JP2010058683A

JP2010058683A - 四輪駆動車用駆動力伝達装置

Info

Publication number: JP2010058683A
Application number: JP2008226868A
Authority: JP
Inventors: Tadahiko Kato; 忠彦加藤
Original assignee: Univance Corp
Current assignee: Univance Corp
Priority date: 2008-09-04
Filing date: 2008-09-04
Publication date: 2010-03-18

Abstract

【課題】二輪駆動から四輪駆動への切り替え応答性を犠牲にせず、二輪駆動時の前輪差動装置及び駆動力配分装置のオイル粘性抵抗や摩擦損失を減少させることで、燃費低下を伴わない四輪駆動車用動力伝達装置を提供する。
【解決手段】前輪出力軸１３２への駆動力を配分する第１クラッチ機構１０６と、前輪出力軸１３２と第１クラッチ機構１０６との連結を断接可能な第２クラッチ機構１１８と、前輪差動装置２２と左前輪駆動軸６８との連結を断接可能な断接機構７６を備え、二輪駆動時に第２クラッチ機構１１８の引き摺りトルクを前輪駆動力伝達区間７８のフリクショントルクよりも小さくすると共に、断接機構７６により前輪差動装置２２と左前輪駆動軸６８との連結を切断して前輪駆動力伝達区間７８の回転を停止する。
【選択図】図１

Description

本発明は、二輪駆動と四輪駆動を切り替え可能な四輪駆動車用駆動力伝達装置に関し、特に、二輪駆動時に駆動力の伝達に関わらない部分の回転を停止する四輪駆動車用駆動力伝達装置に関する。

従来のいわゆるオンデマンド型フルタイム四輪駆動車において、二輪駆動時は後輪を駆動し、四輪駆動時には前輪への駆動力の配分制御を多板クラッチ機構で行う四輪駆動車用駆動力伝達装置としては、例えば図２３示すものが知られている。

図２３において、駆動力伝達装置４００は四輪駆動車４０２に設けられ、エンジン４０４からの駆動力を変速機４０６で変速して駆動力伝達装置４００内の駆動力配分装置４０８に入力する。

二輪駆動時の多板クラッチ機構４１０が開放（切り離された状態）されている場合は、駆動力はそのまま後輪プロペラシャフト４１４を介して後輪差動装置４１８に伝達され、後輪差動装置４１８は左後輪４２０と右後輪４２２の回転速度差を吸収しつつ左後輪４２０及び右後輪４２２に等しいトルクを与え回転させる。

四輪駆動時の多板クラッチ機構４１０が締結（接続された状態）されている場合では、駆動力は多板クラッチ機構４１０に連結されたチェーンベルト機構４１２と前輪プロペラシャフト４１６を介して前輪差動装置４２４にも伝達され、前輪差動装置４２４は左前輪４２６と右前輪４２８の回転速度差を吸収しつつ左前輪４２６及び右前輪４２８に等しいトルクを与え回転させる。

また、従来のオンデマンド型フルタイム四輪駆動車において、二輪駆動時は前輪を駆動し、四輪駆動時には後輪への駆動力の配分制御を多板クラッチ機構で行う四輪駆動車用駆動力伝達装置としては、例えば図２４に示すものが知られている。

図２４において、駆動力伝達装置５００は四輪駆動車５０２に設けられ、エンジン５０４からの駆動力を変速機５０６で変速して駆動力伝達装置５００内の前輪差動装置５１８と駆動力方向変換部５０８に入力し、駆動力方向変換部５０８からの出力はプロペラシャフト５１６を介して多板クラッチ機構５１０に伝達される。

二輪駆動時の多板クラッチ機構５１０が開放されている場合は、駆動力は後輪差動装置５２４に配分されずに前輪差動装置５１８に伝達され、前輪差動装置５１８は左前輪５２０と右前後輪５２２の回転速度差を吸収しつつ左前輪５２０及び右前輪５２２に等しいトルクを与え回転させる。

四輪駆動時の多板クラッチ機構５１０が締結されている場合では、駆動力は多板クラッチ機構５１０に連結されたドライブピニオン５１２とリングギア５１４を介して後輪差動装置５２４にも伝達され、後輪差動装置５２４は左後輪５２６と右後輪５２８の回転速度差を吸収しつつ左後輪５２６及び右後輪５２８に等しいトルクを与え回転させる。

一般的に、オンデマンド型フルタイム四輪駆動車には、ドライバーが運転中にスイッチ操作で選択できる駆動モードとして、二輪駆動モード、四輪駆動オートモード、四輪駆動ロックモードが用意されている。

二輪駆動モードは、駆動力伝達装置４００及び５００の多板クラッチ機構４１０及び５１０を開放して二輪駆動状態で使用するモードであり、燃費が最も良いことから四輪による駆動力が必要ない乾燥舗装路などを走行する場合に選択する。

四輪駆動オートモードは、走行中の各種車両状態をセンサで検出し、その検出信号に基づいてＥＣＵ（Electronic control unit）により多板クラッチ機構４１０及び５１０の前後輪への駆動力配分を最適な状態に自動的に制御するモードであり、路面状態に係わらず常時選択が可能な四輪駆動である。

このモードでは、多板クラッチ機構４１０及び５１０の締結力はアクチュエータにより連続的に制御され、従動輪（図２３においては前輪４２６及び４２８、図２４においては後輪５２６及び５２８）への駆動力がほぼゼロの二輪駆動状態と最大締結力との間で前後輪の駆動力配分を制御する。

四輪駆動ロックモードは、各種センサが検出した車両状態に係わらず多板クラッチ機構４１０及び５１０最大締結力に保持するモードであり、悪路走行などで四輪駆動としての走破性を最大限に発揮したい場合に選択する。

ここで本願においては、駆動輪とは二輪駆動時に駆動力を伝達する車輪であり、従動輪とは二輪駆動時には駆動力を伝達しないが四輪駆動時には駆動力を伝達する車輪とする。すなわち、二輪駆動時に後輪を駆動する四輪駆動車の場合は、前輪が従動輪、後輪が駆動輪となり、二輪駆動時に前輪を駆動する四輪駆動車の場合は、前輪が駆動輪、後輪が従動輪となる。

また、明確に区別する必要がない場合は、四輪駆動オートモード及び四輪駆動ロックモードを四輪駆動モードと総称する。
特開平８−９１０６６号公報特開平１１−１２５２７９号公報特開２００１−２０６０９２号公報

しかしながら、このような従来の四輪駆動車用駆動力伝達装置においては、図２３に示すように従動輪である左前輪４２６及び右前輪４２８と前輪差動装置４２４とが直結されているため、多板クラッチ機構４１０が開放され前輪に駆動力が伝達されない二輪駆動モードであっても左前輪４２６及び右前輪４２８が回転することにより、前輪差動装置４２４、前輪プロペラシャフト４１６及びチェーンベルト機構４１２を含む前輪駆動力伝達区間４３０の各構成要素が回転してしまい、この区間におけるオイルの攪拌抵抗、軸受部の摩擦損失、プロペラシャフト等の回転体イナーシャを加減速させるエネルギー損失等により燃費低下を招いてしまう問題がある。

また、図２４においては、二輪駆動モードであっても、変速機５０６からの駆動力は駆動力方向変換部５０８、プロペラシャフト５１６及び多板クラッチ機構５１０の駆動側（前輪側）を回転させ、また、従動輪である左後輪５２６及び右後輪５２８と後輪差動装置５２４とが直結されているため、左後輪５２６及び右後輪５２８が回転することにより、後輪差動装置５２４、ドライブピニオン５１２及び多板クラッチ機構５１０の従動側（後輪側）が回転する。

すなわち、多板クラッチ機構５１０が開放され後輪に駆動力が伝達されない二輪駆動時にも、たとえ多板クラッチ機構５１０が完全に開放されたとしても、駆動力方向変換部５０８、プロペラシャフト５１６、多板クラッチ機構５１０、ドライブピニオン５１２及び後輪差動装置５２４を含む後輪駆動力伝達区間５３０の各構成要素が回転してしまい、この区間におけるオイルの攪拌抵抗、軸受部の摩擦損失、プロペラシャフト等の回転体イナーシャを加減速させるエネルギー損失等により燃費低下を招いてしまう問題がある。

更に、多板クラッチ機構４１０及び５１０には複数のクラッチ板が備わり、オイルで潤滑及び冷却されているが、クラッチ板の駆動側と従動側の回転速度差により発生するオイルの粘性抵抗やクラッチ板同士の接触による摩擦損失で発生する、いわゆる引き摺りトルクが前輪駆動力伝達区間４３０及び５３０のフリクショントルクより大きいために、たとえ図２３における前輪差動装置４２４と左前輪４２６及び右前輪４２８との間、又は図２４における後輪差動装置５２４と左後輪５２６及び右後輪５２８との間を切り離したとしても、多板クラッチ機構４１０及び５１０の側から前輪駆動力伝達区間４３０あるいは後輪駆動力伝達区間５３０を回転させてしまうことで、燃費を悪化させる問題もある。

この引き摺りトルクを減少させるには、多板クラッチ機構４１０及び５１０へのオイルの供給を止めるか、あるいはオイルの量を極端に減らした状態で使用し、また複数のクラッチ板間の隙間を十分確保することで、オイルの粘性抵抗により発生する引き摺りトルクを減少させ、又はなくすことができる。しかし、駆動力配分制御時には、十分な潤滑がされないと多板クラッチ機構４１０及び５１０が焼き付く恐れがある。

四輪駆動オートモードでは、従動輪に駆動力を伝達するため、例えその伝達駆動力が最低であっても、前輪駆動力伝達区間４３０及び後輪駆動力伝達区間５３０には二輪駆動モード時より大きな損失が発生するため、燃費は二輪駆動モードより悪くなる。

このモードでは、ドライバーが何の操作を行わなくとも駆動力の配分は最適な状態に自動的に制御されるが、乾燥舗装路などの四輪駆動の必要ない走行条件においても、ドライバーが二輪駆動モードへのスイッチ切り替えを忘れると燃費の悪い状態で走行を続けることになる問題がある。

この場合、走行条件に応じて自動的に二輪駆動モードと四輪駆動オートモードを切り替えることでドライバーのスイッチ操作に係わらず燃費を向上させることができるが、そのためには二輪駆動と四輪駆動の切り替えを迅速に行う必要がある。

多板クラッチ機構４１０及び５１０の引き摺りトルクを減少させる他の方法として、多板クラッチ機構４１０及び５１０の二輪駆動時の待機状態から四輪駆動時の締結状態に移行するアプローチ区間の距離、いわゆるエンドプレイを大きく取り、二輪駆動時の多板クラッチ機構４１０及び５１０が開放状態で各クラッチ板の間隔を十分に確保しクラッチ板同士の接触を防止することが考えられる。しかし、エンドプレイを大きく取ると二輪駆動から四輪駆動に切り替える際に時間がかり、走行性能の低下を招いてしまう。

本発明は、二輪駆動と四輪駆動の切り替え応答性を犠牲にせず、二輪駆動時の従動輪差動装置及び駆動力配分装置の回転によるオイル粘性抵抗や摩擦損失を減少させることで、燃費低下を伴わない四輪駆動車用駆動力伝達装置を提供することを目的とする。

この目的を達成するため本発明は次のように構成する。まず本発明は、多板クラッチ機構の締結力を連続的に変化させ第１駆動輪及び第２駆動輪に伝達する駆動力の配分を走行条件に応じて自動的に制御する四輪駆動モードと、第１駆動輪のみに駆動力を伝達する二輪駆動モードとを切り替え可能な四輪駆動車用駆動力伝達装置を対象とする。

本発明は、動力源からの駆動力を入力し前記第２駆動輪に配分する第１クラッチ機構と、第１クラッチ機構と第２駆動輪駆動力伝達系との連結を断接可能な第２クラッチ機構と、第２駆動輪差動装置と左右第２駆動輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を断接可能な断接機構とを備え、二輪駆動モード時に第２クラッチ機構の引き摺りトルクを第２クラッチ機構から断接機構までの第２駆動輪駆動力伝達区間の回転抵抗よりも小さくすると共に、断接機構により第２駆動輪差動装置と左右第２駆動輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を切断して第２駆動輪駆動力伝達区間の回転を停止することを特徴とする。

本発明は、動力源からの駆動力を入力し前記第２駆動輪に配分する第１クラッチ機構と、動力源と第１クラッチ機構との連結を断接可能な第２クラッチ機構と、第２駆動輪差動装置と左右第２駆動輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を断接可能な断接機構とを備え、二輪駆動モード時に第２クラッチ機構の引き摺りトルクを第２クラッチ機構から断接機構までの第２駆動輪駆動力伝達区間の回転抵抗よりも小さくすると共に、断接機構により第２駆動輪差動装置と左右第２駆動輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を切断して第２駆動輪駆動力伝達区間の回転を停止することを特徴とする。

本発明は、動力源からの駆動力を入力し第２駆動輪に配分する第１クラッチ機構と、第１クラッチ機構と左右第２駆動輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を断接可能な第２クラッチ機構と、動力源と第１クラッチ機構との連結を断接可能な断接機構とを備え、二輪駆動モード時に第２クラッチ機構の引き摺りトルクを断接機構から第２クラッチ機構までの第２駆動輪駆動力伝達区間の回転抵抗よりも小さくすると共に、断接機構により動力源と第１クラッチ機構との連結を切断して第２駆動輪駆動力伝達区間の回転を停止することを特徴とする。

ここで、第２クラッチ機構は、動力源又は第１クラッチ機構からの駆動力を入力する入力要素と、入力要素と同軸に配置され駆動力を第２駆動輪に伝達する出力要素と、入力要素と出力要素の間に配置され軸方向に変位可能な複数のクラッチ板と、クラッチ板を締結及び開放する軸方向に移動可能な押圧部材と、押圧部材をクラッチ板の締結方向に常時押圧する締結バネと、押圧部材をクラッチ板の開放方向に移動する油圧機構とを備える。

入力要素は、第１クラッチ機構の出力要素と一体に構成し、油圧機構は、第１クラッチ機構と第２クラッチ機構の間に配置し、締結バネは、１又は複数の皿バネにより、荷重特性を複数のクラッチ板が駆動力を伝達する位置では単位荷重あたりの撓み量を少なく、複数のクラッチ板が駆動力を伝達しない位置では単位荷重あたりの撓み量を多く構成し、油圧機構の油圧が複数のクラッチ板が駆動力を伝達しない油圧値以上では、同じ油圧増加率に対して撓み量がより大きく増加して、第２クラッチ機構の複数のクラッチ板相互の間隔を確保する。

また、油圧機構は、第１クラッチ機構を駆動する第１油圧ピストン機構と、第２クラッチ機構を駆動する第２油圧ピストン機構と、第１油圧ピストン機構及び第２油圧ピストン機構に油圧を供給する油圧ポンプとを備える。

ここで、第２油圧ピストン機構は、第１油圧ピストン機構より大きい受圧面積を有し、第２クラッチ機構は、第１クラッチ機構より少ない枚数のクラッチ板で構成する。

更に、油圧機構は、第２油圧ピストン機構の油圧を保持する逆止弁と、第２油圧ピストン機構の油圧を検出する油圧センサとを備え、油圧センサが検出した油圧が所定値以下の場合に油圧ポンプが油圧を所定値に上昇させる。

また、油圧機構は、第２油圧ピストン機構の油圧を第１油圧値で開放し、第１油圧値よりも低い第２油圧値に降下したときに閉鎖する逃し弁を備え、二輪駆動から四輪駆動に切り替える際に第２油圧ピストン機構を第１油圧値に上昇させて逃し弁を開放する。

あるいは、油圧機構は、油圧ポンプから第２油圧ピストン機構への油圧供給を開閉する切替弁を備え、第１クラッチ機構が最大締結力となる油圧で切替弁を開放する。

また、第２クラッチ機構は、クラッチ板相互の間隔を広げる方向に付勢するスペーサをクラッチ板に備える。

本発明によれば、第１駆動輪及び第２駆動輪への駆動力を配分する第１クラッチ機構とは別に第２駆動輪への駆動力の伝達をオンオフする第２クラッチ機構を設け、二輪駆動モード時に、断接機構により第２駆動輪差動装置と左右第２駆動輪駆動軸の何れか一方、又は両方との連結を切断して第２駆動輪の回転に伴う第２駆動輪差動装置のリングギアの回転を抑制し、また、第２クラッチ機構のクラッチ板の枚数を第１クラッチ機構より少なく構成すると共にクラッチ板同士の間隔をスペーサを用いて確保して第２クラッチ機構の引き摺りトルクを第２動輪駆動力伝達区間のフリクショントルクよりも小さくすることで、第２従動輪駆動力伝達区間の構成要素の回転を止め、この区間のオイル粘性抵抗や摩擦損失を減少させ燃費低下を防止できる。

更に、第１クラッチ機構を締結した状態で第２クラッチ機構により四輪駆動と二輪駆動を迅速に切り替えることが可能であることから、四輪駆動モードから二輪駆動モードへ、あるいは二輪駆動モードから四輪駆動モードへの切り替え応答性を犠牲にすることなく燃費低下を防止できる。

図１は、本発明による四輪駆動車用駆動力伝達装置の実施形態を示した説明図であり、二輪駆動モードでは後輪を駆動する方式の車両に適用した場合である。図１において、本実施形態の駆動力伝達装置１０は四輪駆動車１２に設けられ、駆動力配分装置１８、後輪差動装置２０及び前輪差動装置２２を備える。後輪差動装置２０及び前輪差動装置２２は各々後輪プロペラシャフト２４及び前輪プロペラシャフト２６を介して駆動力配分装置１８に連結されている。

エンジン１４からの駆動力は変速機１６で変速され、駆動力配分装置１８の入力軸１０２から入力する。入力した駆動力は、駆動モードに係わらず後輪出力軸１０４に出力され、自在継手２８、後輪プロペラシャフト２４、自在継手３０を介し、後輪差動装置２０のドライブピニオン３６に伝達される。

ドライブピニオン３６は、リングギア３８、ピニオン４０、４２、サイドギア４４、４６を介して左後輪駆動軸４８及び右後輪駆動軸５０を駆動し、左後輪駆動軸４８及び右後輪駆動軸５０は各々左後輪５２及び右後輪５４を回転させ駆動力を路面に伝達する。コーナリング時や路面状態の変化等により左後輪５２と右後輪５４に回転速度差が生じても、後輪差動装置２０は回転速度差を吸収し、左後輪５２及び右後輪５４に等しいトルクを与え回転させることができる。

四輪駆動オートモードにおいては、ＥＣＵは第１クラッチ機構１０６を締結し、また、断接機構７６を連結しているので、入力した駆動力は第１クラッチ機構１０６を介して左前輪７２及び右前輪７４にも伝達可能となる。

第１クラッチ機構１０６が締結されると駆動力は第２クラッチ機構１１８に伝達され、第２クラッチ機構１１８は締結されているため同軸に連結されたスプロケット１２６がチェーンベルト１３０を介しスプロケット１２８を回転させることで、駆動力は前輪出力軸１３２にも伝達される。

前輪出力軸１３２から出力された駆動力は自在継手３２、前輪プロペラシャフト２６、自在継手３４を介し、前輪差動装置２２のドライブピニオン５６に伝達され、ドライブピニオン５６は、リングギア５８、ピニオン６０、６２、サイドギア６４、６６を介して左前輪駆動軸６８及び右前輪駆動軸７０を駆動し、左前輪駆動軸６８及び右前輪駆動軸７０は各々左前輪７２及び右前輪７４を回転させ駆動力を路面に伝達する。

断接機構７６は四輪駆動時にはサイドギア６４と左前輪駆動軸６８を連結しており、サイドギア６４の回転はそのまま左前輪駆動軸６８に伝達される。コーナリング時や路面状態の変化等により左前輪７２と右前輪７４に回転速度差が生じても、前輪差動装置２２は回転速度差を吸収し、左前輪７２及び右前輪７４に等しいトルクを与え回転させることができる。

第１クラッチ機構１０６の締結力はサーボモータ及び油圧アクチュエータにより連続的に制御され、必要に応じて前輪出力軸１３２へ伝達する駆動力を増減させることで、前後輪の駆動力配分を制御する。

四輪駆動オートモードから二輪駆動モードに切り替える場合、又はドライバーが切り替えスイッチを操作しなくても、車両状態を検出してＥＣＵの判断により四輪駆動の必要がない時に自動的に二輪駆動モードに切り替える場合は、ＥＣＵは第１クラッチ１０６を締結した状態で第２クラッチ機構１１８を開放し、続いて断接機構７６の連結を切断する。この場合、ＥＣＵは先に断接機構７６の連結を切断した後に第２クラッチ機構１１８を開放してもよい。

断接機構７６はサイドギア６４と左前輪駆動軸６８との連結を絶ち、左前輪７２及び右前輪７４が路面から受ける回転力がリングギア５８を回転させることを防止する。これにより、二輪駆動時に燃費低下を招く要因である、前輪を駆動しない二輪駆動時にもリングギア５８からスプロケット１２６までの前輪駆動力伝達区間７８が回転してしまう連れ回りの問題を解消できる。

二輪駆動にするには、第２クラッチ機構１１８ではなく第１クラッチ機構１０６を開放しても可能であるが、後で詳細に説明するように、第２クラッチ機構１１８は第１クラッチ機構１０６よりも少ない枚数のクラッチ板で構成し、またクラッチ板同士の間隔をスペーサを用いて確保して引き摺りトルクを小さくしてあるため、第２クラッチ機構１１８を開放することでより効果的に連れ回りを防止している。

この第１クラッチ１０６を締結した状態で第２クラッチ機構１１８を開放した二輪駆動モード時に路面状態の変化等で四輪駆動が必要になった場合は、第２クラッチ機構１１８を締結することで迅速に四輪駆動モードに復帰できる。

図１において、仮に、二輪駆動モード時にサイドギア６４と左前輪駆動軸６８が連結されているとすると、例えばサイドギア６４及び６６が同方向に同速度で回転する場合、ピニオン６０及びピニオン６２は回転（自転）せずにリングギア５８が回転する。サイドギア６４及び６６に回転速度差があったとしても同方向の回転であれば回転速度は変化するがリングギア５８は回転し、リングギア５８が回転することで連結しているドライブピニオン５６、自在継手３４、前輪プロペラシャフト２６、自在継手３２、前輪出力軸１３２、スプロケット１２８、チェーンベルト１３０、スプロケット１２６が回転してしまう。

この、リングギア５８からスプロケット１２６までの前輪駆動力伝達区間７８は二輪駆動時には回転する必要のない部位であるにも関わらず、この部分の回転がオイルの粘性抵抗や軸受部の摩擦損失等を引き起こし、またプロペラシャフト等の回転体イナーシャを加減速させるエネルギー損失が発生する。

すなわち、左後輪５２及び右後輪５４から路面に伝わった駆動力が左前輪７２及び右前輪７４を回転させることで、二輪駆動時には回転する必要のない前輪駆動力伝達区間７８を回転させ、駆動力の損失となり燃費低下を招いてしまう。

そこで、本発明にあっては、二輪駆動モードでは断接機構７６によりサイドギア６４と左前輪駆動軸６８の連結を絶つと共に、第２クラッチ機構１１８の引き摺りトルクを前輪駆動力伝達区間７８のフリクショントルクよりも小さくすることで、前輪駆動力伝達区間７８の回転を防止している。

サイドギア６４と左前輪駆動軸６８の連結が絶たれると、左前輪７２の回転はサイドギア６４に伝わらず、そのため、右前輪７４によるサイドギア６６の回転はピニオン６０及びピニオン６２を介してサイドギア６４を反対方向に回転させることが可能で、このピニオン６０、ピニオン６２、サイドギア６４の回転抵抗よりも、リングギア５８に繋がるドライブピニオン５６からスプロケット１２６までの回転抵抗の方が大きいため、リングギア５８は回転しない。

リングギア５８が回転しないということは、前輪駆動力伝達区間７８が回転しないことであり、この場合の駆動力の損失はピニオン６０、ピニオン６２、サイドギア６４が回転する部分だけとなり、断接機構７６がなく前輪駆動力伝達区間７８が回転してしまう場合と比べて燃費向上が可能である。

なお、図１に示す実施形態において、断接機構７６は前輪差動装置２２内のサイドギア６４と左前輪駆動軸６８の中間に設置されているが、サイドギア６４と左前輪駆動軸６８を断続する位置、あるいはサイドギア６６と右前輪駆動軸７０を断続する位置、又はその両方の位置であれば前輪差動装置２２内に設置するか外に設置するかを問わない。更に、ピニオン６０、６２、サイドギア６４、６６で構成するユニットをリングギア５８と分離し、その連結を断続する方式等の他の機構でも構わない。

図２は、図１の前輪差動装置２２の実施形態を示した断面図であり、断接機構７６を含む。図２において、前輪差動装置２２はデフケース８０の外周部に固定されたリングギア５８、デフケース８０に固定されたピニオン軸８２に回転自在に軸支されたピニオン６０及びピニオン６２、サイドギア軸８４に回転不可に軸支されデフケース８０内でピニオン６０及びピニオン６２と噛み合うサイドギア６４、右前輪駆動軸７０に回転不可に軸支されデフケース８０内ピニオン６０及びピニオン６２と噛み合うサイドギア６６を備える。

更に、端部６８ｂがサイドギア軸８４に回転方向に拘束されずに勘合している左前輪駆動軸６８、左前輪駆動軸６８の歯部６８ａ及びサイドギア軸８４の歯部８４ａとスプライン結合し、左前輪駆動軸６８とサイドギア軸８４を連結する位置と連結を解除する位置でスライド可能なスリーブ８６、スリーブ８６の溝部８６ａに摺動自在に係合する先端部８８ａによりスリーブ８６をスライドさせるフォーク８８、フォーク８８に固定され図示しないアクチュエータにより軸方向に駆動されるシフト軸９０を備え、四輪駆動時にリングギア５８と噛み合うドライブピニオン５６からの駆動力を左前輪７２及び右前輪７４に伝達する。

図２（Ａ）は、二輪駆動時の断接機構７６が非連結状態で、スリーブ８６はサイドギア軸８４の歯部８４ａと噛み合っていない。右前輪駆動軸７０の回転はサイドギア６６、ピニオン６０及びピニオン６２を介してサイドギア６４に伝わり、リングギア５８が回転しないことからサイドギア軸８４を右前輪駆動軸７０とは反対方向に回転させる。

図２（Ｂ）は、四輪駆動時にフォーク８８がＣ方向に移動し断接機構７６が連結された状態で、スリーブ８６はサイドギア軸８４の歯部８４ａと噛み合っている。ドライブピニオン５６によりリングギア５８が回転し、左前輪駆動軸６８と右前輪駆動軸７０を同方向に回転させる。二輪駆動に戻る際にはフォーク８８がＤ方向に移動し断接機構７６は非連結状態に戻る。

二輪駆動モード時に燃費低下を招く他の要因として、多板クラッチ機構１０６に備わる複数のクラッチ板の駆動側（後輪側）と従動側（前輪側）の回転速度差により発生するオイルの粘性抵抗やクラッチ板同士の接触による摩擦損失、いわゆる引き摺りトルクが前輪駆動力伝達区間７８のフリクショントルクより大きいために、前輪駆動力伝達区間７８が回転してしまう問題がある。

図３は、図１の駆動力配分装置１８の実施形態を示した断面図である。図３において、駆動力配分装置１８はケース左側部１００ａとケース右側部１００ｂがケース中央部１００ｃを挟むように構成されたケース１００を有し、ケース１００の左側にエンジン１４からの駆動力を変速機１６を介して入力する入力軸１０２が設けられ、入力軸１０２は、ケース１００の右側に配置された後輪出力軸１０４に直結されている。

入力軸１０２と同軸に第１クラッチ機構１０６が設けられ、第１クラッチ機構１０６はクラッチハブ１０８を入力軸１０２に形成し、クラッチドラム１１０を入力軸１０２に対し回転自在に設けたクラッチ軸１１２の一端に固定している。第１クラッチ機構１０６は、プライマリークラッチ１１４及びボールカム機構１１６を備える。

更に、クラッチ軸１１２と同軸に押圧部材１２４を有する第２クラッチ機構１１８が設けられ、第２クラッチ機構１１８はクラッチドラム１２０をクラッチ軸１１２の他端に連結し、クラッチハブ１２２を入力軸１０２に対し回転自在に設けたスプロケット１２６に連結している。

入力軸１０２と平行に、後輪出力軸１０４と反対側に駆動力を出力する前輪出力軸１３２がケース１００の左下側に設けられており、前輪出力軸１３２にはスプロケット１２８が連結され、第２クラッチ機構１１８側のスプロケット１２６との間にチェーンベルト３０を掛けて連結している。

第１クラッチ機構１０６と第２クラッチ機構１１８の間に位置するケース中央部１００ｃには、プライマリークラッチ１１４及びボールカム機構１１６を介し第１クラッチ機構１０６の締結力を制御する第１油圧ピストン機構１３４と、第２クラッチ機構１１８の締結と開放を押圧部材１２４を介して切り替える第２油圧ピストン機構１３６とを備える。

第１油圧ピストン機構１３４と第２油圧ピストン機構１３６の前輪出力軸１３２側には、第１油圧ピストン機構１３４と第２油圧ピストン機構１３６に油圧を供給する油圧ポンプ１３８、油圧ポンプ１３８を駆動するサーボモータ１４０及びその油圧を検出する第１油圧センサ１４２を備える。

このような駆動力配分装置１８において、駆動モードに係わらず入力軸１０２の駆動力は後輪出力軸１０４に直接伝達される。四輪駆動時には、第１クラッチ機構１０６及び第２クラッチ機構１１８が締結され、入力軸１０２からの駆動力を第１クラッチ機構１０６、第２クラッチ機構１１８、スプロケット１２６、チェーンベルト１３０、スプロケット１２８を介して前輪出力軸１３２にも伝達する。

二輪駆動時にあっては、第１クラッチ機構が開放された場合と、第１クラッチ機構１０６が締結されていても第２クラッチ機構１１８が開放された場合があり、この両二輪駆動の状態は制御条件により適宜選択可能である。

図４は、図３の第１クラッチ機構１０６及び第２クラッチ機構１１８を示した断面図である。図４において、第１クラッチ機構１０６に対しては、クラッチハブ１０８とクラッチドラム１１０の間に設けた多板クラッチ１４６の締結力を制御するボールカム機構１１６及びボールカム機構１１６を駆動するプライマリークラッチ１１４が設けられる。

ボールカム機構１１６は、入力軸１０２と同軸に相対回転自在に設けられた一対の押圧カムプレート１４８と回転カムプレート１５０の対向するカム面のボールカム溝１４８ａ及び１５０ａにボール１５２を挟んで保持している。

図５は、図４のボールカム機構１１６の説明図であり、図５（Ａ）は、回転カムプレート１４８を後輪出力軸１０４の方向から見た状態であり、図５（Ｂ）及び（Ｃ）は、回転カムプレート１５０、押圧カムプレート１４８及びボール１５２の状態を示し、図５（Ａ）のＡ−Ａ断面である。

図５（Ａ）において、回転カムプレート１５０は、外周部にクラッチ板１６０と係合するスプライン溝１５０ｂを有し、カム面１５０ｃの円周方向に形成した複数のボールカム溝１５０ａと対面する押圧カムプレート１４８のボールカム溝１４８ａとでボール１５２を挟んで保持している。本実施形態では、ボールカム溝１４８ａ、ボールカム溝１５０ａ及びボール１５２は四組備わるが、この組数は各種条件により適宜設定される。

図５（Ｂ）は、プライマリークラッチ１１４が開放され、押圧カムプレート１４８が多板クラッチ１４６を押圧していない状態を示しており、図５（Ｃ）は、プライマリークラッチ１１４が締結を開始し、回転カムプレート１５０と押圧カムプレート１４８の回転速度差により回転カムプレート１５０の押圧カムプレート１４８に対する相対位置がＲ方向に移動した状態を示している。

回転カムプレート１５０がＲ方向に移動すると、ボール１５２は自転しながらボールカム溝１５０ａ及び１４８ａの斜面をＢ方向に移動しながら押圧カムプレート１４８をＦ方向に変位させる。

再び図４を参照するに、多板クラッチ１４６は、押圧カムプレート１４８の押圧部１４８ｂとクラッチドラム１１０に固定された受圧板１５４との間でクラッチハブ１０８あるいはクラッチドラム１１０に軸方向に移動可能に保持されている。

押圧カムプレート１４８は、入力軸１０２にスプライン結合して軸方向に移動可能で且つクラッチハブ１０８と共に回転し、クラッチハブ１０８との間に備わる皿バネ１５６により第１クラッチ機構１０６の開放方向に付勢されている。

回転カムプレート１５０は、ボール１５２を介して押圧カムプレート１４８と共に回転するが、回転カムプレート１５０とクラッチドラム１１０の間にはスラスト軸受１５８が備わり、クラッチドラム１１０との回転速度差を吸収している。

プライマリークラッチ１１４は、クラッチドラム１１０と回転カムプレート１５０の間で回転カムプレート１５０に軸方向に移動可能に保持され且つ回転カムプレート１５０と共に回転するクラッチ板１６０を備え、押圧板１６２がクラッチドラム１１０に固定された受圧板１６４に対しクラッチ板１６０を押圧し締結することでクラッチハブ１０８とクラッチドラム１１０の回転速度差を回転カムプレート１５０に伝達する。

押圧板１６２はクラッチドラム１１０をスライド可能に貫通する押圧軸１６６を介してスラスト軸受１６８と連結し、スラスト軸受１６８は第１油圧ピストン機構１３２のリング状の油圧ピストン１７０と係合している。油圧ピストン１７０はケース中央部１００ｃの右側に形成された油圧シリンダ１７２の内部に遊嵌され、プライマリークラッチ１１４を開放する位置と締結する位置に移動可能であり、Ｏリング１７４でシールされている。

第２クラッチ機構１１８に対しては、クラッチドラム１２０とクラッチハブ１２２の間に設けた多板クラッチ板１７６の締結力を制御する押圧部材１２４が設けられ、多板クラッチ板１７６は、クラッチドラム１２０の押圧部１２０ａと押圧部材１２４の押圧部１２４ａとの間でクラッチドラム１２０あるいはクラッチハブ１２２に軸方向に移動可能に保持されている。

押圧部材１２４は、クラッチハブ１２２の軸部１２２ａに遊嵌され軸方向に移動可能であり、スプロケット１２６との間に備わる皿バネ１７６により第２クラッチ機構１１８の締結方向に付勢されている。

また、押圧部材１２４は、端部１２４ｂがスラスト軸受１８０と連結し、スラスト軸受１８０は第２油圧ピストン機構１３６のリング状の油圧ピストン１８２と係合している。油圧ピストン１８２はケース中央部１００ｃの左側に形成された油圧シリンダ１８４の内部に遊嵌され、第２クラッチ機構１１８を開放する位置と締結する位置に移動可能であり、Ｏリング１８６でシールされている。

また、第２クラッチ機構１１８の引き摺りトルクを減少させるために、多板クラッチ１７６の枚数を第１クラッチ機構１０６の多板クラッチ１４６の枚数より少なく構成しており、それに伴い油圧ピストン１８２の受圧面積を油圧ピストン１７０より大きくしている。

すなわち、第２クラッチ機構１１８は、第１クラッチ機構１０６の多板クラッチ１４６より少ない枚数の多板クラッチ１７６で同等のトルクを伝達するために、押圧部材１２４が第１クラッチ機構１０６より高い押圧力で皿バネ１７８で付勢されており、この押圧力に抗して多板クラッチ１７６を開放する出力を得るために油圧ピストン１８２の受圧面積を油圧ピストン１７０より大きくし、同じ油圧でより大きな出力を得るようにしている。

図６は、図３の油圧機構１４４の下側半分を示した断面図である。図６に示すように、サーボモータ１４０は油圧ポンプ１３８を駆動し、油圧ポンプ１３８から吐出されるオイルが油路１８８を通って油圧シリンダ１７２に流入することで、油圧ピストン１７０がスラスト軸受１６８、押圧軸１６６及び押圧板１６２を介してクラッチ板１６０を押圧し、プライマリークラッチ１１４を締結する。

プライマリークラッチ１１４により回転カムプレート１５０が押圧カムプレート１４８に対し所定方向に相対回転駆動されると、ボールカム機構１１６は、対向する面の傾斜溝であるボールカム溝１５０ａ及び１４８ａに挟まれているボール１５２による押圧を受け、押圧カムプレート１４８及び皿バネ１５６を軸方向に押し、押圧カムプレート１４８の押圧部１４８ｂが第１クラッチ機構１０６の多板クラッチ１４６を押すことで、第１クラッチ機構１０６は油圧ピストン１７０の移動量に応じて伝達トルクを増加させ、最大押付け位置で直結状態となる。

また、油圧ポンプ１３８から吐出されるオイルは油路１９０を通って油圧シリンダ１８４にも流入することで、油圧ピストン１８２がスラスト軸受１８０を介し皿バネ１７８の付勢力に抗して押圧部材１２４を押圧し、第２クラッチ機構１１８を開放する。

また、油路１８８には第１油圧センサ１４２が備わり、油圧シリンダ１７２及び１８４の油圧を検出する。図示しないＥＣＵが、第１油圧センサ１４２の検出する油圧を監視し油圧ピストン１７０及び１８２を適切な移動量に制御する。

再び、図３及び４を参照するに、第２クラッチ機構１１８の入力要素であるクラッチドラム１２０は、クラッチ軸１１２を介して第１クラッチ機構１０６の出力要素であるクラッチドラム１１０と共に回転するため、油圧が第１クラッチ機構１０６を締結し且つ第２クラッチ機構１１８を開放しない所定値以下の場合に、入力軸１０２に入力された駆動力は、クラッチハブ１０８、多板クラッチ１４６、クラッチドラム１１０、クラッチ軸１１２、クラッチドラム１２０、多板クラッチ１７６、クラッチハブ１２２及びスプロケット１２６を介して前輪側に伝達され四輪駆動となる。

第１クラッチ機構１０６を締結した状態から二輪駆動に切り替えるには、油圧を所定値以上の第２クラッチ機構１１８を開放する値まで上昇させることで可能であり、これは第１クラッチ機構１０６を開放させるまで油圧を降下するより短時間で行うことができる。

図７は、図１の駆動力伝達装置１０の四輪駆動時の状態を示す動作説明図であり、駆動力配分装置１８及び断接機構７６の状態を模式的に示し、特に、第１クラッチ機構１０６、第２クラッチ機構１１８、第１油圧ピストン機構１３４及び第２油圧ピストン機構１３６は入力軸１０２に対し断面の上側半分のみを簡略して示している。

図７において、エンジン１４からの駆動力は変速機１６を経由し、入力軸１０２を介して第１クラッチ機構１０６に伝達され、第１クラッチ機構１０６は、第１油圧ピストン機構１３２がプライマリークラッチ機構１１４及びボールカム機構１１６を介して多板クラッチ１４６を押圧することで締結しているため、第１クラッチ機構１０６で配分された一方の駆動力はクラッチ軸１１２を介して第２クラッチ機構１１８に伝達される。

第２クラッチ機構１１８は、皿バネ１７８が押圧部材１２４を介して多板クラッチ１７６を押圧することで締結しているため、第１クラッチ機構１０６からの駆動力は更にスプロケット１２６、チェーンベルト１３０及びスプロケット１２８を経由して前輪差動装置２２に伝達される。

前輪差動装置２２に伝達された駆動力は、断接機構７６が連結しているので左前輪７２及び右前輪７４に伝達され、また、第１クラッチ機構１０６で配分された他方の駆動力は後輪差動装置２０を介して左後輪５２及び右後輪５４に伝達されることで、四輪駆動車１２は四輪駆動となる。

ここで、第１油圧ピストン機構１３４への油圧は、油圧ポンプ１３８から供給され、その油圧の供給量は、第１油圧センサ１４２が検出した油圧情報に基づきＥＣＵ１９２が油圧ポンプ１３８を駆動するサーボモータ１４０を制御することで行われる。

図８は、図７の第１クラッチ機構１０６及び第２クラッチ機構１１８の前輪へ伝達可能な駆動力のトルクカーブを、縦軸を前輪伝達トルクＴ、横軸を油圧Ｐとして表している。

図８において、第１クラッチトルクカーブ１９４及び第２クラッチトルクカーブ１９６は、各々油圧Ｐ０からＰ４における第１クラッチ機構１０６及び第２クラッチ機構１１８が前輪に伝達可能なトルクを示している。

油圧Ｐ０では、第２クラッチ機構１１８は皿バネ１７８により最大締結力で締結されているため前輪伝達トルクは最大値のＴ４となるが、第１クラッチ機構１０６は開放されておりトルクを前輪に全く伝達しない前輪伝達トルクＴ０であるため、駆動力配分装置１８はこの初期位置１９８では二輪駆動となる。

油圧を上昇させると、第１油圧ピストン機構１３４が第１クラッチ機構１０６の押圧を開始すると共に、第２油圧ピストン機構１３６は第２クラッチ機構１１８の押圧解除を開始し、油圧Ｐ１で第１クラッチ機構１０６が第２クラッチ機構１１８にトルクＴ１の伝達を開始すると、駆動力配分装置１８は油圧Ｐ０からＰ１までの二輪駆動から四輪駆動への移行区間２００を経て四輪駆動となる。

更に油圧を上昇させると、第２クラッチ機構１１８の締結力は徐々に低下するが、第１クラッチ機構１０６の締結力は増加する。駆動力配分装置１８は、圧力Ｐ２で第２クラッチ機構１１８の締結力が第１クラッチ機構１０６の伝達トルクＴ２と等しくなるように設定する。

第１クラッチ機構１０６は油圧Ｐ１からＰ２までを四輪駆動範囲２０２として前輪伝達トルクＴ１からＴ２の間で制御される。すなわち、図７は、図８における四輪駆動範囲２０２の状態を示している。

図９は、図１の駆動力伝達装置１０の二輪駆動時の状態を示す動作説明図であり、駆動力配分装置１８及び断接機構７６の状態を模式的に示し、図７に対し第２油圧ピストン機構１３６が皿バネ１７８の押圧に抗して押圧部材１２４をＵ方向に移動し、第２クラッチ機構１１８が開放された状態であること、及び、スリーブ８６がＤ方向に移動し断接機構７６の連結が切断された状態であること以外は同じである。

図８において、油圧がＰ２を超えて皿バネ１７８が押圧部材１２４を押圧する荷重と等しくなる油圧Ｐ３に達すると、第２クラッチ機構１１８の押圧力は相殺されてゼロになるため前輪伝達トルクはＴ０となり、駆動力配分装置１８は油圧Ｐ２からＰ３までの四輪駆動から二輪駆動への移行区間２０４を経て二輪駆動となる。

駆動力配分装置１８は、油圧Ｐ２からＰ４の間で前輪伝達トルクＴ２からＴ４を第１クラッチ機構１１８に伝達するが、第２クラッチ機構１１８が開放されているためトルクは前輪差動装置２２に伝達されず、また、図９に示すように、断接機構７６の連結が切断されているため、前輪を駆動しない二輪駆動時にも前輪駆動力伝達区間７８が回転してしまう連れ回りの問題を解消できる。

図１０は、図３の第２クラッチ機構１１８の油圧及び伝達トルクと皿バネ１７８の荷重特性との関連を示す説明図であり、左側に第２クラッチ機構１１８の前輪へ伝達可能な駆動力のトルクカーブ１９６を、縦軸を前輪伝達トルクＴ、横軸を油圧Ｐとして表し、右側に荷重特性カーブ２０８を縦軸に荷重Ｆ、横軸を撓み量δとして表しており、荷重Ｐ０、Ｐ３、Ｐ４は各々図８の油圧Ｐ０、Ｐ３、Ｐ４に対応している。

また、皿バネ１７８は、板厚と自由高及び枚数を適宜設定することで荷重特性カーブ２０８を得ている。皿バネは組み合わせ方によって色々な荷重特性を得ることが可能であり、本発明においてはこのような皿バネの特性を利用して、単位荷重あたりの撓み量が少ない領域（線形領域）と、単位荷重あたりの撓み量が多い領域（非線形領域）を示すように構成している。

図１０に示すように、皿バネ１７８は初期撓み量δ１で荷重Ｆ１となるが、これは図７に示す皿バネ１７６の組み付け状態であり、この荷重Ｆ１で第２クラッチ機構１１８は最大締結力を発生し、この状態で最大伝達トルクＴ４となる。

第２油圧ピストン機構１３６が押圧部材１２４を多板クラッチ１７６が開放する方向に押すことで皿バネ１７８の撓み量は増加し、押圧部材１２４の第２クラッチ機構１１８への押圧力が低下することで第２クラッチ機構１１８の伝達トルクが減少する。

油圧Ｐ３までは皿バネ１７８の荷重Ｆ１より第２油圧ピストン機構１３６の押圧力が小さいため、皿バネ１７８は初期撓みδ１を維持している。油圧をＰ３からＰ４まで上昇させると、油圧による皿バネ１７８への荷重はＦ１を上回りＦ２となり、皿バネ１７８の撓み量は荷重特性カーブ２０８に従いδ２まで急激に増加する。

皿バネ１７８の初期荷重Ｆ１を荷重特性カーブ２０８の線形部（単位荷重あたりの撓み量が少ない領域）から非線形部（単位荷重あたりの撓み量が多い領域）に変化する直前に設定することにより、油圧Ｐ３からＰ４のわずかな油圧上昇で第２クラッチ機構１１８の多板クラッチ１７６のエンドプレイを十分確保でき、二輪駆動時の引き摺りトルクを減少させることができる。

また、駆動力配分装置１８は、四輪駆動範囲２０２で制御されていても走行条件が四輪駆動を必要としない場合は燃費向上のために二輪駆動に移行する。この二輪駆動時に、路面状態の急激な変化等により、前輪に大きな駆動力を伝達し得る四輪駆動に迅速に復帰させる必要が発生した場合にも、わずかな油圧降下で四輪駆動状態に復帰できる。

このように、皿バネ特有の特性を適切に設定することで、二輪駆動から四輪駆動への切り替えを迅速に行うことができる。また、撓み量δ３は使用限界撓みであり、撓み量がこれを越すと皿バネが反転を起す危険性があるため、皿バネ１７８の最大撓み量δ３はこれを考慮して設定される。

図１１は、図１の駆動力配分装置の他の実施形態における油圧機構２１０の下側半分を示した断面図であり、図６に示す油圧機構１４４の断面図に対し、逆止弁２１２、逃し弁２１４、第２油圧センサ２１６、油路２１８及び２２０が付加された点を除けば同じ構成である。

図１１において、サーボモータ１４０は油圧ポンプ１３８を駆動し、油圧ポンプ１３８から吐出されるオイルが油路１８８を通って油圧シリンダ１７２に流入することで、油圧ピストン１７０がプライマリークラッチ１１４、ボールカム機構１１６を介して多板クラッチ１４６を押すことで、第１クラッチ機構１０６は油圧ピストン１７０の移動量に応じて伝達トルクを増加させ、最大押付け位置で直結状態となる。

油路１８８には第１油圧センサ１４２が備わり油圧シリンダ１７２の油圧を検出し、図示しないＥＣＵが、第１油圧センサ１４２の検出する油圧を監視し油圧ピストン１７０を適切な移動量に制御する。

また、油圧ポンプ１３８から吐出されるオイルは逆止弁２１２、油路２１８及び１９０を通って油圧シリンダ１８４にも流入することで、油圧ピストン１８２がスラスト軸受１８０を介し皿バネ１７８の付勢力に抗して押圧部材１２４を押圧し、第２クラッチ機構１１８を開放する。

第２クラッチ機構１１８が開放されると二輪駆動になり、第１クラッチ機構１０６の締結状態が変化しても走行には影響しないため、オイルポンプ１３８の駆動を停止して油圧シリンダ１７２の油圧が低下しても構わない。この場合、油圧シリンダ１８４の油圧が低下すると第２クラッチ機構１１８が締結を開始する恐れがあるが、逆止弁２１２により油圧が油路１８８側に逆流するのを防止している。

但し、油圧ポンプ１３８の停止状態が長時間に亘ると、油圧シリンダ１８４のオイルが徐々にリークすることで油圧が低下するが、油路１９０に備わる第２油圧センサ２１６が検出する油圧シリンダ１８４の油圧をＥＣＵが監視し、油圧が所定値に低下したら油圧ポンプ１３８の停止を解除する。

また、油路１９０には逃し弁２１４が備わり、逃し弁２１４は、第２クラッチ機構１１８が開放される油圧よりも高い所定値で開放し、第２クラッチ機構１１８が開放される油圧よりも低い所定値で閉鎖する特性を有する。油圧ポンプ１３８により油圧を上昇させ、逃し弁２１４を開放して油圧シリンダ１８４内のオイルを一気にドレン２２２に流出させることで、迅速に二輪駆動から四輪駆動に切り替えることが可能である。

図１２は、図１１に示す駆動力配分装置を備えた駆動力伝達装置１０の駆動状態を示す動作説明図であり、駆動力配分装置１８及び断接機構７６の状態を模式的に示し、図７に対し逆止弁２１２、逃し弁２１４及び第２油圧センサ２１６が付加された点を除けば同じ構成である。

図１３は、図１２の状態における第１クラッチ機構１０６及び第２クラッチ機構１１８の前輪へ伝達可能な駆動力のトルクカーブを、縦軸を前輪伝達トルクＴ、横軸を油圧Ｐとして表している。

図１３において、油圧Ｐ０からＰ４までの動作は図８と同じであるが、逆止弁２１２が備わるため油圧Ｐ３からＰ４の二輪駆動範囲２０６においては油圧ポンプ１３８を停止できる。第２油圧センサ２１６が油圧の低下を検出した場合、例えば圧力Ｐ３に低下した際には油圧ポンプ１３８を駆動し圧力Ｐ４まで上昇させ二輪駆動範囲２０６を維持する。

また、二輪駆動時に油圧を二輪駆動範囲２０６の圧力Ｐ５まで上昇させると逃し弁２１４が開放し、油圧が四輪駆動範囲２０２の圧力Ｐ６まで一気に降下して、二輪駆動状態から四輪駆動動状態に迅速に切り替わる。

すなわち、油圧を油圧Ｐ０から上昇させて行くと、油圧Ｐ１からＰ２の四輪駆動範囲２０２及び油圧Ｐ２からＰ３の移行区間２０４を経て油圧Ｐ３からＰ４の二輪駆動範囲２０６に移行し、更に上昇させ油圧Ｐ５に達すると逆方向の四輪駆動範囲２０２に反転する。油圧をＰ４からＰ６まで降下させる時間よりＰ４からＰ５まで上昇させる時間の方が短く、駆動輪がスリップした場合などの緊急時に速やかに対応することができる。

図１４は、図１の駆動力配分装置の他の実施形態における油圧機構２２４の下側半分を示した断面図であり、図６に示す油圧機構１４４の断面図に対し、逆止弁２１２、切替弁２２６、ソレノイド２２８、油路２３０が付加された点を除けば同じ構成である。

図１４において、サーボモータ１４０は油圧ポンプ１３８を駆動し、油圧ポンプ１３８から吐出されるオイルが油路１８８を通って油圧シリンダ１７２に流入することで、油圧ピストン１７０がプライマリークラッチ１１４、ボールカム機構１１６を介して多板クラッチ１４６を押すことで、第１クラッチ機構１０６は油圧ピストン１７０の移動量に応じて伝達トルクを増加させ、最大押付け位置で直結状態となる。

また、油圧ポンプ１３８から吐出されるオイルは逆止弁２１２を経て油路２３０に達するが、図１４の状態では切替弁２２６が油路２３０と１９０の連通を絶っているため油圧シリンダ１８４へ流入することはなく、第２クラッチ機構１１８は締結されたままになる。

第１クラッチ機構１０６が締結している状態でソレノイド２２８に通電して切替弁２２６を駆動し油路２３０と１９０を連通すると、油圧ポンプ１３８から吐出されるオイルは逆止弁２１２、油路２３０及び１９０を通って油圧シリンダ１８４にも流入することで、油圧ピストン１８２がスラスト軸受１８０を介し皿バネ１７８の付勢力に抗して押圧部材１２４を押圧し、第２クラッチ機構１１８を開放する。

図１５は、図１４に示す駆動力配分装置を備えた駆動力伝達装置１０の駆動状態を示す動作説明図であり、駆動力配分装置１８及び断接機構７６の状態を模式的に示し、図７に対し逆止弁２１２及び切替弁２２６が付加された点を除けば同じ構成である。

図１６は、図１５の状態における第１クラッチ機構１０６及び第２クラッチ機構１１８の前輪へ伝達可能な駆動力のトルクカーブを、縦軸を前輪伝達トルクＴ、横軸を油圧Ｐとして表している。

図１６において、第１クラッチトルクカーブ１９４及び第２クラッチトルクカーブ１９６は、各々油圧Ｐ０からＰ４における第１クラッチ機構１０６及び第２クラッチ機構１１８が前輪に伝達可能なトルクを示している。

油圧Ｐ０では、第２クラッチ機構１１８は皿バネ１７８により最大締結力で締結されているため前輪伝達トルクは最大値のＴ２となるが、第１クラッチ機構１０６は開放されておりトルクを前輪に全く伝達しない前輪伝達トルクＴ０であるため、駆動力配分装置１８はこの初期位置１９８では二輪駆動となる。

油圧を上昇させると、第１油圧ピストン機構１３４が第１クラッチ機構１０６の押圧を開始するが、切替弁２２６が閉じているため第２油圧ピストン機構１３６に油圧は供給されない。油圧Ｐ１で第１クラッチ機構１０６が第２クラッチ機構１１８にトルクＴ１の伝達を開始すると、駆動力配分装置１８は油圧Ｐ０からＰ１まの二輪駆動から四輪駆動への移行区間２００を経て四輪駆動となる。

更に油圧を上昇させると、第１クラッチ機構１０６の締結力は増加し、駆動力配分装置１８は圧力Ｐ２まで四輪駆動を維持する。第１クラッチ機構１０６は油圧Ｐ１からＰ２までを四輪駆動範囲２０２として前輪伝達トルクＴ１からＴ２の間で制御される。

第２クラッチ機構１１８は、油圧Ｐ２による第２油圧ピストン機構１３６の出力で開放するように皿バネ１７８の付勢力を設定してあるため、油圧Ｐ２で切替弁２２６を開くと第２油圧ピストン機構１３６が皿バネ１７８に抗して押圧部材１２４を一気に押し戻し、第２クラッチ機構１１８を完全に開放する。

第２クラッチ機構１１８が開放すると前輪伝達トルクはＴ０となり、駆動力配分装置１８は油圧Ｐ２で二輪駆動となる。すなわち、四輪駆動から二輪駆動への移行区間を必要とせずに二輪駆動範囲２０６に移行するため、四輪駆動から二輪駆動へ瞬時に切り替えることが可能となる。

図１７は、図３の第２クラッチ機構１１８にスペーサ２３２を設置した状態を示す説明図である。図１７は、二輪駆動時の第２クラッチ機構１１８が開放された状態で、押圧部材１２４は多板クラッチ１７６から最も離れた待機位置に在る。

第２クラッチ機構１１８は軸方向に移動可能な多板クラッチ１７６を備え、多板クラッチ１７６は、クラッチハブ１２２の外周に複数の内側クラッチ板１７６ｈがスプライン嵌合されて、クラッチドラム１２０の内周には複数の外側クラッチ板１７６ｄがスプライン嵌合されおり、内側クラッチ板１７６ｈと外側クラッチ板１７６ｄは交互に配置される。

外側クラッチ板１７６ｄの内周部には板材を成形した板バネであるスペーサ２３２を備え、隣接する両側の内側クラッチ板１７６ｈと引き摺りを起さない摩擦面同士の隙間を確保する。

多板クラッチ１７６はクラッチドラム１２０の受圧面１２０ｂと押圧部材１２４の押圧面１２４ｂの間で軸方向に移動可能であり、押圧面１２４ｂとの隙間Ｅがあるが、スペーサ２３２がないと多板クラッチ１７６同士は、オイルによって粘着し分離せず、引き摺りを起す。スペーサ２３２が摩擦面同士の隙間を確保することで、引き摺りによる駆動力の損失を防止し燃費を向上させることが可能となる。

なお、押圧部材１２４が多板クラッチ１７６から最も離れた待機位置に在る場合の隙間Ｅの値は、多板クラッチ１７６同士の隙間の状態により一定とは限らない。

スペーサ２３２は内側クラッチ板１７６ｈの外周部に設置することも可能であるが、トルク損失の小さな内側の方が好ましい。すなわち、スペーサ２３２が設置された外側クラッチ板１７６ｄに隣接する内側クラッチ板１７６ｈと、スペーサ２３２との摺動による摩擦抵抗が同じであれば内側に設置した方が摩擦トルクは少なく、摩擦トルクは駆動力の損失となるためである。また、スペーサ２３２のばね荷重は隣接する内側クラッチ板１７６ｈとの間隔を維持できる範囲で小さい方が好ましい。

図１８は、図１７のスペーサを示す斜視図である。図１８において、スペーサ２３２は板材を成形した板ばねであり、外側クラッチ板１７６ｄの内周部に設けた板厚方向の凹部１７６ｃに挿入する挟持部２３２ａと、挟持部２３２ａから隣接する内側クラッチ板１７６ｈの両表面の外径方向に延び、多板ラッチ板１７６の軸方向に変形可能な弾性片２３２ｂを備える。

スペーサ２３２を矢印で示す方向に凹部１７６ｃに挿入し固定するために、挟持部２３２ａの間隔は凹部１７６ｃの厚みより狭く設定される。

図１９は、図１７のスペーサ２３２を示す断面図である。図１９（Ａ）は、四輪駆動時の第２クラッチ機構１１８が締結された状態で、スペーサ２３２が設置された外側クラッチ板１７６ｄと隣接する内側クラッチ板１７６ｈの各々の摩擦面が密着し回転している。

図１９（Ｂ）は、二輪駆動時の第２クラッチ機構１１８が開放された状態で、スペーサ２３２が設置された外側クラッチ板１７６ｄと隣接する内側クラッチ板１７６ｈの各々の摩擦面がスペーサ２３２により引き摺りを起さない隙間に隔離されている。

図１９（Ｂ）において、外側クラッチ板１７６ｄは回転し、内側クラッチ板１７６ｈは回転しないため、スペーサ２３２の弾性片２３２ｂの先端が隣接する内側クラッチ板１７６ｈと摺動する。そのため、弾性片２３２ｂの先端は摩擦面ではない部位と接触するのが好ましい。

図２０は、本発明による四輪駆動車用駆動力伝達装置の他の実施形態を示した説明図であり、二輪駆動モードでは前輪を駆動する方式の車両に適当した場合である。図２０において、本実施形態の駆動力伝達装置３００は四輪駆動車３０２に設けられ、駆動力配分装置３０８、前輪差動装置３２０及び後輪差動装置３２２を備える。後輪差動装置３２２はプロペラシャフト３２４を介して駆動力配分装置３０８に連結されている。

エンジン３０４からの駆動力は変速機３０６で変速され、駆動モードに係わらず、変速機３０６のドライブギア３３６及びリングギア３３８を介して前輪差動装置３２０及び駆動力配分装置３０８の入力軸３１２に伝達される。

リングギア３３８はピニオン３４０、３４２、サイドギア３４４、３４６を介して左前輪駆動軸３４８及び右前輪駆動軸３５０を駆動し、左前輪駆動軸３４８及び右前輪駆動軸３５０は各々左前輪３５２及び右前輪３５４を回転させ駆動力を路面に伝達する。コーナリング時や路面状態の変化等により左前輪３５２と右全輪３５４に回転速度差が生じても、前輪差動装置３２０は回転速度差を吸収し、左前輪３５２及び右前輪３５４に等しいトルクを与え回転させることができる。

四輪駆動オートモードにおいては、ＥＣＵは第１クラッチ機構３１６を締結し、また、断接機構３７６を連結しているので、入力軸３１２に入力した駆動力は第１クラッチ機構３１６を介して左後輪３７２及び右後輪３７４に伝達可能となる。

第１クラッチ機構３１６が締結されると駆動力は第２クラッチ機構３１８に伝達され、
第２クラッチ機構３１８は締結されているため同軸に連結されたベベルギア３２６を介して出力ピニオン３２８を回転させることで、駆動力は後輪出力軸３３０にも伝達される。

後輪出力軸３３０から出力された駆動力は自在継手３３２、プロペラシャフト３２４、自在継手３３４を介し、後輪差動装置３２２のドライブピニオン３５６に伝達され、ドライブピニオン３５６は、リングギア３５８、ピニオン３６０、３６２、サイドギア３６４、３６６を介して左後輪駆動軸３６８及び右後輪駆動軸３７０を駆動し、左後輪駆動軸３６８及び右後輪駆動軸３７０は各々左後輪３７２及び右後輪３７４を回転させ駆動力を路面に伝達する。

断接機構３７６は四輪駆動時にはサイドギア３６６と右後輪駆動軸３７０を連結しており、サイドギア３６６の回転はそのまま右後輪駆動軸３７０に伝達される。コーナリング時や路面状態の変化等により左後輪３７２と右後輪３７４に回転速度差が生じても、後輪差動装置３２２は回転速度差を吸収し、左後輪３７２及び右後輪３７４に等しいトルクを与え回転させることができる。

第１クラッチ機構３１６の締結力はサーボモータ及び油圧アクチュエータにより連続的に制御され、必要に応じて後輪出力軸３３０へ伝達する駆動力を増減させることで、前後輪の駆動力配分を制御する。

四輪駆動オートモードから二輪駆動モードに切り替える場合、又はドライバーが切り替えスイッチを操作しなくても、車両状態を検出してＥＣＵの判断により、四輪駆動の必要がない時に自動的に二輪駆動モードに切り替える場合は、ＥＣＵはまず第２クラッチ機構３１８を開放し、続いて断接機構３７６の連結を切断する。この場合、ＥＣＵは先に断接機構３７６の連結を切断した後に第２クラッチ機構３１８を開放してもよい。

断接機構３７６はサイドギア３６６と右後輪駆動軸３７０との連結を絶ち、左後輪３７２及び右後輪３７４が路面から受ける回転力がリングギア３５８を回転させることを防止する。これにより、二輪駆動時に燃費低下を招く要因である、後輪を駆動しない二輪駆動時にも第２クラッチ機構から断接機構３７６まで、実質的にはベベルギア３２６からリングギア３５８までの後輪駆動力伝達区間３７８が回転してしまう連れ回りの問題を解消できる。

この第１クラッチ３１６を締結した状態で第２クラッチ機構３１８を開放した二輪駆動モード時に路面状態の変化等で四輪駆動が必要になった場合は、第２クラッチ機構３１８を締結することで迅速に四輪駆動モードに復帰できる。

図２１は、本発明による四輪駆動車用駆動力伝達装置の他の実施形態を示した説明図であり、二輪駆動モードでは前輪を駆動する方式の車両に適当した場合である。図２１において、本実施形態の駆動力伝達装置３８０は四輪駆動車３８２に設けられ、駆動力配分装置３８４、前輪差動装置３２０及び後輪差動装置３２２を備える。後輪差動装置３２２はプロペラシャフト３２４を介して駆動力配分装置３８４に連結されている。

エンジン３０４からの駆動力は変速機３０６で変速され、駆動モードに係わらず、変速機３０６のドライブギア３３６及びリングギア３３８を介して前輪差動装置３２０及び駆動力配分装置３８４の入力軸３１２に伝達される。

四輪駆動オートモードにおいては、ＥＣＵは第１クラッチ機構３８６を締結し、また、断接機構３７６を連結しているので、入力軸３１２に入力した駆動力は第２クラッチ機構３８８及び第１クラッチ機構３８６を介して左後輪３７２及び右後輪３７４に伝達可能となる。

第１クラッチ機構３８６が締結されると、第２クラッチ機構３８８が締結されているため、駆動力はベベルギア３２６及び出力ピニオン３２８を介して後輪出力軸３３０にも伝達される。

第１クラッチ機構３８６の締結力はサーボモータ及び油圧アクチュエータにより連続的に制御され、必要に応じて後輪出力軸３３０へ伝達する駆動力を増減させることで、前後輪の駆動力配分を制御する。

四輪駆動オートモードから二輪駆動モードに切り替える場合、又はドライバーが切り替えスイッチを操作しなくても、車両状態を検出してＥＣＵの判断により、四輪駆動の必要がない時に自動的に二輪駆動モードに切り替える場合は、ＥＣＵはまず第２クラッチ機構３８８を開放し、続いて断接機構３７６の連結を切断する。この場合、ＥＣＵは先に断接機構３７６の連結を切断した後に第２クラッチ機構３８８を開放してもよい。

断接機構３７６はサイドギア３６６と右後輪駆動軸３７０との連結を絶ち、左後輪３７２及び右後輪３７４が路面から受ける回転力がリングギア３５８を回転させることを防止する。これにより、二輪駆動時に燃費低下を招く要因である、後輪を駆動しない二輪駆動時にも第２クラッチ機構３８８から断接機構３７６まで、実質的にはベベルギア３２６からリングギア３５８までの後輪駆動力伝達区間３７８が回転してしまう連れ回りの問題を解消できる。

この第１クラッチ３８６を締結した状態で第２クラッチ機構３８８を開放した二輪駆動モード時に路面状態の変化等で四輪駆動が必要になった場合は、第２クラッチ機構３８８を締結することで迅速に四輪駆動モードに復帰できる。

なお、図２０及び２１に示す実施形態において、断接機構３７６は後輪差動装置３２２内のサイドギア３６６と右後輪駆動軸３７０の中間に設置されているが、サイドギア３６６と右後輪駆動軸３７０を断続する位置、あるいはサイドギア３６４と左後輪駆動軸３６８を断続する位置、又はその両方の位置であれば後輪差動装置３２２内に設置するか外に設置するかを問わない。更に、ピニオン３６０、３６２、サイドギア３６４、３６６で構成するユニットをリングギア３５８と分離し、その連結を断続する方式等の他の機構でも構わない。

図２２は、本発明による四輪駆動車用駆動力伝達装置の他の実施形態を示した説明図であり、二輪駆動モードでは前輪を駆動する方式の車両に適当した場合である。図２２において、本実施形態の駆動力伝達装置３９０は四輪駆動車３９２に設けられ、駆動力配分装置３９４、前輪差動装置３２０、後輪差動装置３２２及び駆動力方向変換部３９５を備える。後輪差動装置３２２は駆動力配分装置３９４及びプロペラシャフト３２４を介して駆動力方向変換部３９５に連結されている。

エンジン３０４からの駆動力は変速機３０６で変速され、駆動モードに係わらず、変速機３０６のドライブギア３３６及びリングギア３３８を介して前輪差動装置３２０及び駆動力方向変換部３９５の入力軸３１２に伝達される。

四輪駆動オートモードにおいては、ＥＣＵは第１クラッチ機構３９６を締結し、また、断接機構３９９を連結しているので、入力軸３１２に入力した駆動力はベベルギア３２６に伝達され、更に、出力ピニオン３２８、自在継手３３２、プロペラシャフト３２４、自在継手３３４を介し、駆動力配分装置３９４の入力軸３９７に伝達される。入力軸３９７に入力した駆動力は、第１クラッチ機構３９６及び第２クラッチ機構３９８を介して左後輪３７２及び右後輪３７４に伝達可能となる。

第１クラッチ機構３９６が締結されると、駆動力はドライブピニオン３５６からリングギア３５８を介して後輪差動装置３２２に伝達され、ピニオン３６０、３６２、サイドギア３６４、３６６を介して左後輪駆動軸３６８及び右後輪駆動軸３７０に分配される。第２クラッチ機構３９８は締結されているため、駆動力は左後輪３７２及び右後輪３７４を回転させ駆動力を路面に伝達する。

第１クラッチ機構３９６の締結力はサーボモータ及び油圧アクチュエータにより連続的に制御され、必要に応じてドライブピニオン３５６へ伝達する駆動力を増減させることで、前後輪の駆動力配分を制御する。

四輪駆動オートモードから二輪駆動モードに切り替える場合、又はドライバーが切り替えスイッチを操作しなくても、車両状態を検出してＥＣＵの判断により、四輪駆動の必要がない時に自動的に二輪駆動モードに切り替える場合は、ＥＣＵはまず第２クラッチ機構３９８を開放し、続いて断接機構３９９の連結を切断する。この場合、ＥＣＵは先に断接機構３９９の連結を切断した後に第２クラッチ機構３９８を開放してもよい。

断接機構３９９は駆動力方向変換部３９５の入力軸３１２とベベルギア３２６との連結を絶ち、また第２クラッチ３９８はサイドギア３６６と右後輪駆動軸３７０との連結を絶って、左後輪３７２及び右後輪３７４が路面から受ける回転力がリングギア３５８を回転させることを防止する。これにより、二輪駆動時に燃費低下を招く要因である、後輪を駆動しない二輪駆動時にも断接機構３９９から第２クラッチ機構３９８まで、実質的にはベベルギア３２６からリングギア３５８までの後輪駆動力伝達区間３７８が回転してしまう連れ回りの問題を解消できる。

なお、図２２に示す実施形態において、第２クラッチ機構３９８はサイドギア３６６と右後輪駆動軸３７０を断続する位置に設置されているが、サイドギア３６４と左後輪駆動軸３６８を断続する位置に設置しても構わない。更に、ピニオン３６０、３６２、サイドギ３６４、３６６で構成するユニットをリングギア３５８と分離し、その連結を断続する位置に設置しても構わない。

また、本発明は上記の実施形態に限定されず、その目的と利点を損なうことのない適宜の変形を含み、更に上記の実施形態に示した数値による限定は受けない。

本発明による四輪駆動車用駆動力伝達装置の実施形態を示した説明図図１の前輪差動装置の実施形態を示した断面図図１の駆動力配分装置の実施形態を示した断面図図３の第１クラッチ機構及び第２クラッチ機構を示した断面図図３のボールカム機構の説明図図３の油圧機構の断面図図１の駆動力伝達装置の四輪駆動時の状態を示す動作説明図図７の第１及び第２クラッチ機構が伝達するトルクカーブを示す説明図図１の駆動力伝達装置の二輪駆動時の状態を示す動作説明図図３の皿バネの荷重特性を示す説明図図１の駆動力配分装置の他の実施形態における油圧機構を示した断面図図１１に示す駆動力配分装置を備えた駆動力伝達装置の駆動状態を示す動作説明図図１２の第１及び第２クラッチ機構が伝達するトルクカーブを示す説明図図１の駆動力配分装置の他の実施形態における油圧機構を示した断面図図１４に示す駆動力配分装置を備えた駆動力伝達装置の駆動状態を示す動作説明図図１５の第１及び第２クラッチ機構が伝達するトルクカーブを示す説明図図３の第２クラッチ機構にスペーサを設置した状態を示す説明図図１７のスペーサを示す斜視図図１７のスペーサを示す断面図本発明による四輪駆動車用駆動力伝達装置の他の実施形態を示した説明図本発明による四輪駆動車用駆動力伝達装置の他の実施形態を示した説明図本発明による四輪駆動車用駆動力伝達装置の他の実施形態を示した説明図従来の四輪駆動車用駆動力伝達装置の説明図従来の四輪駆動車用駆動力伝達装置の説明図

符号の説明

１０、３００、３８０、３９０：駆動力伝達装置
１２、３０２、３８２、３９２：四輪駆動車
１４、３０４：エンジン
１６、３０６：変速機
１８、３０８、３８４、３９４：駆動力配分装置
２０、３２２：後輪差動装置
２２、３２０：前輪差動装置
２４：後輪プロペラシャフト
２６：前輪プロペラシャフト
２８、３０、３２、３４、３３２、３３４：自在継手
３６、５６、３５６：ドライブピニオン
３８、５８、３３８、３５８：リングギア
４０、４２、６０、６２、３４０、３４２、３６０、３６２：ピニオン
４４、４６、６４、６６、３４４、３４６、３６４、３６６：サイドギア
４８、３６８：左後輪駆動軸
５０、３７０：右後輪駆動軸
５２、３７２：左後輪
５４、３７４：右後輪
６８、３４８：左前輪駆動軸
７０、３５０：右前輪駆動軸
７２、３５２：左前輪
７４、３５４：右前輪
７６、３７６、３９９：断接機構
７８：前輪駆動力伝達区間
８０：デフケース
８２：ピニオン軸
８４：サイドギア軸
８６：スリーブ
８８：フォーク
９０：シフト軸
１００：ケース
１０２、３１２、３９７：入力軸
１０４、３３０：後輪出力軸
１０６、３１６、３８６、３９６：第１クラッチ機構
１０８、１２２：クラッチハブ
１１０、１２０：クラッチドラム
１１２：クラッチ軸
１１４：プライマリークラッチ
１１６：ボールカム機構
１１８、３１８、３８８、３８９：第２クラッチ機構
１２４：押圧部材
１２６、１２８：スプロケット
１３０：チェーンベルト
１３２：前輪出力軸
１３４：第１油圧ピストン機構
１３６：第２油圧ピストン機構
１３８：油圧ポンプ
１４０：サーボモータ
１４２：第１油圧センサ
１４４、２１０、２２４：油圧回路部
１４６、１７６：多板クラッチ
１４８：押圧カムプレート
１５０：回転カムプレート
１５２：ボール
１５４：受圧板
１５６：皿バネ
１５８、１６８、１８０：スラスト軸受
１６０：クラッチ板
１６２：押圧板
１６４：受圧板
１６６：押圧軸
１７０、１８２：油圧ピストン
１７２、１８４：油圧シリンダ
１７４、１８６：Ｏリング
１７８：皿バネ
１８８、１９０、２１８、２２０、２３０：油路
１９２：ＥＣＵ
１９４：第１クラッチトルクカーブ
１９６：第２クラッチトルクカーブ
１９８：初期位置
２００：移行区間
２０２：四輪駆動範囲
２０４：移行区間
２０６：二輪駆動範囲
２０８：荷重特性カーブ
２１２：逆止弁
２１４：逃し弁
２１６：第２油圧センサ
２２２：ドレン
２２６：切替弁
２２８：ソレノイド
２３２：スペーサ
３２４：プロペラシャフト
３２６：ベベルギア
３２８：出力ピニオン
３３６：ドライブギア
３７８：後輪駆動力伝達区間
３９５：駆動力方向変換部
４００、５００：駆動力伝達装置
４０２、５０２：四輪駆動車
４０４、５０４：エンジン
４０６、５０６：変速機
４０８：駆動力配分装置
４１０、５１０：多板クラッチ機構
４１２：チェーンベルト機構
４１４：後輪プロペラシャフト
４１６：前輪プロペラシャフト
４１８、５２４：後輪差動装置
４２０、５２６：左後輪
４２２、５２８：右後輪
４２４、５１８：前輪差動装置
４２６、５２０：左前輪
４２８、５２２：右前輪
４３０：前輪駆動力伝達区間
５０８：駆動力方向変換部
５１２：ドライブピニオン
５１４：リングギア
５１６：プロペラシャフト
５３０：後輪駆動力伝達区間

Claims

多板クラッチ機構の締結力を連続的に変化させ第１駆動輪及び第２駆動輪に伝達する駆動力の配分を走行条件に応じて自動的に制御する四輪駆動モードと、前記第１駆動輪のみに駆動力を伝達する二輪駆動モードとを切り替え可能な四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、
動力源からの駆動力を入力し前記第２駆動輪に配分する第１クラッチ機構と、
前記第１クラッチ機構と第２駆動輪駆動力伝達系との連結を断接可能な第２クラッチ機構と、
第２駆動輪差動装置と左右第２駆動輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を断接可能な断接機構と、
を備え、二輪駆動モード時に前記第２クラッチ機構の引き摺りトルクを前記第２クラッチ機構から前記断接機構までの第２駆動輪駆動力伝達区間の回転抵抗よりも小さくすると共に、前記断接機構により前記第２駆動輪差動装置と前記左右第２駆動輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を切断して前記第２駆動輪駆動力伝達区間の回転を停止することを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
多板クラッチ機構の締結力を連続的に変化させ第１駆動輪及び第２駆動輪に伝達する駆動力の配分を走行条件に応じて自動的に制御する四輪駆動モードと、前記第１駆動輪のみに駆動力を伝達する二輪駆動モードとを切り替え可能な四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、
動力源からの駆動力を入力し前記第２駆動輪に配分する第１クラッチ機構と、
前記動力源と前記第１クラッチ機構との連結を断接可能な第２クラッチ機構と、
第２駆動輪差動装置と左右第２駆動輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を断接可能な断接機構と、
を備え、二輪駆動モード時に前記第２クラッチ機構の引き摺りトルクを前記第２クラッチ機構から前記断接機構までの第２駆動輪駆動力伝達区間の回転抵抗よりも小さくすると共に、前記断接機構により前記第２駆動輪差動装置と前記左右第２駆動輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を切断して前記第２駆動輪駆動力伝達区間の回転を停止することを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
多板クラッチ機構の締結力を連続的に変化させ第１駆動輪及び第２駆動輪に伝達する駆動力の配分を走行条件に応じて自動的に制御する四輪駆動モードと、前記第１駆動輪のみに駆動力を伝達する二輪駆動モードとを切り替え可能な四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、
動力源からの駆動力を入力し前記第２駆動輪に配分する第１クラッチ機構と、
前記第１クラッチ機構と左右第２駆動輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を断接可能な第２クラッチ機構と、
前記動力源と前記第１クラッチ機構との連結を断接可能な断接機構と、
を備え、二輪駆動モード時に前記第２クラッチ機構の引き摺りトルクを前記断接機構から前記第２クラッチ機構までの第２駆動輪駆動力伝達区間の回転抵抗よりも小さくすると共に、前記断接機構により前記動力源と前記第１クラッチ機構との連結を切断して前記第２駆動輪駆動力伝達区間の回転を停止することを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
請求項１乃至３記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、前記第２クラッチ機構は、
前記動力源又は前記第１クラッチ機構からの駆動力を入力する入力要素と、
前記入力要素と同軸に配置され駆動力を前記第２駆動輪に伝達する出力要素と、
前記入力要素と出力要素の間に配置され軸方向に変位可能な複数のクラッチ板と、
前記クラッチ板を締結及び開放する前記軸方向に移動可能な押圧部材と、
前記押圧部材を前記クラッチ板の締結方向に常時押圧する締結バネと、
前記押圧部材を前記クラッチ板の開放方向に移動する油圧機構と、
を備えたことを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
請求項４記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、
前記入力要素は、前記第１クラッチ機構の出力要素と一体に構成し、前記油圧機構は、前記第１クラッチ機構と前記第２クラッチ機構の間に配置することを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
請求項４記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、前記締結バネは、
１又は複数の皿バネにより、荷重特性を前記複数のクラッチ板が駆動力を伝達する位置では単位荷重あたりの撓み量を少なく、前記複数のクラッチ板が駆動力を伝達しない位置では単位荷重あたりの撓み量を多く構成し、
前記油圧機構の油圧が前記複数のクラッチ板が駆動力を伝達しない油圧値以上では、同じ油圧増加率に対して撓み量がより大きく増加して、前記第２クラッチ機構の前記複数のクラッチ板相互の間隔を確保することを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
請求項４記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、前記油圧機構は、
前記第１クラッチ機構を駆動する第１油圧ピストン機構と、
前記第２クラッチ機構を駆動する第２油圧ピストン機構と、
前記第１油圧ピストン機構及び第２油圧ピストン機構に油圧を供給する油圧ポンプと、
を備えたことを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
請求項７記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、
前記第２油圧ピストン機構は、前記第１油圧ピストン機構より大きい受圧面積を有し、前記第２クラッチ機構は、前記第１クラッチ機構より少ない枚数の前記クラッチ板で構成することを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
請求項７又は８記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、前記油圧機構は、
前記第２油圧ピストン機構の油圧を保持する逆止弁と、
前記第２油圧ピストン機構の油圧を検出する油圧センサと、
を備え、前記油圧センサが検出した油圧が所定値以下の場合に前記油圧ポンプが油圧を前記所定値に上昇させることを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
請求項９記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、前記油圧機構は、
前記第２油圧ピストン機構の油圧を第１油圧値で開放し、前記第１油圧値よりも低い第２油圧値に降下したときに閉鎖する逃し弁を備え、二輪駆動から四輪駆動に切り替える際に前記第２油圧ピストン機構を前記第１油圧値に上昇させて逃し弁を開放することを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
請求項７乃至１０記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、前記油圧機構は、
前記油圧ポンプから前記第２油圧ピストン機構への油圧供給を開閉する切替弁を備え、前記第１クラッチ機構が最大締結力となる油圧で前記切替弁を開放することを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
請求項４記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、前記第２クラッチ機構は、
前記複数のクラッチ板相互の間隔を広げる方向に付勢するスペーサを前記クラッチ板に備えたことを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。