CN1417498A - 四轮驱动车的扭矩凸轮机构和动力传输系统 - Google Patents

Abstract

一种扭矩凸轮机构包括第一和第二凸轮件和凸轮滚珠，凸轮件安置成围绕一共用轴相互转动，凸轮滚珠分别装在第一和第二凸轮件相对表面上形成的第一和第二凸轮槽中。第一凸轮槽的深度大于凸轮滚珠的半径，第二凸轮槽的深度小于凸轮滚珠的半径，因此即使离心力加到与第一和第二凸轮件一起转动的凸轮件上，通过由较深的第一凸轮槽接受加到凸轮滚珠上的离心力来消除分开第一和第二凸轮件的相对表面的推力。

Description

四轮驱动车的扭矩凸轮机构 和动力传输系统

                       发明背景

发明领域

本发明关于扭矩凸轮机构，该机构包括第一和第二凸轮件，它们可相互转动地安置在一根共用轴周围，还包括凸轮滚珠，该凸轮滚珠宜装在第一和第二凸轮槽中，凸轮槽形成在相互面对的第一和第二凸轮件的相对的表面上。另外，本发明还关于采用这种扭矩凸轮机构的四轮驱动车的动力传输系统。

相关技术的描述

扭矩凸轮机构是已知的，例如在JP-A-2001-213185中就已公开这种机构。

在这类扭矩凸轮机构中，当第一和第二凸轮件在一个方向上相对转动时，凸轮滚珠跨接在第一和第二凸轮件的凸轮部分上，由此产生使凸轮件相互分开的轴向推力，同时当第一和第二凸轮件在另一方向上相对转动时，凸轮滚珠锁在第一和第二凸轮槽的止动部分上，由此限制它在另一方向上的相对转动。

有时当第一和第二凸轮件不相对转动时，就不该产生分开凸轮件的轴向推力。然而，即使第一和第二凸轮件不相对转动而一起转动时，在凸轮滚珠受到离心力的径向向外偏压时，仍产生向第一和第二凸轮件相互分开的推力。因此，在该扭矩凸轮机构具有多板离合器的情况下，会产生离合器板被推力作用而啮合的问题，由此会产生不希望有的摩擦扭矩。

发明内容

鉴于上述情况作出了本发明，本发明的一个目的在于提供一种扭矩凸轮机构，它可减小使一对凸轮件相互分开的、由加到凸轮滚珠上的离心力产生的推力。

为达到上述目的，按照本发明的第一个方面，推荐一种扭矩凸轮机构，它包括第一和第二凸轮件，该凸轮件可相互转动地安置在一个共用轴周围，还包括凸轮滚珠，该凸轮滚珠宜装在相互相对的第一和第二凸轮件的相对的表面上的第一和第二凸轮槽中，其中第一和第二凸轮槽分别具有允许凸轮滚珠在周向移动的凸轮部分，由此在第一和第二凸轮相对转动时，凸轮滚珠跨接在第一和第二凸轮槽上，从而产生使相对的表面相互分开的轴向推力，该扭矩凸轮机构的特征在于：第一和第二凸轮槽中的一个的深度大于凸轮滚珠的半径，另一个的深度小于凸轮滚珠的半径。

按照该结构，由于第一和第二凸轮槽中的一个的深度大于凸轮滚珠的半径，而另一个的深度小于凸轮滚珠的半径，即使凸轮滚珠与第一和第二凸轮件一起转动，产生的离心力可由第一和第二凸轮件的较深的凸轮槽接受，由此限制了使第一和第二凸轮件的相对表面相互分开的推力的产生。

按照本发明的第二个方面，提供一种如本发明第一个方面的扭矩凸轮机构，其中第一和第二凸轮槽分则具有限制凸轮滚珠作周向移动的止动部分，以及允许凸轮滚珠作周向移动的凸轮部分；由此当第一和第二凸轮件在一个方向上相互转动时，凸轮滚珠跨接在第一和第二凸轮槽的凸轮部分上，因此产生使相对的表面相互分开的推力；而当第一和第二凸轮件在另一方向上相对转动时，凸轮滚珠锁定在第一和第二凸轮槽的止动部分上，由此限制了该另一方向的相对转动；其中第一凸轮件具有凸起件，该凸起件从它的相对的表面上凸起，使它相应地与第一凸轮槽的止动部分相配合；第二凸轮件也具有凸起件，该凸起件从它的相对的表面上凸起，使它相应地与第二凸轮槽的止动部分相配合。

按照该结构，由于凸起件形成在第一凸轮件的相对的表面上，使它相应地与第一凸轮槽的止动部分相配合，和凸起件形成在第二凸轮件的相对表面上，使它相应地与第二凸轮槽的止动部分相配合；当第一和第二凸轮件在另一方向上相对转动，使凸轮滚珠与第一和第二凸轮槽的止动部分发生贴靠，就可通过在两个相对的表面上的凸起件的作用而确保防止出现凸轮滚珠跨接在第一和第二凸轮槽的止动部分上的情况。

按照本发明的第三个方面，提供一种四轮驱动车的动力传输系统，该系统包括如本发明的第一和第二方面的扭矩凸轮机构，该四轮驱动车的动力传输系统包括：发动机的驱动力直接传到其上的前轮，通过多板离合器将部分发动机的驱动力直接传输到其上的后轮，其中多板离合器根据液压泵按前后轮之间转动的差异而产生的液压、以及由扭矩凸轮机构按前后轮之间转动的差异而产生的推力来啮合。

根据该结构，在前轮的转动速度超过后轮的转动速度、车向前运行时，由于扭矩凸轮机构的第一和第二凸轮件的相对转动产生的推力立即使多板离合器啮合，在车从静止开始向前移动或向前行进中急剧加速时，通过将前轮的驱动力立即传到后轮，前轮滑动以在前后轮之间产生转动差异，增大了使车处于四轮驱动状态的响应。此后，由于多板离合器也由液压泵在时间稍有滞后而产生的液压来发生啮合，可以确保有足够量的驱动力从前轮传输到后轮。相反，在车前进时由于紧急刹车而使后轮的转动速度超过前轮的转动速度时，由于扭矩凸轮机构不产生推力，可通过避免前轮的驱动力传输到后轮上来避免ABS的任何影响。另外，由于由加到凸轮滚珠上的离心力而使第一和第二凸轮件相互分开而产生的推力由第一和第二凸轮槽的深度不同的扭矩凸轮机构减至最小量级，因此可避免在多板离合器中产生不希望有的阻力扭矩。因此，该结构有助于减小运行阻力，并可减少燃料消耗。

附图概述

图1是四轮驱动车的动力传输系统的示图，

图2是表示多板离合器的结构和四轮驱动车的油压回路的示图；

图3是多板离合器的放大的剖视图，

图4是在图3箭头所指方向中沿线4-4看去的多板离合器示图；

图5是在图3箭头所指方向中沿线5-5看去的多板离合器示图；

图6是在图5中的箭头6所指方向中看去的示图；

图7是沿图3中的7-7线的放大的剖视图；

图8是说明本发明功能的曲线图。

优选实施例的详细描述

下面将参照附图所示的实施例来进行描述。

如图1所示，来自位于四轮驱动车前部的发动机E的输出功率通过一个传输装置输入到前轮侧的差动器2上。来自差动器2的输出再通过驱动轴3、3传输给左和右前轮Wf、Wf上。因此输到差动器2的来自发动机E的输出通过斜齿轮组4输入到下面将要叙述的动力传输系统T。来自动力传输系统T的输出通过斜齿轮组5传送到后轮侧差动器6，来自差动器6的输出再通过驱动轴7、7传送到左和右后轮上。

该动力传输系统T包括第一个液压泵Pf，它宜由从前轮侧斜齿轮组4延伸的输入轴8带动；还包括第二个液压泵Pr，它宜由连到后轮侧斜齿轮组5上的输出轴9带动，一个湿式多板离合器C用以控制输入轴8和输出轴9之间的驱动力的传输和切断，一个油压回路用以控制以后将描述的多板离合器C。

下面参见图2和3，将描述多板离合器C和油压回路。第一液压泵Pf由包括第一开口10和第二开口11的摆动泵构成。第一开口10的功能是在车向前进时用作排放口，而在车向后退时用作吸入口。第二开口11的功能是在车向前时用作吸入口，而在车向后退时用作排放口。第二液压泵Pr是类似的摆动泵，它包括第三开口12和第四开口13。第三开口的功能是当车向前时用作吸入口，而在车向后退时用作排放口。第四开口13的功能是在车向前时用作排放口，而在车向后退时用作吸入口。两个液压泵Pf、Pr每转的排放量设定成使第二泵Pr的排放量稍大于(例如2.5％)第一液压泵Pf的排放量。然后，第一开口10和第三开口12通过第一连接油路14相互连接，第二开口11和第四开口13通过第二连接油路15相互连接。另外，由于两个液压泵Pf、Pr的排放方向是由其转动方向确定的，在车向前和向后时泵的排放方向相反。在图2中的箭头分别指出车在向前时液压泵Pf、Pr的排放方向。

多板离合器C包括一个离合器罩41和一个离合器毂42，罩41固定到输入轴8上，毂42固定到输出轴9上，输出轴9同轴地装在输入轴8的后端，并通过滚柱轴承29相对转动，多个离合器板43可滑动地支撑在形成在离合器罩41的内圆周上的键槽41a上，多个离合器板44可滑动地支撑在形成在离合器毂42的外圆周上的键槽42a上，这些离合器板43和44重叠成能相互贴靠。一个离合器活塞47通过密封件48可滑动地装在形成在罩45中的缸46中，一个液压油腔16形成在离合器活塞47的后表面上，该腔用于提供油压，以驱动离合器活塞47。

安置在多板离合器C的后部的扭矩凸轮机构包括第一凸轮件62、第二凸轮件63和多个凸轮滚珠64。位于扭矩凸轮机构61的前侧上的第二凸轮件63是连到离合器毂42的内圆周表面上的键槽，它连接成可沿离合器毂42作轴向移动，但不相对于毂转动，而摩擦离合器67安置在键槽62c和键槽41a之间，键槽62c形成在位于扭矩凸轮机构61后侧上的第一凸轮件62的外圆周上，键槽41a形成在离合器罩41的内圆周上。一个预载加到摩擦离合器67上，从而在第一凸轮件62和离合器罩41之间加上的扭矩超过预定值时，离合器67滑动。

端板71支撑在离合器罩41的键槽41a和套筒65之间，套筒65可继续连接到第一液压泵Pf上，使它可作轴向移动，但不能作相对转动。一个止推轴承72安置在端板71的前表面和第一凸轮件62的后表面之间，而止推轴承73安置在端板71的后表面和离合器活塞47的前表面之间。

从端板71伸向离合器毂42内部的圆筒件69具有多个小孔，其功能是在离心力作用下扩散来自油路9a和油孔9b供给的润滑油，油路9a形成在输出轴9的内部，从而均匀地润滑多板离合器C的离合器板43、44。为此，输出轴9可做成实心轴，油路可形成在输出轴9和套筒65之间，因此可通过圆筒件69进行所要求的润滑。

正如图4～7所示，多个第一凸轮槽74形成在扭矩凸轮机构61的第一凸轮件62的相对的表面62a上，这些槽74设置在一个圆周方向(例如6个凸轮槽，60°间隔)上。该第一凸轮槽74每个均由凸轮部分74a和多个球形止动部分74b构成，凸轮部分74a倾斜成使第一凸轮槽74的深度逐步变浅，球形止动部分74b连续地连接到凸轮部分74a的最深部分上。止动部分74b的曲率半径设定成与凸轮滚珠64的相同。然后在相对的表面62a上设有凸起件62b，该凸起件设置成能与止动部分74b配合，防止凸轮滚珠64移动。

类似地，多个第二凸轮槽75形成在扭矩凸轮机构61的第二凸轮件63的相对的表面63a上，这些槽设置在一个圆周方向上(例如6个凸轮槽，60°间隔)。每个第二凸轮槽75由一个凸轮部分75a和部分球形止动部分75b构成，凸轮部分75a倾斜成使第二凸轮槽75的深度逐渐变浅，球形止动部分75b连续地连到凸轮部分75a的最深部分上。止动部分75b的曲率半径设成与凸轮滚珠64的相同。在相对的表面63a上提供一个凸起件63b，它凸起成能与止动部分75b配合，防止凸轮滚珠64移动。

正如图7A所示，当第一凸轮件62和第二凸轮件63在箭头A所示的方向上相对转动时，凸轮滚珠64与第一和第二凸轮件62、63的第一和第二凸轮槽74、75的止动件部分74b、75b贴靠，然后第一和第二凸轮件62、63的相对的表面62a、63a处于使它们相互靠近的状态。当第一和第二凸轮件62、63在此状态下按箭头B所示的方向相对转动时，凸轮滚珠64跨接在第一和第二凸轮件62、63的第一和第二凸轮槽74、75的凸轮部分74a、75a上，由此产生轴向推力f，从而使第一和第二凸轮件62、63的相对的表面62a、63a在使它们相互分开的方向上移动。

另外，当第一和第二凸轮件62、63相接近时，第一凸轮件62上的凸起件62b配合在第二凸轮件63中的第二凸轮槽75中，第二凸轮件63上的凸起件63b配合在第一凸轮件62中的第一凸轮槽74中，由此使第一和第二凸轮件62、63的相对的表面62a、63a充分地相互接近。

正如从图3和7A中清楚地看出的，第一和第二凸轮件62、63中的第一和第二凸轮槽74、75的深度是不同的。也就是说，第一凸轮槽74的深度D1设定成大于凸轮滚珠64的半径R，而第二凸轮槽75的深度D2设定成小于凸轮滚珠64的半径R，由此第一和第二凸轮件62、63的第一和第二相对的表面62a、63a偏离凸轮滚珠64的中心，该中心偏离第二凸轮件63，

正如图2中清楚地看出的，多板离合器C的液压油腔16通过第三连接油路17连到第一连接油路14上，液压油腔16通过第四连接油路18连到第二连接油路15上。沿第三连接油路17提供一个第一单向阀19，使油仅可从第二液压泵Pr流到液压油腔16，沿第四连接油路18提供一个第二单向阀20，使油仅可从第二连接油路15流到液压腔16。另外，沿第五连接油路36提供第三单向阀22和第四单向阀23，第五连接油路36将油箱21连到第一连接油路14和第二连接油路15上，使油仅可从油箱21流到第一连接油路14，并使油仅可从油箱21流到开口33c。

一个阻塞型节流阀24设在多板离合器C的液压油腔16的上游的一个位置上。另外，一个节流孔型节流阀25和一个第一降压阀26串联在液压油腔16的下游的位置上，节流孔型节流阀25和第一降压阀26连到形成在输出轴9内的油路9a上。油路9a与多板离合器C的润滑部分或容纳离合器板43、44的离合器罩41的内部空间通过在径向穿出轴9的油孔9b联通。

第一降压阀26的功能是，在离合器活塞47由于输入轴8和输出轴9的偏心转动而摆动时，防止来自多板离合器C的润滑部分的空气流到液压油腔16。

在阻塞型节流阀24的一个上游位置和节流孔型节流阀25的一个下游位置之间提供一个第二降压阀28，该阀用来调节传送到液压油腔16的油压的上限值。还为第二降压阀提供一个温度开关51，在油温增加时强迫地打开第二降压阀28。

沿第二连接油路15设有一个滑阀32，其中由弹簧30向右偏压的阀柱31接纳在罩的内部。当阀柱31位于如图所示的向右的位置上时，开口33c和开口33d之间的联通被阀柱31切断，而在开口33a和33b之间建立联通。另一方面，当阀柱31克服弹簧30的弹力移到左边的位置时，开口33a和33b之间的联通被阀柱31切断，而在开口33c和33d之间建立联通。第五个单向阀34设在开口33a和33d之间，使油仅可从开口33d流到开口33a；第六个单向阀35设在开口33b和33c之间，使油仅可从开口33b流向开口33c。

因此，当车向前移动或第二液压泵Pr的第四个开口13送油时，阀柱31位于向左的位置，由此，第二连接油路15和第一连接油路14由于在开口33c和开口33d之间建立了联通而相互连接。相反，当车向后移动或第一液压泵Pf供油时，阀柱31位于如图所示的向右的位置，第二连接油路15和第一连接油路14由于在开口33a和33b之间建立了联通而相互连接。

当滑阀32的阀柱31位于右方的位置时，与开口33c联通的开口33e由阀柱31切断，然后与输出轴9中的油路9a通过润滑油路53联通，沿润滑油路53提供一个第七单向阀52。

下面将描述本发明实施例的功能。

当车从静止开始向前移动时，发动机E的驱动力通过传输装置1传送到前轮Wf、Wf、差动装置2和驱动轴3、3；传送到差动装置2上的驱动力通过斜齿轮组4和输入轴8传送到第一液压泵Pf，用以驱动第一液压泵。当出现这种情况时，多板离合器C处于不啮合状态，连到输出轴9上的第二液压泵Pr处于停机状态。因此，通过第五单向阀34从油箱21吸入第一液压泵Pf的第二开口11的油从第一开口10输送到第一连接油路14。当出现这种情况时，由于第五连接油路36的第三单向阀22是关闭的，输送到第一连接油路14的总油量流入第三连接油路17，该油路将由第二单向阀22堵塞，因此通过第一单向阀19和阻塞型节流阀24供入多板离合器的液压油腔16。

当多板离合器如上所述啮合时，后轮Wr、Wr通过输出轴9、斜齿轮组5、差动装置6和驱动轴7、7被带动，连到输出轴9上的第二液压泵Pr转动。结果，从第一液压泵Pf排放出的油随着后轮Wr、Wr转速的增大，通过第一连接油路14吸入第二液压泵Pr，从第二液压泵Pr排出的油使滑阀32的阀柱31克服弹簧弹力向左移动，然后通过开口33c、33d和第五单向阀34吸入第一液压泵Pf。于是加到多板离合器C的液压油腔16上的油压或多板离合器C的啮合力自动地按照在从第一液压泵Pf排出的油量和由第二液压泵Pr吸入的油量之间的差值而变化。在前后轮之间的转速之差为0时，例如当车达到向前匀速运行状态时，没有油压加在多板离合器C的液压油腔16上，于是取消了对后轮Wr、Wr的扭矩配置。另外，如上所述，在匀速向前运行的状态下，当第二液压泵Pr的排放量超过第一液压泵Pf的排放量时，从第二液压泵Pr排放的油使滑阀32的阀柱31克服弹簧弹力向左移动，这样从第二液压泵Pr排放的剩下的油通过开口33c、33d和第五连接油路36的第三单向阀22返回到第二液压泵Pr的第三开口12。

在向前的匀速运行的状态下，当来自第一液压泵Pf和第二液压泵Pr排放的油沿第一连接油路14和第二连接油路15循环时，从第二液压泵Pr排放的油使滑阀32的阀柱31克服弹簧弹力向左移动，由此在第四开口13和开口33之间的第二连接油路15中产生与弹簧偏压力一致的油压。结果，从两个液压泵Pf、Pr的侧部间隙吸入循环油中的空气受到已产生的油压，接着从靠近第二液压泵Pr的第四开口13的侧部间隙排出，因此，使空气不会留在循环的油中。因此，这就能确保防止由于空气留在循环油中而产生的油压上升的滞后问题，该问题会导致多板离合器C的响应滞后，在前、后轮之间的转速产生差别，进而使来自(或吸取)第一液压泵Pf和第二液压泵Pr排放的油量产生差异。

然后，当由(或抽吸)第一液压泵Pf和第二液压泵Pr排放油量产生差异时，与用于第一降压阀26的与一组载荷相对应的油压立即加到多板离合器的液压油腔16上。然后，在第一降压阀打开后，一个油压加到多板离合器C的液压油腔16，它是由第一液压泵Pf和第二液压泵Pr排放的油量之差、节流孔型节流阀25和阻塞型节流阀24或油的粘度等压降特性确定的。然后，由于油压的上限受到第二降压阀28的一组载荷的限制，多板离合器C传送的扭矩的上限值可通过适当地设定第二降压阀28的该组载荷来调节。

有时，通过阻塞型节流阀24的油量受到油的粘度的影响，当油的粘度在低温条件下增大时，流过阻塞型节流阀24的油量减少，因此通过多板离合器C的液压油腔16和节流孔型节流阀25的油量也减少。当出现这种情况时，由于出现在节流孔型节流阀25前和后的压降与通过节流孔型节流阀25的油量的平方成比例，当通过节流孔型节流阀25的油量减少时，它的压降也减少，而位于节流孔型节流阀25上游的阻塞型节流阀24上的压降增加一个与节流孔型节流阀25上的下降的压降相等的量。因此，在低温条件下加到液压油腔16上的油压、或当从在第二降压阀28上设定的压力减去阻塞型节流阀24的压降时得出的压力减少了。因此，即使由于油的粘度增大而使摩擦系数增大，由于油压加到离合器板43、44上的压力等量地减小，因此作为整体可以防止低温条件下多板离合器C的啮合力增大。另一方面，在高温条件下，油的粘度减小、摩擦系数也减小。然而在此情况下，与低温条件相反，由阻塞型节流阀24引起的压降减小，加到多板离合器C的液压油腔16上的油压增大。因此，加到离合器板43、44上的压力增加一个等于在加到液压油腔16的油压增加的相同的量，由此可防止多板离合器C的啮合力减小。

因此，当车从静止开始向前移动和向前行进中急剧加速时，通过节流孔型节流阀25和第一降压阀26排放的多板离合器C的液压油腔16的油、和通过第二降压阀28排放的液压油腔16的上游位置的油从输出轴9的油路9a和油孔9b供到多板离合器C的内部，然后使这些供给的油从相对于输出轴9转动的圆筒件69的油孔在离心力的作用下径向向外喷出，用以均匀地润滑相应的离合器板43、44。已润滑离合器43、44的油通过一条油路(未示出)返回到油箱。

如上所述，由于车在匀速向前运行时没有压力油供到多板离合器C的液压油腔16中，也没有油通过液压油腔16供到多板离合器C的润滑部分上。然而，当车匀速向前运行时，来自第二液压泵Pr的第四开口13的油使滑阀32的阀柱克服弹簧30弹力向左移动，从而产生油压，另外，过量的油通过两个液压泵Pf、Pr之间每转排放的差异送到第二连接油路15。因此，部分过量的油在滑阀32打开产生的压力下从润滑油路53供到输出轴9的油路9a中，然后再从油路9a通过油孔9b供到多板离合器C的润滑部分中。因此，即使车在匀速向前行进、多板离合器C处于不啮合状态时，仍可将油供到多板离合器C的润滑部分来润滑离合器板43、44，由此可防止多板离合器C产生过热的危险。

另外，沿润滑油路53提供了第七单向阀52，它具有下述功能。即在车从静止开始向前移动或行进中急剧加速的情况下，会产生负压，通过采用第七单向阀可防止来自多板离合器C的润滑部分吸入的空气通过润滑油路53、开口33e、开口33d、第五单向阀34和第二连接油路15引入第一液压泵Pf。

在仅是前轮Wf、Wf运行在具有低摩擦系数的路面上、或车在匀速行驶时急剧加速的情况下，可出现前轮Wf、Wf处于瞬间滑动的状态的情况。在这种状态下，连到输入轴8上的第一液压泵Pf的排放量超过连到输出轴9上的第二液压泵Pr的吸入量，随着第三单向阀22的关闭，通过第五连接油路36的在第一连接油路14和第二连接油路15之间的联通受阻，因此，如上所述，多板离合器C啮合，驱动力配置到后轮Wr、Wr上。

前、后轮之间的制动力配置通常设定成加到前轮Wf、Wf上的制动力高于加到后轮Wr、Wr上的制动力，因此，当对轮子加上制动力时，在紧急刹车时前轮锁定的时间比后轮Wr、Wr要早。另外，由于车在匀速行驶时采用的发动机制动设计成仅用于前轮Wf、Wf上，在此情况下，前轮的转速暂时地会小于后轮的转速。当出现这种情况时，第二液压泵Pr的排放量超过第一液压泵Pf的吸入量，因此过量的油送到第二连接油路15。另外，在前轮Wf、Wf完全锁定的情况下，第一液压泵完全停机，仅第二液压泵可以转动。在此情况下，从第二液压泵Pr排出的整个油量均为过量的油，然而，该过量的油通过滑阀32的开口33c和开口33d和第五连接油路36的第三单向阀22返回到第二液压泵Pr的第三开口12。因此，即使后轮的转速超过了前轮的转速，由于在第一液压泵Pf和第二液压泵Pr之间的排放差异基础上的油压并未加到液压油腔16上，多板离合器C仍保持在未啮合状态，从前轮到后轮的制动力传输受阻，因此不会出现前后轮之间的制动力配置变化的危险。

另外，由于多板离合器C在车向前运行、将制动加到车上时并未啮合，多板离合器C没有被通过第一降压阀26的油润滑。然而，类似于车匀速向前运行的情况，部分从第二液压泵Pr排放的油通过滑阀32和润滑油路53供到多板离合器C，故可对多板离合器C的润滑部分进行毫无问题的润滑。

当车后退时，第一和第二液压泵Pf、Pr的转动方向均向相反方向，排放口和吸入口之间的关系与上述情况相反。

亦即，当前轮Wf、Wf的转速超过后轮Wr、Wr的转速、车从静止应向后驱动或在向后驱动过程中急剧加速时，由于第一液压泵Pf的排放量超过第二液压泵Pr的吸入量，在第二连接油路15上产生油压。当出现这种情况时，滑阀32的阀柱31克服弹簧的弹力保持在如图所示的位置，送到第二连接油路15中的油由于在第一液压泵的第二开口的排放量和第二液压泵Pr的第四开口13的吸入量之间的差异，就不能通过第四单向阀23和第五单向阀34流到第五连接油路36，(这一点上面已有描述)因此，就流入第四连接油路18。这样流入第四连接油路18的油通过第二单向阀20、但受到第一单向阀19的阻挡；因此供到多板离合器C的液压油腔，由此多板离合器C啮合，使驱动力配置到后轮Wr、Wr上。当后轮Wr、Wr的转速增大，车达到向后运行的匀速状态时，第一液压泵Pf和第二液压泵Pr的转速相等，由于第二液压泵Pr的每转的排放量大于第一液压泵Pf的每转的排放量，与该差异相对应的油量供到第一连接油路14。结果，当车向后运行时，即使在匀速运行状态下，扭矩仍然从前轮Wf、Wf配置到后轮Wr、Wr上。

在向后的匀速运行的状态下，滑阀32的弹簧30不对具有第一连接油路14和第二连接油路15的循环油路中的油加载。然而，通常由于向后的匀速运行状态不会长时间延续，所以从两个液压泵Pf、Pr的转子侧隙吸入空气和停止对多板离合器供给润滑油基本上不会出现问题。

另外，由于在车向后退、制动加到车上时，第一液压泵Pf的转速变得大于第二液压泵的转速，在第一连接油路14中由于在第二液压泵Pr的第三开口12的排放量和第一液压泵Pf的第一开口10的吸入量之间的差异而产生油压。当这种情况出现时，由于第三单向阀22是关闭的，多板离合器C通过第三连接油路17的第一单向阀19啮合，因此前轮Wf、Wf的制动力传到后轮Wr、Wr。

当车如上所述后退时，第一液压泵Pf的第二开口11用作排放口，第二液压泵Pr的第四开口13用作吸入口，因此，滑阀32的阀柱一直保持在如图所示的向右的位置。在此状态下，即使由于某种原因使滑阀32的阀柱锁定在向左的位置，第一液压泵Pf的第二开口11的排放压受到第五单向阀34的阻挡，于是加到滑阀32的开口33a上，由此使锁定在向左位置上的阀柱31推回到正常位置的向右的位置上。当这种情况出现时，即使阀柱的锁定未取消，由于产生在第二连接油路15中的油压通过第四连接油路18从第二降压阀28释放，就不会产生过载加到第一液压泵Pf上的危险。

前面已经描述的多板离合器C的啮合是在供到液压油腔16的油推进离合器活塞47、推力轴承73、端板71、推力轴承72和扭矩凸轮机构61、从而使第二凸轮件63的加压部分66压住离合器板43、44时产生的。当这种情况出现时，夹在离合器活塞47和离合器板43、44之间的扭矩凸轮机构61将起到下面所述的作用。

正如在描述液压回路的结构时所述、再加上如图8所示，多板离合器C啮合发生在车在向前行进、同时加速时、车在后退的同时加速时和车在后退的同时加上制动时，在前、后轮之间进行扭矩传输；多板离合器C不啮合仅发生在车后退的同时加上制动，因此在前、后轮之间不出现扭矩传输。如上所述，该扭矩凸轮机构61还具有单向凸轮的作用，该扭矩凸轮机构61的第一凸轮件62和第二凸轮件63从如图7A所示的状态相对转动到如图7B所示的状态，从而产生使多板离合器C啮合的推力。因此，正如图8的右侧所示，扭矩凸轮机构61在向前加速的初始阶段启动，这在车的运行中是经常发生的，这样油压可协助多板离合器C啮合，因此就能增加对回轮驱动状态的变换的响应。

此外，由于由扭矩凸轮机构61产生的多板离合器C的啮合力通常在由油压产生的多板离合器C啮合力增大时而减小，就可避免仅由扭矩凸轮机构61使多板离合器C完全啮合，因此就能避免出现差速锁止。

另外，正如图8右侧底部所示，在车向前运行、制动加到车上时没有油压使多板离合器C啮合，另外，由于第一和第二凸轮件62、63的相对转动方向是相反的，就不可能出现具有单向凸轮作用的扭矩凸轮机构产生的推力f使多板离合器C啮合。因此，在制动加到向前运行的车上时，车保持在两轮驱动状态，避免了ABS系统的干扰，因此确保了车的制动性能。

此外，正如图8的顶部左侧所示，当车在向后运行加速时，多板离合器C由油压而产生啮合，然而不可能出现具有单向凸轮作用的扭矩凸轮机构产生的推力f使多板离合器啮合。

另外，正如图8的右侧底部所示，当车在向后运行、制动加到车上时，多板离合器C由油压而进入啮合，由具有单向凸轮作用的扭矩凸轮机构产生的推力f使多板离合器C啮合，因此导致由扭矩凸轮机构61的推力f来协助油压的多板凸轮离合器C的啮合。

因此，在经常发生的向前加速的初始阶段，多板离合器C既可由扭矩凸轮机构61，也可由油压产生啮合，因此可增强使车进入四轮驱动状态的响应，并可使足够的驱动力配置到后轮Wr、Wr上。同样在经常发生的向后加速时车可保持在两轮驱动状态，因此可避免ABS系统的干扰。

另外，当扭矩凸轮机构61作动到如图7B所示的状态时，即使在调节第一凸轮件62和第二凸轮件63的相对转动后，前后轮的转动仍继续进行，然而摩擦离合器67滑动，允许离合器罩41和第一凸轮件62的相对转动、与离合器罩41一起转动的端板71和离合器毂42一起转动的第一凸轮件62在止推轴承72的作用下相对转动。另外，安置在离合器活塞47和端板71之间的止推轴承73允许端板71相对于并不相对于罩45转动的离合器活塞47作相对转动。

有时，当凸轮滚珠64与第一和第二凸轮件62、63一起转动时，由于凸轮滚珠受到离心力的径向向外的偏压，凸轮滚珠64起到楔块的作用，由此产生使第一和第二凸轮件62、63相互面对的面62a、63a分开的载荷。然而，在该实施例中，由于第一凸轮件62中的第一凸轮槽74的深度D1设定成大于凸轮滚珠64的半径(参见图3和7A)，作用在凸轮滚珠64上的离心力由较深的第一凸轮槽74的壁表面承受，因此可将分开第一和第二凸轮件的相对的表面62a、63a的载荷限制到最小的量级上，因此能防止在多板离合器C上产生不希望有的阻力扭矩，因此有助于减小运行阻力及燃料消耗。

相反，在第一和第二凸轮件62、63按图7B的箭头B所示的方向相对转动，凸轮滚珠64与第一和第二凸轮槽74、75的止动部分74b、75b贴靠时，由于凸轮滚珠64跨接在止动部分74a、75a上方的企图受到凸起件62b、63b的阻挡，可防止凸轮滚珠64跨接在止动部分74a、75a上、使多板离合器产生不需要的啮合。

在上面已详细描述了本发明的实施例时，还可在不超出本发明的精神和范围的情况下进行各种修改。

例如，在本实施例的扭矩凸轮机构61做成在其第一和第二凸轮件在一个方向相对转动时仅产生轴向推力时，按照本发明的第一个方面，可以去掉止动部分74a、75a，凸轮的止动部分74a、75a可设在凸轮滚珠64的两侧的圆周方向上，这样尽管第一和第二凸轮件62、63在任一方向上相对转动，均可产生轴向推力。

另外，在第一凸轮件62中的第一凸轮槽74的深度做得比较深，而第二凸轮件63中的第二凸轮槽75做得比较浅，该深度关系可以反过来。因此，在第一和第二凸轮槽74、75之间的深度关系设定成与本实施例相反时，还可得到下述的附加优点。

由于第二凸轮件63用键槽连接到离合器毂42上，然后用键槽连接到输出轴9上，第二凸轮件63的支撑刚度就比较高。相反，由于第一凸轮件62仅通过保持在凸轮滚珠64和止推轴承72之间来支撑，因此它的支撑刚度就比第二凸轮件63的支撑刚度低。因此，作用在凸轮滚珠64上的离心力由支撑刚度高并难于移动的第二凸轮件63接受是有利的。

另外，在本实施例中，该扭矩凸轮机构61用于多板离合器C中，本发明的第一和第二个方面中的扭矩凸轮机构可用于任何其它方面。

如上所述，按照本发明的第一个方面，由于第一和第二凸轮槽中的一个的深度做成大于凸轮滚珠的半径，另一个的深度做成比凸轮滚珠的半径要浅，即使凸轮滚珠随着第一和第二凸轮件一起转动，产生的离心力可由第一和第二凸轮件的较深的凸轮槽接受，由此限制了使第一和第二凸轮件的相对的表面分开的推力的产生。

按照本发明的第二个方面，由于凸起件形成在第一凸轮件的相对的表面上，它做成分别与第一凸轮槽中的止动部分配合；凸起件形成在第二凸轮件的相对的表面上，它做成分别与第二凸轮槽的止动部分配合；在第一和第二凸轮件在另一方向相对转动、凸轮滚珠与第一和第二凸轮槽的止动部分发生贴靠时，就可能出现一个情况，即该凸轮滚珠跨接在第一和第二凸轮槽的止动部分上，然而由于在两个相对的表面上的凸起件的作用，就完全可防止这种情况出现。

按照本发明的第三个方面，当车后退时，在前轮的转速超过后轮转速的情况下，由于由扭矩凸轮机构的第一和第二凸轮件的相对转动而产生的推力立即使多板离合器啮合，当车从静止开始向前移动或前移中急剧加速时，通过将前轮的驱动力传到后轮、前轮滑动以在前后轮之间产生转动差异，就可增加使车处于四轮驱动状态的响应。此后，由于多板离合器也由液压泵在时间稍有滞后的情况下产生的液压发生啮合，可以确保从前轮传到后轮的足够的驱动力。反之，在车后退时，由于急刹车使后轮的转动速度超过前轮的转动速度的情况下，由于扭矩凸轮机构不产生推力，可通过防止将驱动力从前轮传到后轮来避免ABS机构的干扰。另外，由于加到凸轮滚珠上的离心力使第一和第二凸轮件产生相互分开的推力被由于第一和第二凸轮槽的深度不同的凸轮机构限制到最小的量级，因此可避免在多板离合器上产生不希望有的阻力扭矩。因此，该结构有利于减小运行阻力，并可减少燃料消耗。

Claims (4)

1.一个扭矩凸轮机构(61)包括：

第一和第二凸轮件(62、63)，该第一和第二凸轮件安置成绕一根共用轴相对转动，并具有分别形成在相互相对的上述第一和第二凸轮件(62、63)的相对的表面(62a、63a)上的第一和第二凸轮槽(74、75)；和

宜装在上述第一和第二凸轮件(62、63)的上述第一和第二凸轮槽(74、75)中的凸轮滚珠(64)，

其中，上述第一和第二凸轮槽(74、75)分别包括可使上述凸轮滚珠(64)在圆周方向移动的凸轮部分(74a、75a)，从而当上述第一和第二凸轮件(62、63)相互转动时，上述凸轮滚珠(64)跨接在上述第一和第二凸轮槽(74、75)的凸轮部分(74a、75a)上，由此产生使上述相对的表面(62a、63a)相互分开的轴向推力，和

其中，上述第一和第二凸轮槽(74、75)中一个的深度(D1)大于上述凸轮滚珠(64)的半径(R)，而另一个的深度(D2)小于上述凸轮滚珠(64)的半径(R)。

2.如权利要求1的扭矩凸轮机构，其中上述第一和第二凸轮槽(74、75)还分别包括限制上述凸轮滚珠(64)在周向移动的止动部分(74b、75b)，从而当上述第一和第二凸轮件(62、63)在一个方向相对转动时，上述凸轮滚珠(64)跨接在上述第一和第二凸轮槽(74、75)的上述凸轮部分(74a、75a)上，由此产生使上述相对的表面(62a、63a)相互分开的轴向推力；当上述第一和第二凸轮件(62、63)在另一方向相对转动时，上述凸轮滚珠(64)锁定在上述第一和第二凸轮槽(74、75)的上述止动部分(74b、75b)上，从而限制在该另一方向的相对转动；和

其中，上述第一凸轮件(62)包括凸起件(62b)，上述凸起件从相对的表面(62a)上凸起成相应地与上述第一凸轮槽(74)的上述止动部分(74b)配合；上述第二凸轮件(63)包括凸起件(63b)，上述凸轮件(63)从相对的表面(63a)上凸起成相应地与上述第二凸轮槽(75)的止动部分(75b)配合。

3.如权利要求1的扭矩凸轮机构，其中上述第一和第二凸轮槽(74、75)的每个上述止动部分(74b、75b)做成限定深度(D1、D2)的部分球形，和

其中，上述第一和第二凸轮槽(74、75)的每个上述凸轮部分(74a、75a)从上述止动部分(74b、75b)周向延伸，槽的深度逐渐变浅。

4.一种四轮驱动车的动力传输系统，包括：

一根输入轴(8)，直接传送到前轮(Wf)上的发动机(E)的驱动力输入到轴(8)上；

一根输出轴(9)，将上述发动机(E)的部分驱动力传输到后轮(Wr)上；

一个多板离合器(C)，用以控制在输入轴(8)和输出轴(9)之间的上述发动机(E)的驱动力的传送和断开；和

一个如权利要求1所述的扭矩凸轮机构(61)，

其中，上述多板离合器根据上述前轮(Wf)和上述后轮(Wr)之间转动的差异由液压泵(Pf、Pr)产生的液压、以及由上述扭矩凸轮机构(61)按照上述前轮(Wf)和上述后轮(Wr)之间转动的差异来产生的推力啮合。

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