WO2013069569A1 - マルチフリーディスク式クラッチ - Google Patents

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侃 本間
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    • F16D67/00—Combinations of couplings and brakes; Combinations of clutches and brakes
    • F16D67/02—Clutch-brake combinations

Definitions

  • the present invention relates to a clutch that realizes a smooth state transition from a torque cutoff state to a torque transmission state at the time of start of a mobile device, particularly at the time of start of an automobile.
  • the clutch can also be used as a brake function, it is preferable because space can be saved.
  • a clutch that also serves as a brake function there is no development example for a clutch that also serves as a brake function.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Laid-Open No. 2009-56883
  • the clutch body responsible for the clutch function and the multi-plate brake responsible for the brake function are completely separate configurations.
  • An object of the present invention is to provide a clutch that can also serve as a brake function.
  • the present invention relates to a drive device that rotates in accordance with an input torque and has a drive torque transmission disk, an output shaft that is an object of torque transmission and has an output torque receiving disk, the drive torque transmission disk, and the output torque receiving disk.
  • a drive torque transmission disk Between the drive torque transmitting disk, the at least two free disks, and the output torque receiving disk at the time of torque transmission. The distance between each other is reduced, and the input torque of the drive device is transmitted from the drive torque transmission disk to the free disk adjacent to the drive torque transmission disk by friction, and the torque transmitted to the free disk is transmitted to the free disk. Is transmitted by friction to the free disk adjacent to the disk.
  • the torque transmitted to the free disk on the most output shaft side is transmitted to the output torque receiving disk by friction, and at the time of torque interruption, the drive torque transmitting disk, at least two free disks, and the output torque
  • the multi-free disc clutch is characterized in that any distance between the receiving disc and the receiving disc is widened to cut off the torque transmission path.
  • the present invention it is possible to provide a clutch that realizes a smooth state transition from a torque cutoff state to a torque transmission state.
  • the degree of smoothness is as if the gear change is smoothly performed from the low speed gear to the high speed gear. In that sense, it can be said that the transmission function is also realized.
  • the drive device side is first decelerated or stopped, and the torque transmission state is again set to transmit the stop torque, thereby realizing a suitable brake function for the output shaft. can do.
  • each friction surface (torque transmission surface) changes from a high speed state to a low speed state or a stop state, whereas when functioning as a clutch, each friction transmission surface stops. From the state to the high speed state is considered to have an influence.
  • the friction coefficient at a relatively low speed is relatively large. For example, if the friction coefficient when rotating at 50 km / h is 1, the friction coefficient when rotating at 25 km / h is 1.025, and the friction coefficient when rotating at 12.5 km / h is 1.05. It is.
  • the friction force acting on the friction surface is proportional to the product of the friction coefficient and the surface pressure.
  • the surface pressure is inversely proportional to the area of the friction surface. Therefore, in order to make the frictional force acting on the friction surface uniform between the one side surface and the other side surface of the free disk, it is desirable to determine the area of the friction surface in consideration of the difference in the friction coefficient. .
  • the rotational speed on the drive device side is larger than the rotational speed on the output shaft side, so the friction coefficient on the drive device side is considered to be smaller than the friction coefficient on the output shaft side, Therefore, it is important to consider that the area of the friction surface on the drive device side is smaller than the area of the friction surface on the output shaft side.
  • the area of the friction surface between the drive torque transmission disk and the free disk adjacent to the drive torque transmission disk is such that the free disk adjacent to the drive torque transmission disk and the free disk further adjacent to the free disk. It is preferable that it is smaller than the area of the friction surface between. Further, on the same basis, the area of the friction surface between the output torque receiving disk and the free disk adjacent to the output torque receiving disk is further increased between the free disk adjacent to the output torque receiving disk and the free disk. It is preferably larger than the area of the friction surface between adjacent free disks.
  • the area of the friction surface between the free disk adjacent to the drive torque transmitting disk and the free disk adjacent to the output torque receiving disk Is larger than the area of the friction surface between the drive torque transmitting disk and the free disk adjacent to the drive torque transmitting disk, and the friction surface between the output torque receiving disk and the free disk adjacent to the output torque receiving disk It is preferable that the area is smaller.
  • the drive torque transmitting disk is disposed so as to be movable in the axial direction with respect to the output torque receiving disk.
  • the drive torque transmission disk is preferably moved in a direction approaching the output torque receiving disk by the action of an axial pressure centrifugal weight that moves radially outward when the drive device rotates. .
  • the clutch engagement can be automatically activated.
  • the drive torque transmitting disk is biased by a spring so as to move away from the output torque receiving disk when the axial pressure centrifugal weight returns radially inward when the drive device is decelerated or stopped. More preferably. In this case, since the action of the axial pressure centrifugal weight is automatically released when the drive device is decelerated or stopped, the clutch release can also be automatically activated.
  • the drive device is provided with a drive device brake device for decelerating or stopping the drive device.
  • a drive device brake device for decelerating or stopping the drive device.
  • a known band brake can be employed.
  • a brake activation device that moves the drive torque transmission disk in a direction approaching the output torque receiving disk when the drive device is decelerated or stopped. According to such a configuration, after the drive device side is first decelerated or stopped, it is possible to return to the torque transmission state in order to transmit the stop torque, thereby realizing a suitable brake function for the output shaft. can do.
  • FIG. 1 is a schematic longitudinal sectional view showing a multi-free disc clutch according to an embodiment of the present invention. It is a schematic longitudinal cross-sectional view which shows the multi free disk type clutch of other embodiment of this invention. It is a schematic longitudinal cross-sectional view which shows a part of multi-free disc type clutch of other embodiment of this invention.
  • FIG. 1 is a schematic longitudinal sectional view showing a multi-free disc clutch according to an embodiment of the present invention.
  • the multi-free disc clutch 100 of the present embodiment is a clutch for connecting or disconnecting power transmission between the drive device 10 that rotates according to input torque and the output shaft 31 that is a target of torque transmission.
  • the structure provided with the multi-free disc clutch 100 of the present embodiment is assumed to be an automobile here. That is, it is an internal combustion engine or an electric motor that gives input torque to the drive device 10, and the output shaft 31 is connected to the wheel suspension shaft.
  • the drive shaft 11 (torque input shaft) and the output shaft 31 of the drive device 10 are arranged coaxially.
  • the drive shaft 11 is provided with a centrifugal weight 12 that moves radially outward by the action of centrifugal force when the drive shaft 11 rotates.
  • the centrifugal weight 12 is coupled to the drive device frame 13 when moved to the outside in the radial direction. Thereby, when the drive shaft 11 rotates, the drive device frame 13 rotates integrally with the drive shaft 11.
  • the drive device frame 13 is provided with an axial pressure centrifugal weight 14 that moves radially outward by the action of centrifugal force when the drive device frame 13 rotates.
  • the axial pressure centrifugal weight 14 has a tapered surface 14t. When the axial pressure centrifugal weight 14 moves radially outward, the axial pressure centrifugal weight 14 comes into contact with the drive torque transmitting disk 15 having the corresponding tapered surface 15t, and this is further axially output shaft 31. It is made to push and move in the direction approaching.
  • the drive torque transmission disk 15 is arranged so as to be slidable in the axial direction in the drive device frame 13, but rotates integrally with the drive device frame 13 in the circumferential direction.
  • an output torque receiving disk 35 is integrally provided on the output shaft 31, and 2 is supported between the driving torque transmitting disk 15 and the output torque receiving disk 35 so as to be freely rotatable and independently supported. Free disks 21 and 22 are provided.
  • the drive torque transmission disk 15, the two free disks 21, 22 and the output torque receiving disk 35 are spaced from each other to reduce the drive distance.
  • the input torque of the device 10 is transmitted from the drive torque transmission disk 15 to the first free disk 21 by friction, and the torque transmitted to the first free disk 21 is transmitted to the second free disk 22 by friction, and the second free disk 22 Is transmitted to the output torque receiving disk 35 by friction.
  • each of the friction bodies 15f, 21f, 22f, and 35f is made of a material selected from general sintered alloys, ceramics, synthetic resins, special synthetic resins, and the like as disc brake materials.
  • Each of the disks 15, 21, 22, and 35 is made of metal (Act 440 (trade name: manufactured by Aichi Steel Corporation) is preferable).
  • the distance between the drive torque transmission disk 15 and the free disk 21 is expanded to about 1 mm and reliably separated, and the torque transmission path. Is to be blocked.
  • the drive torque transmission disk 15 is moved to the first position.
  • the drive torque transmitting disk 15 is urged by a spring 41 so as to move away from the free disk 21.
  • a band brake 51 for braking the rotation of the drive device frame 13 is provided on the inner wall of the housing 50 provided outside the drive device frame 13.
  • the free torque discs 21, 22 and 22 In order to brake the output torque receiving disk 35 (and also the output shaft 31), a brake starting device is provided that moves the drive torque transmitting disk 15 in a direction approaching the first free disk 21.
  • the brake rods 44 (six evenly arranged in the circumferential direction) are outward when the brake lever 43 is pushed inward (left side in FIG. 1).
  • the drive torque transmission disk 15 moves in a direction approaching the first free disk 21 in conjunction with the enlarged diameter portion at the left end of the brake rod 44. It is structured as follows. When the drive torque transmission disk 15 is in a state where torque can be transmitted to the first free disk 21 again, the low torque state or the stop torque state of the drive torque transmission disk 15 acts to brake the first free disk 21 or the like. It is supposed to be. When the pushing of the brake lever 43 toward the inner side (the left side in FIG. 1) is stopped, the brake rod 44 returns to the original position by the urging force of the spring 41. The amount of movement (braking force) of the brake rod 44 can be adjusted by an adjusting nut 45.
  • each friction surface when functioning as a brake, each friction surface changes from a high speed state to a low speed state or a stop state, whereas when functioning as a clutch, each friction surface is reversed from a stop state to a high speed state. It is thought that having reached the state has an influence.
  • the friction coefficient at the time of relatively low-speed rotation becomes larger. This is consistent with the general trend known as Galton's law. For example, if the friction coefficient when rotating at 50 km / h is 1, the friction coefficient when rotating at 25 km / h is 1.025, and the friction coefficient when rotating at 1 km / h is 1.05. .
  • each friction body 15f, 21f, 22f, 35f in the present embodiment if the friction coefficient when rotating at 50 km / h is 0.500, it rotates at 25 km / h.
  • the coefficient of friction when rotating was 0.5125, and the coefficient of friction when rotating at 12.5 km / h was 0.525.
  • the frictional force acting on the friction surface is proportional to the product of the friction coefficient and the surface pressure.
  • the surface pressure is inversely proportional to the area of the friction surface. Therefore, in order to make the frictional force acting on the friction surface uniform between the one side and the other side of the free disk, it is desirable to determine the area of the friction surface in consideration of the difference in the friction coefficient. Become.
  • the rotational speed on the drive device 10 side is larger than the rotational speed on the output shaft 31 side, so the friction coefficient on the drive device 10 side is smaller than the friction coefficient on the output shaft 31 side. Therefore, it is important to make the area of the friction surface on the drive device 10 side smaller than the area of the friction surface on the output shaft 31 side.
  • the area of the friction surface between the first friction body 21f of the first free disk 21 and the second free disk 22 is equal to the drive-side friction body 15f of the drive torque transmission disk and the first free disk. It is preferably larger than the area of the friction surface between the disk 21 and smaller than the area of the friction surface between the output friction body 35 f of the output torque receiving disk 35 and the second friction body 22 f of the second free disk 22.
  • the friction coefficient between the drive-side friction body 15f of the drive torque transmission disk 15 and the first free disk 21 is 0.500, and the first free disk 21
  • the friction coefficient of the friction surface between the first friction body 21f and the second free disk 22 is 0.5125, the output side friction body 35f of the output torque receiving disk 35 and the second friction body 22f of the second free disk 22 Can be considered as 0.525.
  • the friction between the drive side friction body 15f of the drive torque transmitting disk and the first free disk 21 is calculated.
  • the surface pressure is 0.051
  • the surface pressure of the friction surface between the first friction body 21f of the first free disk 21 and the second free disk 22 is 0.050
  • the output side friction body 35f of the output torque receiving disk 35 The surface pressure between the second free disk 22 and the second friction body 22f may be 0.049.
  • each friction surface that realizes these surface pressures is such that the friction surface between the drive-side friction body 15f of the drive torque transmission disk and the first free disk 21 has an inner diameter of 200 mm and an outer diameter of 300 mm.
  • the annular friction surface between the first friction body 21f of the first free disk 21 and the second free disk 22 is an annular friction surface having an inner diameter of 182 mm and an outer diameter of 290 mm, and the output side of the output torque receiving disk 35.
  • an annular friction surface having an inner diameter of 170 mm and an outer diameter of 285 mm can be given.
  • the friction surface between the drive-side friction body 15f of the drive torque transmission disk and the first free disk 21 may be an annular friction surface having an inner diameter of 185 mm and an outer diameter of 300 mm, and the first friction body 21f of the first free disk 21.
  • the friction surface between the second free disk 22 is an annular friction surface having an inner diameter of 181 mm and an outer diameter of 300 mm, and the output side friction body 35 f of the output torque receiving disk 35 and the second friction body 22 f of the second free disk 22.
  • an annular friction surface having an inner diameter of 176 mm and an outer diameter of 300 mm can be cited as another example.
  • the drive shaft 11 When an input torque from an internal combustion engine (not shown) or an electric motor is transmitted to the drive shaft 11, the drive shaft 11 rotates according to the input torque. Here, it shall rotate at the rotational speed equivalent to 50 km / h.
  • the rotation of the drive shaft 11 causes the centrifugal weight 12 to move outward in the radial direction by the action of centrifugal force.
  • the centrifugal weight 12 moves radially outward, the centrifugal weight 12 is coupled with the drive device frame 13, and the drive device frame 13 rotates integrally with the drive shaft 11. Due to the rotation of the drive device frame 13, the axial pressure centrifugal weight 14 moves radially outward.
  • the tapered surface 14t of the axial pressure centrifugal weight 14 comes into contact with the tapered surface 15t of the drive torque transmission disk 15, and in the direction approaching the output shaft 31 in the axial direction. Press and move.
  • the input torque of the drive device 10 is transmitted from the drive torque transmission disk 15 to the first free disk 21 by friction, and the torque transmitted to the first free disk 21 is transmitted to the second free disk 22 by friction. 2
  • the torque transmitted to the free disk 22 is transmitted to the output torque receiving disk 35 by friction.
  • the first free disk 21 is accelerated to 25 (50/2) km / h.
  • torque is transmitted between the first friction body 21f of the first free disk 21 and the second free disk 22, but at this time, the output torque receiving disk 35 is still stopped.
  • the second free disk 22 is accelerated to 12.5 (25/2) km / h.
  • torque is transmitted between the first friction body 22f of the second free disk 22 and the output-side friction body 35f of the output torque receiving disk 35.
  • the output side frictional body 35f of the output torque receiving disk 35 is driven by a relatively low speed rotating disk of 12.5 km / h, and therefore the rotation of the output side frictional body 35f of the output torque receiving disk 35 is rotated.
  • the start is very smooth.
  • this state is approximated (simulated) as a basic state, and the size of each friction surface as described above is adopted, so that the frictional force acting on each friction surface can be made uniform. This is extremely advantageous in terms of durability of the two free disks.
  • the first free disk 21, the second free disk 22 and the output torque receiving disk 35 are gradually accelerated, and the speed difference between the friction surfaces disappears.
  • the drive shaft 11 and the output shaft 31 are directly connected, and the output shaft 31 rotates at a rotational speed corresponding to 50 km / h.
  • the speed increase of the output shaft 31 is extremely smooth.
  • the degree of smoothness is as if gears are changing smoothly from low speed gears to high speed gears.
  • the multi-free disc clutch 100 of this embodiment also realizes the transmission function. I can say that.
  • the band brake 51 for braking the rotation of the drive device frame 13 is activated.
  • the drive unit frame 13 is decelerated or stopped.
  • the axial pressure centrifugal weight 14 returns to the inside in the radial direction, and the drive torque transmission disk 15 is separated from the first free disk 21 by the urging force of the spring 41.
  • the multi-free disc clutch 100 of the present embodiment enters a torque cutoff state.
  • Rotation of the drive shaft 11 is also decelerated or stopped by stopping the fuel supply to the internal combustion engine or the power supply to the electric motor.
  • the centrifugal weight 12 returns to the inside in the radial direction, and the drive shaft 11 and the drive device frame 13 are separated.
  • the drive device frame 13 can be stopped even when the drive shaft 11 does not stop and maintains a so-called idling state.
  • the driving torque transmission disk 15 decelerates or stops in conjunction with the deceleration or stop of the drive unit frame 13.
  • the drive torque transmission disk 15 can be used to brake the free disks 21 and 22 and the output torque receiving disk 35 (and the output shaft 31).
  • the brake lever 43 is automatically pushed inward (left side in FIG. 1) after the rotation stop of the drive torque transmitting disk 15 or a state below a predetermined speed is detected, and the brake rod 44 (Six evenly arranged in the circumferential direction) moves outward (to the right in FIG. 1), and accordingly, the drive torque is transmitted in conjunction with the enlarged diameter portion at the left end of the brake rod 44.
  • the disk 15 moves in a direction approaching the first free disk 21.
  • the drive torque transmission disk 15 is in a state where it can transmit torque to the first free disk 21 and the like again.
  • the low torque state or the stop torque state of the drive torque transmission disk 15 acts to brake the first free disk 21 and the like.
  • this braking action is very powerful and is at a sufficient level even in a large automobile such as a large bus.
  • a smooth transition from the torque cutoff state to the torque transmission state can be realized.
  • the degree of smoothness is as if the gear change is smoothly performed from the low speed gear to the high speed gear. In that sense, it can be said that the transmission function is also realized.
  • the drive device 10 side is first decelerated or stopped, and the torque transmission state is set again to transmit the stop torque, so that the function as a suitable brake for the output shaft 31 is achieved. Can also be realized.
  • the multi-free disc clutch 100 of the present embodiment also serves as a brake, it is not necessary to install a separate brake, which is suitable for saving space. Further, the braking force exhibited by the multi-free disc clutch 100 of the present embodiment is at a sufficient level even in a large automobile such as a large bus.
  • the friction force acting on each friction surface can be made uniform. This is extremely advantageous in terms of durability of the two free disks 21 and 22.
  • the multi-free disc clutch 100 of the present embodiment also has a transmission function.
  • the electric motor itself can be operated in reverse rotation, so that a separate transmission is not required at all.
  • FIG. 2 is a schematic longitudinal sectional view showing a multi-free disc clutch according to another embodiment of the present invention.
  • the output torque receiving disk 35 is movable in the axial direction with respect to the output shaft 31.
  • an output torque receiving central disk 55 that is integrally fixed to the output shaft 31 is provided. ing.
  • a set of the driving side friction body 15f, the first friction body 21f, the second friction body 22f, and the output side friction body 35f that exhibits a braking force is provided.
  • 2 is provided in a symmetrical relationship not only on the left side of FIG. 2 but also on the right side of the output torque receiving disk 35, and the drive side frictional body 15 f located at the right end of the output torque receiving disk 35 is Torque transmission.
  • the output torque receiving disk 35 including such a configuration that exerts two sets of braking forces is also provided on the right side of the output torque receiving central disk 55, whereby four sets of serial arrangements are realized.
  • the drive-side friction body 15f located at the right end of the drive-side friction body 15f has a symmetrical configuration with the drive torque transmission disk 15 (to be pressed to the left by the axial pressure centrifugal weight 14r) so as to transmit torque. It has become.
  • frame 13 with the centrifugal weight 12 may be abbreviate

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • One-Way And Automatic Clutches, And Combinations Of Different Clutches (AREA)
  • Mechanical Operated Clutches (AREA)

Abstract

　本発明は、駆動トルク伝達ディスクと出力トルク受容ディスクとの間に、それぞれ自由回転可能に配置された少なくとも２枚のフリーディスクを備えている。トルク伝達時には、前記駆動トルク伝達ディスクと前記少なくとも２枚のフリーディスクと前記出力トルク受容ディスクとの間の互いの間隔が狭められて、前記駆動装置の入力トルクが、駆動トルク伝達ディスクから当該駆動トルク伝達ディスクに隣接するフリーディスクに、摩擦によって伝達され、前記フリーディスクに伝達されたトルクが、当該フリーディスクに隣接するフリーディスクに、摩擦によって伝達され、最も出力軸側のフリーディスクに伝達されたトルクが、前記出力トルク受容ディスクに、摩擦によって伝達される。

Description

マルチフリーディスク式クラッチ
　本発明は、移動装置の発進時、特には自動車の発進時において、トルク遮断状態からトルク伝達状態へのスムーズな状態移行を実現するクラッチに関する。
　トルク遮断状態からトルク伝達状態へのスムーズな状態移行を実現するクラッチは、すでに様々なタイプのものが実用化されている。
　ここで、クラッチが、ブレーキ機能をも兼用することができるならば、構成要素の省スペース化が図られて好ましい。しかしながら、ブレーキ機能を兼用するクラッチとなると、開発例がない。
　特許文献１（特開２００９－　５６８８３号公報）の要約には、「サイドクラッチ兼ブレーキ」を備えたトランスミッションを提供すると記載されている。しかしながら、当該トランスミッションの構成を詳細に検討すると、クラッチ機能を担うクラッチ体とブレーキ機能を担う多板ブレーキとは、完全に別個の構成となっている。
発明の要旨
　本発明は、以上のような問題点に着目し、これを有効に解決すべく創案されたものである。本発明の目的は、ブレーキ機能をも兼用することができるクラッチを提供することである。
　本発明は、入力トルクに従って回転すると共に、駆動トルク伝達ディスクを有する駆動装置と、トルク伝達の対象であり、出力トルク受容ディスクを有する出力軸と、前記駆動トルク伝達ディスクと前記出力トルク受容ディスクとの間に、それぞれ自由回転可能に配置された少なくとも２枚のフリーディスクと、を備え、トルク伝達時には、前記駆動トルク伝達ディスクと前記少なくとも２枚のフリーディスクと前記出力トルク受容ディスクとの間の互いの間隔が狭められて、前記駆動装置の入力トルクが、駆動トルク伝達ディスクから当該駆動トルク伝達ディスクに隣接するフリーディスクに、摩擦によって伝達され、前記フリーディスクに伝達されたトルクが、当該フリーディスクに隣接するフリーディスクに、摩擦によって伝達され、最も出力軸側のフリーディスクに伝達されたトルクが、前記出力トルク受容ディスクに、摩擦によって伝達されるようになっており、トルク遮断時には、駆動トルク伝達ディスクと少なくとも２枚のフリーディスクと出力トルク受容ディスクとの間のいずれかの間隔が広げられて、トルク伝達経路が遮断されるようになっていることを特徴とするマルチフリーディスク式クラッチである。
　本発明によれば、トルク遮断状態からトルク伝達状態へのスムーズな状態移行を実現するクラッチを提供することができる。そのスムーズさの程度は、まるで低速ギヤから高速ギヤまで円滑にギヤチェンジを行っているかのようであり、その意味では、トランスミッションの機能をも実現していると言える。そして更に、トルク遮断状態とした後に、駆動装置の側を先に減速ないし停止させ、当該停止トルクを伝達するべく再びトルク伝達状態とすることで、出力軸に対する好適なブレーキとしての機能をも実現することができる。
　ここで、ブレーキとしての機能のみを実現するならば、少なくとも２枚のフリーディスクによる摩擦面について特段の考慮は必要ない。すなわち、各摩擦面（トルク伝達面）のサイズは、同一に構成されて差し支えない。しかしながら、本件発明者による鋭意の検討の結果、クラッチとしての機能を実現するためには、少なくとも２枚のフリーディスクの耐久性の観点から、摩擦面のサイズについて特段の考慮が望まれることが知見された。
　この理由としては、ブレーキとして機能させる際には、各摩擦面（トルク伝達面）は高速状態から低速状態ないし停止状態に至るのに対し、クラッチとして機能させる際には、各摩擦伝達面は停止状態から高速状態に至るということが影響していると考えられる。
　本件発明者による鋭意の検討によれば、同一の素材であっても、相対的に低速回転時の摩擦係数の方が大きくなる。例えば、５０ｋｍ／ｈで回転する際の摩擦係数を１とすると、２５ｋｍ／ｈで回転する際の摩擦係数は１．０２５であり、１２．５ｋｍ／ｈで回転する際の摩擦係数は１．０５である。
　摩擦面に作用する摩擦力は、摩擦係数と面圧との積に比例する。面圧は、摩擦面の面積に反比例する。従って、摩擦面に作用する摩擦力を、フリーディスクの一側面と他側面とで均等にするためには、摩擦係数の相違を考慮に入れて摩擦面の面積を決定することが望まれるのである。
　発進時にクラッチとして作用する場合、駆動装置側の回転速度の方が出力軸側の回転速度よりも大きいので、駆動装置側の摩擦係数の方が出力軸側の摩擦係数よりも小さいと考えられ、従って、駆動装置側の摩擦面の面積の方を出力軸側の摩擦面の面積よりも小さくしておくことが重要なポイントとして考慮されるべきである。
　具体的には、駆動トルク伝達ディスクと当該駆動トルク伝達ディスクに隣接するフリーディスクとの間の摩擦面の面積が、当該駆動トルク伝達ディスクに隣接するフリーディスクと当該フリーディスクに更に隣接するフリーディスクとの間の摩擦面の面積より小さいことが好ましい。また、同様の根拠に基づいて、出力トルク受容ディスクと当該出力トルク受容ディスクに隣接するフリーディスクとの間の摩擦面の面積が、当該出力トルク受容ディスクに隣接するフリーディスクと当該フリーディスクに更に隣接するフリーディスクとの間の摩擦面の面積より大きいことが好ましい。
　具体例として、少なくとも２枚のフリーディスクが、２枚のフリーディスクである場合には、駆動トルク伝達ディスクに隣接するフリーディスクと出力トルク受容ディスクに隣接するフリーディスクとの間の摩擦面の面積が、駆動トルク伝達ディスクと当該駆動トルク伝達ディスクに隣接するフリーディスクとの間の摩擦面の面積より大きく、出力トルク受容ディスクと当該出力トルク受容ディスクに隣接するフリーディスクとの間の摩擦面の面積より小さいことが好ましいということになる。
　また、本発明においては、駆動トルク伝達ディスクが、出力トルク受容ディスクに対して軸方向に移動可能に配置されていることが好ましい。この場合、例えば、駆動トルク伝達ディスクは、駆動装置の回転時に径方向外側に移動する軸圧遠心錘の作用によって、出力トルク受容ディスクに対して近づく方向に移動するようになっていることが好ましい。この場合、軸圧遠心錘が駆動装置の回転時に自動的に駆動トルク伝達ディスクを軸方向に移動させるので、クラッチ投入を自動的に起動することができる。
　また、この場合、駆動トルク伝達ディスクは、駆動装置の減速時ないし停止時に前記軸圧遠心錘が径方向内側に戻る際に出力トルク受容ディスクから離れる方向に移動するべく、スプリングによって付勢されていることが更に好ましい。この場合、駆動装置の減速時ないし停止時に軸圧遠心錘の作用が自動的に解除されるので、クラッチ解除をも自動的に起動することができる。
　一般的には、駆動装置には、当該駆動装置を減速ないし停止させるための駆動装置ブレーキ装置が設けられる。例えば、公知のバンドブレーキが採用され得る。
　また、本発明においては、駆動装置の減速時ないし停止時に、駆動トルク伝達ディスクを出力トルク受容ディスクに対して近づく方向に移動させるブレーキ起動装置が設けられていることが好ましい。このような構成によれば、駆動装置の側を先に減速ないし停止させた後で、当該停止トルクを伝達するべく再びトルク伝達状態とすることができるため、出力軸に対する好適なブレーキ機能を実現することができる。
本発明の一実施の形態のマルチフリーディスク式クラッチを示す概略縦断面図である。 本発明の他の実施の形態のマルチフリーディスク式クラッチを示す概略縦断面図である。 本発明の更に他の実施の形態のマルチフリーディスク式クラッチの一部を示す概略縦断面図である。
　以下に、添付の図面を参照して、本発明の一実施の形態を詳細に説明する。
　図１は、本発明の一実施の形態のマルチフリーディスク式クラッチを示す概略縦断面図である。本実施の形態のマルチフリーディスク式クラッチ１００は、入力トルクに従って回転する駆動装置１０と、トルク伝達の対象としての出力軸３１と、の間で動力伝達を接続乃至遮断するためのクラッチである。
　本実施の形態のマルチフリーディスク式クラッチ１００を備えた構造体は、ここでは、自動車を想定している。すなわち、駆動装置１０に入力トルクを与えるのは内燃エンジンまたは電気モータであり、出力軸３１はホイール懸架軸に接続されている。本実施の形態では、図１に示すように、駆動装置１０の駆動軸１１（トルク入力軸）と出力軸３１とが同軸に配置されている。
　駆動軸１１には、当該駆動軸１１の回転時に遠心力の作用によって径方向外側に移動する遠心錘１２が設けられている。当該遠心錘１２は、径方向外側に移動した時に、駆動装置フレーム１３と結合するようになっている。これにより、駆動軸１１の回転時に、駆動軸１１と一体的に駆動装置フレーム１３が回転するようになっている。
　そして、当該駆動装置フレーム１３に、当該駆動装置フレーム１３の回転時に遠心力の作用によって径方向外側に移動する軸圧遠心錘１４が設けられている。当該軸圧遠心錘１４は、テーパ面１４ｔを有しており、径方向外側に移動した時に、対応するテーパ面１５ｔを有する駆動トルク伝達ディスク１５に当接し、さらにこれを軸方向に出力軸３１に近づく方向に押圧移動させるようになっている。
　駆動トルク伝達ディスク１５は、駆動装置フレーム１３内において、軸方向に摺動移動可能に配置されているが、周方向には駆動装置フレーム１３と一体に回転するようになっている。
　一方、出力軸３１には、出力トルク受容ディスク３５が一体的に設けられており、駆動トルク伝達ディスク１５と出力トルク受容ディスク３５との間に、それぞれ自由回転可能に独立に軸受支持された２枚のフリーディスク２１、２２が設けられている。
　そして、トルク伝達時（クラッチ係合時）には、駆動トルク伝達ディスク１５と、２枚のフリーディスク２１、２２と、出力トルク受容ディスク３５と、の間の互いの間隔が狭められて、駆動装置１０の入力トルクが駆動トルク伝達ディスク１５から第１フリーディスク２１に摩擦によって伝達され、第１フリーディスク２１に伝達されたトルクが第２フリーディスク２２に摩擦によって伝達され、第２フリーディスク２２に伝達されたトルクが出力トルク受容ディスク３５に摩擦によって伝達されるようになっている。
　より具体的には、駆動トルク伝達ディスク１５に一体的に設けられた駆動側摩擦体１５ｆが第１フリーディスク２１と摩擦係合することで両者間のトルク伝達がなされ、第１フリーディスク２１に一体的に設けられた第１摩擦体２１ｆが第２フリーディスク２２と摩擦係合することで両者間のトルク伝達がなされ、第２フリーディスク２２に一体的に設けられた第２摩擦体２２ｆが出力トルク受容ディスク３５に一体的に設けられた出力側摩擦体３５ｆと摩擦係合することで両者間のトルク伝達がなされるようになっている。それぞれに作用する面圧等については、更に後述される。本実施の形態では、各摩擦体１５ｆ、２１ｆ、２２ｆ、３５ｆは、円板ブレーキ材として一般的な焼結合金、セラミックス、合成樹脂、特殊な合成樹脂などから選択される材料によって構成される一方、各ディスク自体１５、２１、２２、３５は、金属（アクト４４０（商品名：愛知製鋼株式会社製）が好適）によって構成されている。
　一方、トルク遮断時（クラッチ開放時）には、本実施の形態では、駆動トルク伝達ディスク１５とフリーディスク２１との間の間隔が１ｍｍ程度にまで広げられて確実に離間されて、トルク伝達経路が遮断されるようになっている。具体的には、駆動装置フレーム１３の減速時ないし停止時に軸圧遠心錘１４が径方向内側に戻る（軸圧遠心錘１４が結合作用を解除する）際に、駆動トルク伝達ディスク１５を第１フリーディスク２１から離れる方向に移動するべく、駆動トルク伝達ディスク１５がスプリング４１によって付勢されている。
　また、駆動装置フレーム１３の回転を制動するためのバンドブレーキ５１が、駆動装置フレーム１３の外側に設けられたハウジング５０の内壁に設けられている。そして、本実施の形態では、当該バンドブレーキ５１によって駆動装置フレーム１３が減速ないし停止された時に、これに連動して減速ないし停止される駆動トルク伝達ディスク１５を用いて、フリーディスク２１、２２及び出力トルク受容ディスク３５（更には出力軸３１）を制動するべく、駆動トルク伝達ディスク１５を第１フリーディスク２１に対して近づく方向に移動するブレーキ起動装置が設けられている。
　本実施の形態のブレーキ起動装置は、ブレーキレバー４３が内方側（図１の左方側）に押し込まれることによってブレーキロッド４４（周方向に均等に６本が配置されている）が外方側（図１の右方側）に移動し、これに伴ってブレーキロッド４４の左端の拡径部と連動して駆動トルク伝達ディスク１５が第１フリーディスク２１に対して近づく方向に移動する、というように構成されている。駆動トルク伝達ディスク１５が再び第１フリーディスク２１等とトルク伝達可能な状態となることにより、駆動トルク伝達ディスク１５の低トルク状態ないし停止トルク状態が第１フリーディスク２１等を制動するように作用するようになっている。ブレーキレバー４３の内方側（図１の左方側）への押し込みが停止されると、ブレーキロッド４４は、スプリング４１の付勢力によって元の位置に戻るようになっている。ブレーキロッド４４の移動量（制動力）は、調整ナット４５によって調整できるようになっている。
　次に、駆動側摩擦体１５ｆ、第１摩擦体２１ｆ、第２摩擦体２２ｆ及び出力側摩擦体３５ｆに作用する面圧ないし制動力について詳述する。これらの摩擦体について、ブレーキとしての機能のみに着目するならば、全て同一の素材で同一のサイズに構成されて差し支えない。しかしながら、本件発明者による鋭意の検討の結果、クラッチとしての機能を実現するためには、各摩擦体１５ｆ、２１ｆ、２２ｆ、３５ｆ及び各フリーディスク２１、２２の耐久性の観点から、摩擦面のサイズについて特段の考慮が望まれる。
　この理由としては、ブレーキとして機能させる際には、各摩擦面は高速状態から低速状態ないし停止状態に至るのに対し、クラッチとして機能させる際には、逆に、各摩擦面は停止状態から高速状態に至るということが影響していると考えられる。
　本件発明者による鋭意の実験的な検討によれば、同一の樹脂素材であっても、相対的に低速回転時の摩擦係数の方が大きくなる。これは、Ｇａｌｔｏｎの法則として知られる一般的傾向とも合致するものである。例えば、５０ｋｍ／ｈで回転する際の摩擦係数を１とすると、２５ｋｍ／ｈで回転する際の摩擦係数は１．０２５であり、１ｋｍ／ｈで回転する際の摩擦係数は１．０５である。
　具体的には、本実施の形態で各摩擦体１５ｆ、２１ｆ、２２ｆ、３５ｆとして用いた合成樹脂の場合、５０ｋｍ／ｈで回転する際の摩擦係数を０．５００とすると、２５ｋｍ／ｈで回転する際の摩擦係数は０．５１２５であり、１２．５ｋｍ／ｈで回転する際の摩擦係数は０．５２５であった。
　そして、摩擦面に作用する摩擦力は、摩擦係数と面圧との積に比例することが知られている。面圧は、摩擦面の面積に反比例する。従って、摩擦面に作用する摩擦力を、フリーディスクの一側面と他側面とで均等にするためには、摩擦係数の相違を考慮に入れて摩擦面の面積を決定することが望まれることになる。
　発進時にクラッチとして作用する場合、駆動装置１０側の回転速度の方が出力軸３１側の回転速度よりも大きいので、駆動装置１０側の摩擦係数の方が出力軸３１側の摩擦係数よりも小さいと考えられ、従って、駆動装置１０側の摩擦面の面積の方を出力軸３１側の摩擦面の面積よりも小さくしておくことが重要なポイントである。
　すなわち、本実施の形態においては、第１フリーディスク２１の第１摩擦体２１ｆと第２フリーディスク２２との間の摩擦面の面積が、駆動トルク伝達ディスクの駆動側摩擦体１５ｆと第１フリーディスク２１との間の摩擦面の面積より大きく、出力トルク受容ディスク３５の出力側摩擦体３５ｆと第２フリーディスク２２の第２摩擦体２２ｆとの間の摩擦面の面積より小さいことが好ましい。
　具体的には、駆動装置１０側の回転速度を５０ｋｍ／ｈとして発進する場合、トルク伝達開始の初期段階においては、まず、駆動トルク伝達ディスク１５の駆動側摩擦体１５ｆと第１フリーディスク２１との間でトルク伝達が行われるが、この時はまだ第２フリーディスク２２は停止しているため、第１フリーディスク２１は２５（５０／２）ｋｍ／ｈにまで加速されることになる。そして、これに続いて、第１フリーディスク２１の第１摩擦体２１ｆと第２フリーディスク２２との間でトルク伝達が行われるが、この時はまだ出力トルク受容ディスク３５は停止しているため、第２フリーディスク２２は、１２．５（２５／２）ｋｍ／ｈにまで加速されることになる。
　この状態を近似的に（模擬的に）基本状態と考えれば、駆動トルク伝達ディスク１５の駆動側摩擦体１５ｆと第１フリーディスク２１との間の摩擦係数を０．５００、第１フリーディスク２１の第１摩擦体２１ｆと第２フリーディスク２２との間の摩擦面の摩擦係数を０．５１２５、出力トルク受容ディスク３５の出力側摩擦体３５ｆと第２フリーディスク２２の第２摩擦体２２ｆとの間の摩擦面の摩擦係数を０．５２５、として考えることができる。
　これに応じて、各摩擦面に作用する摩擦力が均等となるような各摩擦面の面圧を計算すれば、駆動トルク伝達ディスクの駆動側摩擦体１５ｆと第１フリーディスク２１との間の面圧は０．０５１、第１フリーディスク２１の第１摩擦体２１ｆと第２フリーディスク２２との間の摩擦面の面圧は０．０５０、出力トルク受容ディスク３５の出力側摩擦体３５ｆと第２フリーディスク２２の第２摩擦体２２ｆとの間の面圧は０．０４９とすれば良いことになる。
　そして、それらの面圧を実現するような各摩擦面のサイズとしては、駆動トルク伝達ディスクの駆動側摩擦体１５ｆと第１フリーディスク２１との間の摩擦面については、内径２００ｍｍで外径３００ｍｍの環状摩擦面、第１フリーディスク２１の第１摩擦体２１ｆと第２フリーディスク２２との間の摩擦面については、内径１８２ｍｍで外径２９０ｍｍの環状摩擦面、出力トルク受容ディスク３５の出力側摩擦体３５ｆと第２フリーディスク２２の第２摩擦体２２ｆとの間の摩擦面については、内径１７０ｍｍで外径２８５ｍｍの環状摩擦面、を一例として挙げることができる。あるいは、駆動トルク伝達ディスクの駆動側摩擦体１５ｆと第１フリーディスク２１との間の摩擦面については、内径１８５ｍｍで外径３００ｍｍの環状摩擦面、第１フリーディスク２１の第１摩擦体２１ｆと第２フリーディスク２２との間の摩擦面については、内径１８１ｍｍで外径３００ｍｍの環状摩擦面、出力トルク受容ディスク３５の出力側摩擦体３５ｆと第２フリーディスク２２の第２摩擦体２２ｆとの間の摩擦面については、内径１７６ｍｍで外径３００ｍｍの環状摩擦面、を他の一例として挙げることができる。
　次に、以上のような構成からなる本実施の形態の作用について説明する。まず、停止状態の自動車を発進する際の作用を説明する。
　不図示の内燃エンジンないし電気モータからの入力トルクが、駆動軸１１に伝達されると、駆動軸１１が当該入力トルクに従って回転する。ここでは、５０ｋｍ／ｈに相当する回転速度で回転されるものとする。
　駆動軸１１の回転により、遠心力の作用によって、遠心錘１２が径方向外側に移動する。当該遠心錘１２が径方向外側に移動すると、駆動装置フレーム１３と結合し、駆動軸１１と一体的に駆動装置フレーム１３が回転する。駆動装置フレーム１３の回転により、軸圧遠心錘１４が径方向外側に移動する。当該軸圧遠心錘１４が径方向外側に移動すると、当該軸圧遠心錘１４のテーパ面１４ｔが駆動トルク伝達ディスク１５のテーパ面１５ｔに当接し、これを軸方向に出力軸３１に近づく方向に押圧移動させる。
　これにより、駆動装置１０の入力トルクが駆動トルク伝達ディスク１５から第１フリーディスク２１に摩擦によって伝達され、第１フリーディスク２１に伝達されたトルクが第２フリーディスク２２に摩擦によって伝達され、第２フリーディスク２２に伝達されたトルクが出力トルク受容ディスク３５に摩擦によって伝達されるようになる。
　具体的には、トルク伝達開始の初期段階において、まず、駆動トルク伝達ディスク１５の駆動側摩擦体１５ｆと第１フリーディスク２１との間でトルク伝達が行われる。この時はまだ第２フリーディスク２２は停止しているため、第１フリーディスク２１は２５（５０／２）ｋｍ／ｈにまで加速される。そして、これに続いて、第１フリーディスク２１の第１摩擦体２１ｆと第２フリーディスク２２との間でトルク伝達が行われるが、この時はまだ出力トルク受容ディスク３５は停止しているため、第２フリーディスク２２は、１２．５（２５／２）ｋｍ／ｈにまで加速される。そして、これに続いて、第２フリーディスク２２の第１摩擦体２２ｆと出力トルク受容ディスク３５の出力側摩擦体３５ｆとの間でトルク伝達が行われるようになる。この時、出力トルク受容ディスク３５の出力側摩擦体３５ｆは、１２．５ｋｍ／ｈという比較的低速な回転ディスクによって駆動されることになるため、出力トルク受容ディスク３５の出力側摩擦体３５ｆの回転開始が極めてスムーズである。
　この状態を近似的に（模擬的に）基本状態と考えて、前述した通りの各摩擦面のサイズが採用されているため、各摩擦面に作用する摩擦力を均一とすることができる。これにより、２枚のフリーディスクの耐久性の点で、極めて有利である。
　トルク伝達の継続により、第１フリーディスク２１、第２フリーディスク２２及び出力トルク受容ディスク３５は、徐々に加速していき、各摩擦面における速度差が無くなっていく。そして、最終的には、駆動軸１１と出力軸３１とが直結したに等しい状態となり、出力軸３１が５０ｋｍ／ｈに相当する回転速度で回転する状態に至る。
　本件発明者らによる検証実験によれば、出力軸３１（出力トルク受容ディスク３５の出力側摩擦体３５ｆ）の回転開始から、駆動軸１１と出力軸３１とが直結したに等しい状態となるまで、出力軸３１の増速は極めてスムーズである。そのスムーズさの程度は、まるで低速ギヤから高速ギヤまで円滑にギヤチェンジを行っているかのようであり、その意味では、本実施の形態のマルチフリーディスク式クラッチ１００は、トランスミッションの機能をも実現していると言える。
　次に、走行状態の自動車を停止させる際のブレーキ作用を説明する。電気自動車の場合には、通常は回生ブレーキが併用され、エンジン車の場合には、通常はエンジンブレーキが併用されるが、ここでは、それらのブレーキ力を上回るブレーキ力を生成するための作用について説明する。
　例えば運転者がフットブレーキを操作することによって、駆動装置フレーム１３の回転を制動するためのバンドブレーキ５１が起動される。これにより、駆動装置フレーム１３が減速ないし停止される。駆動装置フレーム１３の減速ないし停止と連動して、軸圧遠心錘１４が径方向内側に戻り、駆動トルク伝達ディスク１５がスプリング４１の付勢力によって第１フリーディスク２１から離れる。これにより、本実施の形態のマルチフリーディスク式クラッチ１００は、トルク遮断状態となる。
　駆動軸１１の回転も、内燃エンジンへの燃料供給の停止や電気モータへの電力供給の停止等によって、減速ないし停止される。これにより、遠心錘１２が径方向内側に戻り、駆動軸１１と駆動装置フレーム１３とが分離される。遠心力に基づく遠心錘１２の移動の程度を調整することにより、駆動軸１１が停止しない、いわゆるアイドリング状態を維持する場合であっても、駆動装置フレーム１３を停止させることができる。
　駆動装置フレーム１３の減速ないし停止と連動して、駆動トルク伝達ディスク１５が減速ないし停止する。この駆動トルク伝達ディスク１５を用いて、フリーディスク２１、２２及び出力トルク受容ディスク３５（更には出力軸３１）を制動することができる。
　本実施の形態では、駆動トルク伝達ディスク１５の回転停止ないし所定速度以下の状態が検知された後に自動的にブレーキレバー４３が内方側（図１の左方側）に押し込まれ、ブレーキロッド４４（周方向に均等に６本が配置されている）が外方側（図１の右方側）に移動し、これに伴ってブレーキロッド４４の左端の拡径部と連動して駆動トルク伝達ディスク１５が第１フリーディスク２１に対して近づく方向に移動する。これにより、駆動トルク伝達ディスク１５が再び第１フリーディスク２１等とトルク伝達可能な状態となる。これにより、駆動トルク伝達ディスク１５の低トルク状態ないし停止トルク状態が、第１フリーディスク２１等を制動するように作用する。この制動作用は、本件発明者らの検証実験によれば、非常に強力で、大型バスのような大型の自動車においても十分なレベルである。
　フットブレーキの操作が解除されたら、あるいは、出力軸３１が停止するに至ったら、ブレーキレバー４３の内方側（図１の左方側）への押し込みが自動的に停止され、ブレーキロッド４４はスプリング４１の付勢力によって元の位置に戻り、発進前の初期状態に戻る。
　以上のように、本実施の形態のマルチフリーディスク式クラッチ１００によれば、トルク遮断状態からトルク伝達状態へのスムーズな状態移行を実現することができる。そのスムーズさの程度は、まるで低速ギヤから高速ギヤまで円滑にギヤチェンジを行っているかのようであり、その意味では、トランスミッションの機能をも実現していると言える。そして更に、トルク遮断状態とした後に、駆動装置１０の側を先に減速ないし停止させ、当該停止トルクを伝達するべく再びトルク伝達状態とすることで、出力軸３１に対する好適なブレーキとしての機能をも実現することができる。
　本実施の形態のマルチフリーディスク式クラッチ１００は、ブレーキを兼ねるため、別個のブレーキ設置が不要となり、省スペース化を図る上で好適である。また、本実施の形態のマルチフリーディスク式クラッチ１００が発揮するブレーキ力は、大型バスのような大型の自動車においても十分なレベルである。
　また、本実施の形態のマルチフリーディスク式クラッチ１００によれば、前述した通りの各摩擦面のサイズが採用されているため、各摩擦面に作用する摩擦力を均一とすることができる。これにより、２枚のフリーディスク２１，２２の耐久性の点で、極めて有利である。
　なお、前述の通り、本実施の形態のマルチフリーディスク式クラッチ１００はトランスミッションの機能も有すると言えるが、エンジン車に搭載する場合には、バックギヤの設置が別途必要となる。もっとも、電気自動車に搭載する場合には、電気モータ自体を逆回転運転できるため、別途のトランスミッションは全く不要である。
　次に、図２は、本発明の他の実施の形態のマルチフリーディスク式クラッチを示す概略縦断面図である。本実施の形態では、出力トルク受容ディスク３５は出力軸３１に対して軸方向に移動可能となっており、代わりに、出力軸３１に対して一体固定された出力トルク受容中央ディスク５５が設けられている。
　更に詳細には、本実施の形態のマルチフリーディスク式クラッチ１００’では、制動力を発揮する駆動側摩擦体１５ｆ、第１摩擦体２１ｆ、第２摩擦体２２ｆ及び出力側摩擦体３５ｆのセットが、出力トルク受容ディスク３５に対して図２の左側だけでなく右側にも左右対称の関係で設けられており、その右側端に位置する駆動側摩擦体１５ｆが、出力トルク受容中央ディスク５５に対してトルク伝達を行うようになっている。そして、そのような２セットの制動力を発揮する構成を含む出力トルク受容ディスク３５が、出力トルク受容中央ディスク５５の右側にも設けられることによって、４セットの直列配置が実現されている。その右側端に位置する駆動側摩擦体１５ｆは、駆動トルク伝達ディスク１５と左右対称の構成を有する（軸圧遠心錘１４ｒによって左側に押圧される）右側対称ディスク１５ｒに対してトルク伝達を行うようになっている。
　本実施の形態のマルチフリーディスク式クラッチ１００’では、図１のマルチフリーディスク式クラッチ１００において制動力を発揮する構成、すなわち、駆動側摩擦体１５ｆ、第１摩擦体２１ｆ、第２摩擦体２２ｆ及び出力側摩擦体３５ｆを含むセットが、４セット直列に配置されているため、図１のマルチフリーディスク式クラッチ１００の４倍の制動力を実現することができる。
　なお、遠心錘１２によって駆動軸１１と駆動装置フレーム１３とを結合する構成は、省略されてもよい。すなわち、図３に示すマルチフリーディスク式クラッチ１００”のように、駆動軸１１”と駆動装置フレーム１３”とは直結されてもよい。この場合、軸圧延伸錘１４”が駆動トルク伝達ディスク１５”を押圧移動させる構成として、図３に示すように、駆動装置フレーム１３”の側がテーパ面１３ｔ”を有する構成を採用してもよい。
１０　駆動装置
１１　駆動軸（トルク入力軸）
１２　遠心錘
１３　駆動装置フレーム
１４　軸圧遠心錘
１５　駆動トルク伝達ディスク
１５ｆ　駆動側摩擦体
２１　第１フリーディスク
２１ｆ　第１摩擦体
２２　第２フリーディスク
２２ｆ　第２摩擦体
３１　出力軸
３５　出力トルク受容ディスク
３５ｆ　出力摩擦体
４１　スプリング
４３　ブレーキレバー
４４　ブレーキロッド
４５　調整ナット
５０　ハウジング
５１　バンドブレーキ
５５　出力トルク受容中央ディスク
１００、１００’、１００”　マルチフリーディスク式クラッチ

Claims (9)

  1. 　入力トルクに従って回転すると共に、駆動トルク伝達ディスクを有する駆動装置と、
    　トルク伝達の対象であり、出力トルク受容ディスクを有する出力軸と、
    　前記駆動トルク伝達ディスクと前記出力トルク受容ディスクとの間に、それぞれ自由回転可能に配置された少なくとも２枚のフリーディスクと、
    を備え、
    　トルク伝達時には、前記駆動トルク伝達ディスクと前記少なくとも２枚のフリーディスクと前記出力トルク受容ディスクとの間の互いの間隔が狭められて、
    　前記駆動装置の入力トルクが、駆動トルク伝達ディスクから当該駆動トルク伝達ディスクに隣接するフリーディスクに、摩擦によって伝達され、
    　前記フリーディスクに伝達されたトルクが、当該フリーディスクに隣接するフリーディスクに、摩擦によって伝達され、
    　最も出力軸側のフリーディスクに伝達されたトルクが、前記出力トルク受容ディスクに、摩擦によって伝達されるようになっており、
    　トルク遮断時には、駆動トルク伝達ディスクと少なくとも２枚のフリーディスクと出力トルク受容ディスクとの間のいずれかの間隔が広げられて、トルク伝達経路が遮断されるようになっている
    ことを特徴とするマルチフリーディスク式クラッチ。
  2. 　駆動トルク伝達ディスクと当該駆動トルク伝達ディスクに隣接するフリーディスクとの間の摩擦面の面積は、
    　当該駆動トルク伝達ディスクに隣接するフリーディスクと当該フリーディスクに更に隣接するフリーディスクとの間の摩擦面の面積より小さい
    ことを特徴とする請求項１に記載のマルチフリーディスク式クラッチ。
  3. 　出力トルク受容ディスクと当該出力トルク受容ディスクに隣接するフリーディスクとの間の摩擦面の面積は、
    　当該出力トルク受容ディスクに隣接するフリーディスクと当該フリーディスクに更に隣接するフリーディスクとの間の摩擦面の面積より大きい
    ことを特徴とする請求項１または２に記載のマルチフリーディスク式クラッチ。
  4. 　前記少なくとも２枚のフリーディスクは、２枚のフリーディスクであり、
    　駆動トルク伝達ディスクに隣接するフリーディスクと出力トルク受容ディスクに隣接するフリーディスクとの間の摩擦面の面積は、
    　駆動トルク伝達ディスクと当該駆動トルク伝達ディスクに隣接するフリーディスクとの間の摩擦面の面積より大きく、
    　出力トルク受容ディスクと当該出力トルク受容ディスクに隣接するフリーディスクとの間の摩擦面の面積より小さい
    ことを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載のマルチフリーディスク式クラッチ。
  5. 　駆動トルク伝達ディスクが、出力トルク受容ディスクに対して軸方向に移動可能に配置されている
    ことを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載のマルチフリーディスク式クラッチ。
  6. 　駆動トルク伝達ディスクは、駆動装置の回転時に径方向外側に移動する軸圧遠心錘の作用によって、出力トルク受容ディスクに対して近づく方向に移動するようになっている
    ことを特徴とする請求項５に記載のマルチフリーディスク式クラッチ。
  7. 　駆動トルク伝達ディスクは、駆動装置の減速時ないし停止時に前記軸圧遠心錘が径方向内側に戻る際に出力トルク受容ディスクから離れる方向に移動するべく、スプリングによって付勢されている
    ことを特徴とする請求項６に記載のマルチフリーディスク式クラッチ。
  8. 　駆動装置を減速ないし停止させるための駆動装置ブレーキ装置が設けられている
    ことを特徴とする請求項７に記載のマルチフリーディスク式クラッチ。
  9. 　駆動装置の減速時ないし停止時に、駆動トルク伝達ディスクを出力トルク受容ディスクに対して近づく方向に移動させるブレーキ起動装置が設けられている
    ことを特徴とする請求項８に記載のマルチフリーディスク式クラッチ。
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