JP3597634B2

JP3597634B2 - Drive unit for four-wheel drive vehicles

Info

Publication number: JP3597634B2
Application number: JP8034896A
Authority: JP
Inventors: 利雄小林
Original assignee: Fuji Jukogyo KK
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 1996-04-02
Filing date: 1996-04-02
Publication date: 2004-12-08
Anticipated expiration: 2016-04-02
Also published as: JPH09267652A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、縦置きエンジンに用いられる４輪駆動車用駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、エンジンを縦置き配置した無段変速機付４輪駆動車の駆動装置に関しては特開平２−１５０５３９号公報の先行技術がある。この先行技術には、エンジン、トルクコンバータ、１組のダブルピニオン式プラネタリギヤを具備する前後進切換装置及びベルト式無段変速機を車体前後方向に同軸上に設け、無段変速機のセカンダリ軸の後部にもう１組のダブルピニオン式プラネタリギヤを具備する減速装置を同軸上に設け、この減速装置からリヤディファレンシャル装置に、また無段変速機のセカンダリ軸の前方を減速手段を介してフロントディファレンシャル装置に各々伝動構成することが示されている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、上記先行技術のものにあっては、縦置きに配置されるエンジンに、このエンジンのクランクシャフトと同軸上にトルクコンバータ、前後進切換装置、ベルト式無段変速機が設けられ、更にベルト式無段変速機の後部に減速機が設けられ、これらが一体構成されたトランスミッションケースが接合されることから、駆動装置、特にトランスミッションケース全長やセカンダリプーリ後端部が突出して前後方向に長大となり、この大きなトランスミッションケースの後部が車室下部に形成されるトンネル内に大きく張り出した状態でエンジンルーム内に収容設置される。トランスミッションケースの張り出しに伴ってトンネルが車室内に大きく張り出し、かつエンジンルームと車室とを区画するトーボードが車室側に押しやられて車室内の居住空間が制限されて居住性に影響を及ぼすとともに、トランスミッションケースとトーボードとが接近配置され、前面衝突時のクラッシュストロークを充分に確保しようとすると更に居住性に影響を与え、またエンジンルーム内の作業空間が得難く、トランスミッション脱着時や整備等の円滑な作業が妨げられるおそれがある。
【０００４】
一方前後進切換装置及び減速装置に各々別個にダブルピニオン式プラネタリギヤを設けることから構造及びそれらを制御する制御装置が複雑になり、コストの高騰を招く等の不具合がある。
【０００５】
また、同一形状のエンジンルーム構造内にベルト式無段変速機、手動変速機械（マニュアルトランスミッション、ＭＴ）及び自動変速機（オートマッチクトランスミッション、ＡＴ）等との車載互換性を有することが望ましく、比較的コンパクトに設計可能な手動変速機と全長寸法やトランスミッションケース外周寸法、所謂胴廻り寸法を略同一にすれば車載搭載の支持部材や排気系の共用化が可能になる。
【０００６】
従って、本発明の目的は、駆動装置、特にトランスミッションケースの車体前後方向の短縮を図り、充分な居住空間及びクラッシュストローク、トランスミッション脱着時等の作業空間を確保しつつ従来のエンジンルームに搭載可能でしかも、構造及びその制御装置の簡素化が得られる４輪駆動車用駆動装置を提供することにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成する本発明による４輪駆動車用駆動装置は、縦置きエンジンと、このエンジンからの出力が入力される変速機と、前記エンジンのクランク軸に対して各々平行配置されて一方のディファレンシャル装置及び他方のディファレンシャル装置に各々動力伝達する第１及び第２のドライブ軸と、ダブルピニオン式プラネタリギヤと、このプラネタリギヤのリングギヤ及びキャリヤに変速機からの出力を選択的に動力伝達する入力切換手段と、前記プラネタリギヤのサンギヤからの出力を第１のドライブ軸に動力伝達する手段と、前記プラネタリギヤのキャリヤからの出力を第２のドライブ軸に選択的に動力伝達する第３の摩擦係合要素と、第１のドライブ軸と第２のドライブ軸との間を選択的に動力伝達する第４の摩擦係合要素と、プラネタリギヤのリングギヤ回転を選択的に係止する第５の摩擦係合要素とを有し、上記入力切換手段及び各摩擦係合要素を選択的に作動せしめて前記変速機からの入力を前記プラネタリギヤを介して所定の比率で動力配分及び前後進切換して第１及び第２のドライブ軸に動力伝達することを特徴とするものである。
【０００９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
【００１０】
図１において、本発明が適用される４輪駆動車用駆動装置としてベルト式無段変速機付４輪駆動車用駆動装置の駆動系について説明する。縦置きエンジンに接合される第１のケース１、この第１のケース１の後方に位置して後述するベルト式無段変速機２０を収容する第２のケース２、この第２のケース２の後方に位置してトランスファユニット５０を収容する第３のケース３及びこの第３のケース３の後方に位置してトランスファユニット５０からの出力を後輪へ伝達する動力伝達機構を収容する第４のケース４が順次接合し、第２のケース２の下方に区画形成されてフロントディファレンシャル装置３０を収容する第５のケース５が接合されてトランスミッションケース６が形成され、トランスミッションケース６の下部にはオイルパンが取付けられる。
【００１１】
符号１０は縦置きエンジンであり、このエンジン１０のクランク軸１１が第１のケース１内部のロックアップクラッチ１２を備えたトルクコンバータ１３に連結し、トルクコンバータ１３からの入力軸１４が第２のケース２内部に配置されるベルト式無段変速機２０のプライマリ軸２１に入力する。トルクコンバータ１３からの入力軸１４及びプライマリ軸２１は、エンジン１０のクランク軸１１に対して同軸上に配置され、トランスミッションケース６にベアリングを介して回転可能に支持される。
【００１２】
無段変速機２０は、プライマリ軸２１に対してセカンダリ軸２２がその側方に平行に配置され、プライマリ軸２１、セカンダリ軸２２に各々プライマリプーリ２３、セカンダリプーリ２４がプライマリシリンダ２６、セカンダリシリンダ２７によりプーリ間隙を可変にして設けられ、プライマリプーリ２３、セカンダリプーリ２４間に駆動ベルト２５が巻装される。そして油圧制御系によりプライマリプーリ２３、セカンダリプーリ２４のプーリ間隙を変えることにより駆動ベルト２５のプライマリプーリ２３、セカンダリプーリ２４に対する巻付け径の比率を変えて無段変速した動力をセカンダリ軸２２に出力するように構成される。
【００１３】
セカンダリ軸２２にはプライマリリダクションギヤ２８が設けられ、プライマリリダクションギヤ２８に噛合うプライマリドリブンギヤ２９を介して第３のケース３及び第４のケース４内部に配置されるトランスファユニット５０に入力され、トランスファユニット５０によって第５のケース５内の一方のディファレンシャル装置、例えばフロントディファレンシャル装置３０を介して前輪に伝動構成する一方、プロペラ軸３７及び他方のディファレンシャル装置、例えばリヤディファレンシャル装置３８等を介して後輪に伝動構成される。
【００１４】
フロントディファレンシャル装置３０は、図２に要部断面図を示し、図３にトランスミッションケース６を省略した要部斜視図を示すように、第５のケース５内でデフケース本体３１ａと、このデフケース本体３１ａと一体形成された略円筒状のクラウンギヤ取付部材３１ｂとからなるデフケース３１が複数のベアリング３２を介して車体左右方向に向けて第５のケース５に回転自在に設置され、クラウンギヤ取付部材３１ｂのフランジ部３１ｃに取付けたクラウンギヤ３３に後述するフロントドライブ軸５１が交差して噛合っている。
【００１５】
一方デフケース本体３１ａ内にはピニオン軸３４ａにより一対のピニオン３４ｂが設けられ、両ピニオン３４ｂに噛合う左右のサイドギヤ３４ｃ、３４ｄによってディファレンシャルギヤ３４を構成している。一方のサイドギヤ３４ｃに連結する駆動軸３５は、デフケース本体３１ａからクラウンギヤ取付部材３１ｂ内を貫通して等速継手、アクスル軸等を介して一方の前車輪に動力伝達し、他方のサイドギヤ３４ｄに連結する駆動軸３６はデフケース本体３１ａから突出して等速継手、アクスル軸等を介して他方の前車輪に動力伝達する。
【００１６】
そして、無段変速機２０の下方において平面視プライマリ軸２１とセカンダリ軸２２との間にクラウンギヤ３３が位置し、プライマリ軸２１を隔ててクラウンギヤ３３とデフケース本体３１ａが各々左右に分離配置されるよう第５のケース５内に設置される。従ってこのクラウンギヤ３３はディファレンシャルギヤを収容するデフケース外周に取付形成される従来のクラウンギヤに比べて小径に形成でき、フロントディファレンシャル装置３０全体が小径に構成され、かつクラウンギヤ３３とデフケース本体３１ａとの間の小径となるデフケース３１の中央部をプライマリ軸２１と対向配置することにより無段変速機２０とフロントディファレンシャル装置３０とを近接配置することが可能に構成される。
なお、第２のケース２内にはトルクコンバータ１３のステータ軸１５と連結して常に駆動されるオイルポンプ１６が設けられ、オイルポンプ１６により常時油圧を発生してトルクコンバータ１３等に給油し、無段変速機２０の油圧制御を可能にし、かつ車速センサ４１、スロットルセンサ４２、シフトスイッチ４３、前輪回転数センサ４４、後輪回転数センサ４５、舵角センサ４６等からの各信号に基づいて油圧制御回路４７によって制御してトランスファユニット５０の油圧制御を可能にしている。
【００１７】
次に図４及び図４の要部拡大を示す図５によってトランスファユニット５０の部分について述べる。
【００１８】
トランスファユニット５０は、エンジン１０のクランク軸１１、入力軸１４、プライマリ軸２１及びセカンダリ軸２２等に対して平行配置される第１のドライブ軸となるフロントドライブ軸５１及び第２のドライブ軸となるリヤドライブ軸５２を有している。
【００１９】
互に平行配置されるクランク軸１１、プライマリ軸２１、セカンダリ軸２２、フロントドライブ軸５１及びリヤドライブ軸５２等は、図４における矢視Ａ方向からの配置を示す図６に示すよう、略車体幅中心軸上にクランク軸１１の回転軸芯１１ａ、及びプライマリ軸２１が車体前後方向に同軸上に位置し、セカンダリ軸２２とプライマリ軸２１が略同一高さで側方に平行配置されてプライマリプーリ２３とセカンダリプーリ２４とが略同一高さで配置される。そして前記のようにフロントドライブ軸５１が平面視プライマリ軸２１とセカンダリ軸２２との間で、かつ下方に配置されて前記クラウンギヤ３３に噛合することにより無段変速機２０との接合性を良好にして全体の上下方向寸法を抑えてコンパクト化を図っている。
【００２０】
またリヤドライブ軸５２をプライマリ軸２１と平面視同軸上でプライマリ軸２１に対して下方位置に配置することによりトンネル４９内への収納性を良好にし、手動変速機、自動変速機搭載車体との互換性の向上を図っている。
【００２１】
フロントドライブ軸５１の先端にフロントディファレンシャル装置３０のクラウンギヤ３３と常時噛み合うピニオン部５１ａが形成され、先端部はテーパベアリング５１ｅを介在して、後端部はニードルベアリング５１ｆを介在して各々トランスミッションケース６の第３のケース３及び第４のケース４に回転自在に軸支されている。
【００２２】
またフロントドライブ軸５１の軸方向中央部外周にはダブルピニオン式プラネタリギヤ５５のサンギヤ５６が噛合するスプライン５１ｂが、軸方向後端部外周には第４の摩擦係合要素となる多板クラッチ９３のドラム９４が嵌合するスプライン５１ｃが各々形成され、かつ一端が後端に開孔する中空状で他端が後述するオイル室６５Ａ、ラジアルベアリング６１ｂ及びニードルベアリング８２ｂに対応して各々開孔する油路５１ｄが形成されている。
【００２３】
更にピニオン部５１ａとフロントドライブ軸５１に螺合するロックナット５１ｇとによりテーパベアリング５１ｅのインナレースを挾持してフロントドライブ軸５１の軸方向の移動を防止している。
【００２４】
一方プロペラ軸３７に自在継手を介して一端が連結するリヤドライブ軸５２の他端にはトランスファドリブンギヤ５２ａが形成され、複数のボールベアリング５２ｂによってトランスミッションケース６の第３のケース３及び第４のケース４に回転自在に軸支されている。
【００２５】
フロントドライブ軸５１の軸方向中央部外周に形成されるスプライン５１ｂに嵌合して結合されるダブルピニオン式プラネタリギヤ５５は、スプライン５１ｂにスプライン結合されるサンギヤ５６と、リングギヤ５７と、サンギヤ５６及びリングギヤ５７に各々が噛み合いかつ互に噛み合う第１及び第２のピニオン５８、５９と、第１及び第２のピニオン５８、５９をニードルベアリング６０ａを介して回転自在に支持するキャリヤ６０によって構成され、リングギヤ５７に入力する動力をサンギヤ５６とリングギヤ５７との歯車諸元によるトルク配分でサンギヤ５６とキャリヤ６０に伝達し、リングギヤ５７をトランスミッションケース６に係止することによりキャリヤ６０に入力する動力によってサンギヤ５６をキャリヤ６０に対して逆方向に回転せしめる機能を有する。
【００２６】
このダブルピニオン式プラネタリギヤ５５は、トランスミッションケース６に固定される固定軸６２、スラストベアリング６２ａ及びドラム６９を介してトランスミッションケース６の第３のケース３に支持されるスラストベアリング６１ａと、第４の摩擦係合要素となる第４の多板クラッチ９３、スラストベアリング８２ａ及びトランスファドライブギヤ８２を介してトランスミッションケース６の第４のケース４に支持されるスラストベアリング６１ｂとによってサンギヤ５６を挾持することによって軸方向への移動が防止される。
【００２７】
固定軸６２は、フロントドライブ軸５１を囲む略円筒状であって、基端に設けられるフランジ部をボルト６２ａによってトランスミッションケース６の第３のケース３に固定することで取付けられ、固定軸６２の内周面とフロントドライブ軸５１との間をオイルシール６５により閉じてオイル室６５Ａが形成され、固定軸６２にはオイル室６５Ａに連通する油圧路６２ｂが形成されるとともに固定軸６２の外周にも油圧路６２ｃが形成される。
【００２８】
固定軸６２にはプライマリリダクションギヤ２８に噛合するプライマリドリブンギヤ２９がニードルベアリング２９ａを介して回転自在に設けられ、プライマリドリブンギヤ２９と前記ダブルピニオン式プラネタリギヤ５５との間に選択的にプライマリドリブンギヤ２９からの出力をリングギヤ５７或いはキャリヤ６０に入力する第１の摩擦係合要素となる第１の多板クラッチ６８、第２の摩擦係合要素となる第２の多板クラッチ７８とを有する入力切換手段６７が設けられている。
【００２９】
第１の多板クラッチ６８について述べると、固定軸６２にブッシュ６９ａを介して回転自在に軸支されたドラム６９がプライマリドリブンギヤ２９に結合し、ハブ７０がダブルピニオン式プラネタリギヤ５５のリングギヤ５７に結合する。このようにして第１の多板クラッチ６８は、プライマリドリブンギヤ２９とリングギヤ５７との間にバイパスして動力伝達可能に介設される。そして油圧室７１の油圧でピストン７２を介してドラム６９内に固定したスナップリング７３ｄに当接するリテーニングプレート７３ｃ及びドリブンプレート７３ｂとハブ７０との間のドライブプレート７３ａを押圧して動力伝達するよう構成される。符号７２ａはピストン７２とドラム６９との間を摺動可能でかつ液密的に保持するシールである。またピストン７２の油圧室７１と反対側にはピストン７４を介してリテーナ７５ａが設けられ、ピストン７２にはピストン７４を介してリターンスプリング７６の押圧力が付勢される。
【００３０】
第２の多板クラッチ７８について述べると、ドラム６９を第１の多板クラッチ６８と共用し、ハブ７９がダブルピニオン式プラネタリギヤ５５のキャリヤ６０に結合する。こうして第２の多板クラッチ７８はプライマリドリブンギヤ２９とキャリヤ６０との間にバイパスして動力伝達可能に介設される。そして油圧室８０の油圧でピストン７４を介してピストン７２に固定したスナップリング８１ｄに当接するリテーニングプレート８１ｃ及びドリブンプレート８１ｂとハブ７９との間のドライブプレート８１ａを押圧して動力伝達するように構成される。符号７４ａはピストン７２とピストン７４との間及びピストン７４とドラム６９との間を摺動可能でかつ液密的に保持するシールである。前記同様油圧室８０に発生する遠心油圧は、バランス油圧室７５の油圧によって相殺され、ピストン７４にはリターンスプリング７６の押圧力が付勢される。
【００３１】
ダブルピニオン式プラネタリギヤ５５に対して入力切換手段６７と反対側には、ボールベアリング８２ａを介して回転自在にトランスミッションケース６の第３のケース３に軸支され、かつニードルベアリング８２ｂを介してフロントドライブ軸５１に回転自在にトランスファドライブギヤ８２が軸支され、リヤドライブ軸５２のトランスファドリブンギヤ５２ａが動力伝達可能に噛合している。
【００３２】
ダブルピニオン式プラネタリギヤ５５とトランスファドライブギヤ８２との間にはダブルピニオン式プラネタリギヤ５５のキャリヤ６０からの出力をトランスファドライブギヤ８２に選択的に動力伝達する第３の摩擦係合要素となる第３の多板クラッチ８４が設けられる。
【００３３】
第３の多板クラッチ８４は、ドラム８５がトランスファドライブギヤ８２にスプライン結合し、ハブ８６がダブルピニオン式プラネタリギヤ５５のキャリヤ６０に結合する。こうして第３の多板クラッチ８４はキャリヤ６０とトランスファドライブギヤ８２との間にバイパスして動力伝達可能に介設される。そして油圧室８７の油圧でピストン８８を介してドラム８５内に固定したスナップリング８９ｄに当接するリテーニングプレート８９ｃ及びドリブンプレート８９ｂとハブ８６との間のドライブプレート８９ａを押圧して動力伝達するよう構成される。ピストン８８の油圧室８７と反対側にはリテーナ９０により油圧室８７に発生する遠心力油圧を相殺するバランス油圧室９１が設けられ、ピストン８８によりリターンスプリング９２の圧力が付勢される。
【００３４】
フロントドライブ軸５１の後端部とトランスファドライブギヤ８２との間にはフロントドライブ軸５１とトランスファドライブギヤ８２とを選択的に動力伝達する第４の摩擦係合要素となる第４の多板クラッチ９３が配設される。
【００３５】
第４の多板クラッチ９３はドラム９４がフロントドライブ軸５１のスプライン５１ｃにスプライン結合し、ハブ９５がトランスファドライブギヤ８２に結合してフロントドライブ軸５１とトランスファドライブギヤ８２との間に動力伝達可能に介設される。そして油圧室９６の油圧でピストン９７を介してドラム９４内に固定したスナップリング９８ｄに当接するリテーニングプレート９８ｃ及びドリブンプレート９８ｂとハブ９５との間のドライブプレート９８ａを押圧して動力伝達するよう構成され、かつリテーナ９９により油圧室９６による遠心力油圧を相殺するバランス油圧室１００が設けられ、ピストン９７にはリターンスプリング１０１の圧力が付勢される。
【００３６】
トランスミッションケース６の第３のケース３とダブルピニオン式プラネタリギヤ５５のリングギヤ５７との間には選択的にトランスミッションケース６に係止してリングギヤ５７を固定するための第５の摩擦係合要素となる第５の多板クラッチ１０２が配設される。
【００３７】
第５の多板クラッチ１０２は、油圧室１０３の油圧でピストン１０４を介してトランスミッションケース６内に固定したスナップリング１０５ｄに当接するリテーニングプレート１０５ｃ及びドリブンレート１０５ｂとリングギヤ５７に設けられたハブ７０との間のドライブプレート１０５ａを押圧してリングギヤ５７をトランスミッションケース６に係止固定するよう構成され、かつピストン１０４にはリターンスプリング１０６の押圧力が付勢される。
【００３８】
トランスミッションケース６の下部に設けられるオイルパン１０９内には、オイルポンプ１６からの油圧を車速センサ４１、スロットルセンサ４２、シフトスイッチ４３、前輪回転数センサ４４、後輪回転数センサ４５、舵角センサ４６等からの信号に基づく油圧制御回路４７によって制御され、上記入力切換手段６７、第３、第４、第５の多板クラッチ８４、９３、１０２の各油圧室７１、８０、８７、９６、１０３及び無段変速機２０に選択的に切換供給するためのコントロールバルブ１１０が設けられている。
【００３９】
次にこのように構成された４輪駆動車用駆動装置の作用を図７乃至図１１に示す概略説明図及び図１２に示す各走行レンジにおける第１、第２、第３、第４、第５の各多板クラッチ６８、７８、８４、９３、１０２の連結状態を示す摩擦係合要素作動説明図に従って説明する。この一覧表において◯印は、対応する多板クラッチが係合或いは作動していることを示し、（◯）は後述する必要に応じて係合或いは作動していることを示している。
【００４０】
先ずエンジン１０の動力は、クランク軸１１からトルクコンバータ１３を介して無段変速機２０のプライマリ軸２１に入力する。そしてプライマリ軸２１、プライマリプーリ２３、駆動ベルト２５及びセカンダリプーリ２４により変速してセカンダリ軸２２に出力する。セカンダリ軸２２からの変速出力は、プライマリリダクションギヤ２８、プライマリドリブンギヤ２９によって減速されてドラム６９を介して第１の多板クラッチ６８及び第２の多板クラッチ７８へ入力される。ここでニュートラル（Ｎ）、パーキング（Ｐ）レンジでは第１及び第２の多板クラッチ６８、７８は解放されて動力伝達遮断状態となり、これ以降の動力伝達はしなくなる。
【００４１】
前進段となるドライブ（Ｄ）レンジでは、第１の多板クラッチ６８及び第３の多板クラッチ８４が係合し、図７に動力伝達状態を太線で示すようになる。すなわち油圧室７１へコントロールバルブ１１０から油圧が供給され、ピストン７２を介してドラム６９内に固定したスナップリング７３ｄに当接するリテーニングプレート７３ｃ、ドリブンプレート７３ｂ及びドライブプレート７３ａを押圧し、係合した第１の多板クラッチ６８によりプライマリドリブンギヤ２９からダブルピニオン式プラネタリギヤ５５のリングギヤ５７に動力伝達するとともに、油圧室８７へ供給される油圧によりピストン８８を介して第３の多板クラッチ８４のリテーニングプレート８９ｃ、ドリブンプレート８９ｂ及びドライブプレート８９ａを押圧して係合する第３の多板クラッチ８４によりダブルピニオン式プラネタリギヤ５５のキャリヤ６０とトランスファドライブギヤ８２とを動力伝達可能に連結する。
【００４２】
従って、ダブルピニオン式プラネタリギヤ５５は図８に示すように入力側のリングギヤ５７が第１のピニオン５８に噛合い、第１のピニオン５８に噛合う第２のピニオン５９がサンギヤ５６に噛合いサンギヤ５６及びキャリヤ６０をリングギヤ５７と同一方向に回転させてサンギヤ５６とキャリヤ６０とに所定の配分比でトルクが伝達しながら差動回転するように構成され、サンギヤ５６とスプライン結合するフロントドライブ軸５１及びキャリヤ６０に動力伝達可能に結合するトランスファドライブギヤ８２とをリングギヤ５７と同一方向に回転せしめ、トランスファドライブギヤ８２に噛合うトランスファドリブンギヤ５２ａに出力してリヤドライブ軸５２をリングギヤ５７と逆方向に回転駆動する。そしてトルク伝達時に第１及び第２のピニオン５８、５９の自転と公転とによりサンギヤ５６とキャリア６０との回転差を吸収する所謂センタディファレンシャル装置として機能する。
【００４３】
ここで図８の略図を用いてダブルピニオン式プラネタリギヤ５５のトルク配分について説明する。
【００４４】
リングギヤ５７の入力トルクをＴｉ、サンギヤ５６によるフロント側トルクをＴＦ、キャリヤ６０によるリヤ側トルクをＴＲ、サンギヤ５６の歯数をＺＳ、リングギヤ５７の歯数をＺＲとすると、
Ｔｉ＝ＴＦ＋ＴＲ
ＴＦ：ＴＲ＝ＺＳ：（ＺＲ−ＺＳ）
が成立する。このことからサンギヤ５６の歯数ＺＳとリングギヤ５７の歯数ＺＲとを適切に設定することでフロント側トルクＴＦ及びリヤ側トルクＴＲの基準トルク配分を自由に設定し得ることがわかる。
【００４５】
ここでＺＳ＝３７、ＺＲ＝８２にすると、
ＴＦ：ＴＲ＝３７：（８２−３７）
になる。従って前後輪トルク配分率は
ＴＦ：ＴＲ≒４５：５５
になり、前輪に略４５％、後輪に略５５％各々配分され充分に後輪偏重の基準トルク配分に設定し得る。
【００４６】
一方第４の多板クラッチ９３は油圧室９６の油圧でピストン９７を介してスナップリング９８ｄ、リテーニングプレート９８ｃ、ドリブンプレート９８ｂ及びドライブプレート９８ａを押圧してクラッチトルクＴｃを生じるように構成され、制御回路４８によって制御されるコントロールバルブ１１０からの油圧によってクラッチトルクＴｃを可変制御する。
【００４７】
ここで、前輪回転数センサ４４及び後輪回転数センサ４５により検出された前輪回転数ＮＦ、後輪回転数ＮＲは、制御回路４７に入力されるが滑り易い路面走行時にはＴＦ＜ＴＲの後輪偏重の基準トルク配分で常に後輪が先にスリップすることから、スリップ率Ｓ＝ＮＦ／ＮＲ（Ｓ＞Ｏ）に算出される。このスリップ率Ｓと舵角センサ４６から制御回路に入力される舵角ψとは制御回路４８の図９に示すマップからクラッチ圧Ｐｃを検索する。ここでＳ≧１のノンスリップではクラッチ圧Ｐｃは低い値に設定されてあり、Ｓ＜１のスリップ状態でスリップ率の減少に応じてクラッチ圧Ｐｃを増大し、スリップ率Ｓが設定値Ｓ_１以下になるとＰ_ｍａｘに定める。このクラッチ圧Ｐｃにライン圧が調圧され第４の多板ラッチ９３のクラッチトルクＴｃを可変制御する。
【００４８】
従って第４の多板クラッチ９３によってサンギヤ５６からフロントドライブ軸５１、トランスファドライブギヤ８２を介してサンギヤ５６に至るバイパス系１１１が各別に構成される。このバイパス系１１１では、後輪がスリップすると、トランスファユニット５０内で後輪回転数ＮＲ＞リングギヤ５７の回転数＞前輪回転数ＮＦの差動機能が成立し、クラッチトルクＴｃに応じてフロントドライブ軸５１は、トランスファドライブギヤ８２から第４の多板クラッチ９３を介しフロントドライブ軸５１にトルクがＴｃだけ増加して伝達し、更にトランスファドライブギヤ８２に噛合うトランスファドリブンギヤ５２ａには前輪に流れたクラッチトルクＴｃ分を減じたトルクが入力してリヤドライブ軸５２にもトルクが伝達するものであり、この結果、前後輪トルクＴＦ、ＴＲは以下のようになる。
ＴＦ＝０．４５Ｔｉ＋Ｔｃ
ＴＲ＝０．５５Ｔｉ−Ｔｃ
【００４９】
従ってノンスリップ状態では、クラッチトルクＴｃが零のためＴＦ：ＴＲ＝４５：５５の後輪偏重にトルク配分され、後輪スリップ発生時にクラッチトルクＴｃが生じると、このクラッチトルクＴｃに応じてクラッチトルクＴｃが大きい程バイパス系１１１を経由して入力トルクＴｉが前輪側に流れ、図９に示すようＴＦ：ＴＲ＝ＴＦ_１：ＴＲ_１に変化して前輪トルクが積極的に増大制御され、後輪トルクは減じてスリップを生じなくなり走破性も良好になる。そして上述のスリップＳが設定値以下になると、第４の多板クラッチ９３の油圧と共に差動制限トルクが最大になってサンギヤ５６とキャリヤ６０とを直結する。このためトランスファユニット５０はディファレンシャルロックされ、前後輪の軸重配分に相当したトルク配分の直結式４輪駆動走行になり走破性が最大に発揮される。
【００５０】
一方前輪がスリップすると、トランスファユニット５０内で後輪回転数ＮＲ＜リングギヤ５７の回転数＜前輪回転数ＮＦの差動機能が成立し、クラッチトルクＴｃに応じてフロントドライブ軸５１からトランスファドライブギヤ８２にトルクが伝達し、かつフロントドライブ軸５１から前輪には後輪に流れたクラッチトルクＴｃ分を減じたトルクが伝達するものであり、この結果前後輪トルクＴＦ、ＴＲは以下のようになる。
ＴＦ＝０．４５Ｔｉ−Ｔｃ
ＴＲ＝０．５５Ｔｉ＋Ｔｃ
【００５１】
従ってノンスリップ状態では、クラッチトルクＴｃが零のためＴＦ：ＴＲ＝４５：５５の後輪偏重にトルク配分され、前輪スリップ発生時にクラッチトルクＴｃが生じると、このクラッチトルクＴｃに応じて入力トルクＴｉが後輪側に流れて後輪トルクが積極的に増大制御され、前輪トルクは減じてスリップを生じなくなり走破性も良好になる。またスリップ率が設定値以下になると、第４の多板クラッチ５３の油圧と共に差動制限トルクが最大になってサンギヤ５６とキャリヤ７０が直結するため、前後輪の軸重配分に相当したトルク配分の直結式４輪駆動走行になり走破性が充分に発揮される。こうしてスリップ状態に応じ、それを回避すべく幅広く前後輪へのトルクが制御される。
【００５２】
また、上述のスリップの発生に伴うトルク配分制御において旋回する場合にはその舵角ψにより第４の多板クラッチ５３の差動制限トルクが減少補正される。このためトランスファユニット５０の差動制限は減じて回転数差を充分に吸収することが可能になり、タイトコーナーブレーキング現象が回避され、操縦性が良好に確保される。
【００５３】
後退段となるリバース（Ｒ）レンジでは、第１の多板クラッチ６８及び第３の多板クラッチ８４が解放され、第２の多板クラッチ７８、第４の多板クラッチ９３及び第５の多板クラッチ１０２が係合して図１０に示す動力伝達状態を太線で示すようになる。すなわち油圧室へコントロールバルブ１１０から油圧を供給してピストン７４を介してスナップリング８１ｄ、リテーニングプレート８１ｃ、ドリブンプレート８１ｂ及びドライブプレート８１ａを押圧して第２の多板クラッチ７８を係合してプライマリドリブンギヤ２９からダブルピニオン式プラネタリギヤ５５のキャリヤ６０に動力伝達するとともに、油圧室１０３へ供給する油圧によりピストン１０４を介してスナップリング１０５ｄ、リテーニングプレート１０５ｃ、ドライブプレート１０５ａ、ドリブンプレート１０５ｂを押圧して係合する第５の多板クラッチ１０２によりリングギヤ５７をトランスミッションケース６に係止固定する。そしてピストン９７を介してスナップリング９８ｄ、リテーニングプレート９８ｃ、ドリブンプレート９８ｂ及びドライブプレート９８ａを押圧して第４の多板クラッチ９３によりフロントドライブ軸５１からトランスファドライブギヤ８２に動力伝達可能にする。
【００５４】
従って、ダブルピニオン式プラネタリギヤ５５は図１１に示すように入力側のキャリヤ６０の回転により互に噛合した第１及び第２のピニオン５８、５９は互に逆回転しつつリングギヤ５７に沿って回転してサンギヤ５６をキャリヤ６０と逆方向に回転してフロントドライブ軸５１を入力側に対して逆方向に回転せしめ、かつフロントドライブ軸５１は第４の多板クラッチ９３を介してトランスファドライブギヤ８２に動力伝達し、リヤドライブ軸５２をフロントドライブ軸５１と逆方向に回転駆動する。
【００５５】
従って、プライマリドリブンギヤ２９からの入力は、ダブルピニオン式プラネタリギヤ５５のリングギヤ５７を第５の多板クラッチ１０２によってトランスミッションケース６に係止することによりドライブ（Ｄ）レンジ状態と逆方向にフロントドライブ軸５１及びリヤドライブ軸５２に出力され、このダブルピニオン式プラネタリギヤ５５は前後進切換機能を有する。
【００５６】
この場合、キャリヤ６０の入力に対するフロントドライブ軸５１及びリヤドライブ５２に出力される変速比は次式で設定される。
【００５７】
変速比＝［ＺＳ＋（−ＺＲ）］／ＺＳ
ここで前記同様ＺＳ＝３７、ＺＲ＝８２にすると、
変速比＝［３７＋（−８２）］／３７＝−１．２１６
となり、リバース（Ｒ）レンジでの減速比が適切に確保される。
【００５８】
一方、キャリヤ６０に入力するトルクＴｉはクラッチＴｃに応じてトランスファドライブギヤ８２に伝達し、前輪には後輪に伝達したクラッチトルクＴｃ分を減じたトルクが入力され、この結果前後輪トルクＴＦ、ＴＲは以下のようになる。
Ｔｉ＝ＴＦ＋ＴＲ
ＴＦ＝Ｔｉ−Ｔｃ
ＴＲ＝Ｔｃ
【００５９】
従って後輪スリップ発生時にクラッチトルクＴｃを減じることにより入力トルクＴｉを前輪側に流し、前輪トルクを積極的に増大制御し、後輪トルクを減じてスリップを生じなくして走破性を良好にし、かつ前輪スリップ時にはクラッチトルクＴｃを増大させることにより入力トルクＴｉを後輪側に流し、後輪トルクを積極的に増大制御して前輪トルクを減じてスリップを生じなくして走破性を良好にする。またスリップ率が設定値以下になると、第４の多板クラッチ９３の油圧と共に差動制限トルクＴｃを最大にしてフロントドライブ軸５１とトランスファドライブギヤ８２を直結にして前後輪の軸重配分に相当したトルク配分の直結式４輪駆動走行にして走破性が最大に発揮される。更に旋回する場合には、その舵角ψにより第４の多板クラッチ９３の差動制限トルクが減少され、回転数差を充分に吸収することが可能になり、タイトコーナーブレーキング現象が回避され、操縦性が良好になる。
【００６０】
従って、以上説明した本実施の形態では、ベルト式無段変速機２０の出力側に伝動構成したフロントディファレンシャル装置３０或いはリヤディファレンシャル装置５８に各々動力伝達するフロントドライブ軸５１及びリヤドライブ軸５２を縦置きエンジン１０のクランク軸１１に対して平行配置し、フロントドライブ軸５１にサンギヤ５６が結合するダブルピニオン式プラネタリギヤ５５を設け、無段変速機２０からの出力をリングギヤ５７に伝達する第１の多板クラッチ６８、キャリヤ６０に伝達する第２の多板クラッチ７８、キャリヤ６０とトランスファドライブギヤ８２とを動力伝達可能に連結する第３の多板クラッチ８４、フロントドライブ軸５１とリヤドライブ軸５２とを動力伝達可能に連結する第４の多板クラッチ９３及びリングギヤ５７を係止する第５の多板クラッチ１０２を設け、これら第１、第２、第３、第４及び第５の各多板クラッチ６８、７８、８４、９３、１０２を選択的に制御することにより前進段であるドライブ（Ｄ）レンジ及び後退段であるリバース（Ｒ）レンジではフロントドライブ軸５１及びリヤドライブ軸５２へ適切なトルク配分及び差動制限を可能にするセンターディファレンシャル装置として機能して良好な走行性が得られ、かつドライブ（Ｄ）レンジ、リバース（Ｒ）レンジへの切換時の前後進切換装置として機能する。
【００６１】
よって従来センターディファレンシャル装置用及び前後進切換装置用として各単独機能する各々専用のダブルピニオン式プラネタリギヤを要したが、単一のダブルピニオン式プラネタリギヤによって両機能が達成され、高性能を維持しつつ駆動装置の構成及び制御の簡素化及び軽量化が可能になり、コスト低減及びコンパクト化、特に全長が短縮され、このコンパクト化に伴い、車載状態において車室下方のトンネル内への突出量が極めて小或いはなくすることが可能になり車室内へ突出するトンネル断面積が大幅に削減され、かつトーボードと駆動装置との間が充分に離間し、車室内の居住空間が充分に確保されて居住性の向上がもたらされる。
【００６２】
またトーボードと駆動装置との間、すなわちトーボードの前面空間の増大に伴って衝突時のクラッシュストロークが確保され、かつトランスミッション脱着時の作業空間として充分に有効活用できる。更にエンジンフードを下げるいわゆるスラントノーズ化が可能になる等車両設計の自由度が増大する。
【００６３】
更にトルクコンバータ１３に代えて発進クラッチとして電磁クラッチや湿式クラッチを用いることも可能であり、この場合ニュートラル（Ｎ）、パーキング（Ｐ）レンジにおいてベルト式無段変速機２０のプライマリ軸２１への入力を遮断して無段変速機２０以降の動力伝達はなくなる。
【００６４】
更に本実施の形態における４輪駆動装置にあっては、図１３に示すように第１、第２、第４の各多板クラッチ６８、７８、９３及びトランスファドライブギヤ８２、リヤドライブギヤ５２等の後輪駆動部を廃止し、変更した連結部材１２０によりダブルピニオン式プラネタリギヤ５５のキャリヤ６０に直接入力し、かつ第３の多板クラッチ８４のドラム８５とフロントドライブ軸５１のスプライン５１ｃとをフロントドライブ軸５１に回転自在に嵌合する中空軸１２１により連結するとともに第４のケース４を２輪駆動用の第６のケース１２２に変更することにより２輪駆動車用駆動装置に容易に変更し得る。なお１２３はパーキングギヤである。
【００６５】
この２輪駆動車用駆動装置への変更にあたり、図４と対応する部分に同一符号を付けることで詳細な説明は省略するが、上記した連結部材１２０、中空軸１２１、第６のケース１２２以外の多くの部品は４輪駆動車用駆動装置との共用化が得られる。
【００６６】
このように形成された２輪駆動車用駆動装置は、前進段となるドライブ（Ｄ）レンジにおいて第３の多板クラッチ８４が係合し、図１４に動力伝達状態を太線で示すようになる。すなわち油圧室８７へ油圧を供給し、ピストン８５を介してスナップリング８９ｄ、リテーニングクラッチ８９ｃ、ドリブンプレート８９ｂ及びドライブプレート８９ａを押圧して第３の多板クラッチ８４を係合することにより、プライマリドリブンギヤ２９からの入力はダブルピニオン式プラネタリギヤ５５のキャリヤ６０、第３の多板クラッチ８４を介して動力伝達され、プライマリドリブンギヤ２９と同方向に回転駆動する。
【００６７】
一方後退段となるリバース（Ｒ）レンジでは第３の多板クラッチ８４の係合を解除し、油圧室１０３に油圧を供給して第５の多板クラッチ１０２によりダブルピニオン式プラネタリギヤ５５のリングギヤ５７をトランスミッションケース６に係止することにより図１５に動力伝達状態を太線で示すようにする。これによりプライマリドリブンギヤ２９からダブルピニオン式プラネタリギヤ５５のキャリヤ６０ヘ入力によるキャリヤ６０の回転により互に噛合した第１及び第２のピニオン５８、５９は互に逆回転しつつリングギヤ５７に沿って回転してサンギヤをキャリヤと逆方向に回転してフロントドライブ軸５１を入力側に対して逆方向に回転駆動する。
【００６８】
この場合キャリヤ６０の入力に対するフロントドライブ軸５１に出力される変速比は前記同様次式で設定される。
【００６９】
変速比＝［ＺＳ＋（−ＺＲ）］／ＺＳ
ここでＺＳ＝３７、ＺＲ＝８２であることから、
変速比＝［３７＋（−８２）］／３７＝−１．２１６
となり、リバース（Ｒ）レンジでの減速比が適切に確保される。
【００７０】
従ってダブルピニオン式プラネタリギヤ５５及び第３及び第５の多板クラッチ１０２を主要部とする前後進切換装置が構成される。
【００７１】
【発明の効果】
以上説明した本発明の４輪駆動車用駆動装置によれば、縦置きエンジンのクランク軸に対して一方及び他方のディファレンシャル装置に各々動力伝達する第１及び第２のドライブ軸を平行配置し、エンジン側からの入力を単一のダブルピニオン式プラネタリギヤにより選択的に動力配分及び前後進切換して第１及び第２のドライブ軸に動力伝達することから単一のダブルピニオン式プラネタリギヤによってセンターディファレンシャル装置及び前後進切換装置としての両機能が達成され、高性能を維持しつつ駆動装置の構成及び制御の簡素化、軽量化、コンパクト化が得られ、コンパクト化に伴い車載状態において車室下方のトンネル内への突出量の削減によるトンネル断面積の削減が可能で車室内の居住空間が確保され居住性の向上がもたらされる。また衝突時のクラッシュストローク及び組立て、整備等の作業空間を確保しつつ、従来のエンジンルームにも搭載可能である等本発明特有の効果を有する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明による４輪駆動車用駆動装置の一実施の形態の概要を説明する駆動系を示す図である。
【図２】本実施の形態に用いるフロントディファレンシャル装置を説明する要部断面図である。
【図３】同じく、フロントディファレンシャル装置とベルト式無段変速機の配置状態を説明する要部斜視図である。
【図４】同じく、４輪駆動車用駆動装置を説明する断面図である。
【図５】同じく、図４に示す断面図の要部拡大図である。
【図６】同じく、図４における矢視Ａ方向から見た要部配置説明図である。
【図７】同じく、作用を示す概略説明図である。
【図８】同じく、作用を示す概略説明図である。
【図９】同じく、作用を示す概略説明図である。
【図１０】同じく、作用を示す概略説明図である。
【図１１】同じく、作用を示す概略説明図である。
【図１２】同じく、作用を示す摩擦係合要素作動説明図である。
【図１３】同じく、本発明の４輪駆動車用駆動装置を２輪駆動車用駆動装置への転用を説明する図である。
【図１４】図１３に示す２輪駆動車用駆動装置の作用を示す概略説明図である。
【図１５】同じく、２輪駆動車用駆動装置の作用を示す概略説明図である。
【符号の説明】
１０エンジン
１１クランク軸
２０ベルト式無段変速機
２１プライマリ軸
２２セカンダリ軸
２３プライマリプーリ
２４セカンダリプーリ
２５駆動ベルト
３０フロントディファレンシャル装置
３８リヤディファレンシャル装置
５１フロントドライブ軸
５２リヤドライブ軸
５５ダブルピニオン式プラネタリギヤ
５６サンギヤ
５７リングギヤ
５８第１のピニオン
５９第２のピニオン
６０キャリヤ
６７入力切換手段
６８第１の多板クラッチ
７８第２の多板クラッチ
８４第３の多板クラッチ
９３第４の多板クラッチ
１０２第５の多板クラッチ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a drive device for a four-wheel drive vehicle used for a vertical engine.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, as a driving device for a four-wheel drive vehicle with a continuously variable transmission in which an engine is arranged vertically, there is a prior art in Japanese Patent Laid-Open No. 2-150539. In this prior art, an engine, a torque converter, a forward / reverse switching device including a set of double pinion type planetary gears and a belt type continuously variable transmission are provided coaxially in the vehicle longitudinal direction, and a secondary shaft of the continuously variable transmission is provided. A reduction gear provided with another double pinion type planetary gear at the rear is provided coaxially, and from this reduction gear to the rear differential, and forward of the secondary shaft of the continuously variable transmission to the front differential through the reduction means to the front differential. The respective transmission arrangements are shown.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the above-mentioned prior art, an engine arranged vertically is provided with a torque converter, a forward / reverse switching device, and a belt-type continuously variable transmission coaxially with a crankshaft of the engine. Since the reduction gear is provided at the rear of the continuously variable transmission and the transmission case is integrally formed, the drive unit, especially the full length of the transmission case and the rear end of the secondary pulley, protrude and become longer in the front-rear direction. The rear portion of the large transmission case is accommodated and installed in the engine room in a state where the rear portion of the large transmission case projects greatly into a tunnel formed in the lower part of the vehicle compartment. With the transmission case overhanging, the tunnel greatly extends into the vehicle interior, and the toeboard that separates the engine room and the vehicle interior is pushed to the vehicle interior side, limiting the living space in the vehicle interior and affecting the livability. The transmission case and the toe board are arranged close to each other, and trying to secure a sufficient crash stroke at the time of a frontal collision further affects the livability, and it is difficult to obtain the working space in the engine room, Smooth work may be hindered.
[0004]
On the other hand, since the double-pinion type planetary gears are separately provided for the forward / reverse switching device and the speed reducer, the structure and the control device for controlling them are complicated, resulting in an increase in cost.
[0005]
In addition, it is desirable to have in-vehicle compatibility with belt-type continuously variable transmissions, manual transmissions (manual transmissions, MTs), automatic transmissions (automatic transmissions, ATs) and the like in the same shape of engine room structure. If the overall length and the outer circumference of the transmission case, that is, the so-called waistline, are made substantially the same as those of the manual transmission that can be designed to be relatively compact, the support member mounted on the vehicle and the exhaust system can be shared.
[0006]
Therefore, an object of the present invention is to shorten the drive unit, particularly the transmission case in the front-rear direction of the vehicle body, and to mount the drive unit in a conventional engine room while securing a sufficient living space and a work space for a crash stroke, when attaching and detaching the transmission. In addition, it is an object of the present invention to provide a drive device for a four-wheel drive vehicle in which the structure and the control device can be simplified.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
A drive device for a four-wheel drive vehicle according to the present invention that achieves the above objects, A vertical engine, a transmission to which an output from the engine is input, and first and second power transmission units that are arranged in parallel with the crankshaft of the engine and transmit power to one differential device and the other differential device, respectively. A drive shaft, a double pinion type planetary gear, input switching means for selectively transmitting power from a transmission to a ring gear and a carrier of the planetary gear, and an output from a sun gear of the planetary gear to a first drive shaft. Means for transmitting power, a third frictional engagement element for selectively transmitting power from the carrier of the planetary gear to a second drive shaft, and selecting between a first drive shaft and a second drive shaft. Fourth frictional engagement element for selectively transmitting power, and a fifth frictional engagement element for selectively locking the rotation of the ring gear of the planetary gear. A frictional engagement element, and selectively operating the input switching means and the frictional engagement elements to switch the input from the transmission to the power distribution and forward / reverse at a predetermined ratio via the planetary gear. Power is transmitted to the first and second drive shafts. Things.
[0009]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0010]
In FIG. 1, a drive system of a drive device for a four-wheel drive vehicle with a belt-type continuously variable transmission will be described as a drive device for a four-wheel drive vehicle to which the present invention is applied. A first case 1 joined to a vertical engine, a second case 2 located behind the first case 1 and accommodating a belt-type continuously variable transmission 20 described later, and a second case 2 A third case 3 that is located rearward and accommodates the transfer unit 50 and a fourth case that is located rearward of the third case 3 and accommodates a power transmission mechanism that transmits the output from the transfer unit 50 to the rear wheels. The case 4 is sequentially joined, the fifth case 5 that houses the front differential device 30 is formed under the second case 2 so as to be partitioned, and a transmission case 6 is formed. Bread is attached.
[0011]
Reference numeral 10 denotes a vertical engine. A crankshaft 11 of the engine 10 is connected to a torque converter 13 having a lock-up clutch 12 inside the first case 1, and an input shaft 14 from the torque converter 13 is connected to a second shaft. It is input to the primary shaft 21 of the belt-type continuously variable transmission 20 disposed inside the case 2. The input shaft 14 and the primary shaft 21 from the torque converter 13 are arranged coaxially with the crankshaft 11 of the engine 10 and rotatably supported by the transmission case 6 via bearings.
[0012]
In the continuously variable transmission 20, a secondary shaft 22 is disposed parallel to a side of a primary shaft 21, and a primary pulley 23 and a secondary pulley 24 are respectively mounted on a primary shaft 26 and a secondary cylinder 27 on the primary shaft 21 and the secondary shaft 22. The drive belt 25 is wound between the primary pulley 23 and the secondary pulley 24. By changing the pulley gap between the primary pulley 23 and the secondary pulley 24 by the hydraulic control system, the ratio of the winding diameter of the drive belt 25 to the primary pulley 23 and the secondary pulley 24 is changed, and the power that is continuously variable is output to the secondary shaft 22. It is configured to
[0013]
The secondary shaft 22 is provided with a primary reduction gear 28. The primary reduction gear 28 is engaged with the primary reduction gear 28 and is input to a transfer unit 50 disposed inside the third case 3 and the fourth case 4 via a primary driven gear 29. The unit 50 is configured to transmit power to a front wheel via one differential device, for example, a front differential device 30 in the fifth case 5, and to a rear wheel via a propeller shaft 37 and the other differential device, for example, a rear differential device 38. Transmission.
[0014]
As shown in a sectional view of a main part of FIG. 2 and a perspective view of a main part in which the transmission case 6 is omitted in FIG. 2, the front differential device 30 includes a differential case main body 31a in the fifth case 5 and a differential case main body 31a. And a substantially cylindrical crown gear attachment member 31b integrally formed therewith. A differential case 31 is rotatably mounted on the fifth case 5 in the left-right direction of the vehicle body via a plurality of bearings 32. The front drive shaft 51 described later crosses and meshes with the crown gear 33 attached to the flange portion 31c.
[0015]
On the other hand, a pair of pinions 34b is provided in the differential case main body 31a by a pinion shaft 34a, and a differential gear 34 is constituted by left and right side gears 34c and 34d that mesh with both pinions 34b. The drive shaft 35 connected to one side gear 34c penetrates from the differential case body 31a through the crown gear mounting member 31b to transmit power to one front wheel via a constant velocity joint, an axle shaft, and the like, and to the other side gear 34d. The connected drive shaft 36 projects from the differential case main body 31a and transmits power to the other front wheel via a constant velocity joint, an axle shaft and the like.
[0016]
A crown gear 33 is located below the continuously variable transmission 20 between the primary shaft 21 and the secondary shaft 22 in a plan view, and the crown gear 33 and the differential case main body 31a are separately arranged on the left and right with the primary shaft 21 therebetween. So as to be installed in the fifth case 5. Therefore, the crown gear 33 can be formed to have a smaller diameter than a conventional crown gear attached and formed on the outer periphery of a differential case accommodating the differential gear, the entire front differential device 30 is configured to have a smaller diameter, and the crown gear 33 and the differential case main body 31a The continuously variable transmission 20 and the front differential device 30 can be arranged close to each other by arranging the central portion of the differential case 31 having a small diameter between the front and the primary shaft 21.
An oil pump 16 is provided in the second case 2 and connected to the stator shaft 15 of the torque converter 13 so as to be constantly driven. The oil pump 16 constantly generates oil pressure to supply the oil to the torque converter 13 and the like. Enables hydraulic control of the continuously variable transmission 20 and is based on signals from a vehicle speed sensor 41, a throttle sensor 42, a shift switch 43, a front wheel speed sensor 44, a rear wheel speed sensor 45, a steering angle sensor 46, and the like. The hydraulic pressure of the transfer unit 50 can be controlled by the hydraulic control circuit 47.
[0017]
Next, the transfer unit 50 will be described with reference to FIG. 4 and FIG.
[0018]
The transfer unit 50 serves as a front drive shaft 51 serving as a first drive shaft and a second drive shaft arranged in parallel with the crankshaft 11, the input shaft 14, the primary shaft 21, the secondary shaft 22, and the like of the engine 10. It has a rear drive shaft 52.
[0019]
The crankshaft 11, the primary shaft 21, the secondary shaft 22, the front drive shaft 51, the rear drive shaft 52, and the like, which are arranged in parallel with each other, have a substantially vehicle body as shown in FIG. The rotation axis 11a of the crankshaft 11 and the primary axis 21 are coaxially positioned in the vehicle longitudinal direction on the width center axis, and the secondary axis 22 and the primary axis 21 are arranged side by side at substantially the same height and are parallel to the primary axis. The pulley 23 and the secondary pulley 24 are arranged at substantially the same height. As described above, the front drive shaft 51 is disposed between the primary shaft 21 and the secondary shaft 22 in plan view and below and meshes with the crown gear 33, so that the connection with the continuously variable transmission 20 is improved. In this way, the overall size in the vertical direction is reduced to achieve compactness.
[0020]
Further, by arranging the rear drive shaft 52 coaxially with the primary shaft 21 in a plan view and at a position lower than the primary shaft 21, the storage property in the tunnel 49 is improved, and the rear drive shaft 52 and the vehicle body equipped with a manual transmission and an automatic transmission are connected. The compatibility is improved.
[0021]
A pinion portion 51a is formed at the front end of the front drive shaft 51 so as to always mesh with the crown gear 33 of the front differential device 30. The front end portion is provided with a tapered bearing 51e, and the rear end portion is provided with a needle bearing 51f. 6 is rotatably supported by the third case 3 and the fourth case 4.
[0022]
A spline 51b meshing with the sun gear 56 of the double pinion type planetary gear 55 is provided on the outer periphery of a central portion in the axial direction of the front drive shaft 51, and a multi-plate clutch 93 serving as a fourth frictional engagement element is provided on the outer periphery of the rear end in the axial direction. A spline 51c into which the drum 94 is fitted is formed, and one end is formed in a hollow shape having an opening in the rear end, and the other end is formed in the oil chamber 65A, the radial bearing 61b and the needle bearing 82b which will be described later. A road 51d is formed.
[0023]
Further, the inner race of the tapered bearing 51e is sandwiched between the pinion portion 51a and the lock nut 51g screwed to the front drive shaft 51 to prevent the front drive shaft 51 from moving in the axial direction.
[0024]
On the other hand, a transfer driven gear 52a is formed at the other end of the rear drive shaft 52, one end of which is connected to the propeller shaft 37 via a universal joint, and the third case 3 and the fourth case of the transmission case 6 are formed by a plurality of ball bearings 52b. 4 rotatably supported.
[0025]
The double pinion type planetary gear 55 fitted and coupled to the spline 51b formed on the outer periphery of the axial center portion of the front drive shaft 51 includes a sun gear 56, a ring gear 57, a sun gear 56, and a ring gear spline-coupled to the spline 51b. The first and second pinions 58 and 59 mesh with each other and mesh with each other, and the carrier 60 rotatably supports the first and second pinions 58 and 59 via needle bearings 60a. The power input to the carrier 57 is transmitted to the sun gear 56 and the carrier 60 by torque distribution according to the gear specifications of the sun gear 56 and the ring gear 57, and the ring gear 57 is locked to the transmission case 6 so that the power input to the carrier 60 is Reverse to carrier 60 It has a function for rotating the direction.
[0026]
The double pinion type planetary gear 55 includes a fixed shaft 62 fixed to the transmission case 6, a thrust bearing 62a, and a thrust bearing 61a supported by the third case 3 of the transmission case 6 via a drum 69, and a fourth friction. The shaft is formed by sandwiching the sun gear 56 with a fourth multi-plate clutch 93 serving as an engagement element, a thrust bearing 82a, and a thrust bearing 61b supported by the fourth case 4 of the transmission case 6 via the transfer drive gear 82. Movement in the direction is prevented.
[0027]
The fixed shaft 62 has a substantially cylindrical shape surrounding the front drive shaft 51, and is attached by fixing a flange portion provided at a base end to the third case 3 of the transmission case 6 with a bolt 62 a. An oil chamber 65A is formed by closing the space between the inner peripheral surface and the front drive shaft 51 with an oil seal 65. A hydraulic path 62b communicating with the oil chamber 65A is formed in the fixed shaft 62, and the oil passage 65b is formed on the outer periphery of the fixed shaft 62. The hydraulic passage 62c is also formed.
[0028]
A primary driven gear 29 that meshes with the primary reduction gear 28 is rotatably provided on the fixed shaft 62 via a needle bearing 29a. An input switching means 67 having a first multi-plate clutch 68 as a first frictional engagement element and a second multi-plate clutch 78 as a second frictional engagement element for inputting an output to the ring gear 57 or the carrier 60. Is provided.
[0029]
Describing the first multi-plate clutch 68, a drum 69 rotatably supported on a fixed shaft 62 via a bush 69a is connected to the primary driven gear 29, and a hub 70 is connected to the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55. I do. In this way, the first multiple disc clutch 68 is interposed between the primary driven gear 29 and the ring gear 57 so as to be able to transmit power by bypassing. The hydraulic pressure in the hydraulic chamber 71 presses the retaining plate 73c abutting on the snap ring 73d fixed in the drum 69 via the piston 72 and the drive plate 73a between the driven plate 73b and the hub 70 to transmit power. Be composed. Reference numeral 72a is a seal that is slidable between the piston 72 and the drum 69 and that is liquid-tightly held. A retainer 75 a is provided on the side of the piston 72 opposite to the hydraulic chamber 71 via a piston 74, and a pressing force of a return spring 76 is applied to the piston 72 via the piston 74.
[0030]
Referring to the second multi-plate clutch 78, the drum 69 is shared with the first multi-plate clutch 68, and the hub 79 is connected to the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55. In this way, the second multi-plate clutch 78 is interposed between the primary driven gear 29 and the carrier 60 so as to be able to transmit power by bypass. Then, the power is transmitted by pressing the retaining plate 81c abutting against the snap ring 81d fixed to the piston 72 via the piston 74 via the piston 74 and the drive plate 81a between the driven plate 81b and the hub 79 by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 80. Be composed. A seal 74a is slidable and liquid-tightly held between the piston 72 and the piston 74 and between the piston 74 and the drum 69. Similarly to the above, the centrifugal oil pressure generated in the oil pressure chamber 80 is offset by the oil pressure in the balance oil pressure chamber 75, and the pressing force of the return spring 76 is applied to the piston 74.
[0031]
On the side opposite to the input switching means 67 with respect to the double pinion type planetary gear 55, the third case 3 of the transmission case 6 is rotatably supported via a ball bearing 82a, and the front drive is provided via a needle bearing 82b. A transfer drive gear 82 is rotatably supported by the shaft 51, and a transfer driven gear 52a of the rear drive shaft 52 is meshed with the shaft so that power can be transmitted.
[0032]
A third friction engagement element between the double pinion type planetary gear 55 and the transfer drive gear 82 is a third frictional engagement element for selectively transmitting the output from the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55 to the transfer drive gear 82. A multiple disc clutch 84 is provided.
[0033]
In the third multi-plate clutch 84, the drum 85 is spline-coupled to the transfer drive gear 82, and the hub 86 is coupled to the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55. Thus, the third multi-plate clutch 84 is interposed between the carrier 60 and the transfer drive gear 82 so as to be able to transmit power by bypass. Then, the power is transmitted by pressing the retaining plate 89c abutting on the snap ring 89d fixed in the drum 85 via the piston 88 and the drive plate 89a between the driven plate 89b and the hub 86 by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 87. Be composed. On the opposite side of the piston 88 from the hydraulic chamber 87, there is provided a balance hydraulic chamber 91 for canceling the centrifugal hydraulic pressure generated in the hydraulic chamber 87 by the retainer 90, and the pressure of the return spring 92 is urged by the piston 88.
[0034]
A fourth multi-plate clutch serving as a fourth friction engagement element for selectively transmitting power between the front drive shaft 51 and the transfer drive gear 82 between the rear end of the front drive shaft 51 and the transfer drive gear 82 93 are provided.
[0035]
In the fourth multi-plate clutch 93, the drum 94 is spline-coupled to the spline 51c of the front drive shaft 51, and the hub 95 is coupled to the transfer drive gear 82 so that power can be transmitted between the front drive shaft 51 and the transfer drive gear 82. It is interposed in. Power is transmitted by pressing the retaining plate 98c abutting against the snap ring 98d fixed in the drum 94 via the piston 97 by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 96 and the drive plate 98a between the driven plate 98b and the hub 95. A balance hydraulic chamber 100 is provided, which is configured to cancel the centrifugal hydraulic pressure of the hydraulic chamber 96 by a retainer 99, and the pressure of a return spring 101 is urged on the piston 97.
[0036]
Between the third case 3 of the transmission case 6 and the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55 is a fifth frictional engagement element for selectively locking to the transmission case 6 to fix the ring gear 57. A fifth multiple disc clutch 102 is provided.
[0037]
The fifth multi-plate clutch 102 is provided with a retaining plate 105c abutting against a snap ring 105d fixed in the transmission case 6 via the piston 104 by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 103, a driven rate 105b, and a hub 70 provided on the ring gear 57. The ring gear 57 is locked and fixed to the transmission case 6 by pressing the drive plate 105a between the transmission case 6 and the piston 104, and the pressing force of the return spring 106 is applied to the piston 104.
[0038]
Oil pressure from the oil pump 16 is supplied to a vehicle speed sensor 41, a throttle sensor 42, a shift switch 43, a front wheel speed sensor 44, a rear wheel speed sensor 45, and a steering angle sensor in an oil pan 109 provided at a lower portion of the transmission case 6. Controlled by a hydraulic control circuit 47 based on signals from the input unit 46, etc., the hydraulic pressure chambers 71, 80, 87, 96 of the input switching means 67, the third, fourth, and fifth multi-plate clutches 84, 93, 102, A control valve 110 is provided for selectively switching and supplying the control valve 103 and the continuously variable transmission 20.
[0039]
Next, the operation of the thus configured four-wheel drive vehicle driving device will be described with reference to the schematic explanatory diagrams shown in FIGS. 7 to 11 and the first, second, third, fourth, and fourth driving ranges shown in FIG. A description will be given with reference to FIG. In this list, the symbol ◯ indicates that the corresponding multiple disc clutch is engaged or operating, and (◯) indicates that it is engaged or operating as necessary, which will be described later.
[0040]
First, the power of the engine 10 is input from the crankshaft 11 to the primary shaft 21 of the continuously variable transmission 20 via the torque converter 13. The speed is changed by the primary shaft 21, the primary pulley 23, the drive belt 25, and the secondary pulley 24 and output to the secondary shaft 22. The speed change output from the secondary shaft 22 is reduced by the primary reduction gear 28 and the primary driven gear 29 and input to the first multi-plate clutch 68 and the second multi-plate clutch 78 via the drum 69. Here, in the neutral (N) and parking (P) ranges, the first and second multi-plate clutches 68 and 78 are released and the power transmission is cut off, and no further power transmission is performed.
[0041]
In the drive (D) range, which is the forward gear, the first multi-plate clutch 68 and the third multi-plate clutch 84 are engaged, and the power transmission state is shown by a thick line in FIG. That is, hydraulic pressure is supplied from the control valve 110 to the hydraulic chamber 71, and the retaining plate 73c, the driven plate 73b, and the drive plate 73a, which abut on the snap ring 73d fixed in the drum 69 via the piston 72, are pressed and engaged. Power is transmitted from the primary driven gear 29 to the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55 by the first multi-plate clutch 68, and the third multi-plate clutch 84 is retained by the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber 87 via the piston 88. The carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55 and the transfer drive gear 82 are communicably connected by a third multi-plate clutch 84 which presses and engages the plate 89c, the driven plate 89b and the drive plate 89a.
[0042]
Therefore, as shown in FIG. 8, the double pinion type planetary gear 55 is configured such that the input side ring gear 57 meshes with the first pinion 58, and the second pinion 59 meshes with the first pinion 58 meshes with the sun gear 56. The carrier 60 is rotated in the same direction as the ring gear 57 so as to rotate differentially while transmitting torque to the sun gear 56 and the carrier 60 at a predetermined distribution ratio. The transfer drive gear 82, which is coupled to the carrier 60 so that power can be transmitted, is rotated in the same direction as the ring gear 57, and is output to the transfer driven gear 52a meshing with the transfer drive gear 82 to rotate the rear drive shaft 52 in the opposite direction to the ring gear 57. Drive. The first and second pinions 58 and 59 function as a so-called center differential device that absorbs a rotation difference between the sun gear 56 and the carrier 60 by the rotation and revolution of the first and second pinions 58 and 59 during torque transmission.
[0043]
Here, the torque distribution of the double pinion type planetary gear 55 will be described with reference to the schematic diagram of FIG.
[0044]
Assuming that the input torque of the ring gear 57 is Ti, the front torque of the sun gear 56 is TF, the rear torque of the carrier 60 is TR, the number of teeth of the sun gear 56 is ZS, and the number of teeth of the ring gear 57 is ZR.
Ti = TF + TR
TF: TR = ZS: (ZR-ZS)
Holds. This indicates that the reference torque distribution of the front torque TF and the rear torque TR can be freely set by appropriately setting the number of teeth ZS of the sun gear 56 and the number of teeth ZR of the ring gear 57.
[0045]
Here, if ZS = 37 and ZR = 82,
TF: TR = 37: (82-37)
become. Therefore, the front and rear wheel torque distribution rate is
TF: TR $ 45: 55
Approximately 45% is distributed to the front wheels and approximately 55% to the rear wheels, so that it is possible to sufficiently set the reference torque distribution for rear wheel bias.
[0046]
On the other hand, the fourth multi-plate clutch 93 is configured to generate a clutch torque Tc by pressing the snap ring 98d, the retaining plate 98c, the driven plate 98b, and the drive plate 98a with the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 96 via the piston 97. The clutch torque Tc is variably controlled by the hydraulic pressure from the control valve 110 controlled by the control circuit 48.
[0047]
Here, the front wheel rotation speed NF and the rear wheel rotation speed NR detected by the front wheel rotation speed sensor 44 and the rear wheel rotation speed sensor 45 are input to the control circuit 47, but when traveling on a slippery road surface, TF <TR rear wheel. Since the rear wheel always slips first due to the uneven reference torque distribution, the slip ratio S is calculated as S = NF / NR (S> O). The slip ratio S and the steering angle 入力 inputted to the control circuit from the steering angle sensor 46 are used to search the clutch pressure Pc from the map shown in FIG. Here, the clutch pressure Pc is set to a low value in the non-slip condition of S ≧ 1, and the clutch pressure Pc is increased in accordance with the decrease of the slip ratio in the slip state of S <1, and the slip ratio S becomes the set value S ₁ P below _max Set forth in The line pressure is adjusted to the clutch pressure Pc, and the clutch torque Tc of the fourth multi-plate latch 93 is variably controlled.
[0048]
Accordingly, the bypass system 111 extending from the sun gear 56 to the sun gear 56 via the front drive shaft 51 and the transfer drive gear 82 is separately configured by the fourth multi-plate clutch 93. In the bypass system 111, when the rear wheel slips, a differential function of the rear wheel speed NR> the speed of the ring gear 57> the front wheel speed NF is established in the transfer unit 50, and the front drive shaft is set according to the clutch torque Tc. Reference numeral 51 denotes a transmission which increases the torque by Tc from the transfer drive gear 82 to the front drive shaft 51 via the fourth multi-plate clutch 93 and transmits the torque to the transfer driven gear 52a. The torque reduced by the torque Tc is input and transmitted to the rear drive shaft 52. As a result, the front and rear wheel torques TF and TR are as follows.
TF = 0.45Ti + Tc
TR = 0.55Ti-Tc
[0049]
Accordingly, in the non-slip state, since the clutch torque Tc is zero, the torque is distributed to TF: TR = 45: 55 rear wheel bias, and when the clutch torque Tc is generated when the rear wheel slips, the clutch torque Tc is determined according to the clutch torque Tc. Is larger, the input torque Ti flows toward the front wheels via the bypass system 111, and as shown in FIG. ₁ : TR ₁ , The front wheel torque is positively controlled to increase, and the rear wheel torque is reduced, causing no slip and improving the running performance. When the slip S becomes equal to or less than the set value, the differential limiting torque is maximized together with the hydraulic pressure of the fourth multiple disc clutch 93, and the sun gear 56 and the carrier 60 are directly connected. For this reason, the transfer unit 50 is differentially locked, and is a direct-coupled four-wheel drive running with a torque distribution corresponding to the axle weight distribution of the front and rear wheels, so that the running performance is maximized.
[0050]
On the other hand, when the front wheels slip, a differential function of rear wheel rotation speed NR <rotation speed of ring gear 57 <front wheel rotation speed NF is established in transfer unit 50, and transfer drive gear 82 is moved from front drive shaft 51 to transfer drive gear 82 in accordance with clutch torque Tc. , And the torque obtained by subtracting the clutch torque Tc flowing to the rear wheels from the front drive shaft 51 to the front wheels is transmitted. As a result, the front and rear wheel torques TF and TR are as follows.
TF = 0.45Ti-Tc
TR = 0.55Ti + Tc
[0051]
Therefore, in the non-slip state, since the clutch torque Tc is zero, the torque is distributed to TF: TR = 45: 55 rear wheel bias, and when the clutch torque Tc occurs when the front wheel slips, the input torque Ti is changed according to the clutch torque Tc. By flowing to the rear wheel side, the rear wheel torque is positively controlled to increase, the front wheel torque is reduced, no slip occurs, and the running performance is improved. When the slip ratio is equal to or less than the set value, the differential limiting torque is maximized together with the hydraulic pressure of the fourth multi-plate clutch 53, and the sun gear 56 and the carrier 70 are directly connected. It is a direct-coupled four-wheel drive running, and the running performance is fully exhibited. Thus, according to the slip state, the torque to the front and rear wheels is controlled widely to avoid the slip state.
[0052]
When the vehicle turns in the torque distribution control associated with the occurrence of the slip, the differential limiting torque of the fourth multiple disc clutch 53 is corrected to be reduced by the steering angle ψ. For this reason, the differential limitation of the transfer unit 50 is reduced, and the difference in the number of rotations can be sufficiently absorbed, the tight corner braking phenomenon is avoided, and good maneuverability is ensured.
[0053]
In the reverse (R) range for the reverse gear, the first multi-plate clutch 68 and the third multi-plate clutch 84 are released, and the second multi-plate clutch 78, the fourth multi-plate clutch 93 and the fifth multi-plate clutch 93 are disengaged. When the plate clutch 102 is engaged, the power transmission state shown in FIG. 10 is indicated by a thick line. That is, the hydraulic pressure is supplied from the control valve 110 to the hydraulic chamber, and the snap ring 81d, the retaining plate 81c, the driven plate 81b, and the drive plate 81a are pressed via the piston 74 to engage the second multi-plate clutch 78. Power is transmitted from the primary driven gear 29 to the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55, and at the same time, the snap ring 105d, the retaining plate 105c, the drive plate 105a, and the driven plate 105b are pressed by the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber 103 via the piston 104. The ring gear 57 is locked and fixed to the transmission case 6 by the fifth multi-plate clutch 102 which is engaged with the ring gear 57. Then, the snap ring 98d, the retaining plate 98c, the driven plate 98b, and the drive plate 98a are pressed through the piston 97 to enable the fourth multi-plate clutch 93 to transmit power from the front drive shaft 51 to the transfer drive gear 82.
[0054]
Accordingly, as shown in FIG. 11, the double pinion type planetary gear 55 rotates along the ring gear 57 while the first and second pinions 58, 59 meshed with each other by the rotation of the carrier 60 on the input side rotate in the opposite directions. By rotating the sun gear 56 in the opposite direction to the carrier 60 to rotate the front drive shaft 51 in the opposite direction to the input side, the front drive shaft 51 is connected to the transfer drive gear 82 via the fourth multi-plate clutch 93. Power is transmitted, and the rear drive shaft 52 is rotationally driven in the opposite direction to the front drive shaft 51.
[0055]
Therefore, the input from the primary driven gear 29 receives the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55 from the transmission case 6 by the fifth multi-plate clutch 102, and thereby the front drive shaft 51 in the direction opposite to the drive (D) range state. The double pinion type planetary gear 55 has a forward / reverse switching function.
[0056]
In this case, the gear ratio output to the front drive shaft 51 and the rear drive 52 with respect to the input of the carrier 60 is set by the following equation.
[0057]
Gear ratio = [ZS + (− ZR)] / ZS
Here, if ZS = 37 and ZR = 82 as described above,
Gear ratio = [37 + (− 82)] / 37 = −1.216
Thus, the reduction ratio in the reverse (R) range is appropriately secured.
[0058]
On the other hand, the torque Ti input to the carrier 60 is transmitted to the transfer drive gear 82 according to the clutch Tc, and a torque obtained by reducing the clutch torque Tc transmitted to the rear wheels is input to the front wheels. TR is as follows.
Ti = TF + TR
TF = Ti-Tc
TR = Tc
[0059]
Therefore, when the rear wheel slips, the clutch torque Tc is reduced to flow the input torque Ti to the front wheel side, the front wheel torque is positively controlled to increase, the rear wheel torque is reduced to prevent the occurrence of slip, and the running performance is improved, and At the time of front wheel slip, the input torque Ti is caused to flow to the rear wheel by increasing the clutch torque Tc, and the rear wheel torque is actively controlled to reduce the front wheel torque so that no slip occurs and the running performance is improved. When the slip ratio becomes equal to or less than the set value, the differential limiting torque Tc is maximized together with the hydraulic pressure of the fourth multi-plate clutch 93 to directly connect the front drive shaft 51 and the transfer drive gear 82 to correspond to the axle weight distribution of the front and rear wheels. The driving performance is maximized by the direct-coupled four-wheel drive running with the allocated torque. When the vehicle further turns, the differential limiting torque of the fourth multi-plate clutch 93 is reduced by the steering angle 、, so that the difference in rotation speed can be sufficiently absorbed, and the tight corner braking phenomenon is avoided. And maneuverability is improved.
[0060]
Therefore, in the present embodiment described above, the front drive shaft 51 and the rear drive shaft 52 that transmit power to the front differential device 30 or the rear differential device 58 that is configured to transmit power to the output side of the belt-type continuously variable transmission 20 are vertically extended. A double pinion type planetary gear 55 is provided in parallel with the crankshaft 11 of the stationary engine 10, and a sun gear 56 is coupled to the front drive shaft 51, and a first gear that transmits the output from the continuously variable transmission 20 to the ring gear 57. A plate clutch 68, a second multi-plate clutch 78 for transmitting to the carrier 60, a third multi-plate clutch 84 for connecting the carrier 60 and the transfer drive gear 82 so as to transmit power, a front drive shaft 51 and a rear drive shaft 52, Multi-plate clutch 93 for connecting the power so that power can be A fifth multi-plate clutch 102 for locking the gear 57 is provided, and the first, second, third, fourth and fifth multi-plate clutches 68, 78, 84, 93 and 102 are selectively controlled. As a result, in the drive (D) range which is the forward stage and the reverse (R) range which is the reverse stage, it functions as a center differential device which enables appropriate torque distribution and differential limitation to the front drive shaft 51 and the rear drive shaft 52. As a result, good running performance is obtained, and the device functions as a forward / reverse switching device when switching between the drive (D) range and the reverse (R) range.
[0061]
Therefore, conventional dedicated double pinion type planetary gears, each functioning independently for the center differential device and the forward / reverse switching device, were required.But, both functions were achieved by a single double pinion type planetary gear, and the drive was performed while maintaining high performance. The structure and control of the device can be simplified and lightened, and the cost and size can be reduced, especially the overall length. With this reduction in size, the amount of protrusion into the tunnel below the passenger compartment in the vehicle-mounted state is extremely small. The tunnel cross-section that protrudes into the cabin is greatly reduced, and the toeboard and the driving device are sufficiently separated from each other, so that the interior space of the cabin is sufficiently secured and the Improvements are brought.
[0062]
In addition, a crash stroke at the time of a collision is secured between the toe board and the drive device, that is, as the front space of the toe board increases, and the work space can be sufficiently used effectively when the transmission is detached. Further, the degree of freedom in vehicle design is increased, for example, so-called slant nose can be achieved by lowering the engine hood.
[0063]
Further, an electromagnetic clutch or a wet clutch can be used as the starting clutch instead of the torque converter 13. In this case, the input to the primary shaft 21 of the belt-type continuously variable transmission 20 in the neutral (N) and parking (P) ranges. And the transmission of power after the continuously variable transmission 20 disappears.
[0064]
Further, in the four-wheel drive device according to the present embodiment, as shown in FIG. 13, first, second, and fourth multi-plate clutches 68, 78, and 93, transfer drive gear 82, rear drive gear 52, and the like. The rear wheel drive unit is eliminated, the input is directly input to the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55 by the changed connecting member 120, and the drum 85 of the third multi-plate clutch 84 and the spline 51c of the front drive shaft 51 are connected to the front. By connecting the fourth case 4 to a sixth case 122 for two-wheel drive by connecting with a hollow shaft 121 rotatably fitted to the drive shaft 51, the drive device can be easily changed to a two-wheel drive vehicle drive device. obtain. Reference numeral 123 denotes a parking gear.
[0065]
In changing to this two-wheel drive vehicle drive device, the detailed description is omitted by attaching the same reference numerals to the portions corresponding to those in FIG. 4, except for the above-described connecting member 120, hollow shaft 121, and sixth case 122. Many parts can be shared with the drive unit for a four-wheel drive vehicle.
[0066]
In the drive device for a two-wheel drive vehicle thus formed, the third multi-plate clutch 84 is engaged in the drive (D) range, which is the forward gear, and the power transmission state is shown by a thick line in FIG. . That is, by supplying hydraulic pressure to the hydraulic chamber 87 and pressing the snap ring 89 d, the retaining clutch 89 c, the driven plate 89 b and the drive plate 89 a via the piston 85 to engage the third multi-plate clutch 84, the primary The input from the driven gear 29 is transmitted to the power via the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55 and the third multi-plate clutch 84, and is driven to rotate in the same direction as the primary driven gear 29.
[0067]
On the other hand, in the reverse (R) range where the reverse gear is set, the engagement of the third multi-plate clutch 84 is released, the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber 103, and the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55 is supplied by the fifth multi-plate clutch 102. Is locked to the transmission case 6 so that the power transmission state is shown by a thick line in FIG. As a result, the first and second pinions 58 and 59 meshed with each other by the rotation of the carrier 60 due to the input from the primary driven gear 29 to the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55 rotate along the ring gear 57 while rotating in the opposite direction. By rotating the sun gear in the direction opposite to the carrier, the front drive shaft 51 is driven to rotate in the direction opposite to the input side.
[0068]
In this case, the gear ratio output to the front drive shaft 51 with respect to the input of the carrier 60 is set by the following equation as described above.
[0069]
Gear ratio = [ZS + (− ZR)] / ZS
Here, since ZS = 37 and ZR = 82,
Gear ratio = [37 + (− 82)] / 37 = −1.216
Thus, the reduction ratio in the reverse (R) range is appropriately secured.
[0070]
Therefore, a forward / reverse switching device including the double pinion type planetary gear 55 and the third and fifth multi-plate clutches 102 as main components is configured.
[0071]
【The invention's effect】
According to the drive device for a four-wheel drive vehicle of the present invention described above, the first and second drive shafts for transmitting power to one and the other differential devices with respect to the crankshaft of the vertically mounted engine are arranged in parallel. Power from the engine side is selectively switched by a single double pinion type planetary gear, and switching between forward and reverse hand Since power is transmitted to the first and second drive shafts, both functions as a center differential device and a forward / reverse switching device are achieved by a single double pinion type planetary gear, and the configuration and control of the drive device while maintaining high performance Simplification, weight reduction, and compactness of the vehicle, and with the downsizing, it is possible to reduce the cross-sectional area of the tunnel by reducing the amount of protrusion into the tunnel below the cabin in the on-vehicle state, and secure the living space in the cabin. This leads to improved performance. Further, the present invention has an effect unique to the present invention, such as being able to be mounted in a conventional engine room while securing a work space for a crash stroke at the time of a collision and assembling and maintenance, and the like.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a drive system for explaining an outline of an embodiment of a drive device for a four-wheel drive vehicle according to the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view of a main part explaining a front differential device used in the present embodiment.
FIG. 3 is a perspective view of an essential part for explaining an arrangement state of a front differential device and a belt-type continuously variable transmission.
FIG. 4 is a cross-sectional view illustrating a driving device for a four-wheel drive vehicle.
5 is an enlarged view of a main part of the cross-sectional view shown in FIG. 4;
FIG. 6 is an explanatory view of a main part arrangement similarly viewed from the arrow A direction in FIG. 4;
FIG. 7 is a schematic explanatory view showing the operation.
FIG. 8 is a schematic explanatory view showing the operation.
FIG. 9 is a schematic explanatory view showing the operation.
FIG. 10 is a schematic explanatory view showing the operation.
FIG. 11 is a schematic explanatory view showing the operation.
FIG. 12 is an explanatory view of the operation of the frictional engagement element showing the operation.
FIG. 13 is also a view for explaining the conversion of the four-wheel drive vehicle drive device of the present invention to a two-wheel drive vehicle drive device.
FIG. 14 is a schematic explanatory view showing the operation of the drive device for a two-wheel drive vehicle shown in FIG.
FIG. 15 is a schematic explanatory view showing the operation of the two-wheel drive vehicle driving device.
[Explanation of symbols]
10 Engine
11 Crankshaft
20 Belt-type continuously variable transmission
21 Primary axis
22 Secondary axis
23 Primary pulley
24 Secondary pulley
25 Drive belt
30 Front differential device
38 Rear differential device
51 Front drive shaft
52 Rear drive shaft
55 double pinion type planetary gear
56 Sun Gear
57 Ring gear
58 First Pinion
59 2nd pinion
60 carrier
67 Input switching means
68 First multiple disc clutch
78 Second multiple disc clutch
84 Third multi-plate clutch
93 Fourth multi-plate clutch
102 5th multi-plate clutch

Claims

A vertical engine, a transmission to which an output from the engine is input, and first and second power transmission units that are arranged in parallel with the crankshaft of the engine and transmit power to one differential device and the other differential device, respectively. A drive shaft, a double pinion type planetary gear, input switching means for selectively transmitting power from a transmission to a ring gear and a carrier of the planetary gear, and an output from a sun gear of the planetary gear to a first drive shaft. Means for transmitting power, a third frictional engagement element for selectively transmitting power from the carrier of the planetary gear to a second drive shaft, and selecting between a first drive shaft and a second drive shaft. Fourth frictional engagement element for selectively transmitting power, and a fifth frictional engagement element for selectively locking the rotation of the ring gear of the planetary gear. A frictional engagement element, and selectively operating the input switching means and the frictional engagement elements to switch the input from the transmission to the power distribution and forward / reverse at a predetermined ratio via the planetary gear. A drive device for a four-wheel drive vehicle , wherein power is transmitted to first and second drive shafts .

In the forward gear, the input switching means is in a state where the output from the transmission is transmitted to the ring gear and the ring gear is rotatable with the fifth frictional engagement element released. , The third frictional engagement element is in a power transmission state, and the fourth frictional engagement element is in a power transmission state, so that a differential between the carrier and the sun gear is provided. The drive device for a four-wheel drive vehicle according to claim 1, wherein the restriction is performed .

The four-wheel drive vehicle drive device according to claim 2, wherein in the forward stage, the fourth frictional engagement element variably controls the transmission torque based on the traveling state to transmit power .

In the reverse gear, the input switching means is in a state of transmitting the output from the transmission to the carrier, the fifth frictional engagement element is engaged and the ring gear is rotationally locked, and the third frictional engagement element is in the reverse engagement state. The four-wheel drive vehicle drive device according to any one of claims 1 to 3, wherein in the disengaged state, the double pinion type planetary gear outputs the shifting power to the sun gear, and the fourth friction engagement element is in the power transmitting state. .

The drive device for a four-wheel drive vehicle according to claim 4, wherein in the reverse stage, the fourth frictional engagement element variably controls the transmission torque based on the traveling state to transmit the power .

An input switching means engages in the forward gear to transmit power from the transmission to the ring gear for power transmission, and engages in the reverse gear to transmit power from the transmission to the carrier. The drive device for a four-wheel drive vehicle according to any one of claims 1 to 5, further comprising two friction engagement elements .

A drive in which a transmission is wound around a primary shaft, a secondary shaft arranged in parallel with the primary shaft, a primary pulley and a secondary pulley provided respectively on the primary shaft and the secondary shaft, and a primary pulley and a secondary pulley. A belt-type continuously variable transmission having a belt and changing the ratio of the winding diameter of the drive belt to the primary pulley and the secondary pulley to continuously change the speed. Drive device for four-wheel drive vehicles.