JPH0289821A - 回転差感応型継手 - Google Patents

回転差感応型継手

Info

Publication number
JPH0289821A
JPH0289821A JP24204388A JP24204388A JPH0289821A JP H0289821 A JPH0289821 A JP H0289821A JP 24204388 A JP24204388 A JP 24204388A JP 24204388 A JP24204388 A JP 24204388A JP H0289821 A JPH0289821 A JP H0289821A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
torque
relative rotation
cam surface
rotation
transmission
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
JP24204388A
Other languages
English (en)
Inventor
Toji Takemura
統治 竹村
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Nissan Motor Co Ltd
Original Assignee
Nissan Motor Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Nissan Motor Co Ltd filed Critical Nissan Motor Co Ltd
Priority to JP24204388A priority Critical patent/JPH0289821A/ja
Publication of JPH0289821A publication Critical patent/JPH0289821A/ja
Pending legal-status Critical Current

Links

Landscapes

  • Arrangement And Driving Of Transmission Devices (AREA)

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 (産業上の利用分野) 本発明は、四輪駆動車等の多輪駆動車の駆動力配分装置
等として用いられる回転差感応型継手に関する。
(従来の技術) 従来の回転差感応型継手としては、例えば、実開昭63
−62635号、実開昭63−62636号の公報に記
載されているような継手が知られている。
この従来継手は、入出力軸が同じ回転数により回転して
いる時は、トルク伝達が行なわれず、入出力軸間に相対
回転が生じた時には、この相対回転に応じてカム体とカ
ム面とが油圧発生により圧接し、この圧接力で入力軸側
のトルクを出力軸側へ伝達する作動を示す。
(発明が解決しようとする問題点) しかしながら、このような従来の継手にあっては、カム
体が周接するカム面の形状を、各シリンダ内の油量の合
計値が相対回転角により大幅な変動を生じないようにす
るべくカム面が曲面に設定されていた、換言すると、ト
ルク変動には同等着目することなくカム面の形状設定が
なされていた為、相対回転による伝達トルクの発生時に
は、車室内騒音や振動の原因となるトルク変動が大きく
発生じてしまうという問題が残されていた。
そこで、本出願人は、上記問題を解決するべく先行出願
である特願昭62−117699号の出願において、相
対回転により発生する伝達トルクの合計値があらゆる相
対回転角の位置においてほぼ等しくなるようにカム面の
形状を設定する案を提案した。
しかしながら、この先行出願では相対回転の正転側と逆
転側とで同一のトルク伝達特性が得られるようにしてい
た為、制動時や小半径旋回時やコースチング時や後退走
行時等において相対回転方向が逆転側となる場合には、
常時駆動輪側から負の駆動トルク(制動トルク)が継手
を介して他方の車輪へ伝達されることになり、この負の
駆動トルク(制動トルク)の影響が大きくて、継手を介
した車輪に一種のエンジンブレーキが作用しているのと
同様となってしまう。
例えば、四輪アンチスキッドブレーキ装置付の車両に適
応した場合であって、アンチスキッドブレーキ作動とト
ルク伝達作動とが同時に発生した時には、パートタイム
四輪駆動車はどではないが、前後輪の回転速度差が大き
な時にはその干渉程度が高くなり、アンチスキッドブレ
ーキ装置による制動時の車輪ロック防止機能が確実に発
揮されない。
即ち、FF車ベースの四輪駆動車で、四輪アンチスキッ
ド装置を備えた車両では、制動時に後輪がスリップ状態
、つまり、通常とは逆に継手相対回転が生じていて、前
輪側から負の駆動トルク(制動トルク)が伝達されてい
る状態が実現され、このような状態で後輪のロックを防
止するためにアンチスキッド装置が作動するような場合
、ロック防止のためにブレーキ液圧を低下させて後車輪
速を上昇させることが必要であるにもかかわらず、後車
輪に一種のエンジンブレーキが作用しているのと同様と
なり、後車輪の車輪速が上昇できなくなってしまう。
本発明は、上述のような問題に着目してなされたもので
、相対回転時にトルク変動の発生を抑制すると共に、正
転側の相対回転時に十分な正の駆動トルク伝達を確保し
た上で、逆転側の相対回転時に負の駆動トルクの伝達低
減を図った回転差感応型継手の開発を課題とする。
(課題を解決するための手段) 上記課題を解決するために本発明の回転差感応型継手で
は、相対回転可能な入出力軸間に設けられ、前記両軸の
回転速度差に応じた量の流体を流動させる流量発生手段
を備え、前記流体の流動抵抗により前記入出力軸間の伝
達トルクが制御される回転差感応型継手において、前記
流量発生手段は、入出力軸の一方と一体的に形成され内
周部にカム面を有する第1回転部材と、入出力軸の他方
と一体的に形成され前記カム面内に挿入される第2回転
部材と、該第2回転部材に支持されると共に、前記カム
面と周接し前記両回転部材の相対回転時に径方向に往復
動するカム体と、該カム体の往復動に伴ない体積変化す
る槽数の流体室と、第2回転部材に形成された各流体室
間をオリフィスを介して連結する流体路とによって構成
され、前記カム面の形状を、相対回転により発生する伝
達トルクの合計値があらゆる相対回転角位置においてほ
ぼ等しくなるように設定すると共に、相対回転の正転側
と逆転側とにトルク伝達特性差を持たせて設定した事を
特徴とする手段とした。
(作 用) 本発明の回転差感応型継手を車両の駆動系に適応した場
合、入出力軸間の相対回転により第1回転部材と第2回
転部材とに回転速度差が生じると、オリフィスによる流
動抵抗により油圧が発生し、両回転軸の回転速度差に応
じたトルクが一方の軸から他方の軸へ伝達される。
そして、このトルク伝達時には、カム面の形状が相対回
転により発生する伝達トルクの合計値があらゆる相対回
転角位置においてほぼ等しくなるように設定されている
為、カム体とカム面との相対回転角位置の変位に基づく
トルク変動の発生が抑制される。
また、カム面の形状が相対回転の正転倒と逆転側とにト
ルク伝達特性差を持たせて設定されている為、同じ相対
回転が発生しても、例えば、正転側では大きな伝達トル
クが得られ、逆転側では小さな伝達トルクが得られると
いうように、伝達トルクに差を持たせることができる。
(実施例) 以下、本発明の実施例を図面により詳述する。
尚、この実施例を述べるにあたって、四輪駆動車のエン
ジン駆動トルク伝達系に設けられる回転差感応型継手を
例にとる。
まず、実施例の構成を第1図〜第3図に示す図面に基づ
いて説明する。
実施例の回転差感応型継手Jは、第3図に示すように、
前輪駆動をベースにした四輪駆動車の後輪駆動系の途中
に、センターディファレンシャルと、後輪への駆動トル
ク配分制御装置を兼用する継手として設けられている。
実施例継手Jが適用される四輪駆動車の駆動系は、前輪
駆動系として、エンジン1、トランスミッション(クラ
ッチを含む)2、フロントディファレンシャル3、フロ
ントドライブシャフト4.5、フロントドライブシャフ
トジヨイント6、前輪7,8を備えていて、後輪駆動系
として、トランスファギヤトレーン9、フロントプロペ
ラシャフト10、センタプロペラシャフト11、リヤプ
ロペラシャフト12、プロペラシャフトジヨイント13
、センターベアリング14、リヤディファレンシャル1
5、リヤドライブシャフト16,17、リヤドライブシ
ャフトジヨイント18、後輪19.20を備えている。
そして、回転差感応型継手Jは、トランスファギヤトレ
ーン9とプロペラシャフトジヨイント13との間に設け
ている。
前記フロントディファレンシャル3は、トランスミッシ
ョン2の最終段ギヤ21と、前記フロントドライブシャ
フト4,5との間に介装された前輪7,8の差動装置で
ある。
前記トランスファギヤトレーン9は、前記フロントディ
ファレンシャル3のデフケース22からエンジン駆動ト
ルクを後輪19.20側へ取り出す駆動トルク分割装置
で、このトランスファギヤトレーン9と前記フロントデ
ィファレンシャル3と共にトランスアクスルケース23
に納められている。
前記リヤディファレンシャル15は、前記リヤプロペラ
シャフト12と、リヤドライブシャフト1617どの間
に介装された後輪19.20の差動装置である。
回転差感応型継手Jの構成を説明する。
実施例継手Jは、第1図及び第2図に示すように、ピス
トン式の油吐出手段によるもので、ドライブハウジング
30(第1回転部材)、ローター40(第2回転部材)
、ドライビングピストン50(カム体)、シリンダー室
60(流体室)、バランス油路70(流体路)、レギュ
レータ・リリーフ油路80、スプール室90、アキュム
レータ室100、アキュムレータ・リリーフ油路110
を主要な構成としている。
前記ドライブハウジング30は、入力軸に対しボルト止
め等により一体に設けられる部材で、その内周部には、
相対回転により発生する伝達トルクTの伝達トルク合計
値GTがあらゆる相対回転角eの位置でほぼ一致すると
共に、相対回転の正転側と逆転側とにトルク伝達特性差
を持たせた形状設定によるカム面31が形成されている
前記ローター40は、前記ドライブハウジング30のカ
ム面31内に挿入状態で配置され、出力軸がボルト止め
等によって一体に設けられると共に、前記ドライブハウ
ジング30に対しビス止めされたストッパプレート41
によって相対回転を許容しながら軸方向に固定状態で設
けられている。
尚、このローター40には、前記カム面31に対向する
位置で放射半径方向に等間隔で6個所にシリンダー穴4
2が形成されている。
また、前記ストッパプレート41が設けられるローター
40とドライブハウジング30との相対回転部には、第
2図に示すように、外側にリップを配置したりツブシー
ル43が設けられると共に、該リップシール43の内側
圧入径0.を、ロータ40にポルト44により固定され
るフランジ45の外径02を小さくしている。
この場合、外側リップ構造により継手全体が自転するこ
とによる遠心力を利用してリップシール43の緊迫力が
高められ油漏れが防止出来ると共に、取付径差によりリ
ップシール43の外れが防止出来る。
前記ドライビングピストン50は、前記シリンダー穴4
2に対しシールリング51により油密状態で設けられた
カム部材で、周方向に60度ズした位置でそれぞれかカ
ム面31に周接し、前記ドライブハウジング30とロー
ター40との相対回転時に往復動する。
尚、カム面31との周接面は滑らかな接触移動を確保す
ると共に、ヘルツの接触応力を高くして高容量(高トル
ク)に耐えられるようにする為、球面50aに形成され
ている。
前記シリンダー室60は、前記シリンダー穴42と前記
ドライビングピストン50との間に形成された室で、ド
ライビングピストン50の往復動に伴なって体積変化す
る。
前記バランス油路70は、前記シリンダー室60からの
吐出油をオリフィス71による流通抑制で油圧に変換す
る油流通抑制機能を持つ油路で、前記ローター40にシ
リンダー室60とスプール室90とを連結するべく形成
されている。
そして、このバランス油路70は、同圧の吐出圧が吐き
出される同相のシリンダー室60からの油路がスプール
室90に対して対向位置関係となるように夫々6本の油
路が連通配置されている。
前記レギュレータ・リリーフ油路80は、前記ドライビ
ングピストン50が外径方向にストロークする吸込行程
時に、ポール弁構造のワンウェイバルブ81を介してシ
リンダー室60内に作動油を供給する油路で、前記ロー
ター40にシリンダー室60とスプール室90とを連結
するべく形成されている。
尚、前記ワンウェイバルブ81は、レギュレータ・リリ
ーフ油路80に形成された中ぐり溝81aと、この中ぐ
り溝81aに一端が支持される台形スプリング81bと
、この台形スプリング81bにより付勢力が与えられる
ポール81Cとによって構成されている。
この場合、スプリングリテーナを省略出来ると共に、ね
じ込み式スプリングリテーナでは熱処理前に加工したね
じが熱処理後に歪んで螺着しにくくなるといった不具合
の発生を回避出来る。
前記スプール室90は、前記ローター40の回転中心部
に軸方向穴として開孔されたアキュムレタ室100に連
通する穴で、このスプール室90には、油温上昇により
バランス油路70を閉じてオリフィス機能を失わせる流
路閉鎖手段として、所定の油温を越えたら伸長する形状
記憶合金バネ91とバイアスバネ92とによって付勢さ
れたスプール93が設けられている。
前記アキュムレータ室100は、作動油の一時的貯留及
び放出により油量の増減吸収を行なう室で、ローター4
0に往復動可能にピストンシール101により油密状態
で設けられたアキュムレータピストン702と、該ピス
トン102とスプリングリテーナ103との間に介装さ
れたコイルスプリング104とによって形成されている
前記アキュムレータ・リリーフ油路110は、アキュム
レータ室100の上限圧、即ち、最大伝達トルクを規定
する油路で、前記ローター40にアキュムレータ室10
0とドレーン室120とを連結するべく形成されている
そして、このアキュムレータ・リリーフ油路110は、
アキュムレータ室100側の油路開口部をアキュムレ〜
り圧が低圧領域ではピストンシール101上に配置され
るようにしている。
この場合、前記ピストン102のストロークに伴なうピ
ストンシール101の位置変化を利用して開閉バルブ機
能が発揮されることになり、スプール室90の軸方向に
設けられるチエツク弁か不要となって継手の軸方向寸法
短縮化を図ることが出来る。
次に、実施例の作用を説明する。
(イ)カム面31の形状設定 第4図に示すカム面31の形状設定に関し、基本的な形
状設定の考え方は、特願昭62−117699号と同様
であり、その説明は省略する。
先行出願の場合とカム面31の形状設定において異なっ
ている点は、第4図においてX軸、Y軸に対し各々45
’、45’に描かれた線a−a。
線b−bに対し、最小半径点A1日、C,Dかに度だけ
偏っている点である。
尚、以下の説明を解り易くするため、k=5°とする。
また、第3図に示すように回転差感応型継手Jを適応し
た場合、ドライブハウジング30は車両の前進時に右方
向(時計方向)に回転する。
即ち、相対的にはドライブハウジング30が固定でロー
ター40が左回転すると考えても良い。
そして、ローター40のドライビングピストン■、■を
とってみると、相対回転角θ=0〜40゜の領域におい
ては、シリンダー室60の油を押し出す行程、即ち、こ
の1組のドライビングピストン■、■はローター40を
介してエンジントルクを後軸に伝達する。また、相対回
転角θ=40〜60°の領域においては、シリンダー室
60は油の吸入行程であり、トルクの伝達は行なわれな
い。
これらの関係を第5図に示すか、第5図において実線は
正転時の特性を示し、■、■のドライビングピストン5
0.50による特性がT5.4であり、■、■のドライ
ビングピストン50.50による特性がT2.5であり
、■、■のドライビングピストン50.50による特性
がT3や。である。
そして、GTは正転時におけるトルク伝達合計値である
また、第5図において点線は逆転時の特性を示し、正転
側ではドライビングピストン50の押し込み速度を速め
て相対回転角θが10°間隔でトルクの上昇特性を得る
ようにしているのに対し、逆転側ではドライビングピス
トン50の押し込み速度を遅くし相対回転角θが20°
間隔でトルク上昇特性を得るようにしていることで、逆
転時におけるトルク伝達合計値GT’ を正転時のトル
ク伝達合計値GTより低く抑えている。
(ロ)回転速度差ΔNの発生がない時 乾燥アスファルト路等を低・中速で直線走行する場合等
であって、前後輪に回転速度差ΔNが発生しない時は、
ドライブハウジング30とローター40とに相対回転が
なく、ドライビングピストン50が径方向に往復動じな
い為、回転差感応型継手Jによる後輪19.20側への
伝達トルク八Tの発生がなく、エンジン駆動トルクは前
輪7゜8のみに伝達される前輪駆動状態となる。
但し、高速道路を高速直進走行する場合には、後輪19
.20の回転に伴なって高速回転するO−ター40に設
けられているドライビングピストン50には遠心力が作
用し、この遠心力によってドライビングピストン50が
カム面31に押し付けられることになり、この遠心力に
応じた後輪伝達トルクが発生し、高速直進安定性を高め
ることができる。
(ハ)正転側の回転速度差ΔNの発生時アクセルペダル
を急踏みしての発進時や加速時、あるいは山路や雪路や
泥ねい地等での走行時であって、駆動輪である前輪7.
8がスリップし、前後輪に回転速度差ΔNを生じた場合
には、ドライブハウジング30とローター40とに相対
回転が発生し、この相対回転によりカム面31に周接す
るドライビングピストン50は径方向に往復動し、この
往復動のうち回転軸中心に向かうことでシリンダー室6
0の容積を縮小させようとする時には、オリフィス71
による流動抵抗でシリンダー室60内の圧力が高まり、
この発生油圧とピストン50の受圧面積とを掛は合せた
油圧力がドライビングピストン50をカム面31に押し
付ける力となり、この押し付は力によって後輪19.2
0側への伝達トルクTが発生する。
即ち、後輪19.20側への伝達トルクTは、回転速度
差ΔNが大きければ大きい程、オリフィス71の前後圧
力差も大きくなることから、第6図の実線に示すように
、2次関数曲線であられされる正転側伝達トルク特性を
示す。
従って、前輪7,8がスリップした場合には、前輪7,
8のスリップ度合に応じて、自動的に前輪駆動状態から
4輪駆動状態へと駆動トルク配分が制御されることにな
り1発進性や加速性の向上、山路や雪路での走破性向上
、及び泥ねい地での脱出性向上を図ることかできる。
尚、アキュムレータ室100の油を回転差感応型継手J
及び該継手Jを介して後輪19.20に駆動トルクを伝
える駆動伝達系の破壊強度より小さな油圧でリリーフし
て上限圧を規定するアキュムレータ・リリーフ油路11
0を設けた為、最大駆動トルクT1□までのトルクが後
輪19.20へ入力される。
また、カム面31の形状が相対回転により発生する伝達
トルクTの合計値GTがあらゆる相対回転角θの位置に
おいて等しくなるように設定されている為、ドライビン
グピストン50とカム面31との相対回転角θの位置変
位に基づくトルク変動の発生が抑制され、このトルク変
動による駆動系の振動発生の防止で車両の音振性能の向
上を図ることができる。
(ニ)逆転側の回転速度差ΔNの発生時制動時や小半径
旋回時やコースチング時や後退走行時等であって、回転
速度差△Nに応じて駆動される後輪19.20がスリッ
プし、前後輪に回転速度差ΔNを生じた場合には、後輪
19.20側への伝達トルクTは、第6図の1点鎖線に
示すように、正転側に比べ伝達トルクTのレベルが非常
に低い逆転側伝達トルク特性を示す。
従って、制動時や小半径旋回時やコースチング時や後退
走行時等において相対回転方向が逆転側となる場合には
、前輪7.8側から継手Jを介して後輪39.20側へ
伝達される負の駆動トルク(制動トルク)の影響が小さ
くて、継手Jを介した後輪19.20に作用する一種の
エンジンブレーキを小さく抑えることができる。
例えば、四輪アンチスキッドブレーキ装置付の車両に適
応した場合であって、アンチスキッドブレーキ作動とト
ルク伝達作動とが同時に発生した時には、前後輪回転速
度差ΔNが大きな時であっても干渉程度が低く抑えられ
、アンチスキッドブレーキ作動による制動時の車輪ロッ
ク防止機能が確実に発揮される。
即ち、FF車ベースの四輪駆動車で、四輪アンチスキッ
ド装置を備えた車両では、制動時に後輪がスリップ状態
、つまり、通常とは逆に継手相対回転が生じていて、前
輪側から負の駆動トルク(制動トルク)が伝達されてい
る状態か実現されることがあるが、接輪19,20に作
用する一種のエンジンブレーキが小さく抑えられる為、
ロック防止のためにブレーキ液圧を低下させて後車輪速
を上昇させることができる。
また、小半径旋回時におけるタイトコーナブレーキ現象
も、第6図に示すように、同じ相対回転速度差ΔNの場
合にTAからT8へと伝達トルク丁が低減される為、タ
イトコーナ感としては軽減効果が著しいしいとは言えな
いが、旋回時における計測ブレーキトルクは確実に差が
生じ、その分だけ燃費の向上を期待できる。
以上、本発明の実施例を図面により詳述してきたが、具
体的な構成はこの実施例に限られるものではなく、本発
明の要旨を逸脱しない範囲における設計変更等があって
も本発明に含まれる。
例えば、本発明の回転差感応型継手は、実施例で示した
適用例に限られるものではなく、接輪駆動ベースの四輪
駆動車の前輪側プロペラシャフトの途中に設けることも
できる。
(発明の効果) 以上説明してきたように、本発明の回転差感応型継手に
あっては、カム面の形状を、相対回転により発生する伝
達トルクの合計値かあらゆる相対回転角位置においてほ
ぼ等(7くなるように設定すると共に、相対回転の正転
倒と逆転側とにトルク伝達特性差を持たせて設定した為
、相対回転時にトルク変動の発生を抑制できると共に、
正転側の相対回転時に十分な正の駆動トルク伝達を確保
した上で、逆転側の相対回転時に負の駆動トルクの伝達
低減を図って負の駆動トルク伝達EIF (例えば、ア
ンチスキッドブレーキ装置との作動干渉影響等)を抑え
ることが出来るという効果が得られる。
【図面の簡単な説明】
第1図は本発明実施例の回転差感応型継手を示す縦断正
面図(第2図ff−It線)、第2図は第1図I−I線
による断面図、第3図は実施例継手を適用したエンジン
駆動系を示す概略図、第4図はドライブハウジングのカ
ム面の形状設定を説明する図、第5図は第4図1ご示す
カム面の形状設定による相対回転角に対する伝達トルク
の関係を示すトルク特性図、第6図は実施例継手での正
転側及び逆転側でのトルク伝達特性図である。 J・・・回転差感応型継手 30・・・ドライブハウジング(第1回転部材)31・
・・カム面 40・・・ローター(第2回転部材) 50・・・ドライビングピストン(カム体)60・・・
シリンダー室(流体室) 70・・・バランス油路(流体路) 71・・・オリフィス

Claims (1)

  1. 【特許請求の範囲】 1)相対回転可能な入出力軸間に設けられ、前記両軸の
    回転速度差に応じた量の流体を流動させる流量発生手段
    を備え、前記流体の流動抵抗により前記入出力軸間の伝
    達トルクが制御される回転差感応型継手において、 前記流量発生手段は、入出力軸の一方と一体的に形成さ
    れ内周部にカム面を有する第1回転部材と、入出力軸の
    他方と一体的に形成され前記カム面内に挿入される第2
    回転部材と、該第2回転部材に支持されると共に、前記
    カム面と周接し前記両回転部材の相対回転時に径方向に
    往復動するカム体と、該カム体の往復動に伴ない体積変
    化する複数の流体室と、第2回転部材に形成された各流
    体室間をオリフィスを介して連結する流体路とによって
    構成され、前記カム面の形状を、相対回転により発生す
    る伝達トルクの合計値があらゆる相対回転角位置におい
    てほぼ等しくなるように設定すると共に、相対回転の正
    転側と逆転側とにトルク伝達特性差を持たせて設定した
    事を特徴とする回転差感応型継手。
JP24204388A 1988-09-27 1988-09-27 回転差感応型継手 Pending JPH0289821A (ja)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP24204388A JPH0289821A (ja) 1988-09-27 1988-09-27 回転差感応型継手

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP24204388A JPH0289821A (ja) 1988-09-27 1988-09-27 回転差感応型継手

Publications (1)

Publication Number Publication Date
JPH0289821A true JPH0289821A (ja) 1990-03-29

Family

ID=17083419

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP24204388A Pending JPH0289821A (ja) 1988-09-27 1988-09-27 回転差感応型継手

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JPH0289821A (ja)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0473432A (ja) * 1990-07-12 1992-03-09 Fuji Tool & Die Co Ltd 油圧式動力伝達継手
JP2009121637A (ja) * 2007-11-16 2009-06-04 Toyota Motor Corp 流体装置

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0473432A (ja) * 1990-07-12 1992-03-09 Fuji Tool & Die Co Ltd 油圧式動力伝達継手
JP2009121637A (ja) * 2007-11-16 2009-06-04 Toyota Motor Corp 流体装置

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US4727966A (en) Differential with differential motion limiting mechanism
US5458547A (en) Differential apparatus with speed and torque sensitive differential limiting forces
JPS62286838A (ja) トルク伝達装置
KR930003781B1 (ko) 구동 연결장치
RU2390433C2 (ru) Дифференциал повышенного трения
US4921085A (en) Rotational speed differential responsive type joint
JP3562104B2 (ja) 差動感応型油圧カップリング装置
JPH0289821A (ja) 回転差感応型継手
US20030057049A1 (en) Yaw damper for a two wheel drive motor vehicle
JPS6388328A (ja) トルク伝達装置
JPS63101567A (ja) 回転差感応型継手
JPH0532667Y2 (ja)
JPH0623782Y2 (ja) 回転差感応型継手
JP3467278B2 (ja) 四輪駆動車用駆動力伝達装置
JPH0547864Y2 (ja)
JPH0547863Y2 (ja)
JPS63101568A (ja) 回転差感応型継手
JPH0293124A (ja) 制御型回転差感応型継手
JPH01255726A (ja) 回転差感応型継手
JPH0819974B2 (ja) 制御型回転差感応継手
JP2646809B2 (ja) 最終減速機
JPH1193982A (ja) カップリング
JPH0638184Y2 (ja) 回転差感応型継手
JP2564878Y2 (ja) 油圧式動力伝達継手
JPH0716907Y2 (ja) 回転差感応型継手