JP3605507B2

JP3605507B2 - Damper mechanism

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Publication number: JP3605507B2
Application number: JP08436698A
Authority: JP
Inventors: 裕司水上; 護大久保
Original assignee: Exedy Corp
Current assignee: Exedy Corp
Priority date: 1998-03-30
Filing date: 1998-03-30
Publication date: 2004-12-22
Anticipated expiration: 2018-03-30
Also published as: JPH11280784A

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。一般に車輌の振動には、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ヤとカウンターギヤとが歯打ち現象を起こして異音を発生させている。
【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、急に離したりした時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り特性において０トルク付近が問題となり、そこでの捩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り特性を限りなくソリッドに近く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二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、低捩り角度の一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に、アイドリング時の異音防止効果がある。また、高捩り角度の二番目の捩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・ティップアウト時の前後振動を効果的に減衰できる。
【０００６】
さらに、高捩り角度の二段目領域において例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時に、二段目の高ヒステリシストルク発生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】
前記従来のクラッチディスク組立体におけるダンパー機構では、低周波振動が入力されると捩り特性において正側の二段目と負側の二段目との間の広角度範囲で捩り動作を繰り返す。このとき、その間の正負一段目の領域では低ヒステリシストルクしか発生しない。そのため、全体の振動減衰量が小さく、低周波振動を充分に減衰できない。また、正負一段目の領域が捩り特性における隙間となり、前後振動を悪化させることがある。
【０００８】
本発明の目的は、二段の捩り特性を有するダンパー機構において、正負両側の二段目間にわたって捩れる捩り振動を効果的に減衰することにある。
【０００９】
【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弾性部材と第２弾性部材と摩擦発生機構と摩擦抑制手段とを備えている。第２回転部材と第１回転部材に相対回転可能に配置されている。第１弾性部材は、第１回転部材と第２回転部材とを回転方向に弾性的に連結し、第１回転部材と第２回転部材の捩り角度が第１捩り角度までの一段目範囲で圧縮される。第２弾性部材は、第１回転部材と第２回転部材とを回転方向に弾性的に連結し、第１回転部材と第２回転部材の捩り角度が害１捩り角度を超える二段目範囲で圧縮され、二段目範囲で一段目範囲より高い剛性をもたらすための部材である。摩擦発生機構は、第１回転部材と第２回転部材とを回転方向に摩擦係合し、一段目範囲と二段目範囲で滑り発生可能である。摩擦抑制手段は、一段目範囲と二段目範囲で所定トルク以下の捩り振動に対しては摩擦発生機構の滑りを生じさせない。
【００１０】
請求項１に記載のダンパー機構の捩り特性を説明する。ここでは０度から第１捩り角度までが捩り特性の一段目範囲であり、第１捩り角度を越えると二段目範囲である。一段目では第１弾性部材が圧縮され、比較的低い捩り剛性が得られる。二段目範囲では第２弾性部材が圧縮され、結果として一段目範囲より高い剛性が得られる。一段目範囲と二段目範囲では摩擦発生機構が滑るために、比較的大きな摩擦（高ヒステリシストルク）が発生する。この結果、一段目範囲で低剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られ、二段目範囲で高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。
【００１１】
以上に述べたように、一段目範囲において摩擦発生機構を機能させて高ヒステリシストルクを発生させているため、車体の前後振動のような捩り角度の大きな振動を効果的に減衰できる。また、一段目範囲と二段目範囲で所定トルク以下の捩り振動が入力された場合は、摩擦抑制手段が摩擦発生機構の滑りを生じさせない。すなわち大きな摩擦が発生せず、低ヒステリシストルクの特性が得られる。この結果微少捩じり振動が効果的に吸収される。
【００１２】
請求項２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弾性部材と第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弾性部材は、第１回転部材と第２回転部材とを回転方向に弾性的に連結し、第１回転部材と第２回転部材の捩り角度が第１捩り角度までの一段目範囲で圧縮される。第２弾性部材は、第１回転部材と第２回転部材とを回転方向に弾性的に連結し、第１回転部材と第２回転部材の捩り角度が第１捩り角度を超える二段目範囲で圧縮され、二段目範囲で一段目範囲より高い剛性をもたらすための部材である。ダンパー機構は、第１回転部材と第２回転部材とを回転方向に摩擦係合し、一段目範囲と二段目範囲で所定のトルク以下の捩り振動に対しては滑らず、所定トルク以上の捩り振動に対しては滑ることで摩擦を発生する機構である。
【００１３】
請求項２に記載のダンパー機構では、摩擦発生機構は一段目範囲と二段目範囲で所定トルク以下の捩り振動に対しては滑らず、所定トルク以上の捩り振動に対しては滑ることで摩擦を発生する。具体的には、車両の前後振動のような一段目範囲と二段目範囲にわたって作用する捩り振動に対しては摩擦（ヒステリシストルク）を発生することで減衰可能である。一方、例えばエンジンの燃焼変動に起因する微小捩り振動に対しては滑らず摩擦を発生しない。この結果微少捩じり振動が効果的に吸収される。
【００１４】
請求項３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弾性部材と第２弾性部材と摩擦発生機構と第１摩擦抑制機構と第２摩擦抑制機構とを備えている。摩擦発生機構は、第１回転部材と第２回転部材とを回転方向に摩擦係合し、一段目範囲と二段目範囲で摩擦を発生可能である。第１摩擦抑制機構は一段目範囲で所定トルク以下の捩り振動が入力されると摩擦発生機構に滑りを生じさせない。第２摩擦抑制機構は二段目範囲で所定トルク以下の捩り振動が入力されると摩擦発生機構に滑りを生じさせない。
【００１５】
請求項３に記載のダンパー機構では、摩擦発生機構は一段目範囲と二段目範囲で摩擦を発生可能である。このため、例えば車体の前後振動のような一段目範囲と二段目範囲で捩り動作を繰り返す振動に対しては、一段目範囲と二段範囲の全体にわたって摩擦を発生することで効果的に減衰を行う。一方、一段目範囲で所定トルク以下の捩り振動が入力されると、第１摩擦抑制機構が摩擦発生機構に滑りを生じさせない。さらに、二段目範囲で所定トルク以下の捩り振動が入力されると、第２摩擦抑制機構が摩擦発生機構に滑りを生じさせない。このように、一段目範囲と二段目範囲のいずれにもおいても所定トルク以下の捩り振動が入力される場合は、摩擦発生機構が作動せず、大きな摩擦が発生しない。この結果微少捩じり振動が効果的に吸収される。
【００１６】
【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。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（正側）であり、Ｒ２側からその反対方向（負側）である。
【００１７】
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及び摩擦発生機構１３などを含んでいる。
【００１８】
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。
【００１９】
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。
【００２０】
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部３６が円周方向両端に形成されている。
【００２１】
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、図示しないトランスミッション側から延びる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。
【００２２】
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５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。内周歯５９は、前述の外周歯５５の間に配置され、回転方向に所定の間隔を空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とにより入力回転体３と分離フランジ６との捩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。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捩り角度θ１が確保されている。外周歯５５から見てＲ１側の内周歯５９との間の第１捩じり角度θ１は約２゜であり、外周歯５５から見てＲ２側の内周歯５９との間の第１捩り角度θ１は約５゜である。
【００２３】
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を介して切欠き５６，６７の円周方向両端５７，６８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捩り角度θ１の範囲内で第１バネ７が回転方向に圧縮される。
【００２４】
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。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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。なお、自由状態（分離フランジ６とプレート２１，２２の間で捩りが生じていない状態）では、第２バネ８の円周方向両端の半径方向内側部は当接部４４に当接又は近接しているが、円周方向両端部の半径方向外側部は当接部４４から僅かに離れている。
【００２９】
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。
【００３０】
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との間で捩り角度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、この捩り角度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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
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４５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。
【００３３】
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。
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の間とに配置された１対のプレート部材である。中間プレート１１は円板状又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する部材である。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。内周歯６６は、出力回転体３（ハブ）の外周歯５５と回転方向に所定の隙間を空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５に示すように、外周歯５５から見て円周方向両側の内周歯６６との間にはそれぞれ第２捩り角度θ２だけの隙間が確保されている。この実施形態では第２捩り角度θ２は共に等しく、約２゜となっている。第２捩じり角度θ２の大きさは第１捩じり角度θ１以下である。この比較は円周方向の同じ側の各角度同士で行っている。
【００３４】
中間プレート１１には、それぞれ半径方向外側に突出する係合部６１が形成されている。各係合部６１は分離フランジ６の窓孔４５の間に配置されている。係合部６１は窓孔４１の半径方向中間位置付近まで延びている。係合部６１は半径方向内側から外側に向かって除々に円周方向長さが長くなる扇型をしている。また、係合部６１の円周方向両端は、円周方向両側にある第２バネ８の内周側部分に係合可能となっている。係合部６１の円周方向両側端面６１ａと第２バネ８の円周方向端部との間にはそれぞれ第３捩り角度θ３だけの隙間が確保されている。この実施形態では、係合部６１とそのＲ２側の第２バネ８との間の第３捩り角度θ３は、約４゜であり、Ｒ１側の第２バネ８との間の第３捩り角度θ３は約１゜である。第３捩じり角度θ３は、第１捩じり角度θ１から第２捩じり角度θ２を引いたものより大きい。この比較は円周方向の同じ側の角度同士で行っている。
【００３５】
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になっている。ピン６２は、胴部と、胴部から軸方向両側に延びる小径の突起部分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。突起部分はプレート１１に形成された孔内に挿入されている。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各々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と一体回転するようになっている。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が貫通する長孔６９が形成されている。長孔６９は、ピン６２が分離フランジ６に対して回転方向に移動可能にするための孔である。
【００３６】
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と本体７４にモールドされた摩擦板７５とから構成されている。摩擦板７５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の摩擦板７５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の摩擦面は樹脂部分であるため、第２摩擦ワッシャー７２に比べて摩擦係数が小さくなっている。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。
【００３７】
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が配置されている。第３摩擦ワッシャー８５は樹脂製の環状の部材である。第３摩擦ワッシャー８５は、主に、環状の本体８６から構成されている。環状の本体８６のトランスミッション側には、外周側に摩擦板８８が配置され、内周側には樹脂からなる摩擦面８７が形成されている。摩擦板８８はエンジン側の中間プレート１１の内周部に当接している。樹脂製の摩擦面８７はフランジ５４のエンジン側面に当接している。さらに、第３摩擦ワッシャー８５の内周部には、エンジン側に突出する環状の筒部９０が形成されている。筒部９０の内周面はボス５２の外周面に摺動可能に当接している。また、本体８６の外周側部分からは、回転方向に複数箇所においてエンジン側に突出する係合部８９が形成されている。係合部８９はクラッチプレート２１に形成された孔内に係合され、これにより第３摩擦ワッシャー８５はクラッチプレート２１に対して相対回転不能係合するとともに軸方向に係止されている。以上に述べた摩擦機構において、第２摩擦ワッシャー７２の摩擦板７５及び第３摩擦ワッシャー８５の摩擦板８８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する摩擦発生機構１３が形成されている。さらに、第１摩擦ワッシャー７９の本体８１による摩擦面と第３摩擦ワッシャー８５の樹脂摩擦面８７とがフランジ５４との間に比較的低いヒステリシストルクを発生する摩擦発生機構１５を形成している。
【００３８】
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。
【００３９】
各円周方向角度θＡ〜θＥは図６及び７に記載されている。図２０に示すのは、各円周方向θＡ〜θＥの角度の関係を示す線図である。
θＡとθＣとの関係
各突起４９の円周方向角度θＡ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より小さい。図２０から明らかなように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との間の捩り角度θＥを広くすることが可能となっている。本願発明の一実施形態である図面に示したクラッチディスク組立体１では、各θＡは２１゜であり、各θＣは６９゜である。
【００４０】
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。
【００４１】
θＣはθＡの２分の１以下であれば充分に優れた効果が得られる。θＣはθＡの３分の１以下であればさらに優れた効果が得られる。図面のθＣθＡとの比は１：３．２９である。この比は１：２〜６の範囲にあれば充分に優れた効果が得られ、１：２．５〜５．５の範囲に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。図２０から明らかなように、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との間の最大捩り角度θＥ（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捩り角度θＥが従来より広くなっている。図から明らかなように、θＥ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１６゜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。
【００４２】
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θＥは広くなり、４分の１以下であればθＥを最も広くできる。図面におけるθＤとθＥとの比は１：４．３１である。この比が１：２〜６の範囲るあればθＥは充分に広く確保され、１：３〜６の範囲にあればさらにθＥはさらに広くなり、１：３．５〜５．０の範囲にあればθＥは最も広くなる。
【００４３】
この実施形態ではθＥは５３゜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、４５〜５５゜の範囲にあればさらに好ましい。
最大捩じり角度θＥ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、捩じり特性の二段目のばね（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、一段目から二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。
【００４４】
なお、突起４９は各突出部４７又は窓孔４５に対して回転方向に変位して形成されている。より具体的に説明すると、突起４９の円周方向中心は突出部４７又は窓孔４１の円周方向中心からＲ１側にずれて配置されている。この結果、各突起４９からストッパー面５１までの角度は円周方向両側で異なっている。別の言い方では、ストッパー部３２は回転方向に隣接する突起４９の円周方向間でＲ２側にずれて配置されている。この結果、ストッパー部３２とそのＲ１側の突起４９との間の隙間角度θＥ１（θ４）は、ストッパー部３２とそのＲ２側の突起４９との間の隙間角度θＥ２より大きい。
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６１゜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。
【００４５】
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θＥ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。
【００４６】
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。この実施形態ではθＤとθＢとの比は１：３．８１である。この比が１：２〜４の範囲にある場合はθＥのθＢに対する比は充分に大きく、１：２．５〜４．０の範囲にある場合はθＥのθＢに対する比はさらに大きくなり、１：２．７５〜３．７５の範囲にある場合はθＥのθＢに対する比は最も大きくなる。
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に対して最大捩り角度θＥ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。この実施形態におけるθＡとθＢとの比は１：２．９０である。θＡとθＢとの比は１：２〜４の範囲にあるのが好ましく、１：２．５〜４．０の範囲にあればより好ましく、１：２．７５〜３．７５の範囲にあれば最も好ましい。なお、θＣはθＢより大きくなっている。
θＢとθＥとの関係
θＥ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。
【００４７】
θＢとθＥを比較すると、θＢがθＥに比べて大きいが、その差はわずかしかない。すなわち、θＥのθＢ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捩り角度θＥが確保されている。θＢとのθＥに対する比は１：１．１３である。この比は１：１．０〜１．３の範囲にあれば充分に優れた効果が得られ、１：１．１〜１．２の範囲にある場合はさらに優れた効果が得られる。
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。
【００４８】
次に、図８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詳細に説明する。図８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、ダンパー機構を模式的に描いたものであり、出力回転体３を入力回転体２に対して一方向（例えばＲ２側）に捩った時の各部材の動作や関係を説明するための図である。図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との間に配置されている。分離フランジ６は出力回転体３とに第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捩り角度θ１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捩り角度θ４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は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からなるダンパーとが、直列に配置された構造として見ることができる。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第１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の全体の剛性より遙かに小さく設定されている。そのため、第１捩り角度θ１までの捩り角度の範囲では第２バネ８はほとんど回転方向に圧縮されない。
【００４９】
中間プレート１１は、入力回転体２と出力回転体３との間に配置されている。中間プレート１１は、その一部が第２バネ８に対して係合可能な構成となっている。中間プレート１１は、出力回転体３との間に第２捩り角度θ２だけの隙間を有する第３ストッパー１２を構成している。この第３ストッパー１２は、後述する一段目範囲での微小捩り振動が入力された際に出力回転体３と中間プレート１１との間で相対回転を許容するための隙間である。また、中間プレート１１は、摩擦発生機構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。さらに、中間プレート１１は、係合部６１が第２バネ８の円周方向端部に第３捩り角度θ４だけの隙間を空けて配置されている。以上に述べた中間プレート１１は、直列に配置された第３ストッパー１２と摩擦発生機構１３を構成することで入力回転体２と出力回転体３とを回転方向に連結する第２ダンパー機構５を実現している。第２ダンパー機構５は第１ダンパー機構４と並列に作用するように配置されている。
【００５０】
次に、図８におけるダンパー機構の各角度θ１〜θ４の関係について説明する。ここでの角度は出力回転体３から入力回転体２を負側に見た各角度である（入力回転体２から出力回転体３を正側に見ている）。第１捩り角度θ１は第１バネ７におけるダンパー機構の正側最大捩り角度であり、第２ストッパー１０における第４捩り角度θ４は第２バネ８におけるダンパー機構の正側最大捩り角度θＥ１である。第１捩り角度θ１と第４捩り角度θ４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２捩り角度θ２は第１捩り角度θ１と等しい又はそれ未満である必要がある。この実施形態では、例えば第１捩り角度θ１は５゜であり、第２捩り角度θ２は２゜である。第１捩り角度θ１から第２捩り角度θ２を引いたその差は第３捩り角度θ３より小さい必要がある。第１捩り角度θ１から第２捩り角度θ２を引いたその差をさらに第３捩り角度θ３から引いたものが、捩り特性の二段目において微小捩り振動が入力された時の摩擦発生機構１３を作動させないための隙間角度Ａとなっている。隙間角度Ａはこの実施形態では１゜であるが、１〜２゜の範囲にあることが好ましい。正負両側の第２捩じり角度θ２の合計が、捩り特性の一段目において微小捩り振動が入力された時の摩擦発生機構１３を作動させないための合計隙間角度Ｂになる。この実施形態では第２捩じり角度θ２は正負共に２゜であり、合計隙間角度Ｂは４゜になる。合計隙間角度Ｂは隙間角度Ａより大きいことが好ましく、２倍以上あるのが望ましい。合計隙間角度Ｂは３〜５゜範囲にあれば優れた効果が得られる。
【００５１】
また、図８に示すように、入力回転体２と出力回転体３との間には摩擦発生機構１５が設けられている。摩擦発生機構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。この実施形態では摩擦発生機構１５は主に第１及び第２摩擦ワッシャー７２，８５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。また摩擦発生機構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。
【００５２】
次に、図８〜図１８の機械回路図及び図１９の捩り特性線図を用いてクラッチディスク組立体１のダンパー機構の特性を説明する。なお、この捩り特性線図は入力回転体２と出力回転体３とを正負の最大捩り角度間で捩った場合の捩じり角度とトルクとの関係を表している。
図８及び図１５は入力回転体２と出力回転体３とが静止状態にある状態を示すものであり、図１９の捩り特性線図には現れていない。図９〜１４は出力回転体３が入力回転体２に対して０度よりＲ２側に捩れているときの動作（すなわち入力回転体２が出力回転体３に対して０度よりＲ１側（正側）に捩れている）を説明するための図である。なお、図９〜図１３は正側領域で正側に変化しているときの状態を説明し、図１４は正側領域で負側に変化しているときの状態を説明している。図１６〜図１８は出力回転体３が入力回転体２に対して０度よりＲ１側（正側）に捩れているときの動作（すなわち入力回転２が出力回転体３に対して０度よりＲ２側（負側）に捩れている）を説明するための図である。なお、図１６及び図１７は負側領域で負側に変化しているときの状態を説明し、図１８は負側領域で正側に変化しているときの状態を説明している。
【００５３】
図９は捩り特性の０゜において負側から正側に捩れる時の図である。このとき、図８の静止状態に比べて中間プレート１１は出力回転体３側（Ｒ１側）に１゜だけずれて配置されている。このため、中間プレート１１の係止部６１と第２バネ８との間の隙間は第３捩り角度θ３＋１゜（５゜）になっている。捩り角度が１゜になると、図９の状態から出力回転体３が入力回転体２に対してＲ２側に１゜変位し、図１０に示すように出力回転体３の外周歯５５が中間プレート１１の内周歯６６に当接する。以後捩り角度が１゜から５゜までの間は、図１１に示すように、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、摩擦発生機構１３で滑りが生じる。この結果、１゜から５゜までの一段目範囲で低剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。図１２に示すように捩じり角度が第１捩じり角度θ１（５゜）になると、出力回転体３の外周歯５５が分離フランジ６の内周歯５９に当接する。この結果、５゜から正側最大捩り角度θ４（θＥ１）までの二段目範囲では、図１３（８゜）に示すように、第２バネ８が分離フランジ６と入力回転体２との間で圧縮される。その結果、高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。図１３に示す状態では、中間プレート１１の係合部６１と第２バネ８の端部との間には隙間角度Ｂ（１゜）の隙間が確保されている。この隙間角度Ｂは図８に示す静止時における第１捩り角度θ１（５゜）から第２捩り角度θ２（２゜）を引いたもの（３゜）をさらに第３捩り角度θ３（４゜）から引いた残り（１゜）に相当する。
【００５４】
捩り角度が最大限になり続いて負側に戻るとき、図１３の状態から第２バネ８が圧縮状態から分離フランジ６を押しながら伸び、図１４に示すようにその端部が中間プレート１１の係合部６１に当接する。第２バネ８の端部が係合部６１に当接するまでの１゜の範囲では摩擦発生機構１３では滑りが生じない。
第２バネ８は分離フランジ６とともに中間プレート１１を押していく。このため、中間プレート１１は出力回転体３に対して１゜だけＲ１側に変位した状態を保つ。
【００５５】
捩り角度が５゜になると、第２バネ８は自由長状態となり、続いて第１バネ７の伸びが始まる。このとき、図１４に示すように、中間プレート１１は出力回転体３に対してＲ１側に１゜ずれて配置されているため、第１バネ７の伸びが開始されてから出力回転体３が中間プレート１１に対してθ２＋１゜（３゜）移動するまでは低剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。すなわち、５゜から２゜までの間に摩擦発生機構１３は滑りを生じない。続いて２゜になると出力回転体３が中間プレート１１をＲ１側に移動させ、これにより図１６に示すように中間プレート１１は第２バネ８の端部から離れると共に摩擦発生機構１３において滑りを発生させる。この結果、２゜から−２゜までの一段目範囲に低剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。なお、捩り角度が０゜以下になると、図１６に示すように、出力回転体３と分離フランジ６との間で第１バネ７が圧縮される。捩じり角度が−２゜を越えると、第２ストッパー９が当接し、第２バネ８が分離フランジ６と入力回転体２との間で圧縮される。第１ストッパー９が反対側で当接し、これ以降は中間プレート１１と入力回転体２との間で第２バネ８が圧縮される。この結果、負側の二段目において高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。二段目において負側に捩られて再び正側に戻るときは、図１８に示すように第２バネ８は分離フランジ６と中間プレート１１とを押している。このとき、摩擦発生機構１３が滑ることで高ヒステリシストルクが発生している。なお、この戻り状態において中間プレート１１は出力回転体３に対してＲ１側に１゜ずれている。捩り角度が−２゜になると、第２バネ８の伸びが停止し、次に第１バネ７の伸びが開始される。ここではθ２＋１゜（３゜）の大きさすなわち−２゜から１゜までの範囲では第１バネ７は出力回転体３を押すが中間プレート１１は入力回転体２に対して滑らず高ヒステリシストルクが発生しない。
【００５６】
次に、具体的にクラッチディスク組立体１に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。
車輌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、捩り角度は図１９の特性で示す正負の二段目間で変動を繰り返す。このとき、一段目と二段目の両方で高ヒステリシストルクが発生しているので、車輌の前後振動は速やかに減衰される。
【００５７】
次に、例えば通常走行時（例えば図１３に示すような正側二段目範囲）においてエンジンの燃焼振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。このとき、図１３に示す状態から、出力回転体３と入力回転体２とは隙間角度Ａ＝θ３−（θ１−θ２）＝１゜の範囲内で摩擦発生機構１３を作用させずに相対回転可能である。すなわち、図１９のＣに示すように隙間角度Ａ範囲内では第２バネ８が作動するが、摩擦発生機構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少捩じり振動を効果的に吸収できる。
【００５８】
次に、アイドル時振動等の微小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。このときは正負一段目範囲（−２゜〜５゜、例えば図９，図１０，図１１）でダンパー機構が作動する。例えば図９の状態から、微小振動が入力されると、出力回転体３は分離フランジ６，中間プレート１１及び入力回転体２に対して相対回転する。このとき、第１バネ７が作動し、摩擦発生機構１３では滑りが生じない。このときのダンパー機構の捩り角度の大きさは第３ストッパー１２における合計隙間角度Ｂ（４゜）以下である。
【００５９】
一段目範囲で低剛性・低ヒステリシストルクを実現することで、定常歯打音レベルが向上している。一段目範囲で低剛性・低ヒステリシストルクを進めると、ジャンピング現象が生じることが考えられものの、このクラッチディスク組立体１では、一段目範囲の両側に高ヒステリシストルクの領域を設ける事でジャンピング現象を抑制している。ここでいうジャンピング現象とは、二段目の壁に正負ともに跳ね返され、一段目全域にわたる振動に発展する現象であり、定常の歯打音よりレベルの高い音が発生する現象をいう。
【００６０】
以上に述べたように、摩擦発生機構１３は、入力回転部材２と出力回転部材３とを回転方向に摩擦係合し、一段目範囲と二段目範囲で滑り発生可能な機構である。また、第３ストッパー１２における第２捩り角度θ２の隙間及び第４ストッパー１４における第３捩り角度θ３の隙間はそれぞれ一段目範囲と二段目範囲で所定トルク以下の捩り振動に対して摩擦発生機構１３で滑りを生じさせない摩擦抑制手段として機能している。さらに、第２ダンパー機構５全体は、入力回転体２と出力回転体３とを回転方向に摩擦係合し、一段目範囲と二段目範囲で所定トルク以下の捩り振動に対しては滑らず、所定トルク以上の捩り振動に対しては滑ることで摩擦を発生する摩擦発生機構であると考えても良い。さらに、第３ストッパー１２は一段目範囲で所定トルク以下の捩り振動が入力された時に摩擦発生機構１３に滑りを生じさせない第１摩擦抑制機構であり、第４ストッパー１４は二段目範囲で所定トルク以下の捩り振動が入力された時に摩擦発生機構１３に滑りを生じさせない第２摩擦抑制機構であると考えても良い。
【００６１】
このクラッチディスク組立体１に示すように、従来のストップピンに代わる板状連結部３１よって捩じり角度二段目範囲の広角化を達成することにより、エンジン回転数における共振点が低回転側に移行する。さらに高ヒステリシストルクによって共振点のピークを低減できる。
さらに、捩じり角度二段目範囲で低剛性化に微少捩じり振動に対して高ヒステリシストルクを発生させない構造を加えることにより、走行時ラトルやこもり音を低減できる。
【００６２】
【発明の効果】
本発明に係るダンパー機構では、一段目範囲においても高ヒステリシストルクを発生させているため、車体の前後振動のような捩り角度の大きな振動を効果的に減衰できる。また、一段目範囲と二段目範囲で所定トルク以下の捩り振動が入力された場合は、摩擦発生機構の滑りを生じさせない。すなわち大きな摩擦が発生せず、低ヒステリシストルクの特性が得られる。
【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図。
【図２】クラッチディスク組立体の平面図。
【図３】図２の拡大図。
【図４】各部品の分解断面図。
【図５】ハブと分離フランジ及び中間プレートとの係合を示すための平面図。
【図６】各部分の捩り角度の関係を説明するための平面図。
【図７】各部分の捩り角度の関係を説明するための平面図。
【図８】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９】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１０】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１１】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１２】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１３】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１４】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１５】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１６】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１７】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１８】ダンパー機構の動作状態を示すための機械回路図。
【図１９】クラッチディスク組立体の捩り特性線図。
【図２０】クラッチディスク組立体の各捩じり角度の関係を説明するための線図。
【符号の説明】
１クラッチディスク組立体
２入力回転体
３出力回転体（ハブ）
４第１ダンパー機構
５第２ダンパー機構
６分離フランジ
７第１バネ
８第２バネ
９第１ストッパー
１０第２ストッパー
１１中間プレート
１２第３ストッパー
１３摩擦発生機構
１４第４ストッパー[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a damper mechanism, and more particularly to a damper mechanism for attenuating torsional vibration in a power transmission system.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art A clutch disk assembly used in a vehicle has a clutch function for connecting and disconnecting to and from a flywheel, and a damper function for absorbing and attenuating vibration from the flywheel. In general, vibrations of a vehicle include abnormal noises during idling (rattle noise), abnormal noises during running (acceleration / deceleration rattle, muffled noise), and tip-in / tip-out (low-frequency vibration). The function as a damper of the clutch disk assembly is to remove such abnormal noise and vibration.
[0003]
The idling abnormal noise is a noise that is heard from the transmission when the shift is set to a neutral position at a traffic light or the like and the clutch pedal is released, and the rattle is heard from the transmission. The cause of the abnormal noise is that the engine torque is low near the engine idling rotation and the torque fluctuation at the time of engine explosion is large. At this time, the input gear and the counter gear of the transmission cause a rattling phenomenon to generate abnormal noise.
[0004]
Tip-in / tip-out (low-frequency vibration) is a large swing before and after the vehicle body that occurs when the accelerator pedal is suddenly depressed or suddenly released. When the rigidity of the drive transmission system is low, the torque transmitted to the tire is transmitted from the tire side to the drive side, and the excessive torque is generated in the tire as a backlash, resulting in the vehicle body swinging back and forth large transiently Vibration before and after.
[0005]
With respect to abnormal noise during idling, there is a problem in the vicinity of 0 torque in the torsional characteristics of the clutch disk assembly, and it is better that the torsional rigidity there is lower. On the other hand, it is necessary for the torsional characteristics of the clutch disk assembly to be as close as possible to a solid with respect to the front-rear vibration of tip-in and tip-out.
In order to solve the above problem, a clutch disk assembly which has realized two-stage characteristics by using two types of springs has been provided. Here, since the first-stage torsional rigidity and the hysteresis torque of the low torsional angle are suppressed to a low level, there is an effect of preventing abnormal noise during idling. Further, since the second torsional rigidity and the hysteresis torque at a high torsional angle are set high, the longitudinal vibration at the time of tip-in / tip-out can be effectively attenuated.
[0006]
Furthermore, when a minute vibration due to, for example, engine combustion fluctuation is input in the second stage region of a high torsion angle, the minute vibration is effectively reduced by a low hysteresis torque by not operating the second stage high hysteresis torque generating mechanism. There is also known a damper mechanism that absorbs water.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
In the damper mechanism of the conventional clutch disc assembly, when low-frequency vibration is input, the torsional operation is repeated in a wide angle range between the positive second stage and the negative second stage in the torsional characteristics. At this time, only a low hysteresis torque is generated in the first-stage region between the positive and negative stages. Therefore, the entire vibration attenuation is small, and the low-frequency vibration cannot be sufficiently attenuated. Further, the first-positive and negative-stage regions serve as gaps in the torsional characteristics, and may deteriorate the longitudinal vibration.
[0008]
An object of the present invention is to provide a damper mechanism having a two-stage torsional characteristic, which effectively attenuates torsional vibration twisting between the second stage on both the positive and negative sides.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
The damper mechanism according to the first aspect includes a first rotating member, a second rotating member, a first elastic member, a second elastic member, a friction generating mechanism, and a friction suppressing unit. The second rotating member and the first rotating member are arranged so as to be relatively rotatable. The first elastic member elastically connects the first rotating member and the second rotating member in a rotating direction, and compresses the first rotating member and the second rotating member in a first-stage range up to the first torsional angle. Is done. The second elastic member elastically connects the first rotating member and the second rotating member in the rotating direction, and in a second stage range where the torsional angle of the first rotating member and the second rotating member exceeds the harmful 1 torsional angle. It is a member that is compressed to provide higher rigidity in the second stage than in the first stage. The friction generating mechanism frictionally engages the first rotating member and the second rotating member in the rotational direction, and can generate a slip in the first-stage range and the second-stage range. The friction suppressing means does not cause the friction generating mechanism to slip against torsional vibration of a predetermined torque or less in the first stage range and the second stage range.
[0010]
The torsional characteristics of the damper mechanism according to claim 1 will be described. Here, the range from 0 degrees to the first torsion angle is the first range of the torsional characteristic, and the range beyond the first torsion angle is the second range. In the first stage, the first elastic member is compressed, and a relatively low torsional rigidity is obtained. In the second stage range, the second elastic member is compressed, and as a result, higher rigidity is obtained than in the first stage range. In the first-stage range and the second-stage range, a relatively large friction (high hysteresis torque) is generated because the friction generating mechanism slides. As a result, characteristics of low rigidity and high hysteresis torque are obtained in the first stage range, and characteristics of high rigidity and high hysteresis torque are obtained in the second stage range.
[0011]
As described above, since the high hysteresis torque is generated by operating the friction generating mechanism in the first stage range, vibration having a large torsion angle such as longitudinal vibration of the vehicle body can be effectively attenuated. Further, when torsional vibration of a predetermined torque or less is input in the first-stage range and the second-stage range, the friction suppressing unit does not cause the friction generating mechanism to slip. That is, large friction does not occur, and characteristics of low hysteresis torque can be obtained. As a result, minute torsional vibration is effectively absorbed.
[0012]
A damper mechanism according to a second aspect includes a first rotating member, a second rotating member, a first elastic member, a second elastic member, and a friction generating mechanism. The second rotating member is arranged to be relatively rotatable with the first rotating member. The first elastic member elastically connects the first rotating member and the second rotating member in a rotating direction, and compresses the first rotating member and the second rotating member in a first-stage range up to the first torsional angle. Is done. The second elastic member elastically connects the first rotating member and the second rotating member in a rotating direction, and in a second range where the torsional angle of the first rotating member and the second rotating member exceeds the first torsional angle. It is a member that is compressed to provide higher rigidity in the second stage than in the first stage. The damper mechanism frictionally engages the first rotating member and the second rotating member in the rotational direction, does not slip against torsional vibrations below a predetermined torque in the first stage range and the second stage range, and does not slip over torsional vibrations below the predetermined torque. It is a mechanism that generates friction by sliding against torsional vibration.
[0013]
In the damper mechanism according to the second aspect, the friction generating mechanism does not slip with respect to torsional vibration having a predetermined torque or less in the first-stage range and the second-stage range, but slips with respect to torsional vibration having a predetermined torque or more. To occur. Specifically, torsional vibration acting over the first-stage range and the second-stage range, such as the longitudinal vibration of the vehicle, can be damped by generating friction (hysteresis torque). On the other hand, for example, it does not slip and does not generate friction with respect to minute torsional vibration caused by combustion fluctuations of the engine. As a result, minute torsional vibration is effectively absorbed.
[0014]
The damper mechanism according to the third aspect includes a first rotating member, a second rotating member, a first elastic member, a second elastic member, a friction generating mechanism, a first friction suppressing mechanism, and a second friction suppressing mechanism. . The friction generating mechanism is capable of frictionally engaging the first rotating member and the second rotating member in the rotational direction, and generating friction in the first stage range and the second stage range. The first friction suppressing mechanism does not cause the friction generating mechanism to slip when a torsional vibration of a predetermined torque or less is input in the first stage range. The second friction suppressing mechanism does not cause the friction generating mechanism to slip when a torsional vibration of a predetermined torque or less is input in the second stage range.
[0015]
In the damper mechanism according to the third aspect, the friction generating mechanism can generate friction in the first stage range and the second stage range. Therefore, for example, vibration that repeats the torsional motion in the first and second ranges, such as the longitudinal vibration of the vehicle body, is effectively damped by generating friction throughout the first and second ranges. I do. On the other hand, when torsional vibration of a predetermined torque or less is input in the first stage range, the first friction suppressing mechanism does not cause the friction generating mechanism to slip. Further, when torsional vibration of a predetermined torque or less is input in the second stage range, the second friction suppressing mechanism does not cause the friction generating mechanism to slip. As described above, when torsional vibration of a predetermined torque or less is input in both the first-stage range and the second-stage range, the friction generating mechanism does not operate and large friction does not occur. As a result, minute torsional vibration is effectively absorbed.
[0016]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
FIG. 1 shows a cross-sectional view of a clutch disk assembly 1 according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 shows a plan view thereof. The clutch disk assembly 1 is a power transmission device used for a vehicle clutch device, and has a clutch function and a damper function. The clutch function is a function of transmitting and interrupting torque by connecting and disconnecting to and from a flywheel (not shown). The damper function is a function of absorbing and attenuating a torque fluctuation or the like input from the flywheel side by a spring or the like. In FIG. 1, OO is the rotation axis of the clutch disc assembly 1, that is, the rotation center line. An engine and a flywheel (not shown) are arranged on the left side of FIG. 1, and a transmission (not shown) is arranged on the right side of FIG. Further, the R1 side in FIG. 2 is the rotation direction (positive side) of the clutch disk assembly 1, and the opposite direction (negative side) from the R2 side.
[0017]
The clutch disc assembly 1 mainly includes an input rotating body 2 (clutch plate 21, retaining plate 22, clutch disc 23), an output rotating body 3 (hub), and an input rotating body 2 and an output rotating body 3. And a damper mechanism arranged therebetween. The damper mechanism includes a first spring 7, a second spring 8, a friction generating mechanism 13, and the like.
[0018]
The input rotating body 2 is a member to which torque from a flywheel (not shown) is input. The input rotating body 2 mainly includes a clutch plate 21, a retaining plate 22, and a clutch disk 23. Both the clutch plate 21 and the retaining plate 22 are disk-shaped or annular members made of sheet metal, and are arranged at predetermined intervals in the axial direction. The clutch plate 21 is arranged on the engine side, and the retaining plate 22 is arranged on the transmission side. The clutch plate 21 and the retaining plate 22 are fixed to each other by a plate-like connecting portion 31 to be described later. As a result, an axial interval is determined and the clutch plate 21 and the retaining plate 22 rotate integrally.
[0019]
The clutch disk 23 is a portion pressed against a flywheel (not shown). The clutch disk 23 mainly includes a cushioning plate 24 and first and second friction facings 25. The cushioning plate 24 includes an annular portion 24a, a plurality of cushioning portions 24b provided on the outer peripheral side of the annular portion 24a and arranged in the rotational direction, and a plurality of connecting portions 24c extending radially inward from the annular portion 24a. . The connecting portions 24c are formed at four places, and each is fixed to the clutch plate 21 by rivets 27 (described later). Friction facings 25 are fixed by rivets 26 to both surfaces of each cushioning portion 24b of the cushioning plate 24.
[0020]
Four window holes 35 are formed in the outer peripheral portions of the clutch plate 21 and the retaining plate 22 at regular intervals in the rotation direction. In each window hole 35, cut-and-raised portions 35a and 35b are formed on the inner peripheral side and the outer peripheral side, respectively. The cut-and-raised portions 35a and 35b are for regulating the movement of the second spring 8 described later in the axial direction and the radial direction. In the window hole 35, abutting portions 36 abutting on or near the end of the second spring 8 are formed at both ends in the circumferential direction.
[0021]
Each of the clutch plate 21 and the retaining plate 22 has a center hole 37 (inner peripheral edge). A spline hub as the output rotating body 3 is disposed in the center hole 37. The output rotator 3 includes a cylindrical boss 52 extending in the axial direction, and a flange 54 extending in the radial direction from the boss 52. A spline hole 53 that engages with a shaft extending from a transmission (not shown) is formed in an inner peripheral portion of the boss 52. The flange 54 is formed with a plurality of peripheral teeth 55 arranged in the rotation direction, a notch 56 for accommodating a first spring 7 described later, and the like. The notches 56 are formed at two locations facing each other in the radial direction.
[0022]
The separation flange 6 is a disk-shaped member disposed on the outer peripheral side of the output rotating body 3 and between the clutch plate 21 and the retaining plate 22. The separation flange 6 is elastically connected to the output rotator 3 via a first spring 7 in the rotation direction, and is also elastically connected to the input rotator 2 via a second spring 8. As shown in detail in FIG. 5, a plurality of inner peripheral teeth 59 are formed on the inner peripheral edge of the separation flange 6. The inner peripheral teeth 59 are arranged between the outer peripheral teeth 55 described above, and are arranged at predetermined intervals in the rotational direction. The outer peripheral teeth 55 and the inner peripheral teeth 59 can contact each other in the rotation direction. That is, the outer peripheral teeth 55 and the inner peripheral teeth 59 form the first stopper 9 for restricting the torsional angle between the input rotating body 3 and the separation flange 6. A first torsion angle θ1 is secured between the outer teeth 55 and the inner teeth 59 on both sides in the circumferential direction. The first torsion angle θ1 between the inner peripheral teeth 59 on the R1 side as viewed from the outer peripheral teeth 55 is about 2 °, and the first torsion angle θ1 between the inner peripheral teeth 59 on the R2 side as viewed from the outer peripheral teeth 55. The torsional angle θ1 is about 5 °.
[0023]
Further, a notch 67 is formed on the inner peripheral edge of the separation flange 6 so as to correspond to the notch 56 of the flange 54. In the notches 56 and 67, two first springs 7, one each, are arranged. The first springs 7 are low-rigidity coil springs, and the two first springs 7 act in parallel. The first spring 7 is engaged with the circumferential ends 57, 68 of the notches 56, 67 via spring seats at both ends in the circumferential direction. With the above structure, when the output rotating body 3 and the separation flange 6 rotate relatively, the first spring 7 is compressed in the rotation direction within the range of the first torsion angle θ1.
[0024]
Four window holes 41 are formed in the separation flange 6 at regular intervals in the rotation direction. The window 41 has a shape that extends in the rotation direction. The edge of the window hole 41 includes a contact portion 44 on both sides in the circumferential direction, an outer peripheral portion 45 on the outer peripheral side, and an inner peripheral portion 46 on the inner peripheral side. The outer peripheral portion 45 is formed continuously and closes the outer peripheral side of the window hole 41. In addition, the outer peripheral side of the window hole 41 may have a shape in which a part is opened radially outward. A notch 42 is formed in the separation flange 6 between the window holes 41 in the circumferential direction. The notch 42 has a fan shape in which the length in the circumferential direction increases from the inner side to the outer side in the radial direction, and edge surfaces 43 are formed on both sides in the circumferential direction.
[0025]
A projection 49 is formed radially outside the portion where each window hole 41 is formed. That is, the projection 49 has a projection shape extending further radially outward from the outer peripheral edge 48 of the separation flange 6. The protrusion 49 extends long in the rotation direction, and has a stopper surface 50 formed thereon. The protrusion 49 has a smaller circumferential width than the window hole 41 and is formed substantially at an intermediate position in the circumferential direction. That is, the stopper surface 50 of the projection 49 is disposed further inward in the circumferential direction than the edge surface 43 of the notch 42 with respect to the window hole 41, and further inward in the circumferential direction than the contact portion 44 of the window hole 41. Are located. The protrusions 49 may be formed as long as stopper surfaces are formed at both ends in the circumferential direction, and do not necessarily require a middle portion in the circumferential direction. That is, the projections may have a shape provided at two locations in the circumferential direction to form the stopper surfaces on both sides.
[0026]
The structure of the separation flange 6 described above will be described again using other expressions. The separation flange 6 has an annular portion on the inner peripheral side, and has a plurality of projecting portions 47 projecting radially outward from the annular portion. In this embodiment, four protrusions 47 are formed at regular intervals in the rotation direction. The protruding portion 47 is formed to be long in the rotation direction, and the above-described window hole 41 is formed therein. The window hole 41 occupies 70% or more of the area of the protrusion 47 and is formed over the protrusion 47.
[0027]
To describe the protruding portion 47 in another expression, the protruding portion 47 connects two circumferential side window frames 91 extending in the radial direction and radially outer ends of the circumferential side window frames 91. And an outer peripheral side window frame portion 92. The inner side in the circumferential direction of the window frame portion 91 at both ends in the circumferential direction is the contact portion 44, and the outer side in the circumferential direction is the edge surface 43. The radially inner side of the outer peripheral side window frame portion 92 is the outer peripheral portion 45, and the outer radial direction is the outer peripheral edge 48. The aforementioned protrusion 49 is formed on the outer peripheral edge 48. The notch 42 is a space between the window frame portions 91 at both ends in the circumferential direction of the protruding portion 47 adjacent in the rotation direction.
[0028]
The second spring 8 is an elastic member, that is, a spring used for a damper mechanism of the clutch disk assembly 1. Each second spring 8 is constituted by a pair of coil springs arranged concentrically. Each second spring 8 is larger than each first spring 7 and has a larger spring constant. The second spring 8 is housed in each of the window holes 41 and 35. The second spring 8 extends in the rotation direction and is disposed over the entire window hole 41. That is, the circumferential angle of the second spring 8 is substantially equal to the circumferential angle θB of the window hole 41 described later. Both circumferential ends of the second spring 8 are in contact with or close to the contact portion 44 of the window hole 41 and the contact surface 36. The torque of the plates 21, 22 can be transmitted to the separation flange 6 via the second spring 8. When the plates 21 and 22 and the separation flange 6 rotate relative to each other, the second spring 8 is compressed between the two. Specifically, the second spring 8 is compressed in the rotational direction between the contact surface 36 and the contact portion 44 on the opposite side in the circumferential direction. At this time, the four second springs 8 are acting in parallel. In a free state (a state in which no torsion occurs between the separation flange 6 and the plates 21 and 22), radially inner portions of both ends in the circumferential direction of the second spring 8 abut or come close to the abutting portion 44. However, the radially outer portions at both ends in the circumferential direction are slightly separated from the contact portion 44.
[0029]
On the outer peripheral edge of the retaining plate 22, plate-like connecting portions 31 are formed at four locations at equal intervals in the rotation direction. The plate-like connecting portion 31 connects the clutch plate 21 and the retaining plate 22 to each other, and forms a part of a stopper of the clutch disk assembly 1 as described later. The plate-like connecting portion 31 is a plate-like member integrally formed from the retaining plate 22 and has a predetermined width in the rotation direction. The plate-shaped connecting portions 31 are arranged between the window holes 41 in the circumferential direction, that is, corresponding to the notches 42. The plate-like connecting portion 31 includes a stopper portion 32 extending in the axial direction from the outer peripheral edge of the retaining plate 22 and a fixing portion 33 extending radially inward from an end of the stopper portion 32. The stopper portion 32 extends from the outer peripheral edge of the retaining plate 22 to the clutch plate 21 side. The fixing portion 33 is bent radially inward from the end of the stopper portion 32. The plate-like connecting portion 31 described above is an integral part of the retaining plate 22 and has substantially the same thickness as the retaining plate 22. Therefore, the stopper portion 32 has only a width corresponding to the thickness of the retaining plate 22 in the radial direction. The stopper portion 32 has stopper surfaces 51 on both sides in the circumferential direction. The radial position of the fixing portion 33 corresponds to the outer peripheral portion of the window hole 41, and the circumferential position is between the window holes 41 adjacent in the rotation direction. As a result, the fixing portion 33 is arranged corresponding to the notch 42 of the separation flange 6. The notch 42 is formed larger than the fixing portion 33, so that when the retaining plate 22 is moved in the axial direction with respect to the clutch plate 21 during assembly, the fixing portion 33 can move through the notch 42. . The fixing portion 33 is in contact with the connecting portion 24c of the cushioning plate 24 in parallel with the transmission portion. A hole 33a is formed in the fixing portion 33, and the aforementioned rivet 27 is inserted into the hole 33a. The rivet 27 integrally connects the fixing portion 33, the clutch plate 21, and the cushioning plate 24. Further, caulking holes 34 are formed in the retaining plate 22 at positions corresponding to the fixing portions 33.
[0030]
Next, the second stopper 10 including the stopper portion 32 of the plate-shaped connecting portion 31 and the projection 49 will be described. The second stopper 10 allows the relative rotation of the two members in the region up to the torsion angle θ4 between the separation flange 6 and the input rotary body 2, and restricts the relative rotation of the two members when the torsion angle becomes θ4. It is. The second spring 8 is compressed between the separation flange 6 and the input rotating body 2 during the twist angle θ4.
[0031]
In a plan view, the plate-shaped connecting portion 31 has circumferential positions between the window holes 41 in the circumferential direction, inside the notches 42, and between the protrusions 49 in the circumferential direction. The radial position of the stopper surface 51 of the plate-shaped connecting portion 31 is further radially outward than the outer peripheral edge 48 of the separation flange 6. That is, the radial position of the stopper portion 32 and the projection 49 are substantially the same. For this reason, the stopper portion 32 and the projection 49 can contact each other when the torsion angle between the separation flange 6 and the plates 21 and 22 increases. When the stopper surface 51 of the stopper portion 32 and the stopper surface 50 of the projection 49 are in contact with each other, the stopper portion 32 is located outside the projecting portion 47 of the separation flange 6, that is, the window hole 41 in the radial direction. That is, the stopper portion 32 can enter the inner side in the circumferential direction further than the projecting portion 47 and the window hole 41.
[0032]
The advantages of the second stopper 10 described above will be described. Since the stopper portion 32 has a plate shape, the angle in the circumferential direction can be shorter than that of a conventional stop pin. Further, the length of the stopper portion 32 in the radial direction is significantly shorter than that of a conventional stop pin. That is, the radial length of the stopper portion 32 is only the same as the thickness of the plates 21 and 22. This means that the substantial radial length of the second stopper 10 is limited to a short portion corresponding to the plate thickness of the plates 21 and 22.
The stopper portion 32 is disposed at the outer peripheral edge portion of the plates 21 and 22, that is, at the outermost peripheral position. It is. Since the stopper portion 32 is located at a different position in the radial direction from the window hole 45 as described above, the stopper portion 32 and the window hole 41 do not interfere with each other in the rotation direction. As a result, both the maximum torsional angle of the damper mechanism by the second spring 8 and the torsional angle of the second spring 8 can be increased. When the stopper is located at the same radial position as the window hole, the torsion angle of the damper mechanism by the second spring and the circumferential angle of the window hole interfere with each other, so that the damper mechanism is widened and the spring has low rigidity. Cannot be realized.
[0033]
In particular, since the radial length of the second stopper 10 is significantly shorter than that of the conventional stop pin, the outer diameter of the plates 21 and 22 is extremely large even if the second stopper 10 is provided outside the window hole 41 in the radial direction. Does not grow large. Further, the length of the window hole 41 in the radial direction does not become extremely short.
The intermediate plate 11 is a pair of plate members arranged between the clutch plate 21 and the separation flange 6 and between the separation flange 6 and the retaining plate 22 on the outer peripheral side of the output rotating body 3. The intermediate plate 11 is a disk-shaped or annular plate member, and is a member that constitutes a part of a damper mechanism between the input rotary member 2 and the output rotary member 3. A plurality of inner peripheral teeth 66 are formed on the inner peripheral edge of the intermediate plate 11. The inner peripheral teeth 66 are arranged so as to overlap the inner peripheral teeth 59 of the separation flange 6 in the axial direction. The inner peripheral teeth 66 are arranged with a predetermined gap in the rotational direction from the outer peripheral teeth 55 of the output rotating body 3 (hub). That is, the output rotator 3 and the intermediate plate 11 can rotate relative to each other within the range of the gap. The outer teeth 55 and the inner teeth 59 form a third stopper 12 that regulates a relative rotation angle between the output rotating body 3 and the intermediate plate 11. More specifically, as shown in FIG. 5, gaps corresponding to the second torsion angle θ2 are secured between the outer peripheral teeth 55 and the inner peripheral teeth 66 on both sides in the circumferential direction, respectively. In this embodiment, the second torsion angles θ2 are both equal and about 2 °. The magnitude of the second torsion angle θ2 is equal to or less than the first torsion angle θ1. This comparison is made at each angle on the same side in the circumferential direction.
[0034]
Each of the intermediate plates 11 has an engaging portion 61 that protrudes radially outward. Each engaging portion 61 is arranged between the window holes 45 of the separation flange 6. The engagement portion 61 extends to a position near the radially intermediate position of the window hole 41. The engaging portion 61 has a fan shape whose circumferential length gradually increases from the inner side to the outer side in the radial direction. Both ends in the circumferential direction of the engaging portion 61 can be engaged with the inner circumferential side portions of the second spring 8 on both sides in the circumferential direction. A gap corresponding to the third torsion angle θ3 is secured between the circumferential end surfaces 61a of the engaging portions 61 and the circumferential end portions of the second springs 8, respectively. In this embodiment, the third torsion angle θ3 between the engaging portion 61 and the second spring 8 on the R2 side is about 4 °, and the third torsion angle θ3 between the engagement portion 61 and the second spring 8 on the R1 side. θ3 is about 1 °. The third torsion angle θ3 is larger than the first torsion angle θ1 minus the second torsion angle θ2. This comparison is made at the same angle on the same side in the circumferential direction.
[0035]
The pair of intermediate plates 11 cannot be relatively rotated by the plurality of pins 62. The pin 62 includes a body, and small-diameter projections extending from the body to both sides in the axial direction. The pair of intermediate plates 11 is restricted from approaching each other in the axial direction by abutting on the body of the pin 62 from the axial direction. The protrusion is inserted into a hole formed in the plate 11. A spacer 63 is arranged between each intermediate plate 11 and the separation flange 6. The spacers 63 are annular plate members arranged between the inner peripheral portion of each intermediate plate 11 and the inner peripheral side annular portion of the separation flange 6. The spacer 63 has a hole into which the body of the pin 62 is inserted, and the spacer 63 rotates integrally with the intermediate plate 11 by engagement of the pin 62 with the hole. The surface of the spacer 63 on the side facing and contacting the separation flange 6 is coated with a coating for reducing the friction coefficient. A long hole 69 through which the pin 62 passes is formed in the separation flange 6. The long hole 69 is a hole for allowing the pin 62 to move in the rotation direction with respect to the separation flange 6.
[0036]
Next, each member constituting the friction generating mechanism will be described. The second friction washer 72 is disposed between the inner peripheral portion of the transmission-side intermediate plate 11 and the inner peripheral portion of the retaining plate 22. The second friction washer 72 mainly includes a resin body 74 and a friction plate 75 molded on the body 74. The friction plate 75 is in contact with the transmission side surface of the intermediate plate 11 on the transmission side. An engaging portion 76 extends from the inner peripheral portion of the main body 74 toward the transmission. The engaging portion 76 is engaged with the retaining plate 22 so as to be relatively non-rotatable and locked in the axial direction. A plurality of recesses 77 are formed on the inner peripheral transmission side of the main body 74. A second cone spring 73 is arranged between the main body 74 and the retaining plate 22. The second cone spring 73 is arranged in a compressed state between the main body 74 of the second friction washer 72 and the retaining plate 22. Thereby, the friction plate 75 of the second friction washer 72 is strongly pressed against the first intermediate plate 11. The first friction washer 79 is disposed between the flange 54 and the inner peripheral portion of the retaining plate 22. That is, the first friction washer 79 is disposed on the inner peripheral side of the second friction washer 72 and on the outer peripheral side of the boss 52. The first friction washer 79 is made of resin. The first friction washer 79 mainly includes an annular main body 81, and a plurality of protrusions 82 extend radially outward from the annular main body 81. The main body 81 is in contact with the flange 54, and the plurality of protrusions 82 are engaged with the concave portions 77 of the second friction washers 72 so as not to rotate relatively. Thus, the first friction washer 79 can rotate integrally with the retaining plate 22 via the second friction washer 72. A first cone spring 80 is arranged between the first friction washer 79 and the inner peripheral portion of the retaining plate 22. The first cone spring 80 is disposed between the first friction washer 79 and the inner peripheral portion of the retaining plate 22 in a state of being compressed in the axial direction. The biasing force of the first cone spring 80 is designed to be smaller than the biasing force of the second cone spring 73. Further, since the friction surface of the first friction washer 79 is a resin portion, the friction coefficient is smaller than that of the second friction washer 72. For this reason, the friction (hysteresis torque) generated by the first friction washer 79 is significantly smaller than the friction generated by the second friction washer 72.
[0037]
A third friction washer 85 is disposed between the inner peripheral portion of the clutch plate 21 and the inner peripheral portions of the flange 54 and the intermediate plate 11. The third friction washer 85 is an annular member made of resin. The third friction washer 85 mainly includes an annular main body 86. On the transmission side of the annular main body 86, a friction plate 88 is arranged on the outer peripheral side, and on the inner peripheral side, a friction surface 87 made of resin is formed. The friction plate 88 is in contact with the inner peripheral portion of the intermediate plate 11 on the engine side. The friction surface 87 made of resin is in contact with the engine side surface of the flange 54. Further, an annular cylindrical portion 90 protruding toward the engine is formed on the inner peripheral portion of the third friction washer 85. The inner peripheral surface of the cylindrical portion 90 slidably contacts the outer peripheral surface of the boss 52. Further, from the outer peripheral side portion of the main body 86, engagement portions 89 protruding toward the engine at a plurality of positions in the rotation direction are formed. The engaging portion 89 is engaged in a hole formed in the clutch plate 21, whereby the third friction washer 85 is non-rotatably engaged with the clutch plate 21 and is locked in the axial direction. In the friction mechanism described above, the friction generating mechanism 13 that generates a relatively high hysteresis torque is formed between the intermediate plate 11 and the friction plate 75 of the second friction washer 72 and the friction plate 88 of the third friction washer 85. ing. Further, the friction surface of the main body 81 of the first friction washer 79 and the resin friction surface 87 of the third friction washer 85 form the friction generating mechanism 15 that generates a relatively low hysteresis torque between the flange 54 and the friction surface.
[0038]
Next, the angles of the respective structures of the second spring 8 and the second stopper 10 and their relationship will be described in detail. The “circumferential angle” described below is the angle of the circumferential direction (the rotational direction of the clutch disk assembly 1) around the rotation axis O of the clutch disk assembly 1 from a certain position to another position. That is. The absolute values of the angles used in the following description are those of the clutch disk assembly 1 as an example of the present invention shown in the drawings, and the present invention is not limited to those numerical values.
[0039]
Each circumferential angle θA to θE is described in FIGS. FIG. 20 is a diagram showing the relationship between the angles in the respective circumferential directions θA to θE.
Relationship between θA and θC
The circumferential angle θA of each protrusion 49 is smaller than the circumferential angle θC between adjacent circumferential ends of the adjacent protrusions 49 in the rotation direction (that is, between the stopper surfaces 50 facing the rotation direction). As is clear from FIG. 20, θA and θC have a relationship in which one increases and the other decreases. Here, θC is made much smaller than conventional by making θA significantly smaller than θC. By increasing the circumferential angle θC between the projections 49 in this manner, the torsional angle θE between the separation flange 6 and the plates 21 and 22 can be increased. In the clutch disk assembly 1 shown in the drawings, which is an embodiment of the present invention, each θA is 21 ° and each θC is 69 °.
[0040]
If θC is 40 ° or more, a sufficiently excellent effect which has not been obtained conventionally can be obtained, and 50 ° to 80 °.
Is more excellent when it is in the range, more excellent effect is obtained when it is in the range of 60 to 80 °, and the most excellent effect is obtained when it is in the range of 65 to 75 °.
[0041]
If θC is equal to or less than half of θA, a sufficiently excellent effect can be obtained. More excellent effects can be obtained if θC is not more than one third of θA. The ratio to θCθA in the drawing is 1: 3.29. When the ratio is in the range of 1: 2 to 6, a sufficiently excellent effect can be obtained, and when the ratio is in the range of 1: 2.5 to 5.5, a further excellent effect can be obtained.
Relationship between θC and θD
The circumferential angle θD of each plate-like connecting portion 31 (stopper portion 32) is much smaller than the aforementioned angle θC. As is clear from FIG. 20, the value obtained by subtracting θD from θC is the maximum torsion angle θE (stopper angle of the damper mechanism) between the separation flange 6 and the plates 21 and 22. That is, in this damper mechanism, the maximum torsion angle θE is wider than before. As is clear from the figure, in order to increase θE, it is necessary to increase θC and decrease θD. In this embodiment, θD is 16 °. θD is preferably 20 ° or less, and more preferably in the range of 10 to 20 °.
[0042]
If θD is equal to or less than half of θC, θD is sufficiently widened, and if it is one-third, θE can be further increased. If θD is equal to or less than one-fourth, θE can be maximized. The ratio between θD and θE in the drawing is 1: 4.31. When the ratio is in the range of 1: 2 to 6, θE is sufficiently widened, and when the ratio is in the range of 1: 3 to 6, θE is further widened, and in the range of 1: 3.5 to 5.0. If so, θE becomes the widest.
[0043]
In this embodiment, θE is 53 °. θE is preferably at least 20 °. θE is preferably 30 ° or more. In particular, when the angle is in the range of 40 to 60 °, a sufficiently wide angle which has not been achieved in the past is achieved, and the angle in the range of 45 to 55 ° is more preferable.
The following effects can be obtained by increasing the maximum torsion angle θE. When the wide torsion angle is achieved, the rigidity of the second-stage spring (second spring 8) having torsion characteristics can be reduced without lowering the stopper torque. In this embodiment, the rigidity of the second spring 8 is reduced to about 50% as compared with the related art. As a result, the shock at the time of shifting from the first step to the second step (the initial thrust feeling when the accelerator is depressed) is reduced.
[0044]
The projection 49 is formed so as to be displaced in the rotation direction with respect to each projection 47 or the window hole 45. More specifically, the center of the protrusion 49 in the circumferential direction is shifted from the center of the protrusion 47 or the window hole 41 in the circumferential direction toward the R1 side. As a result, the angle from each projection 49 to the stopper surface 51 is different on both sides in the circumferential direction. In other words, the stopper portion 32 is shifted to the R2 side between the circumferential directions of the protrusions 49 adjacent in the rotation direction. As a result, the gap angle θE1 (θ4) between the stopper 32 and the projection 49 on the R1 side is larger than the gap angle θE2 between the stopper 32 and the projection 49 on the R2 side.
Relationship between θB and θD
The number of the window holes 41 formed in the separation flange 6 is four in total, and the circumferential angle θB of each window hole 41 is 50 ° or more. θB is measured between radially intermediate portions of the contact portions 44. ΘB in the drawing is 61 °. As a result, it is possible to use a spring that is sufficiently long in the rotation direction, that is, has a wider angle. θB is preferably in the range of 50 to 70 °, and more preferably in the range of 55 to 65 °.
[0045]
The circumferential angle θD of each projection 49 is smaller than the circumferential angle θB of each window hole 41. This means that the ratio of θE to θB is sufficiently large. That is, by sufficiently widening the maximum torsional angle of the damper mechanism with respect to the widened window hole 41 and the second spring 8, the function of the spring is effectively used, and the characteristics of a wide torsional angle and low torsional rigidity are obtained. Can be
[0046]
When θD is ２ or less of θB, a sufficiently excellent effect is obtained. When θD is 、３ or less, a more excellent effect is obtained. In this embodiment, the ratio between θD and θB is 1: 3.81. When the ratio is in the range of 1: 2 to 4, the ratio of θE to θB is sufficiently large, and when the ratio is in the range of 1: 2.5 to 4.0, the ratio of θE to θB is further increased. : The ratio of θE to θB is the largest when it is in the range of 2.75 to 3.75.
Relationship between θA and θB
The circumferential angle θA of the projection 49 is smaller than the circumferential angle θB of each window hole 41. That the ratio of θA to θB is smaller than the conventional value indicates that the ratio of θC to θB is larger than the conventional value. In other words, the ratio of θC to θB, which is a precondition for ensuring a wide maximum torsion angle θE with respect to the widened window hole 41, is sufficiently large. The circumferential angle θA of each projection 49 may be ２ or less of the circumferential angle θB of the window hole 41, more preferably 以下 or less, and further preferably １／ or less. The ratio between θA and θB in this embodiment is 1: 2.90. The ratio between θA and θB is preferably in the range of 1: 2 to 4, more preferably in the range of 1: 2.5 to 4.0, and more preferably in the range of 1: 2.75 to 3.75. Is most preferred. Note that θC is larger than θB.
Relationship between θB and θE
Both θE and θB are larger than in the prior art, which increases the maximum torsional angle of the damper mechanism and the torsional angle of the second spring 8. The design of the second spring 8 is facilitated by increasing its size, and the second spring 8 has high performance (wide torsion angle and low rigidity).
[0047]
When θB and θE are compared, θB is larger than θE, but there is only a slight difference. That is, the ratio of θE to θB is sufficiently large. Thus, when the circumferential angle of the window hole 41, that is, the second spring 8, is widened, the maximum torsion angle θE that makes full use of the wide angle is ensured. The ratio of θB to θE is 1: 1.13. When the ratio is in the range of 1: 1.0 to 1.3, a sufficiently excellent effect can be obtained. When the ratio is in the range of 1: 1.1 to 1.2, a further excellent effect can be obtained.
Radial length of window hole 41
In this damper mechanism, the radial length of the window hole 41 is sufficiently larger than the radial length (outer diameter) of the separation flange 6. As a result, the size of the second spring 8 housed in the window hole 41 can be increased. The radial length of the window hole 41 is 35% or more of the outer diameter of the separation flange 6. When this ratio is in the range of 35 to 55%, a sufficiently excellent effect can be obtained, and when it is in the range of 40 to 50%, a further excellent effect can be obtained.
[0048]
Next, the configuration of the clutch disk assembly 1 will be described in more detail with reference to FIG. FIG. 8 is a mechanical circuit diagram of the damper mechanism of the clutch disk assembly 1. This mechanical circuit diagram schematically illustrates a damper mechanism, and illustrates the operation and relationship of each member when the output rotator 3 is twisted in one direction (for example, the R2 side) with respect to the input rotator 2. It is a figure for explaining. As is clear from the drawing, a plurality of members for constituting a damper mechanism are arranged between the input rotary body 2 and the output rotary body 3. The separation flange 6 is arranged between the input rotating body 2 and the output rotating body 3. The separation flange 6 is elastically connected to the output rotating body 3 via a first spring 7 in the rotation direction. Further, a first stopper 9 is formed between the separation flange 6 and the output rotating body 3. The first spring 7 is compressible during the first torsion angle θ1 of the first stopper 9. The separation flange 6 is elastically connected to the input rotary body 2 via a second spring 8 in the rotation direction. Further, a second stopper 10 is formed between the separation flange 6 and the input rotating body 2. The second spring 8 can be compressed between the fourth torsion angles θ4 of the second stopper 10. As described above, the input rotator 2 and the output rotator 3 are elastically connected in the rotation direction by the first spring 7 and the second spring 8 arranged in series. Here, the separation flange 6 functions as an intermediate member disposed between the two types of springs. In the structure described above, the damper composed of the first spring 7 and the first stopper 9 arranged in parallel and the damper composed of the second spring 8 and the second stopper 10 arranged in parallel are connected in series. It can be seen as a deployed structure. Further, the above-described structure can be considered as a first damper mechanism 4 that elastically connects the input rotary body 2 and the output rotary body 3 in the rotation direction. The overall rigidity of the first spring 7 is set to be much smaller than the overall rigidity of the second spring 8. Therefore, the second spring 8 is hardly compressed in the rotation direction within the range of the torsion angle up to the first torsion angle θ1.
[0049]
The intermediate plate 11 is arranged between the input rotating body 2 and the output rotating body 3. The intermediate plate 11 is configured such that a part thereof can be engaged with the second spring 8. The intermediate plate 11 constitutes a third stopper 12 having a gap with the output rotating body 3 by the second torsion angle θ2. The third stopper 12 is a gap for allowing relative rotation between the output rotator 3 and the intermediate plate 11 when a small torsional vibration in the first-stage range described later is input. Further, the intermediate plate 11 is frictionally engaged with the input rotary body 2 via the friction generating mechanism 13 in the rotational direction. Further, in the intermediate plate 11, the engaging portion 61 is disposed at a circumferential end of the second spring 8 with a gap corresponding to the third torsion angle θ4. The intermediate plate 11 described above includes a third stopper 12 and a friction generating mechanism 13 that are arranged in series to form a second damper mechanism 5 that connects the input rotary body 2 and the output rotary body 3 in the rotation direction. Has been realized. The second damper mechanism 5 is arranged so as to act in parallel with the first damper mechanism 4.
[0050]
Next, the relationship between the angles θ1 to θ4 of the damper mechanism in FIG. 8 will be described. The angle here is each angle when the input rotator 2 is viewed on the negative side from the output rotator 3 (the output rotator 3 is viewed on the positive side from the input rotator 2). The first torsion angle θ1 is the positive maximum torsional angle of the damper mechanism in the first spring 7, and the fourth torsional angle θ4 of the second stopper 10 is the positive maximum torsional angle θE1 of the damper mechanism in the second spring 8. The sum of the first torsion angle θ1 and the fourth torsion angle θ4 is the positive maximum torsion angle of the damper mechanism as the clutch disc assembly 1 as a whole. The second torsion angle θ2 needs to be equal to or less than the first torsion angle θ1. In this embodiment, for example, the first torsion angle θ1 is 5 °, and the second torsion angle θ2 is 2 °. The difference between the first torsion angle θ1 and the second torsion angle θ2 needs to be smaller than the third torsion angle θ3. A difference obtained by subtracting the second torsion angle θ2 from the first torsion angle θ1 and further subtracting the difference from the third torsion angle θ3 is the friction generating mechanism 13 when a small torsional vibration is input in the second stage of the torsional characteristic. The gap angle A is set so as not to operate. The gap angle A is 1 ° in this embodiment, but is preferably in the range of 1 to 2 °. The sum of the second torsional angles θ2 on both the positive and negative sides is the total gap angle B for preventing the operation of the friction generating mechanism 13 when the small torsional vibration is input in the first stage of the torsional characteristics. In this embodiment, the second torsion angle θ2 is 2 ° for both positive and negative, and the total clearance angle B is 4 °. The total gap angle B is preferably larger than the gap angle A, and more preferably twice or more. Excellent effects can be obtained if the total gap angle B is in the range of 3 to 5 °.
[0051]
Further, as shown in FIG. 8, a friction generating mechanism 15 is provided between the input rotary body 2 and the output rotary body 3. The friction generating mechanism 15 always slides when the input rotator 2 and the output rotator 3 rotate relative to each other. In this embodiment, the friction generating mechanism 15 is mainly constituted by the first and second friction washers 72 and 85, but may be constituted by other members. In some cases, it is desirable that the hysteresis torque generated by the friction generating mechanism 15 be as low as possible.
[0052]
Next, the characteristics of the damper mechanism of the clutch disk assembly 1 will be described with reference to the mechanical circuit diagrams of FIGS. 8 to 18 and the torsional characteristic diagram of FIG. This torsional characteristic diagram shows the relationship between the torsion angle and the torque when the input rotary body 2 and the output rotary body 3 are twisted between the positive and negative maximum torsional angles.
FIGS. 8 and 15 show a state in which the input rotary body 2 and the output rotary body 3 are at rest, and do not appear in the torsional characteristic diagram of FIG. 9 to 14 show the operation when the output rotary body 3 is twisted toward the R2 side from the input rotary body 2 with respect to the input rotary body 2 from 0 degree (that is, the input rotary body 2 is rotated from the 0 degree with respect to the output rotary body 3 toward the R1 side (positive). It is a figure for explaining (it is twisted to the side). 9 to 13 illustrate a state when the positive side region changes to the positive side, and FIG. 14 illustrates a state when the positive side region changes to the negative side. 16 to 18 show the operation when the output rotary body 3 is twisted to the R1 side (positive side) from the input rotary body 2 with respect to the input rotary body 2 from 0 degree (that is, the input rotation 2 is more than 0 degree with respect to the output rotary body 3). It is a figure for explaining R2 side (negative side). FIGS. 16 and 17 illustrate a state where the voltage changes to the negative side in the negative side area, and FIG. 18 illustrates a state where the voltage changes to the positive side in the negative side area.
[0053]
FIG. 9 is a diagram when the twisting characteristic is twisted from the negative side to the positive side at 0 °. At this time, the intermediate plate 11 is disposed at a position shifted by 1 ° toward the output rotating body 3 (R1 side) as compared with the stationary state of FIG. For this reason, the gap between the locking portion 61 of the intermediate plate 11 and the second spring 8 has a third torsion angle θ3 + 1 ° (5 °). When the torsion angle becomes 1 °, the output rotator 3 is displaced by 1 ° toward the R2 side with respect to the input rotator 2 from the state of FIG. 9, and the outer teeth 55 of the output rotator 3 11 abuts on the inner peripheral teeth 66. Thereafter, when the torsion angle is between 1 ° and 5 °, the first spring 7 is compressed between the output rotating body 3 and the separation flange 6 as shown in FIG. As a result, low rigidity and high hysteresis torque characteristics can be obtained in the first stage range from 1 ° to 5 °. As shown in FIG. 12, when the torsion angle becomes the first torsion angle θ1 (5 °), the outer peripheral teeth 55 of the output rotator 3 come into contact with the inner peripheral teeth 59 of the separation flange 6. As a result, in the second stage range from 5 ° to the maximum positive torsional angle θ4 (θE1), as shown in FIG. Compressed. As a result, characteristics of high rigidity and high hysteresis torque can be obtained. In the state shown in FIG. 13, a gap having a gap angle B (1 °) is secured between the engaging portion 61 of the intermediate plate 11 and the end of the second spring 8. The gap angle B is obtained by subtracting the second torsion angle θ2 (2 °) from the first torsion angle θ1 (5 °) at rest (3 °) shown in FIG. 8 (3 °) and further adding the third torsion angle θ3 (4 °). Is equivalent to the remainder (1 ゜) subtracted from
[0054]
When the torsion angle is maximized and subsequently returns to the negative side, the second spring 8 extends from the state of FIG. 13 while pressing the separation flange 6 from the compressed state, and its end is the intermediate plate 11 as shown in FIG. It comes into contact with the engaging portion 61. In the range of 1 ° until the end of the second spring 8 comes into contact with the engaging portion 61, no slip occurs in the friction generating mechanism 13.
The second spring 8 pushes the intermediate plate 11 together with the separation flange 6. For this reason, the intermediate plate 11 keeps being displaced toward the R1 side by 1 ° with respect to the output rotating body 3.
[0055]
When the torsion angle becomes 5 °, the second spring 8 enters a free length state, and then the first spring 7 starts to expand. At this time, as shown in FIG. 14, since the intermediate plate 11 is arranged to be shifted by 1 ° toward the R1 side with respect to the output rotating body 3, the output rotating body 3 is moved after the extension of the first spring 7 is started. The characteristic of low rigidity and low hysteresis torque is obtained until it moves θ2 + 1 ° (3 °) with respect to the intermediate plate 11. That is, the friction generating mechanism 13 does not slip between 5 ° and 2 °. Subsequently, at 2 °, the output rotator 3 moves the intermediate plate 11 to the R1 side, whereby the intermediate plate 11 separates from the end of the second spring 8 and slides in the friction generating mechanism 13 as shown in FIG. generate. As a result, low rigidity and high hysteresis torque characteristics are obtained in the first stage range from 2 ° to -2 °. When the torsion angle becomes 0 ° or less, the first spring 7 is compressed between the output rotating body 3 and the separation flange 6 as shown in FIG. When the torsion angle exceeds -2 °, the second stopper 9 comes into contact, and the second spring 8 is compressed between the separation flange 6 and the input rotary body 2. The first stopper 9 abuts on the opposite side, and thereafter, the second spring 8 is compressed between the intermediate plate 11 and the input rotating body 2. As a result, high rigidity and high hysteresis torque characteristics can be obtained in the second stage on the negative side. When returning to the positive side after being twisted to the negative side in the second stage, the second spring 8 presses the separation flange 6 and the intermediate plate 11 as shown in FIG. At this time, the slippage of the friction generating mechanism 13 generates a high hysteresis torque. In this return state, the intermediate plate 11 is shifted by 1 ° toward the R1 side with respect to the output rotating body 3. When the torsion angle becomes −2 °, the extension of the second spring 8 stops, and then the extension of the first spring 7 starts. Here, the first spring 7 pushes the output rotating body 3 in the range of θ2 + 1 ° (3 °), that is, from −2 ° to 1 °, but the intermediate plate 11 does not slip on the input rotating body 2 and has a high hysteresis torque. Does not occur.
[0056]
Next, a change in torsional characteristics when vibration is input to the clutch disk assembly 1 will be specifically described.
When torsional vibration having a large amplitude such as longitudinal vibration of a vehicle occurs, the torsional angle repeatedly fluctuates between the positive and negative second stages shown by the characteristics in FIG. At this time, since the high hysteresis torque is generated in both the first stage and the second stage, the longitudinal vibration of the vehicle is quickly attenuated.
[0057]
Next, for example, it is assumed that a small torsional vibration caused by the combustion vibration of the engine is input to the clutch disk assembly 1 during normal traveling (for example, the second range on the positive side as shown in FIG. 13). At this time, from the state shown in FIG. 13, the output rotating body 3 and the input rotating body 2 are relatively rotated within the range of the gap angle A = θ3− (θ1−θ2) = 1 ° without operating the friction generating mechanism 13. It is possible. That is, as shown in FIG. 19C, the second spring 8 operates within the range of the gap angle A, but no slip occurs in the friction generating mechanism 13. As a result, it is possible to effectively absorb the slight torsional vibration that causes the rattle and the muffled sound during running.
[0058]
Next, an operation when a minute vibration such as an idling vibration is input to the clutch disk assembly 1 will be described. At this time, the damper mechanism operates in the first-positive / negative range (−2 ° to 5 °, for example, FIGS. 9, 10, and 11). For example, when a minute vibration is input from the state of FIG. 9, the output rotator 3 rotates relative to the separation flange 6, the intermediate plate 11 and the input rotator 2. At this time, the first spring 7 operates, and no slip occurs in the friction generating mechanism 13. At this time, the magnitude of the torsion angle of the damper mechanism is equal to or smaller than the total clearance angle B (4 °) in the third stopper 12.
[0059]
By realizing low rigidity and low hysteresis torque in the first stage range, the steady tooth hitting level is improved. If the low rigidity and low hysteresis torque is advanced in the first stage range, a jumping phenomenon may occur. However, in this clutch disc assembly 1, the jumping phenomenon is provided by providing regions of high hysteresis torque on both sides of the first stage range. Restrained. The jumping phenomenon referred to here is a phenomenon in which both the positive and negative sides bounce off the second-stage wall and develop into vibration over the entire first-stage region, and a phenomenon in which a sound having a higher level than a steady rattle is generated.
[0060]
As described above, the friction generating mechanism 13 is a mechanism capable of frictionally engaging the input rotary member 2 and the output rotary member 3 in the rotational direction and generating a slip in the first-stage range and the second-stage range. The gap of the third stopper 12 at the second torsion angle θ2 and the gap of the fourth stopper 14 at the third torsion angle θ3 are provided in the first stage range and the second stage range, respectively. 13 functions as friction suppressing means that does not cause slippage. Further, the entire second damper mechanism 5 frictionally engages the input rotary body 2 and the output rotary body 3 in the rotational direction, and does not slip against torsional vibration of a predetermined torque or less in the first stage range and the second stage range. It may be considered as a friction generating mechanism that generates friction by sliding against torsional vibration of a predetermined torque or more. Further, the third stopper 12 is a first friction suppressing mechanism which does not cause the friction generating mechanism 13 to slip when a torsional vibration of a predetermined torque or less is inputted in the first stage range, and the fourth stopper 14 is a predetermined frictional range in the second stage range. This may be considered as a second friction suppressing mechanism that does not cause the friction generating mechanism 13 to slip when torsional vibration less than the torque is input.
[0061]
As shown in this clutch disk assembly 1, by achieving a wide angle in the second range of the torsion angle by the plate-shaped connecting portion 31 instead of the conventional stop pin, the resonance point at the engine speed is reduced to the low rotation side. Move to Further, the peak of the resonance point can be reduced by the high hysteresis torque.
Furthermore, by adding a structure that does not generate a high hysteresis torque against a small torsional vibration in addition to low rigidity in the range of the second torsion angle, rattle and muffled noise during traveling can be reduced.
[0062]
【The invention's effect】
In the damper mechanism according to the present invention, since a high hysteresis torque is generated even in the first stage range, vibration having a large torsion angle such as longitudinal vibration of the vehicle body can be effectively damped. Further, when a torsional vibration of a predetermined torque or less is input in the first stage range and the second stage range, the friction generating mechanism does not slip. That is, large friction does not occur, and characteristics of low hysteresis torque can be obtained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a clutch disk assembly.
FIG. 2 is a plan view of a clutch disk assembly.
FIG. 3 is an enlarged view of FIG. 2;
FIG. 4 is an exploded sectional view of each part.
FIG. 5 is a plan view showing engagement of a hub with a separation flange and an intermediate plate.
FIG. 6 is a plan view for explaining the relationship between the torsional angles of each part.
FIG. 7 is a plan view for explaining the relationship between the torsional angles of each part.
FIG. 8 is a mechanical circuit diagram of a damper mechanism of the clutch disk assembly.
FIG. 9 is a mechanical circuit diagram showing an operation state of a damper mechanism.
FIG. 10 is a mechanical circuit diagram showing an operation state of a damper mechanism.
FIG. 11 is a mechanical circuit diagram showing an operation state of a damper mechanism.
FIG. 12 is a mechanical circuit diagram showing an operation state of a damper mechanism.
FIG. 13 is a mechanical circuit diagram showing an operation state of a damper mechanism.
FIG. 14 is a mechanical circuit diagram showing an operation state of a damper mechanism.
FIG. 15 is a mechanical circuit diagram showing an operation state of the damper mechanism.
FIG. 16 is a mechanical circuit diagram showing an operation state of a damper mechanism.
FIG. 17 is a mechanical circuit diagram showing an operation state of the damper mechanism.
FIG. 18 is a mechanical circuit diagram showing an operation state of a damper mechanism.
FIG. 19 is a torsional characteristic diagram of a clutch disk assembly.
FIG. 20 is a diagram for explaining the relationship between each torsion angle of the clutch disk assembly.
[Explanation of symbols]
1 Clutch disk assembly
2 Input rotating body
3 Output rotating body (hub)
4 First damper mechanism
5 Second damper mechanism
6 Separation flange
7 First spring
8 Second spring
9 First stopper
10 Second stopper
11 Intermediate plate
12 Third stopper
13 Friction generating mechanism
14 4th stopper

Claims

A first rotating member;
A second rotating member disposed so as to be relatively rotatable with the first rotating member;
The first rotating member and the second rotating member are elastically connected in a rotating direction, and a first-stage range in which the torsional angle of the first rotating member and the second rotating member is up to the first torsional angle. A first elastic member compressed by
A first stage in which the first rotating member and the second rotating member are elastically connected in a rotational direction, and a torsion angle between the first rotating member and the second rotating member exceeds the first torsional angle; A second elastic member that is compressed in the eye area and provides higher rigidity in the second area than in the first area;
A friction generating mechanism that frictionally engages the first rotating member and the second rotating member in a rotational direction and is capable of generating a slip in the first-stage range and the second-stage range;
Friction suppressing means that does not cause slippage of the friction generating mechanism for torsional vibration of a predetermined torque or less in the first stage range and the second stage range,
Damper mechanism with.

A first rotating member;
A second rotating member disposed so as to be relatively rotatable with the first rotating member;
The first rotating member and the second rotating member are elastically connected in a rotating direction, and a first-stage range in which the torsional angle of the first rotating member and the second rotating member is up to the first torsional angle. A first elastic member compressed by
A first stage in which the first rotating member and the second rotating member are elastically connected in a rotational direction, and a torsion angle between the first rotating member and the second rotating member exceeds the first torsional angle; A second elastic member that is compressed in the eye area and provides higher rigidity in the second area than in the first area;
The first rotating member and the second rotating member are frictionally engaged with each other in a rotational direction, and do not slip against torsional vibrations of a predetermined torque or less in the first-stage range and the second-stage range. A friction generating mechanism that generates friction by sliding against the above torsional vibration,
Damper mechanism with.

A first rotating member;
A second rotating member disposed so as to be relatively rotatable with the first rotating member;
The first rotating member and the second rotating member are elastically connected in a rotating direction, and a first-stage range in which the torsional angle of the first rotating member and the second rotating member is up to the first torsional angle. A first elastic member compressed by
A first stage in which the first rotating member and the second rotating member are elastically connected in a rotational direction, and a torsion angle between the first rotating member and the second rotating member exceeds the first torsional angle; A second elastic member that is compressed in the eye area and provides higher rigidity in the second area than in the first area;
A friction generating mechanism capable of frictionally engaging the first rotating member and the second rotating member in a rotating direction and generating friction in the first stage range and the second stage range;
A first friction suppressing mechanism that does not cause the friction generating mechanism to slip with respect to torsional vibration having a predetermined torque or less in the first stage range;
A second friction suppressing mechanism that does not cause the friction generating mechanism to slip against torsional vibration of a predetermined torque or less in the second stage range;
Damper mechanism with.