JPS63203423A - 四輪駆動用中央差動装置の差動制限機構 - Google Patents

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 この発明は、四輪駆動車において前後輪の差動を行なわ
せるべく設けた中央差動装置の差動作用を制限する機構
に関するものである。

従来の技術 前後輪の全てに駆動力を伝達した四輪駆動状態では、走
行安定性や走破性に優れていることは周知の通りであり
、また前後輪を変速機の出力１拗に直結した四輪駆動状
態では、コーナリングの際に前後輪の回転数差に起因す
るブレーキング現象が生じることも良く知られている。

そのために所謂常時四輪駆動車（フルタイム４ＷＤ）で
は、中央差動装置（センタディファレンシャル）を設け
て前後輪の差動を行なっている。しかしながらセンタデ
ィファレンシャルを設けてあれば、前輪もしくは後輪が
スタックした場合に他の車輪に駆動力が伝達されなくな
る事態が生じ、そのためにセンタディファレンシャルと
併せてその差動作用を制限する差動制限手段を設けてい
る。その例が特開昭５５−７２４２０号公報に記載され
ている。

この公報に記載された装置は、１対のサイドギヤと、こ
れらのサイドギヤに噛合するピニオンギヤと、そのピニ
オンギヤを保持するシャフトおびケースとからなる差動
歯車機構を用い、変速機の出力軸をピニオンシャフトに
連結するとともに、一方のサイドギヤを後輪出力軸に、
また他方のサイドギヤを前輪出力軸にそれぞれ連結する
ことにより、センタディフルンシャルを構成し、またピ
ニオンを保持するケースと前記他方のサイドギヤとの間
に多板クラッチを設け、油圧によって駆動するピストン
によりそのクラッチを係合させて差動制限を行なう構成
である。

また最近では、ビスカスカップリングをトランスファに
用い、前後輪の差動と併せて回転数差による伝達トルク
の制御を行なうことも試みられている。

発明が解決しようとする問題点 しかるに差動制限用のクラッチを、油圧で動作させるピ
ストンによって係合させる差動制限装置では、油圧回路
の他に油圧機器を制御するためのセンサや演算素子など
の電気機器を必要とし、そのために制御装置が複雑にな
るうえに、装置全体が高価なものとなる問題がある。ま
た当然、油圧源を必要とするから、変速機が自動変速機
であればその油圧源を利用できるが、手動変速機の場合
には、特別に油圧源を設ける必要も生じ、自動変速機と
の部品の共通化を図れないことと相俟って高価になる問
題が生じる。

ところで油圧によって駆動する差動制限用のピストンを
用いれば、ピストンを駆動する油圧を調整することによ
り、差動制限用クラッチによる伝達トルク容量を調整し
、前後輪に対するトルク配分を走行状態に応じて変える
ことが考えられ、このような制御を行なえば、走行性能
が更に向上する。しかしながらそのためには精度が良く
しかも応答の速いセンサを多数必要とするにも拘らず、
電気系統や油圧系統の遅れによって適切な差動制限を行
ない１ｑない場合が生じる問題がある。

そしてまた前述した１対のサイドギヤやピニオンギヤを
有する差動歯車機構は、外形寸法が大きくなり、また重
量が重いなどの不都合があり、さらに前後輪のトルク配
分を５０　：　５０以外に設定するためには、特殊な構
造が必要で更に重量が増大する問題が生じる。したがっ
てこれに変えて遊星歯車機構をセンタディファレンシャ
ルに用いることが行なわれているが、その場合には、騒
音（歯の当る音など）の低減のために、はす歯歯車を用
いるので、それに伴いスラスト力を受ける特別な部品を
設ける必要が生じ、この点でコスト高になるなどの問題
があった。

他方、前述したビスカスカップリングはシリコンオイル
などの粘性流体の内部に多数の円板を配置し、円板の相
対回転に伴う粘性流体の剪断抵抗によってトルクの伝達
を行なうものであり、したがってビスカスカップリング
を用いたトランスフ１は、前後輪の回転数差に応じた自
動制御を行なうことになるために、前後輪の回転数差の
大ぎいコーナリング時にブレーキング現象が生じ易く、
そのために燃費が悪化するなどの問題があり、またビス
カスカップリング自体高価であるうえに、所期の特性を
得るためのチューニングが極めて困難であるなどの不都
合がある。

また従来、ウオームとつｔ−ムホイールとを用いたトル
センディファレンシャルが知られており、これはトルク
応答型の差動制限が可能であるが、コーナリング時のブ
レーキング現象を回避することは理論的に不可能であり
、またトルク配分も５０：５０以外には設定できない。

そして構造も複雑で高価なものである。これに加え、ト
ルク配分を５０：５０以外に設定するには更に遊星歯車
機構を必要とする不都合がある。

この発明は上記の事情を背景としてなされたものであり
、構成が極めて簡単で、しかも前置される変速機の構成
に拘らず使用することのできる四輪駆動用中央差動装置
の差動制限機構を提供することを目的とするものでおる
。

問題点を解決するための手段 この発明は、変速機から入力されあるいは前輪出力軸も
しくは後輪出ツノ軸から逆に入力されるトルクを利用し
て、差動制限のための摩擦係合手段を係合もしくは解放
するよう構成したものである。

すなわちこの発明は、変速機の出力軸に連結された入力
部材と、後輪出力軸に回転を伝達する第１出力部材と、
前輪出力軸に回転を伝達する第２出力部材との三部材を
有する四輪駆動用中央差動装置において、前記三部材の
うちのいずれか二つの部材の間に設けられた摩擦係合手
段と、前記三部材のうちのいずれか二つの部材の間で相
対的に生じる接線方向力に応じて前記摩１察係合手段を
係合させる方向の力を生じさせる作用力変換手段とを備
えていることを特徴とするものである。

そしてこの発明では、前記三部材をはす歯歯車とすると
ともに、トルク伝達に伴ってそのはず歯歯車の歯面で生
じる軸方向力によって軸線方向に移動して前記摩１察係
合手段に係合力を作用さぜるＩ言動部材を設けることに
より前記作用力変換手段を構成することができる。

また前記摩擦係合手段を前記出ツノ軸と同軸上に設けた
多板クラッチとし、かつ前記第１出力部材と第２出力部
材との相対的な回転数差に起因する接線方向力を、前記
多板クラッチを係合ざける方向に向けた軸線方向力に変
換するカム機構によって軸線方向力を自在に調整し、前
記作用力変換手段を構成することもできる。

作　　　　用 この発明においては、変速機から入力部材に与えたトル
クが第１および第２の各出力部材によって後輪出力軸と
前輪出力軸とに分配される。その場合、これら三部材の
うちのいずれかの回転に伴う接線方向力に応じて、作用
力変換手段により摩擦係合手段を係合させる力が生じ、
その結果、摩擦係合手段が前記接線方向力に応じた係合
力で係合して中央差動装置の差動制限を行なう。したが
って摩１寮係合手段が介在された二部材の間での伝達ト
ルクが変化するために、前後輪に対するトルク分配率に
変化が生じる。

また前記三部材をはす歯＠巾とすれば、中央差動装置で
伝達されるトルクに応じて摩擦係合手段の係合力が増大
するので、入力トルクの増大に伴って差動制限が強くな
る。

ざらに第１出力部材と第２出力部材との相対的な回転数
差に起因する接線方向力を、カム機構によって多板クラ
ッチの係合力を自在に設定し、これにより差動制限を行
なう構成でおれば、前後輪のトルク差に応じた差動制限
を行なってトルク分配率の制御を行なうことが可能にな
る。

実施例 つぎにこの発明の実施例を添付の図面を参照して説明す
る。

第１図は、遊星歯車機構を中央差動装置（センタディフ
ァレンシャル）とした四輪駆動トランスファの差動制限
機構にこの発明を適用した一例を示す断面図であって、
先ずその四輪駆動トランスファについて説明すると、変
速機（図示せず）から駆動力を伝達する入力軸（変速機
の出力軸）１は、フロントケース２からこれに接続して
取付けたりャケース３の内部に延びており、その先端部
（第１図では右端部）に、センタディファレンシャルで
ある遊星歯車機構のキャリヤ４がスプライン嵌合し、か
つそのキャリヤ４がスナップリング５によって第１図の
左方向への移動を阻止されている。キャリヤ４は、はす
歯のピニオンギヤ６を保持しており、このピニオンギヤ
６はリングギヤ７とサンギヤ８とに噛み合っている。し
たがってリングギヤ７およびサンギヤ８が共にはす歯歯
車であることは勿論であり、またキャリヤ４およびピニ
オンギヤ６が入力部材となっている。そしてピニオンギ
ヤ６がはす歯歯車でおるために、駆動力を伝達するに伴
う歯面での接線方向力に起因して、サンギヤ８に対して
は第１図の右方向へ、またリングギヤ７に対しては左方
向への軸方向力をそれぞれ生じさせるようになっている
。

リングギヤ７は後輪出力軸９の基端部に形成した７ラン
ジ部１０の外周にスプライン嵌合しており、そしてスナ
ップリング１１によって第１図の左方向に対して扱は止
めされ、かつそのスナップリング１１との間に所定の隙
間Ｃが設定されている。したがってリングギヤ７はその
隙間Ｃだけ第１図の左方向に移動し得るようになってい
る。なお、そのフランジ部１０とキャリヤ４の端面との
間にはスラストスペーサ１２が介在され、したがってキ
ャリヤ４はそのスラストスペーサ１２とスナップリング
５とによって軸線方向での位置が決められている。後輪
出力軸９はリヤケース３に接続して設けたエクステンシ
ョンハウジング１３の内部に、一対の軸受１４，１５に
よって回転自在に保持されており、その後輪出力軸９の
うち各軸受１４．１５の間にはスピードメータドライブ
ギヤ１６が嵌合され、また後輪出力軸９のエクステンシ
ョンハウジング１３からの突出部にはコンパニオン７ラ
ンジ１７が取付けられている。これらのスピードメータ
ドライブギヤ１６とコンパニオンフランジ１７との間に
位置する軸受１５はスナップリング１８によって軸線方
向に対して固定され、したがって後輪出力軸９は軸線方
向に対して固定されている。

他方、サンギヤ８はサンギヤ軸１９の外周部の一部とし
て形成されており、そのサンギヤ軸１９は、前記入力軸
１の外周に回転自在に嵌合させたドライブスプロケット
２０のうち遊星歯車機構側に延びたボス部の外周に、軸
線方向に移動し得るようスプライン嵌合している。

またドライブスプロケット２０は、フロントケース２と
リヤケース３とによって形成されたチェーン室２１の内
部に位置し、フロントケース２およびリヤケース３に対
してそれぞれ軸受２２，２３によって回転自在に支持さ
れている。またチェーン室２１の内部には、ドライブス
プロケット２０と平行にドリブンスプロケット２４が配
置され、このドリブンスプロケット２４も一対の軸受２
５゜２６によってフロントケース２およびリヤケース３
に対して回転自在に支持されており、これらのスプロケ
ット２０．２４にサイレントチェーン２７が巻き掛けら
れ、ここにチェーン伝動機構が形成されている。そして
このドリブンスプロケット２４の中心軸線に沿って前輪
出力軸２８が挿入されてスプライン嵌合している。

すなわち入力軸１と共にキャリヤ４を回転させることに
より、リングギヤ７を介して後輪出力軸９を回転させる
一方、サンギヤ８およびチェーン伝動機構を介して前輪
出力軸２８を回転させるよう構成されている。したがっ
てリングギヤ７およびサンギヤ８が、センタディフルン
シャルの出力部材となっている。

つぎに上記の差動装置の差動作用を制限する機構につい
て説明すると、第１図に示す例では多板クラッチ２９に
よって差動制限装置が構成されている。多板クラッチ２
９は互いに対となる多数の摩擦板（以下、クラッチディ
スク３０とクラッチプレート３１とする）を交互に対向
させて配置したものであって、クラッチディスク３０は
、全体としてほぼ円筒状をなす第１の保持部材であるク
ラッチドラム３２の内周部にスプライン嵌合されており
、このクラッチドラム３２は前記リングギヤ７に固着一
体化されている。また前記サンギヤ軸１９のうちサンギ
ヤ８より第１図の左側の部分の外周面にはスプラインが
形成され、ここがクラッチハブ３３となっており、クラ
ッチプレート３１は、そのクラッチハブ３３にスプライ
ン嵌合している。なお、クラッチハブ３３を形成しであ
るサンギヤ軸１９の一方の端部と前記キャリヤ４との間
および他方の端部と前記軸受２２との間のそれぞれに隙
間Ｃが形成されており、したがってサンギヤ軸１９はそ
の隙間Ｃだけ左右方向に移動し得るようになっている。

そしてクラッチディスク３０およびクラッチプレート３
１をそれぞれ押す背板３４．３５も交互に配置され、各
背板３４゜３５はスナップリング３６．３７によってク
ラッチドラム３２もしくはクラッチハブ３３に取付けら
れている。したがって上記の差動制限線溝は、前記ピニ
オンギヤ６とリングギヤ７およびサンギヤ８との間での
トルク伝達に伴って生じる軸方向力によってクラッチド
ラム３２とクラッチハブ３３とが豆いに逆方向に移動し
、その結果、クラッチディスク３０とクラッチプレート
３１とを各々の背板３４．３５を介して係合もしくは解
放するよう構成されている。すなわち、はす歯歯車であ
る前記各ギヤ６．７．８および軸方向に移動可能なりラ
ッチドラム３２とクラッチハブ３３が、センタディファ
レンシャルにおける接線方向力を軸方向力に変換する作
用力変換手段となっている。

上述した構成では、入力軸１と共にキャリヤ４およびピ
ニオンギヤ６が回転することにより、リングギヤ７を介
して後輪出力軸９側に、またサンギヤ８を介して前輪出
力軸２８側にそれぞれ駆動力が分配され、その場合、ピ
ニオンギヤ６がはす歯歯車であることにより、リングギ
ヤ７に対しては第１図の左方向に、またサンギヤ８に対
しては第１図の右方向に軸方向力が作用する。リングギ
ヤ７は前記後輪出力軸９のフランジ部１０の外周にスプ
ライン嵌合し、軸線方向に移動可能であるから、ピニオ
ンギヤ６からトルク伝達されるに伴ってクラッチドラム
３２と共に第１図の左方向に移動する。これに対してサ
ンギヤ軸１９は、その両端側に隙間Ｃを設定しであるこ
とにより、ピニオンギヤ６からのトルク伝達に伴って第
１図の右方向に移動する。その結果、クラッチディスク
３０およびクラッチプレート３１は、クラッチドラム３
２に取付けた一方の背板（第１図の右側の背板）３５と
クラッチハブ３３に取付けた一方の背板（第１図の左側
の背板）３４とによって挟み付けられて係合し、摩擦力
が生じる。すなわちリングギヤ７とサンギヤ８とが上記
の多板クラッチ２９を介して連結され、その多板クラッ
チ２９における摩擦力の大小に応じた差動制限が行なわ
れる。

また多板ラクッチ２９における摩擦力は、センタディフ
ァレンシャルにおいてキャリヤ４から入力されるトルク
に比例した軸方向力に応じて増減するから、結局はセン
タディファレンシャルに対する入力トルクに応じた差動
制限が行なわれる。換言すれば、リングギヤ７とサンギ
ヤ８との間で多板クラッチ２９を介してトルクの伝達が
行なわれるので、前後輪に対するトルク分配率が多板ク
ラッチ２９におけるトルク伝達容量に従って変化し、例
えば前輪もくしは後輪がスリップして回転差およびトル
ク差が生じた場合、空転によって不用となる前輪もしく
は後輪のトルクの一部もしくは全部が多板クラッチ２９
を介して他方に伝達され、したがって全体として駆動力
の損失を最小限にし、あるいは皆無にすることができる
。このようなトルク伝達の変更は、上記の各構成部材の
間での力のバランスに応じて生じるので、特別な制御を
行なうことなく、自動的にかつ瞬時に生じさせることが
できる。

ところで上記の装置においては減速時や制動時にリング
ギヤ７およびサンギヤ８からトルクが入力されることに
なるが、この場合には、上述した場合とは反対に、リン
グギヤ７には第１図の右向きの軸方向力が生じ、またサ
ンギヤ８には第１図の左向きの軸方向力が生じる。した
がってクラッチドラム３２とクラッチハブ３３とが前述
した場合とは反対方向に移動し、その結果、最も外側に
ある背板３４．３５がその内側の背板３４．３５を介し
てクラッチディスク３０とクラッチプレート３１とを挟
み付け、多板クラッチ２９を係合させる。この場合も多
板クラッチ２９で生じる摩擦力（伝達トルク容量）が軸
方向力に比例して大きくなるので、急激なエンジンブレ
ーキ等の場合には、センタディファレンシャルをロック
した状態に近い状態になるため、確実な制動を行なうこ
とができる。

なお、上述の説明から明らかなうよう、多板クラッチ２
９による差動制限はキャリヤ４からの入力トルクが大き
いほど強くなるので、コーナリングの際には一般にアク
セルを戻してエンジン出力を下げるから、前記多板クラ
ッチ２９による差動制限はほとんど問題にならない程度
になり、したがって上記の装置ではタイトコーナブレー
キング現象を防止することができる。

第２図はこの発明の第２の実施例の主要部を示す断面図
であり、ここに示す装置は、差動制限容量を加速時と減
速時とで異ならせるよう構成したものである。

すなわちクラッチドラム３２には、多数配列したクラッ
チディスク３０およびクラッチプレート３１とのうち第
２図の右側端部にのみ背板３５が配置され、その背板３
５はスナップリング３７によって第２図での右方向への
移動を阻止した状態に取付けられており、したがってキ
ャリヤ４からの入力トルクが増大するに伴ってトラッチ
ドラム３２が第２図の左方向に移動した場合にのみ多板
クラッチ２９に係合力を生じさせるようになっている。

またリングギヤ７のうち後輪出力軸９の７ランジ部１０
から突出した端部には、フランジ部１０の端面との間に
所定の隙間Ｃをあけた状態で１対のスナップリング３８
が取付けられており、このスナップリング３８はフラン
ジ部１０の端面に圧接した皿バネ３９をその外周部で保
持している。したがってリングギヤ７およびクラッチド
ラム３２には第２図の右方向の予荷重が与えられており
、通常時はリングギヤ７およびクラッチドラム３２を第
２図の右限界位置くすなわち第２図の左側にガタのない
状態）に位置させるよう構成されている。なお、他の構
成は第１図に示す構成と同様である。

したがって第２図に示す構成では、キャリヤ４を介して
トルクを入力する場合（加速の場合）、サンギヤ軸１９
が第２図の右方向に移動し、またリングギヤ７には、第
２図の左向きの軸方向力が作用するが、その軸方向力が
前記皿バネ３９の弾性力より小さい間はリングギヤ７お
よびクラッチドラム３２が軸線方向に対して停止してお
り、したがってこの状態では多板クラッチ２９に対して
クラッチハブ３３側のみから力がかかるので係合力が弱
く、小トルクの差動制限となる。リングギヤ７にかかる
軸線方向力が皿バネ３９の弾性力より大きくなると、リ
ングギヤ７およびクラッチドラム３２が皿バネ３９を撓
ませつつ第２図の左方向に移動するので、クラッチディ
スク３０およびクラッチプレート３１が各背板３４，３
５によって挟み付けられて係合し、その結果、多板クラ
ッチ２９で生じる摩擦力によって差動制限が行なわれる
。これとは反対に減速時には、リングギヤ７およびサン
ギヤ８からトルクの入力が生じ、それに伴ってリングギ
ヤ７には第２図の右向きの軸方向力が作用し、またサン
ギヤ８には第２図の左向きの軸方向力が作用するが、こ
の場合には、リングギヤ７およびクラッチドラム３２は
右方向への移動が阻止されているため、多板クラッチ２
９に作用する軸方向力はサンギヤ軸１９の移動による軸
方向力のみとなり、したがって多板クラッチ２９の係合
力が加速時より小さくなる。すなわち上記の前置きエン
ジン後輪駆動車をベースとした四輪駆動車においては、
減速時に前側に重心が移動して前輪がスリップし易くな
るが、第２図に示す構成とした場合には、減速時にたと
え差動制限が生じて前輪側へトルクの伝達が増大すると
してもその増大量はわずかであって、前輪のスリップが
防止される。そのために第２図に示す構成では、第１図
に示す実施例で得られる効果に加え、減速時や制動時で
の安定性の増大など効果を得られる。

以上の各実施例から知られるようにこの発明においては
、隙間の設定と背板の設置状態に応じて差動制限の状況
を変えることができるのであり、第３図はそのような考
え方のもとに加速時にのみ差動制限を行なうよう構成し
たものである。

すなわち第３図において、リングギヤ７はピニオンギヤ
６からトルクを受ける場合にのみ第３図の左方向に移動
するようスナップリング１１との間に隙間Ｃが設定され
ており、またこのリングギヤ７と一体のクラッチドラム
３２には、第３図の左方向にのみクラッチディスク３０
およびクラッチプレート３１を押す背板３５が１枚だけ
スナップリング３７によって取付けられている。またサ
ンギヤ軸１９はその一方の端部（第３図の左側の端部）
が軸受２２に当接していて、第３図の右方向にのみ移動
し得るようになっており、さらにこのサンギヤ軸１９に
おけるクラッチハブ３３には、第３図の右方向にのみク
ラッチディスク３０およびクラッチプレート３１を押す
背板３４が１枚だけスナップリング３６によって取付け
られている。

なおここで、クラッチドラム３２ヤクラツチハブ３３な
どの移動可能方向は、多板クラッチ２９に係合力を作用
させていない状態での移動可能方向であって、多板クラ
ッチ２９に係合力を作用させた後に解放する場合は、上
述の方向とは反対の方向に移動することができることは
勿論でおる。また第３図に示す実施例での他の構成は第
１図に示す実施例と同様である。

したがって第３図に示す構成では、加速することに伴っ
てキャリヤ４からトルクを入力すると、各ギヤ６．７．
８がはす歯歯車であることにより、リングギヤ７および
クラッチドラム３２に第３図の左方向の軸方向力が作用
してこれらが第３図の左方向に移動し、またサンギヤ軸
１９には右方向の軸方向力が作用してサンギヤ軸１９が
その方向に移動する。したがってクラッチディスク３０
およびクラッチプレート３１は各背板３４．３５ｇ挟ま
れて摩擦力を生じ、したがって多板クラッチ２９がその
摩擦力によって差動制限を行ない、リングギヤ７とサン
ギヤ８との間すなわち前輪側と後輪側との間で所定のト
ルク伝達を行なう。

また反対に減速時には、リングギヤ７およびサンギヤ８
からトルクの入力が生じるから、リングギヤ７とサンギ
ヤ８とは、上記の加速時の場合とは反対の方向にそれぞ
れ軸方向力を受ける。しかしながらリングギヤ７は第３
図に示す状態以上に右方向に移動できず、またサンギヤ
軸１９は左方向に移動できないので多板クラッチ２９に
係合力が作用しない。すなわち減速時には多板クラッチ
２つが作用しないので差動制限が行なわれず、前輪側と
後輪側との間での多板クラッチ２９を介したトルクの伝
達が生じない。これを前後の車輪について述べれば、前
輪と後輪とは、制動時にいずか一方がロックすることに
起因する他方の車輪からの強制的なトルク伝達を受けな
いことになるから、換言すれば前輪と後輪とは、車体重
量と路面状況と応じたそれぞれ独自の挙動を示すから、
アンチスキッドブレーキコントロールステム（ＡＢＳ）
を設けておる場合には、ＡＢＳが有効に作用し、優れた
制動性能を得ることができる。また前進タイトコーナー
ブレーキング現象に関しては、エンジントルクがブレー
キングを起こすトルク、つまりサンギヤ軸側をブレーキ
ングするトルクに打ち勝つまで全く作用しないことにな
るため、この現象をほぼ完全に解決できる。また後進時
においてはエンジントルクにも全く関係なくブレーキン
グ現象を完全に解決できる。

上記の各実施例は、ピニオンギヤ６とリングギヤ７およ
びサンギヤ８との間でトルクの伝達が生じ、それに伴う
接線方向力を多板クラッチ２９の係合力に変換する構成
でおり、したがって後輪もしくは前輪がスタックした場
合には、センタディファレンシャルにおいて多板クラッ
チ２９を係合させる力が積極的には生じず、スタック状
態からの脱出が困難になる。そこでスタック状態からの
脱出を容易ならしめるには第４図に示す構成を付加すれ
ばよい。

すなわち第４図に示す構成は、第３図に示す構成を改良
して、クラッチハブ３３に取付けた背板３４を皿バネ４
０によってクラッチディスク３０側に押圧したものであ
り、したがってその背板３４は軸線方向で左右両方に移
動できるようクラッチハブ３４に取付けられ、その背板
３４の背面側（第４図では左側）に皿バネ４０が１対の
スナップリング４１によって固定されている。そのため
多板クラッチ２９には皿バネ４０による予荷重が作用す
ることになり、それに伴う摩擦ツノによって常時リング
ギヤ７とサンギヤ８との間の差動制限、すなわち後輪側
と前輪側との差動制限を行なうことになるから、前後輪
のいずれか一方がスタックしても他方の車輪に必ずトル
クが伝達され、その駆動力によってスタック状態からの
脱出を図ることができる。

なお、第４図に示す構成では、皿バネ４０による抑圧方
向が加速時に多板クラッチ２９に作用する軸方向力と方
向が同じであるから、加速時の差動制限容母は、上述し
た第３図の実施例におけるより大きくなり、また、減速
時にも皿バネ４０が作用しているために、ある程度の差
動制限が行なわれる。またスタック状態からの脱出のみ
を目的とする場合には、加速や減速に応じた差動制限容
量の増大は必要なくなるので、各ギヤ６．７．８を平歯
車としてもよい。

さらにこの発明の第５の実施例を第５図に示す。

ここに示す実施例は、コーナリングなどの低トルクの状
態、つまりバネ力がリングギヤスラスト力を上回る状態
では差動制限を完全に解除してセンタディフ７レンシＶ
ルをフリー状態にするよう構成したものであり、前述し
た第２図の構成を改良して構成されている。すなわちサ
ンギヤ軸１９の一方の端部はドライブスプロケット２０
を保持している軸受２２に当接し、かつ他方の端部とキ
ャリヤ４との間にはスラスト軸受４２が介在されており
、したがってサンギヤ軸１９′は軸線方向において固定
されている。またクラッチドラム３２に取付けた背板３
４とその位置規制を行なうスナップリング３６との間に
は、７リング部１０とスナップリング３８との間の隙間
Ｃより小さい所定の隙間Ｃが設定されている。その他の
構成は第２図と同様でおる。

したがって第５図に示す構成では、加速するなどのこと
によりキャリヤ４からトルクの入力があった場合、リン
グギヤ７には前述したように第５図の左方向の軸方向力
が作用するが、リングギヤ７には皿バネ３９によって第
５図の右向きの予荷重がかかっているから、入力トルク
に基づく軸方向力がその予荷重を越えるとリングギヤ７
およびクラッチドラム３２が軸線方向に移動する。その
場合、背板３４とスナップリング３６との間に隙間Ｃが
設定されているから、その隙間Ｃが零になるまでは多板
クラッチ２９に係合力が作用しない。

そして入力トルクに応じた軸方向力が次第に増大して隙
間Ｃが零になると、背板３６がクラッチプレート３１お
よびクラッチディスク３０を押圧し、その結果、多板ク
ラッチ２９が係合し、その摩擦力によって差動制限が行
なわれる。この場合の係合力の増大傾向すなわち差動制
限トルクの増大傾向は、前記皿バネ３９の弾性力が係合
力を減じる方向に作用しかつその弾性力は撓み量に応じ
て大きくなるので、入力トルクにほぼ比例して増大する
ものの緩慢に増大し、比例定数は小さい値になる。すな
わち入力トルクと差動制限容量とのチューニングを皿バ
ネ３９によって行なうことができる。

このように第５図に示す構成では、入力トルクがある程
度大きくなるまで差動制限が行なわれないので、例えば
コーナリングの場合にはアクセルを戻して低トルクとな
るためブレーキング現象が生じない。

つぎに差動制限力を生じる多板クラッチの係合力を更に
大きくし、また適宜に調整することのできるよう構成し
たこの発明の第６の実施例について説明する。

この実施例の主要部の構成は第６図の通りであって、多
板クラッチをセンタディフルンシャルで生じる軸方向力
とカム機構で生じる軸方向力とによって係合させるよう
構成したものである。すなわち多数のクラッチディスク
３０とクラッチプレート３１とを交互に配列しかつ各々
をクラッチドラム３２とクラッチハブ３３とに取付けて
なる多板クラッチ２９の中央部には、接線方向力を軸方
向力に変換するカム機構４３が設けられている。

このカム機構４３は、第７図（Ａ）（Ｂ）に示すスパイ
ダ４４と、第８図（Ａ）（Ｂ）に示す１対のカム板４５
とから構成されている。スパイダ４４は、前記サンギヤ
軸１９の外周に遊嵌されるリング４６の外周囲箇所に円
形断面の突起４７を形成し、またリング４６の左右両側
面のうち突起４７に対応する箇所に回転規制のための切
欠部４８を形成したものである。またカム板４５は、ス
パイダ４４のリング４６の外周に嵌合されるものであっ
て、クララ・チドラム３２のスプラインに係合するスプ
ラインを外周縁に形成した押圧板４９の一側面に、前記
突起４７の先端までの外径とほぼ等しい外径のボス部５
０を形成し、そのボス部５０の四箇所に前記突起４７の
外周面に接触するカム面５１を形成した構成である。カ
ム面５１は、第９図に示すように、突起４７を挟むよう
軸線方向に対して所定の角度θで、開いた斜面であり、
突起４７との間で回転方向にがかる力（接線方向力）を
その角度θに応じた軸方向力に変換するようになってい
る。

そしてスパイダ４４は多板クラッチ２９の軸線方向での
中央部において、サンギヤ軸１９に回転自在でかつ軸方
向に移動可能に嵌め込まれており、そのリング４６の外
周に、１対のカム板４５がそのボス部５０が対向するよ
う嵌合され、かつ各々のカム面５１によって各突起４７
を挟み付けており、同時にこのカム板４５はクラッチド
ラム３２にスプライン嵌合している。ざらにカム板４５
の両側（１対のカム板４５を挾んだ両側）には、クラッ
チディスク３０もしくはクラッチプレート３１に面接触
する背板５２がそれぞれ配置されており、この各背板５
２は、クラッチドラム３２およびクラッチハブ３３に対
して回転自在でかつ軸方向に移動可能な状態でスパイダ
４４のリング４６における切欠部４８に回転規制されて
係合している。

したがってカム機構４３を介したクラッチハブ３３とク
ラッチドラム３２との連結状態は、（クラッチハブ３３
とタラッチプーレト３１とのスプライン嵌合）→（クラ
ッチプレート３１と背板５２との摺接）→（背板５２と
スパイダ４４との係合）→（スパイダ４４とカム板４５
との突起４７を介した係合）→（カム板４５のクラッチ
ドラム３０に対するスプライン嵌合）によって達成され
ている。

なお、第６図に示す構成では、リングギヤ７は軸線方向
に移動しないように後輪出力軸９のフランジ部１０に取
付けられており、またサンギヤ軸１９は、その第６図に
おける右端部側にのみ隙間Ｃが設定されて在方向にのみ
移動可能となっている。ざらに多板クラッチ２９におけ
る右向きの荷重を受ける背板３５がクラッチドラム３２
に取付けられ、かつ多板クラッチ２９に対して右向きの
力を作用させる背板３４がクラッチハブ３３に取付けら
れている。その他の構成は第１図に示す実施例と同様で
ある。

したがって第６図に示す構成では、例えばアクセルを踏
み込んで加速した場合、キャリヤ４からのトルクの入力
によりリングギヤ７に対して図の左向きの軸方向力が作
用し、またサンギヤ軸１９に石向きの軸方向力が作用す
る。リングギヤ７は軸方向に対して固定されているから
、サンギヤ軸１９のみが図の右方向に移動し、その結果
、多板クラッチ２９には背板３４によって係合力が作用
し、クラッチディスク３０とクラッチプレート３１およ
び各背板３４，３５．５２ならびにカム板４５が互いに
トルク伝達可能な状態に面接触する。

この状態で例えば後輪にスリップが生じると、リングギ
ヤ７とサンギヤ８、すなわちクラッチドラム３２とクラ
ッチハブ３３との間に回転数差が生じる。その場合、ス
パイダ４４は、その切欠部４８に係合させた背板５２が
クラッチプレート３１に摺接していることにより、クラ
ッチハブ３３に連結した状態になっており、これに対し
てカム板４５はクラッチドラム３２にスプライン嵌合し
ているから、スパイダ４４とカム板４５の間に回転方向
に向けた力が生じる。しかるにスパイダ４４とカム板４
５とは、その突起４７およびカム面５１によって係合し
ているから、接線方向力に伴って軸方向かが生じ、その
軸方向力によって１対のカム板４５が互いに離隔しよう
とするので、カム機構４３を挟んだ両側のクラッチディ
スク３０Ｊ’５よびクラッチプレート３１は更に強く圧
接させられ、その結果、多板クラッチ２９としては係合
力が強くなる。すなわち多板クラッチ２９がこのように
係合することにより、センタディファレンシャルの差動
制限が強くなって前後輪の差動が制限され、したがって
上述のように後輪がスリップすることにより不用となっ
たトルクが前輪側に与えられ、駆動力の損失を生じるこ
となく安定走行することができる。

ところで上記のカム機構４３によって生じさせる軸方向
力の大きさは、カム面５１の角度θによって調整するこ
とができ、またクラッチディスク３０とクラッチプレー
ト３１との係合力は軸方向力と共に前記背板５２の半径
位置によっても調整でき、したがって上記のカム機構４
３を用いれば、差動制限容量の調整（チューニング）を
簡単に行なうことができる。

なお、第６図に示す構成は加速時にのみ差動制限を行な
う構成であるが、隙間の設定によってリングギヤ７やサ
ンギヤ８を軸方向に適宜移動し得るよう構成し、それに
合せて多板クラッチ２９に荷重がかかるよう構成すれば
、減速時にも入力トルクに応じた差動制限を行なうこと
ができる。

第１０図は、第６図に示す構成とは異なり、スパイダを
クラッチドラム３２に係合させた構成のカム機構５３を
用いた例である。すなわちスパイダ５４は、第１１図（
Ａ＞（Ｂ）に示すように、クラッチハブ３３の外周に遊
嵌するリング５５の外周囲箇所に円形断面の突起５６を
設けるとともに、その突起５６の先端までの外径をクラ
ッチハブ３３の内径とほぼ同様に設定し、ざらに各突起
５６の先端部に、スプラインに係合する係合部５７を形
成したものである。これに対してカム板５８は、多板ク
ラッチ２９における背板を兼ねるものであって、第１２
図（Ａ＞（Ｂ）に示すように、スパイダ５４のリング５
５の外周およびクラッチドラム３２の内周にそれぞれ遊
嵌する内径および外径に設定された円板体であり、その
−側面にボス部５９を形成し、その四箇績に第９図と同
様のカム面６０を形成した構成である。

そしてスパイダ５４はその突起５６の先端部をクラッチ
ハブ３２のスプラインに係合させた状態でクラッチハブ
３３の外周に遊嵌され、そのスパイダ５４のリング５５
の外周に、カム面６０で突起５６を挟むように１対のカ
ム板５８が軸方向に移動可能に嵌合されている。この各
カム板５８に対してクラッチプレート３１が面接触して
おり、したがってクラッチハブ３３とクラッチドラム３
２とは、（クラッチハブ３３に対するクラッチプレート
３１の係合）→（クラッチプレート３１とカム板５８と
の面接触）→（カム板５８とスパイダ５４とのカム面を
介した係合）→（スパイダ５４のクラッチドラム３２に
対する係合）によって連結されている。その他の構成は
第６図に示す構成と同様である。

したがって第１０図に示す構成では、加速時に後輪にス
リップが生じると、リングギヤ７とサンギヤ８、すなわ
ちクラッチドラム３２とクラッチハブ３３とのに相対回
転が生じる。その場合、スパイダ５４はクラッチドラム
３２と一体になって回転するが、カム板５８はクラッチ
プレート３１に面接触してクラッチハブ３３に連結され
ているから、スパイダ５４とカム板５８との間に回転方
向に向けた力が作用し、その接線方向力に基づいてカム
面６０において軸方向力が生じ、この力によって１対の
カム板５８が互いに離隔しようとするので多板クラッチ
２９には係合力が作用することになる。

しかして第６図および第１０図に示す各実施例では、は
す歯歯車を採用したセンタディファレンシャルおよびそ
れに起因する軸方向力によって移動する部材と合せてカ
ム機構４３．５３が作用力変換手段となっている。

以上のカム機＠４３，５３は、多板クラッチ２９の軸方
向に作用する係合力を増大させるものであるが、その軸
方向力を生じさせるためには、リングギヤ７とサンギヤ
８との間、すなわちクラッチドラム３２とクラッチハブ
３３との間に相対的にトルクが生じる必要があり、した
がって前後輪のいずれか一方がスタックした場合には、
回転数差が生じてもトルクが作用しないために、タイヤ
グリップ力のある車輪に対してトルクを伝達し得なくな
る。このような事態に対処するためには、前述した第４
の実施例で皿バネ４０によって多板クラッチ２９に予荷
重を与えたように、適宜のバネをカム機構４３．５３と
併せて設けることが好ましい。

第１３図はその例を示す断面図であり、ここに示す例は
、第６図に示す構成を基本にし、スパイダ４４の外周側
でカム板４５の間にコイルバネ６１を介在させ、そのコ
イルバネ６１によってカム板４５を互いに離隔させる方
向に押圧することにより、多板クラッチ２９に予荷重を
与えた構成である。

また第１４図に示す例は、上記のコイルバネ６１をクラ
ッチハブ３３の外周面とスパイダ４４の内周面との間に
、これらと同心上に配置したものである。

ざらに第１５図に示す例は、第１０図に示す構成を基本
にし、クラッチハブ３３の外周面とスパイダ５４の内周
面との間に、これらと同心上にコイルバネ６２を介在さ
せ、そのコイルバネ６２によってカム板５８を互いに離
隔させる方向に押圧することにより、多板クラッチ２９
に予荷重を与えた構成である。

これらいずれの構成であっても、クラッチドラム３２に
取付けであるクラッチディスク３０とクラッチハブ３３
に取付けであるクラッチプレート３１とが一定の軸方向
力によって加圧接触しているから、前輪もくしは後輪が
スタックすることに伴ってクラッチドラム３２とクラッ
チハブ３３との間に相対回転が生じた場合には、クラッ
チプレート３１と背板５２もしくはカム板５８との間の
摩擦力に起因してスパイダ４４．５４とカム板４５．５
８との間に接線方向力が作用し、その結果、カム面５１
．６０によって軸方向力が生じるから、多板クラッチ２
９が強く係合する。すなわち前後輪のいずれかがスタッ
クすれば、多板クラッチ２９によってセンタディファレ
ンシャルの差動制限が行なわれるため、空転によって不
用となったトルクが他方の車輪に与えられ、スタック状
態からの脱出が可能となる。

なお、以上の説明から明らかなように第１３図ないし第
１５図に示す構成では、カム機構４３゜５３が多板クラ
ッチ２９に対する軸方向ノコを生じさせる作用力変換手
段として機能するから、センタディファレンシャルにお
いて軸方向力を特に生じさせる必要はなく、したがって
第１３図ないし第１５図に示すように構成した場合に、
センタディファレンシャルの各ギヤ６．７．８を平歯車
としてもよい。また第１３図に示す構成と第１４図およ
び第１５図に示す構成とを比較した場合、第１３図に示
す構成ではコイルバネ６１の外径が大きくなるので、よ
り強い予荷重を得ることができる。

第１６図ないし第１８図はこの発明の第１１ないし第１
３の実施例をそれぞれ示す断面図であって、これらの実
施例は上述した第１３図ないし第１５図に示す構成を改
良して入力トルクの影響を解消するよう構成したもので
ある。

すなわち第１６図に示す第１１の実施例は、サンギヤ軸
１９の図における右側端部とキャリヤ４との間にスラス
ト軸受４２を介在させてサンギヤ軸１９を軸方向におい
て固定し、他の構成は第１３図に示す構成と同様とした
ものである。

したがってこの実施例においては、キレリヤ４からトル
クの入力があることに起因して軸方向ツノが生じたとし
ても、リングギヤ７とサンギヤ軸１９とが共に軸方向に
対して固定されているから、多板クラッチ２９には係合
力が作用せず、したがって差動制限容量は入力トルクに
影響されない。

第１７図はこの発明の第１２の実施例を示す断面図であ
って、ここに示す実施例は上記の第１１の実施例におけ
るコイルバネ６１をクラッチハブ３３の外周面とスパイ
ダ４４の内周面との間に配置し、それに加えてセンタデ
ィファレンシャルにおける各ギヤ６．７．８を平歯車と
したものである。

このような構成でおっても入力トルクか差動制限容量に
影響することを回避することができる。

なあ、第１６図に示す構成と第１７図に示す構成とを比
較した場合、第１６図に示す構成ではコイルバネ６１の
外径が大きくなるので、コイルバネ６１による予荷重を
大きくすることかできる。

また第１８図はこの発明の第１３の実施例を示す断面図
であって、ここに示す例は、前述した第１５図に示す構
成を改良し、スラスト軸受４２をキャリヤ４とサンギヤ
軸１９の端部との間に介在させてサンギヤ軸１９を軸線
方向において固定するとともに、センタデファレンシャ
ルの各ギヤ６゜７．８を平歯車としたものである。

このような構成であっても第１６図に示す実施例と同様
な効果を得ることができる。

なお、以上の第１１ないし第１３の実施例ではリングギ
ヤ７およびサンギヤ８が軸方向に対して固定されている
のであるから、多板クラッチ２９における左右両端の背
板３４．３５は、クラッチディスク３０やクラッチプレ
ート３１に対して積極的に荷重を作用させずに、カム機
構４３．５３による軸方向力のみを支えることになり、
したがって多板クラッチ２９の左右の背板は、共にクラ
ッチハブ３３に取付け、あるいはクラッチドラム３２に
取付けてもよく、そのようにすれば、リングギヤ７やサ
ンギヤ８の取付部に軸方向力が作用しなくなるので、よ
り大きな荷重を多板クラッチ２９にかけることができる
。

ざらにこの発明の第１４の実施例を説明する。

この実施例の構成は第１９図に示す通りであり、ここに
示す構成は前述した第３の実施例の構成を基本とし改良
を加えたものである。

すなわちリヤケース３のうちチェーン室２１との間の隔
壁部にはボス部６３をセンタディファレンシャル側に突
設したセンタサポート６４が取付けられており、そのボ
ス部６３の外周には、サンギヤ軸１９の図における左側
端部に形成した円筒部６５が回転自在でかつ軸方向に移
動自在に嵌合している。その円筒部６５の端部に、有底
円筒状のドラム６６がセンタディファレンシャルに向け
て固定されており、そのドラム６６の先端側（図の右側
）内周面にクラッチプレート３１がスプライン嵌合し、
したがってそのドラム６６の先端部分がクラッチドラム
となっている。なお、サンギヤ軸１９は、キャリヤ４と
の間に隙間Ｃが設定され、かつこれとは反対側の端部が
スナップリング６７によって固定されることにより、図
の右方向に移動し得るようになっている。したがってク
ラッチドラムも図の右方向に移動可能であることにより
、背板３５は図において左端部に配置され、かつスナッ
プリング３７によって固定されている。

他方、クラッチドラムの内周側にクラッチハブ３３が配
置されていて、このクラッチハブ３３は、図の左方向に
移動可能なリングギヤ７に連結固定されており、このク
ラッチハブ３３の外周面に多数枚のクラッチディスク３
０がスプライン嵌合している。またリングギヤ７の軸方
向の移動によつ゛てクラッチプレート３１およびクラッ
チディスク３０を軸方向に押圧する背板３４はクラッチ
ハブ３３の図における右端部に配置され、かつスナップ
リング３４によって固定されている。そしてセンタデイ
フルンシャルの各ギヤ６．７．８は、はす歯歯車であり
、したがってキャリヤ４からトルクを入力した場合には
、センタディファレンシャルにおいて生じる軸方向力よ
り、リングギヤ７およびクラッチハブ３３が図の左方向
に移動し、かつサンギヤ７およびクラッチドラムが図の
右方向に移動するので、多板クラッチ２９が係合して入
力トルクに応じた差動制限が行なわれる。

そして前記サンギヤ軸１９における円筒部６５の外周面
には、前記ドラム６６の内周面にシールした状態で摺接
するピストン６８が嵌合している。

そのピストン６８の背面側には、前記センタサポート６
４のボス部６３に形成した油溝およびサンギヤ軸１つの
円筒部に貫通形成した油孔を介して油圧を供給するよう
になっており、またピストン６８の前面側には、リテー
ナ６９で保持したリターンスプリング７０が配置されて
いる。したがってこのピストン６８は、油圧を供給して
前進させることにより多板クラッチ２９を係合させるよ
うになっている。

このような構成でおれば、前述した第３の実施例と同様
に、加減速時にセンタディファレンシャルにおいて生じ
る軸方向力によって多板クラッチ２９が係合し、したが
って入力トルクに応じた差動制限を行なうことができる
。また前後輪のいずれかがスタックした場合、ピストン
６８の背面側に油圧を供給すれば、ピストン６８が前進
して多板クラッチ２９を係合させるので、リングギヤ７
とサンギヤ８との間での差動制限が行なわれ、その結果
、空転により不用となるトルクが他方の車輪に与えられ
るため、スタック状態から脱出することができる。

なお、第１９図に示す構成のうちピストン６８側の背板
３５を支えているスナップリング３７を取除き、その背
板３５をピストン６８によって直接支持する構成とする
こともでき、このように構成した場合には、油圧を制御
することにより、加速時における差動制限容量の段階的
制御や差動制限の解除を行なうことが可能となる。

また第１９図に示す構成では、差動制限容量の制御は入
力トルクに応じて機械的に行なわれ、ピストン６８はセ
ンタディファレンシャルのロックやその解除を行なうの
みであり、したがってその駆動源である油圧源は簡便な
ものでよく、例えばトランスファに前置される変速機が
自動変速機であれば、その油圧源を利用すればよく、ま
た手動変速機であれば、小型の油圧装置を設ければよい
。

ところで上述した各実施例では、差動制限を行なう多板
クラッチ２９をセンタディファレンシャルよりも前側（
変速機側）に配置したが、これはセンタディファレンシ
ャルにおいて生じさせる軸方向力の向きに従ったもので
あり、したがってセンタディフルンシャルにおけるはす
歯歯車の捩れ角を上記の実施例とは反対向きとした場合
には、差動制限を行なう多板クラッチなどの摩擦係合手
段を上記の実施例とは反対側に置くことができ、またそ
の場合、隙間Ｃも上記の実施例とは反対側に設定するこ
とになる。また上記の各実施例では、１ピニオンタイプ
の遊星歯車機構によってセンタディファレンシャルを構
成したが、この発明は上記の実施例に限定されず、２ピ
ニオンタイプの遊星歯車機構やベベルギヤタイプの差動
歯車機構によってセンタディファレンシャルを構成する
ことができる。

ざらにこの発明では、差動制限を行なう摩擦係合手段を
、センタディファレンシャルにおける出力部材同士の間
に設ける構成に限らず、入力部材といずれか一方の出力
部材との間に設ける構成とすることもできる。

発明の詳細 な説明したようにこの発明によれば、センタディファレ
ンシャルにおける入力部材と出力部材との間もしくは出
力部材同士の間で生じる接線方向力を作用力変換手段よ
って軸方向力に変換し、その軸方向力によって摩擦係合
手段を係合させて差！ｖＩ制限を行なう構成であるから
、油圧装置などの駆動力を要する特別な制御機器が不要
であって構成を（粗めて簡素化することができ、そのた
めに自動変速機を搭載する車両のみならず、手動変速機
を搭載する車両にも好適に採用することができる。また
同時に応答の遅れを解消し、路面状況に応じた差動制限
を実行することができる。

さらに作用ツノ変換手段をセンタディファレンシャルを
はす＠歯車とし、かつその歯面で生じる軸方向力によっ
て軸方向に移動する部材によって構成した場合には、入
力トルクに応じた差動制限を行なうことができるために
、コーナリング時などの低トルクの際には差動Ｉｉｉ！
Ｉ限を最小もしくは解除でき、したがってビスカスカッ
プリングおるいはトルセンを用いる場合とは異なり、タ
イトコーナブレーキング現象を防止することができる。

そしてまたはす歯歯車で不可避的に生じる軸方向力を利
用することになるから、従来用いていたスラスト軸受な
どのスラスト力を受ける部材が不要になり、その結果、
部品の削減や構造の簡素化を図ることができる。かつま
た、はす歯の捩れ角によって、入力トルクに対する差動
制限容量を変えることがでるので、チューニングが容易
である。

他方、作用力変換手段を、接線方向力を軸方向力に変換
するカム機構によって構成すれば、既存のセンタディフ
ァレンシャルに構成上の変更を来たさずに実施すること
ができるうえに、より大きな軸方向力を発生させること
ができ、またカム面の調整などにより軸方向力の大きさ
を容易に調整でき、所謂チューニングが簡単になる。

【図面の簡単な説明】

第１図はこの発明の一実施例を示す断面図、第２図は第
２の実施例の主要部を示す断面図、第３図は第３の実施
例の主要部を示す断面図、第４図は第４の実施例の主要
部を示す断面図、第５図は第５の実施例の主要部を示す
断面図、第６図は第６の実施例を示す断面図、第７図（
Ａ＞（Ｂ）はは第６の実施例で用いるスパイダの正面図
および側面図、第８図（Ａ＞（Ｂ）は同じくカム板の正
面図および側面図、第９図はそのカム面の拡大図、第１
０図はこの発明の第７の実施例の主要部を示す断面図、
第１１図（’Ａ＞（Ｂ）はそのスパイダの正面図および
側面図、第１２図（Ａ＞（Ｂ）はそのカム板の正面図お
よび側面図、第１３図はこの発明の第８の実施例の主要
部を示す断面図、第１４図はこの発明の第９の実施例の
主要部を示す断面図、第１５図はこの発明の第１０の実
施例の主要部を示す断面図、第１６図はこの発明の第１
１の実施例の主要部を示す断面図、第１７図はこの発明
の第１２の実施例の主要部を示す断面図、第１８図はこ
の発明の第１３の実施例の主要部を示す断面図、第１９
図はこの発明の第１４の実施例の主要部を示す断面図で
ある。 ４・・・キャリヤ、　６・・・ピニオンギヤ、　７・・
・リングギヤ、　８・・・サンギヤ、　９・・・後輪出
力軸、１９・・・サンギヤ軸、　２９・・・多板クラッ
チ、　３０・・・クラッチディスク、　３１・・・タラ
ッヂプレート、　３２・・・タラッヂドラム、　３３・
・・クラッチハブ、　３４．３５・・・背板、　４３，
５３・・・カム機構、　４４．５４・・・スパイダ、　
４５．５８・・・カム板ｖ　５１．６０・・・カム面、
　Ｃ・・・隙間。

Claims (3)

【特許請求の範囲】
1. （１）変速機の出力軸に連結された入力部材と、後輪出
   力軸に回転を伝達する第１出力部材と、前輪出力軸に回
   転を伝達する第２出力部材との三部材を有する四輪駆動
   用中央差動装置において、前記三部材のうちのいずれか
   二つの部材の間に設けられた摩擦係合手段と、前記三部
   材のうちのいずれか二つの部材の間で相対的に生じる接
   線方向力に応じて前記摩擦係合手段を係合させる方向の
   力を生じさせる作用力変換手段とを備えていることを特
   徴とする四輪駆動用中央差動装置の差動制限機構。
2. （２）前記作用力変換手段が、前記三部材をはす歯歯車
   とするとともに、トルク伝達に伴ってそのはす歯歯車の
   歯面で生じる軸方向力によって軸線方向に移動して前記
   摩擦係合手段に係合力を作用させる摺動部材を設けた構
   成であることを特徴とする特許請求の範囲第１項記載の
   四輪駆動用中央差動装置の差動制限機構。
3. （３）前記摩擦係合手段が前記出力軸と同軸上に設けら
   れた多板クラッチであり、かつ作用力変換手段が、前記
   第１出力部材と第２出力部材との相対的な回転数差に起
   因する接線方向力を、前記多板クラッチを係合させる方
   向に向けた軸線方向力に変換するカム機構であることを
   特徴とする特許請求の範囲第１項記載の四輪駆動用中央
   差動装置の差動制限機構。