JPH03135840A - Power distribution device for four-wheel drive vehicle - Google Patents
Power distribution device for four-wheel drive vehicleInfo
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- JPH03135840A JPH03135840A JP27459989A JP27459989A JPH03135840A JP H03135840 A JPH03135840 A JP H03135840A JP 27459989 A JP27459989 A JP 27459989A JP 27459989 A JP27459989 A JP 27459989A JP H03135840 A JPH03135840 A JP H03135840A
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
〔産業上の利用分野〕
本発明は、４輪駆動車の動力配分装置に関し、詳しくは
トランスファケース内に装備する油圧多板クラッチおよ
び一対のヘリカルギヤを介して前後輪を動力配分可能に
伝動構成する４輪駆動車の動力配分装置に関する。[Detailed Description of the Invention] [Field of Industrial Application] The present invention relates to a power distribution system for a four-wheel drive vehicle, and more specifically, the present invention relates to a power distribution system for a four-wheel drive vehicle, and more specifically, it distributes power between the front and rear wheels via a hydraulic multi-disc clutch installed in a transfer case and a pair of helical gears. The present invention relates to a power distribution device for a four-wheel drive vehicle that has a power transmission structure capable of distributing power.
このような４輪駆動車の動力配分装置として、特公昭６
３−１２８１５号公報のように油圧多板クラッチの伝達
トルクを自動的に制御するものがあり、またその制御方
式としては、自動車の走行状態や路面状況に応じて油圧
多板クラッチの作動油圧を変化させるものがある（特開
昭６１−１５５０２７号公報参照）。As a power distribution system for such four-wheel drive vehicles,
There is a system that automatically controls the transmission torque of a hydraulic multi-disc clutch, as disclosed in Japanese Patent No. 3-12815, and the control method is to adjust the working oil pressure of the hydraulic multi-disc clutch according to the driving condition of the vehicle and the road surface condition. There are things that can be changed (see Japanese Unexamined Patent Publication No. 155027/1983).
ここで前記油圧多板クラッチが配置されるトランスファ
ケース内には、変速機出力軸から前輪側に動力伝達する
ための一対のトランスファギヤが配置され、またこれを
回転自在に支持する軸受が設けられる。A pair of transfer gears for transmitting power from the transmission output shaft to the front wheels are disposed in the transfer case in which the hydraulic multi-disc clutch is disposed, and a bearing is provided to rotatably support the transfer gears. .
そして上記トランスファギヤとしては、強度確保および
騒音低減の目的から噛み合い率の比較的に大きいヘリカ
ルギヤが一般に用いられる。As the transfer gear, a helical gear with a relatively large engagement ratio is generally used for the purpose of ensuring strength and reducing noise.
ところでこのような従来例では、トランスファギヤがヘ
リカルギヤで構成される関係から、そのヘリカルドライ
ブギヤにはラジアル荷重に加えて大きなスラスト荷重が
作用する。このため上記軸受の負担は大きくなり、その
軸受構造は充分な強度および寿命を確保するために大型
化し、ひいてはトランスファ装置も大型化して重量増加
するという問題がある。By the way, in such a conventional example, since the transfer gear is constituted by a helical gear, a large thrust load acts on the helical drive gear in addition to the radial load. Therefore, the load on the bearing increases, and the bearing structure has to be enlarged in order to ensure sufficient strength and service life, which in turn increases the size and weight of the transfer device.
また油圧多板クラッチは、ピストンが回転部材であるク
ラッチドラム内に配置される構造が一般的であり、この
ため油圧多板クラッチの油圧室内には遠心油圧が発生し
、油圧多板クラッチの作動油圧の制御精度が低下するこ
とも問題となっている。In addition, hydraulic multi-disc clutches generally have a structure in which the piston is placed inside the clutch drum, which is a rotating member. Therefore, centrifugal hydraulic pressure is generated in the hydraulic chamber of the hydraulic multi-disc clutch, and the hydraulic multi-disc clutch operates. Another problem is that the accuracy of hydraulic control is reduced.
そこで本発明は、ヘリカルドライブギヤを回転自在に支
持する軸受の負担を軽減することで、その軸受構造を小
型軽量化し、ひいてはトランスファ装置を小型軽量化す
ると共に、油圧多板クラッチの油圧室内に遠心油圧が発
生するのを防止して油圧多板クラッチの作動油圧の制御
精度を向上し、前後輪へのトルク配分が適切に行えるよ
うにすることを目的とする。Therefore, the present invention reduces the burden on the bearing that rotatably supports the helical drive gear, thereby reducing the size and weight of the bearing structure, which in turn reduces the size and weight of the transfer device. The purpose of this invention is to prevent oil pressure from being generated, improve the control accuracy of the working oil pressure of a hydraulic multi-disc clutch, and enable appropriate torque distribution to the front and rear wheels.
この目的のため本発明は、トランスファケース内に装備
する油圧多板クラッチおよび一対のヘリカルギヤを介し
て前後輪を動力配分可能に伝動構成する４輪駆動車の動
力配分装置において、上記油圧多板クラッチは、静止部
材であるトランスファケース内に摺動自在に嵌合してト
ランスファケースとの間に油圧室を形成し、かつ回転規
制されてレリーズベアリングを介しクラッチ板を押圧す
るピストンと、上記ヘリカルギヤのドライブギヤに結合
するクラッチドラムとを備え、上記ヘリカルドライブギ
ヤは、前進走行時におけるスラスト荷重の方向が上記ピ
ストンの押圧力の方向と反対向きになるようにねじれ角
を設定してなる。For this purpose, the present invention provides a power distribution system for a four-wheel drive vehicle that is configured to transmit power to front and rear wheels through a hydraulic multi-disc clutch installed in a transfer case and a pair of helical gears, wherein said hydraulic multi-disc clutch The piston is slidably fitted into the transfer case, which is a stationary member, to form a hydraulic chamber between the transfer case and whose rotation is regulated to press the clutch plate via the release bearing, and the helical gear. The helical drive gear includes a clutch drum coupled to the drive gear, and the helical drive gear has a helical angle set such that the direction of the thrust load during forward travel is opposite to the direction of the pressing force of the piston.
このような手段では、自動車の前進走行時においてヘリ
カルドライブギヤに作用するスラスト荷重の方向は、油
圧多板クラッチのピストンの押圧力の方向と反対向きと
なり、上記スラスト荷重はピストンの押圧力に応じて相
殺される。このためヘリカルドライブギヤを回転自在に
支持する軸受の負担が軽減する。従って、その軸受構造
を小型軽量化し、ひいてはトランスファ装置を小型軽量
化することもできる。With such means, the direction of the thrust load acting on the helical drive gear when the vehicle is traveling forward is opposite to the direction of the pressing force of the piston of the hydraulic multi-disc clutch, and the thrust load is proportional to the pressing force of the piston. will be canceled out. Therefore, the load on the bearing that rotatably supports the helical drive gear is reduced. Therefore, the bearing structure can be made smaller and lighter, and the transfer device can also be made smaller and lighter.
また油圧多板クラッチのピストンは、回転規制されてト
ランスファケースとの間に油圧室を形成しているので、
油圧多板クラッチの回転時においても油圧室内には遠心
油圧が発生しない。従って油圧多板クラッチの作動油圧
の制御精度が向上し、前後輪へのトルク配分を適切に行
うことができる。In addition, the piston of the hydraulic multi-disc clutch is rotationally regulated and forms a hydraulic chamber between it and the transfer case.
Centrifugal oil pressure is not generated in the hydraulic chamber even when the hydraulic multi-disc clutch rotates. Therefore, the control accuracy of the hydraulic pressure of the hydraulic multi-disc clutch is improved, and the torque can be appropriately distributed to the front and rear wheels.
以下、本発明の一実施例を添付の図面を参照して具体的
に説明する。Hereinafter, one embodiment of the present invention will be specifically described with reference to the accompanying drawings.
第３図において、符号１は自動変速機ｌであり、クラン
クシャフト２からトルクコンバータ３を介してインプッ
トシャフト４にエンジン出力が人力される。そしてこの
インプットシャフト４からフロントプラネタリギヤ５お
よびリヤプラネタリギヤ６を介してアウトプットシャフ
ト７へ動力伝達されるようになっている。なお、上記フ
ロントプラネタリギヤ５およびリヤプラネタリギヤ６に
は、変速操作のためのブレーキバンド８、リバースクラ
ッチ９、ハイクラッチＩＯ、フォワードクラッチ１１、
オーバランニングクラッチ１２、ローアンドリバースブ
レーキ１３などが付設されている。In FIG. 3, reference numeral 1 denotes an automatic transmission l, in which engine output is manually supplied from a crankshaft 2 to an input shaft 4 via a torque converter 3. Power is transmitted from this input shaft 4 to an output shaft 7 via a front planetary gear 5 and a rear planetary gear 6. In addition, the front planetary gear 5 and the rear planetary gear 6 include a brake band 8 for speed change operation, a reverse clutch 9, a high clutch IO, a forward clutch 11,
An overrunning clutch 12, a low and reverse brake 13, etc. are attached.
ここで上記アウトプットシャフト７には、第４図に示す
ようなヘリカルギヤからなるトランスファドライブギヤ
１４がスプライン結合し、一方、アウトプットシャフト
７の下方に平行配置されるドライブピニオンシャフト１
５には上記トランスファドライブギヤ■４に噛合うトラ
ンスファドリブンギヤ■６が固定されていて、アウトプ
ットシャフト７からドライブピニオンＩ７、フロントデ
ィファレンシャル装置■８を介して前輪側に常時動力伝
達されるようになっている。Here, a transfer drive gear 14 consisting of a helical gear as shown in FIG.
A transfer driven gear ■6 that meshes with the transfer drive gear ■4 is fixed to the drive gear 5, and power is constantly transmitted from the output shaft 7 to the front wheels via the drive pinion I7 and the front differential device ■8. There is.
また、前記アウトプットシャフト７の後方に同軸配置さ
れるリヤドライブシャフト１９とトランスファドライブ
ギヤ１４との間には、トランスファクラッチとしての油
圧多板クラッチ２０が介設してあり、油圧多板クラッチ
２０の伝達トルクに応じたアウトプットシャフト７の動
力がリヤドライブシャフト１９、プロペラシャフト２１
．リヤディファレンシャル装置２２を介して後輪側に動
力配分されるようになっている。Further, a hydraulic multi-disc clutch 20 as a transfer clutch is interposed between the rear drive shaft 19 and the transfer drive gear 14, which are coaxially disposed behind the output shaft 7. The power of the output shaft 7 according to the transmitted torque is transmitted to the rear drive shaft 19 and the propeller shaft 21.
．． Power is distributed to the rear wheels via a rear differential device 22.
ここで第１図に示すように、前記アウトプットシャフト
７の後端部はボールベアリング２３を介してミッション
ケース２４に回転自在に支持されている。また前記リヤ
ドライブシャフト１９の前端部はトランスミッションケ
ース２４の後端部に接続したトランスファケース２５に
ボールベアリング２Ｇを介して回転自在に支持されると
共に、その前端はアウトプットシャフト７の後端にニー
ドルベアリング２７を介して回転自在に嵌合している。As shown in FIG. 1, the rear end portion of the output shaft 7 is rotatably supported by a transmission case 24 via a ball bearing 23. As shown in FIG. The front end of the rear drive shaft 19 is rotatably supported by a transfer case 25 connected to the rear end of a transmission case 24 via a ball bearing 2G, and the front end is connected to a needle bearing at the rear end of an output shaft 7. They are rotatably fitted via 27.
そしてこのアウトプットシャフト７とリヤドライブシャ
フト１９との連結部を覆うトランスファケース２５内に
、前記トランスファドライブギヤ１４および油圧多板ク
ラッチ２０が前後に隣接して配置されており、このトラ
ンスファドライブギヤ１４はスラストベアリング２８を
介してリヤドライブシャフト１９の前端に当接している
。The transfer drive gear 14 and the hydraulic multi-disc clutch 20 are arranged adjacent to each other in the front and rear in a transfer case 25 that covers the connecting portion between the output shaft 7 and the rear drive shaft 19. It contacts the front end of the rear drive shaft 19 via a thrust bearing 28.
前記ヘリカルギヤからなるトランスファドライブギヤ１
４は、アウトプットシャフト７が前進走行の回転方向の
とき、後方の油圧多板クラッチ２０側にスラスト荷重が
作用するようにそのねじれ角が設定されている（第４図
参照）。Transfer drive gear 1 consisting of the helical gear
4, its torsion angle is set so that a thrust load acts on the rear hydraulic multi-disc clutch 20 side when the output shaft 7 is in the forward rotational direction (see FIG. 4).
一方、油圧多板クラッチ２０は、動力配分専用の油圧ポ
ンプ３２、制御ユニット３３の出力でデユーティ制御さ
れるコントロールバルブユニット３４などを備える油圧
制御系により自動車の走行状態に応じて適切な制御油圧
が供給されるもので、第２図にも示すようにクラッチハ
ブ２０ａがリヤドライブシャフト１９の前端部にスプラ
イン結合し、クラッチドラム２０ｂが前記トランスファ
ドライブギヤＩ４の端部に固定した接続リング２９にス
プライン結合されている。そしてクラッチドラム２０ｂ
の内周には複数枚のリング状クラッチプレート２０ｃが
これらの両端部に配置した一対のリテーナプレート２０
ｄ、２０ｅと共にスプライン嵌合しており、一方のリテ
ーナプレート２０ｄは上記接続リング２９に当接してい
る。また、クラッチハブ２０ａの外周には複数枚のリン
グ状クラッチディスク２０「が上記各クラッチプレート
２０ｃと交互に配置されてスプライン嵌合している。On the other hand, the hydraulic multi-disc clutch 20 uses a hydraulic control system that includes a hydraulic pump 32 dedicated to power distribution, a control valve unit 34 whose duty is controlled by the output of a control unit 33, and the like, so that an appropriate control hydraulic pressure is applied according to the driving state of the vehicle. As shown in FIG. 2, the clutch hub 20a is splined to the front end of the rear drive shaft 19, and the clutch drum 20b is splined to the connecting ring 29 fixed to the end of the transfer drive gear I4. combined. and clutch drum 20b
A pair of retainer plates 20 are provided with a plurality of ring-shaped clutch plates 20c disposed at both ends of the ring-shaped clutch plates 20c.
d and 20e, and one retainer plate 20d is in contact with the connecting ring 29. Further, a plurality of ring-shaped clutch disks 20'' are arranged alternately with the respective clutch plates 20c and are spline-fitted to the outer periphery of the clutch hub 20a.
°ここで油圧多板クラッチ２０のピストン２０ｇはリン
グ状をなし、前記他方のリテーナプレート２０ｅ側に配
置されてトランスファケース２５に形成されたリング状
の油圧室２５ａ内に摺動自在に嵌合している。そしてこ
のピストン２０ｇには、トランスファケース２５に固定
されるツバ付き筒状のリテーナ２０ｈに一端部が支持さ
れた複数個のリターンスプリング２０ｊが付勢されてお
り、ピストン２０ｇに固定した複数個のビン２０ｋが上
記リターンスプリング２０ｊの他端部に挿入されること
でピストン２０ｇの回転が規制されている。そしてこの
ようなピストン２０ｇは、レリーズベアリング２００＋
およびベアリングリテーナ２Ｏｎを介して前記他方のリ
テーナプレート２０ｅに当接している。Here, the piston 20g of the hydraulic multi-disc clutch 20 is ring-shaped, and is disposed on the other retainer plate 20e side and is slidably fitted into a ring-shaped hydraulic chamber 25a formed in the transfer case 25. ing. The piston 20g is biased by a plurality of return springs 20j, one end of which is supported by a cylindrical retainer 20h with a collar, which is fixed to the transfer case 25. Rotation of the piston 20g is restricted by inserting the return spring 20k into the other end of the return spring 20j. And such a piston 20g has a release bearing of 200+
and is in contact with the other retainer plate 20e via the bearing retainer 2On.
以上の構成構成を有する４輪駆動車は、エンジンのクラ
ンクシャフト２からトルクコンバータ３を介して自動変
速機１に伝達される回転動力をそこで適宜変速し、アウ
トプットシャフト７上のトランスファドライブギヤ１４
からこれを一方はトランスファドリブンギヤ【６を介し
てフロントディファレンシャル装置１８に伝達し、他方
は油圧多板クラッチ２０を介してリヤディファレンシャ
ル装置２２に人力することで４輪駆動する。The four-wheel drive vehicle having the above configuration changes the rotational power transmitted from the crankshaft 2 of the engine to the automatic transmission 1 via the torque converter 3 as appropriate, and transfers the rotational power to the transfer drive gear 14 on the output shaft 7.
One side transmits this to the front differential device 18 via the transfer driven gear [6], and the other side manually applies power to the rear differential device 22 via the hydraulic multi-disc clutch 20, thereby producing four-wheel drive.
ここで、自動車の前進走行時においてはトランスファド
ライブギヤ１４に後方の油圧多板クラッチ２０側に向く
スラスト荷重が作用する。Here, when the automobile is traveling forward, a thrust load is applied to the transfer drive gear 14 toward the rear hydraulic multi-disc clutch 20 side.
例えば車両の軸重配分が前輪側６０％、後輪側４０％の
フロントエンジン・フロントドライブ（Ｆ Ｆ）ベース
の４輪駆動車において、上記油圧多板クラッチ２０のト
ルク伝達容量をエンジン出力に対して常に軸重配分相当
のトルク配分制御を行うことて、アウトプットシャフト
７の出力トルクの４０９６が７Ｔ１１圧多板クラツチ２
０を介して後輪側に伝達され、このためこのスラスト荷
重は、６０％の前輪トルクに応じたものとなる。そして
このスラスト荷重は、常にエンジン出力の増減に応じて
車両の軸重配分相当の前後トルク配分制御を行うことで
駆動力曲線と同じ傾向で増減する。For example, in a front engine/front drive (FF) based four-wheel drive vehicle where the axle load distribution is 60% on the front wheels and 40% on the rear wheels, the torque transmission capacity of the hydraulic multi-disc clutch 20 is determined relative to the engine output. By always performing torque distribution control corresponding to the axle load distribution, 4096 of the output torque of the output shaft 7 is transferred to the 7T11 multi-plate clutch 2.
Therefore, this thrust load corresponds to 60% of the front wheel torque. This thrust load increases and decreases in the same manner as the driving force curve by always controlling the front and rear torque distribution corresponding to the vehicle axle load distribution in accordance with increases and decreases in engine output.
一方、油圧多板クラッチ２０のピストン２０ｇはこのス
ラスト荷重と反対向きに押圧される。この押圧力は、油
圧多板クラッチ２０が前述の軸重配分に応じたトルク伝
達を行うことから、駆動力曲線と同じ傾向で増減するヶ
そこで、ピストン押圧力による油圧多板クラッチ２０の
伝達トルク容量とスラスト荷重との関係を所定値に定め
ることにより、上記スラスト荷重はピストンの押圧力で
相殺される。このためトランスファドライブギヤ■４と
一体のアウトプットシャフト７を支持するボールベアリ
ング２３および油圧多板クラッチ２０のクラッチハブ２
０ａと一体のリヤドライブシャフト１９を支持するボー
ルベアリング２Ｂの荷重負担は軽減する。従って、これ
らのボールベアリング２３．２８は従来より小型軽量化
でき、そうすることでトランスファケース２５も小型軽
量化する。On the other hand, the piston 20g of the hydraulic multi-disc clutch 20 is pressed in the opposite direction to this thrust load. Since the hydraulic multi-disc clutch 20 transmits torque according to the above-mentioned axle load distribution, this pressing force increases and decreases in the same tendency as the driving force curve. Therefore, the transmission torque of the hydraulic multi-disc clutch 20 due to the piston pressing force By setting the relationship between the capacity and the thrust load to a predetermined value, the thrust load is offset by the pressing force of the piston. Therefore, the ball bearing 23 supporting the output shaft 7 integrated with the transfer drive gear 4 and the clutch hub 2 of the hydraulic multi-disc clutch 20
The load on the ball bearing 2B that supports the rear drive shaft 19 integrated with the rear drive shaft 0a is reduced. Therefore, these ball bearings 23, 28 can be made smaller and lighter than before, and thereby the transfer case 25 can also be made smaller and lighter.
また油圧多板クラッチ２０のピストン２０ｇに油圧を作
用させる油圧室２５ａは、不動部材であるトランスファ
ケース２５と回転規制されたピストン２０ｇとの間に形
成されるので、油圧多板クラッチ２０が高速回転すると
きでも内部に遠心油圧が発生しない。従って油圧多板ク
ラッチ２０の作動油圧の制御精度は向上し、前後輪への
トルク配分は適切に行なわれる。Further, the hydraulic chamber 25a that applies hydraulic pressure to the piston 20g of the hydraulic multi-disc clutch 20 is formed between the transfer case 25, which is an immovable member, and the piston 20g, whose rotation is restricted, so that the hydraulic multi-disc clutch 20 rotates at high speed. Centrifugal hydraulic pressure is not generated internally even when Therefore, the control accuracy of the hydraulic pressure of the hydraulic multi-disc clutch 20 is improved, and the torque distribution to the front and rear wheels is appropriately performed.
第５図、第６図は常時後輪側へ動力伝達し、前輪側へは
油圧多板クラッチを介して動力配分する形式の４輪駆動
車に適用した本発明の他の実施例を示す。5 and 6 show another embodiment of the present invention applied to a four-wheel drive vehicle in which power is always transmitted to the rear wheels and distributed to the front wheels via a hydraulic multi-plate clutch.
ここで第１図、第２図に示した前記実施例と異なる点に
ついて説明すると、本実施例ではアウトプットシャフト
３０が前記実施例におけるリヤドライブシャフト１９と
一体のものとして構成される。Here, different points from the embodiments shown in FIGS. 1 and 2 will be explained. In this embodiment, the output shaft 30 is constructed integrally with the rear drive shaft 19 in the embodiments described above.
そしてこのようなアウトプットシャフト３０に対しトラ
ンスファドライブギヤ１４はニードルベアリング３１を
介して回転自在に嵌合すると共に、ボールベアリング２
３を介、してトランスミッションケース２４に回転自在
に支持されている。またこのトランスファドライブギヤ
１４に隣接する油圧多板クラッチ２０は、クラッチハブ
２０ａがアウトプットシャフト３０にスプライン結合し
、クラッチドラム２０ｂが接続リング２９を介し２てト
ランスファドライブギヤ１４にスプライン嵌合している
。The transfer drive gear 14 is rotatably fitted to such an output shaft 30 via a needle bearing 31, and a ball bearing 2.
3 and is rotatably supported by the transmission case 24. Further, in the hydraulic multi-disc clutch 20 adjacent to the transfer drive gear 14, a clutch hub 20a is spline-coupled to the output shaft 30, and a clutch drum 20b is spline-fitted to the transfer drive gear 14 via a connecting ring 29. .
そこで、自動変速機Ｉからの回転動力は、アウトプット
シャフト３０から一方はりャディファレンシャル装置２
２に人力し、他方は油圧多板クラッチ２０、トランスフ
ァドライブギヤ１４、トランスファドリブンギヤ１６を
介してフロントディファレンシャル装置１８に入力する
ことで４輪駆動する。Therefore, the rotational power from the automatic transmission I is transmitted from the output shaft 30 to the differential device 2.
2 and the other hand is input to the front differential device 18 via the hydraulic multi-disc clutch 20, transfer drive gear 14, and transfer driven gear 16 to perform four-wheel drive.
このような実施例においても、自動車の前進走行時にお
いてはトランスファドライブギヤ［４に後方の油圧多板
クラッチ２０側に向くスラスト荷重が作用し、油圧多板
クラッチ２０のピストン２０ｇにはこのスラスト荷重と
反対向きの押圧力が作用する。Even in such an embodiment, when the automobile is traveling forward, a thrust load toward the rear hydraulic multi-disc clutch 20 side acts on the transfer drive gear [4, and this thrust load acts on the piston 20g of the hydraulic multi-disc clutch 20. A pressing force in the opposite direction acts.
そこで上記スラスト荷重はピストンの押圧力に応じて相
殺されるのであり、前期実施例と同様にボールベアリン
グ２３．２６の荷重負担は軽減する。Therefore, the above-mentioned thrust load is canceled out according to the pressing force of the piston, and the load burden on the ball bearings 23, 26 is reduced as in the previous embodiment.
なお、以上の実施例において、自動車の後退走行時には
トランスファドライブギヤ１４に作用するスラスト荷重
の方向は反対向きとなり、ボールベアリング２３の荷重
負担が増大する。しかし後退走行の開度は少ないので、
ボールベアリング２３の荷重容量に多少の余裕をもたせ
ることでこの問題は解決できる。In the above embodiment, when the automobile is traveling backwards, the direction of the thrust load acting on the transfer drive gear 14 is opposite, and the load burden on the ball bearing 23 increases. However, since the opening degree of backward travel is small,
This problem can be solved by allowing some leeway in the load capacity of the ball bearing 23.
以上説明したとおり本発明によれば、自動車の前進走行
時においてヘリカルドライブギヤに作用するスラスト荷
重の方向は、油圧多板クラッチのピストンの押圧力の方
向と反対向きとなり、上記スラスト荷重はピストンの押
圧力に応じて相殺される。このためヘリカルドライブギ
ヤを回転自在に支持する軸受の負担が軽減する。従って
、その軸受構造を小型軽量化し、ひいてはトランスファ
装置を小型軽量化することもできる。As explained above, according to the present invention, the direction of the thrust load acting on the helical drive gear when the automobile is traveling forward is opposite to the direction of the pressing force of the piston of the hydraulic multi-disc clutch, and the thrust load is applied to the helical drive gear. It is canceled out according to the pressing force. Therefore, the load on the bearing that rotatably supports the helical drive gear is reduced. Therefore, the bearing structure can be made smaller and lighter, and the transfer device can also be made smaller and lighter.
また油圧多板クラッチのピストンは、回転規制されてト
ランスファケースとの間に油圧室を形成しているので、
油圧多板クラッチの回転時においても油圧室内には遠心
油圧が発生しない。従って油圧多波クラッチの作動油圧
の制御精度が向上し、前後輪へのトルク配分を適切に行
うことができる。In addition, the piston of the hydraulic multi-disc clutch is rotationally regulated and forms a hydraulic chamber between it and the transfer case.
Centrifugal oil pressure is not generated in the hydraulic chamber even when the hydraulic multi-disc clutch rotates. Therefore, the control accuracy of the hydraulic pressure of the hydraulic multi-wave clutch is improved, and the torque can be appropriately distributed to the front and rear wheels.
第１図は本発明の一実施例を示す断面図、第２図は第１
図に対応したスケルトン図、第３図は自動車変速機の全
体構成を示すスケルトン図、
第４図はトランスファドライブギヤの組み付は状態を示
す斜視図、
第５図は本発明の他の実施例を示す断面図、第６図は第
５図に対応したスケルトン図である。
ｌ・・・自動変速機、
２・・・クランクシャフト、
３・・・トルクコンバータ、
４・・・インプットシャフト、
５・・・フロントプラネタリギヤ、
６・・・リヤプラネタリギヤ、
７・・・アウトプットシャフト、
８・・・ブレーキバンド、
９・・・リバースクラッチ、
ＬＯ・・・ハイクラッチ、
１１・・・フォワードクラッチ、
！２・・・オーバランニングクラッチ、１３・・・ロー
アンドリバースブレーキ、１４・・・トランスファドラ
イブギヤ、１５・・・ドライブピニオンシャフト、１Ｂ
・・・トランスファドリブンギヤ、１７・・・ドライブ
ピニオン、
１ｇ−１，フロントディファレンシャル装置、１９・・
・リヤドライブシャフト、
２０・・・油圧多板クラッチ、
２０ａ・・・クラッチハブ、２０ｂ・・・クラッチドラ
ム、２０ｃ・・・クラッチプレート、
２０ｄ、２０ｅ−−−リテーナプレート、２０「・・・
クラッチディスク、２０ｇ・・・ピストン、２０ｈ・・
・リテーナ、２０ｊ・・・リターンスプリング、２０ｋ
・・・ピン、２０Ｉ１１・・・レリーズベアリング、２
Ｏｎ・・・ベアリングリテーナ、
２１・・・プロペラシャフト、
２２・・・リヤディファレンシャル装置、２３・・・ボ
ールベアリング、
２４・・・トランスミッションケース、２５・・・トラ
ンスファケース、
２６・・・ボールベアリング、
２７・・・ニードルベアリング、
２８・・・スラストベアリング、
２９・・・接続リング。
３０・・・アウトプットシャフト、
３Ｉ・・・ニードルベアリング、
３２・・・油圧ポンプ、
３３・・・制御ユニット、
３４・・・コントロールバルブユニット。
ン４ノFIG. 1 is a sectional view showing one embodiment of the present invention, and FIG.
3 is a skeleton diagram showing the overall structure of an automobile transmission, FIG. 4 is a perspective view showing how the transfer drive gear is assembled, and FIG. 5 is another embodiment of the present invention. FIG. 6 is a skeleton diagram corresponding to FIG. 5. l... automatic transmission, 2... crankshaft, 3... torque converter, 4... input shaft, 5... front planetary gear, 6... rear planetary gear, 7... output shaft, 8...Brake band, 9...Reverse clutch, LO...High clutch, 11...Forward clutch, ! 2... Overrunning clutch, 13... Low and reverse brake, 14... Transfer drive gear, 15... Drive pinion shaft, 1B
...Transfer driven gear, 17...Drive pinion, 1g-1, Front differential device, 19...
・Rear drive shaft, 20...Hydraulic multi-plate clutch, 20a...Clutch hub, 20b...Clutch drum, 20c...Clutch plate, 20d, 20e---Retainer plate, 20"...
Clutch disc, 20g...Piston, 20h...
・Retainer, 20j...Return spring, 20k
... Pin, 20I11 ... Release bearing, 2
On...bearing retainer, 21...propeller shaft, 22...rear differential device, 23...ball bearing, 24...transmission case, 25...transfer case, 26...ball bearing, 27... Needle bearing, 28... Thrust bearing, 29... Connection ring. 30... Output shaft, 3I... Needle bearing, 32... Hydraulic pump, 33... Control unit, 34... Control valve unit. N4no
Claims (1)
び一対のヘリカルギヤを介して前後輪を動力配分可能に
伝動構成する４輪駆動車の動力配分装置において、 上記油圧多板クラッチは、静止部材であるトランスファ
ケース内に摺動自在に嵌合してトランスファケースとの
間に油圧室を形成し、かつ回転規制されてレリーズベア
リングを介しクラッチ板を押圧するピストンと、上記ヘ
リカルギヤのドライブギヤに結合するクラッチドラムと
を備え、上記ヘリカルドライブギヤは、前進走行時にお
けるスラスト荷重の方向が上記ピストンの押圧力の方向
と反対向きになるようにねじれ角を設定してなる４輪駆
動車の動力配分装置。[Scope of Claims] A power distribution device for a four-wheel drive vehicle configured to transmit power between front and rear wheels through a hydraulic multi-disc clutch installed in a transfer case and a pair of helical gears, the hydraulic multi-disc clutch comprising: A piston that is slidably fitted into a transfer case, which is a stationary member, to form a hydraulic chamber between the transfer case and whose rotation is regulated to press a clutch plate via a release bearing, and a drive gear of the helical gear. and a clutch drum coupled to the helical drive gear, and the helical drive gear has a torsion angle set so that the direction of the thrust load during forward running is opposite to the direction of the pressing force of the piston. Power distribution device.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1274599A JP2528006B2 (en) | 1989-10-20 | 1989-10-20 | Power distribution device for four-wheel drive vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1274599A JP2528006B2 (en) | 1989-10-20 | 1989-10-20 | Power distribution device for four-wheel drive vehicle |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH03135840A true JPH03135840A (en) | 1991-06-10 |
| JP2528006B2 JP2528006B2 (en) | 1996-08-28 |
Family
ID=17543984
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1274599A Expired - Fee Related JP2528006B2 (en) | 1989-10-20 | 1989-10-20 | Power distribution device for four-wheel drive vehicle |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2528006B2 (en) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2011021484A (en) * | 2009-07-13 | 2011-02-03 | Fuji Heavy Ind Ltd | Driving force control device |
| US20140135168A1 (en) * | 2011-06-28 | 2014-05-15 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Driving force transmission device and vehicle having said driving force transmission device |
-
1989
- 1989-10-20 JP JP1274599A patent/JP2528006B2/en not_active Expired - Fee Related
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2011021484A (en) * | 2009-07-13 | 2011-02-03 | Fuji Heavy Ind Ltd | Driving force control device |
| US20140135168A1 (en) * | 2011-06-28 | 2014-05-15 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Driving force transmission device and vehicle having said driving force transmission device |
| US9254746B2 (en) * | 2011-06-28 | 2016-02-09 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Driving force transmission device and vehicle having said driving force transmission device |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2528006B2 (en) | 1996-08-28 |
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