CN110168245A - 离合器单元和车辆 - Google Patents

Abstract

一种能够通过与以往提出的磨损补偿装置不同的构造，来应对转矩传递构件的磨损的离合器单元。离合器单元(17)包括具有离合器弹簧(28)的离合器(13)、产生用于致动离合器(13)的致动驱动力的马达(50)、将致动驱动力传递到离合器(13)并且接收作为离合器反作用力的离合器弹簧(28)的弹性回复力的输出轴(63)、以及将用于辅助致动驱动力的辅助力输入到输出轴(63)的弹簧(71)。在离合器(13)从接合状态切换为分离状态时，辅助力在离合器反作用力输入之前输入到输出轴(63)，而在离合器(13)从分离状态切换为接合状态时，辅助力在离合器反作用力变为零之后变为零。

Description

离合器单元和车辆

技术领域

本发明涉及能够传递和断开转矩的离合器单元。

背景技术

已知的离合器单元包括离合器和产生用于致动离合器的力(以下称为致动驱动力)的致动器。这样的离合器单元能够通过使用由致动器产生的致动驱动力，来使离合器在接合状态与分离状态之间切换。离合器的接合状态是指离合器传递转矩的状态，并且离合器的分离状态是指通过离合器来断开转矩的状态。

如上所述的这样的离合器单元具有包括辅助弹簧构件的已知构造，以便由致动器切换离合器的操作。例如，专利文献1所公开的摩擦式离合器包括离合器接合装置、电动马达、弹性辅助设备(螺旋弹簧)和连杆。

专利文献1所公开的摩擦式离合器的离合器接合装置包括摩擦盘、摩擦衬片、飞轮、止推板和膜片。摩擦衬片设置在飞轮和止推板之间，并支撑在摩擦盘的外周部上。在正常操作中(当未从电动马达向膜片施加力时)，从膜片在止推板上施加力。由此，摩擦衬片位于飞轮与止推板之间。因此，专利文献1所公开的摩擦式离合器在正常操作时为接合状态。在以下描述中，将在未将力从致动器施加在离合器上时处于接合状态的离合器单元称为常闭型离合器单元。

在专利文献1所公开的摩擦式离合器中，膜片通过连杆与电动马达连接。例如，在专利文献1所公开的摩擦式离合器从接合状态切换为分离状态时，由电动马达产生的致动驱动力通过连杆传递到膜片。虽然省略了详细的描述，但是通过连杆来按压膜片的中心部。此时，膜片的外周部(与止推板接触的部分)远离止推板移动。由此，从膜片施加到止推板的力减小。因此，止推板相对于摩擦衬片的按压力减小。结果，摩擦式离合器处于分离状态。

在专利文献1所公开的摩擦式离合器中，除了由电动马达产生的致动驱动力之外，连杆还受到由弹性辅助设备产生的力(以下称为辅助力)。在下文中，参照附图简要地描述在专利文献1的摩擦式离合器中由膜片、电动马达和弹性辅助设备产生的力。

图15是用于描述在专利文献1所述的摩擦式离合器中由膜片、电动马达和弹性辅助设备产生的力的图表。在图15中，纵轴表示施加在连杆上的力，并且横轴表示连杆的行进距离(连杆与膜片之间的接触部的行进距离)。在图15中，曲线C1表示从膜片施加在连杆上的力(从膜片施加在连杆上的反作用力)，曲线C2表示从弹性辅助设备施加在连杆上的辅助力，并且曲线C3表示从电动马达施加在连杆上的致动驱动力。在图15中，用正值表示在摩擦式离合器切换为接合状态的方向上施加的力，并且用负值表示在摩擦式离合器切换为分离状态的方向上施加的力。行进距离在摩擦式离合器切换为接合状态时为0(零)，并且随着连杆在摩擦式离合器切换为分离状态的方向上移动而增大。

如图15所示，在专利文献1所公开的摩擦式离合器中，为了抵消从膜片施加在连杆上的反作用力(图15的C1)，由弹性辅助设备产生的辅助力(图15的C2)被输入到连杆上。也就是说，在通过电动马达将摩擦式离合器切换为接合状态或分离状态时，由弹性辅助设备产生的辅助力作为辅助电动马达的力而被施加在连杆上。由此，在专利文献1所公开的摩擦式离合器中，能够通过较小的致动驱动力将摩擦式离合器切换为接合状态或分离状态。

在离合器单元中，通过摩擦力传递转矩的构件(以下称为转矩传递构件)随着操作时间的流逝而磨损。在专利文献1所公开的摩擦式离合器中，用作转矩传递构件的摩擦衬片随着操作时间的流逝而磨损。

在专利文献1所公开的摩擦式离合器中，当摩擦衬片磨损时，止推板朝向飞轮移动。止推板朝向飞轮的移动导致膜片的形状发生变化。由此，在摩擦式离合器切换为接合状态或分离状态时，从膜片施加在连杆上的反作用力的大小发生变化。也就是说，图15中以曲线C1所示的力的大小发生变化。在这种情况下，需要由电动马达产生的致动驱动力(参照图15的曲线C3)的大小也发生变化。当摩擦衬片的磨损量增大使得膜片明显地变形时，需要由电动马达产生的致动驱动力也明显地变化。为了应对这样的力的变化，需要设置具有较大输出的电动马达。在这种情况下，不能使用小型的电动马达，因此摩擦式离合器的小型化变得困难。

鉴于此，在专利文献1所公开的摩擦式离合器中，离合器接合装置设置有用于弥补磨损的装置(磨损补偿装置)。磨损补偿装置构造成当摩擦式离合器处于接合状态时将膜片恒定地维持在相同的位置。该构造能够抑制从膜片施加在连杆上的反作用力的大小的变化。

引用列表

专利文献

专利文献1：日本未经审查专利申请公报(PCT申请的翻译)：2000-501826

发明内容

技术问题

通过本发明的发明人对常闭型离合器单元的研究，要求基于以下理由，通过使用与如上所述的磨损补偿装置不同的构造，来应对转矩传递构件的磨损。

也就是说，如果可以通过与如上所述的磨损补偿装置不同的构造来应对转矩传递构件的磨损，则离合器单元的成本和尺寸能够减小。

鉴于此，本发明的目的在于获得能够通过与以往提出的磨损补偿装置不同的构造来应对转矩传递构件的磨损的离合器单元。

解决问题的技术方案

本发明的发明人已经对常闭离合器单元中的转矩传递构件的磨损进行了各种研究。具体而言，对离合器单元进行了转矩传递构件的磨损的研究，该离合器单元包括：包括转矩传递构件的离合器、产生用于致动离合器的致动驱动力的致动器、产生用于辅助致动器的辅助力的辅助弹簧构件以及用于将致动驱动力和辅助力传递到离合器的传递构件。在该研究中，对能够在不对转矩传递构件的磨损进行补偿的情况下应对转矩传递构件的磨损的构造进行了研究。

本发明的发明人首先详细调查了在常闭离合器单元中将离合器切换为接合状态或分离状态时，离合器、致动器和传递构件中发生的现象。

结果，在离合器从接合状态切换为分离状态时，由于转矩传递构件的磨损，离合器反作用力(例如由离合器弹簧产生的作用力)从离合器输入到传递构件的时刻变得更早。更具体而言，发现在离合器从接合状态切换为分离状态时，转矩传递构件的磨损导致离合器反作用力在由辅助弹簧构件产生的辅助力输入到传递构件之前从离合器输入到传递构件。因此，在离合器反作用力开始从离合器输入到传递构件之后，发生了辅助力不能用于致动离合器的时间段。

另一方面，在离合器从分离状态切换为接合状态时，由于转矩传递构件的磨损，从离合器输入到传递构件的离合器反作用力达到零的时刻变得更晚。更具体而言，发现在离合器从分离状态切换为接合状态时，转矩传递构件的磨损导致从辅助弹簧构件输入到传递构件的辅助力在从离合器输入到传递构件的离合器反作用力变为零之前就变为零。因此，在从离合器输入到传递构件的离合器反作用力变为零之前，发生了不能使用辅助力的时间段。

如上所述，当转矩传递构件磨损时，在离合器的分离操作开始之后并且在离合器的接合操作完成之前，发生了不能使用辅助弹簧构件的辅助力的时间段。

这里，如果在离合器的分离操作开始之后发生了不能使用辅助力的时间段，则为了使离合器分离，需要由致动器产生较大的致动驱动力以应对离合器的离合器反作用力。在这种情况下，需要大尺寸的致动器，这在离合器单元的尺寸减小方面是不利的。

此外，在离合器的分离操作开始之后并且在离合器的接合操作完成之前，离合器暂时处于半离合状态。特别地，在离合器从分离状态切换为接合状态时，在离合器处于半离合状态的时间段需要精确地控制离合器。然而，当转矩传递构件如上所述地磨损时，在离合器的接合操作完成之前，发生了不能使用辅助弹簧构件的辅助力的时间段。当离合器在该时间段变为半离合状态时，需要在由致动器产生较大的致动驱动力的同时精确地调节致动驱动力。由于在这种情况下难以控制致动器并且有必要提供大尺寸的致动器，因此这是不利的。

鉴于此，本发明的发明人研究了一种离合器单元的构造，该离合器单元在即使转矩传递构件磨损时，也能够防止在离合器的分离操作开始之后并且在离合器的接合操作完成之前，不能使用辅助力的时间段的发生。结果，发明人最终发现离合器单元仅需如下地构造。

首先，离合器单元构造成在离合器从接合状态切换为分离状态时，允许辅助力在离合器反作用力从离合器输入到传递构件之前，从辅助弹簧构件输入到传递构件。在这种情况下，在离合器切换为分离状态时，即使离合器反作用力开始从离合器输入到传递构件的时刻变得更早，也可以抑制离合器反作用力在辅助力输入到传递构件之前就从离合器输入到传递构件。也就是说，即使转矩传递构件磨损，也可以抑制在离合器的分离操作开始之前，不能使用辅助力的时间段的发生。

此外，离合器单元仅需要构造成，在离合器从分离状态切换为接合状态时，允许在从离合器输入到传递构件的离合器反作用力变为零之后，从辅助弹簧构件输入到传递构件的辅助力变为零。在这种情况下，在离合器切换为接合状态时，即使从离合器输入到传递构件的离合器反作用力达到零的时刻变得更晚，也可以抑制输入到传递构件的辅助力在从离合器输入到传递构件的离合器反作用力变为零之前减小为零。也就是说，即使在转矩传递构件磨损时，也可以抑制在离合器的接合操作完成之前，不能使用辅助力的时间段的发生。

基于前述发现，本发明人得出了下述构造。

根据本发明的一个实施例的离合器单元包括：离合器，其包括通过摩擦力来传递转矩的多个转矩传递构件和通过弹性回复力将多个转矩传递构件彼此连接的离合器弹簧，该离合器能够切换为传递转矩的接合状态和断开转矩的分离状态；致动器，其产生用于致动离合器的致动驱动力；传递构件，其将由致动器产生的致动驱动力传递到离合器，并且从离合器接收作为离合器反作用力的离合器弹簧的弹性回复力；和辅助弹簧构件，其将用于辅助致动驱动力的辅助力输入到传递构件，其中，在离合器从接合状态切换为分离状态时，辅助力在离合器反作用力从离合器输入到传递构件之前，从辅助弹簧构件输入到传递构件，并且在离合器从分离状态切换为接合状态时，在从离合器输入到传递构件的离合器反作用力变为零之后，从辅助弹簧构件输入到传递构件的辅助力变为零。

在离合器单元中，在离合器切换为接合状态或分离状态时，传递构件不仅接收从离合器施加的离合器反作用力，还接收由辅助弹簧构件产生的辅助力。由此，可以减小将离合器切换为接合状态或分离状态所需的致动驱动力。

在离合器从接合状态切换为分离状态时，在从离合器接收离合器反作用力之前，传递构件从辅助弹簧构件接收辅助力。在这种情况下，在离合器从接合状态切换为分离状态时，即使离合器反作用力从离合器输入到传递构件的时刻变得更早，也可以抑制离合器反作用力在辅助力输入到传递构件之前从离合器输入到传递构件。也就是说，即使转矩传递构件磨损，也可以防止在离合器的分离操作开始之前，不能使用辅助力的时间段的发生。

另外，在离合器从分离状态切换为接合状态时，在从离合器输入到传递构件的离合器反作用力变为零之后，从辅助弹簧构件输入到传递构件的辅助力变为零。在这种情况下，在离合器从分离状态切换为接合状态时，即使从离合器输入到传递构件的离合器反作用力达到零的时刻变得更晚，也可以抑制输入到传递构件的辅助力在从离合器输入到传递构件的离合器反作用力变为零之前减小到零。也就是说，即使在转矩传递构件磨损时，也可以抑制在离合器的接合操作完成之前，不能使用辅助力的时间段的发生。在这种情况下，在离合器的接合操作完成之前的时间段，也就是说，在离合器处于半离合状态的时间段，不需要通过马达等产生较大的致动驱动力。由此，能够容易地调节致动驱动力。

以上述方式，在上述离合器单元中，即使当转矩传递构件磨损时，离合器也可以顺畅地切换为接合状态或分离状态以在不对磨损进行补偿的情况下应对磨损。

在另一方面，根据本发明的离合器单元优选包括以下构造。在转矩传递构件的磨损量达到预定极限的状态下，在离合器从接合状态切换为分离状态时，辅助力在离合器反作用力从离合器输入到传递构件之前从辅助弹簧构件输入到传递构件，并且在离合器从分离状态切换为接合状态时，在从离合器输入到传递构件的离合器反作用力变为零之后，从辅助弹簧构件输入到传递构件的辅助力变为零。

由此，即使当转矩传递构件的磨损量达到预定极限时，离合器也可以顺畅地切换为接合状态或分离状态。

在另一方面，根据本发明的离合器单元优选包括以下构造。在离合器从接合状态切换为分离状态时，在离合器反作用力开始从离合器输入到传递构件之后，从辅助弹簧构件输入到传递构件的辅助力最大。

通常，在离合器的分离操作开始之后不久的预定时间段，从离合器输入到传递构件的离合器反作用力随着离合器的分离操作的进行而增大。另一方面，在上述构造中，在离合器反作用力开始从离合器输入到传递构件之后，辅助力最大。由此，即使从离合器输入到传递构件的离合器反作用力随着离合器的分离操作的进行而增大时，也可以向传递构件输入足够的辅助力。结果，离合器可以顺畅地从接合状态切换为分离状态。

在另一方面，根据本发明的离合器单元优选包括以下构造。在离合器从分离状态切换为接合状态时，在从离合器输入到传递构件的离合器反作用力变为零之前，从辅助弹簧构件输入到传递构件的辅助力最大。

由此，在离合器的接合操作完成之前的时间段，即，在离合器处于半离合状态的时间段，可以向传递构件输入足够的辅助力。结果，在离合器处于半离合状态的时间段，可以利用较小的致动驱动力来顺畅地执行离合器的接合操作。

根据本发明的一个实施例的车辆包括具有上述任何一种构造的离合器单元。

本文使用的术语仅用于描述特定实施例的目的，并且不意在限制本发明。

如本文所使用的，术语“和/或”包括相关所列项目中的一个或多个的任意和所有组合。

将进一步理解，当在本说明书中使用时，术语“包括”、“包含”或“具有”及其变形确定所陈述的特征、步骤、操作、元件、部件和/或其等同物的存在，但是不排除一个或多个其他特征、步骤、操作、元件、部件和/或其组合的存在或附加。

将进一步理解，术语“安装”、“连接”、“联接”和/或其等同物以广义使用并且包括直接和间接安装、连接和联接。此外，“连接”和“联接”不限于物理或机械连接或联接，并且可以包括电连接或联接，无论是直接的还是间接的。

除非另有定义，否则本文使用的所有术语(包括技术和科学术语)具有与本发明所属领域的普通技术人员通常理解的含义相同的含义。

将进一步理解，诸如在常用词典中定义的那些术语应被解释为具有与其在相关领域和本公开内容的上下文中的含义一致的含义，并且将不被解释为理想的或过度的形式意义，除非在本文中明确定义。

在描述本发明时，应该理解，公开了许多技术和步骤。这些技术和步骤中的每一个都具有单独的益处，并且每个也可以与一个或多个其它公开的技术或者在一些情况下与所有其它公开的技术结合使用。

由此，为了清楚起见，本说明书将避免以不必要的样式重复各个步骤的每个可能组合。然而，应该在理解这些组合完全在本发明和权利要求书的范围内的情况下来阅读本说明书和权利要求书。

在本文中，讨论根据本发明的离合器单元和车辆的实施例。

在以下描述中，出于解释的目的，阐述了许多具体细节以便提供对本发明的透彻理解。然而，对于本领域技术人员显而易见的是，可以在没有这些具体细节的情况下实践本发明。

本公开内容被认为是本发明的示例，并不旨在将本发明限制在由以下附图或描述所示的特定实施例。

本发明的有益效果

根据发明的一个实施例的离合器单元能够通过与以往提出的磨损补偿装置不同的构造来应对转矩传递构件的磨损。

附图说明

图1是包括根据本发明的第一实施例的离合器单元的车辆的侧视图。

图2(A)是示出离合器单元的示意性构造的局部剖视图，并且图2(B)是示意性示出致动器旋转角度与轴转矩之间的关系的示例的图表。

图3是示出离合器单元的示意性构造的局部剖视图。

图4是以放大的方式示出离合器驱动装置的局部剖视图。

图5是离合器驱动装置中的辅助机构和摩擦机构的分解立体图。

图6是在输出轴的轴向上观察时辅助机构的视图。

图7示出了辅助机构中的区域X和Y并且对应于图6。

图8示意性地示出了辅助机构的操作的示例。

图9是示意性地示出致动器旋转角度和轴转矩之间的关系的示例的图表。

图10是从车辆上方观察时发动机和离合器单元的视图。

图11是从车辆侧面观察时发动机和离合器单元的视图。

图12是以放大的方式示出摩擦机构的剖视图。

图13是示出旋转传递部和旋转体的构造的立体图。

图14是示出根据另一实施例并且对应于图3的离合器单元的示意性构造的视图。

图15是用于描述在通常技术中由摩擦式离合器中的膜片、电动马达和弹性辅助设备所产生的力的图表。

具体实施方式

下面将参考附图描述本发明的实施例。附图中的部件的尺寸没有严格地表示部件的实际尺寸和部件的尺寸比例。

<整体构造>

图1是包括根据本发明的第一实施例的离合器驱动装置14的车辆1的示意图。车辆1例如是摩托车并且包括车辆主体2、前轮3和后轮4。车辆主体2包括未示出的框架。用于向后轮4提供旋转驱动力的发动机单元10附装到车辆主体2的框架。

发动机单元10包括发动机11、变速器12和离合器单元17。离合器单元17包括离合器13和离合器驱动装置14。离合器13构造成能够将发动机11的未示出的曲柄轴的旋转传递到变速器12。也就是说，离合器13构造成能够在将曲柄轴的旋转传递到变速器12和不将曲柄轴的旋转传递到变速器12之间切换。

图2(A)和图3是示出离合器单元17的示意性构造的局部剖视图。图2(B)和图9是示意性地示出在后述的离合器单元17的输出轴63中所产生的轴转矩的视图。图3和图9分别是图2(A)和图2(B)的放大图。图9的描述将在下面给出。

如图3所示，离合器13设置在主轴15上。主轴15例如是变速器12的输入轴。离合器13包括离合器外壳21和设置在离合器外壳21内的离合器内芯25。

离合器外壳21呈有底筒状，其包括供主轴15贯穿的底部21a和设置在底部21a的外周的筒状周壁部21b。底部21a和周壁部21b一体形成。离合器外壳21与主轴15同轴设置。离合器内芯25设置在离合器外壳21的周壁部21b内。

离合器外壳21的底部21a连接到减速齿轮22。减速齿轮22与曲柄轴的齿轮(未示出)啮合，从而与该齿轮一起旋转。离合器外壳21和减速齿轮22根据曲柄轴的旋转而旋转，并且能够相对于主轴15旋转。

离合器内芯25包括离合器凸台26、压力构件27和离合器弹簧28。离合器凸台26呈柱状，并且主轴15贯穿该柱状的中心。离合器凸台26花键联接到主轴15的外周表面。由此，离合器凸台26与主轴15一起旋转。

离合器外壳21、离合器凸台26和压力构件27相对于主轴15沿主轴15的轴向从其一端依次布置。压力构件27设置在主轴15的轴向外侧，以在主轴15的轴向上面向离合器凸台26。在离合器凸台26和压力构件27之间，多个离合器片23和多个摩擦片24在轴向上交替地布置。离合器片23和摩擦片24对应于转矩传递构件。

摩擦片24设置在离合器外壳21的内周表面上，以能够与离合器外壳21一起旋转。摩擦片24能够相对于离合器凸台26和压力构件27旋转。

离合器片23设置在离合器凸台26的外周表面上，以能够与离合器凸台26一起旋转。压力构件27能够与离合器凸台26一起旋转。由此，离合器片23能够与压力构件27一起旋转。离合器片23能够相对于离合器外壳21旋转。

压力构件27能够相对于离合器凸台26在轴向上移动。离合器弹簧28设置成在轴向上朝向离合器凸台26推动压力构件27。由此，设置在离合器凸台26和压力构件27之间的离合器片23和摩擦片24彼此推靠。也就是说，离合器弹簧28将离合器片23和摩擦片24彼此连接。在上述离合器片23和摩擦片24的状态下，离合器片23和摩擦片24之间的摩擦使离合器凸台26和离合器外壳21一起旋转。该状态是离合器13的接合状态。

推杆29贯穿压力构件27的轴向上的中心部。推杆29定向成在轴向上延伸。推杆29的轴向上的一端设置有凸缘部29a。推杆29的轴向上的另一端通过后述的连杆机构16连接到离合器驱动装置14。推杆29构造成能够通过离合器驱动装置14的输出而在轴向上移动。在推杆29在轴向上沿远离主轴15的方向(图3中向右)移动的情况下，推杆29的凸缘部29a在轴向上沿远离离合器凸台26的方向将力施加在压力构件27上。由此，离合器弹簧28变形以被压缩，使得压力构件27按压离合器片23和摩擦片24的力减小。

结果，摩擦片24和离合器片23之间的接触压力减小。结果，摩擦片24和离合器片23之间的接合被取消，并且离合器凸台26和离合器外壳21相对于彼此旋转。该状态是离合器13的分离状态。

也就是说，通过推杆29在轴向上的移动，离合器13在接合状态和分离状态之间切换。

压力构件27能够通过轴承27a相对于推杆29旋转，轴承27a介于压力构件27和推杆29之间。由此，在离合器13的接合状态下，压力构件27与离合器外壳21和离合器凸台26一起旋转。

(连杆机构)

如图2所示，连杆机构16包括旋转轴31和臂部32。连杆机构16将后述的离合器驱动装置14的输出传递到离合器13的推杆29。

旋转轴31的轴向上的一端连接到推杆29的轴向上的另一端。具体而言，推杆29的轴向上的另一端设置有齿条部29b，齿条部29b具有在轴向上布置的多个齿。旋转轴31具有与齿条部29b啮合的齿轮31a。

通过上述构造，旋转轴31的旋转使得推杆29在轴向上移动。也就是说，推杆29根据旋转轴31的旋转方向在轴向上往复运动。

例如，旋转轴31被可旋转地支撑在容纳离合器13和变速器12的壳体20上。

臂部32包括第一臂33、第二臂34和调节机构35。第一臂33和第二臂34中的每一个形成为在一个方向上伸长的板状。第一臂33连接到旋转轴31，以能够与旋转轴31一起旋转。第二臂34连接到离合器驱动装置14的输出轴63，以能够与输出轴63一起旋转。第一臂33和第二臂34通过调节机构35彼此连接。

臂部32将离合器驱动装置14的输出轴63的旋转传递到旋转轴31。臂部32将从离合器驱动装置14的输出轴63输出的驱动力传递到离合器13，并且将由例如离合器13中的离合器弹簧28产生的反作用力(以下称为离合器反作用力)传递到离合器驱动装置14的输出轴63。也就是说，输出轴63接收离合器驱动装置14的输出和离合器13中产生的离合器反作用力。

调节机构35将第一臂33和第二臂34彼此连接，使得这些臂之间的距离是可调节的。具体而言，调节机构35包括第一调节构件91、第二调节构件92和调节螺栓93。

第一调节构件91可旋转地连接到第一臂33。第二调节构件92可旋转地连接到第二臂34。也就是说，第一调节构件91和第二调节构件92分别通过在一端各自具有球形部的杆状连接构件94和95而可旋转地连接到第一臂33和第二臂34。

连接构件94和95的球形部位于第一调节构件91和第二调节构件92内。连接构件94从第一调节构件91朝向第一臂33延伸，并且在贯穿第一臂33的同时固定到第一臂33。连接构件95从第二调节构件92朝向第二臂34延伸，并且在贯穿第二臂34的同时固定到第二臂34。

调节螺栓93呈在轴向上伸长的柱状。调节螺栓93在调节螺栓93的轴向上的两端具有螺纹部93a和93b，并且螺纹部93a和93b具有螺旋槽。当从螺纹部93b的螺纹前端观察时，螺纹槽从螺纹部93b中的螺纹前端延伸的方向与螺纹槽从螺纹部93a中的螺纹前端延伸的方向相反。调节螺栓93包括位于调节螺栓93的轴向上的中心部中的大径部93c，并且大径部93c具有比其他部分的直径大的直径。大径部93c用作旋转调节螺栓93的保持部，如后所述。

第一调节构件91和第二调节构件92具有螺纹孔91a和92a。当从螺纹孔92a的开口端观察时，螺纹槽从螺纹孔92a中的开口端延伸的方向与螺纹槽从螺纹孔91a中的开口端延伸的方向相反。设置在调节螺栓93的轴向上的一端的螺纹部93a旋拧到螺纹孔91a中。设置在调节螺栓93的轴向上的另一端的螺纹部93b旋拧到螺纹孔92a中。因此，第一调节构件91和第二调节构件92通过调节螺栓93彼此连接。

如上所述，螺纹部93b和螺纹孔92a中的螺旋槽在与螺纹部93a和螺纹孔91a延伸的方向相反的方向上延伸。因此，调节螺栓93相对于第一调节构件91和第二调节构件92以一种方式的旋转增大了调节螺栓93相对于第一调节构件91和第二调节构件92的装配长度。另一方面，调节螺栓93相对于第一调节构件91和第二调节构件92以相反方式的旋转减小了调节螺栓93相对于第一调节构件91和第二调节构件92的装配长度。由此，可以调节调节螺栓93的螺纹部93a和93b相对于第一调节构件91和第二调节构件92的螺纹孔91a和92a的位置。也就是说，第一调节构件91和第二调节构件92彼此连接成使得第一调节构件91和第二调节构件92之间的距离能够通过调节螺栓93调节。

第一调节构件91和第二调节构件92能够通过将螺母96和97紧固到调节螺栓93的螺纹部93a和93b而固定到调节螺栓93上，其中，第一调节构件91和第二调节构件92之间的距离由调节螺栓93调节。

如上所述的调节机构35的构造使得能够调节第一调节构件91和第二调节构件92之间也就是说第一臂33和第二臂34之间的距离。由此，离合器13相对于离合器驱动装置14的操作而致动的时刻可以改变，其将在后文描述。也就是说，例如，相对于离合器13的分离的开始，在离合器13从接合状态切换为分离状态时，能够通过调节机构35调节连杆机构16中的第一臂33和第二臂34的距离，来改变将辅助力从离合器驱动装置14传递到离合器13的时刻。

(离合器驱动装置的构造)

现在将参照图3至图11来描述离合器驱动装置14的构造。根据该实施例的离合器驱动装置14向离合器13输出通过将辅助机构70的辅助力添加到马达50(致动器)的输出而获得的驱动力。

图4以放大的方式示出了离合器驱动装置14的示意性构造。如图3和图4所示，离合器驱动装置14包括壳体40、马达50、传递机构60、辅助机构70和摩擦机构80。

壳体40包括壳体主体41、盖42和马达室45。图5是示出处于分解状态的离合器驱动装置14的一部分的分解立体图。如图5所示，壳体主体41呈沿筒体轴向延伸的有底筒状。也就是说，壳体主体41具有开口41a。如图3和图4所示，壳体主体41容纳传递机构60和辅助机构70。如图5所示，突出部46一体地形成在壳体主体41的底部上。

如图4所示，盖42覆盖壳体主体41的开口41a。盖42中具有储存空间V。摩擦机构80设置在储存空间V中。盖42包括盖主体43和储存盖部44。盖主体43具有构成储存空间V的一部分的第一凹槽43a。储存盖部44具有构成储存空间V的第二凹槽44a。在盖主体43与储存盖部44相结合的情况下，第一凹槽43a和第二凹槽44a构成了储存空间V。

后述的传递机构60的输出轴63贯穿盖42的与形成储存空间V的部分不同的部分。输出轴63在壳体主体41的筒体轴向上并且朝向壳体40的外部延伸。也就是说，输出轴63的轴向与壳体主体41的筒体轴向一致。

如图3和图4所示，马达室45连接到壳体主体41的底部。具体而言，当在输出轴63的轴向上观察时，马达室45在未与输出轴63重叠的位置处附装到壳体主体41。

马达50产生用于致动离合器13的致动驱动力。马达50设置在马达室45中，使得未示出的旋转轴沿轴向延伸。

传递机构60包括输入轴61、中间轴62和输出轴63(传递构件)。输入轴61、中间轴62和输出轴63平行设置。输入轴61是马达50的输出轴。因此，中间轴62和输出轴63与马达50的输出轴平行设置。也就是说，输入轴61和中间轴62沿输出轴63的轴向延伸。

输入轴61的轴向上的一端位于容纳马达50的马达室45中。输入轴61的轴向上的另一端位于由壳体主体41和盖42限定的空间中。输入轴61的轴向上的另一端设置有齿轮61a，齿轮61a具有在周向上布置的多个齿。在该实施例中，齿轮61a是正齿轮。

中间轴62的轴向上的一端可旋转地支撑在壳体主体41上。作为正齿轮的中间齿轮64设置在中间轴62上，以能够与中间轴62一起旋转。中间齿轮64与输入轴61的齿轮61a相啮合。由此，输入轴61的旋转通过中间齿轮64传递到中间轴62。也就是说，中间轴62根据输入轴61的旋转而旋转。

中间轴62设置有齿轮62a，齿轮62a具有在周向上布置的多个齿，齿轮62a布置在比中间轴62的可旋转地支撑在壳体主体41上的一端更靠近轴向上的中心的位置。在该实施例中，齿轮62a是比中间齿轮64更靠近中间轴62的轴向上的一侧的正齿轮。

中间轴62的轴向上的另一端可旋转地支撑在盖42上。中间轴62的轴向上的另一端设置有后述的摩擦机构80的旋转传递部83。具体而言，中间轴62的轴向上的另一端设置有横截面为矩形的旋转传递部83(参见图13)。中间轴62的包括旋转传递部83的一部分(中间轴62的轴向上的另一端)从壳体主体41向外突出。旋转传递部83插入后述的摩擦机构80的旋转体81的通孔81a中(参见图12和图13)。如上所述，通过使中间轴62的包括旋转传递部83的一部分突出到壳体主体41之外，在将摩擦机构80组装到中间轴62时容易使摩擦机构80定位。因此，离合器驱动装置14的组装能够容易被执行。在施加在中间轴62上的旋转方向上的转矩小于或等于预定值的情况(例如，马达50的输出停止的情况)下，摩擦机构80通过摩擦力来减小中间轴62的旋转。

如图4所示，输出轴63的轴向上的一端可旋转地支撑在壳体主体41上，并且输出轴63的轴向上的中心部可旋转地支撑在盖42上。输出轴63的轴向上的另一端突出到盖42之外。输出轴63的轴向上的另一端连接到连杆机构16的第二臂34，以能够与第二臂34一起旋转。由此，输出轴63的旋转通过连杆机构16传递到离合器13，并且离合器13中产生的离合器反作用力通过连杆机构16输入到输出轴63。

在俯视图中呈扇形形状的输出齿轮65设置在输出轴63上以能够与输出轴63一起旋转。输出齿轮65是正齿轮并且与中间轴的齿轮62a相啮合。由此，中间轴62的旋转通过输出齿轮65传递到输出轴63。也就是说，输出轴63根据中间轴62的旋转而旋转。

如上所述，输出轴63接收离合器驱动装置14的中间轴62的旋转，并且还接收离合器13中产生的离合器反作用力。

输出齿轮65的厚度方向上的一端设置有在厚度方向上突出的柱状销72。也就是说，销72在输出轴63的轴向上延伸。在该实施例中，如图3和图4所示，销72在输出轴63的轴向上的一侧设置在输出齿轮65的厚度方向上的一个表面上。也就是说，销72设置在输出齿轮65上，使得销72朝向壳体主体41的底部延伸，其中，输出轴63和输出齿轮65设置在壳体40中。因此，销72随着与输出轴63一起旋转的输出齿轮65的旋转而绕输出轴63旋转。销72接触后述的辅助机构70的弹簧71的第一突起71b。销72能够相对于输出齿轮65旋转。因此，如后所述，当销72在接触弹簧71的第一突起71b的同时移动时，销72在旋转的同时相对于第一突起71b移动。

辅助机构70包括弹簧71(辅助弹簧构件)和上述销72。弹簧71包括绕轴线螺旋地延伸的线材。弹簧71呈在轴向上延伸的筒状。弹簧71是所谓的扭转弹簧，其通过使线材的一端在周向上相对于线材的另一端扭转而产生周向上的弹性回复力。在该实施例中，弹簧71的线材从缠绕开始端(第一突起71b)即线材的一端顺时针缠绕，如图6所示。

当在输出轴63的轴向上观察时，弹簧71设置在壳体主体41中以围绕输入轴61和中间轴62。输入轴61插入弹簧71中。中间轴62的轴向上的一端可旋转地支撑在壳体主体41的位于弹簧71内部的一部分(后述的突出部46)上。弹簧71的轴线与输出轴63平行地定向。构成弹簧71的线材的一端朝向输出轴63延伸。

图6是当在输出轴63的轴向上观察时辅助机构70的示意性构造的视图。如图6所示，设置在壳体主体41的内表面上的柱状突出部46位于弹簧71内部。突出部46的外径小于弹簧71的内径。突出部46具有供输入轴61插入的贯通开口46a以及供中间轴62的轴向上的一端插入的开口部46b。

弹簧71接触突出部46的靠近输出轴63的一部分。包括与弹簧71接触的该部分的突出部46的圆周部设置有金属接触板47，当在输出轴63的轴向上观察时，该金属接触板47具有弧形形状。接触板47的两端固定到突出部46的突起46c上。弹簧71接触接触板47。当弹簧71操作时，设置在突出部46上的接触板47可以减小突出部的损坏，如后所述。

构成弹簧71的线材的一端朝向输出轴63延伸，如上所述。也就是说，线材的一端从弹簧71径向向外延伸。弹簧71的线材的另一端也从弹簧71径向向外延伸。也就是说，弹簧71包括：筒状弹簧主体71a；第一突起71b，其包括线材的一端并且从弹簧主体71a径向向外延伸；和第二突起71c，其包括线材的另一端并且从弹簧主体71a径向向外延伸。在该实施例中，当在输出轴63的轴向上观察时，第一突起71b和第二突起71c朝向输出轴63延伸。

第一突起71b接触设置在输出轴63的输出齿轮65上的销72。第二突起71c接触壳体主体41的内表面。如图7所示，假设在输出齿轮65位于如下所述的离合器分离状态的位置的情况下，当在输出轴63的轴向上观察时，壳体主体41的内部空间被将输出轴63的轴心P和弹簧71的中心Q(轴线)连接的假想线M分成两个区域X和Y，如后所述，第一突起71b和第二突起71c位于两个区域X和Y中的不同区域。也就是说，如图7所示，在输出齿轮65位于离合器分离状态的位置的状态下，弹簧71的第一突起71b位于区域X中，而第二突起71c位于区域Y中。图7是对应于图6并用阴影线描述区域X和Y的示意图。

由此，在弹簧71中，在第一突起71b中的线材的一端在弹簧71的周向上与接触壳体主体41的内表面的第二突起71c一起旋转的情况下，在第一突起71b远离第二突起71c移动的方向上产生弹性回复力。也就是说，在销72以使得离合器13从离合器分离状态变为接合状态的方式随着输出轴63的旋转而绕输出轴63的轴线旋转的情况下，弹簧71的第一突起71b在弹簧71的周向上被销72推动。由此，弹簧71的线材的一端绕弹簧71的轴线旋转，以接近第二突起71c中的线材的另一端。弹簧71的这种变形以使得第一突起71b远离第二突起71c移动的方式沿弹簧71的周向在弹簧71中产生弹性回复力。

图8示出了输出齿轮65的旋转位置与弹簧71的变形之间的关系的示意图。在这些视图中，为了描述，输出轴63和输出齿轮65用双点划线表示，并且仅销72和弹簧71用连续线表示。在这些视图中，为了描述，区域X和Y以类似于图7的方式用阴影线表示。为了简化附图，图8示意性地示出了由假想线M限定的区域X和Y。

如图8所示，在销72随着输出齿轮65的旋转而绕输出轴63的轴线旋转的情况下，弹簧71的线材的与销72接触的一端在弹簧71的周向上相对于线材的另一端移位。在这种情况下，销72和包括弹簧71的线材的一端的第一突起71b之间的接触点T沿第一突起71b相对于第一突起71b往复运动。

图8(a)示出了当离合器13处于分离状态时输出齿轮65的旋转位置。图8(b)示出了当离合器13处于半离合状态(在离合器片23和摩擦片24之间发生滑动但是旋转方向上的力被传递的状态)时输出齿轮65的旋转位置。图8(c)是当离合器13处于接合状态时输出齿轮65的旋转位置。

具体而言，当在输出轴63的轴向上观察时，在输出齿轮65位于图8(a)所示的旋转位置的情况下，也就是说，在设置于输出齿轮65上的销72位于两个区域X和Y中的区域X中的情况下，销72与弹簧71的第一突起71b在靠近前端的部分处接触，其中，两个区域X和Y是通过连接输出轴63的轴心P和弹簧71的中心Q的假想线M将壳体主体41的内部空间分为两个而获得的。

由此，如图8(a)所示，由弹簧71的弹性回复力施加在销72上的力是使输出齿轮65在预定方向(也称为使离合器分离的旋转方向：由图8(a)中的双点划线箭头所指的旋转方向)上旋转以使得离合器13分离的力。也就是说，弹簧71通过销72在使离合器分离的旋转方向上向输出齿轮65施加转矩。

在图8(a)的情况下，弹簧71的第一突起71b在弹簧71的周向上没有被销72显著移位。因此，由弹簧71的弹性回复力施加在销72上的力比后述的图8(b)和图8(c)的情况中的那些力小。例如，销72从弹簧71的第一突起71b接收由图8(a)中的实线箭头所指的方向及大小的力。

在输出齿轮65处于图8(b)所示的旋转位置的情况下，也就是说，在销72移动到比图7(a)所示的位置更靠近假想线M的情况下，弹簧71的第一突起71b移位为使得线材的一端位于区域Y中，也就是说，第一突起71b中的线材的一端接近第二突起71c中的线材的另一端。例如，在输出齿轮65从图8(a)所示的位置变成图8(b)所述的位置的情况下，销72在接近弹簧主体71a的同时接触弹簧71的第一突起71b。

由此，弹簧71在周向上扭转。结果，弹簧71在第一突起71b远离第二突起71c移动的方向上产生弹性回复力。弹簧71的弹性回复力施加在销72上，如图8(b)中的实线箭头所指。也就是说，弹簧71的弹性回复力作为使离合器分离的旋转方向(由图8(b)中的双点划线箭头所指的旋转方向)上的转矩通过销72传递到输出齿轮65。由此，使离合器分离的旋转方向上的辅助力通过销72从弹簧71传递到输出齿轮65。此时，从弹簧71的第一突起71b施加在销72上的力大于图8(a)的情况中的力。

在输出齿轮65位于图8(c)所示的旋转位置的情况下，也就是说，在销72位于两个区域X和Y中的区域Y中的情况下，弹簧71的第一突起71b被销72移位，以进一步接近第二突起71c中的线材的另一端。此时，销72相对于弹簧71的第一突起71b位于比图8(b)所示的位置更靠近线材的一端的位置。

由此，弹簧71在周向上进一步扭转。弹簧71的弹性回复力施加在销72上，如图8(c)中的实线箭头所指。也就是说，弹簧71的弹性回复力在输出齿轮65旋转以使离合器13接合的方向(以下称为使离合器接合的旋转方向：由图8(c)中的双点划线箭头所指的旋转方向)上通过销72施加在输出齿轮65上。由此，使离合器接合的旋转方向上的辅助力通过销72从弹簧71传递到输出齿轮65。

当在输出轴63的轴向上观察时，销72与弹簧71的第一突起71b之间的接触点T根据输出齿轮65的旋转而跨过将输出轴63的轴心P和弹簧71的中心Q连接的假想线M。接触点T与弹簧71的中心Q之间的距离D根据输出齿轮65的旋转而变化。也就是说，当在输出轴63的轴向上观察时，距离D在接触点T横跨假想线M时最小并且随着从假想线M到接触点T的距离增大而增大。

图9示出了输出齿轮65的旋转角度(致动器旋转角度)与轴转矩之间的关系，该轴转矩为：转矩通过操作离合器13的负载(离合器负载)而施加在输出轴63上的旋转方向上的转矩(以下称为轴转矩)；通过辅助机构70的辅助力施加在输出轴63上的轴转矩；和由离合器负载(离合器反作用力)产生在输出轴63上的轴转矩和由辅助力产生在输出轴63上的轴转矩之和。在图9中，当在输出轴63的轴向上观察时，在输出齿轮65从初始旋转位置逆时针旋转的情况下，致动器旋转角度是指输出齿轮65相对于初始旋转位置(图8(c)所示的位置)的旋转角度。

输出齿轮65的旋转范围由壳体主体41的内表面限定。也就是说，当输出齿轮65在使离合器接合的旋转方向上旋转时输出齿轮65接触壳体主体41的内表面的位置是输出齿轮65在使离合器接合的旋转方向上的极限旋转位置。当输出齿轮65在使离合器分离的旋转方向上旋转时输出齿轮65接触壳体主体41的内表面的位置是输出齿轮65的在使离合器分离的旋转方向上的极限旋转位置。

在该实施例的情况下，当在输出轴63的轴向上观察时，在输出齿轮65按照图8(c)、图8(b)和图8(a)的顺序旋转的情况下，致动器旋转角度增大。

离合器负载等于例如当离合器13操作时，从离合器13的离合器弹簧28施加在离合器驱动装置14上的反作用力(离合器反作用力)。

当离合器13从接合状态切换为分离状态时，离合器反作用力随着致动器旋转角度的增大而增大。另一方面，依据基于连杆机构16的第一臂33和第二臂34之间的位置和长度关系所确定的杠杆比，由离合器反作用力施加在输出轴63上的轴转矩在由图9的实线(图中带有“由离合器反作用力产生”的实线)所指的预定致动器旋转角度处变得最大。

杠杆比将在下面描述。杠杆比是指施加在离合器驱动装置14的输出轴63上的轴转矩与施加在旋转轴31上的轴转矩之间的比率。在该实施例中，离合器驱动装置14相对于发动机11和离合器13设置，如图10和图11所示。图10是示意性地示出当从车辆1上方观察时，发动机11、离合器13和离合器驱动装置14的视图。图11是示意性地示出当从车辆1侧面观察时，发动机11、离合器13和离合器驱动装置14的视图。在图10和图11中，为了描述发动机11、离合器13和离合器驱动装置14之间的位置关系，未示出其他部件，并且在附图中简化了发动机11、离合器13和离合器驱动装置14。

在图10和图11中，箭头L表示车辆1的左方。图中的箭头R表示车辆1的右方。图中的箭头RR表示车辆1的后方。图中的箭头U表示车辆1的向上方向。前、后、左和右分别是指当从驾驶车辆1的骑乘者观察时的前、后、左和右。

如图10和图11所示，离合器驱动装置14设置在离合器13的上方以及发动机11的后方。当从车辆1上方观察时，离合器驱动装置14设置在离合器13的上方以及离合器13的右侧。离合器驱动装置14设置成使得输出轴63的轴向沿着车辆1的左右方向(横向方向)延伸。离合器13设置成使得旋转轴31的轴向沿车辆1的顶部-底部方向(竖直方向)延伸。

离合器驱动装置14通过连杆机构16连接到离合器13。具体而言，连杆机构16的第一臂33的一端连接到旋转轴31并且朝向车辆1的左侧延伸。连杆机构16的第二臂34的一端连接到离合器驱动装置14的输出轴63并且朝向车辆1的底部延伸。连杆机构16的调节机构35将第一臂33和第二臂34彼此连接，使得第一臂33和第二臂34能够旋转。调节机构35的第一调节构件91和第二调节构件92在厚度方向上分别连接到板状的第一臂33和板状的第二臂34。由此，第一调节构件91和第二调节构件92设置成使得杆状连接构件94和95的轴线彼此斜交。在图10和图11中，简化了连杆机构16的构造。

在上述的连杆机构16的布置中，通过以下等式来获得杠杆比rt，该杠杆比rt是施加在离合器驱动装置14的输出轴63上的轴转矩与施加在旋转轴31上的轴转矩之间的比率。在该等式中，杠杆比rt是在假设当连杆机构16操作时调节机构35的倾斜不改变的情况下获得的。

rt＝cosθ2/cosθ1×L2/L1 (1)

其中，θ1是当从车辆1的侧面观察连杆机构16时由第二臂34相对于与旋转轴31的轴线相平行的基准线所形成的角度(参见图11)，并且θ2是当从车辆1上方观察连杆机构16时由第一臂33相对于与输出轴63的轴线相平行的基准线所形成的角度(参见图10)。另外，L1是第二臂34的长度，并且L2是第一臂33的长度。

在等式(1)中，随着第二臂34的角度θ1增大，cosθ1减小，因此杠杆比rt增大。由此，当离合器驱动装置14的输出轴63的旋转角度增大时，杠杆比rt增大。也就是说，当与输出轴63一起旋转的输出齿轮65的旋转角度(致动器旋转角度)增大时，杠杆比rt增大。

随着致动器旋转角度增大，离合器反作用力增大，并且与致动器旋转角度较小的情况相比，在致动器旋转角度较大的情况下，离合器反作用力的增大量相对于致动器旋转角度的增大量而较小。另一方面，随着杠杆比rt增大，当离合器反作用力施加在输出轴63上时在输出轴63上产生的轴转矩减小。因此，随着致动器旋转角度增大，轴转矩减小。

由于上述原因，如图9所示，在致动器旋转角度较小的情况下，由离合器反作用力产生在输出轴63上的轴转矩随着致动器旋转角度的增大而增大，而当致动器旋转角度超过预定致动器旋转角度时，轴转矩随着致动器旋转角度的增大而减小。也就是说，轴转矩发生变化并且在预定致动器旋转角度处最大。

在该实施例中，在图9中，在致动器旋转角度小于S的情况下，离合器13处于接合状态。另一方面，在图9中，当致动器旋转角度超过S时，离合器13从接合状态转换为分离状态。在图9中，S表示在致动器旋转角度增大的情况下离合器13开始分离的致动器旋转角度，并且还表示在致动器旋转角度减小的情况下离合器13的离合器片23与摩擦片24的接合结束接合的致动器旋转角度。

在图9中，施加在输出轴63上的轴转矩为正(图9中大于零)的范围是离合器13接合的轴转矩范围，并且施加在输出轴63上的轴转矩为负(图9中小于零)的范围是离合器13分离的轴转矩范围。

在致动器旋转角度增大的情况下，由在操作离合器13时产生的离合器反作用力施加在输出轴63上的轴转矩在离合器13开始从接合状态转换为分离状态(图9中的S)的致动旋转角度处开始产生。由离合器反作用力施加在输出轴63上的轴转矩通过使输出轴63在使离合器13接合的预定方向(以下称为使离合器接合的旋转方向)上旋转的力来产生。例如，离合器反作用力由离合器13的离合器弹簧28的弹性回复力来产生。

在辅助机构70中，马达50的旋转(致动驱动力)使输出齿轮65的旋转位置改变，使得致动器旋转角度增大，也就是说，按照图8(c)、图8(b)和图8(a)的顺序改变。由此，从弹簧71施加在输出齿轮65的销72上的力呈抛物线地改变并且在预定致动器旋转角度处最大。结果，由离合器驱动装置14的辅助力施加在输出轴63上的轴转矩(由图9中“由辅助力产生”所代表的连续线所指)呈抛物线地改变并且也在预定致动器旋转角度处最大。

如上所述，施加在输出齿轮65的销72上、作为使离合器分离的旋转方向上的辅助力的、弹簧71的弹性回复力的大小依据输出齿轮65的旋转位置而变化。这是因为弹簧71的第一突起71b和销72之间的接触点T根据输出齿轮65的旋转位置而沿第一突起71b的变化使得从第一突起71b施加在销72上的力的方向发生变化，并且还使得位于销72与弹簧71的第一突起71b之间的接触点T与弹簧71的中心Q之间的距离D发生变化。

在该实施例中，如图9所示，通过马达50和辅助机构70的驱动，也就是说，通过离合器驱动装置14，施加在输出轴63上的轴转矩主要是使离合器13分离的轴转矩(图9中的负值区域中的轴转矩)。

在该实施例中，如图9所示，在离合器13从接合状态切换为分离状态时，辅助力在从离合器反作用力输入到离合器13之前从离合器驱动装置14的辅助机构70输入到输出轴63。另一方面，在离合器13从分离状态切换为接合状态时，在从离合器13输入的离合器反作用力变为零之后，从辅助机构70输入到输出轴63的辅助力变为零。

具体而言，在该实施例中，位于离合器片23与摩擦片24之间的接触部与输出轴63之间的力传递路径构造成使得离合器反作用力传递到输出轴63的时刻与辅助力输入到输出轴63的时刻不同。例如，在推杆29的凸缘部29a与压力构件27之间设置预定间隙。由此，在通过离合器驱动装置14经由连杆机构16向推杆29施加使压力构件27远离离合器凸台26移动的力的情况下，在如上所示的时刻向输出轴63输入离合器反作用力。

在离合器13的离合器片23及摩擦片24磨损的情况下，与这些片未磨损的情况相比，离合器13从接合状态切换为分离状态(开始分离操作)的时刻变得更早，并且离合器13的接合完成(接合操作完成)的时刻变得更晚。也就是说，如图9中的点划线所指，致动器旋转角度的值S减小。

在如上所述地在离合器13的离合器片23及摩擦片24磨损的情况下，通过在上述时刻向输出轴63输入离合器反作用力及辅助力，可以防止在离合器13的分离操作开始之后及离合器13的接合操作完成之前，不能使用由辅助机构70获得的辅助力的时间段的发生。

在离合器单元17中，即使在离合器片23及摩擦片24的磨损量达到预定极限的情况下，向输出轴63输入辅助力和离合器反作用力的时刻具有如上所述的关系。也就是说，即使在磨损量达到预定极限的情况下，在离合器13从接合状态切换为分离状态时，辅助力在离合器反作用力输入到离合器13之前从离合器驱动装置14的辅助机构70输入到输出轴63。另一方面，在离合器13从分离状态切换为接合状态时，在从离合器13输入的离合器反作用力变为零之后，从辅助机构70输入到输出轴63的辅助力变为零。由此，即使在离合器片23及摩擦片24的磨损量达到预定极限的情况下，也能够使离合器13顺畅地切换为接合状态或分离状态。

预定极限可以是在设计时预期的车辆1的寿命的时间段内，在车辆1正常使用(在设计阶段预期使用)的情况下的离合器13的磨损量，或者在车辆1的行驶期间当离合器13开始滑动时的磨损量。

另外，在该实施例中，在离合器13从接合状态切换为分离状态时，在离合器反作用力开始从离合器13输入到输出轴63之后，辅助力成为最大。如上所述，由离合器反作用力在输出轴63上产生的轴转矩在杠杆比的影响下而在预定致动器旋转角度处成为最大。另一方面，如上所述，由于辅助力在离合器反作用力开始输入到输出轴63之后成为最大，因此能够通过辅助力有效地减小致动离合器所需的致动驱动力。由此，能够将离合器13从接合状态顺畅地切换为分离状态。

此外，在离合器13从分离状态切换为接合状态时，在输入到输出轴63的离合器反作用力变为零之前，输入到输出轴63的辅助力成为最大。由此，在离合器13的接合操作完成之前的时间段，也就是说，在离合器13为半离合状态的时间段，可以向连杆机构16输入足够的辅助力。结果，在离合器13的半离合状态的时间段，可以通过较小的致动驱动力顺畅地执行离合器13的接合动作。

通过上述构造，作为由辅助机构70施加在输出轴63上的轴转矩与由离合器13中产生的离合器反作用力施加在输出轴63上的轴转矩的总和的轴转矩相对于致动器旋转角度具有较小的值，如图9中的粗线所指。也就是说，轴转矩的总和位于图9所示的半离合区域中的一定范围(半离合状态下致动器旋转角度的范围)内。由此，能够通过相对较小且稳定的轴转矩，在输出轴63中获得离合器13的半离合状态。轴转矩的总和是致动离合器13所需的马达50的致动驱动力。

也就是说，如上所述，通过由辅助机构70产生的辅助力，离合器13能够容易地从接合状态切换为分离状态，并且能够获得稳定的半离合状态。

<摩擦机构>

接着，将参考图3至图5、图12和图13来描述摩擦机构80的构造。图12是以放大的方式示出摩擦机构80的视图。在沿旋转方向施加在传递机构60的中间轴62上的转矩为预定值以下的情况下，摩擦机构80通过旋转体81和一对摩擦片82之间的摩擦将中间轴62保持在静止状态。由此，例如，即使在车辆停止时马达50的驱动也停止的情况下，摩擦机构80也能够保持离合器13的分离状态。

具体而言，摩擦机构80包括旋转体81、一对摩擦片82、设置在中间轴62的一端的旋转传递部83以及弹簧84。摩擦机构80设置在离合器驱动装置14的盖42中所限定的储存空间V中。具体而言，还如图5所示，摩擦机构80设置在盖主体43和储存盖部44之间。因此，在该实施例中，如图3和图4所示，摩擦机构80设置成使得传递机构60在输出轴63的轴向上位于摩擦机构80和马达50之间。由此，摩擦机构80能够制造得紧凑而不会干扰马达50。

如图3至图5和图12所示，一对摩擦片82设置在旋转体81的厚度方向上的两侧。也就是说，一对摩擦片82和旋转体81在摩擦片82的厚度方向上按照摩擦片82、旋转体81和摩擦片82的顺序堆叠。每个摩擦片82是中空盘构件。与旋转体81接触的该中空盘构件的厚度上的两个表面中的至少一个具有摩擦系数，当该表面接触旋转体81时，通过该摩擦系数获得预定摩擦力。具体而言，每个摩擦片82制成例如表面被抛光的不锈钢板构件。一对摩擦片82和旋转体81设置在盖主体43中所设置的第一凹槽43a中。一对摩擦片82中的一个与盖主体43的第一凹槽43a的内表面接触。

如图5所示，一对摩擦片82中的每一个在其外周部上具有多个定位突出部82a。定位突出部82a设置在形成于第一凹槽43a的内表面中的定位凹槽43b中，其中，一对摩擦片82设置在盖主体43的第一凹槽43a中。这种构造能够减小与旋转体81一起的一对摩擦片82的旋转。

旋转体81是盘形金属构件。如图13所示，旋转体81具有形成在旋转体81的中心部(旋转中心)并沿厚度方向贯穿旋转体81的通孔81a(开口部)。当在旋转体81的厚度方向上观察时，通孔81a为矩形。设置在中间轴62的一端的旋转传递部83贯穿通孔81a。

当在厚度方向上观察时，旋转体81具有位于盘形旋转体81的外周部中的接触部81b，并且接触部81b接触一对摩擦片82。接触部81b的厚度大于旋转体81的中心部的厚度。也就是说，接触部81b在旋转体81的厚度方向上从旋转体81的中心部突出。由此，旋转体81的接触部81b接触一对摩擦片82，其中，旋转体81设置在一对摩擦片82之间。

如上所述，旋转传递部83设置在中间轴62的轴向上的一端。旋转传递部83呈横截面为矩形的柱状。旋转传递部83形成为能够插入旋转体81的通孔81a中。由此，在中间轴62随着插入旋转体81的通孔81a中的旋转传递部83旋转的情况下，中间轴62的旋转通过旋转传递部83传递到旋转体81。因此，摩擦机构80在与由传递机构60传递的旋转的旋转方向相反的方向上产生摩擦力。

在图13中，字母Z是中间轴62的轴线。该轴线Z延伸的轴向是与输出轴63的轴向相同的方向。中间轴62的轴线的方向(轴向)与输出轴63的轴向相同的表述包括中间轴62的轴向与输出轴63的轴向不完全相同只要旋转能够在中间轴62与输出轴63之间传递即可的情况。

设置在中间轴62中的旋转传递部83插入上述旋转体81的通孔81a中，使得摩擦机构80由此与从传递机构60的输入轴61到输出轴63的动力传递路径分开。也就是说。摩擦机构80未包含在传递机构60中，而是与传递机构60分开。

通过上述构造，可以允许旋转体81在中间轴62的轴向上相对于旋转传递部83移动，同时中间轴62的旋转通过旋转传递部83传递到旋转体81。由此，例如即使在旋转体81在中间轴62的轴向上倾斜或移位的情况下，旋转体81也可以相对地从旋转传递部83移位。

弹簧84包括绕轴线螺旋地延伸的线材。弹簧84呈在轴向上延伸的筒状。弹簧84是压缩弹簧，当在轴向上被压缩时，该弹簧产生弹性回复力。弹簧84设置在储存盖部44中，使得轴向与中间轴62的轴向一致。也就是说，弹簧84的轴线在与输出轴63的轴向相同的方向上延伸。

弹簧84相对于一对摩擦片82和旋转体81设置成使得弹簧84的轴线与一对摩擦片82和旋转体81的厚度方向一致。弹簧84的沿着轴线朝向一个方向的一端接触一对摩擦片82中的在轴向上朝向另一端的那个摩擦片82。也就是说，一对摩擦片82和旋转体81比弹簧84更靠近旋转传递部83。另外，一对摩擦片82中的沿着轴线朝向一个方向的那个摩擦片82接触盖主体43的第一凹槽43a的内表面。由此，弹簧84在厚度方向上向一对摩擦片82和旋转体81施加力。因此，一对摩擦片82和旋转体81在弹簧84和盖主体43的第一凹槽43a的内表面之间在厚度方向上被按压。

通过前述构造，在厚度方向上在由弹簧84按压的一对摩擦片82和旋转体81之间产生摩擦力。由此，通过旋转体81和一对摩擦片82之间的摩擦力，将抑制旋转的力施加在与中间轴62一起旋转的旋转体81上。因此，在沿旋转方向施加在中间轴62上的力小于或等于旋转体81和一对摩擦片82之间的摩擦力的情况下，摩擦力抑制旋转体81和中间轴62的旋转。

如上所述，在图9中，由离合器驱动装置14的辅助力产生的轴转矩和由离合器13的离合器反作用力产生的轴转矩之和(由图9中的粗实线所指)是施加在离合器驱动装置14的输出轴63上的轴转矩。在图9中，通过旋转体81和一对摩擦片82之间的摩擦力使旋转体81和中间轴62的旋转停止的轴转矩的范围由双点划线指示。也就是说，在施加于输出轴63上的轴转矩中，通过位于由双点划线所指的范围内的、旋转体81和一对摩擦片82之间的摩擦力(小于或等于预定值)来抑制旋转体81和中间轴62的旋转。

在马达50的驱动停止的情况下，离合器片23和摩擦片24受到通过离合器弹簧28使离合器片28和摩擦片24推靠彼此的力，使得离合器13接合。另一方面，即使在马达50的驱动停止时，设置在离合器驱动装置14中的具有上述构造的摩擦机构80停止离合器驱动装置14的传递机构60的操作。由此，离合器13不操作。因此，通过上述构造，能够获得原样维持离合器13的操作状态(半离合状态或分离状态)的自锁机构。

换句话说，如上所述的自锁机构能够通过设置输入到离合器驱动装置14的输出轴63的离合器反作用力及辅助力以使得输出轴63上产生的轴转矩的总和为预定值以下而获得，如图9所示。

另外，如上所述，中间轴62的旋转传递部83插入到旋转体81的通孔81a中允许旋转体81在除旋转方向之外的方向上相对于中间轴62移位。由此，例如即使在中间轴62倾斜的情况下，中间轴62的旋转也可以传递到旋转体81，其中，防止旋转体81的倾斜。以这种方式，可以通过中间轴62来旋转旋转体81，同时确保旋转体81与一对摩擦片82的接触。

此外，通过上述构造，组装在盖42中的摩擦机构80的旋转体81、摩擦片82和弹簧84能够附装到壳体主体41的内部。结果，能够提高摩擦机构80的组装的可操作性。

此外，容纳摩擦机构80的壳体由离合器驱动装置14的盖42的一部分构成。这使得离合器驱动装置14的整体构造紧凑。

根据本实施例的离合器单元17包括离合器13、马达50、输出轴63和弹簧71。离合器13包括：通过摩擦力传递转矩的多个离合器片23及摩擦片24；以及离合器弹簧28，其通过弹性回复力将多个离合器片23和多个摩擦片24彼此连接。离合器13设置成能够在传递转矩的接合状态和断开转矩的分离状态之间切换。马达50产生用于致动离合器13的致动驱动力。输出轴63将由马达50产生的致动驱动力传递给离合器13，并且从离合器13接收作为离合器反作用力的离合器弹簧28的弹性回复力。弹簧71将辅助致动驱动力的辅助力输入到输出轴63。在离合器13从接合状态切换为分离状态时，在从离合器13输入离合器反作用力之前，从弹簧71输入到输出轴63。在离合器13从分离状态切换为接合状态时，在从离合器13输入到输出轴63的离合器反作用力变为零之后，从弹簧71输入到输出轴63的辅助力变为零。

在上述离合器单元17中，在离合器13切换为接合状态或分离状态时，不仅从离合器13施加的离合器反作用力而且由弹簧71产生的辅助力也输入到输出轴63。由此，能够减小将离合器13切换为接合状态或分离状态所需的致动驱动力。

在离合器13从接合状态切换为分离状态时，辅助力在离合器反作用力从离合器13输入到输出轴63之前从弹簧71输入到输出轴63。在这种情况下，在离合器13从接合状态切换为分离状态时，即使离合器反作用力从离合器13输入到输出轴63的时刻变得更早，也能够抑制离合器反作用力在辅助力输入到输出轴63之前从离合器13输入到输出轴63。也就是说，即使离合器片23及摩擦片24磨损，也能够防止在离合器13的分离操作开始之后，不能使用辅助力的时间段的发生。

另外，在离合器13从分离状态切换为接合状态时，在从离合器13输入到输出轴63的离合器反作用力变为零之后，从弹簧71输入到输出轴63的辅助力变为零。在这种情况下，在离合器13从分离状态切换为接合状态时，即使从离合器13输入到输出轴63的离合器反作用力达到零的时刻变得更晚，也能够防止在从离合器13输入到输出轴63的离合器反作用力变为零之前，输入到输出轴63的辅助力变为零。也就是说，即使离合器片23及摩擦片24磨损，也能够防止在离合器13的接合操作完成之前，不能使用辅助力的时间段的发生。在这种情况下，在离合器13的接合操作完成之前的时间段，也就是说，在离合器13处于半离合状态的时间段，无需由马达50产生较大的致动驱动力。由此，能够容易地调节致动驱动力。

结果，在上述离合器单元17中，即使当离合器片23和摩擦片24磨损，也能够将离合器13顺畅地切换为接合状态或分离状态，以在不补偿磨损的情况下应对离合器片23和摩擦片24的磨损。

在离合器片23和摩擦片24的磨损量达到预定极限的状态下，在离合器13从接合状态切换为分离状态时，辅助力在离合器反作用力从离合器13输入到输出轴63之前从弹簧71输入到输出轴63。在离合器13从分离状态切换为接合状态时，在从离合器13输入到输出轴63的离合器反作用力变为零之后，从弹簧71输入到输出轴63的辅助力变为零。

由此，即使在离合器盘23及摩擦片24磨损量达到预定极限的情况下，也能够将离合器13顺畅地切换为接合状态或分离状态。

在离合器13从接合状态切换为分离状态时，在离合器反作用力从离合器13输入到输出轴63之后，从弹簧71输入到输出轴63的辅助力最大。

通常，在离合器13的分离操作开始不久之后的预定时间段，从离合器13输入到输出轴63的离合器反作用力随着离合器13的分离操作的进行而增大。另一方面，在上述构造中，在离合器反作用力从离合器13输入到输出轴63之后，辅助力最大。由此，即使从离合器13输入到输出轴63的离合器反作用力随着离合器13的分离操作的进行而增大，也可以将足够的辅助力输入到输出轴63。结果，能够将离合器13从接合状态顺畅地切换为分离状态。

在离合器13从分离状态切换为接合状态时，在从离合器13输入到输出轴63的离合器反作用力变为零之前，从弹簧71输入到输出轴63的辅助力最大。

由此，在离合器13的接合操作完成之前的时间段，也就是说，在离合器13处于半离合状态的时间段，能够向输出轴63输入足够的辅助力。结果，在离合器13处于半离合状态的时间段，能够通过较小的致动驱动力来顺畅地执行离合器13的接合操作。

(其他实施例)

以上描述了本发明的实施例，但以上实施例仅是用于实施本发明的示例。因此，本发明不限于实施例，并且可以在不脱离本发明的主旨的范围内，根据需要对实施例进行修改。

在上述实施例中，在离合器13从接合状态切换为分离状态时，辅助力在从离合器13输入离合器反作用力之前从离合器驱动装置14的辅助机构70输入到输出轴63。另一方面，在离合器13从分离状态切换为接合状态时，在从离合器13输入的离合器反作用力变为零之后，从辅助机构70输入到输出轴63的辅助力变为零。因此，在实施例中，例如，在推杆29的凸缘部29a与压力构件27之间设置预定间隙。或者，可以调节连杆机构16的调节机构35，以使离合器反作用力和辅助力如上所述地施加在输出轴63上。也就是说，为了获得本实施例的构造，也可以使用连杆机构16的调节机构35。在这种情况下，调节机构35使第一臂33和第二臂34之间的距离比正常设置中的距离大，使得图9所示的轴转矩可以作为通过离合器反作用力在输出轴63上产生的轴转矩来获得。

在上述实施例中，未设置通常的磨损补偿装置。或者，除了实施例的构造，也可以在离合器13中设置通常的磨损补偿装置。也就是说，离合器13可以包括对压力构件27的位置进行调节的机构，以便即使在离合器片23和摩擦片24磨损时，也防止图9中地致动器旋转角度的值S发生改变。在磨损发生的情况下，磨损补偿装置可以是任意的结构，只要能够修正图9中的值S以减小离合器片23和摩擦片24的磨损对离合器13的操作的影响即可。

在实施例中，离合器13的推杆29通过与连杆机构16连接的旋转轴31在主轴15的轴向上移动。或者，也可以在不使用连杆机构16的情况下，将离合器驱动装置14的输出直接传递给旋转轴31。

具体而言，如图14所示，旋转通过传递齿轮166和167从离合器驱动装置114的输出轴63直接传递到旋转轴31。在以下描述中，与以上实施例的那些部件相似的部件由相同的附图标记来标示并且将不再描述，并且将描述与以上实施例的那些部件不同的部件。

第一传递齿轮166设置在离合器驱动装置114的输出轴63上，以能够与输出轴63一起旋转。第二传递齿轮167设置在旋转轴31的轴向上的另一端，以能够与旋转轴31一起旋转。第一传递齿轮166和第二传递齿轮167在离合器驱动装置114的壳体140内互相啮合。

由此，离合器驱动装置114的输出轴63的旋转通过第一传递齿轮166和第二传递齿轮167传递到旋转轴31。当旋转轴31旋转时，设置在旋转轴31的轴向上的一端的齿轮31a相对于设置在推杆29上的齿条部29b移动，从而推杆29在主轴15的轴向上移动。

在图14所示的示例中，离合器驱动装置114不包括摩擦机构。或者，离合器驱动装置114可以包括具有与上述实施例的离合器驱动装置14的构造相似的构造的摩擦机构。

在实施例中，输出轴63用作接收离合器驱动装置14的输出和由离合器13产生的离合器反作用力的传递构件的示例。然而，传递部构件可以是除输出轴63之外的部件，只要该部件接收马达50和辅助机构70的输出以及离合器13中产生的离合器反作用力即可，如输出齿轮65和旋转轴31所例示的。

在实施例中，即使在离合器片23和摩擦片24的磨损量达到预定极限的状态下，在离合器13从接合状态切换为分离状态时，辅助力在从离合器13输入离合器反作用力之前从弹簧71输入到输出轴63，而在离合器13从分离状态切换为接合状态时，在从离合器13输入到输出轴63的离合器反作用力变为零之后，来自弹簧71的辅助力变为零。然而，在离合器片23和摩擦片24的磨损量达到预定极限的时刻，也可以不满足这种关系。

在实施例中，在离合器13从接合状态切换为分离状态时，在离合器反作用力从离合器13输入到输出轴63之后，从弹簧71输入到输出轴63的辅助力最大。或者，在离合器13从接合状态切换为分离状态时，在离合器反作用力开始从离合器13输入到输出轴63之前或之时，从弹簧71输入到输出轴63的辅助力可以最大。

在实施例中，在离合器13从分离状态切换为接合状态时，在从离合器13输入到输出轴63的离合器反作用力变为零之前，从弹簧71输入到输出轴63辅助力最大。或者，在离合器13从分离状态切换为接合状态时，在从离合器13输入到输出轴63的离合器反作用力变为零之后或之时，从弹簧71输入到输出轴63的辅助力可以最大。

在实施例中，离合器驱动装置14通过中间轴62将旋转从输入轴61传递到输出轴63。或者，输入轴61和输出轴63可以构造成通过齿轮直接传递旋转。

在实施例中，离合器驱动装置14包括作为自锁机构的示例的摩擦机构80。然而，也可以通过其他构造来实现自锁的功能。离合器驱动装置14也可以不包括诸如摩擦机构80等的自锁机构。

在实施例中，离合器驱动装置14包括产生用于致动离合器13的致动驱动力的马达50。或者，离合器驱动装置14可以包括能够产生致动驱动力的其他驱动源。

在实施例中，在离合器驱动装置14中，将输入轴61的旋转传递到输出轴63的齿轮61a和62a、中间齿轮64和输出齿轮65是正齿轮。或者，这些齿轮中的至少一个可以是正齿轮，并且其余的是其他形状的齿轮。所有齿轮可以是正齿轮之外的齿轮。

在实施例中，输入轴61设置有齿轮61a，并且中间轴62也设置有齿轮62a。齿轮61a可以与输入轴61一体地设置，或者可以为与输入轴61分开的构件。齿轮62a可以与中间轴62一体地设置，或者可以为与中间轴62分开的构件。

在上述实施例中，辅助机构70的弹簧71包括径向向外突出的第一突起71b。第一突起71b接触设置在输出齿轮65上的销72。也就是说，在上述实施例中，第一突起71b与销72之间的接触点T位于弹簧71的径向外侧。或者，接触点T可以位于弹簧的径向内侧。也就是说，第一突起可以向弹簧的径向内侧延伸。当在输出轴63的轴向上观察，输出齿轮可以位于弹簧的内侧或者弹簧的外侧。

在实施例中，设置在输出齿轮65上的销72与辅助机构70中的弹簧71的第一突起71b直接接触。或者，输出齿轮可以设置有连杆机构，使得连杆机构的一部分与第一突起71b接触。

在上述实施例中，在弹簧71设置在壳体40内的状态下，当在输出轴63的轴向上观察时，辅助机构70的弹簧71包括朝向输出轴63延伸的第一突起71b和第二突起71c。或者，第二突起71c可以在与第一突起71b不同的方向上延伸，只要第二突起71c可以接触壳体主体41的内表面使得当第一突起71b由于输出齿轮65的旋转而移位时弹簧71在周向上扭转即可。

在上述实施例中，当辅助机构70的弹簧71变形使得第一突起71b接近第二突起71c时，弹簧71在周向上扭转，以产生弹性回复力。辅助机构70输出弹性回复力，以作为用于驱动离合器13的辅助力。然而，辅助机构可以构造为输出在弹簧变形时产生以使第一突起远离第二突起移动的弹性回复力，以作为用于致动离合器13的辅助力。

在上述实施例中，离合器驱动装置14包括辅助机构70，该辅助机构70具有作为扭簧的弹簧71。然而，辅助机构70可以构成为除作为扭簧的弹簧71之外的构造，只要辅助机构70能够输出用于驱动离合器13的辅助力即可。

在上述实施例中，壳体40的筒体轴向，输入轴61、中间轴62和输出轴63的轴向，以及弹簧71和84的轴向是相同的方向。或者，壳体40的筒体轴向，输入轴61和输出轴63的轴向，以及弹簧71和84的轴向可以彼此不同。

上述实施例涉及作为车辆1的示例的摩托车，但是车辆1可以具有诸如三轮车辆或四轮车辆的任何构造，只要该构造包括用于驱动离合器的离合器驱动装置即可。

附图标记说明

1 车辆

13 离合器

14、114 离合器驱动装置

15 主轴

16 连杆机构

17 离合器单元

23 离合器片(转矩传递构件)

24 摩擦片(转矩传递构件)

27 压力构件

28 离合器弹簧

32 臂部

33 第一臂

34 第二臂

35 调节机构

40、140 壳体

50 马达(致动器)

60 传递机构

61 输入轴

62 中间轴

63 输出轴(传递构件)

64 中间齿轮

65 输出齿轮

70 辅助机构

71 弹簧(辅助弹簧构件)

166 第一传递齿轮

167 第二传递齿轮

Claims (5)

1.一种离合器单元，其包括：

离合器，其包括通过摩擦力传递转矩的多个转矩传递构件和通过弹性回复力将所述多个转矩传递构件相互连接的离合器弹簧，所述离合器能够切换为传递转矩的接合状态和断开转矩的分离状态；

致动器，其产生用于致动所述离合器的致动驱动力；

传递构件，其将由所述致动器产生的所述致动驱动力传递给所述离合器，并且从所述离合器接收作为离合器反作用力的所述离合器弹簧的所述弹性回复力；

辅助弹簧构件，其将用于辅助所述致动驱动力的辅助力输入到所述传递构件，其中，

在所述离合器从所述接合状态切换为所述分离状态时，所述辅助力在所述离合器反作用力从所述离合器输入到所述传递构件之前，从所述辅助弹簧构件输入到所述传递构件，并且

在所述离合器从所述分离状态切换为所述接合状态时，在从所述离合器输入到所述传递构件的所述离合器反作用力变为零之后，从所述辅助弹簧构件输入到所述传递构件的所述辅助力变为零。

2.根据权利要求1所述的离合器单元，其中，

在所述转矩传递构件的磨损量达到预定极限的状态下，

在所述离合器从所述接合状态切换为所述分离状态时，所述辅助力在所述离合器反作用力从所述离合器输入到所述传递构件之前，从所述辅助弹簧构件输入到所述传递构件，并且

在所述离合器从所述分离状态切换为所述接合状态时，在从所述离合器输入到所述传递构件的所述离合器反作用力变为零之后，从所述辅助弹簧构件输入到所述传递构件的所述辅助力变为零。

3.根据权利要求1或2所述的离合器单元，其中，

在所述离合器从所述接合状态切换为所述分离状态时，在所述离合器反作用力开始从所述离合器输入到所述传递构件之后，从所述辅助弹簧构件输入到所述传递构件的所述辅助力最大。

4.根据权利要求1至3中任一项所述的离合器单元，其中，

在所述离合器从所述分离状态切换为所述接合状态时，在从所述离合器输入到所述传递构件的所述离合器反作用力变为零之前，从所述辅助弹簧构件输入到所述传递构件的所述辅助力最大。

5.一种车辆，其包括根据权利要求1至4中任一项所述的离合器单元。