JP4910545B2 - Driving force transmission device - Google Patents

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Description

本発明は、前後輪の一方(主駆動輪)をエンジン等の主動力源により駆動し、他方(副駆動輪)を副動力源である電動モータにより駆動する電動モータ式4輪駆動車両の電動モータ駆動系などに用いるのに有用な駆動力伝達装置に関し、
特に、該駆動力伝達装置の伝動開始に先立って異音防止のため、予め駆動系における隙間をなくす方向のガタ詰めトルクを付与するようにした駆動力伝達装置に関するものである。
In the present invention, one of the front and rear wheels (main drive wheel) is driven by a main power source such as an engine, and the other (sub drive wheel) is driven by an electric motor as a sub power source. About a driving force transmission device useful for use in a motor drive system, etc.
In particular, the present invention relates to a driving force transmission device in which a backlash torque in a direction that eliminates a gap in the driving system is applied in advance to prevent abnormal noise prior to the start of transmission of the driving force transmission device.

電動モータ式4輪駆動車両としては従来、特許文献1に記載されているようなものが知られており、エンジン等の主動力源により主駆動輪を駆動し、副動力源たる電動モータにより副駆動輪を駆動する。   Conventionally, as an electric motor type four-wheel drive vehicle, a vehicle as described in Patent Document 1 is known. The main drive wheel is driven by a main power source such as an engine, and the sub motor is driven by an electric motor as a sub power source. Drive the drive wheels.

そして特許文献1には更に、電動モータと副駆動輪との間の伝動系に駆動力伝達装置を設け、これにより、
電動モータを前進駆動させた前進4輪駆動走行に際しては、クラッチの締結により電動モータの前進駆動力を副駆動輪に伝達して、エンジン駆動される主駆動輪と合わせた4輪駆動での前進走行を可能にし、
電動モータを停止させた前進2輪駆動での走行時には副駆動輪の前進回転が電動モータに伝達されないようモータ伝動系を上記クラッチの解放により遮断し、
電動モータを後退駆動させた後退4輪駆動走行に際しては、上記クラッチの締結により電動モータの後退駆動力を副駆動輪に伝達して、エンジン駆動される主駆動輪と合わせた4輪駆動での後退走行を可能にする技術が示されている。
In Patent Document 1, a driving force transmission device is further provided in the transmission system between the electric motor and the auxiliary driving wheel,
During forward four-wheel drive running with the electric motor driven forward, the forward drive force of the electric motor is transmitted to the sub drive wheels by fastening the clutch, and the four-wheel drive forward combined with the main drive wheels driven by the engine Enabling travel,
When traveling in forward two-wheel drive with the electric motor stopped, the motor transmission system is shut off by releasing the clutch so that the forward rotation of the auxiliary drive wheel is not transmitted to the electric motor,
When driving in reverse four-wheel drive with the electric motor driven in reverse, the reverse drive force of the electric motor is transmitted to the auxiliary drive wheel by engaging the clutch, and the four-wheel drive combined with the main drive wheel driven by the engine is used. Techniques that enable reverse travel are shown.

ところで、非伝動状態から上記クラッチの締結により電動モータの前進駆動力を副駆動輪に伝達し始める時や、非伝動状態から上記クラッチの締結により電動モータの後退駆動力を副駆動輪に伝達し始める時は、歯車間のバックラッシュなどに起因した伝動系中における隙間(ガタ)がなくなった後に伝動が急に開始されることから、伝動の開始時に異音が発生する。
この問題解決のため特許文献1には更に、電動モータの前進駆動力を副駆動輪に伝達するに際し、前もって伝動系の隙間(ガタ)をなくしておくよう電動モータにガタ詰めトルク分の駆動負荷を付与しておいたり、
電動モータの後退駆動力を副駆動輪に伝達するに際し、前もって伝動系の隙間(ガタ)をなくしておくよう電動モータにガタ詰めトルク分の駆動負荷を付与しておく技術が示されている。
特開2004−098718号公報
By the way, when the forward drive force of the electric motor starts to be transmitted to the sub drive wheel by engaging the clutch from the non-transmission state, or the reverse drive force of the electric motor is transmitted to the sub drive wheel by engaging the clutch from the non-transmission state. When starting, since the transmission starts suddenly after the gap (backlash) in the transmission system due to backlash between the gears disappears, abnormal noise is generated at the start of transmission.
In order to solve this problem, Patent Document 1 further discloses that when the forward drive force of the electric motor is transmitted to the sub drive wheels, the drive load corresponding to the backlash torque is applied to the electric motor so as to eliminate the gap (backlash) of the transmission system in advance. Or
When transmitting the reverse driving force of the electric motor to the auxiliary driving wheel, a technique is shown in which a driving load corresponding to the backlash torque is applied to the electric motor so as to eliminate a gap (backlash) in the transmission system in advance.
JP 2004-098718 A

しかし上記の駆動力伝達装置は、前進用駆動系と後退用駆動系とが共通な上記のクラッチを含む同じ伝動系により構成されているため、前進時のガタ詰めトルクと後退時のガタ詰めトルクとを同じするものであった。   However, since the driving force transmission device is composed of the same transmission system including the above-described clutch in which the forward drive system and the reverse drive system are common, the backlash torque when moving forward and the backlash torque when moving backward And the same thing.

しかし、駆動力伝達装置の前進駆動系と、後退駆動系とが異なる経路を経て駆動力を伝達する駆動力伝達装置において、前進用駆動系のガタ詰めトルクと後退用駆動系のガタ詰めトルクとを同じにすると、前進時または後退時の一方で、当該駆動系の伝動開始時に異音が発生するという問題を生ずる。   However, in the driving force transmission device that transmits the driving force through a different path between the forward driving system and the backward driving system of the driving force transmission device, the backlash driving torque and the backlash driving system backlash torque If they are the same, there is a problem that abnormal noise is generated at the start of transmission of the drive system during forward movement or backward movement.

本発明は、両方向駆動系がそれぞれ異なる経路を経て駆動力を伝達する駆動力伝達装置において、これら駆動系の双方で伝動開始時に異音が発生することのないようにし、もって上記の問題を解消することを目的とする。   The present invention eliminates the above-mentioned problem in a driving force transmission device in which the bidirectional driving system transmits driving force through different paths so that no abnormal noise is generated at the start of transmission in both of these driving systems. The purpose is to do.

この目的のため本発明による駆動力伝達装置は、請求項1に記載のごとくに構成する。
先ず前提となる駆動力伝達装置を説明するに、これは、
入力軸および出力軸間の伝動系として、
前記入力軸の正方向駆動時に正方向駆動力を前記出力軸に伝達するよう係合する正方向ワンウェイクラッチを含んだ正方向駆動系と、
前記入力軸の逆方向駆動時に係合する逆方向ワンウェイクラッチ、および、この逆方向ワンウェイクラッチを経由した逆方向駆動力に応動してこの逆方向駆動力を前記出力軸に伝達するよう締結される逆方向回転伝動クラッチを含んだ逆方向駆動系とを具え、
前記正方向駆動系による正方向駆動力の伝達開始に際しては、前もって該正方向駆動系における隙間をなくす方向のガタ詰めトルクを前記入力軸に付加し、
前記逆方向駆動系による逆方向駆動力の伝達開始に際しては、前もって該逆方向駆動系における隙間をなくす方向のガタ詰めトルクを前記入力軸に付加するようにしたものである。
For this purpose, the driving force transmission device according to the invention is constructed as described in claim 1.
First, to explain the driving force transmission device as a premise,
As a transmission system between the input shaft and output shaft,
A positive direction drive system including a positive direction one-way clutch engaged so as to transmit a positive direction driving force to the output shaft at the time of positive direction driving of the input shaft;
The reverse direction one-way clutch that is engaged when the input shaft is driven in the reverse direction, and the reverse direction drive force that is transmitted via the reverse direction one-way clutch are fastened to transmit the reverse direction drive force to the output shaft. Including a reverse drive system including a reverse rotation transmission clutch,
At the start of transmission of the positive direction drive force by the positive direction drive system, a backlash torque in a direction that eliminates the gap in the positive direction drive system is added to the input shaft in advance.
At the start of transmission of the reverse drive force by the reverse drive system, a backlash torque in a direction that eliminates the gap in the reverse drive system is applied in advance to the input shaft.

そして本発明は、かかる駆動力伝達装置において、
前記正方向駆動系用のガタ詰めトルクと、前記逆方向駆動系用のガタ詰めトルクとを異ならせた構成に特徴づけられる。
And this invention, in this driving force transmission device,
The backlash driving torque for the forward direction driving system and the backlashing torque for the reverse direction driving system are different from each other.

かかる本発明による駆動力伝達装置は、正方向駆動系用のガタ詰めトルクと、逆方向駆動系用のガタ詰めトルクとを異ならせたため、
両方向駆動系におけるガタがそれぞれ異なる駆動力伝達装置においても、これら駆動系のガタを共になくし得ることとなり、ガタの小さい方に合わせてガタ詰めトルクを決定した場合、ガタの大きい方の駆動系がガタ詰めトルク不足により伝動開始時に異音が発生したり、ガタの大きい方に合わせてガタ詰めトルクを決定した場合、ガタの小さい方の駆動系がガタ詰めトルク過大によりショックが発生するという問題を解消することができる。
Since the driving force transmission device according to the present invention has different backlash torque for the forward direction drive system and backlash torque for the reverse direction drive system,
Even in a driving force transmission device in which the backlash in the bi-directional drive system is different, both of the backlash of these drive systems can be eliminated, and when the backlash torque is determined in accordance with the smaller backlash, the drive system with the larger backlash When noise is generated at the start of transmission due to insufficient backlash torque, or when the backlash torque is determined according to the larger backlash, the drive system with the smaller backlash generates a shock due to excessive backlash torque. Can be resolved.

以下、本発明の実施の形態を図面に示す実施例に基づき詳細に説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail based on examples shown in the drawings.

図1は、本発明の一実施例になる駆動力伝達装置28を具えた電動モータ式4輪駆動車両の駆動系を模式的に示すもので、
この電動モータ式4輪駆動車両の駆動系は、エンジン等の主動力源41からの駆動力を、変速機およびディファレンシャルギヤ装置の組み合わせになるトランスアクスル42、およびドライブシャフト43を介して主駆動輪である左右前輪44へ伝達する、フロントエンジン・フロントホイールドライブ車(FF車)をベース車とし、
電動モータ等の副動力源45からの駆動力を、駆動力伝達装置28、および、ディファレンシャルギヤ装置を含む減速機46、およびドライブシャフト47を介して副駆動輪である左右後輪48に伝達するようにしたものである。
なお本実施例では駆動力伝達装置28を、減速機46内に含めてこれと同一ユニットに構成する。
FIG. 1 schematically shows a drive system of an electric motor type four-wheel drive vehicle including a driving force transmission device 28 according to an embodiment of the present invention.
The drive system of this electric motor type four-wheel drive vehicle uses a drive shaft 43 to drive drive power from a main power source 41 such as an engine through a transaxle 42 and a drive shaft 43 that are a combination of a transmission and a differential gear device. The front engine / front wheel drive car (FF car) that transmits to the left and right front wheels 44 is the base car.
The driving force from the auxiliary power source 45 such as an electric motor is transmitted to the left and right rear wheels 48 that are auxiliary driving wheels via the driving force transmission device 28, the reduction gear 46 including the differential gear device, and the drive shaft 47. It is what I did.
In this embodiment, the driving force transmission device 28 is included in the speed reducer 46 and configured as the same unit.

図1に例示するような用途に供する駆動力伝達装置28は、具体的には例えば図2および図3に明示するような構成となす。
この駆動力伝達装置は、電動モータ45に結合される入力軸1と、これからオフセットされた出力軸2と、副駆動輪48に結合されるディファレンシャルギヤ装置3とを具え、これら入力軸1、出力軸2およびディファレンシャルギヤ装置3を相互にオフセットさせて平行に配置し、ケーシング4内に収納する。
ケーシング4は、ケーシング部分4a,4bの合体により構成し、これらをボルト5により相互に結合させる。
The driving force transmission device 28 used for the application illustrated in FIG. 1 is specifically configured as shown in FIGS. 2 and 3, for example.
This driving force transmission device includes an input shaft 1 coupled to an electric motor 45, an output shaft 2 offset therefrom, and a differential gear device 3 coupled to a sub driving wheel 48. These input shaft 1 and output The shaft 2 and the differential gear device 3 are arranged in parallel so as to be offset from each other, and are housed in the casing 4.
The casing 4 is configured by combining the casing portions 4a and 4b, and these are coupled to each other by a bolt 5.

そして、入力軸1は軸受1a,1bによりケーシング部分4a,4bに回転自在に支持し、電動モータを結合するためケーシング部分4bから外部に露出させた入力軸1の端部と、ケーシング部分4bとの間をオイルシール1cにより油封する。
出力軸2は、両端を軸受2a,2bによりケーシング部分4a,4bに回転自在に支持してケーシング4内に収納し、
ディファレンシャルギヤ装置3は、軸受3a,3bによりディファレンシャルギヤケース3cの両端をケーシング部分4a,4bに回転自在に支持してケーシング4内に収納する。
ディファレンシャルギヤ装置3の左右サイドギヤ3dには図1に示すドライブシャフト47を結合し、これらドライブシャフト47を介してディファレンシャルギヤ装置3の左右サイドギヤ3dを副駆動輪48に結合する。
The input shaft 1 is rotatably supported on the casing parts 4a and 4b by bearings 1a and 1b, and the end of the input shaft 1 exposed to the outside from the casing part 4b for coupling the electric motor, and the casing part 4b The space between the two is sealed with an oil seal 1c.
The output shaft 2 is rotatably supported on the casing parts 4a and 4b by bearings 2a and 2b at both ends, and stored in the casing 4.
In the differential gear device 3, both ends of the differential gear case 3c are rotatably supported by the casing portions 4a and 4b by bearings 3a and 3b, and are accommodated in the casing 4.
A drive shaft 47 shown in FIG. 1 is coupled to the left and right side gears 3 d of the differential gear device 3, and the left and right side gears 3 d of the differential gear device 3 are coupled to the auxiliary drive wheels 48 via these drive shafts 47.

出力軸2の外周に、前進ワンウェイクラッチ(正方向ワンウェイクラッチ)6、および、後退ワンウェイクラッチ(逆方向ワンウェイクラッチ)7を嵌合して設ける。
前進ワンウェイクラッチ(正方向ワンウェイクラッチ)6は、内輪6aと、外輪6bと、これら内外輪間に介在させたスプラグ6cとよりなるものとし、
後退ワンウェイクラッチ(逆方向ワンウェイクラッチ)7も、内輪7aと、外輪7bと、これら内外輪間に介在させたスプラグ7cとよりなるものとする。
A forward one-way clutch (forward one-way clutch) 6 and a reverse one-way clutch (reverse one-way clutch) 7 are fitted and provided on the outer periphery of the output shaft 2.
The forward one-way clutch (forward one-way clutch) 6 is composed of an inner ring 6a, an outer ring 6b, and a sprag 6c interposed between these inner and outer rings.
The reverse one-way clutch (reverse one-way clutch) 7 also includes an inner ring 7a, an outer ring 7b, and a sprag 7c interposed between the inner and outer rings.

しかして、前進ワンウェイクラッチ6の内輪6aは出力軸2に一体に構成し、後退ワンウェイクラッチ7の内輪7aを出力軸2上に回転自在に嵌合する。
また、前進ワンウェイクラッチ6の外輪6bおよび後退ワンウェイクラッチ7の外輪7bを一体に成形し、その両端内周を軸受8,9により出力軸2および内輪7a上に回転自在に支持する。
一体成形した前進ワンウェイクラッチ6の外輪6bおよび後退ワンウェイクラッチ7の外輪7bの外周に中間歯車10を一体成形して設け、この中間歯車10と噛合する入力歯車11を入力軸1上に一体成形して設け、
入力軸1から歯車11,10を経て外輪6b、7bへ電動モータ45からの回転が入力されるようになす。
Thus, the inner ring 6a of the forward one-way clutch 6 is integrally formed with the output shaft 2, and the inner ring 7a of the backward one-way clutch 7 is rotatably fitted on the output shaft 2.
Further, the outer ring 6b of the forward one-way clutch 6 and the outer ring 7b of the backward one-way clutch 7 are integrally formed, and the inner circumferences of both ends thereof are rotatably supported by the bearings 8 and 9 on the output shaft 2 and the inner ring 7a.
An intermediate gear 10 is integrally formed on the outer periphery of the outer ring 6b of the integrally formed forward one-way clutch 6 and the outer ring 7b of the reverse one-way clutch 7. An input gear 11 that meshes with the intermediate gear 10 is integrally formed on the input shaft 1. Provided,
The rotation from the electric motor 45 is input from the input shaft 1 through the gears 11 and 10 to the outer rings 6b and 7b.

なお、前進ワンウェイクラッチ6は、入力軸1から歯車11,10を経て外輪6b、7bへ入力される駆動力が前進方向(正方向)のものである場合にロック状態となって、この前進方向(正方向)駆動力を内輪6a(出力軸2)へ伝達するものとする。
また後退ワンウェイクラッチ7は、入力軸1から歯車11,10を経て外輪6b、7bへ入力される駆動力が後退方向(逆方向)のものである場合にロック状態となって、この後退方向(逆方向)駆動力を内輪7aへ伝達するものとする。
The forward one-way clutch 6 is locked when the driving force input from the input shaft 1 through the gears 11 and 10 to the outer rings 6b and 7b is in the forward direction (forward direction). (Positive direction) The driving force is transmitted to the inner ring 6a (output shaft 2).
The reverse one-way clutch 7 is locked when the driving force input from the input shaft 1 through the gears 11 and 10 to the outer rings 6b and 7b is in the reverse direction (reverse direction). It is assumed that the driving force is transmitted to the inner ring 7a.

後退ワンウェイクラッチ7の内輪7aは、前進ワンウェイクラッチ6から遠い端部7dを前進ワンウェイクラッチ6から遠ざかる方向へ延在させ、この内輪延長端部7dと出力軸2との間に、後退回転伝動クラッチ12、および、このクラッチ12を締結させるためのカム機構13を介在させる。   An inner ring 7a of the reverse one-way clutch 7 extends an end portion 7d far from the forward one-way clutch 6 in a direction away from the forward one-way clutch 6. Between the inner ring extended end portion 7d and the output shaft 2, the reverse rotation transmission clutch 12 and a cam mechanism 13 for fastening the clutch 12 are interposed.

先ずカム機構13について以下に説明するに、これは、
後退ワンウェイクラッチ7の内輪7a(詳しくは、その延長端部7d)と共に回転するよう、これにスプライン嵌合したワンウェイクラッチ側カムディスク13aと、
このワンウェイクラッチ側カムディスク13aに同軸に対向させて相対回転可能に配置した後退回転伝動クラッチ側カムディスク13bと、
この後退回転伝動クラッチ側カムディスク13bをワンウェイクラッチ側カムディスク13aに向かう軸線方向へ附勢するよう、後退回転伝動クラッチ側カムディスク13bおよびハウジング部分4a間に縮設した皿バネ型式のリターンスプリング13cと、
カムディスク13a,13bの対向カム溝間にあって、ワンウェイクラッチ側カムディスク13aへ後退駆動力が伝達されるとき、後退回転伝動クラッチ側カムディスク13bをリターンスプリング13cに抗してワンウェイクラッチ側カムディスク13aから遠ざかる方向へ変位させるカムフォロア13dとより成るスラストカム機構とする。
First, the cam mechanism 13 will be described below.
A one-way clutch-side cam disk 13a that is spline-fitted to the inner ring 7a (specifically, an extended end 7d thereof) of the reverse one-way clutch 7;
The one-way clutch-side cam disk 13a is coaxially opposed to the reverse-rotation transmission clutch-side cam disk 13b disposed so as to be relatively rotatable,
A disc spring type return spring 13c that is contracted between the reverse rotation transmission clutch side cam disk 13b and the housing portion 4a so as to urge the reverse rotation transmission clutch side cam disk 13b in the axial direction toward the one-way clutch side cam disk 13a. When,
When the backward driving force is transmitted to the one-way clutch-side cam disk 13a between the opposing cam grooves of the cam disks 13a, 13b, the one-way clutch-side cam disk 13a is opposed to the return-rotation transmission clutch-side cam disk 13b against the return spring 13c. The thrust cam mechanism includes a cam follower 13d that is displaced in a direction away from the cam follower 13d.

なお、リターンスプリング13cは内周を後退回転伝動クラッチ側カムディスク13bに着座させ、外周をハウジング部分4aに着座させるが、
リターンスプリング13cの内周と後退回転伝動クラッチ側カムディスク13bとの着座箇所において、これらリターンスプリング13cの内周および後退回転伝動クラッチ側カムディスク13b間に、図4(a),(b)、または、図5(a),(b)に示すような回転係合用の凹凸嵌合部を設定し、リターンスプリング13cが後退回転伝動クラッチ側カムディスク13bと共に回転し得るようにし、
リターンスプリング13cの外周とハウジング部分4aとの着座箇所に耐摩耗リング13eを介在させることにより、リターンスプリング13cの外周がハウジング部分4aに直接的に摺接してこれを摩耗させるのを防止する。
The return spring 13c is seated on the inner periphery of the reverse rotation transmission clutch side cam disk 13b and the outer periphery is seated on the housing part 4a.
4 (a), (b), between the inner periphery of the return spring 13c and the reverse rotation transmission clutch side cam disk 13b at the seating location of the inner periphery of the return spring 13c and the reverse rotation transmission clutch side cam disk 13b. Alternatively, a concave / convex fitting portion for rotation engagement as shown in FIGS. 5 (a) and 5 (b) is set so that the return spring 13c can rotate together with the reverse rotation transmission clutch side cam disk 13b,
By interposing the wear-resistant ring 13e at the seating location between the outer periphery of the return spring 13c and the housing part 4a, the outer periphery of the return spring 13c is prevented from sliding directly on the housing part 4a and wearing it.

これにより、リターンスプリング13cは摩擦トルクの小さな内周でなく、摩擦トルクの大きな外周において他部品に対し摺接することとなり、その分だけリターンスプリング13cのプリロードを低くすることができ、カム機構13を動作させる入力トルクを低くできるので、カム機構の応答性を向上させ得る。
当該プリロードによるカム機構13へのスラスト荷重は、後退ワンウェイクラッチ7の内輪7aに達するも、この内輪7aが、軸線方向に固定された出力軸12にスラストベアリング14を介して突き当てられているため、上記のプリロードによっても内輪7aが軸線方向へ変位することはない。
As a result, the return spring 13c is slidably brought into contact with other parts not on the inner periphery with a small friction torque but on the outer periphery with a large friction torque, so that the preload of the return spring 13c can be lowered accordingly, and the cam mechanism 13 Since the input torque to be operated can be lowered, the responsiveness of the cam mechanism can be improved.
Although the thrust load on the cam mechanism 13 due to the preload reaches the inner ring 7a of the reverse one-way clutch 7, the inner ring 7a is abutted against the output shaft 12 fixed in the axial direction via the thrust bearing 14. The inner ring 7a is not displaced in the axial direction even by the preload.

後退回転伝動クラッチ側カムディスク13bの内周は、後退ワンウェイクラッチ7の内輪7a(詳しくは、その延長端部7d)に回転自在に嵌合したクラッチハブ12aの外周にスプライン嵌合し、このクラッチハブ12aを、後退ワンウェイクラッチ7の内輪7a(詳しくは、その延長端部7d)に係着したスナップリング12bにより抜け止めする。
クラッチハブ12aは、以下に説明するような後退回転伝動クラッチ12の一部を構成する。
The inner periphery of the reverse rotation transmission clutch side cam disk 13b is spline-fitted to the outer periphery of the clutch hub 12a that is rotatably fitted to the inner ring 7a (specifically, the extended end portion 7d) of the reverse one-way clutch 7. The hub 12a is prevented from coming off by a snap ring 12b engaged with an inner ring 7a (specifically, an extended end portion 7d) of the reverse one-way clutch 7.
The clutch hub 12a constitutes a part of the reverse rotation transmission clutch 12 as described below.

後退回転伝動クラッチ12は、以下の構成になる湿式多板クラッチとする。
つまり、後退ワンウェイクラッチ7から遠いカム機構13の側に配してクラッチドラム12cを設け、該クラッチドラム12cの内周を出力軸2上にセレーション嵌合すると共に、出力軸2に螺合させたローディングナット12dにより軸線方向に固定する。
カムディスク13bを後退回転伝動クラッチ12(湿式多板クラッチ12)のプレッシャプレートとしても用い、これがため、クラッチドラム12cおよびカムディスク13bの軸線方向対向面間にインナープレート12eおよびアウタープレート12fを介在させる。
The reverse rotation transmission clutch 12 is a wet multi-plate clutch having the following configuration.
That is, the clutch drum 12c is provided on the side of the cam mechanism 13 far from the reverse one-way clutch 7, and the inner periphery of the clutch drum 12c is serrated on the output shaft 2 and screwed to the output shaft 2. It is fixed in the axial direction by a loading nut 12d.
The cam disk 13b is also used as a pressure plate for the reverse rotation transmission clutch 12 (wet multi-plate clutch 12). Therefore, an inner plate 12e and an outer plate 12f are interposed between the axially opposed surfaces of the clutch drum 12c and the cam disk 13b. .

インナープレート12eは、後退ワンウェイクラッチ7の内輪延長端部7d上で回転可能なクラッチハブ12aの外周にスプライン嵌合することにより、カムディスク13bと一体回転し得るようにすると共にクラッチハブ12aに対し軸線方向へ相対変位可能とする。
なお、アウタープレート12fは、クラッチドラム12cの内周に軸線方向相対変位可能にしてスプライン嵌合することにより、クラッチドラム12cと共に回転し得るようになす。
The inner plate 12e is spline-fitted to the outer periphery of the clutch hub 12a that can rotate on the inner ring extension end portion 7d of the reverse one-way clutch 7, so that the inner plate 12e can rotate integrally with the cam disk 13b and the clutch hub 12a. Relative displacement is possible in the axial direction.
The outer plate 12f can be rotated together with the clutch drum 12c by being spline fitted to the inner periphery of the clutch drum 12c so as to be relatively displaceable in the axial direction.

前進ワンウェイクラッチ6および軸受2b間において出力軸2に出力歯車15を一体に成形し、この出力歯車15に噛合するリングギヤ16をディファレンシャルギヤケース3cに取着して設け、これら出力歯車15およびリングギヤ16より成るファイナルドライブギヤ組とディファレンシャルギヤ装置3とで、図1における減速機46を構成する。   An output gear 15 is formed integrally with the output shaft 2 between the forward one-way clutch 6 and the bearing 2b, and a ring gear 16 that meshes with the output gear 15 is attached to the differential gear case 3c. From the output gear 15 and the ring gear 16, The final drive gear set and the differential gear device 3 constitute the speed reducer 46 in FIG.

図2および図3に示す上記の実施例においては、前進ワンウェイクラッチ6および後退ワンウェイクラッチ7が入力軸1および出力軸2間に並列的に配置され、後者の後退ワンウェイクラッチ7が、カム機構13により締結される後退回転伝動クラッチ12を介して入出力軸1,2間を結合することとなり、
本実施例の駆動力伝達装置は、図1に示すごとくに電動モータ式4輪駆動車両に用いたとき以下のように機能する。
2 and 3, the forward one-way clutch 6 and the reverse one-way clutch 7 are arranged in parallel between the input shaft 1 and the output shaft 2, and the latter reverse one-way clutch 7 is connected to the cam mechanism 13. The input / output shafts 1 and 2 are coupled via the reverse rotation transmission clutch 12 that is fastened by
The driving force transmission device of this embodiment functions as follows when used in an electric motor type four-wheel drive vehicle as shown in FIG.

図6(a)は、電動モータ式4輪駆動車両を前進4輪駆動走行させる時における上記駆動力伝達装置28の駆動力伝達経路にハッチングを付して示す説明用断面図である。
なおここでは、前進4輪駆動時における入力軸1の回転方向を、図6(a)の右側(電動モータ45の側)から見て時計回り方向として説明する。
また図6(b)は、前進ワンウェイクラッチ6を図6(a)の右側(電動モータ側)から見て示す横断面図であり、図6(c)は、後退ワンウェイクラッチ7を図6(a)の右側(電動モータ側)から見て示す横断面図である。
FIG. 6 (a) is a cross-sectional view for explaining the driving force transmission path of the driving force transmission device 28 with hatching when the electric motor type four-wheel drive vehicle travels forward four-wheel drive.
Here, the rotational direction of the input shaft 1 during forward four-wheel drive will be described as a clockwise direction when viewed from the right side (the electric motor 45 side) of FIG.
6 (b) is a cross-sectional view showing the forward one-way clutch 6 as viewed from the right side (electric motor side) of FIG. 6 (a), and FIG. 6 (c) shows the backward one-way clutch 7 in FIG. It is a cross-sectional view seen from the right side (electric motor side) of a).

前進4輪駆動走行時においては、電動モータ45による前進駆動力が入力軸1から入力歯車11および中間歯車10を経て両ワンウェイクラッチ6,7の外輪6b,7bに伝達され、これら外輪6b,7bが対応する前進方向に回転されると、前進ワンウェイクラッチ6の外輪6bが内輪6aに対して係合方向に回転するので、スプラグ6cが図6(b)に示すように係合方向に傾き、前進ワンウェイクラッチ6の係合(図ではLockと表示した)により内輪6aはスプラグ6cを介して外輪6bと一体的に前進方向へ回転される。
よって、電動モータ45から外輪6b,7bへの前進駆動力が前進ワンウェイクラッチ6を介して出力軸2に伝達され、ディファレンシャルギヤ装置3を介して副駆動輪48を前進方向へモータ駆動することができ、エンジン41による主駆動輪44の前進駆動と相まって車両を前進4輪駆動走行させ得る。
During forward four-wheel drive traveling, the forward driving force by the electric motor 45 is transmitted from the input shaft 1 through the input gear 11 and the intermediate gear 10 to the outer wheels 6b and 7b of the one-way clutches 6 and 7, and these outer wheels 6b and 7b. Is rotated in the corresponding forward direction, the outer ring 6b of the forward one-way clutch 6 rotates in the engagement direction with respect to the inner ring 6a, so that the sprag 6c is inclined in the engagement direction as shown in FIG. By engaging the forward one-way clutch 6 (indicated as Lock in the figure), the inner ring 6a is rotated in the forward direction integrally with the outer ring 6b via the sprag 6c.
Therefore, the forward drive force from the electric motor 45 to the outer wheels 6b, 7b is transmitted to the output shaft 2 via the forward one-way clutch 6, and the auxiliary drive wheel 48 can be motor-driven in the forward direction via the differential gear device 3. In combination with the forward drive of the main drive wheels 44 by the engine 41, the vehicle can be driven to drive forward four wheels.

なお、電動モータ45から外輪6b,7bへの前進回転は後退ワンウェイクラッチ7にも向かうが、その外輪7bの回転方向が内輪7aに対し非係合方向であるため、スプラグ7cは図6(c)に示すように非係合方向に傾き、後退ワンウェイクラッチ7の非係合(図ではFreeと表示した)により外輪7bは内輪7aに対し空転するのみで、内輪7aに前進回転が伝達されることはない。
かかる後退ワンウェイクラッチ7の非係合により、電動モータ45から外輪7bへの前進回転は内輪7a、従ってカム機構13のカムディスク13aに伝達されず、カムディスク13a,13b間の相対回転も発生しないのでカム機構13は動作することなく図6(a)の状態を保ち、従ってリターンスプリング13cと耐摩耗リング13eとの間にフリクションが発生することもない。
The forward rotation from the electric motor 45 to the outer rings 6b and 7b is also directed to the reverse one-way clutch 7. However, since the rotation direction of the outer ring 7b is the non-engagement direction with respect to the inner ring 7a, the sprag 7c is shown in FIG. ), The outer ring 7b only rotates idly with respect to the inner ring 7a and the forward rotation is transmitted to the inner ring 7a by the non-engagement of the reverse one-way clutch 7 (indicated as Free in the figure). There is nothing.
Due to the non-engagement of the reverse one-way clutch 7, forward rotation from the electric motor 45 to the outer ring 7b is not transmitted to the inner ring 7a, and hence the cam disk 13a of the cam mechanism 13, and relative rotation between the cam disks 13a and 13b does not occur. Therefore, the cam mechanism 13 does not operate and maintains the state shown in FIG. 6 (a), and therefore friction does not occur between the return spring 13c and the wear-resistant ring 13e.

図7(a)は、電動モータ式4輪駆動車両を前進2輪駆動走行させる時における上記駆動力伝達装置28の駆動力伝達経路にハッチングを付して示す説明用断面図である。
なおここでも、前進2輪駆動時の出力軸2の回転方向を、図7(a)の右側(電動モータ側)から見て時計回り方向として説明する。
また図7(b)は、前進ワンウェイクラッチ6を図7(a)の右側(電動モータ側)から見て示す横断面図であり、図7(c)は、後退ワンウェイクラッチ7を図7(a)の右側(電動モータ側)から見て示す横断面図である。
FIG. 7 (a) is an explanatory cross-sectional view showing hatching in the driving force transmission path of the driving force transmission device 28 when the electric motor type four-wheel drive vehicle travels forward two-wheel drive.
In this case as well, the rotational direction of the output shaft 2 during forward two-wheel drive will be described as a clockwise direction when viewed from the right side (electric motor side) in FIG.
FIG. 7 (b) is a cross-sectional view showing the forward one-way clutch 6 as viewed from the right side (electric motor side) of FIG. 7 (a), and FIG. 7 (c) shows the reverse one-way clutch 7 in FIG. It is a cross-sectional view seen from the right side (electric motor side) of a).

前進2輪駆動時においては、電動モータ45を停止させてこれによる副駆動輪48の駆動を行わず、エンジン41による主駆動輪44の駆動のみにより車両を走行させることから、電動モータ45から外輪6b,7bにモータ回転が伝達されることがなくて、外輪6b,7bは停止したままである。
しかし、エンジン41による主駆動輪44の2輪駆動により車両を走行させることから、副駆動輪48の回転がディファレンシャルギヤ装置3から歯車組15,16を経て出力軸2に伝達されて出力軸2が副駆動輪48により前進回転方向へ逆駆動される。
During forward two-wheel drive, the electric motor 45 is stopped and the secondary drive wheels 48 are not driven, and the vehicle is driven only by driving the main drive wheels 44 by the engine 41. The motor rotation is not transmitted to 6b and 7b, and the outer rings 6b and 7b remain stopped.
However, since the vehicle is driven by the two-wheel drive of the main drive wheels 44 by the engine 41, the rotation of the sub drive wheels 48 is transmitted from the differential gear device 3 to the output shaft 2 via the gear sets 15 and 16 and output shaft 2 Is reversely driven in the forward rotation direction by the auxiliary drive wheel 48.

かかる出力軸2の逆駆動による前進回転は、図7(b)に示すように前進ワンウェイクラッチ3の内輪6aに達して、これを前進回転させる。
しかし内輪6aの前進回転は、外輪6bに対して非係合方向であるので、スプラグ6cが図7(b)に示すように非係合方向に傾き、前進ワンウェイクラッチ6の非係合(図ではFreeと表示した)により内輪6aは外輪6bに対し空転するのみで、外輪6bに出力軸2からの前進回転が伝達されることはない。
The forward rotation by the reverse drive of the output shaft 2 reaches the inner ring 6a of the forward one-way clutch 3 as shown in FIG.
However, since the forward rotation of the inner ring 6a is in the non-engagement direction with respect to the outer ring 6b, the sprag 6c is inclined in the non-engagement direction as shown in FIG. 7 (b), and the forward one-way clutch 6 is disengaged (see FIG. In this case, the inner ring 6a only idles with respect to the outer ring 6b, and the forward rotation from the output shaft 2 is not transmitted to the outer ring 6b.

かかる前進ワンウェイクラッチ6の非係合により、出力軸2の前進回転は外輪6b、従って入力軸1に伝達されず、電動モータ45の引き摺りによる動力損失や電動モータ45の早期摩耗を回避することができる。
また、出力軸2の前進回転がカム機構13のカムディスク13aに伝達されず、カムディスク13a,13b間の相対回転も発生しないのでカム機構13は動作することなく図7(a)の状態を保ち、これによる後退回転伝動クラッチ12の解放と相まってカムディスク13bも回転されることがなく、カムディスク13bと耐摩耗リング13eとの間にフリクションが発生することもない。
Due to such disengagement of the forward one-way clutch 6, the forward rotation of the output shaft 2 is not transmitted to the outer ring 6b, and thus the input shaft 1, and power loss due to drag of the electric motor 45 and early wear of the electric motor 45 can be avoided. it can.
Further, since the forward rotation of the output shaft 2 is not transmitted to the cam disk 13a of the cam mechanism 13 and the relative rotation between the cam disks 13a and 13b does not occur, the cam mechanism 13 does not operate and the state of FIG. The cam disk 13b is not rotated together with the release of the reverse rotation transmission clutch 12 by this, and no friction is generated between the cam disk 13b and the wear-resistant ring 13e.

図8(a)は、電動モータ式4輪駆動車両を後退4輪駆動走行させる時における上記駆動力伝達装置28の駆動力伝達経路にハッチングを付して示す説明用断面図である。
なおここでは、後退4輪駆動時における入力軸1の回転方向を、図8(a)の右側(電動モータ45の側)から見て反時計回り方向として説明する。
また図8(b)は、前進ワンウェイクラッチ6を図8(a)の右側(電動モータ側)から見て示す横断面図であり、図8(c)は、後退ワンウェイクラッチ7を図8(a)の右側(電動モータ側)から見て示す横断面図である。
FIG. 8 (a) is a cross-sectional view for explaining the driving force transmission path of the driving force transmission device 28 with hatching when the electric motor type four-wheel drive vehicle travels in reverse four-wheel drive.
Here, the rotation direction of the input shaft 1 during the reverse four-wheel drive will be described as a counterclockwise direction when viewed from the right side (the electric motor 45 side) in FIG.
FIG. 8 (b) is a cross-sectional view showing the forward one-way clutch 6 as viewed from the right side (electric motor side) of FIG. 8 (a), and FIG. 8 (c) shows the reverse one-way clutch 7 in FIG. It is a cross-sectional view seen from the right side (electric motor side) of a).

電動モータ45による後退駆動力が入力軸1から入力歯車11および中間歯車10を経て両ワンウェイクラッチ6,7の外輪6b,7bに伝達され、これら外輪6b,7bが対応する後退方向に回転されると、
前進ワンウェイクラッチ6の外輪6bが内輪6aに対して非係合方向に回転するので、スプラグ6cが図8(b)に示すように非係合方向に傾き、前進ワンウェイクラッチ6の非係合(図ではFreeと表示した)により外輪6bから内輪6aに後退方向の回転が伝わることはないが、
後退ワンウェイクラッチ7の外輪7bは内輪7aに対して係合方向に回転するので、スプラグ7cが図8(c)に示すように係合方向に傾き、後退ワンウェイクラッチ7の係合(図ではLockと表示した)により内輪7aはスプラグ7cを介して外輪7bと一体的に後退方向へ回転する。
The reverse driving force by the electric motor 45 is transmitted from the input shaft 1 through the input gear 11 and the intermediate gear 10 to the outer rings 6b and 7b of the one-way clutches 6 and 7, and these outer rings 6b and 7b are rotated in the corresponding reverse direction. When,
Since the outer ring 6b of the forward one-way clutch 6 rotates in the non-engagement direction with respect to the inner ring 6a, the sprag 6c tilts in the non-engagement direction as shown in FIG. In the figure, it is indicated as Free), but the rotation in the reverse direction is not transmitted from the outer ring 6b to the inner ring 6a.
Since the outer ring 7b of the reverse one-way clutch 7 rotates in the engagement direction with respect to the inner ring 7a, the sprag 7c is inclined in the engagement direction as shown in FIG. 8 (c), and the reverse one-way clutch 7 is engaged (Lock in the figure). The inner ring 7a rotates in the backward direction integrally with the outer ring 7b via the sprag 7c.

よって、電動モータ45から外輪6b,7bへの後退駆動力が後退ワンウェイクラッチ7を介しカム機構13のワンウェイクラッチ側カムディスク13aへ伝達される。
このとき当該ワンウェイクラッチ側カムディスク13aが、後退回転伝動クラッチ側カムディスク13bとの相対回転によりカムフォロア13dを介して、図8(a)に示すごとくカムディスク13bをリターンスプリング13cに抗しカムディスク13aから遠ざける軸線方向へ変位させる。
Therefore, the reverse driving force from the electric motor 45 to the outer rings 6b and 7b is transmitted to the one-way clutch side cam disk 13a of the cam mechanism 13 via the reverse one-way clutch 7.
At this time, the one-way clutch-side cam disk 13a is opposed to the return spring 13c as shown in FIG. 8 (a) by the relative rotation with the reverse rotation transmission clutch-side cam disk 13b via the cam follower 13d. Displace in the axial direction away from 13a.

かかるカム機構13の作動時は、後退回転伝動クラッチ側カムディスク13bが上記軸方向変位により、クラッチドラム12cとの間にインナープレート12eおよびアウタープレート12fを挟圧して後退回転伝動クラッチ12を締結状態となし、後退ワンウェイクラッチ7を介してその外輪7bから内輪7aに達した後退駆動力を、カム機構13および後退回転伝動クラッチ12を順次経て出力軸2に伝達可能となる。
よって、電動モータ45から外輪6b,7bへの後退駆動力が後退ワンウェイクラッチ7、カム機構13、および後退回転伝動クラッチ12を介して出力軸2に伝達され、ディファレンシャルギヤ装置3を介して副駆動輪48を後退方向へモータ駆動することができ、エンジン41による主駆動輪44の後退駆動と相まって車両を後退4輪駆動走行させ得る。
When the cam mechanism 13 is operated, the reverse rotation transmission clutch side cam disk 13b is in the engaged state by sandwiching the inner plate 12e and the outer plate 12f with the clutch drum 12c due to the above axial displacement. Thus, the reverse drive force that reaches the inner ring 7a from the outer ring 7b via the reverse one-way clutch 7 can be transmitted to the output shaft 2 through the cam mechanism 13 and the reverse rotation transmission clutch 12 in sequence.
Therefore, the reverse drive force from the electric motor 45 to the outer rings 6b, 7b is transmitted to the output shaft 2 via the reverse one-way clutch 7, the cam mechanism 13, and the reverse rotation transmission clutch 12, and is sub-driven via the differential gear device 3. The wheels 48 can be driven by a motor in the reverse direction, and in combination with the reverse drive of the main drive wheels 44 by the engine 41, the vehicle can be driven in reverse four-wheel drive.

なおこの間、前進ワンウェイクラッチ6の内輪6aも出力軸2と共に後退方向へ回転されるが、モータ駆動直後は外輪6bの回転速度が内輪6aの回転速度より速い(回転方向は同じ)ため、スプラグ6cは図8(b)に示すように非係合方向に傾き、前進ワンウェイクラッチ6は非係合状態(図ではFreeと表示した)に保たれ、後退回転伝動クラッチ12が締結した後に外輪6bと内輪6aの回転速度が等しくなるため、前進ワンウェイクラッチ6は内輪6aおよび外輪6b間で動力伝達を行うことはない。
しかし、出力軸2と内輪6aとが同一回転を行うため、前進ワンウェイクラッチ6の内外輪6a,6bが図8(b)に矢印を付して示すごとく一体回転することとなり、これら内外輪6a,6b間のスプラグ6cおよび軸受8内のボールも図8(a)にハッチングを付して示すごとく同じ回転を行っている。
During this time, the inner ring 6a of the forward one-way clutch 6 is also rotated in the backward direction together with the output shaft 2. However, immediately after the motor is driven, the rotation speed of the outer ring 6b is faster than the rotation speed of the inner ring 6a (the rotation direction is the same). Is inclined in the non-engagement direction as shown in FIG. 8 (b), the forward one-way clutch 6 is kept in the non-engagement state (indicated as Free in the figure), and the outer ring 6b is engaged after the reverse rotation transmission clutch 12 is engaged. Since the rotation speed of the inner ring 6a becomes equal, the forward one-way clutch 6 does not transmit power between the inner ring 6a and the outer ring 6b.
However, since the output shaft 2 and the inner ring 6a perform the same rotation, the inner and outer rings 6a and 6b of the forward one-way clutch 6 rotate integrally as indicated by arrows in FIG. , 6b between the sprags 6c and the balls in the bearing 8 are rotating in the same manner as shown by hatching in FIG. 8 (a).

また、電動モータ45から外輪6b,7bへの後退駆動力が出力軸2へ向かう時(後退4輪駆動時)に、この後退駆動力が上記したとおりカム機構13のカムディスク13bを経由するため、当該カムディスク13bと共に回転するリターンスプリング13cの外周が、ケーシング部分4aに嵌着した耐摩耗リング13eに対し相対回転し、両者間にフリクションを生ずるが、
電動モータ45から外輪6b,7bへの後退駆動力が出力軸2へ向かう(後退4輪駆動)は、車両の後退走行であることから発生頻度も発生時間もごく僅かであって、上記リターンスプリング13cの外周およびケーシング部分4a(耐摩耗リング13e)間のフリクションが、摩耗による信頼性を問題になるほど低下させたり、摩擦による伝動損失を問題になるほど増大させることはない。
Also, when the reverse drive force from the electric motor 45 to the outer wheels 6b, 7b is directed to the output shaft 2 (during reverse four-wheel drive), this reverse drive force passes through the cam disk 13b of the cam mechanism 13 as described above. The outer periphery of the return spring 13c that rotates together with the cam disk 13b rotates relative to the wear-resistant ring 13e fitted to the casing portion 4a, and causes friction between the two.
When the reverse driving force from the electric motor 45 to the outer wheels 6b and 7b is directed to the output shaft 2 (reverse four-wheel drive), since the vehicle is traveling backward, the occurrence frequency and generation time are very small. Friction between the outer periphery of 13c and the casing portion 4a (abrasion-resistant ring 13e) does not reduce the reliability due to wear to a problem and does not increase the transmission loss due to friction to a problem.

そして上記した構成になる駆動力伝達装置においては、
電動モータ式4輪駆動車両の前進4輪駆動走行、前進2輪駆動走行、後退4輪駆動走行を実現するに際し、前記した作用説明から明らかなように、内部機構の自動作用により当該3走行形態を実現することができ、複雑な制御機構や制御システムを必要とすることがなくて、コスト上およびメインテナンス上大いに有利である。
And in the driving force transmission device having the above-described configuration,
When realizing forward four-wheel drive travel, forward two-wheel drive travel, and reverse four-wheel drive travel of an electric motor type four-wheel drive vehicle, as is apparent from the above-described operation description, the three travel modes are realized by the automatic operation of the internal mechanism. Therefore, a complicated control mechanism and control system are not required, and this is very advantageous in terms of cost and maintenance.

なお、図8の後退駆動力伝達時においてカム機構13が後退回転伝動クラッチ12を締結するとき、カムディスク13aが図の右方向への反力を出力軸2で受け止めながら、カムディスク13bを図の左方へ変位させてこのカムディスク13bによりインナープレート12eおよびアウタープレート12fを、出力軸2に固定のクラッチドラム12cに対し図の左方へ押圧して後退回転伝動クラッチ12の締結を行うが、この時カムディスク13aおよびクラッチドラム12c間に作用するクラッチ締結用のスラスト荷重を出力軸2上で内力として消失させる構造であるため、このスラスト荷重を軸受2a,2bやケーシング4で受け止める必要がなく、これらを当該スラスト荷重に耐え得る高強度のものにする必要がなく、コスト上および耐久上有利である。
つまり、クラッチドラム12cがローディングナット12dにより出力軸2に軸方向で固定されている構造であるため、カムディスク13aのスラスト荷重を内力として消失させることができる。
When the cam mechanism 13 engages the reverse rotation transmission clutch 12 during transmission of the reverse drive force in FIG. 8, the cam disk 13b is shown while the cam disk 13a receives the reaction force in the right direction in the figure on the output shaft 2. The cam plate 13b is used to displace the inner plate 12e and the outer plate 12f against the clutch drum 12c fixed to the output shaft 2 to the left in the figure to engage the reverse rotation transmission clutch 12. At this time, since the thrust force for engaging the clutch acting between the cam disk 13a and the clutch drum 12c is eliminated as an internal force on the output shaft 2, this thrust load must be received by the bearings 2a, 2b and the casing 4. In addition, it is not necessary to make them strong enough to withstand the thrust load, which is advantageous in terms of cost and durability.
That is, since the clutch drum 12c is fixed to the output shaft 2 in the axial direction by the loading nut 12d, the thrust load of the cam disk 13a can be eliminated as an internal force.

ここで、後退回転伝動クラッチ12の前記した締結・解放を司るカム機構13について、図9に基づき更に詳述する。
カム機構13は前述したように、カムディスク13a,13bと、これらの間に介在させたカムフォロア13dとからなるが、カムディスク13a,13bの軸線方向相互対向面にはそれぞれ、前記したカム作用が得られるようにするためカム溝が設けられており、図9はこれらカム溝をカム機構13の外周側から見て示す。
Here, the cam mechanism 13 that controls the engagement / release of the reverse rotation transmission clutch 12 will be described in more detail with reference to FIG.
As described above, the cam mechanism 13 includes the cam disks 13a and 13b and the cam follower 13d interposed therebetween. The cam action described above is performed on the mutually opposing surfaces in the axial direction of the cam disks 13a and 13b. Cam grooves are provided in order to obtain them, and FIG. 9 shows these cam grooves as viewed from the outer peripheral side of the cam mechanism 13.

カム機構13に入力される駆動力(トルク)をT、出力軸2の軸中心からカムフォロア13dの中心までのカム半径をLc、カムディスク13a,13bの対向面におけるカム溝のカム角(カム機構13の軸直角面とカム溝とのなす角度)をθ、リターンスプリング13cの付勢力をFs、リターンスプリング13cの外径をLs、リターンスプリング13cとハウジング側耐摩耗リング13eとの間の静摩擦係数をμとすると、
リターンスプリング13cと耐摩耗リング13eとが静摩擦状態である場合においてカム機構13を動作させるためには、以下の2つの条件を満たす必要がある。
The driving force (torque) input to the cam mechanism 13 is T, the cam radius from the center of the output shaft 2 to the center of the cam follower 13d is Lc, and the cam angle of the cam groove on the opposing surface of the cam disks 13a and 13b (cam mechanism) Is the angle between the axis perpendicular to the axis 13 and the cam groove), the biasing force of the return spring 13c is Fs, the outer diameter of the return spring 13c is Ls, and the coefficient of static friction between the return spring 13c and the housing side wear-resistant ring 13e. Is μ,
In order to operate the cam mechanism 13 when the return spring 13c and the wear-resistant ring 13e are in a static friction state, the following two conditions must be satisfied.

まず上記の要求のためには、カム機構13の推進力(スラスト荷重)がリターンスプリング13cの付勢力Fsよりも大きいことが必要であるため、T/(Lc×tanθ)>Fsであることが必須となる。
さらに、リターンスプリング13cと耐摩耗リング13eとの接触部における摩擦力が、カム機構13に作用する駆動力Tを前記Lcで除したカム回転力よりも大きい必要があるため、μ×Fs×(Ls/Lc)>T/Lcであることも必須となる。
これらの2式から、Fs×Lc×tanθ<T<μ×Fs×Lsの関係式が導かれ、リターンスプリング13cと耐摩耗リング13eとが静摩擦状態である場合においては、この式を満足する駆動力Tがカム機構13(カムディスク13a)に入力されたとき、カム機構13は動作されることとなる。
First, in order to satisfy the above requirement, it is necessary that the propulsive force (thrust load) of the cam mechanism 13 be larger than the urging force Fs of the return spring 13c, so that T / (Lc × tanθ)> Fs. Required.
Furthermore, since the frictional force at the contact portion between the return spring 13c and the wear-resistant ring 13e needs to be larger than the cam rotational force obtained by dividing the driving force T acting on the cam mechanism 13 by the Lc, μ × Fs × ( It is also essential that Ls / Lc)> T / Lc.
From these two formulas, a relational expression of Fs × Lc × tanθ <T <μ × Fs × Ls is derived. When the return spring 13c and the wear-resistant ring 13e are in a static friction state, the drive satisfying this formula When the force T is input to the cam mechanism 13 (cam disk 13a), the cam mechanism 13 is operated.

また、カムディスク13b(リターンスプリング13c)が耐摩耗リング13eに対して相対回転しながらカム機構13が作動するためには、リターンスプリング13cと耐摩耗リング13eとの間の動摩擦係数がμ’であるとすると、以下の条件を満たす必要がある。   In order for the cam mechanism 13 to operate while the cam disk 13b (return spring 13c) rotates relative to the wear-resistant ring 13e, the dynamic friction coefficient between the return spring 13c and the wear-resistant ring 13e is μ ′. If so, the following conditions must be satisfied.

まず上記の要求のためには、カム機構13の推進力(スラスト荷重)がリターンスプリング13cの付勢力Fsよりも大きいことが必要であるため、T/(Lc×tanθ)>Fsであることが必須となる。
さらに、カム機構13の回転力はリターンスプリング13cと耐摩耗リング13eとの間の摩擦力以上の回転力にならないため、μ’×Fs×(Ls/Lc)=T/Lcであることも必須となる。
これら2式から、μ’>(Lc/Ls)tanθの関係式が導かれ、耐摩耗リング13eとリターンスプリング13cとが動摩擦状態である場合においては、耐摩耗リング13eとリターンスプリング13cとの間の動摩擦係数がこの式を満足するμ’以上であれば、カム機構13は動作されることとなる。
First, in order to satisfy the above requirement, it is necessary that the propulsive force (thrust load) of the cam mechanism 13 be larger than the urging force Fs of the return spring 13c, so that T / (Lc × tanθ)> Fs. Required.
Furthermore, since the rotational force of the cam mechanism 13 does not exceed the frictional force between the return spring 13c and the wear-resistant ring 13e, it is essential that μ ′ × Fs × (Ls / Lc) = T / Lc. It becomes.
From these two formulas, a relational expression of μ ′> (Lc / Ls) tanθ is derived, and when the wear-resistant ring 13e and the return spring 13c are in a dynamic friction state, the relationship between the wear-resistant ring 13e and the return spring 13c is obtained. Is greater than μ ′ satisfying this expression, the cam mechanism 13 is operated.

後退回転伝動クラッチ12は、カムディスク13aがカムディスク13bに対し相対回転し得るような駆動力がカム機構13へ入力された場合に、カム機構13の動作により自縛的に締結され、セルフロックされる。
また、セルフロックした状態でカム機構6に駆動力が入力されなくなると、カムディスク13aをカムディスク13bに対し上記の通り相対回転させるトルクもなくなるため、リターンスプリング13cのバネ力を受けたカムディスク13bがカムフォロア13dcをカム溝内において元の位置まで転動させながら、カムディスク13aをカムディスク13bに対し元の相対回転位置まで回転させる。
かかるカムディスク13aの回転につれ、カムディスク13bはカムディスク13aに向け接近するよう変位して、後退回転伝動クラッチ12をセルフロックの解除により解放させることができる。
The reverse rotation transmission clutch 12 is self-locked and self-locked by the operation of the cam mechanism 13 when a driving force that allows the cam disk 13a to rotate relative to the cam disk 13b is input to the cam mechanism 13. The
Further, if the driving force is not input to the cam mechanism 6 in the self-locked state, the torque for rotating the cam disk 13a relative to the cam disk 13b as described above is also eliminated, so that the cam disk that receives the spring force of the return spring 13c. While the cam follower 13dc rolls to the original position in the cam groove, the cam disk 13a rotates to the original relative rotational position with respect to the cam disk 13b.
As the cam disk 13a rotates, the cam disk 13b is displaced so as to approach the cam disk 13a, and the reverse rotation transmission clutch 12 can be released by releasing the self-lock.

ところで、上記実施例では後退回転伝動クラッチ12を湿式多板クラッチで構成したが、
この後退回転伝動クラッチ12は、図10に示すようなドグクラッチや、図11に示すような摩擦クラッチなど、任意の型式のものを用いることができる。
By the way, in the above embodiment, the reverse rotation transmission clutch 12 is constituted by a wet multi-plate clutch.
As the reverse rotation transmission clutch 12, an arbitrary type such as a dog clutch as shown in FIG. 10 or a friction clutch as shown in FIG. 11 can be used.

後退回転伝動クラッチ12を図10に示すようにドグクラッチで構成する場合、カムディスク13aから遠いカムディスク13bの面に環状クラッチギヤ17を一体成形または一体結合して設け、これと同軸に対向するよう配して環状クラッチギヤ18を設け、該環状クラッチギヤ18の内周を、前記したクラッチドラム12cと同様の方法で出力軸2に対し軸線方向へ変位不能にして回転係合させる。
かかるドグクラッチ式の後退回転伝動クラッチ12は、カム機構13の動作でカムディスク13bが図10の解放位置から左行すると、環状クラッチギヤ17が環状クラッチギヤ18に噛み合ってクラッチ締結状態となり、電動モータ45による副駆動輪48の後退駆動を可能にする。
When the reverse rotation transmission clutch 12 is configured as a dog clutch as shown in FIG. 10, an annular clutch gear 17 is integrally formed or integrally connected to the surface of the cam disk 13b far from the cam disk 13a, and is coaxially opposed to this. An annular clutch gear 18 is provided, and the inner periphery of the annular clutch gear 18 is rotationally engaged with the output shaft 2 so that it cannot be displaced in the axial direction in the same manner as the clutch drum 12c.
Such a dog clutch type reverse rotation transmission clutch 12 is configured such that when the cam disk 13b moves left from the released position in FIG. 10 by the operation of the cam mechanism 13, the annular clutch gear 17 meshes with the annular clutch gear 18, and the clutch is engaged. 45 allows the auxiliary drive wheel 48 to be driven backward.

後退回転伝動クラッチ12を図11に示すように摩擦クラッチにより構成する場合、カムディスク13aから遠いカムディスク13bの面にクラッチ摩擦部材19を一体成形または一体結合により設け、これと同時に対向するよう配して摩擦クラッチ部材20を設け、該摩擦クラッチ部材20の内周を前記したクラッチドラム12cと同様の方法で出力軸2に対し軸線方向へ変位不能にして回転係合させる。
かかる摩擦クラッチ型式の後退回転伝動クラッチ12は、カム機構13の動作で摩擦部材19が図11の解放位置から左行すると、摩擦部材19が摩擦クラッチ部材20に圧接してクラッチ締結状態となり、電動モータ45による副駆動輪48の後退駆動を可能にする。
When the reverse rotation transmission clutch 12 is constituted by a friction clutch as shown in FIG. 11, a clutch friction member 19 is provided on the surface of the cam disk 13b far from the cam disk 13a by integral molding or integrally coupled, and is arranged so as to face it at the same time. Then, the friction clutch member 20 is provided, and the inner periphery of the friction clutch member 20 is rotationally engaged with the output shaft 2 so that it cannot be displaced in the axial direction in the same manner as the clutch drum 12c.
When the friction member 19 moves leftward from the released position in FIG. 11 by the operation of the cam mechanism 13, the friction clutch type reverse rotation transmission clutch 12 enters the clutch engagement state by pressing the friction member 19 against the friction clutch member 20. The sub-drive wheels 48 can be driven backward by the motor 45.

なお上記では、前進ワンウェイクラッチ6および後退ワンウェイクラッチ7をスプラグタイプのものとしたが、これらワンウェイクラッチ6,7は、例えば、図12または図13に示すような、ローラタイプのものでもよい。
図12のワンウェイクラッチ6,7は、内外輪6a(7a),6b(7b)間におけるローラ6e(7e)をバネ6f(7f)で図示の空転位置に弾支し、内外輪6a(7a),6b(7b) がローラ6e(7e)をバネ6f(7f)に抗して転動変位させる方向に相対回転するとき、ローラ6e(7e)が内外輪6a(7a),6b(7b)間に噛み込まれて動力伝達を行うものである。
また図13 のワンウェイクラッチ6,7は、内外輪6a(7a),6b(7b)間におけるローラ6e(7e)をケージ6g(7g)で円周方向所定間隔に保持し、内外輪6a(7a),6b(7b)をローラ6e(7e)が内外輪6a(7a),6b(7b)間に噛み込まれる方向へ相対回転させるとき、内外輪6a(7a),6b(7b)間がローラ6e(7e)を介し係合させて動力伝達を行うものである。
In the above description, the forward one-way clutch 6 and the reverse one-way clutch 7 are of the sprag type. However, the one-way clutches 6 and 7 may be of a roller type as shown in FIG.
The one-way clutches 6 and 7 in FIG. 12 elastically support the roller 6e (7e) between the inner and outer rings 6a (7a) and 6b (7b) to the idling position shown in the figure by a spring 6f (7f), and the inner and outer rings 6a (7a) , 6b (7b), when the roller 6e (7e) rotates relative to the spring 6f (7f) against the spring 6f (7f), the roller 6e (7e) moves between the inner and outer rings 6a (7a), 6b (7b). Is used to transmit power.
Further, the one-way clutches 6 and 7 in FIG. 13 hold the rollers 6e (7e) between the inner and outer rings 6a (7a) and 6b (7b) at predetermined intervals in the circumferential direction by the cage 6g (7g), ), 6b (7b) when the roller 6e (7e) is relatively rotated in the direction in which the inner and outer rings 6a (7a), 6b (7b) are engaged, the roller between the inner and outer rings 6a (7a), 6b (7b) The power is transmitted by engaging through 6e (7e).

図14は、本発明による他の構成になる駆動力伝達装置28を具えた電動モータ式4輪駆動車両の駆動系を模式的に示すもので、
この電動モータ式4輪駆動車両の駆動系は、主動力源であるエンジン51からの駆動力を、変速機52、プロペラシャフト53、ディファレンシャルギヤ装置を含む終減速機54、および左右ドライブシャフト55を介して主駆動輪である左右後輪56へ伝達するようにした、フロントエンジン・リヤホイールドライブ車(FR車)をベース車とし、
電動モータ57の駆動力を、駆動力伝達装置28、減速機59、ディファレンシャルギヤ装置を含む終減速機60、およびドライブシャフト61を介して副駆動輪である左右前輪62に伝達するようになしたものである。
なお本発明の一実施例になる駆動力伝達装置28は、減速機59および終減速機60間に配置してもよい。
FIG. 14 schematically shows a drive system of an electric motor type four-wheel drive vehicle including a driving force transmission device 28 according to another configuration of the present invention.
The drive system of this electric motor type four-wheel drive vehicle uses a driving force from an engine 51 as a main power source, a transmission 52, a propeller shaft 53, a final reduction gear 54 including a differential gear device, and a left and right drive shaft 55. The front engine and rear wheel drive vehicle (FR vehicle), which is transmitted to the left and right rear wheels 56, which are the main drive wheels, is the base vehicle.
The driving force of the electric motor 57 is transmitted to the left and right front wheels 62 which are auxiliary driving wheels via the driving force transmission device 28, the reduction gear 59, the final reduction gear 60 including the differential gear device, and the drive shaft 61. Is.
The driving force transmission device 28 according to an embodiment of the present invention may be disposed between the speed reducer 59 and the final speed reducer 60.

図14に例示するような用途に供する駆動力伝達装置28は、具体的には例えば図15に明示するような構成となし、図15中、図2および図3におけると同様な部分には同一符号を付して示した。
図15における駆動力伝達装置28は、電動モータ57に結合すべき入力軸1と、副駆動輪62側に(図14では減速機59に)結合すべき出力軸2とを、スラストベアリング31を介して同軸に突き合わせると共に、ニードルベアリング32を介して相互に相対回転可能に嵌合する。
そして、入力軸1は軸受33によりケーシング4に回転自在に支持し、出力軸2は軸受34によりケーシング4に回転自在に支持する。
The driving force transmission device 28 used for the application illustrated in FIG. 14 is specifically configured, for example, as clearly shown in FIG. 15, and the same parts in FIG. 15 as in FIGS. 2 and 3 are the same. A reference numeral is attached.
15 includes an input shaft 1 to be coupled to the electric motor 57, an output shaft 2 to be coupled to the sub drive wheel 62 side (to the speed reducer 59 in FIG. 14), and a thrust bearing 31. And are fitted so as to be rotatable relative to each other via a needle bearing 32.
The input shaft 1 is rotatably supported on the casing 4 by a bearing 33, and the output shaft 2 is rotatably supported on the casing 4 by a bearing 34.

出力軸2の外周に、入力軸1の側より順次配して前進ワンウェイクラッチ6および後退ワンウェイクラッチ7を設け、これらワンウェイクラッチ6,7は図2および図3におけると同様のものとし、相互に隣り合わせに配置して出力軸2の外周に嵌合する。
前進ワンウェイクラッチ6は、その内輪6aが出力軸2と共に回転するよう、これに一体成形し、この一体成形のために出力軸2の対応端部を拡径してこの拡径部を前進ワンウェイクラッチ6の内輪6aとなす。
また、後退ワンウェイクラッチ7は、その内輪7aが出力軸2に対し相対回転し得るよう、これにニードルベアリング35を介して嵌合する。
そして、前進ワンウェイクラッチ6の内輪6aおよび後退ワンウェイクラッチ7の内輪7a間にスラストベアリング14を介在させ、これら内輪6a,7aを相互に押圧された状態でも滑らかに相対回転し得るようになす。
A forward one-way clutch 6 and a reverse one-way clutch 7 are provided on the outer periphery of the output shaft 2 sequentially from the input shaft 1 side. These one-way clutches 6 and 7 are the same as those in FIGS. Arranged next to each other and fitted to the outer periphery of the output shaft 2.
The forward one-way clutch 6 is integrally formed with the inner ring 6a so that the inner ring 6a rotates together with the output shaft 2, and the corresponding end portion of the output shaft 2 is enlarged for this integral molding, and the enlarged one-way clutch is moved forward. 6 inner ring 6a.
The reverse one-way clutch 7 is fitted to the inner ring 7a via a needle bearing 35 so that the inner ring 7a can rotate relative to the output shaft 2.
Then, a thrust bearing 14 is interposed between the inner ring 6a of the forward one-way clutch 6 and the inner ring 7a of the reverse one-way clutch 7, so that the inner rings 6a and 7a can be smoothly rotated relative to each other even when they are pressed against each other.

前進ワンウェイクラッチ6および後退ワンウェイクラッチ7の外輪6b,7bを相互に一体結合または一体成形により一体化すると共に、セレーション嵌合36により入力軸1に結合し、この入力軸1を介して両ワンウェイクラッチ6,7の外輪6b,7bを、共通に電動モータ57に結合する。
両ワンウェイクラッチ6,7の外輪6b,7bは、上記のごとく相互に一体化したことで、一対の軸受8,9のみにより内輪6a,7aに対して回転自在に支持することができ、両ワンウェイクラッチ6,7の軸線方向合計長さを短縮することができる。
The outer rings 6b and 7b of the forward one-way clutch 6 and the reverse one-way clutch 7 are integrated with each other by integral coupling or integral molding, and coupled to the input shaft 1 by a serration fitting 36, and both one-way clutches are connected via the input shaft 1. The outer rings 6b and 7b of 6 and 7 are coupled to the electric motor 57 in common.
Since the outer rings 6b and 7b of the one-way clutches 6 and 7 are integrated with each other as described above, the outer rings 6b and 7b can be rotatably supported by the pair of bearings 8 and 9 with respect to the inner rings 6a and 7a. The total axial length of the clutches 6 and 7 can be shortened.

前進ワンウェイクラッチ6から遠い後退ワンウェイクラッチ7の内輪7aの端部7dを前進ワンウェイクラッチ6から遠ざかる方向へ延在させ、この内輪延長端部7dと出力軸2との間に、図2および図3におけると同様な後退回転伝動クラッチ12、および、これを締結させるためのカム機構13を介在させる。   The end 7d of the inner ring 7a of the reverse one-way clutch 7 far from the forward one-way clutch 6 extends in a direction away from the forward one-way clutch 6, and between the inner ring extended end 7d and the output shaft 2, FIGS. A reverse rotation transmission clutch 12 similar to the above and a cam mechanism 13 for fastening the clutch are interposed.

カム機構13は図2および図3におけると同様に機能するもので、
後退ワンウェイクラッチ7の内輪7a(詳しくは、その延長端部7d)と共に回転するよう、これにスプライン嵌合したワンウェイクラッチ側カムディスク13aと、
このワンウェイクラッチ側カムディスク13aに向かう軸線方向へ、リターンスプリング13cによるプリロードで押圧された後退回転伝動クラッチ側カムディスク13bと、
これらカムディスク13a,13b間にあって、ワンウェイクラッチ側カムディスク13aへ後退駆動力が伝達されるとき、後退回転伝動クラッチ側カムディスク13bをワンウェイクラッチ側カムディスク13aから遠ざかる方向へ変位させるカムフォロア13dとより成るスラストカム機構とする。
The cam mechanism 13 functions in the same manner as in FIG. 2 and FIG.
A one-way clutch-side cam disk 13a that is spline-fitted to the inner ring 7a (specifically, an extended end 7d thereof) of the reverse one-way clutch 7;
In the axial direction toward the one-way clutch side cam disk 13a, the reverse rotation transmission clutch side cam disk 13b pressed by the preload by the return spring 13c,
Between these cam disks 13a and 13b, when a backward driving force is transmitted to the one-way clutch side cam disk 13a, a cam follower 13d that displaces the backward rotation transmission clutch side cam disk 13b away from the one-way clutch side cam disk 13a. A thrust cam mechanism.

ここで後退回転伝動クラッチ側カムディスク13bの内周は、後退ワンウェイクラッチ7を成す内輪7aの延長端部7dに回転自在に嵌合したクラッチハブ12aの外周にスプライン嵌合し、このクラッチハブ12aをスナップリング12bにより抜け止めする。
なお、これらクラッチハブ12aおよびスナップリング12bは、後退回転伝動クラッチ12の一部を構成する。
Here, the inner periphery of the reverse rotation transmission clutch side cam disk 13b is spline-fitted to the outer periphery of the clutch hub 12a that is rotatably fitted to the extended end 7d of the inner ring 7a that forms the reverse one-way clutch 7. Is prevented by the snap ring 12b.
The clutch hub 12a and the snap ring 12b constitute a part of the reverse rotation transmission clutch 12.

リターンスプリング13cは、図2および図3におけると同様な皿バネとし、その内周をカムディスク13bに係合させ、外周をケーシング4に係合させて、カムディスク13bおよびケーシング4間に縮設し、カムディスク13bに対しこれをカムディスク13aへ押圧する軸線方向のプリロードを付与するものとする。
当該プリロードによるスラスト荷重は、スペーサリング37、軸受9、内輪7aおよびスラストベアリング14を介して内輪6aに達し、その後、スラストベアリング31、入力軸1、軸受33を介してケーシング4に達するため、上記のプリロードによっても内輪7aが軸線方向へ変位することはない。
The return spring 13c is a disc spring similar to that shown in FIGS. 2 and 3, and its inner periphery is engaged with the cam disk 13b and its outer periphery is engaged with the casing 4, so that the return spring 13c is contracted between the cam disk 13b and the casing 4. Then, a preload in the axial direction is applied to the cam disk 13b to press it against the cam disk 13a.
The thrust load due to the preload reaches the inner ring 6a via the spacer ring 37, the bearing 9, the inner ring 7a and the thrust bearing 14, and then reaches the casing 4 via the thrust bearing 31, the input shaft 1, and the bearing 33. The inner ring 7a is not displaced in the axial direction even by this preloading.

後退回転伝動クラッチ12は、図2および図3につき前述した湿式多板クラッチと同様な以下の構成とする。
つまり、後退ワンウェイクラッチ7から遠いカム機構13の側に配してクラッチドラム12cを設け、該クラッチドラム12cの内周を出力軸2上に結合する。
クラッチドラム12cは、出力軸2上に係着したスナップリング38と、クラッチドラム12c および軸受34間に介在させたスペーサリング39との間に挟み、これによりクラッチドラム12cを出力軸2上に軸線方向位置決めする。
The reverse rotation transmission clutch 12 has the following configuration similar to the wet multi-plate clutch described above with reference to FIGS.
That is, the clutch drum 12c is provided on the side of the cam mechanism 13 far from the reverse one-way clutch 7, and the inner periphery of the clutch drum 12c is coupled to the output shaft 2.
The clutch drum 12c is sandwiched between a snap ring 38 engaged on the output shaft 2 and a spacer ring 39 interposed between the clutch drum 12c and the bearing 34, whereby the clutch drum 12c is axially aligned on the output shaft 2. Directional positioning.

カムディスク13bを後退回転伝動クラッチ12のプレッシャプレートとしても用い、これがため、クラッチドラム12cおよびカムディスク13bの軸線方向対向面間にインナープレート12eおよびアウタープレート12fを交互に配置して介在させる。
インナープレート12eは、後退ワンウェイクラッチ7の内輪延長端部7d上で回転可能なクラッチハブ12aの外周にスプライン嵌合することにより、カムディスク13bと一体回転し得るようにすると共にクラッチハブ12aに対し軸線方向へ相対変位可能とする。
なお、アウタープレート12fは、クラッチドラム12cの内周に軸線方向相対変位可能にスプライン嵌合することにより、クラッチドラム12cと共に回転し得るようになす。
The cam disk 13b is also used as a pressure plate for the reverse rotation transmission clutch 12, and therefore, the inner plates 12e and the outer plates 12f are alternately disposed between the opposing surfaces in the axial direction of the clutch drum 12c and the cam disk 13b.
The inner plate 12e is spline-fitted to the outer periphery of the clutch hub 12a that can rotate on the inner ring extension end portion 7d of the reverse one-way clutch 7, so that the inner plate 12e can rotate integrally with the cam disk 13b and the clutch hub 12a. Relative displacement is possible in the axial direction.
The outer plate 12f can be rotated together with the clutch drum 12c by being spline fitted to the inner periphery of the clutch drum 12c so as to be relatively displaceable in the axial direction.

図15の駆動力伝達装置28も、前進ワンウェイクラッチ6および後退ワンウェイクラッチ7が、電動モータ57に結合した入力軸1と、副駆動輪62側に結合した出力軸2との間に並列的に配置され、更に後者の後退ワンウェイクラッチ7が、カム機構13により締結される後退回転伝動クラッチ12を介して入出力間を結合することとなり、
また、前進ワンウェイクラッチ6、後退ワンウェイクラッチ7、後退回転伝動クラッチ12、および、これを締結させるためのカム機構13が図2および図3におけると同様のものであることとも相まって、
図14に示すごとくに電動モータ式4輪駆動車両に用いたとき、前記した駆動力伝達装置と同様に機能して、同様な作用効果を奏することができる。
15, the forward one-way clutch 6 and the backward one-way clutch 7 are connected in parallel between the input shaft 1 coupled to the electric motor 57 and the output shaft 2 coupled to the sub drive wheel 62 side. And the latter reverse one-way clutch 7 is coupled between the input and output via a reverse rotation transmission clutch 12 fastened by a cam mechanism 13.
Also, coupled with the forward one-way clutch 6, the reverse one-way clutch 7, the reverse rotation transmission clutch 12, and the cam mechanism 13 for fastening the same as in FIGS. 2 and 3,
When used in an electric motor type four-wheel drive vehicle as shown in FIG. 14, it functions in the same manner as the driving force transmission device described above, and can provide the same effects.

上記したいずれの駆動力伝達装置にあっても、非伝動状態から前進駆動力または後退駆動力を伝達する伝動状態に切り替わる時は、歯車間のバックラッシュや、後退回転伝動クラッチ12の隙間などに起因した伝動系中のガタがなくなった後に伝動が急に開始されることから、伝動の開始時に異音や異振動が発生したり、伝動系の耐久性に悪影響が及ぶ。
そこで、電動モータの前進駆動力を副駆動輪に伝達するに際し、前もって伝動系の隙間(ガタ)をなくしておくよう電動モータにガタ詰めトルク分の駆動負荷を付与しておいたり、
電動モータの後退駆動力を副駆動輪に伝達するに際し、前もって伝動系の隙間(ガタ)をなくしておくよう電動モータにガタ詰めトルク分の駆動負荷を付与しておくことにより、
伝動の開始時に異音や異振動が発生したり、伝動系の耐久性に悪影響が及ぶのを防止するのが好ましい。
In any of the driving force transmission devices described above, when switching from a non-transmission state to a transmission state that transmits forward drive force or reverse drive force, backlash between gears, gaps in the reverse rotation transmission clutch 12, etc. Since the transmission starts suddenly after the play in the transmission system is eliminated, abnormal noise or vibration is generated at the start of transmission, or the durability of the transmission system is adversely affected.
Therefore, when transmitting the forward drive force of the electric motor to the sub drive wheels, a drive load corresponding to the backlash torque is applied to the electric motor in advance so as to eliminate the gap (backlash) of the transmission system,
When transmitting the reverse drive force of the electric motor to the sub drive wheels, by applying a driving load corresponding to the backlash torque to the electric motor in advance so as to eliminate the gap (backlash) of the transmission system,
It is preferable to prevent abnormal noise or vibration from occurring at the start of transmission or adversely affecting the durability of the transmission system.

本実施例においては、上記のガタ詰めトルクを特に以下のように決定する。
先ず駆動力伝達ユニットが図2,3に示すようなものである場合について説明するに、
後退駆動力の伝達(後退4輪駆動)に際し、カムディスク13bが回転することなく後退回転伝動クラッチ12のクラッチ隙間を詰める条件は、後退回転伝動クラッチ12のクラッチ隙間がなくなった状態におけるリターンスプリング13cの附勢力(バネ力)をFs'とし、ワンウェイクラッチ6,7の外輪6b,7bへの入力トルクをTcとすると、
出力軸2の軸中心からカムフォロア13dの中心までのカム半径Lcと、カムディスク13a,13bの対向面におけるカム溝のカム角θ(図9参照)と、リターンスプリング13cの外径Lsと、リターンスプリング13cの外周と耐摩耗リング13eとの間の静摩擦係数μとを用いた次式により表される。
Fs'・Lc・tanθ<Tc<μ・Fs'・Ls
In this embodiment, the backlash torque is determined as follows.
First, the case where the driving force transmission unit is as shown in FIGS.
When the reverse drive force is transmitted (reverse four-wheel drive), the condition for closing the clutch clearance of the reverse rotation transmission clutch 12 without rotating the cam disk 13b is that the return spring 13c in the state where the clutch clearance of the reverse rotation transmission clutch 12 is eliminated. If the urging force (spring force) of Fs 'is Fs' and the input torque to the outer rings 6b and 7b of the one-way clutches 6 and 7 is Tc,
Cam radius Lc from the center of the output shaft 2 to the center of the cam follower 13d, cam angle θ of the cam groove on the opposing surface of the cam disks 13a and 13b (see FIG. 9), outer diameter Ls of the return spring 13c, and return This is expressed by the following equation using the coefficient of static friction μ between the outer periphery of the spring 13c and the wear-resistant ring 13e.
Fs '・ Lc ・ tanθ <Tc <μ ・ Fs' ・ Ls

従って、入力軸1の予備回転により後退回転伝動クラッチ12のクラッチ隙間を含む後退駆動系のガタをなくすためのガタ詰めトルクTrは、入力歯車11の歯数をNl、中間歯車10の歯数をN2とすると、入力軸1の軸トルク換算で次式により表されるようなものとなる。
Tr=入力軸1の回転フリクション
+出力軸2上で後退回転伝動クラッチ12より上流側のフリクション×(N1/N2)
+後退回転伝動クラッチ12のガタ詰めトルクTc×(N1/N2)
Therefore, the backlash driving torque Tr for eliminating the backlash of the reverse drive system including the clutch clearance of the reverse rotation transmission clutch 12 due to the preliminary rotation of the input shaft 1 is expressed by the number of teeth of the input gear 11 and the number of teeth of the intermediate gear 10. Assuming N2, the shaft torque of the input shaft 1 is converted by the following equation.
Tr = rotation friction of input shaft 1 + friction upstream of reverse rotation transmission clutch 12 on output shaft 2 × (N1 / N2)
+ Backward rotation transmission clutch 12 backlash torque Tc x (N1 / N2)

この際、後退駆動系のガタ詰めトルクTrを高精度に予測するためには、図16の制御プログラムにより当該ガタ詰めトルクTrを決定するのがよい。
図16の制御プログラムは駆動力伝達ユニットの非伝動中に行い、
先ずステップS1において、図1におけるトランスアクスル42の選択レンジ判定を行い、図2,3に示す駆動力伝達ユニットが伝動開始時に前進駆動を行うことになるのか、後退駆動を行うことになるのかを判定する。
At this time, in order to accurately predict the backlash drive system backlash torque Tr, it is preferable to determine the backlash torque Tr according to the control program of FIG.
The control program in FIG. 16 is executed while the driving force transmission unit is not transmitting,
First, in step S1, the selection range of the transaxle 42 in FIG. 1 is determined, and it is determined whether the driving force transmission unit shown in FIGS. 2 and 3 performs forward driving or reverse driving at the start of transmission. judge.

ステップS2でR(後退走行)レンジと判定された時は、ステップS3において駆動力伝達ユニットの油温を検出し、次のステップS4において、予め求めておいた油温とユニット伝動系のフリクションとの関係を示す図17に例示したマップをもとに油温から、上式における各部のフリクションを検索する。
次いでステップS5において、上式の演算を行うことで後退駆動系のガタ詰めトルクTrを算出し、
ステップS6において、後退駆動系のガタ詰めトルクTrが発生するよう電動モータ45を後退駆動力発生方向へ附勢し、
ステップS7において、かかる電動モータ45の附勢を発進操作があるまで保持することにより、後退駆動系のガタ詰めを発進時まで継続する。
When it is determined that the R (reverse running) range is determined in step S2, the oil temperature of the driving force transmission unit is detected in step S3, and in step S4, the oil temperature determined in advance and the friction of the unit transmission system are determined. Based on the map illustrated in FIG. 17 showing the relationship, the friction of each part in the above equation is searched from the oil temperature.
Next, in step S5, the backlash drive system backlash torque Tr is calculated by performing the above equation.
In step S6, the electric motor 45 is energized in the reverse drive force generation direction so as to generate the backlash drive system backlash torque Tr.
In step S7, by holding the urging force of the electric motor 45 until the start operation is performed, backlash of the reverse drive system is continued until the start.

図2,3に示す駆動力伝達ユニットが前進駆動力の伝達(前進4輪駆動)に際し、前進駆動系のガタをなくすための前進駆動系のガタ詰めトルクTdは、前進駆動系にクラッチ12およびカム機構13が含まれないため、後退駆動系のガタ詰めトルクTrとは異ならせて、前進駆動系のガタ詰めトルクTdを、入力軸1の軸トルク換算で次式により決定する。
Td=入力軸1の回転フリクション
+出力軸2の回転フリクション×(N1/N2)
When the drive force transmission unit shown in FIGS. 2 and 3 transmits forward drive force (forward four-wheel drive), the forward drive system backlash torque Td for eliminating the forward drive system backlash is applied to the forward drive system by the clutch 12 and Since the cam mechanism 13 is not included, the backlash drive system backlash torque Td is determined by the following equation in terms of the shaft torque of the input shaft 1 different from the backlash drive system backlash torque Tr.
Td = rotational friction of input shaft 1 + rotational friction of output shaft 2 x (N1 / N2)

この際、前進駆動系のガタ詰めトルクTdを高精度に予測するためには、図16の制御プログラムにより当該ガタ詰めトルクTdを決定するのがよい。
つまり、ステップS8で図1におけるトランスアクスル42がD(前進走行)レンジを選択中であると判定され、図2,3に示す駆動力伝達ユニットが伝動開始時に前進駆動を行うことになる場合、
ステップS9において駆動力伝達ユニットの油温を検出し、次のステップS10において、予め求めておいた油温とユニット伝動系のフリクションとの関係を示す図17に例示したマップをもとに油温から、上式における各部のフリクションを検索する。
次いでステップS11において、上式の演算を行うことで前進駆動系のガタ詰めトルクTdを算出し、
ステップS12において、前進駆動系のガタ詰めトルクTdが発生するよう電動モータ45を前進駆動力発生方向へ附勢し、
ステップS7において、かかる電動モータ45の附勢を発進操作があるまで保持することにより、前進駆動系のガタ詰めを発進時まで継続する。
At this time, in order to accurately predict the backlash driving torque Td of the forward drive system, it is preferable to determine the backlash torque Td by the control program of FIG.
That is, when it is determined in step S8 that the transaxle 42 in FIG. 1 is selecting the D (forward running) range and the driving force transmission unit shown in FIGS. 2 and 3 performs forward driving at the start of transmission,
In step S9, the oil temperature of the driving force transmission unit is detected, and in the next step S10, the oil temperature is determined based on the map illustrated in FIG. 17 showing the relationship between the oil temperature determined in advance and the friction of the unit transmission system. From the above, the friction of each part in the above equation is searched.
Next, in step S11, the backlash driving torque Td of the forward drive system is calculated by performing the above calculation.
In step S12, the electric motor 45 is energized in the forward drive force generation direction so that the backlash drive torque Td of the forward drive system is generated.
In step S7, the urging of the electric motor 45 is maintained until the start operation is performed, so that the backlash of the forward drive system is continued until the start.

なお、後退駆動系のガタ詰めトルクTrおよび前進駆動系のガタ詰めトルクTdを、もっと簡単に決定することが要求される場合は、図18に示す制御プログラムによりこれらガタ詰めトルクTr, Tdを決定することもできる。   If it is required to determine the backlash drive torque Tr and the forward drive torque Td more easily, the control program shown in FIG. 18 determines the backlash torque Tr and Td. You can also

ステップS1、ステップS2およびステップS8においては、図16に同符号を付して示したステップにおけると同様の選択レンジ判定を行う。
ステップS2でR(後退走行)レンジと判定され、図2,3に示す駆動力伝達ユニットが伝動開始時に後退駆動を行うことになる場合、
ステップS13において、駆動力伝達ユニットの使用油温のうち最低油温の時における各部フリクションを固定的に使用して、前記した対応する演算式により後退駆動系のガタ詰めトルクTrを求め、このガタ詰めトルクTrが発生するよう電動モータ45を後退駆動力発生方向へ附勢し、
ステップS7において、かかる電動モータ45の附勢を発進操作があるまで保持することにより、後退駆動系のガタ詰めを発進時まで継続する。
In step S1, step S2, and step S8, the same selection range determination as in the step indicated by the same reference numeral in FIG. 16 is performed.
In step S2, when the R (reverse running) range is determined and the driving force transmission unit shown in FIGS. 2 and 3 performs reverse drive at the start of transmission,
In step S13, each part friction at the time of the minimum oil temperature among the operating oil temperatures of the driving force transmission unit is fixedly used, and the backlash drive system backlash torque Tr is obtained by the above-described corresponding calculation formula. Energize the electric motor 45 in the direction of generating the backward drive force so that the stuffing torque Tr is generated,
In step S7, by holding the urging force of the electric motor 45 until the start operation is performed, backlash of the reverse drive system is continued until the start.

ステップS8でD(前進走行)レンジと判定され、図2,3に示す駆動力伝達ユニットが伝動開始時に前進駆動を行うことになる場合、
ステップS14において、駆動力伝達ユニットの使用油温のうち最低油温の時における各部フリクションを固定的に使用して、前記した対応する演算式により前進駆動系のガタ詰めトルクTdを求め、このガタ詰めトルクTdが発生するよう電動モータ45を前進駆動力発生方向へ附勢し、
ステップS7において、かかる電動モータ45の附勢を発進操作があるまで保持することにより、後退駆動系のガタ詰めを発進時まで継続する。
In step S8, when the D (forward running) range is determined and the driving force transmission unit shown in FIGS. 2 and 3 performs forward driving at the start of transmission,
In step S14, each part friction at the time of the lowest oil temperature among the operating oil temperatures of the driving force transmission unit is fixedly used, and the backlash driving torque Td of the forward drive system is obtained by the corresponding arithmetic expression described above. Energize the electric motor 45 in the direction of forward drive force generation so that the stuffing torque Td is generated,
In step S7, by holding the urging force of the electric motor 45 until the start operation is performed, backlash of the reverse drive system is continued until the start.

次に、駆動力伝達ユニットが図15に示すようなものである場合における後退駆動系のガタ詰めトルクTrおよび前進駆動系のガタ詰めトルクTdについて、それぞれの決定要領を説明する。
後退駆動力の伝達(後退4輪駆動)に際し、カムディスク13bが回転することなく後退回転伝動クラッチ12のクラッチ隙間を詰める条件は、後退回転伝動クラッチ12のクラッチ隙間がなくなった状態におけるリターンスプリング13cの附勢力(バネ力)をFs'とし、入力軸1からワンウェイクラッチ6,7の外輪6b,7bへの入力トルクをTcとすると、
出力軸2の軸中心からカムフォロア13dの中心までのカム半径Lcと、カムディスク13a,13bの対向面におけるカム溝のカム角θ(図9参照)と、リターンスプリング13cの外径Lsと、リターンスプリング13cの外周とハウジング4との間の静摩擦係数μとを用いた次式により表される。
Fs'・Lc・tanθ<Tc<μ・Fs'・Ls
Next, how to determine the backlash drive system backlash torque Tr and the forward drive system backlash torque Td when the driving force transmission unit is as shown in FIG. 15 will be described.
When the reverse drive force is transmitted (reverse four-wheel drive), the condition for closing the clutch clearance of the reverse rotation transmission clutch 12 without rotating the cam disk 13b is that the return spring 13c in the state where the clutch clearance of the reverse rotation transmission clutch 12 is eliminated. Fs' and the input torque from the input shaft 1 to the outer rings 6b and 7b of the one-way clutches 6 and 7 as Tc,
Cam radius Lc from the center of the output shaft 2 to the center of the cam follower 13d, cam angle θ of the cam groove on the opposing surface of the cam disks 13a and 13b (see FIG. 9), outer diameter Ls of the return spring 13c, and return This is expressed by the following equation using the static friction coefficient μ between the outer periphery of the spring 13c and the housing 4.
Fs '・ Lc ・ tanθ <Tc <μ ・ Fs' ・ Ls

従って、入力軸1の予備回転により後退回転伝動クラッチ12のクラッチ隙間を含む後退駆動系のガタをなくすためのガタ詰めトルクTrは、入力軸1の軸トルク換算で次式により表されるようなものとなる。
Tr=後退回転伝動クラッチ12より上流側のフリクション
+後退回転伝動クラッチ12のガタ詰めトルクTc
Therefore, the backlash torque Tr for eliminating the backlash of the reverse drive system including the clutch clearance of the reverse rotation transmission clutch 12 due to the preliminary rotation of the input shaft 1 is expressed by the following equation in terms of the shaft torque of the input shaft 1. It will be a thing.
Tr = Friction upstream of reverse rotation transmission clutch 12 + Backlash rotation transmission clutch 12 backlash torque Tc

図15に示す駆動力伝達ユニットが前進駆動力の伝達(前進4輪駆動)に際し、前進駆動系のガタをなくすための前進駆動系のガタ詰めトルクTdは、前進駆動系にクラッチ12およびカム機構13が含まれないため、後退駆動系のガタ詰めトルクTrとは異ならせて、前進駆動系のガタ詰めトルクTdを、入力軸1の軸トルク換算で次式により決定する。
Td=入力軸1の回転フリクション
+ワンウェイクラッチの回転フリクション
When the driving force transmission unit shown in FIG. 15 transmits forward driving force (forward four-wheel drive), the forward drive system backlash torque Td for eliminating the forward drive system backlash is the clutch 12 and cam mechanism in the forward drive system. Since 13 is not included, the backlash drive system backlash torque Td is determined by the following equation in terms of the shaft torque conversion of the input shaft 1 different from the backlash drive system backlash torque Tr.
Td = rotational friction of input shaft 1 + rotational friction of one-way clutch

なお、上記した後退駆動系のガタ詰めトルクTrおよび前進駆動系のガタ詰めトルクTdを高精度に予測するためには、図16の制御プログラムにより前述したと同様の要領で当該ガタ詰めトルクTr,Tdを決定し、
後退駆動系のガタ詰めトルクTrおよび前進駆動系のガタ詰めトルクTdを、もっと簡単に決定することが要求される場合は、図18に示す制御プログラムにより前述したと同様の要領でこれらガタ詰めトルクTr, Tdを決定する。
In order to predict the backlash driving system backlash torque Tr and the forward driving system backlash torque Td with high accuracy, the control program shown in FIG. Determine Td,
When it is required to more easily determine the backlash drive torque Tr and the forward drive torque Td, the control program shown in FIG. Determine Tr and Td.

上記した本実施例による駆動力伝達装置によれば、前進駆動系のガタ詰めトルクTdと、後退駆動系のガタ詰めトルクTrとを異ならせたため、
両駆動系の伝動経路が異なっているため両者系統のガタがそれぞれ異なる、図2,3に示した駆動力伝達装置や、図15に示した駆動力伝達装置においても、これら駆動系のガタを共になくし得ることとなり、ガタの大きい方の駆動系がガタ詰めトルク不足により伝動開始時に異音や異振動を発生させたり、当該駆動系の急な伝動開始によりその耐久性を低下されるという問題を解消することができる。
According to the driving force transmission device according to the above-described embodiment, the backlash driving system backlash torque Tr and the backlash driving system backlash torque Tr are different from each other.
The driving force transmission devices shown in FIGS. 2 and 3 and the driving force transmission device shown in FIG. Both of them can be eliminated, and the drive system with larger backlash generates abnormal noise or vibration at the start of transmission due to insufficient backlash torque, or the durability of the drive system is reduced due to sudden start of transmission of the drive system. Can be eliminated.

なお上記では、図1および図14につき前述したごとくフロントエンジン・フロントホイールドライブ(FF車)や、フロントエンジン・リヤホイールドライブ(FR車)がベース車両である場合について説明したが、
ミッドシップエンジン搭載車や、リヤエンジン・リヤホイールドライブ(RR車)をベース車両とし、エンジン駆動されない車輪を電動モータで駆動するようにした車両に対しても駆動力伝達装置28は同様の考え方により適用可能であることは言うまでもない。
In the above description, as described above with reference to FIGS. 1 and 14, the front engine / front wheel drive (FF vehicle) and the front engine / rear wheel drive (FR vehicle) are the base vehicles.
The drive force transmission device 28 is also applied to vehicles with midship engines and vehicles with rear engines and rear wheel drives (RR vehicles) as the base vehicle, where the wheels not driven by the engine are driven by an electric motor. It goes without saying that it is possible.

本発明の一実施例になる駆動力伝達装置を副駆動輪の伝動系に具えた電動モータ式4輪駆動車両の車輪駆動系を示す線図的平面図である。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a schematic plan view showing a wheel drive system of an electric motor type four-wheel drive vehicle provided with a drive force transmission device according to an embodiment of the present invention in a transmission system of auxiliary drive wheels. 図1の電動モータ式4輪駆動車両に用いた駆動力伝達装置の全体縦断側面図である。FIG. 2 is an overall longitudinal side view of a driving force transmission device used in the electric motor type four-wheel drive vehicle of FIG. 図2における駆動力伝達装置の要部拡大縦断側面図である。FIG. 3 is an enlarged longitudinal sectional side view of a main part of the driving force transmission device in FIG. 同駆動力伝達装置におけるカム機構を成すリターンスプリングを示し、 (a)は、その正面図、 (b)は、その縦断側面図である。The return spring which comprises the cam mechanism in the drive force transmission device is shown, (a) is the front view, (b) is the vertical side view. 同リターンスプリングの他の例を示し、 (a)は、その正面図、 (b)は、その縦断側面図である。The other example of this return spring is shown, (a) is the front view, (b) is the vertical side view. 図2,3に示した駆動力伝達装置の伝動系路を、電動モータ式4輪駆動車両が前進4輪駆動走行を行う場合について示す説明図で、 (a)は、該伝動系路を示すための、図2と同様な全体縦断側面図、 (b)は、駆動力伝達装置内における前進ワンウェイクラッチの状態を示す部分横断面図、 (c)は、駆動力伝達装置内における後退ワンウェイクラッチの状態を示す部分横断面図である。FIGS. 2A and 2B are explanatory diagrams showing the transmission path of the driving force transmission device shown in FIGS. 2 and 3 in the case where the electric motor type four-wheel drive vehicle performs forward four-wheel drive traveling, and FIG. FIG. 2 is an overall longitudinal side view similar to FIG. 2, (b) is a partial cross-sectional view showing a state of the forward one-way clutch in the driving force transmission device, and (c) is a backward one-way clutch in the driving force transmission device. It is a partial cross-sectional view which shows the state. 同駆動力伝達装置の伝動系路を、電動モータ式4輪駆動車両が前進2輪駆動走行を行う場合について示す説明図で、 (a)は、該伝動系路を示すための、図2と同様な全体縦断側面図、 (b)は、駆動力伝達装置内における前進ワンウェイクラッチの状態を示す部分横断面図、 (c)は、駆動力伝達装置内における後退ワンウェイクラッチの状態を示す部分横断面図である。FIG. 2 is an explanatory diagram showing a transmission system path of the same driving force transmission apparatus when an electric motor type four-wheel drive vehicle performs forward two-wheel drive traveling, and (a) is a diagram illustrating the transmission system path with FIG. A similar overall longitudinal side view, (b) is a partial cross-sectional view showing the state of the forward one-way clutch in the driving force transmission device, and (c) is a partial cross-section showing the state of the reverse one-way clutch in the driving force transmission device. FIG. 同駆動力伝達装置の伝動系路を、電動モータ式4輪駆動車両が後退4輪駆動走行を行う場合について示す説明図で、 (a)は、該伝動系路を示すための、図2と同様な全体縦断側面図、 (b)は、駆動力伝達装置内における前進ワンウェイクラッチの状態を示す部分横断面図、 (c)は、駆動力伝達装置内における後退ワンウェイクラッチの状態を示す部分横断面図である。FIG. 2 is an explanatory diagram showing a transmission system path of the driving force transmission device when an electric motor type four-wheel drive vehicle performs a reverse four-wheel drive traveling, and (a) is a diagram illustrating the transmission system path with FIG. A similar overall longitudinal side view, (b) is a partial cross-sectional view showing the state of the forward one-way clutch in the driving force transmission device, and (c) is a partial cross-section showing the state of the reverse one-way clutch in the driving force transmission device. FIG. 同駆動力伝達装置内における後退回転伝動クラッチを作動させるためのカム機構の動作原理説明用模式図である。It is a schematic diagram for explaining the operating principle of a cam mechanism for operating a reverse rotation transmission clutch in the driving force transmission device. 駆動力伝達装置内における後退回転伝動クラッチの他の構成例を示す要部縦断側面図である。It is a principal part vertical side view which shows the other structural example of the reverse rotation transmission clutch in a drive force transmission device. 駆動力伝達装置内における後退回転伝動クラッチの更に他の構成例を示す要部縦断側面図である。It is a principal part vertical side view which shows the further another structural example of the reverse rotation transmission clutch in a drive force transmission device. 駆動力伝達装置内における前進ワンウェイクラッチおよび後退ワンウェイクラッチの他の例を示す要部正面図である。It is a principal part front view which shows the other example of the forward one-way clutch and reverse one-way clutch in a driving force transmission device. 駆動力伝達装置内における前進ワンウェイクラッチおよび後退ワンウェイクラッチの更に他の例を示す要部正面図である。FIG. 10 is a front view of a main part showing still another example of a forward one-way clutch and a backward one-way clutch in a driving force transmission device. 本発明による駆動力伝達装置を副駆動輪の伝動系に具えた、他の型式の電動モータ式4輪駆動車両の車輪駆動系を示す線図的平面図である。FIG. 6 is a schematic plan view showing a wheel drive system of another type of electric motor type four-wheel drive vehicle provided with a drive force transmission device according to the present invention in a transmission system of auxiliary drive wheels. 図14の電動モータ式4輪駆動車両に用いた駆動力伝達装置の全体縦断側面図である。FIG. 15 is an overall longitudinal side view of a driving force transmission device used in the electric motor type four-wheel drive vehicle of FIG. 本発明の一実施例になる駆動力伝達装置が後退駆動系のガタ詰めおよび前進駆動系のガタ詰めを行うに際して実行する制御プログラムを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the control program performed when the driving force transmission device which becomes one Example of this invention performs the backlash | playback drive system backlash and the forward drive system backlash. 同プログラムにおいて用いる駆動力伝達ユニットの油温とフリクションとの関係を示した線図である。It is the diagram which showed the relationship between the oil temperature of the driving force transmission unit used in the program, and friction. 本発明の他の実施例になる駆動力伝達装置が、後退駆動系のガタ詰めおよび前進駆動系のガタ詰めを行うに際して実行する制御プログラムを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the control program performed when the drive force transmission device which becomes another Example of this invention performs the backlash | playback drive system backlash and the forward drive system backlash.

符号の説明Explanation of symbols

1 入力軸
2 出力軸
3 ディファレンシャルギヤ装置
4 ハウジング
6 前進ワンウェイクラッチ(正方向ワンウェイクラッチ)
7 後退ワンウェイクラッチ(逆方向ワンウェイクラッチ)
8,9 外輪軸受
10 中間歯車
11 入力歯車
12 後退回転伝動クラッチ(逆方向回転伝動クラッチ)
13 カム機構
28 駆動力伝達装置
41 主動力源
42 トランスアクスル
43 ドライブシャフト
44 左右前輪(主駆動輪)
45 副動力源
46 減速機
47 ドライブシャフト
48 左右後輪(副駆動輪)
51 エンジン
52 変速機
53 プロペラシャフト
54 終減速機
55 ドライブシャフト
56 左右後輪(主駆動輪)
57 電動モータ
59 減速機
60 終減速機
61 ドライブシャフト
62 左右前輪(副駆動輪)
1 Input shaft 2 Output shaft 3 Differential gear device 4 Housing 6 Forward one-way clutch (forward one-way clutch)
7 Reverse one-way clutch (reverse one-way clutch)
8,9 Outer ring bearing
10 Intermediate gear
11 Input gear
12 Reverse rotation transmission clutch (reverse rotation transmission clutch)
13 Cam mechanism
28 Driving force transmission device
41 Main power source
42 Transaxle
43 Drive shaft
44 Left and right front wheels (main drive wheels)
45 Secondary power source
46 Reducer
47 Drive shaft
48 Left and right rear wheels (sub drive wheels)
51 engine
52 Transmission
53 Propeller shaft
54 Final reduction gear
55 Drive shaft
56 Left and right rear wheels (main drive wheels)
57 Electric motor
59 Reducer
60 Final reduction gear
61 Drive shaft
62 Left and right front wheels (sub drive wheels)

Claims (12)

入力軸および出力軸間の伝動系として、
前記入力軸の正方向駆動時に正方向駆動力を前記出力軸に伝達するよう係合する正方向ワンウェイクラッチを含んだ正方向駆動系と、
前記入力軸の逆方向駆動時に係合する逆方向ワンウェイクラッチ、および、この逆方向ワンウェイクラッチを経由した逆方向駆動力に応動してこの逆方向駆動力を前記出力軸に伝達するよう締結される逆方向回転伝動クラッチを含んだ逆方向駆動系とを具え、
前記正方向駆動系による正方向駆動力の伝達開始に際しては、前もって該正方向駆動系における隙間をなくす方向のガタ詰めトルクを前記入力軸に付加し、
前記逆方向駆動系による逆方向駆動力の伝達開始に際しては、前もって該逆方向駆動系における隙間をなくす方向のガタ詰めトルクを前記入力軸に付加するようにした駆動力伝達装置において、
前記正方向駆動系用のガタ詰めトルクと、前記逆方向駆動系用のガタ詰めトルクとを異ならせたことを特徴とする駆動力伝達装置。
As a transmission system between the input shaft and output shaft,
A positive direction drive system including a positive direction one-way clutch engaged so as to transmit a positive direction driving force to the output shaft at the time of positive direction driving of the input shaft;
The reverse direction one-way clutch that is engaged when the input shaft is driven in the reverse direction, and the reverse direction drive force that is transmitted via the reverse direction one-way clutch are fastened to transmit the reverse direction drive force to the output shaft. Including a reverse drive system including a reverse rotation transmission clutch,
At the start of transmission of the positive direction drive force by the positive direction drive system, a backlash torque in a direction that eliminates the gap in the positive direction drive system is added to the input shaft in advance.
In starting the transmission of the reverse direction driving force by the reverse direction driving system, in the driving force transmitting device in which the backlash torque in the direction to eliminate the gap in the reverse direction driving system is added to the input shaft in advance.
The driving force transmission device characterized in that the backlash driving torque for the forward direction driving system is different from the backlashing torque for the reverse direction driving system.
請求項1に記載の駆動力伝達装置において、
前記逆方向駆動系用のガタ詰めトルクを前記正方向駆動系用のガタ詰めトルクよりも大きくしたことを特徴とする駆動力伝達装置。
The driving force transmission device according to claim 1,
The driving force transmission device characterized in that the backlash driving torque for the reverse direction driving system is larger than the backlashing torque for the forward direction driving system.
請求項2に記載の駆動力伝達装置において、
前記逆方向駆動系用のガタ詰めトルクを前記正方向駆動系用のガタ詰めトルクよりも、前記逆方向回転伝動クラッチの隙間をなくすのに必要なトルク分だけを大きくしたことを特徴とする駆動力伝達装置。
In the driving force transmission device according to claim 2,
The driving characterized in that the backlash driving torque for the reverse direction driving system is larger than the backlashing torque for the forward direction driving system by only the torque necessary to eliminate the clearance of the reverse direction rotation transmission clutch. Power transmission device.
請求項1〜3のいずれか1項に記載の駆動力伝達装置において、
前記正方向駆動系用のガタ詰めトルクおよび前記逆方向駆動系用のガタ詰めトルクをそれぞれ、作動油温に応じて変化させることを特徴とする駆動力伝達装置。
In the driving force transmission device according to any one of claims 1 to 3,
The driving force transmission device, wherein the backlash driving torque for the forward drive system and the backlash driving torque for the reverse drive system are each changed according to the operating oil temperature.
請求項1〜4のいずれか1項に記載の駆動力伝達装置において、
前記駆動力伝達装置は、
前記出力軸上に前記正方向ワンウェイクラッチおよび逆方向ワンウェイクラッチを嵌合して具え、
これらワンウェイクラッチの外輪に前記入力軸を駆動結合し、
正方向ワンウェイクラッチの内輪を出力軸と一体回転可能にし、逆方向ワンウェイクラッチの内輪を出力軸に相対回転可能にし、
逆方向ワンウェイクラッチの内輪と、出力軸との間に前記逆方向回転伝動クラッチを介在させたものである駆動力伝達装置。
In the driving force transmission device according to any one of claims 1 to 4,
The driving force transmission device is
The forward one-way clutch and the reverse one-way clutch are fitted on the output shaft,
The input shaft is drivingly coupled to the outer ring of these one-way clutches,
The inner ring of the forward one-way clutch can be rotated integrally with the output shaft, and the inner ring of the reverse one-way clutch can be rotated relative to the output shaft.
A driving force transmission device in which the reverse rotation transmission clutch is interposed between an inner ring of the reverse one-way clutch and an output shaft.
請求項5に記載の駆動力伝達装置において、
前記駆動力伝達装置は、
前記正方向ワンウェイクラッチおよび逆方向ワンウェイクラッチの外輪を相互に一体に構成したものである駆動力伝達装置。
In the driving force transmission device according to claim 5,
The driving force transmission device is
A driving force transmission device in which outer rings of the forward one-way clutch and the reverse one-way clutch are integrally formed.
請求項6に記載の駆動力伝達装置において、
前記駆動力伝達装置は、
前記入力軸を前記出力軸からオフセットさせて平行に配置し、
前記正方向ワンウェイクラッチおよび逆方向ワンウェイクラッチの相互に一体化した外輪に前記入力軸を回転係合させたものである駆動力伝達装置。
In the driving force transmission device according to claim 6,
The driving force transmission device is
The input shaft is offset from the output shaft and arranged in parallel;
A driving force transmission device in which the input shaft is rotationally engaged with an outer ring integrated with the forward one-way clutch and the reverse one-way clutch.
請求項6に記載の駆動力伝達装置において、
前記駆動力伝達装置は、
前記入力軸を前記出力軸に同軸に配置し、
前記正方向ワンウェイクラッチおよび逆方向ワンウェイクラッチの相互に一体化した外輪に前記入力軸を回転係合させたものである駆動力伝達装置。
In the driving force transmission device according to claim 6,
The driving force transmission device is
The input shaft is arranged coaxially with the output shaft,
A driving force transmission device in which the input shaft is rotationally engaged with an outer ring integrated with the forward one-way clutch and the reverse one-way clutch.
請求項5〜8のいずれか1項に記載の駆動力伝達装置において、
前記逆方向ワンウェイクラッチの内輪と、前記出力軸との間に介在させる前記逆方向回転伝動クラッチは、該逆方向ワンウェイクラッチの内輪に伝達された逆方向駆動力に応動してカム機構が発生するスラスト荷重により締結されるものである駆動力伝達装置。
In the driving force transmission device according to any one of claims 5 to 8,
The reverse rotation transmission clutch interposed between the inner ring of the reverse one-way clutch and the output shaft generates a cam mechanism in response to the reverse drive force transmitted to the inner ring of the reverse one-way clutch. A driving force transmission device that is fastened by a thrust load.
請求項9に記載の駆動力伝達装置において、
前記カム機構は、
前記逆方向ワンウェイクラッチの内輪と共に回転するワンウェイクラッチ側カムディスク、このカムディスクに向け附勢され、且つ、このカムディスクと相対回転可能に対向する逆回転伝動クラッチ側カムディスク、および、これらカムディスクの対向カム溝間に介在され、ワンウェイクラッチ側カムディスクへ前記逆方向駆動力が伝達されるとき逆回転伝動クラッチ側カムディスクとの相対回転により該逆回転伝動クラッチ側カムディスクをワンウェイクラッチ側カムディスクから遠ざかる軸線方向へ方向へ変位させて前記スラスト荷重を発生させるカムフォロアより成るものである駆動力伝達装置。
In the driving force transmission device according to claim 9,
The cam mechanism is
One-way clutch-side cam disk that rotates with the inner ring of the reverse-direction one-way clutch, a reverse-rotation transmission clutch-side cam disk that is biased toward the cam disk and faces the cam disk so as to be relatively rotatable, and the cam disks When the reverse driving force is transmitted to the one-way clutch-side cam disk, the reverse-rotation transmission clutch-side cam disk is moved to the one-way clutch-side cam disk by relative rotation with the reverse-rotation transmission clutch-side cam disk. A driving force transmission device comprising a cam follower that generates the thrust load by being displaced in the axial direction away from the disk.
請求項10に記載の駆動力伝達装置において、
前記逆回転伝動クラッチ側カムディスクの附勢を、該カムディスクと固定部との間に設けた皿バネにより行うよう構成し、
該皿バネの内周を逆回転伝動クラッチ側カムディスクに対し相対回転不能に着座させた駆動力伝達装置。
In the driving force transmission device according to claim 10,
The reverse rotation transmission clutch side cam disk is biased by a disc spring provided between the cam disk and the fixed portion,
A driving force transmission device in which the inner periphery of the disc spring is seated on the reverse rotation transmission clutch side cam disk so as not to rotate relative to the cam disk.
請求項9〜11に記載の駆動力伝達装置において、
前記逆回転伝動クラッチは、前記出力軸に固定したクラッチドラムを具え、該クラッチドラムに対し前記スラスト荷重でクラッチプレートを押圧することにより締結されるものである駆動力伝達装置。
In the driving force transmission device according to claim 9-11,
The reverse rotation transmission clutch includes a clutch drum fixed to the output shaft, and is fastened by pressing a clutch plate against the clutch drum with the thrust load.
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