JP2010096198A - 駆動力伝達装置および駆動力伝達装置を搭載した四輪駆動車 - Google Patents

Abstract

【課題】四輪駆動車の走行安定性を向上しつつ、装置自体を小規模化できると共にコスト低減を図ることができる駆動力伝達装置および駆動力伝達装置を搭載した四輪駆動車を提供すること。
【解決手段】１のオイル供給機構２００と切替機構４００とによって、一対の駆動力調整機構６０ａ，６０ｂのそれぞれに対応する流通路４０１ａ，４０１ｂを切り替え、一対の駆動力調整機構６０ａ，６０ｂにおける後輪７０ａ，７０ｂへの駆動力の伝達を調整できるので、オイル供給機構２００（電動モータ２０１）の性能差から生じる後輪７０ａ，７０ｂへの伝達率の差を低減でき、四輪駆動車１の直進時の走行安定性を向上できる。また、１のオイル供給機構２００により一対の駆動力調整機構６０ａ，６０ｂの駆動力の伝達を調整できるので、装置を小規模化できるしコスト低減を図ることができる。
【選択図】図６

Description

本発明は、駆動力伝達装置および駆動力伝達装置を搭載した四輪駆動車に関し、特に、四輪駆動車の走行安定性を向上しつつ、装置自体を小規模化できると共にコスト低減を図ることができる駆動力伝達装置および駆動力伝達装置を搭載した四輪駆動車に関するものである。

従来より、四輪駆動車の左右の後輪に伝達される駆動力を左右独立して調整可能な駆動力伝達装置が知られている。この左右の後輪に伝達される駆動力を左右独立して調整可能な駆動力伝達装置としては、特開平１０−１９４００３号公報（以下「特許文献１」と称す）及び特開２００３−１０６３４０号公報（以下「特許文献２」と称す）に開示されている。

特許文献１の駆動力伝達装置は、エンジンからドライブシャフトを介して伝達される駆動力を、左右対称に設けられた一対の多板クラッチ機構を介して左右の後輪にそれぞれ伝達するものであり、一対の多板クラッチ機構は、一対の電磁クラッチによりそれぞれ駆動され、後輪へ伝達される駆動力が調整されるように構成されている。

また、特許文献２の駆動力伝達装置は、特許文献１の駆動力伝達装置の電磁クラッチに代えて、一対の電気モータにより一対の多板クラッチ機構をそれぞれ駆動し、後輪へ伝達する駆動力の調整を行うものである。
特開平１０−１９４００３号公報 特開２００３−１０６３４０号公報

しかしながら、一対の多板クラッチ機構により左右の後輪へ伝達される駆動力の調整を、一対の電磁クラッチや一対の電気モータで行う場合には、同一の駆動指令を一対の電磁クラッチや一対の電気モータに出力したとしても、多板クラッチ機構の複数のクラッチ板の寸法誤差や組み付け誤差などから生じる駆動力の伝達率の差だけでなく、電磁クラッチや電気モータの特性の差によっても、左右の後輪へ伝達される駆動力に差が生じてしまう。また、一般的に、電磁クラッチや電気モータは、磁場や電流にバラ付きが生じ易い特性を有している。よって、四輪駆動車を直進させるために、同一の駆動指令を一対の電磁クラッチや一対の電気モータに出力したとしても、左右の後輪へ伝達される駆動力に差が生じるので、四輪駆動車の直進時の走行安定性が低下してしまうという問題点があった。

また、一対の多板クラッチ機構に対して、一対の電磁クラッチや電気モータが必要になるので、その分、駆動力伝達装置自体が大規模化してしまうと共に、コスト高になるという問題点もあった。

本発明は、上述した問題点を解決するためになされたものであり、四輪駆動車の走行安定性を向上しつつ、装置自体を小規模化できると共にコスト低減を図ることができる駆動力伝達装置および駆動力伝達装置を搭載した四輪駆動車を提供することを目的としている。

この目的を達成するために請求項１記載の駆動力伝達装置は、駆動力を発生する原動機と、その原動機により発生された駆動力が入力される入力軸と、その入力軸に入力された駆動力を一対の出力軸に対してそれぞれ断続的に出力可能な一対の出力ユニットとを備えており、前記一対の出力軸に対して駆動力を出力する状態に前記一対の出力ユニットをそれぞれ遷移させる液圧が供給される一対の供給室と、その一対の供給室にそれぞれ連通し、前記液圧を発生させる液体が流通する一対の流通路と、その一対の流通路の反供給室側の端部の両方に連通する合流路と、その合流路と一対の流通路との間に配置され、前記合流路と一対の流通路との間の連通状態を切り替える切替手段と、前記合流路に前記液圧を発生させる液体を送り出す１の液体送出手段と、その１の液体送出手段による液体の送出制御を行うと共に、前記切替手段による連通状態の切替制御を行う制御手段とを備えている。

請求項２記載の駆動力伝達装置は、請求項１記載の駆動力伝達装置において、前記切替手段は、前記合流路と両流通路との間を連通させる第１状態と、前記合流路と一方の流通路との間を連通させると共に前記合流路と他方の流通路との間を非連通にする第２状態とに切替可能に構成され、前記制御手段は、前記切替手段を第１状態または第２状態に切り替える切替制御を行うものである。

請求項３記載の駆動力伝達装置は、請求項１又は２に記載の駆動力伝達装置において、前記切替手段は、前記合流路と一対の流通路との間に設けられる中間領域と、その中間領域内を一方向に往復動作可能に配置され、前記合流路と一対の流通路との間をそれぞれ開放または遮蔽する開放遮蔽部材と、その開放遮蔽部材を往復動作させる駆動手段とを備えている。

請求項４記載の駆動力伝達装置は、請求項１から３のいずれかに記載の駆動力伝達装置において、前記合流路を流通する液体の液圧を検出する検出手段を備え、前記制御手段は、前記検出手段により検出される液圧の検出結果に応じて、前記１の液体送出手段による液体の送出制御と前記切替手段による連通状態の切替制御とを行うものである。

請求項５記載の駆動力伝達装置は、請求項１から４のいずれかに記載の駆動力伝達装置において、前記一対の流通路は、その経路長さ及び形状がほぼ同形状に形成されると共に、前記出力ユニットは、垂直方向の高さがほぼ同位置に配置されている。

請求項６記載の四輪駆動車は、請求項１から５のいずれかに記載の駆動力伝達装置が搭載され、走行状態に応じて前輪および後輪への駆動力の分配制御が行われるものであり、前記四輪駆動車の進行方向を定めるステアリング舵角を取得する舵角取得手段と、その舵角取得手段により取得されるステアリング舵角が所定値以下であれば、前記合流路と両流通路との間を連通させる第１状態に前記切替手段を切り替えて、前記前輪および後輪への駆動力の分配に応じた四輪駆動の制御を行う四輪制御手段と、前記四輪駆動車の走行状態を取得し、その取得した走行状態に基づいて推定される横方向への加速度および旋回量とに基づいて、前記入力軸に入力された駆動力に対して前記一対の出力軸のそれぞれに分配される駆動力を設定する設定手段と、前記舵角取得手段により取得されるステアリング舵角が所定値より大きければ、前記設定手段により設定された駆動力の分配が多い方の出力軸に対応する流通路が連通すると共に、前記設定手段により設定された駆動力の分配が少ない方の出力軸に対応する流通路が非連通となる第２状態に前記切替手段を切り替える制御を行う第２状態制御手段と、その第２状態制御手段により前記切替手段が切り替えられる場合に、その第２状態制御手段により前記切替手段が切り替えられる前の前記合流路の液圧と、前記設定手段により設定された駆動力の分配差とに基づいて、前記液圧送出手段により前記合流路へ送り出される液体の送出量を調整する液圧調整制御手段とを備えている。

請求項１記載の駆動力伝達装置によれば、原動機により発生された駆動力が入力軸に入力され、その入力軸に入力された駆動力が、一対の出力ユニットにより一対の出力軸に対してそれぞれ断続的に出力可能に構成されている。また、液体送出手段からは、合流路に対して液体が送出され、その合流路に送出された液体が一対の流通路を介して一対の供給室に供給される。その一対の供給路に供給される液体により液圧が発生させられると、一対の出力軸に対して駆動力を出力する状態に一対の出力ユニットがそれぞれ遷移し、入力軸に入力された駆動力が出力ユニットを介して出力軸に伝達される。また、合流路と一対の流通路との間には、その合流路と一対の流通路との間の連通状態を切り替える切替手段が配置され、その切替手段により連通状態を切り替える切替制御および液体送出手段により合流路に液体を送出する送出制御が制御手段により行われる。

よって、制御手段によって、液体送出手段による液体の送出が制御されると共に、切替手段による一対の流通路と合流路との間の連通状態が切り替えられるので、出力ユニットを介して出力軸に伝達される駆動力の調整を１つの液体送出手段により行うことができる。従って、一対の出力軸に伝達される駆動力を略同等にしようとした場合には、例えば、一対の出力ユニットの状態の遷移を一対の電磁クラッチや一対の電気モータで行う場合に比べて、少なくとも、一対の出力ユニットを遷移させる構成自体が持つバラツキ（例えば、多板クラッチ機構を押し付ける押付荷重のバラ付きなど）による差を低減できる。その結果、出力ユニットを介して出力軸に伝達される駆動力の伝達率の差も低減できるので、四輪駆動車の直進時の走行安定性を向上できるという効果がある。勿論、液体送出手段が１つになるので、駆動力伝達装置自体を小規模化できると共にコスト低減を図ることもできるという効果がある。

請求項２記載の駆動力伝達装置によれば、請求項１記載の駆動力伝達装置の奏する効果に加え、合流路と両流通路との間を連通させる第１状態と、合流路と一方の流通路との間を連通させると共に合流路と他方の流通路との間を非連通にする第２状態とに切替手段を切り替える切替制御が制御手段により行われる。よって、一対の流通路の両方に液体を流通させた場合には、一対の出力軸に駆動力が伝達される伝達率を略同等にできるし、一対の流通路の一方のみに液体を流通させた場合には、四輪駆動車が曲がる際の出力軸に伝達される駆動力の差を簡単に発生させることができる。従って、四輪駆動車の直進時の走行安定性を向上できるし、四輪駆動車が曲がるときの走行安定性も向上できるという効果がある。

また、一般的な四輪駆動車では、コーナリングをしている時間の中でも姿勢が乱れる様は限界に近い状態で必要になる為、合流路と一方の流通路との間を連通させると共に合流路と他方の流通路との間を非連通にする第２状態は、１秒以内の短時間で行えば良い。そのため、制御手段によって、切替手段を第２状態に切り替える制御を行った場合には、液体の他の流通路への流れ込みやリーク量などを無視できるレベルなので、切替手段の切替制御が複雑になることを抑制でき、制御手段の制御負担を軽減できるという効果がある。

請求項３記載の駆動力伝達装置によれば、請求項１又は２に記載の駆動力伝達装置の奏する効果に加え、合流路と一対の流通路との間に設けられる中間領域内を開放遮蔽部材が駆動手段により一方向に往復動作されて、合流路と一対の流通路との間がそれぞれ開放または遮蔽される。よって、開放遮蔽部材を一方向に往復させる動作によって、合流路と一対の流通路との間を開放または遮蔽できるので、その構造自体を簡略化できコスト低減を図ることができるという効果がある。

請求項４記載の駆動力伝達装置によれば、請求項１から３のいずれかに記載の駆動力伝達装置の奏する効果に加え、検出手段により検出される合流路を流通する液体の液圧の検出結果に応じて、１の液体送出手段による液体の送出制御と切替手段による連通状態の切替制御とが制御手段により行われる。よって、１の検出手段により一対の出力ユニットの状態を遷移させて出力軸に伝達される駆動力を調整できるので、コスト低減を図ることができるという効果がある。

また、検出手段には、それぞれ製品固有の製品誤差を有しているので、一対の流通路のそれぞれに検出手段を設ける構成では、その検出手段が有する製品誤差を考慮した制御を行わなければならない。しかし、１の検出手段により一対の出力ユニットの状態を遷移させて出力軸に伝達される駆動力を調整できるので、切替制御および送出制御が複雑になることを抑制でき、制御手段の制御負担を軽減できるという効果がある。

請求項５記載の駆動力伝達装置によれば、請求項１から４のいずれかに記載の駆動力伝達装置の奏する効果に加え、一対の流通路は、その経路長さ及び形状がほぼ同形状に形成され、出力ユニットは、垂直方向の高さがほぼ同位置に配置されている。よって、一対の流通路における管路抵抗の影響を低減できるし、液体の垂直方向における圧力水頭差の影響を低減できるという効果がある。

請求項６記載の四輪駆動車によれば、請求項１から５のいずれかに記載の駆動力伝達装置が搭載され、走行状態に応じて前輪および後輪への駆動力の分配制御が行われる。また、四輪駆動車の進行方向を定めるステアリング舵角が舵角取得手段により取得され、その取得されたステアリング舵角が所定値以下である場合には、合流路と両流通路との間を連通させる第１状態に切替手段が切り替えられて、前輪および後輪への駆動力の分配に応じた四輪駆動の制御が四輪制御手段により行われる。即ち、ステアリング舵角が小さく四輪駆動車がほぼ直進している状態では、両流通路に略均等な液圧が供給されるので、一対の出力軸に略均等な駆動力を伝達でき、安定した四輪駆動の直進走行を行うことができるという効果がある。

一方、舵角取得手段により取得されるステアリング舵角が所定値より大きい場合には、設定手段によって、四輪駆動車の走行状態に基づいて推定される横方向への加速度および旋回量とに基づいて入力軸に入力された駆動力に対する一対の出力軸のそれぞれに分配される駆動力が設定され、その設定された駆動力の分配が多い方の出力軸に対応する流通路が連通すると共に、設定手段により設定された駆動力の分配が少ない方の出力軸に対応する流通路が非連通となる第２状態に切替手段が第２状態制御手段により切り替えられる。また、第２状態制御手段により切替手段が第２状態に切り替えられる場合には、その第２状態制御手段により切替手段が切り替えられる前の合流路の液圧と、設定手段により設定された駆動力の分配の差とに基づいて、液圧送出手段により合流路へ送り出される液体の送出量が液圧調整制御手段により調整されるので、駆動力の分配が多い方の出力軸に対応する流通路へ供給される液圧を最適な値に調整できる。即ち、ステアリング舵角が大きく四輪駆動車がコーナリングをしている状態では、一対の出力軸の一方に大きな駆動力が伝達されるので、安定したコーナリング走行を行うことができるという効果がある。

なお、請求項６記載の四輪駆動車によれば、出力ユニットを介して出力軸に伝達される駆動力の調整を１つの液体送出手段により行う構成において、車両がほぼ直進する場合の前輪および後輪への駆動力の分配に基づく制御、及び、コーナリング中の四輪駆動車の車両操安性を向上させる制御を、ステアリング舵角や走行状態により推定されるパラメータに基づいて行うことができ、つまり、フィードフォワード制御を簡単なロジックで達成することができるという効果がある。

以下、本発明の好ましい実施の形態について、添付図面を参照して説明する。まず、図１を参照して、本発明の一実施の形態である駆動力調整機構６０ａ，６０ｂが搭載された四輪駆動車１について説明する。本実施の形態の駆動力調整機構６０ａ，６０ｂは、原動機１０から出力される駆動力を後輪７０ａ，７０ｂにそれぞれ分配するものである。

図１は、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂが搭載された四輪駆動車１を示した概略図である。なお、図１に示す矢印Ｘは、四輪駆動車１の前後方向を示しており、矢印Ｙは、四輪駆動車１の左右方向を示している。

図１に示すように、四輪駆動車１は、内燃機関であり駆動力を発生する原動機１０と、その原動機１０から連結軸９１を介して入力された駆動力を変速部２１により変速して出力するトランスミッション２０と、そのトランスミッション２０から連結軸９２を介して入力された駆動力を前後駆動力分配装置分配部３１により連結軸９６と中央ドライブシャフト９４とに分配する前後駆動力分配装置３０と、その前後駆動力分配装置３０によって連結軸９６に分配された駆動力を前側ドライブシャフト９３ａ，９３ｂに分配する前輪デファレンシャルギヤ部３２と、その前輪デファレンシャルギヤ部３２で前側ドライブシャフト９３ａ，９３ｂに分配された駆動力が伝達されて回転動作する一対の前輪４０ａ，４０ｂと、前後駆動力分配装置３０によって中央ドライブシャフト９４に分配された駆動力が伝達され、その伝達された駆動力を後側ドライブシャフト９５ａ，９５ｂに分配する駆動力分配機構５０と、その駆動力分配機構５０により後側ドライブシャフト９５ａ，９５ｂに分配される駆動力の割合を調整する駆動力調整機構６０ａ，６０ｂと、その駆動力調整機構６０ａ，６０ｂに対してオイルを送り出すオイル供給機構２００と、そのオイル供給機構２００により圧送されたオイルの液圧を検出する圧力検出機構３００と、オイル供給機構２００と駆動力調整機構６０ａ，６０ｂとの間のオイルが流通する流路を切り替える切替機構４００と、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂによって後側ドライブシャフト９５ａ，９５ｂそれぞれに調整された駆動力が伝達されて回転動作する一対の後輪７０ａ，７０ｂと、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂの各種制御を行う制御装置８０とを有して構成されている。なお、駆動力分配機構５０と駆動力調整機構６０ａ，６０ｂとは、ケース６１の内部に回転可能に固定されている。

なお、図１では、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂと切替機構４００との間をそれぞれ連通する一対の流通路４０１ａ，４０１ｂと、オイル供給機構２００と切替機構４００との間を連通する合流路４０２とを模式的に図示している。この駆動力調整機構６０ａ，６０ｂ、オイル供給機構２００、切替機構４００、流通路４０１ａ，４０１ｂ及び合流路４０２の関係については、図６〜図９を用いて後述する。

前輪デファレンシャルギヤ部３２は、連結軸９６から伝達される駆動力を前側ドライブシャフト９３ａ，９３ｂに分配すると共に連結軸９６の回転数を前側ドライブシャフト９３ａ，９３ｂに分配する作動装置である。

駆動力分配機構５０は、中央ドライブシャフト９４と連結される入力ギヤユニット５１と、入力ギヤユニット５１に対して直交する方向（図１矢印Ｙ方向）に配置される出力ギヤユニット５２とを有して構成されている。よって、駆動力分配機構５０は、入力ギヤユニット５１に入力された駆動力を、出力ギヤユニット５２により分配し、駆動力分配機構５０の左右（図１矢印Ｙ方向両側）に配置された駆動力調整機構６０ａ，６０ｂに駆動力を分配するものである。なお、駆動力分配機構５０の詳細な説明は、図３を用いて後述する。

駆動力調整機構６０ａ，６０ｂは、駆動力分配機構５０の左右（図１矢印Ｙ方向）に対称に設置され、出力ギヤユニット５２の両端部にそれぞれ連結されている。なお、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂは、駆動力分配機構５０の右側（図１矢印Ｙ方向右側）が駆動力調整機構６０ａであり、駆動力分配機構５０の左側（図１矢印Ｙ方向左側）が駆動力調整機構６０ｂである。

制御装置８０は、圧力検出機構３００からの入力線８１、オイル供給機構２００への出力線８２及び切替機構４００への出力線８８が接続されるＩ／Ｏポート８３と、主に液圧の情報に基づきオイル供給機構２００及び切替機構４００を制御する圧力制御プログラム８７と、その圧力制御プログラム８７が書き込まれた記憶装置であるＲＯＭ８４と、その圧力制御プログラム８７に基づき演算する演算装置であるＣＰＵ８５と、Ｉ／Ｏポート８３とＲＯＭ８４とＣＰＵ８５とを電気的に接続する接続回路であるバスライン８６とを有して構成されている。なお、本実施の形態では、制御装置８０は、圧力検出機構３００の検出結果に基づき、駆動力調機構６０ａ，６０ｂが作動するために必要なオイルを供給するオイル供給機構２００をフィードバック制御している。

次に、図２を参照して、駆動力調整機構６０ｂ及び駆動力分配機構５０の外観について説明する。図２は、駆動力調整機構６０ｂと駆動力分配機構５０とを拡大して示した側面図である。なお、図２に示す矢印Ｘは、四輪駆動車１の前後方向を示しており、矢印Ｚは、四輪駆動車１の上下方向を示している。

図２に示すように、駆動力調整機構６０ｂの下方（駆動力調整機構６０ｂの図２矢印Ｚ方向下方）には、オイル供給機構２００が配置されている。このオイル供給機構２００は、そのオイル供給機構２００により駆動力調整機構６０ｂに供給されたオイルがその駆動力調整機構６０ｂから自然落下により排出され、再度、オイル供給機構２００に溜まる構成となっている。さらに、後述するが、本実施の形態では、オイル供給機構２００にオイル貯留室２０４（図６参照）が設けられるので、従来のオートマチックトランスミッションやトランスファーケースの例にあるように、オイル貯留室がオイル供給機構２００の下方に配置される場合に比べてオイルを吸い上げて溜める仕事が不要になり、オイルを送り出す効率を向上することができる。

駆動力分配機構５０は、後述するが、ハイポイドギヤを使用して駆動力を分配しているため、駆動力調整機構６０ｂの回転軸心Ｐと駆動力分配機構５０の回転軸心Ｔの延長線とは、交わらない構成となっている。

また、駆動力調整機構６０ｂは、カバー６１のうちサイドカバー６６ｂにより覆われており、略円筒形に形成されている。そして、図示しないが、駆動力調整機構６０ａを覆うサイドカバー６６ａも略円筒形に形成されている。よって、サイドカバー６６ａ，６６ｂは、略同一形状に形成されているので共通部品化することができ、部品点数を削減しコスト低減を図ることができる。

さらに、サイドカバー６６ｂには、電動モータ２０１（図６参照）を覆うモータカバー６８が一体成形されている。このモータカバー６８は、両側に開口を有する略筒状に形成されているので、サイドカバー６６ｂが駆動力調整機構６０ｂを覆った状態で、電動モータ２０１を取り外すことができ、メンテナンスの作業性が向上する。また、四輪駆動車１の走行中にモータカバー６８内に泥や水などが入ったとしても、開口から排出されるし、必要ならば、簡単に泥や水を取り出すこともできる。

ここで、駆動力調整機構６０ｂは、四輪駆動車１の下部に位置するので、地面との距離の観点から上下方向（図２矢印Ｚ方向）の厚みを極力小さくすることが好ましい。そこで、本実施の形態では、オイル供給機構２００を駆動力調整機構６０ｂに一体的に取り付け、且つ、オイル供給機構２００の軸心Ｑ方向が駆動力調整機構６０ｂの回転軸心Ｐ方向と略並行となる位置に配置し、更に、オイル供給機構２００を駆動力調整機構６０ｂの回転軸心Ｐの真下（回転軸心Ｐを通る矢印Ｚ方向下方）ではなく若干外れた位置に設け、駆動力調整機構６０ｂの上下方向の厚みが極端に大きくなることを抑制している。

次に、図３から図５を参照して、駆動力分配機構５０及び駆動力調整機構６０ａの詳細な構成について説明する。

まず、図３を参照して、駆動力分配機構５０の構成と、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂの構成との概略を説明する。図３は、図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線における駆動力分配機構５０と駆動力調整機構６０ａ，６０ｂとの断面図である。なお、図３においては、断面線を省略して図示してある。また、図３において、矢印Ｘは、四輪駆動車１の前後方向であり駆動力分配機構５０の回転軸心Ｔ方向を示しており、矢印Ｙは、四輪駆動車１の左右方向であり駆動力調整機構６０ａ，６０ｂの回転軸心Ｐ方向を示しており、矢印Ｚは、四輪駆動車１の上下方向を示している。

まず、駆動力分配機構５０について説明する。上述したように、駆動力分配機構５０は、中央ドライブシャフト９４（図１参照）により伝達される駆動力の向きを変え、その駆動力を、四輪駆動車１の左右（図３矢印Ｙ方向）それぞれに配置されている駆動力調整機構６０ａ，６０ｂに分配するものである。

図３に示すように、駆動力分配機構５０は、中央ドライブシャフト９４により伝達された駆動力が入力される入力ギヤユニット５１と、その入力ギヤユニット５１に対して直交する方向（図３矢印Ｙ方向）に配置され、入力ギヤユニット５１に入力された駆動力を出力する出力ギヤユニット５２とを有して構成されている。

入力ギヤユニット５１は、入力ギヤユニット５１が有するハイポイドギヤ５３に出力ギヤユニット５２が有するハイポイドギヤ５４が嵌合されることで出力ギヤユニット５２に連結され、中央ドライブシャフト９４により伝達された駆動力を出力ギヤユニット５２へ伝達するものである。

出力ギヤユニット５２は、出力ギヤユニット５２の両端部に形成される出力シャフトスプライン部５５に、出力ギヤユニット５２の左右（図３矢印Ｙ方向両側）に配置されているハブ嵌合部１０３ａ，１０３ｂが嵌合されることで、入力ギヤユニット５１から伝達された駆動力を駆動力調整機構６０ａ，６０ｂに分配するものである。

よって、駆動力分配機構５０は、ハイポイドギア５３，５４により入力ギヤユニット５１と出力ギアユニット５２とが連結され、出力シャフトスプライン部５５及びハブ嵌合部１０３ａ，１０３ｂにより出力ギアユニット５２と駆動力調整機構６０ａ，６０ｂとが連結されるので、中央ドライブシャフト９４により入力ギヤユニット５１に入力された駆動力を出力ギヤユニット５２の左右に配置されている駆動力調整機構６０ａ，６０ｂに分配することができる。

なお、入力ギヤユニット５１と出力ギヤユニット５２とは、ベアリングＢ１を介してケース６１に回転可能に固定されている。よって、入力ギヤユニット５１に入力された駆動力は、入力ギヤユニット５１とケース６１との摺動抵抗、及び、出力ギヤユニット５２とケース６１との摺動抵抗による大きな損失を受けることなく出力ギヤユニット５２へ伝達することができる。

次に、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂの構成の概略について説明する。駆動力調整機構６０ａ，６０ｂは、駆動力分配機構５０の出力ギヤユニット５２により入力される駆動力が伝達される割合を調整する接続機構１０１ａ，１０１ｂと、その接続機構１０１ａ，１０１ｂに与える押圧力を増幅するカム機構１３１ａ，１３１ｂと、そのカム機構１３１ａ，１３１ｂに押圧力を与えるピストン機構１５１ａ，１５１ｂと、カム機構１３１ａ，１３１ｂにピストン機構１５１ａ，１５１ｂとは逆の付勢力を与えるリリース機構１７１ａ，１７１ｂとを有して構成されている。

また、駆動力分配機構５０及び駆動力調整機構６０ａ，６０ｂは、ケース６１により覆われており、そのケース６１は、駆動力分配機構５０を覆うセンターカバー６５と、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂを覆うサイドカバー６６ａ，６６ｂと、センターカバー６５とサイドカバー６６ｂとの間に位置するリテーナカバー６７とで構成されている。このセンターカバー６５、サイドカバー６６ａ，６６ｂ及びリテーナカバー６７により、駆動力分配機構５０及び駆動力調整機構６０ａ，６０ｂが一体的に覆われている。つまり、ケース６１は、４つのカバー６５，６６ａ，６６ｂ，６７から構成されている。

ここで、駆動力分配機構５０、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂ及びケース６１の組み付け手順について簡単に説明する。まず、センターカバー６５内で、入力ギアユニット５１と出力ギアユニット５２とを組み付け（ハイポイドギア５３，５４とを組み付け）、各ギア５３，５４の歯当りやベアリングＢ１のプリロード調整などを行う。そして、出力ギアユニット５２の一方の端部に駆動力調機構６０ａを取り付ける一方、出力ギアユニットの他方の端部にリテーナカバー６７を仮止めすると共に駆動力調整機構６０ｂを取り付ける。その後、オイル供給機構２００（図２参照）をセンターカバー６５及びリテーナカバー６７に取り付ける。そして、駆動力調整機構６０ａを覆うようにサイドカバー６６ａをセンターカバー６５に取り付けると共に、駆動力調整機構６０ｂを覆うように、サイドカバー６６ａ及びリテーナカバー６７をセンターカバー６５に共締めして、駆動力分配機構５０、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂ及びケース６１の組み立てが行われる。

以上の通り、センターカバー６５は、駆動力調整機構６０ｂ側であって、ハイポイドギア５４が配置された側の側面が、リテーナカバー６７を取り外すことにって開放可能に構成されている。よって、センターカバー６５内で入力ギアユニット５１と出力ギアユニット５２とを組み付け、各ギア５３，５４の歯当り調整を行う場合に、その調整がし易く作業を効率良く行うことができる。

次に、図４及び図５を参照して、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂのうち駆動力調整機構６０ａについて説明する。なお、図４及び図５の説明においては、駆動力調整機構６０ａについて説明し、駆動力調整機構６０ｂは、駆動力調整機構６０ａと同様に構成されているため、その詳細な説明は省略する。

図４は、図３のＡ部分を拡大した断面図であり、駆動力調整機構６０ａの一部とケース６１（センターカバー６５とサイドカバー６６ａ）の一部とを示している。図５は、カム機構１３１ａの概略を示した図であり、（ａ）は、カム機構１３１ａの側面図であり、（ｂ）は、図５（ａ）のＶｂ−Ｖｂ線におけるカム機構１３１ａの断面図である。

また、図４に示す矢印Ｘは、四輪駆動車１の前後方向であり駆動力分配機構５０の回転軸心Ｔ方向を示しており、矢印Ｙは、四輪駆動車１の左右方向であり駆動力調整機構６０ａの回転軸心Ｐ方向を示しており、図５に示す矢印Ｒは、駆動力調整機構６０ａの回転軸心Ｐを中心とする円周方向（図２紙面垂直方向）を示している。

まず、駆動力調整機構６０ａの接続機構１０１ａ（図３参照）について詳細に説明する。図４に示すように、接続機構１０１ａは、出力ギヤユニット５２から伝達される駆動力が入力されるハブ部１０２ａと、そのハブ部１０２ａに連結される略円筒形状のクラッチドラム部１０５ａと、そのクラッチドラム部１０５ａの内側（回転軸心Ｐに向かう方向）に連結される複数のドライブプレート１０６ａ（本実施の形態では７個）と、その複数のドライブプレート１０６ａの間に交互に一枚ずつ配置される複数のドリブンプレート１０７ａ（本実施の形態では７個）と、そのドリブンプレート１０７ａ及びドライブプレート１０６ａに隣接して配置され、駆動力調整機構６０ａの回転軸心Ｐ方向に並列される各プレート１０６ａ，１０７ａの最も外側（矢印Ｙ方向右側）に位置するクラッチリテーナ１０８ａとを有して構成されている。

ハブ部１０２ａは、略環状に形成された部材であり、出力ギアユニット５２に嵌合し略筒状に形成された筒状部１０２ａ１と、クラッチドラム部１０５と連結される皿状に形成された皿状部１０２ａ２とを有して構成されている。筒状部１０２ａ１の内側面の一部には、ハブ嵌合部１０３ａが形成されており、そのハブ嵌合部１０３ａと出力ギアユニット５２の出力シャフトスプライン部５５とによりスプライン継ぎ手が形成される。

また、皿状部１０２ａ２の外側面（最大径部）には、円周方向に所定間隔をあけて略台形状の複数のハブ突起部１０４ａが形成されており、クラッチドラム部１０５ａの内側面には、円周方向に所定間隔をあけて略台形状の複数のドラム溝部１０９ａが形成されている。即ち、ハブ突起部１０４ａ及びドラム溝部１０９ａは、略台形状の凸部と凹部とが円周方向に連続して形成されている。そして、複数のハブ突起部１０４ａと、複数のドラム溝部１０９ａとによりスプライン継ぎ手が形成される。よって、ハブ部１０２ａは、出力シャフトスプライン部５５から伝達された駆動力をクラッチドラム部１０５ａに伝達することができる。

上述したように、本実施の形態では、ハブ部１０２ａとクラッチドラム部１０５ａとを別体に構成し、出力シャフトスプライン部５５から伝達された駆動力をハブ部１２０ａを介してクラッチドラム部１０５ａに伝達している。ハブ部１０２ａは、筒状部１０２ａ１と皿状部１０２ａ２とにより略円錐体状に形成さており、筒状部１０２ａ１の径が特に小さくなるので、出力シャフトスプライン部５５からの駆動力を伝達するために高い材料強度が必要となる一方、クラッチドラム部１０５ａは、筒状部１０２ａ１より大きな径となり円筒状に形成されているので、ハブ部１０２ａ程の高い材料強度を必要としない。また、ハブ部１０２ａとクラッチドラム部１０５ａとを一体で製作する場合には、その構造が複雑になり製作が困難となる。そのため、本実施の形態では、ハブ部１０２ａとクラッチドラム部１０５ａとを別体に構成し、全てを高い材料強度を有する材料で製作せずにコスト低減を図り、且つ、複雑な製作を必要とせずに製作性の向上を図っている。

また、ハブ部１０２ａは、クラッチドラム部１０５ａに内嵌されるスナップリングＳ３ａにより、クラッチドラム部１０５ａに対して駆動力調整機構６０ａの回転軸心Ｐ方向左側（図４矢印Ｙ方向左側）への動きが規制されている。

クラッチリテーナ１０８ａは、略円板形状の板であり、ハブ部１０２ａと同様に、クラッチリテーナ１０８ａの外縁に形成される略台形形状の複数のクラッチリテーナ突起部１１５ａと、クラッチドラム部１０５ａの内側面に形成される略台形状の複数のドラム溝部１０９ａとによりスプライン継ぎ手が形成されており、クラッチドラム部１０５ａに内嵌されている。また、クラッチリテーナ１０８ａは、クラッチドラム部１０５ａに内嵌されるスナップリングＳ１ａによりクラッチドラム部１０５ａに対して駆動力調整機構６０ａの回転軸心Ｐ方向右側（図４矢印Ｙ方向右側）への動きが規制されている。

以上のことから、クラッチドラム部１０５ａには、駆動力調整機構６０ａの回転軸心Ｐ方向右側（図４矢印Ｙ方向右側）からハブ部１０２ａに作用する力がスナップリングＳ３ａを介して作用すると共に、駆動力調整機構６０ａの回転軸心Ｐ方向左側（図４矢印Ｙ方向左側）からクラッチリテーナ１０８ａに作用する力がスナップリングＳ１ａを介して作用する。よって、クラッチドラム部１０５ａは、ハブ部１０２ａと、クラッチリテーナ１０８ａとに作用する２つの力を受けることができる。後述するが、本実施の形態では、ハブ部１０２ａとクラッチリテーナ１０８ａとに作用する２つの力とは、カム機構１３１（図３参照）が発生する押圧力とその反力のことを意味している。

ドライブプレート１０６ａは、略円板形状の板であり、ハブ部１０２ａと同様に、ドライブプレート１０６ａの外縁に形成される略台形形状の複数のドライブプレート突起部１１０ａと、クラッチドラム部１０５ａの内側面に形成される略台形状の複数のドラム溝部１０９ａとによりスプライン継ぎ手が形成されており、クラッチドラム部１０５ａに内嵌されている。

ドリブンプレート１０７ａは、略円板形状の板であり、ドリブンプレート１０７ａの内側面に形成されるドリブンプレート突起部１１１ａと、シャフト１１３ａの一部に成型されるプレートスプライン軸部１１２ａとによりスプライン継ぎ手が形成され、シャフト１１３ａに外嵌されている。

なお、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとは、後述するカム機構１３１ａのメインカム１３２ａからの押圧力を受けることで、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの微小な隙間を詰めながらクラッチリテーナ１０８ａに動きを規制されるまで、駆動力調整機構６０ａの回転軸心Ｐ方向右側（図４矢印Ｙ方向右側）に動作可能に構成されている。

よって、後述するカム機構１３１ａのメインカム１３２ａからの押圧力をドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとが受けてドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの隙間が詰められると、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの間に摩擦力が発生する。そのドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの間に発生する摩擦力は、カム機構１３１ａのメインカム１３２ａからの押圧力に応じて増加され、その押圧力に応じた駆動力がドライブプレート１０６ａからドリブンプレート１０７ａへと伝達される。その結果、クラッチドラム部１０５ａからシャフト１１３ａへ伝達される駆動力の割合が調整される。

また、センターカバー６５のセンター保持部６９ａとハブ部１０２ａとの間には、オイルシール１２１ａが配設されている。一方、ハブ部１０２ａとシャフト１１３ａとの間には、ハブ部１０２ａに形成された凹状の溝１０２ａ３内にゴム状のＸリング１２０ａが嵌め込まれている。なお、図示は省略するが、リテーナカバー６５のリテーナ保持部６９ｂとハブ部１０２ａとの間にも同様にオイルシール１２１ｂが配設されている。

ここで、上述したように、ハブ部１０２ａは、原動機１０からの駆動力が伝達されている間は回転駆動するので、固定されたセンターカバー６５に対して差動が多く生じる一方、原動機１０からの回転に対しタイヤ７０ａ側の滑りが発生した時のみ、タイヤ７０ａと連結されている（アウトプット）シャフト１１３ａとハブ部１０２ａとの間に差動が少し生じる。即ち、通常の走行中であれば、ハブ部１０２ａとセンターカバー６５との間には常に差動が生じ、ハブ部１０２ａとシャフト１１３ａとの間には、トルク配分の制御が行われた場合にのみ少しの差動が生じることになる。故に、本実施形態では、ハブ部１０２ａとセンターカバー６５との差動が多く生じる部分にはオイルシール１２１ａを配置し、ハブ部１０２ａとシャフト１１３ａとの差動が少ない部分にはＸリング１２０ａを配置する構成になっている。

また、オイルシール１２１ａとＸリング１２０ａとによって、サイドカバー６６ａにより覆われる空間（サイド空間）と、センターカバー６５により覆われる空間（センター空間）とを遮蔽することができる。よって、サイドカバー６６ａにより覆われ駆動力調整機構６０ａを潤滑される潤滑油と、センターカバー６５により覆われピニオンギア５３，５４を潤滑する潤滑油とを異なる種類とすることができ、駆動力調整機構６０ａ及びピニオンギア５３，５４に適した潤滑油を使用することができる。

なお、ハブ部１０２ａとシャフト１１３ａとの間にＸリング１２０ａを配置するものとしたが、ハブ１０２ａとシャフト１１３ａとの間は差動が発生しないので、ハブ１０２ａとシャフト１１３ａとの間に、Ｘリングに代えてＯリングを配置するものとしても良く、サイドカバー６６ａにより覆われる空間とセンターカバー６５により覆われる空間とを遮蔽できるものであれば、その形状および素材は限定されない。また、ハブ部１０２ａとシャフト１１３ａとの間にＸリング１２０ａを配置するものとしたが、ハブ部１０２ａと出力ギアユニット５２の外周面との間にＸ又はＯリングなどを配置する構成としても良い。この構成であれば、ハブ部１０２ａと出力ギアユニット５２との差動は全く無いので、Ｘ又はＯリングの損傷を抑えることができる。

次に、駆動力調整機構６０ａのカム機構１３１ａ（図３参照）について詳細に説明する。カム機構１３１ａは、クラッチドラム部１０５ａから伝達される駆動力を利用した増幅機構であり、駆動力調整機構６０ａの回転軸芯Ｐ方向（図４矢印Ｙ方向）においてクラッチリテーナ１０８ａと対向する位置に配置されている。

また、カム機構１３１ａは、後述するピストン機構１５１ａにより押圧される押し圧部材１４０ａと、その押し圧部材１４０ａに押圧される複数（本実施の形態では２枚）のプライマリードライブプレート１３５ａと、そのプライマリードライブプレート１３５ａの間に配置されるプライマリードリブンプレート１３６ａと、そのプライマリードリブンプレート１３６ａに連結されるプライマリーカム１３３ａと、シャフト１１３ａに連結されるメインカム１３２ａと、プライマリーカム１３３ａとメインカム１３２ａとに狭持される複数（本実施の形態では６個）のボール１３４ａと、プライマリーカム１３３ａに隣接するベアリングＢ２ａとを有して構成されている。

プライマリードライブプレート１３５ａは、略円板形状の板であり、ハブ部１０２ａと同様に、プライマリードライブプレート１３５ａの外縁に形成される略台形状の複数のプライマリードライブプレート突起部１３７ａと、クラッチドラム部１０５ａの内側面に形成される略台形状の複数のドラム溝部１０９ａとによりスプライン継ぎ手が形成され、クラッチドラム部１０５ａに内嵌されている。

なお、上述したように、ドライブプレート突起部１１０ａ、クラッチリテーナ突起部１１５ａは、バブ部１０２ａのハブ突起部１０４ａと同形状に形成されており、更に、プライマリードライブプレート突起部１３７ａもハブ突起部１０４ａと同形状に形成される。よって、ドライブプレート突起部１１０ａ、クラッチリテーナ突起部１１５ａ及びプライマリードライブプレート突起部１３７ａが内嵌されるドラム溝部１０９ａも、ハブ突起部１０４ａが内嵌されるドラム溝部１０９ａと同形状になる。よって、クラッチドラム部１０５ａに形成されるドラム溝部１０９ａを同一形状に製作でき諸元を統一できるので、クラッチドラム部１０５ａの製作が複雑にならず、製作効率をより向上することができる。

プライマリードリブンプレート１３６ａは、略円板形状の板であり、プライマリードリブンプレート１３６ａの内側面に形成されるプライマリードリブンプレート突起部１３８ａと、プライマリーカム突起部１３９ａとによりスプライン継ぎ手が形成され、プライマリーカム１３３ａに外嵌されている。

よって、プライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａは、後述するピストン機構１５１ａからの押圧力を受けることでプライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとの微小な隙間を詰めながら駆動力調整機構６０ａの回転軸心Ｐの軸心方向右側（図４矢印Ｙ方向右側）に動作可能に構成されている。また、プライマリードライブプレート１３５ａは、クラッチドラム部１０５ａに内嵌されるスナップリングＳ２ａにより、クラッチドラム部１０５ａに対して駆動力調整機構６０ａの回転軸心Ｐの軸心方向右側（図４矢印Ｙ方向右側）への動きが規制されている。

このように、後述するピストン機構１５１ａからの押圧力をプライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとが受けて、プライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとの隙間が詰まると、プライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとの間に摩擦力が発生する。

そのプライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとの間に発生する摩擦力は、ピストン機構１５１ａからの押圧力に応じて増加され、その押圧力に応じた駆動力がプライマリードライブプレート１３５ａからプライマリードリブンプレート１３６ａへと伝達される。その結果、プライマリーカム１３３ａへ伝達される駆動力の割合が調整される。

また、プライマリーカム１３３ａのメインカム１３２ａに対向する面には、プライマリーカム溝部１４１ａが形成されており、メインカム１３２ａのプライマリーカム１３３ａに対向する面には、メインカム溝部１４２ａが形成されている。このプライマリーカム溝１４１ａとメインカム溝１４２ａとの間に、ボール１３４ａが挟持されている。

ここで、図５を参照して、プライマリーカム１３３ａとメインカム１３２ａとボール１３４ａとの詳細な構成及び動作について説明する。なお、図５（ａ）は、図４の左側（図４矢印Ｙ方向左側）から右側（図４矢印Ｙ方向右側）を見た状態が図示されている。

図５（ａ）に示すように、プライマリーカム１３３ａは、略環状の部材であり、メインカム１３２ａと対向する面（図５（ａ）に示すプライマリーカム１３３ａにおいて紙面垂直方向奧側の面）に環状のプライマリーカム溝部１４１ａが形成されている。また、プライマリーカム１３３ａの外周面には、プライマリーカム突起部１３９ａが形成されており、このプライマリーカム突起部１３９ａとプライマリードリブンプレート１３６ａ(図４参照)のプライマリードリブンプレート突起部１３８ａとによりスプライン継ぎ手が形成される。

また、メインカム１３２ａは、略環状の部材であり、プライマリーカム１３３ａと対向する面（図５（ａ）に示すメインカム１３２ａにおいて紙面垂直方向視手前側の面）に環状のメインカム溝部１４２ａが形成されている。メインカム１３２ａの内周面には、メインカム突起部１４４ａが形成されており、そのメインカム突起部１４４ａとシャフト１１３ａ（図４参照）に形成されるカムスプライン軸部１４３ａ（図４参照）とによりスプライン継ぎ手が形成される。

また、図５（ａ）に示すように、プライマリーカム溝部１４１ａとメインカム溝部１４２ａとは、同形状に形成されており、そのプライマリーカム溝部１４１ａとメインカム溝部１４２ａとの間にボール１３４ａが複数個（本実施の形態では６個）収容されている。

次に、図５（ｂ）を参照して、プライマリーカム１３３ａに駆動力が伝達された時のメインカム１３２ａと、プライマリーカム１３３ａと、ボール１３４ａとのそれぞれの動作について説明する。図５（ｂ）に示すように、メインカム溝部１４２ａとプライマリーカム溝部１４１ａとは、溝部の深さが円周方向（図５（ｂ）矢印Ｒ方向）に緩やかに変化している。

また、図５（ｂ）において、プライマリーカム１３３ａの実線で示されている状態が、プライマリーカム１３３ａにクラッチドラム部１０５ａからの駆動力が伝達されていない時の位置であり、ボール１３４ａは、プライマリーカム溝部１４１ａとメインカム溝部１４２ａとの深い部分に収容されている。

なお、後述するリリース機構１７１ａの説明のため、この位置を基準位置と称す。また、プライマリーカム１３３ａが基準位置にある場合のメインカム１３２ａとの距離は、駆動力調整機構６０ａの回転軸心Ｐ方向（図５（ｂ）矢印Ｙ方向）において幅Ｌ１となる。

図５（ｂ）において、プライマリーカム１３３ａの破線で示されている状態が、プライマリーカム１３３ａにクラッチドラム部１０５ａからの駆動力が伝達された時の位置であり、プライマリーカム１３３ａがメインカム１３２ａに対して円周方向（図５（ｂ）矢印Ｒ方向右側）に移動している。この状態では、ボール１３４ａは、プライマリーカム１３３ａへ駆動力が伝達されていない時（実線で示した状態、基準位置）に比べて浅い部分に収容されている。

なお、後述するリリース機構１７１ａの説明のため、この位置を作動位置と称す。また、プライマリーカム１３３ａが作動位置にある場合のメインカム１３２ａとの距離は、駆動力調整機構６０ａの回転軸心Ｐ方向（図５（ｂ）矢印Ｙ方向）において幅Ｌ２となる。

図５（ｂ）に示すように、プライマリーカム１３３ａとメインカム１３２ａとの幅は、幅Ｌ１に比べて幅L２の方が広くなっている。これは、プライマリーカム１３３ａに伝達される駆動力により、プライマリーカム１３３ａがメインカム１３２ａに対して駆動力調整機構６０ａの回転軸心Ｐを中心に回転した場合に、ボール１３４ａが各溝部１４１ａ，１４２ａの深さが浅い部分まで転がり、プライマリーカム１３３ａとメインカム１３２ａとの幅が広がるからである。その結果、プライマリーカム１３３ａとメインカム１３２ａとの間に、押圧力とその押圧力に対する反力とが発生する。また、その押圧力は、ピストン機構１５１ａにより発生される押圧力の数十倍（本実施の形態では略２０倍）に増幅されている。

このように、カム機構１３１ａ（図３参照）は、ピストン機構１５１ａ（図３参照）によって発生された押圧力を簡単な構成で増幅できる。よって、ピストン機構１５１ａは小さな押圧力を発生するだけで、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとを押しつける大きな押圧力が得られる。

また、ピストン機構１５１ａの押圧力は、カム機構１３１ａによって増幅されるので、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとを押しつけている力の略２０分の１でよい。すなわち、カム機構１３１ａを省略してピストン機構１５１ａにて直接ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとを押さえつける場合に比べて、オイルポンプ２０２により発生すべき圧力値を小さく設定することができる。

よって、オイルポンプ２０２を駆動させる電動モータ２０１を小型化でき、駆動力調整機構６０ａ（図３参照）の軽量化を図ることができる。さらに、電動モータ２０１の消費電力を押さえることができるので車載された発電装置（図示せず）を小型化でき、四輪駆動車１の軽量化を図ることができる。また、電動モータ２０１（図６参照）の消費電力が小さくなるので、その消費電力より大きな消費電力となるモータを電動モータ２０１を用いることができ、それにより、モータの選択肢が増える。その結果、流通量が多く価格が低いモータを選択することも可能となりコスト削減を図ることができる。

また、カム機構１３１ａは、クラッチドラム部１０５ａ（図４参照）とシャフト１１３ａ（図４参照）との回転速度差によって接続機構１０１ａ（図３参照）を押しつける方向（図３矢印Ｙ方向）に広がる。即ち、クラッチドラム部１０５ａとシャフト１１３ａとの回転速度差が大きいほど、カム機構１３１ａが接続機構１０１ａに向かって広がる速度が速くなる。

よって、クラッチドラム部１０５ａとシャフト１１３ａとの回転速度差を大きく設定すれば、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの隙間を広く設定したとしても、駆動力調整機構６０ａの応答性を損なうことがない。従って、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの隙間を広く設定して引きずりを低減させつつ駆動力調整機構６０ａの応答性を確保することができる。

また、カム機構１３１ａを介してドライブプレート１０６ａ（図４参照）とドリブンプレート１０７ａ（図４参照）との隙間を詰めているので、ピストン機構１５１ａ（図３参照）は、プライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとの隙間のみを詰めれば良い。よって、ピストン機構１５１ａに対してオイル供給機構２００（図２参照）から送り出されるオイル量が少なくてもクラッチドラム１０５ａからの駆動力をシャフト１１３ａに伝えることができる。従って、オイル供給機構２００に設けられるオイルポンプ２０２（図６参照）を小型化することができるので、駆動力調整機構６０ａの軽量化を図ることができる。

ここで、図４を参照しつつ、カム機構１３１ａが発生する押圧力とその反力の伝わり方について説明する。本実施の形態では、プライマリーカム１３３ａと、メインカム１３２ａと、ボール１３４ａとにより発生する押圧力は、複数のドライブプレート１０６ａと、複数のドリブンプレート１０７ａと、クラッチリテーナ１０８ａと、スナップリングＳ１ａとを介してクラッチドラム部１０５ａに伝達される。また、プライマリーカム１３３ａと、メインカム１３２ａと、ボール１３４ａにより発生される押圧力の反力は、ベアリングＢ２ａと、ハブ部１０２ａと、スナップリングＳ３ａとを介してクラッチドラム部１０５ａに伝達される。即ち、カム機構１３１ａが発生する押圧力と、その反力とは、接続機構１０１ａの構成部材によって伝達されクラッチドラム部１０５ａに作用する。

よって、カム機構１３１ａが発生する押圧力とその反力とは、クラッチドラム部１０５ａに伝わりケース６１やピストン機構１５１ａなどには伝わらない。従って、カム機構１３１ａが発生する押圧力とその反力とに基づく駆動力調整機構６０ａの強度を確保する場合には、接続機構１０１ａとカム機構１３１ａとに対して強度の確保を行えばよく、ケース６１やピストン機構１５１ａ又はベアリングＢ３ａなどに対してスラスト力（図４矢印Ｙ方向の力）に対する強度確保は必要ない。その結果、強度確保の対象となる部材が少なくなるので、ピストン機構１５１ａ又はベアリングＢ３ａの小型化やケース６１の薄肉化が可能となり、駆動力調整機構６０ａの軽量化及びコスト削減を図ることができる。

ここで、引きずりについて説明する。引きずりとは、メインカム１３２ａが押圧力を発生しておらず、且つ、メインカム１３２ａが作動位置から基準位置に戻りきってないときに発生する現象である。具体的には、ドライブプレート１０６ａと、ドリブンプレート１０７ａとの間に介在するオイルによって、ドリブンプレート１０７ａがドライブプレート１０６ａに張り付き、ドリブンプレート１０７ａがドライブプレート１０６ａに引きずられて回転する現象のことである。また、引きずりは、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの回転により軸方向へ動きが変動し、接触することでも発生する。

リリース機構１７１ａは、皿ばねであり、メインカム１３２ａが基準位置に向かって移動するようにメインカム１３２ａを、ドライブプレート１０６ａ及びドリブンプレート１０７ａ、クラッチリテーナ１０８ａから離間する方向に（図４矢印Ｙ方向左側）に付勢しており、複数のドライブプレート１０６ａと、複数のドリブンプレート１０７ａとの引きずりを低減させるものである。また、リリース機構１７１ａは、略環状の弾性部材であり、図４に示すように、メインカム１３２ａと、プレートスプライン軸部１１２ａとの間に狭持固定されている。よって、メインカム１３２ａが、ドライブプレート１０６ａ及びドリブンプレート１０７ａ、クラッチリテーナ１０８ａ側（図４矢印Ｙ方向右側）に移動すると、ドライブプレート１０６ａ及びドリブンプレート１０７ａ、クラッチリテーナ１０８ａから離間する方向（図４矢印Ｙ方向左側）への付勢力が発生する。

また、リリース機構１７１ａは、メインカム１３２ａとドライブプレート１０６ａとに働くオイルの粘着力と、メインカム１３２ａの内周面に形成されるメインカム突起部１４４ａとシャフト１１３ａに形成されるカムスプライン軸部１４３ａとの摩擦力と、ボール１３４ａの転がり抵抗力とプライマリードライブプレート１３５ａ及びプライマリードリブンプレートの引きずりにより発生されるメインカム１３２ａの反力とをあわせた力を上回る付勢力を発生するように構成されている。

つまり、リリース機構１７１ａには、上記複数の力より大きな付勢力を発生するばね定数や初期荷重が設定されている。その結果、カム機構１３１からの押圧力の供給がなくなると、リリース機構１７１ａの付勢力によりメインカム１３２ａは作動位置から基準位置に向かって移動し、ドライブプレート１０６ａとメインカム１３２ａとの引きずりを低減することができる。従って、引きずりによって余分な駆動力がクラッチドラム部１０５ａからシャフト１１３ａに伝達されることを低減することができる。

上述したように、本実施の形態では、プライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとは、後述するピストン機構１５１ａにより発生される押圧力によって摩擦力が発生する。そのプライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとの間に発生する摩擦力によってクラッチドラム部１０５ａから伝達される駆動力をカム機構１３１ａにより増幅し、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの間に摩擦力を発生させる構成となっている。即ち、ピストン機構１５１ａの押圧力によって、各プレート１３５ａ，１３６ａ，１０６ａ，１０７ａとの間に摩擦力を発生させることができる。

また、ピストン機構１５１ａは、ピストン室１５４ａ内に発生する圧力の上昇によってピストン本体１５３ａをプライマリードライブプレート１３５ａ及びプライマリードリブンプレート１３６ａの方向（図４矢印Ｙ方向）に移動して押圧力を発生する為、プライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとの間に隙間を設定して引きずりを低減させることができる。

これに対し、電磁力により押圧力を発生させ各プレート１３５ａ，１３６ａ，１０６ａ，１０７ａとの間に摩擦力を発生させる方法があるが、この方法は、電磁力を発生させるためにコイルを通電し、アーマチャと呼ばれる部材の内部に磁束を発生させ、そのアーマチャをコイルが引きつけることで、押圧力を発生させることができる。即ち、アーマチャとコイルとの間に複数のプレート（本実施の形態では、プライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとを示す。）を配置し、アーマチャをコイルがひきつける力を複数のプレートの押圧力とし、その押圧力によりプレートとプレートとの間に摩擦力を発生させる構成となる。

この電磁力により押圧力を発生させる方法は、オイルの液圧を使用しないため、オイルの粘度の影響を受けにくい特徴があるが、その代わりに、アーマチャとコイルの間には磁束を通す必要がある。そのため、電磁力を使って押圧力を発生する方法は、磁束を通す部材（主に鉄）のみを用いて複数のプレートを構成しなければならない。

また、磁束を強く安定させるために、上述した複数のプレート（本実施の形態では、プライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとを示す。）とアーマチャとは常時接触させておく必要がある。その結果、プレートの引きずりが発生しその引きずりによってカム機構１３２ａはスラスト力（図４矢印Ｙ方向の力）を発生する。それにより、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの隙間が詰まりさらに引きずりが発生する。そのため、リリース機構１７１ａには、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの隙間を詰めないように、そのスラスト力分の押圧力に勝るばね定数や初期荷重を設定する必要があり、リリース機構１７１ａが大型化する。

しかし、本実施の形態では、ピストン機構１５１ａの押圧力によって摩擦力を発生させる構成であるので、磁束を通す部材でプレートを構成しなくても良い。よって、透磁性のない材料（金属以外の材料）を使うことができる。そこで、本実施の形態では、プライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａ、及び、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａは、透磁性のないペーパー材を用いて構成されている。

このペーパー材は、金属材料を使った部材に比べて耐ジャダー性が良好な材料であるので、各プレート１３５ａ，１３６ａ及び１０６ａ，１０７ａの摩擦面に金属材料を使ったプレートを使用する場合に対して、耐ジャダー性向上を目的とするプレートの表面形状の最適化や、プレートの表面処理による摩擦特性の安定化などの特殊加工や、摩擦特性を改善するための特殊オイルの使用などを行う必要がなくなる。その結果、プレートの表面形状の最適化や、プレートの表面処理による摩擦特性の安定化などの特殊加工を行うことによる製作工程の追加や、オイルに添加剤を追加しなくてよいので、製作工程におけるコスト削減を図れると共にランニングコスト削減を図ることができる。

また、磁束により押圧力を発生しないので、磁束を強く安定させる必要がなく、複数のプレート（本実施の形態では、プライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとを示す。）の間に隙間を持たせることができる。よって、プライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとの引きずりにより、カム機構１３２ａがスラスト力を発生させドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの隙間が詰まることがないので、スラスト力分の押圧力に勝るばね定数や初期荷重を設定する必要がなく、リリース機構１７１ａが大型化することを防止することができる。

また、電磁力を使って発生される押圧力と、オイルの液圧により発生される押圧力および駆動力によって増幅される押圧力とを混在しないので、プレートの材料の統一やオイル室の１室化及び同種オイルの使用が可能となり、コスト削減、部品管理工数削減および組み立て工数削減を図ることができる。

以上のように、本実施の形態では、オイルの液圧により発生される押圧力、及び、駆動力によって増幅される押圧力を用いるので、電磁力を使って発生される押圧力を用いる場合に比べて、プレートの材料の選択範囲が広くなり、耐ジャダー性が良好なペーパー材を選択し、プレートの表面形状の最適化のための特殊加工や摩擦特性を改善する為の特殊オイルの使用の必要性がなくなる。さらに、引きずりが発生しづらいので小さな駆動力を伝達する場合の駆動力の制御精度を向上させることができる。

次に、ピストン機構１５１ａ（図３参照）について説明する。図４に示すように、ピストン機構１５１ａは、オイル供給機構２００（図２参照）から送られてくるオイルの液圧により、押圧力を発生し、その押圧力をカム機構１３１a（図３参照）に伝達する機構であり、オイル供給機構２００から送られてくるオイルで満たされるピストン室１５４ａと、オイル供給機構２００から送られてくるオイルの液圧により押圧力を発生させるピストン本体部１５３ａと、ピストン本体部１５３ａに外嵌されるシリンダー部１５２ａと、ピストン室１５４ａに満たされたオイルに混入した気体（空気）を放出するステムブリーダ１５５ａ（図６参照）と、ピストン本体部１５３ａに対して駆動力調整機構６０ａの回転軸心Ｐを中心として回転しているカム機構１３１ａの押し圧部材１４０ａにピストン本体部１５３ａからの押圧力を円滑に伝達するベアリングＢ３ａとを有して構成されている。

ピストン室１５４ａは、略環形状をしたピストン本体部１５３ａが略環形状をしたシリンダー部１５２ａに内嵌されることにより形成される空間であり、オイル供給機構２００から送られてくるオイルで満たされている。そのピストン室１５４ａの上部（図６では矢印Ｚ方向の上部）には、ピストン本体部１５３ａの上部に形成される貫通孔であるステムブリーダ１５５ａが配設されており、ピストン室１５４ａは、オイル回収室６４ａとステムブリーダ１５５ａを介して連通されている。よって、オイル供給機構２００からピストン室１５４ａへ送られてきたオイルは、そのオイルに混入した気体（空気）と共にオイル回収室６４ａへと放出される。

ステムブリーダ１５５ａは、主にオイルに混入した気体（空気）をオイル回収室６４ａへ放出するものであり、オイルに混入した気体（空気）を通り易く、オイルを通り難くするために環状の隙間形状としてされている。このステムブリーダ１５５ａの詳細な説明は、図６を参照して後述する。

ベアリングＢ３ａは、ピストン本体部１５３ａと、カム機構１３１ａ（図３参照）の押し圧部材１４０ａとの間に隣接して配置されおり、カム機構１３１ａの押し圧部材１４０ａは、ハブ部１０２ａの回転に伴って回転するのでピストン本体部１５３ａに対して回転している。即ち、ベアリングＢ３ａは、回転差による抵抗を発生させないように作動しており、ピストン本体部１５３ａから伝達される押圧力は、カム機構１３１ａの押し圧部材１４０ａに円滑に伝達されている。

また、ピストン本体部１５３ａから伝達される押圧力は、カム機構１３１ａにより増幅されるため、カム機構１３１ａを有さない場合に比べて、そのピストン本体部１５３ａから伝達される押圧力を十分小さくすることができる。よって、カム機構１３１ａを有さない場合に比べて、ベアリングＢ３ａを低負荷のものにすることができ、ベアリングＢ３ａの選択肢が増えコスト削減を図ることができる。

なお、図４に示すように、センターカバー６５の駆動力調整機構６０ａ側の内壁には、その内壁の一部から突起した一対の規制壁１６１ａ（図４では奥側の規制壁１６１ａは図示せず）が形成され、この一対の規制壁１６１ａの間に介挿部１６２ａが形成されている。また、規制壁１６１ａの介挿部１６２ａは、駆動力調整機構６０ａの回転軸心Ｐを通る垂直線上から四輪駆動車１の前進方向に所定角度（本実施の形態では３０度）ずれた位置に配置されている。

規制壁１６１ａは、ピストン本体部１５３ａの回転方向Ｒ（図５参照）への回動を規制するために設けられており、介挿部１６２ａ内には、ピストン本体部１５３ａの外周部から外方（サイドカバー６６ａ方向）に突起した突起部１５３ａ１が配置されている。

よって、上述したように、電動モータ２００によりピストン室１５４ａにオイルが供給され、ピストン本体部１５３ａが押し圧部材１４０ａを押圧して、その押し圧部材１４０ａの回動に伴う引きずりがピストン本体部１５３ａに生じたとしても、突起部１５３ａ１が規制壁１６１ａの端面に当接することで、ピストン本体部１５３ａがセンターカバー６５に対して回動することを規制することができる。

また、センターカバー６５の内壁であって一対の規制壁１６１ａ間および介挿部１６２ａの中央には、ブリーザ穴６５ａ２が形成されている。このブリーザ穴６５ａ２は、サイドカバー６６ａにより覆われた空間（サイド空間）と外部とを連通する連通孔であり、サイドカバー６６ａの外部に設けられるブリーザ室（図示せず）に連通している。

よって、押し圧部材１４０ａの回動に伴い、その押し圧部材１４０ａの回動方向にピストン本体部１５３ａが引きずられて、突起部１５３ａ１が規制壁１６１ａの端面に当接したとしても、ブリーザ穴６５ａ２と突起部１５３ａ１とは対向して配置される。従って、ブリーザ穴６５ａ２がサイドカバー６６ａに覆われた空間内に完全に露出することを防止でき、ブリーザ穴６５ａ２の連通を障蔽するプレートとして突起部１５３ａ１が機能する。即ち、突起部１５３ａ１は、サイドカバー６６ａ内において駆動力調機構６０ａを潤滑する油がブリーザ穴６５ａ２から外部に流出することを抑制するバッフルプレートとして機能する。よって、ブリーザ穴６５ａ２を覆うプレートが不要になり、そのプレートを取り付けるスペースも不要になるので、コスト低減、軽量化および小規模化を図ることができる。

なお、図４の説明では、センターカバー６５とピストン本体部１５３ａとの関係を説明したが、リテーナカバー６７とピストン本体部１５３ｂとの関係も同様に構成されている。係る場合には、突起部１５３ａ１は突起部１５３ｂ１、押圧面１５３ａ２は押圧面１５３ｂ２、規制壁１６１ａは規制壁１６１ｂ、介挿部１６２ａは介挿部１６２ｂ、ブリーザ穴６５ａ２はブリーザ穴６７ｂ１２と読み替えるものとする。

次に、図６を参照して、オイル供給機構２００の詳細な構成ついて説明する。図６は、図２のＶＩ−ＶＩ線における駆動力調整機構６０ａと駆動力調整機構６０ｂの一部とを示した断面図である。なお、図６においては、接続機構１０１ａ、カム機構１３１ａ及びリリース機構１７１ａに関係する符号は省略すると共に、駆動力調整機構６０ｂの接続機構１０１ｂ、カム機構１３１ｂ及びリリース機構１７１ｂを省略して図示する。また、図６に示す矢印Ｙは、四輪駆動車１の左右方向であり駆動力調整機構６０ａの回転軸心Ｐ方向を示しており、矢印Ｚは、四輪駆動車１の上下方向を示している。

図６に示すように、オイル供給機構２００は、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂにオイルを送り出すものであり、電動モータ２０１と、その電動モータ２０１により駆動されるオイルポンプ２０２と、そのオイルポンプ２０２により送り出されるオイルが貯留されるオイル貯留室２０４と、電動モータ２０１とオイルポンプ２０２との間でオイル貯留室２０４の壁部を形成する電動モータ凸部２０３とを有して構成されている。

図６に示すように、電動モータ２０１と、電動モータ凸部２０３と、オイルポンプ２０２とは、駆動力調整機構６０ａの回転軸心Ｐ方向（図６矢印Ｙ方向）に隣接して配置されている。なお、オイル貯留室２０４は、電動モータ凸部２０３の一方の端面（図６矢印Ｙ方向右側の面）に密接される電動モータ２０１と、電動モータ凸部２０３の他方の端面（図６矢印Ｙ方向左側の面）に密接されるオイルポンプ２０２と、電動モータ凸部２０３とに囲まれて形成されている空間である。即ち、電動モータ２０１とオイルポンプ２０２とがオイル貯留室２０４の壁部を兼ねている。

また、電動モータ２０１は、回転力を出力する円柱形状の軸であるモータ軸部２０７を有している。そのモータ軸部２０７は、オイル貯留室２０４を貫通してオイルポンプ２０２と連結している。即ち、オイル貯留室２０４の空間の一部にモータ軸部２０７を配置し、電動モータ２０１とオイルポンプ２０２とが最短距離（直線上）で接続されている。よって、オイル貯留室２０４の外部にモータ軸部２０７を配置する場所を省略でき、電動モータ２０１と電動モータ凸部２０３とオイルポンプ２０２とで構成される装置を小型化することができる。

また、オイル貯留室２０４は、オイルポンプ２０２と水平な位置に隣接して配置されているので、例えば、オイル貯留室がオイルポンプ２０２から離れた下方に配置され、その下方に配置されたオイル貯留室から吸い上げ通路を介してオイルを吸い上げる場合に比べて、オイルを吸い上げる仕事と通路内の管路抵抗とを削減することができる。

また、オイルポンプ２０２は、右側（図６矢印Ｙ方向右側の面）にポンプ吸入口２０５を配置すると共に、左側（図６矢印Ｙ方向左側の面）にポンプ吐出口２０６を配置している。即ち、オイル供給機構２００は、オイル貯留室２０４からオイルを送り出す際にはオイルの送られる方向が直線方向となるので、管路抵抗の影響を受けにくく、効率よくオイルを送り出すことができる。

また、電動モータ凸部２０３は、オイルポンプ２０２と同じ直径を有する略円筒形状の部材であり、オイル回収穴２０８とポンプ内壁２０９とを有している。オイル回収穴２０８は、電動モータ凸部２０３の上部（図６矢印Ｚ方向上部）に設置される貫通孔であり、回収通路２１０ａを介してオイル回収室６４ａに連結されている。なお、回収通路２１０ａは、駆動力調整機構６０ｂのオイル回収室６４ｂに連結されると共にセンターカバー６５に形成される回収通路２０１ｂとも連通しており、両オイル回収室６４ａ，６４ｂに溜まったオイルがオイル回収穴２０８を介してオイル貯留室２０４に回収される。

また、ポンプ内壁２０９は、オイル回収穴２０８に連成される電動モータ凸部２０３の内側の壁であり、オイル回収穴２０８に向かって上昇傾斜して形成されている。よって、オイル回収室６４ａ，６４ｂからオイル貯留室２０４に気体（空気）を混入したオイルが流入した場合、オイル貯留室２０４に気体（空気）を滞留させること無く、オイル回収穴２０８へ移送し、回収通路２１０ａ（又は回収通路２１０ｂ）を介して気体（空気）だけをオイル回収室６４ａ（又はオイル回収室６４ｂ）に戻すことができる。

さらに、ポンプ吸入口２０５は、オイル貯留室２０４の深部（図６矢印Ｚ方向下部）に設置されている。よって、オイル貯留室２０４の深部まで到達する気体（空気）の割合は非常に少ないので、気体（空気）がオイル貯留室２０４に滞留している間でも、その気体（空気）がポンプ吸入口２０５からオイルポンプ２０２へ流入されることを非常に少なくすることができる。

このように、混入した気体（空気）は、オイル回収室６４ａへ排出されやすく、且つ、オイルポンプ２０２に流入し難いので、オイルポンプ２０２にオイルと気体（空気）が混入したときに発生する異音を押さえることができると共に、オイルポンプ２０２が送り出すオイルに気体（空気）が混入し難く、ダンパー効果を低減し、オイルポンプ２０２によって発生されるオイルの液圧を早期に所望の液圧（ピストン機構１５１ａ，１５１ｂを押圧するのに必要な液圧）にまで上昇させることができる。

オイルポンプ２０２と、電動モータ凸部２０３とは同じ直径を有する略円柱形状の部材であり、ケース６１（センターカバー６５）の外縁に形成される凹部挿入孔２１３に一体となって内嵌され、電動モータ２０１をケース６１に対して固定することによりオイルポンプ２０２は電動モータ凸部２０３によりケース６１に押さえつけられて固定される。

このように、電動モータ２０１と、電動モータ凸部２０３と、オイルポンプ２０２とは水平方向（図６矢印Ｙ方向）に隣接して配置されており、且つ、電動モータ２０１と、電動モータ凸部２０３との直径が同一なので、電動モータ２０１と、電動モータ凸部２０３とを凹部挿入孔２１３へ重ねて挿入でき、且つ、簡単に組みつけができる。

また、電動モータ２０１と電動モータ凸部２０３とオイルポンプ２０２とを回転軸心Ｐ方向に隣接して一体に形成しているので、オイル供給機構２００を小型化することができるだけでなく、電動モータ２０１と電動モータ凸部２０３とオイルポンプ２０２とを組み合わせて他の装置に簡単に取り付けて使用することができる。よって、電動モータ２０１と電動モータ凸部２０３とオイルポンプ２０２とが一体に形成された装置の汎用性を高めることができる。

また、ポンプ吐出口２０６は、吐出通路２１２及び圧力検出通路３０１に連通している。圧力検出通路３０１には、圧力センサ３０２が固着されており、この圧力センサ３０２の検出結果が制御部８０（図１参照）に入力される。吐出通路２１２は、バルブボディ４０７内の合流路４０２に連通しており、ポンプ吐出口２０６から吐出されたオイルを切替機構４００のバルブ４０３に供給する通路である。即ち、圧力検出通路３０１及び吐出通路２１２は、合流路４０２の一部を形成していることになる。

また、バルブ４０３には、オイル供給室１５４ａ，１５４ｂにそれぞれ連通する流通路４０１ａ，４０１ｂが接続されており、このバルブ４０３を切り替えることで、合流路４０２と流通路４０１ａ，４０１ｂとの連通状態が切り替えられ、オイル供給室１５４ａ，１５４ｂに供給されるオイルの液圧が調整される。

図６に示すように、流通路４０１ａ，４０１ｂは、その形状がほぼ同一形状に形成され、且つ、オイル供給室１５４ａ，１５４ｂまでの距離もほぼ同距離に形成されている。更に、四輪駆動車１における上下方向の高さ（図６の矢印Ｚ方向における高さ）もほぼ同位置に設けられている。よって、流通路４０１ａ，４０１ｂは、その通路における管路抵抗の差を低減できるし、オイルの垂直方向における圧力水頭差も低減できるので、オイル供給室１５４ａ，１５４ｂの圧力の差を低減でき、左右のトルク差を小さく抑えることができる。

次に、ステムブリーダ１５５ａについて説明する。オイル供給機構２００は、気体（空気）が混入した循環後のオイルを回収し、気体（空気）を分離してから、そのオイルをピストン機構１５１ａ，１５１ｂに送り出している。しかし、オイルに混入している気体（空気）を完璧に取り除くことは非常に難しい。そこで、ピストン機構１５１ａは、オイルに混入している気体（空気）を取り除くために、ピストン室１５４ａの上部（図６矢印Ｚ方向上部）にステムブリーダ１５５ａ，１５５ｂ（ステムブリーダ１５５ｂは図示せず）を配置している。なお、以下の説明では、図６に示したステムブリーダ１５５ａについてのみ説明し、ステムブリーダ１５５ｂの説明は省略する。

流通路４０１ａ，４０１ｂ内の気体（空気）が混入したオイルは、ピストン機構１５１ａに送り出された場合でも、気体（空気）はピストン室１５４ａの上部に自然に移送され、そのピストン室１５４ａに溜まった気体（空気）は、ステムブリーダ１５５ａからオイルと一緒にオイル回収室６４ａへ排出される。

このように、ピストン室１５４ａに気体（空気）が混入したオイルが送られても、その気体（空気）は滞留することなく排出されるので、オイル供給機構２００から送られてくるオイルの液圧を安定してピストン本体部１５３ａの押圧力に変えることができる。

また、オイルポンプ２０２が停止された状態が長く続くと、ピストン室１５４ａ内のオイルはオイルポンプ２０２の隙間を通ってオイル回収室６４ａに徐々に逆流し、ピストン室１５４ａ内には、オイルの変わりにステムブリーダ１５５ａを通って気体（空気）が流入する。

このように、ピストン室１５４ａ内に気体（空気）が流入した状態からピストン室１５４ａ内の圧力を所定の圧力まで上昇させる場合には、ピストン室１５４ａ内をオイルで充満させる必要があり、オイルが充満されるまでは、気体（空気）が混在しているためピストン室１５４ａ内の圧力の上昇が鈍くなる。よって、所定の圧力値になるまでに時間がかかり制御精度が悪化する。

ここで、本実施の形態では、電動モータ２０１を常時運転させピストン室１５４ａ内に常にオイルが供給されるように構成されている。これにより、ピストン室１５４ａ内が常にオイルで充満され、ピストン室１５４ａにオイルが充満される時間が省略される。よって、ピストン室１５４ａ内の圧力の上昇の遅れが無くなり、制御精度を改善することができる。

また、ピストン室１５４ａ内の圧力値の大きさを、その圧力値により接続機構１０１ａが発生する押圧力がリリース機構１７１ａの付勢力より小さくなるように設定しても良い。この場合、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとにカム機構１３１ａからの押圧力が作用しないので、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとに引きずりを低減することができる。よって、余分な駆動力がクラッチドラム部１０５ａ（図４参照）からシャフト１１３ａ（図４参照）に伝達されることを低減することができる。

また、上述したリリース機構１７１ａの付勢力は、量産された場合の下限の付勢力に設定しても良い。この場合、量産品においてもドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとにカム機構１３１ａからの押圧力が作用しないので、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとに引きずりを低減することができる。よって、量産品においても余分な駆動力がクラッチドラム部１０５ａからシャフト１１３ａに伝達されることを低減することができる。

このように、本実施の形態では、オイルポンプ２０２によりピストン室１５４ａ内に所定の圧力を常時発生させることにより、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの間に発生する引きずりを低減させ、余分な駆動力を伝えることなく応答性を向上させることができる。

また、図示しないが、ステムブリーダ１５５ａは、ピストン本体部１５３ａのベアリングＢ３ａ側の端面に凹状の溝と、その凹状の溝の最上部（溝における図６の矢印Ｚ方向の最上部）でピストン室１５４ａに連通する連通路と、その連通路の内径より若干小さい外径となる円柱状のピンとで構成され、連通路とピンとの間に形成される環状の隙間を介して駆動力調整機構６０ａ側にオイルと共に混入した気体（空気）が排出され、最終的にオイル回収室６４ａへ流入する。

よって、ピストン本体部１５３ａのベアリングＢ３ａ側に凹状の溝が形成されているので、ピストン本体部１５３ａとベアリングＢ３ａとが当接した状態となっても、溝によって連通路と駆動力調整機構６０ａとの連通を確実に確保することもできる。

また、連通路からは気体だけでなく油も排出されるので、ベアリングＢ３ａへの油の供給を確実に行うことができる。よって、連通路から排出される油をベアリングＢ３ａの潤滑油として作用させることができ、ベアリングＢ３ａの滑りを円滑に行うことができる。さらに、ベアリングＢ３ａへの油を供給するための通路を別に設ける必要がなくなるので、その分のコスト低減および小スペース化も図ることができる。

次に、図７から図９を参照して、オイル供給機構２００による駆動力調整機構６０ａ，６０ｂへのオイルの供給方法について説明する。図７は、切替機構４００近傍の構成の概略および切替機構４００の切替状態を示した図であり、図８は、ＣＰＵ８５に対する制御信号の入出力の状態を模式的に示した図であり、図９は、四輪駆動車１のＣＰＵ８５により実行されるトルク制御処理を示したフローチャートである。

なお、本実施形態では、切替機構４００は、外部からの電気的な信号により油圧で動作するバルブ４０３を使用しており、図７では、バルブ４０３の流路（部屋）を切り替えた状態の概略が図示されている。また、図９に示すトルク制御処理は、ＲＯＭ８４に記憶される圧力制御プログラム８７に含まれるものであり、四輪駆動車１の直進時やカーブを曲がる時（コーナリング時）などに切替機構４００の切り替えを行う処理である。

まず、図７（ａ）を参照して、切替機構４００近傍の構造について説明する。図７（ａ）に示すように、切替機構４００は、バルブ４０３を有している。そのバルブ４０３は、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂのオイル供給室１５４ａ，１５４ｂ（図６参照）にそれぞれ接続される流通路４０１ａ，４０１ｂと、オイル供給機構２００のポンプ吐出口２０６（図６参照）に接続される合流路４０２とに連通する内部空間４０４を有しており、その内部空間４０４内に、流路変更部材４０５が配置されている。また、バルブ４０３には、流路変更部材４０５を内部空間４０４内で駆動させる駆動回路部を有する切替ソレノイド４０６ａ，４０６ｂが設けられている。

制御部８０のＣＰＵ８５から流路の切り替えを指示する電気的な信号が信号線８８を介して切替ソレノイド４０６ａ，４０６ｂに入力されると、流路変更部材４０５が、内部空間４０４内を一方向（図７（ａ）では左右方向）に往復動作し、一対の流通路４０１ａ，４０１ｂと合流路４０２との間の流路（部屋）の切り替えが行われる。

具体的には、図７（ａ）の右側に位置する切替ソレノイド４０６ａに対して切替指示が信号線８８を介して入力されると、流路変更部材４０５が左側に動作し（図７（ｃ）の状態）、図７（ａ）の左側に位置する切替ソレノイド４０６ｂに対して切替指示が信号線８８を介して入力されると、流路変更部材４０５が右側に動作し（図７（ｂ）の状態）、両方の切替ソレノイド４０６ａ，４０６ｂに対して切替指示が入力されなければ、流路変更部材４０５が中央に位置する状態に動作する（図７（ａ）の状態）ように構成されている。

次に、図７（ａ）〜図７（ｃ）を参照して、四輪駆動車１が直進している状態、四輪駆動車１がコーナリングしている状態のバルブ４０３の状態について説明する。なお、オイル供給機構２００から供給されるオイルの流れは矢印Ｃで示し、流通路４０１ａのオイルの流れは矢印Ｃ１で示し、流通路４０１ｂのオイルの流れは矢印Ｃ２で示す。

図７（ａ）は、四輪駆動車１が直進している場合に、後輪７０ａ，７０ｂに駆動力が伝達されている状態であり、流路変更部材４０５は、内部空間４０４の中央（第１状態、図７（ａ）では左右方向の真ん中）に位置している。その結果、オイル供給機構２００から矢印Ｃの流れにより供給されるオイルは、矢印Ｃ１，Ｃ２に示すように、一対の流通路４０１ａ，４０１ｂの両方に供給され、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂのオイル供給室１５４ａ，１５４ｂ（図６参照）に略均等な液圧を供給することができる。

図７（ｂ）は、四輪駆動車１が左カーブをコーナリングしている場合に、右側の後輪７０ａに多くの駆動力を伝達している状態であり、流路変更部材４０５は、図７（ａ）の状態から図７（ｂ）のように、右方向に移動している（第２状態）。その結果、流通路４０１ａと合流路４０２との間が開放され、流通路４０１ｂと合流路４０２との間が遮蔽され、オイル供給機構２００から矢印Ｃの流れにより供給されるオイルは、矢印Ｃ１に示すように、流通路４０１ａのみに供給される。よって、四輪駆動車１が左カーブのコーナリング時に、左側の後輪７０ｂより右側の後輪７０ａの方が駆動力が多く伝達されるので、左カーブをスムーズに曲がることができる。

一方、図７（ｃ）は、四輪駆動車１が右カーブをコーナリングしている場合に、左側の後輪７０ｂに多くの駆動力が伝達されている状態であり、流路変更部材４０５は、図７（ａ）の状態から図７（ｃ）のように、左方向に移動している（第２状態）。その結果、流通路４０１ｂと合流路４０２との間が開放され、流通路４０１ａと合流路４０２との間が遮蔽され、オイル供給機構２００から矢印Ｃの流れにより供給されるオイルは、矢印Ｃ２に示すように、流通路４０１ｂのみに供給される。よって、四輪駆動車１が右カーブのコーナリング時に、右側の後輪７０ａより左側の後輪７０ｂの方が駆動力が多く伝達されるので、右カーブをスムーズに曲がることができる。

次に、図８を参照して、ＣＰＵ８５に対する制御信号の入出力状態について説明する。図８に示すように、ＣＰＵ８５には、制御信号の入力として、四輪駆動車１のステアリング（図示せず）の舵角を示すＳｔｅｅｒ ａｎｇｌｅ（舵角取得手段）と、前輪４０ａ，４０ｂ及び後輪７０ａ，７０ｂの４輪それぞれの車輪速度と、四輪駆動車１が回転する速度を示すＹａｗ ｒａｔｅと、四輪駆動車１の横方向への横加速度と、四輪駆動車１のアクセル（図示せず）の開度を示すＡｃｃ開度と、原動機１０の回転数を示すＥＮＧ回転数とが入力される。さらに、ＣＰＵ８５には、圧力センサ３０２から合流路４０２内の液圧値がフィードバック信号として入力される。また、ＣＰＵ８５は、電動モータ２０１に対して駆動指示を出力可能であるとと共に、切替ソレノイド４０６ａ，４０６ｂに対して駆動指示を出力可能に構成されている。

ＣＰＵ８５は、Ｓｔｅｅｒ ａｎｇｌｅ及び車輪速度の入力に基づいて四輪駆動車１の横方向への推定横加速度を演算し、Ｙａｗ ｒａｔｅ及び横加速度の入力に基づいて四輪駆動車１の旋回量を演算し、Ｓｔｅｅｒ ａｎｇｌｅ、車輪速度、Ｙａｗ ｒａｔｅ、横加速度、Ａｃｃ開度およびＥＮＧ回転数の入力に基づいて、前輪４０ａ，４０ｂ及び後輪７０ａ，７０ｂにおける前後輪のトルク分配値を決定する。

本実施形態では、後述するが、ＣＰＵ８５は、Ｓｔｅｅｒ ａｎｇｌｅの絶対値が所定の値より大きい場合に、推定横加速度と旋回量とに基づいて、後輪７０ａ，７０ｂの左右輪における目標トルク差を演算し、その左右輪の目標トルク差に対応した左右輪のトルク値をトルクｍａｐから取得し、その左右輪のトルク値が駆動力調整機構６０ａ，６０ｂに与えられるように、電動モータ２０１及び切替ソレノイド４０６ａ，４０６ｂに対して駆動指示を出力する。つまり、推定横加速度と旋回量とに基づいて左右輪のトルク値を取得することで、後輪７０ａ，７０ｂのそれぞれに伝達される駆動力の分配を設定し、その設定された分配に応じた駆動指示を電動モータ２０１及び切替ソレノイド４０６ａ，４０６ｂに出力することになる。なお、トルクｍａｐは、後輪７０ａ，７０ｂの左右輪における目標トルク差と左右輪のトルク値とを対応付けさせて、予めＲＯＭ８４（図１参照）などに記憶しておいたものである。

Ｓｔｅｅｒ ａｎｇｌｅの絶対値が所定の値より大きい場合のＣＰＵ８５からの駆動指示は、具体的には、バルブ４０３の連通状態が合流路４０２と一対の流通路４０１ａ，４０１ｂの一方とが連通するように、切替ソレノイド４０６ａ，４０６ｂの一方に駆動指示を出力すると共に、圧力センサ３０２からの直前のフィードバック信号による油圧の値と、トルクｍａｐから取得した各後輪７０ａ，７０ｂのトルク値の差に対応する油圧とを加算した値となるように、合流路４０２へのオイルの供給を調整する駆動指示を電動モータ２０１に出力する。

一方、ＣＰＵ８５は、Ｓｔｅｅｒ ａｎｇｌｅの絶対値が所定の値以下であれば、前輪４０ａ，４０ｂ及び後輪７０ａ，７０ｂにおける前後輪のトルク分配値に応じて、電動モータ２０１及び切替ソレノイド４０６ａ，４０６ｂに対して駆動指示を出力する。

Ｓｔｅｅｒ ａｎｇｌｅの絶対値が所定の値以下である場合のＣＰＵ８５からの駆動指示は、具体的には、バルブ４０３の連通状態が合流路４０２と一対の流通路４０１ａ，４０１ｂの両方とが連通するように、切替ソレノイド４０６ａ，４０６ｂの両方への駆動指示を未出力にすると共に、前輪４０ａ，４０ｂと後輪７０ａ，７０ｂとが設定された前後トルク分配値となるように、合流路４０２へのオイルの供給を調整する駆動指示を電動モータ２０１に出力する。

次に、図９を参照して、ＣＰＵ８５により実行されるトルク制御処理について説明する。なお、トルク制御処理は、運転者がキーなどを操作して原動機１０（図１参照）が始動開始した場合に繰り返し実行される処理である。

トルク制御処理が実行されると、まず、Ｓｔｅｅｒ ａｎｇｌｅの入力値αの絶対値が予め定めた所定の値ａ以下であるか否かを確認する（Ｓ１）。なお、Ｓ１の処理は、例えば、ステアリングの右側への操作が＋となり、左側への操作が−となる場合、ステアリングの操作量が所定の量より多いか少ないかを確認するために、入力値αの絶対値と値ａとを比較している。

Ｓ１の処理で確認した結果、Ｓｔｅｅｒ ａｎｇｌｅの入力値αの絶対値が値ａ以下であれば（Ｓ１：Ｙｅｓ）、四輪駆動車１のほぼ直進時のトルク制御として、通常の前後トルク分配制御を実行し（Ｓ２）、Ｓ１の処理へ戻る。

Ｓ２の処理は、具体的には、上述したように、バルブ４０３の連通状態が合流路４０２と一対の流通路４０１ａ，４０１ｂの両方とが連通するように（図７（ａ）の状態）、切替ソレノイド４０６ａ，４０６ｂの両方への駆動指示を未出力にすると共に、Ｓｔｅｅｒ ａｎｇｌｅ、車輪速度、Ｙａｗ ｒａｔｅ、横加速度、Ａｃｃ開度およびＥＮＧ回転数とに基づいて決定された前輪４０ａ，４０ｂ及び後輪７０ａ，７０ｂのトルク分配値に応じて、合流路４０２へのオイルの供給を調整する駆動指示を電動モータ２０１に出力する処理である。なお、Ｓ２の処理は、Ｓｔｅｅｒ ａｎｇｌｅ、車輪速度、Ｙａｗ ｒａｔｅ、横加速度、Ａｃｃ開度およびＥＮＧ回転数の入力に基づいて、四輪駆動車１の次の走行状態を推定して制御するものなので、フィードフォワード制御である。

一方、Ｓ１の処理で確認した結果、Ｓｔｅｅｒ ａｎｇｌｅの入力値αの絶対値が値ａより大きければ（Ｓ１：Ｎｏ）、ステアリングの操作が多くなされた場合になるので、Ｓ３〜Ｓ８の四輪駆動車１のコーナリング時のトルク制御が行われる。なお、Ｓ３〜Ｓ８の処理は、四輪駆動車１がコーナリングをしている時間の中でも姿勢が乱れる短時間の間に実行される処理である。

Ｓ３の処理では、Ｓｔｅｅｒ ａｎｇｌｅ及び車輪速度に基づいて演算された四輪駆動車１の横方向への推定横加速度と、Ｙａｗ ｒａｔｅ及び横加速度に基づいて演算された四輪駆動車１の旋回量とから後輪７０ａ，７０ｂの左右輪の目標トルク差を演算し（Ｓ３）、その左右輪の目標トルク差に対応する左右輪のトルク値をトルクｍａｐから取得する（Ｓ４）。

Ｓ５の処理では、Ｓ４の処理で取得した左右輪のトルク値のうち、右側の後輪７０ａに対応する右トルクの値の方が、左側の後輪７０ｂに対応する左トルクの値より大きいか否かを確認する（Ｓ５）。

Ｓ５の処理で確認した結果、右トルクの値の方が大きければ（Ｓ５：Ｙｅｓ）、右側の駆動力調整機構６０ａに連通する流通路４０１ａと合流路４０２とが連通するように（図７（ｂ）の状態）、切替ソレノイド４０６ｂに駆動指示を出力して、バルブ４０３の流路変更部材４０５を右側にシフトさせて（Ｓ６）、Ｓ８の処理へ移行する。

一方、Ｓ５の処理で確認した結果、左トルクの値の方が大きければ（Ｓ５：Ｎｏ）、左側の駆動力調整機構６０ｂに連通する流通路４０１ｂと合流路４０２とが連通するように（図７（ｃ）の状態）、切替ソレノイド４０６ａに駆動指示を出力して、バルブ４０３を左側にシフトさせて（Ｓ７）、Ｓ８の処理へ移行する。

Ｓ８の処理では、圧力センサ３０２からのフィードバック信号に基づいて、Ｓ６及びＳ７の処理でバルブ４０３を切り替える直前の合流路４０２内の油圧を取得し、その取得した油圧に、Ｓ３の処理で演算した左右輪の目標トルク差から演算される油圧を加算した油圧となるように、電動モータ２０１を駆動させる駆動指示を出力し（Ｓ８）、Ｓ１の処理へ戻る。

なお、Ｓ８の処理では、油圧を基準に演算を行うものとしたが、フィードバック信号から取得される油圧をトルク値に変換し、Ｓ３の処理で演算した左右輪の目標トルク差を加算したトルクに対応する油圧となるように、電動モータ２０１へ駆動指示を出力するように構成しても良い。

また、Ｓ３〜Ｓ８の処理も、Ｓｔｅｅｒ ａｎｇｌｅ、車輪速度、Ｙａｗ ｒａｔｅ、横加速度などの入力に基づいて、四輪駆動車１の次の走行状態を推定して制御するものなので、フィードフォワード制御である。

以上、説明したように、本実施形態では、１のオイル供給機構２００により供給されるオイルの流路を、切替機構４００（バルブ４０３）によって、一対の駆動力調整機構６０ａ，６０ｂに対応する流通路４０１ａ，４０１ｂにそれぞれ切り替えることができる。よって、１のオイル供給機構２００によって、一対の駆動力調整機構６０ａ，６０ｂにおける後輪７０ａ，７０ｂへの駆動力の伝達を調整できる。

ここで、例えば、四輪駆動車１の直進時に、後輪７０ａ，７０ｂに伝達される駆動力を略同等にしようとした場合、一対の駆動力調整機構に対して一対のオイル供給機構によりそれぞれオイルを送出すると、駆動力調整機構の各部品の製造誤差や組み付け誤差などから生じる駆動力の伝達率の差だけでなく、オイル供給機構（電動モータ）の性能の差によっても、左右の後輪へ伝達される駆動力に差が生じてしまい、四輪駆動車の直進時の走行安定性が低下してしまう。しかし、１のオイル供給機構２００と切替機構４００によって、一対の駆動力調整機構６０ａ，６０ｂにおける後輪７０ａ，７０ｂへの駆動力の伝達を調整できるので、少なくとも、オイル供給機構２００の性能差から生じる伝達率の差を低減でき、四輪駆動車１の直進時の走行安定性を向上できる。

また、オイル供給機構２００が１つになるので、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂの全体を小規模化できるし、コスト低減を図ることもできる。

また、圧力センサ３０２は、オイル供給機構２００とバルブ４０３との間の圧力を検出している。一般的に、圧力センサも、それぞれ製品固有の製品誤差を有しているので、一対の流通路４０１ａ，４０１ｂのそれぞれに圧力センサを設けると、その圧力センサが有する製品誤差を考慮した制御を行わなければならない。しかし、１の圧力センサ３０２により一対の駆動力調整機構６０ａ，６０ｂの後輪７０ａ，７０ｂへの駆動力の出力状態を調整できるので、ＣＰＵ８５の演算の制御負担を軽減することができる。勿論、圧力センサ３０２が１つになるので、コスト低減を図ることもできる。

また、トルク制御処理は、ステアリングの操作量であるＳｔｅｅｒ ａｎｇｌｅの入力値に応じて直進時とコーナリング時とを区別し、更に、Ｓｔｅｅｒ ａｎｇｌｅ、車輪速度、Ｙａｗ ｒａｔｅ、横加速度、Ａｃｃ開度およびＥＮＧ回転数の入力に基づいて、前輪４０ａ，４０ｂと後輪７０ａ，７０ｂとのトルク分配および後輪７０ａ，７０ｂの左右輪のトルク値を演算し、四輪駆動車１の直進時とコーナリング時の走行安定性を確保している。つまり、１のオイル供給機構２００と切替機構４００とにより駆動力調整機構６０ａ，６０ｂにおけるトルク制御を行っているので、フィードフォワード制御を簡単なロジックで達成することが可能になる。

なお、Ｓ３〜Ｓ８の処理は、四輪駆動車１がコーナリングをしている時間の中でも姿勢が乱れる様は限界に近い状態で必要になる為、１秒以内の短時間で行われる。そのため、Ｓ３〜Ｓ８の処理では、バルブ４０３からのオイルのリークや各流路４０１ａ，４０１ｂ，４０２の繋ぎ目などからのオイルのリーク、更には、合流路４０２から遮蔽されている流通路４０１ａ，４０１ｂへの流れ込みなどを無視できるレベルなので、ＣＰＵ８５の演算の制御負担を軽減することができる。

以上、実施の形態に基づき本発明を説明したが、本発明は上述した実施の形態になんら限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で種々の改良変更が可能であることは容易に推察できるものである。

例えば、上記各実施の形態で挙げた数値（例えば、各構成の数量や寸法・角度など）は一例であり、他の数値を採用することは当然可能である。

また、上記各実施の形態では、リリース機構１７１ａに皿ばねを用いたが、必ずしも皿ばねである必要はなく、例えば、環形のゴム状弾性体を用いても良い。

また、上記各実施の形態では、切替機構４００を、油圧で動作するバルブ４０３で構成するものとしたが、エアー圧で動作するバルブ４０３を使用しても良い。また、バルブ４０３の動作を切替ソレノイド４０６ａ，４０６ｂにより動作させるように構成したが、電気モータにより流路変更部材４０５を往復動作するように構成しても良い。さらに、流路変更部材４０５が往復動作することで流路を切り替えるものとしたが、略球体の表面に流路を形成し、その球体の部材を回転させることで流路を切り替えるように構成しても良い。

また、上記各実施の形態では、オイル供給機構２００と切替機構４００（バルブ４０３）との間を連通する合流路４０２をバルブボディ４０７に形成するものとしたが、パイプやチューブなどで接続するものとしても良い。また、切替機構４００とオイル供給室１５４ａ，１５４ｂとの間をパイプやチューブなどで接続するように構成しても良い。即ち、１のオイル供給機構２００と切替機構４００とによって、オイル供給室１５４ａ，１５４ｂにオイルを切り替えて供給可能であれば、その流路を形成する部材や部品の組み合わせは如何なる組み合わせであっても良い。なお、オイル回収室６４ａ，６４ｂとオイル回収穴２０８との間を連通する回収通路２１０ａ，２１０ｂも、パイプやチューブなどで接続する構成にしても良い。

本発明の一実施の形態における四輪駆動車１の概略図である。 駆動力調整機構の外観図である。 図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線における駆動力分配機構と駆動力調整機構との断面図である。 図３のＡ部分を拡大した断面図であり、駆動力調整機構の一部とケースの一部とを示している。 カム機構の概略を示した図であり、（ａ）は、カム機構の側面図であり、（ｂ）は、図５（ａ）のＶｂ−Ｖｂ線におけるカム機構の断面図である。 図２のＶＩ−ＶＩ線における駆動力調整機構と駆動力調整機構の一部とを示した断面図である。 切替機構近傍の構成の概略および切替機構の切替状態を示した図である。 ＣＰＵに対する制御信号の入出力の状態を模式的に示した図である。 四輪駆動車のＣＰＵにより実行されるトルク制御処理を示したフローチャートである。

符号の説明

１ 四輪駆動車
１０ 原動機
５０ 駆動力分配機構（入力軸の一部）
５１ 入力ギヤユニット（入力軸の一部）
５２ 出力ギヤユニット（入力軸の一部）
６０ａ，６０ｂ 駆動力調整機構（出力ユニットの一部）
８０ 制御部（制御手段の一部）
８５ ＣＰＵ（制御手段の一部）
９４ 中央ドライブシャフト（入力軸の一部）
９４ａ，９４ｂ 後輪ドライブシャフト（出力軸の一部）
１５４ａ，１５４ｂ オイル供給室（供給室の一部）
２００ オイル供給機構（液体送出手段の一部）
２０１ 電動モータ（液体送出手段の一部）
２１２ 吐出通路（合流路の一部）
３０１ 圧力検出通路（合流路の一部）
３０２ 圧力センサ（検出手段の一部）
４００ 切替機構（切替手段の一部）
４０１ａ，４０１ｂ 流通路
４０２ 合流路
４０３ バルブ（切替手段の一部）
４０４ 内部空間（中間領域の一部）
４０５ 流路変更部材（開放遮蔽部材の一部）
Ｐ 駆動力調整機構の回転軸心
Ｑ 電動モータの軸心（モータの軸心）
Ｒ 回転軸心Ｐを中心とする円周方向
Ｔ 駆動力分配機構の回転軸心
Ｓ２ 四輪制御手段
Ｓ３，Ｓ４ 設定手段
Ｓ５〜Ｓ７ 第２状態制御手段
Ｓ９ 液圧調整制御手段

Claims (6)

1. 駆動力を発生する原動機と、その原動機により発生された駆動力が入力される入力軸と、その入力軸に入力された駆動力を一対の出力軸に対してそれぞれ断続的に出力可能な一対の出力ユニットとを備えた駆動力伝達装置において、
   前記一対の出力軸に対して駆動力を出力する状態に前記一対の出力ユニットをそれぞれ遷移させる液圧が供給される一対の供給室と、
   その一対の供給室にそれぞれ連通し、前記液圧を発生させる液体が流通する一対の流通路と、
   その一対の流通路に連通する合流路と、
   その合流路と一対の流通路との間に配置され、前記合流路と一対の流通路との間の連通状態を切り替える切替手段と、
   前記合流路に前記液圧を発生させる液体を送り出す液体送出手段と、
   その液体送出手段による液体の送出制御を行うと共に、前記切替手段による連通状態の切替制御を行う制御手段とを備えていることを特徴とする駆動力伝達装置。
2. 前記切替手段は、前記合流路と両流通路との間を連通させる第１状態と、前記合流路と一方の流通路との間を連通させると共に前記合流路と他方の流通路との間を非連通にする第２状態とに切替可能に構成され、
   前記制御手段は、前記切替手段を第１状態または第２状態に切り替える切替制御を行うものであることを特徴とする請求項１記載の駆動力伝達装置。
3. 前記切替手段は、
   前記合流路と一対の流通路との間に設けられる中間領域と、
   その中間領域内を一方向に往復動作可能に配置され、前記合流路と一対の流通路との間をそれぞれ開放または遮蔽する開放遮蔽部材と、
   その開放遮蔽部材を往復動作させる駆動手段とを備えていることを特徴とする請求項１又は２に記載の駆動力伝達装置。
4. 前記合流路を流通する液体の液圧を検出する検出手段を備え、
   前記制御手段は、前記検出手段により検出される液圧の検出結果に応じて、前記１の液体送出手段による液体の送出制御と前記切替手段による連通状態の切替制御とを行うものであることを特徴とする請求項１から３のいずれかに記載の駆動力伝達装置。
5. 前記一対の流通路は、その経路長さ及び形状がほぼ同形状に形成されると共に、前記出力ユニットは、垂直方向の高さがほぼ同位置に配置されていることを特徴とする請求項１から４のいずれかに記載の駆動力伝達装置。
6. 請求項１から５のいずれかに記載の駆動力伝達装置が搭載され、走行状態に応じて前輪および後輪への駆動力の分配制御が行われる四輪駆動車において、
   前記四輪駆動車の進行方向を定めるステアリング舵角を取得する舵角取得手段と、
   その舵角取得手段により取得されるステアリング舵角が所定値以下であれば、前記合流路と両流通路との間を連通させる第１状態に前記切替手段を切り替えて、前記前輪および後輪への駆動力の分配に応じた四輪駆動の制御を行う四輪制御手段と、
   前記四輪駆動車の走行状態を取得し、その取得した走行状態に基づいて推定される横方向への加速度および旋回量とに基づいて、前記入力軸に入力された駆動力に対して前記一対の出力軸のそれぞれに分配される駆動力を設定する設定手段と、
   前記舵角取得手段により取得されるステアリング舵角が所定値より大きければ、前記設定手段により設定された駆動力の分配が多い方の出力軸に対応する流通路が連通すると共に、前記設定手段により設定された駆動力の分配が少ない方の出力軸に対応する流通路が非連通となる第２状態に前記切替手段を切り替える制御を行う第２状態制御手段とを備え、
   その第２状態制御手段により前記切替手段が切り替えられる場合に、その第２状態制御手段により前記切替手段が切り替えられる前の前記合流路の液圧と、前記設定手段により設定された駆動力の分配差とに基づいて、前記液圧送出手段により前記合流路へ送り出される液体の送出量を調整する液圧調整制御手段とを備えていることを特徴とする四輪駆動車。

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