JP5260080B2 - 四輪駆動車用駆動力伝達装置 - Google Patents

Description

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

従来のいわゆるオンデマンド型フルタイム四輪駆動車において、二輪駆動時は後輪を駆動し、四輪駆動時には前輪への駆動力の配分制御を多板クラッチ機構で行う四輪駆動車用駆動力伝達装置としては、例えば図２０に示すものが知られている。

図２０において、駆動力伝達装置３００は四輪駆動車３０２に設けられ、エンジン３０４からの駆動力を変速機３０６で変速して駆動力伝達装置３００内の駆動力配分装置３０８に入力する。

二輪駆動時の多板クラッチ機構３１０が開放（切り離された状態）されている場合は、駆動力はそのまま後輪プロペラシャフト３１４を介して後輪差動装置３１８に伝達され、後輪差動装置３１８は左後輪３２０と右後輪３２２の回転速度差を吸収しつつ左後輪３２０及び右後輪３２２に等しいトルクを与え回転させる。

四輪駆動時の多板クラッチ機構３１０が締結（接続された状態）されている場合では、駆動力は多板クラッチ機構３１０に連結されたチェーンベルト機構３１２と前輪プロペラシャフト３１６を介して前輪差動装置３２４にも伝達され、前輪差動装置３２４は左前輪３２６と右前輪３２８の回転速度差を吸収しつつ左前輪３２６及び右前輪３２８に等しいトルクを与え回転させる。

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

二輪駆動モードは、駆動力伝達装置３００の多板クラッチ機構３１０を開放して二輪駆動状態で使用するモードであり、燃費が最も良いことから四輪による駆動力が必要ない乾燥舗装路などを走行する場合に選択する。

四輪駆動オートモードは、走行中の各種車両状態をセンサで検出し、その検出信号に基づいてＥＣＵ（Electronic control unit）により多板クラッチ機構３１０の前後輪への駆動力配分を最適な状態に自動的に制御するモードであり、路面状態に係わらず常時選択が可能な四輪駆動である。

このモードでは、多板クラッチ機構３１０の締結力はアクチュエータにより連続的に増減され、前輪への駆動力がほぼゼロの二輪駆動状態と最大締結力との間で前後輪の駆動力配分を制御する。

四輪駆動ロックモードは、各種センサが検出した車両状態に係わらず多板クラッチ機構３１０を最大締結力に保持するモードであり、悪路走行などで四輪駆動としての走破性を最大限に発揮したい場合に選択する。

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

しかしながら、このような従来の四輪駆動車用駆動力伝達装置においては、左前輪３２６及び右前輪３２８と前輪差動装置３２４とが直結されているため、二輪駆動モードであっても、図２０に示すように多板クラッチ機構３１０が開放され前輪に駆動力が伝達されない二輪駆動時にも左前輪３２６及び右前輪３２８が回転することにより、前輪差動装置３２４、前輪プロペラシャフト３１６及びチェーンベルト機構３１２を含む前輪駆動力伝達区間３３０の各構成要素が回転してしまい、この区間におけるオイルの攪拌抵抗や軸受部の摩擦損失等により燃費低下を招いてしまう問題がある。

また、多板クラッチ機構３１０には複数のクラッチ板が備わり、オイルで潤滑及び冷却されているが、クラッチ板の駆動側（後輪側）と従動側（前輪側）の回転速度差により発生するオイルの粘性抵抗やクラッチ板同士の接触による摩擦損失で発生する、いわゆる引き摺りトルクが前輪駆動力伝達区間３３０のフリクショントルクより大きいために、たとえ左前輪３２６及び右前輪３２８と前輪差動装置３２４の間を切り離したとしても、多板クラッチ機構３１０の側から前輪駆動力伝達区間３３０を回転させてしまうことで、燃費を悪化させる問題もある。

この引き摺りトルクを減少させるには、多板クラッチ機構３１０へのオイルの供給を止めるか、あるいはオイルの量を極端に減らした状態で使用すれば、オイルの粘性抵抗により発生する引き摺りトルクを減少させ、又はなくすことができる。しかし、駆動力配分制御時には、十分な潤滑がされないと多板クラッチ機構３１０が焼き付く恐れがある。

また、多板クラッチ機構３１０の開放状態で各クラッチ板の間隔を十分に確保する方法として、隣接する駆動側のクラッチ板、あるいは隣接する従動側のクラッチ板の間に図２１に示すような、周方向に波状に形成されたリングばね３３２を挟む方法も提案されているが、この方法では駆動側のクラッチ板同士、あるいは従動側のクラッチ板同士の間隔を開けることはできるが、駆動側のクラッチ板と従動側のクラッチ板の接触を防止することはできない。

四輪駆動オートモードでは、前輪３２６及び３２８に駆動力を伝達するため、例えその伝達駆動力が最低であっても、前輪駆動力伝達区間３３０には二輪駆動モード時より大きな損失が発生するため、燃費は二輪駆動モードより悪くなる。

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

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

多板クラッチ機構３１０の引き摺りトルクを減少させる他の方法として、多板クラッチ機構３１０の二輪駆動時の待機状態から四輪駆動時の締結状態に移行するアプローチ区間の距離、いわゆるエンドプレイを大きく取り、二輪駆動時の多板クラッチ機構３１０が開放状態で各クラッチ板の間隔を十分に確保しクラッチ板同士の接触を防止することが考えられる。しかし、エンドプレイを大きく取ると二輪駆動から四輪駆動に切り替える際に時間がかり、走行性能の低下を招いてしまう。

本発明は、二輪駆動から四輪駆動への切り替え応答性を犠牲にせず、二輪駆動時の前輪差動装置及び駆動力配分装置の回転によるオイル粘性抵抗や摩擦損失を減少させることで、燃費低下を伴わない四輪駆動車用駆動力伝達装置を提供することを目的とする。

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

本発明の四輪駆動車用駆動力伝達装置は、多板クラッチ機構により配分された駆動力を入力する差動装置と左右前輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を切断及び接続可能な断接機構と、多板クラッチ機構の開放時に、多板クラッチ機構の軸方向に変位可能な複数のクラッチ板への潤滑油の供給を停止あるいは所定の量に制限する潤滑油供給量可変機構とを備え、潤滑油供給量可変機構は、クラッチ板を締結及び開放する軸方向に移動可能な押圧部材に連動し、クラッチ板へ潤滑油を供給する油孔をクラッチ板の開放位置では閉鎖し締結位置では開放して潤滑油の流量を制御する油孔開閉部と、クラッチ板の磨耗に応じて変化する押圧部材の締結方向の移動限界に連動してクラッチ板へ潤滑油を供給する油孔の位置を変位する油孔位置調整部材とを備え、二輪駆動モード時に、潤滑油供給量可変機構によりクラッチ板への潤滑油の供給を停止あるいは所定の量に制限して多板クラッチ機構の潤滑油による引き摺りトルクを多板クラッチ機構から断接機構までの駆動力伝達区間の回転抵抗よりも小さくすると共に、断接機構により前輪差動装置と左右前輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を切断して前輪駆動力伝達区間の回転を停止する。

あるいは、本発明の四輪駆動車用駆動力伝達装置は、多板クラッチ機構により配分された駆動力を入力する前輪差動装置と左右前輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を切断及び接続可能な断接機構と、多板クラッチ機構の開放時に、多板クラッチ機構の軸方向に変位可能な複数のクラッチ板への潤滑油の供給を停止あるいは所定の量に制限する潤滑油供給量可変機構とを備え、潤滑油供給量可変機構は、多板クラッチ機構から断接機構までの前輪駆動力伝達区間に連動して駆動され、四輪駆動時にクラッチ板へ潤滑油を供給するオイルポンプを備え、二輪駆動モード時に、潤滑油供給量可変機構によりクラッチ板への潤滑油の供給を停止あるいは所定の量に制限して多板クラッチ機構の潤滑油による引き摺りトルクを前輪駆動力伝達区間の回転抵抗よりも小さくすると共に、断接機構により前輪差動装置と左右前輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を切断して前輪駆動力伝達区間の回転を停止する。

多板クラッチ機構は、クラッチ板相互の間隔を広げる方向に付勢するスペーサを備え、多板クラッチ機構の開放時に、クラッチ板相互の間隔の合計を多板クラッチ機構の潤滑油による引き摺りトルクを前輪駆動力伝達区間の回転抵抗よりも小さくする所定の値以上にする。

スペーサは、クラッチ板の周縁部に設けた板厚方向の凹部に挿入する挟持部と、挟持部からクラッチ板の両表面の径方向に延び、クラッチ板の軸方向に変形可能な弾性片と、を有する板ばね部材であり、また、板ばね部材をクラッチ板の内周縁部に設け、更に、板ばね部材は弾性片がクラッチ板の外周方向に開いた形状とする。

更に、多板クラッチ機構は、クラッチ板を締結及び開放する軸方向に移動可能な押圧部材と、押圧部材を移動させるために回転力を出力する駆動源と、駆動源からの回転力を押圧部材の締結方向に変換及び増幅する押圧機構とを備え、駆動源の回転角に対する押圧部材の軸方向変位への変換率が、押圧部材が開放方向の待機位置から締結方向の締結開始位置まで移動する移行区間と、締結開始位置から締結方向の締結終了位置までの締結力を連続的に変化させる押圧区間とでは、移行区間の方が大きいとを特徴とする。

ここで、押圧機構は、押圧部材と同軸に設けられた固定カムプレートと回転カムプレートとの対向面上に円周方向に延びる複数のボールカム溝を各々設けると共に前記両ボールカム溝間に各々ボールを挟持したボールカム機構を備え、ボールカム溝は、押圧部材を移行区間で移動させる非線形領域と、押圧部材を押圧区間で移動させる線形領域とを有し、回転カムプレートの回転角に対する軸方向の変位が、線形領域より非線形領域の方が大きいことを特徴とする。

ボールカム機構は、円周方向に配置された各ボールの相対位置を保持するリテーナを備え、リテーナは、ボールカム溝に対するボールの初期位置を規制する位置決め部を有する。

また、押圧機構は、押圧部材と同軸に設けられ回転変位を軸方向変位に変換する回転カムプレートと、外周方向のカム面を有し駆動源により回転駆動される周縁カムと、回転カムプレートから延在したアーム部先端に周縁カムと係合するカムフォロアとを備え、カム面は、押圧部材を前記移行区間で移動させる非線形領域と、押圧部材を押圧区間で移動させる線形領域とを有し、周縁カムの回転角に対するカムフォロアの法線方向変位が、線形領域より非線形領域の方が大きいことを特徴とする。

本発明によれば、二輪駆動モード時に、断接機構により前輪差動装置と左右前輪駆動軸の何れか一方、又は両方との連結を切断して前輪の回転に伴う前輪差動装置のリングギアの回転を抑制し、また、多板クラッチ機構のクラッチ板同士の間隔をスペーサを用いて確保すると共にクラッチ板へのオイルの供給を制限して多板クラッチ機構の引き摺りトルクを前輪駆動力伝達区間のフリクショントルクよりも小さくすることで、前輪駆動力伝達区間の構成要素の回転を止め、この区間のオイル粘性抵抗や摩擦損失を減少させ燃費低下を防止できる。

更に、クラッチ板同士の間隔を確保するためにエンドプレイを大きく取った場合でも、押圧部材がクラッチ板に接触、又は近接するまでのアプローチ区間をそれ以降の押圧区間よりも速く動かす押圧機構を備えることで、二輪駆動モードから四輪駆動モードへの切り替え応答性を犠牲にすることなく燃費低下を防止できる。

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

エンジン１４からの駆動力は変速機１６で変速され、駆動力配分装置１８の入力軸１０２に入力し、二輪駆動モードで、入力軸１０２に同軸に設けられた多板クラッチ機構１０６が開放されている場合、駆動力はそのまま後輪出力軸１０４に出力され、自在継手２８、後輪プロペラシャフト２４、自在継手３０を介し、後輪差動装置２０のドライブピニオン３６に伝達される。

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

ドライバーが二輪駆動モードから四輪駆動オートモードに切り替えると、ＥＣＵはまず多板クラッチ機構１０６を締結し、続いて断接機構７６の連結を接続することで、多板クラッチ機構１０６からの駆動力が左前輪７２及び右前輪７４に伝達可能となる。

多板クラッチ機構１０６が締結されると、多板クラッチ機構１０６に同軸に連結されたスプロケット１１２がチェーンベルト１１６を介しスプロケット１１４を回転させることで駆動力は前輪出力軸１１８にも伝達される。

前輪出力軸１１８から出力された駆動力は自在継手３２、前輪プロペラシャフト２６、自在継手３４を介し、前輪差動装置２２のドライブピニオン５６に伝達され、ドライブピニオン５６は、リングギア５８、ピニオン６０、６２、サイドギア６４、６６を介して左前輪駆動軸６８及び右前輪駆動軸７０を駆動し、左前輪駆動軸６８及び右前輪駆動軸７０は各々左前輪７２及び右前輪７４を回転させ駆動力を路面に伝達する。

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

多板クラッチ機構１０６の締結力はサーボモータにより連続的に制御され、必要に応じて前輪出力軸１１８へ伝達する駆動力を増減させることで、前後輪の駆動力配分を制御する。

四輪駆動オートモードから二輪駆動モードに切り替えると、ＥＣＵはまず多板クラッチ機構１０６を開放し、続いて断接機構７６の連結を切断する。この場合、ＥＣＵは先に断接機構７６の連結を切断した後に多板クラッチ機構１０６を開放してもよい。

断接機構７６はサイドギア６４と左前輪駆動軸６８との連結を絶ち、左前輪７２及び右前輪７４が路面から受ける回転力がリングギア５８を回転させることを防止する。これにより、二輪駆動時に燃費低下を招く要因である、前輪を駆動しない二輪駆動時にもリングギア５８からスプロケット１１２までの前輪駆動力伝達区間７８が回転してしまう問題を解消できる。

また、ドライバーが切り替えスイッチを操作しなくても、車両状態を検出してＥＣＵの判断により、四輪駆動の必要がない時には自動的に二輪駆動モードに切り替え、逆に四輪駆動が必要な時には四輪駆動モードに切り替えるようにしてもよい。

図１において、仮に、二輪駆動モード時にサイドギア６４と左前輪駆動軸６８が連結されているとすると、例えばサイドギア６４及び６６が同方向に同速度で回転する場合、ピニオン６０及びピニオン６２は回転（自転）せずにリングギア５８が回転する。サイドギア６４及び６６に回転速度差があったとしても同方向の回転であれば回転速度は変化するがリングギア５８は回転し、リングギア５８が回転することで連結しているドライブピニオン５６、自在継手３４、前輪プロペラシャフト２６、自在継手３２、前輪出力軸１１８、スプロケット１１４、チェーンベルト１１６、スプロケット１１２が回転してしまう。

この、リングギア５８からスプロケット１１２までの前輪駆動力伝達区間７８は二輪駆動時には回転する必要のない部位であるにも関わらず、この部分の回転がオイルの粘性抵抗や軸受部の摩擦損失等を引き起こす。すなわち、左後輪５２及び右後輪５４から路面に伝わった駆動力が左前輪７２及び右前輪７４を回転させることで、二輪駆動時には回転する必要のない前輪駆動力伝達区間７８を回転させ、駆動力の損失となり燃費低下を招いてしまう。

そこで、本発明にあっては、二輪駆動モードでは断接機構７６によりサイドギア６４と左前輪駆動軸６８の連結を絶つと共に、多板クラッチ機構１０６の引き摺りトルクを前輪駆動力伝達区間７８のフリクショントルクよりも小さくすることで、前輪駆動力伝達区間７８の回転を防止している。

サイドギア６４と左前輪駆動軸６８の連結が絶たれると、左前輪７２の回転はサイドギア６４に伝わらず、そのため、右前輪７４によるサイドギア６６の回転はピニオン６０及びピニオン６２を介してサイドギア６４を反対方向に回転させることが可能で、このピニオン６０、ピニオン６２、サイドギア６４の回転抵抗よりも、リングギア５８に繋がるドライブピニオン５６からスプロケット１１２までの回転抵抗の方が大きいため、リングギア５８は回転しない。

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

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

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

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

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

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

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

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

入力軸１０２と同軸に多板クラッチ機構１０６とボールカム機構１２２が設けられ、多板クラッチ機構１０６はクラッチハブ１０８を入力軸１０２に固定し、クラッチドラム１１０を入力軸１０２に対し回転自在に設けたスプロケット１１２に連結している。

入力軸１０２と平行に、後輪出力軸１０４と反対側に駆動力を出力する前輪出力軸１１８がケース１００の左下側に設けられており、前輪出力軸１１８にはスプロケット１１４が連結され、多板クラッチ機構１０６側のスプロケット１１２との間にチェーンベルト１１６を掛けて連結している。

ボールカム機構１２２の後輪出力軸１０４側にはオイルポンプ１８４が配置され、入力軸１０２から動力を得て入力軸１０２に設けられた油路１８６にオイルを供給する。

このような駆動力配分装置１８において、二輪駆動時には、多板クラッチ機構１０６のクラッチハブ１０８とクラッチドラム１１０の間が開放され、入力軸１０２の駆動力は後輪出力軸１０４に直接伝達される。

四輪駆動時にあっては、多板クラッチ機構１０６が締結され、入力軸１０２からの駆動力を多板クラッチ機構１０６、スプロケット１１２、チェーンベルト１１６、スプロケット１１４を介して前輪出力軸１１８にも伝達する。

図４は、図３の多板クラッチ機構１０６及びボールカム機構１２２を示した断面図である。図４において、多板クラッチ機構１０６に対しては、クラッチハブ１０８とクラッチドラム１１０の間に設けた複数のクラッチ板１２０の締結力を制御するボールカム機構１２２が設けられる。クラッチ板１２０は、クラッチ板同士の間隔を保持するスペーサ１７８を備える。

ボールカム機構１２２は、入力軸１０２と同軸に相対回転自在に設けられた一対の固定カムプレート１２４と回転カムプレート１２６の対向するカム面のボールカム溝１２８にボール１４０を挟んで保持している。更に、固定カムプレート１２４と回転カムプレート１２６の間には位置決め用の突起部１３８を有するリテーナ１３６を備える。

図５は、図３のボールカム機構１２２を後輪出力軸１０４の方向から見た説明図である。図５において、固定カムプレート１２４は、アーム部１４２を延在してＵ字形の先端を保持部１５２ａの外側に嵌め入れて回転を停止させている。回転カムプレート１２６は、円周方向に複数のボールカム溝１２８を有し、アーム部１４４を延在して先端に形成した扇型ギア１４６が駆動ギア１４８に噛み合っている。

再び、図３及び４を参照するに、サーボモータ１５０は減速機１５２を介して駆動ギア１４８を回転させる。固定カムプレート１２４の右側にはスラスト軸受１５４を介して固定プレート１５８が配置され、回転カムプレート１２６の左側にはスラスト軸受１５６を介して押圧部材１６０が配置される。押圧部材１６０は、クラッチハブ１０８との間に備わる復帰ばね１６２により多板クラッチ機構１０６の開放方向に付勢されている。

ボールカム機構１２２は、駆動ギア１４８により回転カムプレート１２６が固定カムプレート１２４に対し所定方向に回転駆動されると、対向する面の傾斜溝であるボールカム溝１２８に挟まれているボール１４０による押圧を受けて押圧部材１６０及び復帰ばね１６２を軸方向に押し、押圧部材１６０が多板クラッチ機構１０６のクラッチ板１２０を押すことで、駆動ギア１４８の回転量に応じて伝達トルクを増加させ、最大押付け位置で直結状態となる。

入力軸１０２、クラッチハブ１０８及び押圧部材１６０に囲まれる部位には、油路１８６から多板クラッチ機構１０６の複数のクラッチ板１２０へのオイルの供給を制御する油孔開閉部１６４が配置される。油孔開閉部１６４は、油孔１６８、ラチェット爪１７０を有する油孔位置調整部材１６６、皿ばね１７２、入力軸１０２に設けられたラック１７４、押圧部材１６０に設けられ油孔１６８を開閉する弁部１７６で構成される。

図６は、図３の多板クラッチ機構１０６の油孔開閉部１６４の動作を示す説明図である。図６（Ａ）は、二輪駆動時の多板クラッチ機構１０６が開放された状態で、押圧部材１６０はクラッチ板１２０から最も離れた待機位置に在る。油孔位置調整部材１６６は皿ばね１７２により右方に付勢されているがラチェット爪１７０とラック１７４で規制されている。

この状態では、クラッチ板１２０の内でクラッチドラム１１０に係合した方は回転しないが、クラッチハブ１０８に係合した方が入力軸１０２の回転と共に回転する。しかし、押圧部材１６０がこの位置では弁部１７６が油孔１６８を閉じているため、油路１８６からのオイルはクラッチ板１２０には供給されず、オイルによる粘性抵抗を軽減することでクラッチドラム１１０側の引き摺りを防止できる。

なお、本実施形態にあっては、図６（Ａ）の多板クラッチ機構１０６が開放された状態で、弁部１７６が油孔１６８を完全に閉じているが、この時点で弁部１７６が油孔１６８を完全に閉じることなく、若干のオイルをクラッチ板１２０に供給するように構成してもよく、その量はクラッチ板１２０の潤滑や冷却を考慮して任意に設定できる。

図６（Ｂ）は、二輪駆動から四輪駆動へ切り替わる途中の多板クラッチ機構１０６の締結初期状態で、ボールカム機構１２２に押され左方に移動した押圧部材１６０はクラッチ板１２０に接触を開始した位置に在る。この時点からクラッチ板１２０同士も徐々に接触を始め、その摩擦トルクにより多板クラッチ機構１０６は駆動力を前輪側に伝達し始める。この位置では弁部１７６が油孔１６８を開いているため、矢印で示すように油路１８６からオイルがクラッチ板１２０に供給され、クラッチ板同士の焼き付を防止する。

図６（Ｃ）は、四輪駆動に切り替わり多板クラッチ機構１０６が完全に締結された状態で、押圧部材１６０はクラッチ板１２０同士の隙間が全く無い最大押付け位置に在る。油孔位置調整部材１６６は、突起１６６ａが弁部１７６に押され、押圧部材１６０の最大押付け位置でラチェット爪１７０がラック１７４に係合し保持される。

図７は、図６の油孔開閉部１６４の油孔位置調整部材１６６の動作を示す説明図である。図７（Ａ）はクラッチ板１２０が磨耗をしていない状態、あるいは磨耗の初期状態での油孔開閉部１６４を示し、図７（Ｂ）はクラッチ板１２０の磨耗が進行した状態での油孔開閉部１６４を示している。

図７（Ａ）から図７（Ｂ）にクラッチ板１２０の磨耗が進むと、押圧部材１６０の最大押付け位置が全てのクラッチ板１２０の減少した板厚の合計に略等しい距離分クラッチストロークが深くなる方向、図７において距離Ｗ左方に移動する。押圧部材１６０の最大押付け位置の移動に伴い、油孔位置調整部材１６６の突起１６６ａが弁部１７６に押し込まれる位置も左方に変化し、その押し込まれた位置でラチェット爪１７０がラック１７４に係止し、油孔位置調整部材１６６が保持される。

油孔位置調整部材１６６がクラッチ板１２０の磨耗に追従することで、油孔１６８の開き始めのタイミングはクラッチ板１２０の磨耗度に影響されず、クラッチ板１２０同士の間隔に対し略一定となり、クラッチ板１２０の潤滑、冷却や引き摺り等に影響するオイル供給量の安定化が図れる。

図８は、図３の多板クラッチ機構１０６のスペーサ１７８の設置状態を示す説明図である。図８は、二輪駆動時の多板クラッチ機構１０６が開放された状態で、押圧部材１６０はクラッチ板１２０から最も離れた待機位置に在る。

多板クラッチ機構１０６は軸方向に移動可能な複数のクラッチ板１２０を備え、クラッチ板１２０は、クラッチハブ１０８の外周に内側クラッチ板１２０ｈがスプライン嵌合されて、クラッチドラム１１０の内周には外側クラッチ板１２０ｄがスプライン嵌合されおり、内側クラッチ板１２０ｈと外側クラッチ板１２０ｄは１枚置きに配置される。外側クラッチ板１２０ｄの内周部には板材を成形した板ばねであるスペーサ１７８を備え、隣接する両側の内側クラッチ板１２０ｈと引き摺りを起さない摩擦面同士の隙間を確保する。

クラッチ板１２０はクラッチハブ１０８の受圧面１０８ａと押圧部材１６０の押圧面１６０ａの間で軸方向に移動可能であり、押圧面１６０ａとの隙間Ｅがあるが、スペーサ１７８がないとクラッチ板１２０同士は、オイルによって粘着し分離せず、引き摺りを起す。スペーサ１７８が摩擦面同士の隙間を確保することで、引き摺りによる駆動力の損失を防止し燃費を向上させることが可能となる。

なお、押圧部材１６０がクラッチ板１２０から最も離れた待機位置に在る場合の隙間Ｅの値は、クラッチ１２０同士の隙間の状態により一定とは限らない。

スペーサ１７８は内側クラッチ板１２０ｈの外周部に設置することも可能であるが、トルク損失の小さな内側の方が好ましい。すなわち、スペーサ１７８が設置されたクラッチ板１２０に隣接するクラッチ板１２０と、スペーサ１７８との摺動による摩擦抵抗が同じであれば内側に設置した方が摩擦トルクは少なく、摩擦トルクは駆動力の損失となるためである。また、スペーサ１７８のばね荷重は隣接するクラッチ板１２０ｈとの間隔を維持できる範囲で小さい方が好ましい。

図９は、図８のスペーサを示す斜視図である。図９において、スペーサ１７８は板材を成形した板ばねであり、外側クラッチ板１２０ｄの内周部に設けた板厚方向の凹部１２０ｃに挿入する挟持部１８０と、挟持部１８０から隣接するクラッチ板１２０の両表面の外径方向に延び、クラッチ板１２０の軸方向に変形可能な弾性片１８２を備る。

スペーサ１７８を矢印で示す方向に凹部１２０ｃに挿入し固定するために、挟持部１８０の間隔は凹部１２０ｃの厚みより狭く設定される。

図１０は、図８のスペーサ１７８を示す断面図である。図１０（Ａ）は、四輪駆動時の多板クラッチ機構１０６が締結された状態で、スペーサ１７８が設置された外側クラッチ板１２０ｄと隣接する内側クラッチ板１２０ｈの各々の摩擦面が密着し回転している。図１０（Ｂ）は、二輪駆動時の多板クラッチ機構１０６が開放された状態で、スペーサ１７８が設置された外側クラッチ板１２０ｄと隣接する内側クラッチ板１２０ｈの各々の摩擦面がスペーサ１７８により引き摺りを起さない隙間に隔離されている。

図１０（Ｂ）において、内側クラッチ板１２０ｈは回転し、外側クラッチ板１２０ｄは回転しないため、スペーサ１７８の弾性片１８２の先端が隣接する内側クラッチ板１２０ｈと摺動する。そのため、弾性片１８２の先端は摩擦面ではない部位と接触するのが好ましい。

図１１は、図３の多板クラッチ機構１０６のスペーサ１７８の他の実施形態を示す断面図である。図１１おいて、スペーサ１７８は板材を成形した板ばねであり、外側クラッチ板１２０ｄの内周部に設けた板厚方向の凹部１２０ｃに挿入する挟持部１８０と、挟持部１８０から隣接する内側クラッチ板１２０ｈの両表面の内径方向に延び、内側クラッチ板１２０ｈの軸方向に変形可能な弾性片１８２を備える。

図１１（Ａ）は、多板クラッチ機構１０６が締結された状態で、スペーサ１７８が設置された外側クラッチ板１２０ｄと隣接する内側クラッチ板１２０ｈの各々の摩擦面が密着している。図１１（Ｂ）は、多板クラッチ機構１０６が開放された状態で、スペーサ１７８が設置された外側クラッチ板１２０ｄと隣接する内側クラッチ板１２０ｈの各々の摩擦面がスペーサ１７８により引き摺りを起さない隙間に隔離されている。

図１１（Ａ）と（Ｂ）の中間の位置においては、内側クラッチ板１２０ｈと外側クラッチ板１２０ｄは共に回転するが、回転速度差があるため弾性片１８２の先端が隣接する内側クラッチ板１２０ｈと摺動する。しかし、弾性片１８２の先端は外側クラッチ板１２０ｄの回転による遠心力で、矢印で示すように閉じる方向に力を受けることで摩擦抵抗を減らすことができる。

図１２は、図３のボールカム機構１２２のボールカム溝１２８とリテーナ１３６を示す説明図である。図１２において、一対の固定カムプレート１２４と回転カムプレート１２６の相対するカム面のボールカム溝１２８にボール１４０を挟んで保持している。ボールカム溝１２８は、乗り越え部１３４を境界にしてカム形状が異なる初期領域１３０と傾斜領域１３２を有する。

また、固定カムプレート１２４と回転カムプレート１２６の間には各ボール１４０の相対位置を保持するリテーナ１３６を備え、リテーナ１３６はボールカム溝１２８に対するボール１４０の初期位置を規制する位置決め用の突起部１３８を設ける。突起部１３８は回転カムプレート１２６の外周部に形成したガイド部１２７に係合している。

図１２（Ａ）は、二輪駆動時の多板クラッチ機構１０６が開放され、押圧部１６０が待機位置に在る状態で、ボール１４０は固定カムプレート１２４と回転カムプレート１２６の両ボールカム溝１２８の初期領域１３０に位置する。

図１２（Ｂ）は、二輪駆動から四輪駆動へ移行する際の、多板クラッチ機構１０６の締結初期の押圧部材１６０がクラッチ板１２０に接触を開始した位置に在る状態で、ボール１４０はボールカム溝１２８の乗り越え部１３４から傾斜部１３２に移行した位置にある。

図１２（Ｃ）は、四輪駆動へ切り替わり、多板クラッチ機構１０６が締結されて押圧部材１６０がクラッチ板１２０同士を押圧する位置に在る状態で、ボール１４０はボールカム溝１２８の傾斜部１３２に位置する。

荷重を分散するために円周上にボール１４０を複数配置した場合、ボールカム機構１２２の作動時にボールカム溝１２８とボール１４０との滑りにより各ボールの相対的な位置ずれが生じることがあり、その場合、複数のボールカム溝１２８を均等に押すことができなくなり、多板クラッチ機構１０６への偏荷重やボールカム溝１２８の表面の耐久性が著しく低下する。

リテーナ１３６を備えることで、各ボール１４０の相対位置が保持され、また、図１２（Ｃ）から図１２（Ａ）の初期位置に戻る毎に、位置決め用の突起部１３８により各ボール１４０のボールカム溝１２８に対する初期位置が補正される。

図１３は、図１の駆動力配分装置１８の他の実施形態を示した断面図であり、図３及び４に示す実施形態に対し、ボールカム機構１２２が異なる点を除けば同じ構成である。図１３において、サーボモータ１５０は減速機１５２を介して周縁カム１９８を回転させる。

回転カムプレート１２６は、アーム部１４４を延在して先端に、回転可能なローラから成るカムフォロア１９６を設けており、カムフォロア１９６は周縁カム１９８の外周部に接している。

ボールカム機構１２２は、周縁カム１９８により回転カムプレート１２６が固定カムプレート１２４に対し所定方向に回転駆動されると、対向する面の傾斜溝であるボールカム溝１２８に挟まれているボール１４０による押圧を受けて押圧部材１６０及び復帰ばね１６２を軸方向に押し、押圧部材１６０が多板クラッチ機構１０６のクラッチ板１２０を押すことで、駆動ギア１４８の回転量に応じて伝達トルクを増加させ、最大押付け位置で直結状態となる。

図１４は、図１３のボールカム機構１２２を入力軸１０２の方向から見た説明図である。図１４において、回転カムプレート１２６は、円周方向に複数のボールカム溝１２８を有する。この実施例におけるボールカム溝１２８は、図３の実施例において図１２に示すような乗り越え部１３４は存在せず、傾斜領域１３２は初期領域１３０から段差なく接する形状をしている。

回転カムプレート１２６から延在するアーム部１４４の先端に設けられたカムフォロア１９６の外周部は、周縁カム１９８のカム面に接している。周縁カム１９８のカム面は、初期領域２００、非線形領域２０２及び線形領域２０６で構成され、時計方向に回転することでカムフォロア１９６を介して回転カムプレート１２６を回転駆動し、多板クラッチ機構１０６を押圧する。

図１４（Ａ）は、二輪駆動時の多板クラッチ機構１０６が開放され、押圧部１６０が待機位置に在る状態で、カムフォロア１９６は周縁カム１９８のカム面の初期領域２００に位置する。

図１４（Ｂ）は、二輪駆動から四輪駆動へ移行する際の、多板クラッチ機構１０６の締結初期の押圧部材１６０がクラッチ板１２０に接触を開始した位置に在る状態で、カムフォロア１９６は周縁カム１９８のカム面の非線形領域２０２から線形領域２０６に移行する位置に在り、この点が押圧開始位置２０４となる。

周縁カム１９８の押圧開始位置２０４は、非線形領域２０２から線形領域２０６に移行する位置の近傍であれば非線形領域２０２に在っても線形領域２０６に在っても構わないが、非線形領域２０２から線形領域２０６に移行する点が望ましい。

ここで、従来例として非線形領域のない線形カム２０８の形状を示して周縁カム１９８との比較をすると、線形カム２０８においては押圧部材１６０がクラッチ板１２０を押圧始める押圧開始位置２１０までに角度βを要するが、非線形領域２０２の存在する周縁カム１９８においては角度βよりはるかに小さな角度αで押圧開始位置２０４に達する。

図１５及び１６は、図１２及び１４に示すボールカム機構１２２の動作説明図である。図１５は、多板クラッチ機構１０６の押圧部材１６０に作用するカム荷重１８８と、押圧部材１６０のストローク１９０の関係、及びばね荷重１９２を模式的に示したグラフで、横軸は回転カムプレート１２６のカム角度（θ）、縦軸はカム荷重（Ｆ）とストローク（Ｓ）を表している。

押圧部材１６０のストローク１９０は、カム角度θ０からθ１までが非線形領域で、カム角度θ１以降θmaxまでが線形領域であり、クラッチトルク（Ｔ）の軸は、カム角度θ１のバネ荷重１９２を始点（Ｔ０）とし、バネ荷重１９２の傾きに直角である。

図１６（Ａ）は、図１５に示すカム角度θに対応した、押圧部材１６０、クラッチドラム１０８、クラッチ板１２０及び復帰ばね１６２の状態を表し、各々、多板クラッチ機構１０６の待機状態θ０、締結開始θ１、締結状態θｎである。

図１６（Ｂ）は、図１２に示す固定カムプレート１２４、回転カムプレート１２６及びボール１４０のカム角度θに対応した位置関係を表し、左から各々、カム角度θ０のボール１４０がボールカム溝１２８の初期領域１３０に在る場合、カム角度θ１のボール１４０がボールカム溝１２８の乗り越え部１３４を乗り越え終わった位置に在る場合、カム角度θｎのボール１４０がボールカム溝１２８の傾斜領域１３２に在る場合である。

図１６（Ｃ）は、図１４に示す周縁カム１９８と回転カムプレート１２６のアーム部１４４の先端に位置するカムフォロア１９６のカム角度θに対応した位置関係を表し、左から各々、カム角度θ０のカムフォロア１９６が周縁カム１９８の初期領域２００に在る場合、カム角度θ１のカムフォロア１９６が周縁カム１９８の押圧開始位置２０４に在る場合、カム角度θｎのカムフォロア１９６が周縁カム１９８の線形領域２０６に在る場合である。

多板クラッチ機構１０６において、押圧部１６０の移動は、待機位置からクラッチ板１２０に接触を開始する位置までは、復帰ばね１６２を押し込むだけの小さな荷重でよいが、二輪駆動から四輪駆動への移行応答性を良くするために大な速度が必要になる。特に、二輪駆動時の引き摺りを防止するためにクラッチ板１２０同士の間隔を広げ、多板クラッチ機構１０６のエンドプレイを大きく取った場合はこの区間の移動速度が重要になる。

カム角度θ０の待機状態では、押圧部材１６０とクラッチ板１２０とに距離ｅのエンドプレイがあり、図１６（Ｂ）の場合、ボール１４０がカム角度θ０からカム角度θ１のボールカム溝１２８の乗り越え部１３４を乗り越える非線形領域でこの距離ｅをすばやく詰める。

図１６（Ｃ）の場合は、カムフォロア１９６がカム角度θ０からカム角度θ１で非線形領域２０２を経て押圧開始位置２０４に移動することでこの距離ｅをすばやく詰める。このカム角度θ０からカム角度θ１の区間でのカム荷重（Ｆ）は復帰ばね１６２のばね荷重１９２のみであるため、小さなカム角度θ１で大きなストロークＳ１を得ることが可能である。

その後、押圧部材１６０がクラッチ板１２０に接触し押圧を開始すると、クラッチ板１２０にクラッチトルク（Ｔ）が発生し、カム荷重（Ｆ）は急激に増加する。カム角度θ１以降は、ボール１４０はボールカム溝１２８の傾斜領域１３２に在り、カム角度θｎのストロークＳｎにおいて、荷重Ｆｎからバネ荷重１９２を引いた値がクラッチトルクＴｎに相当する。

図１７は、本発明による四輪駆動車用駆動力伝達装置の他の実施形態を示した説明図であり、図１に示す実施形態に対しオイルポンプ１９４を除けば同じ構成である。図１７において、スプロケット１１４にはオイルポンプ１９４が連結されており、多板クラッチ機構１０６が締結されスプロケット１１４が回転するとオイルポンプ１９４はオイルを図示しない油圧回路を経由して多板クラッチ機構１０６に供給し、多板クラッチ機構１０６に備わる複数のクラッチ板の摩擦熱による焼き付きを防止する。

なお、本実施形態において、オイルポンプ１９４はスプロケット１１４に連結され動力を得ているが、二輪駆動時に駆動力が伝達されない部位、例えばスプロケット１１２やチェーンベルト１１６から動力を得るようにしても構わない。

図１８は、図１７の駆動力配分装置１８の実施形態を示した断面図であり、図３に示す実施形態に対し入力軸１０２が駆動するオイルポンプ１８４がなく、代わりにスプロケット１１４が駆動するオイルポンプ１９４があること、及び図４に詳細を示す油孔開閉部１６４が存在しないことを除けば同じ構成である。

図１８において、スプロケット１１４の前輪出力軸１１８とは反対側にはオイルポンプ１９４が配置され、スプロケット１１４の軸から動力を得て、図示しない油圧回路を経由して入力軸１０２に設けられた油路１８６にオイルを供給する。

このような構成において、二輪駆動時の多板クラッチ機構１０６が開放され、押圧部材１６０はクラッチ板１２０から最も離れた待機位置に在る状態では、クラッチ板１２０の内でクラッチドラム１１０に係合した方は回転しないが、クラッチハブ１０８に係合した方が入力軸１０２の回転と共に回転する。

しかし、クラッチドラム１１０が回転しないことから、スプロケット１１２、チェーンベルト１１６を介したスプロケット１１４が回転せず、よってオイルポンプ１９４は油路１８６にオイルを吐出しないため、油路１８６からのオイルはクラッチ板１２０には供給されず、オイルによる粘性抵抗を軽減することでクラッチドラム１１０側の引き摺りを防止できる。

二輪駆動から四輪駆動へ切り替わり、ボールカム機構１２２に押され左方に移動した押圧部材１６０がクラッチ板１２０を押圧し、クラッチ板１２０同士が接触した状態ではクラッチドラム１１０が回転するため、スプロケット１１２、チェーンベルト１１６を介してスプロケット１１４が回転する。従って、スプロケット１１４に駆動されるオイルポンプ１９４は油路１８６にオイルを吐出することで、油路１８６からオイルがクラッチ板１２０に供給され、クラッチ板同士の焼き付を防止する。

図１９は、図１７の駆動力配分装置１８の他の実施形態を示した断面図であり、図１８に示す実施形態に対しスプロケット１１４が駆動するオイルポンプ１９４の代わりにスプロケット１１２が駆動するオイルポンプ２１２があることを除けば同じ構成である。

図１９において、スプロケット１１２の入力軸１０２側にはオイルポンプ２１２が配置され、スプロケット１１２の軸から動力を得て、入力軸１０２に設けられた油路１８６にオイルを供給する。このように構成しても図１８に示すものと同様な効果が得られる。

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

本発明による四輪駆動車用駆動力伝達装置の実施形態を示した説明図 図１の前輪差動装置の実施形態を示した断面図 図１の駆動力配分装置の実施形態を示した断面図 図３の多板クラッチ機構及びボールカム機構を示した断面図 図３のボールカム機構を軸方向から見た説明図 図３の多板クラッチ機構の油孔開閉部の動作を示す説明図 図６の油孔開閉部の油孔位置調整部材の動作を示す説明図 図３の多板クラッチ機構のスペーサ設置状態を示す説明図 図８のスペーサを示す斜視図 図８のスペーサを示す断面図 図３の多板クラッチ機構のスペーサの他の実施形態を示す断面図 図３のボールカム機構のボールカム溝とリテーナを示す説明図 図１の駆動力配分装置の他の実施形態を示した断面図 図１３のボールカム機構を軸方向から見た説明図 図１２及び図１４に示すボールカム機構の動作説明図 図１２及び図１４に示すボールカム機構の動作説明図 本発明による四輪駆動車用駆動力伝達装置の他の実施形態を示した説明図 図１７の駆動力配分装置の実施形態を示した断面図 図１７の駆動力配分装置の他の実施形態を示した断面図 従来の四輪駆動車用駆動力伝達装置の説明図 従来の多板クラッチ機構の引き摺り防止用リングばねの説明図

符号の説明

１０：駆動力伝達装置
１２：四輪駆動車
１４：エンジン
１６：変速機
１８：駆動力配分装置
２０：後輪差動装置
２２：前輪差動装置
２４：後輪プロペラシャフト
２６：前輪プロペラシャフト
２８、３０、３２、３４：自在継手
３６：ドライブピニオン
３８：リングギア
４０、４２：ピニオン
４４、４６：サイドギア
４８：左後輪駆動軸
５０：右後輪駆動軸
５２：左後輪
５４：右後輪
５６：ドライブピニオン
５８：リングギア
６０、６２：ピニオン
６４、６６：サイドギア
６８：左前輪駆動軸
７０：右前輪駆動軸
７２：左前輪
７４：右前輪
７６：断接機構
７８：前輪駆動力伝達区間
８０：デフケース
８２：ピニオン軸
８４：サイドギア軸
８６：スリーブ
８８：フォーク
９０：シフト軸
１００：ケース
１０２：入力軸
１０４：後輪出力軸
１０６：多板クラッチ機構
１０８：クラッチハブ
１１０：クラッチドラム
１１２、１１４：スプロケット
１１６：チェーンベルト
１１８：前輪出力軸
１２０：クラッチ板
１２２：ボールカム機構
１２４：固定カムプレート
１２６：回転カムプレート
１２８：ボールカム溝
１３０：初期領域
１３２：傾斜領域
１３４：乗り越え部
１３６：リテーナ
１３８：突起部
１４０：ボール
１４２、１４４：アーム部
１４６：扇型ギア
１４８：駆動ギア
１５０：サーボモータ
１５２：減速機
１５４、１５６：スラスト軸受
１５８：固定プレート
１６０：押圧部材
１６２：復帰ばね
１６４：油孔開閉部
１６６：油孔位置調整部材
１６８：油孔
１７０：ラチェット爪
１７２：皿ばね
１７４：ラック
１７６：弁部
１７８：スペーサ
１８０：挟持部
１８２：弾性片
１８４、１９４、２１２：オイルポンプ
１８６：油路
１８８：カム荷重
１９０：ストローク
１９２：ばね荷重
１９６：カムフォロア
１９８：周縁カム
２００：初期領域
２０２：非線形領域
２０４、２１０：押圧開始位置
２０６：線形領域
２０８：線形カム
３００：駆動力伝達装置
３０２：四輪駆動車
３０４：エンジン
３０６：変速機
３０８：駆動力配分装置
３１０：多板クラッチ機構
３１２：チェーンベルト機構
３１４：後輪プロペラシャフト
３１６：前輪プロペラシャフト
３１８：後輪差動装置
３２０：左後輪
３２２：右後輪
３２４：前輪差動装置
３２６：左前輪
３２８：右前輪
３３０：前輪駆動力伝達区間
３３２：リングばね

Claims (11)

1. 多板クラッチ機構の締結力を連続的に変化させ前輪及び後輪に伝達する駆動力の配分を走行条件に応じて自動的に制御する四輪駆動モードと、前記多板クラッチ機構を開放して後輪のみに駆動力を伝達する二輪駆動モードとを切り替え可能な四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、
   前記多板クラッチ機構により配分された駆動力を入力する前輪差動装置と左右前輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を切断及び接続可能な断接機構と、
   前記多板クラッチ機構の開放時に、前記多板クラッチ機構の軸方向に変位可能な複数のクラッチ板への潤滑油の供給を停止あるいは所定の量に制限する潤滑油供給量可変機構と、
   を備え、前記潤滑油供給量可変機構は、
   前記クラッチ板を締結及び開放する前記軸方向に移動可能な押圧部材に連動し、前記クラッチ板へ潤滑油を供給する油孔を前記クラッチ板の開放位置では閉鎖し締結位置では開放して潤滑油の流量を制御する油孔開閉部と、
   前記クラッチ板の磨耗に応じて変化する前記押圧部材の締結方向の移動限界に連動して前記クラッチ板へ潤滑油を供給する油孔の位置を変位する油孔位置調整部材と、
   を備え、
   二輪駆動モード時に、前記潤滑油供給量可変機構により前記クラッチ板への潤滑油の供給を停止あるいは所定の量に制限して前記多板クラッチ機構の前記潤滑油による引き摺りトルクを前記多板クラッチ機構から前記断接機構までの前輪駆動力伝達区間の回転抵抗よりも小さくすると共に、前記断接機構により前記前輪差動装置と前記左右前輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を切断して前記前輪駆動力伝達区間の回転を停止することを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
   
2. 多板クラッチ機構の締結力を連続的に変化させ前輪及び後輪に伝達する駆動力の配分を走行条件に応じて自動的に制御する四輪駆動モードと、前記多板クラッチ機構を開放して後輪のみに駆動力を伝達する二輪駆動モードとを切り替え可能な四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、
   前記多板クラッチ機構により配分された駆動力を入力する前輪差動装置と左右前輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を切断及び接続可能な断接機構と、
   前記多板クラッチ機構の開放時に、前記多板クラッチ機構の軸方向に変位可能な複数のクラッチ板への潤滑油の供給を停止あるいは所定の量に制限する潤滑油供給量可変機構と、
   を備え、前記潤滑油供給量可変機構は、
   前記多板クラッチ機構から前記断接機構までの前輪駆動力伝達区間に連動して駆動され、四輪駆動時に前記クラッチ板へ潤滑油を供給するオイルポンプを備え、
   二輪駆動モード時に、前記潤滑油供給量可変機構により前記クラッチ板への潤滑油の供給を停止あるいは所定の量に制限して前記多板クラッチ機構の前記潤滑油による引き摺りトルクを前記前輪駆動力伝達区間の回転抵抗よりも小さくすると共に、前記断接機構により前記前輪差動装置と前記左右前輪駆動軸の何れか一方又は両方との連結を切断して前記前輪駆動力伝達区間の回転を停止することを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
   
3. 請求項１又は２記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、前記多板クラッチ機構は、前記クラッチ板相互の間隔を広げる方向に付勢するスペーサを備え、
   前記多板クラッチ機構の開放時に、前記クラッチ板相互の間隔の合計を前記多板クラッチ機構の前記潤滑油による引き摺りトルクを前記前輪駆動力伝達区間の回転抵抗よりも小さくする所定の値以上にすることを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
   
4. 請求項３記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、前記スペーサは、
   前記クラッチ板の周縁部に設けた板厚方向の凹部に挿入する挟持部と、
   前記挟持部から前記クラッチ板の両表面の径方向に延び、前記クラッチ板の軸方向に変形可能な弾性片と、
   を有する板ばね部材であることを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
   
5. 請求項４記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、前記スペーサは、前記板ばね部材を前記クラッチ板の内周縁部に設けることを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
   
6. 請求項４記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、前記スペーサは、前記弾性片が前記クラッチ板の外周方向に開いた板ばね部材であることを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
   
7. 請求項１又は２記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、前記多板クラッチ機構は、
   前記クラッチ板を締結及び開放する前記軸方向に移動可能な押圧部材と、
   前記押圧部材を移動させるために回転力を出力する駆動源と、
   前記駆動源からの回転力を前記押圧部材の前記締結方向に変換及び増幅する押圧機構と、
   を備え、
   前記駆動源の回転角に対する前記押圧部材の軸方向変位への変換率が、前記押圧部材が前記開放方向の待機位置から前記締結方向の締結開始位置まで移動する移行区間と、前記締結開始位置から前記締結方向の締結終了位置までの締結力を連続的に変化させる押圧区間とでは、前記移行区間の方が大きいことを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
   
8. 請求項７記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、前記押圧機構は、前記押圧部材と同軸に設けられた固定カムプレートと回転カムプレートとの対向面上に円周方向に延びる複数のボールカム溝を各々設けると共に前記両ボールカム溝間に各々ボールを挟持したボールカム機構を備え、前記ボールカム溝は、
   前記押圧部材を前記移行区間で移動させる非線形領域と、
   前記押圧部材を前記押圧区間で移動させる線形領域と、
   を有し、
   前記回転カムプレートの回転角に対する前記軸方向の変位が、前記線形領域より前記非線形領域の方が大きいことを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
   
9. 請求項８記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、前記ボールカム機構は、円周方向に配置された各ボールの相対位置を保持するリテーナを備えたことを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
   
10. 請求項９記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、前記リテーナは、前記ボールカム溝に対するボールの初期位置を規制する位置決め部を有することを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。
    
11. 請求項７記載の四輪駆動車用駆動力伝達装置に於いて、前記押圧機構は、
    前記押圧部材と同軸に設けられ回転変位を軸方向変位に変換する回転カムプレートと、
    外周方向のカム面を有し前記駆動源により回転駆動される周縁カムと、
    前記回転カムプレートから延在したアーム部先端に前記周縁カムと係合するカムフォロアとを備え、前記カム面は、
    前記押圧部材を前記移行区間で移動させる非線形領域と、
    前記押圧部材を前記押圧区間で移動させる線形領域と、
    を有し、
    前記周縁カムの回転角に対する前記カムフォロアの法線方向変位が、前記線形領域より前記非線形領域の方が大きいことを特徴とする四輪駆動車用駆動力伝達装置。

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