JP7119971B2

JP7119971B2 - 四輪駆動車

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Publication number: JP7119971B2
Application number: JP2018232983A
Authority: JP
Inventors: 功小澤
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2018-12-12
Filing date: 2018-12-12
Publication date: 2022-08-17
Anticipated expiration: 2038-12-12
Also published as: JP2020093666A

Description

本発明は、トランスファと後輪側差動歯車装置と前輪側差動歯車装置とを備え、前輪側の減速比を後輪側の減速比よりも小さくしている四輪駆動車に関して、前記後輪側差動歯車装置の減速比および前記前輪側差動歯車装置の減速比を変更させずに、前記前輪側の減速比と前記後輪側の減速比との差を適切に設定することができる技術に関する。

例えば、特許文献１には、従駆動輪側の減速比を主駆動輪側の減速比よりも小さくして、すなわち後輪側の減速比を前輪側の減速比よりも小さくして、制御カップリングの係合により後輪側に瞬時にトルク配分を可能にした四輪駆動車が提案されている。上記特許文献１では、前輪駆動をベースとした四輪駆動車において、前輪側差動歯車装置の減速比と後輪側差動歯車装置の減速比とを異ならせることによって、すなわち前記後輪側差動歯車装置の減速比を前記前輪側差動歯車装置の減速比よりも小さくすることによって、前記後輪側の減速比を前記前輪側の減速比よりも小さくしている。

これに対して、後輪駆動をベースとした四輪駆動車においても、前記前輪側の減速比を前記後輪側の減速比よりも小さくすることによって、すなわち前記前輪側差動歯車装置の減速比を前記後輪側差動歯車装置の減速比よりも小さくすることによって、例えばクラッチ等の係合により前輪側に瞬時にトルク配分を可能にすることができると考えられる。

特開平１１－２８９４２号公報

ところで、後輪駆動をベースとした四輪駆動車では、例えば車種ごとに前記前輪側差動歯車装置および前記後輪側差動歯車装置の減速比が異なるように複数種類設定されており、既存の前記前輪側差動歯車装置および前記後輪側差動歯車装置の種類を増加させずに、前記前輪側の減速比を前記後輪側の減速比よりも小さくさせるためには、車種ごとに減速比が異なる前記前輪側差動歯車装置および前記後輪側差動歯車装置の種類の中から、前記前輪側差動歯車装置の減速比が前記後輪側差動歯車装置の減速比よりも小さい差動歯車装置を選択することが考えられる。しかしながら、既存の前記前輪側差動歯車装置および前記後輪側差動歯車装置の種類の中から前記前輪側差動歯車装置と前記後輪側差動歯車装置とを選択すると、前記前輪側の減速比と前記後輪側の減速比との差を適切に設定できないという問題があった。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、既存の前輪側差動歯車装置および後輪側差動歯車装置の種類を増加させることなく、前輪側の減速比と後輪側の減速比との差を適切に設定することができる四輪駆動車を提供することにある。

第１発明の要旨とするところは、（ａ）入力回転部材からの動力を左右の後輪へ出力する第１出力回転部材と、左右の前輪へ動力を出力する第２出力回転部材と、前記第１出力回転部材から前記第２出力回転部材へ伝達する伝達トルクを断接するクラッチと、を有するトランスファと、（ｂ）前記第１出力回転部材から出力された動力を前記左右の後輪へそれぞれ分配する後輪側差動歯車装置と、（ｃ）前記第２出力回転部材から出力された動力を前記左右の前輪へそれぞれ分配する前輪側差動歯車装置と、を備えた四輪駆動車であって、（ｄ）前記トランスファは、前記クラッチに動力伝達可能に連結されるドライブギヤからアイドラギヤと前記第２出力回転部材に動力伝達可能に連結されるドリブンギヤとを介して、または、前記クラッチに動力伝達可能に連結されるドライブスプロケットからチェーンと前記第２出力回転部材に連結されるドリブンスプロケットとを介して、前記第１出力回転部材から前記第２出力回転部材に動力を伝達し、（ｅ）前記ドライブギヤの歯数は前記ドリブンギヤの歯数に対して、または前記ドライブスプロケットの歯数は前記ドリブンスプロケットの歯数に対して、少なく、（ｆ）前記入力回転部材の回転速度と前記前輪の回転速度との比である前輪側トータル減速比が、前記入力回転部材の回転速度と前記後輪の回転速度との比である後輪側トータル減速比よりも小さくされていることにある。

第１発明によれば、（ｄ）前記トランスファは、前記クラッチに動力伝達可能に連結されるドライブギヤからアイドラギヤと前記第２出力回転部材に動力伝達可能に連結されるドリブンギヤとを介して、または、前記クラッチに動力伝達可能に連結されるドライブスプロケットからチェーンと前記第２出力回転部材に連結されるドリブンスプロケットとを介して、前記第１出力回転部材から前記第２出力回転部材に動力を伝達し、（ｅ）前記ドライブギヤの歯数は前記ドリブンギヤの歯数に対して、または前記ドライブスプロケットの歯数は前記ドリブンスプロケットの歯数に対して、少なく、（ｆ）前記入力回転部材の回転速度と前記前輪の回転速度との比である前輪側トータル減速比が、前記入力回転部材の回転速度と前記後輪の回転速度との比である後輪側トータル減速比よりも小さくされている。このため、前記前輪側差動歯車装置の減速比と前記後輪側差動歯車装置の減速比とを変更させずに、前記ドライブギヤの歯数を前記ドリブンギヤの歯数に対して少なく変更、または、前記ドライブスプロケットの歯数を前記ドリブンスプロケットの歯数に対して少なく変更させることによって、前記前輪側トータル減速比と前記後輪側トータル減速比との差を変更することができる。これによって、既存の前輪側差動歯車装置および後輪側差動歯車装置の種類を増加させることなく、前輪側の減速比と後輪側の減速比との差を適切に設定することができる。

本発明が好適に適用された四輪駆動車の構成を概略的に説明する骨子図である。図１の四輪駆動車に設けられたトランスファの構成を説明する断面図である。図１の四輪駆動車に設けられたトランスファの構成を説明する骨子図である。本発明の他の実施例すなわち実施例２の四輪駆動車を説明する図であり、その実施例２の四輪駆動車に設けられたトランスファの構成を説明する骨子図である。

以下、本発明の実施例を、図面を参照しつつ詳細に説明する。

図１は、本発明が適用された四輪駆動車１０の概略構成を説明する図である。図１に示すように、四輪駆動車１０は、駆動力源としてのエンジン１２と、左右一対の前輪１４Ｌ、１４Ｒと、左右一対の後輪１６Ｌ、１６Ｒと、エンジン１２からの駆動力を前輪１４Ｌ、１４Ｒと後輪１６Ｌ、１６Ｒとへそれぞれ伝達する動力伝達装置１８等と、を備えている。なお、後輪１６Ｌ、１６Ｒは、二輪駆動走行中のときと四輪駆動走行中のときとに、共に駆動輪となる主駆動輪である。また、前輪１４Ｌ、１４Ｒは、二輪駆動走行中のときに従動輪となり且つ四輪駆動走行中のときに駆動輪となる副駆動輪である。四輪駆動車１０は、前置エンジン後輪駆動（ＦＲ）をベースとする四輪駆動車である。

動力伝達装置１８は、図１に示すように、自動変速機２０と、トランスファ２２と、フロントプロペラシャフト２４およびリヤプロペラシャフト２６と、前輪側差動歯車装置２８と、後輪側差動歯車装置３０と、左右一対の前輪車軸３２Ｌ、３２Ｒと、左右一対の後輪車軸３４Ｌ、３４Ｒ等と、を備えている。動力伝達装置１８では、自動変速機２０を介して伝達されたエンジン１２からの駆動力（動力）を、トランスファ２２から、例えば、リヤプロペラシャフト２６、後輪側差動歯車装置３０、後輪車軸３４Ｌ、３４Ｒ等を順次介して後輪１６Ｌ、１６Ｒへ伝達する。また、動力伝達装置１８では、トランスファ２２に伝達されたエンジン１２からの駆動力の一部が前輪１４Ｌ、１４Ｒ側へ分配されると、その分配された駆動力を、例えば、フロントプロペラシャフト２４、前輪側差動歯車装置２８、前輪車軸３２Ｌ、３２Ｒ等を順次介して前輪１４Ｌ、１４Ｒへ伝達する。なお、動力伝達装置１８には、前輪側差動歯車装置２８と前輪車軸３２Ｒとの間の動力伝達経路を選択的に切断または接続する噛合式クラッチ３６が備えられている。

図２および図３はトランスファ２２の概略構成を説明する図である。図２および図３に示すように、トランスファ２２は、非回転部材としてのトランスファケース３８を備えている。トランスファ２２は、トランスファケース３８内において、後輪側出力軸（第１出力回転部材）４０と、前輪駆動用ドライブギヤ（ドライブギヤ）４２と、前輪駆動用クラッチ（クラッチ）４４と、を共通の第１回転軸線Ｃ１まわりに備えている。後輪側出力軸４０は、リヤプロペラシャフト２６に動力伝達可能に連結されており、後輪側出力軸４０は、エンジン１２から自動変速機２０の出力軸（入力回転部材）２０ａに伝達される駆動力を後輪１６Ｌ、１６Ｒへ出力する。なお、自動変速機２０の出力軸２０ａは、トランスファ２２の後輪側出力軸４０にエンジン１２からの駆動力を入力するトランスファ２２の入力回転部材（入力軸）としても機能する。前輪駆動用ドライブギヤ４２は、後輪側出力軸４０に対して相対回転可能に後輪側出力軸４０に支持されている。前輪駆動用クラッチ４４は、多板の湿式クラッチであり、前輪駆動用クラッチ４４は、後輪側出力軸４０から前輪駆動用ドライブギヤ４２へ伝達する伝達トルクを調整する。すなわち、前輪駆動用クラッチ４４は、後輪側出力軸４０から前輪駆動用ドライブギヤ４２に動力伝達可能に連結された後述する前輪側出力軸（第２出力回転部材）４６へ伝達する伝達トルクを調整する。

また、トランスファ２２は、図２および図３に示すように、トランスファケース３８内において、前輪側出力軸４６と、前輪駆動用ドリブンギヤ（ドリブンギヤ）４８と、を共通の第２回転軸線Ｃ２回りに備えている。さらに、トランスファ２２は、前輪駆動用アイドラギヤ（アイドラギヤ）５０を備えている。前輪側出力軸４６は、フロントプロペラシャフト２４に動力伝達可能に連結されており、前輪側出力軸４６は、例えば前輪駆動用クラッチ４４によって前輪駆動用ドライブギヤ４２にエンジン１２からの駆動力の一部が伝達されると、そのエンジン１２からの駆動力の一部を前輪１４Ｌ、１４Ｒへ出力する。前輪駆動用ドリブンギヤ４８は、前輪側出力軸４６に一体的に設けられており、前輪駆動用ドリブンギヤ４８は、前輪側出力軸４６に動力伝達可能に連結されている。前輪駆動用アイドラギヤ５０は、前輪駆動用ドライブギヤ４２と前輪駆動用ドリブンギヤ４８とにそれぞれ噛み合わされており、前輪駆動用アイドラギヤ５０は、前輪駆動用ドライブギヤ４２と前輪駆動用ドリブンギヤ４８とをそれぞれ動力伝達可能に連結する。

前輪駆動用クラッチ４４は、図２および図３に示すように、クラッチハブ５２と、クラッチドラム５４と、摩擦係合要素５６と、ピストン５８と、を備えている。クラッチハブ５２は、後輪側出力軸４０に動力伝達可能に連結されている。クラッチドラム５４は、前輪駆動用ドライブギヤ４２に動力伝達可能に連結されている。摩擦係合要素５６は、クラッチハブ５２に対して第１回転軸線Ｃ１方向に移動可能且つクラッチハブ５２に対して動力伝達可能に設けられた複数枚の第１摩擦板５６ａと、クラッチドラム５４に対して第１回転軸線Ｃ１方向に移動可能且つクラッチドラム５４に対して動力伝達可能に設けられた複数枚の第２摩擦板５６ｂと、を有している。ピストン５８は、摩擦係合要素５６に当接して第１摩擦板５６ａと第２摩擦板５６ｂとを挟圧する。

トランスファ２２は、前輪駆動用クラッチ４４が解放状態である場合には、後輪側出力軸４０と前輪駆動用ドライブギヤ４２との間の動力伝達経路が切断されるので、エンジン１２から自動変速機２０を介して伝達された駆動力を後輪１６Ｌ、１６Ｒのみへすなわちリヤプロペラシャフト２６のみへ伝達する。また、トランスファ２２は、前輪駆動用クラッチ４４がスリップ係合状態または完全係合状態である場合には、後輪側出力軸４０と前輪駆動用ドライブギヤ４２との間の動力伝達経路が接続されるので、エンジン１２から自動変速機２０を介して伝達された駆動力を前輪１４Ｌ、１４Ｒおよび後輪１６Ｌ、１６Ｒにすなわちフロントプロペラシャフト２４およびリヤプロペラシャフト２６にそれぞれに分配する。すなわち、トランスファ２２は、前輪駆動用ドライブギヤ４２から前輪駆動用アイドラギヤ５０と前輪駆動用ドリブンギヤ４８とを介して、前輪駆動用クラッチ４４によって後輪側出力軸４０から前輪側出力軸４６にエンジン１２から自動変速機２０を介して伝達された駆動力を伝達する。

トランスファ２２は、前輪駆動用クラッチ４４を作動させる装置として、図２および図３に示すように、電動モータ６０と、電動モータ６０の回転運動を直線運動に変換するねじ機構６２と、を備えている。

ねじ機構６２は、後輪側出力軸４０と同じ軸心である第１回転軸線Ｃ１上に配置されており、ねじ軸部材６４とナット部材６６とを備えている。ナット部材６６は、ウォームギヤ６８を介して電動モータ６０に間接的に連結されている。また、ナット部材６６は、そのナット部材６６が第１回転軸線Ｃ１まわりに回転することによってねじ軸部材６４に対して第１回転軸線Ｃ１方向に移動可能に、ねじ軸部材６４に螺合されている。また、ウォームギヤ６８は、電動モータ６０のモータシャフトと一体的に形成されたウォーム７０と、ナット部材６６に一体的に形成されたウォームホイール７２と、を備えた歯車対である。このように構成されることによって、ねじ機構６２は、ウォームギヤ６８を介してナット部材６６に伝達された電動モータ６０から回転を、そのナット部材６６の第１回転軸線Ｃ１方向の直線運動に変換する。

図２および図３に示すように、前輪駆動用クラッチ４４のピストン５８は、ねじ機構６２のナット部材６６に対して第１回転軸線Ｃ１まわりの相対回転が可能且つナット部材６６に対して第１回転軸線Ｃ１方向の相対移動が不能に、ナット部材６６に連結されている。これによって、ねじ機構６２においてナット部材６６が直線運動する力は、ピストン５８を介して前輪駆動用クラッチ４４の摩擦係合要素５６に伝達される。

前輪側差動歯車装置２８は、図１に示すように、第３回転軸線Ｃ３まわりに回転可能に支持された容器状のデファレンシャルケース２８ａと、デファレンシャルケース２８ａに固定されたリングギヤ２８ｂと、デファレンシャルケース２８ａに両端部が支持され、第３回転軸線Ｃ３に直交する姿勢でノックピン（図示しない）によりデファレンシャルケース２８ａに固定された円柱状のピニオンシャフト２８ｃと、ピニオンシャフト２８ｃを挟んで対向する状態で第３回転軸線Ｃ３まわりに回転自在に配置され、デファレンシャルケース２８ａ内に収容された一対のサイドギヤ２８ｄ、２８ｅと、ピニオンシャフト２８ｃが挿通させられることによってそのピニオンシャフト２８ｃにより回転可能に支持された状態でデファレンシャルケース２８ａと共に回転し、一対のサイドギヤ２８ｄ、２８ｅと噛み合う一対のピニオン２８ｆ、２８ｇと、を備えている。このように構成された前輪側差動歯車装置２８は、噛合式クラッチ３６が係合している状態において、トランスファ２２の前輪側出力軸４６から出力された駆動力を、左右一対の前輪車軸３２Ｌ、３２Ｒと共に回転する一対のサイドギヤ２８ｄ、２８ｅの差動回転を許容しつつ左右一対の前輪１４Ｌ、１４Ｒへそれぞれ分配するようになっている。なお、リングギヤ２８ｂは、フロントプロペラシャフト２４の前輪１４Ｌ、１４Ｒ側の端部に形成されたギヤ２４ａと噛み合っている。

後輪側差動歯車装置３０は、図１に示すように、第４回転軸線Ｃ４まわりに回転可能に支持された容器状のデファレンシャルケース３０ａと、デファレンシャルケース３０ａに固定されたリングギヤ３０ｂと、デファレンシャルケース３０ａに両端部が支持され、第４回転軸線Ｃ４に直交する姿勢でノックピン（図示しない）によりデファレンシャルケース３０ａに固定された円柱状のピニオンシャフト３０ｃと、ピニオンシャフト３０ｃを挟んで対向する状態で第４回転軸線Ｃ４まわりに回転自在に配置され、デファレンシャルケース３０ａ内に収容された一対のサイドギヤ３０ｄ、３０ｅと、ピニオンシャフト３０ｃが挿通させられることによってそのピニオンシャフト３０ｃにより回転可能に支持された状態でデファレンシャルケース３０ａと共に回転し、一対のサイドギヤ３０ｄ、３０ｅと噛み合う一対のピニオン３０ｆ、３０ｇと、を備えている。このように構成された後輪側差動歯車装置３０は、トランスファ２２の後輪側出力軸４０から出力された駆動力を、左右一対の後輪車軸３４Ｌ、３４Ｒと共に回転する一対のサイドギヤ３０ｄ、３０ｅの差動回転を許容しつつ左右一対の後輪１６Ｌ、１６Ｒへそれぞれ分配するようになっている。なお、リングギヤ３０ｂは、リヤプロペラシャフト２６の後輪１６Ｌ、１６Ｒ側の端部に形成されたギヤ２６ａと噛み合っている。

以上のように構成された四輪駆動車１０では、図示しない電子制御装置から電動モータ６０に供給される駆動電流によって電動モータ６０のモータシャフトの回転量が制御されることにより、二輪駆動走行と四輪駆動走行とが選択的に切り替えられる。

たとえば、前記電子制御装置で二輪駆動走行モードが選択されると、前記モータシャフトの回転量が制御されることによって、前記モータシャフトの回転により移動させられるナット部材６６の移動位置が、ピストン５８が前輪駆動用クラッチ４４の摩擦係合要素５６から離間させられる２ＷＤ位置に移動させられる。これによって、エンジン１２の駆動力が後輪１６Ｌ、１６Ｒのみに伝達される二輪駆動走行が行われる。なお、前記二輪駆動走行モードが選択されているときには、噛合式クラッチ３６によって前輪側差動歯車装置２８と前輪車軸３２Ｒとの間の動力伝達経路が切断される。

また、前記電子制御装置で四輪駆動走行モードが選択されると、前記モータシャフトの回転量が制御されることによって、前記モータシャフトの回転により移動させられるナット部材６６の移動位置が、ピストン５８が前輪駆動用クラッチ４４の摩擦係合要素５６を押圧する４ＷＤ位置に移動させられる。これによって、エンジン１２の駆動力が後輪１６Ｌ、１６Ｒだけでなくエンジン１２の駆動力の一部が前輪１４Ｌ、１４Ｒにも伝達される四輪駆動走行が行われる。なお、前記電子制御装置で四輪駆動走行モードが選択されているときには、噛合式クラッチ３６によって前輪側差動歯車装置２８と前輪車軸３２Ｒとの間の動力伝達経路が接続される。

ところで、従来の前置エンジン後輪駆動（ＦＲ）をベースとする四輪駆動車では、前輪側差動歯車装置２８の減速比ｉｆが後輪側差動歯車装置３０の減速比ｉｒよりも小さくなるように、前輪側差動歯車装置２８および後輪側差動歯車装置３０が、それぞれ減速比が順次異なる複数種類の既存の前輪側差動歯車装置および後輪側差動歯車装置の種類の中から選択されていた。このため、前輪側差動歯車装置および後輪側差動歯車装置を減速比ｉｆ、ｉｒの差が例えば５～１０％程度になっていた。たとえば、減速比ｉｆが３．１３３の既存の前輪側差動歯車装置２８と、減速比ｉｒが３．３５７の既存の後輪側差動歯車装置３０とを使用すると、前輪側差動歯車装置２８の減速比ｉｆと後輪側差動歯車装置３０の減速比ｉｒとを異ならせるだけであるので、前輪側トータル減速比ｉｆ_ｔｏｔａｌと後輪側トータル減速比ｉｒ_ｔｏｔａｌとの差Ｓ（ｉｒ_ｔｏｔａｌ／ｉｆ_ｔｏｔａｌ）は、７％程度で、差Ｓは、１．０７（四捨五入して小数第２位まで求めた値）となり、理想的な差Ｓｉと言われる０～２％程度を実現することができなかった。ここで、前輪側差動歯車装置２８の減速比ｉｆは、フロントプロペラシャフト２４の回転速度Ｎｆｐ（ｒｐｍ）と前輪側差動歯車装置２８のリングギヤ２８ｂの回転速度Ｎｆｒｇ（ｒｐｍ）との比（ｉｆ＝Ｎｆｐ／Ｎｆｒｇ）であり、後輪側差動歯車装置３０の減速比ｉｒは、リヤプロペラシャフト２６の回転速度Ｎｒｐ（ｒｐｍ）と後輪側差動歯車装置３０のリングギヤ３０ｂの回転速度Ｎｒｒｇ（ｒｐｍ）との比（ｉｒ＝Ｎｒｐ／Ｎｒｒｇ）である。前輪側トータル減速比ｉｆ_ｔｏｔａｌは、自動変速機２０の出力軸２０ａの回転速度Ｎｊ（ｒｐｍ）と前輪１４Ｌ、１４Ｒの平均回転速度（回転速度）Ｎｆａｖ（ｒｐｍ）との比（ｉｆ_ｔｏｔａｌ＝Ｎｊ／Ｎｆａｖ）である。また、後輪側トータル減速比ｉｒ_ｔｏｔａｌは、自動変速機２０の出力軸２０ａの回転速度Ｎｊ（ｒｐｍ）と後輪１６Ｌ、１６Ｒの平均回転速度（回転速度）Ｎｒａｖ（ｒｐｍ）との比（ｉｒ_ｔｏｔａｌ＝Ｎｊ／Ｎｒａｖ）である。

本実施例の四輪駆動車１０では、前輪駆動用ドライブギヤ４２と前輪駆動用ドリブンギヤ４８との歯数を相互に異ならせることによって、前輪側差動歯車装置２８の減速比ｉｆと後輪側差動歯車装置３０の減速比ｉｒとを変更させずに、前輪側トータル減速比ｉｆ_ｔｏｔａｌと後輪側トータル減速比ｉｒ_ｔｏｔａｌとの差Ｓを理想的な差Ｓｉと言われる範囲内に適切に設定している。例えば、本実施例の四輪駆動車１０では、前輪駆動用ドライブギヤ４２の歯数を３３歯に設定しており、前輪駆動用ドリブンギヤ４８の歯数を３５歯に設定している。これにより、前輪側トータル減速比ｉｆ_ｔｏｔａｌは、式（１）で示すように表され、前輪側トータル減速比ｉｆ_ｔｏｔａｌは、３．３２４となる。但し、式（１）に示されている前輪側トランスファ減速比ｉｆ_ｔｆは、自動変速機２０の出力軸２０ａの回転速度Ｎｊ（ｒｐｍ）と前輪側出力軸４６の回転速度Ｎｆｔｓ（ｒｐｍ）との比（ｉｆ_ｔｆ＝Ｎｊ／Ｎｆｔｓ）であり、本実施例では１．０６１程度である。また、後輪側トータル減速比ｉｒ_ｔｏｔａｌは、式（２）で示すように表され、後輪側トータル減速比ｉｒ_ｔｏｔａｌは、３．３５７となる。但し、式（２）に示されている後輪側トランスファ減速比ｉｒ_ｔｆは、自動変速機２０の出力軸２０ａの回転速度Ｎｊ（ｒｐｍ）と後輪側出力軸４０の回転速度Ｎｒｔｓ（ｒｐｍ）との比（ｉｒ_ｔｆ＝Ｎｊ／Ｎｒｔｓ）であり、本実施例では１．０００である。これによって、前輪側トータル減速比ｉｆ_ｔｏｔａｌと後輪側トータル減速比ｉｒ_ｔｏｔａｌとの差Ｓが、１％程度になり理想的な差Ｓｉと言われる０～２％程度を実現することができる。
ｉｆ_ｔｏｔａｌ＝ｉｆ×ｉｆ_ｔｆ・・・（１）
ｉｒ_ｔｏｔａｌ＝ｉｒ×ｉｒ_ｔｆ・・・（２）

上述のように、本実施例の四輪駆動車１０によれば、トランスファ２２は、前輪駆動用クラッチ４４のクラッチドラム５４に動力伝達可能に連結された前輪駆動用ドライブギヤ４２から前輪駆動用アイドラギヤ５０と前輪側出力軸４６に動力伝達可能に連結された前輪駆動用ドリブンギヤ４８とを介して、後輪側出力軸４０から前輪側出力軸４６に駆動力を伝達し、前輪駆動用ドライブギヤ４２と前輪駆動用ドリブンギヤ４８とは、相互の歯数が異なり、自動変速機２０の出力軸２０ａの回転速度Ｎｊと前輪１４Ｌ、１４Ｒの平均回転速度Ｎｆａｖとの比である前輪側トータル減速比ｉｆ_ｔｏｔａｌが、自動変速機２０の出力軸２０ａの回転速度Ｎｊと後輪１６Ｌ、１６Ｒの平均回転速度Ｎｒａｖとの比である後輪側トータル減速比ｉｒ_ｔｏｔａｌよりも小さくされている。このため、前輪側差動歯車装置２８の減速比ｉｆと後輪側差動歯車装置３０の減速比ｉｒとを変更させずに、前輪駆動用ドライブギヤ４２の歯数と前輪駆動用ドリブンギヤ４８の歯数とを変更させることによって、前輪側トータル減速比ｉｆ_ｔｏｔａｌと後輪側トータル減速比ｉｒ_ｔｏｔａｌとの差Ｓを変更することができる。これによって、既存の前輪側差動歯車装置２８および後輪側差動歯車装置３０の種類を増加させることなく、前輪側の減速比すなわち前輪側トータル減速比ｉｆ_ｔｏｔａｌと後輪側の減速比すなわち後輪側トータル減速比ｉｒ_ｔｏｔａｌとの差Ｓを適切に設定することができる。

続いて、本発明の他の実施例を図面に基づいて詳細に説明する。以下の説明において、実施例相互に共通する部分については同一の符号を付してその説明を省略する。

本実施例の四輪駆動車は、図４に示すように、トランスファ２２が、前輪駆動用クラッチ４４のクラッチドラム５４に動力伝達可能に連結された前輪駆動用ドライブスプロケット（ドライブスプロケット）８０から前輪駆動用チェーン（チェーン）８２と前輪側出力軸４６に動力伝達可能に連結された前輪駆動用ドリブンスプロケット（ドリブンスプロケット）８４とを介して、前輪駆動用クラッチ４４によって後輪側出力軸４０から前輪側出力軸４６に駆動力を伝達している点で相違しており、その他の点は、前述の実施例１の四輪駆動車１０と略同様である。

本実施例の四輪駆動車では、前輪駆動用ドライブスプロケット８０と前輪駆動用ドリブンスプロケット８４との歯数を相互に異ならせることによって、前輪側差動歯車装置２８の減速比ｉｆと後輪側差動歯車装置３０の減速比ｉｒとを変更させずに、前輪側トータル減速比ｉｆ_ｔｏｔａｌと後輪側トータル減速比ｉｒ_ｔｏｔａｌとの差Ｓを適切に設定している。例えば、本実施例の四輪駆動車では、前輪駆動用ドライブスプロケット８０の歯数を３３歯に設定しており、前輪駆動用ドリブンスプロケット８４の歯数を３５歯に設定している。これにより、前輪側トータル減速比ｉｆ_ｔｏｔａｌは、３．３２４となり、後輪側トータル減速比ｉｒ_ｔｏｔａｌは、３．３５７となる。これによって、前輪側トータル減速比ｉｆ_ｔｏｔａｌと後輪側トータル減速比ｉｒ_ｔｏｔａｌとの差Ｓが、１％程度になり理想的な差Ｓｉと言われる０～２％程度を実現することができる。

上述のように、本実施例の四輪駆動車によれば、トランスファ２２は、前輪駆動用クラッチ４４のクラッチドラム５４に動力伝達可能に連結された前輪駆動用ドライブスプロケット８０から前輪駆動用チェーン８２と前輪側出力軸４６に動力伝達可能に連結された前輪駆動用ドリブンスプロケット８４とを介して、後輪側出力軸４０から前輪側出力軸４６に駆動力を伝達し、前輪駆動用ドライブスプロケット８０と前輪駆動用ドリブンスプロケット８４とは、相互の歯数が異なり、自動変速機２０の出力軸２０ａの回転速度Ｎｊと前輪１４Ｌ、１４Ｒの平均回転速度Ｎｆａｖとの比である前輪側トータル減速比ｉｆ_ｔｏｔａｌが、自動変速機２０の出力軸２０ａの回転速度Ｎｊと後輪１６Ｌ、１６Ｒの平均回転速度Ｎｒａｖとの比である後輪側トータル減速比ｉｒ_ｔｏｔａｌよりも小さくされている。このため、前輪側差動歯車装置２８の減速比ｉｆと後輪側差動歯車装置３０の減速比ｉｒとを変更させずに、前輪駆動用ドライブスプロケット８０の歯数と前輪駆動用ドリブンスプロケット８４の歯数とを変更させることによって、前輪側トータル減速比ｉｆ_ｔｏｔａｌと後輪側トータル減速比ｉｒ_ｔｏｔａｌとの差Ｓを変更することができる。これによって、既存の前輪側差動歯車装置２８および後輪側差動歯車装置３０の種類を増加させることなく、前輪側の減速比すなわち前輪側トータル減速比ｉｆ_ｔｏｔａｌと後輪側の減速比すなわち後輪側トータル減速比ｉｒ_ｔｏｔａｌとの差Ｓを適切に設定することができる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例では、自動変速機２０の出力軸２０ａは、後輪側出力軸４０に対して相対回転不能に連結されており、自動変速機２０の出力軸２０ａの回転速度Ｎｊは、後輪側出力軸４０の回転速度Ｎｒｔｓと同じであったが、例えば、自動変速機２０の出力軸２０ａの回転速度Ｎｊを変速させて後輪側出力軸４０に伝達する変速機をトランスファ２２に設けても良い。また、前述の実施例において、前輪駆動用クラッチ４４は、多板の湿式クラッチであったが、例えば単板のクラッチ等であっても良い。

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１０：四輪駆動車
１４Ｌ、１４Ｒ：前輪
１６Ｌ、１６Ｒ：後輪
２０ａ：出力軸（入力回転部材）
２２：トランスファ
２８：前輪側差動歯車装置
３０：後輪側差動歯車装置
４０：後輪側出力軸（第１出力回転部材）
４２：前輪駆動用ドライブギヤ（ドライブギヤ）
４４：前輪駆動用クラッチ（クラッチ）
４６：前輪側出力軸（第２出力回転部材）
４８：前輪駆動用ドリブンギヤ（ドリブンギヤ）
５０：前輪駆動用アイドラギヤ（アイドラギヤ）
８０：前輪駆動用ドライブスプロケット（ドライブスプロケット）
８２：前輪駆動用チェーン（チェーン）
８４：前輪駆動用ドリブンスプロケット（ドリブンスプロケット）
ｉｆ_ｔｏｔａｌ：前輪側トータル減速比
ｉｒ_ｔｏｔａｌ：後輪側トータル減速比
Ｎｆａｖ：平均回転速度（回転速度）
Ｎｊ：回転速度
Ｎｒａｖ：平均回転速度（回転速度）

Claims

入力回転部材からの動力を左右の後輪へ出力する第１出力回転部材と、左右の前輪へ動力を出力する第２出力回転部材と、前記第１出力回転部材から前記第２出力回転部材へ伝達する伝達トルクを断接するクラッチと、を有するトランスファと、
前記第１出力回転部材から出力された動力を前記左右の後輪へそれぞれ分配する後輪側差動歯車装置と、
前記第２出力回転部材から出力された動力を前記左右の前輪へそれぞれ分配する前輪側差動歯車装置と、を備えた四輪駆動車であって、
前記トランスファは、前記クラッチに動力伝達可能に連結されるドライブギヤからアイドラギヤと前記第２出力回転部材に動力伝達可能に連結されるドリブンギヤとを介して、または、前記クラッチに動力伝達可能に連結されるドライブスプロケットからチェーンと前記第２出力回転部材に連結されるドリブンスプロケットとを介して、前記第１出力回転部材から前記第２出力回転部材に動力を伝達し、
前記ドライブギヤの歯数は前記ドリブンギヤの歯数に対して、または前記ドライブスプロケットの歯数は前記ドリブンスプロケットの歯数に対して、少なく、
前記入力回転部材の回転速度と前記前輪の回転速度との比である前輪側トータル減速比が、前記入力回転部材の回転速度と前記後輪の回転速度との比である後輪側トータル減速比よりも小さくされている
ことを特徴とする四輪駆動車。