JPH0658128B2 - 車両用入出力伝達装置における遠心クラッチ装置 - Google Patents
車両用入出力伝達装置における遠心クラッチ装置Info
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- JPH0658128B2 JPH0658128B2 JP58205299A JP20529983A JPH0658128B2 JP H0658128 B2 JPH0658128 B2 JP H0658128B2 JP 58205299 A JP58205299 A JP 58205299A JP 20529983 A JP20529983 A JP 20529983A JP H0658128 B2 JPH0658128 B2 JP H0658128B2
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- cam
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- centrifugal
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
- F16D47/00—Systems of clutches, or clutches and couplings, comprising devices of types grouped under at least two of the following sets of groups: F16D1/00 - F16D9/00, F16D11/00 - F16D23/00, F16D25/00 - F16D29/00, F16D31/00 - F16D39/00, F16D41/00 - F16D45/00
- F16D47/06—Systems of clutches, or clutches and couplings, comprising devices of types grouped under at least two of the following sets of groups: F16D1/00 - F16D9/00, F16D11/00 - F16D23/00, F16D25/00 - F16D29/00, F16D31/00 - F16D39/00, F16D41/00 - F16D45/00 of which at least one is a clutch with a fluid or a semifluid as power-transmitting means
-
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
- F16D43/00—Automatic clutches
- F16D43/02—Automatic clutches actuated entirely mechanically
- F16D43/04—Automatic clutches actuated entirely mechanically controlled by angular speed
- F16D43/14—Automatic clutches actuated entirely mechanically controlled by angular speed with centrifugal masses actuating the clutching members directly in a direction which has at least a radial component; with centrifugal masses themselves being the clutching members
- F16D43/18—Automatic clutches actuated entirely mechanically controlled by angular speed with centrifugal masses actuating the clutching members directly in a direction which has at least a radial component; with centrifugal masses themselves being the clutching members with friction clutching members
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H45/00—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches
- F16H2045/005—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches comprising a clutch between fluid gearing and the mechanical gearing unit
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Control Of Fluid Gearings (AREA)
- One-Way And Automatic Clutches, And Combinations Of Different Clutches (AREA)
Description
本発明は伝動時のトルク容量変化の設定の自由度を増大
させた遠心式直結クラッチと、トルクコンバータ、フル
ードカップリングなど流体継手を組合せてなる車両用入
出力伝達装置における遠心クラッチ装置に関する。
させた遠心式直結クラッチと、トルクコンバータ、フル
ードカップリングなど流体継手を組合せてなる車両用入
出力伝達装置における遠心クラッチ装置に関する。
流体継手を使用した車両用変速機において、その伝動効
率を高めるために直結クラッチ（ロックアップクラッ
チ）を用いるものが実用化されている。この直結クラッ
チには主にピストン式と遠心式の２種類があるがピスト
ン式のものはコスト高で制御機構が複雑となる欠点があ
る。また米国特許4,305,493号には、第１図ないし第３
図に示す係合部と、内方へ曲げられたＣ形状の両端部か
らなる摺動可能な摩擦シュー４０を用い、該両端部に係
止される遠心ウェイト５０と、該遠心ウェイト５０と前
記摩擦シュー４０との間に設けられ、両者と係止する板
状のロードスプリング60と、該ロードスプリング６０と
遠心ウェイト50との間に配され両側がディスク10上の対
の突起70に係止されたリトラクタスプリング80とからな
る遠心式摩擦係合クラッチが提案されている。この遠心
式摩擦係合クラッチは、次のように作動する。 a)低速非作動域（第１図） 摩擦シュー40は、リトラクタスプリング80の反力によっ
て対の突起70に係止され、摩擦シュー40とロードスプリ
ング60の端部において一端は駆動伝動時のリーディング
用接触部40Ａ、他端は被駆動伝動時のリーディング用接
触部40Ｂを構成している。 b)中、低速遠心クラッチ域（第２図） 前記摩擦シュー40の係合部が半径方向外方に変位し、ド
ラム20の係合部と係合する。前記摩擦シュー40、遠心ウ
ェイト50はドラム20の係合面に付勢し摩擦シュー40と遠
心ウェイト50は遠心力により離れる。 c)中、高速クラッチ域（第３図） 回転数の増加に伴い、前記遠心ウェイト50は前記対の突
起70によって係止される。従って、該遠心ウェイト５０
はこれ以上ドラム20の係合面に付勢しなくなる。
率を高めるために直結クラッチ（ロックアップクラッ
チ）を用いるものが実用化されている。この直結クラッ
チには主にピストン式と遠心式の２種類があるがピスト
ン式のものはコスト高で制御機構が複雑となる欠点があ
る。また米国特許4,305,493号には、第１図ないし第３
図に示す係合部と、内方へ曲げられたＣ形状の両端部か
らなる摺動可能な摩擦シュー４０を用い、該両端部に係
止される遠心ウェイト５０と、該遠心ウェイト５０と前
記摩擦シュー４０との間に設けられ、両者と係止する板
状のロードスプリング60と、該ロードスプリング６０と
遠心ウェイト50との間に配され両側がディスク10上の対
の突起70に係止されたリトラクタスプリング80とからな
る遠心式摩擦係合クラッチが提案されている。この遠心
式摩擦係合クラッチは、次のように作動する。 a)低速非作動域（第１図） 摩擦シュー40は、リトラクタスプリング80の反力によっ
て対の突起70に係止され、摩擦シュー40とロードスプリ
ング60の端部において一端は駆動伝動時のリーディング
用接触部40Ａ、他端は被駆動伝動時のリーディング用接
触部40Ｂを構成している。 b)中、低速遠心クラッチ域（第２図） 前記摩擦シュー40の係合部が半径方向外方に変位し、ド
ラム20の係合部と係合する。前記摩擦シュー40、遠心ウ
ェイト50はドラム20の係合面に付勢し摩擦シュー40と遠
心ウェイト50は遠心力により離れる。 c)中、高速クラッチ域（第３図） 回転数の増加に伴い、前記遠心ウェイト50は前記対の突
起70によって係止される。従って、該遠心ウェイト５０
はこれ以上ドラム20の係合面に付勢しなくなる。
【発明が解決しようとする問題点】 この遠心式摩擦係合クラッチを車両に用いた場合、直結
クラッチの作動範囲を、エンジンのトルク変動を少なく
し、乗心地を良くするためにある回転以上にする必要が
あるが、従来のものは、遠心ウェイト50のみを用いてい
たためクラッチトルク容量が第16図に示す特製曲線Coの
如く２次曲線的に変化し、低速でのクラッチトルク容量
Coが小さくなり、直結クラッチの常用領域でクラッチの
滑っている領域が多くなって、伝動効率、クラッチの耐
久性という面できわめて不利であった。 そこで本発明は、低速域でのクラッチトルク容量の立上
りを大きく設定でき、直結クラッチの耐久性が向上し、
低速域での伝達効率を高め車両用変速機の直結クラッチ
として使用した場合に燃費が向上できる車両用入出力伝
達装置における遠心クラッチ装置の提供を目的とする。
クラッチの作動範囲を、エンジンのトルク変動を少なく
し、乗心地を良くするためにある回転以上にする必要が
あるが、従来のものは、遠心ウェイト50のみを用いてい
たためクラッチトルク容量が第16図に示す特製曲線Coの
如く２次曲線的に変化し、低速でのクラッチトルク容量
Coが小さくなり、直結クラッチの常用領域でクラッチの
滑っている領域が多くなって、伝動効率、クラッチの耐
久性という面できわめて不利であった。 そこで本発明は、低速域でのクラッチトルク容量の立上
りを大きく設定でき、直結クラッチの耐久性が向上し、
低速域での伝達効率を高め車両用変速機の直結クラッチ
として使用した場合に燃費が向上できる車両用入出力伝
達装置における遠心クラッチ装置の提供を目的とする。
上述課題を達成するために本発明の車両用入出力伝達装
置における遠心クラッチ装置は、動力源に連結された入
力軸と、該入力軸に同心的に配設された出力軸と、前記
入力軸及び前記出力軸間に駆動連結されたポンプ及び該
ポンプと流体を介して動力伝達を行うタービンとからな
る流体継手と、前記入力軸と前記出力軸との間に配設さ
れ前記出力軸に駆動連結せしめられ前記出力軸の回転に
応じて前記入力軸に係脱自在に制御せしめられる遠心式
直結クラッチとからなり、前記遠心式直結クラッチは前
記入力軸に形成され摩擦係合面を有するクラッチドラム
と、前記出力軸に連結されたクラッチ出力ディスクと、
該クラッチ出力ディスクに設けられた支持部に回転可能
に支持されその回転によりカム角度を変化するよう構成
されたカムウェイトと、外周面に摩擦材が接着され前記
クラッチ出力ディスクに摺動自在に連結された摩擦シュ
ーと、前記クラッチ出力ディスクに連結され前記カムウ
ェイト及び前記摩擦シューを径方向内側に押圧するリト
ラクタスプリングと、前記リトラクタスプリングと前記
カムウェイトとの間に配設されるとともに両端を前記摩
擦シューに支持され前記カムウェイトの回転により前記
摩擦シューを径方向外側に押圧するロードスプリングと
からなり、前記カムウェイトは第１のカムウェイト及び
第２のカムウェイトとからなり、第１及び第２のカムウ
ェイトは同一形状の曲面を有し、互いに相対する方向に
回転し、該回転が所定位置に達したときに第１のカムウ
ェイトと第２のカムウェイトとが接触するよう配設され
たことを特徴とする。
置における遠心クラッチ装置は、動力源に連結された入
力軸と、該入力軸に同心的に配設された出力軸と、前記
入力軸及び前記出力軸間に駆動連結されたポンプ及び該
ポンプと流体を介して動力伝達を行うタービンとからな
る流体継手と、前記入力軸と前記出力軸との間に配設さ
れ前記出力軸に駆動連結せしめられ前記出力軸の回転に
応じて前記入力軸に係脱自在に制御せしめられる遠心式
直結クラッチとからなり、前記遠心式直結クラッチは前
記入力軸に形成され摩擦係合面を有するクラッチドラム
と、前記出力軸に連結されたクラッチ出力ディスクと、
該クラッチ出力ディスクに設けられた支持部に回転可能
に支持されその回転によりカム角度を変化するよう構成
されたカムウェイトと、外周面に摩擦材が接着され前記
クラッチ出力ディスクに摺動自在に連結された摩擦シュ
ーと、前記クラッチ出力ディスクに連結され前記カムウ
ェイト及び前記摩擦シューを径方向内側に押圧するリト
ラクタスプリングと、前記リトラクタスプリングと前記
カムウェイトとの間に配設されるとともに両端を前記摩
擦シューに支持され前記カムウェイトの回転により前記
摩擦シューを径方向外側に押圧するロードスプリングと
からなり、前記カムウェイトは第１のカムウェイト及び
第２のカムウェイトとからなり、第１及び第２のカムウ
ェイトは同一形状の曲面を有し、互いに相対する方向に
回転し、該回転が所定位置に達したときに第１のカムウ
ェイトと第２のカムウェイトとが接触するよう配設され
たことを特徴とする。
本発明におけるカムウェイトは、出力ディスクの支持軸
に回転可能に支持され、出力ディスクの回転が速くなる
と遠心力により二つのカムウェイトが互いに支持軸を中
心として回転することによりロードスプリングを介して
摩擦シューを押圧し、クラッチドラムに接触しトルク伝
達を行う。すなわちカムウェイトに作用する遠心力及び
カムウェイトの曲面形状によって変化するクサビ効果と
リトラクタスプリングとの力の釣り合いにて遠心クラッ
チの係合開放を制御するものであり、カムウェイトの回
転によりカム角度が変化するよう構成されているので、
カムウェイトに作用する遠心力に加えカムウェイトの回
転に応じて変化するクサビ効果による力をロードスプリ
ングを介して摩擦シューに伝えることができるので、低
速域でのトルク容量を増加できるとともに遠心式直結ク
ラッチの作動範囲（係合範囲）が増加し、伝達効率を高
め燃費も向上させることが可能となる。またカムウェイ
トに作用する遠心力とカムのクサビ効果による相乗効果
により摩擦シューをクラッチドラムに押圧するようにし
たので、カムウェイトを軽量化することができ、遠心式
摩擦クラッチをコンパクトに構成できる。また遠心式摩
擦クラッチ自体をコンパクトに形成できるために、フロ
ントカバー自体の剛性にも影響を与えることはないの
で、流体継手もコンパクトに形成できるもである。 更に本発明は、同一形状の二つのカムウェイトを有し、
出力軸の回転が所定値に達すると二つのカムウェイトは
互いに相対する方向に回転を始め、カムウェイトが摩擦
シューを押圧し直結クラッチを係合させる。しかし出力
軸の回転がさらに高くなると、二つのカムウェイトは接
触し、カムウェイトの動きを止めるようになる。したが
って特別にカムウェイトの動きを止めるストッパーを設
けることなく直結クラッチへの伝達トルク容量を所定値
以下に設定することができ、高トルク作用時にクラッチ
を滑らせて不快なショックを防止せしめることができ
る。
に回転可能に支持され、出力ディスクの回転が速くなる
と遠心力により二つのカムウェイトが互いに支持軸を中
心として回転することによりロードスプリングを介して
摩擦シューを押圧し、クラッチドラムに接触しトルク伝
達を行う。すなわちカムウェイトに作用する遠心力及び
カムウェイトの曲面形状によって変化するクサビ効果と
リトラクタスプリングとの力の釣り合いにて遠心クラッ
チの係合開放を制御するものであり、カムウェイトの回
転によりカム角度が変化するよう構成されているので、
カムウェイトに作用する遠心力に加えカムウェイトの回
転に応じて変化するクサビ効果による力をロードスプリ
ングを介して摩擦シューに伝えることができるので、低
速域でのトルク容量を増加できるとともに遠心式直結ク
ラッチの作動範囲（係合範囲）が増加し、伝達効率を高
め燃費も向上させることが可能となる。またカムウェイ
トに作用する遠心力とカムのクサビ効果による相乗効果
により摩擦シューをクラッチドラムに押圧するようにし
たので、カムウェイトを軽量化することができ、遠心式
摩擦クラッチをコンパクトに構成できる。また遠心式摩
擦クラッチ自体をコンパクトに形成できるために、フロ
ントカバー自体の剛性にも影響を与えることはないの
で、流体継手もコンパクトに形成できるもである。 更に本発明は、同一形状の二つのカムウェイトを有し、
出力軸の回転が所定値に達すると二つのカムウェイトは
互いに相対する方向に回転を始め、カムウェイトが摩擦
シューを押圧し直結クラッチを係合させる。しかし出力
軸の回転がさらに高くなると、二つのカムウェイトは接
触し、カムウェイトの動きを止めるようになる。したが
って特別にカムウェイトの動きを止めるストッパーを設
けることなく直結クラッチへの伝達トルク容量を所定値
以下に設定することができ、高トルク作用時にクラッチ
を滑らせて不快なショックを防止せしめることができ
る。
次に本発明の車両用入出力伝達装置における遠心クラッ
チ装置を図に示す実施例に基づき説明する。 第４図〜第16図は本発明の第１実施例を示す。 本実施例では本発明の車両用入出力伝達装置における遠
心クラッチ装置を車両用変速機に用いている。 第４、５図は本実施例にかかるウルードカップリングと
直結クラッチとからなる車両用入出力伝達装置における
遠心クラッチ装置を用いたフロントエンジンフロントド
ライブ式の自動車用変速機を示し、伝動装置（流体継
手）100、前進４速後進１速用の歯車変速機200、ディフ
ァレンシャル機構210、及びこれらを収納した変速機ケ
ース300からなる。 伝動装置（流体継手）100は、フルードカップリング
（以下カップリングという）110と、その内側に設けら
れた動力遮断用クラッチ（以下クラッチという）130
と、カップリング110の外周側で本実施例ではエンジン
側（図示右側、以下右側という）に設けられた直結クラ
ッチ10と、カップリング110の入力部材と出力部材との
間に設けられたオイルポンプ170と、クラッチ130を開放
及び係合するためのサーボ機構190とからなる。 カップリング110は、エンジンのクランク軸に連結され
た伝動装置の入力軸101のドライブプレート102を介して
連結されているフロントカバー111、該フロントカバー1
11に外周で溶接された円環板状のリアカバー110Ａ、該
リアカバー110Ａの内周壁面の外側部に周状に固着され
た円環状ポンプシェル112、該ポンプシェル112内壁に周
設されたポンプブレード113、該ポンプブレード113に対
向して配置されたタービンブレード114、及び該タービ
ンブレード114を保持しているタービンランナ115とを備
える。前記フロントカバー111の中心にはエンジン側大
径部が入力軸101の端面中心に設けられたパイロット穴1
04に嵌合するパイロットボス105とされ、歯車変速機側
（図示左側、以下左側という）は先端がオイルポンプ17
0のドライブ軸106とされ、中間は前記クラッチ130のデ
ィスクプレート１を軸方向及び回転方向に摺動自在に支
持するディスクプレート保持軸107とされた中心軸108が
貫設されている。またフロントカバー111の内壁外周部
には軸に対して直交するドラム部２の摩擦係合面21が形
成されている。 クラッチ130は、左側端に半径方向に展設されたフラン
ジ部131に設けられたハブ状部116と溶接され、右側端に
半径方向に絞設された支壁132がクラッチ130のディスク
プレート１に溶接され、内周にインナスプライン133が
形成された筒状のクラッチプレートケース134と、前記
伝動装置の出力軸103にスプライン嵌合されたハブ部13
5、前記クラッチプレートケース134のインナスプライン
133と対応位置に外周スプライン136が形成されたクラッ
チハブ部137、及び前記ハブ部135とクラッチハブ部137
とを連結するディスク部138からなるクラッチディスク
ホイール139と、外周が前記クラッチプレートケース134
にスプライン嵌合された複数のクラッチプレート141
と、内周が前記クラッチディスクホイール139のクラッ
チハブ部137にスプライン嵌合され、前記クラッチプレ
ート141と交互に重ねられたクラッチディスク143とから
なる。 遠心式直結クラッチ10はフロントカバー111のドラム部
２の内周面に形成された摩擦係合面21と直結クラッチ出
力ディスク（以下ディスクとする）1Aに支持された摩擦
係合子３とからなる。 ディスク１Ａは、第４図及び第６図に示す如くフロント
カバー111とタービンランナ115との間に配され、外周に
摩擦係合子３取付のための切欠き13が等間隔で形成され
た円環板状を呈し、側面外周大径突出部11に支持部であ
る複数対の突起11Ａ及び11Ｂが等間隔で設けられ、側面
外周小径突出部12に他方の支持部である複数対の支持軸
12Ａ、12Ｂが等間隔で設けられ、前記フロントカバー11
1のドラム部２の摩擦係合面21と前記各対の突起11Ａ、1
1Ｂに係止された摩擦係合子３が回転速度に応じて半径
方向外方に変位して摩擦係合する。複数の対の突起11
Ａ、11Ｂ及び複数対の支持軸12Ａ、12Ｂはディスク１Ａ
を貫通して取付けてあり摩擦係合子３は両側で引っ掛け
られている。 摩擦係合子は３は、摩擦シュー４と、カムウェイト５
と、ロードスプリング６と、リトラクタスプリング７と
からなる。 前記摩擦シュー４は、第６図に示す如く前記ディスク1A
上の前記複数の対の突起11Ａ及び11Ｂ外周方向に設けら
れ、第９、10図に示す如く外周面が摩擦係合面41Ｃであ
る円弧状部41と、該円弧状部41の両端41Ａ、41Ｂが半径
方向内側に突設された係止部42Ａ、42Ｂと、該係止部42
Ａ、42Ｂの半径方向内側端であり、円周方向方に曲げら
れている係止部先端部43Ａ、43Ｂとからなる。 第６図に示す如く前記円弧状部41の外周面に摩擦材44を
施してあり、第１０図に示す如く円弧状部41の一方端41
Ａの前記ディスク1Aを挟む溝45Ａは、エンジンドライブ
時にリーディング用接触部46となっている。他端41Ｂの
溝45Ｂは、前記ディスク１Ａとの間に間隙47を形成して
いる。このとき摩擦係合面41Ｃは、前記ディスク１Ａと
同軸上に設けられたフロントカバー１１１のドラム部２
の摩擦係合面21と摩擦係合する。 前記カムウェイト５は、前記ディスク１Ａの支持軸12
Ａ、12Ｂに内周側で係止され、前記摩擦シュー４と前記
対の突起11Ａ、11Ｂより内周側に配され、前記ディスク
1Aの支持軸12Ａ、12Ｂに回転自在に取付けられ、円周面
51Ａ、51Ｂがカム面52Ａ、52Ｂとなり回転中心が重心よ
りずれて設けられている。 前記ロードスプリング６は、第11、12図に示す如く該カ
ムウェイト５と前記摩擦シュー４との間に配され両者を
離す方向に付勢し、中央部61が複数のカムウェイト５に
当接し、両端部62Ａ、62Ｂにおいて前記摩擦シュー４の
係止部42Ａ、42Ｂと接触する接触部63Ａ、63Ｂを設けら
れている。 リトラクタスプリング７は、第13、14図に示す如く両端
71Ａ、71Ｂが前記対の突起11Ａ、11Ｂに係止され、中央
部72は前記ロードスプリング６の中央部61と当接してい
る。 オイルポンプ170は、本実施例では内接歯車ポンプが使
用され、クラッチディスクホイール139内で前記ディス
クプレート１とクラッチディスクホイール139のディス
ク部138との間に設けられている。このオイルポンプ170
は、外周部において前記ディスクプレート１に固着さ
れ、内周が前記伝動装置の出力軸103の先端小径部103Ｂ
にオイルシール175を介して遊嵌され、スラストベアリ
ング176を介してクラッチディスクホイール139のディス
ク部138に当接されたケーシング170Ａと、該ケーシング
170Ａのエンジン側に設けられたギアルーム内に回転自
在に嵌め込まれた内歯歯車172と前記中心軸108の先端に
スプライン嵌合された外歯歯車171と、出力軸103の中心
に形成された油路103Ａに連結して吐出口173と、ディス
クプレート１とフロントカバー111との間に連結した吸
入口174とからなる。 クラッチ130のサーボ機構190は、運転席に設けられたク
ラッチペダル、または吸気管負圧或は油圧等の自動給排
によって作動するサーボ機構に連結された連結棒191
と、該連結棒191により支点193まわりに回転される押圧
杆192と、該押圧杆192の先端192Ａに当接されたフラン
ジ194Ａを有するベアリングケース194と、該ベアリング
ケース194に内嵌されたベアリング195と、該ベアリング
195に内嵌されたスライディングスリーブ196と、内周縁
が該スライディングスリーブ196右端側に係止されたダ
イヤフラムスプリング197と、該ダイヤフラムスプリン
グ197の外周縁に係合されスラストベアリング198を介し
て前記クラッチ130を押圧するための押圧環199とからな
り、クラッチ130の解放及び摺動（半クラッチ）が人動
または自動でなされる。 歯車変速機200は公知の構成を有し、前記伝動装置の出
力軸を入力軸とし、該入力軸に並列された出力軸201、
第１速と第２速との切換え用ドッグクラッチ202、第３
速と第４速との切換え用ドッグクラッチ203、及び図示
しない後進用ギアを有する。 また、第５図にも示す如く出力軸201のクラッチ駆動部
には出力ギア129が設けられ、これが第５図に示すディ
ファレンシャル機構210の差動装置211におけるリングギ
ア212に噛み合っており、これにより出力軸201の動力が
リングギア212からケース213、スパイダ214、ピニオン2
15を介してサイドギア216に伝達され、更に車軸217を介
してサイドギア216に伝達され、更に車軸217を介して駆
動輪に伝達される。 第４、６、７、８、15、16図によって本発明の作用を説
明する。 ａ）カムウェイトの挙動 カムウェイト５は支持軸12Ａ、12Ｂに回転自在に固定さ
れているため、タービンランナ115が回転すると、カム
ウェイト５自体がタービンランナー115の回転数（rpm）
で回転する。このときカムウェイト５の重心が支持軸12
Ａ、12Ｂ中心から離れた位置に存在すれば、カムウェイ
ト５が遠心力で外へはじきだされようとする力は、支持
軸12Ａ、12Ｂ回りの回転モーメントとなる。（以下これ
をカムウェイト５の遠心トルクとする。） このカムウェイト５の遠心トルクは、タービンランナ11
5の回転数、重心の位置、カムウェイト５の取付け半径
等によって変わるが、カムウェイト５の回転角が大きい
程小さくなり、カムウェイト５の回転中心（支持軸12
Ａ、12Ｂ）と重心とタービンランナ115中心とが一直線
にならんだ時、０（ゼロ）となる。これを数式にて表現
すれば、次のようになる。 Tc＝Fc×rg×sinα ここで、Fc＝ｗ／ｇ×Ｒ×（２πＮ／60)2 Tc＝カムウェイトの遠心トルク Fc＝カムウェイト重心に作用する遠心力 rg＝支持軸中心からカムウェイト重心までの距離 ｇ＝重力加速度 ｗ＝カムウェイトの重さ Ｎ＝タービンランナの回転速度 Ｒ＝タービンランナ中心とカムウェイト重心との距離 α＝支持軸中心とカムウェイト重心中心とを通る直線
と、遠心力が作用する方向とがなす角（カムウェイト５
回転方向を正とする。） 次にカム面52Ａ、52Ｂとロードスプリン６との接触部に
おいて発生する力について述べる。 カムウェイト５は、前述遠心トルクによって回転するが
この時カム面52Ａ、52Ｂとロードスプリング６との接触
部において発生する力Fr（ロードスプリング６を半径方
向外方へ押し出そうとする力）はカム面52Ａ、52Ｂがカ
ムウェイト５の回転中心に対してなる曲面の形状によっ
て変化するクサビ効果により変化する。従ってカムウェ
イト５のカム面52Ａ、52Ｂを適当な形状にすることによ
って遠心トルクによって発生するロードスプリング６の
圧力をタービンランナ115の回転速度に対し、微妙に変
えることができる。 即ち、カムウェイト５が摩擦シュー４を外側へ押し出そ
うとする力は遠心トルクとカムウェイト５の回転によっ
て変化するクサビ効果の大小とによって変化することに
なる。この様子を計算し、プロットにしたものが第１５
図である。 （Fr／Fc＝係数Fa、カムの変位δ）第15図は単に一例に
すぎないが、第15図により実際にカムウェイト５に作用
する遠心力よりカムウェイト５がロードスプリング６を
半径方向外側へ押す力の方が大きい領域が存在すること
がわかる。このことは、カムウェイト５のクサビ効果を
積極的に利用することによって、カムウェイト５の重量
を小さくできることによって、カムウェイト５の重量を
小さくできることを示している。 ｂ）ロックアップクラッチトルク容量 以上a) にて説明した様に、カムウェイト５の遠心トル
クとクサビ効果とによって決定されるカムウェイト５に
よる摩擦シュー４の押付力と、摩擦シュー４及びロード
スプリング６自体に作用する遠心力によって決定される
摩擦シュー４の押付力との双方により決定されるクラッ
チのトルク容量を第16図に示す。 ロックアップクラッチトルク容量はCd、コースト時のロ
ックアップクラッチトルク容量Cc、これに対し第１速時
の必要トルク容量はC1、第２速時の必要トルク容量はC
2、第３速時の必要トルク容量はC3（走行抵抗）、最大
エンジンドライブ時の必要トルク容量はC4（エンジント
ルク）、の特性曲線で表される。 イ）第６図に示す如くタービンランナ回転数０〜1000rp
mでは、摩擦シュー４がリトラクタスプリング７の反力
により半径方向の内側へ押し戻され、トルク伝達が全く
生じていない。 ロ）第７図に示す如くタービンランナ回転数1000〜2000
rpmでは、カムウェイト５の遠心トルクと摩擦シュー４
の遠心力との双方によってロックアップクラッチトルク
容量Ｃｄが決定される。カムウェイト５のクサビ効果に
よってロックアップクラッチトルク容量Cdは、上に凸の
ふくらみを持つようになる。従って頻繁に使用するター
ビンランナ回転数1000〜2000rpmの領域においてロック
アップクラッチトルク容量Cdを比較的大きくすることが
でき、従来のトルク両Coより低速域において有利であ
る。タービンランナ回転数０〜1000rpmではリトラクス
プリング７の反力によりロードスプリング６、摩擦シュ
ー４、カムウェイト５が半径方向内側へ押しもどされて
いたが、タービンランナ115の回転が速くなるにつれ
て、これらに作用する遠心力がリトラクタスプリング７
の反力より大きくなり摩擦シュー４がドラム部２に接触
し、トルクを伝達しはじめ、摩擦シュー４の動きはドラ
ム部２に摩擦係合した状態で止まる。 更に回転数が増すとカムウェイト５の遠心トルクが更に
大きくなり、ロードスプリング６、リトラクタスプリン
グ７を半径方向外側へ徐々に押し出していく。従ってこ
の時、ロードスプリング６はカムウェイト５によって押
し出され摩擦シュー４をドラム部２へ押し付けていきク
ラッチのトルク容量が増すことになる。 更に回転数が増すと双方のカムウェイト５が互いにぶつ
かりあってこれ以上回転しなくなり、カムウェイト５の
差動は停止する。この状態ではカムウェイト５の押付力
はロードスプリング６に反力としてたくわえられたこと
になる。 ハ）第８図に示す如くタービンランナ回転数2000〜5000
rpm、タービンランナ回転数1000〜2000rpmでたくわえら
れたロードスプリング６の反力と摩擦シュー４自体の遠
心力とによって決定されているクラッチトルク容量とな
るためロックアップクラッチトルク容量Cdは２次曲線状
になる。タービンランナ回転数が更に増すと、ロードス
プリング６にたくわえられる遠心力によって遠心方向に
変位しカムウェイト５から離れる。 Ｃ）エンジンドライブ時とコースト時のトルク容量 エンジンドライブ時とコースト時とでトルク伝達進路を
変え、リーディング、トレーリング効果によりコースト
時のロックアップトルク容量Coエンジンドライブ時のロ
ックアップクラッチトルク容量Cdより小さくしてアクセ
ルOFF時の不快なショックをなくしている。 また発進に際してはタービンランナ回転数1000rpm前後
から徐々に動力伝達が開始され、約1300rpm以上で走行
抵抗C3以上のトルクを伝達するロックアップクラッチト
ルク容量Cdを持たせる。 これにより発進を円滑にし、また過度の滑りを防止す
る。また、変速操作中はクラッチが完全に遮断され変速
操作完了後は各種の運転状態に応じてクラッチが滑らか
に接続する。 本実施例では、本発明の車両用入出力伝達装置における
遠心クラッチ装置はフルードカップリングの直結クラッ
チとして用いたが、トルクコンバータなどの直結クラッ
チに用いることができる。またその他の車両用入出力伝
達装置における遠心クラッチ装置に使用可能であること
は言うまでもない。 １）本発明は従来の遠心式摩擦係合クラッチに対し、カ
ムウェイト５を用いているため、カムウェイト５のクサ
ビ効果により低速域（タービンランナ回転数1000〜2000
rpm程度）でのロックアップクラッチトルク容量Cdを比
較的高めにでき、また滑らかなトルクカーブにすること
ができる。 ２）カムウェイト５のカム面52Ａ、52Ｂの形状を適当に
変化させることによってトルクカーブを微妙に調整でき
る。 ３）カムウェイト５のクサビ効果を利用することによっ
てカムウェイト５を小型軽量化することが可能である。 ４）リーディング、トレーニング効果によりコースト時
のロックアップクラッチトルク容量Ccをエンジンドライ
ブ時のロックアップクラッチトルク容量Cdより下げ（約
１／３）、アクセスOFF時の不快なショックを吸収する
ことができる。本実施例では摩擦係合子の支持部を等間
隔に設けたが、全体の回転バランスがとれていれば対角
線上に配設しても、またその他の位置関係でもよい。 上述の如く本発明におけるカムウェイトは、出力ディス
クの支持軸に回転可能に支持され、出力ディスクの回転
が速くなると遠心力により二つのカムウェイトが互いに
支持軸を中心として回転することによりロードスプリン
グを介して摩擦シューを押圧し、クラッチドラムに接触
しトルク伝達を行う。すなわちカムウェイトに作用する
遠心力及びカムウェイトの曲面形状によって変化するク
サビ効果とリトラクタスプリングとの力の釣り合いにて
遠心クラッチの係合解放を制御するものであり、カムウ
ェイトの回転によりカム角度が変化するよう構成されて
いるので、カムウェイトに作用する遠心力に加えカムウ
ェイトの回転に応じて変化するクサビ効果による力をロ
ードスプリングを介して摩擦シューに伝えることができ
るので、低速域でのトルク容量を増加できるとともに遠
心式直結クラッチの差動範囲（係合範囲）が増加し、伝
達効率を高め燃費も向上させることが可能となる。また
カムウェイトに作用する遠心力とカムのクサビ効果によ
る相乗効果により摩擦シューをクラッチドラムに押圧す
るようにしたので、カムウェイトを軽量化することがで
き、遠心式摩擦クラッチをコンパクトに構成できる。ま
た遠心式摩擦クラッチ自体をコンパクトに形成できるた
めに、フロントカバー自体の剛性にも影響を与えること
はないので、流体継手もコンパクトに形成できるもであ
る。 更に本発明は、同一形状の二つのカムウェイトを有し、
出力軸の回転が所定値に達すると二つのカムウェイトは
互いに相対する方向に回転を始め、カムウェイトが摩擦
シューを押圧し直結クラッチを係合させる。しかし出力
軸の回転がさらに高くなると、二つのカムウェイトは接
触し、カムウェイトの動きを止めるようになる。したが
って特別にカムウェイトの動きを止めるストッパーを設
けることなく直結クラッチへの伝達トルク容量を所定値
以下に設定することができ、高トルク作用時にクラッチ
を滑らせて不快なショックを防止せしめることができ
る。 また本発明はカムウェイトの曲面形状を適宜変更するこ
とにより、トルクの増加傾向を車両にあわせて簡単に変
更が可能である。
チ装置を図に示す実施例に基づき説明する。 第４図〜第16図は本発明の第１実施例を示す。 本実施例では本発明の車両用入出力伝達装置における遠
心クラッチ装置を車両用変速機に用いている。 第４、５図は本実施例にかかるウルードカップリングと
直結クラッチとからなる車両用入出力伝達装置における
遠心クラッチ装置を用いたフロントエンジンフロントド
ライブ式の自動車用変速機を示し、伝動装置（流体継
手）100、前進４速後進１速用の歯車変速機200、ディフ
ァレンシャル機構210、及びこれらを収納した変速機ケ
ース300からなる。 伝動装置（流体継手）100は、フルードカップリング
（以下カップリングという）110と、その内側に設けら
れた動力遮断用クラッチ（以下クラッチという）130
と、カップリング110の外周側で本実施例ではエンジン
側（図示右側、以下右側という）に設けられた直結クラ
ッチ10と、カップリング110の入力部材と出力部材との
間に設けられたオイルポンプ170と、クラッチ130を開放
及び係合するためのサーボ機構190とからなる。 カップリング110は、エンジンのクランク軸に連結され
た伝動装置の入力軸101のドライブプレート102を介して
連結されているフロントカバー111、該フロントカバー1
11に外周で溶接された円環板状のリアカバー110Ａ、該
リアカバー110Ａの内周壁面の外側部に周状に固着され
た円環状ポンプシェル112、該ポンプシェル112内壁に周
設されたポンプブレード113、該ポンプブレード113に対
向して配置されたタービンブレード114、及び該タービ
ンブレード114を保持しているタービンランナ115とを備
える。前記フロントカバー111の中心にはエンジン側大
径部が入力軸101の端面中心に設けられたパイロット穴1
04に嵌合するパイロットボス105とされ、歯車変速機側
（図示左側、以下左側という）は先端がオイルポンプ17
0のドライブ軸106とされ、中間は前記クラッチ130のデ
ィスクプレート１を軸方向及び回転方向に摺動自在に支
持するディスクプレート保持軸107とされた中心軸108が
貫設されている。またフロントカバー111の内壁外周部
には軸に対して直交するドラム部２の摩擦係合面21が形
成されている。 クラッチ130は、左側端に半径方向に展設されたフラン
ジ部131に設けられたハブ状部116と溶接され、右側端に
半径方向に絞設された支壁132がクラッチ130のディスク
プレート１に溶接され、内周にインナスプライン133が
形成された筒状のクラッチプレートケース134と、前記
伝動装置の出力軸103にスプライン嵌合されたハブ部13
5、前記クラッチプレートケース134のインナスプライン
133と対応位置に外周スプライン136が形成されたクラッ
チハブ部137、及び前記ハブ部135とクラッチハブ部137
とを連結するディスク部138からなるクラッチディスク
ホイール139と、外周が前記クラッチプレートケース134
にスプライン嵌合された複数のクラッチプレート141
と、内周が前記クラッチディスクホイール139のクラッ
チハブ部137にスプライン嵌合され、前記クラッチプレ
ート141と交互に重ねられたクラッチディスク143とから
なる。 遠心式直結クラッチ10はフロントカバー111のドラム部
２の内周面に形成された摩擦係合面21と直結クラッチ出
力ディスク（以下ディスクとする）1Aに支持された摩擦
係合子３とからなる。 ディスク１Ａは、第４図及び第６図に示す如くフロント
カバー111とタービンランナ115との間に配され、外周に
摩擦係合子３取付のための切欠き13が等間隔で形成され
た円環板状を呈し、側面外周大径突出部11に支持部であ
る複数対の突起11Ａ及び11Ｂが等間隔で設けられ、側面
外周小径突出部12に他方の支持部である複数対の支持軸
12Ａ、12Ｂが等間隔で設けられ、前記フロントカバー11
1のドラム部２の摩擦係合面21と前記各対の突起11Ａ、1
1Ｂに係止された摩擦係合子３が回転速度に応じて半径
方向外方に変位して摩擦係合する。複数の対の突起11
Ａ、11Ｂ及び複数対の支持軸12Ａ、12Ｂはディスク１Ａ
を貫通して取付けてあり摩擦係合子３は両側で引っ掛け
られている。 摩擦係合子は３は、摩擦シュー４と、カムウェイト５
と、ロードスプリング６と、リトラクタスプリング７と
からなる。 前記摩擦シュー４は、第６図に示す如く前記ディスク1A
上の前記複数の対の突起11Ａ及び11Ｂ外周方向に設けら
れ、第９、10図に示す如く外周面が摩擦係合面41Ｃであ
る円弧状部41と、該円弧状部41の両端41Ａ、41Ｂが半径
方向内側に突設された係止部42Ａ、42Ｂと、該係止部42
Ａ、42Ｂの半径方向内側端であり、円周方向方に曲げら
れている係止部先端部43Ａ、43Ｂとからなる。 第６図に示す如く前記円弧状部41の外周面に摩擦材44を
施してあり、第１０図に示す如く円弧状部41の一方端41
Ａの前記ディスク1Aを挟む溝45Ａは、エンジンドライブ
時にリーディング用接触部46となっている。他端41Ｂの
溝45Ｂは、前記ディスク１Ａとの間に間隙47を形成して
いる。このとき摩擦係合面41Ｃは、前記ディスク１Ａと
同軸上に設けられたフロントカバー１１１のドラム部２
の摩擦係合面21と摩擦係合する。 前記カムウェイト５は、前記ディスク１Ａの支持軸12
Ａ、12Ｂに内周側で係止され、前記摩擦シュー４と前記
対の突起11Ａ、11Ｂより内周側に配され、前記ディスク
1Aの支持軸12Ａ、12Ｂに回転自在に取付けられ、円周面
51Ａ、51Ｂがカム面52Ａ、52Ｂとなり回転中心が重心よ
りずれて設けられている。 前記ロードスプリング６は、第11、12図に示す如く該カ
ムウェイト５と前記摩擦シュー４との間に配され両者を
離す方向に付勢し、中央部61が複数のカムウェイト５に
当接し、両端部62Ａ、62Ｂにおいて前記摩擦シュー４の
係止部42Ａ、42Ｂと接触する接触部63Ａ、63Ｂを設けら
れている。 リトラクタスプリング７は、第13、14図に示す如く両端
71Ａ、71Ｂが前記対の突起11Ａ、11Ｂに係止され、中央
部72は前記ロードスプリング６の中央部61と当接してい
る。 オイルポンプ170は、本実施例では内接歯車ポンプが使
用され、クラッチディスクホイール139内で前記ディス
クプレート１とクラッチディスクホイール139のディス
ク部138との間に設けられている。このオイルポンプ170
は、外周部において前記ディスクプレート１に固着さ
れ、内周が前記伝動装置の出力軸103の先端小径部103Ｂ
にオイルシール175を介して遊嵌され、スラストベアリ
ング176を介してクラッチディスクホイール139のディス
ク部138に当接されたケーシング170Ａと、該ケーシング
170Ａのエンジン側に設けられたギアルーム内に回転自
在に嵌め込まれた内歯歯車172と前記中心軸108の先端に
スプライン嵌合された外歯歯車171と、出力軸103の中心
に形成された油路103Ａに連結して吐出口173と、ディス
クプレート１とフロントカバー111との間に連結した吸
入口174とからなる。 クラッチ130のサーボ機構190は、運転席に設けられたク
ラッチペダル、または吸気管負圧或は油圧等の自動給排
によって作動するサーボ機構に連結された連結棒191
と、該連結棒191により支点193まわりに回転される押圧
杆192と、該押圧杆192の先端192Ａに当接されたフラン
ジ194Ａを有するベアリングケース194と、該ベアリング
ケース194に内嵌されたベアリング195と、該ベアリング
195に内嵌されたスライディングスリーブ196と、内周縁
が該スライディングスリーブ196右端側に係止されたダ
イヤフラムスプリング197と、該ダイヤフラムスプリン
グ197の外周縁に係合されスラストベアリング198を介し
て前記クラッチ130を押圧するための押圧環199とからな
り、クラッチ130の解放及び摺動（半クラッチ）が人動
または自動でなされる。 歯車変速機200は公知の構成を有し、前記伝動装置の出
力軸を入力軸とし、該入力軸に並列された出力軸201、
第１速と第２速との切換え用ドッグクラッチ202、第３
速と第４速との切換え用ドッグクラッチ203、及び図示
しない後進用ギアを有する。 また、第５図にも示す如く出力軸201のクラッチ駆動部
には出力ギア129が設けられ、これが第５図に示すディ
ファレンシャル機構210の差動装置211におけるリングギ
ア212に噛み合っており、これにより出力軸201の動力が
リングギア212からケース213、スパイダ214、ピニオン2
15を介してサイドギア216に伝達され、更に車軸217を介
してサイドギア216に伝達され、更に車軸217を介して駆
動輪に伝達される。 第４、６、７、８、15、16図によって本発明の作用を説
明する。 ａ）カムウェイトの挙動 カムウェイト５は支持軸12Ａ、12Ｂに回転自在に固定さ
れているため、タービンランナ115が回転すると、カム
ウェイト５自体がタービンランナー115の回転数（rpm）
で回転する。このときカムウェイト５の重心が支持軸12
Ａ、12Ｂ中心から離れた位置に存在すれば、カムウェイ
ト５が遠心力で外へはじきだされようとする力は、支持
軸12Ａ、12Ｂ回りの回転モーメントとなる。（以下これ
をカムウェイト５の遠心トルクとする。） このカムウェイト５の遠心トルクは、タービンランナ11
5の回転数、重心の位置、カムウェイト５の取付け半径
等によって変わるが、カムウェイト５の回転角が大きい
程小さくなり、カムウェイト５の回転中心（支持軸12
Ａ、12Ｂ）と重心とタービンランナ115中心とが一直線
にならんだ時、０（ゼロ）となる。これを数式にて表現
すれば、次のようになる。 Tc＝Fc×rg×sinα ここで、Fc＝ｗ／ｇ×Ｒ×（２πＮ／60)2 Tc＝カムウェイトの遠心トルク Fc＝カムウェイト重心に作用する遠心力 rg＝支持軸中心からカムウェイト重心までの距離 ｇ＝重力加速度 ｗ＝カムウェイトの重さ Ｎ＝タービンランナの回転速度 Ｒ＝タービンランナ中心とカムウェイト重心との距離 α＝支持軸中心とカムウェイト重心中心とを通る直線
と、遠心力が作用する方向とがなす角（カムウェイト５
回転方向を正とする。） 次にカム面52Ａ、52Ｂとロードスプリン６との接触部に
おいて発生する力について述べる。 カムウェイト５は、前述遠心トルクによって回転するが
この時カム面52Ａ、52Ｂとロードスプリング６との接触
部において発生する力Fr（ロードスプリング６を半径方
向外方へ押し出そうとする力）はカム面52Ａ、52Ｂがカ
ムウェイト５の回転中心に対してなる曲面の形状によっ
て変化するクサビ効果により変化する。従ってカムウェ
イト５のカム面52Ａ、52Ｂを適当な形状にすることによ
って遠心トルクによって発生するロードスプリング６の
圧力をタービンランナ115の回転速度に対し、微妙に変
えることができる。 即ち、カムウェイト５が摩擦シュー４を外側へ押し出そ
うとする力は遠心トルクとカムウェイト５の回転によっ
て変化するクサビ効果の大小とによって変化することに
なる。この様子を計算し、プロットにしたものが第１５
図である。 （Fr／Fc＝係数Fa、カムの変位δ）第15図は単に一例に
すぎないが、第15図により実際にカムウェイト５に作用
する遠心力よりカムウェイト５がロードスプリング６を
半径方向外側へ押す力の方が大きい領域が存在すること
がわかる。このことは、カムウェイト５のクサビ効果を
積極的に利用することによって、カムウェイト５の重量
を小さくできることによって、カムウェイト５の重量を
小さくできることを示している。 ｂ）ロックアップクラッチトルク容量 以上a) にて説明した様に、カムウェイト５の遠心トル
クとクサビ効果とによって決定されるカムウェイト５に
よる摩擦シュー４の押付力と、摩擦シュー４及びロード
スプリング６自体に作用する遠心力によって決定される
摩擦シュー４の押付力との双方により決定されるクラッ
チのトルク容量を第16図に示す。 ロックアップクラッチトルク容量はCd、コースト時のロ
ックアップクラッチトルク容量Cc、これに対し第１速時
の必要トルク容量はC1、第２速時の必要トルク容量はC
2、第３速時の必要トルク容量はC3（走行抵抗）、最大
エンジンドライブ時の必要トルク容量はC4（エンジント
ルク）、の特性曲線で表される。 イ）第６図に示す如くタービンランナ回転数０〜1000rp
mでは、摩擦シュー４がリトラクタスプリング７の反力
により半径方向の内側へ押し戻され、トルク伝達が全く
生じていない。 ロ）第７図に示す如くタービンランナ回転数1000〜2000
rpmでは、カムウェイト５の遠心トルクと摩擦シュー４
の遠心力との双方によってロックアップクラッチトルク
容量Ｃｄが決定される。カムウェイト５のクサビ効果に
よってロックアップクラッチトルク容量Cdは、上に凸の
ふくらみを持つようになる。従って頻繁に使用するター
ビンランナ回転数1000〜2000rpmの領域においてロック
アップクラッチトルク容量Cdを比較的大きくすることが
でき、従来のトルク両Coより低速域において有利であ
る。タービンランナ回転数０〜1000rpmではリトラクス
プリング７の反力によりロードスプリング６、摩擦シュ
ー４、カムウェイト５が半径方向内側へ押しもどされて
いたが、タービンランナ115の回転が速くなるにつれ
て、これらに作用する遠心力がリトラクタスプリング７
の反力より大きくなり摩擦シュー４がドラム部２に接触
し、トルクを伝達しはじめ、摩擦シュー４の動きはドラ
ム部２に摩擦係合した状態で止まる。 更に回転数が増すとカムウェイト５の遠心トルクが更に
大きくなり、ロードスプリング６、リトラクタスプリン
グ７を半径方向外側へ徐々に押し出していく。従ってこ
の時、ロードスプリング６はカムウェイト５によって押
し出され摩擦シュー４をドラム部２へ押し付けていきク
ラッチのトルク容量が増すことになる。 更に回転数が増すと双方のカムウェイト５が互いにぶつ
かりあってこれ以上回転しなくなり、カムウェイト５の
差動は停止する。この状態ではカムウェイト５の押付力
はロードスプリング６に反力としてたくわえられたこと
になる。 ハ）第８図に示す如くタービンランナ回転数2000〜5000
rpm、タービンランナ回転数1000〜2000rpmでたくわえら
れたロードスプリング６の反力と摩擦シュー４自体の遠
心力とによって決定されているクラッチトルク容量とな
るためロックアップクラッチトルク容量Cdは２次曲線状
になる。タービンランナ回転数が更に増すと、ロードス
プリング６にたくわえられる遠心力によって遠心方向に
変位しカムウェイト５から離れる。 Ｃ）エンジンドライブ時とコースト時のトルク容量 エンジンドライブ時とコースト時とでトルク伝達進路を
変え、リーディング、トレーリング効果によりコースト
時のロックアップトルク容量Coエンジンドライブ時のロ
ックアップクラッチトルク容量Cdより小さくしてアクセ
ルOFF時の不快なショックをなくしている。 また発進に際してはタービンランナ回転数1000rpm前後
から徐々に動力伝達が開始され、約1300rpm以上で走行
抵抗C3以上のトルクを伝達するロックアップクラッチト
ルク容量Cdを持たせる。 これにより発進を円滑にし、また過度の滑りを防止す
る。また、変速操作中はクラッチが完全に遮断され変速
操作完了後は各種の運転状態に応じてクラッチが滑らか
に接続する。 本実施例では、本発明の車両用入出力伝達装置における
遠心クラッチ装置はフルードカップリングの直結クラッ
チとして用いたが、トルクコンバータなどの直結クラッ
チに用いることができる。またその他の車両用入出力伝
達装置における遠心クラッチ装置に使用可能であること
は言うまでもない。 １）本発明は従来の遠心式摩擦係合クラッチに対し、カ
ムウェイト５を用いているため、カムウェイト５のクサ
ビ効果により低速域（タービンランナ回転数1000〜2000
rpm程度）でのロックアップクラッチトルク容量Cdを比
較的高めにでき、また滑らかなトルクカーブにすること
ができる。 ２）カムウェイト５のカム面52Ａ、52Ｂの形状を適当に
変化させることによってトルクカーブを微妙に調整でき
る。 ３）カムウェイト５のクサビ効果を利用することによっ
てカムウェイト５を小型軽量化することが可能である。 ４）リーディング、トレーニング効果によりコースト時
のロックアップクラッチトルク容量Ccをエンジンドライ
ブ時のロックアップクラッチトルク容量Cdより下げ（約
１／３）、アクセスOFF時の不快なショックを吸収する
ことができる。本実施例では摩擦係合子の支持部を等間
隔に設けたが、全体の回転バランスがとれていれば対角
線上に配設しても、またその他の位置関係でもよい。 上述の如く本発明におけるカムウェイトは、出力ディス
クの支持軸に回転可能に支持され、出力ディスクの回転
が速くなると遠心力により二つのカムウェイトが互いに
支持軸を中心として回転することによりロードスプリン
グを介して摩擦シューを押圧し、クラッチドラムに接触
しトルク伝達を行う。すなわちカムウェイトに作用する
遠心力及びカムウェイトの曲面形状によって変化するク
サビ効果とリトラクタスプリングとの力の釣り合いにて
遠心クラッチの係合解放を制御するものであり、カムウ
ェイトの回転によりカム角度が変化するよう構成されて
いるので、カムウェイトに作用する遠心力に加えカムウ
ェイトの回転に応じて変化するクサビ効果による力をロ
ードスプリングを介して摩擦シューに伝えることができ
るので、低速域でのトルク容量を増加できるとともに遠
心式直結クラッチの差動範囲（係合範囲）が増加し、伝
達効率を高め燃費も向上させることが可能となる。また
カムウェイトに作用する遠心力とカムのクサビ効果によ
る相乗効果により摩擦シューをクラッチドラムに押圧す
るようにしたので、カムウェイトを軽量化することがで
き、遠心式摩擦クラッチをコンパクトに構成できる。ま
た遠心式摩擦クラッチ自体をコンパクトに形成できるた
めに、フロントカバー自体の剛性にも影響を与えること
はないので、流体継手もコンパクトに形成できるもであ
る。 更に本発明は、同一形状の二つのカムウェイトを有し、
出力軸の回転が所定値に達すると二つのカムウェイトは
互いに相対する方向に回転を始め、カムウェイトが摩擦
シューを押圧し直結クラッチを係合させる。しかし出力
軸の回転がさらに高くなると、二つのカムウェイトは接
触し、カムウェイトの動きを止めるようになる。したが
って特別にカムウェイトの動きを止めるストッパーを設
けることなく直結クラッチへの伝達トルク容量を所定値
以下に設定することができ、高トルク作用時にクラッチ
を滑らせて不快なショックを防止せしめることができ
る。 また本発明はカムウェイトの曲面形状を適宜変更するこ
とにより、トルクの増加傾向を車両にあわせて簡単に変
更が可能である。
第１、２、３図は従来の発進装置の摩擦係合子の正面
図、第４図は本発明の発進装置を組み込んだフルードカ
ップリングの断面図、第５図は本発明の発進装置を組み
込んだトルクコンバータと車両用歯車変速機のディファ
レンシャル機構の断面図、第６、７、８図は本発明の発
進装置の正面図及び作動説明図、第９図は本発明の発進
装置の第１実施例の摩擦シューの正面図、第10図は本発
明の発進装置の第１実施例の摩擦シューの平面図、第11
図は本発明の発進装置の第１実施例のロードスプリング
の正面図、第１２図は本発明の発進装置の第１実施例の
ロードスプリング端部の平面図、第13図は本発明の発進
装置の第１実施例のリトラクタスプリングの正面図、第
14図は本発明のリトラクタスプリング端部の平面図、第
15図は本発明の発進装置の第１実施例のカムウェイトの
挙動図、第16図は本発明の発進装置の第１実施例のクラ
ッチトルク容量図、である。 図中 １Ａ……直結クラッチ出力ディスク ２……クラッチドラム ３……摩擦係合子 ４……摩擦シュー ５……カムウェイト ６……ロードスプリング ７……リトラクタスプリング 10……直結クラッチ（遠心式直結クラッチ） 11Ａ……突起 11Ｂ……突起 12Ａ……支持軸 12Ｂ……支持軸 100……伝動装置（流体継手） 101……入力軸 103……出力軸
図、第４図は本発明の発進装置を組み込んだフルードカ
ップリングの断面図、第５図は本発明の発進装置を組み
込んだトルクコンバータと車両用歯車変速機のディファ
レンシャル機構の断面図、第６、７、８図は本発明の発
進装置の正面図及び作動説明図、第９図は本発明の発進
装置の第１実施例の摩擦シューの正面図、第10図は本発
明の発進装置の第１実施例の摩擦シューの平面図、第11
図は本発明の発進装置の第１実施例のロードスプリング
の正面図、第１２図は本発明の発進装置の第１実施例の
ロードスプリング端部の平面図、第13図は本発明の発進
装置の第１実施例のリトラクタスプリングの正面図、第
14図は本発明のリトラクタスプリング端部の平面図、第
15図は本発明の発進装置の第１実施例のカムウェイトの
挙動図、第16図は本発明の発進装置の第１実施例のクラ
ッチトルク容量図、である。 図中 １Ａ……直結クラッチ出力ディスク ２……クラッチドラム ３……摩擦係合子 ４……摩擦シュー ５……カムウェイト ６……ロードスプリング ７……リトラクタスプリング 10……直結クラッチ（遠心式直結クラッチ） 11Ａ……突起 11Ｂ……突起 12Ａ……支持軸 12Ｂ……支持軸 100……伝動装置（流体継手） 101……入力軸 103……出力軸
Claims (3)
- 【請求項１】動力源に連結された入力軸と、 該入力軸に同心的に配設された出力軸と、 前記入力軸及び前記出力軸間に駆動連結されたポンプ及
び該ポンプと流体を介して動力伝達を行うタービンとか
らなる流体継手と、 前記入力軸と前記出力軸との間に配設され前記出力軸に
駆動連結せしめられ前記出力軸の回転に応じて前記入力
軸に係脱自在に制御せしめられる遠心式直結クラッチと
からなる車両用入出力伝達装置における遠心クラッチ装
置において、 前記遠心式直結クラッチは前記入力軸に形成され摩擦係
合面を有するクラッチドラムと、 前記出力軸に連結されたクラッチ出力ディスクと、 該クラッチ出力ディスクに設けられた支持部に回転可能
に支持されその回転によりカム角度を変化するよう構成
されたカムウェイトと、 外周面に摩擦材が接着され前記クラッチ出力ディスクに
摺動自在に連結された摩擦シューと、 前記クラッチ出力ディスクに連結され前記カムウェイト
及び前記摩擦シューを径方向内側に押圧するリトラクタ
スプリングと、 前記リトラクタスプリングと前記カムウェイトとの間に
配設されるとともに両端を前記摩擦シューに支持され前
記カムウェイトの回転により前記摩擦シューを径方向外
側に押圧するロードスプリングとからなり、 前記カムウェイトは第１のカムウェイト及び第２のカム
ウェイトとからなり、第１及び第２のカムウェイトは同
一形状の曲面を有し、互いに相対する方向に回転し、該
回転が所定位置に達したときに第１のカムウェイトと第
２のカムウェイトとが接触するよう配設されたことを特
徴とする車両用入出力伝達装置における遠心クラッチ装
置。 - 【請求項２】前記カムウェイトは前記出力ディスクに支
持された支持部と前記カムウェイトの重心位置との間に
おいて前記ロードスプリングと接触していることを特徴
とする特許請求の範囲第１項記載の車両用入出力伝達装
置における遠心クラッチ装置。 - 【請求項３】前記カムウェイトの前記ロードスプリング
との接触部が曲面形状をしていることを特徴とする特許
請求の範囲第１項記載の車両用入出力伝達装置における
遠心クラッチ装置。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP58205299A JPH0658128B2 (ja) | 1983-10-31 | 1983-10-31 | 車両用入出力伝達装置における遠心クラッチ装置 |
| US06/665,395 US4657122A (en) | 1983-10-31 | 1984-10-26 | Centrifugal friction clutch and coupling mechanism using such clutch |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP58205299A JPH0658128B2 (ja) | 1983-10-31 | 1983-10-31 | 車両用入出力伝達装置における遠心クラッチ装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6098262A JPS6098262A (ja) | 1985-06-01 |
| JPH0658128B2 true JPH0658128B2 (ja) | 1994-08-03 |
Family
ID=16504661
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP58205299A Expired - Lifetime JPH0658128B2 (ja) | 1983-10-31 | 1983-10-31 | 車両用入出力伝達装置における遠心クラッチ装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0658128B2 (ja) |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2023068914A (ja) * | 2021-11-04 | 2023-05-18 | 株式会社エクセディ | 駆動ユニット |
Family Cites Families (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US4117918A (en) * | 1976-12-28 | 1978-10-03 | Borg-Warner Corporation | Wedging centrifugal clutch with torque limiter |
| JPS57146945A (en) * | 1981-03-06 | 1982-09-10 | Aisin Warner Ltd | Speed change gear driving auxiliary equipment |
-
1983
- 1983-10-31 JP JP58205299A patent/JPH0658128B2/ja not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS6098262A (ja) | 1985-06-01 |
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