JPS6162641A - Center differential gear - Google Patents
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- JPS6162641A JPS6162641A JP18257784A JP18257784A JPS6162641A JP S6162641 A JPS6162641 A JP S6162641A JP 18257784 A JP18257784 A JP 18257784A JP 18257784 A JP18257784 A JP 18257784A JP S6162641 A JPS6162641 A JP S6162641A
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- Arrangement And Driving Of Transmission Devices (AREA)
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
し発明の技術分野］
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。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION Technical Field of the Invention The present invention relates to a center differential device used for a four-wheel drive device of an automobile.
［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
え操作等によっ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８置が望まれていた。[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. It has been desired to have an eight-position vehicle that can freely change the torque distribution ratio between front wheel drive torque and rear wheel drive torque by a driver's switching operation or the like according to driving conditions.
ところが、従来の動力分配装置としては例えば待聞昭５
３−５２２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。However, as a conventional power distribution device, for example,
Although something like No. 3-522 has been proposed, no one has yet been seen that changes only the torque distribution ratio without changing the rotational speed of the front and rear wheels.
し発明の目的］
この発明は、このような従来の問題に鑑みてなされたも
のであって、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
供するもので必る。OBJECT OF THE INVENTION] The present 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 rotational speed of the front and rear wheels. I need something.
［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（ｆＩ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。[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 dynamic (fI) vehicle 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 one of the differential gears. It is.
［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。[Embodiments of the invention] Hereinafter, embodiments of the present invention will be explained in detail with reference to the drawings.
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。キャリア１には、クラッチ、トラン
スミッショ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。またこのキャリア１には一つの中間
軸としてのキャリア環３が設けられている。キャリア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によって支持されており
、同時にこれらの各遊星歯車４，５と噛み合うキャリア
１に対し摺動自在な内歯歯車８が設けられている。FIG. 1 shows an embodiment of a center differential device using a planetary gear mechanism. The carrier 1 includes an input section 2 that receives engine rotation via a clutch, transmission, etc.
is provided. Further, this carrier 1 is provided with a carrier ring 3 as one intermediate shaft. career 1
Inside, a plurality of differential gears, a small-diameter planetary gear 4 and a large-diameter planetary gear 5, are each supported by a support shaft 6.7, and at the same time slide against the carrier 1 that meshes with each of these planetary gears 4, 5. A flexible internal gear 8 is provided.
キャリア環３内にはさらに他の中間軸として小径環つと
大径環１０とが同軸に嵌め込まれている。A small diameter ring and a large diameter ring 10 are fitted coaxially into the carrier ring 3 as other intermediate shafts.
（そしてこれら小径環９は大径遊星歯車５と、大径環１
０は小径遊星歯車４と噛み合わされている。(And these small diameter rings 9 are connected to the large diameter planetary gear 5 and the large diameter ring 1.
0 is meshed with the small diameter planetary gear 4.
第１出力軸としての前輪駆動軸１１は大径環１Ｏの１）
ａ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はキャリア１の後部に挿入されており
、第２係台手段としての出力歯車１３を前記内歯歯車８
に噛み合わせである。The front wheel drive shaft 11 as the first output shaft is 1) of the large diameter ring 1O.
It is provided coaxially in the a direction. 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 connected to the internal gear 8.
It's a combination of.
前記キャリア環３、小径環９、大径環１０、前輪駆動＠
１１のそれぞれのスプライン部Ａ、Ｂ。Said carrier ring 3, small diameter ring 9, large diameter ring 10, front wheel drive @
11 respective spline parts A and 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。C and D are formed to have the same diameter and are aligned in the front-rear direction. And each of these spline parts A.
Ｂ、Ｃ，Ｄの外周部には切換手段としてのクラッチスリ
ーブ１４が係合させである。A clutch sleeve 14 serving as a switching means is engaged with the outer peripheral portions of B, C, and D.
上記構成の動力分配装置の動作について次に説明する。The operation of the power distribution device having the above configuration will be explained next.
切換手段としてのクラッチスリーブ１４はスプライン部
Ａ、Ｂ、Ｃ，Ｄにおいて■Ａ−Ｂ、■Ａ−Ｃ１■Ａ−Ｃ
−Ｄ■Ｂ−Ｄの４つの状態に切換え結合することができ
る。The clutch sleeve 14 as a switching means has spline parts A, B, C, and D. ■A-B, ■A-C1, ■A-C
It can be switched and coupled to four states: -D, ■B, and D.
■ Ａ−８
この場合には、入力部２に対するエンジンからの回転力
によってキャリア１が回転されると、そ ・の回
転力はそのまま内歯歯車８と出力歯車１３との噛み合わ
せによって第２出力軸としての後輪駆動軸１２に出力さ
れる。また第１出力軸としての前輪駆動軸１１について
は、キャリア１の回転力が支軸７によって支持された大
径Ｍ星歯車５を介して小径スプライン９に伝達され、ス
プライン部Ａ、８の結合によって前輪駆動ｌＴｌ１ｌ１
１１に出力されるのである。■ A-8 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 transferred to the second output by the meshing of the internal gear 8 and the output gear 13. It is output to the rear wheel drive shaft 12 as a shaft. Regarding the front wheel drive shaft 11 as the first output shaft, the rotational force of the carrier 1 is transmitted to the small diameter spline 9 via the large diameter M star gear 5 supported by the support shaft 7, and the spline portions A and 8 are connected to each other. Front wheel drive by
11.
■Ａ−に
の場合には、後輪駆動ａ１１１２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、キャリア１の回転力が支軸６によって支持さ
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１０のスプライン部Ｃから前輪駆動＠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、キャリア１に与えられる回転力はそのまま
前、後輪部ｗＪ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
。(2) In the case of A-, the rear wheel drive a1112 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 transmitted to the large diameter ring 10 via the small diameter planetary gear 4 supported by the support shaft 6, and from the spline portion C of this large diameter ring 10, the front wheel drive @ 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 outputted to the front and rear wheel parts wJ shafts 11 and 12. It becomes a driving state. The same applies even when A-B-D are connected.
■ 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、トルク伝達は全て前輪駆動ｉ１’１ｌ１１
２に行なう。尚、Ｃ−Ｄを連結した場合でも同様である
。■ B-D In this case, only spline parts B and D are connected together, so all torque transmission is to the front wheel drive i1'1l11
Do it on 2nd. Incidentally, the same applies when CD is connected.
したがって、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。Therefore, the torque distribution ratios in the above four cases are as shown in the following table.
第１表トルク分配比（庵１） 第２図はこの発明の他の実施例を示している。Table 1 Torque distribution ratio (Iori 1) FIG. 2 shows another embodiment of the invention.
この第２図に示した実施例の特徴とするどころは、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
しである。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。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 is the large diameter ring 10.
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.
したがって、この実施例にあっても上記第１実施例と同
様に、■Ａ−８．■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Ｒｏｒ２／Ｒ２ｒ＋
となるのは、段付遊星歯車１５においてはその大歯車１
５ｂが内歯歯車８と噛み合っており、大径環１０は段付
遊星歯車１５の小歯車１５ａと噛み合っており、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。Therefore, in this embodiment as well, as in the first embodiment, ■A-8. Four switching combinations can be performed: (1) A-C, (2) A-C-D, and (2) B-D. In that case, each torque distribution ratio is as shown in Table 2. Note that this second
In the table, if ■A-C, power Ror2/R2r+
In the stepped planetary gear 15, the large gear 1 is
5b is meshed with the internal gear 8, and the large diameter ring 10 is meshed with the small gear 15a of the stepped planetary gear 15, so that torque is distributed in the stepped planetary gear 15 as well.
・、 −ル 隔２
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それぞれに異なっ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に小径
星歯車派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１８ｂを備えてる。そして
後輪部！Ｉ！！Ｉ軸１２の出力歯車１３は木内歯歯車１
８ｂと噛み合うようにしである。・, -Le interval 2 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 the first embodiment, the support shaft 6
．． 7. Instead of supporting different types of small-diameter planetary gears 4 and large-diameter planetary gears 5, one support shaft 6 supports small-diameter star gears 16. This is where both sides of the large planetary gear 17 are supported. Also, the internal gear 18 is connected to these small planetary gears 16.
．． A small internal gear 18a and a large internal gear 18b are provided so as to mesh with the large planetary gear 17, respectively. And the rear wheel! I! ! The output gear 13 of the I-shaft 12 is a wood internal gear 1
It is designed to mesh with 8b.
そこで、図示していないクラッチスリーブによって■Ａ
−８．■Ａ−Ｃ及び■Ａ−Ｃ，Ｄ■Ｂ−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。Therefore, by using a clutch sleeve (not shown),
-8. When switching between ■A-C, ■A-C, and D■B-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.
上記各実施例の遊星歯車８１４Ｍに変えてかざ歯車機構
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、キャリア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
キャリア２１に伝達される。複数の差動歯車としての段
付かざ歯車２３がキャリア２１内の支軸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。FIG. 4 shows an embodiment in which a bevel gear mechanism is used in place of the planetary gear 814M of each of the embodiments described above. 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 via a support shaft 24 within the carrier 21 . 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.
ざらにキャリア２１にはキャリア環２８が形成されてお
り、このキャリア環２８内に周軸上に小径環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はともにキャリア２１内において、前記段付きかさ
歯車２３の小径部２３ｂ、大径部２３ａとそれぞれ噛み
合う小径かぎ歯車３２、大径かざ歯車３１にスプライン
係合されている。またこれら主１１リア環２８、小径環
２９、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、クラッチスリーブ３３のスライ
ドによってキャリア環２，８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っ
ている。Roughly speaking, a carrier ring 28 is formed on the carrier 21, and a small diameter ring 29 and a large diameter ring 30 are fitted into this carrier ring 28 on the circumferential axis. The small diameter ring 29 and the large diameter ring 30 are both spline-engaged in the carrier 21 to a small diameter bevel gear 32 and a large diameter bevel gear 31 that mesh with the small diameter portion 23b and the large diameter portion 23a of the stepped bevel gear 23, respectively. There is. In addition, these main 11 rear rings 28, small diameter rings 29, and large diameter rings 30 each have spline portions A at their ends.
. A switching connection is made.
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１）！■記段付かき歯車
２３の大径部２３ｂと噛み合わされている。An output bevel gear 35 is provided at the end of the front wheel drive shaft 34 as a second output shaft, and this output bevel gear 35 also acts as a second engagement means 1)! (2) It is meshed with the large diameter portion 23b of the stepped gear 23.
上記かざ歯車償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。The operation of the center differential device using the above-mentioned bevel gear compensation mechanism will now be described.
エンジンからの回転力は入力部２２を介してキャリア２
１に伝達される。キャリア２１の回転力は、キャリア環
２８を小径環２つまたは大径環３０に切換え結合させる
ことにより、１）ａ、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ッチスリーブ３３のスラ
イド操作によってなされるが、その組み合せは■Ｂ−Ｃ
１■Ａ−Ｃ１■Ａ−Ｂ−Ｃの３つである。The rotational force from the engine is transmitted to the carrier 2 via the input section 22.
1. The rotational force of the carrier 21 is transmitted to the rear wheel drive shaft 26, 34 by switching the carrier ring 28 to the two small diameter rings or the large diameter ring 30. The switching connection at this time is performed by sliding the clutch sleeve 33, and the combination is
There are three: 1■A-C1■A-B-C.
■Ｂ−に
の場合には、キャリア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、この段付かざ歯車２３の大径部２３ｂと
噛み合っている出力かざ歯車３５を介して後輪駆動軸３
４にも伝達される。In the case of B-, 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.
is transmitted to rotate the rear wheel drive shaft 26 via the support shaft 24. At the same time, the rear wheel drive shaft 3
4 is also transmitted.
■Ａ−に
の場合には、キャリア２１の回転はス・ブライン部Ａ、
Ｃの結合により小径環２つに伝達され、小径かぎ歯車３
２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
付かざ歯車２３はさらに出力かさ歯車３５と噛み合わさ
れているため、＋ｉｆｆ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。■In the case of A-, the rotation of the carrier 21 is at the brine part A,
The transmission is transmitted to the two small diameter rings by the coupling of C, and the small diameter hooked gear 3
2 to the large diameter portion 23b of the stepped bevel gear 23, and is transmitted to the rear wheel drive shaft 26 via the support shaft 24. Since the stepped bevel gear 23 is further meshed with the output bevel gear 35, the +IF is also transmitted to the wheel drive shaft 34, causing it to rotate at the same rotation speed as the rear wheel drive shaft 26.
■Ａ−Ｂ−に
の場合には、キャリア２１に後輪駆動軸２６と前輪駆動
軸３４がともに固定された直結駆動状ｆぶとなる。(2) In the case of A-B-, the rear wheel drive shaft 26 and the front wheel drive shaft 34 are both fixed to the carrier 21, resulting in a direct drive type f.
上記各場合の後輪駆動軸２６と前２〜駆動軸３４に対す
るトルク分配比は第４表に示すとありである。The torque distribution ratios for the rear wheel drive shaft 26 and the front 2 to 34 drive shafts in each of the above cases are shown in Table 4.
第５図は遊星歯車毅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、キャリア４１は第２出力軸
としての前輪駆動軸に伝達する出カギＡ７４２とキレリ
ア環４３とを婦えている。またこのキレリア環４３内に
は大径環４４と小径環４５とが１ｆｆｌ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４つの大歯車４
９ａには大径環４４が、また小歯車４９ｂには小径環４
５がそれぞれ係合されている。さらに段付遊星歯車４つ
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。FIG. 5 shows yet another embodiment of a center differential device using a planetary gear structure, in which a carrier 41 connects an output key A742 and a Kirelia ring 43 that transmits to the front wheel drive shaft as a second output shaft. It is growing. Furthermore, a large diameter ring 44 and a small diameter ring 45 are fitted in the Kirelia ring 43 by 1ffl, and both the large diameter ring 44 and the small diameter ring 45 are connected to a plurality of differential gears supported by the support shaft 47 of the arm 46. It is engaged with a stepped planetary gear 49 as a gear. Stepped planetary gears 4 large gears 4
9a has a large diameter ring 44, and the small gear 49b has a small diameter ring 4.
5 are respectively engaged. Further, the small gears 49b of the four stepped planetary gears have a rear wheel drive shaft 50 as a first output shaft.
The internal gear portion 51 is engaged. The central rotating portion of the arm 46 is spline-engaged with an input portion 52 that receives rotational force from the engine.
またキャリア環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ッチス
リーブ５３が選択的に係合するようになされている。Further, a clutch sleeve 53 is configured to selectively engage with the spline portions A, B, and C of the carrier ring 43, large diameter ring 44, and small diameter ring 45, as in the previous embodiments.
この実施例の動作を次に説明する。この実施例において
もクラッチスリーブ５３のスライドにより■Ｂ−Ｃ，■
Ａ−Ｃ１■Ａ−Ｂ−Ｃの３つの結合状態の切換えが可能
である。The operation of this embodiment will be explained next. Also in this embodiment, by sliding the clutch sleeve 53, ■B-C, ■
It is possible to switch between three connection states: A-C1, A-B-C.
■Ｂ−Ｃ
入力軸５２からアーム４６から遊星歯車４９の大歯車４
９ａ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。■B-C From the input shaft 52 to the arm 46 to the large gear 4 of the planetary gear 49
It is transmitted to the large diameter ring 44 via 9a, and is output to the front wheel drive shaft 42 through a B-C connection.
−５第２出力１Ｎｌ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＠み合っている内歯歯車
部５１を介して後輪駆動軸５０に出力される。-5 The second output 1Nl is output to the rear wheel drive shaft 50 via the internal gear portion 51 meshing with the small gear 49b of the stepped planetary gear 49.
■Ａ−に
の場合には、第２出力部であるキャリア４１段付遊星歯
車４９の小歯車４９ｂからの回転力は小径環４５に伝え
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。(2) In the case of A-, the rotational force from the small gear 49b of the carrier 41 staged planetary gear 49, which is the second output portion, is transmitted to the small diameter ring 45. 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−に
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。(2) In the case of A-B-, the large-diameter ring 44 and the small-diameter ring 45 are completely fixed, so the planetary gear 49 does not rotate, and is in a direct drive state.
■Ａ−Ｂ この場合、全て、後輪駆動軸に伝達される。■A-B In this case, everything is transmitted to the rear drive shaft.
上記各場合のトルク分配比は第５表のようになる。The torque distribution ratio in each of the above cases is as shown in Table 5.
７５ トルク′ （歯５）
第６図は第５図に示した実施例においてキャリア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。したがって、
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。75 Torque' (Tooth 5) Fig. 6 shows an embodiment in which the carrier 41 in the embodiment shown in Fig. 5 is shaped like a case to cover the stepped planetary gears 49 as the plurality of differential gears. . therefore,
In this embodiment as well, the same torque distribution ratio as shown in Table 5 can be 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.
第７図ばかさ歯車機構を用いたセンターデフ装置のざら
に他の実施例を示しており、キャリア６１内に複数の差
動歯車としての段付がさ歯車６２を支軸６３によって支
持し、また第２出力軸としての前輪駆動＠ｈ６４はこの
段付かさ歯車６２の大径部６２ａと噛合わせである。FIG. 7 schematically shows another embodiment of a center differential device using a bevel gear mechanism, in which a plurality of stepped bevel gears 62 as differential gears are supported by a support shaft 63 in a carrier 61, Further, the front wheel drive @h64 as the second output shaft meshes with the large diameter portion 62a of the stepped bevel gear 62.
キャリア６１はキャリア環６５を備え、このキャリア環
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Ｌ’ｌ１６２ ａと、大径環６７はその
大径かざ歯車部が小径部６２ｂと噛み合っている。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。The carrier 61 includes a carrier ring 65, into which a small diameter ring 66 and a large diameter ring 67 are fitted. The small diameter bevel gear portion of the small diameter ring 66 meshes with the large diameter L'l162a of the stepped bevel gear 62, and the large diameter bevel gear portion of the large diameter ring 67 meshes with the small diameter portion 62b. Further, a rear wheel drive shaft 68 serving as a first output shaft is disposed coaxially and facing the small diameter ring 66°.
これらキ↑ノリア環６５、小径環６６、大径環６７及び
後輪駆動＠１１６８のスプライン部Ａ、Ｂ、Ｃ１Ｄには
クラッチスリーブ６９が嵌合されてあり、このクラン、
チスリーブ６９のスライドにより■Ａ−８．■Ａ−Ｃ，
■Ａ−Ｃ−Ｄ、■Ｂ−Ｄ切換え結合が選択できるように
なっている。A clutch sleeve 69 is fitted into the spline portions A, B, and C1D of the rear wheel ring 65, the small diameter ring 66, the large diameter ring 67, and the rear wheel drive @1168.
■A-8. By sliding the sleeve 69. ■A-C,
■A-C-D and ■B-D switching combinations can be selected.
上記かさ歯車機構を用いたセンターデフ装買の動作につ
いてシ１明すると、キャリア６１がエンジンからの回転
軸を受けて回転すると、クラッチスリーブ６つのスライ
ド操作により、このキャリア６１のキャリア環６５のス
プライン部りに対するスプライン部Ａ、８、Ｃの選択的
な結合によって以下の動作がなされる。To explain the operation of center differential installation using the above-mentioned bevel gear mechanism, when the carrier 61 rotates in response to the rotating shaft from the engine, the spline of the carrier ring 65 of the carrier 61 is moved by the sliding operation of the six clutch sleeves. By selectively connecting the spline parts A, 8, and C to the parts, the following operations are performed.
■Ａ−８
この場合、キャリア６１と共に支軸６３が回転し、段付
かざ歯車６２の大径部６２ａに前輪駆動軸６４の出力か
ぎ歯車部と小径環６６の小径がさ歯車部とが同時に噛み
あっているために、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-8 In this case, the support shaft 63 rotates together with the carrier 61, and the output hooked gear portion of the front wheel drive shaft 64 and the small diameter bevel gear portion of the small diameter ring 66 are simultaneously connected to the large diameter portion 62a of the stepped bevel gear 62. Because they mesh, rotational force is transmitted equally to the front wheel drive shaft 64 and the rear wheel drive shaft 68.
■Ａ−に
の場合、このキャリア６１に対する回転力が支１ＩＩＩ
ｌ１６３、段付かさ歯車６２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、段付かざ
歯車６２を介して直接回転力が伝えられる。■In the case of A-, the rotational force on this carrier 61 is
l163 and is transmitted to the large diameter ring 67 via the stepped bevel gear 62, 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
この場合、キャリア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。(2) 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−０
この場合、キャリア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はこのキャリア６１か
ら切離された形となり、前輪駆動状態になる。B-0 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.
上記各場合のトルク分配比は次の第６表のにうになる。The torque distribution ratio in each of the above cases is as shown in Table 6 below.
第６表トルク分配比（陥６）
なお、上記各実施例における差動動作は従来と（８ｆｌ
ｌＨ″７″″″″″・
［発明の効果］
この発明は、切換手段の操作によって６ｒｉ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ωＪ両
歯車の噛合経路を切換えることによって１）ａ輸出力軸
と後輸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
とともに前輸出力軸と後輸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 6 Torque distribution ratio (6) Note that the differential operation in each of the above embodiments is different from that of the conventional (8fl
lH″7″″″″″・ [Effect of the invention] This invention switches the meshing path of the ωJ gears with at least one of the 6ri wheel drive shaft side and the rear wheel drive shaft side by operating a switching means. 1) Power can be transmitted by changing the torque distribution ratio between the a export force axis and the rear export force axis. Therefore, unlike in the past, when changing the torque distribution ratio, there is no need to change the rotational speed ratio between the front export force axis and the rear export force axis, and it is possible to adjust the torque distribution ratio appropriately when climbing steep slopes or cornering. It has the advantage of being freely selectable.
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・・・キャリア ３・・・キャリアスプライン
４・・・小径＠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・！１７Ｉ軸 １２・・・後輪駆動軸１３・・・
出力歯車 １４・・・クラッチスリーブ（切換手
段）
１５・・・段付遊星歯車 １６・・・小遊星歯工１７
・・・大遊星歯車 １８・・・内ｍ歯車２１・・・
キャリア ２３・・・段付かざ歯車２４・・・支
軸 ２６・・・後輪駆動軸２８・・・キャリ
アスプライン
２９・・・小径スプライン ３０・・・大径スプライン
３３・・・クラッチスリーブ（切換手段）３４・・・前
輪駆動１１１１４１・・・キャリア４３・・・キャリア
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・・・キャリア
６２・・・段付かさ歯車６３・・・支＠ＩＩ
６４・・・前輪駆動軸６５・・・キャリア
スプライン
６６・・・小径スプライン ６７・・・大径スプライン
６８・・・前輪駆動軸 ６つ・・・クラッチスリー
ブ（切換手段）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 @ star gear 5...Large diameter planetary gear 6.7
...Spindle 8...Internal gear 9...Small diameter spline 10...Large diameter spline 11...Front wheel drive! 17I axis 12... Rear wheel drive shaft 13...
Output gear 14...Clutch sleeve (switching means) 15...Stepped planetary gear 16...Small planetary gear 17
...Large planetary gear 18...Inner m 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) 34...Front wheel drive 111141...Carrier 43...Carrier spline 44...Small diameter spline 45...Large diameter spline 46...Arm 47...Spindle 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 @II
64...Front wheel drive shaft 65...Carrier spline 66...Small diameter spline 67...Large diameter spline 68...Front wheel drive shaft 6...Clutch sleeve (switching means)
Claims (1)
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。In 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, the center differential gear includes a plurality of differential gears having different diameters and a front wheel drive shaft side. and a switching means for selectively switching a meshing path between at least one of the rear wheel drive shafts and 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 true JPS6162641A (en) | 1986-03-31 |
| JPH0480257B2 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) |
Cited By (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| 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 | ||
| US4779699A (en) * | 1986-04-30 | 1988-10-25 | Mazda Motor Corporation | Four wheel drive vehicle with inter-axle differential having dual planetary gear sets |
| US4875978A (en) * | 1986-08-20 | 1989-10-24 | Mazda Motor Corporation | Vehicle four wheel drive system |
| EP0424054A2 (en) * | 1989-10-20 | 1991-04-24 | Fuji Jukogyo Kabushiki Kaisha | A system for controlling torque distribution in a four wheel drive vehicle |
| JP2010223295A (en) * | 2009-03-23 | 2010-10-07 | Jtekt Corp | Differential device for vehicle |
-
1984
- 1984-09-03 JP JP18257784A patent/JPS6162641A/en active Granted
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| US4779699A (en) * | 1986-04-30 | 1988-10-25 | Mazda Motor Corporation | Four wheel drive vehicle with inter-axle differential having dual planetary gear sets |
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| JP2010223295A (en) * | 2009-03-23 | 2010-10-07 | Jtekt Corp | Differential device for vehicle |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0480257B2 (en) | 1992-12-18 |
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