JPH0480257B2 - - Google Patents
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- JPH0480257B2 JPH0480257B2 JP18257784A JP18257784A JPH0480257B2 JP H0480257 B2 JPH0480257 B2 JP H0480257B2 JP 18257784 A JP18257784 A JP 18257784A JP 18257784 A JP18257784 A JP 18257784A JP H0480257 B2 JPH0480257 B2 JP H0480257B2
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- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 description 2
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Description
［発明の技術分野］
この発明は、自動車の４輪駆動装置の為に用い
られるセンターデフ装置に関する。
［発明の技術的背景及びその問題点］
一般に、４輪駆動車ではタイトコーナー等での
スムーズなコーナリングを実現するために、ある
いは急坂の登板時や高速直進時の効率的な駆動等
のために運転者の切換え操作等によつて前輪駆動
トルクと後輪駆動トルクとのトルク分配比を運転
状況に合せて自在に切換えることができる装置が
望まれていた。
ところが、従来の動力分配装置としては例えば
特開昭53−522号のようなものが提案されている
が、前後輪の回転数を変えることなくトルク分配
比だけを変えるようにしたものは未だ見られてい
ない。
［発明の目的］
この発明は、このような従来の問題に鑑みてな
されたものであつて、前後輪の回転数は変えるこ
となくトルク分配比だけを変更することができる
センターデフ装置を提供するものである。
［発明の構成］
この発明は、回転自在に支持され前輪駆動軸側
及び後輪駆動軸側に噛合すると共に両者の差動を
許す差動歯車を有するセンターデフ装置におい
て、径の異なる複数の差動歯車と、前記前輪駆動
軸側及び後輪駆動軸側の少なくともいずれか一方
と前記いずれかの差動歯車との噛合経路を選択的
に切換える切換手段とを有してなるセンターデフ
装置である。
［発明の実施例］
以下、この発明の実施例を図に基いて詳説す
る。第１図は遊星歯車機構を用いたセンターデフ
装置の一実施例を示している。キヤリア１には、
クラツチ、トランスミツシヨン等を経てエンジン
の回転を受ける入力部２が設けられている。また
このキヤリア１には一つの中間軸としてのキヤリ
ア環３が設けられている。キヤリア１内には複数
の差動歯車として小径遊星歯車４と大径遊星歯車
５とがそれぞれ支軸６，７によつて支持されてお
り、同時にこれらの各遊星歯車４，５と噛み合う
キヤリア１に対し摺動自在な内歯歯車８が設けら
れている。
キヤリア環３内にはさらに他の中間軸として小
径環９と大径環１０とが同軸に嵌め込まれてい
る。そしてこれら小径環９は大径遊星歯車５と、
大径環１０は小径遊星歯車４と噛み合わされてい
る。
第１出力軸としての前輪駆動軸１１は大径環１
０の前方に同軸上に設けられている。また第２出
力軸としての後輪駆動軸１２はキヤリア１の後部
に挿入されており、第２係合手段としての出力歯
車１３を前記内歯歯車８に噛み合わせてある。
前記駆動軸１１、大径環１０、小径環９、キヤ
リア環３のそれぞれのスプライン部Ａ，Ｂ，Ｃ，
Ｄは同径に形成されており、前後方向に揃えられ
ている。そしてこれらの各スプライン部Ａ，Ｂ，
Ｃ，Ｄの外周部には切換手段としてのクラツチス
リーブ１４が係合させてある。
上記構成の動力分配装置の動作について次に説
明する。切換手段としてのクラツチスリーブ１４
はスプライン部Ａ，Ｂ，Ｃ，ＤにおいてＡ−
Ｂ、Ａ−Ｃ、Ａ−Ｃ−ＤＢ−Ｄの４つの状
態に切換え結合することができる。
Ａ−Ｂ
この場合には、入力部２に対するエンジンか
らの回転力によつてキヤリア１が回転される
と、その回転力は支軸７によつて支持された大
径遊星歯車５を介してそのまま内歯歯車８と出
力歯車１３との噛み合わせによつて第２出力軸
としての後輪駆動軸１２に出力される。また第
１出力としての前輪駆動軸１１については、キ
ヤリア１の回転力が支軸７によつて支持された
大径遊星歯車５を介して小径環９に伝達され、
スプライン部Ａ，Ｂの結合によつて前輪駆動軸
１１に出力されるのである。
Ａ−Ｃ
この場合には、後輪駆動軸１２については上
記の場合と同じ経路で出力がなされる。一方、
前輪駆動軸１１については、キヤリア１の回転
力が支軸６によつて支持された小径遊星歯車４
を介して大径環１０に伝達され、この大径環１
０のスプライン部Ｃから前輪駆動軸１１に出力
されるのである。
Ａ−Ｃ−Ｄ
この場合には、スプライン部Ｃ，Ｄが一体に
結合されているために、キヤリア１に与えられ
る回転力はそのまま前、後輪駆動軸１１，１２
に出力される直結駆動状態となる。尚、Ａ−Ｂ
−Ｄを連結した場合でも同様である。
Ｂ−Ｄ
この場合にはスプライン部Ｂ，Ｄのみが一体
に結合されているため、トルク伝達は全て後輪
駆動軸１２に行なう。尚、Ｃ−Ｄを連結した場
合でも同様である。
したがつて、上記４つの場合のトルク分配比に
ついては次の表のようになる。
[Technical Field of the Invention] The present invention relates to a center differential device used for a four-wheel drive device of an automobile. [Technical background of the invention and its problems] In general, in four-wheel drive vehicles, in order to realize smooth cornering at tight corners, etc., or for efficient drive when climbing steep slopes or going straight at high speed, etc. There has been a desire for a device that can freely switch the torque distribution ratio between front wheel drive torque and rear wheel drive torque according to driving conditions by a driver's switching operation or the like. However, although a conventional power distribution device such as that disclosed in Japanese Patent Application Laid-open No. 53-522 has been proposed, no device that changes only the torque distribution ratio without changing the rotational speed of the front and rear wheels has yet to be seen. It has not been done. [Object of the Invention] This invention has been made in view of such conventional problems, and provides a center differential device that can change only the torque distribution ratio without changing the rotation speed of the front and rear wheels. It is something. [Structure of the Invention] The present invention provides a center differential device having a differential gear that is rotatably supported and meshes with a front wheel drive shaft side and a rear wheel drive shaft side and allows differential movement between the two. A center differential device comprising a moving gear and a switching means for selectively switching a meshing path between at least one of the front wheel drive shaft side and the rear wheel drive shaft side and the one of the differential gears. . [Embodiments of the Invention] Hereinafter, embodiments of the present invention will be explained in detail with reference to the drawings. FIG. 1 shows an embodiment of a center differential device using a planetary gear mechanism. Carrier 1 has
An input section 2 is provided which receives the rotation of the engine via a clutch, transmission, etc. The carrier 1 is also provided with a carrier ring 3 as one intermediate shaft. Inside the carrier 1, a plurality of differential gears, a small-diameter planetary gear 4 and a large-diameter planetary gear 5, are supported by support shafts 6, 7, respectively, and at the same time, the carrier 1 meshes with each of these planetary gears 4, 5. An internal gear 8 is provided which is slidable against the shaft. A small diameter ring 9 and a large diameter ring 10 are coaxially fitted into the carrier ring 3 as other intermediate shafts. These small diameter rings 9 are connected to the large diameter planetary gear 5,
The large diameter ring 10 is meshed with the small diameter planetary gear 4. The front wheel drive shaft 11 as the first output shaft has a large diameter ring 1
It is coaxially provided in front of 0. Further, a rear wheel drive shaft 12 as a second output shaft is inserted into the rear part of the carrier 1, and an output gear 13 as a second engagement means is meshed with the internal gear 8. Spline portions A, B, C of the drive shaft 11, large diameter ring 10, small diameter ring 9, and carrier ring 3, respectively.
D are formed to have the same diameter and are aligned in the front-back direction. And each of these spline parts A, B,
A clutch sleeve 14 serving as a switching means is engaged with the outer peripheries of C and D. The operation of the power distribution device having the above configuration will be explained next. Clutch sleeve 14 as switching means
is A- at spline parts A, B, C, and D.
It can be switched and coupled to four states: B, A-C, and A-C-DB-D. A-B In this case, when the carrier 1 is rotated by the rotational force from the engine to the input section 2, the rotational force is directly transmitted through the large-diameter planetary gear 5 supported by the support shaft 7. Through the meshing of the internal gear 8 and the output gear 13, the output is output to the rear wheel drive shaft 12 as a second output shaft. Regarding the front wheel drive shaft 11 as the first output, the rotational force of the carrier 1 is transmitted to the small diameter ring 9 via the large diameter planetary gear 5 supported by the support shaft 7.
The power is output to the front wheel drive shaft 11 through the connection of the spline portions A and B. A-C In this case, the rear wheel drive shaft 12 is outputted along the same route as in the above case. on the other hand,
Regarding the front wheel drive shaft 11, the rotational force of the carrier 1 is transferred to a small diameter planetary gear 4 supported by a support shaft 6.
is transmitted to the large diameter ring 10 via the large diameter ring 1.
It is output from the spline portion C of 0 to the front wheel drive shaft 11. A-C-D In this case, since the spline parts C and D are integrally connected, the rotational force applied to the carrier 1 is directly transmitted to the front and rear wheel drive shafts 11 and 12.
It becomes a direct drive state where it is output to. Furthermore, A-B
The same applies when -D is connected. B-D In this case, since only the spline portions B and D are integrally connected, all torque transmission is performed to the rear wheel drive shaft 12. Incidentally, the same applies when CD is connected. Therefore, the torque distribution ratio in the above four cases is as shown in the following table.
【表】
第２図はこの発明の他の実施例を示している。
この第２図に示した実施例の特徴とするところ
は、差動歯車として段付遊星歯車１５を用いたと
ころにある。そしてこの段付遊星歯車１５の小歯
車１５ａは大径環１０と噛み合い、大歯車１５ｂ
は小径環９と噛み合うようにしてある。そして他
の構成部材は第１実施例と同一の符号を付した部
分は同様の構成、作用を持つものである。
したがつて、この実施例にあつても上記第１実
施例と同様に、Ａ−Ｂ、Ａ−Ｃ、Ａ−Ｃ−
Ｄ、Ｂ−Ｄの４つの切り換え結合を行なうこと
ができる。その場合の各トルクの分配比は第２表
のようになる。なお、この第２表においてＡ−
Ｃの場合に動力R0r2／R2r1となるのは、段付遊星
歯車１５においてはその大歯車１５ｂが内歯歯車
８と噛み合つており、大径環１０は段付遊星歯車
１５の小歯車１５ａと噛み合つており、この段付
遊星歯車１５においてもトルク分配がなされるた
めである。[Table] FIG. 2 shows another embodiment of the invention.
The feature of the embodiment shown in FIG. 2 is that a stepped planetary gear 15 is used as the differential gear. The small gear 15a of this stepped planetary gear 15 meshes with the large diameter ring 10, and the large gear 15b
is designed to mesh with the small diameter ring 9. The other structural members denoted by the same reference numerals as in the first embodiment have the same structure and function. Therefore, in this embodiment as well, A-B, A-C, A-C-
Four switching combinations, D and BD, can be performed. In that case, the distribution ratio of each torque is as shown in Table 2. In addition, in this Table 2, A-
In the case of C, the power is R 0 r 2 /R 2 r 1 because the large gear 15b of the stepped planetary gear 15 meshes with the internal gear 8, and the large diameter ring 10 is the stepped planetary gear. This is because the stepped planetary gear 15 meshes with the No. 15 small gear 15a, and torque is distributed also in this stepped planetary gear 15.
【表】
第３図はさらに他の実施例を示している。この
実施例においても第１図に示した実施例と同様に
遊星歯車機構を利用しており、第１実施例と同一
の符号を付して示した部分は同一の構成、作用を
備えるものである。この実施例において特徴とす
るところは、第１実施例では支軸６，７それぞれ
に異なつた種類の小径遊星歯車４、大径遊星歯車
５を支持した構成に変えて、一方の支軸６に小遊
星歯車１６、大遊星歯車１７の双方を支持させた
ところにある。また内歯歯車１８はこれらの小遊
星歯車１６、大遊星歯車１７と噛み合うようにそ
れぞれ一体的な小内歯歯車１８ａ、大内歯歯車１
８ｂを備えてる。そして後輪駆動軸１２の出力歯
車１３は大内歯歯車１８ｂと噛み合うようにして
ある。
そこで、図示していないクラツチスリーブによ
つてＡ−Ｂ、Ａ−Ｃ及びＡ−Ｃ，ＤＢ−
Ｄの切換えをなす時、前輪駆動軸１１と後輪駆動
軸１２に対するトルク分配比は第３表のようにな
る。[Table] FIG. 3 shows yet another embodiment. This embodiment also utilizes a planetary gear mechanism in the same way as the embodiment shown in FIG. be. The feature of this embodiment is that, in place of the structure in which different types of small-diameter planetary gears 4 and large-diameter planetary gears 5 are supported on the support shafts 6 and 7 in the first embodiment, one support shaft 6 is This is where both the small planetary gear 16 and the large planetary gear 17 are supported. Further, the internal gear 18 is a small internal gear 18a and a large internal gear 1 that are integral with the small planetary gear 16 and the large planetary gear 17, respectively.
It has 8b. The output gear 13 of the rear wheel drive shaft 12 is arranged to mesh with the large internal gear 18b. Therefore, by means of a clutch sleeve (not shown), A-B, A-C and A-C, DB-
When switching D, the torque distribution ratio between the front wheel drive shaft 11 and the rear wheel drive shaft 12 is as shown in Table 3.
【表】
上記各実施例の遊星歯車機構に変えてかさ歯車
機構を用いた実施例が第４図に示されている。こ
の実施例においては、キヤリア２１の外周部に入
力部２２が設けられており、エンジンの回転力は
この入力部２２を介してキヤリア２１に伝達され
る。複数の差動歯車としての段付かさ歯車２３が
キヤリア２１内でキヤリア２１に対して軸心回り
に相対回転可能の支軸２４を介して支持されてい
る。この支軸２４の中央回転部２５は第１出力軸
としての後輪駆動軸２６のスプライン部２７と係
合している。
さらにキヤリア２１にはキヤリア環２８が形成
されており、このキヤリア環２８内に同軸上に小
径環２９、大径環３０が嵌め込まれている。これ
ら小径環２９、大径環３０はともにキヤリア２１
内において、前記段付きかさ歯車２３の小径部２
３ｂ、大径部２３ａとそれぞれ噛み合う小径かさ
歯車３２、大径かさ歯車３１にスプライン係合さ
れている。またこれらキヤリア環２８、小径環２
９、大径環３０はそれぞれその端部にスプライン
部Ａ，Ｂ，Ｃを備えており、クラツチスリーブ３
３のスライドによつてキヤリア環２８のスプライ
ン部Ｃに対して小径環２９のスプライン部Ａと大
径環３０のスプライン部Ｂとの間で選択的な切換
え結合がなされるようになつている。
第２出力軸としての前輪駆動軸３４の端部には
出力かさ歯車３５が設けられており、この出力か
さ歯車３５が第２係合手段としても作用する前記
段付かさ歯車２３の大径部２３ｂと噛み合わされ
ている。
上記かさ歯車機構を利用したセンターデフ装置
の動作について次に説明する。
エンジンからの回転力は入力部２２を介してキ
ヤリア２１に伝達される。キヤリア２１の回転力
は、キヤリア環２８を小径環２９または大径環３
０に切換え結合させることにより、前、後輪駆動
軸２６，３４に伝達される。この時の切換え結合
はクラツチスリーブ３３のスライド操作によつて
なされるが、その組み合せはＢ−Ｃ、Ａ−
Ｃ、Ａ−Ｂ−Ｃの３つである。
Ｂ−Ｃ
この場合には、キヤリア２１の回転力は大径
環３０の大径かさ歯車３１を介して段付かさ歯
車２３の小径部２３ａに伝達され、支軸２４を
介して後輪駆動軸２６を回転させる。同時に、
この段付かさ歯車２３の大径部２３ｂと噛み合
つている出力かさ歯車３５を介して後輪駆動軸
３４にも伝達される。
Ａ−Ｃ
この場合には、キヤリア２１の回転はスプラ
イン部Ａ，Ｃの結合により小径環２９に伝達さ
れ、小径かさ歯車３２から段付かさ歯車２３の
大径部２３ｂに伝えられ、支軸２４を介して後
輪駆動軸２６に伝えられる。そして段付かさ歯
車２３はさらに出力かさ歯車３５と噛み合わさ
れているため、前輪駆動軸３４にも伝えられ、
後輪駆動軸２６と同一の回転数で回転すること
になる。
Ａ−Ｂ−Ｃ
この場合には、キヤリア２１に後輪駆動軸２
６と前輪駆動軸３４がともに固定された直結駆
動状態となる。
上記各場合の後輪駆動軸２６と前輪駆動軸３４
に対するトルク分配比は第４表に示すとおりであ
る。[Table] FIG. 4 shows an embodiment in which a bevel gear mechanism is used instead of the planetary gear mechanism of each of the above embodiments. In this embodiment, an input section 22 is provided on the outer periphery of the carrier 21, and the rotational force of the engine is transmitted to the carrier 21 via this input section 22. A stepped bevel gear 23 serving as a plurality of differential gears is supported within the carrier 21 via a support shaft 24 that is rotatable relative to the carrier 21 around its axis. A central rotating portion 25 of this support shaft 24 engages with a spline portion 27 of a rear wheel drive shaft 26 serving as a first output shaft. Furthermore, a carrier ring 28 is formed in the carrier 21, and a small diameter ring 29 and a large diameter ring 30 are fitted coaxially into the carrier ring 28. Both the small diameter ring 29 and the large diameter ring 30 are connected to the carrier 21.
Inside, the small diameter portion 2 of the stepped bevel gear 23
3b, the small diameter bevel gear 32 and the large diameter bevel gear 31 which mesh with the large diameter portion 23a, respectively, are spline-engaged. In addition, these carrier rings 28, small diameter rings 2
9. The large-diameter ring 30 is provided with spline portions A, B, and C at its ends, respectively, and the clutch sleeve 3
3, the spline portion A of the small diameter ring 29 and the spline portion B of the large diameter ring 30 are selectively connected to the spline portion C of the carrier ring 28. An output bevel gear 35 is provided at the end of the front wheel drive shaft 34 serving as a second output shaft, and this output bevel gear 35 serves as a large diameter portion of the stepped bevel gear 23 that also acts as a second engagement means. It is engaged with 23b. The operation of the center differential device using the above-mentioned bevel gear mechanism will now be described. Rotational force from the engine is transmitted to the carrier 21 via the input section 22. The rotational force of the carrier 21 causes the carrier ring 28 to rotate between the small diameter ring 29 or the large diameter ring 3.
By switching the connection to 0, the signal is transmitted to the front and rear wheel drive shafts 26 and 34. The switching connection at this time is done by sliding the clutch sleeve 33, and the combinations are B-C, A-
There are three: C, A-B-C. B-C In this case, the rotational force of the carrier 21 is transmitted to the small diameter portion 23a of the stepped bevel gear 23 via the large diameter bevel gear 31 of the large diameter ring 30, and is transmitted to the rear wheel drive shaft via the support shaft 24. Rotate 26. at the same time,
The power is also transmitted to the rear wheel drive shaft 34 via the output bevel gear 35 that meshes with the large diameter portion 23b of the stepped bevel gear 23. A-C In this case, the rotation of the carrier 21 is transmitted to the small diameter ring 29 by the connection of the spline parts A and C, and is transmitted from the small diameter bevel gear 32 to the large diameter part 23b of the stepped bevel gear 23, and is transmitted to the rear wheel drive shaft 26 via. Since the stepped bevel gear 23 is further meshed with the output bevel gear 35, the information is also transmitted to the front wheel drive shaft 34.
It rotates at the same rotation speed as the rear wheel drive shaft 26. A-B-C In this case, the rear wheel drive shaft 2 is connected to the carrier 21.
6 and the front wheel drive shaft 34 are both fixed, resulting in a directly coupled drive state. Rear wheel drive shaft 26 and front wheel drive shaft 34 in each case above
The torque distribution ratio is shown in Table 4.
【表】
第５図は遊星歯車機構を用いたセンターデフ装
置のさらに他の実施例を示しており、キヤリア４
１は第２出力軸としての前輪駆動軸に伝達する出
力ギヤ４２とキヤリア環４３とを備えている。ま
たこのキヤリア環４３内には大径環４４と小径環
４５とが嵌め込まれており、この大径環４４と小
径環４５はともにアーム４６の支軸４７に支持さ
れた複数の差動歯車としての段付遊星歯車４９と
係合されている。段付遊星歯車４９の大歯車４９
ａには大径環４４が、また小歯車４９ｂには小径
環４５がそれぞれ係合されている。さらに段付遊
星歯車４９の小歯車４９ｂには第１出力軸として
の後輪駆動軸５０の内歯歯車部５１が係合されて
いる。上記アーム４６はその中央回転部がエンジ
ンからの回転力を受ける入力部５２にスプライン
係合されている。
またキヤリア環４３、大径環４４、小径環４５
のスプライン部Ａ，Ｂ，Ｃには前記各実施例と同
様にクラツチスリーブ５３が選択的に係合するよ
うになされている。
この実施例の動作を次に説明する。この実施例
においてもクラツチスリーブ５３のスライドによ
りＢ−Ｃ、Ａ−Ｃ、Ａ−Ｂ−Ｃ、Ａ−Ｂ
の４つの結合状態の切換えが可能である。
Ｂ−Ｃ
入力軸５２からアーム４６から遊星歯車４９
の大歯車４９ａを介して大径環４４に伝達され
て、Ｂ−Ｃ結合により前輪駆動軸４２に出力さ
れる。一方第１出力軸としての後輪駆動軸５０
へは、段付遊星歯車４９の小歯車４９ｂと噛み
合つている内歯歯車部５１を介して後輪駆動軸
５０に出力される。
Ａ−Ｃ
この場合には、第２出力軸へ出力するキヤリ
ア４１に対して、入力軸５２、段付遊星歯車４
９の小歯車４９ｂ、小径環４５、スプラインＡ
そしてスプラインＣを介して回転力が伝えられ
る。そしてこの小歯車４９ｂの回転力はそのま
ま内歯歯車部５１に伝えられて第２出力軸とし
ての後輪駆動軸５０に出力される。
Ａ−Ｂ−Ｃ
この場合には、大径環４４と小径環４５が完
全に固定されるため遊星歯車４９が自転するこ
とはなく、直結駆動状態になる。
Ａ−Ｂ
この場合、全て、後輪駆動軸に伝達される。
上記各場合のトルク分配比は第５表のようにな
る。[Table] Figure 5 shows yet another embodiment of a center differential device using a planetary gear mechanism.
1 includes an output gear 42 and a carrier ring 43 for transmitting data to a front wheel drive shaft serving as a second output shaft. Further, a large diameter ring 44 and a small diameter ring 45 are fitted into the carrier ring 43, and both the large diameter ring 44 and the small diameter ring 45 function as a plurality of differential gears supported by the support shaft 47 of the arm 46. The stepped planetary gear 49 is engaged with the stepped planetary gear 49 . Large gear 49 of stepped planetary gear 49
A large diameter ring 44 is engaged with the small gear 49b, and a small diameter ring 45 is engaged with the small gear 49b. Furthermore, the small gear 49b of the stepped planetary gear 49 is engaged with an internal gear portion 51 of a rear wheel drive shaft 50 serving as a first output shaft. The central rotating portion of the arm 46 is spline-engaged with an input portion 52 that receives rotational force from the engine. Also, a carrier ring 43, a large diameter ring 44, a small diameter ring 45
A clutch sleeve 53 is adapted to selectively engage with the spline portions A, B, and C, as in the previous embodiments. The operation of this embodiment will be explained next. In this embodiment as well, by sliding the clutch sleeve 53, B-C, A-C, A-B-C, A-B
It is possible to switch between four connection states. B-C From the input shaft 52 to the arm 46 to the planetary gear 49
The signal is transmitted to the large diameter ring 44 via the large gear 49a, and is output to the front wheel drive shaft 42 through the B-C connection. On the other hand, the rear wheel drive shaft 50 serves as the first output shaft.
is output to the rear wheel drive shaft 50 via the internal gear portion 51 that meshes with the small gear 49b of the stepped planetary gear 49. A-C In this case, the input shaft 52, stepped planetary gear 4
9 small gear 49b, small diameter ring 45, spline A
The rotational force is then transmitted via the spline C. The rotational force of the small gear 49b is directly transmitted to the internal gear portion 51 and output to the rear wheel drive shaft 50 as a second output shaft. A-B-C In this case, since the large diameter ring 44 and the small diameter ring 45 are completely fixed, the planetary gear 49 does not rotate, and is in a directly coupled drive state. A-B In this case, everything is transmitted to the rear drive shaft. The torque distribution ratio in each of the above cases is as shown in Table 5.
【表】
第６図は第５図に示した実施例においてキヤリ
ア４１をその複数の差動歯車としての段付遊星歯
車４９の部分を覆うようなケース状にした実施例
である。したがつて、この実施例においても第５
表に示したと同じトルク分配比が得られる。この
実施例において上記第５図の実施例と同一の符号
を付した部分は同一の構成、作用をなすものであ
る。
第７図はかさ歯車機構を用いたセンターデフ装
置のさらに他の実施例を示しており、キヤリア６
１内に複数の差動歯車としての段付かさ歯車６２
を支軸６３によつて支持し、また第２出力軸とし
ての前輪駆動軸６４はこの段付かさ歯車６２の大
径部６２ａと噛合わせてある。
キヤリア６１はキヤリア環６５を備え、このキ
ヤリア環６５内には小径環６６と大径環６７とが
嵌め込まれている。そして小径環６６はその小径
かさ歯車部が段付かさ歯車６２の大径部６２ａ
と、大径環６７はその大径かさ歯車部が小径部６
２ｂと噛み合つている。さらに第１出力軸として
の後輪駆動軸６８は小径環６６と同軸上に対向し
て配設されている。
これら後輪駆動軸６８、小径環６６、大径環６
７及びキヤリア環６５のスプライン部Ａ，Ｂ，
Ｃ，Ｄにはクラツチスリーブ６９が嵌合されてあ
り、このクラツチスリーブ６９のスライドにより
Ａ−Ｂ、Ａ−Ｃ、Ａ−Ｃ−Ｄ、Ｂ−Ｄ切
換え結合が選択できるようになつている。
上記かさ歯車機構を用いたセンターデフ装置の
動作について説明すると、キヤリア６１がエンジ
ンからの回転軸を受けて回転すると、クラツチス
リーブ６９のスライド操作により、このキヤリア
６１のキヤリア環６５のスプライン部Ｄに対する
スプライン部Ａ，Ｂ，Ｃの選択的な結合によつて
以下の動作がなされる。
Ａ−Ｂ
この場合、キヤリア６１と共に支軸６３が回
転し、段付かさ歯車６２の大径部６２ａに前輪
駆動軸６４の出力かさ歯車部と小径環６６の小
径かさ歯車部とが同時に噛みあつているため
に、前輪駆動軸６４と後輪駆動軸６８とに均等
な動力で回転力が伝達される。
Ａ−Ｃ
この場合、このキヤリア６１に対する回転力
が支軸６３、段付かさ歯車６１を介して大径環
６７に伝達され、この大径環６７から後輪駆動
軸６８に伝えられる。同時に前輪駆動軸６４に
対しては支軸６３、段付かさ歯車６２を介して
直接回転力が伝えられる。
Ａ−Ｃ−Ｄ
この場合、キヤリア６１に対して前輪駆動軸
６４と後輪駆動軸６８とが共に直結駆動され
る。
Ｂ−Ｄ
この場合、キヤリア６１に対して前輪駆動軸
６４は直結されるが、他方、後輪駆動軸６８は
このキヤリア６１から切離された形となり、前
輪駆動状態になる。
上記各場合のトルク分配比は次の第６表のよう
になる。[Table] FIG. 6 shows an embodiment in which the carrier 41 in the embodiment shown in FIG. 5 is made into a case shape that covers stepped planetary gears 49 as the plurality of differential gears. Therefore, in this embodiment as well, the fifth
The same torque distribution ratio as shown in the table is obtained. In this embodiment, the parts designated by the same reference numerals as in the embodiment shown in FIG. 5 have the same structure and function. FIG. 7 shows yet another embodiment of the center differential device using a bevel gear mechanism.
1 stepped bevel gear 62 as a plurality of differential gears
is supported by a support shaft 63, and a front wheel drive shaft 64 serving as a second output shaft is meshed with the large diameter portion 62a of the stepped bevel gear 62. The carrier 61 includes a carrier ring 65, into which a small diameter ring 66 and a large diameter ring 67 are fitted. In the small diameter ring 66, the small diameter bevel gear portion is the large diameter portion 62a of the stepped bevel gear 62.
, the large diameter ring 67 has its large diameter bevel gear part connected to the small diameter part 6.
It meshes with 2b. Further, a rear wheel drive shaft 68 serving as a first output shaft is disposed coaxially and oppositely to the small diameter ring 66. These rear wheel drive shaft 68, small diameter ring 66, large diameter ring 6
7 and the spline portions A, B of the carrier ring 65,
A clutch sleeve 69 is fitted to C and D, and by sliding the clutch sleeve 69, connections A-B, AC, A-C-D, and B-D can be selected. To explain the operation of the center differential device using the above-mentioned bevel gear mechanism, when the carrier 61 rotates in response to the rotating shaft from the engine, the sliding operation of the clutch sleeve 69 causes the carrier 61 to engage the spline portion D of the carrier ring 65. The following operations are performed by selectively connecting spline portions A, B, and C. A-B In this case, the support shaft 63 rotates together with the carrier 61, and the output bevel gear part of the front wheel drive shaft 64 and the small diameter bevel gear part of the small diameter ring 66 mesh with the large diameter part 62a of the stepped bevel gear 62 at the same time. Therefore, rotational force is transmitted to the front wheel drive shaft 64 and the rear wheel drive shaft 68 with equal power. A-C In this case, the rotational force on the carrier 61 is transmitted to the large diameter ring 67 via the support shaft 63 and the stepped bevel gear 61, and from this large diameter ring 67 to the rear wheel drive shaft 68. At the same time, rotational force is directly transmitted to the front wheel drive shaft 64 via the support shaft 63 and the stepped bevel gear 62. A-C-D In this case, both the front wheel drive shaft 64 and the rear wheel drive shaft 68 are directly connected and driven to the carrier 61. B-D In this case, the front wheel drive shaft 64 is directly connected to the carrier 61, but on the other hand, the rear wheel drive shaft 68 is separated from the carrier 61, resulting in a front wheel drive state. The torque distribution ratio in each of the above cases is as shown in Table 6 below.
【表】
なお、上記各実施例における差動動作は従来と
略同様に行なわれる。
［発明の効果］
この発明は、切換手段の操作によつて前輪駆動
軸側及び後輪駆動軸側の少なくともいずれか一方
と差動歯車との噛合経路を切換えることによつて
前輪出力軸と後輪出力軸とにトルク分配比を変え
て動力の伝達が行なえる。そのために、従来のよ
うにトルク分配比の変更とともに前輪出力軸と後
輪出力軸との回転数比の変更が起るということが
なく、急坂登板の場合やコーナリング時に適当な
トルク分配比を自在に選択することができる利点
がある。[Table] Note that the differential operation in each of the above embodiments is performed in substantially the same manner as in the prior art. [Effects of the Invention] The present invention enables switching between the front wheel output shaft and the rear wheel output shaft by switching the meshing path between the differential gear and at least one of the front wheel drive shaft side and the rear wheel drive shaft side by operating a switching means. Power can be transmitted to the wheel output shaft by changing the torque distribution ratio. This eliminates the need to change the rotational speed ratio between the front wheel output shaft and the rear wheel output shaft when changing the torque distribution ratio, as is the case with conventional methods, making it possible to freely adjust the torque distribution ratio when climbing steep hills or cornering There are advantages to being able to choose.
第１図乃至第７図各々はこの発明の実施例を示
す断面図である。
１……キヤリア、３……キヤリアスプライン、
４……小径遊星歯車、５……大径遊星歯車、６，
７……支軸、８……内歯歯車、９……小径スプラ
イン、１０……大径スプライン、１１……前輪駆
動軸、１２……後輪駆動軸、１３……出力歯車、
１４……クラツチスリーブ（切換手段）、１５…
…段付遊星歯車、１６……小遊星歯車、１７……
大遊星歯車、１８……内歯歯車、２１……キヤリ
ア、２３……段付かさ歯車、２４……支軸、２６
……後輪駆動軸、２８……キヤリアスプライン、
２９……小径スプライン、３０……大径スプライ
ン、３３……クラツチスリーブ（切換手段）、３
４……前輪駆動軸、４１……キヤリア、４３……
キヤリアスプライン、４４……小径スプライン、
４５……大径スプライン、４６……アーム、４７
……支軸、４９……段付遊星歯車、５０……後輪
駆動軸、５１……内歯歯車部、５２……前輪駆動
軸、６１……キヤリア、６２……段付かさ歯車、
６３……支軸、６４……前輪駆動軸、６５……キ
ヤリアスプライン、６６……小径スプライン、６
７……大径スプライン、６８……前輪駆動軸、６
９……クラツチスリーブ（切換手段）、Ａ，Ｂ，
Ｃ，Ｄ……スプライン部。
Each of FIGS. 1 to 7 is a sectional view showing an embodiment of the present invention. 1...Carrier, 3...Carrier spline,
4...Small diameter planetary gear, 5...Large diameter planetary gear, 6,
7... Support shaft, 8... Internal gear, 9... Small diameter spline, 10... Large diameter spline, 11... Front wheel drive shaft, 12... Rear wheel drive shaft, 13... Output gear,
14...Clutch sleeve (switching means), 15...
...Stepped planetary gear, 16...Small planetary gear, 17...
Great planetary gear, 18... Internal gear, 21... Carrier, 23... Stepped bevel gear, 24... Support shaft, 26
... Rear wheel drive shaft, 28 ... Carrier spline,
29...Small diameter spline, 30...Large diameter spline, 33...Clutch sleeve (switching means), 3
4...Front wheel drive shaft, 41...Carrier, 43...
Carrier spline, 44...Small diameter spline,
45...Large diameter spline, 46...Arm, 47
... Support shaft, 49 ... Stepped planetary gear, 50 ... Rear wheel drive shaft, 51 ... Internal gear portion, 52 ... Front wheel drive shaft, 61 ... Carrier, 62 ... Stepped bevel gear,
63... Support shaft, 64... Front wheel drive shaft, 65... Carrier spline, 66... Small diameter spline, 6
7...Large diameter spline, 68...Front wheel drive shaft, 6
9...Clutch sleeve (switching means), A, B,
C, D... Spline section.
Claims (1)
動軸側に噛合すると共に両者の差動を許す差動歯
車を有するセンターデフ装置において、径の異な
る複数の差動歯車と、前記前輪駆動軸側及び後輪
駆動軸側の少なくともいずれか一方と前記いずれ
かの差動歯車との噛合経路を選択的に切換える切
換手段とを有してなるセンターデフ装置。1. In a center differential device having a differential gear that is rotatably supported and meshes with the front wheel drive shaft side and the rear wheel drive shaft side and allows differential movement between the two, a plurality of differential gears with different diameters and the front wheel drive shaft A center differential device comprising a switching means for selectively switching a meshing path between at least one of the side and rear wheel drive shafts and the one of the differential gears.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP18257784A JPS6162641A (en) | 1984-09-03 | 1984-09-03 | Center differential gear |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP18257784A JPS6162641A (en) | 1984-09-03 | 1984-09-03 | Center differential gear |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6162641A JPS6162641A (en) | 1986-03-31 |
| JPH0480257B2 true JPH0480257B2 (en) | 1992-12-18 |
Family
ID=16120711
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP18257784A Granted JPS6162641A (en) | 1984-09-03 | 1984-09-03 | Center differential gear |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS6162641A (en) |
Families Citing this family (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US4779699A (en) * | 1986-04-30 | 1988-10-25 | Mazda Motor Corporation | Four wheel drive vehicle with inter-axle differential having dual planetary gear sets |
| JPS6353118A (en) * | 1986-08-20 | 1988-03-07 | Mazda Motor Corp | Torque distributing device for four-wheel drive vehicle |
| JPS6397429A (en) * | 1986-10-13 | 1988-04-28 | Mazda Motor Corp | Differential limiting device for four-wheel drive vehicle |
| JPS63162149U (en) * | 1987-04-10 | 1988-10-24 | ||
| US5080641A (en) * | 1989-10-20 | 1992-01-14 | Fuji Jukogyo Kabushiki Kaisha | Torque split control system for a four-wheel drive motor vehicle |
| JP5353350B2 (en) * | 2009-03-23 | 2013-11-27 | 株式会社ジェイテクト | Vehicle differential |
-
1984
- 1984-09-03 JP JP18257784A patent/JPS6162641A/en active Granted
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS6162641A (en) | 1986-03-31 |
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