CN109080456B - 驱动力传递装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种驱动力传递装置(1)，搭载于四轮驱动车(100)，四轮驱动车(100)能够切换将发动机(102)的驱动力向前轮(104L、104R)及后轮(105L、105R)传递的四轮驱动状态与仅向前轮(104L、104R)传递的二轮驱动状态，驱动力传递装置(1)能够调节向后轮(105L、105R)传递的驱动力，具备多片式离合器(23)、在轴向上按压多片式离合器(23)的活塞(20)、使活塞20进行轴向移动的致动器(30)以及控制致动器(30)的控制部(4)。在二轮驱动状态时满足了需要向四轮驱动状态切换的可能性高的规定的条件时，控制部(4)对致动器(30)进行控制而使活塞(20)相比初始位置向多片式离合器(23)侧位移规定量。

Description

驱动力传递装置

技术领域

本发明涉及使用于能够切换四轮驱动状态与二轮驱动状态的四轮驱动车的驱动力传递装置。

背景技术

以往，在能够切换将驱动源的驱动力向主驱动轮及辅助驱动轮传递的四轮驱动状态与将驱动力仅向主驱动轮传递的二轮驱动状态的四轮驱动车中，使用能够调节向辅助驱动轮传递的驱动力的驱动力传递装置。这样的驱动力传递装置中，存在具备多片式离合器、按压构件及致动器的结构，该多片式离合器通过润滑油对多个离合器片的摩擦滑动进行润滑，该按压构件按压多片式离合器，该致动器使按压构件进行轴向移动。

在如上所述构成的驱动力传递装置中，如果将非工作时的离合器片间的间隔设定得窄，则由润滑油的粘性产生的拖曳转矩增大。而且，如果将离合器片间的间隔设定得宽，则按压构件的移动距离变长而响应性下降。日本特开2013-76460号公报记载的驱动力传递装置为了将拖曳转矩抑制得低并提高响应性而具备：第一压紧力施加机构，具有向多片式离合器施加第一压紧力的主活塞；和第二压紧力施加机构，先于第一压紧力施加机构的工作而进行工作，具有向主活塞施加用于缩短多片式离合器的离合器片间隔的第二压紧力的副活塞。

根据日本特开2013-76460号公报记载的驱动力传递装置，虽然能够将多片式离合器的拖曳转矩抑制得低并提高响应性，但是第一及第二压紧力施加机构的结构变得复杂，会导致装置的大型化和成本的上升。

发明内容

本发明目的之一在于提供一种能够抑制装置的大型化及成本的上升，并且在需要从二轮驱动状态向四轮驱动状态的切换时，能够快速地进行该驱动状态的切换的驱动力传递装置。

本发明的一形态涉及驱动力传递装置，搭载于四轮驱动车，所述四轮驱动车能够切换将驱动源的驱动力向主驱动轮及辅助驱动轮传递的四轮驱动状态与将所述驱动力仅向所述主驱动轮传递的二轮驱动状态，所述驱动力传递装置调节向所述辅助驱动轮传递的驱动力。

所述驱动力传递装置具备：

多片式离合器；

按压构件，在轴向上按压所述多片式离合器；

致动器，使所述按压构件进行轴向移动；及

控制部，控制所述致动器。

在所述四轮驱动车的所述二轮驱动状态时满足了需要向所述四轮驱动状态的切换的可能性高的规定的条件时，所述控制部控制所述致动器而使所述按压构件相比初始位置向所述多片式离合器侧位移规定量。

根据上述形态的驱动力传递装置，能够抑制装置的大型化及成本的上升，并能够快速地进行从二轮驱动状态向四轮驱动状态的切换。

附图说明

前述及后述的本发明的特征及优点通过下面的具体实施方式的说明并参照附图而明确，其中，相同的标号表示相同的部件。

图1是示意性地示出搭载有本发明的实施方式的驱动力传递装置的四轮驱动车的结构例的结构图。

图2是示出驱动力分配机构的结构例的剖视图。

图3是图2的局部放大图。

图4A～图4C是将多片式离合器的一部分及其周边部放大表示的放大图。

图5是示出活塞的从初始位置的移动量与经由多片式离合器传递的旋转力的关系的一例的坐标图。

图6是示意性地示出驱动力传递装置的离合器部、液压单元及控制部的结构图。

图7是示出运算处理装置执行的处理次序的具体例的流程图。

图8是示出第二实施方式的四轮驱动车的概略的结构的结构图。

图9是示出驱动力传递装置的结构的剖视图。

图10是示出驱动力传递装置的凸轮机构的立体图。

图11是将沿第一凸轮构件的周向观察第一凸轮构件的3个凸部中的1个凸部及其周边部的状态与滚动构件一起示意性地示出的说明图。

具体实施方式

关于本发明的第一实施方式，参照图1至图7进行说明。

图1是示意性地示出搭载有本发明的实施方式的驱动力传递装置的四轮驱动车的结构例的结构图。

四轮驱动车100具备作为产生行驶用的驱动力的驱动源的发动机102、变速器103、左右一对作为主驱动轮的前轮104L、104R及左右一对作为辅助驱动轮的后轮105L、105R、以及能够将发动机102的驱动力向前轮104L、104R及后轮105L、105R传递的驱动力传递系101。该四轮驱动车100能够切换将发动机102的驱动力向前轮104L、104R及后轮105L、105R传递的四轮驱动状态与将发动机102的驱动力仅向前轮104L、104R传递的二轮驱动状态。需要说明的是，在本实施方式中，各符号中的“L”及“R”以车辆的左侧及右侧的意思来使用。

驱动力传递系101具有驱动力传递装置1、前差速器11、传动轴12、后差速器13、前轮侧的驱动轴106L、106R以及后轮侧的驱动轴107L、107R。发动机102的驱动力始终向前轮104L、104R传递。经由后差速器13及包含驱动力传递装置1的离合器部2的后轮侧的驱动力分配机构14将发动机102的驱动力向后轮105L、105R传递。驱动力分配机构14能够将发动机102的驱动力能够断续且容许差动地向左右的后轮105L、105R分配。

前差速器11具有与一对前轮侧的驱动轴106L、106R分别连结的一对侧面齿轮111、使齿轮轴正交地与一对侧面齿轮111啮合的一对龆轮112、支承一对龆轮112的龆轮轴113、及收容上述一对侧面齿轮111、一对龆轮112、龆轮轴113的前差速器箱114以及固定于前差速器箱114的外周侧的齿圈115。由变速器103变速后的发动机102的驱动力经由齿圈115向前差速器箱114输入。

传动轴12经由前差速器箱114接受发动机102的转矩，向驱动力分配机构14侧传递。在传动轴12的前轮侧端部设有龆轮121，该龆轮121与经由筒状部116而连结固定于前差速器箱114的齿圈117啮合。

后差速器13与前差速器11同样，具有一对侧面齿轮131、一对龆轮132、龆轮轴133、后差速器箱134以及齿圈135。在一对侧面齿轮131中的一方的侧面齿轮131，以不能相对旋转的方式连结有驱动轴107R，在另一方的侧面齿轮131以不能相对旋转的方式连结有中间轴108。

在中间轴108与驱动轴107L之间配置有驱动力传递装置1的离合器部2。离合器部2能够调节从中间轴108向驱动轴107L传递的驱动力。另一方面，与通过离合器部2传递的驱动力同等的驱动力经由后差速器13向驱动轴107R传递。而且，在离合器部2不传递驱动力的远离状态下四轮驱动车100行驶时，一对龆轮132空转而不向驱动轴107L、107R传递驱动力。

驱动力传递装置1具有离合器部2、液压单元3以及对液压单元3进行控制的控制部4。关于驱动力传递装置1的详情在后文叙述。

图2是表示驱动力分配机构14的结构例的剖视图。图3是图2的局部放大图。

驱动力分配机构14具有后差速器13及离合器部2、支承于车身的差速器架15、供传动轴12连结的连结构件16、与连结构件16一体旋转的龆轮轴17以及中间轴108。

连结构件16与龆轮轴17通过螺栓161及垫片162而结合。而且，龆轮轴17具有轴部171和齿轮部172，轴部171由一对圆锥滚子轴承181、182支承为能够旋转。齿轮部172与齿圈135啮合，该齿圈135通过多个螺栓136而固定成与差速器箱134一体旋转。差速器箱134通过圆锥滚子轴承183、184而能够旋转地支承于差速器架15。

差速器架15具有收容离合器部2的第一架构件151、收容后差速器13及龆轮轴17的第三架构件153以及配置在第一架构件151与第三架构件153之间的第二架构件152。第一架构件151与第二架构件152、及第二架构件152与第三架构件153分别进行螺栓紧固连结。在图2及图3中，图示出将第一架构件151与第二架构件152结合的多个螺栓150。

在第一架构件151收容有驱动轴107L的一端部，在第三架构件153收容有驱动轴107R的一端部。在使驱动轴107L插通的第一架构件151的开口嵌合有密封构件191，在使驱动轴107R插通的第三架构件153的开口嵌合有密封构件192。而且，在第三架构件153收容有连结构件16的一端部，在连结构件16与第三架构件153之间配置有密封构件193。

离合器部2具有通过从液压单元3供给的工作油(工作流体)的压力而动作的作为按压构件的活塞20、与中间轴108一体旋转的离合器毂21、与驱动轴107L一体旋转的离合器鼓22、配置在离合器毂21与离合器鼓22之间的多片式离合器23、配置在活塞20与多片式离合器23之间的压板24及推力滚子轴承25以及配置在离合器毂21与压板24之间的复位弹簧26。离合器毂21及离合器鼓22共有旋转轴线O，能够在同一旋转轴线上相对旋转。

如图3所示，多片式离合器23包括与离合器毂21一体旋转的多个内离合器片231和与离合器鼓22一体旋转的多个外离合器片232。内离合器片231与外离合器片232的摩擦滑动通过图示省略的润滑油来润滑。多个内离合器片231及多个外离合器片232沿轴向交替地配置。

多片式离合器23利用通过经由压板24及推力滚子轴承25接受活塞20的按压力而产生的内离合器片231与外离合器片232的摩擦力，在离合器毂21与离合器鼓22之间传递旋转力。活塞20通过沿旋转轴线O的轴向移动而将多片式离合器23在轴向上按压。

离合器毂21一体地具有：在外周面形成有由沿轴向延伸的多个花键突起构成的花键卡合部211a的圆筒状的圆筒部211；直径比圆筒部211小，通过花键嵌合而将中间轴108连结的有底圆筒状的连结部212；以及将圆筒部211与连结部212连接的连接部213。支承于第二架构件152的密封构件194滑动接触于连结部212的外周面。密封构件194将离合器部2的收容空间与后差速器13的收容空间液密地划分。

压板24形成有使在离合器毂21的圆筒部211的端部形成的突起211b插通的插通孔240，相对于离合器毂21不能相对旋转且能够轴向移动。压板24具有：按压部241，配置在比离合器毂21的圆筒部211靠外周侧，按压多片式离合器23；和内壁部242，配置在圆筒部211的内侧。插通孔240形成在按压部241与内壁部242之间。多个复位弹簧26以在轴向上被压缩的状态配置在压板24的内壁部242与离合器毂21的连接部213之间。在图2及图3中，图示出其中的1个复位弹簧26。复位弹簧26由螺旋弹簧构成，对压板24向活塞20侧施力。

如图3所示，离合器鼓22一体地具有：连结部221，将驱动轴107L连结；凸台部222，从连结部221的离合器毂21侧的端部在轴向上突出；环状的壁部223，从连结部221向外方伸出；以及圆筒状的圆筒部224，从壁部223的外周端部在轴向上延伸。

多片式离合器23配置在离合器毂21的圆筒部211与离合器鼓22的圆筒部224之间。在内离合器片231的内周侧的端部形成有与离合器毂21的圆筒部211的花键卡合部211a卡合的多个突起231a。由此，内离合器片231被连结成相对于离合器毂21能够轴向移动且不能相对旋转。而且，在外离合器片232的外周侧的端部形成有与在离合器鼓22的圆筒部224的内周面形成的花键卡合部224a卡合的多个突起232a。由此，外离合器片232被连结成相对于离合器鼓22能够轴向移动且不能相对旋转。

离合器毂21由安装于第二架构件152的球轴承185支承。离合器鼓22由配置在连结部221与第一架构件151之间的球轴承186支承。在离合器鼓22的凸台部222的外周面与离合器毂21之间配置有球轴承187。而且，在离合器鼓22的壁部223与第一架构件151的内表面之间配置有推力滚子轴承188。

在第二架构件152设有被供给向活塞20施加液压而使活塞20向多片式离合器23侧移动的工作油的环状的缸室140、及向缸室140供给工作油的工作油供给孔141。缸室140为以旋转轴线O为中心而呈同心状地形成的圆环状。

经由工作油供给孔141从液压单元3向缸室140供给工作油。活塞20在轴向的一部分配置于缸室140内的状态下能够沿轴向进退移动，通过向缸室140供给的工作油的液压来按压多片式离合器23，使内离合器片231与外离合器片232摩擦接触。

另外，当缸室140的工作油的压力下降时，活塞20在经由压板24接受的复位弹簧26的作用力下向缸室140的里侧移动，从多片式离合器23远离。在活塞20的内周面及外周面分别形成有周向槽，在上述的周向槽保持有O形密封圈201、202。通过该O形密封圈201、202，以用于使活塞20移动的工作油与用于对多片式离合器23进行润滑的润滑油避免混合的方式远离。活塞20的轴向位置成为从缸室140的工作油接受的压力与复位弹簧26的作用力及从多片式离合器23接受的反力相平衡的位置。

在活塞20中，在缸室140的外部设有向径向外方突出的卡定突起200。在缸室140的压力低时，通过复位弹簧26的作用力，活塞20移动至卡定突起200与缸室140的开口周边的第二架构件152的卡定面152a抵接的位置。以下，将卡定突起200与第二架构件152的端面152a抵接时的活塞20的位置称为初始位置。在图2及图3中，在比旋转轴线O靠下侧，示出活塞20处于初始位置的状态。

图4A～图4C是将多片式离合器23的一部分及其周边部放大示出的放大图。图4A示出活塞20处于初始位置的状态，图4B示出多片式离合器23的内离合器片231与外离合器片232无间隙的状态。图4C示出从图4B所示的状态开始活塞20进一步移动而将内离合器片231及外离合器片232压紧的状态。

内离合器片231中，在由金属构成的圆环板状的基材230的两侧面粘贴有摩擦材料233。摩擦材料233由例如纸基摩擦材料或无纺布构成，粘贴于与外离合器片232对向的部分。基材230由例如铁系金属构成，在比摩擦材料233靠内侧处形成有使润滑油流通的流通孔231b(参照图3)。外离合器片232是例如由铁系金属构成的圆环板状，在其表面形成有图示省略的油槽。

如图4A所示，在活塞20处于初始位置的初始状态下，在内离合器片231与外离合器片232之间，更具体而言，在内离合器片231的摩擦材料233与外离合器片232之间形成有间隙。向该间隙导入润滑剂，离合器毂21与离合器鼓22能够自如地相对旋转。

如图4B所示，当活塞20从初始位置移动而多个内离合器片231与多个外离合器片232全部的间隙消失时，从内离合器片231与外离合器片232之间排出大部分的润滑油。在该状态下，内离合器片231(摩擦材料233)与外离合器片232接触，在离合器毂21与离合器鼓22之间能传递由润滑油的粘性产生的拖曳转矩，但是不传递由内离合器片231与外离合器片232的摩擦接触产生的旋转力。

若这样地在多片式离合器23被堵塞间隙之后，活塞20进一步移动，则如图4C所示，在离合器鼓22的壁部223与活塞20之间，内离合器片231的摩擦材料233被压缩。并且，通过内离合器片231与外离合器片232的摩擦接触而在离合器毂21与离合器鼓22之间传递旋转力。由此，四轮驱动车100成为四轮驱动状态。

图5是表示活塞20的从初始位置的移动量(活塞行程)与在离合器毂21和离合器鼓22之间经由多片式离合器23传递的旋转力(离合器转矩)的关系的一例的坐标图。在该坐标图中表示活塞行程的横轴的P0表示活塞20的初始位置，如图4B所示，P1表示多片式离合器23无间隙的位置。离合器转矩在活塞行程为P1以下时平缓地变化，当活塞行程超过P1时，急剧地增大。

图6是示意性地示出驱动力传递装置1的离合器部2、液压单元3及控制部4的结构图。液压单元3具有：产生与供给的电流对应的转矩的电动马达31；由电动马达31驱动的液压泵32；以及使从液压泵32喷出的工作油的一部分向容器33回流的固定节流阀34。电动马达31与液压泵32由连结轴311连结。电动马达31是例如三相无刷DC马达，但也可以使用带有电刷的DC马达作为电动马达31。而且，作为调整向缸室140供给的液压的其他的实施方式，也可以从液压泵32喷出一定量的工作油，取代固定节流阀34而将电磁可变节流阀设置在液压泵32与工作油供给孔141之间，通过该电磁可变节流阀来调整向缸室140供给的液压。此外，作为其他的实施方式，也可以取代电磁可变节流阀而设置电磁溢流阀。

控制部4向电动马达31供给马达电流。驱动力传递装置1能够通过电动马达31产生的转矩的增减，来调节经由多片式离合器23在离合器毂21与离合器鼓22之间传递的旋转力(驱动力)。

液压泵32其自身为周知的结构，从容器33汲取与电动马达31的旋转量对应的量的工作油并将其喷出。固定节流阀34使与液压泵32的喷出压对应的量的工作油向容器33回流。作为液压泵32，可以使用例如外啮合齿轮泵或内啮合齿轮泵、或者叶轮泵。在本实施方式中，电动马达31、液压泵32及固定节流阀34构成使活塞20轴向移动的致动器30。致动器30由控制部4控制，通过被供给从液压泵32喷出的工作油的缸室140的压力而使活塞20向多片式离合器23侧移动。

在电动马达31设有能够检测连结轴311的旋转量的旋转量传感器312。旋转量传感器312将与连结轴311的旋转速度对应的脉冲宽度的脉冲信号向控制部4输出。

控制部4具有：由半导体存储元件构成的存储装置41；执行存储于存储装置41的程序的CPU等运算处理装置42；具有功率晶体管等开关元件的马达电流输出部43；以及检测从马达电流输出部43向电动马达31供给的马达电流的电流传感器44。马达电流输出部43根据运算处理装置42输出的Pulse Width Modulation(PWM)信号来切换开关元件的接通/断开状态。运算处理装置42根据应向电动马达31供给的马达电流而使PWM信号的占空比变化。

运算处理装置42作为如下单元发挥功能：驱动状态决定单元421，通过执行存储于存储装置41的程序，来判断应该将四轮驱动车100设为四轮驱动状态还是设为二轮驱动状态；判定单元422，在四轮驱动车100的二轮驱动状态下判定是否需要使活塞20相比初始位置向多片式离合器23侧位移；目标旋转力运算单元423，运算在四轮驱动车100的四轮驱动状态下在离合器毂21与离合器鼓22之间应传递的目标旋转力；指令电流运算单元424，运算应向电动马达31供给的电流的指令值即指令电流值；以及反馈控制单元425，以将指令电流值的电流向电动马达31供给的方式运算占空比并向马达电流输出部43输出PWM信号。

控制部4例如能够通过Controller Area Network(CAN，控制器局域网络)等的车载通信网，来取得发动机转速传感器901、加速器开度传感器902、转向角传感器903、左前轮旋转速度传感器904、右前轮旋转速度传感器905、左后轮旋转速度传感器906、右后轮旋转速度传感器907、档位模式传感器908、环境温度传感器909、横摆角速度传感器910及倾度传感器911的各检测值的信息。而且，控制部4例如能够通过车载通信网，来取得驱动模式选择开关912及牵引力控制开关913的操作状态、以及表示基于变速器103的变速比的变速比信息914、及发动机102输出的表示转矩的大小的发动机转矩信息915。

发动机转速传感器901检测发动机102的输出轴即曲轴的每单位时间的转数。加速器开度传感器902检测驾驶者对加速踏板的踩踏量。转向角传感器903检测驾驶者对方向盘的转向角。左前轮旋转速度传感器904、右前轮旋转速度传感器905、左后轮旋转速度传感器906及右后轮旋转速度传感器907分别检测左右前轮104L、104R及左右后轮105L、105R的旋转速度。档位模式传感器908检测驾驶者对换挡杆的操作位置。环境温度传感器909检测四轮驱动车100的车厢外的气温。横摆角速度传感器910检测作用于四轮驱动车100的横摆角速度(绕车辆的铅垂轴的旋转角速度)。倾度传感器911检测四轮驱动车100的前后方向的倾斜。

驱动模式选择开关912是用于驾驶者选择四轮驱动车100的驱动模式的开关，能够选择2WD模式、AUTO模式及LOCK模式。2WD模式是将四轮驱动车100的驱动状态固定为二轮驱动状态的模式。LOCK模式是将离合器毂21与离合器鼓22不进行相对旋转的程度的电流向电动马达31供给，将四轮驱动车100的驱动状态固定为四轮驱动状态的模式。AUTO模式是根据四轮驱动车100的行驶状态而将驱动状态自动地切换为二轮驱动状态与四轮驱动状态的模式。

牵引力控制开关913是选择使四轮驱动车100的牵引力控制系统为有效还是无效的开关，该牵引力控制系统限制向左右前轮104L、104R及左右后轮105L、105R传递的驱动力或制动力而确保行驶稳定性。如果使牵引力控制系统有效，则能提高四轮驱动车100的行驶稳定性。另一方面，如果使牵引力控制系统无效，则例如驾驶技能高超的驾驶者驾驶四轮驱动车100的情况下，能够一边容许左右前轮104L、104R或左右后轮105L、105R的滑移，一边在转弯路上高速地行驶等。

判定单元422在四轮驱动车100在二轮驱动状态下行驶时需要向四轮驱动状态切换的可能性高的情况下，判定为需要使活塞20相比初始位置向多片式离合器23侧位移。上述的各传感器901～911的检测值、各开关912、913的操作状态及各信息914、915是表示四轮驱动车100的状态的车辆信息的一例。判定单元422基于上述的车辆信息，判定是否需要使活塞20相比初始位置向多片式离合器23侧位移。

在本实施方式中，在通过驱动模式选择开关912选择了AUTO模式的情况下，在满足了如下所述的第一至第九条件中的至少任一个条件时，控制部4对致动器30进行控制而使活塞20相比初始位置向多片式离合器23侧位移规定量。该规定量是如下程度的活塞20的位移量：在离合器毂21与离合器鼓22之间，不进行由内离合器片231与外离合器片232的摩擦引起的旋转力的传递，或者即使在内离合器片231与外离合器片232之间产生了摩擦力，通过该摩擦力传递的旋转力也微小，四轮驱动车100实质上未成为四轮驱动状态。

第一条件是四轮驱动车100所行驶的路面的摩擦系数的推定值比规定值小的条件。路面的摩擦系数可以基于例如左右前轮104L、104R的滑移量来推定。更具体而言，能够根据基于发动机转速传感器901的检测结果及变速比信息914而算出的左右前轮104L、104R的理论的旋转速度与基于左前轮旋转速度传感器904及右前轮旋转速度传感器905而算出的实际的旋转速度之差，来推定运算路面的摩擦系数。而且，并不局限于此，例如也可以根据由车载相机拍摄的路面状况来推定路面的摩擦系数。

在路面的摩擦系数的推定值比规定值小时，在左右前轮104L、104R发生滑移的可能性高，在左右前轮104L、104R发生了滑移的情况下，需要将四轮驱动车100的驱动状态快速地切换为四轮驱动状态而向左右后轮105L、105R分配发动机102的驱动力，使左右前轮104L、104R的滑移收敛。

第二条件是通过倾度传感器911检测的路面的坡度比规定值高的条件。在此，路面的坡度是四轮驱动车100所行驶的路面相对于水平方向的倾斜，尤其是上坡路的路面的倾斜。在上坡路中，左右前轮104L、104R的接地载荷减小，因此在左右前轮104L、104R容易产生滑移。

第三条件是通过环境温度传感器909检测的环境温度比规定值低的条件。该规定值设定为例如0℃。在环境温度低时，例如由于路面的冻结而左右前轮104L、104R容易发生滑移。

第四条件是通过档位模式传感器908检测的换挡杆的操作位置处于变速器103的变速比(减速比)比通常高的位置(例如自动变速器的运动模式的选择位置)的条件。通过选择这样的模式，相对于车速而大的驱动力容易向左右前轮104L、104R传递，在左右前轮104L、104R容易发生滑移。

第五条件是牵引力控制开关913为断开状态(牵引力控制系统无效)的条件。通过使牵引力控制系统无效，容易向左右前轮104L、104R传递发生滑移的程度的大的驱动力。

第六条件是四轮驱动车100处于运动行驶状态的条件。运动行驶状态是例如频繁地进行急加速的状态，是否为运动行驶状态的判定例如可以将由发动机转速传感器901检测的发动机转速及/或由加速器开度传感器902检测的加速踏板的踩踏量作为指标值来进行。

第七条件是左右前轮104L、104R的滑移量比规定值大的条件。在上述的第一条件的判定中，在基于左右前轮104L、104R的滑移量来推定路面的摩擦系数的情况下，可以使第七条件与第一条件的判定基准相同。

第八条件是左右前轮104L、104R的抓地容限比规定值低的条件。在此，抓地容限是左右前轮104L、104R的轮胎的抓地的富余度，根据由载荷及路面与轮胎的摩擦系数来确定的摩擦圆半径和作用于左右前轮104L、104R的轮胎横力及驱动力的关系来求出。例如由于一边转弯一边加速而抓地容限降低时，在左右前轮104L、104R容易发生滑移。

第九条件是横摆角速度偏差比规定值大的条件。横摆角速度偏差根据理论上的横摆角速度与实际的横摆角速度之差来求出，该理论上的横摆角速度通过由转向角传感器903检测的转向角及车速来算出，该实际的横摆角速度由横摆角速度传感器910检测。在横摆角速度偏差大的情况下，由于转向不足或过转向而车辆行为变得不稳定，需要向四轮驱动状态切换的可能性高。

控制部4在满足了第一至第九条件中的至少一个条件时，对致动器30进行控制而使活塞20相比初始位置向多片式离合器23侧移动。该移动后的活塞20的位置是例如图4B所示多片式离合器23的消除间隙完成的位置(图5所示的坐标图的活塞行程为P1的位置)，但也可以比该位置靠初始位置侧，还可以为初始位置相反侧(离合器鼓22的壁部223侧)。

需要说明的是，作为使活塞20相比初始位置向多片式离合器23侧位移的条件，也可以仅采用第一至第九条件中的一部分的条件。而且，也可以将上述以外的其他的条件追加作为使活塞20相比初始位置向多片式离合器23侧位移的条件。此外，可以在通过驱动模式选择开关912选择了AUTO模式的情况下，无论其他的条件如何，都使活塞20相比初始位置向多片式离合器23侧位移。

图7是示出运算处理装置42所执行的处理次序的具体例的流程图。运算处理装置42按照规定的控制周期执行该处理。

运算处理装置42基于车辆信息，判断是否应将四轮驱动车100设为四轮驱动状态(步骤S1)。在该处理中，例如在加速踏板的踩踏量，或者前轮104L、104R的平均旋转速度与后轮105L、105R的平均旋转速度之差即差动旋转速度大于规定值时，判断为应将驱动状态设为四轮驱动状态。

在步骤S1的处理中，在判断为应设为四轮驱动状态的情况下(S1：是)，运算处理装置42基于车辆信息来运算应该在离合器毂21与离合器鼓22之间传递的目标旋转力，即应该向后轮105L、105R侧传递的驱动力(步骤S2)，进而根据在步骤S2中运算出的目标旋转力来运算应该向电动马达31供给的电流的指令值即指令电流值(步骤S3)。在步骤S2的运算处理中，例如加速踏板的踩踏量越大，而且前轮104L、104R的平均旋转速度与后轮105L、105R的平均旋转速度之差即差动旋转速度越高，则目标旋转力设定得越高。

另一方面，在步骤S1的判断结果为否时(S1：否)，运算处理装置42判定是否需要使活塞20相比初始位置向多片式离合器23侧位移(步骤S4)。在该判定中，如果满足上述第一至九的条件中的任一个而判定为需要使活塞20位移(S4：是)，则运算处理装置42运算应该向电动马达31供给的电流的指令值即指令电流值(步骤S5)。在该步骤S5中运算的指令电流值是比通过步骤S3的处理运算的指令电流值小的值，且是虽然活塞20相比初始位置向多片式离合器23侧位移但是四轮驱动车100的驱动状态实质上未成为四轮驱动状态的程度的值。

在该步骤S5的处理中，可以根据是否满足第一至第九条件中的任一个条件来改变指令电流值，也可以无论是否满足任何条件都使指令电流值为恒定的值。而且，可以根据第一至第九条件中的满足的条件的个数，该个数越多，则越增大指令电流值。

另一方面，在步骤S4的判定结果为否时(S4：否)，运算处理装置42使指令电流值为0(步骤S6)。

运算处理装置42以将通过上述的步骤S1～S6的处理而运算出的指令电流值的电流向电动马达31供给的方式进行反馈控制，运算占空比而向马达电流输出部43输出PWM信号(步骤S7)。在该处理中，在通过电流传感器44检测的实际电流值比指令电流值低的情况下，提高占空比，在实际电流值比指令电流值高的情况下，降低占空比。

图7的流程图所示的处理中的步骤S1的处理是运算处理装置42作为驱动状态决定单元421而执行的处理。步骤S2的处理是运算处理装置42作为目标旋转力运算单元423而执行的处理。步骤S3、S5、S6的处理是运算处理装置42作为指令电流运算单元424而执行的处理。步骤S4的处理是运算处理装置42作为判定单元422而执行的处理。步骤S7的处理是运算处理装置42作为反馈控制单元425而执行的处理。

控制部4在满足了第一至第九条件中的任一个条件的状态继续的情况下，向电动马达31持续供给为了将活塞20维持在从初始位置向多片式离合器23侧移动了规定量的位置所需的电流。此时，与液压泵32喷出的工作油的量相同的量的工作油从固定节流阀34向容器33回流。

根据以上说明的本发明的第一实施方式，在满足需要从二轮驱动状态向四轮驱动状态切换的可能性高的规定的条件时，控制部4控制致动器30而使活塞20预备性地相比初始位置向多片式离合器23侧位移规定量，因此在变得需要从二轮驱动状态向四轮驱动状态切换时，与使活塞20从初始位置移动的情况相比能够快速地进行驱动状态的切换。

另外，即使较大地空出非工作时的内离合器片231与外离合器片232的间隔也能够确保响应性，因此能够降低拖曳转矩，例如即使在左右后轮105L、105R接地的状态下抬起前轮104L、104R而牵引四轮驱动车100的被牵引时，也能够抑制多片式离合器23因过热而损伤。

此外，由于不需要如上述的以往的驱动力传递装置那样追加用于提高响应性的构件等，因此能够抑制装置的大型化及成本的上升。

接下来，参照图8至图11，说明本发明的第二实施方式。在本实施方式中，四轮驱动车100的驱动力传递系101的结构及驱动力传递装置1A的结构与第一实施方式不同。

图8是示出本发明的第二实施方式的四轮驱动车100的概略的结构的结构图。在图8中，关于与第一实施方式说明的构件共通的构件等，标注与图1中标注的符号相同的符号，并省略重复的说明。

在第一实施方式中，说明了在后差速器13的一对侧面齿轮131中的左侧的侧面齿轮131与驱动轴107L之间配置有离合器部2的情况，但是在本实施方式中，在右侧的侧面齿轮131与驱动轴107R之间配置驱动力传递机构部10。驱动力传递机构部10及控制部4构成本实施方式的驱动力传递装置1A。

图9是示出驱动力传递机构部10的结构的剖视图。在图9中，比旋转轴线O靠上侧示出驱动力传递机构部10的非工作状态，下侧示出工作状态。

驱动力传递机构部10具备：多片式离合器5，将多个外离合器片51及内离合器片52在轴向配置而成；离合器鼓53及离合器毂54，能够在同一旋转轴线上相对旋转；按压构件55，按压多片式离合器5；电动马达60，产生与从控制部4供给的电流对应的转矩；移动机构61，根据电动马达60的旋转量而使按压构件55在轴向上移动；壳体7，将电动马达60及移动机构61与多片式离合器5一起收容；密封构件78、79，用于向壳体7内封入图示省略的润滑油；以及轴承80～89，使各部的旋转顺畅。电动马达60及移动机构61构成使按压构件55进行轴向移动的致动器6，由控制部4控制。

移动机构61具备：驱动轴602，与电动马达60的转子601连结成不能相对旋转；减速机构62，对驱动轴602的旋转进行减速；中间齿轮63，对减速机构62的输出进行传递；以及凸轮机构64，经由减速机构62及中间齿轮63接受电动马达60的旋转力，产生对多片式离合器5进行按压的按压力。

壳体7由第一至第三壳体构件71～73构成。第一壳体构件71收容电动马达60，第二及第三壳体构件72、73收容多片式离合器5及移动机构61。中间齿轮63经由轴承80而支承于在第二壳体构件72与第三壳体构件73之间支承的支承轴74。在壳体7内封入有图示省略的润滑油。

在本实施方式中，减速机构62包含渐开线式减速机构，具有：偏心构件622，以相对于驱动轴602的轴线O1具有规定的偏心量地偏心的轴线O2为中心轴线；输入构件623，具有收容偏心构件622的中心孔，由外齿齿轮构成；自转力施加构件624，以轴线O1为中心轴，由内齿齿轮构成；多个轴状构件625，经由轴承而收容于在自转力施加构件624形成的收容孔624a中；以及输出构件626，从多个轴状构件625接受由自转力施加构件624向输入构件623施加的自转力而旋转。输出构件626由轴承81、82支承为能够旋转，且具有与中间齿轮63啮合的齿轮部626a。

离合器鼓53一体地具有轴状的轴部531和有底圆筒状的圆筒部532。离合器鼓53的轴部531与后差速器13的右侧的侧面齿轮131花键嵌合成不能相对旋转。在离合器鼓53与第一壳体构件71之间配置有轴承83、84及密封构件78。

离合器毂54一体地具有以旋转轴线O为轴线的轴状的凸台部541和有底圆筒状的圆筒部542。离合器毂54的凸台部541经由轴承85而收容于在离合器鼓53的轴部531形成的凹部531a，圆筒部542的凸台部541侧的一部分收容于离合器鼓53的圆筒部532。在圆筒部542的凸台部541侧的轴向端面与离合器鼓53之间配置有轴承86。在圆筒部542的与凸台部541侧相反一侧的端部和第三壳体构件73之间配置有轴承87及密封构件79。

多片式离合器5配置在离合器鼓53的圆筒部532与离合器毂54的圆筒部542之间。在离合器鼓53的圆筒部532的内周面形成有与外离合器片51的多个突起51a卡合的直边花键嵌合部532a。而且，在离合器毂54的圆筒部542的外周面形成有与内离合器片52的多个突起52a卡合的直边花键嵌合部542a。外离合器片51相对于离合器鼓53能够轴向移动且不能相对旋转。内离合器片52相对于离合器毂54能够轴向移动且不能相对旋转。

多片式离合器5通过环状的按压构件55而在轴向上被按压，多个外离合器片51与多个内离合器片52进行摩擦接触。内离合器片52与第一实施方式的内离合器片231同样，在由金属构成的圆环板状的基材的两侧面粘贴有摩擦材料。外离合器片51与第一实施方式的外离合器片232同样，为由金属构成的圆环板状。在按压构件55的外周面形成的多个花键突起551与离合器鼓53的直边花键嵌合部532a卡合，从而按压构件55相对于离合器鼓53能够轴向移动且不能相对旋转。

在离合器鼓53的外周侧的第二壳体构件72与第三壳体构件73之间，用于凸轮机构64进行动作的多个(3个)引导构件75与旋转轴线O平行地配置。在图9中，图示出其中的1个引导构件75。引导构件75为圆柱状，轴向的一端部嵌合并固定于在第二壳体构件72形成的保持孔72a，另一端部嵌合并固定于在第三壳体构件73形成的保持孔73a。而且，在引导构件75外嵌有对于下述的凸轮机构64的第二凸轮构件67在轴向上施力的作为施力构件的复位弹簧76。复位弹簧76由螺旋弹簧构成，以在轴向上被压缩的状态配置于第二壳体构件72与第二凸轮构件67之间，通过其复原力而将第二凸轮构件67向第三壳体构件73侧弹性地压紧。

图10是示出凸轮机构64的结构例的立体图。凸轮机构64具有：第一凸轮构件65，形成有相对于旋转轴线O倾斜的凸轮面651a；多个(3个)滚动构件66，在凸轮面651a上滚动；环状的第二凸轮构件67，将通过滚动构件66的滚动而产生的推力向多片式离合器5侧输出；以及支承销68，将滚动构件66支承为能够滚动。第二凸轮构件67配置在比第一凸轮构件65靠多片式离合器5侧。滚动构件66配置在第二凸轮构件67的内侧。

第一凸轮构件65是使离合器毂54插通的环状，一体地具有：环板状的基部650，在旋转轴线O方向上具有规定的厚度；多个(3各)圆弧状的凸部651，从基部650的侧面向多片式离合器5侧突出而形成；以及扇状的齿轮部652，从基部650的外周面的一部分向外方突出而形成。在基部650与第三壳体构件73之间配置有轴承88(参照图9)。而且，在基部650与离合器毂54之间配置有轴承89。

第一凸轮构件65的凸部651的多片式离合器5侧的轴向端面成为凸轮面651a。滚动构件66通过在凸轮面651a上滚动而与第二凸轮构件67一起沿旋转轴线O移动。在齿轮部652的外周面形成有与中间齿轮63啮合的齿轮齿。但是，在图10中，省略该齿轮齿的图示。

第二凸轮构件67一体地具有：环板状的保持基部670，在旋转轴线O方向上具有规定的厚度；圆筒状的筒部671，从保持基部670的多片式离合器5侧的端面突出而形成；以及多个(3个)凸片672，从保持基部670的外周面的一部分向外方突出而形成。

在保持基部670，呈放射状地形成有使支承销68插通的多个(3个)销插通孔。支承销68通过在从保持基部670向外周侧突出的部分形成的外螺纹部螺合螺母69而固定于第二凸轮构件67。滚动构件66经由滚针轴承661(图9所示)而支承于支承销68的端部。

在第二凸轮构件67的各个凸片672形成有使引导构件75插通的引导插通孔672a。通过引导构件75插通引导插通孔672a，而第二凸轮构件67相对于壳体7的相对旋转受到限制，且能够进行轴向移动。而且，凸片672的引导插通孔672a的开口端面作为承受来自复位弹簧76的压紧力的承受面发挥功能。

在第二凸轮构件67的筒部671的外周侧配置有按压构件55及滚针轴承56(参照图9)。滚针轴承56配置在按压构件55与保持基部670的轴向端面670a之间。凸轮机构64通过电动马达60的旋转而第一凸轮构件65与第二凸轮构件67相对旋转，通过第一凸轮构件65与第二凸轮构件67的相对旋转而产生轴向的凸轮推力。

更详细而言，从控制部4向电动马达60供给马达电流，当电动马达60的驱动轴602旋转时，其旋转由减速机构62减速，经由中间齿轮63向凸轮机构64的第一凸轮构件65传递。并且，当第一凸轮构件65旋转时，滚动构件66在形成于凸部651的凸轮面651a上滚动，第二凸轮构件67由引导构件75引导而沿旋转轴线O在轴向上移动。按压构件55通过凸轮机构64的凸轮推力而按压多片式离合器5。

图11是将沿第一凸轮构件65的周向观察3个凸部651中的1个凸部651及其周边部的状态与滚动构件66一起示意性地示出的说明图。凸部651的凸轮面651a包含急坡度的第一凸轮面651b和缓坡度的第二凸轮面651c，第一凸轮面651b与第二凸轮面651c在交界点651d处平滑地连续形成。图11的左右方向相当于第一凸轮构件65的圆周方向。

在驱动力传递机构部10的非工作状态下，滚动构件66与第一凸轮构件65的基部650的轴向端面650a抵接。在滚动构件66与基部650的轴向端面650a抵接的状态下，按压构件55位于最靠第三壳体构件73侧(多片式离合器5的相反侧)。将该位置设为按压构件55的初始位置。在按压构件55处于初始位置时，在多个外离合器片51与多个内离合器片52之间形成间隙，离合器鼓53与离合器毂54相对旋转自如。

当电动马达60从该初始状态开始旋转时，第一凸轮构件65相对于第二凸轮构件67进行相对旋转，滚动构件66在第一凸轮面651b上滚动。由此按压构件55向多片式离合器5侧移动而外离合器片51与内离合器片52的间隙变窄，在滚动构件66到达交界点651d时，外离合器片51与内离合器片52的消除间隙完成。

当电动马达60从该状态开始进一步旋转时，滚动构件66在第二凸轮面651c上滚动，外离合器片51和内离合器片52被按压构件55按压。并且，通过在外离合器片51与内离合器片52之间产生的摩擦力而在离合器鼓53与离合器毂54之间传递旋转力。在图11中，在第一凸轮面651b及第二凸轮面651c上滚动的滚动构件66分别由假想线(双点划线)表示。

滚动构件66的从初始位置的位移量越大，则在离合器鼓53与离合器毂54之间传递的旋转力越增大。控制部4通过控制致动器6，能够调节经由多片式离合器5在离合器鼓53与离合器毂54之间传递的旋转力。

控制部4与参照图6说明的第一实施方式的控制部4同样地构成。而且，在本实施方式中，在满足第一至第九条件中的任一个条件的状态继续的情况下，控制部4向电动马达60持续供给为了将按压构件55维持在从初始位置向多片式离合器5侧移动了规定量的位置所需的电流。按压构件55的轴向位置是通过滚动构件66在凸轮面651a的哪个位置接触而决定的位置，在该位置处从凸轮机构64接受的凸轮推力与复位弹簧76的作用力或从多片式离合器5承受的反力相平衡。

根据该第二实施方式，也能够得到与第一实施方式的作用及效果同样的作用及效果。而且，由于第一凸轮构件65的凸轮面651a包含急坡度的第一凸轮面651b和缓坡度的第二凸轮面651c，因此在滚动构件66在第一凸轮面651b上滚动时，按压构件55更高速地向多片式离合器5侧移动，快速地进行多片式离合器5的间隙消除，能够进一步提高驱动力传递装置1A的响应性。

本发明在不脱离其主旨的范围内可以适当变形地实施。例如，在上述的实施方式中，说明了使用内燃机即发动机作为驱动源的情况，但是也可以通过电动马达构成驱动源，还可以通过发动机与电动马达的组合来构成驱动源。

Claims (3)

1.一种驱动力传递装置，搭载于四轮驱动车，所述四轮驱动车能够切换将驱动源的驱动力向主驱动轮及辅助驱动轮传递的四轮驱动状态和将所述驱动力仅向所述主驱动轮传递的二轮驱动状态，所述驱动力传递装置调节向所述辅助驱动轮传递的驱动力，包括：

离合器毂，与中间轴一体旋转；

离合器鼓，与驱动轴一体旋转；

多片离合器，通过在轴向上配置多个离合器片而成，配置在所述离合器毂与所述离合器鼓之间，包括与所述离合器毂一体旋转的多个内离合器片和与所述离合器鼓一体旋转的多个外离合器片；

按压构件，在轴向上按压所述多片离合器；

致动器，使所述按压构件进行轴向移动；及

控制部，控制所述致动器，

其中，

在所述四轮驱动车的所述二轮驱动状态时满足了需要向所述四轮驱动状态切换的可能性高的规定的条件时，所述控制部控制所述致动器而使所述按压构件相比初始位置向所述多片离合器侧位移规定量，

该规定量是如下程度的按压构件的位移量：在所述离合器毂与所述离合器鼓之间，不进行由所述内离合器片与所述外离合器片的摩擦引起的旋转力的传递，或者即使在所述内离合器片与所述外离合器片之间产生了摩擦力，通过该摩擦力传递的旋转力也微小，所述四轮驱动车实质上未成为四轮驱动状态。

2.根据权利要求1所述的驱动力传递装置，其中，

所述规定的条件包括路面的摩擦系数的推定值比规定值小、路面的坡度比规定值高、环境温度比规定值低中的至少任一个条件。

3.根据权利要求1或2所述的驱动力传递装置，其中，

所述四轮驱动车能够通过驾驶者的操作而选择第一模式、第二模式以及第三模式，

所述第一模式是将驱动状态固定为所述二轮驱动状态的模式，

所述第二模式是将驱动状态固定为所述四轮驱动状态的模式，

所述第三模式是根据行驶状态而自动地切换所述二轮驱动状态和所述四轮驱动状态的模式，

在作为所述规定的条件选择了所述第三模式的情况下，所述控制部控制所述致动器而使所述按压构件相比初始位置向所述多片离合器侧位移。

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