周面に係合している。第１ばね９の小コイルばね
は円周方向両端面が突出部６９の先端面７６に当接して
いる。ばねシート６６には１対の係合部７８が設けられ
ている。係合部７８は半円柱部６７から軸方向に突出し
ている。すなわち係合部７８は平坦面７２，７４からな
るシート部分よりさらに軸方向に延びている。係合部７
８は第１窓部２８の第２孔３７内に延びている。より正
確には、係合部７８はクラッチプレート２１及びリテー
ニングプレート２２のプレート部分からさらに軸方向に
突出し、その先端は第１窓部２８の軸方向覆い部３１と
同じ位置まで延びている。係合部７８は第２孔３７内に
おいて回転方向外側に配置されており、これにより係合
部７８は第２孔３７内をさらに円周方向内側に移動する
ことが可能となっている。

【００４２】ばねシート６６の背面側とクラッチプレー
ト２１及びリテーニングプレート２２の円周方向支持部
３４は円周方向に対向しているが、その間には所定の隙
間が確保されている。ばねシート６６とクラッチプレー
ト２１及びリテーニングプレート２２との間の隙間の円
周方向角度はＲ２側のばねシート６６においてはθ３ｐ
であり、Ｒ１側のばねシート６６ではθ３ｎとなってい
る。具体的な数値としては、θ３ｐ,θ３ｎは３．３゜
である。ただしこの数値は一実施例であり本発明を限定
するものではない。以上に述べた構造によって、円周方
向支持部３４は、ばねシート６６に対してＲ１方向にθ
３ｐ又はＲ２方向にθ３ｎ回転してばねシート６６に当
接すると、それ以降は第１ばね９を圧縮する圧縮部１８
になっている。

【００４３】第２ばね１０は第２窓孔４６と第２窓部２
９とで構成される空間内に収容されている。第２ばね１
０はコイルばねであり、より詳細には大コイルばねとそ
の内側に配置された小コイルばねとからなる。第２ばね
１０の円周方向両端は円周方向支持部４６ａと円周方向
支持部５０とに当接している。なお、この初期状態で第
２ばね１０は回転方向に圧縮され、所定のイニシャル荷
重を発生している。

【００４４】ストップピン３０はクラッチプレート２１
の外周部とリテーニングプレート２２の外周部を互いに
固定している。図１０に示すように、ストップピン３０
はハブフランジ１２の切り欠き５４内を延びている。ス
トップピン３０と第２縁５３との間にはそれぞれ隙間が
形成されている。この隙間により第２ストッパー１９が
構成されている。ストップピン３０とそのＲ２側の第２
縁５３との間には正側隙間（円周方向角度θ４ｐ）が形
成され、ストップピン３０とそのＲ１側の第２縁５３と
の間には負側隙間（円周方向角度θ４ｎ）が確保されて
いる。θ４ｐはθ３ｐより大きく、θ４ｎはθ３ｎより
大きい。具体的な数値としてはθ４ｐは４．６゜であ
り、θ４ｎは４゜である。この数字は一実施例であり、
本発明はこれらに限定されない。

【００４５】さらに、クラッチディスク組立体１は１段
目ダンパー９４を備えている。１段目ダンパー９４はサ
ブプレート１３がハブ３と係合するまでの捩り角度範囲
で低剛性の特性を発揮するための機構である。１段目ダ
ンパー９４はボス８１の外周側でかつリテーニングプレ
ート２２の軸方向外側に配置されている。１段目ダンパ
ー９４は、ハブ３のボス８１に相対回転不能に係合する
１対の出力プレート９６と、１段目ダンパー９４の入力
側部材としての入力プレート９５と、入力プレート９５
と出力プレート９６とを回転方向に弾性的に連結する第
３ばね８とから構成されている。

【００４６】１対の出力プレート９６は円板状かつ環状
のプレート部材であり、軸方向に間隔を空けて配置され
ている。出力プレート９６同士はピン１０５により互い
に固定されている。各出力プレート９６の内周縁には係
合歯１０４が形成されている。係合歯１０４はボス８１
の外周面に形成された係合歯１０６に係合している。こ
れにより出力プレート９６はハブ３と一体回転する。ま
た、軸方向外側の出力プレート９６の内周部の軸方向外
側にはスナップリング１１１が当接している。スナップ
リング１１１は一部が切断された有端の環状部材であ
る。スナップリング１１１はボス８１の表面に形成され
た環状の溝内に嵌められている。

【００４７】入力プレート９５は１対の出力プレート９
６間に配置された環状かつ円板状のプレート部材であ
る。入力プレート９５は環状部９７と係合爪９８とから
構成されている。環状部９７は主に出力プレート９６の
軸方向間に配置されている。環状部９７には、ピン１０
５が貫通するスリット１００が形成されている。係合爪
９８は入力プレート９５から半径方向外側に延びる突起
である。係合爪９８は各第１ばね９に対応して１対ずつ
合計２対形成されている。係合爪９８の各対は１つの第
１ばね９の円周方向両側に配置された１対のばねシート
６６のそれぞれに対して円周方向外側から当接してい
る。言い換えると、ハブフランジ１２からのトルクは第
１ばね９を介して１段目ダンパー９４に伝達されるよう
になっている。より詳細には、係合爪９８は半円柱部６
７の湾曲面７１に沿った形状の当接面９９を有してお
り、当接面９９は湾曲面７１に当接している。このよう
に、係合爪９８はばねシート６６に対して軸方向に移動
することが可能であり、着脱が容易である。また、ばね
シート６６は、当接面９９と湾曲面７１との係合によっ
て、係合爪９８に対して軸方向回りに回動可能になって
いる。

【００４８】環状部９７には切り欠き１１２が形成され
ている。出力プレート９６には切り欠き１１２に対応し
て切り起こし窓部１１３が形成されている。切り欠き１
１２及び切り起こし窓部１１３に第３ばね８が収納され
ている。第３ばね８は切り起こし窓部１１３により軸方
向及び半径方向への移動が制限されている。クラッチプ
レート２１の内周縁にはブッシュ５５が設けられてい
る。ブッシュ５５はボス８１の軸方向エンジン側外周面
に相対回転可能に当接している。これにより、クラッチ
プレート２１及びリテーニングプレート２２がハブ３に
対して半径方向に位置決めされている。また、ブッシュ
５５はボス８１に形成された軸方向端面８１ｂに軸方向
エンジン側から当接している。

【００４９】以上に述べた１段目ダンパー９４は、スナ
ップリング１１１をボス８１から外すことで１つのサブ
アッシーとして、クラッチディスク組立体１の他の部分
から取り外すことができる。そのような状態を図３６に
示す。また、１段目ダンパー９４を取り外しても残りの
部分はクラッチディスク組立体として機能する。このこ
とは、他の部材は同じ物をそのまま使用したままで、１
段目ダンパーの取付の有無や１段目ダンパーの種類を変
えるだけで、異なる捩じり特性を有するクラッチディス
ク組立体を得られることを意味する。

【００５０】クラッチディスク組立体１は第１摩擦機構
１０７と第２摩擦機構１０８をさらに備えている。第１
摩擦機構１０７はプレート２１，２２２２とサブプレー
ト１３とが相対回転する時に摩擦を発生するための機構
である。第１摩擦機構１０７は摩擦部材８６とプレート
８７と第１コーンばね８８と摩擦部材８４とからなる。
摩擦部材８６とプレート８７と第１コーンばね８８は軸
方向トランスミッション側のサブプレート１３の環状部
５６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。摩擦部材８６はサブプレート１３の環状部
５６に当接して配置されている。プレート８７は摩擦部
材８６の軸方向エンジン側に当接している。プレート８
７には軸方向トランスミッション側に延びる複数の係合
爪が形成されている。係合爪はリテーニングプレート２
２に形成された孔に対して相対回転不能にかつ軸方向に
移動可能に係合している。プレート８７とリテーニング
プレート２２との間には第１コーンばね８８が設けられ
ている。第１コーンばね８８は両者間で軸方向間に圧縮
された状態で配置されている。これにより、第１コーン
ばね８８はプレート８７とリテーニングプレート２２に
対して軸方向に離れる方向に付勢力を与えている。より
具体的には、第１コーンばね８８は外周端がプレート８
７に当接し、内周端がリテーニングプレート２２に当接
している。第１コーンばね８８の外周縁には、係合部に
係合する爪が設けられている。これにより、第１コーン
ばね８８はリテーニングプレート２２と一体回転する。
摩擦部材８４は軸方向エンジン側のサブプレート１３の
環状部５６とクラッチプレート２１の内周部との間に配
置されている。

【００５１】第２摩擦機構１０８はクラッチプレート２
１及びリテーニングプレート２２とハブ３とが相対回転
する時に常に摩擦を発生するための機構である。第２摩
擦機構１０８は第１摩擦機構１０７より小さな摩擦を発
生するようになっている。第２摩擦機構１０８はワッシ
ャ９０とプレート９１と第２コーンばね９２とから構成
されている。ワッシャ９０は外周歯８３の軸方向トラン
スミッション側面に当接している。プレート９１はワッ
シャ９０の軸方向トランスミッション側面に当接してい
る。プレート９１は内周縁から軸方向エンジン側に突出
する複数の爪を有している。この爪はリテーニングプレ
ート２２の内周縁に形成された切欠きに係合している。
この結果、プレート９１はリテーニングプレート２２に
対して相対回転不能にかつ軸方向に移動可能となってい
る。第２コーンばね９２はプレート９１とリテーニング
プレート２２との間において軸方向に圧縮された状態で
配置されている。これにより、第２コーンばね９２はプ
レート９１とリテーニングプレート２２に対して軸方向
に離れるように付勢力を与えている。なお、第２コーン
ばね９２の内周縁にはプレート９１の係合部に係合する
爪が形成されている。これにより、第２コーンばね９２
はプレート９１と共にリテーニングプレート２２と一体
回転する。

【００５２】図１８にクラッチディスク組立体１のダン
パー機構４の機械回路図を示すこの機械回路図は、ダン
パー機構４の各部品を模式的に表現している。また、こ
の機械回路図は入力回転体２に対してハブ３をＲ２側に
捩った状態で各部品の関係や動作を説明するための図で
ある。すなわち、捩り特性正側範囲（ハブ３が入力回転
体２に対して初期中立位置からＲ２側に捩れ、入力回転
体２がハブ３に対して初期中立位置からＲ１側に捩れて
いる範囲）での動作を説明するために用いられる。ハブ
３と入力回転体２との間にはハブ３側から第３ばね８,
第１ばね９,第２ばね１０が直列に配置されている。ま
た、第３ばね８と第１ばね９との間にはサブプレート１
３が配置され、第１ばね９と第２ばね１０との間にはハ
ブフランジ１２が配置されている。ハブ３とサブプレー
ト１３との間には第３ストッパー１６が設けられてい
る。これにより、第３ばね８の圧縮はハブ３とサブプレ
ート１３が相対回転可能な範囲（第３ストッパー１６に
よる作動角度θ３ｐ，θ３ｎ）に限定されている。ハブ
３とハブフランジ１２との間には第１ストッパー１７が
設けられている。これにより、第１ばね９の圧縮はハブ
３とハブフランジ１２が相対回転可能な範囲（第１スト
ッパー１７における作動角度範囲内（θ２ｐ−θ１ｐ，
θ２ｎ−θ１ｎ））に限定されている。ハブフランジ１
２と入力回転体２との間には第２ストッパー１９が設け
られている。これにより、第２ばね１０の圧縮はハブフ
ランジ１２と入力回転体２が相対回転可能な範囲（第２
ストッパー１９における作動角度範囲（θ４ｐ，θ４
ｎ）に限定されている。

【００５３】このダンパー機構４において、第３ばね８
は第１ばね９や第２ばね１０に比べて剛性が極端に低
い。このため、捩り角度の初期段階では第３ばね８のみ
が圧縮され第１ばね９や第２ばね１０はほとんど圧縮さ
れない。また、第２ばね１０は第１ばね９に比べて個数
が多く全体として発生する荷重が大きくなっている。ま
た、第２ばね１０は初期状態で入力回転体２とハブフラ
ンジ１２との間で圧縮された状態となっている。すなわ
ち第２ばね１０はイニシャル荷重を発生しており、この
ため第１ばね９の圧縮時に第１ばね９での発生トルクが
第２ばね１０のイニシャルトルクに打ち勝つまでは第１
ばね９のみが圧縮されることになる。

【００５４】次に、図１８〜図２２までの機械回路図、
図２３〜図２８の概略動作図、及び図２９の捩り特性線
図を用いてクラッチディスク組立体１のダンパー機構４
の動作を説明する。ここでの動作は、図２９の捩り特性
線図においてハブ３を入力回転体２に対してＲ２側に捩
った時の動作として説明する。すわなち、図２９におい
て初期中立状態の捩じり角度ａから最大捩り角度である
捩じり角度ｈまで捩っていく動作である。図２９左側の
負側範囲でも同様の動作をするため、負側領域の説明は
省略する。なお、図２９に記載された各数値は本発明の
一実施例を示すものであり、これらの数値に本発明は限
定されない。

【００５５】また、本発明の特性は実践で表し、従来の
特性を一点鎖線で表している。従来の特性では２段目及
び３段目の剛性が高く捩じり角度を十分に広げることが
できないことが分かる。それに対して本願発明の捩じり
特性では２段目及び３段目の剛性を低くすることで全体
の捩じり角度を広くしている。 （１）捩じり角度ａ〜ｂ ・トルク伝達経路は、入力回転体２、第２ばね１０、ハ
ブフランジ１２、第１ばね９、１段目ダンパー９４、ハ
ブ３の順番である。すなわち、１段目ダンパー９４に
は、ハブフランジ１２から第１ばね９及びばねシート６
６からトルクが入力される。 ・第３ばね８のみが回転方向に圧縮される。その理由は
第１ばね９は第３ばね８と直列に配置されているが、第
１ばね９の剛性は第３ばね８の剛性より大幅に高いから
である。 ・第２摩擦発生機構１０８のみで滑りが生じる。 ・具体的な動作を説明する。捩じり角度ａに対応する図
１８の状態から入力回転体２に対してハブ３をＲ２側に
捩っていく。捩り角度ｂに達するまでは、１段目ダンパ
ー９４のみが機能し低剛性の特性が得られる。このと
き、第２摩擦機構１０８において低ヒステリシストルク
が発生する。捩り角度角度ｂに達すると、第３ストッパ
ー１６において外周歯８３が内周歯５９に当接する。こ
のため、捩じり角度ｂ以降は１段目ダンパー９４の第３
ばね８はそれ以上圧縮されない。図１９及び図２３が捩
じり角度ｂにおける各部材の関係を示している。このと
き、第１ストッパー１７においては外周歯８３とそのＲ
２側の内周歯５１との間にはθ２ｐ−θ１ｐの大きさの
円周方向角度隙間が形成されている。図１９に示すよう
に、これ以降の動作においてハブ３,サブプレート１３,
第３ばね８等は一体の部材として動作する。したがって
ハブ３,第３ばね８,サブプレート１３を一体の部材とし
て以降の説明では出力回転ハブ１１０とする。 （２）捩じり角度ｂ〜ｄ ・トルク伝達経路は、入力回転体２、第２ばね１０、ハ
ブフランジ１２、第１ばね９、サブプレート１３、ハブ
３の順番である。 ・第１ばね９のみが圧縮される。第２ばね１０が圧縮さ
れないのは、第２ばね１０はイニシャル荷重を付与され
ているためである。 ・第１摩擦機構１０７，第２摩擦機構１０８で滑りが生
じる。 ・以下具体的に説明する。捩じり角度ｂを超えると、サ
ブプレート１３とハブフランジ１２との間で第１ばね９
が圧縮される。このため、捩じり角度ｃでは２個の第１
ばね９による捩り剛性Ｋ１が得られる。このときの状態
を図２４に示す。このとき、入力プレート９５のＲ２側
の係合爪９８はＲ２側のばねシート６６からＲ２側に離
れていき、Ｒ１側の係合爪９８はＲ１側のばねシート６
６にＲ２側に追従していく。ここでＲ１側のばねシート
６６は半径方向外側の移動量の方が半径方向内側の移動
量より大きいため、係合部７８と係合爪９８の係合部分
において回動する。なお、このとき圧縮部１８とばねシ
ート６６との間における隙間の円周方向角度θ３ｐの大
きさは変化していない。捩じり角度ｄに達すると第１ス
トッパー１７において外周歯８３が内周歯５１に当接す
る。このときの状態を図２０及び図２５に示す。これ以
降はハブフランジ１２は出力回転ハブ１１０と一体回転
するため、第１ばね９の圧縮は進まない。すなわち捩じ
り角度ｄ以降は第１ばね９はハブフランジ１２とサブプ
レート１３との間で圧縮された状態を維持する。圧縮状
態で第１ばね９が発生している捩りトルクの大きさをＴ
１とする。

【００５６】以上の結果、サブプレート１３はハブフラ
ンジ１２に対してＲ２側にθ２ｐ−θ１ｐだけねじれ、
以後はその状態でハブフランジ１２とともに回転する。
サブプレート１３の位置は図１０において２点鎖線で表
現している。サブプレート１３の円周方向縁６４はハブ
フランジ１２の第２縁５３と重なり、第２縁５３がスト
ップピン３０に当接する際に同時にストップピン３０に
当接するようになっている。また、サブプレート１３の
円周方向縁６４は第２窓孔４６や第２ばね１０に干渉し
ないようになっている。

【００５７】以上に述べたように、第１ばね９はその発
生荷重が第２ばね１０のイニシャル荷重に打ち勝つまで
に、第１ストッパー１７によって圧縮進行を停止され
る。この結果捩じり角度ｂ〜ｄまでの領域では第２ばね
１０の圧縮が開始されない。 （３）捩じり角度ｄ〜ｆ ・トルク伝達経路は、入力回転体２、第２ばね１０、ハ
ブフランジ１２、ハブ３の順番である。 ・第２ばね１０のみが圧縮される。 ・第１摩擦機構１０７，第２摩擦機構１０８で滑りが生
じる。 ・具体的な動作について説明する。捩り角度ｄを超える
と第２ばね１０はハブフランジ１２とクラッチプレート
２１及びリテーニングプレート２２との間で圧縮され
る。具体的には、Ｒ１側の円周方向支持部４６ａとＲ２
側の円周方向支持部５０との間で圧縮されていく。これ
により、捩じり角度ｅでは４個の第２ばね１０による捩
り剛性Ｋ２が得られる。剛性Ｋ２は剛性Ｋ１より高い。
このときの状態を図２７に示す。捩り角度ｆに達すると
圧縮部１８がばねシート６６に当接する。言い換えると
入力回転体２が第１ばね９に係合する。具体的には、Ｒ
２側のばねシート６６がＲ１側の円周方向支持部３４に
当接する。この瞬間に、第１ばね９の捩りトルクＴ１が
サブプレート１３と入力回転体２に作用する。このた
め、捩り角度ｆにおいてトルクがＴ１分急激に大きくな
る。図２１及び図２７が捩り角度ｆに対応している。こ
のとき、図２１に示すように、第２ストッパー１９にお
いてはＲ１側の第２縁５３とストップピン３０との間に
θ４ｐ−θ３ｐの大きさの円周方向角度隙間が形成され
ている。 （４）捩じり角度ｆ〜ｈ ・トルク伝達経路は、入力回転体２とハブ３との間で、
第２ばね１０及びハブフランジ１２の第１経路と、第１
ばね９及びサブプレート１３の第２経路とからなる。こ
こでは、捩じりトルクがハブフランジ１２とサブプレー
ト１３に分担されるため、ハブフランジ１２の強度をあ
まり高くする必要がない。具体的には、ハブフランジ１
２はハブ３と係合する内周部に特別な軸方向肉厚部を設
ける必要がなく、全体的に平坦な形状になっている。こ
れによって、重量軽減やダンパー機構の内周部の軸方向
短縮化が実現される。 ・第２ばね１０と第１ばね９が並列に圧縮される。 ・第１摩擦機構１０７，第２摩擦機構１０８で滑りが生
じる。 ・具体的な動作について説明する。捩り角度ｆを超える
と、第１ばね９はサブプレート１３と入力回転体２との
間で圧縮され、第２ばね１０はハブフランジ１２と入力
回転体２との間で圧縮される。すなわち第１ばね９と第
２ばね１０は入力回転体２とハブ３との間で並列に圧縮
される。このため、捩り角度ｇではＫ１＋Ｋ２の捩り剛
性が得られる。このときの状態を図２８に示す。捩り角
度ｈに達すると、第２縁５３がストップピン３０に当接
し、ハブフランジ１２と入力回転体２が相対回転を停止
する。このときの状態を図２２に示す。

【００５８】なお、本実施形態では、ハブフランジ１２
の第２縁５３とともにサブプレート１３の円周方向縁６
４もストップピン３０に当接する。すなわち、ストッパ
ートルクはハブフランジ１２とサブプレート１３の両方
によって分担される。このことも、ハブフランジ１２の
強度をあまり高くする必要がないことを意味する。第１
ばね９の圧縮動作について詳細に説明する。第１ばね９
は、Ｒ１側の円周方向支持部６１とＲ２側の円周方向支
持部３４との間で圧縮されていく。Ｒ１側のばねシート
６６はプレート２１，２２に対してＲ２側に移動する。
このとき、図９の２点鎖線で示すように、ばねシート６
６の係合部７８は第２孔３７をＲ２側に移動していく。
このとき、入力プレート９５のＲ２側の係合爪９８はＲ
２側のばねシート６６からＲ２側にさらに離れていき、
Ｒ１側の係合爪９８はＲ１側のばねシート６６にＲ２側
に追従していく。ここでＲ１側のばねシート６６は半径
方向外側の移動量の方が半径方向内側の移動量より大き
いため、係合部７８と係合爪９８の係合部分において回
動する。 〔第２ストッパー１９の有利な点〕この実施形態では、
第２ばね１０を第１ばね９が作動する領域で作動させな
いようにしたため、第２ストッパー１９においてストッ
プピン３９と切り欠き５４の第２縁５３との間の隙間
（円周方向角度θ４ｐ，θ４ｎ）は小さくなっているの
にも関わらず、剛性Ｋ１からなる低剛性領域を十分に広
く確保できる。この結果、ハブフランジ１２において切
り欠き５４の円周方向角度が広くならず、窓孔４５，４
６を広角化できる。 〔ばねシート６６の機能〕 （１）ばねシート６６は第１ばね９の円周方向両端を支
持するための部材である。 （２）ばねシート６６はクラッチプレート２１及びリテ
ーニングプレート２２の円周方向支持部３４との間に所
定の隙間を確保し、捩りトルクが大きくなった段階（捩
り角度ｆを超えた領域）で一方のばねシート６６はクラ
ッチプレート２１及びリテーニングプレート２２の円周
方向支持部３４に支持される。 （３）ばねシート６６はハブフランジ１２やサブプレー
ト１３から１段目ダンパー９４に対してトルクを入力す
る部材として機能している。特に、ばねシート６６はリ
テーニングプレートの軸方向外側において１段目ダンパ
ー９４と係合する係合部７８を有しているため、１段目
ダンパー９４をリテーニングプレート２２の軸方向外側
に配置することが可能となっている。このため、リテー
ニングプレート２２の内周側の構造が簡単になってい
る。また、ばねシート６６と１段目ダンパー９４の係合
は、係合部７８に対して入力プレート９５の爪部９８を
軸方向片側からはめるだけでよい簡単な構造になってい
る。

【００５９】なお、１段目ダンパー９４へのトルク入力
は第１ばね９及びばねシート６６を介して行われるが、
第１ばね９は第３ばね８より剛性が十分に高いため、１
段目作動時に第１ばね９が作動する不具合は生じない。
さらに、係合部７８との干渉を避けるため、軸方向覆い
部３１には第２孔３７が設けられている。言い換える
と、第２孔３７は円周方向に所定角度まで延びて形成さ
れ、係合部７８の円周方向移動を許容している。 〔第２ばね１０の円周方向圧縮による効果〕第２ばね１
０がセット状態で回転方向に圧縮されているため、第２
ばね１０を収容するための第２窓孔４６，第２窓部２９
の円周方向角度を小さく設定できる。このことは、他の
窓孔や窓部をの広角度化や窓孔等の個数の増加等がで
き、広捩じり化・低剛性化の実現につながる。第２実施形態 図３０の機械回路図に示すクラッチディスク組立体２０
１のダンパー機構２０４は、前記第１実施形態における
クラッチディスク組立体１において、１段目ダンパー９
４を設けていない構造に相当する。そのような構造は、
前記実施形態において例えばサブプレートをハブに対し
て円周方向に隙間無く係合させることでサブプレートを
ハブの一部として機能させることで実現できる。

【００６０】ダンパー機構２０４においては、入力回転
体２０２と出力回転ハブ２０３との間に第１ばね２０９
と第２ばね２１０が直列に配置されている。第１ばね２
０９と第２ばね２１０との間にはハブフランジ２１２が
配置されている。出力回転ハブ２０３とハブフランジ２
１２との間には第１ストッパー２１７が設けられてい
る。ハブフランジ２１２と入力回転体２０２との間には
第２ストッパー２１９が設けられている。また、入力回
転体２０２には圧縮部２１８が設けられている。

【００６１】次に、図３０〜図３３までの機械回路図と
図３４の捩り特性線図を用いてこのダンパー機構２０４
の動作について説明する。図３４は、出力回転ハブ２０
３を入力回転体２０２に対してＲ２側（回転方向と反対
側）に捩ったとき特性すなわち捩り特性の正側領域特性
を示している。捩り角度の小さな領域では第１ばね２０
９のみが圧縮され、剛性Ｋ１が得られる。このときに第
２ばね２１０が圧縮されないのは、第２ばね２１０が初
期セット状態で予め圧縮されており、イニシャル荷重を
発生しているからである。捩り角度ｄに達すると、第１
ストッパー２１７において当接が生じる。このときの状
態を図３１に示す。これ以降は出力回転ハブ２０３とハ
ブフランジ２１２は一体回転する。すなわち第１ばね２
０９は出力回転ハブ２０３とハブフランジ２１２との間
で挟まれて両者に荷重をを与えた状態を保ちつつ両者と
一体回転する。このとき、第１ばね２０９が発生してい
るトルクを捩りトルクＴ１とする。

【００６２】捩り角度ｄを超えると、第２ばね２１０が
ハブフランジ２１２と入力回転体２０２との間で圧縮さ
れ、剛性Ｋ２が得られる。やがて捩り角度ｆに達する
と、入力回転体２０２のＲ２側の圧縮部２１８がＲ２側
のばねシート２６６に当接する。それ以降は、第１ばね
２０９は出力回転ハブ２０３と入力回転体２０２との間
で圧縮され、第２ばね２１０はハブフランジ２１２と入
力回転体２０２との間で圧縮される。すなわち、第１ば
ね２０９と第２ばね２１０が出力回転ハブ２０３と入力
回転体２０２との間で並列に圧縮され、剛性Ｋ１＋Ｋ２
が得られる。なお、捩り角度ｆでは、圧縮状態の第１ば
ね２０９が発生していた捩りトルクＴ１分だけ捩りトル
クが急激に大きくなる。

【００６３】捩り角度ｈに達すると第２ストッパー２１
９において当接が生じ、出力回転ハブ２０３と入力回転
体２０２との相対回転が停止する。この状態を図３３に
示す。以上の特性では、第２ばね２１０は、イニシャル
荷重付与により、第１ばね２０９と直列配置にも関わら
ず、捩り角度の小さな領域では作用しない。このため、
第２ストッパー２１９の作動角の大きさを小さくでき
る。具体的には、ストッパーピンとハブフランジの切欠
きとの間の角度を小さくできる。このことはハブフラン
ジ２１２においてばねスペースを広く確保でき、窓孔の
数や回転方向長さを増やすことが可能なことを意味す
る。 〔第２ばねにイニシャル荷重を付与していない場合の特
性〕次に、本発明とは異なる構造として、図３５の捩り
特性線図を用いて第１ばねにイニシャル荷重を付与して
いない場合の特性を説明する。ここでは、本発明と同様
の構造によって前記捩り特性と同等の特性を得るように
している。第１ばねにイニシャル荷重を付与していない
場合は、捩り角度０の時から第１ばねと第２ばねは共に
直列に圧縮される。このため、第２ばねの剛性Ｋ１は図
３４の第１ばね２０９の剛性Ｋ１より大きく設定されて
いる。捩り角度の小さな領域では剛性１／Ｋ１＋１／Ｋ
２が得られる。捩り角度が大きくなり、第１ストッパー
において当接が生じると、それ以降は図３４と同様に剛
性Ｋ２、剛性Ｋ１＋Ｋ２が得られる。

【００６４】図３５において第１ストッパーの作動角度
を図３４のそれと同じに設定するためには、図３４の特
性に比べて、第１ストッパーの作動角を小さくし、第２
ストッパーの作動角を大きくする必要がある。具体的に
は、図３４及び図３５に示すように、θＡｐ´がθＡｐ
より小さくなり、θＣｐ´がθＣｐより大きくなる。な
ぜなら、図３５においてθＡｐ´及びθＣｐがθＡｐ及
びθＣｐとそれぞれ同じであると、実際に第１ストッパ
ーにおいて当接が生じる捩り角度が大きくなってしま
う。つまり、剛性Ｋ１領域が広くなり剛性Ｋ２領域が狭
くなる。

【００６５】図３４の本発明の構成では、図３５の例に
比べて、第２ストッパーの作動角度は大きくできるもの
の、第１ストッパーの作動角度は小さくなる。しかし、
第１ストッパーはハブとハブフランジ内周部との複数の
歯によって形成されているため、ばねの収容等に悪影響
を及ぼしにくく、また加工も容易である。 〔他の実施形態〕本発明に係るダンパー機構及びダンパ
ーディスク組立体はクラッチディスク組立体以外にも適
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や、トルクコンバータの
ロックアップダンパー等に本発明を適用できる。

【００６６】

【発明の効果】本発明に係るダンパー機構又はダンパー
ディスク組立体では、捩り特性において第１弾性部材と
第２弾性部材とが直列に作用しないため、第２相対回転
停止部の円周方向の大きさを小さく抑えることができ
る。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の第１実施形態におけるクラッチディス
ク組立体の縦断面概略図。

【図２】一部を取り去った状態での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】クラッチディスク組立体の部分縦断面概略図。

【図６】図５の部分拡大図。

【図７】図４の部分拡大図。

【図８】図２の部分拡大図。

【図９】窓孔とばねシートとの関係を示すための部分平
面図。

【図１０】図２の部分拡大図。

【図１１】ハブフランジの平面図。

【図１２】サブプレートの平面図。

【図１３】ハブとサブプレート及びハブフランジとの関
係を示す部分平面図。

【図１４】ばねシートの平面図。

【図１５】ばねシートの平面図。

【図１６】ばねシートの背面図。

【図１７】ばねシートの平面図。

【図１８】第１実施形態におけるダンパー機構の機械回
路図。

【図１９】第１実施形態におけるダンパー機構の機械回
路図。

【図２０】第１実施形態におけるダンパー機構の機械回
路図。

【図２１】第１実施形態におけるダンパー機構の機械回
路図。

【図２２】第１実施形態におけるダンパー機構の機械回
路図。

【図２３】ダンパー機構の動作を模式的に表すための
図。

【図２４】ダンパー機構の動作を模式的に表すための
図。

【図２５】ダンパー機構の動作を模式的に表すための
図。

【図２６】ダンパー機構の動作を模式的に表すための
図。

【図２７】ダンパー機構の動作を模式的に表すための
図。

【図２８】ダンパー機構の動作を模式的に表すための
図。

【図２９】第１実施形態のクラッチディスク組立体の捩
り特性線図。

【図３０】第２実施形態におけるダンパー機構の機械回
路図。

【図３１】第２実施形態におけるダンパー機構の機械回
路図。

【図３２】第２実施形態におけるダンパー機構の機械回
路図。

【図３３】第２実施形態におけるダンパー機構の機械回
路図。

【図３４】第２実施形態のおけるダンパー機構の捩り特
性線図。

【図３５】本発明と同様の構造でイニシャル荷重を付与
せずに同様の特性を得るための構造による捩り特性線
図。

【図３６】１段目ダンパーをクラッチディスク組立体本
体から取り外した図。

【符号の説明】

１ クラッチディスク組立体（ダンパーディスク組立
体） ２ 入力回転体（第２回転部材，１対の入力円板状部
材） ３ ハブ（第１回転部材） ４ ダンパー機構 ８ 第３ばね ９ 第１ばね（第１弾性部材） １０ 第２ばね（第２弾性部材） １２ ハブフランジ（中間回転部材，中間円板状部材） １３ サブプレート １６ 第３ストッパー １７ 第１ストッパー（第１相対回転停止部） １８ 圧縮部 １９ 第２ストッパー（第２相対回転停止部） ４５ 第１窓孔 ４６ 第２窓孔 ６６ ばねシート ９４ １段目ダンパー（ダンパー） ９５ 入力プレート ９６ 出力プレート １１０ 出力回転ハブ ２０２ 入力回転体（第２回転部材，１対の入力円板状
部材） ２０３ 出力回転ハブ（第１回転部材） ２０４ ダンパー機構 ２０９ 第１ばね（第１弾性部材） ２１０ 第２ばね（第２弾性部材） ２１２ ハブフランジ（中間回転部材，中間円板状部
材） ２１７ 第１ストッパー（第１相対回転停止部） ２１８ 圧縮部 ２１９ 第２ストッパー（第２相対回転停止部）

Claims (14)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】回転方向の捩じり振動を吸収・減衰するた
   めのダンパー機構であって、 第１回転部材（１１０,２０３）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（２，２０２）と、 前記第１回転部材と前記第２回転部材の間に配置された
   中間回転部材（１２,２１２）と、 前記第１回転部材と前記中間回転部材との間に両者が相
   対回転すると圧縮されるように配置された第１弾性部材
   （９,２０９）と、 前記中間回転部材と前記第２回転部材との間に両者が相
   対回転すると圧縮されるように配置され、初期状態で前
   記中間回転部材と前記第２回転部材との間で回転方向に
   圧縮された状態で保持されイニシャル荷重を付与されて
   いる第２弾性部材（１０,２１０）と、 前記第１回転部材の前記第２回転部材に対する捩じり角
   度が第１捩じり角度（ｄ）に達すると前記第１回転部材
   と前記中間回転部材との相対回転を停止させる第１相対
   回転停止部（１７,２１７）と、 前記第１回転部材の前記第２回転部材に対する捩じり角
   度が前記第１捩じり角度より大きい第２捩じり角度
   （ｆ）に達すると前記第１回転部材と前記第２回転部材
   との間で前記第１弾性部材の圧縮を開始する圧縮部（１
   ８）とを備え、 前記第２弾性部材は前記第１捩じり角度まで前記中間回
   転部材と前記第２回転部材との間で圧縮が進まないよう
   にイニシャル荷重が設定されている、ダンパー機構。
2. 【請求項２】前記第１回転部材の前記第２回転部材に対
   する捩じり角度が前記第２捩じり角度より大きい第３捩
   じり角度（ｈ）に達すると前記第１回転部材と前記第２
   回転部材の相対回転を停止させる第２相対回転停止部
   （１９,２１９）をさらに備えている、請求項１に記載
   のダンパー機構。
3. 【請求項３】前記第１相対回転停止部は前記第１回転部
   材と前記中間回転部材とによってその間に形成され、 前記第２相対回転停止部は前記中間回転部材と前記第２
   回転部材とによってその間に形成されている、請求項２
   に記載のダンパー機構。
4. 【請求項４】前記圧縮部は前記第２回転部材の一部から
   なり、前記圧縮部は前記第２弾性部材に対して回転方向
   に第１隙間（θ３,θＢ）を確保して配置されており、 前記第２相対回転停止部において前記中間回転部材と前
   記第２回転部材との回転方向に形成された第２隙間（θ
   ４,θＣ）は前記第１隙間より円周方向角度が大きい、
   請求項３に記載のダンパー機構。
5. 【請求項５】回転方向の捩じり振動を吸収・減衰するた
   めのダンパーディスク組立体であって、 出力回転ハブ（１１０,２０３）と、 前記出力回転ハブの外周に相対回転可能に配置され、軸
   方向に間隔をあけた状態で互いに固定された１対の入力
   円板状部材（２,２０２）と、 前記出力回転ハブの外周かつ前記１対の入力円板状部材
   の軸方向間に相対回転可能に配置され、第１窓孔（４
   ５）と第２窓孔（４６）が形成された中間円板状部材
   （１２,２１２）と、 前記第１窓孔に収容され、前記出力回転ハブと前記中間
   円板状部材との間に両者が相対回転すると圧縮されるよ
   うに配置された第１弾性部材（９,２０９）と、 前記第２窓孔に収容され、前記中間円板状部材と前記１
   対の入力円板状部材との間に両者が相対回転すると圧縮
   されるように配置され、初期状態で前記中間円板状部材
   と前記１対の入力円板状部材との間で回転方向に圧縮さ
   れた状態で保持されイニシャル荷重を付与されている第
   ２弾性部材（１０,２１０）と、 前記出力回転ハブの前記１対の入力円板状部材に対する
   捩じり角度が第１捩じり角度（ｄ）に達すると前記出力
   回転ハブと前記中間円板状部材の相対回転を停止させる
   第１相対回転停止部（１７,２１７）と、 前記出力回転ハブの前記１対の入力円板状部材に対する
   捩じり角度が前記第１捩じり角度より大きい第２捩じり
   角度（ｆ）に達すると前記出力回転ハブと前記１対の入
   力円板状部材との間で前記第１弾性部材の圧縮を開始す
   る圧縮部（１８）とを備え、 前記第２弾性部材は前記第１捩じり角度まで前記中間円
   板状部材と前記１対の入力円板状部材との間で圧縮が進
   まないようなイニシャル荷重が設定されている、ダンパ
   ーディスク組立体。
6. 【請求項６】前記出力回転ハブの前記１対の入力円板状
   部材に対する捩じり角度が前記第２捩じり角度より大き
   い第３捩じり角度（ｈ）に達すると前記出力回転ハブと
   前記１対の入力円板状部材の相対回転を停止させる第２
   相対回転停止部（１９,２１９）をさらに備えている、
   請求項５に記載のダンパーディスク組立体。
7. 【請求項７】前記第１相対回転停止部は前記出力回転ハ
   ブと前記中間円板状部材とによってその間に形成され、 前記第２相対回転停止部は前記中間円板状部材と前記１
   対の入力円板状部材とによってその間に形成されてい
   る、請求項６に記載のダンパーディスク組立体。
8. 【請求項８】前記第２相対回転停止部は、前記１対の入
   力円板状部材を互いに固定するように軸方向に延びる部
   分（３０）と、前記中間円板状部材において前記軸方向
   に延びる部分が挿入された切欠き（５４）とにより構成
   されている、請求項７に記載のダンパーディスク組立
   体。
9. 【請求項９】前記出力回転ハブは、ハブと、前記ハブか
   ら外周側に延び前記第１弾性部材に対して回転方向両端
   に当接する窓孔（６０）が形成されたサブプレート（１
   ３）とを有している、請求項５〜８のいずれかに記載の
   ダンパーディスク組立体。
10. 【請求項１０】前記出力回転ハブは、前記ハブと前記サ
    ブプレートとを回転方向に弾性的に連結するダンパー
    （９４）をさらに有し、前記ダンパーの剛性は前記第１
    弾性部材の剛性より低い、請求項９に記載のダンパーデ
    ィスク組立体。
11. 【請求項１１】前記第１弾性部材の円周方向両端に各々
    配置され、前記サブプレートの前記窓孔と前記中間円板
    状部材の前記第１窓孔に支持された１対のばねシートを
    さらに備え、 前記圧縮部は、前記１対の入力円板状部材の一方に形成
    され、前記各ばねシート（６６）の回転方向外側に第１
    隙間（θ３,θＢ）をあけて配置されている、請求項９
    又は１０に記載のダンパーディスク組立体。
12. 【請求項１２】前記第２相対回転停止部において前記中
    間円板状部材と前記１対の入力円板状部材との回転方向
    間には第２隙間（θ４,θＣ）が形成され、前記第２隙
    間は前記第１隙間より円周方向角度が大きい、請求項１
    １に記載のダンパーディスク組立体。
13. 【請求項１３】前記第１弾性部材と前記第２弾性部材は
    回転方向に並んで配置されており、 前記第２弾性部材は前記第１弾性部材より個数が多い、
    請求項５〜１２のいずれかに記載のダンパーディスク組
    立体。
14. 【請求項１４】前記第１弾性部材の剛性は前記第２弾性
    部材の剛性より低い、請求項５〜１３のいずれかに記載
    のダンパーディスク組立体。