减振机构的制作方法

专利名称：减振机构的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种减振机构，尤其涉及动力传动系统中用于降低扭转振动的减振机构。
背景技术：
用于车辆的离合器盘组件，具有从发动机向变速箱传递及切断扭矩的离合器功能、和减少及吸收来自飞轮的扭转振动的减振功能。通常，车辆的振动有怠速时的异响(咔塔声)、行走时的异响(加速·减速振动、闷响)及急速踩踏或松开油门踏板时产生的车体的前后方向的大的振动。通过减振功能，能够消除这些异响及振动。怠速时的异响是指，在等待信号灯等时将挡位推入空档并松开离合器踏板时能听到的从变速箱发出的「咔塔咔塔」声音。产生这种异响的原因在于，在发动机怠速旋转期间发动机的扭矩低，在发动机内的燃料点火爆炸时扭矩变动大。此时，变速箱的输入齿轮与反转齿轮产生齿轮敲击现象。关于急速踩踏或松开油门踏板时产生的车体的前后方向的大的振动，如果驱动传动系统的刚性低，被传递到轮胎的扭矩反而从轮胎侧传递至传动系统，因这种回振引发在轮胎处产生过大的扭矩，其结果导致产生使车体过度地前后摆动的前后振动。对于怠速时的异响，问题出现在离合器盘组件的扭转特性中零扭矩附近，最好是该区域的扭转刚性低。另一方面，针对关于急速踩踏或松开油门踏板时的前后振动，有必要尽可能地使离合器盘组件的扭转特性稳定。为解决上述问题，提供了通过采用两种弹簧部件以实现两段特性的离合器盘组件。在这里，由于将扭转特性中的第1段(低扭转角度区域)中的扭转刚性及磁滞扭矩控制得较低，具有防止怠速时异响的效果。同时，由于将扭转特性中的第2段(高扭转角度区域)中的扭转刚性及磁滞扭矩设定得较高，因此可充分减少关于急速踩踏或松开油门踏板的前后振动。此外，已知有例如以下减振机构在产生起因于发动机燃烧变动的微小扭转振动时，通过在第2段区域中抑制高磁滞扭矩的产生，来有效吸收微小扭转振动。在这种减振机构中，在高扭转刚性弹簧部件被压缩的状态下，在高扭转刚性弹簧部件和使其产生高磁滞扭矩的大摩擦机构之间在旋转方向上确保有规定角度的空隙。(例如，参照专利文献1)。专利文献1 特开2002166943号公报发明内容
但是，因车辆特性的不同，这种旋转方向间隙有时会阻碍高磁滞扭矩发挥原有的效果，确保旋转方向间隙的结构未必能说是有效的。因此，需要一种确保有旋转方向间隙的减振机构以及为了使得确实产生期望的磁滞扭矩而有意识地消除旋转方向间隙的减振机构。本发明的第1目的在于，提供一种确实产生期望的磁滞扭矩的减振机构。此外，即使在低扭转角度区域能够吸收怠速时的异响，一旦扭转角度到达高扭转区域，低扭转角度区域和高扭转角度区域之间止动件会起动。其结果，即使是具有低扭转角度区域的减振机构，怠速时有时也会产生异响。本发明的第2目的在于，可确实提高减振机构的减振性能。另外，在该种减振机构中，固定离合器盘的一对板部件配置在飞轮附近。因此，无法增大减振机构的外径以使飞轮与板部件不发生冲突。即，使原有的减振机构的设计自由度下降。本发明的第3目的在于，提高减振机构的设计自由度。根据本发明第一方面的减振机构，包括第1旋转体、第2旋转体、第3旋转体、第1 部件、第2部件、第3部件、及至少一个小螺旋弹簧。第2旋转体被配置得能够在第1角度范围内相对于第1旋转体进行旋转。第3旋转体被配置得能够在第2角度范围内相对于第 2旋转体进行旋转。第1部件安装在第2旋转体上使得不能相对于第2旋转体进行旋转，且具有在轴向上与第1旋转体相抵接的摩擦部件。第2部件被配置在第2旋转体与第1部件的轴向之间，且安装在第2旋转体及第1部件中的至少一个上以使得相对于第1部件不能进行旋转。第3部件被配置在第1部件与第2部件的轴向之间，且由第3旋转体支撑使得与第3旋转体一体旋转。小螺旋弹簧由第1部件及第2部件保持使得在旋转方向上可弹性变形，且在旋转方向上弹性连接第1部件和第2部件中的至少一个以及第3部件。该减振机构中，一旦第1旋转体相对于第2旋转体进行旋转，第1部件的摩擦部件则与第1旋转体滑动。此时，由于第1部件及第2部件相对第2旋转体不能进行旋转，即使是第1旋转体与第2旋转体之间的相对旋转角度小时，第1旋转体及第2旋转体之间也产生磁滞扭矩。根据该构成，该减振机构可确实产生期望的磁滞扭矩。根据本发明的第二方面的减振机构，在根据本发明的第一方面的减振机构中，第1 部件具有第1部件主体和多个第1突出部。第1部件主体，其设置有摩擦部件，且保持有小螺旋弹簧。第1突出部，从第1部件主体向轴向延伸，且嵌合于第2旋转体。根据本发明第三方面的减振机构，在根据本发明的第二方面的减振机构中，还包括至少一个大螺旋弹簧，所述大螺旋弹簧在旋转方向上弹性连接第1旋转体及第2旋转体。 第2旋转体，具有至少一个容纳大螺旋弹簧的开口部，及形成于开口部的边缘且嵌入有第1 突出部的第1凹部。根据本发明第四方面的减振机构，在根据本发明的第三方面的减振机构中，第2 部件具有保持小螺旋弹簧的第2部件主体，及形成于第2部件主体的外周部且嵌入有第1 突出部的多个第2凹部。根据本发明第五方面的减振机构，在根据本发明的第四方面的减振机构中，第2 部件还具有从第2部件主体向轴向延伸且嵌入到第2旋转体的第2突出部。根据本发明第六方面的减振机构，在根据本发明的第五方面的减振机构中，第2旋转体还具有形成于开口部的边缘且嵌入有第2突出部的第3凹部。根据本发明第七方面的减振机构，在根据本发明的第六方面的减振机构中，第1 部件还具有从第1部件主体向轴向延伸且短于第1突出部的第3突出部。第3突出部嵌入于第2部件。根据本发明第八方面的减振机构，在根据本发明的第七方面的减振机构中，在垂直于旋转轴的面中第1突出部的截面形状为近似半圆。在垂直于旋转轴的面中第1凹部的截面形状为与第1突出部互补的近似半圆。根据本发明第九方面的减振机构，在根据本发明的第八方面的减振机构中，第3 部件可在旋转方向按压小螺旋弹簧端部的中心轴周边。根据本发明第十方面的减振机构，在根据本发明的第九方面的减振机构中，第1 部件及第2部件为树脂制作的产品。根据本发明第十一方面的减振机构，其包括第1旋转体、第2旋转体、第3旋转体、 第1弹性部件、第2弹性部件、第3弹性部件、第4弹性部件、保持部件、第1摩擦部件、第2 摩擦部件。第2旋转体被配置得能够在第1角度范围内相对于第1旋转体进行旋转。第3 旋转体被配置得能够在第2角度范围内相对于第2旋转体进行旋转。第1弹性部件，在旋转方向上弹性连接第2旋转体及第3旋转体，并在包含于第2角度范围内的第1段及第2 段区域中被压缩。第2弹性部件，在旋转方向上弹性连接第2及第3旋转体，并在第2段区域与第1弹性部件并排被压缩并。第3弹性部件，在旋转方向上弹性连接第1旋转体及第 2旋转体，并在包含于第1角度范围内的第3段及第4段区域中被压缩。第4弹性部件，在旋转方向上弹性连接第1旋转体及第2旋转体，并与第3弹性部件在第4段区域被并排压缩。保持部件与第2旋转体一体旋转，且保持第1弹性部件及第2弹性部件以使第1弹性部件及第2弹性部件相对于第2旋转体在旋转方向上可弹性变形。第1摩擦部件被固定在保持部件上，与第1旋转体在旋转方向上滑动。第2摩擦部件被配置在保持部件与第2旋转体的轴向之间，并与保持部件及第2旋转体中的至少一个滑动。第2摩擦部件，在比第2 角度小的第3角度范围内相对于第3旋转体能够进行旋转。该减振机构中，一旦向第1旋转体输入扭矩，第1弹性部件则在旋转方向上在第2 旋转体及第3旋转体之间被压缩。如果第2旋转体相对于第3旋转体进一步进行旋转，第 1及第2弹性部件则被并排压缩。这样，可获得第1段及第2段区域的扭转特性。此外，第2旋转体相对于第3旋转体的旋转角度一旦达到第2角度，第2及第3旋转体则一体旋转，且第1旋转体相对于第2旋转体进行旋转。此时，第3弹性部件在旋转方向上在第1旋转体及第2旋转体之间被压缩。如果第1旋转体相对于第2旋转体进一步进行旋转，第3及第4弹性部件则被并排压缩。这样，可获得第3及第4段区域的扭转特性。在这里，由于在第3及第4段区域中第1旋转体相对于第2旋转体进行旋转，因此被固定在保持部件上的第ι摩擦部件与第1旋转体进行滑动。另一方面，在第3角度范围内，即使第2旋转体相对于第3旋转体进行旋转，第2摩擦部件与第2旋转体及保持部件之间不进行滑动，但是，一旦第2旋转体的旋转角度超过第3角度，第2摩擦部件则与第3旋转体一体旋转。其结果，因第2摩擦部件在第2旋转体及保持部件之间产生摩擦阻力。如上所述，在该减振机构中，通过恰当地设定第2角度及第3角度的关系，可在第 2段区域产生磁滞扭矩。根据该构成，从第2段到第3段旋转方向的阻力变大，减振机构的扭转角度容易限定于第2段区域的范围内而无需达到第3段区域。S卩，可防止在第2段及第3段区域的分界线产生启动止动件的声音，可提高降低扭转振动的性能。根据本发明第十二方面的减振机构，在根据本发明的第十一方面的减振机构中， 第2摩擦部件为在第3旋转体及保持部件之间被轴向压缩的波形弹簧。根据本发明第十三方面的减振机构，在根据本发明的第十一方面或第十二方面的减振机构中，第2摩擦部件，通过在旋转方向上与第2弹性部件的端部相抵接而与第2弹性部件一体旋转。根据本发明第十四方面的减振机构，在根据本发明的第十一方面至第十三方面中任意一个的减振机构中，第2摩擦部件具有与保持部件及第2旋转体的任意一个滑动的环状主体部、及从主体部的外周部延伸且在旋转方向上与第2弹性部件的两端部相抵接的一对爪部。根据本发明第十五方面的减振机构，在根据本发明的第十四方面的减振机构中， 保持部件上设有在旋转方向上呈圆弧状延伸的一对开口，所述爪部贯穿在所述开口。根据本发明第十六方面的减振机构，是应用于离合器盘组件上的机构，其中该离合器盘组件用于传递及切断从发动机的飞轮向变速箱的扭矩。该减振机构，包括第1旋转体、第2旋转体和弹性部件。第1旋转体具有相互连接的第1板部件及第2板部件。第2 旋转体被配置在第1及第2板部件的轴向之间，以使其在第1角度范围内相对于第1旋转体能够进行旋转。弹性部件在旋转方向上弹性连接第1旋转体及第2旋转体。配置在飞轮侧的第1板部件的外径小于第2板部件的外径。根据该构成，在保持减振机构外径的同时，可防止第1板部件与飞轮发生冲突。 即，可提高减振机构的设计自由度。根据本发明第十七方面的减振机构，在根据本发明的第十六方面的减振机构中， 第2板部件具有第2板部件主体、抵接部和固定部。抵接部，从第2板部件主体的外周缘向第1板部件的外周缘轴向延伸。固定部形成于所述抵接部的端部且被固定在所述第1板部件上。根据本发明第十八方面的减振机构，在根据本发明的第十七方面的减振机构中， 第1板部件的外径小于第2旋转体的外径。


图1为离合器盘组件的纵剖示意图； 图2为离合器盘组件的平面示意图； 图3为减振机构的平面示意图； 图4为减振机构的平面示意图； 图5为减振机构的平面示意图； 图6为减振机构的局部剖面图； 图7为减振机构的局部剖面图； 图8为减振机构的局部平面图； 图9为构成减振机构的部分构成部件的透视示意图； 图10为构成减振机构4的部分构成部件的分解透视6
图11为从变速箱侧观察到的第3摩擦垫圈60的平面图；图12为从发动机侧观察到的衬套70的平面图；图13为从变速箱侧观察到的衬套70的平面图；图14为从发动机侧观察到的输出板90的平面图；图15为从变速箱侧观察到的波形弹簧95的平面图；图16为减振机构的机械回路图(中立状态)；图17为减振机构的扭转特性线形图；图18为离合器盘组件的纵剖示意图；图19为离合器盘组件的平面示意图；图20为减振机构的平面示意图；图21为减振机构的平面示意图；图22为减振机构的平面示意图；图23为减振机构的局部剖面图；图M为减振机构的局部剖面图；图25为减振机构的局部平面图；图沈为构成减振机构的部分构成部件的透视示意图；图27为构成减振机构104的部分构成部件的分解透视图；图28为从发动机侧观察到的第3摩擦垫圈160的平面图；图四为从发动机侧观察到的输出板190的平面图；图30为从发动机侧观察到的输出板190的平面图；图31为减振机构的扭转特性线形图；图32为减振机构的机械回路图(中立状态)。符号说明1离合器盘组件2输入旋转体(第1旋转体)3花键毂(第3旋转体)4减振机构5摩擦产生机构6毂缘(第2旋转体)7a第1小螺旋弹簧7b第2小螺旋弹簧8螺旋弹簧组(大螺旋弹簧)9第1止动件10第2止动件21离合器片(第1板部件)22固定板(第2板部件)41第1窗孔(开口部)42第2窗孔(开口部)44a第 1 缺口部
44b第2缺口部(第1凹部)
47a第3缺口部
47b第4缺口部(第1凹部)
60第3摩擦垫圈(第1部件、保持部件)
61第3摩擦垫圈主体(第1部件主体)
62第1突起(第3突出部)
63第2突起(第1突出部)
64第1容纳部
65第2容纳部
69第2摩擦板(第1摩擦部件)
70衬套(第2部件、保持部件)
71衬套主体(第2部件主体)
72第1容纳部
73第2容纳部
74突起(第2突出部)
76a第1缺口部
76b第2缺口部(第2凹部)
90输出板
95波形弹簧(第2摩擦部件)
96主体部
97内周齿
98a>98b爪部
99a、99b突出部
Ll离合器片21的外径
L2固定板22的外径
θ lp、θ In间隙角度(第2角度)
θ 2p、θ 2n间隙角度
θ 3p、θ 3n间隙角度(第1角度)
θ 4p、θ 4n间隙角度
θ 5p,θ 5n间隙角度(第3角度)
101离合器盘组件
102输入旋转体(第1旋转体)
103花键毂(第3旋转体)
104减振机构
105摩擦产生机构
106毂缘(第2旋转体)
107a第1小螺旋弹簧
107b第2小螺旋弹簧
108螺旋弹簧组(第2弹性部件)
109第1止动件
110第2止动件
121离合器片(第1板部件)
122固定板(第2板部件)
141第1窗孔(开口部)
142第2窗孔(开口部)
144a第1缺口部
144b第2缺口部(第1凹部)
147a第3缺口部
147b第4缺口部(第1凹部)
160第3摩擦垫圈(第1部件)
161第3摩擦垫圈主体(第1部件主体)
162第1突起(第3突出部)
163第2突起(第1突出部)
164第1容纳部
165第2容纳部
170衬套(第2部件)
171衬套主体(第2部件主体)
172第1容纳部
173第2容纳部
174突起(第2突出部)
176a第1缺口部
176b第2缺口部(第2凹部)
Lll离合器片121的外径
L12固定板122的外径
具体实施例方式下面，根据附图对本发明涉及的减振机构实施例进行说明。在这里，以离合器盘组件为例进行说明。㈧第1实施例〔1.离合器盘组件的整体结构〕利用图1及图2，对搭载了涉及本发明减振机构4的离合器盘组件1进行说明。图 1为离合器盘组件1的纵剖示意图，图2为离合器盘组件1的平面示意图。图1的0-0线为离合器盘组件1的旋转轴线。此外，图1的左侧配置有发动机及飞轮7，图1的右侧配置有变速箱(图中未示出)。还有，图2的Rl侧为离合器盘组件1的旋转方向驱动侧(正侧)， R2侧为其相反侧(负侧)。离合器盘组件1是用于构成车辆动力传动系统的离合器装置的机构，具有离合器功能和减振功能。离合器功能是指，通过离合器盘组件1由压板(图中未示出)按压在飞轮7上或解除按压，传递或切断扭矩的功能。减振功能是指，通过螺旋弹簧等减少以及吸收从飞轮7侧输入的扭转振动的功能。如图1及图2所示，离合器盘组件1主要包括通过摩擦联结而从飞轮7侧输入扭矩的离合器盘23、减少及吸收从离合器盘23输入的扭转振动的减振机构4离合器盘23是被按压到飞轮7上的部分，主要包括一对环状的摩擦片25、固定摩擦片25的缓冲板24。缓冲板M包括环状部Ma、设置在环状部Ma的外周侧且在旋转方向上排列的8个缓冲部Mb、从环状部Ma向半径方向内侧延伸的4个固定部Mc。摩擦片 25，通过铆钉沈被固定在各缓冲部Mb的两面。固定部Mc固定在减振机构4的外周部。〔2.减振机构〕<2. 1 减振机构的概要〉为了有效地减少及吸收从发动机传递的扭转振动，减振机构4具有图17表示的扭转特性。具体而言，减振机构4的扭转特性，在正侧及负侧都具有4段特性。在扭转特性的正侧及负侧中，第1段及第2段区域(扭转角度0 Θ1ρ、0 θ In)为低扭转刚性及低磁滞扭矩区域，第3段及第4段区域(扭转角度θ Ip θ 1ρ+θ 3ρ、θ In θ In+ θ 3η)为高扭转特性及高磁滞扭矩区域。利用这些扭转特性，该减振机构4可有效地减少及吸收怠速时异响、驱动及制动(低频振动)等的扭转振动。<2. 2:减振机构的结构〉为实现上述扭转特性，该减振机构4具有如下结构。在这里，利用图1 图16对构成减振机构4的各部件进行详细说明。图3 图5为减振机构4的平面示意图。图3为从变速箱侧(图1的右侧)观察到的平面示意图，图4为从发动机侧(图1的左侧)观察到的平面示意图。图5为图4的局部平面图。图6 图8为减振机构4的局部剖面图。图 6及图7与图1 (图2的A-A剖面图)的上半部分及下半部分相对应。图9为构成减振机构 4的部分构成部件的透视示意图。图10为构成减振机构4的部分构成部件的分解透视图。 为了方便，图10中省略了将后述的波形弹簧95。图11为从变速箱侧观察到的第3摩擦垫圈60的平面图。图12为从发动机侧观察到的衬套70的平面图。图13为从变速箱侧观察到的衬套70的平面图。图14为从发动机侧观察到的输出板90的平面图。图15为从变速箱侧观察到的波形弹簧95的平面图。图16为减振机构4的机械回路图。图16表示的机械线路图为，模块式地描绘减振机构4中各部件旋转方向关系的图。因此，图16中一体旋转的部件作为同一部件对待。图16的左右方向与旋转轴0-0转动的旋转方向相对应。如图1及图16所示，减振机构4主要包括第1减振器4a、相对于第1减振器如串联配置的第2减振器4b、产生磁滞扭矩的摩擦产生机构5。离合器盘23被固定在第1减振器如的输入侧部件(即，输入旋转体幻上。(2. 2. 1 第 1 减振器)第1减振器如实现第3段及第4段区域的高扭转刚性(参照图17)，其具有作为第1旋转体的输入旋转体2、作为第2旋转体的毂缘6、和4组螺旋弹簧组8 (大螺旋弹簧、 第3弹性部件、第4弹性部件)。如图1及图6 图8所示，输入旋转体2具有相互固定的离合器片21及固定板 22。离合器片21具有环状的第1主体部^a、及在旋转方向上并排配置的4个第1保持部 35a。固定板22具有环状的第2主体部^b、及在旋转方向上并排配置的第2保持部35b。 第1主体部28a及第2主体部^b由4个连接部31所连接。如图1所示，第1主体部28a的外径Ll小于第2主体部^b的外径L2。第2主体部^b的外径L2与毂缘6的外径大致相同。第1保持部3 及第2保持部3 在旋转方向上的长度与螺旋弹簧组8 (大螺旋弹簧8a及小螺旋弹簧8b)的自由长度大致相同。因此，输入旋转体2及螺旋弹簧组8—体旋转。连接部31包括从第2主体部^b的外周缘向第1主体部的外周缘在轴向延伸的抵接部32、及从抵接部32的端部向半径方向内侧延伸的固定部33(参照图7)。固定部33与离合器盘23的固定部2 —同通过铆钉27被固定在第1主体部28a上。如图1 图7所示，毂缘6配置在离合器片21及固定板22的轴向之间，且通过螺旋弹簧组8在旋转方向上与离合器片21及固定板22弹性连接。毂缘6具有环状的主体部四、作为开口部形成于主体部四外周部上的一对第1窗孔41及一对第2窗孔42、和形成于主体部四外周部上的四个缺口 43。一对第1窗孔41及一对第2窗孔42配置在与第1保持部35a及第2保持部3 相对应的位置。一对第1窗孔41在半径方向上相向配置，一对第2窗孔42在半径方向上相向配置。如图3及图17所示，第1窗孔41及第2窗孔42中容纳有螺旋弹簧组8。第1窗孔41在旋转方向上的长度被设定成比螺旋弹簧组8的自由长度(保持部35在旋转方向上的长度)长、第2窗孔42在旋转方向上的长度被设定成与螺旋弹簧组8的自由长度(保持部35在旋转方向上的长度)大致相同。在第1窗孔41的圆周方向两端形成有可与螺旋弹簧组8的端部相抵接的第1抵接面44。在第2窗孔42的圆周方向两端形成有可与螺旋弹簧组8的端部相抵接的第2抵接面47。在中立状态下，螺旋弹簧组8的端部与第2抵接面 47相抵接。另一方面，在中立状态下，螺旋弹簧组8的Rl侧端部与第1抵接面44之间确保有间隙角度θ 2p，螺旋弹簧组8的R2侧端部与第1抵接面44之间确保有间隙角度θ 2η。 通过这些构成，实现两组螺旋弹簧组8被并排压缩的区域(正侧及负侧的第3段区域)和四组螺旋弹簧组8被并排压缩的区域(正侧及负侧的的第4段区域)(图12)。还有，在没有输入扭矩的中立状态下，输入旋转体2与毂缘6在旋转方向上的相对位置由容纳在第2 窗孔42中的两个螺旋弹簧组8决定。如图3所示，减振机构4具有将输入旋转体2和毂缘6的相对旋转限制在一定范围内的第2止动件10。具体而言，第2止动件10包括输入旋转体2的连接部31、毂缘6的第1突出部49及第2突出部57。向半径方向外侧延伸的一对第1突出部49及一对第2突出部57形成在毂缘6的主体部四的外周缘。第1突出部49及第2突出部57配置在第1 窗孔41及第2窗孔42的外周侧，且在旋转方向两端形成有止动面50、51。止动面50、51可与连接部31相抵接。在图3表示的中立状态下，连接部31和第1突出部49之间以及连接部31和第2 突出部57之间在旋转方向上确保有间隙。与形成于连接部31R1侧的间隙相对应的扭转角度为间隙角度Θ3ρ。与形成于连接部31R2侧的间隙相对应的扭转角度为间隙角度θ 3η。 根据该构成，在间隙角度Θ3ρ及θ 3η的范围内，第2止动件10允许输入旋转体2与花键毂3的相对旋转。如图17所示，高扭转刚性的范围由间隙角度Θ3ρ及Θ3η决定。(2. 2. 2 第 2 减振器)第2减振器4b实现第1段及第2段中的低扭转刚性的扭转特性(参照图17)，其主要具有作为第1部件的第3摩擦垫圈60、作为第2部件的衬套70、作为第3部件的输出板90、两个第1小螺旋弹簧7a (第1弹性部件)、两个第2小螺旋弹簧7b (第2弹性部件)、 及作为第3旋转体的花键毂3。第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b由第3摩擦垫圈 60及衬套70可弹性变形地保持着。第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b为小螺旋弹簧的一个例子。第3摩擦垫圈60及衬套70安装在毂缘6上，以使得与毂缘6—体旋转。具体而言，第3摩擦垫圈60具有作为第1部件主体的第3摩擦垫圈主体61、两个第1容纳部64、 两个第2容纳部65、第2摩擦板69。从轴向观察时，第3摩擦垫圈60及衬套70为由第1 窗孔41及第2窗孔42围成的近似四边形的部件，且四边形的四个角被切掉。第1容纳部64为用于保持第1小螺旋弹簧7a的开口。第2容纳部65为用于保持第2小螺旋弹簧7b的开口。第3摩擦垫圈主体61为大致成环状的树脂制成的部件，第 2摩擦板69固定于发动机侧。第2摩擦板69与离合器片21在轴向上相抵接。第3摩擦垫圈主体61的四个角上形成有作为第3突出部的四个第1突起62，所述四个第1突起62从第3摩擦垫圈主体61向变速箱侧突出。第1突起62的Rl侧及R2侧各形成有两个作为第1突出部的第2突起63。第2突起63从第3摩擦垫圈主体61向变速箱侧突出，且比第1突起62长。第1突起62及第2突起63与第3摩擦垫圈主体61 —体形成。第1突起62及第2突起63的截面为半圆形状。第2突起63的前端部嵌入于毂缘6。具体而言，毂缘6的第1窗孔41上形成有作为第3凹部的第1缺口部4 及作为第1凹部的两个第2缺口部44b。第2窗孔42上形成有第3缺口部47a及两个第4缺口部47b。第1缺口部44a、第2缺口部44b、第3缺口部47a及第4缺口部47b为半圆形状。第2突起63的前端部嵌入于第2缺口部44b及第 4缺口部47b。这样，可确实限制第3摩擦垫圈60与毂缘6的相对旋转。衬套70为大致成环状的树脂制成的部件，被夹在第3摩擦垫圈60和毂缘6的轴向之间。衬套70具有作为第2部件主体的衬套主体71、两个第1容纳部72及两个第2容纳部73。第1容纳部72为用于保持第1小螺旋弹簧7a的开口。第2容纳部73为用于保持第2小螺旋弹簧7b的开口。衬套主体71的四个角(第2容纳部73的半径方向外侧部分)上形成有四个第1 缺口部76a。第1缺口部76a的Rl侧及R2侧上各形成有两个作为第2凹部的第2缺口部 76b。第1缺口部76a具有与第3摩擦垫圈60的第1突起62互补的半圆形状。第2缺口部76b具有与第2突起63互补的半圆形状。第1突起62嵌入于第1缺口部76a，第2突起63嵌入于第2缺口部76b。更具体而言，第2突起63轴向贯穿第2缺口部76b，第2突起63的前端部嵌入于毂缘6。根据该构成，可确实限制衬套70和第3摩擦垫圈60的相对旋转。衬套主体71的两个角(第1容纳部72的半径方向外侧部分)上形成有作为第2 突出部的两对突起74，所述两对突起74从衬套主体71向变速箱侧突出。一对突起74，夹着第1缺口部76a而分别配置在Rl侧及R2侧。突起74嵌入在形成于毂缘6上的第1缺口部4 及第3缺口部47a中。根据该构成，可确实限制衬套70和第3摩擦垫圈60的相对旋转。如图6 图8及图13所示，衬套70具有向发动机侧凹下的环状凹部77。凹部77 中容纳有后述的波形弹簧95。
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此外，在第1容纳部72的旋转方向两端，形成有在旋转方向呈圆弧状延伸的开口 78a、78b。开口 78a、78b是用于插入后述的波形弹簧95的爪部98a、98b并使爪部98a、98b 相对于衬套70在旋转方向移动所需的窗口。第1容纳部72的Rl侧配置有与爪部98a相对应的开口 78a，第1容纳部72的R2侧配置有与爪部9 相对应的开口 78b。开口 78a、 78b中分别插入有后述的波形弹簧98的爪部98a、98b。第3摩擦垫圈60在半径方向外侧部分具有从第3摩擦垫圈主体61向变速箱侧突出的第1抵接部67a、67b、67c及67d。衬套70在半径方向外侧部分具有从衬套主体71向发动机侧突出的第2抵接部77a、77b、77c及77d。从轴向的同一侧观察时，第1抵接部67a、 67b,67c及67d和第2抵接部77a、77b、77c及77d的形状大致相同，且在轴向上相互抵接。 通过第1抵接部67a、67b、67c、67d及第2抵接部77a、77b、77c、77d，在第3摩擦垫圈主体 61和衬套主体71的轴向之间形成容纳输出板90的空间。输出板90具有多个内周齿91、两个第1开口部92和两个第2开口部93。内周齿 91以几乎没有间隙的状态与花键毂3的第2外周齿54b相啮合。因此，输出板90与花键毂 3在通过第3摩擦垫圈主体61及衬套主体71形成的空间内一体旋转。第1开口部92配置成与第1容纳部64、72相对应。第1开口部92中容纳有第1 小螺旋弹簧7a。第2开口部93配置成与第2容纳部65、73相对应。第2开口部93中容纳有第2小螺旋弹簧7b。第1开口部92在旋转方向上的长度被设定成与第1小螺旋弹簧 7a的自由长度大致相同。另一方面，第2开口部93在旋转方向上的长度被设定成长于第2 小螺旋弹簧7b的自由长度。如图5所示，在中立状态下，与形成于第2小螺旋弹簧7b的Rl 侧的间隙相对应的扭转角度为间隙角度θ 4ρ，与形成于第2小螺旋弹簧7b的R2侧的间隙相对应的扭转角度为间隙角度9如。根据这些构成，实现了两个第1小螺旋弹簧7a被并排压缩的区域(正侧及负侧的第1段区域)和两个第2小螺旋弹簧7b被并排压缩的区域 (正侧及负侧的第2段区域)(图17)。在中立状态下，第3摩擦垫圈60 (衬套70)与输出板90在旋转方向上的相对位置由容纳在第1开口部92中的两个第1小螺旋弹簧7a决定。即，在中立状态下毂缘6与花键毂3在旋转方向上的相对位置由第1小螺旋弹簧7a决定。第1小螺旋弹簧7a的弹簧系数及第2小螺旋弹簧7b的弹簧系数，被设定成远远小于螺旋弹簧组8的弹簧系数。即，螺旋弹簧组8的刚性远比第1小螺旋弹簧7a的刚性及第2小螺旋弹簧7b的刚性高。因此，在第1段及第2段区域，螺旋弹簧组8不被压缩，而第 1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b被压缩。花键毂3配置在离合器片21及固定板22的内周侧。花键毂3具有轴向延伸的筒状轴毂52、和从轴毂52向半径方向外侧延伸的凸缘M。轴毂52的内周部形成有与变速箱的输入轴(图中未示出)相接合的花键孔53。如图1 图7所示，凸缘M的外周部上形成有多个第1外周齿5 及第2外周齿 54b0与第2外周齿54b相比第1外周齿5 更向半径方向外侧突出。毂缘6的内周部上形成有多个内周齿59。第1外周齿5 与毂缘6的内周齿59留有规定间隙的相啮合。具体而言，如图5所示，在没有扭矩被输入的中立状态下，与形成在内周齿59的Rl侧的间隙相对应的扭转角度为间隙角度θ lp。与形成在内周齿59的R2侧的间隙相对应的扭转角度为间隙角度θ In。根据这些构成，在间隙角度θ Ip及间隙角度θ In的范围内，第1止动件9允许毂缘6与花键毂3的相对旋转。如图17所示，根据间隙角度θ Ip及θ In决定低扭转刚性的范围。(2. 2. 3 摩擦产生机构)为了更有效地减少及吸收扭转振动，减振机构4上还设有利用摩擦阻力产生磁滞扭矩的摩擦产生机构5。具体而言，如图6及图7所示，摩擦产生机构5具有第1摩擦垫圈 79、第2摩擦垫圈82、前述的第3摩擦垫圈60、第4摩擦垫圈89、和作为第2摩擦部件的波形弹簧95。通过第1摩擦垫圈79及第4摩擦垫圈89实现低磁滞扭矩，而通过第2摩擦垫圈82及第3摩擦垫圈60实现高磁滞扭矩。通过波形弹簧95实现第2段区域的低磁滞扭矩。如图6及图7所示，第1摩擦垫圈79配置在凸缘M和固定板22的轴向之间。第 1摩擦垫圈79与固定板22之间配置有第1小螺旋弹簧80。第1摩擦垫圈79由第1螺旋弹簧80压向凸缘Μ。根据该构成，在输入旋转体2与花键毂3之间产生低磁滞扭矩。第4摩擦垫圈89配置在凸缘M和离合器片21的轴向之间。第4摩擦垫圈89具有多个外周齿89a，外周齿89a嵌入到形成于离合器片21内周部的多个狭缝21a中。因此， 第4摩擦垫圈89与离合器片21 —体旋转。凸缘M被第1小螺旋弹簧80压向第4摩擦垫圈89。根据该构成，输入旋转体2与花键毂3之间产生低磁滞扭矩。第2摩擦垫圈82被配置在第1摩擦垫圈79的半径方向外侧以使得与第1摩擦垫圈79 —体旋转。第2摩擦垫圈82及第1摩擦垫圈79与固定板22 —体旋转。第2摩擦垫圈82具有与主体部四相抵接的第1摩擦板83。第2摩擦垫圈82与离合器片21之间配置有第2螺旋弹簧81。第2摩擦垫圈82的第1摩擦板83被第2螺旋弹簧81压向毂缘6。 根据该构成，在输入旋转体2与毂缘6之间产生高磁滞扭矩。花键毂6通过第2摩擦垫圈82被第2螺旋弹簧81压向离合器片21侧。因此，在花键毂6及离合器片21的轴向之间夹持有上述的第3摩擦垫圈60及衬套70，且第3摩擦垫圈60的第2摩擦板69被压向离合器片21。根据该构成，输入旋转体2和毂缘6之间产生高磁滞扭矩。根据上述构成，可实现在扭转特性的整个区域产生低磁滞扭矩，且在第3段区域及第4段区域产生高磁滞扭矩。如图6 图8所示，波形弹簧95是用于使得在第2段区域产生磁滞扭矩部件。具体而言，波形弹簧95是可在轴向弹性变形的环状弹性体，其在轴向上以被压缩的状态配置在毂缘6与衬套70之间。因此，波形弹簧95与毂缘6及衬套70相抵接，且当波形弹簧95 相对于毂缘6及衬套70进行旋转则产生摩擦阻力。如图15所示，波形弹簧95具有环状的主体部96、从主体部96向半径方向外侧延伸的两对爪部98a、98b。爪部98a、98b的前端部向轴向弯曲，且与第2小螺旋弹簧7b的两端部在旋转方向上相抵接。换而言之，在旋转方向上爪部98a、98b之间配置有第2小螺旋弹簧7b。爪部98a、98b之间在旋转方向上的距离与第2小螺旋弹簧7b的自由长度大致相同。根据该构成，通过第2小螺旋弹簧7b确定波形弹簧95在旋转方向上的位置，且第2小螺旋弹簧7b及波形弹簧95可一体旋转。还有，主体部96的外周部上形成有两对突出部99a、99b。一对突出部99a及一对突出部99b间隔着旋转轴而相向配置。利用突出部99a、99b确保波形弹簧95的滑动面积。
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另外，在本体部96的外周部形成有多个内周齿97，内周齿97在旋转方向上配置在花键毂3的第1外周齿Ma之间，在旋转方向上可与第1外周齿Ma相抵接。在减振机构 4处于中立状态时，在内周齿97的Rl侧及R2侧确保有间隙。与内周齿97的Rl侧的间隙相对应的扭转角度为间隙角度θ 5ρ，与形成在第2外周齿54b的R2侧的间隙相对应的扭转角度为间隙角度θ 5η。在这里，间隙角度θ 5ρ、θ 5η被设定成与θ 4ρ、θ 4η大致相同的角度。通过确保间隙角度θ 5ρ、θ 5η，在扭转特性的正侧及负侧，在第1段区域没有因波形弹簧95产生磁滞扭矩，但在第2段区域获得因波形弹簧95而产生的磁滞扭矩。〔3.动作〕利用图1 图12对离合器盘组件1的减振机构4的动作及扭转特性进行说明。在这里，以扭转特性的正侧为例进行说明，省略对负侧的动作的说明。<3. 1 第1段及第2段区域>在扭转特性的正侧，输入旋转体2相对于花键毂3从图16所表示的中立状态向Rl 侧(驱动侧)扭转。此时，由于第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b的刚性远远小于螺旋弹簧组8的刚性，所以螺旋弹簧组8几乎没有被压缩，输入旋转体2及毂缘6 —体旋转。 此外，由于第3摩擦垫圈60及衬套70与毂缘6 —体旋转，因此第3摩擦垫圈60及衬套70 相对花键毂3进行旋转。其结果，第1小螺旋弹簧7a在第3摩擦垫圈60 (衬套70)与输出板90之间被压缩。当输入旋转体2及毂缘6相对于花键毂3进一步旋转时，第1摩擦垫圈 79与花键毂3的凸缘M滑动。根据上述过程，在第1段区域中可获得低扭转刚性及低磁滞扭矩的扭转特性。当输入旋转体2相对于花键毂3向Rl侧只相对旋转扭转角度θ 4p时，第2小螺旋弹簧7b开始在第3摩擦垫圈60 (衬套70)与输出板90之间被压缩。根据该构成，在第2 段区域可实现低扭转刚性及低磁滞扭矩的扭转特性。由于第2小螺旋弹簧7b并排作用于第1小螺旋弹簧7a，因此在第2段区域中可获得略高于第1段区域的扭转刚性。此外，由于间隙角度θ 5p与间隙角度θ 4p大致相同，如果输入旋转体2相对于花键毂3向Rl侧只相对旋转扭转角度θ 4ρ，波形弹簧95的内周齿97则与花键毂3的第1外周齿5 相抵接。当输入旋转体2相对于花键毂3进一步进行旋转时，内周齿97被第1外周齿5 压向Rl侧，波形弹簧95相对于毂缘6及衬套70进行旋转。其结果，波形弹簧95 与毂缘6及衬套70滑动，在第2段区域产生磁滞扭矩。当输入旋转体2相对于花键毂3的扭转角度达到θ Ip时，第1外周齿5 则与内周齿59相抵接，第1止动件9开始起作用。其结果，毂缘6与花键毂3的相对旋转就会停止。因此，第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b的压缩也会停止。还有，波形弹簧95 也停止产生磁滞扭矩。<3. 2:第3段及第4段区域〉当输入旋转体2相对于花键毂3进一步向Rl侧旋转时，输入旋转体2相对于毂缘 6进行旋转，容纳于第2窗孔42中的两组螺旋弹簧组8在输入旋转体2和毂缘6之间开始被压缩。直至扭转角度达到θ Ip+θ 2p为止，两组螺旋弹簧组8被并排压缩。此时，第2摩擦垫圈82的第1摩擦板83与毂缘6滑动，第3摩擦垫圈60的第2摩擦板69与离合器片 21滑动。由于第3摩擦垫圈60相对于毂缘6的相对旋转通过第2突起63而被确实地限制，所以当输入旋转体2相对于毂缘6旋转时，第2摩擦板69与离合器片21必然滑动，因此在输入旋转体2与毂缘6之间产生高磁滞扭矩与输入的扭转角度无关。根据上述过程， 在第3段区域可获得高扭转刚性及高磁滞扭矩的扭转特性。当输入旋转体2相对于花键毂3的扭转角度达到角度θ Ip+ θ 2ρ，四组螺旋弹簧组 8开始被压缩。当输入旋转体2的扭转角度达到角度θ Ip+ θ 3ρ时，第2止动件10开始工作，输入旋转体2与花键毂3的相对旋转停止。根据上述过程，在第4段区域可获得高扭转刚性及高磁滞扭矩的扭转特性。另外，在减振机构4恢复至中立状态的过程中，第2小螺旋弹簧7b的端部向R2侧按压波形弹簧95的爪部98a，将爪部98a导向初始位置。因此，波形弹簧95在旋转方向上的位置，通过爪部98a、98b恢复到初始设定位置。根据该构成，即使重复减振机构4的扭转动作，由波形弹簧95所引起的磁滞扭矩在第2段区域也确实地产生。〔4.效果〕通过减振机构4能够获得如下效果。(1)在该减振机构4中，一旦输入旋转体2相对于毂缘6进行旋转，被固定在第3 摩擦垫圈60上的第2摩擦板69则与离合器片21滑动。此时，由于第3摩擦垫圈60及衬套70相对于毂缘6的旋转被确实地限制，因此，即使输入旋转体2与毂缘6的相对旋转角度小时，输入旋转体2与毂缘6之间也一定产生高磁滞扭矩。根据该构成，该减振机构4中， 可确实产生期望的磁滞扭矩。(2)在该减振机构4中，第3摩擦垫圈60的第2突起63嵌入于第2缺口部44b及第4缺口部47b。还有，第2突起63嵌入于衬套70的第2缺口部76b。而且，第1突起62 嵌入于衬套70的第1缺口部76a。根据这些构成，可确实限制第3摩擦垫圈60与毂缘6的相对旋转及第3摩擦垫圈60与衬套70的相对旋转。此外，除了第3摩擦垫圈60的第2突起63之外，衬套70的突起74嵌入于毂缘6 的第1缺口部4 及第3缺口部47a。根据该构成，可确实限制衬套70与毂缘6的相对旋转。(3)在该减振机构4中，第2突起63嵌入于形成在第1窗孔41边缘上的第2缺口部44b及形成在第2窗孔42边缘上的第4缺口部47b。因此，与在第1窗孔41及第2窗孔42的半径方向内侧形成嵌入于第2突起63的孔的情形相比，可将第2缺口部44b及第 4缺口部47b更向半径方向外侧配置。根据该构成，可使从旋转轴0-0到第2突起63为止的有效半径增大，且可降低作用于第2突起63的旋转方向的负荷。 (4)在该减振机构4中，第1缺口部44a、第2缺口部44b、第3缺口部47a、第4缺口部47b、第1缺口部76a及第2缺口部76b的截面形状大致为半圆形。因此，可抑制应力向这些缺口部集中，可防止毂缘6及衬套70发生损坏。(5)在该减振机构4中，第3摩擦垫圈60及衬套70为树脂制品。因此，可降低因第1小螺旋弹簧7a及第2小螺旋弹簧7b与第3摩擦垫圈60及衬套70滑动产生的磁滞扭矩，可防止第1段及第2段区域的磁滞扭矩增大。(6)以前，在该种减振机构中，将固定离合器盘的一对板部件配置在飞轮附近。因此，无法增大减振机构的半径，以防止飞轮与板部件发生冲突。即，已有的减振机构使设计自由度降低。但是，在该减振机构4中，配置在飞轮7附近的离合器片21的外径Ll小于固定板22的外径L2。因此，可防止离合器片21与飞轮7发生干扰。根据该构成，可提高减振机构 4的设计自由度。还有，由于还可将减振机构4适用于小型的飞轮7，所以可扩大减振机构 4的适用范围。(7)在该减振机构4中，在低扭转刚性的第2段区域通过波形弹簧95产生磁滞扭矩。因此，从第2段到第3段旋转方向的阻力变大，减振机构4的扭转角度在第2段区域范围内就容易得到抑制而无需达到第3段区域。例如，将挡位推入空档并松开离合器踏板的状态下，即使发动机内的燃烧变动引起的扭转振动被输入到减振机构4，且扭转角度超过第 1段区域已到达第2段区域，在第1止动件9起动之前(花键毂3的第1外周齿5 与毂缘 6的内周齿59相抵接之前)，扭转振动会减低。如上所述，通过波形弹簧95在第2段区域产生磁滞扭矩，可防止在第2段及第3 段区域的分界线产生止动件动作时的音响，可提高减振性能。(8)在该减振机构4中，采用波形弹簧95作为产生第2段区域的磁滞扭矩的部件。 因此，可通过简单的结构实现第2段区域的磁滞扭矩，除了摩擦部件之外无需再设置弹性体。(9)在该减振机构4中，波形弹簧95通过与第2小螺旋弹簧7b端部抵接可与第2 小螺旋弹簧7b 一体旋转。更具体而言，波形弹簧95具有从主体部96的外周部延伸且在旋转方向可与第2小螺旋弹簧7b的两端部相抵接的爪部98a、98b。第2小螺旋弹簧7b在旋转方向上配置在爪部98a、98b之间。因此，在减振机构4的中立状态下，可将波形弹簧95 在旋转方向上的位置恢复到初始设定位置，即使减振机构4反复进行扭转动作，在第2段区域也一定能产生波形弹簧95的磁滞扭矩。(10)在该减振机构4中，由于衬套70上设有圆弧状开口 78b，爪部98a、98b的前端部在插入在开口 78b中，因此可简化结构。(11)在该减振机构4中，由于波形弹簧95被容纳在衬套70的凹部77，因此可缩短轴向的尺寸。〔5.第1实施例的变形例〕本发明的具体结构不仅仅局限于所述实施例，在不脱离本发明精神的范围内可以进行各种变更和修改。(1)在前述实施例中，以搭载有减振机构4的离合器盘组件1为例进行了说明，但不仅仅限于此。例如，该减振机构还可适用于双质量飞轮或流体式扭矩传动装置的锁定装置等其他动力传动装置。(2)还有，第1突起62、第2突起63、突起74的配置不仅仅限于上述实施例。(B)第2实施例〔1.离合器盘组件的整体结构〕利用图18及图19，对搭载了涉及本发明减振机构104的离合器盘组件101进行说明。图18为离合器盘组件101的纵剖示意图，图19为离合器盘组件101的平面示意图。 图18的0-0线为离合器盘组件101的旋转轴线。此外，图18的左侧配置有发动机及飞轮 107，图18的右侧配置有变速箱(图中未示出)。还有，图19的Rl侧为离合器盘组件101 的旋转方向驱动侧(正侧)，R2侧为其相反侧(负侧)。离合器盘组件101是用于构成车辆动力传动系统的离合器装置的机构，具有离合器功能和减振功能。离合器功能是指，通过离合器盘组件101由压板(图中未示出)按压在飞轮107上或解除按压，传递及切断扭矩的功能。减振功能是指，通过螺旋弹簧等减少或吸收从飞轮107侧输入的扭转振动的功能。如图18及图19所示，离合器盘组件101主要由通过摩擦接合从飞轮107输入扭矩的离合器盘123、减少及吸收从离合器盘123输入的扭转振动的减振机构104构成。离合器盘123是被压到飞轮107上的部分，主要由一对环状的摩擦片125、固定摩擦片125的缓冲板124构成。缓冲板124由环状部IMa、设置在环状部12 的外周侧且在旋转方向上排列的8个缓冲部1Mb、从环状部12 向半径方向内侧延伸的4个固定部IM 构成。摩擦片125，通过铆钉1 被固定在各缓冲部124的两面。固定部12 固定在减振机构104的外周部。〔2.减振机构〕<2. 1 减振机构的概要>为了有效地减少及吸收从发动机传递的扭转振动，减振机构104具有图32表示的扭转特性。具体而言，减振机构104的扭转特性，在正侧及负侧都具有4段特性。扭转特性在正侧及负侧中，第1段及第2段区域(扭转角度0 Θ1ρ、0 θ In)为低扭转刚性及低磁滞扭矩区域，第3段及第4段区域(扭转角度θ Ip θ Ip+ θ 3ρ、θ In θ In+ θ 3η)为高扭转特性及高磁滞扭矩区域。利用这些扭转特性，该减振机构104可有效地减少及吸收怠速时异响、驱动及制动(低频振动)等的扭转振动。<2. 2:减振机构的结构〉为实现上述扭转特性，该减振机构104具有如下结构。在这里，利用图18 图31 对构成减振机构104的各部件进行详细说明。图20 图22为减振机构104的平面示意图。 图20为从变速箱侧(图18的右侧)观察到的平面示意图，图21为从发动机侧(图18的左侧)观察到的平面示意图。图22为图21的局部平面图。图23 图25为减振机构104 的局部剖面图。图23及图对分别与图18(图19的A-A剖面图)的上半部分及下半部分相对应。图沈为构成减振机构104的部分构成部件的透视示意图。图27为构成减振机构 104的部分构成部件的分解透视图。图28为从变速箱侧观察到的第3摩擦垫圈160的平面图。图四为从发动机侧观察到的衬套170的平面图。图30为从发动机侧观察到的输出板190的平面图。图31为减振机构104的机械回路图。图31表示的机械线路图为，模块式地描绘减振机构104中各部件旋转方向关系的图。因此，图31中一体旋转的部件作为同一部件对待。图31的左右方向与旋转轴0-0转动的旋转方向相对应。如图18及图31所示，减振机构104主要由第1减振器104a、相对于第1减振器 104a串联配置的第2减振器104b、产生磁滞扭矩的摩擦产生机构105构成。离合器盘123 被固定在第1减振器10 的输入侧部件(即，输入旋转体10 上。(2. 2. 1 第 1 减振器)第1减振器10 实现第3及第4段区域的高扭转刚性(参照图32)，其具有作为第1旋转体的输入旋转体102、作为第2旋转体的毂缘106、和作为第2弹性部件的4组螺旋弹簧组108。如图18及图23 图25所示，输入旋转体102具有相互固定的离合器片121及固定板122。离合器片121具有环状的第1主体部U8a、及在旋转方向上并排配置的4个第
181保持部13fe。固定板122具有环状的第2主体部U8b、及在旋转方向上并排配置的第2 保持部13恥。第1主体部128a及第2主体部128b由4个连接部131所连接。如图18所示，第1主体部128a的外径Lll小于第2主体部128b的外径L12。第2主体部128b的外径L12与毂缘106的外径大致相同。第1保持部13 及第2保持部13 在旋转方向上的长度与螺旋弹簧组108(大螺旋弹簧108a及小螺旋弹簧108b)的自由长度大致相同。因此， 输入旋转体102及螺旋弹簧组108 —体旋转。连接部131具有，从第2主体部128b的外周缘向第1主体部128a的外周缘在轴向延伸的抵接部132、及从抵接部132的端部向半径方向内侧延伸的固定部133(参照图24)。 固定部133与离合器盘123的固定部12 —同通过铆钉127被固定在第1主体部128a上。如图18 图M所示，毂缘106配置在离合器片121及固定板122的轴向之间，且通过螺旋弹簧组108在旋转方向上与离合器片121及固定板122弹性连接。毂缘106具有环状的主体部129、作为开口部形成于主体部1 外周部上的一对第1窗孔141及一对第2 窗孔142、和形成于主体部1 外周部上的四个缺口 143。一对第1窗孔141及一对第2窗孔142配置在与第1保持部13 及第2保持部13 相对应的位置。一对第1窗孔141在半径方向上相向配置，一对第2窗孔142在半径方向上相向配置。如图20及图32所示，第1窗孔141及第2窗孔142中容纳有螺旋弹簧组108。第 1窗孔141在旋转方向上的长度被设定成比螺旋弹簧组108的自由长度(保持部135在旋转方向上的长度)长、第2窗孔142在旋转方向上的长度被设定成与螺旋弹簧组108的自由长度(保持部135在旋转方向上的长度)大致相同。在第1窗孔141的圆周方向两端形成有可与螺旋弹簧组108的端部相抵接的第1抵接面144。在第2窗孔142的圆周方向两端形成有可与螺旋弹簧组108的端部相抵接的第2抵接面147。在中立状态下，螺旋弹簧组 108的端部与第2抵接面147相抵接。另一方面，在中立状态下，螺旋弹簧组108的Rl侧端部与第1抵接面144之间确保有间隙角度θ 2ρ，螺旋弹簧组108的R2侧端部与第1抵接面144之间确保有间隙角度θ 2η。通过这些结构，实现两组螺旋弹簧组108被并排压缩的区域(正侧及负侧的第3段区域)和四组螺旋弹簧组108被并排压缩的区域(正侧及负侧的的第4段区域)(图29)。还有，没有输入扭矩的中立状态下，通过容纳在第2窗孔142 的两组螺旋弹簧组108决定输入旋转体102与毂缘106在旋转方向上的相对位置。如图20所示，减振机构104具有将输入旋转体102和毂缘106的相对旋转限制在一定范围内的第2止动件110。具体而言，第2止动件110由输入旋转体102的连接部131、 毂缘106的第1突出部149及第2突出部157构成。毂缘106主体部129的外周缘上形成有向半径方向外侧延伸的一对第1突出部149及一对第2突出部157。第1突出部149及第2突出部157配置在第1窗孔141及第2窗孔142的外周侧，且在旋转方向两端形成有止动面150、151。止动面150、151可与连接部131相抵接。图20表示的中立状态下，连接部131和第1突出部149及第2突出部157的旋转方向之间，确保有间隙。与形成于连接部131R1侧的间隙相对应的扭转角度为间隙角度 Θ3ρ。与形成于连接部131R2侧的间隙相对应的扭转角度为间隙角度θ 3η。根据该构成， 在间隙角度Θ3ρ及θ 3η的范围内，第2止动件110允许输入旋转体102与花键毂103的相对旋转。如图32所示，根据间隙角度Θ3ρ及θ 3η决定高扭转刚性的范围。(2. 2. 2 第 2 减振器)
第2减振器104b实现第1段及第2段中的低扭转刚性的扭转特性(参照图32)， 其主要包括作为第1部件的第3摩擦垫圈160、作为第2部件的衬套170、作为第3部件的输出板190、两个第1小螺旋弹簧107a、两个第2小螺旋弹簧107b、及作为第3旋转体的花键毂103。第1小螺旋弹簧107a及第2小螺旋弹簧107b由第3摩擦垫圈160及衬套170 可弹性变形地保持着。第1小螺旋弹簧107a及第2小螺旋弹簧107b为第1弹性部件的一个例子。第3摩擦垫圈160及衬套170安装在毂缘106上，以使得与毂缘106 —体旋转。具体而言，第3摩擦垫圈160具有作为第1部件主体的第3摩擦垫圈主体161、两个第1容纳部164、两个第2容纳部165、第2摩擦板169。从轴向观察时，第3摩擦垫圈160及衬套170 是由第1窗孔141及第2窗孔142围成的近似四边形的部件，且四边形的四个角被切掉。第1容纳部164为用于保持第1小螺旋弹簧107a的开口。第2容纳部165为用于保持第2小螺旋弹簧107b的开口。第3摩擦垫圈主体161为大致成环状的树脂制成的部件，发动机侧固定有第2摩擦板169。第2摩擦板169与离合器片121在轴向上相抵接。第3摩擦垫圈主体161的四个角上形成有作为第3突出部的四个第突起162，所述四个第1突起162从第3摩擦垫圈主体161向变速箱侧突出。第1突起162的Rl侧及R2 侧各形成有两个作为第1突出部的第2突起163。第2突起163从第3摩擦垫圈主体161 向变速箱侧突出，且比第1突起162长。第1突起162及第2突起163与第3摩擦垫圈主体161 —体形成。第1突起162及第2突起163的截面为半圆形状。第2突起163的前端部嵌入于毂缘106。具体而言，毂缘106的第1窗孔141上形成有作为第3凹部的第1缺口部14 及作为第1凹部的两个第2缺口部144b。第2窗孔142上形成有第3缺口部147a及两个第4缺口部147b。第1缺口部144a、第2缺口部 144b、第3缺口部147a及第4缺口部147b为半圆形状。第2突起163的前端部嵌入于第 2缺口部144b及第4缺口部147b。这样，可确实限制第3摩擦垫圈160与毂缘106的相对旋转。 衬套170为大致成环状的树脂制成的部件，被夹在第3摩擦垫圈160和毂缘106的轴向之间。衬套170具有作为第2部件主体的衬套主体171、两个第1容纳部172及两个第 2容纳部173。第1容纳部172为用于保持第1小螺旋弹簧107a的开口。第2容纳部173 为用于保持第2小螺旋弹簧107b的开口。衬套主体171的四个角(第2容纳部173的半径方向外侧部分)上形成有四个第 1缺口部176a。第1缺口部176a的Rl侧及R2侧上各形成有两个作为第2凹部的第2缺口部176b。第1缺口部176a具有与第3摩擦垫圈160的第1突起162互补的半圆形状。 第2缺口部176b具有与第2突起163互补的半圆形状。第1突起162嵌入于第1缺口部 176a，第2突起163嵌入于第2缺口部176b。更具体而言，第2突起163轴向贯穿第2缺口部176b，第2突起163的前端部嵌入于毂缘106。根据该构成，可确实限制衬套170和第3 摩擦垫圈160的相对旋转。衬套主体171的两个角(第1容纳部172的半径方向外侧部分)上形成有作为第 2突出部的两对突起174，所述两对突起174从衬套主体171向变速箱侧突出。一对突起 174，夹着第1缺口部176a而分别配置在Rl侧及R2侧。突起174嵌入形成于毂缘106上的第1缺口部14 及第3缺口部147a中。根据该构成，可确实限制衬套170和第3摩擦垫圈160的相对旋转。第3摩擦垫圈160在径方向外侧部分具有从第3摩擦垫圈主体161向变速箱侧突出的第1抵接部167a、167b及167c。衬套170在半径方向外侧部分具有从衬套主体171向发动机侧突出的第2抵接部177a、177b及177c。从轴向的同一侧观察时，第1抵接部167a、 167b及167c和第2抵接部177a、177b及177c的形状大致相同，且在轴向上相互抵接。通过第1抵接部167a、167b、167c及第2抵接部177a、177b、177c，在第3摩擦垫圈主体161和衬套主体171的轴向之间形成能够容纳输出板190的空间。输出板190具有多个内周齿191、两个第1开口部192和两个第2开口部193。内周齿191以几乎没有间隙的状态与花键毂103的第2外周齿154b相啮合。因此，输出板 190与花键毂103在由第3摩擦垫圈主体161及衬套主体171形成的空间内一体旋转。第1开口部192配置成与第1容纳部164、172相对应。第1开口部192中容纳有第1小螺旋弹簧107a。第2开口部193配置成与第2容纳部165、173相对应。第2开口部 193中容纳有第2小螺旋弹簧107b。第1开口部192在旋转方向上的被设定成与第1小螺旋弹簧107a的自由长度大致相同。另一方面，第2开口部193在旋转方向上的长度被设定成比第2小螺旋弹簧107b的自由长度长。如图22所示，在中立状态下，与形成于第2小螺旋弹簧107b的Rl侧的间隙相对应的扭转角度为间隙角度Θ4ρ。与形成于第2小螺旋弹簧107b的R2侧的间隙相对应的扭转角度为间隙角度9如。根据这些构成，实现了两个第 1小螺旋弹簧107a被并排压缩的区域(正侧及负侧的第1段区域)和两个第2小螺旋弹簧 107b被并排压缩的区域(正侧及负侧的第2段区域)(图23)。在中立状态下，通过容纳在第1开口部192的两个第1小螺旋弹簧107a决定第3 摩擦垫圈160(衬套170)与输出板190在旋转方向上的相对位置。即，通过第1小螺旋弹簧107a决定中立状态下毂缘106与花键毂103在旋转方向上的相对位置。第1小螺旋弹簧107a的弹簧系数及第2小螺旋弹簧107b的弹簧系数，被设定成远远小于螺旋弹簧组108的弹簧系数。即，螺旋弹簧组108的刚性远比第1小螺旋弹簧107a 的刚性及第2小螺旋弹簧107b的刚性高。因此，在第1段及第2段区域，螺旋弹簧组108 不会被压缩，而第1小螺旋弹簧107a及第2小螺旋弹簧107b被压缩。花键毂103配置在离合器片121及固定板122的内周侧。花键毂103具有轴向延伸的筒状轴毂152、和从轴毂152向半径方向外侧延伸的凸缘154。轴毂152的内周部形成有与变速箱的输入轴(图中未示出)相接合的花键孔153。如图18 图M所示，凸缘154的外周部上形成有多个第1外周齿15 及第2外周齿154b。与第2外周齿154b相比第1外周齿15 更向半径方向外侧突出。毂缘106的内周部上形成有多个内周齿159。第1外周齿15 与毂缘106的内周齿159留有规定间隙地相啮合。具体而言，如图22所示，在没有输入扭矩的中立状态下，与形成在内周齿159的 Rl侧的间隙相对应的扭转角度为间隙角度θ ρ。与形成在内周齿159的R2侧的间隙相对应的扭转角度为间隙角度θ In。根据这些构成，在间隙角度θ Ip及间隙角度θ In的范围内，实现了第1止动件109允许毂缘106与花键毂103的相对旋转。如图32所示，根据间隙角度θ Ip及θ In决定低扭转刚性的范围。(2. 2. 3 摩擦产生机构)为更有效地减少及吸收扭转振动，减振机构104上还设有利用摩擦阻力产生磁滞扭矩的摩擦产生机构105。具体而言，如图23及图M所示，摩擦产生机构105具有第1摩擦垫圈179、第2摩擦垫圈182、前述的第3摩擦垫圈160、第4摩擦垫圈189。通过第1摩擦垫圈179及第4摩擦垫圈189实现低磁滞扭矩的同时，通过第2摩擦垫圈182及第3摩擦垫圈160实现局磁滞扭矩。如图23及图M所示，第1摩擦垫圈179配置在凸缘IM和固定板122的轴向之间。第1摩擦垫圈179与固定板122之间配置有第1小螺旋弹簧180。第1摩擦垫圈179 由第1螺旋弹簧180被按压向凸缘154。根据该构成，在输入旋转体102与花键毂103之间产生低磁滞扭矩。第4摩擦垫圈189配置在凸缘IM和离合器片121的轴向之间。第4摩擦垫圈 189具有多个外周齿189a，外周齿189a嵌入于形成在离合器片121内周部的多个狭缝121a 中。因此，第4摩擦垫圈189与离合器片121—体旋转。凸缘IM通过第1小螺旋弹簧180 按压第4摩擦垫圈189。根据该构成，输入旋转体102与花键毂103之间产生低磁滞扭矩。第2摩擦垫圈182被配置在第1摩擦垫圈179的半径方向外侧以使得与第1摩擦垫圈179 —体旋转。第2摩擦垫圈182及第1摩擦垫圈179与固定板122 —体旋转。第2 摩擦垫圈182具有与主体部1 相抵接的第1摩擦板183。第2摩擦垫圈182与离合器片 121之间配置有第2螺旋弹簧181。第2摩擦垫圈182的第1摩擦板183通过第2螺旋弹簧181按压毂缘106。根据该构成，在输入旋转体102与毂缘106之间产生高磁滞扭矩。花键毂106通过第2摩擦垫圈182由第2螺旋弹簧181压向离合器片121侧。因此，花键毂106及离合器片121的轴向之间夹持有上述的第3摩擦垫圈160及衬套170的同时，且第3摩擦垫圈160的第2摩擦板169被压向离合器片121。根据该构成，输入旋转体102和毂缘106之间产生高磁滞扭矩。根据上述构成，可实现在扭转特性的整个区域产生低磁滞扭矩，且在第3段区域及第4段区域产生高磁滞扭矩。〔3.动作〕利用图18 图四对离合器盘组件101的减振机构104的动作及扭转特性进行说明。在这里，以扭转特性的正侧为例进行说明，省略对负侧的动作的说明。<3. 1 第1段及第2段区域>在扭转特性的正侧，输入旋转体102相对于花键毂103从图31所表示的中立状态向Rl侧(驱动侧)扭转。此时，由于第1小螺旋弹簧107a及第2小螺旋弹簧107b的刚性远远小于螺旋弹簧组108的刚性，所以螺旋弹簧组108几乎没有被压缩，输入旋转体102及毂缘106 —体旋转。此时，由于第3摩擦垫圈160及衬套170与毂缘106 —体旋转，因此第 3摩擦垫圈160及衬套170相对花键毂103进行旋转。其结果，第1小螺旋弹簧107a被压缩在第3摩擦垫圈160 (衬套170)与输出板190之间。一旦，输入旋转体102及毂缘106 相对花键毂103进行旋转，第1摩擦垫圈179与花键毂103的凸缘巧4滑动。根据上述，在第1段区域中可获得低扭转刚性及低磁滞扭矩的扭转特性。一旦，输入旋转体102相对花键毂103向Rl侧相对旋转仅仅扭转角度θ 4p，第2 小螺旋弹簧107b开始在第3摩擦垫圈160 (衬套170)与输出板190之间被压缩。根据该构成，在第2段区域可实现低扭转刚性及低磁滞扭矩的扭转特性。由于第2小螺旋弹簧107b 并排作用于第1小螺旋弹簧107a，因此在第2段区域中可获得略高于第1段区域的扭转刚性。一旦，相对花键毂103输入旋转体102的扭转角度达到θ lp，第1外周齿15 则与内周齿159相抵接，第1止动件109开始工作。其结果，毂缘106与花键毂103的相对旋转就会停止。因此，第1小螺旋弹簧107a及第2小螺旋弹簧107b的压缩也会停止。<3. 2 第3段及第4段区域>一旦，输入旋转体102相对于花键毂103进一步向Rl侧旋转，输入旋转体102相对毂缘106进行旋转，容纳于第2窗孔142中的两组螺旋弹簧组108在输入旋转体102和毂缘106之间开始压缩。直至扭转角度达到θ Ip+θ 2p为止，两组螺旋弹簧组108被并排压缩。此时，第2摩擦垫圈182的第1摩擦板183与毂缘106滑动，第3摩擦垫圈160的第 2摩擦板169与离合器片121滑动。由于第3摩擦垫圈160相对毂缘106进行的旋转确实被第2突起163限制，一旦输入旋转体102相对毂缘106进行旋转，第2摩擦板169与离合器片121必然滑动，因此与输入的扭转角度无关，在输入旋转体102与毂缘106之间产生高磁滞扭矩。根据上述，在第3段区域可获得高扭转刚性及高磁滞扭矩的扭转特性。相对花键毂103输入旋转体102的扭转角度达到角度θ Ip+θ 2ρ，四组螺旋弹簧组 108开始压缩。一旦输入旋转体102的扭转角度达到角度θ Ip+θ 3ρ，第2止动件110开始工作，输入旋转体102与花键毂103的相对旋转就会停止。根据上述，在第4段区域可获得高扭转刚性及高磁滞扭矩的扭转特性。〔4.效果〕通过减振机构104获得的效果如下所述。(1)在该减振机构104中，一旦输入旋转体102相对毂缘106进行旋转，被固定在第3摩擦垫圈160上的第2摩擦板169则与离合器片121滑动。此时，由于确实限制了第 3摩擦垫圈160及衬套170相对于毂缘106的旋转，因此，即使输入旋转体102与毂缘106 的相对旋转角度小时，输入旋转体102与毂缘106之间一定产生高磁滞扭矩。根据该构成， 该减振机构104确实产生期望的磁滞扭矩。(2)在该减振机构104中，第3摩擦垫圈160的第2突起163嵌入第2缺口部144b 及第4缺口部147b。还有，第2突起163嵌入衬套170的第2缺口部176b。另外，第1突起162嵌入衬套170的第1缺口部176a。根据这些构成，可确实限制第3摩擦垫圈160与毂缘106的相对旋转及第3摩擦垫圈160与衬套170的相对旋转。还有，包括第3摩擦垫圈160的第2突起163在内，衬套170的突起174嵌入毂缘 106的第1缺口部14 及第3缺口部147a。根据该构成，可确实限制衬套170与毂缘106 的相对旋转。(3)在该减振机构104中，第2突起163嵌入形成于第1窗孔141边缘上的第2缺口部144b及形成于第2窗孔142边缘上的第4缺口部147b。因此，与在第1窗孔141及第2窗孔142的半径方向内侧形成嵌入第2突起163所需的孔时相比，可进一步向半径方向内侧配置第2缺口部144b及第4缺口部147b。根据该构成，可增大旋转轴0-0到第2突起163为止的有效半径的同时，而且可降低作用于第2突起163的旋转方向负重。(4)该减振机构104中，第1缺口部144a、第2缺口部144b、第3缺口部147a、第 4缺口部147b、第1缺口部176a及第2缺口部176b的截面形状大致为半圆形。因此，可抑制应力向这些缺口部集中，可防止毂缘106及衬套170发生损坏。
(5)在该减振机构104中，第3摩擦垫圈160及衬套170为树脂制品。因此，可降低因第1小螺旋弹簧107a及第2小螺旋弹簧107b与第3摩擦垫圈160及衬套170滑动而产生的磁滞扭矩，可防止第1段及第2段区域的磁滞扭矩的增大。(6)在该减振机构104中，配置在飞轮107附近的离合器片121的外径Lll小于固定板122的外径L12。因此，可防止离合器片121与飞轮107发生冲突。根据该构成，可提高减振机构104的设计自由度。还有，由于还可将减振机构104适用于小型的飞轮107，可扩大减振机构104的适用范围。〔 5.第2实施例的变形例〕本发明的具体结构不仅仅局限于所述实施例，在不脱离本发明精神的范围内可以进行各种变更和修改。(1)在前述实施例中，以搭载有减振机构104的离合器盘组件101为例进行了说明，但不仅仅限于此。例如，该减振机构还可适用于双质量飞轮或流体式扭矩传动装置的锁定装置等其他动力传动装置。(2)还有，第1突起162、第2突起163、突起174的配置不仅仅限于上述实施例。产业上可利用性本发明涉及的减振机构中，由于可确实产生期望的磁滞扭矩，可应用于车辆的动力传动系统。本发明涉及的减振机构中，由于可确实提高减振特性的性能，所以可应用于车辆的动力传动系统。本发明涉及的减振机构，由于可提高设计自由度，所以可应用于车辆的动力传动系统。
权利要求
1.一种减振机构，其用于从发动机的飞轮向变速箱传递及切断扭矩的离合器盘组件， 包括第ι旋转体，具有相互连接的第1板部件及第2板部件；第2旋转体，在轴向上被配置在所述第1板部件及第2板部件之间，且相对于第1旋转体在第1角度范围内能够进行旋转；弹性部件，在旋转方向上弹性连接所述第1旋转体及第2旋转体；其中，配置在所述飞轮侧的所述第1板部件的外径小于所述第2板部件的外径。
2.根据权利要求1所述的减振机构，其特征在于 所述第2板部件，还包括第2板部件主体，抵接部，从所述第2板部件主体的外周缘向所述第1板部件的外周缘在轴向上延伸； 固定部，形成于所述抵接部的端部且被固定在所述第1板部件上。
3.根据权利要求2所述的减振机构，其特征在于 所述第1板部件的外径小于所述第2旋转体的外径。
全文摘要
本发明提供一种可确实产生期望的磁滞扭矩的减振机构。减振机构4包括输入旋转体2、毂缘6、花键毂3、第3摩擦垫圈60、衬套70及输出板90。第3摩擦垫圈60安装在毂缘6上使其相对于毂缘6不能进行旋转，且具有在轴向上与输入旋转体2相抵接的摩擦部件。衬套70配置在轴向上毂缘6与第3摩擦垫圈60之间，且安装在毂缘6及第3摩擦垫圈60上使其相对于第3摩擦垫圈60不能进行旋转。输出板90配置在轴向上第3摩擦垫圈60与衬套70之间，并由花键毂3支撑使得可与花键毂3一体旋转。
文档编号F16F15/129GK102425618SQ20111039163
公开日2012年4月25日 申请日期2008年5月28日 优先权日2007年6月1日
发明者上原宏, 吉村佳也, 桥本恭行, 桥本秀树 申请人:株式会社艾科赛迪