捩り振動減衰装置
【課題】同一の剛性を有する１種類の弾性部材を用いて正側と負側とで捩り剛性を変更できるようにして、製造コストが増大するのを防止することができる捩り振動減衰装置を提供すること。
【解決手段】捩り振動減衰装置１は、ハブプレート５の収容孔７Ａが、コイルスプリング４の一端部を支持するスプリングシート８が当接し、半径方向中心軸Ｌに対して鈍角に傾斜する正側側面７ａと、コイルスプリング４の他端部を支持するスプリングシート９が当接し、正側側面７ａに対して半径方向外方に位置して半径方向中心軸Ｌに対して鋭角に傾斜する負側側面７ｂとを備えることにより、コイルスプリング４を半径方向に傾斜して収容するように構成される。
【解決手段】捩り振動減衰装置１は、ハブプレート５の収容孔７Ａが、コイルスプリング４の一端部を支持するスプリングシート８が当接し、半径方向中心軸Ｌに対して鈍角に傾斜する正側側面７ａと、コイルスプリング４の他端部を支持するスプリングシート９が当接し、正側側面７ａに対して半径方向外方に位置して半径方向中心軸Ｌに対して鋭角に傾斜する負側側面７ｂとを備えることにより、コイルスプリング４を半径方向に傾斜して収容するように構成される。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、捩り振動減衰装置に関し、特に、車両の内燃機関と駆動伝達装置との間に介装され、第１の回転部材と第２の回転部材との間で捩り振動を吸収しつつトルクが伝達されるように第１の回転部材と第２の回転部材とを弾性部材を介して相対回転自在に連結した捩り振動減衰装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来から内燃機関と変速歯車組を有する駆動伝達装置とを連結して内燃機関からの回転トルクを伝達するとともに、内燃機関と駆動伝達装置との間の捩り振動を吸収する捩り振動減衰装置が知られている。
【０００３】
この捩り振動減衰装置は、例えば、変速歯車組を有する駆動伝達装置（以下、トランスミッションという）の入力軸に連結される第１の回転部材と、内燃機関側のフライホイールに締結および解放される第２の回転部材と、第１の回転部材および第２の回転部材を円周方向に弾性的に連結する弾性部材とを備えている（例えば、特許文献１参照）。
【０００４】
第１の回転部材は、トランスミッションの入力軸に回転不能にかつ軸線方向に移動可能に連結されたハブプレートから構成されており、第２の回転部材は、クラッチディスクの半径方向に内方に位置し、ハブプレートを挟んで入力軸の軸線方向に対向する一対のディスクプレートから構成されている。
【０００５】
ハブプレートは、入力軸にスプライン係合する筒状のボスおよびボスから半径方向外方に広がる円板状のフランジを有している。また、弾性部材は、単独のコイルスプリングから構成されており、コイルスプリングは、フランジに形成された窓孔内に収容されて円周方向両端部が支持されているとともに、一対のディスクプレートに形成された窓孔に円周方向両端部が支持されている。
【０００６】
このような構成を有する捩り振動減衰装置にあっては、クラッチディスクおよび一対のディスクプレートとハブプレートとが相対回転すると、コイルスプリングがクラッチディスクおよび一対のディスクプレートとハブプレートとの間で円周方向に圧縮されることにより、ディスクプレートからハブプレートに入力される捩り振動をコイルスプリングによって、吸収・減衰するようになっている。
【０００７】
ところで、捩り振動によって発生するトランスミッション側の騒音としては、車両の加減速中に、内燃機関のトルク変動による回転変動を起振源とした捩り振動や、駆動伝達装置の捩り共振によって変速歯車組の空転歯車対が衝突して生じるジャラジャラという異音、所謂、ジャラ音が知られている。
【０００８】
ところで、捩り振動減衰装置の捩り剛性においては、正側（加速側）と負側（減速側） とで、異なる捩り剛性を実現することが望まれている。具体的には、正側では高剛性が好ましく、負側では低剛性が好ましい。
【０００９】
図２３は、減速時の内燃機関の回転変動を示す図である。図２３に示すように、減速時の内燃機関の回転変動（ｄＢ）は、内燃機関の高回転領域で大きくなっており、高回転域において内燃機関の回転変動によってトランスミッション（Ｔ／Ｍ）の回転変動が大きくなると、ジャラ音が発生してしまうため、トランスミッションの回転変動レベルを目標回転変動レベル以下にする必要がある。
【００１０】
このため、図２４に示すように、捩り振動減衰装置の捩り剛性を小さくすることにより、減速時にトランスミッションの共振周波数を低回転領域側にずらして内燃機関の回転変動が大きい高回転領域で弾性部材の剛性、すなわち、捩り振動減衰装置の捩り剛性を低剛性にすることにより、減衰力を大きくして捩り振動を抑制する必要がある。
【００１１】
具体的には、弾性部材の剛性をｋとし、トランスミッションの慣性モーメントをＩとすると、捩り共振周波数ｆは、式（６）のようになり、弾性部材の剛性に比例することになる。
【数１】
このため、弾性部材の剛性を小さくすると、共振周波数が低周波数側に移行し、ジャラ音の発生領域となる内燃機関の高回転領域で減衰力を大きくすることができ、ジャラ音を抑制することができる。
【００１２】
ところが、図２５に示すように、加速側では内燃機関の回転変動は、内燃機関の低速回転領域で大きくなっているため、弾性部材の剛性を小さくすると、トランスミッションの捩り共振を通過したときに内燃機関の回転変動がトランスミッションで増幅されてしまい、内燃機関の低回転領域でジャラ音が発生してしまうことになる。
【００１３】
このため、加速時と減速時とにおいて、捩り振動減衰装置の捩り剛性を最適に設定し、ジャラ音が発生するのを抑制する必要がある。
【００１４】
従来、加速時の捩り振動減衰装置の捩り剛性を高剛性とし、減速側の捩り剛性を低剛性にした捩り振動減衰装置としては、特許文献２に記載されるものが知られている（例えば、特許文献２参照）。
【００１５】
この捩り振動減衰装置は、軸方向に対向して互いに固定された一対の第１の円板状部材と、一対の第１の円板状部材の間に、一対の第１の円板状部材に相対回転可能に配置された第２の円板状部材と、第１の円板状部材と第２の円板状部材を円周方向に弾性的に連結し、捩れ特性の正側において高剛性を実現するための複数の第１の弾性部材と、第１の円板状部材と第２の円板状部材を円周方向に弾性的に連結して第１の弾性部材に対して円周方向に並んで配置され、捩れ特性の負側において低剛性を実現するための複数の第２の弾性部材とを備えている。
【００１６】
この捩り振動減衰装置にあっては、捩れ特性の正側（加速側）で第１の円板部材と第２の円板部材との捩れ角が小さい領域では、高剛性の第１の弾性部材のみが圧縮されて低剛性の捩り剛性となり、第１の円板部材と第２の円板部材との捩れ角が大きい領域では第１の弾性部材の低剛性の第２の弾性部材とが圧縮されて高剛性の捩れ特性となる。
【００１７】
また、捩れ特性の負側（減速側）で第１の円板部材と第２の円板部材との捩れ角が小さい領域にあっては、低剛性の第２の弾性部材のみが圧縮されて加速側に比べて低剛性の捩れ特性となり、第１の円板部材と第２の円板部材との捩れ角が大きい領域では高剛性の第１の弾性部材と低剛性の第２の弾性部材とが圧縮されて高剛性の捩れ特性となる。
【００１８】
この結果、捩れ特性の正側では捩れ特性を高剛性にして捩り共振周波数通過時の回転速度変動を抑えることができ、捩れ特性の負側では捩れ特性を低剛性にして全体にわたって良好な減衰効果を得ることができる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【００１９】
【特許文献１】特開２００９−１７４７２０号公報
【特許文献２】特開２００４−６０８８２号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【００２０】
しかしながら、このような従来の捩り振動減衰装置にあっては、剛性の異なる第１の弾性部材と第２の弾性部材とが必要になってしまうため、捩り振動減衰装置の製造コストが増大してしまうという問題があった。
【００２１】
本発明は、上述のような従来の問題を解決するためになされたもので、同一の剛性を有する１種類の弾性部材を用いて正側と負側とで捩り剛性を変更できるようにして、製造コストが増大するのを防止することができる捩り振動減衰装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００２２】
本発明に係る捩り振動減衰装置は、上記目的を達成するため、（１）円周方向に離隔する複数の収容孔を有する第１の回転部材と、前記第１の回転部材と同軸上で前記第１の回転部材に対して相対回転自在に設けられ、前記収容孔に対向する位置に窓孔が形成された第２の回転部材と、前記収容孔および前記窓孔に取付けられ、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材とが相対回転しない中立位置から前記第１の回転部材が前記第２の回転部材に対して正側の円周方向に相対回転した場合と、負側の円周方向に相対回転した場合とで弾性変形することにより、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間でトルクを伝達する弾性部材と、前記弾性部材の一端部を支持する第１の支持部材および前記弾性部材の他端部を支持する第２の支持部材とを備えた捩り振動減衰装置であって、前記収容孔は、前記第１の支持部材が当接し、前記第１の回転部材の半径方向中心軸に対して鈍角に傾斜する正側側面と、前記第２の支持部材が当接し、前記正側側面に対して前記半径方向外方に位置して前記半径方向中心軸に対して鋭角に傾斜する負側側面とを備えることにより、前記弾性部材を前記半径方向に傾斜して収容するように構成され、前記窓孔は、前記第１の支持部材が当接する円周方向の一端部と、前記第２の支持部材が当接し、前記円周方向の一端部に対して前記半径方向外方に位置する円周方向の他端部とを備えることにより、前記弾性部材を前記半径方向に傾斜して収容するように構成され、前記第１の支持部材および前記第２の支持部材がそれぞれ前記正側側面および前記負側側面に対して前記半径方向に移動自在であるものから構成されている。
【００２３】
この捩り振動減衰装置は、第１の回転部材の収容孔が、弾性部材の一端部を支持する第１の支持部材が当接し、第１の回転部材の半径方向中心軸に対して鈍角に傾斜する正側側面と、弾性部材の他端部を支持する第２の支持部材が当接し、正側側面に対して半径方向外方に位置して半径方向中心軸に対して鋭角に傾斜する負側側面とを備えることにより、弾性部材を半径方向に傾斜して収容するように構成されるので、第１の回転部材の回転中心軸から半径方向外方に設けられた第２の支持部材までの作用点半径が、第１の回転部材の回転中心軸から半径方向内方に設けられた第１の支持部材までの作用点半径よりも大きくなる。
【００２４】
このため、中立位置から第１の回転部材が第２の回転部材に対して相対回転したときに、半径方向内方に設けられた第１の支持部材が一定角度変位した場合と半径方向外方に設けられた第２の支持部材が一定角度変位した場合とにおいて、第２の支持部材の変位量が大きくなる。
【００２５】
このため、第１の回転部材が第２の回転部材に対して負側に捩れるときには、第１の回転部材と第２の回転部材との間に作用する伝達トルクの作用点が半径方向外方、すなわち、弾性部材の他端部を支持する第２の支持部材になり、第１の回転部材の回転中心軸から第２の支持部材までの作用点半径が大きくなる。
【００２６】
このときの弾性部材の単位捩れ角当たりの変位量は、作用点半径が半径方向内方にある場合よりも大きくなり、弾性部材の剛性、すなわち、振動減衰装置の捩り剛性が小さくなる。
【００２７】
一方、第１の回転部材が第２の回転部材に対して正側に捩れるときに、第１の回転部材と第２の回転部材との間に作用する伝達トルクの作用点が半径方向内方、すなわち、弾性部材の一端部を支持する第１の支持部材になるため、第１の回転部材の回転中心軸から第１の支持部材までの作用点半径が小さくなり、弾性部材の単位捩れ角当たりの変位量は、作用点半径が外方にある場合よりも小さくなり、弾性部材の剛性が負側に比べて大きくなる。
【００２８】
このため、第１の回転部材が第２の回転部材に対して正側に捩れたときと負側に捩れたときとで、振動減衰装置の捩り剛性を変えることができる。
【００２９】
また、正側側面が半径方向中心軸に対して鈍角に傾斜するため、第１の回転部材が第２の回転部材に対して正側に捩れたときに、捩れ角が大きくなるにつれて第１の支持部材を介して弾性部材の一端部が正側側面に対して半径方向外方に移動し、第１の回転部材の回転中心軸から第１の支持部材までの作用点半径が大きくなる。
【００３０】
このため、第１の回転部材と第２の回転部材との捩れ角が大きくなるにつれて単位捩れ角当たりの弾性部材の変位量が大きくなり、弾性部材の剛性が小さくなる。したがって、捩り振動減衰装置に入力されるトルクが小さく、第１の回転部材と第２の回転部材との捩れ角が小さいときには、弾性部材が高剛性となる。
【００３１】
また、捩り振動減衰装置に入力されるトルクが大きく、第１の回転部材と第２の回転部材との捩れ角が大きいときには、弾性部材の単位捩れ角当たりの変位量が大きくなり、弾性部材が低剛性となる。
【００３２】
このように正側と負側で弾性部材の剛性の大きさを変えることができるため、例えば、捩り振動減衰装置を内燃機関と変速歯車組を有する駆動伝達装置の間に介装した場合には、第１の回転部材が第２の回転部材に対して負側に捩れる減速時に、弾性部材の剛性を全体的に小さくすることができるため、ジャラ音の発生を抑制することができる。
【００３３】
また、第１の回転部材が第２の回転部材に対して正側に捩れる加速時において、弾性部材の単位捩れ角当たりの剛性を捩り振動減衰装置の捩れ角に応じて変更することができる。このため、捩り振動減衰装置の捩り剛性に応じて設定される駆動伝達装置の捩り共振周波数を内燃機関の回転数に応じて変更することができ、捩り振動減衰装置の現在の使用回転域に対して内燃機関の捩り共振周波数が発生する回転領域をずらすことができる。
【００３４】
このため、内燃機関の回転変動を減衰することができ、加速時にジャラ音が発生するのを抑制することができる。
【００３５】
このように同一の剛性を有する１種類の弾性部材を用いて正側と負側とで捩り振動減衰装置の捩り剛性を変更できるので、捩り振動減衰装置の製造コストが増大するのを防止することができる。
上記（１）の捩り振動減衰装置において、（２）前記第１の回転部材および前記第２の回転部材が前記中立位置にあるときに、前記窓孔の前記半径方向の内端面と前記第１の支持部材とが接触するとともに、前記窓孔の前記半径方向の外端面と前記第１の支持部材との間に隙間が形成され、前記窓孔の前記半径方向の外端面と前記第２の支持部材とが接触するとともに、前記窓孔の前記半径方向の内端面と前記第２の支持部材との間に隙間が形成されるものから構成されている。
【００３６】
この捩り振動減衰装置は、第１の回転部材および第２の回転部材が中立位置にあるときに、窓孔の半径方向の内端面と第１の支持部材とが接触するとともに、窓孔の半径方向の外端面と第１の支持部材との間に隙間が形成されるので、第１の回転部材が第２の回転部材に対して正側に捩れ、収容孔の正側側面と窓孔の他端部との間で弾性部材が圧縮されるときに、弾性部材の一端部が鈍角に形成された正側側面に沿って半径方向外方に移動する。
【００３７】
このとき、窓孔の半径方向の外端面と第１の支持部材との間の隙間の範囲だけ弾性部材が半径方向外方に移動するのを許容することができ、第１の回転部材および第２の回転部材を円滑に相対回転させることができる。
【００３８】
また、第１の回転部材と第２の回転部材との捩れ角が大きくなるにつれて弾性部材の一端部の作用点半径を大きくすることができ、第１の回転部材と第２の回転部材との捩れ角が大きくなるにつれて単位捩れ角当たりの弾性部材の変位量を大きくして弾性部材の剛性を小さくすることができる。
【００３９】
また、窓孔の半径方向の外端面と第２の支持部材とが接触するとともに、窓孔の半径方向の内端面と第２の支持部材との間に隙間が形成されるので、第１の回転部材が第２の回転部材に対して負側に捩れ、収容孔の負側側面と窓孔の一端部との間で弾性部材が圧縮されるときに、弾性部材の他端部が鋭角に形成された負側側面に沿って半径方向内方に移動する。このため、第１の回転部材と第２の回転部材とを円滑に相対回転させることができる。
【００４０】
上記（１）または（２）の捩り振動減衰装置において、（３）前記第１の支持部材が前記正側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第１の嵌合部を有し、前記第２の支持部材が前記負側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第２の嵌合部を有するものから構成されている。
【００４１】
この捩り振動減衰装置は、第１の支持部材が正側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第１の嵌合部を有するので、第１の支持部材を正側側面に沿って半径方向に円滑に移動させることができる。
また、第２の支持部材が負側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第２の嵌合部を有するので、第２の支持部材を負側側面に沿って半径方向に円滑に移動させることができる。
【００４２】
上記（１）〜（３）の捩り振動減衰装置において、（４）前記第１の支持部材および前記第２の支持部材が、前記収容孔の正側側面と前記窓孔の一端部または前記収容孔の負側側面と前記窓孔の他端部に当接する第１の分割体および前記第１の分割体に対して回動自在に設けられ、前記弾性部材の一端部または他端部を支持する第２の分割体を備えている。
【００４３】
この捩り振動減衰装置は、第１の回転部材が第２の回転部材に対して正側および負側に捩れたときに、第２の分割体が第１の分割体に対して回動することにより、第１の保持部材および第２の保持部材の姿勢が変化するのを吸収することができる。このため、収容孔内に傾斜して配列された弾性部材および第２の回転部材に傾斜して形成された窓孔内に位置する弾性部材が屈曲するのを抑制することができる。
【００４４】
上記（１）〜（４）の捩り振動減衰装置において、（５）前記第１の回転部材の内周部に車両の駆動伝達装置の入力軸が嵌合され、前記第２の回転部材が、前記第１の回転部材の軸線方向両側に配置され、互いに連結されて一体回転自在な一対のディスクプレートを備え、前記一対のディスクプレートに内燃機関の回転トルクが伝達されるものから構成されている。
【００４５】
この捩り振動減衰装置は、第１の回転部材が第２の回転部材に対して負側に捩れる減速時に、弾性部材の剛性を全体的に小さくすることができるため、ジャラ音の発生を抑制することができる。
【００４６】
また、第１の回転部材が第２の回転部材に対して正側に捩れる加速時において、弾性部材の単位捩れ角当たりの剛性を捩り振動減衰装置の捩れ角に応じて変更することができる。このため、捩り振動減衰装置の捩り剛性に応じて設定される駆動伝達装置の捩り共振周波数を内燃機関の回転数に応じて変更することができ、捩り振動減衰装置の現在の使用回転域に対して内燃機関の捩り共振周波数が発生する回転領域をずらすことができる。
【００４７】
上記（５）の捩り振動減衰装置において、（６）前記車両の加速時に前記第１の回転部材が前記第２の回転部材に対して正側に捩れ、前記車両の減速時に前記第１の回転部材が前記第２の回転部材に対して負側に捩れるものから構成されている。
【００４８】
この捩り振動減衰装置は、第１の回転部材が第２の回転部材に対して正側に捩れたときと負側に捩れたときとで、振動減衰装置の捩り剛性を変更して正側と負側とにおいてジャラ音の発生を抑制することができる。
【発明の効果】
【００４９】
本発明によれば、同一の剛性を有する１種類の弾性部材を用いて正側と負側とで捩り剛性を変更できるようにして、製造コストが増大するのを防止することができる捩り振動減衰装置を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【００５０】
【図１】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、捩り振動減衰装置の正面図である。
【図２】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、図１のＡ−Ａ方向矢視断面図である。
【図３】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、図１のコイルスプリング部分の拡大図である。
【図４】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、一方のスプリングシートの側面図、（ｂ）は、同図（ａ）のＣ方向矢視図、（ｃ）は、同図（ｂ）のＤ−Ｄ方向矢視断面図である。
【図５】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、他方のスプリングシートの側面図、（ｂ）は、同図（ａ）のＥ方向矢視図、（ｃ）は、同図（ｂ）のＦ−Ｆ方向矢視断面図である。
【図６】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、コイルスプリングの作用点半径が半径方向内方にあるときと半径方向外方にあるときの単位捩れ角度当たりのコイルスプリングの変位量を示す模式図である。
【図７】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、ハブプレートがディスクプレートに対して正側に捩れた状態を示す捩り振動減衰装置の正面図である。
【図８】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、図６のコイルスプリング部分の拡大図である。
【図９】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、図７の状態からハブプレートがディスクプレートに対してさらに正側に捩れたときのコイルスプリング部分の拡大図である。
【図１０】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、ハブプレートがディスクプレートに対して負側に捩れた状態を示す捩り振動減衰装置の正面図である。
【図１１】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、図９のコイルスプリング部分の拡大図である。
【図１２】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、図１０の状態からハブプレートがディスクプレートに対してさらに負側に捩れたときのコイルスプリング部分の拡大図である。
【図１３】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、ハブプレートがディスクプレートに対して正側に捩れたときのコイルスプリングの作用点半径と単位捩れ角度当たりのコイルスプリングの変量を示す図である。
【図１４】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、ハブプレートがディスクプレートに対して負側に捩れたときのコイルスプリングの作用点半径と単位捩れ角度当たりのコイルスプリングの変量を示す図である。
【図１５】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、捩り振動減衰装置の捩れ角と伝達トルクとの関係を示す捩れ特性図である。
【図１６】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、減速時のエンジン回転数（ｒｐｍ）とエンジンおよびトランスミッションの回転変動（ｄＢ）との関係を示す図である。
【図１７】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、減速時のエンジン回転数（ｒｐｍ）と、エンジンおよびトランスミッションの回転変動（ｄＢ）と、エンジントルクとの関係を示す図である。
【図１８】本発明に係る捩り振動減衰装置の第２の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、一方のスプリングシートの側面図、（ｂ）は、同図（ａ）のＧ方向矢視図、（ｃ）は、同図（ｂ）のＨ−Ｈ方向矢視断面図である。
【図１９】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、他方のスプリングシートの側面図、（ｂ）は、同図（ａ）のＩ方向矢視図、（ｃ）は、同図（ｂ）のＪ−Ｊ方向矢視断面図である。
【図２０】本発明に係る捩り振動減衰装置の第２の実施の形態を示す図であり、ハブプレートおよびハブプレートが中立位置にあるときのコイルスプリングの状態を示す図である。
【図２１】本発明に係る捩り振動減衰装置の第２の実施の形態を示す図であり、ハブプレートがディスクプレートに対して正側に捩れたときのコイルスプリングの状態を示す図である。
【図２２】本発明に係る捩り振動減衰装置の第２の実施の形態を示す図であり、ハブプレートがディスクプレートに対して負側に捩れたときのコイルスプリングの状態を示す図である。
【図２３】減速時のエンジン回転数（ｒｐｍ）とエンジンおよびトランスミッションの回転変動（ｄＢ）との関係を示す図である。
【図２４】捩れ剛性を小さくしたときの減速時のエンジン回転数（ｒｐｍ）とエンジンおよびトランスミッションの回転変動（ｄＢ）との関係を示す図である。
【図２５】捩れ剛性を小さくしたときの加速時のエンジン回転数（ｒｐｍ）とエンジンおよびトランスミッションの回転変動（ｄＢ）との関係を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００５１】
（第１の実施の形態）
図１〜図１７は、本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図である。
まず、構成を説明する。
図１、図２において、捩り振動減衰装置１は、第１の回転部材２と、第１の回転部材２と同一軸線上に設けられ、第１の回転部材２に対して相対回転自在に設けられた第２の回転部材３とを備えている。
【００５２】
第２の回転部材３には内燃機関である図示しないエンジンからの回転トルク（エンジントルク）が入力されるようになっており、第１の回転部材２は、第２の回転部材３から入力されるエンジントルクを、変速歯車組を有するトランスミッション等の駆動伝達装置に伝達するようになっている。
【００５３】
第１の回転部材２と第２の回転部材３との間には弾性部材としての複数のコイルスプリング４が設けられており、コイルスプリング４は、第１の回転部材２と第２の回転部材３が相対回転したときに第１の回転部材２の円周方向に圧縮されるようになっている。
【００５４】
第１の回転部材２は、ハブプレート５から構成されており、このハブプレート５は、トランスミッションの入力軸３１がスプライン嵌合されるスプライン部６ａを内周面に有するボス６と、ボス６から半径方向外方に延在し、切欠きからなる収容孔７Ａを介して円周方向に離隔する複数の突出部７とを備えている。したがって、収容孔７Ａも円周方向に離隔している。
【００５５】
ハブプレート５の収容孔７Ａにはコイルスプリング４が取付けられており、コイルスプリング４の一端部は、第１の支持部材としてのスプリングシート８を介して突出部７の円周方向一側面に当接しているとともに、コイルスプリング４の他端部は、第２の支持部材としてのスプリングシート９を介して突出部７の円周方向他側面に当接している。
【００５６】
すなわち、コイルスプリング４は、スプリングシート８、９を介して突出部７の円周方向一側面および他側面に当接するようにして収容孔７Ａに装着されている。以後、突出部Ａの円周方向一側面を正側側面７ａとし、円周方向他側面を負側側面７ｂとする。
【００５７】
図３に示すように、突出部７の正側側面７ａにはスプリングシート８が当接しており、正側側面７ａは、ハブプレート５の半径方向中心軸Ｌに対して鈍角（θ１）に傾斜している。突出部７の負側側面７ｂにはスプリングシート９が当接しており、負側側面７ｂは、ハブプレート５の半径方向中心軸Ｌに対して鋭角（θ２）に傾斜している。
【００５８】
また、負側側面７ｂは、正側側面７ａに対して半径方向外方に位置しており、コイルスプリング４は、ハブプレート５の半径方向に傾斜して収容孔７Ａに取付けられている。
【００５９】
図３、図４に示すように、スプリングシート８は、コイルスプリング４の一端部が当接する当接面８ａおよび当接面８ａからコイルスプリング４の内方に突出する突起８ｂを有する支持体８Ａと、支持体８Ａの背面に支持体８Ａと一体的に設けられ、正側側面７ａの周縁に摺動自在に嵌合された第１の嵌合部としての嵌合部８ｃを有する四角形状の本体８Ｂとを備えている。
【００６０】
このため、コイルスプリング４の一端部は、スプリングシート８を介して正側側面７ａの半径方向に摺動自在となっている。
【００６１】
また、図３、図５に示すように、スプリングシート９は、コイルスプリング４の他端部が当接する当接面９ａおよび当接面９ａからコイルスプリング４の内方に突出する突起９ｂを有する支持体９Ａと、支持体９Ａの背面に支持体９Ａと一体的に設けられ、負側側面７ｂの周縁に摺動自在に嵌合された第２の嵌合部としての嵌合部９ｃを有する四角形状の本体９Ｂとを備えている。
【００６２】
このため、コイルスプリング４の他端部は、スプリングシート９を介して負側側面７ｂの半径方向に摺動自在となっている。
【００６３】
また、図１、図３において、突出部７の正側側面７ａの半径方向外方には負側側面７ｂに向かって突出する突部７ｃが形成されており、スプリングシート８は、半径方向外方に移動したときに突部７ｃに当接することにより、半径方向外方への移動が規制される。
【００６４】
また、突出部７の負側側面７ｂの半径方向外方には正側側面７ａに向かって突出する突部７ｄが形成されており、スプリングシート９は、半径方向外方に移動したときに突部７ｄに当接することにより、半径方向外方への移動が規制される。
【００６５】
また、突部７ｃの半径方向長さは、突部７ｄの半径方向長さよりも大きくなっているため、正側側面７ａは、負側側面７ｂの半径方向内方に形成されることになる。
【００６６】
図１、図２に示すように、第２の回転部材３は、一対のディスクプレート１０、１１およびクラッチディスク１２から構成されている。ディスクプレート１０、１１は、ハブプレート５を挟み込むようにしてハブプレート５の軸線方向両側に対向しており、ハブプレート５と同軸上で、ハブプレート５と相対回転自在に設けられている。
【００６７】
ディスクプレート１０、１１は、ディスクプレート１０、１１の外周側がリベット１３によって連結されており、クラッチディスク１２は、リベット１３によってディスクプレート１０に連結されている。
【００６８】
また、ディスクプレート１０、１１には収容孔７Ａに軸線方向で対向する位置に窓孔１０Ａ、１１Ａが形成されており、コイルスプリング４は、窓孔１０Ａ、１１Ａに取付けられている。
窓孔１０Ａ、１１Ａは、半径方向外方、半径方向内方および円周方向両端部が閉止端となっている。
【００６９】
図１、図３に示すように、窓孔１０Ａ、１１Ａの円周方向の一端部１０ａ、１１ａにはスプリングシート８の支持体８Ａの背面が当接しているとともに、窓孔１０Ａ、１１Ａの円周方向の他端部１０ｂ、１１ｂにはスプリングシート９の支持体９Ａの背面が当接しており、窓孔１０Ａ、１１Ａの他端部１０ｂ、１１ｂは、窓孔１０Ａ、１１Ａの一端部１０ａ、１１ａに対してハブプレート５の半径方向外方に位置するように傾斜している。
【００７０】
窓孔１０Ａ、１１Ａは、窓孔１０Ａ、１１Ａの半径方向外方の縁に沿って円周方向に延在する外側支持片１０ｃ、１１ｃおよび窓孔１０Ａ、１１Ａの半径方向内方の縁に沿って円周方向に延在する内側支持片１０ｄ、１１ｄを備えており、この外側支持片１０ｃ、１１ｃおよび内側支持片１０ｄ、１１ｄは、ディスクプレート１０、１１の表面から軸線方向外方に突出している。なお、図３では、説明の便宜上、外側支持片１１ｃおよび内側支持片１１ｄを省略している。
【００７１】
この外側支持片１０ｃ、１１ｃおよび窓孔１０Ａ、１１Ａとの間に形成される半径方向の隙間は、コイルスプリング４の延在方向と直交する厚さよりも小さくなっており、コイルスプリング４は、外側支持片１０ｃ、１１ｃおよび窓孔１０Ａ、１１Ａに支持されて収容孔７Ａおよび窓孔１０Ａ、１１Ａから抜け出ないようになっている。
【００７２】
なお、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との円周方向は同一方向であるため、円周方向とはハブプレート５とディスクプレート１０、１１とのいずれの円周方向であってもよい。また、軸線方向とは、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１の回転中心軸、すなわち、入力軸３１の回転中心軸と同方向である。
【００７３】
また、クラッチディスク１２は、ディスクプレート１０の半径方向外方に設けられており、クッショニングプレート１４および摩擦材１５ａ、１５ｂを備えている。クッショニングプレート１４は、厚み方向に波打つリング状の部材から構成されており、リベット１３によってディスクプレート１０に固定されている。
【００７４】
摩擦材１５ａ、１５ｂは、クッショニングプレート１４の両面にリベット１６によって固定されており、この摩擦材１５ａ、１５ｂは、エンジンのクランクシャフトに固定された図示しないフライホイールとフライホイールにボルト固定されたクラッチカバーのプレッシャプレートとの間に位置している。
【００７５】
そして、摩擦材１５ａ、１５ｂがプレッシャプレートに押圧されてフライホイールとプレッシャプレートに摩擦係合することで、エンジントルクがディスクプレート１０、１１に入力される。
【００７６】
また、図示しないクラッチペダルが踏み込まれると、プレッシャプレートが摩擦材１５ａ、１５ｂを押圧するのを解除し、摩擦材１５ａ、１５ｂがフライホイールから離隔することで、エンジントルクがディスクプレート１０、１１に入力されない。
【００７７】
また、窓孔１０Ａ、１１Ａの半径方向の幅は、コイルスプリング４の厚さおよびスプリングシート８、９の支持体８Ａ、９Ａの直径よりも大きくなっており、スプリングシート８、９は、窓孔１０Ａ、１１Ａの一端部１０ａ、１１ａおよび他端部１０ｂ、１１ｂに対して半径方向に移動自在となっている。
【００７８】
また、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１とが相対回転していない中立位置にあるときに、窓孔１０Ａ、１１Ａの半径方向の内端面（以下、内端面という）１０ｅ、１１ｅとスプリングシート８とが接触するとともに、窓孔１０Ａ、１１Ａの半径方向外端面（以下、外端面という）１０ｆ、１１ｆとスプリングシート８との間に隙間が形成されている。
また、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１とが相対回転していない中立位置にあるときに、窓孔１０Ａ、１１Ａの外端面１０ｆ、１１ｆとスプリングシート９とが接触するとともに、窓孔１０Ａ、１１Ａの内端面１０ｅ、１１ｅとスプリングシート９との間に隙間が形成されている。
【００７９】
このようにコイルスプリング４は、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との間に介装されており、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１とが相対回転しない中立位置からハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側の円周方向（以下、単に正側という）に相対回転した場合と負側の円周方向（以下、単に負側という）に相対回転した場合とでコイルスプリング４が弾性変形することにより、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との間でエンジントルクを伝達するようになっている。
【００８０】
以下、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側および負側に相対回転することを、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側および負側に捩れると表現することもある。
【００８１】
図２に示すように、ハブプレート５とディスクプレート１０との間には環状の摩擦プレート１７が介装されており、この摩擦プレート１７は、ディスクプレート１０に取付けられ、ディスクプレート１０と一体的に回転する。
【００８２】
ハブプレート５とディスクプレート１１との間には環状の摩擦プレート１８および皿ばね１９が介装されており、この摩擦プレート１８は、ディスクプレート１１に取付けられ、ディスクプレート１１と一体的に回転する。
【００８３】
また、皿ばね１９は、摩擦プレート１８をハブプレート５に向かって付勢しており、皿ばね１９の付勢力によって摩擦プレート１７とハブプレート５とが摩擦接触するとともに、摩擦プレート１８とハブプレート５とが摩擦接触することにより、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との間にヒステリシストルクが発生するようになっている。
【００８４】
次に、作用を説明する。
まず、本発明の原理を説明する。
エンジンに接続されるディスクプレート１０、１１とトランスミッションの入力軸３１に接続されるハブプレート５との間で伝達される伝達トルクＴは、式（１）で表される。
Ｔ＝ｒ×Ｆ………（１）
ここで、ｒ：作用点半径、Ｆ：作用点に働く荷重
【００８５】
作用点は、コイルスプリング４の端部（スプリングシート８またはスプリングシート９であるので、作用点半径は、ハブプレート５の回転中心軸Ｏ（図１参照）からスプリングシート８またはスプリングシート９までの距離となる。
【００８６】
また、作用点に働く荷重Ｆは、式（２）で表される。
Ｆ＝ｋ×Ｘ………（２）
ここで、ｋ：コイルスプリング４の剛性、Ｘ：コイルスプリング４の変位量
また、コイルスプリング４の変位量Ｘは、式（３）で表される。
Ｘ＝ｒ×θ………（３）
ここで、θ：ディスクプレート１０、１１とハブプレート５との捩れ角
よって、式（１）〜（３）から伝達トルクＴは、式（４）となる。
Ｔ＝ｒ2×ｋ×θ………（４）
したがって、式（３）に示すように作用点半径ｒが変化すると、単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング４の変位量Ｘが変わることが分かる。
【００８７】
図６は、ｒ０−ｒ１、ｒ０−ｒ２、ｒ０−ｒ３、ｒ０−ｒ４、ｒ０−ｒ５、ｒ０−ｒ６の６つの作用点半径ｒと、単位捩れ角θ当たりのばねの変位量Ｘとをプロットした図である。なお、θは、１５°に設定している。
【００８８】
図６から明らかなように、ｒ１−ｒ６をばねの自然長とした状態からｒ６を固定して作用点半径ｒが大きいｒ１点からｒ６点方向に荷重を加えたときの単位捩れ角θ当たりのばねの変位量Ｘが大きく、ｒ１を固定して作用点半径ｒが小さいｒ６点から点ｒ１方向に荷重を加えたときの単位捩れ角θ当たりのばねの変位量Ｘが小さいことが分かる。
【００８９】
また、作用点半径ｒが大きいｒ１からばねを圧縮したときの剛性が小さく、作用点半径ｒがｒ２点、ｒ３点、ｒ４点、ｒ５点と小さくなるにつれて単位捩れ角θ当たりの剛性が徐々に大きくなることが分かる。
また、作用点半径ｒが小さいｒ６からばねを圧縮したときの剛性が大きく、作用点半径ｒがｒ５点、ｒ４点、ｒ３点、ｒ２点と小さくなるにつれて単位捩れ角θ当たりの剛性が徐々に小さくなることが分かる。
【００９０】
本実施の形態では、この原理を利用し、コイルスプリング４のスプリングシート８をハブプレート５の正側側面７ａに当接させ、コイルスプリング４のスプリングシート９を正側側面７ａの半径方向外方に位置する負側側面７ｂに当接させ、コイルスプリング４をハブプレート５の半径方向に傾斜させることにより、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側に捩れたときと負側に捩れたときの剛性を変えるようにしたものである。
【００９１】
図７〜図１２は、ディスクプレート１０、１１がエンジントルクを受けて図１の状態から時計回転方向（Ｒ１方向）に回転している状態を示し、説明の便宜上、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側の反時計回転方向（Ｒ２方向）および負側の時計回転方向（Ｒ１方向）に捩れるものとして説明を行う。
【００９２】
なお、図８、図９、図１１、図１２ではディスクプレート１０を図示していないが、ディスクプレート１０は、ディスクプレート１１と平行移動するので、ディスクプレート１０の符号も用いて説明を行う。また、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側に捩れるのは、車両の加速時であり、負側に捩れるのは、減速時である。
【００９３】
摩擦材１５ａ、１５ｂがプレッシャプレートに押圧されてフライホイールとプレッシャプレートに摩擦係合することで、エンジントルクがディスクプレート１０、１１に入力される。
【００９４】
ここで、ディスクプレート１０、１１に対してハブプレート５が正側に捩れる場合の動作と、負側に捩れる場合の動作を説明する。
【００９５】
車両の加速時にエンジントルクが小さいと、ディスクプレート１０、１１とハブプレート５との捩れ角が小さく、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側（Ｒ２）に捩れる。
【００９６】
このとき、図７、図８に示すように、突出部７の負側側面７ｂからスプリングシート９が離隔するとともに、突出部７の正側側面７ａが窓孔１０Ａ、１１Ａの他端部１０ｂ、１１ｂに近接することにより、コイルスプリング４が圧縮されてディスクプレート１０、１１からハブプレート５にエンジントルクを伝達する。
【００９７】
また、正側側面７ａがハブプレート５の半径方向中心軸Ｌに対して鈍角に傾斜しているため、ハブプレート５が正側に捩れるのに伴ってスプリングシート８が正側側面７ａに沿って半径方向外方に移動する。
【００９８】
すなわち、加速側では、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側に捩れることにより、荷重が加わる作用点がスプリングシート８となって作用点半径がスプリングシート８からハブプレート５の回転中心軸Ｏまでの距離になる。そして、スプリングシート８が正側側面７ａに沿って半径方向外方に移動することにより、作用点半径ｒが徐々に大きくなる。
【００９９】
また、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１が中立位置にあるときに窓孔１０Ａ、１１Ａの外端面１０ｆ、１１ｆとスプリングシート８との間に隙間が形成されているため、スプリングシート８が正側側面７ａに沿って隙間の範囲内で半径方向外方に移動して、スプリングシート８の移動を許容する。
【０１００】
一方、エンジントルクが大きくなると、ディスクプレート１０、１１とハブプレート５との捩れ角がさらに大きくなり、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側（Ｒ２）にさらに捩れる。
【０１０１】
このとき、図９に示すように、突出部７の負側側面７ｂからスプリングシート９がさらに離隔するとともに、突出部７の正側側面７ａが窓孔１０Ａ、１１Ａの他端部１０ｂ、１１ｂにさらに近接することにより、コイルスプリング４がさらに圧縮されてディスクプレート１０、１１からハブプレート５にエンジントルクを伝達する。
【０１０２】
また、ハブプレート５が正側に捩れるのに伴ってスプリングシート８が正側側面７ａに沿って半径方向外方にさらに移動する。このとき、スプリングシート８は、窓孔１０Ａ、１１Ａの外端面１０ｆ、１１ｆとスプリングシート８との間に隙間の範囲内で半径方向外方に移動してスプリングシート８の移動を許容する。
【０１０３】
図１３は、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側に捩れたときの状態を模式的に示す図であり、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１とが中立位置にあるときのコイルスプリング４の長さをＡ−ｒ１とし、ハブプレート５の回転中心軸Ｏからスプリングシート８までの作用点半径をＯ−ｒ１としたときのスプリングシート８の作用点半径ｒの変化を示す図である。
【０１０４】
コイルスプリング４がＡ−ｒ１にある状態からハブプレート５が正側に捩れると、ハブプレート５の回転中心軸ＯからＡ点（スプリングシート８）までの作用点半径が、ｒ２〜ｒ６に示すように徐々に大きくなり、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との単位捩れ角θ（例えば、５°）当たりのコイルスプリング４の変位量Ｘは、徐々に大きくなる。
【０１０５】
このため、図１５に示すように、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング４の剛性は、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との捩れ角θが小さいときに大きく、捩れ角θが大きくなるにつれて徐々に小さくなる非線形の特性となる。
【０１０６】
一方、車両の減速時にはエンジントルクが小さくなり、エンジンブレーキが発生するため、トランスミッションの入力軸３１からハブプレート５に回転トルク（減速トルク）が入力される。
【０１０７】
減速時にトランスミッションからエンジンに伝達される回転トルクが大きくなると、ディスクプレート１０、１１とハブプレート５との捩れ角が大きくなり、図１０、図１１に示すように、突出部７の正側側面７ａからスプリングシート８が離隔するとともに、突出部７の負側側面７ｂが窓孔１０Ａ、１１Ａの一端部１０ａ、１１ａに近接することにより、コイルスプリング４が圧縮されてハブプレート５からディスクプレート１０、１１にトランスミッションのトルクが伝達される。
【０１０８】
また、負側側面７ｂがハブプレート５の半径方向中心軸Ｌに対して鋭角に傾斜しているため、ハブプレート５が負側に捩れるのに伴ってスプリングシート９が負側側面７ｂに沿って半径方向内方に移動する。
【０１０９】
すなわち、減速側では、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して負側に捩れることにより、荷重が加わる作用点がスプリングシート９となって作用点半径がスプリングシート９からハブプレート５の回転中心軸Ｏまでの距離となる。このため、減速側では加速側よりも作用点半径ｒが大きくなり、スプリングシート９が負側側面７ｂに沿って半径方向内方に移動することにより、作用点半径ｒが徐々に小さくなる。
【０１１０】
また、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１が中立位置にあるときに窓孔１０Ａ、１１Ａの内端面１０ｅ、１１ｅとスプリングシート９との間に隙間が形成されているため、スプリングシート９が負側側面７ｂに沿って隙間の範囲内で半径方向内方に移動して、スプリングシート９の移動を許容する。
【０１１１】
一方、減速トルクがさらに大きくなると、ディスクプレート１０、１１とハブプレート５との捩れ角が大きくなり、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して負側（Ｒ１）にさらに捩れる。
【０１１２】
このとき、図１２に示すように、突出部７の正側側面７ａからスプリングシート８がさらに離隔するとともに、突出部７の負側側面７ｂが窓孔１０Ａ、１１Ａの一端部１０ａ、１１ａにさらに近接することにより、コイルスプリング４がさらに圧縮されてハブプレート５からディスクプレート１０、１１に回転トルクが伝達される。
【０１１３】
また、ハブプレート５が負側に捩れるのに伴ってスプリングシート９が負側側面７ｂに沿って半径方向内方にさらに移動する。このとき、スプリングシート９は、窓孔１０Ａ、１１Ａの内端面１０ｅ、１１ｅとスプリングシート９との間に隙間の範囲内で半径方向内方に移動してスプリングシート９の移動を許容する。
【０１１４】
図１４は、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して負側に捩れたときの状態を模式的に示す図であり、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１とが中立位置にあるときのコイルスプリング４の長さをＡ−ｒ１とし、ハブプレート５の回転中心軸Ｏからスプリングシート９までの作用点半径をＯ−ｒ１としたときのスプリングシート９の作用点半径ｒの変化を示す図である。
【０１１５】
コイルスプリング４がＡ−ｒ１にある状態からハブプレート５が負側に捩れると、ハブプレート５の回転中心軸ＯからＡ点（スプリングシート９）までの作用点半径が、ｒ２〜ｒ６に示すように徐々に小さくなり、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との単位捩れ角θ（例えば、５°）当たりのコイルスプリング４の変位量Ｘは、徐々に小さくなる。
【０１１６】
このため、図１５に示すように、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング４の剛性は、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との捩れ角θが小さいときに小さく、捩れ角θが大きくなるにつれて徐々に大きくなる非線形の特性となる。
【０１１７】
このように本実施の形態では、ハブプレート５の収容孔７Ａが、コイルスプリング４の一端部を支持するスプリングシート８が当接し、半径方向中心軸Ｌに対して鈍角に傾斜する正側側面７ａと、コイルスプリング４の他端部を支持するスプリングシート９が当接し、正側側面７ａに対して半径方向外方に位置して半径方向中心軸Ｌに対して鋭角に傾斜する負側側面７ｂとを備えることにより、コイルスプリング４をハブプレート５の半径方向に傾斜して収容するように構成した。
【０１１８】
このため、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側（加速側）に捩れたときと負側（減速側）に捩れたときのスプリングシート８、９からハブプレート５の回転中心軸Ｏまでの作用点半径ｒを異ならせることができる。
【０１１９】
このため、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して減速側に捩れたときのコイルスプリング４の剛性を加速側に捩れたときよりも小さくすることができ、コイルスプリング４の剛性を加速側と減速側とで異ならせることができる。
【０１２０】
ここで、図１６に示すように、減速時のエンジンの回転変動（ｄＢ）は、エンジンの中・高回転領域で大きく、図１７に示すように、加速時のエンジンの回転変動は、低回転領域に大きな領域があり、加速時と減速時とで異なる特性を有している。
【０１２１】
本実施の形態では、図１６に示すように、コイルスプリング４の剛性を減速側で全体的に小さくすることができるため、エンジンの回転変動を吸収してエンジンの中・高回転領域、すなわち、ジャラ音が発生する回転領域においてトランスミッションの回転変動レベル（ｄＢレベル）を下げることができ、ジャラ音の発生を抑制することができる。
【０１２２】
また、トランスミッションの捩り共振周波数は、例えば、エンジンの回転数が２０００ｒｐｍ付近の比較的低い定常回転領域に存在するため、エンジンの定常回転領域のコイルスプリング４の剛性を大きくする必要がある。
【０１２３】
本実施の形態では、コイルスプリング４の剛性を減速側よりも加速側で大きくすることができるとともに、図１５に示すようにハブプレート５とディスクプレート１０、１１の捩れ角が小さいときの単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング４の剛性を大きくし、捩れ角が大きくなるに従って単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング４の剛性が徐々に小さくなる非線形の特性にすることができる。
【０１２４】
ここで、捩り振動減衰装置１を含んだトランスミッションの捩り共振周波数ｆは、下記の式（５）で表すことができる。
【数２】
但し、ｋ：コイルスプリング４の剛性、Ｉ：トランスミッションの慣性モーメント
本実施の形態では、エンジントルクが小さく、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との捩れ角が小さい場合には、単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング４の変位量を小さくしてコイルスプリング４の剛性を大きくすることができるため、図１５のＺで示す捩れ角θに対して伝達トルクの上昇率が高い領域で捩り振動減衰装置１を使用した場合に、現在の捩り振動減衰装置１の使用回転域に対してトランスミッションの捩り共振周波数を図１７のｆ１で示す高い回転領域にずらすことができる。
【０１２５】
また、エンジントルクが大きく、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との捩れ角が大きい場合には、単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング４の変位量を大きくしてコイルスプリング４の剛性を小さくすることができる。
このため、図１５のＺ以上の捩れ角において捩れ角θに対して伝達トルクの上昇率が低い領域で捩り振動減衰装置１を使用することができる。このため、現在の捩り振動減衰装置１の使用回転域に対してトランスミッションの捩り共振周波数を図１７のｆ２で示す低い回転領域にずらすことができる。
【０１２６】
このため、エンジンの回転変動を減衰することができ、加速時のジャラ音を抑制することができる。さらに、加速時のコイルスプリング４の剛性を大きくすることができるため、自然長で剛性の大きいコイルスプリング４を用いるのを不要にでき、減速時のコイルスプリング４の剛性をより一層小さくすることができる。
【０１２７】
このように同一の剛性を有する１種類のコイルスプリング４を用いて減速側と減速側とで捩り振動減衰装置１の捩り剛性を変更できるので、捩り振動減衰装置１の製造コストが増大するのを防止することができる。
【０１２８】
また、本実施の形態では、ハブプレート５およびディスクプレート１０、１１が中立位置にあるときに、窓孔１０Ａ、１１Ａの内端面１０ｅ、１１ｅとスプリングシート８とが接触するとともに、窓孔１０Ａ、１１Ａの外端面１０ｆ、１１ｆとスプリングシート８との間に隙間が形成されている。
【０１２９】
このため、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して加速側に捩れ、収容孔７Ａの正側側面７ａと窓孔１０Ａ、１１Ａの他端部１０ｂ、１１ｂとの間でコイルスプリング４が圧縮されるときに、コイルスプリング４の一端部を正側側面７ａに沿って半径方向外方に移動させることができる。
【０１３０】
このとき、窓孔１０Ａ、１１Ａの外端面１０ｆ、１１ｆとスプリングシート８との間の隙間の範囲だけコイルスプリング４が半径方向外方に移動するのを許容することができ、ハブプレート５およびディスクプレート１０、１１を円滑に相対回転させることができる。
【０１３１】
また、本実施の形態では、ハブプレート５およびディスクプレート１０、１１が中立位置にあるときに、窓孔１０Ａ、１１Ａの外端面１０ｆ、１１ｆとスプリングシート９とが接触するとともに、窓孔１０Ａ、１１Ａの内端面１０ｅ、１１ｅとスプリングシート９との間に隙間が形成されている。
【０１３２】
このため、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して減速側に捩れ、収容孔７Ａの負側側面７ｂと窓孔１０Ａ、１１Ａの他端部１０ｂ、１１ｂとの間でコイルスプリング４が圧縮されるときに、コイルスプリング４の他端部を負側側面７ｂに沿って半径方向内方に移動させることができる。
【０１３３】
このとき、窓孔１０Ａ、１１Ａの内端面１０ｅ、１１ｅとスプリングシート９との間の隙間の範囲だけコイルスプリング４が半径方向外方に移動するのを許容することができ、ハブプレート５およびディスクプレート１０、１１を円滑に相対回転させることができる。
【０１３４】
また、本実施の形態では、スプリングシート８が正側側面７ａの周縁に摺動自在に嵌合された嵌合部８ｃを有するので、スプリングシート８を正側側面７ａに沿って半径方向に円滑に移動させることができる。
【０１３５】
また、スプリングシート９が負側側面７ｂの周縁に摺動自在に嵌合された嵌合部９ｃを有するので、スプリングシート９を負側側面７ｂに沿って半径方向に円滑に移動させることができる。
【０１３６】
（第２の実施の形態）
図１８〜図２２は、本発明に係る捩り振動減衰装置の第２の実施の形態を示す図であり、本実施の形態では、スプリングシートの構成が第１の実施の形態と異なるのみであり、第１の実施の形態と同一の構成には同一の符号を付して説明を省略する。
【０１３７】
図１８、図１９において、第１の支持部材を構成するスプリングシート４１は、コイルスプリング４の一端部が当接する当接面４２ａと当接面４２ａからコイルスプリング４の内方に突出する突起４２ｂを有する第１の分割体としての支持体４２と、支持体４２の背面に設けられた第２の分割体としての本体４３とを備えている。
【０１３８】
本体４３は、背面が窓孔１０Ａ、１１Ａの一端部に当接する円板４３ａを備えており、この円板４３ａは、支持体４２の背面に設けられている。また、本体４３には正側側面７ａの周縁に摺動自在に嵌合された第１の嵌合部としての嵌合部４３ｂが形成されている。このため、コイルスプリング４の一端部は、スプリングシート４１を介して正側側面７ａの半径方向に摺動自在となっている。
【０１３９】
また、円板４３ａにはボール部４３ｃが設けられており、このボール部４３ｃは、支持体４２に形成された嵌合溝４２ｃに樹脂からなる摩擦材４２ｄを介して摺動自在に嵌合している。このため、支持体４２は、本体４３に対して回動自在となっている。
【０１４０】
また、第２の支持部材を構成するスプリングシート４４は、コイルスプリング４の他端部が当接する当接面４５ａと当接面４５ａからコイルスプリング４の内方に突出する突起４５ｂを有する第１の分割体としての支持体４５と、支持体４５の背面に設けられた第２の分割体としての本体４６とを備えている。
【０１４１】
本体４６は、窓孔１０Ａ、１１Ａの他端部１０ｂ、１１ｂに当接する円板４６ａを備えており、この円板４６ａは、支持体４５の背面に設けられている。また、本体４６には負側側面７ｂの周縁に摺動自在に嵌合された第２の嵌合部としての嵌合部４６ｂが形成されている。このため、コイルスプリング４の一端部は、スプリングシート４４を介して正側側面７ａの半径方向に摺動自在となっている。
【０１４２】
また、円板４６ａにはボール部４６ｃが設けられており、このボール部４６ｃは、支持体４５に形成された嵌合溝４５ｃに樹脂からなる摩擦材４５ｄを介して摺動自在に嵌合している。このため、支持体４５は、本体４６に対して回動自在となっている。
【０１４３】
本実施の形態では、スプリングシート４１が、収容孔７Ａの正側側面７ａと窓孔１０Ａ、１１Ａの一端部に当接する支持体４２および支持体４２に対して回動自在に設けられ、コイルスプリング４の一端部を支持する本体４３から構成され、スプリングシート４４が、収容孔７Ａの正側側面７ａと窓孔１０Ａ、１１Ａの一端部に当接する支持体４５および支持体４５に対して回動自在に設けられ、コイルスプリング４の一端部を支持する本体４６から構成されている。
【０１４４】
このため、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対してＲ２で示す正側（加速側）に捩れたとき（図２１参照）と、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対してＲ１で示す負側（減速側）に捩れたとき（図２２参照）とにおいて、支持体４２、４５が本体４３、４６に対して回動することにより、スプリングシート４１、４４の姿勢が変化するのを吸収することができる。
【０１４５】
このため、半径方向に傾斜して収容孔７Ａに取付けられたコイルスプリング４およびディスクプレート１０、１１に傾斜して形成された窓孔１０Ａ、１１Ａ内に位置するコイルスプリング４が屈曲するのを抑制することができる。
【０１４６】
なお、上記各実施の形態では、捩り振動減衰装置１を車両のエンジンと変速歯車組を有する駆動伝達装置との間に介装するようにしているが、これに限らず、車両等の駆動伝達装置に設けられる捩り振動減衰装置であれば何でもよい。
【０１４７】
例えば、ハイブリッド車両にあっては、エンジンの出力軸と、電動機と車輪側出力軸とに動力を分割する動力分割機構との間に介装されるハイブリッドダンパ等の捩り振動減衰装置に適用してもよい。
【０１４８】
また、トルクコンバータのロックアップクラッチ装置と変速歯車組の間に介装されるロックアップダンパ等の捩り振動減衰装置に適用してもよい。また、ディファレンシャルケースとディファレンシャルケースの外周部に設けられたリングギヤとの間に捩り振動減衰装置を設けてもよい。
【０１４９】
また、本実施の形態では、ハブプレート５の収容孔７Ａを切欠きから構成しているが、収容孔は、半径方向外方、半径方向内方および円周方向両端部が閉止端となっている窓孔から構成されてもよい。
また、本実施の形態では、コイルスプリング４が３つ設けられているが、コイルスプリング４は、少なくとも１つ以上あればよい。
【０１５０】
以上のように、本発明に係る捩り振動減衰装置は、同一の剛性を有する１種類の弾性部材を用いて正側と負側とで捩り剛性を変更できるようにして、捩り振動減衰装置の製造コストが増大するのを防止することができるという効果を有し、車両の内燃機関と駆動伝達装置との間に介装され、第１の回転部材と第２の回転部材との間で捩り振動を吸収しつつトルクが伝達されるように第１の回転部材と第２の回転部材とを弾性部材を介して相対回転自在に連結した捩り振動減衰装置等として有用である。
【符号の説明】
【０１５１】
１ 捩り振動減衰装置
２ 第１の回転部材
３ 第２の回転部材
４ コイルスプリング（弾性部材）
５ ハブプレート（第１の回転部材）
７ 突出部
７Ａ 収容孔
７ａ 正側側面
７ｂ 負側側面
８、４１ スプリングシート（第１の支持部材）
８ｃ、４３ｂ 嵌合部（第１の嵌合部）
９、４４ スプリングシート（第２の支持部材）
９ｃ、４６ｂ 嵌合部（第２の嵌合部）
１０、１１ ディスクプレート（第２の回転部材）
１０Ａ、１１Ａ 窓孔
１０ａ、１１ａ 一端部
１０ｂ、１１ｂ 他端部
１０ｅ、１１ｅ 半径方向の内端面
１０ｆ、１１ｆ 半径方向の外端面
３１ 入力軸
４２、４５ 支持体（第１の分割体）
４３、４６ 本体（第２の分割体）
【技術分野】
【０００１】
本発明は、捩り振動減衰装置に関し、特に、車両の内燃機関と駆動伝達装置との間に介装され、第１の回転部材と第２の回転部材との間で捩り振動を吸収しつつトルクが伝達されるように第１の回転部材と第２の回転部材とを弾性部材を介して相対回転自在に連結した捩り振動減衰装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来から内燃機関と変速歯車組を有する駆動伝達装置とを連結して内燃機関からの回転トルクを伝達するとともに、内燃機関と駆動伝達装置との間の捩り振動を吸収する捩り振動減衰装置が知られている。
【０００３】
この捩り振動減衰装置は、例えば、変速歯車組を有する駆動伝達装置（以下、トランスミッションという）の入力軸に連結される第１の回転部材と、内燃機関側のフライホイールに締結および解放される第２の回転部材と、第１の回転部材および第２の回転部材を円周方向に弾性的に連結する弾性部材とを備えている（例えば、特許文献１参照）。
【０００４】
第１の回転部材は、トランスミッションの入力軸に回転不能にかつ軸線方向に移動可能に連結されたハブプレートから構成されており、第２の回転部材は、クラッチディスクの半径方向に内方に位置し、ハブプレートを挟んで入力軸の軸線方向に対向する一対のディスクプレートから構成されている。
【０００５】
ハブプレートは、入力軸にスプライン係合する筒状のボスおよびボスから半径方向外方に広がる円板状のフランジを有している。また、弾性部材は、単独のコイルスプリングから構成されており、コイルスプリングは、フランジに形成された窓孔内に収容されて円周方向両端部が支持されているとともに、一対のディスクプレートに形成された窓孔に円周方向両端部が支持されている。
【０００６】
このような構成を有する捩り振動減衰装置にあっては、クラッチディスクおよび一対のディスクプレートとハブプレートとが相対回転すると、コイルスプリングがクラッチディスクおよび一対のディスクプレートとハブプレートとの間で円周方向に圧縮されることにより、ディスクプレートからハブプレートに入力される捩り振動をコイルスプリングによって、吸収・減衰するようになっている。
【０００７】
ところで、捩り振動によって発生するトランスミッション側の騒音としては、車両の加減速中に、内燃機関のトルク変動による回転変動を起振源とした捩り振動や、駆動伝達装置の捩り共振によって変速歯車組の空転歯車対が衝突して生じるジャラジャラという異音、所謂、ジャラ音が知られている。
【０００８】
ところで、捩り振動減衰装置の捩り剛性においては、正側（加速側）と負側（減速側） とで、異なる捩り剛性を実現することが望まれている。具体的には、正側では高剛性が好ましく、負側では低剛性が好ましい。
【０００９】
図２３は、減速時の内燃機関の回転変動を示す図である。図２３に示すように、減速時の内燃機関の回転変動（ｄＢ）は、内燃機関の高回転領域で大きくなっており、高回転域において内燃機関の回転変動によってトランスミッション（Ｔ／Ｍ）の回転変動が大きくなると、ジャラ音が発生してしまうため、トランスミッションの回転変動レベルを目標回転変動レベル以下にする必要がある。
【００１０】
このため、図２４に示すように、捩り振動減衰装置の捩り剛性を小さくすることにより、減速時にトランスミッションの共振周波数を低回転領域側にずらして内燃機関の回転変動が大きい高回転領域で弾性部材の剛性、すなわち、捩り振動減衰装置の捩り剛性を低剛性にすることにより、減衰力を大きくして捩り振動を抑制する必要がある。
【００１１】
具体的には、弾性部材の剛性をｋとし、トランスミッションの慣性モーメントをＩとすると、捩り共振周波数ｆは、式（６）のようになり、弾性部材の剛性に比例することになる。
【数１】
このため、弾性部材の剛性を小さくすると、共振周波数が低周波数側に移行し、ジャラ音の発生領域となる内燃機関の高回転領域で減衰力を大きくすることができ、ジャラ音を抑制することができる。
【００１２】
ところが、図２５に示すように、加速側では内燃機関の回転変動は、内燃機関の低速回転領域で大きくなっているため、弾性部材の剛性を小さくすると、トランスミッションの捩り共振を通過したときに内燃機関の回転変動がトランスミッションで増幅されてしまい、内燃機関の低回転領域でジャラ音が発生してしまうことになる。
【００１３】
このため、加速時と減速時とにおいて、捩り振動減衰装置の捩り剛性を最適に設定し、ジャラ音が発生するのを抑制する必要がある。
【００１４】
従来、加速時の捩り振動減衰装置の捩り剛性を高剛性とし、減速側の捩り剛性を低剛性にした捩り振動減衰装置としては、特許文献２に記載されるものが知られている（例えば、特許文献２参照）。
【００１５】
この捩り振動減衰装置は、軸方向に対向して互いに固定された一対の第１の円板状部材と、一対の第１の円板状部材の間に、一対の第１の円板状部材に相対回転可能に配置された第２の円板状部材と、第１の円板状部材と第２の円板状部材を円周方向に弾性的に連結し、捩れ特性の正側において高剛性を実現するための複数の第１の弾性部材と、第１の円板状部材と第２の円板状部材を円周方向に弾性的に連結して第１の弾性部材に対して円周方向に並んで配置され、捩れ特性の負側において低剛性を実現するための複数の第２の弾性部材とを備えている。
【００１６】
この捩り振動減衰装置にあっては、捩れ特性の正側（加速側）で第１の円板部材と第２の円板部材との捩れ角が小さい領域では、高剛性の第１の弾性部材のみが圧縮されて低剛性の捩り剛性となり、第１の円板部材と第２の円板部材との捩れ角が大きい領域では第１の弾性部材の低剛性の第２の弾性部材とが圧縮されて高剛性の捩れ特性となる。
【００１７】
また、捩れ特性の負側（減速側）で第１の円板部材と第２の円板部材との捩れ角が小さい領域にあっては、低剛性の第２の弾性部材のみが圧縮されて加速側に比べて低剛性の捩れ特性となり、第１の円板部材と第２の円板部材との捩れ角が大きい領域では高剛性の第１の弾性部材と低剛性の第２の弾性部材とが圧縮されて高剛性の捩れ特性となる。
【００１８】
この結果、捩れ特性の正側では捩れ特性を高剛性にして捩り共振周波数通過時の回転速度変動を抑えることができ、捩れ特性の負側では捩れ特性を低剛性にして全体にわたって良好な減衰効果を得ることができる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【００１９】
【特許文献１】特開２００９−１７４７２０号公報
【特許文献２】特開２００４−６０８８２号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【００２０】
しかしながら、このような従来の捩り振動減衰装置にあっては、剛性の異なる第１の弾性部材と第２の弾性部材とが必要になってしまうため、捩り振動減衰装置の製造コストが増大してしまうという問題があった。
【００２１】
本発明は、上述のような従来の問題を解決するためになされたもので、同一の剛性を有する１種類の弾性部材を用いて正側と負側とで捩り剛性を変更できるようにして、製造コストが増大するのを防止することができる捩り振動減衰装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００２２】
本発明に係る捩り振動減衰装置は、上記目的を達成するため、（１）円周方向に離隔する複数の収容孔を有する第１の回転部材と、前記第１の回転部材と同軸上で前記第１の回転部材に対して相対回転自在に設けられ、前記収容孔に対向する位置に窓孔が形成された第２の回転部材と、前記収容孔および前記窓孔に取付けられ、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材とが相対回転しない中立位置から前記第１の回転部材が前記第２の回転部材に対して正側の円周方向に相対回転した場合と、負側の円周方向に相対回転した場合とで弾性変形することにより、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間でトルクを伝達する弾性部材と、前記弾性部材の一端部を支持する第１の支持部材および前記弾性部材の他端部を支持する第２の支持部材とを備えた捩り振動減衰装置であって、前記収容孔は、前記第１の支持部材が当接し、前記第１の回転部材の半径方向中心軸に対して鈍角に傾斜する正側側面と、前記第２の支持部材が当接し、前記正側側面に対して前記半径方向外方に位置して前記半径方向中心軸に対して鋭角に傾斜する負側側面とを備えることにより、前記弾性部材を前記半径方向に傾斜して収容するように構成され、前記窓孔は、前記第１の支持部材が当接する円周方向の一端部と、前記第２の支持部材が当接し、前記円周方向の一端部に対して前記半径方向外方に位置する円周方向の他端部とを備えることにより、前記弾性部材を前記半径方向に傾斜して収容するように構成され、前記第１の支持部材および前記第２の支持部材がそれぞれ前記正側側面および前記負側側面に対して前記半径方向に移動自在であるものから構成されている。
【００２３】
この捩り振動減衰装置は、第１の回転部材の収容孔が、弾性部材の一端部を支持する第１の支持部材が当接し、第１の回転部材の半径方向中心軸に対して鈍角に傾斜する正側側面と、弾性部材の他端部を支持する第２の支持部材が当接し、正側側面に対して半径方向外方に位置して半径方向中心軸に対して鋭角に傾斜する負側側面とを備えることにより、弾性部材を半径方向に傾斜して収容するように構成されるので、第１の回転部材の回転中心軸から半径方向外方に設けられた第２の支持部材までの作用点半径が、第１の回転部材の回転中心軸から半径方向内方に設けられた第１の支持部材までの作用点半径よりも大きくなる。
【００２４】
このため、中立位置から第１の回転部材が第２の回転部材に対して相対回転したときに、半径方向内方に設けられた第１の支持部材が一定角度変位した場合と半径方向外方に設けられた第２の支持部材が一定角度変位した場合とにおいて、第２の支持部材の変位量が大きくなる。
【００２５】
このため、第１の回転部材が第２の回転部材に対して負側に捩れるときには、第１の回転部材と第２の回転部材との間に作用する伝達トルクの作用点が半径方向外方、すなわち、弾性部材の他端部を支持する第２の支持部材になり、第１の回転部材の回転中心軸から第２の支持部材までの作用点半径が大きくなる。
【００２６】
このときの弾性部材の単位捩れ角当たりの変位量は、作用点半径が半径方向内方にある場合よりも大きくなり、弾性部材の剛性、すなわち、振動減衰装置の捩り剛性が小さくなる。
【００２７】
一方、第１の回転部材が第２の回転部材に対して正側に捩れるときに、第１の回転部材と第２の回転部材との間に作用する伝達トルクの作用点が半径方向内方、すなわち、弾性部材の一端部を支持する第１の支持部材になるため、第１の回転部材の回転中心軸から第１の支持部材までの作用点半径が小さくなり、弾性部材の単位捩れ角当たりの変位量は、作用点半径が外方にある場合よりも小さくなり、弾性部材の剛性が負側に比べて大きくなる。
【００２８】
このため、第１の回転部材が第２の回転部材に対して正側に捩れたときと負側に捩れたときとで、振動減衰装置の捩り剛性を変えることができる。
【００２９】
また、正側側面が半径方向中心軸に対して鈍角に傾斜するため、第１の回転部材が第２の回転部材に対して正側に捩れたときに、捩れ角が大きくなるにつれて第１の支持部材を介して弾性部材の一端部が正側側面に対して半径方向外方に移動し、第１の回転部材の回転中心軸から第１の支持部材までの作用点半径が大きくなる。
【００３０】
このため、第１の回転部材と第２の回転部材との捩れ角が大きくなるにつれて単位捩れ角当たりの弾性部材の変位量が大きくなり、弾性部材の剛性が小さくなる。したがって、捩り振動減衰装置に入力されるトルクが小さく、第１の回転部材と第２の回転部材との捩れ角が小さいときには、弾性部材が高剛性となる。
【００３１】
また、捩り振動減衰装置に入力されるトルクが大きく、第１の回転部材と第２の回転部材との捩れ角が大きいときには、弾性部材の単位捩れ角当たりの変位量が大きくなり、弾性部材が低剛性となる。
【００３２】
このように正側と負側で弾性部材の剛性の大きさを変えることができるため、例えば、捩り振動減衰装置を内燃機関と変速歯車組を有する駆動伝達装置の間に介装した場合には、第１の回転部材が第２の回転部材に対して負側に捩れる減速時に、弾性部材の剛性を全体的に小さくすることができるため、ジャラ音の発生を抑制することができる。
【００３３】
また、第１の回転部材が第２の回転部材に対して正側に捩れる加速時において、弾性部材の単位捩れ角当たりの剛性を捩り振動減衰装置の捩れ角に応じて変更することができる。このため、捩り振動減衰装置の捩り剛性に応じて設定される駆動伝達装置の捩り共振周波数を内燃機関の回転数に応じて変更することができ、捩り振動減衰装置の現在の使用回転域に対して内燃機関の捩り共振周波数が発生する回転領域をずらすことができる。
【００３４】
このため、内燃機関の回転変動を減衰することができ、加速時にジャラ音が発生するのを抑制することができる。
【００３５】
このように同一の剛性を有する１種類の弾性部材を用いて正側と負側とで捩り振動減衰装置の捩り剛性を変更できるので、捩り振動減衰装置の製造コストが増大するのを防止することができる。
上記（１）の捩り振動減衰装置において、（２）前記第１の回転部材および前記第２の回転部材が前記中立位置にあるときに、前記窓孔の前記半径方向の内端面と前記第１の支持部材とが接触するとともに、前記窓孔の前記半径方向の外端面と前記第１の支持部材との間に隙間が形成され、前記窓孔の前記半径方向の外端面と前記第２の支持部材とが接触するとともに、前記窓孔の前記半径方向の内端面と前記第２の支持部材との間に隙間が形成されるものから構成されている。
【００３６】
この捩り振動減衰装置は、第１の回転部材および第２の回転部材が中立位置にあるときに、窓孔の半径方向の内端面と第１の支持部材とが接触するとともに、窓孔の半径方向の外端面と第１の支持部材との間に隙間が形成されるので、第１の回転部材が第２の回転部材に対して正側に捩れ、収容孔の正側側面と窓孔の他端部との間で弾性部材が圧縮されるときに、弾性部材の一端部が鈍角に形成された正側側面に沿って半径方向外方に移動する。
【００３７】
このとき、窓孔の半径方向の外端面と第１の支持部材との間の隙間の範囲だけ弾性部材が半径方向外方に移動するのを許容することができ、第１の回転部材および第２の回転部材を円滑に相対回転させることができる。
【００３８】
また、第１の回転部材と第２の回転部材との捩れ角が大きくなるにつれて弾性部材の一端部の作用点半径を大きくすることができ、第１の回転部材と第２の回転部材との捩れ角が大きくなるにつれて単位捩れ角当たりの弾性部材の変位量を大きくして弾性部材の剛性を小さくすることができる。
【００３９】
また、窓孔の半径方向の外端面と第２の支持部材とが接触するとともに、窓孔の半径方向の内端面と第２の支持部材との間に隙間が形成されるので、第１の回転部材が第２の回転部材に対して負側に捩れ、収容孔の負側側面と窓孔の一端部との間で弾性部材が圧縮されるときに、弾性部材の他端部が鋭角に形成された負側側面に沿って半径方向内方に移動する。このため、第１の回転部材と第２の回転部材とを円滑に相対回転させることができる。
【００４０】
上記（１）または（２）の捩り振動減衰装置において、（３）前記第１の支持部材が前記正側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第１の嵌合部を有し、前記第２の支持部材が前記負側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第２の嵌合部を有するものから構成されている。
【００４１】
この捩り振動減衰装置は、第１の支持部材が正側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第１の嵌合部を有するので、第１の支持部材を正側側面に沿って半径方向に円滑に移動させることができる。
また、第２の支持部材が負側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第２の嵌合部を有するので、第２の支持部材を負側側面に沿って半径方向に円滑に移動させることができる。
【００４２】
上記（１）〜（３）の捩り振動減衰装置において、（４）前記第１の支持部材および前記第２の支持部材が、前記収容孔の正側側面と前記窓孔の一端部または前記収容孔の負側側面と前記窓孔の他端部に当接する第１の分割体および前記第１の分割体に対して回動自在に設けられ、前記弾性部材の一端部または他端部を支持する第２の分割体を備えている。
【００４３】
この捩り振動減衰装置は、第１の回転部材が第２の回転部材に対して正側および負側に捩れたときに、第２の分割体が第１の分割体に対して回動することにより、第１の保持部材および第２の保持部材の姿勢が変化するのを吸収することができる。このため、収容孔内に傾斜して配列された弾性部材および第２の回転部材に傾斜して形成された窓孔内に位置する弾性部材が屈曲するのを抑制することができる。
【００４４】
上記（１）〜（４）の捩り振動減衰装置において、（５）前記第１の回転部材の内周部に車両の駆動伝達装置の入力軸が嵌合され、前記第２の回転部材が、前記第１の回転部材の軸線方向両側に配置され、互いに連結されて一体回転自在な一対のディスクプレートを備え、前記一対のディスクプレートに内燃機関の回転トルクが伝達されるものから構成されている。
【００４５】
この捩り振動減衰装置は、第１の回転部材が第２の回転部材に対して負側に捩れる減速時に、弾性部材の剛性を全体的に小さくすることができるため、ジャラ音の発生を抑制することができる。
【００４６】
また、第１の回転部材が第２の回転部材に対して正側に捩れる加速時において、弾性部材の単位捩れ角当たりの剛性を捩り振動減衰装置の捩れ角に応じて変更することができる。このため、捩り振動減衰装置の捩り剛性に応じて設定される駆動伝達装置の捩り共振周波数を内燃機関の回転数に応じて変更することができ、捩り振動減衰装置の現在の使用回転域に対して内燃機関の捩り共振周波数が発生する回転領域をずらすことができる。
【００４７】
上記（５）の捩り振動減衰装置において、（６）前記車両の加速時に前記第１の回転部材が前記第２の回転部材に対して正側に捩れ、前記車両の減速時に前記第１の回転部材が前記第２の回転部材に対して負側に捩れるものから構成されている。
【００４８】
この捩り振動減衰装置は、第１の回転部材が第２の回転部材に対して正側に捩れたときと負側に捩れたときとで、振動減衰装置の捩り剛性を変更して正側と負側とにおいてジャラ音の発生を抑制することができる。
【発明の効果】
【００４９】
本発明によれば、同一の剛性を有する１種類の弾性部材を用いて正側と負側とで捩り剛性を変更できるようにして、製造コストが増大するのを防止することができる捩り振動減衰装置を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【００５０】
【図１】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、捩り振動減衰装置の正面図である。
【図２】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、図１のＡ−Ａ方向矢視断面図である。
【図３】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、図１のコイルスプリング部分の拡大図である。
【図４】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、一方のスプリングシートの側面図、（ｂ）は、同図（ａ）のＣ方向矢視図、（ｃ）は、同図（ｂ）のＤ−Ｄ方向矢視断面図である。
【図５】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、他方のスプリングシートの側面図、（ｂ）は、同図（ａ）のＥ方向矢視図、（ｃ）は、同図（ｂ）のＦ−Ｆ方向矢視断面図である。
【図６】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、コイルスプリングの作用点半径が半径方向内方にあるときと半径方向外方にあるときの単位捩れ角度当たりのコイルスプリングの変位量を示す模式図である。
【図７】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、ハブプレートがディスクプレートに対して正側に捩れた状態を示す捩り振動減衰装置の正面図である。
【図８】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、図６のコイルスプリング部分の拡大図である。
【図９】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、図７の状態からハブプレートがディスクプレートに対してさらに正側に捩れたときのコイルスプリング部分の拡大図である。
【図１０】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、ハブプレートがディスクプレートに対して負側に捩れた状態を示す捩り振動減衰装置の正面図である。
【図１１】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、図９のコイルスプリング部分の拡大図である。
【図１２】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、図１０の状態からハブプレートがディスクプレートに対してさらに負側に捩れたときのコイルスプリング部分の拡大図である。
【図１３】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、ハブプレートがディスクプレートに対して正側に捩れたときのコイルスプリングの作用点半径と単位捩れ角度当たりのコイルスプリングの変量を示す図である。
【図１４】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、ハブプレートがディスクプレートに対して負側に捩れたときのコイルスプリングの作用点半径と単位捩れ角度当たりのコイルスプリングの変量を示す図である。
【図１５】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、捩り振動減衰装置の捩れ角と伝達トルクとの関係を示す捩れ特性図である。
【図１６】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、減速時のエンジン回転数（ｒｐｍ）とエンジンおよびトランスミッションの回転変動（ｄＢ）との関係を示す図である。
【図１７】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、減速時のエンジン回転数（ｒｐｍ）と、エンジンおよびトランスミッションの回転変動（ｄＢ）と、エンジントルクとの関係を示す図である。
【図１８】本発明に係る捩り振動減衰装置の第２の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、一方のスプリングシートの側面図、（ｂ）は、同図（ａ）のＧ方向矢視図、（ｃ）は、同図（ｂ）のＨ−Ｈ方向矢視断面図である。
【図１９】本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、他方のスプリングシートの側面図、（ｂ）は、同図（ａ）のＩ方向矢視図、（ｃ）は、同図（ｂ）のＪ−Ｊ方向矢視断面図である。
【図２０】本発明に係る捩り振動減衰装置の第２の実施の形態を示す図であり、ハブプレートおよびハブプレートが中立位置にあるときのコイルスプリングの状態を示す図である。
【図２１】本発明に係る捩り振動減衰装置の第２の実施の形態を示す図であり、ハブプレートがディスクプレートに対して正側に捩れたときのコイルスプリングの状態を示す図である。
【図２２】本発明に係る捩り振動減衰装置の第２の実施の形態を示す図であり、ハブプレートがディスクプレートに対して負側に捩れたときのコイルスプリングの状態を示す図である。
【図２３】減速時のエンジン回転数（ｒｐｍ）とエンジンおよびトランスミッションの回転変動（ｄＢ）との関係を示す図である。
【図２４】捩れ剛性を小さくしたときの減速時のエンジン回転数（ｒｐｍ）とエンジンおよびトランスミッションの回転変動（ｄＢ）との関係を示す図である。
【図２５】捩れ剛性を小さくしたときの加速時のエンジン回転数（ｒｐｍ）とエンジンおよびトランスミッションの回転変動（ｄＢ）との関係を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００５１】
（第１の実施の形態）
図１〜図１７は、本発明に係る捩り振動減衰装置の第１の実施の形態を示す図である。
まず、構成を説明する。
図１、図２において、捩り振動減衰装置１は、第１の回転部材２と、第１の回転部材２と同一軸線上に設けられ、第１の回転部材２に対して相対回転自在に設けられた第２の回転部材３とを備えている。
【００５２】
第２の回転部材３には内燃機関である図示しないエンジンからの回転トルク（エンジントルク）が入力されるようになっており、第１の回転部材２は、第２の回転部材３から入力されるエンジントルクを、変速歯車組を有するトランスミッション等の駆動伝達装置に伝達するようになっている。
【００５３】
第１の回転部材２と第２の回転部材３との間には弾性部材としての複数のコイルスプリング４が設けられており、コイルスプリング４は、第１の回転部材２と第２の回転部材３が相対回転したときに第１の回転部材２の円周方向に圧縮されるようになっている。
【００５４】
第１の回転部材２は、ハブプレート５から構成されており、このハブプレート５は、トランスミッションの入力軸３１がスプライン嵌合されるスプライン部６ａを内周面に有するボス６と、ボス６から半径方向外方に延在し、切欠きからなる収容孔７Ａを介して円周方向に離隔する複数の突出部７とを備えている。したがって、収容孔７Ａも円周方向に離隔している。
【００５５】
ハブプレート５の収容孔７Ａにはコイルスプリング４が取付けられており、コイルスプリング４の一端部は、第１の支持部材としてのスプリングシート８を介して突出部７の円周方向一側面に当接しているとともに、コイルスプリング４の他端部は、第２の支持部材としてのスプリングシート９を介して突出部７の円周方向他側面に当接している。
【００５６】
すなわち、コイルスプリング４は、スプリングシート８、９を介して突出部７の円周方向一側面および他側面に当接するようにして収容孔７Ａに装着されている。以後、突出部Ａの円周方向一側面を正側側面７ａとし、円周方向他側面を負側側面７ｂとする。
【００５７】
図３に示すように、突出部７の正側側面７ａにはスプリングシート８が当接しており、正側側面７ａは、ハブプレート５の半径方向中心軸Ｌに対して鈍角（θ１）に傾斜している。突出部７の負側側面７ｂにはスプリングシート９が当接しており、負側側面７ｂは、ハブプレート５の半径方向中心軸Ｌに対して鋭角（θ２）に傾斜している。
【００５８】
また、負側側面７ｂは、正側側面７ａに対して半径方向外方に位置しており、コイルスプリング４は、ハブプレート５の半径方向に傾斜して収容孔７Ａに取付けられている。
【００５９】
図３、図４に示すように、スプリングシート８は、コイルスプリング４の一端部が当接する当接面８ａおよび当接面８ａからコイルスプリング４の内方に突出する突起８ｂを有する支持体８Ａと、支持体８Ａの背面に支持体８Ａと一体的に設けられ、正側側面７ａの周縁に摺動自在に嵌合された第１の嵌合部としての嵌合部８ｃを有する四角形状の本体８Ｂとを備えている。
【００６０】
このため、コイルスプリング４の一端部は、スプリングシート８を介して正側側面７ａの半径方向に摺動自在となっている。
【００６１】
また、図３、図５に示すように、スプリングシート９は、コイルスプリング４の他端部が当接する当接面９ａおよび当接面９ａからコイルスプリング４の内方に突出する突起９ｂを有する支持体９Ａと、支持体９Ａの背面に支持体９Ａと一体的に設けられ、負側側面７ｂの周縁に摺動自在に嵌合された第２の嵌合部としての嵌合部９ｃを有する四角形状の本体９Ｂとを備えている。
【００６２】
このため、コイルスプリング４の他端部は、スプリングシート９を介して負側側面７ｂの半径方向に摺動自在となっている。
【００６３】
また、図１、図３において、突出部７の正側側面７ａの半径方向外方には負側側面７ｂに向かって突出する突部７ｃが形成されており、スプリングシート８は、半径方向外方に移動したときに突部７ｃに当接することにより、半径方向外方への移動が規制される。
【００６４】
また、突出部７の負側側面７ｂの半径方向外方には正側側面７ａに向かって突出する突部７ｄが形成されており、スプリングシート９は、半径方向外方に移動したときに突部７ｄに当接することにより、半径方向外方への移動が規制される。
【００６５】
また、突部７ｃの半径方向長さは、突部７ｄの半径方向長さよりも大きくなっているため、正側側面７ａは、負側側面７ｂの半径方向内方に形成されることになる。
【００６６】
図１、図２に示すように、第２の回転部材３は、一対のディスクプレート１０、１１およびクラッチディスク１２から構成されている。ディスクプレート１０、１１は、ハブプレート５を挟み込むようにしてハブプレート５の軸線方向両側に対向しており、ハブプレート５と同軸上で、ハブプレート５と相対回転自在に設けられている。
【００６７】
ディスクプレート１０、１１は、ディスクプレート１０、１１の外周側がリベット１３によって連結されており、クラッチディスク１２は、リベット１３によってディスクプレート１０に連結されている。
【００６８】
また、ディスクプレート１０、１１には収容孔７Ａに軸線方向で対向する位置に窓孔１０Ａ、１１Ａが形成されており、コイルスプリング４は、窓孔１０Ａ、１１Ａに取付けられている。
窓孔１０Ａ、１１Ａは、半径方向外方、半径方向内方および円周方向両端部が閉止端となっている。
【００６９】
図１、図３に示すように、窓孔１０Ａ、１１Ａの円周方向の一端部１０ａ、１１ａにはスプリングシート８の支持体８Ａの背面が当接しているとともに、窓孔１０Ａ、１１Ａの円周方向の他端部１０ｂ、１１ｂにはスプリングシート９の支持体９Ａの背面が当接しており、窓孔１０Ａ、１１Ａの他端部１０ｂ、１１ｂは、窓孔１０Ａ、１１Ａの一端部１０ａ、１１ａに対してハブプレート５の半径方向外方に位置するように傾斜している。
【００７０】
窓孔１０Ａ、１１Ａは、窓孔１０Ａ、１１Ａの半径方向外方の縁に沿って円周方向に延在する外側支持片１０ｃ、１１ｃおよび窓孔１０Ａ、１１Ａの半径方向内方の縁に沿って円周方向に延在する内側支持片１０ｄ、１１ｄを備えており、この外側支持片１０ｃ、１１ｃおよび内側支持片１０ｄ、１１ｄは、ディスクプレート１０、１１の表面から軸線方向外方に突出している。なお、図３では、説明の便宜上、外側支持片１１ｃおよび内側支持片１１ｄを省略している。
【００７１】
この外側支持片１０ｃ、１１ｃおよび窓孔１０Ａ、１１Ａとの間に形成される半径方向の隙間は、コイルスプリング４の延在方向と直交する厚さよりも小さくなっており、コイルスプリング４は、外側支持片１０ｃ、１１ｃおよび窓孔１０Ａ、１１Ａに支持されて収容孔７Ａおよび窓孔１０Ａ、１１Ａから抜け出ないようになっている。
【００７２】
なお、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との円周方向は同一方向であるため、円周方向とはハブプレート５とディスクプレート１０、１１とのいずれの円周方向であってもよい。また、軸線方向とは、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１の回転中心軸、すなわち、入力軸３１の回転中心軸と同方向である。
【００７３】
また、クラッチディスク１２は、ディスクプレート１０の半径方向外方に設けられており、クッショニングプレート１４および摩擦材１５ａ、１５ｂを備えている。クッショニングプレート１４は、厚み方向に波打つリング状の部材から構成されており、リベット１３によってディスクプレート１０に固定されている。
【００７４】
摩擦材１５ａ、１５ｂは、クッショニングプレート１４の両面にリベット１６によって固定されており、この摩擦材１５ａ、１５ｂは、エンジンのクランクシャフトに固定された図示しないフライホイールとフライホイールにボルト固定されたクラッチカバーのプレッシャプレートとの間に位置している。
【００７５】
そして、摩擦材１５ａ、１５ｂがプレッシャプレートに押圧されてフライホイールとプレッシャプレートに摩擦係合することで、エンジントルクがディスクプレート１０、１１に入力される。
【００７６】
また、図示しないクラッチペダルが踏み込まれると、プレッシャプレートが摩擦材１５ａ、１５ｂを押圧するのを解除し、摩擦材１５ａ、１５ｂがフライホイールから離隔することで、エンジントルクがディスクプレート１０、１１に入力されない。
【００７７】
また、窓孔１０Ａ、１１Ａの半径方向の幅は、コイルスプリング４の厚さおよびスプリングシート８、９の支持体８Ａ、９Ａの直径よりも大きくなっており、スプリングシート８、９は、窓孔１０Ａ、１１Ａの一端部１０ａ、１１ａおよび他端部１０ｂ、１１ｂに対して半径方向に移動自在となっている。
【００７８】
また、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１とが相対回転していない中立位置にあるときに、窓孔１０Ａ、１１Ａの半径方向の内端面（以下、内端面という）１０ｅ、１１ｅとスプリングシート８とが接触するとともに、窓孔１０Ａ、１１Ａの半径方向外端面（以下、外端面という）１０ｆ、１１ｆとスプリングシート８との間に隙間が形成されている。
また、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１とが相対回転していない中立位置にあるときに、窓孔１０Ａ、１１Ａの外端面１０ｆ、１１ｆとスプリングシート９とが接触するとともに、窓孔１０Ａ、１１Ａの内端面１０ｅ、１１ｅとスプリングシート９との間に隙間が形成されている。
【００７９】
このようにコイルスプリング４は、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との間に介装されており、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１とが相対回転しない中立位置からハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側の円周方向（以下、単に正側という）に相対回転した場合と負側の円周方向（以下、単に負側という）に相対回転した場合とでコイルスプリング４が弾性変形することにより、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との間でエンジントルクを伝達するようになっている。
【００８０】
以下、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側および負側に相対回転することを、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側および負側に捩れると表現することもある。
【００８１】
図２に示すように、ハブプレート５とディスクプレート１０との間には環状の摩擦プレート１７が介装されており、この摩擦プレート１７は、ディスクプレート１０に取付けられ、ディスクプレート１０と一体的に回転する。
【００８２】
ハブプレート５とディスクプレート１１との間には環状の摩擦プレート１８および皿ばね１９が介装されており、この摩擦プレート１８は、ディスクプレート１１に取付けられ、ディスクプレート１１と一体的に回転する。
【００８３】
また、皿ばね１９は、摩擦プレート１８をハブプレート５に向かって付勢しており、皿ばね１９の付勢力によって摩擦プレート１７とハブプレート５とが摩擦接触するとともに、摩擦プレート１８とハブプレート５とが摩擦接触することにより、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との間にヒステリシストルクが発生するようになっている。
【００８４】
次に、作用を説明する。
まず、本発明の原理を説明する。
エンジンに接続されるディスクプレート１０、１１とトランスミッションの入力軸３１に接続されるハブプレート５との間で伝達される伝達トルクＴは、式（１）で表される。
Ｔ＝ｒ×Ｆ………（１）
ここで、ｒ：作用点半径、Ｆ：作用点に働く荷重
【００８５】
作用点は、コイルスプリング４の端部（スプリングシート８またはスプリングシート９であるので、作用点半径は、ハブプレート５の回転中心軸Ｏ（図１参照）からスプリングシート８またはスプリングシート９までの距離となる。
【００８６】
また、作用点に働く荷重Ｆは、式（２）で表される。
Ｆ＝ｋ×Ｘ………（２）
ここで、ｋ：コイルスプリング４の剛性、Ｘ：コイルスプリング４の変位量
また、コイルスプリング４の変位量Ｘは、式（３）で表される。
Ｘ＝ｒ×θ………（３）
ここで、θ：ディスクプレート１０、１１とハブプレート５との捩れ角
よって、式（１）〜（３）から伝達トルクＴは、式（４）となる。
Ｔ＝ｒ2×ｋ×θ………（４）
したがって、式（３）に示すように作用点半径ｒが変化すると、単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング４の変位量Ｘが変わることが分かる。
【００８７】
図６は、ｒ０−ｒ１、ｒ０−ｒ２、ｒ０−ｒ３、ｒ０−ｒ４、ｒ０−ｒ５、ｒ０−ｒ６の６つの作用点半径ｒと、単位捩れ角θ当たりのばねの変位量Ｘとをプロットした図である。なお、θは、１５°に設定している。
【００８８】
図６から明らかなように、ｒ１−ｒ６をばねの自然長とした状態からｒ６を固定して作用点半径ｒが大きいｒ１点からｒ６点方向に荷重を加えたときの単位捩れ角θ当たりのばねの変位量Ｘが大きく、ｒ１を固定して作用点半径ｒが小さいｒ６点から点ｒ１方向に荷重を加えたときの単位捩れ角θ当たりのばねの変位量Ｘが小さいことが分かる。
【００８９】
また、作用点半径ｒが大きいｒ１からばねを圧縮したときの剛性が小さく、作用点半径ｒがｒ２点、ｒ３点、ｒ４点、ｒ５点と小さくなるにつれて単位捩れ角θ当たりの剛性が徐々に大きくなることが分かる。
また、作用点半径ｒが小さいｒ６からばねを圧縮したときの剛性が大きく、作用点半径ｒがｒ５点、ｒ４点、ｒ３点、ｒ２点と小さくなるにつれて単位捩れ角θ当たりの剛性が徐々に小さくなることが分かる。
【００９０】
本実施の形態では、この原理を利用し、コイルスプリング４のスプリングシート８をハブプレート５の正側側面７ａに当接させ、コイルスプリング４のスプリングシート９を正側側面７ａの半径方向外方に位置する負側側面７ｂに当接させ、コイルスプリング４をハブプレート５の半径方向に傾斜させることにより、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側に捩れたときと負側に捩れたときの剛性を変えるようにしたものである。
【００９１】
図７〜図１２は、ディスクプレート１０、１１がエンジントルクを受けて図１の状態から時計回転方向（Ｒ１方向）に回転している状態を示し、説明の便宜上、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側の反時計回転方向（Ｒ２方向）および負側の時計回転方向（Ｒ１方向）に捩れるものとして説明を行う。
【００９２】
なお、図８、図９、図１１、図１２ではディスクプレート１０を図示していないが、ディスクプレート１０は、ディスクプレート１１と平行移動するので、ディスクプレート１０の符号も用いて説明を行う。また、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側に捩れるのは、車両の加速時であり、負側に捩れるのは、減速時である。
【００９３】
摩擦材１５ａ、１５ｂがプレッシャプレートに押圧されてフライホイールとプレッシャプレートに摩擦係合することで、エンジントルクがディスクプレート１０、１１に入力される。
【００９４】
ここで、ディスクプレート１０、１１に対してハブプレート５が正側に捩れる場合の動作と、負側に捩れる場合の動作を説明する。
【００９５】
車両の加速時にエンジントルクが小さいと、ディスクプレート１０、１１とハブプレート５との捩れ角が小さく、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側（Ｒ２）に捩れる。
【００９６】
このとき、図７、図８に示すように、突出部７の負側側面７ｂからスプリングシート９が離隔するとともに、突出部７の正側側面７ａが窓孔１０Ａ、１１Ａの他端部１０ｂ、１１ｂに近接することにより、コイルスプリング４が圧縮されてディスクプレート１０、１１からハブプレート５にエンジントルクを伝達する。
【００９７】
また、正側側面７ａがハブプレート５の半径方向中心軸Ｌに対して鈍角に傾斜しているため、ハブプレート５が正側に捩れるのに伴ってスプリングシート８が正側側面７ａに沿って半径方向外方に移動する。
【００９８】
すなわち、加速側では、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側に捩れることにより、荷重が加わる作用点がスプリングシート８となって作用点半径がスプリングシート８からハブプレート５の回転中心軸Ｏまでの距離になる。そして、スプリングシート８が正側側面７ａに沿って半径方向外方に移動することにより、作用点半径ｒが徐々に大きくなる。
【００９９】
また、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１が中立位置にあるときに窓孔１０Ａ、１１Ａの外端面１０ｆ、１１ｆとスプリングシート８との間に隙間が形成されているため、スプリングシート８が正側側面７ａに沿って隙間の範囲内で半径方向外方に移動して、スプリングシート８の移動を許容する。
【０１００】
一方、エンジントルクが大きくなると、ディスクプレート１０、１１とハブプレート５との捩れ角がさらに大きくなり、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側（Ｒ２）にさらに捩れる。
【０１０１】
このとき、図９に示すように、突出部７の負側側面７ｂからスプリングシート９がさらに離隔するとともに、突出部７の正側側面７ａが窓孔１０Ａ、１１Ａの他端部１０ｂ、１１ｂにさらに近接することにより、コイルスプリング４がさらに圧縮されてディスクプレート１０、１１からハブプレート５にエンジントルクを伝達する。
【０１０２】
また、ハブプレート５が正側に捩れるのに伴ってスプリングシート８が正側側面７ａに沿って半径方向外方にさらに移動する。このとき、スプリングシート８は、窓孔１０Ａ、１１Ａの外端面１０ｆ、１１ｆとスプリングシート８との間に隙間の範囲内で半径方向外方に移動してスプリングシート８の移動を許容する。
【０１０３】
図１３は、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側に捩れたときの状態を模式的に示す図であり、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１とが中立位置にあるときのコイルスプリング４の長さをＡ−ｒ１とし、ハブプレート５の回転中心軸Ｏからスプリングシート８までの作用点半径をＯ−ｒ１としたときのスプリングシート８の作用点半径ｒの変化を示す図である。
【０１０４】
コイルスプリング４がＡ−ｒ１にある状態からハブプレート５が正側に捩れると、ハブプレート５の回転中心軸ＯからＡ点（スプリングシート８）までの作用点半径が、ｒ２〜ｒ６に示すように徐々に大きくなり、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との単位捩れ角θ（例えば、５°）当たりのコイルスプリング４の変位量Ｘは、徐々に大きくなる。
【０１０５】
このため、図１５に示すように、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング４の剛性は、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との捩れ角θが小さいときに大きく、捩れ角θが大きくなるにつれて徐々に小さくなる非線形の特性となる。
【０１０６】
一方、車両の減速時にはエンジントルクが小さくなり、エンジンブレーキが発生するため、トランスミッションの入力軸３１からハブプレート５に回転トルク（減速トルク）が入力される。
【０１０７】
減速時にトランスミッションからエンジンに伝達される回転トルクが大きくなると、ディスクプレート１０、１１とハブプレート５との捩れ角が大きくなり、図１０、図１１に示すように、突出部７の正側側面７ａからスプリングシート８が離隔するとともに、突出部７の負側側面７ｂが窓孔１０Ａ、１１Ａの一端部１０ａ、１１ａに近接することにより、コイルスプリング４が圧縮されてハブプレート５からディスクプレート１０、１１にトランスミッションのトルクが伝達される。
【０１０８】
また、負側側面７ｂがハブプレート５の半径方向中心軸Ｌに対して鋭角に傾斜しているため、ハブプレート５が負側に捩れるのに伴ってスプリングシート９が負側側面７ｂに沿って半径方向内方に移動する。
【０１０９】
すなわち、減速側では、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して負側に捩れることにより、荷重が加わる作用点がスプリングシート９となって作用点半径がスプリングシート９からハブプレート５の回転中心軸Ｏまでの距離となる。このため、減速側では加速側よりも作用点半径ｒが大きくなり、スプリングシート９が負側側面７ｂに沿って半径方向内方に移動することにより、作用点半径ｒが徐々に小さくなる。
【０１１０】
また、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１が中立位置にあるときに窓孔１０Ａ、１１Ａの内端面１０ｅ、１１ｅとスプリングシート９との間に隙間が形成されているため、スプリングシート９が負側側面７ｂに沿って隙間の範囲内で半径方向内方に移動して、スプリングシート９の移動を許容する。
【０１１１】
一方、減速トルクがさらに大きくなると、ディスクプレート１０、１１とハブプレート５との捩れ角が大きくなり、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して負側（Ｒ１）にさらに捩れる。
【０１１２】
このとき、図１２に示すように、突出部７の正側側面７ａからスプリングシート８がさらに離隔するとともに、突出部７の負側側面７ｂが窓孔１０Ａ、１１Ａの一端部１０ａ、１１ａにさらに近接することにより、コイルスプリング４がさらに圧縮されてハブプレート５からディスクプレート１０、１１に回転トルクが伝達される。
【０１１３】
また、ハブプレート５が負側に捩れるのに伴ってスプリングシート９が負側側面７ｂに沿って半径方向内方にさらに移動する。このとき、スプリングシート９は、窓孔１０Ａ、１１Ａの内端面１０ｅ、１１ｅとスプリングシート９との間に隙間の範囲内で半径方向内方に移動してスプリングシート９の移動を許容する。
【０１１４】
図１４は、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して負側に捩れたときの状態を模式的に示す図であり、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１とが中立位置にあるときのコイルスプリング４の長さをＡ−ｒ１とし、ハブプレート５の回転中心軸Ｏからスプリングシート９までの作用点半径をＯ−ｒ１としたときのスプリングシート９の作用点半径ｒの変化を示す図である。
【０１１５】
コイルスプリング４がＡ−ｒ１にある状態からハブプレート５が負側に捩れると、ハブプレート５の回転中心軸ＯからＡ点（スプリングシート９）までの作用点半径が、ｒ２〜ｒ６に示すように徐々に小さくなり、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との単位捩れ角θ（例えば、５°）当たりのコイルスプリング４の変位量Ｘは、徐々に小さくなる。
【０１１６】
このため、図１５に示すように、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング４の剛性は、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との捩れ角θが小さいときに小さく、捩れ角θが大きくなるにつれて徐々に大きくなる非線形の特性となる。
【０１１７】
このように本実施の形態では、ハブプレート５の収容孔７Ａが、コイルスプリング４の一端部を支持するスプリングシート８が当接し、半径方向中心軸Ｌに対して鈍角に傾斜する正側側面７ａと、コイルスプリング４の他端部を支持するスプリングシート９が当接し、正側側面７ａに対して半径方向外方に位置して半径方向中心軸Ｌに対して鋭角に傾斜する負側側面７ｂとを備えることにより、コイルスプリング４をハブプレート５の半径方向に傾斜して収容するように構成した。
【０１１８】
このため、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して正側（加速側）に捩れたときと負側（減速側）に捩れたときのスプリングシート８、９からハブプレート５の回転中心軸Ｏまでの作用点半径ｒを異ならせることができる。
【０１１９】
このため、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して減速側に捩れたときのコイルスプリング４の剛性を加速側に捩れたときよりも小さくすることができ、コイルスプリング４の剛性を加速側と減速側とで異ならせることができる。
【０１２０】
ここで、図１６に示すように、減速時のエンジンの回転変動（ｄＢ）は、エンジンの中・高回転領域で大きく、図１７に示すように、加速時のエンジンの回転変動は、低回転領域に大きな領域があり、加速時と減速時とで異なる特性を有している。
【０１２１】
本実施の形態では、図１６に示すように、コイルスプリング４の剛性を減速側で全体的に小さくすることができるため、エンジンの回転変動を吸収してエンジンの中・高回転領域、すなわち、ジャラ音が発生する回転領域においてトランスミッションの回転変動レベル（ｄＢレベル）を下げることができ、ジャラ音の発生を抑制することができる。
【０１２２】
また、トランスミッションの捩り共振周波数は、例えば、エンジンの回転数が２０００ｒｐｍ付近の比較的低い定常回転領域に存在するため、エンジンの定常回転領域のコイルスプリング４の剛性を大きくする必要がある。
【０１２３】
本実施の形態では、コイルスプリング４の剛性を減速側よりも加速側で大きくすることができるとともに、図１５に示すようにハブプレート５とディスクプレート１０、１１の捩れ角が小さいときの単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング４の剛性を大きくし、捩れ角が大きくなるに従って単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング４の剛性が徐々に小さくなる非線形の特性にすることができる。
【０１２４】
ここで、捩り振動減衰装置１を含んだトランスミッションの捩り共振周波数ｆは、下記の式（５）で表すことができる。
【数２】
但し、ｋ：コイルスプリング４の剛性、Ｉ：トランスミッションの慣性モーメント
本実施の形態では、エンジントルクが小さく、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との捩れ角が小さい場合には、単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング４の変位量を小さくしてコイルスプリング４の剛性を大きくすることができるため、図１５のＺで示す捩れ角θに対して伝達トルクの上昇率が高い領域で捩り振動減衰装置１を使用した場合に、現在の捩り振動減衰装置１の使用回転域に対してトランスミッションの捩り共振周波数を図１７のｆ１で示す高い回転領域にずらすことができる。
【０１２５】
また、エンジントルクが大きく、ハブプレート５とディスクプレート１０、１１との捩れ角が大きい場合には、単位捩れ角θ当たりのコイルスプリング４の変位量を大きくしてコイルスプリング４の剛性を小さくすることができる。
このため、図１５のＺ以上の捩れ角において捩れ角θに対して伝達トルクの上昇率が低い領域で捩り振動減衰装置１を使用することができる。このため、現在の捩り振動減衰装置１の使用回転域に対してトランスミッションの捩り共振周波数を図１７のｆ２で示す低い回転領域にずらすことができる。
【０１２６】
このため、エンジンの回転変動を減衰することができ、加速時のジャラ音を抑制することができる。さらに、加速時のコイルスプリング４の剛性を大きくすることができるため、自然長で剛性の大きいコイルスプリング４を用いるのを不要にでき、減速時のコイルスプリング４の剛性をより一層小さくすることができる。
【０１２７】
このように同一の剛性を有する１種類のコイルスプリング４を用いて減速側と減速側とで捩り振動減衰装置１の捩り剛性を変更できるので、捩り振動減衰装置１の製造コストが増大するのを防止することができる。
【０１２８】
また、本実施の形態では、ハブプレート５およびディスクプレート１０、１１が中立位置にあるときに、窓孔１０Ａ、１１Ａの内端面１０ｅ、１１ｅとスプリングシート８とが接触するとともに、窓孔１０Ａ、１１Ａの外端面１０ｆ、１１ｆとスプリングシート８との間に隙間が形成されている。
【０１２９】
このため、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して加速側に捩れ、収容孔７Ａの正側側面７ａと窓孔１０Ａ、１１Ａの他端部１０ｂ、１１ｂとの間でコイルスプリング４が圧縮されるときに、コイルスプリング４の一端部を正側側面７ａに沿って半径方向外方に移動させることができる。
【０１３０】
このとき、窓孔１０Ａ、１１Ａの外端面１０ｆ、１１ｆとスプリングシート８との間の隙間の範囲だけコイルスプリング４が半径方向外方に移動するのを許容することができ、ハブプレート５およびディスクプレート１０、１１を円滑に相対回転させることができる。
【０１３１】
また、本実施の形態では、ハブプレート５およびディスクプレート１０、１１が中立位置にあるときに、窓孔１０Ａ、１１Ａの外端面１０ｆ、１１ｆとスプリングシート９とが接触するとともに、窓孔１０Ａ、１１Ａの内端面１０ｅ、１１ｅとスプリングシート９との間に隙間が形成されている。
【０１３２】
このため、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対して減速側に捩れ、収容孔７Ａの負側側面７ｂと窓孔１０Ａ、１１Ａの他端部１０ｂ、１１ｂとの間でコイルスプリング４が圧縮されるときに、コイルスプリング４の他端部を負側側面７ｂに沿って半径方向内方に移動させることができる。
【０１３３】
このとき、窓孔１０Ａ、１１Ａの内端面１０ｅ、１１ｅとスプリングシート９との間の隙間の範囲だけコイルスプリング４が半径方向外方に移動するのを許容することができ、ハブプレート５およびディスクプレート１０、１１を円滑に相対回転させることができる。
【０１３４】
また、本実施の形態では、スプリングシート８が正側側面７ａの周縁に摺動自在に嵌合された嵌合部８ｃを有するので、スプリングシート８を正側側面７ａに沿って半径方向に円滑に移動させることができる。
【０１３５】
また、スプリングシート９が負側側面７ｂの周縁に摺動自在に嵌合された嵌合部９ｃを有するので、スプリングシート９を負側側面７ｂに沿って半径方向に円滑に移動させることができる。
【０１３６】
（第２の実施の形態）
図１８〜図２２は、本発明に係る捩り振動減衰装置の第２の実施の形態を示す図であり、本実施の形態では、スプリングシートの構成が第１の実施の形態と異なるのみであり、第１の実施の形態と同一の構成には同一の符号を付して説明を省略する。
【０１３７】
図１８、図１９において、第１の支持部材を構成するスプリングシート４１は、コイルスプリング４の一端部が当接する当接面４２ａと当接面４２ａからコイルスプリング４の内方に突出する突起４２ｂを有する第１の分割体としての支持体４２と、支持体４２の背面に設けられた第２の分割体としての本体４３とを備えている。
【０１３８】
本体４３は、背面が窓孔１０Ａ、１１Ａの一端部に当接する円板４３ａを備えており、この円板４３ａは、支持体４２の背面に設けられている。また、本体４３には正側側面７ａの周縁に摺動自在に嵌合された第１の嵌合部としての嵌合部４３ｂが形成されている。このため、コイルスプリング４の一端部は、スプリングシート４１を介して正側側面７ａの半径方向に摺動自在となっている。
【０１３９】
また、円板４３ａにはボール部４３ｃが設けられており、このボール部４３ｃは、支持体４２に形成された嵌合溝４２ｃに樹脂からなる摩擦材４２ｄを介して摺動自在に嵌合している。このため、支持体４２は、本体４３に対して回動自在となっている。
【０１４０】
また、第２の支持部材を構成するスプリングシート４４は、コイルスプリング４の他端部が当接する当接面４５ａと当接面４５ａからコイルスプリング４の内方に突出する突起４５ｂを有する第１の分割体としての支持体４５と、支持体４５の背面に設けられた第２の分割体としての本体４６とを備えている。
【０１４１】
本体４６は、窓孔１０Ａ、１１Ａの他端部１０ｂ、１１ｂに当接する円板４６ａを備えており、この円板４６ａは、支持体４５の背面に設けられている。また、本体４６には負側側面７ｂの周縁に摺動自在に嵌合された第２の嵌合部としての嵌合部４６ｂが形成されている。このため、コイルスプリング４の一端部は、スプリングシート４４を介して正側側面７ａの半径方向に摺動自在となっている。
【０１４２】
また、円板４６ａにはボール部４６ｃが設けられており、このボール部４６ｃは、支持体４５に形成された嵌合溝４５ｃに樹脂からなる摩擦材４５ｄを介して摺動自在に嵌合している。このため、支持体４５は、本体４６に対して回動自在となっている。
【０１４３】
本実施の形態では、スプリングシート４１が、収容孔７Ａの正側側面７ａと窓孔１０Ａ、１１Ａの一端部に当接する支持体４２および支持体４２に対して回動自在に設けられ、コイルスプリング４の一端部を支持する本体４３から構成され、スプリングシート４４が、収容孔７Ａの正側側面７ａと窓孔１０Ａ、１１Ａの一端部に当接する支持体４５および支持体４５に対して回動自在に設けられ、コイルスプリング４の一端部を支持する本体４６から構成されている。
【０１４４】
このため、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対してＲ２で示す正側（加速側）に捩れたとき（図２１参照）と、ハブプレート５がディスクプレート１０、１１に対してＲ１で示す負側（減速側）に捩れたとき（図２２参照）とにおいて、支持体４２、４５が本体４３、４６に対して回動することにより、スプリングシート４１、４４の姿勢が変化するのを吸収することができる。
【０１４５】
このため、半径方向に傾斜して収容孔７Ａに取付けられたコイルスプリング４およびディスクプレート１０、１１に傾斜して形成された窓孔１０Ａ、１１Ａ内に位置するコイルスプリング４が屈曲するのを抑制することができる。
【０１４６】
なお、上記各実施の形態では、捩り振動減衰装置１を車両のエンジンと変速歯車組を有する駆動伝達装置との間に介装するようにしているが、これに限らず、車両等の駆動伝達装置に設けられる捩り振動減衰装置であれば何でもよい。
【０１４７】
例えば、ハイブリッド車両にあっては、エンジンの出力軸と、電動機と車輪側出力軸とに動力を分割する動力分割機構との間に介装されるハイブリッドダンパ等の捩り振動減衰装置に適用してもよい。
【０１４８】
また、トルクコンバータのロックアップクラッチ装置と変速歯車組の間に介装されるロックアップダンパ等の捩り振動減衰装置に適用してもよい。また、ディファレンシャルケースとディファレンシャルケースの外周部に設けられたリングギヤとの間に捩り振動減衰装置を設けてもよい。
【０１４９】
また、本実施の形態では、ハブプレート５の収容孔７Ａを切欠きから構成しているが、収容孔は、半径方向外方、半径方向内方および円周方向両端部が閉止端となっている窓孔から構成されてもよい。
また、本実施の形態では、コイルスプリング４が３つ設けられているが、コイルスプリング４は、少なくとも１つ以上あればよい。
【０１５０】
以上のように、本発明に係る捩り振動減衰装置は、同一の剛性を有する１種類の弾性部材を用いて正側と負側とで捩り剛性を変更できるようにして、捩り振動減衰装置の製造コストが増大するのを防止することができるという効果を有し、車両の内燃機関と駆動伝達装置との間に介装され、第１の回転部材と第２の回転部材との間で捩り振動を吸収しつつトルクが伝達されるように第１の回転部材と第２の回転部材とを弾性部材を介して相対回転自在に連結した捩り振動減衰装置等として有用である。
【符号の説明】
【０１５１】
１ 捩り振動減衰装置
２ 第１の回転部材
３ 第２の回転部材
４ コイルスプリング（弾性部材）
５ ハブプレート（第１の回転部材）
７ 突出部
７Ａ 収容孔
７ａ 正側側面
７ｂ 負側側面
８、４１ スプリングシート（第１の支持部材）
８ｃ、４３ｂ 嵌合部（第１の嵌合部）
９、４４ スプリングシート（第２の支持部材）
９ｃ、４６ｂ 嵌合部（第２の嵌合部）
１０、１１ ディスクプレート（第２の回転部材）
１０Ａ、１１Ａ 窓孔
１０ａ、１１ａ 一端部
１０ｂ、１１ｂ 他端部
１０ｅ、１１ｅ 半径方向の内端面
１０ｆ、１１ｆ 半径方向の外端面
３１ 入力軸
４２、４５ 支持体（第１の分割体）
４３、４６ 本体（第２の分割体）
【特許請求の範囲】
【請求項１】
円周方向に離隔する複数の収容孔を有する第１の回転部材と、
前記第１の回転部材と同軸上で前記第１の回転部材に対して相対回転自在に設けられ、前記収容孔に対向する位置に窓孔が形成された第２の回転部材と、
前記収容孔および前記窓孔に取付けられ、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材とが相対回転しない中立位置から前記第１の回転部材が前記第２の回転部材に対して正側の円周方向に相対回転した場合と、負側の円周方向に相対回転した場合とで弾性変形することにより、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間でトルクを伝達する弾性部材と、
前記弾性部材の一端部を支持する第１の支持部材および前記弾性部材の他端部を支持する第２の支持部材とを備えた捩り振動減衰装置であって、
前記収容孔は、前記第１の支持部材が当接し、前記第１の回転部材の半径方向中心軸に対して鈍角に傾斜する正側側面と、前記第２の支持部材が当接し、前記正側側面に対して前記半径方向外方に位置して前記半径方向中心軸に対して鋭角に傾斜する負側側面とを備えることにより、前記弾性部材を前記半径方向に傾斜して収容するように構成され、
前記窓孔は、前記第１の支持部材が当接する円周方向の一端部と、前記第２の支持部材が当接し、前記円周方向の一端部に対して前記半径方向外方に位置する円周方向の他端部とを備えることにより、前記弾性部材を前記半径方向に傾斜して収容するように構成され、
前記第１の支持部材および前記第２の支持部材がそれぞれ前記正側側面および前記負側側面に対して前記半径方向に移動自在であることを特徴とする捩り振動減衰装置。
【請求項２】
前記第１の回転部材および前記第２の回転部材が前記中立位置にあるときに、前記窓孔の前記半径方向の内端面と前記第１の支持部材とが接触するとともに、前記窓孔の前記半径方向の外端面と前記第１の支持部材との間に隙間が形成され、前記窓孔の前記半径方向の外端面と前記第２の支持部材とが接触するとともに、前記窓孔の前記半径方向の内端面と前記第２の支持部材との間に隙間が形成されることを特徴とする請求項１に記載の捩り振動減衰装置。
【請求項３】
前記第１の支持部材が前記正側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第１の嵌合部を有し、前記第２の支持部材が前記負側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第２の嵌合部を有することを特徴とする請求項１または請求項２に記載の捩り振動減衰装置。
【請求項４】
前記第１の支持部材および前記第２の支持部材が、前記収容孔の正側側面と前記窓孔の一端部または前記収容孔の負側側面と前記窓孔の他端部に当接する第１の分割体および前記第１の分割体に対して回動自在に設けられ、前記弾性部材の一端部または他端部を支持する第２の分割体を備えることを特徴とする請求項１ないし請求項３のいずれか１の請求項に記載の捩り振動減衰装置。
【請求項５】
前記第１の回転部材の内周部に車両の駆動伝達装置の入力軸が嵌合され、
前記第２の回転部材が、前記第１の回転部材の軸線方向両側に配置され、互いに連結されて一体回転自在な一対のディスクプレートを備え、
前記一対のディスクプレートに内燃機関の回転トルクが伝達されることを特徴とする請求項１ないし請求項４のいずれか１の請求項に記載の捩り振動減衰装置。
【請求項６】
前記車両の加速時に前記第１の回転部材が前記第２の回転部材に対して正側に捩れ、前記車両の減速時に前記第１の回転部材が前記第２の回転部材に対して負側に捩れることを特徴とする請求項５に記載の捩り振動減衰装置。
【請求項１】
円周方向に離隔する複数の収容孔を有する第１の回転部材と、
前記第１の回転部材と同軸上で前記第１の回転部材に対して相対回転自在に設けられ、前記収容孔に対向する位置に窓孔が形成された第２の回転部材と、
前記収容孔および前記窓孔に取付けられ、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材とが相対回転しない中立位置から前記第１の回転部材が前記第２の回転部材に対して正側の円周方向に相対回転した場合と、負側の円周方向に相対回転した場合とで弾性変形することにより、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間でトルクを伝達する弾性部材と、
前記弾性部材の一端部を支持する第１の支持部材および前記弾性部材の他端部を支持する第２の支持部材とを備えた捩り振動減衰装置であって、
前記収容孔は、前記第１の支持部材が当接し、前記第１の回転部材の半径方向中心軸に対して鈍角に傾斜する正側側面と、前記第２の支持部材が当接し、前記正側側面に対して前記半径方向外方に位置して前記半径方向中心軸に対して鋭角に傾斜する負側側面とを備えることにより、前記弾性部材を前記半径方向に傾斜して収容するように構成され、
前記窓孔は、前記第１の支持部材が当接する円周方向の一端部と、前記第２の支持部材が当接し、前記円周方向の一端部に対して前記半径方向外方に位置する円周方向の他端部とを備えることにより、前記弾性部材を前記半径方向に傾斜して収容するように構成され、
前記第１の支持部材および前記第２の支持部材がそれぞれ前記正側側面および前記負側側面に対して前記半径方向に移動自在であることを特徴とする捩り振動減衰装置。
【請求項２】
前記第１の回転部材および前記第２の回転部材が前記中立位置にあるときに、前記窓孔の前記半径方向の内端面と前記第１の支持部材とが接触するとともに、前記窓孔の前記半径方向の外端面と前記第１の支持部材との間に隙間が形成され、前記窓孔の前記半径方向の外端面と前記第２の支持部材とが接触するとともに、前記窓孔の前記半径方向の内端面と前記第２の支持部材との間に隙間が形成されることを特徴とする請求項１に記載の捩り振動減衰装置。
【請求項３】
前記第１の支持部材が前記正側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第１の嵌合部を有し、前記第２の支持部材が前記負側側面の周縁に摺動自在に嵌合された第２の嵌合部を有することを特徴とする請求項１または請求項２に記載の捩り振動減衰装置。
【請求項４】
前記第１の支持部材および前記第２の支持部材が、前記収容孔の正側側面と前記窓孔の一端部または前記収容孔の負側側面と前記窓孔の他端部に当接する第１の分割体および前記第１の分割体に対して回動自在に設けられ、前記弾性部材の一端部または他端部を支持する第２の分割体を備えることを特徴とする請求項１ないし請求項３のいずれか１の請求項に記載の捩り振動減衰装置。
【請求項５】
前記第１の回転部材の内周部に車両の駆動伝達装置の入力軸が嵌合され、
前記第２の回転部材が、前記第１の回転部材の軸線方向両側に配置され、互いに連結されて一体回転自在な一対のディスクプレートを備え、
前記一対のディスクプレートに内燃機関の回転トルクが伝達されることを特徴とする請求項１ないし請求項４のいずれか１の請求項に記載の捩り振動減衰装置。
【請求項６】
前記車両の加速時に前記第１の回転部材が前記第２の回転部材に対して正側に捩れ、前記車両の減速時に前記第１の回転部材が前記第２の回転部材に対して負側に捩れることを特徴とする請求項５に記載の捩り振動減衰装置。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【図１７】
【図１８】
【図１９】
【図２０】
【図２１】
【図２２】
【図２３】
【図２４】
【図２５】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【図１７】
【図１８】
【図１９】
【図２０】
【図２１】
【図２２】
【図２３】
【図２４】
【図２５】
【公開番号】特開２０１３−１５１８８（Ｐ２０１３−１５１８８Ａ）
【公開日】平成２５年１月２４日（２０１３．１．２４）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１１−１４８４３５（Ｐ２０１１−１４８４３５）
【出願日】平成２３年７月４日（２０１１．７．４）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２５年１月２４日（２０１３．１．２４）
【国際特許分類】
【出願日】平成２３年７月４日（２０１１．７．４）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
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