JP2006069424A - ４輪駆動車両のパワートレーン - Google Patents

Abstract

【課題】エンジンおよび変速機を車両の前後に搭載した4輪駆動車のパワートレーンにあって、クラッチを変速機側に設けても、変速機入出力軸間距離の増大に頼ることなくエンジン側へ車輪駆動力を取り出し得るようにする。
【解決手段】後輪荷重を増大させる要求に鑑み、クラッチC1,C2を変速機側に設けてクラッチハウジング12内に収納する。これらクラッチは大径故に出力軸21の前端より軸線方向に変速後の回転を取り出すことができなくする。そこで、出力軸21の前端に歯車45を設け、これに歯車46を噛合させて、クラッチC1,C2の外周を迂回する歯車列47を設定する。この迂回歯車列47は、出力軸21の前端からの出力回転をクラッチC1,C2と干渉することなく、トルク配分クラッチ48、プロペラシャフト7およびディファレンシャルギヤ装置8を経て左右前輪に向かわせる。出力軸21の後端からの出力回転はディファレンシャルギヤ装置5を経て左右後輪に向かわせる。
【選択図】図３

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。

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

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。 同実施例のパワートレーンを示す側面図である。 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。 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。 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。 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。 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。 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。

符号の説明

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）

Claims (7)

1. 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。
2. 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。
3. 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。
4. 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。
5. 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。
6. 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。
7. 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。

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