JP3943850B2

JP3943850B2 - ダンパー機構

Info

Publication number: JP3943850B2
Application number: JP2001067422A
Authority: JP
Inventors: 恭行橋本; 道友正木; 辰之青木
Original assignee: Exedy Corp
Current assignee: Exedy Corp
Priority date: 2001-03-09
Filing date: 2001-03-09
Publication date: 2007-07-11
Anticipated expiration: 2021-03-09
Also published as: KR20020072200A; US6789655B2; DE10210620B4; US20040129525A1; US6857514B2; US20040108182A1; JP2002266941A; US20020124684A1; DE10210620A1

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ダンパー機構、特に、動力伝達系における捩じり振動を減衰するためのダンパー機構に関する。
【０００２】
【従来の技術】
車輌に用いられるクラッチディスク組立体は、フライホイールに連結・切断されるクラッチ機能と、フライホイールからの捩じり振動を吸収・減衰するためのダンパー機能とを有している。一般に車両の振動には、アイドル時異音（ガラ音）、走行時異音（加速・減速ラトル，こもり音）及びティップイン・ティップアウト（低周波振動）がある。これらの異音や振動を取り除くことがクラッチディスク組立体のダンパーとしての機能である。
【０００３】
アイドル時異音とは、信号待ち等でシフトをニュートラルに入れ、クラッチペダルを放したときにトランスミッションから発生する「ガラガラ」と聞こえる音である。この異音が生じる原因は、エンジンアイドリング回転付近ではエンジントルクが低く、エンジン爆発時のトルク変動が大きいことにある。このときにトランスミッションのインプットギアとカウンターギアとが歯打ち現象を起こしている。
【０００４】
ティップイン・ティップアウト（低周波振動）とは、アクセルペダルを急に踏んだり放したりしたときに生じる車体の前後の大きな振れである。駆動伝達系の剛性が低いと、タイヤに伝達されたトルクが逆にタイヤ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じり特性においてゼロトルク付近が問題となり、そこでの捩じり剛性は低い方がよい。一方、ティップイン・ティップアウトの前後振動に対しては、クラッチディスク組立体の捩じり特性をできるだけソリッドにすることが必要である。
【０００６】
以上の問題を解決するために、２種類のバネを用いることにより２段特性を実現したクラッチディスク組立体が提供されている。そこでは、捩じり特性における１段目（低捩じり角度領域）における捩じり剛性及びヒステリシストルクを低く抑えているために、アイドリング時の異音防止効果がある。また、捩じり特性における２段目（高捩じり角度領域）では捩じり剛性及びヒステリシストルクを高く設定しているため、ティップイン・ティップアウトの前後振動を十分に減衰できる。
【０００７】
さらに、捩じり特性２段目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ときに、２段目の大摩擦機構を作動させないことで、低ヒステリシストルクによって微小振動を効果的に吸収するダンパー機構も知られている。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
捩じり特性２段目において所定角度範囲内で２段目の大摩擦機構を作動させないダンパー機構は、例えば、２つの部材の回転方向間に隙間を確保しており、その隙間範囲では２段目の大摩擦機構が作動しないようになっている。
【０００９】
しかし、その隙間範囲内では摩擦抵抗が小さいため、エンジンの回転変動によって２つの部材は常に衝突して衝撃を受けている。そのため、長期間の使用によって、２つの部材が摩耗して隙間が初期設定時より大きくなることがある。この場合は、２段目の大摩擦機構を作動させない隙間が大きくなることで、音・振動吸収機能が低下してしまう。
【００１０】
本発明の課題は、所定角度範囲内で摩擦機構を作動させないダンパー機構において、所定角度の増加を抑制することにある。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載のダンパー機構は、第１回転体と、第２回転体と、ダンパー部と、摩擦機構と、摩擦抑制機構と、弾性部材とを備えている。第２回転体は、第１回転体と相対回転可能に配置されている。ダンパー部は、第１回転体と第２回転体とを回転方向に連結するための機構である。摩擦機構は第１回転体と第２回転体が相対回転するときに摩擦を発生可能である。摩擦抑制機構は、所定角度範囲内で摩擦機構を作動させないための機構である。弾性部材は、所定角度の端で互いに当接する部材の衝撃を緩和するための部材である。摩擦抑制機構は、孔が形成された板状の第１部材と、孔内に回転方向に移動可能に配置された第２部材とを有している。孔は、第２部材が配置される第１孔と、第１孔と回転方向に連通する第２孔と、を有している。弾性部材は第２孔内に保持されている。第２部材が第２孔側の第１孔の縁に当接した状態では、弾性部材が、軸方向からの平面視において第２部材および第２孔の縁に囲まれ、第２部材と第２孔の縁との回転方向間で圧縮されている。
【００１２】
このダンパー機構では、弾性部材によって、所定角度の範囲内では摩擦機構が作動しないため、所定角度範囲内の端ではエンジンの燃焼変動によって部材間の衝突が生じうる。しかし、弾性部材を設けることで互いに当接する部材の衝撃を緩和しているため、部材の摩耗が少なくなり、所定角度が大きくなることが抑えられる。
【００１３】
請求項２に記載のダンパー機構では、請求項１において、第２孔が第１孔よりも半径方向寸法が小さい。請求項３に記載のダンパー機構では、請求項１または２において、第２部材の半径方向寸法が第２孔の半径方向寸法よりも大きい。
【００１７】
【発明の実施の形態】
（１）構成
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。
【００１８】
図１においてＯ−Ｏがクラッチディスク組立体１の回転軸すなわち回転中心線である。また、図１の左側にエンジン及びフライホイール（図示せず）が配置され、図１の右側にトランスミッション（図示せず）が配置されている。さらに、図２のＲ１側がクラッチディスク組立体１の回転方向駆動側（正側）であり、Ｒ２側からその反対側（負側）である。
【００１９】
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, リティーニングプレート２２, クラッチディスク２３）と、出力回転体としてのスプラインハブ３と、入力回転体２とスプラインハブ３との間に配置されたダンパー部４とから構成されている。ダンパー部４は、第１バネ７, 第２バネ８及び大摩擦機構１３などを含んでいる。
【００２０】
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、リティーニングプレート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とリティーニングプレート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あけて配置されている。クラッチプレート２１はエンジン側に配置され、リティーニングプレート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とリティーニングプレート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。
【００２１】
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。
【００２２】
クラッチプレート２１及びリティーニングプレート２２の外周部には、回転方向に等間隔で４つの窓孔３５がそれぞれ形成されている。各窓孔３５には、内周側と外周側にそれぞれ切り起こし部３５ａ，３５ｂが形成されている。この切り起こし部３５ａ, ３５ｂは後述の第２バネ８の軸方向及び半径方向への移動を規制するためのものである。また、窓孔３５には、第２バネ８の端部に当接又は近接する当接面３６が円周方向両端に形成されている。
【００２３】
クラッチプレート２１及びリティーニングプレート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内にはスプラインハブ３が配置されている。スプラインハブ３は、軸方向に延びる筒状のボス５２と、ボス５２から半径方向に延びるフランジ５４とから構成されている。ボス５２の内周部には、トランスミッション側から延びる図示しないシャフトに係合するスプライン孔５３が形成されている。フランジ５４には回転方向に並んだ複数の外周歯５５及び後述の第１バネ７を収容するための切欠き５６等が形成されている。切欠き５６は半径方向に対向する２カ所に形成されている。
【００２４】
ハブフランジ６は、スプラインハブ３の外周側で、かつ、クラッチプレート２１とリティーニングプレート２２との間に配置された円板状の部材である。ハブフランジ６は、第１バネ７を介してスプラインハブ３と回転方向に弾性的に連結され、さらには第２バネ８を介して入力回転体２に弾性的に連結されている。図７に詳細に示すように、ハブフランジ６の内周縁には複数の内周歯５９が形成されている。
【００２５】
内周歯５９は前述の外周歯５５の間に配置され、回転方向に所定の隙間をあけて配置されている。外周歯５５と内周歯５９とは回転方向に互いに当接可能である。すなわち外周歯５５と内周歯５９とによりスプラインハブ３とハブフランジ６との捩じり角度を規制するための第１ストッパー９が形成されている。ここでいうストッパーとは、所定角度までは両部材の相対回転を許容するが、所定角度になると互いに当接しそれ以上の相対回転を禁止する構造をいう。外周歯５５とその円周方向両側の内周歯５９との間にはそれぞれ第１隙間角度θ１が確保されている。外周歯５５から見てＲ２側の内周歯５９との間を第１隙間角度θ１ｐとし、外周歯５５から見てＲ１側の内周歯５９との間を第１隙間角度θ１ｎとする。第１隙間角度θ１ｐとθ１ｎは角度の大きさが異なり、θ１ｐはθ１ｎより大きい。
【００２６】
さらに、ハブフランジ６の内周縁には、フランジ５４の切欠き５６に対応して切欠き６７が形成されている。切欠き５６, ６７内には、それぞれ１つずつ合計２つの第１バネ７が配置されている。第１バネ７は低剛性のコイルスプリングであり、２つの第１バネ７は並列に作用する。第１バネ７は円周方向両端においてスプリングシート７ａを介して切欠き５６, ６７の円周方向両端に係合している。以上の構造によって、スプラインハブ３とハブフランジ６とが相対回転する際には第１隙間角度θ１の範囲内で第１バネ７が回転方向に圧縮される。
【００２７】
ハブフランジ６には回転方向に等間隔で４つの窓孔４１が形成されている。窓孔４１は回転方向に長く延びる形状である。図５及び図６に示すように、窓孔４１の縁は、円周方向両側の当接部４４と、外周側の外周部４５と、内周側の内周部４６とから構成されている。外周部４５は連続して形成されており窓孔４１の外周側を閉じている。なお、窓孔４１の外周側は一部が半径方向外方に開いた形状であってもよい。ハブフランジ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。
【００２８】
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はハブフランジ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。
【００２９】
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を介してハブフランジ６に伝達され得る。プレート２１, ２２とハブフランジ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。
【００３０】
リティーニングプレート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とリティーニングプレート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、リティーニングプレート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、リティーニングプレート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はリティーニングプレート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。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はハブフランジ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ィーニングプレート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、リティーニングプレート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。
【００３１】
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はハブフランジ６と入力回転体２との間で隙間角度θ４までの領域で両部材の相対回転を許容し、捩り角度がθ４になると両部材の相対回転を規制するための機構である。なお、この隙間角度θ４の間で第２バネ８はハブフランジ６と入力回転体２との間で圧縮される。具体的には、突起４９から見てＲ２側のストッパー部３２との間を第４隙間角度θ４ｐとし、突起４９から見てＲ１側ストッパー部３２との間を第４隙間角度θ４ｎとする。θ４ｐはθ４ｎと大きさが異なり、θ４ｐはθ４ｎより大きい。
【００３２】
フリクションプレート１１は、スプラインハブ３の外周側において、クラッチプレート２１とハブフランジ６との間、及びハブフランジ６とリティーニングプレート２２との間に配置された１対のプレート部材である。フリクションプレート１１は円板状かつ環状のプレート部材であり、入力回転体２とスプラインハブ３との間でダンパー部４の一部を構成している。フリクションプレート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はハブフランジ６の内周歯５９と軸方向に重なるように配置されている。図５〜７に詳細に示すように、内周歯６６は内周歯５９に比べて円周方向幅が広く、その円周方向両側に両端がはみでている。内周歯６６は、スプラインハブ３の外周歯５５と回転方向に所定の隙間をあけて配置されている。すなわちこの隙間の範囲内でスプラインハブ３とフリクションプレート１１とは相対回転可能となっている。外周歯５５と内周歯６６とにより、スプラインハブ３とフリクションプレート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。第３ストッパー１２は、図７に示すように、外周歯５５と内周歯６６との間に第２隙間角度θ２の隙間を確保している。具体的には、外周歯５５から見てＲ２側の内周歯６６との間にある第２隙間角度θ２ｐは７．５°であり、外周歯５５から見てＲ１側の内周歯６６との間にある第２隙間角度θ２ｎは１．５°である。このようにθ２ｐはθ２ｎと大きさが異なり、大きい。第２隙間角度θ２ｐは第１隙間角度θ１ｐより小さく、第２隙間角度θ２ｎは第１隙間角度θ１ｎより小さい。
【００３３】
１対のフリクションプレート１１のうちリティーニングプレート２２側に配置されたフリクションプレート１１には、半径方向外側に延びる複数の突出部６１が形成されている。各突出部６１はハブフランジ６の窓孔４１の間に配置されている。窓孔４１の先端には、半円形状の位置合わせ切欠き６１ａが形成されている。この切欠き６１ａは、ハブフランジ６に形成された位置合わせ用の切欠き９８やプレート２１，２２に形成された位置合わせ用の孔に対応している。
【００３４】
図４及び図９に示すように、１対のフリクションプレート１１同士は、複数のスタッドピン６２により相対回転不能かつ軸方向の位置決めがされている。スタッドピン６２は、胴部６２ａと、胴部６２ａから軸方向両側に延びる頭部６２ｂとから構成されている。胴部６２ａは軸方向に延びる円柱形状である。１対のフリクションプレート１１同士はスタッドピン６２の胴部６２ａ端面に軸方向から当接することによって互いに対して軸方向に接近することが制限されている。スタッドピン６２の頭部６２ｂはフリクションプレート１１に形成された孔内に挿入され自らと胴部６２ａとの間にフリクションプレート１１を挟んでいる。したがって、１対のフリクションプレート１１は互いから軸方向に離れることができない。以上のように、スタッドピン６２は１対のフリクションプレート１１同士を連結するための部材であり、フリクションプレート１１と一体回転する。また、スタッドピン６２によって１対のフリクションプレート１１は互い間の軸方向距離が定められている。なお、１対のフリクションプレート１１同士を連結する部材としては、スタッドピンに限定されず、他の部材やフリクションプレート１１の一部を利用した構造でもよい。
【００３５】
図９に示すように、ハブフランジ６の板厚は１対のフリクションプレート１１同士の軸方向隙間より小さく、ハブフランジ６の軸方向内側面と各フリクションプレート１１との間には僅かながらも隙間が確保されるように配置されている。
【００３６】
図７及び図８に示すように、ハブフランジ６には、スタッドピンに対応した位置に孔６９が形成されている。孔６９は、回転方向に並んで一体に形成された２つの孔１０１，１０２とからなる。第１孔１０１はＲ1側に配置され、第２孔１０２はＲ２側に配置されている。両孔１０１，１０２は概ね円形形状であるが、回転方向両端が互いに重なり合っている。第１孔１０１の径は第２孔１０２の径より大きい。孔６９は全体としては回転方向に長くのびるひょうたん形状である。
【００３７】
スタッドピン６２の胴部６２ａは第１孔１０１内に配置されている。スタッドピン６２の胴部６２ａの径は第１孔１０１の径より小さいため、スタッドピン６２は第１孔１０１内を回転方向に移動可能である。ただし、スタッドピン６２の胴部６２ａの径は突出部１０３部分の隙間より大きいため、スタッドピン６２は、図８の点線で示すように突出部１０３部分すなわち第１孔１０１のＲ２側壁に当接すると、それ以上の移動が停止される。
【００３８】
スタッドピン６２の胴部と第１孔１０１の円周方向両側端面との円周方向間に第３隙間角度θ３の隙間が確保されている。これにより第４ストッパー１４が形成されている。具体的には、スタッドピン６２から見てＲ２側の第１孔１０１端面との間を第３隙間角度θ３ｐとし、スタッドピン６２から見てＲ１側の第１孔１０１端面との間を第３隙間角度θ３ｎとする。
【００３９】
第２孔１０２内には、弾性部材１０４が配置されている。弾性部材１０４はスタッドピン６２が第１孔１０１に対してＲ２側に移動する際の衝撃を緩和するための部材である。弾性部材１０４は、例えば、ゴムや弾性樹脂材料からなり、具体的には熱可塑性ポリエステルエラストマーからなることが好ましい。弾性部材１０４の形状は概ね円柱形状である。図９に示すように、弾性部材１０４の軸方向長さは、ハブフランジ６の板厚と概ね同じであり、１対のフリクションプレート１１同士の軸方向隙間より小さくなっている。したがって、弾性部材１０４の軸方向内側面と各フリクションプレート１１との間には僅かながらも隙間が確保されるようになっている。また、弾性部材１０４は、第２孔１０２とほぼ同一の形状を有しており、第２孔１０２の壁面に対して僅かな隙間を確保するようになっている。したがって、弾性部材１０４はハブフランジ６に対して軸方向に移動可能となっている。
【００４０】
なお、弾性部材１０４が最も第１孔１０１から離れてＲ２側に移動した状態でも、弾性部材１０４の一部、具体的には当接部１０４ｂは第１孔１０１と第２孔１０２が互いに重なり合った領域に位置している。したがって、スタッドピン６２が第１孔１０１内でＲ２側に移動した際に弾性部材１０４に当接可能である。
【００４１】
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フリクションプレート１１の内周部とリティーニングプレート２２の内周部との間に配置されている。第２摩擦ワッシャー７２は主に樹脂製の本体７４から構成されている。本体７４の摩擦面は、トランスミッション側のフリクションプレート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、リティーニングプレート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とリティーニングプレート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とリティーニングプレート２２との間で圧縮された状態で配置されている。これにより、第２摩擦ワッシャー７２の摩擦面はフリクションプレート１１に強く圧接されている。第１摩擦ワッシャー７９はフランジ５４とリティーニングプレート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を介してリティーニングプレート２２と一体回転可能である。第１摩擦ワッシャー７９とリティーニングプレート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とリティーニングプレート２２の内周部との間で軸方向に圧縮された状態で配置されている。なお、第１コーンスプリング８０の付勢力は第２コーンスプリング７３の付勢力より小さくなるように設計されている。また、第１摩擦ワッシャー７９は第２摩擦ワッシャー７２に比べて摩擦係数が低い材料から構成されている。このため、第１摩擦ワッシャー７９によって発生する摩擦（ヒステリシストルク）は第２摩擦ワッシャー７２で発生する摩擦より大幅に小さくなっている。
【００４２】
クラッチプレート２１の内周部とフランジ５４及びフリクションプレート１１の内周部との間には第３摩擦ワッシャー８５と第４摩擦ワッシャー８６が配置されている。第３摩擦ワッシャー８５及び第４摩擦ワッシャー８６は樹脂製の環状部材である。第３摩擦ワッシャー８５はクラッチプレート２１の内周縁に相対回転不能に係合し、その内周面はボス５２の外周面に摺動可能に当接している。すなわち、クラッチプレート２１は第３摩擦ワッシャー８５を介してボス５２に半径方向の位置決めをされている。第３摩擦ワッシャー８５はフランジ５４に対して軸方向エンジン側から当接している。第４摩擦ワッシャー８６は第３摩擦ワッシャー８５の外周側に配置されている。第４摩擦ワッシャー８６は環状の本体８７と、環状の本体８７から軸方向エンジン側に延びる複数の係合部８８を有している。本体８７は軸方向エンジン側のフリクションプレート１１に当接する摩擦面を有している。係合部８８はクラッチプレート２１に形成された孔内に相対回転不能に係合している。また、係合部８８はクラッチプレート２１の軸方向エンジン側面に当接する爪部を有している。第３摩擦ワッシャー８５と第４摩擦ワッシャー８６は互いに相対回転不能に係合している。なお、第３摩擦ワッシャー８５と第４摩擦ワッシャー８６は別体の部材であり、第４摩擦ワッシャー８６は第３摩擦ワッシャー８５に対して摩擦係数が高い材料から構成されている。
【００４３】
以上に述べた摩擦機構において、第２摩擦ワッシャー７２及び第４摩擦ワッシャー８６とフリクションプレート１１との間に比較的高いヒステリシストルクを発生させる大摩擦機構１３（摩擦機構）が形成されていることになる。さらに、第１摩擦ワッシャー７９及び第３摩擦ワッシャー８５と、フランジ５４との間に低ヒステリシストルクを発生する小摩擦機構１５を形成している。
【００４４】
次に、図１０を用いてクラッチディスク組立体１の構成についてさらに説明する。図１０はクラッチディスク組立体１のダンパー機構としての機械回路図である。この機械回路図は、ダンパー機構における各部材の回転方向の関係を模式的に描いたものである。したがって一体回転する部材は同一の部材として取り扱っている。
【００４５】
図１０から明らかなように、入力回転体２とスプラインハブ３との間にはダンパー部４を構成するための複数の部材が配置されている。ハブフランジ６は入力回転体２とスプラインハブ３との回転方向間に配置されている。ハブフランジ６はスプラインハブ３に第１バネ７を介して回転方向に弾性的に連結されている。また、ハブフランジ６とスプラインハブ３との間には第１ストッパー９が形成されている。第１ストッパー９における第１隙間角度θ１ｐの間で第１バネ７は圧縮可能である。ハブフランジ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、ハブフランジ６と入力回転体２との間には第２ストッパー１０が形成されている。第２ストッパー１０における第４隙間角度θ４ｐの間で第２バネ８は圧縮可能となっている。以上に述べたように、入力回転体２とスプラインハブ３と直列に配置された第１バネ７と第２バネ８とにより回転方向に弾性的に連結されている。ここでは、ハブフランジ６は２種類のバネの間に配置された中間部材として機能している。また、以上に述べた構造は、並列に配置された第１バネ７及び第１ストッパー９からなる第１ダンパーと、並列に配置された第２バネ８と第２ストッパー１０からなる第２ダンパーとが、直列に配置された構造として見ることもできる。第１バネ７全体の剛性は第２バネ８全体の剛性よりはるかに小さく設定されている。そのため、第１隙間角度θ１までの捩り角度の範囲で第２バネ８はほとんど回転方向に圧縮されない。
【００４６】
フリクションプレート１１は、入力回転体２とスプラインハブ３との回転方向間に配置されている。フリクションプレート１１は、スプラインハブ３とハブフランジ６との間で相対回転するように配置されている。フリクションプレート１１は、スプラインハブ３との間に第３ストッパー１２を構成し、ハブフランジ６との間に第４ストッパー１４を構成している。さらに、フリクションプレート１１は、大摩擦機構１３を介して入力回転体２に回転方向に摩擦係合している。以上に述べたフリクションプレート１１は、入力回転体２, スプラインハブ３及びハブフランジ６の間に配置されることで摩擦連結機構５を構成している。
【００４７】
次に、図１０におけるダンパー機構の各隙間角度θ１ｐ〜θ４ｐの関係について説明する。ここで説明する隙間角度は、スプラインハブ３から入力回転体２をＲ２側に見た各角度である。第１ストッパー９における第１隙間角度θ１ｐは第１バネ７が円周方向に圧縮される角度範囲となっており、第２ストッパー１０における第４隙間角度θ４ｐは第２バネ８が回転方向に圧縮される角度範囲となっている。第１隙間角度θ１ｐと第４隙間角度θ４ｐとの合計がクラッチディスク組立体１全体としてのダンパー機構の正側最大捩り角度である。第１隙間角度θ１ｐから第２隙間角度θ２ｐを引いた差をさらに第３隙間角度θ３ｐから引いたものが、捩り特性の正側２段目において微小捩り振動が入力された時に大摩擦機構１３を作動させないための正側２段目隙間角度θACｐとなっている（図１４，図１６を参照すること）。さらに具体的に説明すると、正側２段目隙間角度θACｐは、スタッドピン６２のＲ２側部と第１孔１０１のＲ２側部との間に形成される。正側２段目隙間角度θACｐの大きさはこの実施形態では０．２゜と従来に比べて大幅に小さくなっているが、それより大きくてもよい。
【００４８】
また、図１０に示すように、入力回転体２とスプラインハブ３との間には小摩擦機構１５が設けられている。小摩擦機構１５は入力回転体２とスプラインハブ３が相対回転する際には常に滑りが生じるようになっている。この実施形態では、小摩擦機構１５は主に第１摩擦ワッシャー７９及び第３摩擦ワッシャー８５によって構成されているが、他の部材によって構成されていてもよい。また、小摩擦機構１５で発生するヒステリシストルクは場合によっては最大限低いことが望ましい。
（２）捩じり特性
次に、複数の機械回路図及び捩じり特性線図を用いてクラッチディスク組立体１におけるダンパー機構の動作を詳細に説明する。なお、以下の説明は、図１０の中立状態からスプラインハブ３を入力回転体２に対してＲ２側に捩っていく正側捩じり特性を説明しており、負側捩じり特性については同様であるので説明を省略する。
【００４９】
図１０の中立状態からスプラインハブ３を入力回転体２に対してＲ２側に捩っていく。このとき入力回転体２はスプラインハブ３に対してＲ１側すなわち回転方向駆動側に捩れていくことになる。図１０の状態からスプラインハブ３がＲ２側に例えば３゜捩れると図１１の状態に移行する。この動作時に、第１バネ７がスプラインハブ３とハブフランジ６との間で回転方向に圧縮され、小摩擦機構１５で滑りが生じる。この結果、図１８の捩じり特性線図に示すように、低剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られる。そして、第１ストッパー９と第３ストッパー１２とでそれぞれ隙間角度が３゜小さくなる。図１０の状態からθ２p分だけスプラインハブ３が捩れると、図１２の状態に移行する。この動作時にも第１バネ７がスプラインハブ３とハブフランジ６との間で回転方向に圧縮され、小摩擦機構１５で滑りが生じる。図１２では、第３ストッパー１２においてスプラインハブ３とフリクションプレート１１とが当接し、第１ストッパー９において第１ストッパー９の第１隙間角度θ１ｐから第３ストッパー１２の第２隙間角度θ２ｐを引いた隙間角度が確保されている。さらに図１２の状態からスプラインハブ３がＲ２側に捩れると、ハブフランジ６に対してフリクションプレート１１が回転方向に変位し、大摩擦機構１３で滑りが生じるとともに、スタッドピン６２が孔６９に対してＲ２側に変位する。図１２の状態からスプラインハブ３がＲ２側にθ１ｐ−θ２ｐ分捩れると、図１３の状態に示すように、第１ストッパー９においてスプラインハブ３の外周歯５５がハブフランジ６の内周歯５９に当接する。また、第４ストッパー１４において第１隙間角度θ１ｐから第２隙間角度θ２ｐを引いた差をさらに第３隙間角度θ３ｐから引いた差である正側２段目隙間角度θACｐが形成されている。このとき、図１５及び図１６に示すように、スタッドピン６２は弾性部材１０４に当接して弾性部材１０４を孔６９との間で圧縮している。
【００５０】
図１３の状態からさらにスプラインハブ３がＲ２側に捩れると、図１４の状態に移行する。この動作中に、第１ストッパー９が当接しているため第１バネ７は圧縮されず、ハブフランジ６が第２バネ８を入力回転体２との間で圧縮していく。この時、フリクションプレート１１と入力回転体２との間で滑りが生じることで大摩擦機構１３において摩擦が発生する。この結果、高剛性・高ヒステリシストルクの特性が得られる。なお、この捩り角度２段目においては、ハブフランジ６とフリクションプレート１１はともにスプラインハブ３と一体回転するため、フリクションプレート１１とハブフランジ６との間には正側２段目隙間角度θACｐが維持されている。
【００５１】
図１４に示す状態でエンジンの燃焼変動に起因する微小捩り振動が入力された場合には、第２バネ８が圧縮された状態から伸縮する際に正側２段目隙間角度θACｐ内では大摩擦機構１３において滑りが生じない。すなわち正側２段目隙間角度θACｐは捩り特性正側２段目において微小捩り振動（所定トルク以下であり、その結果捩じり角の小さな振動）に対して大摩擦機構１３で滑りを生じさせない摩擦抑制機構として機能している。したがって、図１９に示すように、捩じり角度θACｐの範囲では、２段目のヒステリシストルクH₂より小さなヒステリシストルクH_ACが得られる。ヒステリシストルクH_ACはヒステリシストルクH₂の１／１０程度であるのが好ましい。
【００５２】
２段目の微小捩じり振動動作時は、ダンパー機構は図１４の状態と図１７の状態間で交互に互いの状態に移行する。つまり、図１７に示す正側ＡＣ角範囲の正側端では第４ストッパー１４においてスタッドピン６２と孔６９が衝突し、図１４に示す正側ＡＣ角範囲の負側端では第３ストッパー１２においてスプラインハブ３の外周歯５５とフリクションプレート１１の内周歯６６が衝突している。より詳細には、図１７ではスタッドピン６２が第１孔１０１のＲ２側に衝突し、図１４では内周歯６６がそのＲ１側の外周歯５５に衝突する。このとき、スタッドピン６２の衝突部分には弾性部材１０４が配置されているため、衝撃が緩和されている。そのため、スタッドピン６２や孔６９に摩耗が生じにくい。この結果、正側２段目の摩擦抑制機構の所定捩じり角度としてのθACｐが大きくなることが抑えられる。
【００５３】
なお、この実施形態では、図１５の状態でスタッドピン６２が弾性部材１０４に当接しており、その結果捩じり角度θACｐの範囲全てにおいて弾性部材１０４が回転方向に圧縮される。そのため、図１８に示すように、捩じり角度θACｐの範囲全てにおいて弾性部材１０４の剛性が現れる。しかし、図１５及び図１６の状態でスタッドピン６２と弾性部材１０４との間に隙間を確保して、捩じり角度θACｐの範囲の一部でのみ弾性部材１０４が圧縮されるようにしてよい。また、図１５及び図１６の状態でスタッドピン６２と弾性部材１０４との隙間を大きく確保して、捩じり角度θACｐの端でのみ弾性部材１０４が圧縮されるようにしてもよい。いずれの場合も、捩じり角度θACｐにおいてスタッドピン６２と孔６９との間における衝撃が緩和される。
【００５４】
なお、前記実施形態では、スタッドピン６２は第１孔１０１に当接するとしたが、当接前に弾性部材１０４が大摩擦機構１３の摩擦抵抗より大きな荷重を発生するように設定してもよい。その場合には、スタッドピン６２がハブフランジ６の孔６９の縁に当接することはない。したがって、捩じり角度θACｐとは、図８の中立位置からスタッドピン６２が実際にハブフランジ６に対してＲ２側に移動できる範囲をいうことになる。
【００５５】
弾性部材１０４は、第２孔１０２に対して固定されていないため、軸方向に移動可能である。したがって、弾性部材１０４が軸方向両側のフリクションプレート１１の一方に摺動しにくい。この結果、弾性部材１０４がヒステリシストルクを発生したり又は摩耗したりする等の不具合は生じにくい。
【００５６】
次に、具体的にクラッチディスク組立体１に各種捩り振動が入力された時の捩り特性の変化について説明する。
車両の前後振動のように振幅の大きな捩り振動が発生すると、捩り特性は正負の２段目間で変動を繰り返す。この時２段目の高ヒステリシストルクによって車両の前後振動は速やかに減衰される。
【００５７】
次に、例えば通常走行時においてエンジンの燃焼変動に起因する微小捩り振動がクラッチディスク組立体１に入力されたとする。この時、スプラインハブ３と入力回転体２とは正側２段目隙間角度θACｐの範囲内で大摩擦機構１３を作用させず相対回転可能である。すなわち捩り特性線図において隙間角度θACｐ範囲内では第２バネ８が作動するが、大摩擦機構１３では滑りが生じない。この結果、走行時ラトル、こもり音の原因となる微小捩り振動を効果的に吸収できる。
（３）他の実施形態
図２０及び図２１に示すように、弾性部材１０４をスタッドピン６２の回転方向両側に設けてもよい。この場合は、孔６９は、第１孔１０１と、その回転方向両側に一体に形成された１対の第２孔１０２とから形成されている。各第２孔１０２には弾性部材１０４が配置されている。弾性部材１０４の形状や弾性部材１０４と第２孔１０２との関係は前記実施形態と同様である。この実施形態では、捩じり特性負側の微小捩じり振動に対する摩擦抑制機構においても衝突部分の衝撃を緩和できる。
【００５８】
図２２に示すように、スタッドピン６２の周囲に弾性部材１０６を巻く構造にしてもよい。この場合は孔１１１の形状は単純な長円又は楕円形状になる。この場合も前記実施形態と同様の効果が得られる。さらに、弾性部材をピンの回転方向片側にのみ設けてもよい。
【００５９】
図２３に示すように、弾性部材１０７を第２孔１０２にモールド成形してもよい。弾性部材を第２孔に対して単に挿入しただけの構造では、部品が小さいため組み付けが困難であり、寸法公差で各部材間の隙間等の設定がばらついて好ましくない部分に隙間が発生したり、さらには弾性部材の剛性がばらつく等の問題が考えられる。弾性部材を第２孔１０２に直接モールドすると上記問題が解決される。
【００６０】
図２４に示すように、スプラインハブ３の外周歯５５とフリクションプレート１１の内周歯６６との間に弾性部材１０８を設けてもよい。図２６においては、弾性部材１０８は内周歯６６のＲ１側面の切欠き６６ａにモールド成形されている。このため、外周歯５５がそのＲ２側の内周歯６６に当接する際の衝撃が緩和される。
【００６１】
弾性部材は、外周歯５５側に設けられていてもよいし、外周歯５５とそのＲ１側の内周歯６６との間に設けられていてもよい。
スプラインハブ３の外周歯５５とフリクションプレート１１の内周歯６６との間に弾性部材を設ける実施形態は、ピンとハブフランジの孔との間に弾性部材を設ける実施形態と組みあわせてもよいし、本実施形態単独であってもよい。
【００６２】
以上に述べた各実施形態は、単独で用いることも可能であり、必要に応じて適宜組みあわせて用いることも可能である。
さらに、ピン、第１孔、第２孔及び弾性部材の形状は、前記実施形態に限定されない。
【００６３】
本発明に係るダンパー機構は、クラッチディスク組立体以外にも採用可能である。例えば、２つのフライホイールを回転方向に弾性的に連結するダンパー機構等である。
【００６４】
【発明の効果】
本発明に係るダンパー機構では、所定角度の範囲内では摩擦機構が作動しないため、所定角度範囲内の端ではエンジンの燃焼変動によって部材間の衝突が生じうる。しかし、弾性部材を設けることで互いに当接する部材の衝撃を緩和しているため、部材の摩耗が少なくなり、所定角度が大きくなることが抑えられる。
【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概略図。
【図２】クラッチディスク組立体の平面図。
【図３】図１の部分拡大図。
【図４】図１の部分拡大図。
【図５】各部分の捩り角度を説明するための平面図。
【図６】各部分の捩り角度を説明するための平面図。
【図７】各部分の捩り角度を説明するための平面図。
【図８】ピンとハブフランジの孔の関係を示す平面図。
【図９】図８のIX-IX断面図。
【図１０】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機械回路図。
【図１１】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機械回路図。
【図１２】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機械回路図。
【図１３】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機械回路図。
【図１４】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機械回路図。
【図１５】図１４の状態における各部品の位置を説明するための平面図。
【図１６】図１５の部分拡大図であり、図８に対応する図。
【図１７】クラッチディスク組立体のダンパー機構の機械回路図。
【図１８】ダンパー機構の捩じり特性線図。
【図１９】図１８の部分拡大図。
【図２０】他の実施形態において、ピンとハブフランジの孔の関係を示す平面図。
【図２１】図２２のXXIII-XXIII断面図。
【図２２】他の実施形態において、ピンとハブフランジの孔の関係を示す平面図。
【図２３】他の実施形態において、ピンとハブフランジの孔の関係を示す平面図。
【図２４】他の実施形態において、スプラインハブとフリクションプレートの関係を示す平面図。
【符号の説明】
１クラッチディスク組立体
２入力回転体
３スプラインハブ（第４部材）
４ダンパー部
５摩擦連結機構
６ハブフランジ（第１部材）
８第２バネ（ばね部材）
１１フリクションプレート（第３部材）
１３大摩擦機構（摩擦機構）
６２ピン（第２部材）
６９孔
１０１第１孔
１０２第２孔
１０４弾性部材
θACｐ正側２段目隙間角度（摩擦抑制機構）

Claims

第１回転体と、
前記第１回転体と相対回転可能に配置された第２回転体と、
前記第１回転体と前記第２回転体とを回転方向に弾性的に連結するためのダンパー部と、
前記第１回転体と前記第２回転体が相対回転するときに摩擦を発生可能な摩擦機構と、
所定角度範囲内で前記摩擦機構を作動させないための摩擦抑制機構と、
前記所定角度の端で互いに当接する部材の衝撃を緩和するための弾性部材と、を備え、
前記摩擦抑制機構は、孔が形成された板状の第１部材と、前記孔内に回転方向に移動可能に配置された第２部材とを有しており、
前記孔は、前記第２部材が配置される第１孔と、前記第１孔と回転方向に連通する第２孔と、を有しており、
前記弾性部材は、前記第２孔内に保持されており、
前記第２部材が前記第２孔側の前記第１孔の縁に当接した状態では、前記弾性部材は、軸方向からの平面視において前記第２部材および第２孔の縁に囲まれ、前記第２部材と前記第２孔の縁との回転方向間で圧縮されている、
ダンパー機構。
前記第２孔は、前記第１孔よりも半径方向寸法が小さい、
請求項１に記載のダンパー機構。
前記第２部材の半径方向寸法は、前記第２孔の半径方向寸法よりも大きい、
請求項１または２に記載のダンパー機構。