JP4271001B2 - 四輪駆動車両の動力伝達装置 - Google Patents

Description

本発明は、エンジンの駆動力が直接的に伝達される前輪と、エンジンの駆動力の一部が多板クラッチを介して間接的に伝達される後輪とを備え、前記多板クラッチは、前輪および後輪の回転速度差に応じて油圧ポンプが発生する油圧で係合する四輪駆動車両の動力伝達装置に関する。

かかる四輪駆動車両の動力伝達装置において、前輪の回転に連動する第１カム部材と後輪の回転に連動する第２カム部材との回転速度差に応じて発生する軸方向のスラスト力で多板クラッチを係合させるトルクカム機構を設け、前後輪の回転速度差が発生してから四輪駆動状態になるまでの応答性を高めたものが、下記特許文献１により公知である。
特開２００１−２１３１８５号公報

ところで、車両の前進定速走行時には前輪の回転速度と後輪の回転速度とが同一のはずであるが、走行抵抗等による前後輪間の微小スリップ率の差によって前輪の回転速度が後輪の回転速度を上回ってしまう場合があり、このとき上記特許文献１に記載されたものは多板クラッチが係合して不必要な四輪駆動状態になってしまい、しかもトルクカム機構を備えているために多板クラッチの伝達トルクが増幅されるため、エンジンの燃料消費量が増大してしまう問題があった。また四輪駆動状態になる頻度が高まるため、駆動系の耐久性を確保するために余剰強度を設定する必要が生じ、これが駆動系の重量増加やコストアップの要因となる問題があった。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、前進定速走行時に多板クラッチが係合して不必要な四輪駆動状態になるのを防止することを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、エンジンの駆動力が直接的に伝達される前輪と、エンジンの駆動力の一部が多板クラッチを介して間接的に伝達される後輪とを備え、前記多板クラッチは、前輪および後輪の回転速度差に応じて油圧ポンプが発生する油圧で係合する四輪駆動車両の動力伝達装置であって、前輪の回転に連動する第１カム部材と後輪の回転に連動する第２カム部材との回転速度差に応じて発生する軸方向のスラスト力で多板クラッチを係合させるトルクカム機構を備え、前記トルクカム機構は、前記回転速度差に応じて前記油圧ポンプが発生する前記油圧による前記多板クラッチの係合をアシストすべく、車両の前進走行時に前輪の回転速度が後輪の回転速度を上回った場合にスラスト力を発生し、かつ車両の前進走行時に後輪の回転速度が前輪の回転速度を上回った場合にスラスト力を発生しないように構成された四輪駆動車両の動力伝達装置において、前輪の回転を第１差動装置を介して第１カム部材に伝達する第１ギヤ機構のギヤ比よりも、後輪の回転を第２差動装置を介して第２カム部材に伝達する第２ギヤ機構のギヤ比を大きく設定して、前進定速走行時に前記多板クラッチが係合して不必要な四輪駆動状態とならないようにしたことを特徴とする四輪駆動車両の動力伝達装置が提案される。

尚、実施例の第１、第２油圧ポンプＰｆ，Ｐｒは本発明の油圧ポンプに対応する。

請求項１の構成によれば、前輪の回転を第１差動装置を介して多板クラッチの第１カム部材に伝達する第１ギヤ機構のギヤ比よりも、後輪の回転を第２差動装置を介して多板クラッチの第２カム部材に伝達する第２ギヤ機構のギヤ比を大きく設定したので、車両の前進定速走行時に本来は後輪の回転速度と同一であるべき前輪の回転速度が、何らかの理由で後輪の回転速度を若干上回った場合でも、多板クラッチの第１カム部材の回転速度が第２カム部材の回転速度を上回らないようにして多板クラッチの係合を阻止し、車両が不必要な四輪駆動状態になるのを防止して燃料消費量を節減することができる。特に、トルクカム機構を備えた多板クラッチは第１、第２カム部材に回転速度差が発生した瞬間に伝達トルクが急激に立ち上がるため、車両の前進定速走行時に多板クラッチの係合を阻止したことの効果は一層顕著なものとなる。また四輪駆動状態になる頻度が減少するため、駆動系の耐久性を確保するために余剰強度を設定する必要がなくなり、駆動系の重量軽減やコストダウンに寄与することができるだけでなく、多板クラッチの耐久性向上も可能になる。

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実施例に基づいて説明する。

図１〜図６は本発明の一実施例を示すもので、図１は四輪駆動車両の動力伝達系を示す図、図２は四輪駆動車両の多板クラッチおよび油圧回路の構造を示す図、図３は多板クラッチの拡大断面図、図４は図３の４−４線拡大断面図、図５は入力軸および出力軸の回転速度差と多板クラッチの伝達トルクとの関係を示すグラフ、図６は前輪および後輪の回転速度差と多板クラッチの伝達トルクとの関係を示すグラフである。

図１に示すように、四輪駆動車両の前部に搭載されたエンジンＥの出力は変速機１を介して前輪側の第１差動装置２に入力され、その第１差動装置２の出力はドライブシャフト３，３を介して左右の前輪Ｗｆ，Ｗｆに伝達される。第１差動装置２に入力されたエンジンＥの出力は第１差動装置２を含む第１ギヤ機構４を介して後述の動力伝達装置Ｔに入力され、その動力伝達装置Ｔの出力は後輪側の第２差動装置６を含む第２ギヤ機構５に伝達され、そこからドライブシャフト７，７を介して左右の後輪Ｗｒ，Ｗｒに伝達される。

動力伝達装置Ｔは、第１ギヤ機構４から延びる入力軸８により駆動される第１油圧ポンプＰｆと、第２ギヤ機構５に接続する出力軸９により駆動される第２油圧ポンプＰｒと、前記入力軸８と出力軸９との間の駆動力の伝達・遮断を司る湿式の多板クラッチＣと、該多板クラッチＣを制御する後述の油圧回路とから構成される。

第１ギヤ機構４は第１ギヤＧ１、第２ギヤＧ２、第３ギヤＧ３および第４ギヤＧ４から構成されており、前輪Ｗｆ，Ｗｆから動力伝達装置Ｔに駆動力を伝達する第１ギヤ機構４のギヤ比αは、α＝（第１ギヤＧ１の歯数／第２ギヤＧ２の歯数）×（第３ギヤＧ３の歯数／第４ギヤＧ４の歯数）で定義される。また第２ギヤ機構５は第５ギヤＧ５および第６ギヤＧ６から構成されており、後輪Ｗｒ，Ｗｒから動力伝達装置Ｔに駆動力を伝達する第２ギヤ機構５のギヤ比βは、β＝第５ギヤＧ５の歯数／第６ギヤＧ６の歯数で定義される。

そして第１ギヤ機構４のギヤ比αと第２ギヤ機構５のギヤ比βとは同一でなく、α＜βに設定される。実施例ではα＝２．５４２１、β＝２．５６２５であり、α／β＝０．９９２である。従って、前輪Ｗｆ，Ｗｆおよび後輪Ｗｒ，Ｗｒが同速度で回転しても、動力伝達装置Ｔの出力軸９の回転速度が入力軸８の回転速度よりも僅かに大きくなる。その回転速度差は０．５％〜１．０％であることが望ましい。

次に、図２および図３を参照して多板クラッチＣおよび油圧回路の構成を説明する。第１油圧ポンプＰｆはトロコイドポンプからなり、車両の前進時には吐出ポートとなり後進時には吸入ポートとなる第１ポート１０と、前進時には吸入ポートとなり後進時には吐出ポートとなる第２ポート１１とを有している。第２油圧ポンプＰｒは同じくトロコイドポンプからなり、車両の前進時には吸入ポートとなり後進時には吐出ポートとなる第３ポート１２と、前進時には吐出ポートとなり後進時には吸入ポートとなる第４ポート１３とを有している。両油圧ポンプＰｆ，Ｐｒの１回転あたりの吐出量は、第２油圧ポンプＰｒの方が第１油圧ポンプＰｆよりも僅かに（例えば２．５％）大きくなるように設定される。そして、第１ポート１０と第３ポート１２とが第１連結油路１４を介して接続され、第２ポート１１と第４ポート１３とが第２連結油路１５を介して接続される。尚、トロコイドポンプよりなる両油圧ポンプＰｆ，Ｐｒの吐出方向はその回転方向により決定されるため、車両の前進時と後進時とでは前記吐出方向が逆転する。図２における両油圧ポンプＰｆ，Ｐｒの矢印は、それぞれ前進時の吐出方向を示している。

前記多板クラッチＣは、入力軸８に固着されたクラッチハウジング４１と、入力軸８の後端にローラベアリング２９を介して同軸かつ相対回転可能に嵌合する出力軸９に固着されたクラッチハブ４２とを備えており、クラッチハウジング４１の内周に形成したスプライン４１ａに摺動自在に支持された複数枚のクラッチ板４３…と、クラッチハブ４２の外周に形成したスプライン４２ａに摺動自在に支持された複数枚のクラッチ板４４…とが、相互に当接可能に重ね合わされる。ケーシング４５に形成されたクラッチシリンダ４６にはクラッチピストン４７がシール部材４８，４８を介して摺動自在に嵌合しており、このクラッチピストン４７の右側面には該クラッチピストン４７を駆動するための圧油が供給される作動油圧室１６が形成される。

多板クラッチＣの後部に配置されたトルクカム機構６１は、第１カム部材６２、第２カム部材６３および複数のカムボール６４…から構成される。後方側に位置する第１カム部材６２は概略環状の部材であって、クラッチハウジング４１の後部に軸方向移動可能に支持される。第２カム部材６３は第１カム部材６２の前面に軸方向移動可能に重ね合わされた概略環状の部材であって、多板クラッチＣのクラッチ板４３…，４４…を前方に押圧して相互に係合させるための押圧部６６が前面に設けられる。

第１カム部材６２のスプライン６２ｂとクラッチハウジング４１のスプライン４１ａとの間に摩擦クラッチ６７が配置される。摩擦クラッチ６７は第１カム部材６２とクラッチハウジング４１との間に所定値以上のトルクが作用するとスリップするようになっている。トルクカム機構６１の後方において、クラッチハウジング４１のスプライン４１ａと第１油圧ポンプＰｆに連なるスリーブ６５との間にエンドプレート７１が軸方向移動可能、かつ相対回転不能に支持されており、エンドプレート７１の前面と第１カム部材６２の後面との間にスラストベアリング７２が配置され、エンドプレート７１の後面とクラッチピストン４７の前面との間にスラストベアリング７３が配置される。

上記構成により、前輪Ｗｆ，Ｗｆおよび後輪Ｗｒ，Ｗｒ間に相対回転が発生してトルクカム機構６１が作動すると、第１カム部材６２および第２カム部材６３の相対回転により発生するスラスト力ｆ（図４参照）で多板クラッチＣが係合する。第１カム部材６２および第２カム部材６３の相対回転が規制された後も、更に前輪Ｗｆ，Ｗｆおよび後輪Ｗｒ，Ｗｒの相対回転が継続するが、摩擦クラッチ６７がスリップしてクラッチハウジング４１と第１カム部材６２との相対回転を許容し、かつスラストベアリング７２の作用で、クラッチハウジング４１と一体に回転するエンドプレート７１と、クラッチハブ４２と一体に回転する第１カム部材６２との相対回転を許容する。尚、クラッチピストン４７とエンドプレート７１との間に配置されたスラストベアリング７３は、ハウジング４５に対して回転しないクラッチピストン４７に対するエンドプレート７１の相対回転を許容する。

第２カム部材６３からクラッチハブ４２の内部に向けて延びるコーン部材６９は多数の小孔を有しており、出力軸９の内部に形成した油通路９ａおよび油孔９ｂ…から供給された潤滑油を、遠心力で分散させて多板クラッチＣのクラッチ板４３…，４４…を均等に潤滑する機能を有している。このとき、出力軸９を中実軸とし、出力軸９とスリーブ６５との間に油通路を形成し、コーン部材６９を介して潤滑しても良い。

図４から明らかなように、トルクカム機構６１の第１カム部材６２および第２カム部材６３の対向面には、６０°間隔で各６個の凹部６２ａ…，６３ａ…が形成されており、対を成す一対の凹部６２ａ…，６３ａ…間に前記カムボール６４…が収納される。凹部６２ａ…，６３ａ…の形状は、カムボール６４…の半分を収納する深い部分と、そこから深さが次第に減少する部分とが連続して形成されており、第１カム部材６２および第２カム部材６３が図４（Ａ）の位相関係にあるとき、第１、第２カム部材６２，６３は相互に接近して対向面が密着する。この状態から第１、第２カム部材６２，６３が矢印ａ方向に相対回転すると、第１、第２カム部材６２，６３は凹部６２ａ…，６３ａ…の形状の作用で軸方向のスラスト力ｆが発生し、図４（Ｂ）に示すように相互に離反する方向に相対移動する。

尚、第１カム部材６２および第２カム部材６３が図４（Ａ）の位相関係にあるとき、第１、第２カム部材６２，６３が矢印ｂ方向に相対回転しようとしても、第１、第２カム部材６２，６３は凹部６２ａ…，６３ａ…の形状の作用で前記矢印ｂ方向への相対回転が規制され、前記軸方向のスラスト力ｆは発生しない。即ち、トルクカム機構６１は一方向カムの機能を兼備えている。

図２から明らかなように、多板クラッチＣの作動油圧室１６と前記第１連結油路１４とは第３連結油路１７を介して接続され、また作動油圧室１６と前記第２連結油路１５とは第４連結油路１８を介して接続される。第３連結油路１７には第２油圧ポンプＰｒから作動油圧室１６への油の流れのみを許容する第１一方向弁１９が設けられるとともに、第４連結油路１８には第２連結油路１５から作動油圧室１６への油の流れのみを許容する第２一方向弁２０が設けられる。また、オイルタンク２１と第１連結油路１４および第２連結油路１５とを接続する第５連結油路３６には、オイルタンク２１から第１連結油路１４への油の流れのみを許容する第３一方向弁２２と、オイルタンク２１からポート３３ｃへの油の流れのみを許容する第４一方向弁２３がそれぞれ設けられる。

前記多板クラッチＣの作動油圧室１６の上流位置にはチョーク型絞り２４が設けられる。また作動油圧室１６の下流位置にはオリフィス型絞り２５および第１リリーフ弁２６が直列に設けられ、それらオリフィス型絞り２５および第１リリーフ弁２６の下流側は出力軸９の内部に形成した油通路９ａに接続される。油通路９ａは出力軸９を半径方向に貫通する複数の油孔９ｂ…を介して多板クラッチＣの潤滑部、すなわちクラッチ板４３…，４４…が収納されたクラッチハウジング４１の内部空間に連通する。

前記第１リリーフ弁２６は、入力軸８および出力軸９の偏心回転により多板クラッチＣのクラッチピストン４７が揺動したときに、多板クラッチＣの潤滑部から作動油圧室１６にエアが逆流するのを防止する機能を有する。

チョーク型絞り２４の上流位置とオリフィス型絞り２５の下流位置との間には、作動油圧室１６に伝達される油圧の上限値を規制する第２リリーフ弁２８が設けられる。この第２リリーフ弁２８には油温の上昇時に該第２リリーフ弁２８を強制的に開弁させるサーモスイッチ５１が設けられる。

前記第２連結油路１５には、ハウジングの内部にスプリング３０で右方向に付勢されたスプール３１を収納してなるスプール弁３２が設けられる。スプール３１が図示した右位置にあるとき、そのスプール３１によってポート３３ｃとポート３３ｄとの連通が遮断されるとともにポート３３ａとポート３３ｂとが連通し、スプール３１がスプリング３０に抗して左位置に移動したとき、そのスプール３１によってポート３３ａとポート３３ｂとの連通が遮断されるとともにポート３３ｃとポート３３ｄとが連通する。前記ポート３３ａとポート３３ｄとの間には、ポート３３ｄからポート３３ａへの油の流れのみを許容する第５一方向弁３４が設けられるとともに、前記ポート３３ｂとポート３３ｃとの間には、ポート３３ｂからポート３３ｃへの油の流れのみを許容する第６一方向弁３５が設けられる。

したがって、車両の前進時すなわち第２油圧ポンプＰｒの第４ポート１３が油を吐出している時には、スプール３１は左位置に移動して第２連結油路１５と第１連結油路１４とはポート３３ｃとポート３３ｄとの連通により接続される。また、車両の後進時すなわち第１油圧ポンプＰｆの第２ポート１１が油を吐出している時には、スプール３１は図示した右位置にあり、第２連結油路１５と第１連結油路１４とはポート３３ａとポート３３ｂとの連通により接続される。

スプール弁３２のスプール３１が右位置にあるとき、該スプール３１によってポート３３ｃとの連通が遮断されるポート３３ｅは第７一方向弁５２を設けた潤滑油路５３を介して出力軸９の油通路９ａに連通する。

次に、前述した本発明の実施例の作用を説明する。

前進発進時には、エンジンＥの駆動力が変速機１、第１差動装置２およびドライブシャフト３，３を介して前輪Ｗｆ，Ｗｆに伝達されるとともに、その駆動力は第１ギヤ機構４および入力軸８を介して第１油圧ポンプＰｆに伝達され、この第１油圧ポンプＰｆを駆動する。このとき多板クラッチＣは非係合状態にあり、出力軸９に接続した第２油圧ポンプＰｒは停止した状態にある。したがって、オイルタンク２１から第５一方向弁３４を介して第１油圧ポンプＰｆの第２ポート１１に吸入された油は、第１ポート１０から第１連結油路１４へ吐出される。このとき、第５連結油路３６の第３一方向弁２２が閉じているため、第１連結油路１４に吐出された油の全量が第３連結油路１７に流入し、そこで第２一方向弁２０に阻止されて第１一方向弁１９およびチョーク型オリフィス２４を介して多板クラッチＣの作動油圧室１６に供給される。

上述のようにして多板クラッチＣが係合すると、出力軸９、第２ギヤ機構５およびドライブシャフト７，７を介して後輪Ｗｒ，Ｗｒが駆動され、前記出力軸９に接続された第２油圧ポンプＰｒが回転する。その結果、後輪Ｗｒ，Ｗｒの回転速度の増大に応じて第１油圧ポンプＰｆの吐出油が第１連結油路１４を介して第２油圧ポンプＰｒに吸入され、第２油圧ポンプＰｒの吐出油がスプール弁３２のスプール３１をスプリング３０に抗して左動させながらポート３３ｃ，３３ｄおよび第５一方向弁３４を介して第１油圧ポンプＰｆに吸入されるようになる。そして第１油圧ポンプＰｆの吐出量と第２油圧ポンプＰｒの吸入量との差に応じて多板クラッチＣの作動油圧室１６に作用する油圧、すなわち多板クラッチＣの係合力が自動的に変化し、前後輪間の回転速度差が実質的に０になる例えば前進定速走行状態に達すると、多板クラッチＣの作動油圧室１６に油圧が作用しなくなって後輪Ｗｒ，Ｗｒへのトルク分配が断たれる。尚、前進定速走行状態において、前述のように第２油圧ポンプＰｒの吐出量は第１油圧ポンプＰｆの吐出量を僅かに上回っているが、第２油圧ポンプＰｒの吐出油はスプール弁３２のスプール３１をスプリング３０に抗して左動させ、第２油圧ポンプＰｒの余剰の吐出油はポート３３ｃ，３３ｄおよび第５連結油路３６の第３一方向弁２２を介して第２油圧ポンプＰｒの第３ポート１２に還流する。

上述した前進定速走行状態において、第１油圧ポンプＰｆおよび第２油圧ポンプＰｒの吐出油が第１連結油路１４および第２連結油路１５を循環するとき、第２油圧ポンプＰｒの吐出油がスプール弁３２のスプール３１をスプリング３０に抗して左動させることにより、第４ポート１３とポート３３ｃとの間の第２連結油路１５にスプリング３０の付勢力に応じた油圧が発生する。その結果、両油圧ポンプＰｆ，Ｐｒのロータのサイドクリアランスから循環する油の中に吸入されるエアは、この油圧により圧縮されて第２油圧ポンプＰｒの第４ポート１３寄りのサイドクリアランスから逐次排出されるため、循環する油の中にエアが滞留することがない。これにより、その後に前輪Ｗｆ，Ｗｆおよび後輪Ｗｒ，Ｗｒに回転速度差が発生し、第１、第２油圧ポンプＰｆ，Ｐｒの吐出量（吸入量）差が生じた時に、滞留するエアにより油圧の立ち上がりが遅れ、結果として多板クラッチＣの応答性に遅れが生じるという不都合が確実に防止される。

さて、第１、第２油圧ポンプＰｆ，Ｐｒの吐出量（吸入量）差が生じると、多板クラッチＣの作動油圧室１６には第１リリーフ弁２６のセット荷重に対応する油圧が直ちに作用する。前記第１リリーフ弁２６が開いた後は、第１、第２油圧ポンプＰｆ，Ｐｒの吐出量差、オリフィス型絞り２５およびチョーク型絞り２４の圧力降下特性、あるいは油の粘度等により決定される油圧が多板クラッチＣの作動油圧室１６に作用する。そして、その油圧の上限値は第２リリーフ弁２８のセット荷重により制限されるため、前記第２リリーフ弁２８のセット荷重を適宜設定することにより多板クラッチＣの伝達トルクの上限値を調整することができる。

ところで、前記チョーク型絞り２４を通過する油量は油の粘度による影響を受け、低温状態で油の粘度が増加するとチョーク型絞り２４を流れる油量が減少するため、多板クラッチＣの作動油圧室１６とオリフィス型絞り２５を通過する油量も減少する。このとき、オリフィス型絞り２５の前後に発生する圧力降下量は該オリフィス型絞り２５を通過する油量の２乗に比例するため、通過する油量が減少するとオリフィス型絞り２５における圧力降下量が小さくなり、その分だけ上流のチョーク型絞り２４における圧力降下量が増加することになる。これにより、低温状態で作動油圧室１６に作用する油圧、すなわち第２リリーフ弁２８で設定された圧力から前記チョーク型絞り２４による圧力降下量を差し引いた圧力が小さくなる。したがって、油の粘度上昇により摩擦係数が増加しても、その分だけ油圧によるクラッチ板４３…，４４…の押し付け力が減少するため、全体として低温時における多板クラッチＣの係合力の増大が防止される。一方、高温状態では油の粘度が低下して摩擦係数が低下するが、この場合にはチョーク型絞り２４による圧力降下量が逆に減少して多板クラッチＣの作動油圧室１６に作用する油圧が増加するため、その分だけクラッチ板４３…，４４…の押し付け力が増加して多板クラッチＣの係合力の低下が防止される。

而して、車両の前進発進時および前進急加速時に多板クラッチＣの作動油圧室１６からオリフィス型絞り２５および第１リリーフ弁２６を介して排出された油と、作動油圧室１６の上流位置から第２リリーフ弁２８を介して排出された油とは、出力軸９の油通路９ａおよび油孔９ｂ…から多板クラッチＣの内部に供給され、そこで出力軸９に対して相対回転するコーン部材６９の油孔から遠心力で半径方向外側に飛散して各クラッチ板４３…，４４…を均等に潤滑する。クラッチ板４３…，４４…を潤滑した油は、図示せぬ油路を通ってオイルタンク２１に還流する。

ところで、前述したように車両の前進定速走行時には多板クラッチＣの作動油圧室１６に圧油が供給されないため、作動油圧室１６を経由して多板クラッチＣの潤滑部に潤滑油が供給されなくなる。しかしながら、車両の前進定速走行時に第２油圧ポンプＰｒの第４ポート１３からの吐出油がスプール弁３２のスプール３１をスプリング３０に抗して左動させる際に所定の油圧が発生し、しかも両油圧ポンプＰｆ，Ｐｒの１回転あたりの吐出量差によって第２連結油路１５に過剰の油が吐出されるため、その余剰の油の一部が前記スプール弁３２を開弁させる際に発生した圧力で潤滑油路５３から出力軸９の油通路９ａに供給され、そこから油孔９ｂ…を介して多板クラッチＣの潤滑部に供給される。このようにして多板クラッチＣが非係合状態にある前進定速走行時においても、多板クラッチＣの潤滑部に潤滑油を供給してクラッチ板４３…，４４…を効果的に潤滑することが可能となり、これにより多板クラッチＣの過熱を防止することができる。

尚、潤滑油路５３に設けた第７一方向弁５２は以下のような機能を発揮する。すなわち、車両の前進発進時や前進急加速時に第２連結油路１５に負圧が発生したとき、多板クラッチＣの潤滑部から吸引されたエアーが潤滑油路５３、ポート３３ｅ、ポート３３ｄ、第５一方向弁３４および第２連結油路１５を介して第１油圧ポンプＰｆに吸入されるのを防止することができる。

前進定速走行時に前輪Ｗｆ，Ｗｆのみが摩擦係数の低い路面を踏んだ場合、あるいは急加速しようとした時には、前輪Ｗｆ，Ｗｆが過渡的にスリップ状態になることがある。このような状態においては、入力軸８に接続された第１油圧ポンプＰｆの吐出量が出力軸９に接続された第２油圧ポンプＰｒの吸入量を上回り、且つ第３一方向弁２２が閉じて第５連結油路３６を介しての第１連結油路１４と第２連結油路１５の連通が阻止されるため、前述と同様に多板クラッチＣが係合して後輪Ｗｒ，Ｗｒに対して駆動トルクが分配される。

車輪に制動力が作用すると、前後輪の制動力配分は一般に前輪Ｗｆ，Ｗｆ側が後輪Ｗｒ，Ｗｒ側より高く設定されているので、急制動時等において前輪Ｗｆ，Ｗｆが後輪Ｗｒ，Ｗｒよりも先にロックする。また、定速走行からのエンジンブレーキは前輪Ｗｆ，Ｗｆのみ作用するので、この場合も過渡的には前輪Ｗｆ，Ｗｆの回転速度が後輪Ｗｒ，Ｗｒのそれよりも低くなる。このような場合には、第２油圧ポンプＰｒの吐出量が第１油圧ポンプＰｆの吸入量を上回り、第２連結油路１５に過剰なオイルが吐出される。更に、前輪Ｗｆ，Ｗｆが完全にロックした場合には、第１油圧ポンプＰｆが停止して第２油圧ポンプＰｒのみが回転するため、この第２油圧ポンプＰｒの吐出油の全量が過剰となる。しかしながら、この過剰な吐出油はスプール弁３２のポート３３ｃ、ポート３３ｄおよび第５連結油路３６の第３一方向弁２２を介して第２油圧ポンプＰｒの第３ポート１２に還流する。このようにして、後輪Ｗｒ，Ｗｒの回転速度が前輪Ｗｆ，Ｗｆの回転速度を上回っても多板クラッチＣの作動油圧室１６に第１、第２油圧ポンプＰｆ，Ｐｒの吐出量差に基づく油圧が作用しないため、該多板クラッチＣは非係合状態に保持されて前輪Ｗｆ，Ｗｆから後輪Ｗｒ，Ｗｒへの制動力の伝達が阻止され、これにより前後輪の制動力配分に変化が生じることはない。

尚、前述した車両の前進制動時には多板クラッチＣが係合しないため、第１リリーフ弁２６を通過した油による多板クラッチＣの潤滑は行われない。しかしながら、前述した車両の前進定速走行時と同様に、第２油圧ポンプＰｒの吐出油の一部がスプール弁３２および潤滑油路５３を介して多板クラッチＣに供給され、多板クラッチＣの潤滑部の潤滑は支障なく行われる。

車両の後進時には、第１、第２油圧ポンプＰｆ，Ｐｒの回転方向が共に逆になり、吐出ポートと吸入ポートとの関係が上記とは逆の関係になる。

すなわち、後進発進時あるいは後進急加速時等に前輪Ｗｆ，Ｗｆの回転速度が後輪Ｗｒ，Ｗｒの回転速度より大きくなると、第１油圧ポンプＰｆの吐出量が第２油圧ポンプＰｒの吸入量を上回るため、第２連結油路１５に油圧が発生する。このとき、スプール弁３２のスプール３１はスプリング３０によって図示位置に保持されており、第１油圧ポンプＰｆの第２ポート１１からの吐出量と第２油圧ポンプＰｒの第４ポート１３からの吸入量との差によって第２連結油路１５に吐出された油は、前述のように第４一方向弁２３と第５一方向弁３４とによって第５連結油路３６への流入が阻止されて第４連結油路１８に流入し、そこで第２一方向弁２０を通過し且つ第１一方向弁１９により阻止されて多板クラッチＣの作動油圧室１６に供給され、後輪Ｗｒ，Ｗｒに駆動トルクを分配すべく多板クラッチＣが係合される。後輪Ｗｒ，Ｗｒの回転速度が増大して後進定速走行状態になると第１油圧ポンプＰｆと第２油圧ポンプＰｒとの回転速度は同一になるが、第２油圧ポンプＰｒの１回転あたりの吐出量が第１油圧ポンプＰｆの１回転あたりの吐出量よりも大きいため、その差に相当する油が第１連結油路１４に供給される。その結果、後進時には定速走行状態においても、前輪Ｗｆ，Ｗｆ側から後輪Ｗｒ，Ｗｒ側へトルクが分配されることになる。

この後進定速走行状態では、第１連結油路１４および第２連結油路１５よりなる循環油路を循環する油に、スプール弁３２のスプリング３０による負荷は作用しない。しかしながら、一般に後進定速走行状態が長時間継続することはないため、両油圧ポンプＰｆ，Ｐｒのロータのサイドクリアランスからのエア吸入と、多板クラッチＣへの潤滑油の供給停止とは、実質的に問題とならない。

また、後進制動時には第１油圧ポンプＰｆの回転速度が第２油圧ポンプＰｒのそれを下回るため、第２油圧ポンプＰｒの第３ポート１２からの吐出量と第１油圧ポンプＰｆの第１ポート１０からの吸入量との差によって第１連結油路１４に油圧が発生する。このとき、第３一方向弁２２が閉じるために第３連結油路１７の第１一方向弁１９を介して多板クラッチＣが係合し、前輪Ｗｆ，Ｗｆの制動力が後輪Ｗｒ，Ｗｒに伝達される。

以上説明した車両の後進時において、第１油圧ポンプＰｆの第２ポート１１は吐出ポートとなり第２油圧ポンプＰｒの第４ポート１３は吸入ポートとなるため、スプール弁３２のスプール３１は常に図示の右位置に保持される。このとき、何らかの原因でスプール３１が左位置にロックしたとしても、第１油圧ポンプＰｆの第２ポート１１からの吐出圧が第５一方向弁３４に阻止されてスプール弁３２のポート３３ａに作用し、前記ロックしたスプール３１は正常位置である右位置に押し戻される。このときスプール３１のロックが解消されない場合であっても、第２連結油路１５に発生した油圧は第４連結油路１８を介して第２リリーフ弁２８から逃がされるため、第１油圧ポンプＰｆに過剰な負荷が加わることが無い。

以上説明した多板クラッチＣの係合は、作動油圧室１６に供給された油でクラッチピストン４７が前進し、エンドプレート７１を介して軸方向に押圧されたトルクカム機構６１の第２カム部材６３の押圧部６６がクラッチ板４３…，４４…を押圧することにより行われる。このとき、クラッチピストン４７とクラッチ板４３…，４４…との間に介在するトルクカム機構６１は、以下のような機能を発揮する。

油圧回路の構造を説明する際に述べたように、車両の前進加速時と、車両の後進加速時と、車両の後進減速時とに多板クラッチＣが係合して前輪Ｗｆ，Ｗｆおよび後輪Ｗｒ，Ｗｒ間のトルク伝達が行われ、車両の前進減速時だけに多板クラッチＣが係合せずに前輪Ｗｆ，Ｗｆおよび後輪Ｗｒ，Ｗｒ間のトルク伝達が行われない。前述したように、トルクカム機構６１は一方向カムの機能を兼備えており、車両の前進加速時にトルクカム機構６１の第１カム部材６２および第２カム部材６３は図４（Ａ）の状態から図４（Ｂ）の状態に相対回転し、多板クラッチＣを係合させるスラスト力ｆを発生する。従って、車両の走行中に高い頻度で発生する前進加速時の初期にトルクカム機構６１を作動させて油圧による多板クラッチＣの係合をアシストし、四輪駆動状態に移行する応答性を高めることができる。図５において、実線が本実施例の多板クラッチＣのトルク伝達特性を、また破線がトルクカム機構を備えていない従来例の多板クラッチのトルク伝達特性を示しており、斜線部分がトルクカム機構６１によるアシストトルクに相当する。

しかもトルクカム機構６１により発生する多板クラッチＣの係合力は、油圧による発生する多板クラッチＣの係合力の増加に応じて次第に減少するため、トルクカム機構６１だけで多板クラッチＣが完全に係合するのを防止してデフロックの発生を回避することができる。

また車両の前進減速時には油圧による多板クラッチＣの係合は行われず、しかも第１、第２カム部材６２，６３の相対回転方向が逆になるために、一方向カムの機能でトルクカム機構６１が多板クラッチＣを係合させるスラスト力ｆを発生することはない。したがって、車両の前進減速時には二輪駆動状態に維持され、ＡＢＳ装置との干渉が回避されて車両の制動性能が確保される。

また車両の後進加速時には油圧による多板クラッチＣの係合が行われるが、一方向カムの機能でトルクカム機構６１が多板クラッチＣを係合させるスラスト力ｆを発生することはない。従って、本実施例の多板クラッチＣのトルク伝達特性は、図５に破線で示した従来例の特性と同じになる。

また車両の後進減速時には油圧による多板クラッチＣの係合が行われ、かつ一方向カムの機能でトルクカム機構６１が多板クラッチＣを係合させるスラスト力ｆを発生するため、トルクカム機構６１のスラスト力ｆが油圧による多板クラッチＣの係合をアシストする状態になる。従って、本実施例の多板クラッチＣのトルク伝達特性は、図５に実線で示した前進加速時の特性と同じになる。

而して、実用上の発生頻度の高い前進加速時の初期にトルクカム機構６１および油圧の両方で多板クラッチＣを係合させ、車両を四輪駆動状態にする応答性を高めるとともに後輪Ｗｒ，Ｗｒに充分な駆動力を配分することができ、同様に実用上の発生頻度の高い前進減速時に車両を二輪駆動状態に維持してＡＢＳ装置との干渉を回避することができる。

尚、トルクカム機構６１が作動して図４（Ｂ）の状態になり、第１カム部材６２および第２カム部材６３の相対回転が規制された後も、前輪Ｗｆ，Ｗｆおよび後輪Ｗｒ，Ｗｒの相対回転は継続するが、摩擦クラッチ６７がスリップしてクラッチハブ４２と第２カム部材６３との相対回転が許容されるため、トルクカム機構６１に過剰な負荷が作用することがない。

ところで、前進定速走行時には前輪Ｗｆ，Ｗｆの回転速度と後輪Ｗｒ，Ｗｒの回転速度とが同一のはずであるが、走行抵抗等による前輪Ｗｆ，Ｗｆおよび後輪Ｗｒ，Ｗｒ間の微小スリップ率の差によって前輪Ｗｆ，Ｗｆの回転速度が後輪Ｗｒ，Ｗｒの回転速度を上回ってしまう場合があり、このとき多板クラッチＣが係合して不必要な四輪駆動状態になるとエンジンの燃料消費量が増大する問題がある。しかしながら、本実施例では前輪Ｗｆ，Ｗｆから多板クラッチＣの入力軸８への第１ギヤ機構４の変速比αを、後輪Ｗｒ，Ｗｒから多板クラッチＣの出力軸９への第２ギヤ機構５の変速比βよりも小さく（α＜β）に設定しているため、前輪Ｗｆ，Ｗｆの回転速度が後輪Ｗｒ，Ｗｒの回転速度を多少上回っても多板クラッチＣが係合することがなくなり、不必要な四輪駆動状態になってエンジンの燃料消費量が増大するのを防止することができる。また四輪駆動状態になる頻度が減少するため、駆動系の耐久性を確保するために余剰強度を設定する必要がなくなり、駆動系の重量軽減やコストダウンに寄与することができ、更に多板クラッチＣの耐久性向上も可能になる。

図６は、横軸に前輪Ｗｆ，Ｗｆおよび後輪Ｗｒ，Ｗｒの回転速度差を取り、縦軸に多板クラッチＣの伝達トルクを取ったものである。これを、横軸に多板クラッチＣの入力軸８および出力軸９の回転速度差を取り、縦軸に多板クラッチＣの伝達トルクを取った図５と比較すると明らかなように、本実施例によれば、前輪Ｗｆ，Ｗｆの回転速度が後輪Ｗｒ，Ｗｒの回転速度を多少上回っても多板クラッチＣが伝達トルクを発生しないことが分かる。特に、トルクカム機構６１を備えた多板クラッチＣは入力軸８および出力軸９に回転速度差が発生した瞬間に伝達トルクが急激に立ち上がるため、車両の前進定速走行時に多板クラッチＣの係合を防止したことの効果は一層顕著なものとなる。

以上、本発明の実施例を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

四輪駆動車両の動力伝達系を示す図 四輪駆動車両の多板クラッチおよび油圧回路の構造を示す図 多板クラッチの拡大断面図 図３の４−４線拡大断面図 入力軸および出力軸の回転速度差と多板クラッチの伝達トルクとの関係を示すグラフ 前輪および後輪の回転速度差と多板クラッチの伝達トルクとの関係を示すグラフ

符号の説明

Ｃ 多板クラッチ
Ｅ エンジン
Ｐｆ 第１油圧ポンプ（油圧ポンプ）
Ｐｒ 第２油圧ポンプ（油圧ポンプ）
Ｗｆ 前輪
Ｗｒ 後輪
α 第１ギヤ機構のギヤ比
β 第２ギヤ機構のギヤ比
２ 第１差動装置
４ 第１ギヤ機構
５ 第２ギヤ機構
６ 第２差動装置
６１ トルクカム機構
６２ 第１カム部材
６３ 第２カム部材

Claims (1)

1. エンジン（Ｅ）の駆動力が直接的に伝達される前輪（Ｗｆ）と、エンジン（Ｅ）の駆動力の一部が多板クラッチ（Ｃ）を介して間接的に伝達される後輪（Ｗｒ）とを備え、前記多板クラッチ（Ｃ）は、前輪（Ｗｆ）および後輪（Ｗｒ）の回転速度差に応じて油圧ポンプ（Ｐｆ，Ｐｒ）が発生する油圧で係合する四輪駆動車両の動力伝達装置であって、
   前輪（Ｗｆ）の回転に連動する第１カム部材（６２）と後輪（Ｗｒ）の回転に連動する第２カム部材（６３）との回転速度差に応じて発生する軸方向のスラスト力で多板クラッチ（Ｃ）を係合させるトルクカム機構（６１）を備え、
   前記トルクカム機構（６１）は、前記回転速度差に応じて前記油圧ポンプ（Ｐｆ，Ｐｒ）が発生する前記油圧による前記多板クラッチ（Ｃ）の係合をアシストすべく、車両の前進走行時に前輪（Ｗｆ）の回転速度が後輪（Ｗｒ）の回転速度を上回った場合にスラスト力を発生し、かつ車両の前進走行時に後輪（Ｗｒ）の回転速度が前輪（Ｗｆ）の回転速度を上回った場合にスラスト力を発生しないように構成された四輪駆動車両の動力伝達装置において、
   前輪（Ｗｆ）の回転を第１差動装置（２）を介して第１カム部材（６２）に伝達する第１ギヤ機構（４）のギヤ比（α）よりも、後輪（Ｗｒ）の回転を第２差動装置（６）を介して第２カム部材（６３）に伝達する第２ギヤ機構（５）のギヤ比（β）を大きく設定して、前進定速走行時に前記多板クラッチ（Ｃ）が係合して不必要な四輪駆動状態とならないようにしたことを特徴とする四輪駆動車両の動力伝達装置。

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