JP5641871B2

JP5641871B2 - Driving force distribution device

Info

Publication number: JP5641871B2
Application number: JP2010239707A
Authority: JP
Inventors: 鈴木　悟; 悟鈴木
Original assignee: Univance Corp
Current assignee: Univance Corp
Priority date: 2010-10-26
Filing date: 2010-10-26
Publication date: 2014-12-17
Anticipated expiration: 2030-10-26
Also published as: JP2012091642A

Description

本発明は、車両の前後輪間又は車両の左右輪間に駆動力を配分制御する駆動力配分装置に関する。 The present invention relates to a driving force distribution device that distributes and controls driving force between front and rear wheels of a vehicle or between left and right wheels of a vehicle.

従来、副変速機の切替えと摩擦クラッチのクラッチ押付力とを単一のアクチュエータで制御する４輪駆動車用の駆動力配分装置が提案されている（例えば、特許文献１参照）。 2. Description of the Related Art Conventionally, a driving force distribution device for a four-wheel drive vehicle that controls switching of an auxiliary transmission and clutch pressing force of a friction clutch with a single actuator has been proposed (see, for example, Patent Document 1).

この特許文献１に記載された駆動力配分装置は、入力軸からの回転駆動力を高速と低速の２段に切り替えて主出力軸へ伝達する副変速機と、その主出力軸の回転駆動力を副出力軸に伝達する摩擦クラッチと、アクチュエータによる回転駆動に応じて摩擦クラッチのクラッチ押付力を変化させるボールカムプレートとを備えている。 The driving force distribution device described in Patent Document 1 includes a sub-transmission that transmits a rotational driving force from an input shaft to a main output shaft by switching between a high speed and a low speed, and a rotational driving force of the main output shaft. And a ball cam plate that changes the clutch pressing force of the friction clutch according to the rotational drive by the actuator.

この駆動力配分装置は、アクチュエータの出力軸と同軸に回転駆動部材が固定されている。この回転駆動部材の軸方向両側には、副変速機に連結されるシフトフォークを移動するシフト用円筒カム、及びボールカムプレートの駆動ギヤと噛み合うピニオンギヤが相対回転可能にそれぞれ配置されている。 In this driving force distribution device, the rotational driving member is fixed coaxially with the output shaft of the actuator. On both sides in the axial direction of the rotation drive member, a shift cylindrical cam for moving a shift fork connected to the sub-transmission and a pinion gear meshing with the drive gear of the ball cam plate are disposed so as to be relatively rotatable.

アクチュエータによる回転駆動部材の右回転はピニオンギヤに伝達され、そのピニオンギヤの回転に応じて駆動ギヤを介してボールカムプレートによる摩擦クラッチのクラッチ押付力が変化する。この回転駆動部材の左回転によるシフト用円筒カムの回転運動をシフトフォークにより直線運動に変換することで副変速機がシフトされる。 The right rotation of the rotation drive member by the actuator is transmitted to the pinion gear, and the clutch pressing force of the friction clutch by the ball cam plate changes via the drive gear according to the rotation of the pinion gear. The auxiliary transmission is shifted by converting the rotational movement of the shift cylindrical cam by the left rotation of the rotation drive member into a linear movement by the shift fork.

この回転駆動部材に回転軸方向移動可能に装着されたスライド型のラチェットが、シフト用円筒カムの端面に形成されたラチェット溝に出没自在に設けられている。そのラチェットがラチェット溝に嵌着すると、回転駆動部材の左回転駆動がシフト用円筒カムに伝達され、シフト用円筒カムの往復回転毎にシフトフォークによる副変速機の高速と低速との切替えが交互に繰り返される。 A slide type ratchet mounted on the rotation drive member so as to be movable in the direction of the rotation axis is provided in a ratchet groove formed on the end surface of the shift cylindrical cam. When the ratchet is fitted into the ratchet groove, the left rotation drive of the rotation drive member is transmitted to the shift cylindrical cam, and the shift fork alternately switches between high speed and low speed for each reciprocating rotation of the shift cylindrical cam. Repeated.

特開２００７−１７６３２９号公報JP 2007-176329 A

この種の駆動力配分装置においては、摩擦クラッチを押付けた状態でアクチュエータが駆動力を失うと、摩擦クラッチの反発力によりアクチュエータが逆転駆動するので、車両走行中における副変速機の切替えが発生しない構成を採用することが好ましい。 In this type of driving force distribution device, if the actuator loses driving force with the friction clutch pressed, the actuator is driven reversely by the repulsive force of the friction clutch, so that the sub-transmission is not switched during vehicle travel. It is preferable to adopt a configuration.

本発明の目的は、簡単な構成で、車両走行中における副変速機の切替えを確実に阻止することを可能とした駆動力配分装置を提供することにある。 An object of the present invention is to provide a driving force distribution device that can reliably prevent switching of an auxiliary transmission during traveling of a vehicle with a simple configuration.

［１］本発明は、入力軸への動力を少なくとも高速と低速の２段に切り替えて主出力軸へ伝達する副変速機と、前記主出力軸の動力を副出力軸に伝達する摩擦クラッチと、アクチュエータの出力軸に固定された回転駆動部材と、前記回転駆動部材の一端部に同軸に配置され、前記回転駆動部材の一方側の回転駆動に応じて前記摩擦クラッチの押付力を変化させる摩擦クラッチ駆動用カムと、前記回転駆動部材の他端部に同軸に配置され、前記回転駆動部材の他方側の回転駆動に応じて前記アクチュエータの回転運動を直線運動に変換して前記副変速機をシフトさせるシフトカムと、前記シフトカムに同軸に支持され、前記シフトカムのシフト位置となる２箇所に対応して前記シフト位置を決めるチェック機構とを備えてなり、前記チェック機構は、前記シフトカムと相対回転する筐体状のチェック部と、前記チェック部の外周の対角位置に形成された一対の筒状のチェックブロックと、前記チェックブロックの内部に収容され、コイルスプリングの弾性反発力により前記シフトカムの外周に形成されたチェック溝に押付けられるチェックボールとを備え、前記コイルスプリングの付勢力に抗して前記チェックボールと前記チェック溝との係合を解除する抵抗トルクと前記シフトカムの回転角とにより次式（１）で計算される吸収エネルギーが前記摩擦クラッチの反発力により前記アクチュエータを逆転駆動させるときに放出するエネルギーよりも大きくなり、車両走行中において前記副変速機の切替えが発生しないように、前記抵抗トルクと前記回転角とを設定したことを特徴とする駆動力配分装置にある。なお、チェック機構の吸収エネルギー＝チェック機構の抵抗トルク×シフトカムの回転角…（１）と表される。

[1] The present invention provides a sub-transmission that transmits power to the input shaft to at least two stages of high speed and low speed and transmits the power to the main output shaft, and a friction clutch that transmits power of the main output shaft to the sub-output shaft. A rotary drive member fixed to the output shaft of the actuator, and a frictional member arranged coaxially at one end of the rotary drive member and changing the pressing force of the friction clutch according to the rotational drive on one side of the rotary drive member The clutch drive cam and the other end of the rotary drive member are coaxially arranged, and the rotary transmission of the actuator is converted into a linear motion according to the rotary drive on the other side of the rotary drive member, and the auxiliary transmission is A shift cam for shifting, and a check mechanism that is coaxially supported by the shift cam and that determines the shift position corresponding to two shift positions of the shift cam. , Said a shift cam and a box-shaped check unit for relative rotation, a pair of cylindrical check blocks formed at diagonal positions of the outer circumference of the check unit, housed inside the check block, the coil spring A check ball that is pressed against a check groove formed on the outer periphery of the shift cam by an elastic repulsive force, and a resistance torque that releases the engagement between the check ball and the check groove against a biasing force of the coil spring ; wherein the a rotation angle of the shift cam Ri name greater than energy released when the absorbed energy calculated by the following equation (1) is reversed driving the actuator by the repulsive force of the friction clutch, the subtransmission during vehicle traveling as machine switching of does not occur, to characterized in that set between the rotation angle and the resistance torque There is the driving force distribution device. The absorption energy of the check mechanism = the resistance torque of the check mechanism × the rotation angle of the shift cam (1).

［２］上記［１］記載の発明にあって、前記チェック機構には、前記シフトカムに対する回り止めとなる保持片が形成され、前記保持片は、前記摩擦クラッチ駆動用カムの逆回転を阻止する位置決めロッドに貫通して支持されたことを特徴とする。 [2] In the invention described in [1], wherein, in the said check mechanism, the holding piece formed with detent for said shift cam is formed, the holding piece prevents the reverse rotation of the friction clutch driving cam It is characterized by being supported by penetrating the positioning rod.

本発明によれば、簡単な構成であるにもかかわらず、車両走行中における副変速機の切替えを十分に且つ確実に防止させることが可能となる。 According to the present invention, it is possible to sufficiently and reliably prevent switching of the sub-transmission during traveling of the vehicle despite the simple configuration.

本発明に係わる典型的な実施の形態であるトランスファの一構造例を概略的に示す断面図である。It is sectional drawing which shows roughly the example of 1 structure of the transfer which is typical embodiment concerning this invention. 本発明のトランスファに好適に用いられるシフト・クラッチ制御機構を示す分解斜視図である。It is a disassembled perspective view which shows the shift clutch control mechanism used suitably for the transfer of this invention. 本発明のシフト・クラッチ制御機構に好適に用いられる回転駆動部材及び摩擦クラッチ駆動用カムの分解斜視図である。It is a disassembled perspective view of the rotation drive member and the friction clutch drive cam which are preferably used for the shift clutch control mechanism of the present invention. （ａ）は本発明のシフト・クラッチ制御機構の組立状態を示す説明図であり、（ｂ）〜（ｄ）はシフト制御の説明図である。(A) is explanatory drawing which shows the assembly state of the shift clutch control mechanism of this invention, (b)-(d) is explanatory drawing of shift control. （ａ）は本発明のシフト・クラッチ制御機構の組立状態の説明図であり、（ｂ）はクラッチ制御の説明図である。である。(A) is explanatory drawing of the assembly state of the shift clutch control mechanism of this invention, (b) is explanatory drawing of clutch control. It is. 本発明のシフト・クラッチ制御機構に好適に用いられるチェック機構の断面図である。It is sectional drawing of the check mechanism used suitably for the shift clutch control mechanism of this invention. 本発明のシフト・クラッチ制御機構に好適に用いられるシャッター機構を示す上面図である。It is a top view which shows the shutter mechanism used suitably for the shift clutch control mechanism of this invention. 本発明のシャッター機構のシャッター部材を示す斜視図である。It is a perspective view which shows the shutter member of the shutter mechanism of this invention. （ａ）〜（ｄ）は本発明のシャッター機構の動きを説明するための説明図である。(A)-(d) is explanatory drawing for demonstrating the motion of the shutter mechanism of this invention.

以下、本発明の好適な実施の形態を添付図面に基づいて具体的に説明する。 Preferred embodiments of the present invention will be specifically described below with reference to the accompanying drawings.

（トランスファの全体構成）
図１において、全体を示す符号１は、この実施の形態に係る典型的なトランスファの全体構成を概略的に示している。図示例によるトランスファ１は、例えばＦＲ（フロントエンジン、リヤドライブ）方式をベースにした四輪駆動（４ＷＤ）車に適用されるものである。 (Overall configuration of transfer)
In FIG. 1, reference numeral 1 indicating the whole schematically shows the overall configuration of a typical transfer according to this embodiment. The transfer 1 according to the illustrated example is applied to, for example, a four-wheel drive (4WD) vehicle based on an FR (front engine, rear drive) system.

このトランスファ１は、図１に示すように、フロントケース２及びリアケース３からなるトランスファケースを有している。このフロントケース２の前側部位には、図示しないエンジンからの回転を同じく図示を省略した自動変速機あるいは手動変速機を介して入力する入力軸４がベアリング５を介して回転可能に固定支持されている。この入力軸４には、フロントケース２内に同軸的に配された副変速機２０を介してリアケース３内に同軸的に配された主出力軸である後輪出力軸６が直結されている。 As shown in FIG. 1, the transfer 1 has a transfer case including a front case 2 and a rear case 3. An input shaft 4 for inputting rotation from an engine (not shown) via an automatic transmission or a manual transmission (not shown) is fixedly supported by a front portion of the front case 2 via a bearing 5 so as to be rotatable. Yes. A rear wheel output shaft 6, which is a main output shaft coaxially disposed in the rear case 3, is directly connected to the input shaft 4 via an auxiliary transmission 20 coaxially disposed in the front case 2. Yes.

このトランスファケースの後輪出力軸６と平行な部位には、図１に示すように、主出力軸に対する副出力軸となる前輪出力軸７が設けられている。この後輪出力軸６の同一軸上には、駆動スプロケットギヤ８が設けられている。一方の前輪出力軸７の同一軸上には、駆動スプロケットギヤ８に対する従動スプロケットギヤ９が設けられている。この駆動スプロケットギヤ８、及び従動スプロケットギヤ９の間には、環状のチェーン１０が掛け回されている。 As shown in FIG. 1, a front wheel output shaft 7 serving as a sub output shaft with respect to the main output shaft is provided at a portion parallel to the rear wheel output shaft 6 of the transfer case. A drive sprocket gear 8 is provided on the same axis of the rear wheel output shaft 6. A driven sprocket gear 9 for the drive sprocket gear 8 is provided on the same axis of the one front wheel output shaft 7. An annular chain 10 is wound around the drive sprocket gear 8 and the driven sprocket gear 9.

この副変速機２０は、図１に示すように、入力軸４に入力するエンジンの駆動力をシフト機構３０により高速段Ｈと低速段Ｌとの走行変速切換を行う。このシフト機構３０は、副変速機２０の遊星歯車機構に同軸的に配されたＨ−Ｌ切換え用のクラッチスリーブ３１を備えている。 As shown in FIG. 1, the sub-transmission 20 performs a driving shift switching between a high speed stage H and a low speed stage L by using a shift mechanism 30 for driving force of the engine input to the input shaft 4. The shift mechanism 30 includes an HL switching clutch sleeve 31 that is arranged coaxially with the planetary gear mechanism of the auxiliary transmission 20.

この遊星歯車機構は、図１に示すように、入力軸４の外周に形成された高速用ギヤ（サンギヤ）２１と、フロントケース２に固定されたリングギヤ２２と、このサンギヤ２１の外周に噛み合うとともに、リングギヤ２２の内周に噛み合う複数のピニオンギヤ（プラネタリギヤ）２３，…，２３とを備えている。複数のピニオンギヤ２３は、同一の位相差をもって配された支軸２４を介して円形のキャリアケース２５に自転可能に固定支持されている。このキャリアケース２５は、サンギヤ２１と相対回転可能に入力軸４の軸回りに固定支持されている。このキャリアケース２５の後端部には、内スプライン（歯部）２６ａを有する円形のリング体２６が一体に固定されており、支軸２４の両端がキャリアケース２５と円形のリング体２６とに支持固定されている。 As shown in FIG. 1, this planetary gear mechanism meshes with the high speed gear (sun gear) 21 formed on the outer periphery of the input shaft 4, the ring gear 22 fixed to the front case 2, and the outer periphery of the sun gear 21. , 23 are provided with a plurality of pinion gears (planetary gears) 23 that mesh with the inner periphery of the ring gear 22. The plurality of pinion gears 23 are fixedly supported so as to be capable of rotating on a circular carrier case 25 via a support shaft 24 arranged with the same phase difference. The carrier case 25 is fixedly supported around the input shaft 4 so as to be rotatable relative to the sun gear 21. A circular ring body 26 having an inner spline (tooth portion) 26 a is integrally fixed to the rear end portion of the carrier case 25, and both ends of the support shaft 24 are connected to the carrier case 25 and the circular ring body 26. The support is fixed.

低速状態においては、クラッチスリーブ３１のスプラインが高速用ギヤ２１から脱することで、リング体２６の内スプライン２６ａにクラッチスリーブ３１のスプラインをスプライン係合させ、ピニオンギヤ２３から伝達された回転動力が、低速回転駆動力として後輪出力軸６に伝達される。 In the low speed state, the spline of the clutch sleeve 31 is disengaged from the high speed gear 21 so that the spline of the clutch sleeve 31 is spline engaged with the inner spline 26a of the ring body 26, and the rotational power transmitted from the pinion gear 23 is It is transmitted to the rear wheel output shaft 6 as a low-speed rotational driving force.

一方、図１に示す高速状態においては、クラッチスリーブ３１のスプラインと高速用ギヤ２１とが互いに噛合して連結されており、入力軸４の回転駆動力が、高速回転駆動力として後輪出力軸６に伝達される。 On the other hand, in the high speed state shown in FIG. 1, the spline of the clutch sleeve 31 and the high speed gear 21 are engaged with each other, and the rotational driving force of the input shaft 4 is used as the high speed rotational driving force as the rear wheel output shaft. 6 is transmitted.

後輪出力軸６の同一軸上には、図１に示すように、４ＷＤモードにおける前後輪駆動力の配分制御を行う駆動力配分装置の一部を構成する摩擦クラッチ装置４０が設けられている。トランスファケースには、副変速機２０のシフト機構３０の作動、及び摩擦クラッチ装置４０の作動を制御する駆動源となるアクチュエータ７０が設けられている。このアクチュエータ７０には、モータのトルクを増幅する減速機７１が内蔵されている。その減速機７１による回転駆動は、アクチュエータ出力軸７２を介してシフト機構３０及び摩擦クラッチ装置４０に伝達される。 On the same axis of the rear wheel output shaft 6, as shown in FIG. 1, a friction clutch device 40 that constitutes a part of a driving force distribution device that performs distribution control of front and rear wheel driving force in the 4WD mode is provided. . The transfer case is provided with an actuator 70 serving as a drive source for controlling the operation of the shift mechanism 30 of the auxiliary transmission 20 and the operation of the friction clutch device 40. The actuator 70 incorporates a speed reducer 71 that amplifies the torque of the motor. The rotational drive by the speed reducer 71 is transmitted to the shift mechanism 30 and the friction clutch device 40 via the actuator output shaft 72.

（シフト機構の構成）
このシフト機構３０は、図１に示すように、フォーク本体３２及び摺動ホルダ３３がコイルバネ３４を介して相対移動可能な二部材により主に構成されている。このフォーク本体３２の一側は、シフトロッド３５に移動可能に挿通支持されている。このフォーク本体３２の他側には、Ｈ−Ｌ切換え用のクラッチスリーブ３１に係合した二股状のフォークが延出されている。フォーク本体３２の幅方向両側に相対する立設側壁の内面には、内方に膨出した細長い柱状の一対のバネ荷重受部３２ａ，３２ａがシフトロッド軸方向両側にそれぞれ形成されている。 (Configuration of shift mechanism)
As shown in FIG. 1, the shift mechanism 30 is mainly composed of two members in which a fork main body 32 and a sliding holder 33 are relatively movable via a coil spring 34. One side of the fork main body 32 is inserted and supported by the shift rod 35 so as to be movable. On the other side of the fork main body 32, a bifurcated fork engaged with the clutch sleeve 31 for HL switching is extended. A pair of elongate columnar spring load receiving portions 32a and 32a bulging inward are formed on both sides in the shift rod axial direction on the inner surface of the standing side wall facing both sides in the width direction of the fork main body 32, respectively.

一方の摺動ホルダ３３は、図１に示すように、シフトロッド３５と同軸上に挿通支持される一対の摺動脚部３３ａ，３３ａを介してフォーク本体３２に相対移動可能に設けられている。この摺動脚部３３ａは、フォーク本体３２のバネ荷重受部３２ａ間の間隔より小さく設定されるとともに、この一対の摺動脚部３３ａの間の間隔は、フォーク本体３２の長さ方向両側一対のバネ荷重受部３２ａ間の間隔に略等しく設定されている。 As shown in FIG. 1, one sliding holder 33 is provided to be relatively movable on the fork main body 32 via a pair of sliding leg portions 33 a and 33 a that are inserted and supported coaxially with the shift rod 35. . The sliding leg portion 33a is set to be smaller than the interval between the spring load receiving portions 32a of the fork main body 32, and the interval between the pair of sliding leg portions 33a is a pair on both sides in the longitudinal direction of the fork main body 32. Is set to be approximately equal to the interval between the spring load receiving portions 32a.

この一対の摺動脚部３３ａの対向内面には、図１に示すように、一対の円形のワッシャ３６，３６がシフトロッド３５と同軸上に配されている。このワッシャ３６には、フォーク本体３２の幅方向両側一対のバネ荷重受部３３ａ間の間隔より大径に形成されている。この一対の摺動脚部３３ａ及びワッシャ３６は、コイルバネ３４の両端を保持するバネ保持機能と、コイルバネ３４を作動させるバネ作動機能とを兼ね備えている。フォーク本体３２のバネ荷重受部３２ａと摺動ホルダ３３の摺動脚部３３ａとの相対移動で生じるコイルバネ３４の圧縮力及び復元力によってシフト操作力を蓄積する待ち機構が構成される。 As shown in FIG. 1, a pair of circular washers 36, 36 are arranged coaxially with the shift rod 35 on the opposing inner surfaces of the pair of sliding legs 33 a. The washer 36 is formed to have a larger diameter than the distance between the pair of spring load receiving portions 33 a on both sides in the width direction of the fork main body 32. The pair of sliding legs 33 a and the washer 36 have a spring holding function for holding both ends of the coil spring 34 and a spring operating function for operating the coil spring 34. A waiting mechanism for accumulating the shift operation force is constituted by the compression force and the restoring force of the coil spring 34 generated by the relative movement between the spring load receiving portion 32 a of the fork main body 32 and the sliding leg portion 33 a of the sliding holder 33.

この摺動ホルダ３３の長さ方向一端部には、図１に示すように、シフトロッド３５に沿って延びるアーム部３３ｂが一体に形成されている。このアーム部３３ｂの先端部には円柱状のシフターピン３３ｃが突出して支持されている。このシフターピン３３ｃは、シフトカム３７の回転運動をシフト機構３０の直線運動に変換するカム溝３７ａ内に摺動自在に所定の間隙をもって遊嵌されている。シフターピン３３ｃは、アーム部３３ｂを介してフォーク本体３２よりもシフトカム３７側に配置される構成となっており、装置内の狭小な設置空間を合理的に使用することができる。 As shown in FIG. 1, an arm portion 33 b extending along the shift rod 35 is integrally formed at one end in the length direction of the sliding holder 33. A columnar shifter pin 33c protrudes and is supported at the tip of the arm portion 33b. The shifter pin 33c is loosely fitted with a predetermined gap in a slidable manner in a cam groove 37a that converts the rotational motion of the shift cam 37 into a linear motion of the shift mechanism 30. The shifter pin 33c is configured to be disposed closer to the shift cam 37 than the fork main body 32 via the arm portion 33b, so that a narrow installation space in the apparatus can be rationally used.

シフトカム３７の回転運動は、図１に示すように、カム溝３７ａの傾斜部に沿って移動するシフターピン３３ｃを介して摺動ホルダ３３へと伝達され、摺動ホルダ３３の直線運動に変換される。この直線運動は、コイルバネ３４を介してシフトロッド３５に沿ってフォーク本体３２を直線運動させる。図示例では、シフトカム３７の左方向１８０°の回転で、シフターピン３３ｃを副変速機２０の高速段Ｈ位置及び低速段Ｌ位置の切替えに必要な軸方向のシフト量だけ移動させる。このフォーク本体３２の直線運動により、フォーク本体３２を介して副変速機２０のサンギヤ２１とピニオンギヤ２３との間で駆動力の連結・切断を行うクラッチスリーブ３１をシフトさせ、高速と低速の切替えが行われる。 As shown in FIG. 1, the rotational movement of the shift cam 37 is transmitted to the sliding holder 33 via a shifter pin 33 c that moves along the inclined portion of the cam groove 37 a, and is converted into a linear movement of the sliding holder 33. The This linear motion causes the fork main body 32 to linearly move along the shift rod 35 via the coil spring 34. In the illustrated example, the shift cam 37 is rotated by 180 ° in the left direction to move the shifter pin 33c by an axial shift amount necessary for switching between the high speed H position and the low speed L position of the sub-transmission 20. The linear movement of the fork main body 32 shifts the clutch sleeve 31 that connects and disconnects the driving force between the sun gear 21 and the pinion gear 23 of the sub-transmission 20 via the fork main body 32, thereby switching between high speed and low speed. Done.

（摩擦クラッチ装置の構成）
この摩擦クラッチ装置４０は、図１に示すように、環状をなす多板式の摩擦クラッチ４１の接断動作を制御する。この摩擦クラッチ４１は、環状のクラッチハブ４２を後輪出力軸６に固定するとともに、環状のクラッチドラム４３を後輪出力軸６に回転可能に支持した駆動スプロケットギヤ８に連結している。 (Configuration of friction clutch device)
As shown in FIG. 1, the friction clutch device 40 controls the connection / disconnection operation of an annular multi-plate friction clutch 41. The friction clutch 41 fixes an annular clutch hub 42 to the rear wheel output shaft 6 and is connected to a drive sprocket gear 8 that rotatably supports an annular clutch drum 43 on the rear wheel output shaft 6.

２輪駆動（２ＷＤ）の際には摩擦クラッチ４１の締結が解除され、入力軸４の回転は、副変速機２０を介して後輪出力軸６に伝達される。一方、４ＷＤの際には、摩擦クラッチ４１が締結状態となり、入力軸４からの駆動力が後輪出力軸６、摩擦クラッチ４１、駆動スプロケットギヤ８、前輪駆動用チェーン１０、及び従動スプロケットギヤ９を介して前輪出力軸７へと伝達される。 During the two-wheel drive (2WD), the engagement of the friction clutch 41 is released, and the rotation of the input shaft 4 is transmitted to the rear wheel output shaft 6 via the auxiliary transmission 20. On the other hand, in the case of 4WD, the friction clutch 41 is in the engaged state, and the driving force from the input shaft 4 is the rear wheel output shaft 6, the friction clutch 41, the driving sprocket gear 8, the front wheel driving chain 10, and the driven sprocket gear 9. Is transmitted to the front wheel output shaft 7.

この摩擦クラッチ装置４０は、図１に示すように、後輪出力軸６と同一軸上に移動可能な環状のクラッチ押付部材４４と、アクチュエータ７０の回転運動を直線運動に変換し、クラッチ押付部材４４に軸方向変位を付与するボールカム機構５０とを備えている。 As shown in FIG. 1, the friction clutch device 40 converts an annular clutch pressing member 44 that can move on the same axis as the rear wheel output shaft 6 and the rotational motion of the actuator 70 into a linear motion. 44 is provided with a ball cam mechanism 50 for applying an axial displacement.

このボールカム機構５０は、図１及び図２に示すように、摩擦クラッチ４１のクラッチ締結力を無段階に制御する。ボールカム機構５０には、後輪出力軸６と同一軸上に反力側のカムプレート（反力カムプレート）５１、及び駆動側のカムプレート（駆動カムプレート）５２により構成された一対のボールカムが設けられている。この反力カムプレート５１は、スラスト軸受５３を介して環状の固定部材５４に固定されている。一方の駆動カムプレート５２は、スラスト軸受５５を介してクラッチ押付部材４４に当接して連結されている。 As shown in FIGS. 1 and 2, the ball cam mechanism 50 controls the clutch fastening force of the friction clutch 41 steplessly. The ball cam mechanism 50 includes a pair of ball cams configured by a reaction force side cam plate (reaction force cam plate) 51 and a drive side cam plate (drive cam plate) 52 on the same axis as the rear wheel output shaft 6. Is provided. The reaction force cam plate 51 is fixed to an annular fixing member 54 via a thrust bearing 53. One drive cam plate 52 is in contact with and connected to the clutch pressing member 44 via a thrust bearing 55.

この反力カムプレート５１は、図２に示すように、アクチュエータ出力軸側に向けて延在する自由端部を位置決めロッド１１に支持されている。この位置決めロッド１１は、アクチュエータ出力軸７２と同軸上に回転可能に支持された摩擦クラッチ駆動用の板カム６０の逆回転を阻止するストッパとしての機能をも有している。一方の駆動カムプレート５２は、反力カムプレート５１とは所定角度の位相差をもってアクチュエータ出力軸側に向けて延在する先細り状のアーム部５２ａが一体形成されている。そのアーム部５２ａの先端部分にはカムフォロア５６が回転自在に軸支されている。そのカムフォロア５６は、板カム６０のカム面に常時接触されており、アクチュエータ７０の回転をボールカム機構５０に伝達するようになっている。 As shown in FIG. 2, the reaction force cam plate 51 is supported by the positioning rod 11 at a free end extending toward the actuator output shaft side. The positioning rod 11 also has a function as a stopper for preventing reverse rotation of the plate clutch 60 for driving the friction clutch, which is rotatably supported coaxially with the actuator output shaft 72. One drive cam plate 52 is integrally formed with a tapered arm portion 52 a extending toward the actuator output shaft side with a phase difference of a predetermined angle from the reaction force cam plate 51. A cam follower 56 is rotatably supported at the distal end portion of the arm portion 52a. The cam follower 56 is always in contact with the cam surface of the plate cam 60, and transmits the rotation of the actuator 70 to the ball cam mechanism 50.

この摩擦クラッチ４１を締結する場合は、板カム６０がアクチュエータ出力軸７２の軸心回りに正回転方向に右回転することで、駆動カムプレート５２が反力カムプレート５１に対して一定方向に回転駆動される。この駆動カムプレート５２が回転駆動すると、駆動カムプレート５２は、ボールカム溝内のボール５７による押圧を受けながら、後輪出力軸６の軸方向に移動する。駆動カムプレート５２が移動すると、クラッチ押付部材４４は、後輪出力軸６の軸方向前方に押されて摩擦クラッチ４１を押圧することで、アクチュエータ７０の回転量に応じてクラッチ押付力を増加させる。 When the friction clutch 41 is engaged, the drive cam plate 52 rotates in a fixed direction with respect to the reaction cam plate 51 by rotating the plate cam 60 clockwise around the axis of the actuator output shaft 72 in the positive rotation direction. Driven. When the drive cam plate 52 is rotationally driven, the drive cam plate 52 moves in the axial direction of the rear wheel output shaft 6 while being pressed by the ball 57 in the ball cam groove. When the drive cam plate 52 moves, the clutch pressing member 44 is pressed forward in the axial direction of the rear wheel output shaft 6 to press the friction clutch 41, thereby increasing the clutch pressing force according to the rotation amount of the actuator 70. .

一方、摩擦クラッチ４１の締結を解除する場合は、上記操作とは逆に板カム６０が回転することで、上記操作と逆の操作を行うこととなる。これにより、板カム６０の外面に形成されたカム面の形状に対応する変化パターンで、摩擦クラッチ４１のクラッチ押付部材４４を移動させることができる。 On the other hand, when releasing the engagement of the friction clutch 41, the plate cam 60 rotates in the opposite direction to the above operation, so that the operation opposite to the above operation is performed. Thereby, the clutch pressing member 44 of the friction clutch 41 can be moved in a change pattern corresponding to the shape of the cam surface formed on the outer surface of the plate cam 60.

上記実施の形態に係るトランスファ１の構成によると、以下の効果が得られる。 According to the configuration of the transfer 1 according to the above embodiment, the following effects can be obtained.

（１）ボールカム機構５０の駆動カムプレート５２は、カムフォロア５６が板カム６０のカム面にならって回転駆動するので、ピニオンギヤにより駆動カムプレートを回転駆動する構成と比べて、摩擦クラッチ４１のクラッチプレート間が離間しているクラッチ締結解除状態からクラッチ締結状態へ移る際の長い移動距離をアクチュエータ７０による小さい回転角度で移動させることが可能となる。
（２）摺動ホルダ３３の摺動脚部３３ａに、ワッシャ３６を介してコイルバネ３４の両端を保持する機能と、コイルバネ３４を作動する機能とを集約化して配置させることにより、フォーク本体３２に対する摺動ホルダ３３のシフトロッド軸方向への移動ストロークに余裕をもたせることができる。摺動ホルダ３３に必要な移動ストロークが確保され、フォーク本体３２の長さ方向が不必要に長くなることもない。
（３）この摺動ホルダ３３の摺動脚部３３ａにバネ保持機能とバネ作動機能とを備えることにより、フォーク本体３２のシフトロッド軸方向の長さは、少なくとも摺動脚部３３ａがフォーク本体３２のバネ荷重受部３２ａを通過する移動ストローク分の長さを確保するとともに、摺動ホルダ３３及びコイルバネ３４の組み付けに必要な最小限の内部空間を確保すれば、フォーク本体３２の小型化と短縮化という二つの利点を併せ持つシフト機構３０が得られる。 (1) The drive cam plate 52 of the ball cam mechanism 50 is rotationally driven by the cam follower 56 following the cam surface of the plate cam 60, so that the clutch plate of the friction clutch 41 is compared with the configuration in which the drive cam plate is rotationally driven by a pinion gear. It is possible to move a long movement distance at a small rotation angle by the actuator 70 when the clutch engagement release state, which is spaced from the clutch release state, is shifted to the clutch engagement state.
(2) The function of holding both ends of the coil spring 34 via the washer 36 and the function of operating the coil spring 34 are arranged on the slide leg 33a of the slide holder 33 so as to be integrated with the fork main body 32. An allowance can be provided for the movement stroke of the sliding holder 33 in the shift rod axis direction. The moving stroke required for the sliding holder 33 is ensured, and the length direction of the fork main body 32 is not unnecessarily increased.
(3) By providing the sliding leg portion 33a of the sliding holder 33 with a spring holding function and a spring operating function, the length of the fork main body 32 in the shift rod axial direction is such that at least the sliding leg 33a is at the fork main body. The fork main body 32 can be reduced in size by securing the length of the moving stroke passing through the 32 spring load receiving portions 32a and securing the minimum internal space necessary for assembling the sliding holder 33 and the coil spring 34. A shift mechanism 30 having both advantages of shortening can be obtained.

（シフト・クラッチ制御機構の全体構成）
この実施の形態の主要な基本構成は、図２に示すように、シフト機構３０及び摩擦クラッチ装置４０を制御するシフト・クラッチ制御機構８０にある。上記のように構成されたトランスファ１の構成部分は、シフト機構３０、及びボールカム機構５０の構成を除いて、従来のものと基本的な構成において変わるところはない。従って、トランスファ１の基本構成は、図示例に限定されるものではない。 (Overall configuration of shift / clutch control mechanism)
The main basic configuration of this embodiment is a shift / clutch control mechanism 80 that controls the shift mechanism 30 and the friction clutch device 40, as shown in FIG. The components of the transfer 1 configured as described above are the same as the conventional ones except for the shift mechanism 30 and the ball cam mechanism 50. Therefore, the basic configuration of the transfer 1 is not limited to the illustrated example.

この実施の形態に係る典型的なシフト・クラッチ制御機構８０は、単一のアクチュエータ７０により副変速機２０の切替え動作と摩擦クラッチ装置４０の接断動作とを個別に制御することを可能とする。図示例によると、この制御は、シフトカム３７のシフト位置（高速段Ｈ位置）を制御原点とした一方側（右回転）でクラッチ制御を行い、シフト位置（高速段Ｈ位置）を制御原点とした一方側とは逆の他方側（左回転）で副変速機２０の切替え制御を行っている。 A typical shift / clutch control mechanism 80 according to this embodiment enables a single actuator 70 to individually control the switching operation of the auxiliary transmission 20 and the connecting / disconnecting operation of the friction clutch device 40. . According to the illustrated example, this control performs clutch control on one side (right rotation) with the shift position (high speed stage H position) of the shift cam 37 as the control origin, and the shift position (high speed stage H position) as the control origin. Switching control of the auxiliary transmission 20 is performed on the other side (left rotation) opposite to the one side.

このシフト・クラッチ制御機構８０は、図１及び図２に示すように、シフト機構３０をシフトロッド３５に沿って直線移動させるシフトカム３７と、摩擦クラッチ４１のクラッチ押付力を変化させる板カム６０と、シフトカム３７及び板カム６０を個別に回転駆動させる回転駆動部材８１とにより主に構成されている。このシフトカム３７、板カム６０、及び回転駆動部材８１は、アクチュエータ出力軸７２と同軸上に配されており、アクチュエータ７０の回転量に応じて動作する。 As shown in FIGS. 1 and 2, the shift / clutch control mechanism 80 includes a shift cam 37 that linearly moves the shift mechanism 30 along the shift rod 35, and a plate cam 60 that changes the clutch pressing force of the friction clutch 41. The rotation cam 37 and the plate cam 60 are mainly constituted by a rotation drive member 81 for individually rotating the drive. The shift cam 37, the plate cam 60, and the rotation drive member 81 are arranged coaxially with the actuator output shaft 72 and operate according to the rotation amount of the actuator 70.

（回転駆動部材の構成）
この回転駆動部材８１は、図２及び図３に示すように、周面が中心線Ｏ方向にシフトカム対向側の大径部分８２と板カム対向側の小径部分８３とが段差を介して一体形成された円筒体からなる。この大径部分８２は、図１及び図２に示すように、シフトカム３７の端面と対向してシフトロッド３５に相対回転可能に支持されている。この回転駆動部材８１は、小径部分８３の板カム側の内周部をスプラインによる固定状態で、アクチュエータ出力軸７２に支持されている。この小径部分８３の外周には、板カム６０が相対回転可能に支持されている。 (Configuration of rotation drive member)
As shown in FIGS. 2 and 3, the rotation drive member 81 has a circumferential surface integrally formed with a large diameter portion 82 on the shift cam facing side and a small diameter portion 83 on the plate cam facing side in a direction of the center line O through a step. It is made of a cylindrical body. As shown in FIGS. 1 and 2, the large-diameter portion 82 faces the end surface of the shift cam 37 and is supported by the shift rod 35 so as to be relatively rotatable. The rotary drive member 81 is supported by the actuator output shaft 72 with the inner peripheral portion of the small diameter portion 83 on the plate cam side fixed by a spline. A plate cam 60 is supported on the outer periphery of the small diameter portion 83 so as to be relatively rotatable.

この回転駆動部材８１の大径部分８２には、図２及び図３に示すように、矩形状を有する一対のクラッチ制御機構用の駆動突起８４とシフト制御機構用の駆動突起８５とが板カム６０側に突出して形成されている。この駆動突起８４，８５は、所定の位相差をもって大径部分８２の同一円周上に配されている。この駆動突起８４は、回転駆動部材８１の右回転駆動により、板カム６０に形成された被駆動突起６３に当接して板カム６０を同期回転させる駆動面８４ａを有している。一方の駆動突起８５は、回転駆動部材８１の左回転駆動により、板カム６０の被駆動突起６３に当接して回転駆動部材８１の動作を停止させるストッパ面８５ａを有している。 As shown in FIGS. 2 and 3, a pair of rectangular drive projections 84 for the clutch control mechanism and a drive projection 85 for the shift control mechanism are provided on the large-diameter portion 82 of the rotary drive member 81. It protrudes to the 60 side. The drive protrusions 84 and 85 are arranged on the same circumference of the large diameter portion 82 with a predetermined phase difference. The drive protrusion 84 has a drive surface 84 a that abuts on the driven protrusion 63 formed on the plate cam 60 and rotates the plate cam 60 synchronously by the right rotation drive of the rotation drive member 81. One drive protrusion 85 has a stopper surface 85 a that abuts on the driven protrusion 63 of the plate cam 60 and stops the operation of the rotation drive member 81 by the left rotation drive of the rotation drive member 81.

この一対の駆動突起８４，８５の間に切欠して形成された平坦状の大径部分８２の外面には、図２及び図３に示すように、外面の法線方向に延びる回転軸８６を介してラチェットレバー８７が双方向回転可能に支持されている。このラチェットレバー８７は、バネ８９によりシフトカム３７の端面側に向けて付勢されており、回転駆動部材８１の回転方向と直交する方向に回転する。 As shown in FIGS. 2 and 3, a rotating shaft 86 extending in the normal direction of the outer surface is provided on the outer surface of the flat large-diameter portion 82 formed by cutting out between the pair of drive protrusions 84 and 85. The ratchet lever 87 is supported via a bi-directional rotation. The ratchet lever 87 is biased toward the end face of the shift cam 37 by a spring 89 and rotates in a direction orthogonal to the rotation direction of the rotation drive member 81.

このラチェットレバー８７の回転基部には、図２及び図３に示すように、回転軸８６を中心として設けられたラチェット部９０が一体に形成されている。このラチェット部９０の駆動爪であるラチェット爪９１は、シフトカム３７の端面をシフト方向（左方向）、及びシフト方向とは反対側の戻し方向（右方向）の両方向に駆動可能な外形形態に形成されている。このラチェット爪９１は、シフトカム３７の端面に形成されたラチェット溝３８にバネ８９の弾力に抗して係脱可能とされている。このラチェット爪９１の外面には、シフト完了の戻り時にラチェット溝３８との係合を阻止する突部９２が突出して形成されている。 As shown in FIGS. 2 and 3, a ratchet portion 90 provided around the rotation shaft 86 is integrally formed on the rotation base portion of the ratchet lever 87. The ratchet pawl 91 that is a drive pawl of the ratchet portion 90 is formed in an outer shape that can drive the end face of the shift cam 37 in both the shift direction (left direction) and the return direction (right direction) opposite to the shift direction. Has been. The ratchet pawl 91 can be engaged with and disengaged from the ratchet groove 38 formed on the end face of the shift cam 37 against the elasticity of the spring 89. On the outer surface of the ratchet pawl 91, a protrusion 92 is formed so as to protrude from the ratchet groove 38 when the shift is completed.

このラチェットレバー８７には、図２及び図３に示すように、回転軸８６と直交する一対のシフトカム３７側の腕部８８と板カム６０側の腕部８８とが一体に形成されている。この一対の腕部８８は、回転駆動部材８１の回転中心線から右回り方向に傾斜している。この一対の腕部８８の右回り方向の側面は、回転軸８６を対称に形成されたカム面８８ａ，８８ａを有している。この一対のカム面８８ａは、回転駆動部材８１がシフト方向とは逆側の戻り方向へ回転駆動するとき、ラチェット爪９１をシフトカム３７のラチェット溝３８から離脱させ、回転駆動部材８１とシフトカム３７との同期回転を阻止する機能を有している。 As shown in FIGS. 2 and 3, the ratchet lever 87 is integrally formed with a pair of arm portions 88 on the shift cam 37 side and arm portions 88 on the plate cam 60 side that are orthogonal to the rotation shaft 86. The pair of arm portions 88 are inclined clockwise from the rotation center line of the rotation drive member 81. The side surfaces in the clockwise direction of the pair of arm portions 88 have cam surfaces 88 a and 88 a formed so as to be symmetrical with respect to the rotation shaft 86. The pair of cam surfaces 88a separates the ratchet pawl 91 from the ratchet groove 38 of the shift cam 37 when the rotation drive member 81 is driven to rotate in the return direction opposite to the shift direction, and the rotation drive member 81 and the shift cam 37 It has a function to prevent the synchronous rotation.

（シフト制御機構の構成）
一方の板カム６０は、図２及び図３に示すように、回転駆動部材８１側の対向面に円柱状の長短一対の駆動ピン６１，６２が突出して形成されている。この長尺の駆動ピン６１は、ラチェットレバー８７のシフトカム３７側の腕部８８の回転軌跡内に配されている。一方の短尺の駆動ピン６２は、ラチェットレバー８７の板カム６０側の腕部８８の回転軌跡内に配されている。 (Configuration of shift control mechanism)
As shown in FIGS. 2 and 3, one plate cam 60 is formed with a pair of long and short drive pins 61 and 62 projecting from the opposing surface on the rotation drive member 81 side. The long drive pin 61 is arranged in the rotation locus of the arm portion 88 of the ratchet lever 87 on the shift cam 37 side. One short drive pin 62 is arranged in the rotation locus of the arm portion 88 of the ratchet lever 87 on the plate cam 60 side.

この長尺の駆動ピン６１は、図２及び図３に示すように、シフトカム３７側の腕部８８のカム面８８ａに当接して押圧することでラチェット爪９１をシフトカム３７のラチェット溝３８の回転軌跡外に作動させ、ラチェット爪９１を開放する。一方の短尺の駆動ピン６２は、ラチェットレバー８７の板カム６０側の腕部８８のカム面８８ａに当接して押圧することでラチェット爪９１を開放する。 As shown in FIGS. 2 and 3, the long drive pin 61 abuts against the cam surface 88 a of the arm 88 on the shift cam 37 side and presses the ratchet pawl 91 to rotate the ratchet groove 38 of the shift cam 37. The ratchet pawl 91 is opened by operating outside the locus. One short drive pin 62 abuts and presses the cam surface 88a of the arm 88 on the plate cam 60 side of the ratchet lever 87 to release the ratchet pawl 91.

このシフトカム３７のラチェット溝３８と、板カム６０の駆動ピン６１，６２と、回転駆動部材８１の駆動突起８５及びラチェットレバー８７とによりシフト制御機構が主に構成される。回転駆動部材８１の回転中心線の法線方向の軸線を中心としてラチェットレバー８７が双方向回転可能に固定支持された構成となっているので、ラチェット爪９１がラチェット溝３８から離脱するのに必要となるラチェット爪９１の作動回転角を小さくすることが可能となる。 The shift control mechanism is mainly configured by the ratchet groove 38 of the shift cam 37, the drive pins 61 and 62 of the plate cam 60, the drive protrusion 85 of the rotation drive member 81, and the ratchet lever 87. Since the ratchet lever 87 is fixed and supported so as to be bi-directionally rotatable about the axis in the normal direction of the rotation center line of the rotation drive member 81, it is necessary for the ratchet pawl 91 to be detached from the ratchet groove 38. Thus, it becomes possible to reduce the operating rotation angle of the ratchet pawl 91.

図４を参照すると、図４は、シフトカム３７、板カム６０、及び回転駆動部材８１を組み付けた状態を展開して示している。同図において、チェックボール１０４の両側に位置する２つのチェック溝３９、ラチェット溝３８、駆動ピン６２、及び被駆動突起６３は同一のものであるが、展開図としては別々に表している。 Referring to FIG. 4, FIG. 4 shows a developed state where the shift cam 37, the plate cam 60, and the rotation drive member 81 are assembled. In the figure, two check grooves 39, ratchet grooves 38, drive pins 62, and driven protrusions 63 located on both sides of the check ball 104 are the same, but are shown separately in a developed view.

図４（ａ）において、アクチュエータ出力軸７２及びシフトカム３７は制御原点にあり、シフトカム３７のシフト位置は高速段Ｈ位置（Ｈポジション）となっている。回転駆動部材８１の駆動突起８５のストッパ面８５ａが板カム６０の被駆動突起６３から離れた位置で、シフトカム３７のカム溝３７ａ内を移動するシフト機構３０のシフターピン３３ｃの制御開始位置となる。 In FIG. 4A, the actuator output shaft 72 and the shift cam 37 are at the control origin, and the shift position of the shift cam 37 is the high speed H position (H position). At the position where the stopper surface 85a of the drive protrusion 85 of the rotation drive member 81 is away from the driven protrusion 63 of the plate cam 60, it becomes the control start position of the shifter pin 33c of the shift mechanism 30 that moves in the cam groove 37a of the shift cam 37. .

図４（ｂ）は、回転駆動部材８１を左方向に回転駆動（展開図では、回転駆動部材８１を左方向に移動）させることで、シフトカム３７が回転駆動部材８１と一緒に左方向に回転駆動するシフト切替えの往路回転であり、回転駆動部材８１のラチェット爪９１がシフトカム３７のラチェット溝３８に引っ掛かった係合状態で、シフトカム３７と回転駆動部材８１とが一体に回転している。板カム６０は、制御開始位置に残ったままの状態で停止している。 In FIG. 4B, the shift cam 37 rotates in the left direction together with the rotation drive member 81 by rotating the rotation drive member 81 in the left direction (in the development view, the rotation drive member 81 is moved in the left direction). The shift cam 37 and the rotary drive member 81 are integrally rotated in an engaged state in which the ratchet pawl 91 of the rotation drive member 81 is hooked on the ratchet groove 38 of the shift cam 37. The plate cam 60 is stopped while remaining at the control start position.

この回転駆動部材８１の回転角が１８０°に達すると、図４（ｃ）に示すように、チェックボール１０４が次のチェック溝３８に嵌合して低速段Ｌ位置（Ｌポジション）となるシフト位置に位置決めする。シフト機構３０のシフターピン３３ｃは、シフトカム３７のカム溝３７ａに沿って軸方向に案内移動され、Ｌポジションへの移動を完了している。 When the rotation angle of the rotary drive member 81 reaches 180 °, as shown in FIG. 4C, the check ball 104 is fitted into the next check groove 38 and shifted to the low speed L position (L position). Position to position. The shifter pin 33c of the shift mechanism 30 is guided and moved in the axial direction along the cam groove 37a of the shift cam 37, and the movement to the L position is completed.

図４（ｃ）において、回転駆動部材８１における駆動突起８５のストッパ面８５ａが板カム６０の被駆動突起６３に当接して停止するとともに、板カム６０の短尺の駆動ピン６２がラチェットレバー８７の板カム６０側の腕部８８に当接して押圧する。ラチェットレバー８７のラチェット爪９１は、弾力に抗して回転軸８６を中心とする左方向に回転して開放する。 In FIG. 4C, the stopper surface 85 a of the driving protrusion 85 of the rotation driving member 81 comes into contact with the driven protrusion 63 of the plate cam 60 and stops, and the short drive pin 62 of the plate cam 60 is connected to the ratchet lever 87. The arm portion 88 on the plate cam 60 side is abutted and pressed. The ratchet pawl 91 of the ratchet lever 87 rotates in the left direction about the rotation shaft 86 against the elasticity and is released.

このラチェット爪９１が板カム６０のラチェット溝３８から離脱すると、図４（ｄ）に示すように、シフトカム３７をシフト位置に残したままの状態で、回転駆動部材８１だけが右方向に復路（戻り）回転する（展開図では、回転駆動部材８１を右方向に移動）。ラチェット爪９１は、シフトカム３７の端面に沿って右方向に回転し、次のラチェット溝３８に係合することになる。 When the ratchet pawl 91 is disengaged from the ratchet groove 38 of the plate cam 60, as shown in FIG. 4D, only the rotation drive member 81 returns to the right (with the shift cam 37 left in the shift position). (Return) Rotates (in the developed view, the rotation drive member 81 is moved to the right). The ratchet pawl 91 rotates rightward along the end face of the shift cam 37 and engages with the next ratchet groove 38.

ところで、トランスファの切替え操作後にトランスミッションをあまり早く操作すると、シフトの途中でエンジン駆動力が入力され、シフトフォークが動かなくなってシフト完了前で停止する場合がある。そのような場合は、シフトフォークを元の位置に戻すことで、車両が走り始めてから突然にシフトするような動作を回避することが望ましい。このシフト・クラッチ制御機構８０においては、シフトフォークがシフト完了前に停止した場合は、シフトフォークを元の位置に戻すことができるため、車両が走り始めてからの突然のシフト動作を回避することができる。 By the way, if the transmission is operated too early after the transfer switching operation, the engine driving force may be input during the shift, the shift fork may stop moving, and may stop before the shift is completed. In such a case, it is desirable to return the shift fork to its original position to avoid an operation that causes a sudden shift after the vehicle starts running. In this shift / clutch control mechanism 80, if the shift fork stops before the shift is completed, the shift fork can be returned to the original position, so that a sudden shift operation after the vehicle starts running can be avoided. it can.

以上のシフト操作によりＨポジションからＬポジションへの切替えが完了する。なお、上記シフト操作とは逆にＬポジションからＨポジションへ切替える際は、上記シフト操作とは逆のシフト操作となる。このため、ＬポジションからＨポジションへ切替える作動の説明は省略する。 The above shift operation completes switching from the H position to the L position. Note that when switching from the L position to the H position, the shift operation is the reverse of the shift operation. For this reason, description of the operation | movement which switches from L position to H position is abbreviate | omitted.

（クラッチ制御機構の構成）
この板カム６０の外周に形成されるカム面６４は、図２及び図３に示すように、カム立ち上がり部分６５をシフトロッド３５及びカム面間の距離の変化率が二次曲線的に変化する非線形に形成するとともに、そのカム立ち上がり部分６５から駆動回転方向にわたって線形形状に形成されている。この板カム６０の作用により、摩擦クラッチ４１の遊び部分を少ない回転角で、摩擦クラッチ４１の初期位置からクラッチプレート間の隙間を縮めてクラッチ押付力が作用する。従って、摩擦クラッチ４１の初期位置からクラッチプレート間の隙間を縮めてクラッチ押付力が作用する位置までのストロークが長い区間を短時間でクラッチ接断動作を行うことが可能になる。 (Configuration of clutch control mechanism)
As shown in FIGS. 2 and 3, the cam surface 64 formed on the outer periphery of the plate cam 60 changes the cam rising portion 65 at a change rate of the distance between the shift rod 35 and the cam surface in a quadratic curve. In addition to being formed non-linearly, it is formed in a linear shape from the cam rising portion 65 to the drive rotation direction. Due to the action of the plate cam 60, the gap between the clutch plates is reduced from the initial position of the friction clutch 41 and the clutch pressing force is applied with a small rotation angle of the play portion of the friction clutch 41. Therefore, the clutch engagement / disengagement operation can be performed in a short time in a section where the stroke from the initial position of the friction clutch 41 to the position where the clutch pressing force is applied by reducing the gap between the clutch plates.

この板カム６０には、図２及び図３に示すように、回転駆動部材８１のクラッチ制御機構用の駆動突起８４の駆動面８４ａとシフト制御機構用の駆動突起８５のストッパ面８５ａとの間の同一円周上に被駆動突起６３が突出形成されている。この板カム６０の被駆動突起６３と回転駆動部材８１の駆動突起８４とによりクラッチ制御機構が主に構成される。 As shown in FIGS. 2 and 3, the plate cam 60 is provided between a drive surface 84a of the drive projection 84 for the clutch control mechanism of the rotation drive member 81 and a stopper surface 85a of the drive projection 85 for the shift control mechanism. Driven protrusions 63 are formed on the same circumference. The driven projection 63 of the plate cam 60 and the drive projection 84 of the rotation drive member 81 mainly constitute a clutch control mechanism.

図５を参照すると、図５は、図４と同様に、シフトカム３７、板カム６０、及び回転駆動部材８１を組み付けた状態を展開して示している。図５（ａ）において、回転駆動部材８１を右方向に回転駆動（展開図では、回転駆動部材８１を右方向に移動）させることで、回転駆動部材８１の駆動突起８４の駆動面８４ａが板カム６０の被駆動突起６３に当接する位置が、摩擦クラッチ機構５０における制御開始位置となる。 Referring to FIG. 5, FIG. 5 shows a developed state in which the shift cam 37, the plate cam 60, and the rotation drive member 81 are assembled as in FIG. 4. In FIG. 5 (a), the drive surface 84a of the drive protrusion 84 of the rotation drive member 81 is a plate by rotating the rotation drive member 81 in the right direction (in the development view, moving the rotation drive member 81 in the right direction). The position where the cam 60 contacts the driven protrusion 63 is the control start position in the friction clutch mechanism 50.

この摩擦クラッチ機構５０は、図５（ｂ）に示すように、回転駆動部材８１を右方向に回転駆動させると、回転駆動部材８１のラチェットレバー８７のシフトカム３７側の腕部８８は、板カム６０の長尺の駆動ピン６１に当接して押圧される。ラチェットレバー８７のラチェット爪９１は、弾力に抗して回転軸８６を中心に左方向に回転して開放する。 As shown in FIG. 5B, the friction clutch mechanism 50 causes the arm portion 88 on the shift cam 37 side of the ratchet lever 87 of the rotation drive member 81 to move to the plate cam when the rotation drive member 81 is driven to rotate in the right direction. It is pressed against 60 long drive pins 61. The ratchet pawl 91 of the ratchet lever 87 rotates counterclockwise about the rotation shaft 86 and opens.

この板カム６０の被駆動突起６３は、図５（ｂ）に示すように、回転駆動部材８１の駆動突起８４の駆動面８４ａにより押圧荷重を受ける。この回転駆動部材８１は、シフトカム３７をＨポジション又はＬポジションに残したままの状態で、板カム６０を右方向に回転駆動させることになる。このとき、ラチェット爪９１は、駆動ピン６１の作用により開放状態に保持される。 The driven projection 63 of the plate cam 60 receives a pressing load by the drive surface 84a of the drive projection 84 of the rotation drive member 81 as shown in FIG. The rotation drive member 81 rotates the plate cam 60 in the right direction while leaving the shift cam 37 in the H position or the L position. At this time, the ratchet pawl 91 is held open by the action of the drive pin 61.

この板カム６０は、回転駆動部材８１と一緒に右方向に回転駆動し、回転駆動部材８１による板カム６０の回転に伴い、駆動カムプレート５２が反力カムプレート５１に対して一定方向に回転駆動される。駆動カムプレート５２は、ボールカム溝内のボール５７による押圧を受けながら、カムフォロア５６を介して摩擦クラッチ４１を押圧することで、クラッチ押付力を増加させる。一方、この回転駆動部材８１が左回転すると、上記操作とは逆に板カム６０の回転に応じてクラッチ押付力を減少させる。 The plate cam 60 is rotated in the right direction together with the rotation drive member 81, and the drive cam plate 52 rotates in a fixed direction with respect to the reaction cam plate 51 as the plate cam 60 is rotated by the rotation drive member 81. Driven. The driving cam plate 52 increases the clutch pressing force by pressing the friction clutch 41 via the cam follower 56 while being pressed by the ball 57 in the ball cam groove. On the other hand, when the rotation drive member 81 rotates counterclockwise, the clutch pressing force is reduced according to the rotation of the plate cam 60, contrary to the above operation.

上記実施の形態に係るシフト・クラッチ制御機構８０によると、以下の効果が得られる。 According to the shift / clutch control mechanism 80 according to the above embodiment, the following effects can be obtained.

（１）回転駆動部材８１の回転方向と直交する方向に回転するラチェットレバー８７を装着した構成となっているため、ラチェット溝３８から離脱するのに必要となるラチェット爪９１の作動回転角を小さくすることが可能となり、シフト時間を短縮することができる。
（２）シフト機構３０の切替え時間が短くなるので、回転駆動部材８１がシフト途中で停止することはない。回転駆動部材８１がシフト途中で停止したとしても、元の位置に戻すことができる。
（３）回転駆動部材８１の駆動突起８５と、板カム６０の被駆動突起６３が、シフトカム３７のシフトエンドに対応して設定されているので、回転駆動部材８１がシフトエンドでオーバーランすることがなくなり、制御バラツキがあったとしても確実にシフトを完了することができる。 (1) Since a ratchet lever 87 that rotates in a direction orthogonal to the rotation direction of the rotation drive member 81 is mounted, the operating rotation angle of the ratchet pawl 91 that is required to disengage from the ratchet groove 38 is reduced. And the shift time can be shortened.
(2) Since the switching time of the shift mechanism 30 is shortened, the rotation drive member 81 does not stop during the shift. Even if the rotation drive member 81 stops in the middle of the shift, it can be returned to its original position.
(3) Since the drive protrusion 85 of the rotation drive member 81 and the driven protrusion 63 of the plate cam 60 are set corresponding to the shift end of the shift cam 37, the rotation drive member 81 overruns at the shift end. Therefore, even if there is a control variation, the shift can be completed with certainty.

（チェック機構の構成）
このシフトカム３７の回転駆動部材寄りの端部には、図１、図２、及び図６に示すように、シフト・クラッチ制御機構８０の主要部を構成するチェック機構１００が同軸に支持されている。このチェック機構１００は、シフトカム３７のシフト位置を決めるものであり、シフトカム３７と相対回転する円形筐体状のチェック部１０１と、そのチェック部１０１と一体形成された細長い円筒状の一対のチェックブロック１０２，１０２とを備えている。 (Check mechanism configuration)
As shown in FIGS. 1, 2, and 6, the check mechanism 100 constituting the main part of the shift / clutch control mechanism 80 is coaxially supported at the end of the shift cam 37 near the rotation drive member. . The check mechanism 100 determines the shift position of the shift cam 37, and includes a check box 101 having a circular casing that rotates relative to the shift cam 37, and a pair of elongated cylindrical check blocks formed integrally with the check part 101. 102, 102.

このチェックブロック１０２は、図２及び図６に示すように、チェック部１０１の外周に同一の位相差をもって外側に放射状に延在されている。このチェックブロック１０２の内部には、コイルスプリング１０３の弾性反発力（付勢力）によりシフトカム３７のチェック溝３９に押付けられるチェックボール１０４が設けられている。チェックブロック１０２の先端部開口は、プラグ１０５により閉鎖されている。 As shown in FIGS. 2 and 6, the check block 102 extends radially outward with the same phase difference on the outer periphery of the check unit 101. Inside the check block 102, a check ball 104 that is pressed against the check groove 39 of the shift cam 37 by an elastic repulsive force (biasing force) of the coil spring 103 is provided. The front end opening of the check block 102 is closed by a plug 105.

このチェックボール１０４が嵌め入れられて係合するチェック溝３９は、図２及び図６に示すように、シフトカム３７の端部に形成されている。このシフトカム３７のチェック溝３９は、シフトカム３７のラチェット溝３８で決まるシフト位置となる２箇所のシフトエンドに対応して形成されている。このチェックボール１０４のチェック溝３９に対する係合で、副変速機２０のＨポジション及びＬポジションのシフト位置を位置決めしている。 The check groove 39 into which the check ball 104 is fitted and engaged is formed at the end of the shift cam 37 as shown in FIGS. The check groove 39 of the shift cam 37 is formed corresponding to two shift ends that are shift positions determined by the ratchet groove 38 of the shift cam 37. By engaging the check ball 104 with the check groove 39, the shift position of the H position and the L position of the auxiliary transmission 20 is positioned.

一対のチェックブロック１０２のうち、一方のチェックブロック１０２とチェック部１０１との間には、図２及び図６に示すように、チェック機構１００の回り止めとなる扁平状の保持片１０６が一体に形成されている。この保持片１０６は、板カム６０の逆回転を阻止するとともに、反力カムプレート５１を支持する位置決めロッド１１に貫通して支持されている。 As shown in FIGS. 2 and 6, a flat holding piece 106 that prevents rotation of the check mechanism 100 is integrally formed between the check block 102 and the check unit 101 of the pair of check blocks 102. Is formed. The holding piece 106 is supported by penetrating the positioning rod 11 that supports the reaction cam plate 51 while preventing reverse rotation of the plate cam 60.

ところで、摩擦クラッチ４１を押付けた状態でアクチュエータ７０が駆動力を失うと、摩擦クラッチ装置５０の反発力によりアクチュエータ７０が逆転駆動する場合がある。 By the way, if the actuator 70 loses driving force while the friction clutch 41 is pressed, the actuator 70 may be driven in reverse by the repulsive force of the friction clutch device 50.

この実施の形態に係る基本の構成は、チェック機構１００の吸収エネルギーが摩擦クラッチ４１の反発力によりアクチュエータ７０を逆転駆動させるときに放出するエネルギーよりも大きくなるように、チェック機構１００のチェックトルクと回転角とを設定することにある。 The basic configuration according to this embodiment is that the check torque of the check mechanism 100 is larger than the energy released when the actuator 70 is driven in reverse rotation by the repulsive force of the friction clutch 41. It is to set the rotation angle.

ここで、チェック機構１００の吸収エネルギーは、チェック機構１００のチェックトルクとシフトカム３７の回転角とにより計算される。このチェックトルクは、コイルスプリング１０３の弾力によりチェック溝３９に付勢された状態で係合するチェックボール１０４が、このコイルスプリング１０３の付勢力に抗してチェックボール１０４とチェック溝３９との係合を解除する抵抗トルクである。チェック機構１００の吸収エネルギーは、次式（１）により計算される。 Here, the absorbed energy of the check mechanism 100 is calculated from the check torque of the check mechanism 100 and the rotation angle of the shift cam 37. This check torque is applied to the check ball 104 engaged with the check spring 104 while being energized by the elastic force of the coil spring 103 against the check ball 104 and the check groove 39 against the energizing force of the coil spring 103. This is the resistance torque that releases the connection. The absorption energy of the check mechanism 100 is calculated by the following equation (1).

チェック機構１００の吸収エネルギー＝チェック機構１００の抵抗トルク×シフトカム３７の回転角……（１） Absorbed energy of check mechanism 100 = resistance torque of check mechanism 100 × rotation angle of shift cam 37 (1)

上記実施の形態に係るチェック機構１００の構成によると、以下の効果が得られる。 According to the configuration of the check mechanism 100 according to the above embodiment, the following effects can be obtained.

（１）このチェック機構１００の吸収エネルギーを上記式（１）の関係に設定することで、クラッチ制御とシフト制御とを単一のアクチュエータ７０で行うトランスファ１の構成であっても、例えばアクチュエータ７０の駆動を失うような故障に対してシフトカム３７をシフト方向に回転駆動させることなく、車両走行中の副変速機２０の切替えを未然に防止することができる。
（２）チェック部１０１の円形外周の対角位置に一対のチェックボール１０４を設けた構成となっているため、安価なチェックボール１０４及びコイルスプリング１０３により強いチェックトルクを発生することができる。 (1) By setting the absorption energy of the check mechanism 100 to the relationship of the above formula (1), even with the configuration of the transfer 1 in which clutch control and shift control are performed by a single actuator 70, for example, the actuator 70 Therefore, it is possible to prevent the sub-transmission 20 from being switched while the vehicle is running without causing the shift cam 37 to be rotationally driven in the shift direction in response to a failure that loses the drive.
(2) Since a pair of check balls 104 are provided at diagonal positions on the circular outer periphery of the check portion 101, a strong check torque can be generated by the inexpensive check balls 104 and the coil spring 103.

（シャッター機構の構成）
この回転駆動部材８１が、図４（ｃ）及び図４（ｄ）に示すように、シフトカム３７のＬポジションとなるシフト位置（カム溝端部）から戻り方向へ回転駆動するとき、ラチェットレバー８７のラチェット爪９１がシフトカム３７のラチェット溝３８に嵌まり込むと、シフトカム３７は、回転駆動部材８１と一緒に回転してしまうことになる。 (Configuration of shutter mechanism)
As shown in FIGS. 4C and 4D, when the rotational drive member 81 is rotationally driven in the return direction from the shift position (cam groove end), which is the L position of the shift cam 37, the ratchet lever 87 When the ratchet pawl 91 is fitted in the ratchet groove 38 of the shift cam 37, the shift cam 37 rotates together with the rotation drive member 81.

この実施の形態では、図７及び図８に示すように、シャッター部材１１０が、板カム６０を介して回転駆動部材８１に相対回転可能に取り付けられている。このシャッター部材１１０により、ラチェットレバー８７におけるラチェット爪９１のラチェット溝３８に対する嵌まり込みを阻止することができる。 In this embodiment, as shown in FIGS. 7 and 8, the shutter member 110 is attached to the rotation drive member 81 via the plate cam 60 so as to be relatively rotatable. The shutter member 110 can prevent the ratchet pawl 91 from fitting into the ratchet groove 38 in the ratchet lever 87.

このシャッター部材１１０は、図７及び図８に示すように、挿入孔１１１を有する円形の薄板材からなる。その薄板材の外周辺から回転駆動部材側へ直交する方向に第１突出片１１２が屈曲して突出されており、この第１突出片１１２の先端から円周方向に第２突出片１１３が延びている。この突出片１１２，１１３の形状は、円形の薄板材と同一曲率に設定されている。このシャッター部材１１０は、捻りバネ１１４により第２突出片１１３がラチェットレバー８７の突部９２と当接する方向に付勢されている。 As shown in FIGS. 7 and 8, the shutter member 110 is made of a circular thin plate material having an insertion hole 111. The first protruding piece 112 is bent and protruded in the direction orthogonal to the rotation drive member side from the outer periphery of the thin plate material, and the second protruding piece 113 extends in the circumferential direction from the tip of the first protruding piece 112. ing. The shape of the protruding pieces 112 and 113 is set to the same curvature as that of the circular thin plate material. The shutter member 110 is urged by a torsion spring 114 in a direction in which the second projecting piece 113 contacts the projecting portion 92 of the ratchet lever 87.

図９を参照すると、図９には、回転駆動部材８１がシフトカム３７のシフト（カム溝端部）方向への回転駆動から戻り方向へ回転駆動するまでの間のシャッター部材１１０の動きが模式的に示されている。このシャッター部材１１０は、図９（ｄ）に示すように、捻りバネ１１４により第２突出片１１３がシフトカム３７のラチェット溝３８を閉鎖した状態で配されている。 Referring to FIG. 9, in FIG. 9, the movement of the shutter member 110 from when the rotation drive member 81 is rotationally driven in the shift (cam groove end) direction to the return direction of the shift cam 37 is schematically illustrated. It is shown. As shown in FIG. 9D, the shutter member 110 is arranged in a state where the second projecting piece 113 closes the ratchet groove 38 of the shift cam 37 by the torsion spring 114.

この回転駆動部材８１が、図９（ａ）に示すように、シフトカム３７のカム溝端部方向に回転駆動する動きで、回転駆動部材８１のラチェットレバー８７の突部９２は、捻りバネ１１４の弾力に抗してシャッター部材１１０の第２突出片１１３に当接して押圧荷重を加える。このラチェットレバー８７の脚部８８は、図９（ｂ）に示すように、回転駆動部材８１の回転駆動に伴って板カム６０の短尺の駆動ピン６２に当接する。ラチェットレバー８７は、図９（ｃ）に示すように、回転駆動部材８１の回転駆動に伴い板カム６０の短尺の駆動ピン６２の押圧荷重により回転軸８６を中心として左方向に回転する。このラチェットレバー８７のラチェット爪９１は、シフトカム３７のラチェット溝３８から離脱して開放される。 9A, the projection 92 of the ratchet lever 87 of the rotation drive member 81 is elastically applied to the torsion spring 114 by the movement of the rotation drive member 81 in the direction of the cam groove end of the shift cam 37. Against this, a pressing load is applied against the second protruding piece 113 of the shutter member 110. The leg portion 88 of the ratchet lever 87 contacts the short drive pin 62 of the plate cam 60 as the rotation drive member 81 rotates as shown in FIG. 9B. As shown in FIG. 9C, the ratchet lever 87 rotates leftward about the rotation shaft 86 by the pressing load of the short drive pin 62 of the plate cam 60 in accordance with the rotation drive of the rotation drive member 81. The ratchet pawl 91 of the ratchet lever 87 is released from the ratchet groove 38 of the shift cam 37 and released.

このラチェット爪９１が開放されると、ラチェットレバー８７の突部９２が弾力に抗してシャッター部材１１０の第２突出片１１３を乗り越えて、シャッター部材１１０の内側にラチェット爪９１を押し込む。このとき、このシャッター部材１１０は、図９（ｃ）に示すように、ラチェットレバー８７の突部９２による押圧から外れて捻りバネ１１４の弾性反発力により初期の位置に復帰し、シフトカム３７のラチェット溝３８を閉鎖する。このラチェットレバー８７の突部９２が、図９（ｃ）及び図９（ｄ）に示すように、シャッター部材１１０から外れるまで、ラチェットレバー８７の開放状態が維持される。 When the ratchet claw 91 is released, the projection 92 of the ratchet lever 87 climbs over the second projecting piece 113 of the shutter member 110 against elasticity and pushes the ratchet claw 91 into the shutter member 110. At this time, as shown in FIG. 9C, the shutter member 110 is released from the pressing by the projection 92 of the ratchet lever 87 and returns to the initial position by the elastic repulsive force of the torsion spring 114, and the ratchet of the shift cam 37 The groove 38 is closed. As shown in FIGS. 9C and 9D, the open state of the ratchet lever 87 is maintained until the protrusion 92 of the ratchet lever 87 is disengaged from the shutter member 110.

上記実施の形態に係るシャッター機構の構成によると、以下の効果が得られる。 According to the configuration of the shutter mechanism according to the above embodiment, the following effects can be obtained.

（１）このシャッター部材１１０により、回転駆動部材８１がシフトを完了して制御原点に戻るとき、ラチェット爪９１がシフトカム３７のラチェット溝３８内に嵌まり込むのを阻止するので、ラチェット爪９１とラチェット溝３８との間の引っ掛かりを防止することができるとともに、シフトカム３７の回転を阻止することができるようになる。 (1) The shutter member 110 prevents the ratchet pawl 91 from fitting into the ratchet groove 38 of the shift cam 37 when the rotation drive member 81 completes the shift and returns to the control origin. It is possible to prevent catching with the ratchet groove 38 and to prevent the shift cam 37 from rotating.

以上の説明からも明らかなように、本発明の駆動力配分装置を上記実施の形態、及び図示例に基づいて説明したが、本発明は上記実施の形態、及び図示例に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々の態様において実施することが可能である。 As is clear from the above description, the driving force distribution device of the present invention has been described based on the above embodiment and the illustrated example, but the present invention is not limited to the above embodiment and the illustrated example. The present invention can be implemented in various modes without departing from the scope of the invention.

上記実施の形態にあっては、ＦＲタイプの四輪駆動車のトランスファに本発明の駆動力配分装置を適用した場合について説明したが、本発明は、これに限定されるものではないことは勿論であり、例えばＦＦタイプの四輪駆動車などのトランスファに本発明の駆動力配分装置を効果的に使用することができる。また、上記実施の形態では、ＨポジションとＬポジションとの走行変速切換を行う副変速機２０を説明したが、本発明は、これに限定されるものではない。本発明は、例えば副変速機における切替えポジションとして、ニュートラルや４ＷＤロックなどの各種のポジションを増加させて設定することができる。 In the above embodiment, the case where the driving force distribution device of the present invention is applied to the transfer of an FR type four-wheel drive vehicle has been described, but the present invention is of course not limited thereto. For example, the driving force distribution device of the present invention can be effectively used for a transfer such as an FF type four-wheel drive vehicle. In the above-described embodiment, the auxiliary transmission 20 that switches the traveling shift between the H position and the L position has been described. However, the present invention is not limited to this. The present invention can be set by increasing various positions such as neutral and 4WD lock as a switching position in the auxiliary transmission, for example.

なお、自動二輪車あるいは農業機械、建設土木機械、運搬機械等の作業用車両などの各種車両に本発明の駆動力配分装置を効果的に使用することができることは勿論である。 Needless to say, the driving force distribution device of the present invention can be effectively used in various vehicles such as motorcycles, working vehicles such as agricultural machinery, construction engineering machinery, and transporting machinery.

１トランスファ
２フロントケース
３リアケース
４入力軸
５ベアリング
６後輪出力軸
７前輪出力軸
８駆動スプロケットギヤ
９従動スプロケットギヤ
１０チェーン
１１位置決めロッド
２０副変速機
２１サンギヤ
２２リングギヤ
２３プラネタリギヤ
２４支軸
２５キャリアケース
２６リング体
２６ａ内スプライン
３０シフト機構
３１クラッチスリーブ
３２フォーク本体
３２ａバネ荷重受部
３３摺動ホルダ
３３ａ摺動脚部
３３ｂアーム部
３３ｃシフターピン
３４コイルバネ
３５シフトロッド
３６ワッシャ
３７シフトカム
３７ａカム溝
３８ラチェット溝
３９チェック溝
４０摩擦クラッチ装置
４１摩擦クラッチ
４２クラッチハブ
４３クラッチドラム
４４クラッチ押付部材
５０ボールカム機構
５１反力カムプレート
５２駆動カムプレート
５２ａアーム部
５３，５５スラスト軸受
５４固定部材
５６カムフォロア
５７ボール
６０板カム
６１，６２駆動ピン
６３被駆動突起
６４カム面
６５カム立ち上がり部分
７０アクチュエータ
７１減速機
７２アクチュエータ出力軸
８０シフト・クラッチ制御機構
８１回転駆動部材
８２大径部分
８３小径部分
８４，８５駆動突起
８４ａ駆動面
８５ａストッパ面
８６回転軸
８７ラチェットレバー
８８腕部
８８ａカム面
８９バネ
９０ラチェット部
９１ラチェット爪
９２突部
１００チェック機構
１０１チェック部
１０２チェックブロック
１０３コイルスプリング
１０４チェックボール
１０５プラグ
１０６保持片
１１０シャッター部材
１１１挿入孔
１１２第１突出片
１１３第２突出片
１１４捻りバネ 1 Transfer 2 Front case 3 Rear case 4 Input shaft 5 Bearing 6 Rear wheel output shaft 7 Front wheel output shaft 8 Drive sprocket gear 9 Driven sprocket gear 10 Chain 11 Positioning rod 20 Sub transmission 21 Sun gear 22 Ring gear 23 Planetary gear 24 Support shaft 25 Carrier Case 26 Ring body 26a Inner spline 30 Shift mechanism 31 Clutch sleeve 32 Fork main body 32a Spring load receiving portion 33 Sliding holder 33a Sliding leg portion 33b Arm portion 33c Shifter pin 34 Coil spring 35 Shift rod 36 Washer 37 Shift cam 37a Cam groove 38 Ratchet Groove 39 check groove 40 friction clutch device 41 friction clutch 42 clutch hub 43 clutch drum 44 clutch pressing member 50 ball cam mechanism 51 reaction force cam plate 52 drive cam Rate 52a Arm 53, 55 Thrust bearing 54 Fixed member 56 Cam follower 57 Ball 60 Plate cam 61, 62 Drive pin 63 Driven protrusion 64 Cam surface 65 Cam rising portion 70 Actuator 71 Decelerator 72 Actuator output shaft 80 Shift / clutch control mechanism 81 Rotation drive member 82 Large diameter portion 83 Small diameter portion 84, 85 Drive protrusion 84a Drive surface 85a Stopper surface 86 Rotating shaft 87 Ratchet lever 88 Arm portion 88a Cam surface 89 Spring 90 Ratchet portion 91 Ratchet claw 92 Projection portion 100 Check mechanism 101 Check Part 102 Check block 103 Coil spring 104 Check ball 105 Plug 106 Holding piece 110 Shutter member 111 Insertion hole 112 First protruding piece 113 Second protruding piece 114 Torsion spring

Claims

A sub-transmission that transmits the power to the input shaft to at least two stages of high speed and low speed and transmits it to the main output shaft;
A friction clutch for transmitting the power of the main output shaft to the sub output shaft;
A rotational drive member fixed to the output shaft of the actuator;
A friction clutch drive cam that is coaxially disposed at one end of the rotation drive member and changes the pressing force of the friction clutch according to the rotation drive on one side of the rotation drive member;
A shift cam that is coaxially disposed at the other end of the rotation drive member and converts the rotational movement of the actuator into a linear movement in accordance with the rotation drive on the other side of the rotation drive member to shift the auxiliary transmission;
A check mechanism that is coaxially supported by the shift cam and that determines the shift position corresponding to two shift positions of the shift cam;
The check mechanism is housed inside the check block, a housing-like check portion that rotates relative to the shift cam, a pair of cylindrical check blocks formed at diagonal positions on the outer periphery of the check portion, A check ball pressed against a check groove formed on the outer periphery of the shift cam by an elastic repulsive force of a coil spring;
The absorbed energy calculated by the following equation (1) based on the resistance torque for releasing the engagement between the check ball and the check groove against the urging force of the coil spring and the rotation angle of the shift cam is the friction clutch. Ri Na greater than energy released when the actuator to reverse driven by the repulsive force, as the switching of the auxiliary transmission in the vehicle is traveling is not generated, characterized in that set between the rotation angle and the resistance torque Driving force distribution device.
Absorbed energy of check mechanism = resistance torque of check mechanism x rotation angle of shift cam (1)

The check mechanism is formed with a holding piece that serves as a detent for the shift cam,
The holding pieces, the driving force distribution device according to claim 1, wherein the supported through the positioning rod to prevent reverse rotation of the friction clutch driving cam.