JP4966706B2 - 駆動力伝達装置 - Google Patents

Description

本発明は駆動力伝達装置に関し、特に、小さな液圧でメインクラッチを締結させることができる駆動力伝達装置に関するものである。

従来より、入力軸から出力軸に伝達される駆動力を断続するメインクラッチを備えた駆動力伝達装置が知られており、かかるメインクラッチを締結する技術に関し、例えば、次の特許文献１には、オイルポンプ３２から作動油３０をピストン２６に供給し、ピストン２６によってメインクラッチとしての多板クラッチ２３を押圧して、多板クラッチ２３を締結する技術が開示されている。
特開２００１−２０６０９２号公報

しかしながら、上述した特許文献１に開示された技術では、ピストンによってメインクラッチを押圧しているので、次の問題点があった。即ち、メインクラッチを締結するのに必要な押圧力Ｆは、液圧Ｐとピストン断面積Ａとの大きさによって規定される。よって、メインクラッチを締結するのに必要な押圧力Ｆが大きい場合には、液圧Ｐとピストン断面積Ａとの少なくとも一方を大きくする必要がある。

ここで、ピストン断面積Ａを大きく設定した場合には、応答性能の悪化、ピストンの大型化に伴うユニットの大型化、重量化を招来するという問題点があり、ピストン断面積Ａを大きくすることはできず、液圧Ｐを大きくする必要があった。しかし、液圧Ｐを大きく設定した場合には、大きな液圧Ｐを発生可能な大きなポンプと、それに応じたモータとが必要となり、ポンプ、モータの大型化、重量化を招来するという問題点があった。また、高トルク状態を維持する場合には、モータの負荷が大きいため、熱が上昇し、モータが焼損するという問題点があった。

本発明は上述した問題点を解決するためになされたものであり、小さな液圧でメインクラッチを締結させ、且つ、早い応答性を確保することができる駆動力伝達装置を提供することを目的としている。

この目的を達成するために、請求項１記載の駆動力伝達装置は、駆動力を発生する原動機と、その原動機によって発生する駆動力が入力される入力軸と、その入力軸に入力された駆動力が出力される出力軸と、前記入力軸から前記出力軸に伝達される駆動力を断続するメインクラッチとを備えた自動車に搭載されるものであって、前記メインクラッチよりも前記入力軸側において前記入力軸から伝達される駆動力を断続するプライマリクラッチと、回転力をモータ軸部に出力する電動モータと、その電動モータのモータ軸部が軸方向一方に連結され軸方向他方に形成されたポンプ吐出口からオイルを送り出して液圧を発生するオイルポンプと、そのオイルポンプから送り出されるオイルが供給されるピストン室と、そのピストン室に配設されると共に前記オイルポンプよって発生する液圧で前記プライマリクラッチを押圧するピストンと、前記プライマリクラッチと嵌合し、前記ピストンによって前記プライマリクラッチが締結されている状態で、前記プライマリクラッチを介して前記入力軸から入力される駆動力を利用して、前記ピストンの押圧力よりも増幅した押圧力で前記メインクラッチを押圧し、前記メインクラッチを締結するカム機構と、前記ピストン室から放出されたオイルを回収するオイル回収室と、そのオイル回収室より下方に位置し前記オイルポンプに供給されるオイルが貯留されると共に、前記オイルポンプと隣接し前記モータ軸部が貫通するオイル貯留室と、そのオイル貯留室および前記ピストン室と連通し前記オイル貯留室から前記ピストン室へオイルを送る供給路と、前記オイル回収室および前記オイル貯留室と連通し前記オイル回収室に放出されたオイルを前記オイル貯留室へ回収する回収通路とを備えている。

請求項２記載の駆動力伝達装置は、請求項１記載の駆動力伝達装置において、前記オイル貯留室の天井であるオイル内壁に形成されると共に前記回収通路が接続されるオイル回収穴を備え、そのオイル回収穴に向かって前記オイル内壁が前記モータ軸部に対して上昇傾斜している。

請求項３記載の駆動力伝達装置は、請求項１又は２に記載の駆動力伝達装置において、前記オイルポンプは、前記ポンプ吐出口から吐出するオイルを吸入するオイル吸入口が前記オイル貯留室の深部に設置されている。

請求項４記載の駆動力伝達装置は、請求項１から３のいずれかに記載の駆動力伝達装置において、前記オイルポンプから前記ピストン室に通じる液圧回路内の液圧を検出する液圧検出手段と、その液圧検出手段の検出結果に基づいて前記電動モータを制御する制御手段と、前記ピストン室の上部に形成され前記ピストン室と前記オイル回収室とを連通する放出口とを備え、前記供給路は、前記ピストン室に向かって上昇傾斜している。

請求項１記載の駆動力伝達装置によれば、メインクラッチを締結する場合、オイルポンプで発生する液圧によってピストンがプライマリクラッチを押圧し、プライマリクラッチが締結される。プライマリクラッチが締結されると、プライマリクラッチと嵌合しているカム機構が、プライマリクラッチを介して入力軸から入力される駆動力を利用して、ピストンの押圧力よりも増幅した押圧力でメインクラッチを押圧し、その結果、メインクラッチが締結される。即ち、メインクラッチは、カム機構によって、プライマリクラッチを介して入力軸から入力される駆動力を利用して、ピストンの押圧力よりも増幅した押圧力で押圧されるので、プライマリクラッチを押圧するための液圧は小さくて良く、小さな液圧でメインクラッチを締結させることができるという効果がある。また、高トルク状態を維持する場合であっても、電動モータへの負荷が小さくてすみ、電動モータの焼損を抑制でき、電動モータの寿命を引き延ばすことができる効果がある。
また、電動モータのモータ軸部がオイル貯留室に貫通しオイルポンプの軸方向一方に連結され、オイル貯留室がオイルポンプと隣接するので、オイル貯留室の外部にモータ軸部を配置する場所を省略でき小型化できる効果がある。
さらに、オイルポンプの軸方向他方に形成されたポンプ吐出口からオイルが送り出されるので、オイルを吸い上げる仕事と通路内の管路抵抗とを削減でき、効率良くオイルを送り出すことができる効果がある。

請求項２記載の駆動力伝達装置によれば、請求項１記載の駆動力伝達装置の奏する効果に加え、オイル貯留室の天井となるオイル内壁に形成されると共に回収通路が接続されるオイル回収穴を備え、そのオイル回収穴に向かってオイル内壁がモータ軸部に対して上昇傾斜している。これにより、オイル貯留室に気体を混入したオイルが流入した場合、気体をオイル貯留室に滞留させることなくオイル回収穴に移送し、回収通路を介してオイル回収室に戻すことができる。オイルに混入した気体（空気）をオイル回収室へ排出され易くすることで、オイルポンプに気体（空気）が混入したときに発生する異音を抑えることができる効果がある。

請求項３記載の駆動力伝達装置によれば、請求項１又は２に記載の駆動力伝達装置の奏する効果に加え、オイルポンプは、ポンプ吐出口から吐出するオイルを吸入するオイル吸入口がオイル貯留室の深部に設置されているので、オイルに混入した気体（空気）をオイルポンプに流入し難くできる。その結果、オイルポンプに気体（空気）が混入したときに発生する異音を抑えることができる効果がある。

請求項４記載の駆動力伝達装置によれば、請求項１から３のいずれかに記載の駆動力伝達装置の奏する効果に加え、供給路に配設された液圧検出手段により供給路内の液圧が検出され、液圧検出手段の検出結果に基づいて制御手段により電動モータが制御される。例えば、制御手段は、液圧検出手段で検出される液圧に基づいて、予め記憶されている液圧と、メインクラッチ伝達トルクとの関係を示すマップに従って電動モータをフィードバック制御することができる。よって、正確なメインクラッチ伝達トルクが得られ、トルクのばらつきを抑制することができるという効果がある。
また、ピストン室とオイル回収室とを連通する放出口がピストン室の上部に形成され、供給路はピストン室に向かって上昇傾斜しているので、オイルに混入した気体を供給路の壁面に沿ってピストン室に移送することができる。ピストン室に移送された気体は、オイルと共に放出口からオイル回収室に排出されるので、ダンパー効果を低減させ、オイルの液圧を安定してピストンの押圧力に変えることができる効果がある。

なお、前記カム機構は、前記プライマリクラッチと嵌合するプライマリカムと、そのプライマリカムと対向配置され、前記出力軸に対して移動可能に嵌合し、前記メインクラッチを押圧するメインカムと、そのメインカムと前記プライマリカムとの間に移動可能に配置されるカムフォロアと、そのカムフォロアの移動経路であって、前記メインカムの前記プライマリカムとの対向面と、前記プライマリカムの前記メインカムとの対向面との少なくとも一方に、深さが連続的に変化するように形成されたカム溝とを備えることで、プライマリクラッチが締結された状態で入力軸を回転すると、プライマリクラッチと嵌合するプライマリカムとメインカムとの間に回転差が生じ、その回転差によってカムフォロアがカム溝に沿ってメインカムをメインクラッチ側に押圧するように移動する。その結果、メインクラッチがメインカムに押圧され、メインクラッチが締結される。よって、簡単な構造で入力軸から伝達される駆動力を、メインクラッチを押圧する押圧力に変換することができる。

また、前記メインクラッチと前記メインカムとの間に配置され、前記メインカムが前記メインクラッチを押圧する方向とは反対方向に前記メインカムを付勢する付勢部材を備えることで、メインカムからメインクラッチへの押圧力の供給がなくなると、付勢部材の付勢力によりメインカムが元の位置に押し戻される。その結果、引きずりトルクの伝達を抑制することができる。

また、前記メインクラッチと、前記プライマリクラッチと、前記ピストンと、前記カム機構と、前記出力軸と、前記付勢部材とは、前記入力軸を挟んだ両側に各々配置されており、前記出力軸の各々は、その各々に後輪が取着される後輪軸であり、前記入力軸に連結され、一対の前輪の各々が取着される一対の前輪軸のうちの少なくとも一方よりも前記入力軸を常時高速で回転させる伝達ギヤ比が設定されているギヤ機構を備えることで、入力軸はギヤ機構によって一対の前輪軸のうちの少なくとも一方よりも常時高速で回転する。即ち、この駆動力伝達装置を搭載した自動車では、左右いずれかのコーナリング走行時に、いずれかのメインクラッチを締結することで、コーナリング走行時におけるコーナリングフォースを増大させることができるという効果がある。また、たとえ入力軸と出力軸間に常時差動回転が入力されていたとしても、引きずりトルクを抑えることでメインクラッチの耐久性や燃費が悪化するのを防止することができるという効果がある。

この効果について、より具体的に説明する。特開２００４−１１４７８には、電磁コイルにて、アーマチャを吸引し、その吸引力で多板クラッチを圧着することによってトルクを伝達する動力伝達装置を、入力軸の左右両側に配置し、この入力軸に動力を伝達するギヤ機構の伝達ギヤ比を、１と増速側とに切替える技術が開示されている。

この技術を利用すれば、かかる１対の動力伝達装置を自動車の一対の後輪に動力を伝達する装置として搭載した場合、コーナリング走行時には、かかる伝達ギヤ比を増速側に設定し、前輪よりも外側の後輪を早く回転させることで、コーナリング走行時におけるコーナリングフォースを増大させることができる。また、直進走行時には、かかる伝達ギヤ比を１に切替えることで、多板クラッチに差動回転が入力されるのを防止することができる。

一方、特開２００４−５２９０１には、かかる伝達ギヤ比の切替機構を設けることなく、コーナリング走行時におけるコーナリングフォースを増大させるために、前輪よりも外側の後輪を早く回転させるように、伝達ギヤ比が固定されたギヤ機構を備えた動力伝達装置が開示されている。この場合には、かかる伝達ギヤ比の切替機構の分だけ、簡単な構造でコーナリングフォースを増大させることができるものの、多板クラッチには常時差動回転が入力されることになる。

そのため、多板クラッチの引きずりトルクが大きいと、クラッチが発熱しクラッチの耐久性を損なうと共に、燃費を悪化させるという問題点がある。また、この引きずりトルクを小さくするためには、多板クラッチのエンドプレーを大きくとる必要があるが、このエンドプレーを大きくとると、応答性が低下するという問題点がある。

しかし、この発明によれば、各付勢部材によって各メインクラッチのエンドプレーが十分に確保でき、引きずりトルクを低減しつつ、且つ、イニシャル圧力によりプライマリクラッチの隙間を詰めておくと共に、ギヤ機構において設定されている伝達ギヤ比によってカム機構が高速に作動するので、プライマリクラッチからカム機構を介してメインクラッチへの応答性は確保されている。よって、伝達ギヤ比を、１と増速側とに切替える切替機構を搭載することなく、簡単な構造でコーナリング走行時におけるコーナリングフォースを増大させることができると共に、たとえ、入力軸と出力軸との間に常時差動回転が入力されているとしても、メインクラッチの耐久性や燃費が悪化するのを防止することができるという効果がある。

制御手段は、液圧回路内の液体に対し、液圧回路内に液体が充満されるために必要なイニシャル圧力、又は、プライマリクラッチのがたつきを抑制するためにピストンの摺動抵抗よりも大きいイニシャル圧力が常時負荷されるように電動モータを制御することで、電動モータは、液圧回路内の液体に対し、液圧回路内に液体が充満されるために必要なイニシャル圧力、又は、プライマリクラッチのがたつきを抑制するためにピストンの摺動抵抗よりも大きいイニシャル圧力が常時負荷されるように制御される。よって、液圧回路内に液体を充満させるための時間、又は、プライマリクラッチのガタ詰めに必要な時間分だけ応答性を向上させることができる。
イニシャル圧力は、付勢部材がメインカムを付勢する付勢力よりも小さく設定されることで、応答性を確保しつつ、メインクラッチに予荷重をかけることなく、引きずりトルクを低く抑えることができる。
付勢部材は、出力軸を挿通する皿バネによって構成されることで、簡単な構造で、且つ、均一にメインカムに付勢力を付与させることができる。

プライマリクラッチの摩擦材は紙製で構成されることで、良好な耐ジャダー性を取得することができる。即ち、金属製で構成する場合には、耐ジャダー性を取得すべく、表面形状の最適化や熱処理または表面処理による摩擦特性安定化等の特殊加工を施す必要があるが、紙製は耐ジャダー性に優れ、かかる特殊加工を施す必要がないので、高生産性、抵コスト化を実現することができる。

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

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

図１に示すように、四輪駆動車１は、内燃機関であり駆動力を発生する原動機１０と、その原動機１０から連結軸９１を介して入力された駆動力を変速部２１により変速して出力するトランスミッション２０と、そのトランスミッション２０から連結軸９２を介して入力された駆動力を前後駆動力分配装置分配部３１により連結軸９６と中央ドライブシャフト９４とに分配する前後駆動力分配装置３０と、その前後駆動力分配装置３０によって連結軸９６に分配された駆動力を前側ドライブシャフト９３ａ，９３ｂに分配する前輪デファレンシャルギヤ部３２と、その前輪デファレンシャルギヤ部３２で前側ドライブシャフト９３ａ，９３ｂに分配された駆動力が伝達されて回転動作する一対の前輪４０ａ，４０ｂと、前後駆動力分配装置３０によって中央ドライブシャフト９４に分配された駆動力が伝達され、その伝達された駆動力を後側ドライブシャフト９５ａ，９５ｂに分配する駆動力分配機構５０と、その駆動力分配機構５０により後側ドライブシャフト９５ａ，９５ｂに分配される駆動力の割合を調整する駆動力調整機構６０ａ，６０ｂと、その駆動力調整機構６０ａ，６０ｂによって後側ドライブシャフト９５ａ，９５ｂそれぞれに調整された駆動力が伝達されて回転動作する一対の後輪７０ａ，７０ｂと、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂの各種制御を行う制御装置８０とを有して構成されている。なお、駆動力分配機構５０と駆動力調整機構６０ａ，６０ｂとは、箱形のケース６１の内部に回転可能に固定されている。

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

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

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

駆動力調整機構６０ａは、駆動力の伝達を調整する駆動力調整部１００ａと、駆動力調整部１００ａにオイルを送り出すオイル供給機構２００ａと、そのオイル供給機構２００ａにより圧送されたオイルの液圧を検出する圧力検出機構３００ａとを有して構成されている。駆動力調整部１００ａは、伝達される駆動力の調整をオイル供給機構２００ａがオイルを送り出すことで発生する液圧により行なわれる。また、その液圧は圧力検出機構３００ａにより検出され、その圧力検出機構３００ａの検出結果は制御装置８０に入力される。駆動力調整機構６０ｂは、駆動力調整機構６０ａと同様に構成されており、駆動力調整部１００ｂと、オイル供給機構２００ｂと、圧力検出機構３００ｂとを有して構成されている。なお、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂの詳細な説明は、図４〜図７を用いて後述する。

制御装置８０は、圧力検出機構３００ａ，３００ｂからの入力線８１ａ，８１ｂとオイル供給機構２００ａ，２００ｂへの出力線８２ａ，８２ｂとが接続されるＩ／Ｏポート８３と、主に液圧の情報に基づきオイル供給機構２００ａ，２００ｂを制御する圧力制御プログラム８７と、その圧力制御プログラム８７が書き込まれた記憶装置であるＲＯＭ８４と、その圧力制御プログラム８７に基づき演算する演算装置であるＣＰＵ８５と、Ｉ／Ｏポート８３とＲＯＭ８４とＣＰＵ８５とを電気的に接続する接続回路であるバスライン８６とを有して構成されている。なお、本実施の形態では、制御装置８０は、圧力検出機構３００ａ，３００ｂの検出結果に基づき、駆動力調整部１００ａ，１００ｂが作動するために必要なオイルを供給するオイル供給機構２００ａ，２００ｂを個別にフィードバック制御している。

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

駆動力調整機構６０ａは、上述したように、駆動力の伝達を調整する駆動力調整部１００ａと、駆動力調整部１００ａにオイルを送り出すオイル供給機構２００ａと、そのオイル供給機構２００ａより圧送されたオイルの液圧を検出する圧力検出機構３００ａとを有して構成されている。

オイル供給機構２００ａは、駆動力調整部１００ａの下側（図２矢印Z方向下側）に配置されている。また、オイル供給機構２００ａは、そのオイル供給機構２００ａにより駆動力調整部１００ａに供給されたオイルがその駆動力調整部１００ａから自然落下により排出され、再度、オイル供給機構２００ａに溜まる構成となっている。さらに、後述するが、本実施の形態では、オイル供給機構２００ａにオイル貯留室２０４ａ（図６参照）が設けられるので、従来のオートマチックトランスミッションやトランスファーケースの例にあるように、オイル貯留室がオイル供給機構２００ａの下方に配置される場合に比べてオイルを吸い上げて溜める仕事が不要になり、オイルを送り出す効率を向上することができる。

なお、駆動力分配機構５０は、ハイポイドギヤを使用して駆動力を分配しているため、駆動力調整部１００の回転軸心Pと駆動力分配機構５０の回転軸心Tの延長線とは、交わらない構成となっている。

次に、図３から図６を参照して、駆動力分配機構５０及び駆動力調整機構６０ａの詳細な構成について説明する。図３は、図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線における駆動力分配機構５０と駆動力調整機構６０ａ，６０ｂとの断面図である。なお、図３においては、断面線を省略して図示してある。また、図３に示す矢印Ｘは、四輪駆動車１の前後方向であり駆動力分配機構５０の回転軸心Ｔ方向を示しており、矢印Ｙは、四輪駆動車１の左右方向であり駆動力調整部１００ａ，１００ｂの回転軸心Ｐ方向を示している。

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

図３に示すように、駆動力分配機構５０は、中央ドライブシャフト９４（図１参照）により伝達された駆動力が入力される入力ギヤユニット５１と、その入力ギヤユニット５１に対して直交する方向（図３矢印Ｙ方向）に配置され、入力ギヤユニット５１に入力された駆動力を出力する出力ギヤユニット５２とを有して構成されている。

入力ギヤユニット５１は、入力ギヤユニット５１が有するハイポイドギヤ５３に出力ギヤユニット５２が有するハイポイドギヤ５４が嵌合されることで出力ギヤユニット５２に連結され、中央ドライブシャフト９４（図１参照）により伝達された駆動力を出力ギヤユニット５２へ伝達するものである。

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

よって、駆動力分配機構５０は、ハイポイドギヤ５３，５４により入力ギヤユニット５１と出力ギヤユニット５２とが連結され、出力シャフトスプライン部５５及びハブ嵌合部１０３ａにより出力ギヤユニット５２と駆動力調整機構６０ａ，６０ｂとが連結されるので、中央ドライブシャフト９４（図１参照）により入力ギヤユニット５１に入力された駆動力を出力ギヤユニット５２の左右に配置されている駆動力調整機構６０ａ，６０ｂに分配することができる。

また、ハイポイドギヤ５３とハイポイドギヤ５４とのギヤ比によって入力ギヤユニット５１と出力ギヤユニット５２との回転速度に差を生じさせており、そのギヤ比は、前輪４０ａ及び前輪４０ｂ（図１参照）に連結される前側ドライブシャフト９３ａ及び前側ドライブシャフト９３ｂ（図１参照）の平均回転速度が出力ギヤユニット５２の回転速度より（本実施の形態では、３〜７％）遅くなるように設定されている。即ち、出力ギヤユニット５２が後輪７０ａ，７０ｂより速くなるように設定されている。なお、四輪駆動車１が旋回している時には、前輪デファレンシャルギヤ部３２によって前側ドライブシャフト９３ａと前側ドライブシャフト９３ｂとに内輪差による回転速度差が生じているため、前側ドライブシャフト９３ａ及び前側ドライブシャフト９３ｂ（図１参照）の平均回転速度を比較基準の回転速度とした。

よって、駆動力調整機構６０ａにより出力ギヤユニット５２から伝達される駆動力を後側ドライブシャフト９５ａ，９５ｂに無駄なく伝達した場合には、後輪７０ａ，７０ｂ（図１参照）の回転速度が前輪４０ａ（図１参照）と前輪４０ｂ（図１参照）との平均回転速度より（本実施の形態では、３〜７％）速くなる。

ここで、本実施の形態では、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂが四輪駆動車１（図１参照）の後輪７０ａ，７０ｂ（図１参照）に対して個々に独立して接続されているので、駆動力調整機構６０ａ，６０ｂによって出力ギヤユニット５２から伝達される駆動力の伝達を調整することで後輪７０ａ，７０ｂの回転速度を個々に速めることができる。

例えば、四輪駆動車１（図１参照）が前進しつつ左旋回している場合には、駆動力調整機構６０ａによって出力ギヤユニット５２から伝達される駆動力の伝達を調整することで外側となる後輪７０ａ（図１参照）の回転速度を速めて旋回性を向上させることができる。また、例えば、四輪駆動車１（図１参照）が前進しつつ右旋回している場合には、駆動力調整機構６０ｂによって出力ギヤユニット５２から伝達される駆動力の伝達を調整することで外側となる後輪７０ｂ（図１参照）の回転速度を速めて旋回性を向上させることができる。

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

次に、駆動力調整機構６０ａの構成の概略について説明する。駆動力調整機構６０ａは、上述したように、駆動力の伝達を調整する駆動力調整部１００ａと、駆動力調整部１００ａにオイルを送り出すオイル供給機構２００ａ（図１参照）と、そのオイル供給機構２００ａより送り出されたオイルの液圧を検出する圧力検出機構３００ａ（図１参照）とを有して構成されている。

図３に示すように、駆動力調整部１００ａは、駆動力分配機構５０の出力ギヤユニット５２により入力される駆動力が伝達される割合を調整する接続機構１０１ａと、その接続機構１０１ａに与える押圧力を増幅するカム機構１３１ａと、そのカム機構１３１ａに押圧力を与えるピストン機構１５１ａと、カム機構１３１ａにピストン機構１５１ａとは逆向きの付勢力を与えるリリース機構１７１ａとを有して構成されている。

また、駆動力調整機構６０ｂの駆動力調整部１００ｂは、駆動力調整機構６０ａの駆動力調整部１００ａと同様に構成されており、接続機構１０１ｂと、カム機構１３１ｂと、ピストン機構１５１ｂと、リリース機構１７１ｂとを有して構成されている。

次に、図４及び図５を参照して、駆動力調整機構６０ａの駆動力調整部１００ａの詳細な構成について説明する。なお、図４及び図５の説明においては、駆動力調整機構６０ａの駆動力調整部１００ａについて説明し、駆動力調整機構６０ｂの駆動力調整部１００ｂは、駆動力調整機構６０ａの駆動力調整部１００ａと同様に構成されているため、その詳細な説明は省略する。

図４は、図３のＡ部分を拡大した断面図であり、駆動力調整機構６０ａの一部である駆動力調整部１００ａとケース６１の一部とを示している。図５は、カム機構１３１ａの概略を示した図であり、（ａ）は、カム機構１３１ａの側面図であり、（ｂ）は、図５（ａ）のＶb−Ｖb線におけるカム機構１３１ａの断面図である。

また、図４に示す矢印Ｘは、四輪駆動車１の前後方向であり駆動力分配機構５０の回転軸心Ｔ方向を示しており、矢印Ｙは、四輪駆動車１の左右方向であり駆動力調整機構６０ａの駆動力調整部１００ａの回転軸心Ｐ方向を示している。さらに、図５に示す矢印Ｒは、駆動力調整機構６０ａの駆動力調整部１００ａの回転軸心Ｐを中心とする円周方向（図２紙面垂直方向）を示している。

まず、駆動力調整部１００ａの接続機構１０１ａ（図３参照）について詳細に説明する。図４に示すように、接続機構１０１ａは、出力ギヤユニット５２から伝達される駆動力が入力されるハブ部１０２ａと、そのハブ部１０２ａに連結される略円筒形状のクラッチドラム部１０５ａと、そのクラッチドラム部１０５ａの内側（回転軸心Ｐに向かう方向）に連結される複数のドライブプレート１０６ａ（本実施の形態では７個）と、その複数のドライブプレート１０６ａの間に交互に一枚ずつ配置される複数のドリブンプレート１０７ａ（本実施の形態では７個）と、そのドリブンプレート１０７ａ及びドライブプレート１０６ａに隣接して配置され、駆動力調整部１００ａの回転軸心Ｐ方向に並列される各プレート１０６ａ，１０７ａの最も外側（矢印Y方向右側）に位置するクラッチリテーナ１０８ａとを有して構成されている。

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

また、皿状部１０２ａ２の外側面には、ハブ突起部１０４ａが形成されており、クラッチドラム部１０５ａの内側面には、複数のドラム溝部１０９ａが形成されている。そのハブ突起部１０４ａと、複数のドラム溝部１０９ａとによりスプライン継ぎ手が形成される。よって、ハブ部１０２ａは、出力シャフトスプライン部５５から伝達された駆動力をクラッチドラム部１０５ａに伝達することができる。

また、ハブ部１０２ａは、クラッチドラム部１０５ａに内嵌されるスナップリングＳ３ａにより、クラッチドラム部１０５ａに対して駆動力調整部１００の回転軸心P方向左側（図４矢印Ｙ方向左側）への動きが規制されている。

クラッチリテーナ１０８ａは、略円板形状の板であり、ハブ部１０２ａと同様にクラッチドラム部１０５ａに内嵌されるものである。また、クラッチリテーナ１０８ａは、クラッチドラム部１０５ａに内嵌されるスナップリングＳ１ａによりクラッチドラム部１０５ａに対して駆動力調整部１００ａの回転軸心P方向右側（図４矢印Ｙ方向右側）への動きが規制されている。

以上のことから、クラッチドラム部１０５ａには、駆動力調整部１００ａの回転軸心Ｐ方向右側（図４矢印Ｙ方向右側）からハブ部１０２ａに作用する力がスナップリングＳ３ａを介して作用すると共に、駆動力調整部１００ａの回転軸心Ｐ方向左側（図４矢印Ｙ方向左側）からクラッチリテーナ１０８ａに作用する力がスナップリングＳ１ａを介して作用する。よって、クラッチドラム部１０５ａは、ハブ部１０２ａと、クラッチリテーナ１０８ａとに作用する２つの力を受けることができる。後述するが、本実施の形態では、ハブ部１０２ａとクラッチリテーナ１０８ａとに作用する２つの力とは、カム機構１３１（図３参照）が発生する押圧力とその反力のことを意味している。

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

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

なお、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとは、後述するカム機構１３１ａのメインカム１３２ａからの押圧力を受けることで、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの微小な隙間を詰めながらクラッチリテーナ１０８ａに動きを規制されるまで、駆動力調整部１００ａの回転軸心P方向右側（図４矢印Ｙ方向右側）に動作可能に構成されている。

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

ここで、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの間で発生する引きずりについて説明する。ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの間で発生する引きずりとは、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの間に介在するオイルの粘着力によって、ドリブンプレート１０７ａがドライブプレート１０６ａの動作する方向に引きずられる現象のことである。

また、この引きずりによって伝達される回転力を引きずりトルクと言い、オイルの粘性が高い（オイルの温度が低い）ほど、また、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの間の隙間が狭いほど大きな引きずりトルクとなる。

この引きずりトルクの発生は、駆動力調整部１００ａの駆動力の伝達精度を悪化させるばかりではなく、ドライブプレート１０６ａ及びドリブンプレート１０７ａでの摩擦熱の発生や、オイル性状の劣化や、四輪駆動車１としては、転がり抵抗の増加による燃費の悪化など、多くの弊害を伴う。

ここで、引きずりを発生させる要因の１つであるエンドプレーについて説明する。ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの隙間は、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの１つ１つの隙間に対して設定される値ではなく。メインカム１３２ａとクラッチリテーナ１０８ａとの間隔寸法値からメインカム１３２ａとクラッチリテーナ１０８ａとの間に収容されるすべてのドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの厚さの合計の厚さ寸法値を引いた値として設定されている。その値がエンドプレーである。

例えば、四輪駆動車１（図１参照）が直進している場合には、駆動力調整部１００ａ（図１参照）は駆動力を伝達しないように制御され、前輪４０ａ，４０ｂ（図１参照）及び後輪７０ａ，７０ｂ（図１参照）は同一の回転速度で回転している。また、上述したように、出力ギヤユニット５２の回転速度が前輪４０ａ，４０ｂに連結される前側ドライブシャフト９３ａ，９３ｂ（図１参照）の平均回転速度より（本実施の形態では、３〜７％）速く回転している。

即ち、出力ギヤユニット５２から回転が伝達されているドライブプレート１０６ａと、前輪４０ａと同一回転速度で回転している後輪７０ａから後側ドライブシャフト９５ａを介して回転が伝達されているドリブンプレート１０７ａとには回転速度差が生じている。このように、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの間に回転速度差が生じると引きずりが発生する。

これに対し、本実施の形態では、エンドプレーが例えば、約０．５ｍｍから約１．０ｍｍの間に設定されており、引きずりトルクを十分に小さな値に抑えることができる。よって、高速道路など高い車速で長時間に渡って直進する場合には、引きずりの発生により起こるドライブプレート１０６ａ及びドリブンプレート１０７ａでの摩擦熱の発生や、オイル性状の劣化や、引きずりトルクによって内部抵抗が増加しておこる燃費の悪化などを押さえることができる。

ここで、図８を参照して、上述したエンドプレーの設定根拠を説明する。図８は、エンドプレーと引きずりトルクとの関係を表したグラフである。なお、グラフ中の実線で示された曲線ＨＴは、オイル温度が８０℃である時のエンドプレーと引きずりトルクとの関係を示す曲線であり、点線で示された曲線ＭＴは、オイル温度が２０℃である時のエンドプレーと引きずりトルクとの関係を示す曲線であり、一点鎖線で示された曲線ＬＴは、オイル温度が−３０℃である時のエンドプレーと引きずりトルクとの関係を示す曲線である。

図８に示すように、引きずりトルクは、オイルの温度が低いほど大きな値となり、また、エンドプレーの値が小さいほどオイルの温度によって大きく変化する。その特性を考慮してオイルの温度変化の影響を受けにくいエンドプレーとして約０．５ｍｍを下限のエンドプレーとした。また、駆動力調整部１００ａ（図１参照）は多数生産されるものなので、量産による部品寸法バラツキを考慮して上限のエンドプレーを約１．０ｍｍとした。

しかしながら、エンドプレーを大きく設定すると、上述したようにドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの隙間を詰めて摩擦力が発生する構成であるので、隙間を詰めるための時間が掛かるようになり、駆動力調整機構６０ａ（図１参照）の応答性が悪くなる。

これに対し、本実施の形態では、回転力を利用して力を増幅するカム機構１３１ａ（図３参照）を駆動力調整部１００ａに設けることで応答性の向上が図られている。

まず、駆動力調整部１００ａのカム機構１３１ａ（図３参照）について詳細に説明する。カム機構１３１ａは、クラッチドラム部１０５ａから伝達される駆動力（回転力）を利用した増幅機構であり、駆動力調整部１００aの回転軸芯Ｐ方向（図４矢印Ｙ方向）においてクラッチリテーナ１０８ａと対向する位置に配置されている。

また、カム機構１３１ａ（図３参照）は、後述するピストン機構１５１ａ（図３参照）により押圧される押し圧部材１４０ａと、その押し圧部材１４０ａに押圧される複数（本実施の形態では２枚）のプライマリードライブプレート１３５ａと、そのプライマリードライブプレート１３５ａの間に配置されるプライマリードリブンプレート１３６ａと、そのプライマリードリブンプレート１３６ａに連結されるプライマリーカム１３３ａと、シャフト１１３ａに連結されるメインカム１３２ａと、プライマリーカム１３３ａとメインカム１３２ａとに狭持される複数（本実施の形態では６個）のボール１３４ａと、プライマリーカム１３３ａに隣接するベアリングＢ２ａとを有して構成されている。

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

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

よって、プライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとは、後述するピストン機構１５１ａからの押圧力を受けることでプライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとの微小な隙間を詰めながら駆動力調整部１００ａの回転軸心Pの軸心方向右側（図４矢印Ｙ方向右側）に動作可能に構成されている。また、プライマリードライブプレート１３５ａは、クラッチドラム部１０５ａに内嵌されるスナップリングＳ２ａにより、クラッチドラム部１０５ａに対して駆動力調整部１００ａの回転軸心Pの軸心方向右側（図４矢印Ｙ方向右側）への動きが規制されている。

このように、後述するピストン機構１５１ａ（図３参照）からの押圧力をプライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとが受けて、プライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとの隙間が詰まると、プライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとの間に摩擦力が発生する。

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

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

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

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

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

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

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

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

なお、後述するリリース機構１７１ａの説明のため、この位置を基準位置と称す。また、プライマリーカム１３３ａが基準位置にある場合のメインカム１３２ａとの距離は、駆動力調整部１００ａの回転軸心Ｐ方向（図５（ｂ）矢印Ｙ方向）において幅Ｌ１となる。

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

なお、後述するリリース機構１７１ａの説明のため、この位置を作動位置と称す。また、プライマリーカム１３３ａが作動位置にある場合のメインカム１３２ａとの距離は、駆動力調整部１００ａの回転軸心Ｐ方向（図５（ｂ）矢印Ｙ方向）において幅Ｌ２となる。

図５（ｂ）に示すように、プライマリーカム１３３ａとメインカム１３２ａとの幅は、幅Ｌ１に比べて幅L２の方が広くなっている。これは、プライマリーカム１３３ａに伝達される駆動力により、プライマリーカム１３３ａがメインカム１３２ａに対して駆動力調整部１００ａの回転軸心Pを中心に回転した場合に、ボール１３４ａが各溝部１４１ａ，１４２ａの深さが浅い部分まで転がり、プライマリーカム１３３ａとメインカム１３２ａとの幅が広がるためである。その結果、プライマリーカム１３３ａとメインカム１３２ａとの間に、押圧力とその押圧力に対する反力とが発生する。また、その押圧力は、ピストン機構１５１ａにより発生される押圧力の数十倍（本実施の形態では略２０倍）に増幅されている。

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

また、ピストン機構１５１ａ（図３参照）の押圧力は、カム機構１３１ａ（図３参照）によって増幅されるので、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとを押しつけている力の略２０分の１でよい。すなわち、カム機構１３１ａを省略してピストン機構１５１ａにて直接ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとを押さえつける場合に比べて、オイルポンプ２０２ａにより発生すべき圧力値を小さく設定することができる。

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

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

よって、クラッチドラム部１０５ａ（図４参照）とシャフト１１３ａ（図４参照）との回転速度差を大きく設定すれば、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの隙間を広く設定したとしても、駆動力調整機構６０ａ（図１参照）の応答性を損なうことがない。従って、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの隙間を広く設定して引きずりを低減させつつ駆動力調整機構６０ａ（図１参照）の応答性を確保することができる。

なお、本実施の形態では、後輪７０ａ（図１参照）と後輪７０ｂ（図１参照）との平均回転速度が前輪４０ａ（図１参照）と前輪４０ｂ（図１参照）との平均回転速度より３〜７％速くなるように、クラッチドラム部１０５ａ（図４参照）とシャフト１１３ａ（図４参照）との回転速度差がハイポイドギヤ５３（図３参照）とハイポイドギヤ５４（図３参照）とのギヤ比によって設定されている。よって、エンドプレーの上限値が約１．０ｍｍであっても、駆動力調整機構６０ａ（図１参照）の応答性が確保されている。

また、カム機構１３１ａ（図３参照）を介してドライブプレート１０６ａ（図４参照）とドリブンプレート１０７ａ（図４参照）との隙間を詰めているので、ピストン機構１５１ａ（図３参照）は、プライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとの隙間のみを詰めれば良い。よって、ピストン機構１５１ａ（図３参照）に対してオイル供給機構２００ａ（図６参照）から送り出されるオイル量が少なくてもクラッチドラム１０５ａ（図４参照）からの駆動力をシャフト１１３ａ（図４参照）に伝えることができる。従って、オイル供給機構２００ａに設けられるオイルポンプ２０２ａ（図６参照）を小型化することができるので、駆動力調整機構６０ａ（図１参照）の軽量化を図ることができる。

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

よって、カム機構１３１ａが発生する押圧力とその反力とは、クラッチドラム部１０５ａに伝わりケース６１やピストン機構１５１ａなどには伝わらない。従って、カム機構１３１ａが発生する押圧力とその反力とに基づいて駆動力調整機構６０ａ（図１参照）の強度を確保する場合には、接続機構１０１ａとカム機構１３１ａとに対して強度の確保を行えばよく、ケース６１やピストン機構１５１ａ又はベアリングＢ３ａなどに対してスラスト力（図４矢印Ｙ方向の力）に対する強度確保の必要はない。その結果、強度確保の対象となる部材が少なくなるので、ピストン機構１５１ａ又はベアリングＢ３ａの小型化やケース６１の薄肉化が可能となり、駆動力調整機構６０ａ（図１参照）の軽量化及びコスト削減を図ることができる。

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

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

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

上述したように、本実施の形態では、プライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとは、後述するピストン機構１５１ａ（図３参照）により発生される押圧力によって摩擦力が発生する。そのプライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとの間に発生する摩擦力によってクラッチドラム部１０５ａから伝達される駆動力をカム機構１３１ａ（図３参照）により増幅し、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの間に摩擦力を発生させる構成となっている。即ち、ピストン機構１５１ａの押圧力によって、各プレート１３５ａ，１３６ａ，１０６ａ，１０７ａとの間に摩擦力を発生させることができる。

また、ピストン機構１５１ａ（図３参照）は、ピストン室１５４ａ内に発生する圧力の上昇によってピストン本体１５３ａをプライマリードライブプレート１３５ａ及びプライマリードリブンプレート１３６ａの方向（図４矢印Ｙ方向）に移動して押圧力を発生する為、プライマリードライブプレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとの間に隙間を設定して引きずりを低減させることができる。

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

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

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

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

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

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

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

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

次に、ピストン機構１５１ａ（図３参照）について説明する。図４に示すように、ピストン機構１５１ａは、オイル供給機構２００ａ（図２参照）から送られてくるオイルの液圧により、押圧力を発生し、その押圧力をカム機構１３１a（図３参照）に伝達する機構であり、オイル供給機構２００ａから送られてくるオイルで満たされるピストン室１５４ａと、オイル供給機構２００ａから送られてくるオイルの液圧により押圧力を発生させるピストン本体部１５３ａと、ピストン本体部１５３ａに外嵌されるシリンダー部１５２ａと、ピストン室１５４ａに満たされたオイルに混入した気体（空気）を放出するステムブリーダ１５５ａ（図６参照）と、ピストン本体部１５３ａに対して駆動力調整部１００ａの回転軸心Pを中心として回転しているカム機構１３１ａの押し圧部材１４０ａにピストン本体部１５３ａからの押圧力を円滑に伝達するベアリングＢ３ａとを有して構成されている。

ピストン室１５４ａは、略環形状をしたピストン本体部１５３ａが略環形状をしたシリンダー部１５２ａに内嵌されることにより形成される空間であり、オイル供給機構２００a（図２参照）から送られてくるオイルで満たされている。そのピストン室１５４ａの上部（図６矢印Ｚ方向上部）には、ピストン本体部１５３ａの上部に形成される貫通孔であるステムブリーダ１５５ａが配設されており、ピストン室１５４ａは、オイル回収室６４ａとステムブリーダ１５５ａを介して連通されている。よって、オイル供給機構２００ａからピストン室１５４ａへ送られてきたオイルは、そのオイルに混入した気体（空気）と共にオイル回収室６４ａへと放出される。

なお、ステムブリーダ１５５ａは、主にオイルに混入した気体（空気）をオイル回収室６４ａへ放出するものであり、オイルに混入した気体（空気）を通り易く、オイルを通り難くするために環状の隙間形状としても良い。なお、その環状の隙間形状は、貫通孔であるステムブリーダ１５５ａにその内径より小さな外径に形成される円筒部材を挿入して構成しても良い。

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

また、ピストン本体部１５３ａ（図３参照）から伝達される押圧力は、カム機構１３１ａ（図３参照）により増幅されるため、カム機構１３１ａを有さない場合に比べて、そのピストン本体部１５３ａから伝達される押圧力を十分小さくすることができる。よって、カム機構１３１ａを有さない場合に比べて、ベアリングＢ３ａを低負荷のものにすることができ、ベアリングＢ３ａの選択肢が増えコスト削減を図ることができる。

次に、図６を参照して、オイル供給機構２００ａの詳細な構成ついて説明する。図６は、図２のＶＩ−ＶＩ線における駆動力調整機構６０ａを示した断面図である。なお、図６においては、接続機構１０１ａ、カム機構１３１ａ及びリリース機構１７１ａに関係する符号は省略して図示する。また、図６に示す矢印Ｙは、四輪駆動車１の左右方向であり駆動力調整部１００ａの回転軸心Ｐ方向を示しており、矢印Ｚは、四輪駆動車１の上下方向を示している。

図６に示すように、オイル供給機構２００ａは、駆動力調整部１００ａにオイルを送り出すものであり、電動モータ２０１ａと、その電動モータ２０１ａにより駆動されるオイルポンプ２０２ａと、そのオイルポンプ２０２ａにより送り出されるオイルが貯留されるオイル貯留室２０４ａと、電動モータ２０１ａとオイルポンプ２０２ａとの間でオイル貯留室２０４ａの壁部を形成する電動モータ凸部２０３ａとを有して構成されている。

図６に示すように、電動モータ２０１ａと、電動モータ凸部２０３ａと、オイルポンプ２０２ａとは、駆動力調整部１００ａの回転軸心Ｐ方向（図６矢印Ｙ方向）に隣接して配置されている。なお、オイル貯留室２０４ａは、電動モータ２０１ａと、電動モータ凸部２０３ａの先端面（図６矢印Ｙ方向左側の面）に密接されるオイルポンプ２０２ａと、電動モータ凸部２０３ａとに囲まれて形成されている空間である。即ち、電動モータ２０１ａとオイルポンプ２０２ａとがオイル貯留室２０４ａの壁部を兼ねている。

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

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

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

また、電動モータ凸部２０３ａは、オイルポンプ２０２ａと同じ直径を有する略円筒形状の部材であり、オイル回収穴２０８ａとポンプ内壁２０９ａとを有している。オイル回収穴２０８ａは、電動モータ凸部２０３ａの上部（図６矢印Ｚ方向上部）に設置される貫通孔であり、回収通路２１０ａを介してオイル回収室６４ａに連結されている。また、ポンプ内壁２０９ａは、オイル回収穴２０８ａに連成される電動モータ凸部２０３ａの内側の壁であり、オイル回収穴２０８ａに向かって上昇傾斜して形成されている。

よって、オイル回収室６４ａからオイル貯留室２０４ａに気体（空気）を混入したオイルが流入した場合、オイル貯留室２０４ａに気体（空気）を滞留させること無く、オイル回収穴２０８ａへ移送し、回収通路２１０ａを介して気体（空気）だけをオイル回収室６４ａに戻すことができる。

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

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

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

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

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

オイル供給機構２００ａは、気体（空気）が混入した循環後のオイルを回収し、気体（空気）を分離してから、そのオイルをピストン機構１５１ａに送り出している。しかし、オイルに混入している気体（空気）を完璧に取り除くことは非常に難しい。そこで、ピストン機構１５１ａは、オイルに混入している気体（空気）を取り除くために、ピストン室１５４ａの上部（図６矢印Ｚ方向上部）にステムブリーダ１５５ａを配置している。

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

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

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

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

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

また、ピストン室１５４ａ内の圧力値の大きさは、ピストンシール部材２１８ａ，２１９ａの摺動抵抗より大きくしても良い。この場合、ピストン本体１５３ａが押圧力を発生しプライマリープレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとの隙間を詰めてエンドプレーを無くすことができる。よって、ピストン室１５４ａの圧力上昇に遅れることなくプライマリープレート１３５ａからプライマリードリブンプレート１３６ａに駆動力が伝達される。

よって、ピストン室１５４ａ内の圧力上昇に対する駆動力伝達の応答遅れが無くなり、制御精度を改善しつつ応答性を速くすることができる。なお、プライマリープレート１３５ａ及びプライマリードリブンプレート１３６ａ（図４参照）の数は、ドライブプレート１０６ａ及びドリブンプレート１０７ａ（図４参照）の数に比べて少ないので、数が少ない分、引きずりによる発熱量が少ない。さらに、ピストン本体１５３ａがピストン室１５４ａ内の圧力により移動されて、ベアリングＢ３ａ及び押圧部材１４０ａを介してプライマリープレート１３５ａ及びプライマリードリブンプレート１３６ａのエンドプレーが０ｍｍとなり、プライマリープレート１３５ａ及びプライマリードリブンプレート１３６ａに押圧力が掛かったとしても、その押圧力は、ドライブプレート１０６ａ及びドリブンプレート１０７ａ（図４参照）に掛かる押圧力の略２０分の１であり、問題となるほどの発熱量が発生されることはない。

さらに、ピストン室１５４ａ内の圧力値の大きさを、その圧力によりカム機構１３１ａ（図４参照）から発生される押圧力がリリース機構１７１ａ（図４参照）の付勢力より小さくなるように設定しても良い。この場合、メインカム１３２ａ（図４参照）の移動がリリース機構１７１によって規制されるのでドライブプレート１０６ａ（図４参照）とドリブンプレート１０７ａ（図４参照）とのエンドプレーが確保される。

よって、ドライブプレート１０６ａ（図４参照）とドリブンプレート１０７ａ（図４参照）とにカム機構１３１ａ（図４参照）からの押圧力が作用しないので、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの間に発生する引きずりトルクを低減することができる。その結果、余分な駆動力がクラッチドラム部１０５ａ（図４参照）からシャフト１１３ａ（図４参照）に伝達されることを低減することができる。

また、上述したリリース機構１７１ａの付勢力は、量産された場合の下限の付勢力に設定しても良い。この場合、量産品においてもドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとにカム機構１３１ａからの押圧力が作用しないので、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの間に発生する引きずりトルクを低減することができる。よって、量産品においても余分な駆動力がクラッチドラム部１０５ａ（図４参照）からシャフト１１３ａ（図４参照）に伝達されることを低減することができる。

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

また、上述したように駆動力調整機構６０ａでは、駆動力調整部１００ａにより、四輪駆動車１の旋回時における旋回性の向上と、高速直進走行時の駆動力調整部１００ａの発熱防止と、駆動力伝達の応答性の向上とが図られている。

具体的には、四輪駆動車１が左旋回する場合には、出力ギヤユニット５２は、前輪４０ａ、４０ｂの平均回転速度より速い回転速度で回転しているので、出力ギヤユニット５２から伝達される駆動力が後輪７０ａに伝達されると、四輪駆動車１の旋回性の向上が図られる。同様に右旋回の場合には、後輪７０ｂに出力ギヤユニット５２から伝達された駆動力が伝達されることで旋回性の向上が図られる。即ち、旋回方向の外側の後輪（後輪７０ａ又は後輪７０ｂ）が駆動されることで四輪駆動車１の旋回性の向上が図られている。

また、四輪駆動車１が直進している場合には、後輪７０ａに駆動力が伝達されておらず、旋回性向上の為に前輪４０ａ、４０ｂの平均回転速度に対して回転速度差が与えられた出力ギヤユニット５２と、前輪４０ａと前輪４０ｂとの平均回転速度と同じ回転速度の後輪７０ａとの間に回転速度差が発生しているが、十分なエンドプレーを確保できるので引きずりトルクの発生を抑えることができる。

また、プライマリープレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとに比べて、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとは数が多く与えられる押圧力の程度も大きいので発生する引きずりトルクが大きい。そこで、本実施の形態では、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとのエンドプレーが約０．５ｍｍから約１．０ｍｍの間に設定されており、高速直進走行時の駆動力調整部１００ａの発熱防止が図られている。

また、駆動力調整部１００ａが駆動力を伝達する場合には、プライマリープレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとの隙間と、ドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとの隙間とを詰めることで摩擦力を発生させて駆動力が伝えられる。従って、隙間を詰める時間が駆動力伝達の応答性となる。

そこで、本実施の形態では、回転力を押圧力に増幅する機構であるカム機構１３１ａにて押圧力を増幅しているので、増幅前の弱い力が与えられるプライマリープレート１３５ａとプライマリードリブンプレート１３６ａとのエンドプレーを約０ｍｍに設定し、隙間を詰める時間を約０秒とした。

さらに、約０．５ｍｍから約１．０ｍｍのエンドプレーが設定されるドライブプレート１０６ａとドリブンプレート１０７ａとは、回転速度差を利用して隙間を詰めるので、約０．５ｍｍから約１．０ｍｍのエンドプレーが有っても、その回転速度差により、約０．５ｍｍから約１．０ｍｍのエンドプレーを問題とならない速さで詰めることができる。このようにして、駆動力伝達の応答性の向上が図られている。

次に、図７を参照して、駆動力調整機構６０ａのオイル通路の構成について詳細に説明する。図７は、駆動力調整機構６０ａのオイル通路の構成を示した図であり、（ａ）は、駆動力調整機構６０ａの回転軸心P方向視におけるオイルの通路の概略を示した概略図であり、（ｂ）は、図７（ａ）のＶＩＩb−ＶＩＩb線における断面図であり、（ｃ）は、図７（ａ）のＶＩＩｃ−ＶＩＩｃ線における断面図である。

なお、図７においては、斜線で示された部分がオイル通路である。また、図７においては、オイル通路以外の断面線は省略して図示する。図７に示す矢印Ｘは、四輪駆動車１（図１参照）の前後方向であり、駆動力分配機構５０（図１参照）の回転軸心Ｔ方向を示しており、矢印Ｚは、四輪駆動車１の上下方向を示している。

駆動力調整機構６０ａのオイル通路は、ピストン機構１５１ａのピストン本体部１５３ａを動作させるためのオイルを供給する通路である。さらに、駆動力調整機構６０ａのオイル通路は、オイルを循環させることでオイルに混入した気体（空気）を滞留させること無く排出する機構であり、気体（空気）の混入によるダンパー効果を低減し、オイルの液圧を早期に安定させるものである。

図７（ａ）に示すように、駆動力調整機構６０ａのオイル通路は、主に、略環状のピストン室１５４ａと、そのピストン室１５４ａに連通して形成される圧力検出通路３０１ａと、圧力検出通路３０１ａに取着されるセンシング部３０２ａと、ピストン室１５４ａに連通して形成される第一供給通路２１１ａとによりオイルの流れる流路が形成される。

さらに、図７（ｃ）に示すように、駆動力調整機構６０ａのオイル通路は、第一供給通路２１１ａに連通して形成される第二供給通路２１２ａと、その第二供給通路２１２ａにオイルを送り出すオイルポンプ２０２ａと、そのオイルポンプ２０２ａへ供給されるオイルを貯めているオイル貯留室２０４ａと、そのオイル貯留室２０４ａとオイル回収室６４ａとに連通して形成される回収通路２１０ａと、ピストン室１５４ａの上部に連通して形成されるステムブリーダ１５５ａと、そのステムブリーダ１５５ａによりピストン室１５４ａと連通されるオイル回収室６４ａとによりオイルの流れる流路が形成される。

図７（ａ）に示すように、ピストン室１５４ａは、環状の通路であり、その上部（図７（ａ）矢印Ｚ方向上部）にステムブリーダ１５５ａを有している。即ち、ピストン室１５４ａに流入したオイルに混入している気体（空気）は、ピストン室１５４ａの壁面（湾曲した面）に沿って移送され、オイルポンプ２０２ａより送り出されたオイルと共にピストン室１５４ａの上部に取着されるステムブリーダ１５５ａから排出される。

よって、オイルに混入している気体は、ピストン室１５４ａの湾曲した面により上部へ移送されるので、ピストン室１５４ａ内に留まることを抑制することができる。その結果、気体（空気）の混入によるダンパー効果を低減し、オイルの液圧を早期に安定させることができる。

また、図７（ａ）に示すように、圧力検出通路３０１ａは、水平面に対して傾斜を持つ直線形状の孔であり、圧力検出通路３０１ａの上端（図７（ａ）矢印Ｚ方向上端）は、ピストン室１５４ａのステムブリーダ１５５ａより下方に開口２１４ａを介して連通して形成されている。

よって、圧力検出通路３０１ａは、ピストン室１５４ａに向かって上昇傾斜して形成されるので、圧力検出通路３０１ａに混入した気体（空気）を圧力検出通路３０１ａの壁面に沿ってピストン室１５４ａに移送することができる。従って、圧力検出通路３０１ａに混入した気体（空気）は、ステムブリーダ１５５ａから円滑に排出されるので、ピストン室１５４ａと圧力検出通路３０１ａとに気体（空気）が滞留した場合に比べて、オイルの液圧による気体（空気）の容積変化分と同じ容積のオイルをオイルポンプ２０２ａから圧送する必要が無くなり、ダンパー効果を低減できるので、オイルポンプ２０２ａより送り出されたオイルの液圧を早期に安定させることができる。

また、圧力検出通路３０１ａの下端部（図７（ｂ）矢印Ｚ方向下端部）に連成される第二取付口２１７ａには、センシング部３０２ａを螺着するためのネジ溝が形成され、センシング部３０２ａは、圧力検出通路３０１ａの第二取付口２１７ａに螺着されることで取り付けられる。

このように、センシング部３０２ａは、ステムブリーダ１５５ａより下方（図７（ａ）矢印Ｚ方向下方）に取り付けられるので、ステムブリーダ１５５ａの上方（図７（ａ）矢印Ｚ方向上方）に気体（空気）が残留しても気体（空気）の影響を受けない。その結果、センシング部３０２ａによって計測されるオイルの液圧の測定精度を向上させることができる。

図７（ｃ）に示すように、第一供給通路２１１ａは、圧力検出通路３０１ａと同様に、水平面に対して傾斜を持つ直線形状の孔であり、第一供給通路２１１ａの上端は、ピストン室１５４ａに連通して形成され、第一供給通路２１１ａの下端部には、取付口２１５ａが連成され、ピストン室１５４ａに向かって上昇傾斜して形成されている。

よって、第一供給通路２１１ａに混入した気体（空気）は、第一供給通路２１１ａの壁面に沿って移送され、ピストン室１５４ａに排出される。従って、圧力検出通路３０１ａと同様に、オイルの液圧による気体（空気）の容積変化分と同じ容積のオイルをオイルポンプ２０２ａから圧送する必要が無くなり、ダンパー効果を低減できるので、オイルポンプ２０２ａより送り出されたオイルの液圧を早期に安定させることができる。

センシング部３０２ａ（図７（ｂ）参照)にて検出されたオイルの液圧値は、センシング部３０２ａにより電気信号に変えられ、入力線８１ａ（図１参照）を介して制御装置８０（図１参照）へ送られる。また、オイル供給機構２００ａを構成する電動モータ２０１ａは、センシング部３０２ａより送られた電気信号を元に制御装置８０により出力線８２ａ（図１参照）を介して制御される。即ち、検出されたオイルの液圧値を元に制御装置８０により電動モータ２０１ａはフィードバック制御が実施されている。よって、オイルの液圧の検出精度を向上させることは、フィードバック制御の精度を向上させることにつながる。

具体的には、そのフィードバック制御は、ＲＯＭ８４（図１参照）に格納された圧力制御プログラム８７（図１参照）を用いて、センシング部３０２ａ（図７（ｂ）参照)から送られた電気信号に対応した出力信号を設定するものである。なお、上述したように圧力制御プログラム８７は、目標とする駆動力を伝達するのに必要な圧力をピストン室１５４ａに供給するように、電動モータ２０１ａに供給される電力値を設定するものである。

電動モータ２０１ａ及びオイルポンプ２０２ａは、コスト削減を図るために汎用品が使用されるが、汎用品である電動モータ２０１ａは出力バラツキを持っており、汎用品であるオイルポンプ２０２ａは摺動抵抗のバラツキを持っている。即ち、電動モータ２０１ａに供給される電力値が一定であっても、電動モータ２０１ａにより発生されるピストン室１５４ａ内の圧力にバラツキが生じる。

しかし、本実施の形態では、フィードバック制御によりセンシング部３０２ａの電気信号に基づいて、目標とする駆動力を伝達するのに必要な圧力がピストン室１５４ａに供給されるように、電動モータ２０１ａを制御するので、汎用品である電動モータ２０１ａ及びオイルポンプ２０２ａを使用したとしても、ピストン室１５４ａ内の圧力値を所望の値に調整することができる。

また、オイル供給機構２００ａ自体の温度が変化することでオイルの粘性と各部クリアランスと電動モータ２０１ａの出力特性とが変化し、電動モータ２０１ａに供給される電力値に対する、ピストン室１５４ａ内の圧力値が変化する場合がある。しかし、本実施の形態では、フィードバック制御によりセンシング部３０２ａの電気信号に基づいて、目標とする駆動力を伝達するのに必要な圧力がピストン室１５４ａに供給されるように、電動モータ２０１ａを制御するので、オイル供給機構２００ａ自体が温度変化しオイルの粘性と各部のクリアランスと電動モータ２０１ａの出力特性とが変化したとしてもピストン室１５４ａ内の圧力値を所望の値に調整することができる。

このように、フィードバック制御によりバラツキやオイル供給機構２００ａの温度変化などに関係なくピストン室１５４ａの圧力を精度よく設定することができるので、オイル供給機構２００ａにより駆動力の伝達が調整される駆動力調整部１００ａを搭載する四輪駆動車１（図１参照）の運転状況が変化しても、所望する駆動力を出力ギヤユニット５２（図１参照）から後輪７０ａ（図１参照）に伝達することができる。

そこで、図７（ｂ）に示すように、本実施の形態では、センシング部３０２ａをピストン室１５４ａではなく圧力検出通路３０１ａに取り付けている。上述したが、圧力検出通路３０１ａは、上端がピストン室１５４ａに連通して形成されているので、圧力検出通路３０１ａの内部ではオイルの流れが発生しづらい構造になっている。さらに、圧力検出通路３０１ａ内の気体は、ピストン室１５４ａに移送されるので、センシング部３０２ａはオイル内に位置することになる。

よって、オイルの流れによる圧力損失が発生することがないので、オイルの流れによる影響を受けることなく、ピストン室１５４ａ内のオイルの液圧を測定することができる。これにより、センシング部３０２ａが気体に触れずにオイル内に位置しているのでオイルの液圧の検出精度を向上させることができる。

次に、図９を参照して、第２実施の形態について説明する。第１実施の形態は、圧力検出通路３０１ａにセンシング部３０２ａを取り付ける構成としたが、これに代えて、第の実施の形態では、第一供給通路２１１ａにセンシング部３０２ａを取り付ける構成とした。よって、第２実施の形態では、センシング部３０２ａの取り付け位置以外は第１実施の形態と同様となるので、第１実施の形態と同一の部分には同一の符号を付して、その説明は省略する。

図９は、第２実施の形態の駆動力調整機構６０ａを示した断面図である。なお、図９においては、駆動力調整機構６０ａの符号は省略して図示する。また、図９に示す矢印Ｙは、四輪駆動車１の左右方向であり駆動力調整機構６０ａ，６０ｂの回転軸心Ｐ方向を示しており、矢印Ｚは、四輪駆動車１の上下方向を示している。

図９に示すように、センシング部３０２ａは、第一供給通路２１１ａの上端（図９矢印Ｚ方向上端）に連成される第二開口２１６ａと対称な位置である第一供給通路２１１ａの下端（図９矢印Ｚ方向下端）に形成される第二取付口２１７ａに取り付けられている。この場合、第一供給通路２１１ａの下端を遮蔽する埋栓が不要となるので、部品点数を削減でき、コスト削減を図ることができる。また、センシング部３０２ａを取り付けるだけで、第一供給通路２１１ａを外部に対して遮蔽できるので、製作工程を削減でき、コスト削減を図ることができる。また、第２実施の形態では、圧力検出通路３０１ａが不要となるので、加工の手間が無くなり、コスト削減を図ることもできる。

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

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

また、上記各実施の形態では、ステムブリーダ１５５ａは、ピストン室１５４ａに隣接するピストン本体部１５３ａの上部に取着されているが、必ずしもピストン本体部１５３ａの上部に取着される必要はなく、例えば、ピストン本体部１５３ａの最上部に取着されても良い。この場合、気体（空気）が滞留せずに円滑に排出されるので、オイルの液圧による気体（空気）の容積変化分と同じ容積のオイルをオイルポンプ２０２ａから圧送する必要が無くなり、ダンパー効果が低減されるので、オイルポンプ２０２ａより送り出されたオイルの液圧を早期に安定させることができる。また、ステムブリーダ１５５ａは、センシング部３０２ａより上部に配置すれば、センシング部３０２ａが常にオイル内に存在することとなるので、少なくともセンシング部３０２ａの上部であれば、如何なる場所に取り付けても良い。

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

以下に、本発明の駆動力伝達装置および液体送出装置の変形例を示す。

駆動力を発生する原動機と、その原動機によって発生する駆動力が入力される入力軸と、その入力軸に入力された駆動力が出力される出力軸と、その出力軸と前記入力軸とを連結するクラッチ機構とを備えた駆動力伝達装置において、前記クラッチ機構に設けられ、前記入力軸側と出力軸側とを連結可能な多板クラッチと、その多板クラッチを押圧して前記入力軸側と出力軸側とを連結させるピストン部材と、そのピストン部材を駆動する液圧が供給される供給路と、その供給路内の液圧を検出する検出手段と、その検出手段による検出結果に基づいて、前記供給路に供給する液圧の供給および停止を行う液圧供給手段と、前記供給路内の液体および気体のうち少なくとも気体を放出する放出口とを備え、前記検出手段は、垂直方向において、前記放出口より下方で且つ、前記液圧供給手段による液圧の供給および停止に伴い前記供給路内の液面が変化した場合に最も下降した液面より下方に配置されることを特徴とする駆動力伝達装置Ａ１。

駆動力伝達装置Ａ１において、前記供給路は、前記ピストン部材に隣接して形成されそのピストン部材を駆動する液圧が供給される供給室と、その供給室より下流側に形成されその供給室と前記液圧供給手段との間を連通する連通路とを有し、前記検出手段は、前記連通路を介して前記供給室に供給される液圧を検出するものであることを特徴とする駆動力伝達装置Ａ２。

駆動力伝達装置Ａ１又はＡ２において、前記供給路に連通し、前記検出手段が取り付ける取付通路を備え、前記取付通路は、水平方向に対して、前記検出手段から前記供給路と連通する開口への方向が上方傾斜して形成されていることを特徴とする駆動力伝達装置Ａ３。

駆動力伝達装置Ａ３において、前記取付通路には、前記供給路と連通する開口と、その開口に対称的に形成され前記検出手段が取り付けられる取付口とが形成されており、前記取付口は、前記検出手段が取り付けられると密閉される形状に形成されていることを特徴とする駆動力伝達装置Ａ４。

駆動力伝達装置Ａ１からＡ４のいずれかにおいて、前記供給路は、前記ピストン部材に隣接して形成されそのピストン部材を駆動する液圧が供給される供給室と、その供給室より下流側に形成されその供給室と前記液圧供給手段との間を連通する連通路とを有し、前記放出口は、垂直方向において、前記供給室より上方または前記供給室の上部に設けられていることを特徴とする駆動力伝達装置Ａ５。

駆動力伝達装置Ａ１からＡ５のいずれかにおいて、前記クラッチ機構は、前記ピストン部材により押圧されるプライマリークラッチ（第１多板クラッチ）と、そのプライマリークラッチ（第１多板クラッチ）が連結された場合に、前記ピストン部材の押圧力をカム機構によって増幅する増幅機構と、その増幅機構により増幅された押圧力によって押圧され、前記入力軸と出力軸とを連結して駆動力を伝動するメインクラッチ（第２多板クラッチ）とを備え、前記入力軸側から出力軸側に、前記ピストン部材、プライマリークラッチ（第１多板クラッチ）、増幅機構およびメインクラッチ（第２多板クラッチ）の順に配置されると共に、そのピストン部材、プライマリークラッチ（第１多板クラッチ）、増幅機構およびメインクラッチ（第２多板クラッチ）が配置される方向と、前記ピストン部材が駆動する方向とが同方向に構成されていることを特徴とする駆動力伝達装置Ａ６。

液体が流通する流通路と、その流通路を流通する液体が貯留される液体貯留室と、その液体貯留室に貯留された液体を前記流通路に送り出す液体送出手段と、その液体送出手段に対して、前記液体貯留室に貯留された液体を前記流通路に送り出す駆動力を付与する駆動手段とを備え、前記液体貯留室は、前記液体送出手段と駆動手段との間で且つ、その液体送出手段および駆動手段のそれぞれに隣接して配置されることを特徴とする液体送出装置Ｂ１。

液体送出装置Ｂ１において、前記液体送出手段と駆動手段との間を連結し、前記駆動手段により付与される駆動力を前記液体送出手段に伝動する駆動力伝動手段を備え、その駆動力伝達手段は、前記液体貯留室内に配置されていることを特徴とする液体送出装置Ｂ２。

液体送出装置Ｂ１又はＢ２において、前記流通路に送り出された液体が放出される放出口と、その放出口から放出された液体を、前記液体貯留室に循環される循環路とを備え、前記液体送出手段、液体貯留室および駆動手段は、水平方向に並設されており、その循環路は、前記液体貯留室の上部に形成された上部開口と連通すると共に、前記流通路は、前記液体貯留室の側部に形成された側部開口と連通していることを特徴とする液体送出装置Ｂ３。

液体送出装置Ｂ３において、前記側部開口は、垂直方向において、前記液体貯留室の下部に形成されていることを特徴とする液体送出装置Ｂ４。

液体送出装置Ｂ３又はＢ４において、前記液体貯留室内に設けられ、前記駆動手段または液体送出手段の少なくとも一方の側部から前記循環路と連通する上部開口に亘って上方傾斜した傾斜面を備えていることを特徴とする液体送出装置Ｂ５。

液体送出装置Ｂ１からＢ５のいずれかにおいて、駆動力を発生する原動機と、その原動機によって発生する駆動力が入力される入力軸と、その入力軸に入力された駆動力が出力される出力軸と、その出力軸と前記入力軸とを連結可能なクラッチ機構と、そのクラッチ機構を押圧して前記入力軸と出力軸とを連結させるピストン部材とを有する駆動力伝達装置を備え、前記流通路は、前記ピストン部材を駆動させる液圧が供給される供給室に連通していることを特徴とする液体送出装置Ｂ６。

駆動力を発生する原動機と、その原動機によって発生する駆動力が入力される入力軸と、その入力軸に入力された駆動力が出力される出力軸と、前記入力軸から前記出力軸に伝達される駆動力を断続するメインクラッチとを備えたものであって、前記メインクラッチよりも前記入力軸側において前記入力軸から伝達される駆動力を断続するプライマリクラッチと、液圧を発生する液圧ポンプと、その液圧ポンプによって発生する液圧で前記プライマリクラッチを押圧するピストンと、前記プライマリクラッチと嵌合し、前記ピストンによって前記プライマリクラッチが締結されている状態で、前記プライマリクラッチを介して前記入力軸から入力される駆動力を利用して、前記ピストンの押圧力よりも増幅した押圧力で前記メインクラッチを押圧し、前記メインクラッチを締結するカム機構とを備えていることを特徴とする駆動力伝達装置Ｃ１。

駆動力伝達装置Ｃ１において、前記液圧ポンプを駆動する電動モータと、前記液圧ポンプから前記ピストンに通じる液圧回路内の液圧を検出する液圧検出手段と、その液圧検出手段の検出結果に基づいて前記電動モータを制御する制御手段とを備えていることを特徴とする駆動力伝達装置Ｃ２。

駆動力伝達装置Ｃ２において、前記カム機構は、前記プライマリクラッチと嵌合するプライマリカムと、そのプライマリカムと対向配置され、前記出力軸に対して移動可能に嵌合し、前記メインクラッチを押圧するメインカムと、そのメインカムと前記プライマリカムとの間に移動可能に配置されるカムフォロアと、そのカムフォロアの移動経路であって、前記メインカムの前記プライマリカムとの対向面と、前記プライマリカムの前記メインカムとの対向面との少なくとも一方に、深さが連続的に変化するように形成されたカム溝とを備えていることを特徴とする駆動力伝達装置Ｃ３。

駆動力伝達装置Ｃ３において、前記メインクラッチと前記メインカムとの間に配置され、前記メインカムが前記メインクラッチを押圧する方向とは反対方向に前記メインカムを付勢する付勢部材を備えていることを特徴とする駆動力伝達装置Ｃ４。

駆動力伝達装置Ｃ４において、前記制御手段は、前記液圧回路内の液体に対し、前記液圧回路内に液体が充満されるために必要なイニシャル圧力、又は、前記プライマリクラッチのがたつきを抑制するために前記ピストンの摺動抵抗よりも大きいイニシャル圧力が常時負荷されるように前記電動モータを制御することを特徴とする駆動力伝達装置Ｃ５。

駆動力伝達装置Ｃ５において、前記イニシャル圧力は、前記付勢部材が前記メインカムを付勢する付勢力よりも小さく設定されていることを特徴とする駆動力伝達装置Ｃ６。

駆動力伝達装置Ｃ６において、前記メインクラッチと、前記プライマリクラッチと、前記ピストンと、前記カム機構と、前記出力軸と、前記付勢部材とは、前記入力軸を挟んだ両側に各々配置されており、前記出力軸の各々は、その各々に後輪が取着される後輪軸であり、前記入力軸に連結され、一対の前輪の各々が取着される一対の前輪軸のうちの少なくとも一方よりも前記入力軸を常時高速で回転させる伝達ギヤ比が設定されているギヤ機構を備えていることを特徴とする駆動力伝達装置Ｃ７。

駆動力伝達装置Ｃ４からＣ７のいずれかにおいて、前記付勢部材は、前記出力軸を挿通する皿バネによって構成されていることを特徴とする駆動力伝達装置Ｃ８。

駆動力伝達装置Ｃ１からＣ８のいずれかにおいて、前記プライマリクラッチの摩擦材は紙製で構成されていることを特徴とする駆動力伝達装置Ｃ９。

駆動力を発生する原動機と、その原動機によって発生する駆動力が入力される入力軸と、その入力軸に入力された駆動力が出力される出力軸と、前記入力軸から前記出力軸に伝達される駆動力を断続するメインクラッチとを備えたものであって、前記メインクラッチよりも前記入力軸側において前記入力軸から伝達される駆動力を断続するプライマリクラッチと、そのプライマリクラッチよりも入力軸側において前記入力軸を挿嵌するハブと、液圧を発生する液圧ポンプと、前記プライマリクラッチとの間に前記ハブを挟んだ位置に配置され、前記液圧ポンプによって発生する液圧で作動するピストンと、前記ハブを貫通して前記ピストンと前記プライマリクラッチとを回転可能に連結し、前記ピストンの押圧力によって前記プライマリクラッチを押圧する第１押圧部材と、前記ピストンとの間に前記ハブを挟んだ側において前記ハブと対向配置され、前記プライマリクラッチと嵌合し、前記第１押圧部材によって前記プライマリクラッチが締結されている状態で、前記プライマリクラッチを介して前記入力軸から入力される駆動力を利用して、前記ピストンの押圧力よりも増幅した押圧力で前記メインクラッチを押圧し、前記メインクラッチを締結するカム機構と、そのカム機構と前記ハブとを回転可能に連結し、前記カム機構によって前記メインクラッチを押圧することで前記カム機構に発生する反力で前記ハブを押圧する第２押圧部材とを備えていることを特徴とする駆動力伝達装置Ｄ１。

駆動力伝達装置Ｄ１において、前記ハブと、前記プライマリクラッチと、前記カム機構と、前記メインクラッチとを内包し、前記ハブと、前記プライマリクラッチと、前記メインクラッチとの各々と嵌合する筒状のクラッチドラムと、そのクラッチドラムの前記ハブと嵌合する部分とは反対側に嵌合し、前記メインクラッチと対向する位置に垂下する支持プレートとを備えていることを特徴とする駆動伝達装置Ｄ２。

駆動力伝達装置Ｄ１又は２において、前記カム機構は、前記プライマリクラッチと嵌合するプライマリカムと、そのプライマリカムと対向配置され、前記出力軸に対して移動可能に嵌合し、前記メインクラッチを押圧するメインカムと、そのメインカムと前記プライマリカムとの間に移動可能に配置されるカムフォロアと、そのカムフォロアの移動経路であって、前記メインカムの前記プライマリカムとの対向面と、前記プライマリカムの前記メインカムとの対向面との少なくとも一方に、深さが連続的に変化するように形成されたカム溝とを備えていることを特徴とする駆動力伝達装置Ｄ３。

本発明の一実施の形態における四輪駆動車の概略図である。 駆動力調整機構の外観図である。 図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線における駆動力分配機構と駆動力調整機構との断面図である。 図３のＡ部分を拡大した断面図である。 カム機構の概略を示した図であり、（ａ）は、カム機構の側面図である。（ｂ）は、図５（ａ）のＶb−Ｖb線におけるカム機構の断面図である。 図２のＶＩ−ＶＩ線における駆動力調整機構の断面図である。 駆動力調整機構のオイル通路の構成を示した図であり、（ａ）は、駆動力調整機構の回転軸心P方向視におけるオイルの通路の概略を示した概略図であり、（ｂ）は、図７（ａ）のＶＩＩb−ＶＩＩb線における断面図であり、（ｃ）は、図７（ａ）のＶＩＩｃ−ＶＩＩｃ線における断面図である。 図８は、エンドプレーと引きずりトルクとの関係を表したグラフである。 第２実施の形態の駆動力調整機構を示した断面図である。

１ 四輪駆動車
１０ 原動機（原動機）
２０ トランスミッション
２１ 変速部
３０ 前後駆動力分配装置
３１ 前後駆動力分配装置分配部
３２ 前輪デファレンシャルギヤ部
４０ａ，４０ｂ 前輪
５０ 駆動力分配機構（入力軸の一部）
５１ 入力ギヤユニット（入力軸の一部）
５２ 出力ギヤユニット（入力軸の一部）
５３ ハイポイドギヤ（ギヤ機構）
５４ ハイポイドギヤ（ギヤ機構）
５５ 出力シャフトスプライン部
６０ａ，６０ｂ 駆動力調整機構（駆動力伝達装置）
６１ ケース
６４ａ，６４ｂ オイル回収室（流通路の一部，循環路の一部）
７０ａ，７０ｂ 後輪
８０ 制御装置（液圧供給手段）
８１ａ，８１ｂ 入力線
８２ａ，８２ｂ 出力線
８３ Ｉ／Ｏポート
８４ ＲＯＭ
８７ 圧力制御プログラム
８５ ＣＰＵ
８６ バスライン
９１ 連結軸（入力軸の一部）
９２ 連結軸（入力軸の一部）
９３ａ，９３ｂ 前側ドライブシャフト
９４ 中央ドライブシャフト（入力軸の一部）
９５ａ，９５ｂ 後側ドライブシャフト（出力軸の一部）
９６ 連結軸（入力軸の一部）
１００ａ，１００ｂ 駆動力調整部（クラッチ機構）
１０１ａ，１０１ｂ 接続機構（クラッチ機構）
１０２ａ，１０２ｂ ハブ部（クラッチ機構の一部，多板クラッチの一部）
１０２ａ１，１０２ｂ１ 筒状部（クラッチ機構の一部，多板クラッチの一部）
１０２ａ２，１０２ｂ２ 皿状部（クラッチ機構の一部，多板クラッチの一部）
１０３ａ，１０３ｂ ハブ嵌合部（クラッチ機構の一部，多板クラッチの一部）
１０４ａ，１０４ｂ ハブ突起部（クラッチ機構の一部，多板クラッチの一部）
１０５ａ，１０５ｂ クラッチドラム部（クラッチ機構の一部，多板クラッチの一部，クラッチドラム）
１０６ａ，１０６ｂ ドライブプレート（クラッチ機構の一部，多板クラッチの一部，第２多板クラッチの一部，メインクラッチの一部）
１０７ａ，１０７ｂ ドリブンプレート（クラッチ機構の一部，多板クラッチの一部，第２多板クラッチの一部，メインクラッチの一部）
１０８ａ，１０８ｂ クラッチリテーナ（クラッチ機構の一部，多板クラッチの一部，第２多板クラッチの一部，メインクラッチの一部）
１０９ａ，１０９ｂ ドラム溝部（クラッチ機構の一部，多板クラッチの一部，支持プレート）
１１０ａ，１１０ｂ ドライブプレート突起部（クラッチ機構の一部，多板クラッチの一部，第２多板クラッチの一部，メインクラッチの一部）
１１１ａ，１１１ｂ ドリブンプレート突起部（クラッチ機構の一部，多板クラッチの一部，第２多板クラッチの一部，メインクラッチの一部）
１１２ａ，１１２ｂ プレートスプライン軸部（クラッチ機構の一部，多板クラッチの一部，第２多板クラッチの一部，メインクラッチの一部）
１１３ａ，１１３ｂ シャフト（出力軸，出力軸の一部）
１１４ａ，１１４ｂ カムスプライン軸部
１３１ａ，１３１ｂ カム機構（増幅機構）
１３２ａ，１３２ｂ メインカム（増幅機構の一部，カム機構の一部，メインカム）
１３３ａ，１３３ｂ プライマリーカム（増幅機構の一部，カム機構の一部，プライマリカム）
１３４ａ，１３４ｂ ボール（増幅機構の一部，カム機構の一部，カムフォロア）
１３５ａ，１３５ｂ プライマリードライブプレート（第１多板クラッチの一部，プライマリクラッチの一部）
１３６ａ，１３６ｂ プライマリードリブンプレート（第１多板クラッチの一部，プライマリクラッチの一部）
１３７ａ，１３７ｂ プライマリードライブプレート突起部（第１多板クラッチの一部，プライマリクラッチの一部）
１３８ａ，１３８ｂ プライマリードリブンプレート突起部（第１多板クラッチの一部，プライマリクラッチの一部）
１３９ａ，１３９ｂ プライマリーカム突起部
１４０ａ，１４０ｂ 押し圧部材（第１押圧部材の一部）
１４１ａ，１４１ｂ プライマリーカム溝部（カム溝）
１４２ａ，１４２ｂ メインカム溝部（カム溝）
１４３ａ，１４３ｂ カムスプライン軸部
１４４ａ，１４４ｂ メインカム突起部
１５１ａ，１５１ｂ ピストン機構
１５２ａ，１５２ｂ シリンダー部
１５３ａ，１５３ｂ ピストン本体部（ピストン部材，ピストン）
１５４ａ，１５４ｂ ピストン室（供給室，供給路の一部，流通路の一部）
１５５ａ，１５５ｂ ステムブリーダ（放出口，流通路の一部）
１７１ａ，１７１ｂ リリース機構（付勢部材）
２００ａ，２００ｂ オイル供給機構
２０１ａ，２０１ｂ 電動モータ（液圧供給手段，駆動手段）
２０２ａ，２０２ｂ オイルポンプ（液圧供給手段，液体送出手段）
２０３ａ，２０３ｂ 電動モータ凸部
２０４ａ，２０４ｂ オイル貯留室（液体貯留室）
２０５ａ，２０５ｂ ポンプ吸入口（側部開口）
２０６ａ，２０６ｂ ポンプ吐出口
２０７ａ，２０７ｂ モータ軸部（駆動力伝達手段）
２０８ａ，２０８ｂ オイル回収穴（上部開口，流通路の一部，循環路の一部）
２０９ａ，２０９ｂ ポンプ内壁（傾斜面）
２１０ａ，２１０ｂ 回収通路（流通路の一部，循環路の一部）
２１１ａ，２１１ｂ 第一供給通路（供給路の一部，連通路，流通路の一部）
２１２ａ，２１２ｂ 第二供給通路（供給路の一部，連通路，流通路の一部）
２１３ａ，２１３ｂ 凹部挿入孔
２１４ａ，２１４ｂ 開口（開口）
２１５ａ，２１５ｂ 取付口（取付口）
２１６ａ，２１６ｂ 第二開口（開口）
２１７ａ，２１７ｂ 第二取付口（取付口）
２１８ａ，２１８ｂ ピストン部アウターシール部材
２１９ａ，２１９ｂ ピストン部インナーシール部材
３００ａ，３００ｂ 圧力検出機構
３０１ａ，３０１ｂ 圧力検出通路（取付通路，流通路の一部）
３０２ａ，３０２ｂ センシング部（検出手段）
Ｂ１ ベアリング
Ｂ２ａ，Ｂ２ｂ ベアリング（第２押圧部材の一部）
Ｂ３ａ，Ｂ３ｂ ベアリング（第１押圧部材の一部）
Ｓ１ａ，Ｓ１ｂ スナップリング
Ｓ２ａ，Ｓ２ｂ スナップリング
Ｓ３ａ，Ｓ３ｂ スナップリング
Ｌ１ 幅
Ｌ２ 幅
Ｐ 駆動力調整部の回転軸心
Ｒ 駆動力調整部の回転軸心Ｐを中心とする円周方向
Ｔ 駆動力分配機構の回転軸心Ｔ

Claims (4)

1. 駆動力を発生する原動機と、その原動機によって発生する駆動力が入力される入力軸と、その入力軸に入力された駆動力が出力される出力軸と、前記入力軸から前記出力軸に伝達される駆動力を断続するメインクラッチとを備えた自動車に搭載される駆動力伝達装置において、
   前記メインクラッチよりも前記入力軸側において前記入力軸から伝達される駆動力を断続するプライマリクラッチと、
   回転力をモータ軸部に出力する電動モータと、
   その電動モータのモータ軸部が軸方向一方に連結され軸方向他方に形成されたポンプ吐出口からオイルを送り出して液圧を発生するオイルポンプと、
   そのオイルポンプから送り出されるオイルが供給されるピストン室と、
   そのピストン室に配設されると共に前記オイルポンプよって発生する液圧で前記プライマリクラッチを押圧するピストンと、
   前記プライマリクラッチと嵌合し、前記ピストンによって前記プライマリクラッチが締結されている状態で、前記プライマリクラッチを介して前記入力軸から入力される駆動力を利用して、前記ピストンの押圧力よりも増幅した押圧力で前記メインクラッチを押圧し、前記メインクラッチを締結するカム機構と、
   前記ピストン室から放出されたオイルを回収するオイル回収室と、
   そのオイル回収室より下方に位置し前記オイルポンプに供給されるオイルが貯留されると共に、前記オイルポンプと隣接し前記モータ軸部が貫通するオイル貯留室と、
   そのオイル貯留室および前記ピストン室と連通し前記オイル貯留室から前記ピストン室へオイルを送る供給路と、
   前記オイル回収室および前記オイル貯留室と連通し前記オイル回収室に放出されたオイルを前記オイル貯留室へ回収する回収通路とを備えていることを特徴とする駆動力伝達装置。
2. 前記オイル貯留室の天井であるポンプ内壁に形成されると共に前記回収通路が接続されるオイル回収穴を備え、
   そのオイル回収穴に向かって前記ポンプ内壁が前記モータ軸部に対して上昇傾斜していることを特徴とする請求項１記載の駆動力伝達装置。
3. 前記オイルポンプは、前記ポンプ吐出口から吐出するオイルを吸入するオイル吸入口が前記オイル貯留室の深部に設置されていることを特徴とする請求項１又は２に記載の駆動力伝達装置。
4. 前記オイルポンプから前記ピストン室に通じる液圧回路内の液圧を検出する液圧検出手段と、
   その液圧検出手段の検出結果に基づいて前記電動モータを制御する制御手段と、
   前記ピストン室の上部に形成され前記ピストン室と前記オイル回収室とを連通する放出口とを備え、
   前記供給路は、前記ピストン室に向かって上昇傾斜していることを特徴とする請求項１から３のいずれかに記載の駆動力伝達装置。

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