CN116917645A - 车辆用车桥装置 - Google Patents

Abstract

在差速器壳体(23)内设置有与右侧齿轮(35)的外周侧花键结合的多个旋转盘(38)和配置在多个旋转盘(38)之间的多个非旋转盘(39)，在右保持件(41)与旋转盘(38)之间设置有压力环(43)。在右保持件(41)设置有对压力环(43)施加载荷来使旋转盘(38)与非旋转盘(39)摩擦接触的活塞(46)。在差速器壳体(23)、右侧齿轮(35)以及压力环(43)之间设置有杠杆部件(53)。杠杆部件(53)将小齿轮(33)与右侧齿轮(35)的啮合所产生的反作用力传递至压力环(43)，对从活塞(46)施加于压力环(43)的载荷进行控制。

Description

车辆用车桥装置

技术领域

本公开涉及一种适宜地用于例如轮式装载机、轮式液压挖掘机等轮式建筑机械的车辆用车桥装置。

背景技术

作为轮式建筑机械的代表例，例如已知轮式装载机。轮式装载机具备具有驱动左右的车轮的车桥装置的车身和安装于车身的作业装置。在车身的车桥装置设置有差动机构，差动机构按照对左右的车轮(驱动轮)作用的负荷而将来自驱动源的驱动转矩分配至左右的桥轴。

通常，在轮式装载机所搭载的差动机构设置有差动限制装置(Limited SlipDifferential)。该差动限制装置按照驱动转矩的大小来限制差动机构的动作，从而兼得轮式装载机的行驶性能和回转性能(专利文献1)。这样的转矩比例式的差动限制装置根据驱动转矩变大的情况来限制差动，按照驱动转矩变小的情况来解除差动的限制。因此，在转矩比例式的差动限制装置中，按照驱动转矩的大小来唯一地决定差动转矩(左右的桥轴的转矩差)。

轮式装载机的行驶状态根据作业现场的路面状态、作业内容而较大地变化。因此，假定在铺装路面上行驶，在预先将差动转矩设定为较小的情况下，有轮式装载机的驱动轮容易产生滑移的问题。另一方面，在预先将差动转矩设定为较大的情况下，在回转行驶时不能适当地进行差动机构的动作，有用于吸收内外轮差的损失(例如车轮的磨损、转向操纵力的增加、燃料费的增加)变大的问题。

因此，期望轮式装载机等轮式建筑机械能够按照路面状态、行驶状态来适当地调整差动限制装置的差动转矩。作为能够可变地调整差动转矩的可变式差动限制装置，已知有在差动机构具备摩擦离合器和促动器的结构(引用文献2)。该可变式差动限制装置由促动器驱动摩擦离合器来控制差动机构的动作，从而能够调整差动转矩。作为可变式差动限制装置的促动器，提出了使用马达的驱动力的促动器(引用文献3)、使用电磁铁的电磁力的促动器(引用文献4)、使用通过气压来动作的活塞的按压力的促动器(引用文献5)、使用通过液压来动作的活塞的按压力的促动器(引用文献6)等。并且，也提出了根据向轮式装载机所搭载的动臂缸以及铲斗缸供给的液压来预测向前后的桥轴分配的驱动转矩，从而控制差动限制装置的动作的装置(专利文献7)。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开昭58-149440号公报

专利文献2：美国专利第6620072号说明书

专利文献3：日本特开2003-184993号公报

专利文献4：日本特开平8-25995号公报

专利文献5：日本实开昭61-140242号公报

专利文献6：日本特开昭63-106140号公报

专利文献7：日本特开2010-179696号公报

发明内容

现有技术的具备可变式差动限制装置的差动机构的目的在于，抑制对桥轴等差动限制装置的轴(输出轴)作用过大的负荷、转矩而轴的寿命降低的情况。因此，在具备例如通过液压而动作的活塞的差动限制装置中，预测(把握)对轴作用的驱动转矩，活塞按照预测到的驱动转矩来控制离合器的动作，由此调整差动转矩。

但是，为了预测轴的驱动转矩，需要各种传感器、控制装置，并且需要用于按照预测到的驱动转矩来控制活塞的动作的液压控制回路等。因此，有包含差动限制装置的差动机构的成本增大的问题。

本发明的目的在于提供能够按照驱动转矩来机械式地调整差动转矩的车辆用车桥装置。

本发明的车辆用车桥装置由分别安装有左右的车轮的左右的桥轴、设置在收纳上述左右的桥轴的左右的桥壳之间并在左右方向的两侧分别设置有具有在左右方向上贯通的贯通孔的隔壁的中空的差速器主体、以及设置在上述差速器主体的上述左右的隔壁之间并将驱动源的旋转力传递至上述左右的桥轴的差速机构构成，上述差速机构具备：差速器壳体，其被分别安装于上述左右的隔壁的上述贯通孔的左右的保持件以能够旋转的方式支撑，并利用上述驱动源而旋转；小齿轮，其设置在上述差速器壳体内并与上述差速器壳体一起旋转；左右的侧齿轮，其设置在上述差速器壳体内并与上述小齿轮啮合；以及左右的传动轴，其与上述左右的侧齿轮连接并将上述差速器壳体的旋转传递至上述左右的桥轴，上述车辆用车桥装置的特征在于，在上述差速器壳体内，设置有与上述左右的侧齿轮中的一方的侧齿轮的外周侧花键结合的多个旋转盘、以及配置在上述多个旋转盘之间并相对于上述差速器壳体不能旋转而能够在左右方向上移动的多个非旋转盘，在上述左右的保持件中的位于上述一方的侧齿轮侧的一方的保持件与上述旋转盘之间设有朝向上述非旋转盘按压上述旋转盘的压力环，在上述一方的保持件侧设置有促动器，该促动器通过对上述压力环施加载荷来使上述旋转盘与上述非旋转盘接触，从而使上述左右的传动轴结合，在上述差速器壳体、上述一方的侧齿轮以及上述压力环之间设置有杠杆部件，该杠杆部件将上述小齿轮与上述一方的侧齿轮的啮合所产生的反作用力传递至上述压力环，对从上述促动器施加于上述压力环的载荷进行控制。

根据本发明，利用小齿轮与一方的侧齿轮的啮合所产生的反作用力与驱动转矩成正比例地增大这一情况，能够经由杠杆部件将该啮合反作用力传递至压力环。由此，从促动器施加于压力环的载荷机械式地降低，能够与驱动转矩增大相应地机械式减小差动转矩，从而能够延长左右的桥轴的寿命。

附图说明

图1是示出具备实施方式的车辆用车桥装置的轮式装载机的左视图。

图2是从前方观察前车桥装置的外观立体图。

图3是示出前车桥装置的内部构造的剖视图。

图4是放大图3中的差速机构的剖视图。

图5是放大地示出图4中的第三壳体、右侧齿轮、压力环、活塞、杠杆部件等主要部分的主要部分放大剖视图。

图6是以单体的方式示出差速器壳体的第一壳体的立体图。

图7是以单体的方式示出差速器壳体的第二壳体的立体图。

图8是从圆筒部侧观察差速器壳体的第三壳体的立体图。

图9是从凸边部侧观察第三壳体的立体图。

图10是以单体的方式示出非旋转盘的立体图。

图11是以单体的方式示出按压板的立体图。

图12是以单体的方式示出右保持件的立体图。

图13是以单体的方式示出压力环的立体图。

图14是从大径圆筒部侧观察活塞的立体图。

图15是从小径圆筒部侧观察活塞的立体图。

图16是以单体的方式示出杠杆部件的立体图。

图17是示出由右侧齿轮与小齿轮的啮合反作用力对右侧齿轮、杠杆部件、压力环等作用的载荷的剖视图。

图18是示出在差速器主体的右隔壁安装右保持件的状态的右侧视图。

图19是示出条件1的情况下的差动转矩与输出轴合计转矩的关系的特性线图。

图20是示出条件1的情况下的输出轴转矩与输出轴合计转矩的关系的特性线图。

图21是示出条件2的情况下的差动转矩与输出轴合计转矩的关系的特性线图。

图22是示出条件2的情况下的输出轴转矩与输出轴合计转矩的关系的特性线图。

具体实施方式

以下，以搭载于轮式装载机的情况为例，参照图1至图22对车辆用车桥装置的实施方式详细地进行说明。此外，在实施方式中，将轮式装载机的行驶方向作为前后方向、将与轮式装载机的行驶方向正交的方向作为左右方向进行说明。

图1中，轮式装载机1构成为包含后部车身2、前部车身3、后车轮4、前车轮5、以及设置于前部车身3的前侧的作业装置6。前部车身3与后部车身2的前侧以能够在左右方向上摆动的方式连结。后车轮4设置于后部车身2的左右方向的两侧，前车轮5设置于前部车身3的左右方向的两侧。

在后部车身2搭载有成为驱动源的发动机7、变矩器8、变速器9以及液压泵(未图示)等。变速器9经由沿前后方向延伸的驱动轴9A而与后车桥装置11连接，并经由驱动轴9B而与前车桥装置12连接。在后部车身2的上侧设置有搭乘驾驶员的驾驶室10。

后车桥装置11设置于后部车身2的下侧。后车桥装置11沿左右方向延伸形成，在后车桥装置11的左右方向的两端部分别安装有后车轮4。

前车桥装置12设置于前部车身3的下侧。前车桥装置12与后车桥装置11相同地沿左右方向延伸形成，在前车桥装置12的左右方向的两端部分别安装有前车轮5。

后车桥装置11和前车桥装置12除了驱动轴9A、9B的连接位置不同以外，相同地构成。因此，在本实施方式中，对前车桥装置12的结构详细地进行说明，省略后车桥装置11的结构的说明。

前车桥装置12与驱动轴9B连接来旋转驱动左右的前车轮5。如图2、图3所示，前车桥装置12构成为包含下述的外壳13、左桥轴19L、右桥轴19R、差速机构20、左侧的行星齿轮减速机构54L、右侧的行星齿轮减速机构54R、左侧的制动机构58L、右侧的制动机构58R等。

外壳13构成前车桥装置12的外壳。外壳13具备位于左右方向的中间部的中空的差速器主体14、位于差速器主体14的左侧的左桥壳15L、以及位于差速器主体14的右侧的右桥壳15R。在差速器主体14的内部收纳有差速机构20和左右的制动机构58L、58R。在左桥壳15L内能够旋转地支撑有左桥轴19L，在右桥壳15R内能够旋转地支撑有右桥轴19R。在左右的桥轴19L、19R的前端侧分别安装有前车轮5。

如图2至图4所示，差速器主体14由以沿左右方向(轴向)延伸的轴线X-X为中心的圆筒状的筒体构成。差速器主体14具有在其内部一体形成地下述的左隔壁14B以及右隔壁14C的单件构造。差速器主体14的左右方向的两端分别成为开口端14A。在差速器主体14的左侧一体设置有左隔壁14B，在差速器主体14的右侧一体地设置有右隔壁14C。上述左右的隔壁14B、14C分别从比开口端14A靠里的部位的内周面向径向内侧伸出。在左右的隔壁14B、14C分别在左右方向(轴向)上贯通地形成有相比开口端14A成为小径的贯通孔14D。

差速器主体14的内部被分隔为位于左右的隔壁14B、14C之间的齿轮室14E、配置于齿轮室14E的左侧的左制动室14F、以及位于齿轮室14E的右侧的右制动室14G。在齿轮室14E收纳有差速机构20，在左制动室14F收纳有制动机构58L，在右制动室14G收纳有制动机构58R。并且，在差速器主体14的后侧(后车桥装置11侧)设置有朝向变速器9突出的突出筒14H。突出筒14H在齿轮室14E开口，在突出筒14H内能够旋转地支撑有下述的输入轴17。

左桥壳15L以及右桥壳15R的基端侧分别成为短尺寸的圆筒部15A。上述左右的圆筒部15A具有与差速器主体14的左右方向的两端相等的外径尺寸。左右的圆筒部15A的内部分别成为减速机室15B，在左侧的减速机室15B内收纳有行星齿轮减速机构54L，在右侧的减速机室15B内收纳有行星齿轮减速机构54R。左右的桥壳15L、15R的前端侧分别呈方筒状并从圆筒部15A向左右方向的外侧延伸。左右的桥壳15L、15R的圆筒部15A使用多个螺栓16而安装于差速器主体14的开口端14A。左右的桥壳15L、15R从差速器主体14向左右方向缩径的同时延伸。

在左右的桥壳15L、15R的上表面侧分别与圆筒部15A相邻地设置有呈矩形状的装配部15C。上述左右的装配部15C安装于轮式装载机1的前部车身3。即，前车桥装置12成为在左右的桥壳15L、15R的装配部15C之间设置有差速机构20、左右的行星齿轮减速机构54L、54R、左右的制动机构58L、58R的机内类型的车桥装置。此外，后车桥装置11经由车桥支撑件11A而安装于后部车身2(参照图1)。

输入轴17经由两个轴承18A、18B能够旋转地设置在差速器主体14的突出筒14H内。输入轴17的一端向突出筒14H的外部突出，在该一端设置有连接凸缘17A。连接凸缘17A与驱动轴9B连接。输入轴17的另一端向差速器主体14的齿轮室14E内突出，在该另一端形成有由锥齿轮构成的驱动小齿轮17B。驱动小齿轮17B与下述的齿圈30啮合。

左桥轴19L沿轴向延伸地设置在左桥壳15L内。右桥轴19R沿轴向延伸地设置在右桥壳15R内。上述左右的桥轴19L、19R在轴线X-X上配置。左桥轴19L的基端侧与行星齿轮减速机构54L的行星齿轮架57花键结合。左桥轴19L的前端侧从左桥壳15L突出，在其前端部安装有左侧的前车轮5。右桥轴19R的基端侧与行星齿轮减速机构54R的行星齿轮架57花键结合。右桥轴19R的前端侧从右桥壳15R突出，在其前端部安装有右侧的前车轮5。

接下来，对本实施方式的差速机构20进行说明。

差速机构20设置在差速器主体14的齿轮室14E内。差速机构20经由左右的桥轴19L、19R将成为驱动源的发动机7的驱动力(旋转力)分配并传递至左右的前车轮5。此处，差速机构20由根据状况而暂时地成为锁止状态(差速锁止状态)的附带差动限制的差速机构(限滑差速机构)构成。该差速机构20构成为包含下述的差速器壳体23、齿圈30、多个小齿轮33、左侧齿轮34、右侧齿轮35、左传动轴36、右传动轴37、多个旋转盘38、多个非旋转盘39、活塞46、以及多个杠杆部件53等。

在构成差速器主体14的左隔壁14B的贯通孔14D安装有具有凸边部21A的圆筒状的左保持件21。左保持件21的凸边部21A使用螺栓22而固定于左隔壁14B。并且，在构成差速器主体14的右隔壁14C的贯通孔14D安装有下述的右保持件41。右保持件41使用螺栓22而固定于右隔壁14C。

差速器壳体23设置在差速器主体14的齿轮室14E内。差速器壳体23分别经由轴承24A、24B以在轴线X-X上能够旋转的方式由左保持件21和右保持件41支撑。差速器壳体23形成差速机构20的外壳，由第一壳体25、第二壳体26以及第三壳体27构成。

如图4及图6所示，第一壳体25形成为具有小径圆筒部25A和大径圆筒部25B的带台阶的圆筒体。在第一壳体25的中心部形成有在左右方向上贯通的轴插通孔25C。在小径圆筒部25A与大径圆筒部25B之间设置有大径的圆板状的凸边部25D。小径圆筒部25A经由轴承24A被左保持件21支撑。在凸边部25D遍及整周地形成有多个螺栓插通孔25E。在大径圆筒部25B的轴向端面25F，遍及整周地形成有多个螺纹孔(内螺纹孔)25G。并且，在大径圆筒部25B的轴向端面25F以90°的角度间隔形成有四个半圆形状的凹部25H。

如图4及图7所示，第二壳体26形成为具有小径圆筒部26A和大径圆筒部26B的中空的带台阶的圆筒体。小径圆筒部26A具有与第一壳体25的大径圆筒部25B相等的外径尺寸以及壁厚。在小径圆筒部26A遍及整周地形成有在左右方向上贯通的多个螺栓插通孔26C。上述多个螺栓插通孔26C与第一壳体25的螺纹孔25G对应。在小径圆筒部26A的轴向端面26D以90°的角度间隔形成有四个半圆形状的凹部26E。上述多个凹部26E与第一壳体25的凹部25H对应。在大径圆筒部26B的轴向端面26F遍及整周地形成有多个螺纹孔26G。并且，在轴向端面26F以90°的角度间隔形成有四个呈矩形状的浅底的卡合凹部26H。再有，在大径圆筒部26B的内周面26K以均等的角度间隔形成有多个(例如四个)沿轴向延伸且截面呈半圆形的凹槽26L。下述的非旋转盘39的突起部39A与上述多个凹槽26L卡合。

第三壳体27位于与第一壳体25在左右方向上的相反侧并安装于第二壳体26。如图4、图8以及图9所示，第三壳体27具有圆筒部27A和相比圆筒部27A成为大径的圆板状的凸边部27B。凸边部27B具有比第二壳体26的大径圆筒部26B稍大的外径尺寸，凸边部27B的外周缘从外周侧与第二壳体26的大径圆筒部26B嵌合。在第三壳体27的中心部形成有在轴向上贯通的轴插通孔27C。圆筒部27A经由轴承24B被右保持件41支撑。在凸边部27B遍及整周地形成有多个螺栓插通孔27D。上述多个螺栓插通孔27D与第二壳体26的螺纹孔26G对应。并且，在凸边部27B以90°的角度间隔形成有相比螺栓插通孔27D成为小径的四个螺纹孔27E。上述四个螺纹孔27E与下述的压力环43的销插通孔43B对应。在凸边部27B中的相比螺栓插通孔27D位于径向内侧的部位形成有在轴向上贯通的多个(例如八个)矩形孔27F。在上述多个矩形孔27F能够移动地插嵌有压力环43的矩形状突起43D。在矩形孔27F中的以90°的角度间隔配置的四个矩形孔27F连通地形成有朝向圆筒部27A的中心延伸的杠杆部件收纳槽27G。在杠杆部件收纳槽27G内收纳杠杆部件53。

在第二壳体26的螺栓插通孔26C插通螺栓28。螺栓28螺纹固定于第一壳体25的螺纹孔25G。由此，相对于第一壳体25固定第二壳体26。此时，第一壳体25的轴向端面25F与第二壳体26(小径圆筒部26A)的轴向端面26D抵接。在第一壳体25的凹部25H与第二壳体26的凹部26E之间卡定下述的十字轴32的轴32A。并且，在第三壳体27的螺栓插通孔27D分别插通螺栓29。螺栓29螺纹固定于第二壳体26的螺纹孔26G。由此，相对于第二壳体26固定第三壳体27。这样，组装由第一壳体25、第二壳体26以及第三壳体27构成的差速器壳体23。在差速器壳体23的内部配置十字轴32、多个小齿轮33以及左右的侧齿轮34、35。

齿圈30在差速器主体14的齿轮室14E内安装于差速器壳体23。齿圈30由环状的锥齿轮构成。齿圈30利用插通在第一壳体25的螺栓插通孔25E内的多个螺栓31而固定于第一壳体25的凸边部25D。齿圈30与输入轴17的驱动小齿轮17B啮合。因此，发动机7的旋转经由变速器9传递至输入轴17，驱动小齿轮17B与齿圈30啮合，从而差速器壳体23旋转。

十字轴32设置在差速器壳体23内。十字轴32具有以90°的角度间隔呈十字状地组合的四根轴32A。上述四根轴32A的前端侧被夹持在构成差速器壳体23的第一壳体25的凹部25H与第二壳体26的凹部26E之间。因此，十字轴32与差速器壳体23一体地旋转。

多个(四个)小齿轮33分别被设置于十字轴32的四根轴32A以能够旋转的方式支撑。四个小齿轮33分别由锥齿轮构成，并由十字轴32形成为一体。小齿轮33在差速器壳体23内与左侧齿轮34以及右侧齿轮35啮合。

左侧齿轮34和右侧齿轮35分别设置在差速器壳体23内。上述左右的侧齿轮34、35隔着十字轴32在左右方向上成对。在本实施方式中，右侧齿轮35构成左右的侧齿轮34、35中的一方的侧齿轮。左右的侧齿轮34、35分别由锥齿轮构成，与十字轴32所支撑的四个小齿轮33啮合。在左侧齿轮34与第一壳体25之间设置有减少第一壳体25的磨损的止推板34A。在右侧齿轮35与第三壳体27之间设置有减少第三壳体27的磨损的止推板35A。并且，在右侧齿轮35的外周面形成有轴花键部35B，在右侧齿轮35的内周面形成有孔花键部35C。

左传动轴36与左侧齿轮34连接。右传动轴37与右侧齿轮35连接。左传动轴36以及右传动轴37在轴线X-X上成对地配置。左传动轴36将差速器壳体23的旋转经由行星齿轮减速机构54L传递至左桥轴19L，右传动轴37将差速器壳体23的旋转经由行星齿轮减速机构54R传递至右桥轴19R。

左传动轴36的基端侧与左侧齿轮34的内周侧花键结合。左传动轴36穿过差速器主体14的左隔壁14B向左桥壳15L内延伸。在左传动轴36的前端一体地形成有构成行星齿轮减速机构54L的太阳轮36A。另一方面，在右传动轴37的基端侧设置有轴花键部37A，轴花键部37A与右侧齿轮35的孔花键部35C花键结合。右传动轴37穿过差速器主体14的右隔壁14C向右桥壳15R内延伸，在右传动轴37的前端一体地形成有构成行星齿轮减速机构54R的太阳轮37B。

在构成差速器壳体23的第二壳体26的内周面26K与右侧齿轮35的轴花键部35B之间设置有多个旋转盘38和多个非旋转盘39。上述多个旋转盘38和多个非旋转盘39分别由环状的板体构成，在轴向上交替重叠地配置。

旋转盘38的内周侧与右侧齿轮35的轴花键部35B花键结合。因此，旋转盘38以能够沿右侧齿轮35的轴向移动的状态与右侧齿轮35一起相对于差速器壳体23能够旋转。如图10所示，在非旋转盘39的外周侧以90°的角度间隔形成有向径向外侧突出的四个半圆形状的突起部39A。上述多个突起部39A与形成于第二壳体26的内周面26K的凹槽26L分别卡合。因此，非旋转盘39以相对于差速器壳体23不能旋转的状态被保持为能够在差速器壳体23的轴向上移动。

按压板40位于差速器壳体23内并设置在第三壳体27与非旋转盘39之间。如图11所示，按压板40由环状的板体构成，在按压板40的外周侧以90°的角度间隔设置有向径向外侧突出的四个半圆形突出部40A。上述四个半圆形突出部40A与第二壳体26的凹槽26L卡合。因此，按压板40以能够沿凹槽26L在轴向上移动的状态与差速器壳体23一体地旋转。并且，在按压板40的外周侧且在与半圆形突出部40A不同的位置，以90°的角度间隔设置有向径向外侧突出的四个矩形状突出部40B。上述四个矩形状突出部40B与第二壳体26的卡合凹部26H卡合(抵接)，从而限制按压板40向接近旋转盘38的方向的移动量。

右保持件41安装于构成差速器主体14的右隔壁14C的贯通孔14D。右保持件41构成位于右侧齿轮35侧的一方的保持件。如图5及图12所示，右保持件41具有与贯通孔14D嵌合的带台阶的圆筒状的圆筒部41A和相比圆筒部41A成为大径的凸边部41B。在右保持件41的凸边部41B遍及整周地形成有多个螺栓插通孔41C。在螺栓插通孔41C插通螺栓22，螺栓22螺纹固定于在差速器主体14的右隔壁14C设置的螺纹孔14J(参照图18)。由此，右保持件41以使圆筒部41A与贯通孔14D嵌合的状态安装于右隔壁14C。

在构成右保持件41的圆筒部41A的外周面形成有具有两层台阶部的活塞收纳部41D。活塞收纳部41D由在轴向上相邻的大径台阶部41E和小径台阶部41F构成，安装下述的活塞46。在大径台阶部41E的外周面设置有环状槽41G，在小径台阶部41F的外周面设置有环状槽41H。在上述环状槽41G、41H分别安装有O型圈42，液密地密封活塞46与右保持件41(活塞收纳部41D)之间。在位于大径台阶部41E与小径台阶部41F的边界部的活塞收纳部41D的端面41J形成有整周槽41K。整周槽41K在与活塞46之间形成下述的液压室47，下述的保持件侧油路51B在整周槽41K的底部开口。并且，在整周槽41K的底部设置有多个(例如四个)销孔41L。上述销孔41L以90°的角度间隔配置，并嵌合下述的销48的一端。再有，在右保持件41的内周侧螺纹结合有螺母41M。螺母41M在与第三壳体27的圆筒部27A之间沿轴向对轴承24B加压。

压力环43设置在按压板40与活塞46之间。压力环43被活塞46按压而在轴向上移动，经由按压板40朝向非旋转盘39按压旋转盘38。如图4及图13所示，压力环43形成为具有相比第三壳体27的凸边部27B成为小径的外径尺寸的环状体。在压力环43的外周侧以90°的角度间隔设置有向径向外侧突出的四个突出部43A。在上述四个突出部43A分别形成有销插通孔43B，销插通孔43B与形成于第三壳体27的凸边部27B的螺纹孔27E对应。

并且，在压力环43中的与第三壳体27在轴向上面对的端面43C且在与第三壳体27的矩形孔27F对应的位置突出设置有多个(例如八个)矩形状突起43D。上述多个矩形状突起43D插通到第三壳体27的矩形孔27F中，矩形状突起43D的前端与按压板40抵接。在矩形状突起43D的内周侧，通过从前端朝向端面43C地切开各自的内周面而形成有带台阶的杠杆部件收纳凹部43E。在该杠杆部件收纳凹部43E收纳杠杆部件53(参照图5)。

四根销44设置于第三壳体27的凸边部27B。销44具有螺纹部44A，螺纹部44A螺纹固定于凸边部27B的螺纹孔27E。销44从凸边部27B朝向右保持件41沿轴向突出，并插通到设置于压力环43的突出部43A的销插通孔43B中。并且，在销44的外周安装有挡圈45。因此，压力环43一边被销44导向一边沿轴向移动，由挡圈45在轴向上防止脱离。

作为促动器的活塞46设置于右保持件41的活塞收纳部41D。如图14及图15所示，活塞46形成为具有大径圆筒部46A和小径圆筒部46B的带台阶的圆筒状。在大径圆筒部46A与小径圆筒部46B的边界部的内周侧设置有向径向内侧伸出的环状的内径凸部46C。大径圆筒部46A的外径尺寸设定为与右保持件41的圆筒部41A的外径尺寸相等，大径圆筒部46A的内周面46D与右保持件41的大径台阶部41E的外周面能够滑动地嵌合。内径凸部46C的内周面46E与右保持件41的小径台阶部41F的外周面能够滑动地嵌合。

这样，在右保持件41设有由外径尺寸比圆筒部41A小的大径台阶部41E以及小径台阶部41F构成的活塞收纳部41D，活塞46组装于右保持件41的活塞收纳部41D。由此，活塞46的大径圆筒部46A的外径尺寸与右保持件41的圆筒部41A相等。因此，在将活塞46组装于右保持件41的活塞收纳部41D的状态下，能够在形成于差速器主体14的右隔壁14C的贯通孔14D中插通活塞46。并且，将右保持件41固定于右隔壁14C，能够使活塞46经由下述的推力轴承49而与压力环43抵接。

活塞46的内径凸部46C中的小径圆筒部46B侧的端面成为环状的按压面46F。按压面46F按压压力环43的端面而施加载荷。内径凸部46C中的与按压面46F相反一侧(大径圆筒部46A侧)的端面46G与右保持件41的端面41J抵接。由此，在活塞46的端面46G与形成于右保持件41(活塞收纳部41D)的端面41J的整周槽41K之间，遍及整周地形成有环状的液压室47。因此，通过向液压室47供给压力油，活塞46在轴向上移动，对压力环43施加载荷。

在活塞46的端面46G以90°的角度间隔形成有四个销孔46H。上述销孔46H与形成于右保持件41的整周槽41K的销孔41L对应。在右保持件41的销孔41L嵌合有销48的一端，在活塞46的销孔46H嵌合有销48的另一端。由此，活塞46能够以相对于右保持件41的活塞收纳部41D止转的状态而在轴向上移动。另一方面，在活塞46的按压面46F以90°的角度间隔形成有四个销孔46J。

在活塞46的按压面46F与压力环43之间设置有环状的推力轴承49。在推力轴承49插通四根销50，销50与活塞46的销孔46J嵌合。由此，推力轴承49相对于活塞46在径向上定位，并且相对于活塞46止转。因此，活塞46经由推力轴承49对压力环43进行按压，来抑制与压力环43之间的摩擦。

油路51设置于差速器主体14的右隔壁14C和右保持件41，对液压室47供给排出压力油(液压)。油路51由形成于右隔壁14C的隔壁侧油路51A和形成于右保持件41的保持件侧油路51B构成。油路51(隔壁侧油路51A)的流入口在差速器主体14的外周面开口，油路51(保持件侧油路51B)的流出口在形成于右保持件41的活塞收纳部41D的端面41J的整周槽41K开口。液压源(未图示)与隔壁侧油路51A的流入口连接，从该液压源喷出的压力油通过隔壁侧油路51A、保持件侧油路51B向液压室47供给。

在右保持件41的凸边部41B中的与差速器主体14的右隔壁14C抵接的端面形成有包围保持件侧油路51B的环状的密封件安装槽41N(参照图12)。在密封件安装槽41N，以包围隔壁侧油路51A与保持件侧油路51B的连接部的方式安装有O型圈51C，由该O型圈51C液密地密封隔壁侧油路51A与保持件侧油路51B的连接部。

排气通路52设置于差速器主体14的右隔壁14C和右保持件41。排气通路52是当在右保持件41的活塞收纳部41D组装活塞46时用于向外部排出液压室47内的空气的通路。如图18所示，排气通路52由形成于右隔壁14C的隔壁侧通路52A和形成于右保持件41的保持件侧通路52B构成。排气通路52(保持件侧通路52B)的一端在形成于右保持件41的活塞收纳部41D的整周槽41K的底部开口。排气通路52(隔壁侧通路52A)的另一端在差速器主体14的外周面开口。由此，当在右保持件41的活塞收纳部41D组装活塞46时，液压室47内的空气通过保持件侧通路52B以及隔壁侧通路52A向外部排出，从而能够顺畅地组装活塞46。

在右保持件41的凸边部41B中的与差速器主体14的右隔壁14C抵接的端面形成有包围保持件侧通路52B的环状的密封件安装槽41P。在密封件安装槽41P以包围隔壁侧通路52A与保持件侧通路52B的连接部的方式安装有O型圈(未图示)，由该O型圈气密地密封隔壁侧通路52A与保持件侧通路52B的连接部。并且，在组装活塞46之后，隔壁侧通路52A的另一端由密封塞(未图示)封堵。

接下来，对本实施方式所使用的杠杆部件53进行说明。

在差速器壳体23的第三壳体27、右侧齿轮35以及压力环43之间设有多个(例如四个)杠杆部件53。如图16所示，杠杆部件53形成为长度方向上的一端部53A的宽度较窄、长度方向上的另一端部53B的宽度较宽的梯形形状的板体。杠杆部件53的长度方向上的中间部弯折成山形，该长度方向上的中间部53C成为与弯折形状相应的凸部。如图5及图17所示，四个杠杆部件53以在第三壳体27的矩形孔27F组合有压力环43的矩形状突起43D的状态被收纳于第三壳体27的杠杆部件收纳槽27G和压力环43的杠杆部件收纳凹部43E。

在该状态下，杠杆部件53的一端部53A与杠杆部件收纳槽27G抵接(接触)，杠杆部件53的另一端部53B与杠杆部件收纳凹部43E抵接(接触)。并且，杠杆部件53的中间部53C与右侧齿轮35的止推板35A抵接(接触)。如图17所示，杠杆部件53的一端部53A与杠杆部件收纳槽27G抵接的部位成为第一抵接部F，第一抵接部F构成杠杆部件53的支点。杠杆部件53的中间部53C与止推板35A抵接的部位成为第二抵接部E，第二抵接部E构成杠杆部件53的力点。杠杆部件53的另一端部53B与杠杆部件收纳凹部43E抵接的部位成为第三抵接部A，第三抵接部A构成杠杆部件53的作用点。此处，在与轴线X-X正交的方向上的第一抵接部F与第二抵接部E之间的距离为Le。另一方面，在与轴线X-X正交的方向上的第一抵接部F与第三抵接部A之间的距离为La，距离La比距离Le大(La＞Le)。杠杆部件53的第二抵接部E以及第三抵接部A能够以第一抵接部F为支点在轴线X-X方向上移动。

通过向液压室47供给压力油，活塞46欲以与该压力油的压力相应的载荷Fp向按压板40侧按压压力环43。另一方面，利用右侧齿轮35与小齿轮33的啮合所产生的反作用力(啮合反作用力)对右侧齿轮35作用朝活塞46侧的载荷Fm。由此，对杠杆部件53的第二抵接部E作用朝活塞46侧的载荷Fe。当右侧齿轮35沿右传动轴37在轴向上移动时，在孔花键部35C与右传动轴37的轴花键部37A之间产生摩擦力Fs1或Fs2。因此，作用于杠杆部件53的第二抵接部E的载荷Fe按照摩擦力的方向、即摩擦力是Fs1还是Fs2而变化。

作用于杠杆部件53的第二抵接部E的载荷Fe对杠杆部件53(另一端部53B)的第三抵接部A产生朝活塞46侧的载荷Fa。该载荷Fa成为将载荷Fe以与杠杆部件53的第一抵接部F与第二抵接部E之间的距离Le以及第一抵接部F与第三抵接部A之间的距离La相应的比率进行转换后的载荷。而且，载荷Fa在与从活塞46作用于压力环43的载荷Fp相反的方向上作用。因此，压力环43(矩形状突起43D)经由按压板40按压旋转盘38的载荷Fen相对于从活塞46作用于压力环43的载荷Fp降低作用于杠杆部件53的第三抵接部A的载荷Fa的量。即，杠杆部件53通过将右侧齿轮35与小齿轮33的啮合反作用力传递至压力环43来控制从活塞46施加于压力环43的载荷。

此处，在从活塞46作用于压力环43的载荷Fp比作用于杠杆部件53的第三抵接部A的载荷Fa大的情况下，压力环43向按压板40侧位移。此时，杠杆部件53的第三抵接部A以位移量Da向按压板40侧位移，杠杆部件53的第二抵接部E也以位移量De向按压板40侧位移。该位移量De成为将位移量Da以与杠杆部件53的第一抵接部F与第二抵接部E之间的距离Le以及第一抵接部F与第三抵接部A之间的距离La相应的比率转换后的位移量。由此，右侧齿轮35被杠杆部件53的第二抵接部E按压，以位移量De向小齿轮33侧位移。

另一方面，若停止向液压室47供给压力油，则由作用于右侧齿轮35的载荷Fm向活塞46侧按压杠杆部件53的第二抵接部E。由此，杠杆部件53的第二抵接部E以位移量De向活塞46侧位移，右侧齿轮35也以位移量De向活塞46侧位移。由此，杠杆部件53的第三抵接部A伴随杠杆部件53的第二抵接部E的位移而以位移量Da向活塞46侧位移。这样，右侧齿轮35按照与小齿轮33的啮合反作用力和从活塞46施加的载荷而反复进行轴向的位移。

在向液压室47供给压力油、从活塞46对压力环43作用载荷Fp的情况下，从压力环43(矩形状突起43D)对按压板40作用载荷Fen。由此，旋转盘38和非旋转盘39由按压板40按压，在第二壳体26与活塞46之间摩擦接触。由此，在左桥轴19L与右桥轴19R的转矩差为能够利用旋转盘38与非旋转盘39的摩擦接触而传递的转矩容量以下的情况下，差速机构20成为锁止状态。因此，左侧齿轮34和右侧齿轮35与差速器壳体23一体地旋转，分别向左桥轴19L和右桥轴19R传递转矩。

另一方面，在停止向液压室47供给压力油的情况下，从活塞46作用于压力环43的载荷Fp为0。在该状态下，在对输入轴17施加有驱动转矩的情况下，对右侧齿轮35作用由与小齿轮33的啮合反作用力产生的载荷Fm。载荷Fm设计为比右传动轴37与右侧齿轮35之间的摩擦力Fs1或Fs2大。因此，从止推板35A对杠杆部件53的第二抵接部E作用朝活塞46侧的载荷Fe，并且从杠杆部件53的第三抵接部A对压力环43作用朝活塞46侧的载荷Fa。由此，活塞46向从按压板40离开的方向移动，解除旋转盘38与非旋转盘39的摩擦接触。因此，右侧齿轮35能够相对于差速器壳体23旋转，发动机7的旋转力左右的前车轮5与路面之间的摩擦力之差而分配至左侧的前车轮5和右侧的前车轮5。

此处，根据杠杆部件53的从第一抵接部F到第三抵接部A的距离La和杠杆部件53的从第一抵接部F到第二抵接部E的距离Le，由下述式1决定杠杆部件53的杠杆比iL。该杠杆比iL由杠杆部件53的形状而唯一地决定，能够根据该杠杆比iL使第二抵接部E、第三抵接部A的载荷以及位移量变化。

式1

杠杆部件53的一端部53A在第一抵接部F与第三壳体27抵接。杠杆部件53的另一端部53B在第三抵接部A与压力环43抵接。杠杆部件53的中间部53C在第二抵接部E与右侧齿轮35的止推板35A抵接。因此，作用于杠杆部件53的第二抵接部E的载荷Fe作为载荷Fm和摩擦力Fs1或Fs2的合力来计算。

当在输入轴17的驱动转矩为0(零)的状态下向液压室47供给压力油之后，在产生驱动转矩的情况(以下称作条件1的情况)下，摩擦力成为与载荷Fm相反的方向的摩擦力Fs1，因此载荷Fe由下述式2计算。

式2

Fe＝Fm-Fs1

另一方面，在产生了输入轴17的驱动转矩的状态下向液压室47供给压力油，在驱动转矩上升的情况(以下称作条件2的情况)下，摩擦力成为与载荷Fm相同的方向的摩擦力Fs2，因此载荷Fe由下述式3计算。

式3

Fe＝Fm+Fs2

此时，从杠杆部件53的第三抵接部A作用于压力环43的载荷Fa根据杠杆部件53的杠杆比iL和载荷Fe并由下述式4计算。

式4

压力环43经由按压板40按压旋转盘38的载荷Fen根据从活塞46作用于压力环43的载荷Fp和从杠杆部件53的第三抵接部A作用于压力环43的载荷Fa并由下述式5计算。

式5

Fen＝Fp-Fa

当从压力环43对按压板40作用载荷Fen时，杠杆部件53的第二抵接部E在轴线X-X方向上位移的位移量De根据杠杆部件53的第三抵接部A的位移量Da和杠杆部件53的杠杆比iL并由下述式6计算。

式6

左侧的行星齿轮减速机构54L设置在左桥壳15L的减速机室15B内(参照图3)。行星齿轮减速机构54L由一体形成于左传动轴36的前端侧的太阳轮36A、齿圈55、多个行星齿轮56以及行星齿轮架57构成。齿圈55设置于左桥壳15L(圆筒部15A)的内周侧。多个行星齿轮56被行星齿轮架57能够旋转地支撑，并与太阳轮36A和齿圈55啮合。行星齿轮架57与左桥轴19L花键结合。因此，左传动轴36的旋转以由行星齿轮减速机构54L减速后的状态传递至左桥轴19L。

右侧的行星齿轮减速机构54R设置在右桥壳15R的减速机室15B内。与左侧的行星齿轮减速机构54L相同，行星齿轮减速机构54R由一体形成于右传动轴37的前端侧的太阳轮37B、齿圈55、多个行星齿轮56以及行星齿轮架57构成。行星齿轮架57与右桥轴19R花键结合。因此，右传动轴37的旋转以由行星齿轮减速机构54R减速后的状态传递至右桥轴19R。

左侧的制动机构58L设置在差速器主体14的左制动室14F内。制动机构58L例如构成为湿式多板型的制动机构。如图4所示，制动机构58L由在左传动轴36的外周侧经由轮毂59花键结合的多个制动盘60、制动片61、以及制动活塞62构成。制动盘60与左传动轴36一体地旋转。制动片61与制动盘60面对地配置，相对于差速器主体14保持为非旋转状态。而且，制动活塞62利用来自外部的液压力将制动片61按压于制动盘60，来对左传动轴36赋予制动力。

右侧的制动机构58R设置在差速器主体14的右制动室14G内。与左侧的制动机构58L相同，制动机构58R由在右传动轴37的外周侧经由衬套59花键结合的多个制动盘60、制动片61以及制动活塞62构成。而且，制动活塞62利用来自外部的液压力将制动片61按压于制动盘60，来对右传动轴37赋予制动力。

本实施方式的前车桥装置12具有上述的结构，以下，对在轮式装载机1行驶时的前车桥装置12的工作进行说明。

若在驾驶室10搭乘的驾驶员使发动机7工作，则发动机7的旋转力经由变速器9的驱动轴9B传递至输入轴17。输入轴17的旋转从驱动小齿轮17B传递至差速机构20的齿圈30，从而安装有齿圈30的差速器壳体23旋转。

在构成差速器壳体23的第一壳体25的凹部25H与第二壳体26的凹部26E之间夹持有十字轴32的四根轴32A。因此，十字轴32在由四根轴32A支撑有四个小齿轮33的状态下与差速器壳体23一起旋转。

在对液压室47停止了压力油的供给的情况下，从活塞46施加于压力环43的载荷Fp为0。在该状态下，在对输入轴17施加有驱动转矩的情况下，利用小齿轮33与右侧齿轮35的啮合反作用力对右侧齿轮35作用朝活塞46侧的载荷Fm。载荷Fm设计为比右传动轴37与右侧齿轮35之间的摩擦力Fs1或Fs2大。因此，从止推板35A对杠杆部件53的第二抵接部E作用朝活塞46侧的载荷Fe。与之相伴，从杠杆部件53的第三抵接部A对压力环43作用朝活塞46侧的载荷Fa。由此，活塞46向从按压板40离开的方向移动，旋转盘38和非旋转盘39相互保持为非接触的状态。

因此，差速器壳体23与小齿轮33一起旋转，与小齿轮33啮合的左侧齿轮34和右侧齿轮35也旋转。与左侧齿轮34花键结合的左传动轴36的旋转以由行星齿轮减速机构54L减速后的状态传递至左桥轴19L。同样，与右侧齿轮35花键结合的右传动轴37的旋转以由行星齿轮减速机构54R减速后的状态传递至右桥轴19R。其结果，左右的前车轮5同时被旋转驱动。

在轮式装载机1的直行行驶时，在左侧的前车轮5与路面之间的摩擦力等于右侧的前车轮5与路面之间的摩擦力的情况下，左侧齿轮34和右侧齿轮35与差速器壳体23一体地旋转。其结果，发动机7的旋转力均等地传递至左右的前车轮5，轮式装载机1能够进行直行行驶。另一方面，在轮式装载机1的回转行驶时，在左侧的前车轮5与路面之间的摩擦力不同于右侧的前车轮5与路面之间的摩擦力的情况下，左侧齿轮34和右侧齿轮35以相互不同的转数旋转。由此，发动机7的旋转力按照左右的前车轮5与路面之间的摩擦力之差分配至左侧的前车轮5和右侧的前车轮5，轮式装载机1能够进行回转行驶。

此处，在轮式装载机1的行驶时等，在左右的前车轮5所接触的路面状态不同的情况下，需要由差速机构20避免左右的前车轮5的一方空转。

在该情况下，例如利用对设置在驾驶室10内的脚踏板、手动开关等(均未图示)进行的操作、或者对左右的前车轮5的空转实测或预测的运算装置来进行差速机构20的差动限制。即，来自液压源的压力油通过隔壁侧油路51A以及保持件侧油路51B向液压室47供给。

在本实施方式中，在当以输入轴17的驱动转矩为0(零)的状态(停车状态)向液压室47供给压力油之后产生驱动转矩的情况(条件1的情况)以及在以产生了输入轴17的驱动转矩的状态(行驶状态)向液压室47供给压力油而驱动转矩上升的情况(条件2的情况)下，限制差动的特性不同。

在条件1的情况下，作用于右侧齿轮35的载荷Fm为0，右侧齿轮35与右传动轴37之间的摩擦力Fs1为0。在该状态下，利用向液压室47供给的压力油，从活塞46对压力环43作用载荷Fp。根据上述式2、式4、式5，从压力环43作用于按压板40的载荷Fen比0大(Fen＞0)。因此，压力环43利用活塞46的推力来按压按压板40。由此，旋转盘38与非旋转盘39摩擦接触，在旋转盘38与非旋转盘39之间产生与载荷Fen相应的离合器传递转矩。

此时，杠杆部件53中的与压力环43抵接的第三抵接部A和与右侧齿轮35的止推板35A抵接的第二抵接部E向小齿轮33侧位移。在杠杆部件53的第三抵接部A的位移量(即，压力环43的位移量)Da与杠杆部件53的第二抵接部E的位移量(即，右侧齿轮35的位移量)De之间成立上述式6的关系。这样，在驱动转矩为0的状态下向液压室47供给压力油，从而右侧齿轮35以位移量De向小齿轮33侧位移。

接着，在右侧齿轮35向小齿轮33侧位移的状态下，在产生了输入轴17的驱动转矩的情况(轮式装载机1行驶的情况)下，对右侧齿轮35作用由与小齿轮33的啮合反作用力产生的载荷Fm。该载荷Fm与驱动转矩成正比例。并且，由于右侧齿轮35因载荷Fm而欲向活塞46侧位移，所以在右侧齿轮35与右传动轴37之间作用与载荷Fm相反的方向的摩擦力Fs1。因此，作用于杠杆部件53的第二抵接部E的载荷Fe由上述式2计算。

此处，载荷Fm设计为比摩擦力Fs1大(Fm＞Fs1)，并相对于驱动转矩成比例关系。并且，从活塞46作用于压力环43的载荷Fp总是恒定值。因此，从右侧齿轮35(止推板35A)作用于杠杆部件53的第二抵接部E的载荷Fe与驱动转矩成正比例，从压力环43作用于按压板40的载荷Fen与驱动转矩成反比例。在旋转盘38与非旋转盘39之间产生的离合器传递转矩与载荷Fen相应地产生。因此，转矩容量(离合器传递转矩乘以左右的行星齿轮减速机构54L、54R的减速比所得的值)伴随驱动转矩的上升而降低。

另一方面，在条件2的情况下，在右侧齿轮35因与小齿轮33的啮合反作用力所产生的载荷Fm而位于活塞46侧的状态下，来自活塞46的载荷Fp作用于压力环43。由此，右侧齿轮35被压力环43按压而欲向小齿轮33侧位移。此时，在右侧齿轮35与右传动轴37之间作用与载荷Fm相同的方向的摩擦力Fs2。因此，从右侧齿轮35作用于杠杆部件53的第二抵接部E的载荷Fe由上述式3计算。

此处，载荷Fm设计为比摩擦力Fs2大(Fm＞Fs2)，并相对于驱动转矩成比例关系。因此，载荷Fe与驱动转矩成正比例，载荷Fen与驱动转矩成反比例。由于旋转盘38和非旋转盘39所产生的离合器传递转矩与载荷Fen相应地产生，所以转矩容量伴随驱动转矩的上升而降低。

这样，在条件1的情况下，载荷Fm的方向与摩擦力Fs1的方向成为相反方向。其结果，离合器传递转矩相对于驱动转矩的上升缓慢地(迟钝地)降低。另一方面，在条件2的情况下，载荷Fm的方向与摩擦力Fs2的方向成为相同方向。其结果，离合器传递转矩相对于驱动转矩的上升快速地(敏感地)降低。

图19示出条件1的情况下的差动转矩与输出轴合计转矩的关系。差动转矩是左桥轴19L与右桥轴19R的转矩差。输出轴合计转矩是左桥轴19L与右桥轴19R的转矩的合计值。图19中，短虚线的特性线示出载荷Fp所产生的差动转矩TA1，单点划线的特性线示出载荷Fm所产生的差动转矩TB1。并且，双点划线的特性线示出摩擦力Fs1所产生的差动转矩TC1，实线的特性线示出差动转矩TD1。并且，图19中的C点示出由旋转盘38和非旋转盘39传递的最大转矩容量与输出轴合计转矩相等的点。在条件1的情况下，相对于载荷Fp，载荷Fm成为相反方向的载荷，摩擦力Fs1成为相同方向的载荷。因此，由旋转盘38和非旋转盘39得到的转矩容量TV1通过下述式7计算，并且用长虚线的特性线表示。

式7

TV1＝TA1-TB1+TC1

由于向液压室47供给的液压恒定，所以载荷Fp所产生的差动转矩TA1遍及整个区域地保持恒定值。由于载荷Fm与输出轴合计转矩成正比例，所以载荷Fm所产生的差动转矩TB1随着输出轴合计转矩的上升而增加。摩擦力Fs1所产生的差动转矩TC1在到C点为止，差动转矩的上升急速从而倾斜度较大，在超过C点时，与差动转矩降低相应地倾斜度变小。另一方面，由于差动转矩TD1在输出轴合计转矩为C点以下的区域中成为(转矩容量)＞(输出轴合计转矩)，所以保持差动转矩TD1＝(输出轴合计转矩)的关系。在输出轴合计转矩超过C点的区域中成为(转矩容量)＜(输出轴合计转矩)，旋转盘38和非旋转盘39滑出。因此，差动转矩TD1＝(转矩容量)。即，在C点之后，载荷Fm伴随输出轴合计转矩的上升而增加，因此转矩容量TV1降低，差动转矩TD1也降低。

图20示出条件1的情况下的输出轴转矩与输出轴合计转矩的关系。图20中，实线的特性线63示出本实施方式的差速机构20的大转矩侧的输出轴转矩，虚线的特性线64示出小转矩侧的输出轴转矩。并且，单点划线的特性线65示出具备一般的转矩比例式的差动限制装置的差速机构(以下称作比较例)的大转矩侧的输出轴转矩，双点划线的特性线66示出小转矩侧的输出轴转矩。

本实施方式的差速机构20在输出轴合计转矩从0到C点(最大转矩容量与输出轴合计转矩相等的点)为止成为锁止状态(差速器锁止状态)。因此，在输出轴合计转矩从0到C点为止，特性线63所示的输出轴转矩(大转矩侧)与输出轴合计转矩相等，特性线64所示的输出轴转矩(小转矩侧)为0。另一方面，若输出轴合计转矩超过C点，则旋转盘38和非旋转盘39滑出，因此特性线63所示的输出轴转矩(大转矩侧)的倾斜度变小。由于差动转矩若超过C点则慢慢降低，所以输出轴转矩(大转矩侧)的倾斜度变小，并保持该较小的倾斜度不变地上升。

接下来，图21示出条件2的情况下的差动转矩与输出轴合计转矩的关系。图21中，短虚线的特性线示出载荷Fp所产生的差动转矩TA2，单点划线的特性线示出载荷Fm所产生的差动转矩TB2。并且，双点划线的特性线示出摩擦力Fs2所产生的差动转矩TC2，实线的特性线示出差动转矩TD2。并且，图21中的C点示出由旋转盘38和非旋转盘39传递的最大转矩容量与输出轴合计转矩相等的点。在条件2的情况下，相对于载荷Fp，载荷Fm和摩擦力Fs2成为相反方向的载荷。因此，由旋转盘38和非旋转盘39形成的转矩容量TV2由下述式8计算，并且用长虚线的特性线表示。

式8

TV2＝TA2-TB2-TC2

在条件2的情况下，摩擦力Fs2相对于载荷Fp在相反方向上作用，从而差动转矩变小。因此，与条件1的情况相比，在条件2的情况下，最大差动转矩变小，最大转矩容量与输出轴合计转矩相等的C点也与条件1的情况相比变小。在输出轴合计转矩超过C点的区域中，旋转盘38和非旋转盘39滑出。在C点之后，由于载荷Fm伴随输出轴合计转矩的上升而增加，所以转矩容量TV2降低，差动转矩TD2也降低。而且，关于载荷Fen，若超过D点则Fen＜0，即使向液压室47供给液压，活塞46也保持停止的状态，因此差动转矩TD2维持0。

图22示出条件2的情况下的输出轴转矩与输出轴合计转矩的关系。图22中，实线的特性线67示出本实施方式的差速机构20的大转矩侧的输出轴转矩，虚线的特性线68示出小转矩侧的输出轴转矩。并且，单点划线的特性线69示出具备一般的转矩比例式的差动限制装置的差速机构(以下称作比较例)的大转矩侧的输出轴转矩，双点划线的特性线70示出小转矩侧的输出轴转矩。

本实施方式的差速机构20在输出轴合计转矩从0到C点为止成为锁止状态(差速器锁止状态)。因此，在输出轴合计转矩从0到C点为止，特性线67所示的输出轴转矩(大转矩侧)与输出轴合计转矩相等，特性线68所示的输出轴转矩(小转矩侧)为0。另一方面，若输出轴合计转矩超过C点，则旋转盘38和非旋转盘39滑出，因此特性线67所示的输出轴转矩(大转矩侧)的倾斜度变小。由于若超过C点则差动转矩慢慢降低，所以输出轴转矩(大转矩侧)的倾斜度变小，并保持该较小的倾斜度不变地上升至D点。然后，若超过D点，则差动转矩为0。

此处，在图20及图22中的标注灰色的区域中，本实施方式的差速机构20成为与比较例的差速机构相比差动转矩较大的状态。因此，在驱动转矩较小的区域、即对左右的桥轴19L、19R的寿命产生较大的影响的情况较少的区域中，差速机构20能够较大地确保差动转矩。由此，在图20及图22中的标注灰色的区域中，即使在搭载有比较例的差速机构的车辆产生滑移的状况下，本实施方式的轮式装载机1也能够抑制滑移，能够产生适当的牵引力。

另一方面，在图20及图22中的标注影线的区域中，差速机构20成为与比较例的差速机构相比差动转矩较小的状态。因此，在驱动转矩较大的区域、即对左右的桥轴19L、19R的寿命产生较大的影响的区域中，差速机构20能够将差动转矩抑制为较小。此处，在图20及图22中的标注影线的区域中，轮式装载机1在与搭载有比较例的差速机构的车辆相比较小的输出轴转矩下产生滑移。但是，标注影线的区域产生较大的输出轴转矩，具有足以进行通常的作业的牵引力。因此，在该区域中将差动转矩抑制为较小在轮式装载机1的作业中不会成为大问题。而且，差速机构20与比较例的差速机构相比能够降低输出轴转矩变得过大的频率。其结果，能够延长左右的桥轴19L、19R的寿命。

这样，在对左右的桥轴19L、19R的寿命产生较大的影响的情况较少的区域(驱动转矩较小的区域)中，本实施方式的差速机构20能够较大地确保差动转矩。由此，能够抑制例如当轮式装载机1进行爬坡行驶时、在路面的摩擦系数较低的雪道等行驶时的滑移，从而能够提高其行驶性能。并且，能够提高例如使用轮式装载机1的作业装置6的挖掘作业、即进行将作业装置6以低速插入于堆积如山的砂土之中的作业的情况下的作业性能。再有，差速机构20与驱动转矩增大相应地机械式减小差动转矩，由此能够使过大的转矩作用于左右的桥轴19L、19R的频率降低。其结果，能够延长左右的桥轴19L、19R的寿命。

而且，本实施方式的差速机构20利用小齿轮33与右侧齿轮35的啮合反作用力与驱动转矩成正比例地增大这一情况，经由杠杆部件53将该啮合反作用力传递至活塞46。由此，能够与驱动转矩成反比例而机械式降低利用活塞46的推力从压力环43作用于按压板40的载荷Fen。即，差速机构20与驱动转矩增大相应地机械式减小差动转矩，由此能够延长左右的桥轴19L、19R的寿命。这样，差速机构20不需要使用例如用于预测驱动转矩的各种传感器、控制装置、与预测到的驱动转矩相应地调整活塞的推力的液压控制回路等，因此能够抑制成本的上升。

并且，差速机构20在右侧齿轮35与活塞46之间设置有杠杆部件53，杠杆部件53根据第一抵接部F与第三抵接部A之间的距离La和第一抵接部F与第二抵接部E之间的距离Le来决定杠杆比iL。因此，相对于活塞46的行程量(第三抵接部A的位移量)，能够根据杠杆部件53的杠杆比iL而减小右侧齿轮35的移动量(第二抵接部E的位移量)。由此，能够确保活塞46的适当的行程，并且能够减小右侧齿轮35的轴向的移动量。因此，即使右侧齿轮35与针对液压室47的压力油的供给排出相应地在轴向上移动，也能够抑制小齿轮33与右侧齿轮35之间的齿隙的变化量。其结果，能够抑制小齿轮33与右侧齿轮35啮合时的噪声、振动，并且能够抑制小齿轮33与右侧齿轮35之间的传动效率的降低、小齿轮33和右侧齿轮35的寿命的降低。

再有，在按压板40的外周侧设置有四个矩形状突出部40B，该矩形状突出部40B与设置于第二壳体26的轴向端面26F的四个卡合凹部26H卡合。因此，即使旋转盘38以及非旋转盘39磨损，矩形状突出部40B也阻止按压板40超过所需地向旋转盘38侧移动。由此，能够抑制右侧齿轮35向小齿轮33接近，能够在右侧齿轮35与小齿轮33之间保持适当的齿隙。其结果，能够抑制小齿轮33与右侧齿轮35之间的传动效率的降低、小齿轮33和右侧齿轮35的寿命的降低。

这样，实施方式的车辆用车桥装置由分别安装有左右的前车轮5的左右的桥轴19L、19R、设置在收纳左右的桥轴19L、19R的左右的桥壳15L、15R之间并在左右方向的两侧分别设有具有在左右方向上贯通的贯通孔14D的隔壁14B、14C的中空的差速器主体14、以及设置在差速器主体14的左右的隔壁14B、14C之间并将发动机7的旋转力传递至左右的桥轴19L、19R的差速机构20构成，差速机构20具备：差速器壳体23，其被分别安装于左右的隔壁14B、14C的贯通孔14D的左右的保持件21、41以能够旋转的方式支撑，并利用发动机7而旋转；小齿轮33，其设置在差速器壳体23内并与差速器壳体23一起旋转；左右的侧齿轮34、35，其设置在差速器壳体23内并与小齿轮33啮合；以及左右的传动轴36、37，其与左右的侧齿轮34、35连接并将差速器壳体23的旋转传递至左右的桥轴19L、19R。在差速器壳体23内设有：与左右的侧齿轮34、35中的右侧齿轮35的外周侧花键结合的多个旋转盘38；以及配置在多个旋转盘38之间并相对于差速器壳体23不能旋转而能够在左右方向上移动的多个非旋转盘39，在左右的保持件21、41中的位于右侧齿轮35侧的右保持件41与旋转盘38之间设有朝向非旋转盘39按压旋转盘38的压力环43，在右保持件41侧设置有活塞46，该活塞46对压力环43施加载荷来使旋转盘38与非旋转盘39接触，从而使左右的传动轴36、37结合，在差速器壳体23、右侧齿轮35以及压力环43之间设置有杠杆部件53，该杠杆部件53将小齿轮33与右侧齿轮35的啮合所产生的反作用力传递至压力环43，对从活塞46施加于压力环43的载荷进行控制。

根据该结构，利用小齿轮33与右侧齿轮35的啮合反作用力与驱动转矩成正比例地增大这一情况，能够经由杠杆部件53将该啮合反作用力传递至压力环43。由此，能够与驱动转矩成反比例地机械式降低从活塞46施加于压力环43的载荷。其结果，能够与驱动转矩增大相应地机械式减小差动转矩，从而能够延长在差速机构20之后配置的左右的桥轴19L、19R的寿命。

在实施方式中，杠杆部件53具有：第一抵接部F，其与差速器壳体23抵接；第二抵接部E，其与右侧齿轮35抵接，并承接小齿轮33与右侧齿轮35的啮合所产生的反作用力；以及第三抵接部A，其与压力环43抵接，以第一抵接部F为支点将小齿轮33与右侧齿轮35的啮合所产生的反作用力传递至压力环43。根据该结构，小齿轮33与右侧齿轮35的啮合反作用力作用于成为杠杆部件53的力点的第二抵接部E，从而成为杠杆部件53的作用点的第三抵接部A以第一抵接部F为支点而转动位移。由此，杠杆部件53根据由第一抵接部F、第二抵接部E、第三抵接部A的位置决定的杠杆比iL来将啮合反作用力传递至压力环43。因此，通过变更杠杆部件53的杠杆比iL，能够适当地调整从压力环43经由按压板40而作用于旋转盘38的载荷Fen。

在实施方式中，杠杆部件53由长度方向上的中间部弯折成山形的部件构成，在长度方向上的一端部53A设置有第一抵接部F，在长度方向上的另一端部53B设置有第三抵接部A，在长度方向上的中间部53C设置有第二抵接部E。根据该结构，通过使用弯折成山形的部件，能够容易地形成具有成为支点的第一抵接部F、成为力点的第二抵接部E、以及成为作用点的第三抵接部A的杠杆部件53。并且，通过变更弯折部的位置，能够适当地变更杠杆部件53的杠杆比iL。

在实施方式中，在差速器壳体23内，设置有配置在压力环43与旋转盘38之间并将压力环43的按压力传递至旋转盘38的按压板40，在按压板40设置有向其外周侧突出的矩形状突出部40B，在差速器壳体23设置有与矩形状突出部40B卡合来限制按压板40的移动量的卡合凹部26H。根据该结构，即使旋转盘38以及非旋转盘39磨损，由于矩形状突出部40B与卡合凹部26H卡合，也限制按压板40向旋转盘38侧的移动量。因此，能够抑制杠杆部件53的第三抵接部A的位移量Da增大，从而能够抑制右侧齿轮35超过所需地接近小齿轮33。其结果，能够在右侧齿轮35与小齿轮33之间保持适当的齿隙，从而能够延长右侧齿轮35和小齿轮33的寿命。

此外，在实施方式中，举例示出了在左右的侧齿轮34、35中的右侧齿轮35的外周侧花键结合有旋转盘38的情况。但是，本发明不限定于此，例如也可以构成为在左侧齿轮34的外周侧花键结合旋转盘。在该情况下，在左右的保持件21、41中的左保持件21与旋转盘38之间设置有压力环，在左保持件21设置有活塞，在差速器壳体、左侧齿轮34以及压力环之间设置有杠杆部件。

并且，在实施方式中，举例示出了形成有如下的杠杆部件53的情况，该杠杆部件53使呈梯形形状的板体的长度方向上的中间部弯折成山形，从而一端部53A成为第一抵接部F，另一端部53B成为第三抵接部A，中间部53C成为第二抵接部E。但是，本发明不限定于此，也可以形成有如下的杠杆部件，该杠杆部件例如在平板状的板体的长度方向上的中间部设置突起部，长度方向上的两端部成为第一、第三抵接部，突起部成为第二抵接部。

并且，在实施方式中，举例示出了使用液压式的活塞46的情况作为对压力环43施加载荷的促动器。但是，本发明不限定于此，例如也可以使用由水压、气压驱动的活塞、电动马达、利用电磁铁的励磁力的促动器等。

再有，在实施方式中，举例示出了轮式装载机1作为具备后车桥装置11以及前车桥装置12的车辆。但是，本发明不限定于此，能够广泛地应用于例如轮式挖掘机等其它轮式建筑机械。

符号说明

4—后车轮，5—前车轮，11—后车桥装置，12—前车桥装置，14—差速器主体，15L—左桥壳，15R—右桥壳，19L—左桥轴，19R—右桥轴，20—差速机构，21—左保持件，23—差速器壳体，26—第二壳体，26H—卡合凹部，33—小齿轮，34—左侧齿轮，35—右侧齿轮(一方的侧齿轮)，36—左传动轴，37—右传动轴，38—旋转盘，39—非旋转盘，40—按压板，40B—矩形状突出部(突出部)，41—右保持件(一方的保持件)，43—压力环，46—活塞(促动器)，53—杠杆部件，53A—一端部，53B—另一端部，53C—中间部，F—第一抵接部，E—第二抵接部，A—第三抵接部。

Claims (4)

1.一种车辆用车桥装置，其由分别安装有左右的车轮的左右的桥轴、设置在收纳上述左右的桥轴的左右的桥壳之间并在左右方向的两侧分别设置有具有在左右方向上贯通的贯通孔的隔壁的中空的差速器主体、以及设置在上述差速器主体的上述左右的隔壁之间并将驱动源的旋转力传递至上述左右的桥轴的差速机构构成，

上述差速机构具备：

差速器壳体，其被分别安装于上述左右的隔壁的上述贯通孔的左右的保持件能够旋转地支撑，并利用上述驱动源而旋转；

小齿轮，其设置在上述差速器壳体内并与上述差速器壳体一起旋转；

左右的侧齿轮，其设置在上述差速器壳体内并与上述小齿轮啮合；以及

左右的传动轴，其与上述左右的侧齿轮连接并将上述差速器壳体的旋转传递至上述左右的桥轴，

上述车辆用车桥装置的特征在于，

在上述差速器壳体内设置有：与上述左右的侧齿轮中的一方的侧齿轮的外周侧花键结合的多个旋转盘、以及配置在上述多个旋转盘之间并相对于上述差速器壳体不能旋转而能够在左右方向移动的多个非旋转盘，

在上述左右的保持件中的位于上述一方的侧齿轮侧的一方的保持件与上述旋转盘之间设置有朝向上述非旋转盘按压上述旋转盘的压力环，

在上述一方的保持件侧设置有促动器，该促动器对上述压力环施加载荷来使上述旋转盘与上述非旋转盘接触，从而使上述左右的传动轴结合，

在上述差速器壳体、上述一方的侧齿轮以及上述压力环之间设置有杠杆部件，该杠杆部件将上述小齿轮与上述一方的侧齿轮的啮合所产生的反作用力传递至上述压力环，对从上述促动器施加于上述压力环的载荷进行控制。

2.根据权利要求1所述的车辆用车桥装置，其特征在于，

上述杠杆部件具有：第一抵接部，其与上述差速器壳体抵接；第二抵接部，其与上述一方的侧齿轮抵接，并承接上述小齿轮与上述一方的侧齿轮的啮合所产生的反作用力；以及第三抵接部，其与上述压力环抵接，以上述第一抵接部为支点将上述小齿轮与上述一方的侧齿轮的啮合所产生的反作用力传递至上述压力环。

3.根据权利要求2所述的车辆用车桥装置，其特征在于，

上述杠杆部件由长度方向上的中间部弯折成山形的部件构成，在长度方向上的一端部设置有上述第一抵接部，在长度方向上的另一端部设置有上述第三抵接部，在长度方向上的中间部设置有上述第二抵接部。

4.根据权利要求1所述的车辆用车桥装置，其特征在于，

在上述差速器壳体内设置有配置在上述压力环与上述旋转盘之间并将上述压力环的按压力传递至上述旋转盘的按压板，

在上述按压板设置有向其外周侧突出的突出部，

在上述差速器壳体设置有与上述突出部卡合来限制上述按压板的移动量的卡合凹部。