JP4405464B2

JP4405464B2 - Twin clutch device

Info

Publication number: JP4405464B2
Application number: JP2005377451A
Authority: JP
Inventors: 善昭塚田; 敏正三堀
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2005-12-28
Filing date: 2005-12-28
Publication date: 2010-01-27
Anticipated expiration: 2025-12-28
Also published as: CN100523537C; JP2007177907A; CN1991193A

Description

本発明は、一端に環状板部を有して有底円筒状に形成されるとともに動力源からの動力伝達によって回転する第１クラッチアウタを有する多板式の第１クラッチと、第１クラッチアウタとともに回転する第２クラッチアウタを有して第１クラッチの半径方向内方に同軸に配置される多板式の第２クラッチとを備え、第１および第２クラッチがそれぞれ備えるクラッチインナの一方が、当該一方のクラッチインナとの相対回転を可能として第１および第２クラッチの他方の一部を構成するクラッチ構成部材および前記環状板部間に配置されるツインクラッチ装置に関する。 The present invention includes a multi-plate type first clutch having a first clutch outer that has an annular plate portion at one end and is formed into a bottomed cylindrical shape and that is rotated by power transmission from a power source, and a first clutch outer. A multi-plate second clutch that has a rotating second clutch outer and is coaxially disposed radially inward of the first clutch, and one of the clutch inners provided in each of the first and second clutches, The present invention relates to a clutch constituent member that can be rotated relative to one clutch inner and constitutes the other part of the first and second clutches, and a twin clutch device disposed between the annular plate portions.

環状板部が一端に設けられる有底円筒状のクラッチアウタを有する第１クラッチの半径方向内方に第２クラッチが同軸に配置され、第２クラッチのクラッチインナが、第１クラッチのクラッチインナおよび前記環状板部間に配置されるようにしたツインクラッチ装置が、たとえば特許文献１によって既に知られている。
独国特許発明第４３３２４６６号明細書 A second clutch is coaxially disposed radially inward of the first clutch having a bottomed cylindrical clutch outer provided with an annular plate at one end, and the clutch inner of the second clutch is coupled to the clutch inner of the first clutch and A twin clutch device arranged between the annular plate portions is already known, for example, from Patent Document 1.
German Patent Invention No. 4332466

ところが、上記特許文献１で開示されたツインクラッチ装置では、外力の作用により第１および第２クラッチを接続状態とするものであり、歯車変速機に適用すると、外力を常時作用させておく必要があるので好ましくはない。そこで外力の作用によって遮断状態とするように構成したいのであるが、第２クラッチのクラッチインナが、第１クラッチが備えるクラッチアウタの環状板部と、第１クラッチのクラッチインナとの間に配置される構成となっているので、外力の作用によって遮断状態とする構造を単純に構成することが難しい。 However, in the twin clutch device disclosed in Patent Document 1, the first and second clutches are brought into a connected state by the action of an external force. When applied to a gear transmission, it is necessary to keep the external force constantly applied. This is not preferable. In view of this, it is desired to configure the clutch so as to be shut off by the action of an external force. The clutch inner of the second clutch is disposed between the annular plate portion of the clutch outer provided in the first clutch and the clutch inner of the first clutch. Therefore, it is difficult to simply construct a structure that is cut off by the action of an external force.

本発明は、かかる事情に鑑みてなされたものであり、両クラッチを外力の作用によって遮断状態とするための構造を簡略化し得るようにしたツインクラッチ装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of such circumstances, and an object of the present invention is to provide a twin clutch device that can simplify the structure for disengaging both clutches by the action of an external force.

上記目的を達成するために、請求項１記載の発明は、一端に環状板部を有して有底円筒状に形成されるとともに動力源からの動力伝達によって回転する第１クラッチアウタを有する多板式の第１クラッチと、第１クラッチアウタとともに回転する第２クラッチアウタを有して第１クラッチの半径方向内方に同軸に配置される多板式の第２クラッチとを備え、第１および第２クラッチがそれぞれ備えるクラッチインナの一方が、当該一方のクラッチインナとの相対回転を可能として第１および第２クラッチの他方の一部を構成するクラッチ構成部材および前記環状板部間に配置されるツインクラッチ装置において、前記両クラッチインナの前記環状板部側の端部には、第１および第２クラッチの断・接状態を切り換えるリング状のプレッシャプレートが軸方向に作動可能にそれぞれ支承されるとともにそれらのプレッシャプレートを接続側に付勢するクラッチスプリングがそれぞれ配設され、第１および第２クラッチの回転軸線と平行な軸線を有して前記両クラッチインナを軸方向移動自在にそれぞれ貫通するリフタピンの一端が、前記プレッシャプレートを前記クラッチスプリングのばね付勢力に抗して押圧することを可能として前記プレッシャプレートにそれぞれ当接され、第１および第２クラッチの回転軸線と平行な軸線を有して前記クラッチ構成部材を軸方向移動自在に貫通する駆動ピンの一端が、前記両リフタピンのうち前記一方のクラッチインナを貫通するリフタピンの他端にスラスト軸受手段を介して連接されることを特徴とする。 In order to achieve the above object, the invention described in claim 1 includes a first clutch outer that has an annular plate at one end and is formed in a bottomed cylindrical shape and that rotates by power transmission from a power source. A plate-type first clutch, and a multi-plate-type second clutch having a second clutch outer that rotates together with the first clutch outer and arranged coaxially inward in the radial direction of the first clutch, One of the clutch inners provided in each of the two clutches is disposed between a clutch constituent member that constitutes a part of the other of the first and second clutches and the annular plate portion, enabling relative rotation with the one clutch inner. In the twin clutch device, a ring-shaped pressure switch for switching between the disengagement / contact state of the first and second clutches is provided at an end of the two clutch inners on the annular plate side. Clutch springs are operatively supported in the axial direction and clutch springs for urging the pressure plates toward the connection side are provided, and each has an axis parallel to the rotation axis of the first and second clutches. One end of a lifter pin that passes through both clutch inners so as to be axially movable is brought into contact with the pressure plate so as to be able to press the pressure plate against the spring biasing force of the clutch spring. And one end of a drive pin having an axis parallel to the rotation axis of the second clutch and penetrating the clutch constituent member in an axially movable manner, and the other end of the lifter pin penetrating the one clutch inner of the lifter pins Are connected to each other through a thrust bearing means.

また請求項２記載の発明は、請求項１記載の発明の構成に加えて、前記両クラッチスプリングおよび前記両プレッシャプレート間に環状のスプリングシートがそれぞれ介装されることを特徴とする。 According to a second aspect of the invention, in addition to the configuration of the first aspect of the invention, an annular spring seat is interposed between the clutch springs and the pressure plates.

さらに請求項３記載の発明は、請求項１または２記載の発明の構成に加えて、前記両クラッチインナの他方を貫通する前記リフタピンおよび前記駆動ピンの他端には、第１および第２クラッチの回転軸線と直交する軸線まわりに回動可能であるとともに第１および第２クラッチに個別に対応したカムが設けられるカムシャフトを有するクラッチ断・接制御手段が、前記カムシャフトの回動位置に応じて前記他方のクラッチインナを貫通するリフタピンおよび前記駆動ピンを相互に独立して押圧駆動すべく連動、連結されることを特徴とする。 In addition to the configuration of the invention described in claim 1 or 2, the invention described in claim 3 includes the first and second clutches on the other end of the lifter pin and the drive pin penetrating the other of the two clutch inners. And a clutch disengagement / contact control means having a camshaft that is rotatable about an axis perpendicular to the rotation axis of the shaft and provided with cams individually corresponding to the first and second clutches. Accordingly, the lifter pin penetrating the other clutch inner and the drive pin are interlocked and connected so as to be pressed and driven independently of each other.

なお実施例の第２クラッチアウタ３７が本発明のクラッチ構成部材に対応し、実施例のスラストベアリングが本発明のスラスト軸受手段に対応する。 The second clutch outer 37 of the embodiment corresponds to the clutch constituent member of the present invention, and the thrust bearing of the embodiment corresponds to the thrust bearing means of the present invention.

請求項１記載の発明によれば、第１および第２クラッチのクラッチインナをそれぞれ貫通するリフタピンに外力を作用せしめて軸方向に押圧することにより、第１および第２クラッチを遮断状態とすることができ、しかも一方のクラッチインナは、第１クラッチアウタの環状板部およびクラッチ構成部材間に配置され、クラッチ構成部材は前記一方のクラッチインナとの相対回転が可能ではあるが、クラッチ構成部材を軸方向移動自在に貫通する駆動ピンの一端が前記一方のクラッチインナを貫通するリフタピンの他端にスラスト軸受手段を介して連接されるので、前記一方のクラッチインナおよびクラッチ構成部材の相対回転にかかわらず、一方のクラッチインナを貫通するリフタピンを軸方向に駆動することが可能であり、リフタピンおよび駆動ピン間にスラスト軸受手段を介在せしめた簡単な構成により、前記一方のクラッチインナを有するクラッチを、外力の作用によって遮断状態とすることができる。また両リフタピンの動作方向および駆動方向が同じであるので、第１および第２クラッチを断・接作動せしめる駆動力を両リフタピンに作用せしめる構造を簡易なもので実現することができる。 According to the first aspect of the present invention, the first and second clutches are brought into the disconnected state by applying an external force to the lifter pins penetrating the clutch inners of the first and second clutches and pressing them in the axial direction. In addition, one clutch inner is disposed between the annular plate portion of the first clutch outer and the clutch constituent member, and the clutch constituent member is capable of relative rotation with the one clutch inner. Since one end of the drive pin penetrating in the axial direction is connected to the other end of the lifter pin penetrating the one clutch inner via the thrust bearing means, the one of the clutch inner and the clutch constituting member is involved in relative rotation. The lifter pin that passes through one clutch inner can be driven in the axial direction. By a simple configuration that allowed interposed thrust bearing means between the fine drive pin, the clutch having the one of the clutch inner, can be cut-off state by the action of an external force. Further, since the operation direction and the drive direction of both lifter pins are the same, it is possible to realize a simple structure in which the drive force for disengaging and engaging the first and second clutches is applied to both lifter pins.

また請求項２記載の発明によれば、クラッチスプリングが環状のスプリングシートを介してプレッシャプレートに当接するので、クラッチスプリングのばね力をプレッシャプレートの全周にわたって均等に作用せしめ、第１および第２クラッチの確実な断・接切換を得ることができる。 According to the invention described in claim 2, since the clutch spring abuts on the pressure plate via the annular spring seat, the spring force of the clutch spring is applied uniformly over the entire circumference of the pressure plate. It is possible to obtain reliable clutch switching.

さらに請求項３記載の発明によれば、第１および第２クラッチに共通なクラッチ断・接制御手段を用いて、相互に独立して両クラッチの断・接切換を行うことができ、第１および第２クラッチに断・接を切り換えるための外力を作用せしめる構造が簡略化される。 According to the third aspect of the present invention, the clutch disengagement / engagement control means common to the first and second clutches can be used to perform disengagement / engagement switching of both clutches independently of each other. And the structure which makes the 2nd clutch act on the external force for switching connection / disconnection is simplified.

以下、本発明の実施の形態を、添付の図面に示した本発明の一実施例に基づいて説明する。 DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Embodiments of the present invention will be described below based on one embodiment of the present invention shown in the accompanying drawings.

図１〜図９は本発明の一実施例を示すものであり、図１はツインクラッチ式歯車変速機の概略構成を示す図、図２はツインクラッチ装置の縦断面図、図３は図２の要部拡大図、図４は図３の４−４線断面図、図５は第１クラッチアウタの切欠き斜視図、図６は図３の６−６線拡大断面図、図７はカムシャフトの回動位置およびリフタの変位量を対比させて示す図、図８はシフトアップ時の変速特性を示す図、図９はシフトダウン時の変速特性を示す図である。 1 to 9 show an embodiment of the present invention. FIG. 1 is a diagram showing a schematic configuration of a twin clutch gear transmission, FIG. 2 is a longitudinal sectional view of a twin clutch device, and FIG. 4 is a sectional view taken along line 4-4 of FIG. 3, FIG. 5 is a cutaway perspective view of the first clutch outer, FIG. 6 is an enlarged sectional view taken along line 6-6 of FIG. 3, and FIG. FIG. 8 is a diagram showing the shaft rotation position and the lifter displacement amount in comparison, FIG. 8 is a diagram showing the speed change characteristic when shifting up, and FIG. 9 is a diagram showing the speed change characteristic when shifting down.

先ず図１において、たとえば自動二輪車に搭載される多気筒エンジンが備える複数のピストン１１，１１…は図示しないクランクケースに回転自在に支承されるクランク軸１２に共通に連接されており、このクランク軸１２の回転動力は、一次減速装置１３およびダンパゴム１４を介してツインクラッチ装置１５に入力される。一方、前記クランクケース内には、選択的に確立可能な奇数変速段たとえば第１および第３変速段用歯車列Ｇ１，Ｇ３を有する奇数変速段用歯車変速機構１６と、選択的に確立可能な偶数変速段たとえば第２および第４変速段用歯車列Ｇ２，Ｇ４を有する偶数変速段用歯車変速機構１７とが収納されており、前記クランク軸１２から一次減速装置１３およびダンパゴム１４…を介して伝達される動力の前記奇数変速段用歯車変速機構１６および偶数変速段用歯車変速機構１７への伝達および伝達遮断が前記ツインクラッチ装置１５で切換えられる。 First, in FIG. 1, for example, a plurality of pistons 11, 11... Provided in a multi-cylinder engine mounted on a motorcycle are connected in common to a crankshaft 12 rotatably supported by a crankcase (not shown). The rotational power 12 is input to the twin clutch device 15 via the primary reduction gear 13 and the damper rubber 14. On the other hand, the crankcase can be selectively established with an odd-numbered gear stage that can be selectively established, such as an odd-numbered gear stage gear transmission mechanism 16 having first and third gear stages G1 and G3. An even speed stage gear transmission mechanism 17 having second and fourth speed stage gear trains G2, G4, for example, is housed from the crankshaft 12 through a primary reduction device 13 and damper rubbers 14. Transmission and transmission interruption of the transmitted power to the odd speed gear transmission mechanism 16 and the even speed gear transmission mechanism 17 are switched by the twin clutch device 15.

前記クランクケースには、前記クランク軸１２と平行な軸線を有する円筒状の第１メインシャフト１８と、軸方向相対位置を一定としつつ相対回転を可能として第１メインシャフト１８を同軸に貫通する第２メインシャフト１９と、第１および第２メインシャフト１８，１９と平行な軸線を有するカウンタシャフト３０とが回転自在に支承される。而して前記偶数変速段用歯車変速機構１７は第１メインシャフト１８およびカウンタシャフト３０間に設けられ、前記奇数変速段用歯車変速機構１６は第２メインシャフト１９および前記カウンタシャフト３０間に設けられ、前記クランクケースを回転自在に貫通した前記カウンタシャフト３０の端部には、図示しない後輪に動力を伝達するためのチェーンが巻き掛けられるようにして駆動スプロケット３１が固定される。 The crankcase includes a cylindrical first main shaft 18 having an axis parallel to the crankshaft 12 and a first main shaft 18 that coaxially penetrates the first main shaft 18 while allowing relative rotation while maintaining a constant axial relative position. Two main shafts 19 and a counter shaft 30 having an axis parallel to the first and second main shafts 18 and 19 are rotatably supported. Thus, the even speed gear transmission 17 is provided between the first main shaft 18 and the counter shaft 30, and the odd speed gear transmission 16 is provided between the second main shaft 19 and the counter shaft 30. A drive sprocket 31 is fixed to an end portion of the countershaft 30 that passes through the crankcase in a rotatable manner so that a chain for transmitting power to a rear wheel (not shown) is wound around the end.

第２変速段用歯車列Ｇ２は、第１メインシャフト１８に一体に設けられる第２速用駆動歯車２５と、前記カウンタシャフト３０に相対回転自在に支承されて第２速用駆動歯車２５に噛合する第２速用被動歯車２６とから成り、第４変速段用歯車列Ｇ４は、第１メインシャフト１８に固定される第４速用駆動歯車２７と、前記カウンタシャフト３０に相対回転自在に支承されて第４速用駆動歯車２７に噛合する第４速用被動歯車２８とから成る。また第２および第４速用被動歯車２６，２８間でカウンタシャフト３０には、第１シフタ２９がスプライン結合されており、第２シフタ２９の軸方向移動により、第２および第４速用被動歯車２６，２８をカウンタシャフト３０に対して自由に回転させる状態（ニュートラル状態）と、第２および第４速用被動歯車２６，２８のいずれかをカウンタシャフト３０に相対回転不能に結合して第２変速段用歯車列Ｇ２および第４変速段用歯車列Ｇ４のいずれかを確立する状態とを切換可能である。 The second gear stage gear train G2 is rotatably supported by the second speed drive gear 25 integrally provided on the first main shaft 18 and the counter shaft 30, and meshes with the second speed drive gear 25. The fourth speed gear train G4 is supported by the fourth speed drive gear 27 fixed to the first main shaft 18 and the counter shaft 30 so as to be relatively rotatable. And a fourth speed driven gear 28 that meshes with the fourth speed drive gear 27. Further, a first shifter 29 is splined to the countershaft 30 between the second and fourth speed driven gears 26 and 28, and the second and fourth speed driven gears are moved by the axial movement of the second shifter 29. A state in which the gears 26 and 28 are freely rotated with respect to the countershaft 30 (neutral state) and one of the second and fourth speed driven gears 26 and 28 are coupled to the countershaft 30 so as not to be relatively rotatable. It is possible to switch between a state in which one of the second gear stage gear train G2 and the fourth gear stage gear train G4 is established.

第１変速段用歯車列Ｇ１は、第２メインシャフト１９に一体に設けられる第１速用駆動歯車２０と、前記カウンタシャフト３０に相対回転自在に支承されて第１速用駆動歯車２０に噛合する第１速用被動歯車２１とから成り、第３変速段用歯車列Ｇ３は、第２メインシャフト１９に固定される第３速用駆動歯車２２と、前記カウンタシャフト３０に相対回転自在に支承されて第３速用駆動歯車２２に噛合する第３速用被動歯車２３とから成る。また第１および第３速用被動歯車２１，２３間でカウンタシャフト３０には第２シフタ２４がスプライン結合されており、第１シフタ２４の軸方向移動により、第１および第３速用被動歯車２１，２３をカウンタシャフト３０に対して自由に回転させる状態（ニュートラル状態）と、第１および第３速用被動歯車２１，２３のいずれかをカウンタシャフト３０に相対回転不能に結合して第１変速段用歯車列Ｇ１および第３変速段用歯車列Ｇ３のいずれかを確立する状態とを切換可能である。 The first gear stage gear train G1 is supported by the first speed drive gear 20 integrally provided on the second main shaft 19 and the counter shaft 30 so as to be relatively rotatable and meshed with the first speed drive gear 20. The third speed gear train G3 is supported by the third speed drive gear 22 fixed to the second main shaft 19 and the counter shaft 30 so as to be relatively rotatable. And a third-speed driven gear 23 that meshes with the third-speed drive gear 22. A second shifter 24 is splined to the countershaft 30 between the first and third speed driven gears 21 and 23, and the first and third speed driven gears are moved by the axial movement of the first shifter 24. A state in which 21 and 23 are freely rotated with respect to the countershaft 30 (neutral state) and one of the first and third speed driven gears 21 and 23 are coupled to the countershaft 30 so as not to be relatively rotatable. It is possible to switch between a state in which one of the gear stage gear train G1 and the third gear train G3 is established.

図２および図３を併せて参照して、ツインクラッチ装置１５は、前記一次減速装置１３から伝達される動力で回転する第１クラッチアウタ３６を有するとともにクランクシャフト１２から偶数変速段用歯車変速機構１７への動力伝達および遮断を切換える多板式の第１クラッチ３４と、第１クラッチアウタ３６とともに回転する第２クラッチアウタ３７を有して第１クラッチ３４の半径方向内方に同軸に配置されるとともにクランクシャフト１２から奇数変速段用歯車変速機構１６への動力伝達および遮断を切換える多板式の第２クラッチ３５とを備えるものであり、第１クラッチアウタ３６は、円筒部３６ａの一端に環状板部３６ｂが一体に連設されて有底円筒状に形成される。 2 and 3 together, the twin clutch device 15 has a first clutch outer 36 that rotates with the power transmitted from the primary reduction gear 13, and the gear transmission mechanism for even speed stages from the crankshaft 12. 17 has a multi-plate type first clutch 34 that switches between transmission and shut-off of power to 17 and a second clutch outer 37 that rotates together with the first clutch outer 36, and is coaxially arranged radially inward of the first clutch 34. And a multi-plate type second clutch 35 that switches between transmission and interruption of power from the crankshaft 12 to the odd-numbered gear transmission mechanism 16, and the first clutch outer 36 is provided with an annular plate at one end of the cylindrical portion 36a. The parts 36b are integrally connected to form a bottomed cylindrical shape.

一次減速装置１３は、前記クランク軸１２に一体に設けられる駆動歯車３８と、第２メインシャフト１９に相対回転可能に支承されて駆動歯車３８に噛合する被動歯車３９とから成る。また第１クラッチアウタ３６における環状板部３６ｂの周方向複数箇所には連結ボス３６ｃ…が一体に突設されており、それらの連結ボス３６ｃ…は被動歯車３９に設けられた保持孔４０…に挿入されたダンパゴム１４…を貫通し、環状板部３６ｂとは反対側で被動歯車３９に当接する保持板４１が、連結ボス３９ｃ…を貫通するリベット４２…で連結ボス３６ｃ…の端面に締結される。すなわちクランク軸１２からの動力は一次減速装置１３およびダンパゴム１４…を介して第１クラッチアウタ３６に入力されることになる。 The primary reduction gear 13 includes a drive gear 38 that is provided integrally with the crankshaft 12, and a driven gear 39 that is rotatably supported by the second main shaft 19 and meshes with the drive gear 38. Further, connecting bosses 36c are projected integrally at a plurality of locations in the circumferential direction of the annular plate portion 36b in the first clutch outer 36, and these connecting bosses 36c are provided in holding holes 40 provided in the driven gear 39. A holding plate 41 that passes through the inserted damper rubber 14 and contacts the driven gear 39 on the side opposite to the annular plate portion 36b is fastened to the end face of the connecting boss 36c by a rivet 42 that passes through the connecting boss 39c. The That is, the power from the crankshaft 12 is input to the first clutch outer 36 via the primary speed reducer 13 and the damper rubber 14.

第１クラッチ３４は、上述の第１クラッチアウタ３６と、第１クラッチアウタ３６の円筒部３６ａで同軸に囲繞される円筒部４３ａを有する第１クラッチインナ４３と、第１クラッチアウタ３６の円筒部３６ａに相対回転不能に係合される複数枚の第１クラッチディスク４４…と、第１クラッチインナ４３の前記円筒部４３ａに相対回転不能に係合されるとともに第１クラッチディスク４４…と交互に重なって配置される複数枚の第１クラッチプレート４５…と、交互に重なって配置される第１クラッチディスク４４…および第１クラッチプレート４５…に前記環状板部３６ｂとは反対側から対向する環状の第１受圧板部４３ｂと、交互に重なって配置される第１クラッチディスク４４…および第１クラッチプレート４５…に前記環状板部３６ｂ側から対向する環状の第１プレッシャプレート４６と、第１クラッチディスク４４…および第１クラッチプレート４５…を第１受圧板部４３ｂとの間に挟圧する側に第１プレッシャプレート４６を付勢するばね力を発揮する第１クラッチスプリング４７とを備える。 The first clutch 34 includes the first clutch outer 36 described above, a first clutch inner 43 having a cylindrical portion 43 a that is coaxially surrounded by the cylindrical portion 36 a of the first clutch outer 36, and a cylindrical portion of the first clutch outer 36. A plurality of first clutch disks 44, which are engaged with 36a in a relatively non-rotatable manner, and a first clutch disk 44, which is engaged with the cylindrical portion 43a of the first clutch inner 43 in a relatively non-rotatable manner. A plurality of first clutch plates 45 arranged in an overlapping manner, and a first clutch disk 44 and a first clutch plate 45 arranged alternately in an annular shape opposed to the annular plate portion 36b from the opposite side. The first pressure receiving plate portion 43b and the first clutch discs 44 and the first clutch plates 45 that are alternately overlapped with the annular plate portion 3 The first pressure plate 46 is urged to the side where the annular first pressure plate 46 facing from the b side, the first clutch discs 44, and the first clutch plates 45 are sandwiched between the first pressure receiving plate portion 43b. And a first clutch spring 47 that exerts a spring force.

第１受圧板部４３ｂは、第１クラッチインナ４３における円筒部４３ａの外端から半径方向外方に一体に張出して環状に形成される。また第１クラッチインナ４３は、前記円筒部４３ａの内端から半径方向内方に一体に張り出す環状の連結板部４３ｃを有しており、この連結板部４３ｃの内周が第２メインシャフト１９に軸方向相対移動を不能とするとともに相対回転を不能として連結される。 The first pressure receiving plate portion 43b is formed in an annular shape by projecting integrally from the outer end of the cylindrical portion 43a of the first clutch inner 43 outward in the radial direction. The first clutch inner 43 has an annular connecting plate portion 43c integrally projecting radially inward from the inner end of the cylindrical portion 43a. The inner periphery of the connecting plate portion 43c is the second main shaft. It is connected to 19 so that relative movement in the axial direction is disabled and relative rotation is disabled.

第１プレッシャプレート４６は、第１クラッチインナ４３における円筒部４３ａに相対回転を不能としつつ軸方向相対移動を可能として支承されるものであり、複数枚の皿ばねを重合して構成される第１クラッチスプリング４７の外周が、環状の第１スプリングシート４８を介して第１プレッシャプレート４７に当接される。また前記円筒部４３ａの内端部外周に装着される止め輪４９に、第１クラッチスプリング４７の内周が環状の第１リテーナ５０を介して当接、支持される。 The first pressure plate 46 is supported by the cylindrical portion 43a of the first clutch inner 43 so as to be capable of relative movement in the axial direction while disabling relative rotation, and is configured by overlapping a plurality of disc springs. The outer periphery of the one clutch spring 47 is brought into contact with the first pressure plate 47 via the annular first spring seat 48. Further, the inner periphery of the first clutch spring 47 is in contact with and supported by a retaining ring 49 attached to the outer periphery of the inner end portion of the cylindrical portion 43 a via the annular first retainer 50.

図４を併せて参照して、第２クラッチ３５は、第１クラッチ３４における第１クラッチインナ３６の円筒部３６ａで同軸に囲繞される円筒部３７ａを有して第１クラッチアウタ３６とともに回転する第２クラッチアウタ３７と、第２クラッチアウタ３７の円筒部３７ａで同軸に囲繞される円筒部５３ａを有する第２クラッチインナ５３と、第２クラッチアウタ３７の円筒部３７ａに相対回転不能に係合される複数枚の第２クラッチディスク５４…と、第２クラッチインナ５３の前記円筒部５３ａに相対回転不能に係合されるとともに第１クラッチディスク５４…と交互に重なって配置される複数枚の第２クラッチプレート５５…と、交互に重なって配置される第２クラッチディスク５４…および第２クラッチプレート５５…に第１クラッチアウタ３６の前記環状板部３６ｂとは反対側から対向する環状の第２受圧板部５３ｂと、交互に重なって配置される第２クラッチディスク５４…および第２クラッチプレート５５…に前記環状板部３６ｂ側から対向する環状の第２プレッシャプレート５６と、第２クラッチディスク５４…および第２クラッチプレート５５…を第２受圧板部５３ｂとの間に挟圧する側に第２プレッシャプレート５６を付勢するばね力を発揮する第２クラッチスプリング５７とを備える。 Referring also to FIG. 4, the second clutch 35 has a cylindrical portion 37 a that is coaxially surrounded by the cylindrical portion 36 a of the first clutch inner 36 in the first clutch 34, and rotates together with the first clutch outer 36. The second clutch outer 37, the second clutch inner 53 having a cylindrical portion 53a coaxially surrounded by the cylindrical portion 37a of the second clutch outer 37, and the cylindrical portion 37a of the second clutch outer 37 are engaged with each other so as not to be relatively rotatable. And a plurality of second clutch disks 54, which are engaged with the cylindrical portion 53a of the second clutch inner 53 in a relatively non-rotatable manner and alternately overlap with the first clutch disks 54. The second clutch plates 55 and the second clutch disks 54 and the second clutch plates 55 that are arranged alternately are overlapped with the first clutch plates. The annular plate portion is disposed on the annular second pressure receiving plate portion 53b facing the annular plate portion 36b on the opposite side to the annular plate portion 36b, and on the second clutch disks 54 and the second clutch plates 55 arranged alternately. The second pressure plate 56 is biased to the side that sandwiches the annular second pressure plate 56, the second clutch discs 54,..., And the second clutch plates 55 from the second pressure receiving plate portion 53b. And a second clutch spring 57 that exerts a spring force.

第２クラッチアウタ３７は、その円筒部３７ａの外端から半径方向外方に張出す環状の外側連結板部３７ｂと、前記円筒部３７ａの軸方向中間部から半径方向内方に張出す環状の内側連結板部３７ｃとを一体に有する。而して外側連結板部３７ｂは、第１クラッチインナ４３が第１クラッチアウタ３６の環状板部３６ｂと外側連結板部３７ｂ間に配置されるようにして第１クラッチインナ４３を外方から覆うものであり、前記円筒部３７ａの外端に一体に連設され、この連結板部３７ｂの外周が第１クラッチアウタ３６における円筒部３６ａに相対回転不能に係合される。また内側連結板部３７ｃの内周は、第２メインシャフト１９から突出した第１メインシャフト１８の端部に、軸方向相対移動を不能とするとともに相対回転を不能として連結される。 The second clutch outer 37 has an annular outer connecting plate portion 37b projecting radially outward from an outer end of the cylindrical portion 37a, and an annular projecting portion radially inward from an axial intermediate portion of the cylindrical portion 37a. The inner connecting plate portion 37c is integrally provided. Thus, the outer connecting plate portion 37b covers the first clutch inner 43 from the outside so that the first clutch inner 43 is disposed between the annular plate portion 36b of the first clutch outer 36 and the outer connecting plate portion 37b. The outer periphery of the cylindrical portion 37a is integrally connected to the outer end of the cylindrical portion 37a, and the outer periphery of the connecting plate portion 37b is engaged with the cylindrical portion 36a of the first clutch outer 36 in a relatively non-rotatable manner. The inner periphery of the inner connecting plate portion 37c is connected to the end portion of the first main shaft 18 projecting from the second main shaft 19 while disabling relative movement in the axial direction and disabling relative rotation.

さらに図５を併せて参照して、第１クラッチアウタ３６の前記円筒部３６ａには、第１クラッチにおける複数枚の第１クラッチディスク５４…の外周を相対回転不能に係合せしめる複数のクラッチディスク用係合溝６１，６１…が、環状板部３６ｂとは反対側で円筒部３６ａの他端に開口しつつ周方向に等間隔をあけて設けられるとともに、第２クラッチアウタ３７における外側連結板部３７ｂの外周を相対回転不能に係合せしめる複数のクラッチアウタ用係合溝６２，６２…が、前記各クラッチディスク用係合溝６１，６１…間に配置されるとともに前記円筒部３６ａの他端に開口しつつ周方向等間隔にそれぞれ設けられ、各クラッチディスク用係合溝６１，６１…は、前記円筒部３６ａの外周面にも開口する。 Referring also to FIG. 5, a plurality of clutch disks for engaging the outer periphery of the plurality of first clutch disks 54 in the first clutch with the cylindrical portion 36a of the first clutch outer 36 in a relatively non-rotatable manner. .. Are provided at equal intervals in the circumferential direction while opening to the other end of the cylindrical portion 36a on the side opposite to the annular plate portion 36b, and the outer coupling plate in the second clutch outer 37. A plurality of clutch outer engagement grooves 62, 62... For engaging the outer periphery of the portion 37 b in a relatively non-rotatable manner are disposed between the clutch disk engagement grooves 61, 61. The clutch disk engaging grooves 61, 61,... Are also opened at the outer peripheral surface of the cylindrical portion 36a.

しかも第２クラッチアウタ３７は、後述のスラストベアリング６８によって軸方向内方側への移動が阻止されるものであり、第２クラッチアウタ３７の外側連結板部３７ｂの外周に軸方向外方から当接、係合する止め輪６３が第１クラッチアウタ３６の円筒部３６ａに装着される。 Moreover, the second clutch outer 37 is prevented from moving inward in the axial direction by a thrust bearing 68 described later, and the outer periphery of the outer coupling plate portion 37b of the second clutch outer 37 is contacted from the outer side in the axial direction. A retaining ring 63 that contacts and engages is attached to the cylindrical portion 36 a of the first clutch outer 36.

而して第１クラッチディスク４４…の外周には各クラッチディスク用係合溝６１，６１…に係合する係合突部４４ａ…が突設され、第２クラッチアウタ３７における外側連結板部３７ｂの外周には、各クラッチアウタ用係合溝６２，６２…に係合する係合突部３７ｄ…が突設されるのであるが、前記クラッチディスク用係合溝６１，６１…および前記クラッチアウタ用係合溝６２，６２…の軸方向長さは相互に異なって設定されるものであり、この実施例では、第２クラッチアウタ３７の連結板部３７ｂが第１クラッチディスク４４よりも軸方向外方に配置されるものであるので、クラッチディスク用係合溝６１，６１…の軸方向長さがクラッチアウタ用係合溝６２，６２…の軸方向長さよりも大きく設定される。 Thus, on the outer periphery of the first clutch disk 44, an engaging projection 44a that engages with each of the clutch disk engaging grooves 61, 61 is projected, and the outer coupling plate portion 37b of the second clutch outer 37 is projected. Are engaged with the clutch outer engagement grooves 62, 62, and the clutch disk engagement grooves 61, 61, and the clutch outer. The axial lengths of the engaging grooves 62, 62... Are set differently from each other. In this embodiment, the connecting plate portion 37b of the second clutch outer 37 is more axial than the first clutch disc 44. The axial length of the clutch disk engaging grooves 61, 61... Is set larger than the axial length of the clutch outer engaging grooves 62, 62.

第１クラッチスプリング４７のばね力で接続状態を維持する第１クラッチ３４に、第１クラッチスプリング４７のばね力に抗して遮断側に駆動する制御力を及ぼすための複数たとえば３つの第１リフタピン６５…が、第１クラッチ３４の回転軸線と平行な軸線を有するとともに第１クラッチインナ４３における円筒部４３ａの周方向に等間隔をあけた複数箇所たとえば３箇所を軸方向移動自在に貫通し、それらの第１リフタピン６５…の一端は、第１クラッチ３４の第１プレッシャプレート４６に、第１プレッシャプレート４６を第１クラッチスプリング４７のばね力に抗して押圧することを可能として当接される。 A plurality of, for example, three first lifter pins for exerting a control force for driving the first clutch 34 that maintains the connected state by the spring force of the first clutch spring 47 against the spring force of the first clutch spring 47 toward the shut-off side 65... Have a line parallel to the rotational axis of the first clutch 34 and pass through a plurality of, for example, three places at equal intervals in the circumferential direction of the cylindrical portion 43 a of the first clutch inner 43, so as to be freely movable in the axial direction. One end of each of the first lifter pins 65 is brought into contact with the first pressure plate 46 of the first clutch 34 so as to be able to press the first pressure plate 46 against the spring force of the first clutch spring 47. The

第２クラッチスプリング５７のばね力で接続状態を維持する第２クラッチ３５に、第２クラッチスプリング５７のばね力に抗して遮断側に駆動する制御力を及ぼすための複数たとえば３つの第２リフタピン６６…が、第２クラッチ３５の回転軸線と平行な軸線を有するとともに第２クラッチインナ５３における円筒部５３ａの周方向に等間隔をあけた複数箇所たとえば３箇所を軸方向移動自在に貫通し、それらの第２リフタピン６６…の一端は、第２クラッチ３５の第２プレッシャプレート５６に、第２プレッシャプレート５６を第２クラッチスプリング５７のばね力に抗して押圧することを可能として当接される。 A plurality of, for example, three second lifter pins for exerting a control force for driving the second clutch 35 that maintains the connected state by the spring force of the second clutch spring 57 against the spring force of the second clutch spring 57 to the cutoff side 66... Have a line parallel to the rotational axis of the second clutch 35 and pass through a plurality of, for example, three places at equal intervals in the circumferential direction of the cylindrical portion 53a of the second clutch inner 53, so as to be freely movable in the axial direction. One end of each of these second lifter pins 66 is brought into contact with the second pressure plate 56 of the second clutch 35 so as to be able to press the second pressure plate 56 against the spring force of the second clutch spring 57. The

また第１クラッチインナ４３を第１クラッチアウタ３６の環状板部３６ｂとの間に挟んで第２クラッチ３５の一部を構成する第２クラッチアウタ３７における外側連結板部３７ｂの周方向に等間隔をあけた複数箇所たとえば３箇所を、第１および第２クラッチ３４，３５の回転軸線と平行な軸線を有する駆動ピン６７…が軸方向移動自在に貫通するものであり、それらの駆動ピン６７…の一端は、第１リフタピン６５…の一端に、環状のスラストベアリング６８を介して連接される。 Further, the first clutch inner 43 is sandwiched between the annular plate portion 36b of the first clutch outer 36, and the outer coupling plate portion 37b of the second clutch outer 37 constituting a part of the second clutch 35 is equally spaced in the circumferential direction. Drive pins 67 having an axis parallel to the rotation axes of the first and second clutches 34 and 35 are penetrated through a plurality of locations, for example, three locations, in an axially movable manner. Is connected to one end of the first lifter pins 65 through an annular thrust bearing 68.

また第１および第２クラッチ３４，３５の軸線に直交する平面内での前記スラストベアリング６８の移動を阻止すべく、前記外側連結板部３７ｂにはスラストベアリング６８を収容、保持する環状凹部６９が形成される。 Further, in order to prevent the thrust bearing 68 from moving in a plane orthogonal to the axis of the first and second clutches 34 and 35, the outer connecting plate portion 37b has an annular recess 69 for receiving and holding the thrust bearing 68. It is formed.

第２リフタピン６６…の他端および前記駆動ピン６７…の他端には、第１および第２クラッチ３４，３５の回転軸線と直交する軸線まわりに回動可能であるカムシャフト７０と、そのカムシャフト７０を回動するようにしてカムシャフト７０に連結されるアクチュエータ７１とを有するクラッチ断・接制御手段７２が、カムシャフト７０の回動位置に応じて第２リフタピン６６…および前記駆動ピン６７…を相互に独立して押圧駆動すべく連動、連結される。 At the other end of the second lifter pins 66 and the other end of the drive pins 67, a camshaft 70 that is rotatable about an axis perpendicular to the rotation axis of the first and second clutches 34 and 35, and its cam A clutch disengagement / contact control means 72 having an actuator 71 coupled to the camshaft 70 so as to rotate the shaft 70 includes a second lifter pin 66... And the drive pin 67 according to the rotation position of the camshaft 70. Are interlocked and coupled to drive each other independently.

前記カムシャフト７０は、図示しないクランクケースに結合されるカバー７３で回動自在に支承されるものであり、このカムシャフト７０および前記カバー７３間には戻しばね７４が設けられる。 The camshaft 70 is rotatably supported by a cover 73 coupled to a crankcase (not shown), and a return spring 74 is provided between the camshaft 70 and the cover 73.

図６を併せて参照して、前記カムシャフト７０には、軸方向に間隔をあけて配置される一対の第１カム７５，７５と、両第１カム７５…間の中央部に配置される第２カム７６とが一体に設けられており、カムシャフト７０は、第２カム７６が第１および第２メインシャフト１８，１９の軸線延長線上に位置するようにして前記カバー７３に支承される。 Referring also to FIG. 6, the camshaft 70 is disposed at the center between a pair of first cams 75, 75 that are spaced apart in the axial direction, and the first cams 75. A second cam 76 is integrally provided, and the camshaft 70 is supported by the cover 73 so that the second cam 76 is positioned on the extension line of the first and second main shafts 18 and 19. .

駆動ピン６７…の他端は、環状の第１リフタ７７に共通に連結されており、第１カム７５，７５に一端部を摺接させるようにして円筒状に形成される第１リフタ７８に第１カムフォロワ７７が第１レリーズベアリング７９を介して連結される。また第２リフタピン６６…の他端は、第１リフタ７７で同軸に囲繞される環状の第２リフタ８０に共通に連結され、第２カム７６に一端を摺接させるようにして第１リフタ７８に摺動可能に嵌合される第２リフタ８１に第２カムフォロワ８０が第２レリーズベアリング８２を介して連結される。 The other ends of the drive pins 67 are connected to a ring-shaped first lifter 77 in common, and a first lifter 78 formed in a cylindrical shape so that one end thereof is in sliding contact with the first cams 75, 75. A first cam follower 77 is connected via a first release bearing 79. The other ends of the second lifter pins 66 are connected in common to an annular second lifter 80 that is coaxially surrounded by the first lifter 77, and the first lifter 78 is slidably contacted with the second cam 76. A second cam follower 80 is connected to a second lifter 81 slidably fitted to the second lifter 81 via a second release bearing 82.

図２に注目して、アクチュエータ７１は、単一の電動モータ８５と、該電動モータ８５の出力を減速して前記カムシャフト７０に伝達する減速機構８６で構成されるものであり、カムシャフト７０と平行な回転を有する電動モータ８５は、前記減速機機８６を収容するようにしてクランクケースに支持される減速機構ケース８７に取付けられる。而して減速機構ケース８７は一対のケース半体８８，８９が相互に結合されて成るものであり、電動モータ８５は、その出力軸９０を減速機構ケース８７内に突入させるようにして一方のケース半体８８に取付けられる。 Referring to FIG. 2, the actuator 71 includes a single electric motor 85 and a speed reduction mechanism 86 that decelerates the output of the electric motor 85 and transmits it to the camshaft 70. The electric motor 85 having a rotation parallel to the motor is attached to a speed reduction mechanism case 87 supported by the crankcase so as to accommodate the speed reducer 86. Thus, the speed reduction mechanism case 87 is formed by coupling a pair of case halves 88 and 89 to each other, and the electric motor 85 has one of its output shafts 90 inserted into the speed reduction mechanism case 87. Attached to the case half 88.

前記減速機構８６は、減速機構ケース８７内で前記電動モータ８５の出力軸９０およびカムシャフト７０間に設けられるものであり、前記出力軸９０に一体に形成されるピニオン９３と、出力軸９０およびカムシャフト７０と平行な軸線を有して変速機構ケース８７に回転自在に支承される第１中間軸９１に一体に設けられて前記ピニオン９３に噛合する第１中間歯車９４と、第１中間軸９１に一体に設けられる第２中間歯車９５と、出力軸９０およびカムシャフト７０と平行な軸線を有して変速機構ケース８７に回転自在に支承される第２中間軸９２に一体に設けられて第２中間歯車９５に噛合する第３中間歯車９６と、第２中間軸９２に一体に設けられる第４中間歯車９７と、カムシャフト７０に固定されて第４中間歯車９７に噛合する被動歯車９８とから成る。 The speed reduction mechanism 86 is provided between the output shaft 90 of the electric motor 85 and the camshaft 70 in the speed reduction mechanism case 87, and includes a pinion 93 formed integrally with the output shaft 90, A first intermediate gear 94 that is provided integrally with a first intermediate shaft 91 that has an axis parallel to the camshaft 70 and is rotatably supported by the speed change mechanism case 87, and meshes with the pinion 93; The second intermediate gear 95 provided integrally with 91 and the second intermediate shaft 92 having an axis parallel to the output shaft 90 and the camshaft 70 and rotatably supported by the speed change mechanism case 87 are provided integrally. A third intermediate gear 96 meshed with the second intermediate gear 95, a fourth intermediate gear 97 provided integrally with the second intermediate shaft 92, and fixed to the camshaft 70 and meshed with the fourth intermediate gear 97. Consisting of Dohaguruma 98 Metropolitan.

また減速機構ケース８７には、前記カムシャフト７０の端部に同軸に連結されるポテンショメータ９９が取付けられており、このポテンショメータ９９によりカムシャフト７０の回動角が検出される。 A potentiometer 99 connected coaxially to the end of the camshaft 70 is attached to the speed reduction mechanism case 87, and the rotation angle of the camshaft 70 is detected by the potentiometer 99.

ところで第１カム７５…および第２カム７６は、相互間にたとえば９０度の位相差を有してカムシャフト７０に設けられるものであり、アクチュエータ７１は、第１カム７５…および第２カム７６が図７で示すよにカムシャフト７０を回動駆動するものであり、そのカムシャフト７０の回動に応じて、偶数変速段用歯車変速機構１７への動力伝達の断・接を切換える第１クラッチ３４に対応した第１リフタ７８のリフト量が図７の破線で示すように変化し、奇数変速段用歯車変速機構１６への動力伝達の断・接を切換える第２クラッチ３５に対応した第２リフタ８１のリフト量が図７の実線で示すように変化する。 The first cams 75... And the second cams 76 are provided on the camshaft 70 with a phase difference of, for example, 90 degrees between them, and the actuator 71 includes the first cams 75. As shown in FIG. 7, the camshaft 70 is driven to rotate, and the power transmission to the even-speed gear transmission mechanism 17 is switched according to the rotation of the camshaft 70. The lift amount of the first lifter 78 corresponding to the clutch 34 changes as shown by the broken line in FIG. 7, and the second clutch 35 corresponding to the second clutch 35 that switches the power transmission to the odd-numbered gear transmission mechanism 16 is switched. The lift amount of the two lifters 81 changes as shown by the solid line in FIG.

すなわちアクチュエータ７１は、第１および第２クラッチ３４，３５のいずれか一方を接続するとともに他方を遮断する状態、ならびに第１および第２クラッチ３４，３５をともに接続する状態を切換えるようにしてカムシャフト７０を回動駆動することになる。 In other words, the actuator 71 switches the camshaft so as to switch between a state in which one of the first and second clutches 34, 35 is connected and the other is disconnected, and a state in which the first and second clutches 34, 35 are both connected. 70 is rotationally driven.

前記アクチュエータ７１の作動の基本は、通常の運転状態では、第１および第２クラッチ３４，３５の一方を接続状態にするとともに他方を遮断状態とするものであり、それにより偶数変速段用歯車変速機構１７および奇数変速段用歯車変速機構１６の一方によって偶数変速段および奇数変速段の一方の歯車列による変速状態を得るのであるが、偶数変速段用歯車変速機構１７および奇数変速段用歯車変速機構１６では、前記通常状態からの変速切換時には、第１〜第４速用歯車列Ｇ１〜Ｇ４のうち変速方向で次に続く次変速段の歯車列を、両クラッチ３４，３５のうち前記次変速段の歯車列に対応したクラッチが遮断した状態で予め確立するように第１および第２シフタ２９，２４の一方を作動せしめるものであり、その後で両クラッチ３４，３５の断・接が前記アクチュエータ７１の作動によって切換えられる。 The basic operation of the actuator 71 is to make one of the first and second clutches 34 and 35 in a connected state and the other in a disconnected state in a normal operation state, thereby allowing even-numbered gear shifting. One of the mechanism 17 and the gear transmission mechanism 16 for odd-numbered gears obtains a shift state by one gear train of even-numbered gears and odd-numbered gears. In the mechanism 16, when the gear shift is switched from the normal state, the gear train of the next gear stage that continues next in the gear shift direction among the gear trains G1 to G4 for the first to fourth speeds is changed to the next gear gear among the clutches 34, One of the first and second shifters 29 and 24 is operated so as to be established in advance in a state where the clutch corresponding to the gear train of the shift stage is disconnected, and then both clutches 3 , 35 connection and disconnection is switched by operation of the actuator 71.

たとえば第１変速段から第２変速段に変速する際には、奇数変速段用歯車変速機構１６の第１速歯車列Ｇ１を確立するとともに第２クラッチ３５を接続状態として第１変速段の変速比を得ている状態で、偶数変速段用歯車列１７の第２速用歯車列Ｇ２を第１クラッチ３４を遮断した状態で確立しておき、その後で第２クラッチ３５を遮断するとともに第１クラッチ３４を接続することになる。 For example, when shifting from the first gear to the second gear, the first speed gear train G1 of the odd gear gear transmission mechanism 16 is established and the second clutch 35 is connected to change the first gear shift. In the state where the ratio is obtained, the second speed gear train G2 of the even gear stage gear train 17 is established with the first clutch 34 disengaged, and then the second clutch 35 is disengaged and the first gear train is disengaged. The clutch 34 is connected.

ところで偶数変速段間もしくは奇数変速段間での変速切換実行時に、偶数変速段用歯車変速機構１７および奇数変速段用歯車変速機構１６のうち歯車列の確立切換対象である歯車変速機構に対応したクラッチを遮断状態のままとすると、歯車列の確立切換が完了する直前までは歯車列の確立切換を実行する前の回転数で当該歯車変速機構の入力側である第１メインシャフト１８もしくは第２メインシャフト１９が回転するのに対して、歯車列の確立切換が完了すると第１メインシャフト１８もしくは第２メインシャフト１９の回転数が大きく変化することになり変速ショックが生じることになる。 By the way, at the time of executing the shift switching between the even speed stages or the odd speed stages, it corresponds to the gear transmission mechanism that is the object of gear train establishment switching among the even speed gear transmission mechanism 17 and the odd speed gear transmission mechanism 16. If the clutch is kept in the disengaged state, the first main shaft 18 or the second main shaft 18 on the input side of the gear transmission mechanism at the rotation speed before the gear train establishment switching is executed until the gear train establishment switching is completed. While the main shaft 19 rotates, when the gear train establishment switching is completed, the rotational speed of the first main shaft 18 or the second main shaft 19 changes greatly, and a shift shock occurs.

たとえば第１速変速段から第３速変速段へのシフトアップ時に、奇数変速段用歯車変速機構１６において第１速歯車列Ｇ１の確立状態から第３速歯車列Ｇ３の確立状態へと第２シフタ２４を作動せしめる際に、第２クラッチ３５を遮断状態のままとしておくと、クランク軸１２、第１メインシャフト１８および第２メインシャフト１９の回転数は図８（ａ）で示すように変化する。すなわち第２クラッチ３５を接続するとともに第１クラッチ３４を遮断し、奇数変速段用歯車変速機構１６において第１速歯車列Ｇ１を確立し、偶数変速段用歯車変速機構１７の第２速歯車列Ｇ２を確立して第１変速段の変速比を得ている状態での時刻ｔ₁で、第２クラッチ３５を遮断するとともに第１クラッチ３４を接続すると、第２メインシャフト１９は時刻ｔ₁以前と同じ回転数で回転しており、その状態の時刻ｔ₂で、奇数変速段用歯車変速機構１６において第３速歯車列Ｇ３を確立すると、第２メインシャフト１９の回転数はΔＮａだけ減少側に大きく変化して変速ショックが大きくなってしまう。 For example, when shifting up from the first speed gear stage to the third speed gear stage, the odd speed stage gear transmission mechanism 16 changes from the established state of the first speed gear train G1 to the established state of the third speed gear train G3. If the second clutch 35 is kept disconnected when the shifter 24 is operated, the rotational speeds of the crankshaft 12, the first main shaft 18 and the second main shaft 19 change as shown in FIG. To do. That is, the second clutch 35 is connected and the first clutch 34 is disconnected, the first speed gear train G1 is established in the odd speed gear transmission mechanism 16, and the second speed gear train of the even speed gear transmission mechanism 17 is established. When the second clutch 35 is disconnected and the first clutch 34 is connected at time t _{1 when} G2 is established and the gear ratio of the first gear is obtained, the second main shaft 19 is connected to the time before time t _1. It is rotated at the same rotational speed as, at time t ₂ of the condition, when establishing the third speed gear train G3 in the odd-numbered gear-change gear transmission mechanism 16, the rotational speed is decreasing side only ΔNa of the second main shaft 19 The gear shift shock will increase greatly.

また第３速変速段から第１速変速段へのシフトダウン時に、奇数変速段用歯車変速機構１６において第３速歯車列Ｇ３の確立状態から第１速歯車列Ｇ１の確立状態へと第２シフタ２４を作動せしめる際に、第２クラッチ３５を遮断状態のままとしておくと、クランク軸１２、第１メインシャフト１８および第２メインシャフト１９の回転数は図９（ａ）で示すように変化する。すなわち奇数変速段用歯車変速機構１６において第３速歯車列Ｇ３を確立するとともに偶数変速段用歯車変速機構１７の第２速歯車列Ｇ２を確立し、第１クラッチ３４を接続するとともに第２クラッチ３５を遮断することで第２変速段の変速比を得ている状態での時刻ｔ₃で、奇数変速段用歯車変速機構１６において第３速歯車列Ｇ３から第１速歯車列Ｇ１に確立状態を切換えを開始し、さらにその後の時刻ｔ₄で第２クラッチ３５を接続するとともに第１クラッチ３４を遮断するようにすると、第３速歯車列Ｇ３から第１速歯車列Ｇ１への確立状態を切換える時刻ｔ₃で第２メインシャフト１９の回転数はΔＮａだけ増加側に大きく変化し、変速ショックが大きくなる。 Further, at the time of downshifting from the third speed gear stage to the first speed gear stage, the odd-numbered gear stage gear transmission mechanism 16 changes from the established state of the third speed gear train G3 to the established state of the first speed gear train G1. If the second clutch 35 is kept disconnected when the shifter 24 is operated, the rotational speeds of the crankshaft 12, the first main shaft 18 and the second main shaft 19 change as shown in FIG. 9 (a). To do. That is, the third speed gear train G3 is established in the odd speed gear transmission mechanism 16 and the second speed gear train G2 of the even speed gear transmission mechanism 17 is established, and the first clutch 34 is connected and the second clutch. At time t _{3 when} the gear ratio of the second gear is obtained by shutting off 35, the odd-numbered gear shift mechanism 16 is established from the third gear train G3 to the first gear train G1. When the start switching, so as to cut off the first clutch 34 while connecting the second clutch 35 further in a subsequent time t _4, the established state from the third speed gear train G3 to the first-speed gear train G1 At the switching time t ₃ , the rotation speed of the second main shaft 19 changes greatly to the increasing side by ΔNa, and the shift shock increases.

そこで偶数変速段間もしくは奇数変速段間での変速切換を実行するにあたっては、前記偶数変速段用歯車変速機構１７および前記奇数変速段用歯車変速機構１６の一方が歯車列の確立切換途中でニュートラル状態となったときに、前記偶数変速段用歯車変速機構１７および前記奇数変速段用歯車変速機構１６のうち歯車列の確立切換対象である歯車変速機構に対応するクラッチを、遮断状態から短時間だけ一時的に接続状態として再び遮断した後に、前記歯車列の確立切換終了後に遮断状態から接続状態に切換える変速制御が行われる。 Therefore, when performing the shift switching between the even speed stages or the odd speed stages, one of the even speed gear transmission mechanism 17 and the odd speed gear transmission mechanism 16 is neutral during the gear train establishment switching. Of the even gear stage gear transmission mechanism 17 and the odd gear stage gear transmission mechanism 16, the clutch corresponding to the gear transmission mechanism to which the gear train is to be switched is briefly released from the disconnected state. Only after temporarily switching off as the connected state, the shift control for switching from the disconnected state to the connected state is performed after completion of the switching of the gear train.

それにより、たとえば第１速変速段から第３速変速段へのシフトアップ時に、奇数変速段用歯車変速機構１６において第１速歯車列Ｇ１の確立状態から第３速歯車列Ｇ３の確立状態へと第２シフタ２４を作動せしめる際に、奇数変速段用歯車変速機構１６のニュートラル状態で第２クラッチ３５を短時間だけ一時的に接続状態としたときのクランク軸１２、第１メインシャフト１８および第２メインシャフト１９の回転数は図８（ｂ）で示すように変化する。すなわち第２クラッチ３５を接続するとともに第１クラッチ３４を遮断し、奇数変速段用歯車変速機構１６において第１速歯車列Ｇ１を確立し、偶数変速段用歯車変速機構１７の第２速歯車列Ｇ２を確立して第１変速段の変速比を得ている状態での時刻ｔ₁で、第２クラッチ３５を遮断するとともに第１クラッチ３４を接続した後、奇数変速段用歯車変速機構１６が第１速歯車列Ｇ１から第３速歯車列Ｇ３の確立切換途中のニュートラル状態にある時刻ｔ₁₂で、第２クラッチ３５を短時間だけ一時的に接続状態とする（すなわち第１および第２クラッチ３４，３５をともに短時間だけ一時的に接続状態とする）と、その際、第１クラッチ３４は接続状態にあって偶数変速段用歯車変速機構１７の第２速歯車列Ｇ２が確立しているので、第２メインシャフト１９は第１メインシャフト１８の回転数と同じレベルまで低下することになり、さらに時刻ｔ₂で第３速歯車列Ｇ３を確立したときの第２メインシャフト１９の回転数変化量は比較的小さな値ΔＮｂ（＜ΔＮａ）となり、変速ショックを緩和することが可能となる。 Thus, for example, when shifting up from the first speed gear stage to the third speed gear stage, the odd speed stage gear transmission mechanism 16 changes from the established state of the first speed gear train G1 to the established state of the third speed gear train G3. When the second shifter 24 is operated, the crankshaft 12, the first main shaft 18 and the second clutch 35 when the second clutch 35 is temporarily connected for a short time in the neutral state of the gear transmission mechanism 16 for odd-numbered gears. The rotation speed of the second main shaft 19 changes as shown in FIG. That is, the second clutch 35 is connected and the first clutch 34 is disconnected, the first speed gear train G1 is established in the odd speed gear transmission mechanism 16, and the second speed gear train of the even speed gear transmission mechanism 17 is established. at time t ₁ in a state in which obtaining a gear ratio of first gear position to establish G2, after connecting the first clutch 34 while blocking the second clutch 35, the odd-numbered gear shift stage gear transmission mechanism 16 at time t ₁₂ in the first speed gear train G1 to the third speed neutral state in establishing switching換途gear train G3, the second clutch 35 is only temporarily connected state a short time (i.e., the first and second clutch 34 and 35 are temporarily connected to each other for a short time), and at this time, the first clutch 34 is in the connected state and the second speed gear train G2 of the even speed gear transmission 17 is established. Because the second me Nshafuto 19 will be lowered to the same level as the rotational speed of the first main shaft 18, speed change amount of the second main shaft 19 when a further time t ₂ has established a third speed gear train G3 is relatively A small value ΔNb (<ΔNa) is obtained, and the shift shock can be reduced.

また、たとえば第３速変速段から第１速変速段へのシフトダウン時に、奇数変速段用歯車変速機構１６において第３速歯車列Ｇ３の確立状態から第１速歯車列Ｇ１の確立状態へと第２シフタ２４を作動せしめる際に、奇数変速段用歯車変速機構１６のニュートラル状態で第２クラッチ３５を短時間だけ一時的に接続状態としたときのクランク軸１２、第１メインシャフト１８および第２メインシャフト１９の回転数は図９（ｂ）で示すように変化する。すなわち奇数変速段用歯車変速機構１６において第３速歯車列Ｇ３を確立するとともに偶数変速段用歯車変速機構１７の第２速歯車列Ｇ２を確立し、第１クラッチ３４を接続するとともに第２クラッチ３５を遮断することで第２変速段の変速比を得ている状態にあって、奇数変速段用歯車変速機構１６において第３速歯車列Ｇ３から第１速歯車列Ｇ１に確立状態を切換える際のニュートラル状態にある時刻ｔ₃で、第２クラッチ３５を短時間だけ一時的に接続する（すなわち第１および第２クラッチ３４，３５をともに短時間だけ一時的に接続状態とする）と、その際、第１クラッチ３４は接続状態にあって偶数変速段用歯車変速機構１７の第２速歯車列Ｇ２が確立しているので、第２メインシャフト１９は第１メインシャフト１８の回転数と同じレベルまで増大することになり、その後の時刻ｔ₃₄で第１速歯車列Ｇ１が確立したときの第２メインシャフト１９の回転数変化量は比較的小さな値ΔＮｂ（＜ΔＮａ）となり、変速ショックを緩和することが可能となる。 Further, for example, at the time of downshift from the third speed gear stage to the first speed gear stage, the odd speed stage gear transmission mechanism 16 changes from the established state of the third speed gear train G3 to the established state of the first speed gear train G1. When the second shifter 24 is operated, the crankshaft 12, the first main shaft 18 and the first shaft 18 when the second clutch 35 is temporarily connected for a short time in the neutral state of the gear transmission mechanism 16 for odd-numbered gears. 2 The rotational speed of the main shaft 19 changes as shown in FIG. That is, the third speed gear train G3 is established in the odd speed gear transmission mechanism 16 and the second speed gear train G2 of the even speed gear transmission mechanism 17 is established, and the first clutch 34 is connected and the second clutch. In the state where the gear ratio of the second gear is obtained by shutting off 35, the established state is switched from the third gear train G3 to the first gear train G1 in the odd gear gear transmission mechanism 16. When the second clutch 35 is temporarily connected for a short time at the time t ₃ in the neutral state (that is, both the first and second clutches 34 and 35 are temporarily connected for a short time), At this time, since the first clutch 34 is in a connected state and the second speed gear train G2 of the even speed gear transmission 17 is established, the second main shaft 19 is rotated at the rotational speed of the first main shaft 18. Will be increased to the same level, the speed change amount of the second main shaft 19 when the first-speed gear train G1 in the subsequent time t ₃₄ is established relatively small value ΔNb (<ΔNa), and the shift shock Can be relaxed.

次にこの実施例の作用について説明すると、円筒部３６ａの一端に環状板部３６ｂが一体に連設されて成る第１クラッチアウタ３６を有する第１クラッチ３４と、第１クラッチ３４の半径方向内方に同軸に配置される第２クラッチ３５とを備えるツインクラッチ装置１５において、第１および第２クラッチ３４，３５がそれぞれ備える第１および第２クラッチインナ４３，５３の前記環状板部３６ｂ側の端部には、第１および第２クラッチ３４，３５の断・接状態を切り換えるリング状の第１および第２プレッシャプレート４６，５６が軸方向に作動可能にそれぞれ支承されるとともにそれらのプレッシャプレート４６，５６を接続側に付勢する第１および第２クラッチスプリング４７，５７がそれぞれ配設されており、第１および第２クラッチ３４，３５の回転軸線と平行な軸線を有して前記両クラッチインナ４３，５３を軸方向移動自在にそれぞれ貫通する第１および第２リフタピン６５，６６の一端が、前記プレッシャプレート４６，５６を前記クラッチスプリング４７，５７のばね付勢力に抗して押圧することを可能として前記プレッシャプレート４６，５６にそれぞれ当接されており、第１および第２クラッチ３４，３５の回転軸線と平行な軸線を有して第２クラッチアウタ３７の外側連結板部３７ｂを軸方向移動自在に貫通する駆動ピン６７の一端が、前記両リフタピン６５，６６のうち第１クラッチインナ４３を貫通する第１リフタピン６５の他端にスラストベアリング６８を介して連接されている。 Next, the operation of this embodiment will be described. A first clutch 34 having a first clutch outer 36 in which an annular plate portion 36b is integrally connected to one end of a cylindrical portion 36a, and a radially inner portion of the first clutch 34 are described. In the twin clutch device 15 including the second clutch 35 disposed coaxially, the first and second clutch inners 43 and 53 of the first and second clutches 34 and 35 respectively on the annular plate portion 36b side are provided. Ring-shaped first and second pressure plates 46 and 56 for switching the on / off state of the first and second clutches 34 and 35 are supported at the end portions so as to be operable in the axial direction, and the pressure plates thereof. First and second clutch springs 47 and 57 for urging 46 and 56 to the connection side are provided, respectively. One end of each of the first and second lifter pins 65, 66 having an axis parallel to the rotation axis of the hooks 34, 35 and passing through both the clutch inners 43, 53 so as to be movable in the axial direction is the pressure plates 46, 56. Can be pressed against the spring urging force of the clutch springs 47 and 57, and are in contact with the pressure plates 46 and 56, respectively, and are parallel to the rotation axes of the first and second clutches 34 and 35. One end of a drive pin 67 that has an axis and passes through the outer connecting plate portion 37b of the second clutch outer 37 so as to be axially movable, passes through the first clutch inner 43 of the lifter pins 65, 66. The other end of 65 is connected via a thrust bearing 68.

したがって第１および第２クラッチインナ４３，５３をそれぞれ貫通する第１および第２リフタピン６５，６６に外力を作用せしめて軸方向に押圧することにより、第１および第２クラッチ３４，３５を遮断状態とすることができる。しかも第１クラッチインナ４３は第１クラッチアウタ３６の環状板部３６ｂおよび第２クラッチアウタ３７の外側連結板部３７ｂ間に配置され、第２クラッチアウタ３７は第１クラッチインナ４３との相対回転が可能ではあるが、前記外側連結板部３７ｂを軸方向移動自在に貫通する駆動ピン６７の一端が第１クラッチインナ４３を貫通する第１リフタピン６５の他端にスラストベアリング６８を介して連接されるので、第１クラッチインナ４３および第２クラッチアウタ３７の相対回転にかかわらず、第１リフタピン６５を軸方向に駆動することが可能であり、第１リフタピン６５および駆動ピン６７間にスラストベアリング６８を介在せしめた簡単な構成により、第１クラッチインナ４３を有する第１クラッチ３４を、外力の作用によって遮断状態とすることができる。 Accordingly, the first and second clutches 34 and 35 are disconnected by applying an external force to the first and second lifter pins 65 and 66 passing through the first and second clutch inners 43 and 53, respectively, and pressing them in the axial direction. It can be. In addition, the first clutch inner 43 is disposed between the annular plate portion 36 b of the first clutch outer 36 and the outer connecting plate portion 37 b of the second clutch outer 37, and the second clutch outer 37 is rotated relative to the first clutch inner 43. Although possible, one end of the drive pin 67 that passes through the outer connecting plate portion 37b in an axially movable manner is connected to the other end of the first lifter pin 65 that passes through the first clutch inner 43 via a thrust bearing 68. Therefore, regardless of the relative rotation of the first clutch inner 43 and the second clutch outer 37, the first lifter pin 65 can be driven in the axial direction, and the thrust bearing 68 is provided between the first lifter pin 65 and the drive pin 67. Due to the simple structure interposed, the first clutch 34 having the first clutch inner 43 is made to act by the action of an external force. It can be a cutoff state.

しかも第１および第２リフタピン６５，６６の作動方向および駆動方向が同じであるので、第１および第２クラッチ３４，３５を断・接駆動するためのクラッチ断・接制御手段７２の構成を簡略化することができる。 In addition, since the operating direction and the driving direction of the first and second lifter pins 65 and 66 are the same, the configuration of the clutch disconnection / contact control means 72 for driving the first and second clutches 34, 35 to disconnect / connect is simplified. Can be

また第１および第２クラッチスプリング４７，５７と、第１および第２プレッシャプレート４６，５７との間に環状のスプリングシート４８，５８がそれぞれ介装されるので、第１および第２クラッチスプリング４７，５７のばね力をプレッシャプレート４６，５６の全周にわたって均等に作用せしめ、第１および第２クラッチ３４，３５の確実な断・接切換を得ることができる。 In addition, since the annular spring seats 48 and 58 are interposed between the first and second clutch springs 47 and 57 and the first and second pressure plates 46 and 57, respectively, the first and second clutch springs 47 are provided. , 57 can be applied evenly over the entire circumference of the pressure plates 46, 56, so that reliable switching between the first and second clutches 34, 35 can be obtained.

さらに第２リフタピン６６および駆動ピン６７の他端には、第１および第２クラッチ３４，３５の回転軸線と直交する軸線まわりに回動可能であるとともに第１および第２クラッチ３４，３５に個別に対応した第１および第２カム７５…，７６が設けられるカムシャフト７０を有するクラッチ断・接制御手段７２が、カムシャフト７０の回動位置に応じて第２リフタピン６６および駆動ピン６７を相互に独立して押圧駆動すべく連動、連結されるので、第１および第２クラッチ３４，３５に共通なクラッチ断・接制御手段７２を用いて、相互に独立して第１および第２クラッチ３４，３５の断・接切換を行うことができ、第１および第２クラッチ３４，３５に断・接を切換えるための外力を作用せしめる構造が簡略化される。 Further, the other ends of the second lifter pin 66 and the drive pin 67 are rotatable around an axis perpendicular to the rotation axis of the first and second clutches 34 and 35 and are individually provided to the first and second clutches 34 and 35. The clutch disengagement / contact control means 72 having the camshaft 70 provided with the first and second cams 75, 76 corresponding to the second lifter pin 66 and the drive pin 67 according to the rotational position of the camshaft 70. The first and second clutches 34 are independently coupled to each other by using the clutch disengagement / contact control means 72 common to the first and second clutches 34 and 35. , 35 can be switched, and the structure for applying an external force to switch the connection / disconnection to the first and second clutches 34, 35 is simplified.

また前記カムシャフト７０は単一のアクチュエータ７１で回動駆動されるものであり、カムシャフト７０を回動駆動するアクチュエータ７１が１つですむので、部品点数の低減を図るとともに構造を単純化することができ、しかもコストの低減および小型化を図ることが可能となる。 The camshaft 70 is rotationally driven by a single actuator 71, and only one actuator 71 is required to rotationally drive the camshaft 70, so that the number of parts is reduced and the structure is simplified. In addition, the cost can be reduced and the size can be reduced.

さらにアクチュエータ７１は、単一の電動モータ８５と、該電動モータ８５の出力を減速してカムシャフト７０に伝達する減速機構８６とで構成されるので、アクチュエータ７１を軽量かつコンパクトに構成することができる。 Furthermore, since the actuator 71 includes a single electric motor 85 and a speed reduction mechanism 86 that decelerates the output of the electric motor 85 and transmits it to the camshaft 70, the actuator 71 can be configured to be lightweight and compact. it can.

ところで第１クラッチ３４の第１クラッチアウタ３５が備える円筒部３６ａには、複数枚の第１クラッチディスク４４…の外周を相対回転不能に係合せしめる複数のクラッチディスク用係合溝６１…と、第２クラッチアウタ３５が備える第２クラッチアウタ３７の外周を相対回転不能に係合せしめるようにして前記各クラッチディスク用係合溝６１…間に配置される複数のクラッチアウタ用係合溝６２…とがそれぞれ設けられている。 By the way, a plurality of clutch disk engagement grooves 61 for engaging the outer periphery of the plurality of first clutch disks 44 in a relatively non-rotatable manner with the cylindrical portion 36a provided in the first clutch outer 35 of the first clutch 34; A plurality of clutch outer engagement grooves 62 arranged between the clutch disk engagement grooves 61 so as to engage the outer periphery of the second clutch outer 37 provided in the second clutch outer 35 in a relatively non-rotatable manner. And are provided respectively.

すなわち第１クラッチアウタ３６の円筒部３６ａに、第１クラッチディスク４４…の外周が相対回転不能に係合されるとともに、第２クラッチアウタ３７の外周が相対回転不能に係合されることになり、第１および第２クラッチアウタ３６，３７を相対回転不能に連結するにあたり、第１および第２クラッチアウタ３６，３７の外周直径が大きくなることを回避してツインクラッチ装置１５の小型化を図ることが可能となり、しかも部品点数を少なくすることができるとともに、組付け工数を低減して組付けを容易とすることができる。 That is, the outer periphery of the first clutch disks 44 is engaged with the cylindrical portion 36a of the first clutch outer 36 so as not to be relatively rotatable, and the outer periphery of the second clutch outer 37 is engaged so as not to be relatively rotatable. When the first and second clutch outers 36 and 37 are connected so as not to rotate relative to each other, the outer diameters of the first and second clutch outers 36 and 37 are prevented from becoming large, and the twin clutch device 15 is reduced in size. In addition, the number of parts can be reduced, and the number of assembling steps can be reduced to facilitate the assembling.

また第２クラッチアウタ３７は、第１クラッチ３４が備える第１クラッチインナ４３を前記環状板部３６ｂとの間に挟む位置に配置されており、第２クラッチアウタ３７の外周に軸方向外方から当接、係合する止め輪６３が前記円筒部３６ａに装着されるので、第１クラッチアウタ３６に対する第２クラッチアウタ３７の軸方向外方への移動を簡単な構成で阻止することができる。 The second clutch outer 37 is disposed at a position where the first clutch inner 43 provided in the first clutch 34 is sandwiched between the second clutch outer 37 and the outer periphery of the second clutch outer 37 from the outside in the axial direction. Since the retaining ring 63 that contacts and engages is attached to the cylindrical portion 36a, the movement of the second clutch outer 37 outward in the axial direction with respect to the first clutch outer 36 can be prevented with a simple configuration.

さらにクラッチディスク用係合溝６１…およびラッチアウタ用係合溝６２…の軸方向長さが相互に異なって設定されるので、第１クラッチディスク４４…および第２クラッチアウタ３７の第１クラッチアウタ３６への誤組付けを容易に防止することができ、これによっても組付けが容易となる。 Further, since the axial lengths of the clutch disk engagement grooves 61 and the latch outer engagement grooves 62 are set to be different from each other, the first clutch disks 44 and the first clutch outer 36 of the second clutch outer 37 are set. Assembling can be easily prevented, and this also facilitates the assembling.

しかも複数のクラッチディスク用係合溝６１…および複数のクラッチアウタ用係合溝６２…とが、第１クラッチアウタ３６の環状板部３６ｂとは反対側で円筒部３６ａの他端に開口しつつ周方向に等間隔をあけて設けられるので、第１クラッチアウタ３６への複数枚の第１クラッチディスク４４…および第２クラッチアウタ３７の組付けがより容易となる。 In addition, a plurality of clutch disk engagement grooves 61 and a plurality of clutch outer engagement grooves 62 open to the other end of the cylindrical portion 36a on the opposite side of the annular plate portion 36b of the first clutch outer 36. Since they are provided at equal intervals in the circumferential direction, the assembly of the plurality of first clutch disks 44... And the second clutch outer 37 to the first clutch outer 36 becomes easier.

また通常運転状態にあっては、第１および第２クラッチ３４，３５の一方を接続するとともに他方を遮断して、偶数変速段および奇数変速段の一方の歯車列による変速状態を得るようにしているので、通常の運転状態でのフリクションロスを抑えることが可能である。 In the normal operation state, one of the first and second clutches 34 and 35 is connected and the other is disconnected so as to obtain a shift state by one gear train of the even-numbered gear stage and the odd-numbered gear stage. Therefore, it is possible to suppress the friction loss in the normal operation state.

また通常運転状態から変速比を変化させるための変速切換を実行するにあたって、複数変速段の歯車列Ｇ１〜Ｇ４のうち変速方向で次に続く次変速段の歯車列を、当該歯車列に対応したクラッチが遮断した状態で予め確立しておき、前記両クラッチ３４，３５の断・接を切換えるので、両クラッチ３４，３５の断・接切換による変速制御を容易とするとともに変速応答性を高めることができる。 Further, when executing the gear change switching for changing the gear ratio from the normal operation state, the gear train of the next gear step that continues in the gear shift direction among the gear trains G1 to G4 of the plurality of gear steps corresponds to the gear train. Since it is established in advance with the clutch disconnected and the clutches 34 and 35 are switched between on and off, shifting control by switching between the clutches 34 and 35 is facilitated and the shift response is improved. Can do.

さらに偶数変速段間もしくは奇数変速段間での変速切換を実行するにあたっては、偶数変速段用歯車変速機構１７および奇数変速段用歯車変速機構１６の一方が歯車列の確立切換途中でニュートラル状態となったときに、偶数変速段用歯車変速機構１７および奇数変速段用歯車変速機構１６のうち歯車列の確立切換対象である歯車変速機構に対応するクラッチを、遮断状態から短時間だけ一時的に接続状態として再度遮断した後に、前記歯車列の確立切換終了後に遮断状態から接続状態に切換えるので、上述の図８（ｂ）および図９（ｂ）に関連して説明したように、歯車列の確立切換が完了する際の変速ショックを緩和することができる。 Further, when performing the shift switching between the even speed stages or the odd speed stages, one of the even speed gear transmission mechanism 17 and the odd speed gear transmission mechanism 16 is in a neutral state during the gear train establishment switching. Of the even gear stage gear transmission mechanism 17 and the odd gear stage gear transmission mechanism 16, the clutch corresponding to the gear transmission mechanism for which the gear train is to be switched is temporarily released from the disconnected state for a short time. After disconnecting again as the connected state, the switching from the disconnected state to the connected state is completed after the end of the gear train establishment switching, so that as described with reference to FIGS. 8 (b) and 9 (b) above, The shift shock when the establishment switching is completed can be alleviated.

以上、本発明の実施例を説明したが、本発明は上記実施例に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明を逸脱することなく種々の設計変更を行うことが可能である。 Although the embodiments of the present invention have been described above, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various design changes can be made without departing from the present invention described in the claims. It is.

ツインクラッチ式歯車変速機の概略構成を示す図である。It is a figure which shows schematic structure of a twin clutch type gear transmission. ツインクラッチ装置の縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view of a twin clutch apparatus. 図２の要部拡大図である。It is a principal part enlarged view of FIG. 図３の４−４線断面図である。FIG. 4 is a cross-sectional view taken along line 4-4 of FIG. 第１クラッチアウタの切欠き斜視図である。It is a notch perspective view of a 1st clutch outer. 図３の６−６線拡大断面図である。FIG. 6 is an enlarged sectional view taken along line 6-6 of FIG. カムシャフトの回動位置およびリフタの変位量を対比させて示す図である。It is a figure which contrasts and shows the rotation position of a cam shaft, and the amount of displacement of a lifter. シフトアップ時の変速特性を示す図である。It is a figure which shows the speed change characteristic at the time of upshifting. シフトダウン時の変速特性を示す図である。It is a figure which shows the speed change characteristic at the time of downshift.

Explanation of symbols

１５・・・ツインクラッチ装置
３４・・・第１クラッチ
３５・・・第２クラッチ
３６・・・第１クラッチアウタ
３６ａ・・・円筒部
３６ｂ・・・環状板部
３７・・・クラッチ構成部材である第２クラッチアウタ
４３，５３・・・クラッチインナ
４６，５６・・・プレッシャプレート
４７，５７・・・クラッチスプリング
４８，５８・・・スプリングシート
６５，６６・・・リフタピン
６７・・・駆動ピン
６８・・・スラスト軸受手段であるスラストベアリング
７０・・・カムシャフト
７５，７６・・・カム 15 ... Twin clutch device 34 ... first clutch 35 ... second clutch 36 ... first clutch outer 36a ... cylindrical portion 36b ... annular plate portion 37 ... with clutch components Certain second clutch outers 43, 53 ... clutch inners 46, 56 ... pressure plates 47, 57 ... clutch springs 48, 58 ... spring seats 65, 66 ... lifter pins 67 ... drive pins 68... Thrust bearing 70 as a thrust bearing means... Camshafts 75 and 76.

Claims

A multi-plate first clutch (34) having a first clutch outer (36) which is formed into a bottomed cylindrical shape having an annular plate portion (36b) at one end and which is rotated by power transmission from a power source; A multi-plate second clutch (35) having a second clutch outer (37) rotating together with the first clutch outer (36) and coaxially disposed radially inward of the first clutch (34); One of the clutch inners (43, 53) provided in the first and second clutches (34, 35) can be rotated relative to the one clutch inner (43). In the twin clutch device disposed between the clutch constituent member (37) constituting the other part of (34, 35) and the annular plate portion (36b), the both clutch inners (43, 5) The ring-shaped pressure plate (46, 56) for switching the on / off state of the first and second clutches (34, 35) is operable in the axial direction at the end of the annular plate (36b) side of And clutch springs (47, 57) for urging the pressure plates (46, 56) toward the connection side are disposed respectively, and the rotation axes of the first and second clutches (34, 35) are arranged. One end of a lifter pin (65, 66) having a parallel axis and passing through both clutch inners (43, 53) in an axially movable manner is connected to the pressure plate (46, 56) by the clutch spring (47, 57), which can be pressed against the spring biasing force, abuts on the pressure plates (46, 56), respectively, and the first and second clutches ( 4, 35) has one end of a drive pin (67) that has an axis parallel to the rotation axis and passes through the clutch constituent member (37) so as to be movable in the axial direction, of the lifter pins (65, 66). A twin clutch device connected to the other end of a lifter pin (65) passing through one clutch inner (43) via a thrust bearing means (68).

The twin clutch device according to claim 1, wherein annular spring seats (48, 58) are respectively interposed between the clutch springs (47, 57) and the pressure plates (46, 56).

The other end of the lifter pin (66) and the drive pin (67) passing through the other (53) of the both clutch inners (43, 53) is connected to the rotation axis of the first and second clutches (34, 35). Clutch disengagement / engagement control means having a camshaft (70) provided with cams (75, 76) which can be rotated around orthogonal axes and individually correspond to the first and second clutches (34, 35). 72) are interlocked so as to drive the lifter pin (66) and the drive pin (67) penetrating the other clutch inner (53) independently of each other according to the rotational position of the camshaft (69). The twin clutch device according to claim 1, wherein the twin clutch device is connected.