JP2006069424A - Power train for four-wheel drive vehicle - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To take out wheel driving force to an engine side without relying upon increase of a distance between input/output shafts of a transmission even if a clutch is provided on a transmission side in a power train for a four-wheel drive vehicle in which the engine and the transmission are mounted on front and rear sides of the vehicle. <P>SOLUTION: Clutches C1, C2 are provided on a transmission side and are stored in a clutch housing 12 taking into consideration requirement for increasing a rear wheel load. These clutches prevent take-out of rotation after speed-change in an axial direction from a front end of an output shaft 21 because of its large diameter. Therefore, a gear 45 is provided on the front end of the output shaft 21, a gear 46 is engaged with this to set a gear row 47 by-passing an outer periphery of the clutches C1, C2. The by-passing gear row 47 directs the output rotation from the front end of the output shaft 21 to left and right front wheels through a torque distribution clutch 48, a propeller shaft 7 and a differential gear device 8 without interfering with the clutches C1, C2. The output rotation from a rear end of the output shaft 21 is directed to left and right rear wheels through the differential gear device 5. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

本発明は、4輪駆動車両に有用なパワートレーン、特に、原動機と変速機とを車両の前後に分離して搭載するパワートレーンにおいて、変速機の変速や停車に際し原動機および変速機間を切り離し可能にするための断接機構を変速機側に設け得るようにしたパワートレーンに関するものである。   The present invention is a power train useful for a four-wheel drive vehicle, in particular, in a power train in which a prime mover and a transmission are separated and mounted on the front and rear of the vehicle, the prime mover and the transmission can be separated when the transmission is shifted or stopped. The present invention relates to a power train that can be provided with a connection / disconnection mechanism on the transmission side.

4輪駆動車両のパワートレーンとしては従来、例えば特許文献1に記載のようなものが知られている。
このパワートレーンは、エンジンを車両前部に搭載し、変速機を車両後部に搭載し、
変速機は、エンジン側に設けられたクラッチ、および入力側プロペラシャフトを順次介してエンジン回転を入力される入力軸と、この入力軸に平行な出力軸と、これら入出力軸間における歯車変速機構とで構成する。
そして、エンジンに近い変速機出力軸の前端を、出力側プロペラシャフトを介して左右前輪にそれぞれ駆動結合し、エンジンから遠い変速機出力軸の後端を左右後輪にそれぞれ駆動結合して、4輪駆動を可能にしたものである。
特許 第２５６３６２９号明細書 As a power train for a four-wheel drive vehicle, for example, a power train described in Patent Document 1 has been known.
This power train has an engine mounted on the front of the vehicle, a transmission mounted on the rear of the vehicle,
The transmission includes a clutch provided on the engine side, an input shaft to which engine rotation is sequentially input via an input side propeller shaft, an output shaft parallel to the input shaft, and a gear transmission mechanism between these input and output shafts And consist of
Then, the front end of the transmission output shaft close to the engine is drive-coupled to the left and right front wheels via the output side propeller shaft, and the rear end of the transmission output shaft far from the engine is drive-coupled to the left and right rear wheels, respectively. Wheel drive is possible.
Japanese Patent No. 2563629

かようにエンジンと変速機とを分離して車両の前後に配置するパワートレーンの場合、車両前後重量配分のバランスが良くなるほか、前後重量配分の自由度が高いという特長がある。
ここで車両前後重量配分の要求が、エンジン搭載側荷重（前輪荷重）を低下させて変速機搭載側荷重（後輪荷重）を増大させるというものである場合、クラッチの移動が容易であることから、これをエンジン側から変速機側へ移す対策が最も常識的である。 In this way, the power train in which the engine and the transmission are separated and arranged at the front and rear of the vehicle has a feature that the balance of the vehicle front and rear weight distribution is improved and the degree of freedom in the front and rear weight distribution is high.
Here, if the vehicle front-rear weight distribution request is to reduce the engine mounting side load (front wheel load) and increase the transmission mounting side load (rear wheel load), it is easy to move the clutch. Measures to move this from the engine side to the transmission side are the most common sense.

この場合、クラッチは変速機入力軸の前端近傍に、且つ、これに同軸に配置することとなるが、クラッチの外径が大きいことから、変速機出力軸と軸線方向において干渉することが多い。
一方で、変速機出力軸の前端は前記した通り、出力側プロペラシャフトを介して左右前輪に駆動結合しているため、クラッチをエンジン側から変速機側へ移す最も常識的な対策をとり得ない。 In this case, the clutch is arranged in the vicinity of the front end of the transmission input shaft and coaxially therewith. However, since the outer diameter of the clutch is large, the clutch often interferes with the transmission output shaft in the axial direction.
On the other hand, since the front end of the transmission output shaft is drive-coupled to the left and right front wheels via the output-side propeller shaft as described above, the most common measure to move the clutch from the engine side to the transmission side cannot be taken. .

この問題解決のためには、変速機入出力軸間距離を大きくして変速機出力軸を変速機入力軸から離し、これにより、クラッチをエンジン側から変速機側へ移し、変速機入力軸に同軸に配しても、クラッチが変速機出力軸と軸線方向において干渉することのないようにすることが考えられる。
しかし、変速機入出力軸間距離を大きくすると、変速機が径方向に大型化してその搭載性を悪化させるだけでなく、変速機入出力軸間に設ける歯車変速機構を成す各歯車の直径も大きくする必要が生じて、変速機の重量増という弊害をも招く。 In order to solve this problem, the distance between the transmission input / output shafts is increased to move the transmission output shaft away from the transmission input shaft, thereby moving the clutch from the engine side to the transmission side and to the transmission input shaft. Even if it is arranged coaxially, it is conceivable that the clutch does not interfere with the transmission output shaft in the axial direction.
However, when the distance between the transmission input / output shafts is increased, not only does the transmission increase in size in the radial direction to deteriorate the mounting property, but also the diameter of each gear constituting the gear transmission mechanism provided between the transmission input / output shafts increases. It becomes necessary to increase the size of the transmission, which causes a harmful effect of increasing the weight of the transmission.

本発明は上記の実情に鑑み、変速機入出力軸間距離を大きくして変速機出力軸を変速機入力軸から離すことなく、従って、上記変速機の径方向大径化（搭載性の悪化）に関する問題や、変速機の重量増に関する問題を生ずることなく、クラッチ（断接機構）をエンジン（原動機）側から変速機側へ移して前後重量配分の前記要求を実現し得るようにした4輪駆動車両のパワートレーンを提案することを目的とする。   In view of the above circumstances, the present invention does not increase the distance between the input and output shafts of the transmission to separate the transmission output shaft from the transmission input shaft. ) And the problem of increasing the weight of the transmission, the clutch (connecting / disconnecting mechanism) is moved from the engine (prime mover) side to the transmission side so that the above-mentioned requirement of the front and rear weight distribution can be realized. The purpose is to propose a power train for wheel drive vehicles.

この目的のため、本発明による4輪駆動車両のパワートレーンは、請求項１に記載した以下の構成とする。
先ず、前提となるパワートレーンを説明するに、これは、原動機および変速機を車両の前後に分離して搭載したものとする。
そして変速機は、断接機構および入力側プロペラシャフトを介して原動機の回転を入力される入力軸と、この入力軸に平行な出力軸と、これら入出力軸間における歯車変速機構とで構成する。
また、原動機に近い側における変速機出力軸の端部を、出力側プロペラシャフトを介して原動機に近い側の左右輪にそれぞれ駆動結合し、
原動機から遠い側における変速機出力軸の端部を、変速機に近い側の左右輪にそれぞれ駆動結合する。 For this purpose, the power train of the four-wheel drive vehicle according to the present invention has the following configuration described in claim 1.
First, the power train as a premise will be described. It is assumed that the prime mover and the transmission are separately mounted on the front and rear of the vehicle.
The transmission includes an input shaft to which the rotation of the prime mover is input via the connection / disconnection mechanism and the input side propeller shaft, an output shaft parallel to the input shaft, and a gear transmission mechanism between the input and output shafts. .
In addition, the end of the transmission output shaft on the side close to the prime mover is drivingly coupled to the left and right wheels on the side close to the prime mover via the output side propeller shaft,
The ends of the transmission output shaft on the side far from the prime mover are drivingly coupled to the left and right wheels on the side close to the transmission, respectively.

本発明は、かかる4輪駆動車両のパワートレーンにおいて、
上記の断接機構を上記入力側プロペラシャフトおよび変速機入力軸間に配置し、
原動機に近い出力軸端部の回転を、断接機構の外周を迂回して出力側プロペラシャフトに伝達する迂回歯車列を、原動機に近い出力軸端部と出力側プロペラシャフトとの間に設けた構成に特徴づけられるものである。 The present invention, in the power train of such a four-wheel drive vehicle,
The connection / disconnection mechanism is disposed between the input-side propeller shaft and the transmission input shaft,
A bypass gear train is provided between the output shaft end close to the prime mover and the output side propeller shaft to transmit the rotation of the output shaft end close to the prime mover to the output side propeller shaft by bypassing the outer periphery of the connection / disconnection mechanism. It is characterized by its composition.

かかる本発明のパワートレーンによれば、
上記の迂回歯車列が、断接機構の原動機側から変速機側への移設によっても、変速機出力軸と断接機構との軸線方向における干渉を回避することができ、この移設を変速機入出力軸間距離の増大に頼ることなく可能にして、車両前後重量配分に関する前記の要求を満足させることができる。
そして当該作用効果を、変速機入出力軸間距離の増大に頼らないで達成することから、変速機の径方向大径化（搭載性の悪化）に関する前記の問題や、変速機の重量増に関する前記の問題を生ずることもない。 According to the power train of the present invention,
Even if the detour gear train described above is moved from the prime mover side to the transmission side of the connection / disconnection mechanism, interference in the axial direction between the transmission output shaft and the connection / disconnection mechanism can be avoided. This can be achieved without relying on an increase in the distance between the output shafts, thereby satisfying the above-described requirements regarding the vehicle front-rear weight distribution.
And since the said effect is achieved without relying on the increase in the distance between transmission input / output shafts, it relates to the above-mentioned problems related to the increase in the radial direction of the transmission (deterioration of mountability) and the increase in the weight of the transmission. The above problem does not occur.

以下、本発明の実施の形態を、図面に示す実施例に基づき詳細に説明する。
図1および図2は、本発明の一実施例になる4輪駆動車両のパワートレーンを示し、図1はその平面図、図2はその側面図である。
本実施例においては、原動機としてのエンジン1を車両前部のエンジンルームに搭載し、変速機2を車両後部に搭載してトランクフロアパネル3の下部に配置する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail based on examples shown in the drawings.
1 and 2 show a power train of a four-wheel drive vehicle according to an embodiment of the present invention, FIG. 1 is a plan view thereof, and FIG. 2 is a side view thereof.
In the present embodiment, the engine 1 as a prime mover is mounted in the engine room at the front part of the vehicle, and the transmission 2 is mounted at the rear part of the vehicle and disposed at the lower part of the trunk floor panel 3.

変速機2は、図3につき後で詳述するツインクラッチ式マニュアルトランスミッションとし、入力側プロペラシャフト4を介してエンジン回転を入力され、この入力回転を変速した後の出力回転を、一方では後輪用ディファレンシャルギヤ装置5を経て左右後輪6に伝達し、他方では出力側プロペラシャフト7および前輪用ディファレンシャルギヤ装置8を順次介して左右前輪9に伝達することで、車両を4輪駆動可能とする。
なお、入力側プロペラシャフト4の前後における4a,4b、および出力側プロペラシャフト7の前後における7a,7bはそれぞれ自在継手を示す。 The transmission 2 is a twin-clutch manual transmission, which will be described in detail later with reference to FIG. 3. The engine rotation is input via the input-side propeller shaft 4, and the output rotation after shifting this input rotation, Is transmitted to the left and right rear wheels 6 via the differential gear device 5 for the vehicle, and on the other hand, the vehicle can be driven on four wheels by sequentially transmitting the output side propeller shaft 7 and the differential gear device 8 for the front wheels to the left and right front wheels 9. .
Note that 4a and 4b before and after the input-side propeller shaft 4 and 7a and 7b before and after the output-side propeller shaft 7 indicate universal joints, respectively.

変速機（ツインクラッチ式マニュアルトランスミッション）2は図3に明示する構成とし、変速機ケース11およびクラッチハウジング12を相互に結合して具える。
変速機ケース11内に収納した後述の歯車変速機構と、エンジン1（図１および図2参照）から延在する入力側プロペラシャフト4との間には図１のごとく、奇数変速段（第１速、第３速、第５速、後退）用の自動クラッチC1、および、偶数変速段（第２速、第４速、第６速）用の自動クラッチC2を介在させる。
これらクラッチC1，C2は断接機構を構成するもので、両クラッチC1，C2をクラッチハウジング12内に収納すると共に、両クラッチC1，C2の入力要素を自在継手4bを介して入力側プロペラシャフト4に結合する。 A transmission (twin clutch type manual transmission) 2 is configured as shown in FIG. 3 and includes a transmission case 11 and a clutch housing 12 coupled to each other.
As shown in FIG. 1, an odd-numbered gear stage (first gear) is provided between a gear transmission mechanism (described later) housed in the transmission case 11 and the input side propeller shaft 4 extending from the engine 1 (see FIGS. 1 and 2). An automatic clutch C1 for speed, 3rd speed, 5th speed, reverse) and an automatic clutch C2 for even speeds (2nd speed, 4th speed, 6th speed) are interposed.
These clutches C1 and C2 constitute a connection / disconnection mechanism. The clutches C1 and C2 are housed in the clutch housing 12, and the input elements of the clutches C1 and C2 are connected to the input side propeller shaft 4 via the universal joint 4b. To join.

ここでクラッチC1，C2を敢えて、一般的な考え方に基づくエンジン側配置とせず変速機2の側に移した理由は、前輪荷重を軽くして後輪荷重を増大させる要求があるためである。
クラッチハウジング12内には更に、常時エンジン駆動されるオイルポンプ13を設け、これからの作動油を媒体として後述するクラッチC1,C2の締結制御を含む変速段選択制御を実行するものとする。 The reason why the clutches C1 and C2 are deliberately moved to the transmission 2 side instead of the engine side arrangement based on the general idea is that there is a demand to reduce the front wheel load and increase the rear wheel load.
Further, an oil pump 13 that is always driven by the engine is provided in the clutch housing 12, and gear stage selection control including engagement control of clutches C1 and C2, which will be described later, is executed using the hydraulic oil from now on as a medium.

変速機ケース11内に収納した歯車変速機構を以下に説明するに、これは、奇数変速段クラッチC1および偶数変速段クラッチC2を介してエンジン回転を選択的に入力されるようクラッチC1,C2の出力要素に同軸に結合された第１入力軸15および第２入力軸16を具える。
第２入力軸16は中空とし、これを第１入力軸15上に嵌合するが、両者間の環状スペースにフロント側ニードルベアリング17およびリヤ側ニードルベアリング18を介在させて、内側の第１入力軸15および外側の第２入力軸16を相互に同心状態で回転自在とする。 The gear speed change mechanism housed in the transmission case 11 will be described below. This is because the engine speed is selectively input to the clutches C1 and C2 via the odd speed shift clutch C1 and the even speed shift clutch C2. A first input shaft 15 and a second input shaft 16 are coaxially coupled to the output element.
The second input shaft 16 is hollow and is fitted on the first input shaft 15. The front side needle bearing 17 and the rear side needle bearing 18 are interposed in the annular space between the two, and the first input on the inside is made. The shaft 15 and the outer second input shaft 16 are rotatable concentrically with each other.

上記のごとく相互に回転自在に嵌合した第１入力軸15および第２入力軸16の、エンジン側における前端を変速機ケース11の前壁11aに貫通して対応するクラッチC1,C2の出力要素に結合する。
第２入力軸16の前端外周をボールベアリング19により変速機ケース11の前壁11aに回転自在に支承し、その近傍に上記のフロント側ニードルベアリング17を配置し、リヤ側ニードルベアリング18をエンジンから遠い第２入力軸16の後端に配置する。
第１入力軸15を第２入力軸16の後端から突出させ、この突出した第１入力軸15の後端部15aを変速機ケース11の中間壁11bに貫通すると共に、この貫通部において第１入力軸15の後端部15aをボールベアリング20により変速機ケース11の中間壁11bに回転自在に支承する。 As described above, the output elements of the clutches C1 and C2 corresponding to the first input shaft 15 and the second input shaft 16 that are rotatably fitted to each other and penetrate the front end on the engine side through the front wall 11a of the transmission case 11. To join.
The outer periphery of the front end of the second input shaft 16 is rotatably supported by a ball bearing 19 on the front wall 11a of the transmission case 11, and the front needle bearing 17 is disposed in the vicinity thereof, and the rear needle bearing 18 is moved from the engine. It is disposed at the rear end of the far second input shaft 16.
The first input shaft 15 protrudes from the rear end of the second input shaft 16, and the rear end portion 15a of the protruded first input shaft 15 penetrates the intermediate wall 11b of the transmission case 11, and the The rear end portion 15a of the input shaft 15 is rotatably supported by the ball bearing 20 on the intermediate wall 11b of the transmission case 11.

変速機ケース11内には更に、第1および第2入力軸15，16に対し図4に示すような配置で、且つ、これらに対し平行に配置して出力軸21を貫通設置し、この出力軸21をボールベアリング22およびアキシャルベアリング23により変速機ケース11の後壁11cに回転自在に支承すると共に、ボールベアリング24，25を介して変速機ケース11の前壁11aおよび中間壁11bに回転自在に支承する。   Further, the transmission case 11 is arranged as shown in FIG. 4 with respect to the first and second input shafts 15 and 16, and is arranged in parallel with the output shaft 21 so as to penetrate therethrough. The shaft 21 is rotatably supported on the rear wall 11c of the transmission case 11 by a ball bearing 22 and an axial bearing 23, and is rotatable on the front wall 11a and the intermediate wall 11b of the transmission case 11 via ball bearings 24 and 25. To support.

第１入力軸15の後端部15aと出力軸21との間に奇数変速段（第１速、第３速、第５速）グループの歯車組G1,G3,G5、および後退変速段の歯車組GRを設け、これらをエンジンに近いフロント側から、第１速歯車組G1、後退歯車組GR、第３速歯車組G3、および第５速歯車組G5の順に配置する。
第１速歯車組G1および後退歯車組GRは、第２入力軸16の後端と変速機ケース中間壁11bとの間に位置させ、第３速歯車組G3および第５速歯車組G5は、変速機ケース11の中間壁1bと後壁11cとの間に位置させる。 Between the rear end portion 15a of the first input shaft 15 and the output shaft 21, the gear groups G1, G3, G5 of the odd-numbered speed stage (first speed, third speed, fifth speed) group and the gears of the reverse speed stage A set GR is provided, and these are arranged in the order of the first speed gear set G1, the reverse gear set GR, the third speed gear set G3, and the fifth speed gear set G5 from the front side close to the engine.
The first speed gear set G1 and the reverse gear set GR are positioned between the rear end of the second input shaft 16 and the transmission case intermediate wall 11b, and the third speed gear set G3 and the fifth speed gear set G5 are The transmission case 11 is positioned between the intermediate wall 1b and the rear wall 11c.

第１速歯車組G1は、第１入力軸15の後端部15aに結合した第１速入力歯車26と、出力軸21上に回転自在に設けた第１速出力歯車27とを相互に噛合させて構成する。
後退歯車組GRは、第１入力軸15の後端部15aに結合した後退入力歯車28と、出力軸21上に回転自在に設けた後退出力歯車29と、これら歯車28,29に噛合してこれら歯車間を逆転下に駆動結合するリバースアイドラギヤ30とで構成する。
第３速歯車組G3は、第１入力軸15の後端部15aに結合した第３速入力歯車31と、出力軸21上に回転自在に設けた第３速出力歯車32とを相互に噛合させて構成する。
第５速歯車組G5は、第１入力軸15の後端部15aに結合した第５速入力歯車33と、出力軸21上に回転自在に設けた第５速出力歯車34とを相互に噛合させて構成する。 The first speed gear set G1 meshes with a first speed input gear 26 coupled to the rear end portion 15a of the first input shaft 15 and a first speed output gear 27 rotatably provided on the output shaft 21. Let me configure.
The reverse gear set GR is meshed with the reverse input gear 28 coupled to the rear end portion 15a of the first input shaft 15, the reverse output gear 29 rotatably provided on the output shaft 21, and the gears 28, 29. These gears are composed of a reverse idler gear 30 that drives and couples the gears in reverse.
The third speed gear set G3 meshes a third speed input gear 31 coupled to the rear end portion 15a of the first input shaft 15 and a third speed output gear 32 rotatably provided on the output shaft 21. Let me configure.
The fifth speed gear set G5 meshes with a fifth speed input gear 33 coupled to the rear end portion 15a of the first input shaft 15 and a fifth speed output gear 34 rotatably provided on the output shaft 21. Let me configure.

出力軸21上には更に、第１速出力歯車27および後退出力歯車29間に配して１速−後退用同期噛合機構35を設け、
そのカップリングスリーブ35aを図示の中立位置から左行させてクラッチギヤ35bに噛合させるとき、第１速出力歯車27が出力軸21に駆動結合されて後述するごとく第１速を選択可能なものとし、
カップリングスリーブ35aを図示の中立位置から右行させてクラッチギヤ35cに噛合させるとき、後退出力歯車29が出力軸21に駆動結合されて後述するごとく後退を選択可能なものとする。 On the output shaft 21, a first speed-reverse synchronous meshing mechanism 35 is further provided between the first speed output gear 27 and the reverse output gear 29,
When the coupling sleeve 35a is moved leftward from the illustrated neutral position and meshed with the clutch gear 35b, the first speed output gear 27 is drivingly coupled to the output shaft 21 so that the first speed can be selected as will be described later. ,
When the coupling sleeve 35a is moved to the right from the illustrated neutral position and meshed with the clutch gear 35c, the reverse output gear 29 is drivingly connected to the output shaft 21 and can select reverse as described later.

出力軸21上には更に、第３速出力歯車32および第３速出力歯車34間に配して３速−５速用同期噛合機構36を設け、
そのカップリングスリーブ36aを図示の中立位置から左行させてクラッチギヤ36bに噛合させるとき、第３速出力歯車32が出力軸21に駆動結合されて後述するごとく第３速を選択可能なものとし、
カップリングスリーブ36aを図示の中立位置から右行させてクラッチギヤ36cに噛合させるとき、第５速出力歯車34が出力軸21に駆動結合されて後述するごとく第５速を選択可能なものとする。 On the output shaft 21, there is further provided a third-speed fifth-speed synchronous meshing mechanism 36 disposed between the third-speed output gear 32 and the third-speed output gear 34,
When the coupling sleeve 36a is moved leftward from the illustrated neutral position and meshed with the clutch gear 36b, the third speed output gear 32 is drivingly coupled to the output shaft 21 so that the third speed can be selected as will be described later. ,
When the coupling sleeve 36a is moved rightward from the illustrated neutral position and meshed with the clutch gear 36c, the fifth speed output gear 34 is drivingly coupled to the output shaft 21 so that the fifth speed can be selected as will be described later. .

中空の第２入力軸16と出力軸21との間には、偶数変速段（第２速、第４速、第６速）グループの歯車組、つまり、エンジンに近いフロント側から順次、第６速歯車組G6、第２速歯車組G2、および第４速歯車組G4を配して設ける。
第６速歯車組G6は変速機ケース11の前壁11aに沿うよう第２入力軸16の前端に配置し、第４速歯車組G4は第２入力軸16の後端に配置し、第２速歯車組G2は第２入力軸16の両端間中央部に配置する。 Between the hollow second input shaft 16 and the output shaft 21, there is a gear group of an even-numbered speed (second speed, fourth speed, sixth speed) group, that is, the sixth gear sequentially from the front side close to the engine. A speed gear set G6, a second speed gear set G2, and a fourth speed gear set G4 are provided.
The sixth speed gear set G6 is disposed at the front end of the second input shaft 16 along the front wall 11a of the transmission case 11, and the fourth speed gear set G4 is disposed at the rear end of the second input shaft 16. The speed gear set G2 is disposed at the center between both ends of the second input shaft 16.

第６速歯車組G6は、第２入力軸16の外周に一体成形した第６速入力歯車37と、出力軸21上に回転自在に設けた第６速出力歯車38とを相互に噛合させて構成する。
第２速歯車組G2は、第２入力軸16の外周に一体成形した第２速入力歯車39と、出力軸21上に回転自在に設けた第２速出力歯車40とを相互に噛合させて構成する。
第４速歯車組G4は、第２入力軸16の外周に一体成形した第４速入力歯車41と、出力軸21上に回転自在に設けた第４速出力歯車42とを相互に噛合させて構成する。 The sixth speed gear set G6 has a sixth speed input gear 37 integrally formed on the outer periphery of the second input shaft 16 and a sixth speed output gear 38 rotatably provided on the output shaft 21, and meshes with each other. Constitute.
The second speed gear set G2 includes a second speed input gear 39 integrally formed on the outer periphery of the second input shaft 16 and a second speed output gear 40 rotatably provided on the output shaft 21. Constitute.
The fourth speed gear set G4 includes a fourth speed input gear 41 integrally formed on the outer periphery of the second input shaft 16 and a fourth speed output gear 42 that is rotatably provided on the output shaft 21. Constitute.

出力軸21には更に、第６速出力歯車38および第２速出力歯車40間に配して第６速専用の同期噛合機構43を設け、
そのカップリングスリーブ43aを図示の中立位置から左行させてクラッチギヤ43bに噛合させるとき、第６速出力歯車38が出力軸21に駆動結合されて後述するごとく第６速を選択可能なものとする。
また出力軸21には、第２速出力歯車40および第４速出力歯車42間に配して２速−４速用同期噛合機構44を設け、
そのカップリングスリーブ44aを図示の中立位置から左行させてクラッチギヤ44bに噛合させるとき、第２速出力歯車40が出力軸21に駆動結合されて後述するごとく第２速を選択可能なものとし、
カップリングスリーブ44aを図示の中立位置から右行させてクラッチギヤ44cに噛合させるとき、第４速出力歯車42が出力軸21に駆動結合されて後述するごとく第４速を選択可能なものとする。 The output shaft 21 is further provided with a synchromesh mechanism 43 dedicated to the sixth speed disposed between the sixth speed output gear 38 and the second speed output gear 40,
When the coupling sleeve 43a is moved leftward from the illustrated neutral position and meshed with the clutch gear 43b, the sixth speed output gear 38 is drivingly coupled to the output shaft 21 so that the sixth speed can be selected as will be described later. To do.
Further, the output shaft 21 is provided with a second-speed / four-speed synchronous meshing mechanism 44 disposed between the second-speed output gear 40 and the fourth-speed output gear 42,
When the coupling sleeve 44a is moved leftward from the illustrated neutral position and meshed with the clutch gear 44b, the second speed output gear 40 is drivingly coupled to the output shaft 21 so that the second speed can be selected as will be described later. ,
When the coupling sleeve 44a is moved rightward from the illustrated neutral position and meshed with the clutch gear 44c, the fourth speed output gear 42 is drivingly coupled to the output shaft 21 so that the fourth speed can be selected as will be described later. .

上記の構成になるツインクラッチ式マニュアルトランスミッションの作用を次に説明する。
動力伝達を希望しない中立（Ｎ）レンジや駐車（Ｐ）レンジにおいては、クラッチC1,C2の双方を締結しておくが、同期噛合機構35,36,43,44のカップリングスリーブ35a,36a,43a,44aを全て図示の中立位置にして、ツインクラッチ式マニュアルトランスミッションが動力伝達を行わないようにする。
前進動力伝達を希望するＤレンジや、後退動力伝達を希望するＲレンジにおいては、オイルポンプ13からの作動油を媒体として以下のごとくに同期噛合機構35,36,43,44のカップリングスリーブ35a,36a,43a,44aおよびクラッチC1,C2を制御することにより各前進変速段や、後退変速段を選択することができる。 Next, the operation of the twin clutch type manual transmission configured as described above will be described.
In the neutral (N) range and parking (P) range where power transmission is not desired, both clutches C1 and C2 are engaged, but the coupling sleeves 35a, 36a, 43a and 44a are all in the neutral position shown in the figure so that the twin clutch manual transmission does not transmit power.
In the D range in which forward power transmission is desired and the R range in which reverse power transmission is desired, the coupling sleeve 35a of the synchronous meshing mechanism 35, 36, 43, 44 as described below using hydraulic oil from the oil pump 13 as a medium. , 36a, 43a, 44a and the clutches C1, C2 can be selected to select each forward gear and reverse gear.

Ｄレンジで第１速を希望する場合、締結状態だったクラッチC1を解放し、同期噛合機構35のカップリングスリーブ35aを左行させて歯車27を出力軸21に駆動結合し、その後クラッチC1を締結する。
これにより入力側プロペラシャフト4およびクラッチC1からのエンジン回転が第１入力軸15、第１速歯車組G1を経て出力軸21に至り、第１速での動力伝達を行うことができる。
なお、第１速の選択が発進用のものである時は、それ用にクラッチC1の締結進行制御を行うこと、勿論である。 When the first speed is desired in the D range, the clutch C1 that has been engaged is released, the coupling sleeve 35a of the synchronous meshing mechanism 35 is moved left, and the gear 27 is drivingly coupled to the output shaft 21, and then the clutch C1 is engaged. Conclude.
As a result, the engine rotation from the input side propeller shaft 4 and the clutch C1 reaches the output shaft 21 via the first input shaft 15 and the first speed gear set G1, and power can be transmitted at the first speed.
When the selection of the first speed is for starting, it is a matter of course that the engagement progress control of the clutch C1 is performed for that purpose.

第１速から第２速へのアップシフトに際しては、締結状態のクラッチC2を解放し、同期噛合機構44のカップリングスリーブ44aを左行させて歯車40を出力軸21に駆動結合し、その後クラッチC1を解放すると共にクラッチC2を締結すること（クラッチの掛け替え）により第１速から第２速へのアップシフトを行う。
かかるアップシフトの完了後、同期噛合機構35のカップリングスリーブ35aを中立位置に戻して歯車27を出力軸21から切り離し、その後クラッチC1を締結しておく。
これにより、入力側プロペラシャフト4およびクラッチC2からのエンジン回転が第２入力軸16、第２速歯車組G2を経て出力軸21に至り、第２速での動力伝達を行うことができる。 When upshifting from the first speed to the second speed, the engaged clutch C2 is released, the coupling sleeve 44a of the synchronous meshing mechanism 44 is moved left, and the gear 40 is drivingly coupled to the output shaft 21, and then the clutch By releasing C1 and engaging clutch C2 (changing clutch), an upshift from the first speed to the second speed is performed.
After completion of the upshift, the coupling sleeve 35a of the synchronous meshing mechanism 35 is returned to the neutral position to disconnect the gear 27 from the output shaft 21, and then the clutch C1 is engaged.
Thus, engine rotation from the input side propeller shaft 4 and the clutch C2 reaches the output shaft 21 via the second input shaft 16 and the second speed gear set G2, and power transmission at the second speed can be performed.

第２速から第３速へのアップシフトに際しては、締結状態のクラッチC1を解放し、同期噛合機構36のカップリングスリーブ36aを左行させて歯車32を出力軸21に駆動結合し、その後クラッチC2を解放すると共にクラッチC1を締結すること（クラッチの掛け替え）により第２速から第３速へのアップシフトを行う。
かかるアップシフトの完了後、同期噛合機構44のカップリングスリーブ44aを中立位置に戻して歯車40を出力軸21から切り離し、その後クラッチC2を締結しておく。
これにより、入力側プロペラシャフト4およびクラッチC1からのエンジン回転が第１入力軸15、第３速歯車組G3を経て出力軸21に至り、第３速での動力伝達を行うことができる。 When upshifting from the second speed to the third speed, the engaged clutch C1 is released, the coupling sleeve 36a of the synchronous meshing mechanism 36 is moved left, and the gear 32 is drivingly coupled to the output shaft 21, and then the clutch By releasing C2 and engaging clutch C1 (changing the clutch), an upshift from the second speed to the third speed is performed.
After completion of the upshift, the coupling sleeve 44a of the synchronous meshing mechanism 44 is returned to the neutral position to disconnect the gear 40 from the output shaft 21, and then the clutch C2 is engaged.
As a result, engine rotation from the input side propeller shaft 4 and the clutch C1 reaches the output shaft 21 via the first input shaft 15 and the third speed gear set G3, and power can be transmitted at the third speed.

第３速から第４速へのアップシフトに際しては、締結状態のクラッチC2を解放し、同期噛合機構44のカップリングスリーブ44aを右行させて歯車42を出力軸21に駆動結合し、その後クラッチC1を解放すると共にクラッチC2を締結すること（クラッチの掛け替え）により第３速から第４速へのアップシフトを行う。
かかるアップシフトの完了後、同期噛合機構36のカップリングスリーブ36aを中立位置に戻して歯車32を出力軸21から切り離し、その後クラッチC1を締結しておく。
これにより、入力側プロペラシャフト4およびクラッチC2からのエンジン回転が第２入力軸16、第４速歯車組G4を経て出力軸21に至り、第４速での動力伝達を行うことができる。 At the time of upshifting from the third speed to the fourth speed, the engaged clutch C2 is released, the coupling sleeve 44a of the synchronous meshing mechanism 44 is moved rightward, and the gear 42 is drivingly coupled to the output shaft 21, and then the clutch By releasing C1 and engaging clutch C2 (changing clutch), an upshift from the third speed to the fourth speed is performed.
After completion of the upshift, the coupling sleeve 36a of the synchronous meshing mechanism 36 is returned to the neutral position to disconnect the gear 32 from the output shaft 21, and then the clutch C1 is engaged.
Thereby, the engine rotation from the input side propeller shaft 4 and the clutch C2 reaches the output shaft 21 via the second input shaft 16 and the fourth speed gear set G4, and power transmission at the fourth speed can be performed.

第４速から第５速へのアップシフトに際しては、締結状態のクラッチC1を解放し、同期噛合機構36のカップリングスリーブ36aを右行させて歯車34を出力軸21に駆動結合し、その後クラッチC2を解放すると共にクラッチC1を締結すること（クラッチの掛け替え）により第４速から第５速へのアップシフトを行う。
かかるアップシフトの完了後、同期噛合機構44のカップリングスリーブ44aを中立位置に戻して歯車42を出力軸21から切り離し、その後クラッチC2を締結しておく。
これにより、入力側プロペラシャフト4およびクラッチC1からのエンジン回転が第１入力軸15、第5速歯車組G5を経て出力軸21に至り、第５速（変速比１：１）での動力伝達を行うことができる。 When upshifting from the fourth speed to the fifth speed, the engaged clutch C1 is released, the coupling sleeve 36a of the synchronous meshing mechanism 36 is moved rightward, and the gear 34 is drivably coupled to the output shaft 21, and then the clutch By releasing C2 and engaging clutch C1 (changing clutch), an upshift from the fourth speed to the fifth speed is performed.
After the upshift is completed, the coupling sleeve 44a of the synchronous meshing mechanism 44 is returned to the neutral position to disconnect the gear 42 from the output shaft 21, and then the clutch C2 is engaged.
As a result, engine rotation from the input side propeller shaft 4 and the clutch C1 reaches the output shaft 21 via the first input shaft 15 and the fifth speed gear set G5, and transmits power at the fifth speed (speed ratio 1: 1). It can be performed.

第５速から第６速へのアップシフトに際しては、締結状態のクラッチC2を解放し、同期噛合機構43のカップリングスリーブ43aを左行させて歯車38を出力軸21に駆動結合し、その後クラッチC1を解放すると共にクラッチC2を締結すること（クラッチの掛け替え）により第５速から第６速へのアップシフトを行う。
かかるアップシフトの完了後、同期噛合機構36のカップリングスリーブ36aを中立位置に戻して歯車34を出力軸21から入り離し、その後クラッチC1を締結しておく。
これにより、入力側プロペラシャフト4およびクラッチC2からのエンジン回転が第２入力軸16、第６速歯車組G6を経て出力軸21に至り、第６速での動力伝達を行うことができる。 When upshifting from the fifth speed to the sixth speed, the clutch C2 in the engaged state is released, the coupling sleeve 43a of the synchronous meshing mechanism 43 is moved left, and the gear 38 is drivingly coupled to the output shaft 21, and then the clutch An upshift from the fifth speed to the sixth speed is performed by releasing C1 and engaging the clutch C2 (changing the clutch).
After completion of the upshift, the coupling sleeve 36a of the synchronous meshing mechanism 36 is returned to the neutral position, the gear 34 is moved in and out of the output shaft 21, and then the clutch C1 is engaged.
Thereby, the engine rotation from the input side propeller shaft 4 and the clutch C2 reaches the output shaft 21 via the second input shaft 16 and the sixth speed gear set G6, and power transmission at the sixth speed can be performed.

なお、第６速から順次第１速へとダウンシフトさせるに際しても、上記アップシフトと逆の制御を行うことにより所定のダウンシフトを行わせることができる。   In addition, when downshifting from the sixth speed to the first speed sequentially, a predetermined downshift can be performed by performing a control opposite to the upshift.

後退動力伝達を希望するＲレンジにおいては、Ｎレンジで締結状態だったクラッチC1を解放し、同期噛合機構35のカップリングスリーブ35aを右行させて歯車29を出力軸21に駆動結合し、その後クラッチC1を締結する。
これにより、入力側プロペラシャフト4およびクラッチC1からのエンジン回転が第１入力軸15、後退歯車組GRを経て出力軸21に至り、この間に後退歯車組GRが回転方向を逆にすることから、後退変速段での動力伝達を行うことができる。
なお、後退変速段での発進時は、それ用にクラッチC1の締結進行制御を行うこと、勿論である。 In the R range where reverse power transmission is desired, the clutch C1 that has been engaged in the N range is released, the coupling sleeve 35a of the synchronous meshing mechanism 35 is moved to the right, and the gear 29 is drivingly coupled to the output shaft 21. Engage clutch C1.
Thereby, the engine rotation from the input side propeller shaft 4 and the clutch C1 reaches the output shaft 21 via the first input shaft 15 and the reverse gear set GR, and during this time, the reverse gear set GR reverses the rotation direction. Power can be transmitted at the reverse gear.
It should be noted that when starting at the reverse gear, the clutch C1 engagement progress control is performed for that purpose.

上記の変速制御により出力軸21に達した後の出力回転を左右後輪6および左右前輪9へ伝達する車輪駆動系を次に説明する。
先ず後輪駆動系を説明するに、変速機ケース11の後壁11cに結合してデフハウジング11dを設け、このデフハウジング11d内に後輪用ディファレンシャルギヤ装置5を内蔵する。
変速機ケース11の後壁11cから突出する出力軸21の後端（本発明の第2出力部に相当）と、左右後輪6との間を後輪用ディファレンシャルギヤ装置5により駆動結合し、これがため、出力軸21の後端に傘歯車型式の出力軸側歯車5aを結合し、後輪用ディファレンシャルギヤ装置5に傘歯車型式の車輪側歯車5bを結合し、これら歯車5a,5bを相互に噛合させて後輪駆動用の終減速機を構成する。 Next, a wheel drive system that transmits the output rotation after reaching the output shaft 21 to the left and right rear wheels 6 and the left and right front wheels 9 by the above-described shift control will be described.
First, the rear wheel drive system will be described. A differential housing 11d is provided to be coupled to the rear wall 11c of the transmission case 11, and the differential gear device 5 for the rear wheel is built in the differential housing 11d.
The rear end of the output shaft 21 protruding from the rear wall 11c of the transmission case 11 (corresponding to the second output portion of the present invention) and the left and right rear wheels 6 are drive-coupled by the rear-wheel differential gear device 5, Therefore, the bevel gear type output shaft side gear 5a is coupled to the rear end of the output shaft 21, the bevel gear type wheel side gear 5b is coupled to the rear wheel differential gear device 5, and the gears 5a and 5b are connected to each other. To form a final reduction gear for driving the rear wheels.

次に前輪駆動系を説明するに、変速機ケース11の前壁11aからクラッチハウジング12内に突出する出力軸21の前端（本発明の第1出力部に相当）に出力軸歯車45を結合し、この歯車45に図4のごとく直接噛合するカウンター入力ギヤ46を、同じくクラッチハウジング12内に配置して設け、これらで、クラッチC1，C2の外周を迂回する迂回歯車列47を構成する。
従って、出力軸歯車45は迂回歯車列47の入力歯車を成し、カウンター入力ギヤ46は迂回歯車列47の出力歯車を成す。
カウンター入力ギヤ46は、クラッチハウジング12内に設けた前輪伝達トルク制御クラッチ48、および前記した自在継手7aを介して出力側プロペラシャフト7に結合する。
かくて前輪伝達トルク制御クラッチ48は、前輪伝達トルクの制御を介して前後輪トルク配分を決定するトルク配分要素の用をなす。 Next, in order to explain the front wheel drive system, an output shaft gear 45 is coupled to the front end (corresponding to the first output portion of the present invention) of the output shaft 21 protruding from the front wall 11a of the transmission case 11 into the clutch housing 12. A counter input gear 46 that directly meshes with the gear 45 as shown in FIG. 4 is also provided in the clutch housing 12 to form a bypass gear train 47 that bypasses the outer periphery of the clutches C1 and C2.
Accordingly, the output shaft gear 45 forms an input gear of the bypass gear train 47, and the counter input gear 46 forms an output gear of the bypass gear train 47.
The counter input gear 46 is coupled to the output side propeller shaft 7 via the front wheel transmission torque control clutch 48 provided in the clutch housing 12 and the universal joint 7a.
Thus, the front wheel transmission torque control clutch 48 serves as a torque distribution element that determines front and rear wheel torque distribution through control of the front wheel transmission torque.

変速機2から遠い出力側プロペラシャフト7の前端と、左右前輪9との間を前輪用ディファレンシャルギヤ装置8により駆動結合し、これがため、出力側プロペラシャフト7の前端に自在継手7bを介して傘歯車型式のプロペラシャフト側歯車8aを結合し、前輪用ディファレンシャルギヤ装置8に傘歯車型式の車輪側歯車8bを結合し、これら歯車8a,8bを相互に噛合させて前輪駆動用の終減速機を構成する。   The front end of the output-side propeller shaft 7 that is far from the transmission 2 and the left and right front wheels 9 are drive-coupled by a differential gear device 8 for front wheels, so that the front end of the output-side propeller shaft 7 is umbrellad via a universal joint 7b. The gear type propeller shaft side gear 8a is connected, the front wheel differential gear device 8 is connected to the bevel gear type wheel side gear 8b, and the gears 8a and 8b are engaged with each other to form a final reduction gear for driving the front wheels. Constitute.

上記の車輪駆動系によれば、変速機出力軸21に達した出力回転が、一方では終減速機5a,5bを含むディファレンシャルギヤ装置5を経て左右後輪6に至り、他方では迂回歯車列47、前輪伝達トルク制御クラッチ48、プロペラシャフト7、および、終減速機8a,8bを含むディファレンシャルギヤ装置8を経て左右前輪9に至り、車両の4輪駆動が可能である。
かかる4輪駆動中、前輪伝達トルク制御クラッチ48の締結容量を制御して前輪伝達トルクを決定することで、車両の前後輪トルク配分を制御することができる。 According to the wheel drive system described above, the output rotation that has reached the transmission output shaft 21 reaches the left and right rear wheels 6 through the differential gear device 5 including the final reduction gears 5a and 5b on the one hand, and the detour gear train 47 on the other hand. The front wheel transmission torque control clutch 48, the propeller shaft 7, and the differential gear device 8 including the final reduction gears 8a and 8b are reached to the left and right front wheels 9, and the vehicle can be driven on four wheels.
During such four-wheel drive, the front-wheel transmission torque distribution of the vehicle can be controlled by controlling the engagement capacity of the front-wheel transmission torque control clutch 48 to determine the front-wheel transmission torque.

ところで、本実施例の構成になる4輪駆動車両のパワートレーンにおいては、
エンジン1に近い出力軸21の前端からの回転を迂回歯車列47の設置により、エンジン1と変速機2との間に必須の、そして、前後輪荷重配分の要求に鑑みエンジン1側から変速機2側へ移したクラッチC1，C2の外周を迂回して出力側プロペラシャフト7に伝達するよう構成したから、
図3に示すように、クラッチC1，C2の外径が大きく、変速機出力軸21の前端が軸線方向においてクラッチC1，C2と干渉し、変速機出力回転を変速機出力軸21の前端からそのまま軸線方向へ取り出すことができない場合でも、迂回歯車列47が変速機出力回転を出力側プロペラシャフト7および前輪用ディファレンシャルギヤ装置8へ向かわせることができる。 By the way, in the power train of the four-wheel drive vehicle configured as in this embodiment,
The rotation from the front end of the output shaft 21 close to the engine 1 is indispensable between the engine 1 and the transmission 2 due to the installation of the bypass gear train 47, and the transmission from the engine 1 side in view of the demand for front and rear wheel load distribution Since it is configured to bypass the outer periphery of the clutches C1, C2 moved to the 2 side and transmit to the output side propeller shaft 7,
As shown in FIG. 3, the outer diameters of the clutches C1 and C2 are large, the front end of the transmission output shaft 21 interferes with the clutches C1 and C2 in the axial direction, and the transmission output rotation is directly transmitted from the front end of the transmission output shaft 21. Even when the axial direction cannot be taken out, the bypass gear train 47 can direct the transmission output rotation to the output-side propeller shaft 7 and the front-wheel differential gear device 8.

従って、クラッチC1，C2の外径が大きくて変速機出力軸21の前端がクラッチC1，C2と軸線方向に干渉する場合でも、クラッチC1，C2を後輪荷重増の要求に鑑みエンジン1側から変速機2側へ移すことができる。
そして当該クラッチC1，C2の移設が、変速機入力軸15，16と変速機出力軸21との間における軸間距離の増大に頼ることなく可能であるから、当該軸間距離の増大による問題、つまり、変速機の径方向大径化（搭載性の悪化）に関する問題や、変速機の重量増に関する問題を回避しつつ上記の作用効果を達成することができる。 Therefore, even when the outer diameters of the clutches C1 and C2 are large and the front end of the transmission output shaft 21 interferes with the clutches C1 and C2 in the axial direction, the clutches C1 and C2 should It can be moved to the transmission 2 side.
And since the transfer of the clutches C1 and C2 is possible without depending on the increase in the inter-shaft distance between the transmission input shafts 15 and 16 and the transmission output shaft 21, the problem due to the increase in the inter-shaft distance, In other words, the above-described effects can be achieved while avoiding problems related to the increase in the radial direction of the transmission (deterioration in mountability) and problems related to an increase in the weight of the transmission.

なお、本実施例のように迂回歯車列47を出力軸歯車45およびカウンター入力ギヤ46で構成し、カウンター入力ギヤ46の軸線方向に回転を取り出して出力側プロペラシャフト7に向かわせるものである場合、
迂回歯車列47を成す出力軸歯車45およびカウンター入力ギヤ46を、出力軸歯車45の歯数がカウンター入力ギヤ46の歯数よりも小さい構成とし、これにより迂回歯車列47が、出力軸21の前端からの回転を出力側プロペラシャフト7へ減速下に伝達するよう構成するのがよい。 In the case where the bypass gear train 47 is constituted by the output shaft gear 45 and the counter input gear 46 as in this embodiment, and the rotation is taken out in the axial direction of the counter input gear 46 and directed to the output side propeller shaft 7. ,
The output shaft gear 45 and the counter input gear 46 that form the detour gear train 47 are configured such that the number of teeth of the output shaft gear 45 is smaller than the number of teeth of the counter input gear 46. It is preferable that the rotation from the front end is transmitted to the output side propeller shaft 7 under deceleration.

その理由を以下に説明する。
図5は、車速VSPに対する出力側プロペラシャフト（7）回転数Npoの変化傾向を、出力軸歯車45の歯数Zc1およびカウンター入力ギヤ46の歯数Zc2間にZc1>Zc2の関係がある場合と、Zc1<Zc2の関係がある場合とで比較して示し、入力側プロペラシャフト4の回転数Npi（エンジン回転数）を併記したものである。
出力軸歯車45の歯数Zc1がカウンター入力ギヤ46の歯数Zc2よりも大きい（Zc1>Zc2）の場合、つまり迂回歯車列47が出力軸21の前端からの回転を出力側プロペラシャフト7へ増速下に伝達するものである場合、変速機2が高速側（第5速、第6速）変速段を選択していると、出力側プロペラシャフト7の回転数Npoが入力側プロペラシャフト4の回転数Npiよりも高くなる。 The reason will be described below.
FIG. 5 shows the change tendency of the output side propeller shaft (7) rotation speed Npo with respect to the vehicle speed VSP, with the relationship of Zc1> Zc2 between the number of teeth Zc1 of the output shaft gear 45 and the number of teeth Zc2 of the counter input gear 46. , Zc1 <Zc2 is shown in comparison with the case where there is a relationship, and the rotational speed Npi (engine rotational speed) of the input side propeller shaft 4 is also shown.
When the number of teeth Zc1 of the output shaft gear 45 is larger than the number of teeth Zc2 of the counter input gear 46 (Zc1> Zc2), that is, the detour gear train 47 increases the rotation from the front end of the output shaft 21 to the output side propeller shaft 7. When the transmission 2 is transmitted at a lower speed, if the transmission 2 has selected the high speed side (5th speed, 6th speed) gear stage, the rotational speed Npo of the output side propeller shaft 7 will be the same as that of the input side propeller shaft 4. It becomes higher than the rotation speed Npi.

かように出力側プロペラシャフト7の回転数Npoが高くなると、その常用回転数も図6にNpo2で示すように上昇し、出力側プロペラシャフト7の回転数Npoに対する出力側プロペラシャフト7の振動加速度の変化特性が同図にαで示すようなものである場合について述べると、常用回転数Npo2での振動加速度が点α1におけるような大きなものとなる。
その対策としては、出力側プロペラシャフト7の外径を大きくして、出力側プロペラシャフト7の回転数Npoに対する出力側プロペラシャフト7の振動加速度の変化特性を同図にβで示すようなものとなし、常用回転数Npo2での振動加速度を点β1におけるような値まで低下させることが考えられる。 Thus, when the rotation speed Npo of the output side propeller shaft 7 increases, the normal rotation speed also increases as indicated by Npo2 in FIG. 6, and the vibration acceleration of the output side propeller shaft 7 with respect to the rotation speed Npo of the output side propeller shaft 7 In the case where the change characteristic is as indicated by α in the figure, the vibration acceleration at the normal rotation speed Npo2 becomes as large as at the point α1.
As countermeasures, the outer diameter of the output propeller shaft 7 is increased, and the change characteristic of the vibration acceleration of the output propeller shaft 7 with respect to the rotation speed Npo of the output propeller shaft 7 is indicated by β in the same figure. None, it is conceivable to reduce the vibration acceleration at the normal rotation speed Npo2 to a value as at the point β1.

しかし、出力側プロペラシャフト7の外径を大きくする場合、以下に説明するような新たな問題を生ずる。
図7は、出力側プロペラシャフト7、入力側プロペラシャフト4および排気管49の通常のレイアウトを示し、これらは図示のごとく、車体フロアパネル50の車幅方向中程に前後方向へ延在させて形成したトンネル50a内に収納するのが普通である。
ところで出力側プロペラシャフト7の外径を二点鎖線で示すように大きくすると、これが排気管49の途中に不可欠な大径の消音器49aと干渉したり、車体フロアパネル50と干渉し、出力側プロペラシャフト7の大径化には限界があって常用回転数Npo2での振動加速度を点β1におけるような値まで低下させることができないという問題を有する。 However, when the outer diameter of the output-side propeller shaft 7 is increased, a new problem as described below arises.
FIG. 7 shows a normal layout of the output-side propeller shaft 7, the input-side propeller shaft 4, and the exhaust pipe 49. As shown in the drawing, these are extended in the front-rear direction in the middle of the vehicle body floor panel 50 in the vehicle width direction. It is normal to store in the formed tunnel 50a.
By the way, when the outer diameter of the output side propeller shaft 7 is increased as indicated by a two-dot chain line, this interferes with the large-diameter silencer 49a that is indispensable in the middle of the exhaust pipe 49, or interferes with the vehicle body floor panel 50, and the output side There is a limit to increasing the diameter of the propeller shaft 7, and there is a problem that the vibration acceleration at the normal rotation speed Npo2 cannot be reduced to a value as at the point β1.

しかして、本実施例のように迂回歯車列47が、出力軸21の前端からの回転を出力側プロペラシャフト7へ減速下に伝達するよう構成する場合、常用回転数が図6のNpo2からNpo1へと低下されることとなり、この常用回転数Npo1での振動加速度を点α2におけるような値に低下させることができる。
しかしも、出力側プロペラシャフト7の外径を大きくすることなく当該作用効果を奏し得ることから、出力側プロペラシャフト7の大径化による前記の不具合、つまり、これが消音器49aや車体フロアパネル50と干渉するという問題を回避しつつ上記の作用効果を達成して、常用回転数での振動加速度の低下を確実に実現することができる。 Thus, when the bypass gear train 47 is configured to transmit the rotation from the front end of the output shaft 21 to the output side propeller shaft 7 under deceleration as in the present embodiment, the normal rotation speed is from Npo2 to Npo1 in FIG. Thus, the vibration acceleration at the normal rotation speed Npo1 can be reduced to a value as at the point α2.
However, since the effect can be achieved without increasing the outer diameter of the output-side propeller shaft 7, the above-mentioned problem due to the increase in the diameter of the output-side propeller shaft 7, that is, this is the silencer 49a and the vehicle body floor panel 50. It is possible to achieve the above-mentioned effect while avoiding the problem of interfering with the vibration, and to reliably realize a decrease in vibration acceleration at the normal rotational speed.

本実施例においては更に、カウンター入力ギヤ46から出力側プロペラシャフト7へ向かう伝達トルクを制御して前後輪トルク配分を決定する前輪伝達トルク制御クラッチ（トルク配分要素）48を、カウンター入力ギヤ46と同軸に配してクラッチハウジング12内に設けたため、前記した通りに前後輪トルク配分制御を行うことができる。
そしてこの際、変速機入力軸15，16およびカウンター入力ギヤ46との間の軸間距離C（図4参照）を、クラッチ（断接機構）C1，C2の外径および前輪伝達トルク制御クラッチ（トルク配分要素）48の外径の和の半分よりも大きくして、図2に明示するように前輪伝達トルク制御クラッチ（トルク配分要素）48をクラッチ（断接機構）C1，C2に並置するのがよい。
この場合、前輪伝達トルク制御クラッチ（トルク配分要素）48が変速機2の側に位置して、後輪荷重を増大させるという要求によく符合するほかに、前輪伝達トルク制御クラッチ（トルク配分要素）48とカウンター入力ギヤ46とでクラッチハウジング12に対する軸受構造を兼用することができて部品点数の減少によるコスト低減を図り得るという作用効果が得られる。 In the present embodiment, a front wheel transmission torque control clutch (torque distribution element) 48 for determining the front and rear wheel torque distribution by controlling the transmission torque from the counter input gear 46 to the output side propeller shaft 7 Since it is arranged coaxially and provided in the clutch housing 12, front and rear wheel torque distribution control can be performed as described above.
At this time, the inter-shaft distance C (see FIG. 4) between the transmission input shafts 15 and 16 and the counter input gear 46 is set to the outer diameters of the clutches (connection / disconnection mechanisms) C1 and C2 and the front wheel transmission torque control clutch ( Torque distribution element) is larger than half of the sum of the outer diameters of 48, and the front wheel transmission torque control clutch (torque distribution element) 48 is juxtaposed to the clutches (connection / disconnection mechanisms) C1 and C2 as shown in FIG. Is good.
In this case, the front wheel transmission torque control clutch (torque distribution element) 48 is positioned on the side of the transmission 2 to meet the requirement of increasing the rear wheel load, and the front wheel transmission torque control clutch (torque distribution element). 48 and the counter input gear 46 can also serve as a bearing structure for the clutch housing 12, and an effect of reducing the cost by reducing the number of parts can be obtained.

また前記した実施例においては、変速機出力軸21の後端を左右後輪6に駆動結合する終減速機を成す出力軸側歯車5aの歯数をZdr1（図3参照）、車輪側歯車5bの歯数をZdr2（図3参照）とし、
変速機出力軸21の前端から延在する出力側プロペラシャフト7を左右前輪9に駆動結合する終減速機を成すプロペラシャフト側歯車8aの歯数をZdf1（図3参照）、車輪側歯車8bの歯数をZdf2（図3参照）とし、
迂回歯車列47をなす出力軸歯車45の歯数をZc1（図3参照）、カウンター入力ギヤ46の歯数をZc2（図3参照）とし、
左右前輪9の動半径をRr（図2参照）、左右後輪6の動半径をRf（図2参照）としたとき、
（Zc2/Zc1）・｛[（Zdr1/Zdr2）・Rr]/[（Zdf1/Zdf2）・Rf]｝≦1．01・・・(1)
が満足されるよう構成するのがよい。 In the above-described embodiment, the number of teeth of the output shaft side gear 5a constituting the final reduction gear for drivingly coupling the rear end of the transmission output shaft 21 to the left and right rear wheels 6 is Zdr1 (see FIG. 3), and the wheel side gear 5b. The number of teeth is Zdr2 (see Fig. 3)
The number of teeth of the propeller shaft side gear 8a that constitutes the final reduction gear for drivingly coupling the output side propeller shaft 7 extending from the front end of the transmission output shaft 21 to the left and right front wheels 9 is Zdf1 (see FIG. 3), and the wheel side gear 8b The number of teeth is Zdf2 (see Fig. 3)
The number of teeth of the output shaft gear 45 forming the bypass gear train 47 is Zc1 (see FIG. 3), the number of teeth of the counter input gear 46 is Zc2 (see FIG. 3),
When the dynamic radius of the left and right front wheels 9 is Rr (see Fig. 2) and the dynamic radius of the left and right rear wheels 6 is Rf (see Fig. 2),
(Zc2 / Zc1) ・ {[(Zdr1 / Zdr2) ・ Rr] / [(Zdf1 / Zdf2) ・ Rf]} ≦ 1.01 (1)
It is better to configure so that is satisfied.

この場合、左右前後輪9，6が路面に対し駆動スリップしていない状態で、前輪伝達トルク制御クラッチ（トルク配分要素）48の入出力間に生ずる相対回転速度差を1％の範囲内に設定可能となり、前輪伝達トルク制御クラッチ（トルク配分要素）48の入出力間に過大な相対回転速度差が生じて前輪伝達トルク制御クラッチ（トルク配分要素）48の早期劣化や、早期摩耗や、発熱に関する問題が発生するのを回避することができ、前輪伝達トルク制御クラッチ（トルク配分要素）48の耐久性を向上させ得る。   In this case, the relative rotational speed difference that occurs between the input and output of the front wheel transmission torque control clutch (torque distribution element) 48 is set within a range of 1% with the left and right front and rear wheels 9 and 6 not driving slipping on the road surface. As a result, an excessive relative rotational speed difference occurs between the input and output of the front wheel transmission torque control clutch (torque distribution element) 48, which causes early deterioration of the front wheel transmission torque control clutch (torque distribution element) 48, early wear, and heat generation. Problems can be avoided, and the durability of the front wheel transmission torque control clutch (torque distribution element) 48 can be improved.

また、前輪伝達トルク制御クラッチ（トルク配分要素）48の入力側回転速度（後輪回転速度）を、前輪伝達トルク制御クラッチ（トルク配分要素）48の出力側回転速度（前輪回転速度）よりも僅かに高速な状態に保つことができ、前輪伝達トルク制御クラッチ（トルク配分要素）48の締結時に応答遅れなく前輪伝達トルク制御クラッチ（トルク配分要素）48の入力側（後輪側）から出力側（前輪側）へ駆動力を伝達することができ、2輪駆動状態から4輪駆動状態への移行を高応答に実現することが可能となる。   Further, the input side rotational speed (rear wheel rotational speed) of the front wheel transmission torque control clutch (torque distribution element) 48 is slightly smaller than the output side rotational speed (front wheel rotational speed) of the front wheel transmission torque control clutch (torque distribution element) 48. The front wheel transmission torque control clutch (torque distribution element) 48 can be fastened to the output side (rear wheel side) from the input side (rear wheel side) of the front wheel transmission torque control clutch (torque distribution element) 48 without delay in response. The driving force can be transmitted to the front wheel side, and the transition from the two-wheel drive state to the four-wheel drive state can be realized with high response.

更に、前輪伝達トルク制御クラッチ（トルク配分要素）48の締結状態においては、上記の関係式から4輪駆動系内に1％以内の捻りが発生するため、4輪駆動での走行中にこの捻りが変速機2およびディファレンシャルギヤ装置5，8内における対を成す歯車間のバックラッシュを0にするよう機能し、バックラッシュに起因した歯車打音を皆無として騒音上大いに有利である。   Furthermore, in the engaged state of the front wheel transmission torque control clutch (torque distribution element) 48, a twist of 1% or less occurs in the four-wheel drive system from the above relational expression. Functions to reduce the backlash between the paired gears in the transmission 2 and the differential gear devices 5 and 8 to zero, and is greatly advantageous in terms of noise because there is no gear hitting sound caused by the backlash.

なお上記実施例では、カウンター入力ギヤ46の軸線方向に回転を出力して出力側プロペラシャフト7に向かわせることが可能なように出力側プロペラシャフト7が配置されている場合について説明したが、出力側プロペラシャフト7がクラッチC1,C2と軸線方向において干渉するような配置である場合においても、本発明の上記した着想は同様の考え方により適用可能であることは言うまでもない。
図8は、特許文献1に記載のように変速機2から左右前輪9のディファレンシャルギヤ装置8へ向かうよう延在する出力側プロペラシャフト7が、エンジン1から変速機2へ向かうよう延在する入力側プロペラシャフト4を包套する中空であるため、出力側プロペラシャフト7が、前記した実施例と同様の主旨で変速機2の側へ（クラッチハウジング12内に）移設したクラッチ（断接機構）Coと軸線方向において干渉する場合の本発明の適用例である。
なお図8において、図1〜図4におけると同じ符号を付して示した部分はそれぞれ、前記したと同様に機能するものとする。 In the above embodiment, the case where the output-side propeller shaft 7 is arranged so as to be able to output rotation in the axial direction of the counter input gear 46 and be directed to the output-side propeller shaft 7 has been described. Even when the side propeller shaft 7 is arranged so as to interfere with the clutches C1 and C2 in the axial direction, it goes without saying that the above-described concept of the present invention can be applied based on the same concept.
FIG. 8 illustrates an input propeller shaft 7 extending from the transmission 2 toward the differential gear device 8 of the left and right front wheels 9 as described in Patent Document 1, and extending from the engine 1 toward the transmission 2. A clutch (connection / disconnection mechanism) in which the output-side propeller shaft 7 is moved to the transmission 2 side (within the clutch housing 12) in the same manner as the above-described embodiment because it is hollow to enclose the side propeller shaft 4. This is an application example of the present invention in the case of interference with Co in the axial direction.
In FIG. 8, the parts denoted by the same reference numerals as in FIGS. 1 to 4 function in the same manner as described above.

エンジン1の回転は入力側プロペラシャフト4およびクラッチCoを経て変速機入力軸51へ入力され、変速機2はこの入力回転を変速して出力軸21に伝達する、特許文献1に記載の変速機と同じものとする。
出力軸21からの変速後の回転を、一方では出力軸21の後端（本発明の第2出力部に相当）からディファレンシャルギヤ装置5を経て左右後輪6に向かわせ、他方では出力軸21の前端（本発明の第1出力部に相当）から迂回歯車列47、前輪伝達トルク制御クラッチ（トルク配分要素）48、出力側プロペラシャフト7、チェーン伝動機構52、およびディファレンシャルギヤ装置8を経て左右前輪9に向かわせる。 The rotation of the engine 1 is input to the transmission input shaft 51 via the input-side propeller shaft 4 and the clutch Co, and the transmission 2 shifts the input rotation and transmits it to the output shaft 21. Same as
The rotation after the shift from the output shaft 21 is directed on the one hand from the rear end of the output shaft 21 (corresponding to the second output portion of the present invention) to the left and right rear wheels 6 through the differential gear device 5, and on the other hand the output shaft 21 From the front end (corresponding to the first output portion of the present invention) through the detour gear train 47, the front wheel transmission torque control clutch (torque distribution element) 48, the output side propeller shaft 7, the chain transmission mechanism 52, and the differential gear device 8 Turn to the front wheel 9.

迂回歯車列47を成すカウンター入力ギヤ46、および前輪伝達トルク制御クラッチ（トルク配分要素）48は、共通なカウンターシャフ53を介してクラッチハウジング12内に支承し、カウンター入力ギヤ46から遠いカウンターシャフト53の前端にカウンター出力ギヤ54を設け、エンジン1から遠い出力側プロペラシャフト7の後端にプロペラシャフト側歯車55を設け、これら歯車54,55を相互に噛合させる。
かくて、出力側プロペラシャフト7がクラッチ（断接機構）Coと軸線方向において干渉する場合も、本発明の着想を同様に適用して同様の作用効果を達成することができる。 A counter input gear 46 that forms a detour gear train 47 and a front wheel transmission torque control clutch (torque distribution element) 48 are supported in the clutch housing 12 via a common counter shaft 53 and are remote from the counter input gear 46. A counter output gear 54 is provided at the front end, and a propeller shaft side gear 55 is provided at the rear end of the output side propeller shaft 7 far from the engine 1, and these gears 54 and 55 are engaged with each other.
Thus, even when the output-side propeller shaft 7 interferes with the clutch (connection / disconnection mechanism) Co in the axial direction, the idea of the present invention can be applied in the same manner to achieve the same operation and effect.

なお本実施例では、出力側プロペラシャフト7の回転速度が歯車45,46,54,55の歯数比で決まることから、前記した作用効果のための迂回歯車列（減速歯車組）47が歯車45,46,54,55で構成されることは言うまでもない。
従って、出力軸歯車45が迂回歯車列47の入力歯車を成し、プロペラシャフト側歯車55が迂回歯車列47の出力歯車を成す。 In this embodiment, since the rotational speed of the output-side propeller shaft 7 is determined by the gear ratio of the gears 45, 46, 54, 55, the detour gear train (reduction gear set) 47 for the above-described effect is used as the gear. Needless to say, it consists of 45,46,54,55.
Accordingly, the output shaft gear 45 forms an input gear of the bypass gear train 47, and the propeller shaft side gear 55 forms an output gear of the bypass gear train 47.

ところで、迂回歯車列47をなす歯車45,46,54,55のうち、出力軸歯車45の歯数を前記実施例と同じくZc1（図8参照）、カウンター入力ギヤ46の歯数を前記実施例と同じくZc2（図8参照）とし、カウンター入力ギヤ46の歯数をZc1’（図8参照）、カウンター出力ギヤ54の歯数をZc2’（図8参照）としたとき、前記した(1)式に対応する式は次式
{（Zc1’/Zc1）・（Zc2/Zc2’）}・｛[（Zdr1/Zdr2）・Rr]/[（Zdf1/Zdf2）・Rf]｝
≦1．01・・・(2)
のようなものとなり、本実施例においてはこの(2)式が満足されるよう構成することで、前記した実施例におけると同様な対応する作用効果が奏し得られる。 By the way, among the gears 45, 46, 54, 55 forming the detour gear train 47, the number of teeth of the output shaft gear 45 is Zc1 (see FIG. 8) as in the above embodiment, and the number of teeth of the counter input gear 46 is in the above embodiment. As in Zc2 (see FIG. 8), the counter input gear 46 has the number of teeth Zc1 ′ (see FIG. 8) and the counter output gear 54 has the number of teeth Zc2 ′ (see FIG. 8). The expression corresponding to the expression is
{(Zc1 '/ Zc1), (Zc2 / Zc2')}, {[(Zdr1 / Zdr2), Rr] / [(Zdf1 / Zdf2), Rf]}
≦ 1.01 ... (2)
Thus, in this embodiment, by configuring this expression (2) to be satisfied, the same corresponding operational effects as in the above-described embodiment can be obtained.

また本実施例においても、前輪伝達トルク制御クラッチ（トルク配分要素）48を前記実施例と同じく、クラッチCoの横に並置し得る寸法関係にしたり、歯数Zdr1,Zdr2,Zc1, Zc1’,Zc2, Zc2’, Zdf1,Zdf2を前記実施例と同様に決定するのがよいこと勿論である。   Also in the present embodiment, the front wheel transmission torque control clutch (torque distribution element) 48 has a dimensional relationship that can be juxtaposed next to the clutch Co, as in the previous embodiment, and the number of teeth Zdr1, Zdr2, Zc1, Zc1 ', Zc2 , Zc2 ′, Zdf1, and Zdf2 should be determined in the same manner as in the above embodiment.

ところで上記いずれの実施例でも、変速機出力軸21が1個のみである場合について説明したが、後輪用の出力軸が入力軸の後方へ同軸に配置した専用の出力軸として存在し、図示の出力軸21を前輪用の専用出力軸とした、変速機出力軸が2個存在するような他の型式の変速機に対しても本発明は適用可能であり、変速機の種類に制約を受けるものではない。   By the way, in any of the above-described embodiments, the case where there is only one transmission output shaft 21 has been described, but the rear wheel output shaft exists as a dedicated output shaft coaxially arranged behind the input shaft. The present invention can also be applied to other types of transmissions in which two output shafts exist, in which the output shaft 21 is a dedicated output shaft for the front wheels, and the type of transmission is limited. It is not something to receive.

本発明の一実施例になる4輪駆動車両のパワートレーンを示す平面図である。It is a top view which shows the power train of the four-wheel drive vehicle which becomes one Example of this invention. 同実施例のパワートレーンを示す側面図である。It is a side view which shows the power train of the Example. 同実施例のパワートレーンにおける変速機の実体構成を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows the real structure of the transmission in the power train of the Example. 同実施例のパワートレーンにおける変速機の軸レイアウト図である。It is a shaft layout figure of the transmission in the power train of the embodiment. 同実施例のパワートレーンにおける変速機の入力側プロペラシャフトの回転速度特性と、出力側プロペラシャフトの回転速度特性との相関関係を、迂回歯車列が減速歯車列である場合と、増速歯車列である場合と出比較して示す特性線図である。The correlation between the rotational speed characteristics of the input-side propeller shaft of the transmission and the rotational speed characteristics of the output-side propeller shaft in the power train of the embodiment is shown in the case where the bypass gear train is a reduction gear train and the speed-up gear train. It is a characteristic line figure shown in comparison with the case where it is. 出力側プロペラシャフトの回転速度と、振動加速度との関係を示す特性線図である。It is a characteristic diagram which shows the relationship between the rotational speed of an output side propeller shaft, and vibration acceleration. 入力側プロペラシャフト、出力側プロペラシャフト、および排気管のフロアパネル下側におけるレイアウト図である。It is a layout figure in the floor panel lower side of an input side propeller shaft, an output side propeller shaft, and an exhaust pipe. 本発明の他の実施例になる4輪駆動車両のパワートレーンを示す線図的概略平面図である。FIG. 5 is a schematic plan view showing a power train of a four-wheel drive vehicle according to another embodiment of the present invention.

符号の説明Explanation of symbols

１ エンジン（原動機）
２ 変速機
３ トランクフロアパネル
４ 入力側プロペラシャフト
５ 後輪用ディファレンシャルギヤ装置
5a 終減速機出力軸側歯車
5b 終減速機車輪側歯車
６ 左右後輪
７ 出力側プロペラシャフト
８ 前輪用ディファレンシャルギヤ装置
8a 終減速機出力軸側歯車
8b 終減速機車輪側歯車
９ 左右前輪
11 変速機ケース
12 クラッチハウジング
Co,C1,C2 自動クラッチ（断接機構）
13 オイルポンプ
15 第１入力軸
16 第２入力軸
21 出力軸（第1出力部、第2出力部）
G1,G2,G3,G4,G5,G6,GR 歯車組
35 １速−後退用同期噛合機構
36 ３速−５速用同期噛合機構
43 第６速同期噛合機構
44 ２速−４速用同期噛合機構
45 出力軸歯車（迂回歯車列の入力歯車）
46 カウンター入力ギヤ（迂回歯車列の出力歯車）
47 迂回歯車列
48 前輪伝達トルク制御クラッチ（断接機構）
49 排気管
50 車体フロアパネル
51 入力軸
52 チェーン伝動機構
53 カウンターシャフト
54 カウンター出力ギヤ
55 プロペラシャフト側歯車（迂回歯車列の出力歯車） 1 engine (motor)
2 Transmission 3 Trunk floor panel 4 Input-side propeller shaft 5 Rear wheel differential gear unit
5a Final reduction gear output shaft side gear
5b Final reduction gear wheel side gear 6 Left and right rear wheels 7 Output side propeller shaft 8 Differential gear device for front wheels
8a Final reduction gear output shaft side gear
8b Final reduction gear wheel side gear 9 Left and right front wheels
11 Transmission case
12 Clutch housing
Co, C1, C2 Automatic clutch (connection / disconnection mechanism)
13 Oil pump
15 1st input shaft
16 2nd input shaft
21 Output shaft (1st output part, 2nd output part)
G1, G2, G3, G4, G5, G6, GR Gear set
35 1st gear-reverse synchronous meshing mechanism
36 3-speed-5-speed synchronous meshing mechanism
43 6th speed synchronous meshing mechanism
44 Synchronous meshing mechanism for 2nd-4th gear
45 Output shaft gear (input gear of detour gear train)
46 Counter input gear (output gear of detour gear train)
47 Detour gear train
48 Front wheel transmission torque control clutch (connection / disconnection mechanism)
49 Exhaust pipe
50 body floor panel
51 Input shaft
52 Chain transmission mechanism
53 Countershaft
54 Counter output gear
55 Propeller shaft side gear (output gear of detour gear train)

Claims (7)

原動機および変速機を車両の前後に分離して搭載し、
この変速機は、断接機構および入力側プロペラシャフトを介して前記原動機の回転を入力される入力軸と、この入力回転を歯車変速機構により変速した後の出力回転を、原動機に近い変速機の端部から出力する第1出力部、および、原動機から遠い変速機の端部から出力する第2出力部とを有し、
第1出力部を、出力側プロペラシャフトを介して原動機に近い側の左右輪にそれぞれ駆動結合し、
第2出力部を、変速機に近い側の左右輪にそれぞれ駆動結合した4輪駆動車両のパワートレーンにおいて、
前記断接機構を前記入力側プロペラシャフトおよび変速機入力軸間に配置し、
前記第1出力部の回転を、前記断接機構の外周を迂回して前記出力側プロペラシャフトに伝達する迂回歯車列を、前記第1出力部と出力側プロペラシャフトとの間に設けたことを特徴とする4輪駆動車両のパワートレーン。 The prime mover and the transmission are mounted separately on the front and rear of the vehicle,
The transmission includes an input shaft to which rotation of the prime mover is input via a connection / disconnection mechanism and an input-side propeller shaft, and output rotation after the input rotation is shifted by the gear transmission mechanism. A first output unit that outputs from the end, and a second output unit that outputs from the end of the transmission far from the prime mover,
The first output section is drive-coupled to the left and right wheels close to the prime mover via the output side propeller shaft,
In the power train of a four-wheel drive vehicle in which the second output unit is drive-coupled to the left and right wheels on the side close to the transmission,
The connection / disconnection mechanism is disposed between the input-side propeller shaft and the transmission input shaft,
The detour gear train for transmitting the rotation of the first output portion to the output-side propeller shaft by bypassing the outer periphery of the connection / disconnection mechanism is provided between the first output portion and the output-side propeller shaft. A characteristic power train for four-wheel drive vehicles. 請求項１に記載の4輪駆動車両のパワートレーンにおいて、
前記迂回歯車列は、前記第1出力部の回転を前記出力側プロペラシャフトへ減速下に伝達するものであることを特徴とする4輪駆動車両のパワートレーン。 In the power train of the four-wheel drive vehicle according to claim 1,
The detour gear train is a power train for a four-wheel drive vehicle, wherein the rotation of the first output portion is transmitted to the output-side propeller shaft under deceleration. 請求項1または２に記載の4輪駆動車両のパワートレーンにおいて、
前記迂回歯車列は、前記第1出力部に回転結合した出力軸歯車と、この出力軸歯車に直接噛合させたカウンター入力ギヤとよりなる減速歯車組で構成し、
該カウンター入力ギヤの軸線方向に回転を取り出して前記出力側プロペラシャフトに向かわせるものであることを特徴とする4輪駆動車両のパワートレーン。 In the power train of the four-wheel drive vehicle according to claim 1 or 2,
The detour gear train is constituted by a reduction gear set including an output shaft gear that is rotationally coupled to the first output unit and a counter input gear that is directly meshed with the output shaft gear;
A power train for a four-wheel drive vehicle, wherein the counter input gear is rotated in the axial direction and directed toward the output-side propeller shaft. 請求項1または２に記載の4輪駆動車両のパワートレーンにおいて、
前記迂回歯車列は、前記第1出力部に回転結合した出力軸歯車と、この出力軸歯車に直接噛合させたカウンター入力ギヤと、該カウンター入力ギヤと共に回転するカウンター出力ギヤと、このカウンター出力ギヤに直接噛合させた入力歯車とよりなる減速歯車組で構成し、
該入力歯車の軸線方向に回転を取り出して前記出力側プロペラシャフトに向かわせるものであることを特徴とする4輪駆動車両のパワートレーン。 In the power train of the four-wheel drive vehicle according to claim 1 or 2,
The bypass gear train includes an output shaft gear that is rotationally coupled to the first output unit, a counter input gear that is directly meshed with the output shaft gear, a counter output gear that rotates together with the counter input gear, and the counter output gear. It consists of a reduction gear set consisting of an input gear meshed directly with
A power train for a four-wheel drive vehicle, characterized in that rotation is extracted in the axial direction of the input gear and directed toward the output-side propeller shaft. 請求項３または４に記載の4輪駆動車両のパワートレーンにおいて、
前記カウンター入力ギヤから前記出力側プロペラシャフトへ向かう伝達トルクを制御して前後輪トルク配分を決定するトルク配分要素を設け、
前記変速機入力軸およびカウンター入力ギヤとの間の軸間距離を、前記断接機構の外径およびトルク配分要素の外径の和の半分よりも大きくして、前記トルク配分要素を前記断接機構に並置したことを特徴とする4輪駆動車両のパワートレーン。 In the power train of the four-wheel drive vehicle according to claim 3 or 4,
A torque distribution element is provided for determining torque distribution on the front and rear wheels by controlling transmission torque from the counter input gear to the output side propeller shaft.
An inter-shaft distance between the transmission input shaft and the counter input gear is set to be larger than half of the sum of the outer diameter of the connection / disconnection mechanism and the outer diameter of the torque distribution element, and the torque distribution element is connected / disconnected. A power train for a four-wheel drive vehicle characterized by being juxtaposed with the mechanism. 請求項１〜５のいずれか1項に記載の4輪駆動車両のパワートレーンにおいて、
前記第2出力部を変速機に近い側の左右輪に駆動結合する終減速機の出力軸側歯車歯数をZdr1、車輪側歯車歯数をZdr2とし、
前記第1出力部から延在する前記出力側プロペラシャフトを原動機に近い側の左右輪に駆動結合する終減速機のプロペラシャフト側歯車歯数をZdf1、車輪側歯車歯数をZdf2とし、
前記迂回歯車列の入力歯車の歯数をZc1、出力歯車の歯数をZc2とし、
変速機に近い側の左右輪の動半径をRr、原動機に近い側の左右輪の動半径をRfとしたとき、
（Zc2/Zc1）・｛[（Zdr1/Zdr2）・Rr]/[（Zdf1/Zdf2）・Rf]｝≦1．01
が満足されるよう構成したことを特徴とする4輪駆動車両のパワートレーン。 In the power train of the four-wheel drive vehicle according to any one of claims 1 to 5,
The number of gear teeth on the output shaft side of the final reduction gear that drives and couples the second output portion to the left and right wheels close to the transmission is Zdr1, and the number of gear teeth on the wheel side is Zdr2.
The number of gear teeth on the propeller shaft side of the final reduction gear that drive-couples the output side propeller shaft extending from the first output portion to the left and right wheels close to the prime mover, and the number of gear teeth on the wheel side is Zdf2.
The number of teeth of the input gear of the detour gear train is Zc1, the number of teeth of the output gear is Zc2,
When the dynamic radius of the left and right wheels on the side close to the transmission is Rr and the dynamic radius of the left and right wheels on the side close to the prime mover is Rf,
(Zc2 / Zc1) ・ {[(Zdr1 / Zdr2) ・ Rr] / [(Zdf1 / Zdf2) ・ Rf]} ≦ 1.01
A power train for a four-wheel drive vehicle, characterized by 請求項１〜６のいずれか1項に記載の4輪駆動車両のパワートレーンにおいて、
原動機を車両の前部に、また、変速機を車両の後部にそれぞれ分離して搭載し、
前記第1出力部を、出力側プロペラシャフトを介して左右前輪にそれぞれ駆動結合し、
前記第2出力部を左右後輪にそれぞれ駆動結合したことを特徴とする4輪駆動車両のパワートレーン。 In the power train of the four-wheel drive vehicle according to any one of claims 1 to 6,
Mount the prime mover on the front of the vehicle and the transmission separately on the rear of the vehicle,
The first output portion is drivingly coupled to the left and right front wheels via an output side propeller shaft,
A power train for a four-wheel drive vehicle, wherein the second output portion is drive-coupled to left and right rear wheels, respectively.
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