JP7456243B2 - 動力伝達装置 - Google Patents

Description

本発明は、主駆動輪と副駆動輪を備えた車両の動力伝達装置に関する。

一般に、二輪駆動状態と四輪駆動状態との間で切り替え可能な四輪駆動車の動力伝達装置は、駆動源からの出力トルクを主駆動輪に伝達する主駆動輪駆動部と、副駆動輪に伝達するトルクを主駆動輪駆動部から取り出す動力取出部を備えた副駆動輪駆動部と、を有する。

例えば、駆動源としてのエンジンが車体前部に搭載されるとともに主駆動輪が前輪である、いわゆるＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）ベースの四輪駆動車の場合、前輪には、動力伝達装置を構成する変速機を経由して、前輪（主駆動輪）駆動部を構成する前輪差動装置、及び、左右一対のドライブシャフトを介して、エンジンの出力トルクが伝達される。後輪には、前輪駆動部に入力されたトルクが、前輪差動装置のデフケースを介して動力取出部によって取り出され、動力取出部によって取り出されたトルクが、後輪用のプロペラシャフト、後輪用差動装置、及び、左右一対のドライブシャフトを介して伝達される。なお、動力取出部、後輪用のプロペラシャフト、後輪用差動装置、及び、左右一対のドライブシャフトは、後輪（副駆動輪）駆動部を構成する。

前記動力取出部は、軸心が車体幅方向に延びる前輪用差動装置から、軸心が車体前後方向に延びる後輪用のプロペラシャフトにトルクを伝達するために、互いに噛合う傘歯車からなるトランスファギヤセットを有する。トランスファギヤセットは、前輪用差動装置の軸心上に配置されるトランスファドライブギヤと、プロペラシャフトの軸心上に設けられるトランスファドリブンギヤとを有する。

ところで、前記四輪駆動車では、前輪と後輪を駆動させる四輪駆動状態は、前輪のみを駆動させる二輪駆動状態に比して、後輪へのエンジンの出力トルクの配分に伴って、駆動ロスが増加して燃費が悪化するため、通常は二輪駆動状態で走行し、必要に応じて四輪駆動状態とすることが行われる。

しかしながら、エンジンの出力トルク変動が変速機及び前輪用差動装置を介して動力取出部に伝達され、二輪駆動状態では、動力取出部におけるトランスファギヤセットから後輪に至るプロペラシャフト及び後輪用差動装置等の前記後輪駆動部がトルクを伝達しない非動力伝達状態で回転することとなる。

そのため、エンジンのトルク変動の周波数によっては、ねじり振動に対して所定の固有振動数を有する後輪駆動部が、エンジンのトルク変動に共振して該後輪駆動部の振動が大きくなり、この振動に起因してトランスファドライブギヤとトランスファドリブンギヤとの間の歯打ち等による異音等が発生して車室内の騒音を引き起こし得る。

なお、非動力伝達状態とは、後輪駆動部に伝達されるトルクがゼロのトルクゼロ状態、及び、比較的低い低トルク領域（例えば、二輪駆動状態、及び、二輪駆動状態から四輪駆動状態に移行する段階で後輪駆動部がエンジンのトルク変動に共振し得る状態において、後輪駆動部に伝達されるトルクの状態）を含む。

そこで、例えば特許文献１に開示されているように、前輪駆動部からトランスファドライブギヤ（例えば、前輪差動装置のデフケースに連絡される動力取出部の入力軸からトランスファドライブギヤ）に至る動力伝達経路上にダンパを設けることで、二輪駆動状態での歯打ち音を抑制することが検討されている。この場合、前記後輪駆動部のねじり剛性が低下されることで、該後輪駆動部の固有振動数を、エンジン回転数の常用域で生じ得るトルク変動に対して共振しないような振動域にずらすことが可能になる。

すなわち、後輪駆動部の共振点を常用域よりも低周波数側にずらすためのダンパの特性としては、エンジンからの入力トルクが比較的低い低トルク領域（後輪駆動部が非動力伝達状態となる領域）では、入力トルクに対して相対変位量が大きくなる低剛性とすることが好ましい。

特許第６２３７８８３号

特許文献１に開示された構成のように、前記動力伝達経路上に設けられるダンパとしては、同文献の図８（ａ）に開示されたせん断タイプのダンパ、及び、同文献の図８（ｂ）に開示された圧縮タイプのダンパが知られている。

せん断タイプのダンパは、内筒部、外筒部、及び、これらの間に介在する筒状のゴム等の弾性部材を備える。エンジンのトルク変動によって、内筒部と外筒部との間でトルク伝達が生じるとき、内筒部と外筒部との間に周方向の相対変位が生じることで、弾性部材が、周方向にねじられるようにせん断変形する。

一方、圧縮タイプのダンパは、周方向に間隔を空けて配置された複数の第１突起部を外周面に有する内筒部と、周方向に間隔を空けて配置された複数の第２突起部を内周面に有する外筒部と、内筒部と外筒部の間において、第１突起部と第２突起部とによって周方向の両側から挟み込まれるようにそれぞれ配置された複数のゴム等の弾性部材とを備える。外筒部に対して内筒部が周方向に相対変位したときに、互いに接近する第１及び第２突起部間の複数の弾性部材が、圧縮変形する。

上述のように、せん断タイプのダンパに比して、圧縮ダンパは、構造が複雑で部品点数も多くコストが高いという課題があるため、コストの観点から、せん断タイプのダンパを用いることが考えられる。

ところで、せん断タイプのダンパのねじれ角（内筒部と外筒部との間の相対変位量）には、弾性部材の特性によって決まるねじり限界が存在する。そのため、前記ねじり限界に到達する前に、両筒部間の相対変位を規制するストッパ機構が設けられる場合がある。該ストッパ機構が動作すると、入力軸に入力されたトルクが所定値を超えたトルクがダンパを介さずにトランスファギヤに伝達される。

前記ストッパ機構を備えたダンパの剛性が低い（ダンパの伝達トルク容量が低い）場合は、後輪駆動部に伝達されるトルクが低トルク領域にあるままでストッパ機構が動作すると後輪駆動部の剛性が急激に高まる。これにより、後輪駆動部に伝達されるトルクが、後輪駆動部が非駆動状態よりも高まる高トルク領域に至るまでの間、後輪駆動部の固有振動数をずらすことができずに歯打ち音が生じ得る。

なお、高トルク領域は、例えば、四輪駆動状態、及び、二輪駆動状態から四輪駆動状態に移行する段階で後輪駆動部がエンジンのトルク変動に共振が生じない程度に後輪駆動部にトルクが伝達される状態を含む。

したがって、歯打ち音を抑制するために、ストッパ機構が動作する時点での後輪駆動部に伝達されるトルクは、高トルク領域（後輪駆動部がエンジンの常用域におけるトルク変動に共振が生じないトルク伝達状態）に近づけておくことが望ましい。すなわち、高トルク領域近傍において、ダンパの剛性を高剛性（入力トルクに対する相対変位量を小さくする）に設定することが好ましい。換言すると、高トルク領域近傍において、ダンパの伝達トルク容量を高めることが好ましい。

以上のように、ダンパの性能としては、ダンパに入力されるトルクが前記低トルク領域（後輪駆動部が非動力伝達状態）にある状態では、後輪駆動部のねじり剛性の低下のために低剛性の弾性部材を用いることが好ましい。一方、ダンパに入力されるトルクが高トルク領域（ストッパ機構が動作する）に至る直前の低トルク領域においては、ダンパの伝達トルク容量が低トルクのままでダンパを介しない動力伝達経路が形成されることによる歯打ち音を抑制するために、入力トルクに対して相対変位量が小さい高剛性の弾性部材を用いることが好ましい。例えば、放物線を描くような特性が好ましい。

しかしながら、一般に、せん断タイプのダンパの入力トルクに対するねじれ角の特性は、略線形であるため、低トルク領域から高トルク領域に至るまでの全領域に亘って最適な特性を得ることが難しい。

そこで、本発明は、主駆動輪と副駆動輪を備えた車両の動力伝達装置において、せん断タイプのダンパを用いながら、狙いのダンパ特性を得ることを課題とする。

なお、以上のような課題は、いわゆるＦＲ（フロントエンジン・リアドライブ）ベースの四輪駆動車、いわゆるＲＲ（リアエンジン・リアドライブ）ベースの四輪駆動車、及び、いわゆるＲＦ（リアエンジン・フロントドライブ）ベースの車両においても生じ得る。

前記課題を解決するため、本発明に係る動力伝達装置は次のように構成したことを特徴とする。

本願の請求項１に記載の発明に係る動力伝達装置は、
駆動源からの動力を主駆動輪に伝達するための主駆動輪駆動部と、
副駆動輪に伝達する動力を前記主駆動輪駆動部から取り出す動力取出部を有する副駆動輪駆動部と、を備えた動力伝達装置であって、
前記動力取出部は、前記主駆動輪駆動部に連絡されたトランスファドライブギヤと、該トランスファドライブギヤに噛合うとともに前記副駆動輪に動力を伝達するトランスファドリブンギヤとからなるトランスファギヤセットを有し、
前記主駆動輪駆動部から前記トランスファドライブギヤに至る動力伝達経路上において、
前記主駆動輪駆動部に接続された入力軸と、前記トランスファドライブギヤに接続された動力伝達軸とが径方向内外に第１のバックラッシュを有するスプラインを介して連結され、
前記入力軸と前記動力伝達軸との間に、バックラッシュなしのせん断タイプの第１のダンパと、前記第１のバックラッシュよりも小さな第２のバックラッシュを有するスプラインを備えたせん断タイプの第２のダンパとを介在させンを備えたせん断タイプの第２のダンパとを介在させ、
前記入力軸に前記動力伝達軸、前記第１のダンパ、前記第２のダンパに跨る共通のスプラインが形成されていることを特徴とする動力伝達装置。

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、
前記第２のダンパは、前記第１のダンパよりも高剛性であることを特徴とする。

請求項３に記載の発明は、請求項１又は請求項２に記載の発明において、
前記入力軸側から第２のダンパ、第１のダンパの順に配設されていることを特徴とする。

請求項４に記載の発明は、請求項１から請求項３のいずれか１項に記載の発明において、
前記主駆動輪は車体の動力源側に配置され、前記副駆動輪は車体の反動力源側に配置されていることを特徴とする。

請求項５に記載の発明は、請求項１から請求項４のいずれか１項に記載の発明において、
前記第１のダンパは、前記トランスファギヤセットと前記入力軸の軸方向にオーバラップして配設されていることを特徴とする。

請求項１に記載の発明によれば、入力軸に入力されるトルクは、第２のバックラッシュが係合するまでの間（例えば、入力軸に入力されるトルクが低トルク、副駆動輪駆動部が非動力伝達状態、或いは、副駆動輪駆動部がエンジンの常用域におけるトルク変動に共振が生じないトルク伝達状態のうち、特に低トルク領域にある間）は、バックラッシュを介さない第１のダンパを介してトランスファドライブギヤに伝達される。第１のダンパによって、副駆動輪駆動部の剛性を低減することができる。

また、入力軸に入力されるトルクが、第２のバックラッシュを係合させる所定の入力トルクに達した時点から、第１のバックラッシュが係合するまでの間（例えば、入力軸に入力されるトルクが高トルク領域に到達する、副駆動輪駆動部が動力伝達状態となる、或いは、副駆動輪駆動部がエンジンの常用域におけるトルク変動に共振が生じないトルク伝達状態となるまでの間）において、入力軸に入力されるトルクは、第１のダンパに加え、第２のダンパを介してトランスファドライブギヤに伝達される。第１のダンパ及び第２のダンパによって、副駆動輪駆動部の剛性を低下させるとともに、第１のダンパと第２のダンパとによって得られる第１のダンパよりも高められた伝達トルク容量を得ることができる。

さらに、入力軸に入力されるトルクが、第１のバックラッシュを係合させる所定の入力トルク以上に到達すると、入力軸に入力されるトルクは、第１のダンパ及び第２のダンパに加え、これらのダンパを介さずにトランスファドライブギヤに伝達される。

このように、主駆動輪駆動部からトランスファドライブギヤに至る動力伝達経路において、大きさの異なるバックラッシュを備えたスプラインを設けることによって、動力伝達装置のトルク伝達の大きさに応じて動力伝達経路が選択され、動力伝達経路の剛性を変更することができる。

これにより、第１のダンパを介した動力伝達経路では、副駆動輪駆動部のねじり剛性を低下させることで、固有振動数をエンジン回転数の常用域で生じ得るトルク変動に対して共振しないような振動域にずらすことが可能になり、トランスファギヤセット間における歯打ち音を抑制できる。第１のダンパ及び第２のダンパを介した動力伝達経路では、副駆動輪駆動部のねじり剛性を低下させつつ、ダンパの受持つトルク（伝達トルク容量）を高めることができる。

したがって、入力軸に入力されるトルクが低トルク領域（副駆動輪駆動部がトルクを伝達しない非動力伝達状態）にある状態では、副駆動輪駆動部のねじり剛性の低下のために低剛性の特性を有し、ダンパに入力されるトルクが高トルク領域（ストッパ機構が作動する）に近づく状態では、急激な剛性の上昇を抑制するために高剛性の特性を有する。

以上より、駆動輪と副駆動輪を備えた車両の動力伝達装置において、せん断タイプのダンパを用いることで、コストを低減するとともに、入力軸とトランスファドライブギヤとの間の剛性を、狙いの特性を得ることができる。
また、入力軸には、動力伝達軸、第１のダンパ、第２のダンパに跨る共通のスプラインが形成されているので、動力伝達軸と、第１のダンパの内筒部側と、第２のダンパの内筒部側とによってバックラッシュの角度を調整するだけの簡素な構造で請求項１の効果を達成できる。また、入力軸のスプラインの加工が１回で行うことができるので、加工にかかる工数を削減することができ、コストの削減が可能。

請求項２に記載の発明によれば、第２のダンパの剛性が、第１のダンパの剛性に比して、高剛性に設定されている。これにより、第２のダンパの剛性を第１のダンパの剛性と一致させた場合に比して、第１のダンパと第２のダンパとによって分担可能な伝達トルク容量（剛性）を高めることができる。さらに、第２のダンパの剛性を高めることで、第２のダンパのねじれ角に対する入力トルクの勾配を急勾配にすることができる。したがって、第１のダンパによる低トルクの領域を広げつつ、入力軸と動力伝達軸とを滑らかに直結状態に至らせやすく、放物線を描くような特性が得られやすい。

請求項３に記載の発明によれば、第２のダンパよりも低トルク状態においてトルクを伝達する第１のダンパが、第２のダンパよりも反入力軸側に配設されている。これにより、第１のダンパは低トルク領域において動力伝達を担うので、入力軸と第１のダンパとのスプライン嵌合領域は、伝達されるトルクに応じて、必要な面圧が確保される程度まで短くすることができる。その結果、入力軸の短縮が可能となって、軽量化及びコスト削減が可能となる。また、第１のダンパはバックラッシュなしのスプラインによって入力軸に嵌合されているので、各ダンパの抜けが抑制される。

請求項４に記載の発明によれば、いわゆるＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）ベースの四輪駆動車の前輪駆動状態、或いは、ＲＲ（リアエンジン・リアドライブ）ベースの四輪駆動車の後輪駆動状態において、副駆動輪駆動部の固有振動数を、エンジン回転数の常用域で生じ得るトルク変動に対して共振しないような振動域にずらすことができる。これにより、副駆動輪駆動部の各噛合部における歯打ち音を効果的に抑制できる。

請求項５に記載の発明によれば、第１のダンパは、トランスファギヤセットと入力軸の軸方向にオーバラップして配設されているので、動力取出部の軸方向の寸法をコンパクトにすることができる。

本発明の実施形態に係る動力伝達装置を備えた車両の骨子図である。 同動力伝達装置の動力取出部におけるダンパ及びその周辺部を示す断面図である。 同動力伝達装置の動力取出し部の一部を軸方向から見た図２のＩＩＩ－ＩＩＩ線断面図である。 同動力伝達装置の動力取出し部の一部を軸方向から見た図２のＩＶ－ＩＶ線断面図である。 同動力伝達装置の動力取出し部の一部を軸方向から見た図２のＶ－Ｖ線断面図である。 本実施形態におけるダンパの剛性（ねじれ角度に対する入力トルク）を示すグラフである。

以下、本発明に係る動力伝達装置を備えた車両の具体的構成について、添付図面を参照しながら説明する。

図１に示すように、本実施形態に係る動力伝達装置８，２０，３０を備えた車両１は、主駆動輪としての左右の前輪２と、副駆動輪としての左右の後輪４とを備えた所謂ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）ベースの四輪駆動車であり、前輪駆動状態と四輪駆動状態との間で切り換え可能となっている。

車両１は、駆動源としてのエンジン６を備えている。エンジン６は、横置き式であり、車両１の前部におけるエンジンルームに配設されている。エンジン６の車体幅方向一方側（例えば車体左側）には、動力伝達装置を構成するトランスアクスル８が並設されている。トランスアクスル８は、例えばトルクコンバータ（図示せず）を介してエンジン６の出力軸に連結された変速機（図示せず）と、該変速機の出力部としての出力ギヤ９に連結された前輪用差動装置１０とを備えている。

動力伝達装置８，２０，３０は、エンジン６からの出力トルクを前輪２に伝達する前輪（主駆動輪）駆動部２０と、後輪４に伝達するトルクを前輪（主駆動輪）駆動部２０から取り出す動力取出部としてのトランスファ装置４０を備えた後輪（副駆動輪）駆動部３０と、備える。

前輪２は、前輪用ドライブシャフト２１，２２、前輪用差動装置１０及び前記変速機等を介してエンジン６に連結されている。前輪（主駆動輪）駆動部２０は、前輪用差動装置１０と、前輪用ドライブシャフト２１,２２を備えている。前輪２は、後述のカップリング６０を介することなくエンジン６に連結されており、カップリング６０の締結状態及び解放状態のいずれにおいても、エンジン６から前輪２への動力伝達がなされる。

前輪用ドライブシャフト２１，２２は、車体幅方向に延びるように配設されている。各前輪用ドライブシャフト２１，２２は、例えば一対の自在継手２３，２４を介して連結された複数のシャフト部材で構成されている。

前輪用差動装置１０は、変速機の出力ギヤ９に噛み合うデフリングギヤ１１、デフリングギヤ１１が固定されるか又は一体に設けられたデフケース１２、デフケース１２に収容された左右のサイドギヤ１８，１９を備えている。

前輪用差動装置１０の各サイドギヤ１８，１９には、前輪用ドライブシャフト２１，２２の一端部が、例えばスプライン嵌合によって、サイドギヤ１８，１９と共に回転するように連結されている。変速機の出力ギヤ９からデフリングギヤ１１を介して前輪用差動装置１０のデフケース１２に伝達された動力は、走行状況に応じた回転差となるように左右の前輪用ドライブシャフト２１，２２に伝達される。

一方、後輪４は、後輪用ドライブシャフト３１，３２、後輪用差動装置７０、カップリング６０、プロペラシャフト５０、トランスファ装置４０、前輪用差動装置１０のデフケース１２及び前記変速機等を介してエンジン６に連結されている。後輪駆動部３０は、トランスファ装置４０と、プロペラシャフト５０と、カップリング６０と、後輪用差動装置７０と、後輪用ドライブシャフト３１，３２を備えている。

後輪用ドライブシャフト３１，３２は、車体幅方向に延びるように配設されている。各後輪用ドライブシャフト３１，３２は、例えば一対の自在継手３３，３４を介して連結された複数のシャフト部材で構成されている。

後輪用差動装置７０は、前輪用差動装置１０と同様、デフリングギヤ７１、デフケース７２及び左右のサイドギヤ７８，７９を備えている。各サイドギヤ７８，７９には、後輪用ドライブシャフト３１，３２の一端部が、例えばスプライン嵌合によって、サイドギヤ７８，７９と共に回転するように連結されている。

カップリング６０は、入力軸６１、出力軸６２、及び、入力軸６１と出力軸６２との間を断接可能に連結する複数の摩擦板６３を備えている。カップリング６０は、例えば電子制御カップリングであり、摩擦板６３間の締結力が制御されることで、前後輪のトルク配分が行われる。トルク配分（前輪：後輪）は、例えば、５０：５０～１００：０の範囲で制御可能となっている。

カップリング６０の入力軸６１は、車体前後方向に延びる軸線上に配設されている。入力軸６１は、カップリング６０よりもエンジン６側の回転部材であるプロペラシャフト５０の後端部に連結されている。

複数の摩擦板６３は、例えば湿式多板クラッチで構成されている。複数の摩擦板６３には、ピストン（図示せず）による押圧によって締結力が加えられる。該ピストンは、例えば、電磁クラッチ及びカム機構を介して作動される。

カップリング６０の出力軸６２は、入力軸６１よりも車体後方側において、入力軸６１と同じ軸線上に配設されている。出力軸６２の後端部にはピニオンギヤ６４が設けられている。ピニオンギヤ６４は後輪用差動装置７０のデフリングギヤ７１に噛み合っている。これにより、出力軸６２は、ピニオンギヤ６４とデフリングギヤ７１との噛合部を介して、カップリング６０よりも後輪４側の回転部材であるデフケース１２に連結されている。

ピニオンギヤ６４とデフリングギヤ７１は、例えばハイポイドギヤ等の傘歯ギヤからなる。ピニオンギヤ６４の軸心は、車体上下方向においてデフリングギヤ７１の軸心よりも下側にオフセットして配置されている。デフリングギヤ７１は、ピニオンギヤ６４よりも大径である。これにより、カップリング６０の出力軸６２の回転は、減速されて後輪用差動装置７０のデフケース７２に伝達される。

プロペラシャフト５０は、トランスファ装置４０により取り出された動力を後輪４側へ伝達するものである。プロペラシャフト５０は、車体前後方向に延びるように配設されている。プロペラシャフト５０は、自在継手５５を介して車体前後方向に連結された例えば２本のシャフト部材５１，５２で構成されている。プロペラシャフト５０の後端部は、自在継手５９を介して、カップリング６０の入力軸６１の前端部に連結されている。

トランスファ装置４０は、一方（例えば車体右側）の前輪用ドライブシャフト２２上に配設されている。トランスファ装置４０は、その入力側において前輪用差動装置１０のデフケース１２に連結され、出力側において自在継手４９を介してプロペラシャフト５０の前端部に連結されている。

これにより、カップリング６０が締結された状態において、変速機等を介して前輪用差動装置１０のデフケース１２に伝達されたエンジン６の動力の一部は、トランスファ装置４０によって後輪４側に取り出されるようになっている。トランスファ装置４０の構成については、後に説明する。

カップリング６０が締結された状態において、トランスファ装置４０によって取り出されたエンジン６の動力は、トランスファ装置４０からプロペラシャフト５０、カップリング６０、後輪用差動装置７０及び後輪用ドライブシャフト３１，３２を経由して後輪４に伝達される。後輪用差動装置７０のデフケース７２に入力された動力は、走行状況に応じた回転差となるように、左右の後輪用ドライブシャフト３１，３２を介して左右の後輪４に伝達される。

図２の断面図を参照しながら、トランスファ装置４０の構成について説明する。

トランスファ装置４０は、車体幅方向に延びる入力軸４１、車体前後方向に延びる出力軸４２、入力軸４１上に設けられたトランスファドライブギヤ（以下、「ドライブギヤ」という）４３、出力軸４２上に設けられ、ドライブギヤ４３に噛み合うトランスファドリブンギヤ（以下、「ドリブンギヤ」という）４４、並びに、入力軸４１の一部、出力軸４２の一部、ドライブギヤ４３及びドリブンギヤ４４等を収容するトランスファケース４８を備えている。

入力軸４１とドライブギヤ４３とは、動力伝達軸４６を介して連絡されている。入力軸４１と動力伝達軸４６は、前輪用ドライブシャフト２２の軸心上に配置された筒状部材である。

入力軸４１は、一方の前輪用ドライブシャフト２２の外側に隙間を空けて嵌合されている。入力軸４１の一方側（図２の左側）の端部（図示せず）は、例えばスプライン嵌合によって、前輪用差動装置１０のデフケース１２（図１参照）に連結されており、これにより、入力軸４１は、デフケース１２と共に回転するようになっている。

動力伝達軸４６は、入力軸４１よりも反デフケース１２側（図２の右側）に突出して延びている。動力伝達軸４６は、後述するダンパ８０の外筒部８３，８４よりも大径に形成されるとともに、外筒部８３，８４の外側に配置される大径部４６ａを有する。動力伝達軸４６には、大径部４６ａのデフケース１２側（図２の左側）の端部から径方向内側に突出した環状の縦壁部４６ｂと、縦壁部４６ｂからデフケース１２側へ入力軸４１の外周部に沿って軸方向に延びる大径部４６ａよりも小さな径を有する筒状の小径部４６ｃとが設けられている。

動力伝達軸４６は、小径部４６ｃにおいて、入力軸４１の外側にスプライン嵌合されている。動力伝達軸４６は、車体幅方向に間隔を空けて配置された一対の軸受１０１，１０２を介して回転可能にトランスファケース４８に支持されている。入力軸４１と動力伝達軸４６とのスプライン嵌合部は、その軸方向に占める領域が軸受１０１と重複している。

動力伝達軸４６の外周には上記のドライブギヤ４３が設けられている。ドライブギヤ４３は、動力伝達軸４６の外側にスプライン嵌合されており、これにより、入力軸４１と共に回転するようになっている。

入力軸４１には、弾性部材が周方向にせん断変形することでねじり振動を減衰させる所謂せん断タイプのダンパ８０が設けられている。該ダンパ８０がトランスファ装置４０の前輪駆動部２０のデフケース１２に接続された入力軸４１からドライブギヤ４３に至る動力伝達経路上に設けられていることにより、後輪駆動部３０の捩り剛性が低減されている。これにより、該後輪駆動部３０の捩り振動に関する固有振動数は、エンジン回転数の常用域で生じ得るトルク変動に対して共振しないような振動数域にずらされている。ダンパ８０の具体的構成については後に説明する。

出力軸４２は、車体前後方向に延びるように配置された中実の軸部材である。出力軸４２の軸心は、車体幅方向においてドライブギヤ４３よりもデフケース１２側に配置されている。また、出力軸４２の軸心は、車体上下方向において前輪用ドライブシャフト２２の軸心よりも下側にオフセットして配置されている。

出力軸４２は、車体前後方向に間隔を空けて配置された前後一対の軸受１０３，１０４を介して回転可能にトランスファケース４８に支持されている。一対の軸受１０３，１０４のインナレース間には、出力軸４２の外側に嵌合された筒状のディスタンスピース１０５が介装されている。

出力軸４２における車体後方側の軸受１０４よりも車体後方側部分の外側には連結部材１０６が嵌合されている。連結部材１０６の後端部には自在継手４９（図１参照）が固定されている。これにより、出力軸４２は、連結部材１０６及び自在継手４９を介してプロペラシャフト５０（図１参照）の前端部に連結されている。

出力軸４２の後端部にはナット１０７が螺合されている。該ナット１０７が締め付けられることで、出力軸４２上においてドリブンギヤ４４とナット１０７との間に挟み込まれた一対の軸受１０３，１０４のインナレース、ディスタンスピース１０５及び連結部材１０６は、軸方向に位置決めされて出力軸４２に固定されている。

組付け時においてナット１０７を締め付けるとき、ディスタンスピース１０５は、弾性変形状態を経て塑性変形し、ディスタンスピース１０５が塑性変形した状態で、軸受１０３，１０４の予圧が調整される。

出力軸４２の前端部には、上記のドリブンギヤ４４が例えば一体に設けられている。ドリブンギヤ４４は、上記一対の軸受１０３，１０４を介して車体後方側から片持ち状に支持されているが、該ドリブンギヤ４４の支持剛性は、上記のように軸受１０３，１０４の予圧が精密に管理されることで高められている。

ドライブギヤ４３とドリブンギヤ４４は、例えばハイポイドギヤ等の傘歯ギヤである。ドライブギヤ４３の歯部は、車体幅方向のデフケース１２側を向くように配置され、ドリブンギヤ４４の歯部は、車体前方側を向くように配置されている。ドリブンギヤ４４は、ドライブギヤ４３よりも小径である。これにより、トランスファ装置４０の入力軸４１の回転は、増速されて出力軸４２及びプロペラシャフト５０（図１参照）に伝達される。

トランスファケース４８内には潤滑用のオイルが封入されている。該オイルとしては、ドライブギヤ４３とドリブンギヤ４４との噛合部における焼付きを確実に防止し得る成分を含むものが用いられる。

入力軸４１の動力伝達軸４６の外周面とトランスファケース４８の内周面との間、動力伝達軸４６の内周面と前輪用ドライブシャフト２２の外周面との間、前輪用ドライブシャフト２２の外周面とトランスファケース４８の内周面との間、及び、連結部材１０６の外周面とトランスファケース４８の内周面との間には、それぞれ、両部材間の相対回転を許容しつつ油密性又は気密性を確保するシール部材１１１，１１２，１１３，１１４，１１５が介装されている。

ダンパ８０は、第１の剛性を有する第１のダンパ８０Ａと、第１の剛性よりも高い剛性である第２の剛性を有する第２のダンパ８０Ｂとで構成されている。第１のダンパ８０Ａと、第２のダンパ８０Ｂとは、軸方向反デフケース１２側（図２の右側）からこの順で配置されている。各ダンパの特性については、後に説明する。

第１のダンパ８０Ａは、内筒部８１と、外筒部８３とを備えた二重管構造を有する。内筒部８１と外筒部８３は、例えば金属製の筒状部材で構成され、前輪用ドライブシャフト２２及び入力軸４１の軸心上に配置されている。内筒部８１は、前輪用ドライブシャフト２２の外側に隙間を空けて嵌合されている。内筒部８１は、該内筒部８１のデフケース１２側の端部が軸方向において、入力軸４１の反デフケース１２側（図２の右側）の先端部にオーバラップして配置されている。外筒部８３は、内筒部８１よりも大径とされ、径方向において内筒部８３の外側且つ動力伝達軸４６の内側に配置されている。

内筒部８１は、入力軸４１の軸心上に配置されている。内筒部８１は、入力軸４１の外側にスプライン嵌合されている。外筒部８３は、動力伝達軸４６（の大径部４６ａ）の内側に圧入されている。

第１のダンパ８０Ａの軸方向デフケース１２側（図２の左側）の端部には、第２のダンパ８０Ｂが配置され、第１のダンパ８０Ａの軸方向反デフケース１２側（図２の右側）の端部には、軸方向において外筒部８３よりも反デフケース１２側で、動力伝達軸４６の内周面に装着されたスナップリング８８が配置されている。第１のダンパ８０は、第２のダンパ８０Ｂとスナップリング８８によって軸方向に位置決めされている。

第１のダンパ８０Ａは、内筒部８１と外筒部８３との間に配置された第１の弾性体層９０Ａを更に備えている。第１の弾性体層９０Ａは、例えばゴム製の複数の弾性部材９３（図４参照）で構成されている。第１の弾性体層９０のより具体的な構成については後に説明する。

第２のダンパ８０Ｂは、第１のダンパ８０Ａと同様に、内筒部８２と、外筒部８４とを備えた二重管構造を有する。内筒部８２と外筒部８４は、例えば金属製の筒状部材で構成され、前輪用ドライブシャフト２２及び入力軸４１の軸心上に配置されている。内筒部８２は、軸方向において、動力伝達軸４６の径方向に延びる縦壁部４６ｂの反デフケース１２側（図２の右側）に隣接して配置されている。外筒部８４は、内筒部８２よりも大径とされ、径方向において内筒部８２の外側且つ動力伝達軸４６の内側に配置されている。

内筒部８２は、入力軸４１の軸心上に配置されている。内筒部８２は、入力軸４１の外側にスプライン嵌合されている。外筒部８４は、動力伝達軸４６（の大径部４６ａ）の内側に圧入されている。

第２のダンパ８０Ｂの軸方向反デフケース１２側（図２の右側）の端部には、軸方向において、第１のダンパ８０Ａが配置されている。第２のダンパ８０Ｂは、第１のダンパ８０Ａを介してスナップリング８８によって軸方向に位置決めされている。

第２のダンパ８０Ｂは、内筒部８２と外筒部８４との間に配置された第２の弾性体層９０Ｂを更に備えている。第２の弾性体層９０Ｂは、例えばゴム製の複数の弾性部材９４（図５参照）で構成されている。第２の弾性体層９０のより具体的な構成については後に説明する。

入力軸４１と動力伝達軸４６とのスプライン嵌合部、入力軸４１と第２のダンパ８０Ｂの内筒部８１とのスプライン嵌合部、及び、入力軸４１と第１のダンパ８０の内筒部８２とのスプライン嵌合部は、デフケース１２側（図２の左側）からこの順で軸方向に並べて配置されている。これらのスプライン嵌合には、入力軸４１の外周面に設けられた共通の外歯４１ａ（図３～図５参照）が用いられている。

図３は、入力軸４１と動力伝達軸４６とのスプライン嵌合部を軸方向から見た図２のＩＩＩ－ＩＩＩ線断面図であり、図４は、入力軸４１と第１のダンパ８０Ａの内筒部８２とのスプライン嵌合部を軸方向から見た図２のＩＶ－ＩＶ線断面図であり、図５は、入力軸４１と第２のダンパ８０Ｂの内筒部８１とのスプライン嵌合部を軸方向から見た図２のＶ－Ｖ線断面図である。また、図３～図５において、前輪用ドライブシャフト２２は二点鎖線で図示されている。

図３に示すように、入力軸４１と動力伝達軸４６とのスプライン嵌合部において、入力軸４１の各外歯４５ａは、動力伝達軸４６の隣接する一対の内歯４６ａ間の周方向中央部に、周方向の所定範囲Ｌ１内で相対移動可能に配置されている。これにより、入力軸４１と動力伝達軸４６は、所定の角度範囲α内での相対回転が許容されている。

これに対して、図４に示す入力軸４１と第１のダンパ８０Ａの内筒部８１とのスプライン嵌合部において、入力軸４１の各外歯４５ａは、内筒部８１の隣接する一対の内歯８１ｃ間に略隙間なく配置されている。これにより、入力軸４１と内筒部８１とのスプライン嵌合部では、入力軸４１と動力伝達軸４６とのスプライン嵌合部に比べて、周方向における外歯４５ａと内歯８１ｃとの間の相対移動、ひいては、入力軸４１と内筒部８１との間の相対回転が厳しく制限されている。

また、本実施形態においては、第１のダンパ８０Ａの外筒部８３と動力伝達軸４６とは、圧入によって連結されており、外筒部８３と動力伝達軸４６とは一体的に回転する。なお、第１のダンパ８０Ａの外筒部８３と動力伝達軸４６とは、スプライン嵌合されていてもよい。その場合、スプライン嵌合部（図２参照）においても、図４に示す入力軸４１と内筒部８１とのスプライン嵌合部と同様、外筒部８３の各外歯は動力伝達軸４６の隣接する一対の内歯間に略隙間なく配置して、外筒部８３と動力伝達軸４６との間の相対回転は、入力軸４１と内筒部８１との間の相対回転と同様に、厳しく制限される。

図５に示す入力軸４１と第２のダンパ８０Ｂの内筒部８２とのスプライン嵌合部において、入力軸４１の各外歯４５ａは、内筒部８２の隣接する一対の内歯８２ｃ間の周方向中央部に、周方向の所定範囲Ｌ２内で相対移動可能に配置されている。これにより、入力軸４１と第２のダンパ８０Ｂは、所定の角度範囲β内での相対回転が許容されている。

また、本実施形態においては、第２のダンパ８０Ｂの外筒部８４と動力伝達軸４６とは、圧入によって連結されており、外筒部８４と動力伝達軸４６とは一体的に回転する。なお、外筒部８４と動力伝達軸４６とは、スプライン嵌合されていてもよい。その場合、スプライン嵌合部（図２参照）においても、図４に示す入力軸４１と第１のダンパ８０Ａの内筒部８１とのスプライン嵌合部と同様、外筒部８４の各外歯は動力伝達軸４６の隣接する一対の内歯間に略隙間なく配置して、外筒部８４と動力伝達軸４６との間の相対回転は、厳しく制限される。

入力軸４１と第２のダンパ８０Ｂとの相対回転を許容する所定の角度範囲βは、入力軸４１と動力伝達軸４６との相対回転を許容する所定の角度範囲αよりも小さくなるように形成されている（α＞β）。

以上のように、入力軸４１と動力伝達軸４６とのスプライン嵌合部（図３参照）における外歯４５ａと内歯４６ａとの間に生じる第１のバックラッシュ（周方向のガタ）Ｌ１は、入力軸４１と第２のダンパ８０Ｂの内筒部８２とのスプライン嵌合部における外歯４５ａと内歯８２ｃとの間に生じる第２のバックラッシュ（周方向のガタ）Ｌ２（図５参照）、よりも大きくなるように構成されている。

また、入力軸４１と第２のダンパ８０Ｂの内筒部８２とのスプライン嵌合部における外歯４５ａと内歯８２ｃとの間に生じるバックラッシュ（周方向のガタ）（図４参照）は、入力軸４１と第１のダンパ８０Ａの内筒部８２とのスプライン嵌合部における外歯４５ａと内歯８１ａとの間に生じるバックラッシュ（周方向のガタ）（図４参照）、よりも大きくなるように構成されている。

また、入力軸４１と動力伝達軸４６とのスプライン嵌合部（図３参照）における第１のバックラッシュＬ１は、入力軸４１と第２のダンパ８０Ｂの内筒部８２とのスプライン嵌合部（図５参照）の第２のバックラッシュＬ２よりも大きくなるように構成されている。一方、入力軸４１と第２のダンパ８０Ｂの内筒部８２とのスプライン嵌合部（図５参照）のバックラッシュＬ２は、入力軸４１と第１のダンパ８０Ａの内筒部８１とのスプライン嵌合部（図４参照）のバックラッシュとの和よりも大きくなるように構成されている。

入力軸４１と動力伝達軸４６との間で第１の所定値Ｔ１未満（図６参照）のトルクが伝達されるとき、入力軸４１と動力伝達軸４６は入力されたトルクの大きさに応じて周方向に相対変位する。このとき、入力軸４１の各スプライン嵌合部における外歯と内歯の係合は、入力軸４１と動力伝達軸４６とのスプライン嵌合部（図３参照）、及び、入力軸４１と第２のダンパ８０Ｂの内筒部８２とのスプライン嵌合部（図５参照）よりも先に、入力軸４１と第１のダンパ８０Ａの内筒部８１とのスプライン嵌合部（図４参照）においてなされる。

そのため、入力軸４１と動力伝達軸４６との間で伝達されるトルクが第１の所定値Ｔ１未満である場合、該トルクの伝達経路は、入力軸４１と動力伝達軸４６とのスプライン嵌合部（図３参照）、及び、入力軸４１と第２のダンパ８０Ｂの内筒部８２とのスプライン嵌合部（図５参照）を経由することなく、入力軸４１と内筒部８２とのスプライン嵌合部、第１のダンパ８０Ａ、及び、第１のダンパ８０Ａの外筒部８３と動力伝達軸４６との圧入部（図２参照）を経由した経路になる。なお、第１の所定値Ｔ１のトルクは、第２のバックラッシュＬ２（入力軸４１と第２のダンパ８０Ｂの間で許容される相対回転の所定の角度範囲β）及び第１のダンパ８０Ａの剛性によって設定される。

すなわち、例えば、前輪駆動状態、又は、後輪４側に分配されるトルクが比較的低い四輪駆動状態など、エンジン６側からトランスファ装置４０に入力されるトルクが第１の所定値Ｔ１未満であるとき、トランスファ装置４０では、第１のダンパ８０Ａを経由した経路でトルク伝達がなされる。

入力軸４１の入力軸４１と動力伝達軸４６との間で第１の所定値Ｔ１以上かつ第２の所定値Ｔ２未満のトルクが伝達されるとき、入力軸４１と動力伝達軸４６は入力されたトルクの大きさに応じて周方向に相対変位する。このとき、入力軸４１の各スプライン嵌合部における外歯と内歯の係合は、入力軸４１と第１のダンパ８０Ａの内筒部８１とのスプライン嵌合部（図４参照）に加えて、入力軸４１と第２のダンパ８０Ｂの内筒部８２とのスプライン嵌合部（図５参照）においてなされる。なお、入力されるトルクが第２の所定値未満なので、入力軸４１と動力伝達軸４６とのスプライン嵌合部（図３参照）は係合されない。なお、第２の所定値Ｔ２のトルクは、第１のバックラッシュＬ１（入力軸４１と動力伝達軸４６の間で許容される相対回転の所定の角度範囲α）及び第１のダンパ８０Ａ及び第２のダンパ８０Ｂの剛性特性によって設定される。

そのため、入力軸４１と動力伝達軸４６との間で伝達されるトルクが第１の所定値Ｔ１以上かつ第２の所定値Ｔ２未満である場合、該トルクの伝達経路は、入力軸４１と動力伝達軸４６とのスプライン嵌合部（図３参照）を経由することなく、入力軸４１と内筒部８２とのスプライン嵌合部、第１のダンパ８０Ａ、及び、第１のダンパ８０Ａの外筒部８３と動力伝達軸４６との圧入部（図２参照）を経由した経路に加え、入力軸４１と第２のダンパ８０Ｂの内筒部８２とのスプライン嵌合部（図５参照）、及び、第２のダンパ８０Ｂの外筒部８４と動力伝達軸４６との圧入部（図２参照）を経由した経路になる。

すなわち、例えば、前輪駆動状態、又は、後輪４側に分配されるトルクが比較的低い四輪駆動状態など、エンジン６側からトランスファ装置４０に入力されるトルクが第１の所定値未満である状態から第２の所定値に至るまでの間であるとき、トランスファ装置４０では、第１のダンパ８０Ａ及び第２のダンパ８０Ｂを経由した経路でトルク伝達がなされる。

一方、入力軸４１と動力伝達軸４６との間で伝達されるトルクが第２の所定値Ｔ２以上である場合、入力軸４１と動力伝達軸４６とのスプライン嵌合部（図３参照）を経由したトルク伝達がなされる。

すなわち、例えば、締結力が比較的強い四輪駆動状態など、エンジン６側からトランスファ装置４０に入力されるトルクが第２の所定値Ｔ２以上であるとき、トランスファ装置４０では、入力軸４１と内筒部８２とのスプライン嵌合部、第１のダンパ８０Ａ、及び、第１のダンパ８０Ａの外筒部８３と動力伝達軸４６との圧入部（図２参照）を経由した経路、入力軸４１と第２のダンパ８０Ｂの内筒部８２とのスプライン嵌合部（図５参照）、及び、第２のダンパ８０Ｂの外筒部８４と動力伝達軸４６との圧入部（図２参照）を経由した経路に加え、両ダンパ８０（８０Ａ，８０Ｂ）を経由しない経路でトルク伝達がなされる。

入力軸４１と動力伝達軸４６との間でトルクが伝達されるとき、周方向における両軸部材４５，４６間の相対変位量は、両軸部材４５，４６間のスプライン嵌合部（図３参照）における外歯４５ａと内歯４６ａの干渉によって所定量以下に規制される。これにより、入力軸４１にスプライン嵌合された各ダンパ８０Ａ，８０Ｂの内筒部８１,８２と、動力伝達軸４６にスプライン嵌合された外筒部８３，８４との間においても、周方向の相対変位量が所定量以下に規制されることになる。

このように、入力軸４１と動力伝達軸４６とのスプライン嵌合部（図３参照）は、ダンパ８０の内筒部８２と外筒部８４との間の周方向の相対変位量を規制するストッパ機構として作用し、該ストッパ機構の作用により、ダンパ８０の弾性体層９０に過剰な荷重がかかることを抑制できる。

ところで、ダンパ８０の性能としては、ダンパ８０に入力されるトルクが低トルク領域（後輪駆動部が非動力伝達状態）にある状態では、後輪駆動部３０のねじり剛性の低下のために低剛性の弾性部材を用いることが好ましい。一方、ダンパ８０に入力されるトルクが高トルク領域（ストッパ機構が動作する）に至る直前の低トルク領域においては、ダンパ８０の伝達トルク容量が低トルクのままでダンパ８０を介しない動力伝達経路が形成されることによる歯打ち音を抑制するために、入力トルクに対して相対変位量が小さい高剛性の弾性部材を用いることが好ましい。

本実施形態におけるトランスファ装置４０に設けられたダンパ８０は、上述の特性を得るための構成を有している。ここで、図６を参照しながら、具体的なダンパ８０特性について説明する。

図６は、後輪駆動部３０が非動力伝達状態から動力伝達状態（例えば、前輪駆動状態及び前輪駆動状態から四輪駆動状態）に至るまでにおける、各ダンパ８０Ａ，８０Ｂのねじれ角（各内筒部と各外筒部との相対変位量）に対する後輪駆動部３０の入力軸４１に入力される入力トルクの関係を示す。

図６には、トランスファギヤセット間の歯打ち音を抑制することを目的として、後輪駆動部３０をエンジンのトルク変動に共振させないように設定されたダンパの剛性の上限ラインａと、弾性部材のねじれ限界に応じて設定されるねじれ角の上限値（ストッパ機構が動作するときのねじれ角）αと、後輪駆動部３０がエンジンのトルク変動に共振しない状態となるときの入力トルクの下限値Ｔと、が示されている。

なお、本実施形態における低トルク領域は入力トルクの下限値Ｔ以下の領域であって、高トルク領域は入力トルクの下限値Ｔを超える領域である。また、ダンパの剛性は、ねじれ角に対する入力トルクの勾配で示されている。具体的には、ねじれ角に対する入力トルクの勾配が急であるほどダンパの剛性が高く、前記勾配が緩やかであるほどダンパの剛性が低い。

特に、エンジンのトルク変動に対する後輪駆動部３０の共振は、より前輪駆動状態であるとき（トランスファ装置に入力されるトルクが低い低トルク状態（例えば、５０Ｎｍ以下））において生じやすい。したがって、より低剛性（ねじり角に対するトルクの勾配がゆるやかな勾配）とされることが好ましい。

したがって、ダンパの剛性の上限値ａは、高トルク領域に比して低トルク領域が低剛性になるように設定されている。換言すると、低トルク領域におけるねじれ角に対するダンパの伝達トルク容量の増加代よりも、高トルク領域におけるねじれ角に対するダンパの伝達トルク容量の増加代の方が大きく設定されている。

また、図６に示すように、入力トルクの下限値Ｔ以上になる前にねじれ角の上限値αに達した場合、後輪駆動部３０がエンジンのトルク変動に共振するために、ねじれ角の上限値αにおいて入力トルクが下限値Ｔ以上となるように閾値が設定されている。換言すると、ねじれ角の上限値αにおけるダンパの伝達トルク容量が下限値Ｔ以上となるように設定されている。なお、各ねじれ角におけるダンパの伝達トルク容量は、各ねじれ角に対応した入力トルクで示されている。ダンパの伝達トルク容量は、剛性に比例している。

以上より、後輪駆動部３０がエンジンのトルク変動に共振させないためのダンパの剛性は、特に、前輪駆動状態（後輪駆動部３０に伝達されるトルクが下限値Ｔに達していない状態）においては、低剛性に設定される。一方、ねじれ角の上限値α近傍においては、剛性（ねじれ角に対するトルクの勾配）を高める（急勾配化する）ように設定される。換言すると、ダンパ８０のねじれ角に対するトルクの特性としては、入力トルクが小さい場合には、ねじれ角を小さくする低剛性の特性を備え、ねじれ角の上限値α近傍で上限値αよりも小さい角度の場合には、ねじれ角を大きくする高剛性の特性を備える。例えば、放物線を描くような特性が好ましい。

しかしながら、一般に、せん断タイプダンパのねじれ角に対するトルクの特性は、線形であることが知られている。例えば、低トルク領域の低剛性化を達成するために、低剛性なダンパを用いた場合、図６の仮想線ｂで示すように、ねじれ角の上限値α近傍において、ダンパの剛性が高まる前に、ねじれ角の上限値αに至る。この場合、ダンパの伝達トルク容量が入力トルクの下限値Ｔに至る前に、入力軸と動力伝達軸とがトルクを伝達する状態となる。その結果、入力トルクが下限値Ｔに達するまでの間（ΔＴ）は、動力伝達軸に設けられたドライブギヤと、これに噛合うドリブンギヤとの間で歯打ち音が発生する。

一方、この歯打ち音の発生を抑制するために、図６の仮想線ｃに示すように、高剛性なダンパを用いて、ダンパの伝達トルク容量を高めることが考えられる。この場合、低トルク領域からダンパの剛性を高めることになるので、前述の低トルク領域におけるねじり剛性を低減するための特性と相反する。さらに、弾性部材には、製造ばらつきが存在するため、これを考慮した場合、ダンパの剛性が、上限ラインａを上回る虞がある。

これに対処するために、本実施形態のトランスファ装置４０は、前述のように剛性の異なる第１のダンパ８０Ａと第２のダンパ８０Ｂとを用いて、上述の条件を満足するダンパ特性が達成されている。

具体的には、低トルク領域における後輪駆動部３０の固有振動数をエンジンのトルク変動に対する共振域からずらすことに対しては、低トルク領域における所定のねじれ角に至るまで、入力軸４１に入力されたトルクを低剛性（ねじれ角に対するトルクの勾配が緩やかな特性）の第１のダンパ８０Ａを介して動力伝達軸４６に伝達することで、後輪駆動部３０のねじり剛性の低下が図られている。

一方、ねじれ角の上限値αにおいて、ダンパの伝達トルク容量が入力トルクの下限値Ｔを超える（高トルク領域となる）ようにダンパ特性を高剛性化することに対しては、第１のダンパ８０Ａに比して高剛性（ねじれ角に対するトルクの勾配が急勾配となる特性）の第２のダンパ８０Ｂによって、ねじれ角の上限値α近傍におけるダンパの伝達トルク容量が高められている。

第１のダンパ８０Ａに加えて第２のダンパ８０Ｂを介した動力伝達経路とするタイミングは、第２のダンパ８０Ｂの内筒部８２と、入力軸４１との間のスプライン嵌合部における両者の相対回転を許容する回転角度β（第２のバックラッシュ）によって設定されている。すなわち、図６に示すように、ねじれ角がβとなった時点で、第１のダンパ８０Ａに加えて第２のダンパ８０Ｂを介した動力伝達経路が形成される。

後輪駆動部３０のねじり剛性の低下のためには、より広い領域で第１のダンパ８０Ａを介した動力伝達経路とすることが好ましく、回転角度βをねじれ角の上限値αに近づけることが好ましい。また、第１のダンパ８０Ａのみを動力伝達経路とした状態から第１のダンパ８０Ａ及び第２のダンパ８０Ｂを介した動力伝達経路に滑らか（剛性差を有することなく）に移行するためには、第２のダンパ８０Ｂの特性を第１のダンパ８０Ａの特性との間に交点（同じ剛性を有する点）Ｐを設ける必要がある。

したがって、回転角度βをねじれ角の上限値αに近づけつつ、第１のダンパ８０Ａの特性と第２のダンパ８０Ｂのとの間に交点Ｐを設けるためには、第２のダンパ８０Ｂの剛性を高める（ねじり角に対するトルクの勾配を急勾配にする）必要がある。

しかしながら、第２のダンパ８０Ｂの高剛性化は、弾性部材の特性に起因するため、限界がある場合がある。したがって、本実施形態においては、第２のダンパ８０Ｂの特性に応じて設定される第１のダンパ８０Ａの特性と第２のダンパ８０Ｂの特性との交点Ｐとによって回転角度βが設定されている。

以上のように、低トルク領域における高トルク領域近傍においては、低剛性の第１のダンパに加え、高剛性（ねじれ角に対するトルクの勾配が急勾配である特性）を備えた第２のダンパを経由させることで、後輪駆動部３０の固有振動数をずらしながら、ねじれ角の上限値αに向かってダンパの伝達トルク容量が増大されている。

第２のダンパ８０Ｂのせん断変形によって、ダンパ８０の伝達トルク容量を上昇させることができるので、後輪駆動部３０のねじり剛性が連続的（なめらか）に高められて、トランスファ装置における急激な剛性の変化を抑制できる。

なお、前述のように、ダンパには、例えば、図６に実線で示す設計値を中心に上下の破線で示すような製造時におけるばらつきがある。したがって、設計値を下側の破線で示す下限値ぎりぎりに設計した場合、下限値を下回る場合がある。したがって、本実施形態においては、ばらつきを考慮しても下限値を下回らない程度に設計値が設定されている。

以上の構成によれば、入力軸４１に入力されるトルクは、第２のバックラッシュＬ２が係合するまでの間（例えば、入力軸４１に入力されるトルクが低トルク、後輪駆動部３０が非動力伝達状態、或いは、後輪駆動部３０がエンジン６の常用域におけるトルク変動に共振が生じないトルク伝達状態のうち、特に低トルク領域にある間）は、バックラッシュを介さない第１のダンパ８０Ａを介してトランスファドライブギヤ４３に伝達される。これにより、第１のダンパ８０Ａによって、後輪駆動部３０の剛性を低減することができる。

また、入力軸４１に入力されるトルクが、第２のバックラッシュ８０Ｂを係合させる所定の入力トルクＴ１に達した時点から、第１のバックラッシュＬ１が係合するまでの間（例えば、入力軸４１に入力されるトルクが高トルク領域に到達する、後輪駆動部３０が動力伝達状態となる、或いは、後輪駆動部３０がエンジン６の常用域におけるトルク変動に共振が生じないトルク伝達状態となる、までの間）において、入力軸４１に入力されるトルクは、第１のダンパ８０Ａに加え、第２のダンパ８０Ｂを介してトランスファドライブギヤ４３に伝達される。したがって、第１のダンパ８０Ａ及び第２のダンパ８０Ｂによって、後輪駆動部３０の剛性を低下させるとともに、第１のダンパ８０Ａと第２のダンパ８０Ｂとによって得られる第１のダンパ８０Ａよりも高められた伝達トルク容量が得られる。

さらに、入力軸４１に入力されるトルクが、第１のバックラッシュＬ１を係合させる所定の入力トルクＴ２以上に到達すると、入力軸４１に入力されるトルクは、第１のダンパ８０Ａ及び第２のダンパ８０Ｂに加え、これらのダンパ８０Ａ，８０Ｂを介さずにトランスファドライブギヤ４３に伝達される。

このように、主駆動輪駆動部２０からトランスファドライブギヤ４３に至る動力伝達経路に設けられた、大きさの異なるバックラッシュを備えたスプラインによって、トランスファ装置４０に伝達されるトルクの大きさに応じて動力伝達経路が選択されるとともに、動力伝達経路の剛性を変更できる。

これにより、第１のダンパ８０Ａを介した動力伝達経路では、後輪駆動部３０のねじり剛性を低下させることで、固有振動数をエンジン回転数の常用域で生じ得るトルク変動に対して共振しないような振動域にずらすことが可能になり、トランスファギヤセット４３，４４間における歯打ち音を抑制できる。第１のダンパ８０Ａ及び第２のダンパ８０Ｂを介した動力伝達経路では、後輪駆動部３０のねじり剛性を低下させつつ、ダンパ８０の受持つトルク（伝達トルク容量）を高めることができる。

したがって、入力軸４１に入力されるトルクが低トルク領域（後輪駆動部がトルクを伝達しない非動力伝達状態）にある状態では、後輪駆動部３０のねじり剛性の低下のために低剛性の特性を有し、ダンパ８０に入力されるトルクが高トルク領域（ストッパ機構が作動する）に近づく状態では、急激な剛性の上昇を抑制するために高剛性の特性を有する。

以上より、駆動輪と副駆動輪を備えた車両の動力伝達装置において、せん断タイプのダンパを用いることで、コストを低減するとともに、入力軸とトランスファギヤとの間の剛性を、狙いの特性を得ることができる。

また、前述のように、第２のダンパ８０Ｂの剛性（ねじれ角に対する入力トルクの特性）が、第１のダンパ８０Ａの剛性に比して、高剛性に設定されている。これにより、第２のダンパ８０Ｂの剛性を第１のダンパ８０Ａの剛性と一致させた場合に比して、第１のダンパ８０Ａと第２のダンパ８０Ｂとによって分担可能な伝達トルク容量を高めることができる。さらに、第２のダンパ８０Ｂの剛性を高めることで、第２のダンパ８０Ｂのねじれ角に対する入力トルクの勾配を急勾配にすることができる。したがって、第１のダンパ８０Ａによる低剛性の領域を広げつつ、入力軸４１と動力伝達軸４６とを滑らかに直結状態に至らせやすく、放物線を描くような特性が得られやすい。

また、前述のように、第２のダンパ８０Ｂよりも低トルク状態において動力を伝達する第１のダンパ８０Ａが、第２のダンパ８０Ｂよりも反入力軸４１側に配設されている。これにより、第１のダンパ８０Ａは低トルク領域において動力伝達を担うので、入力軸４１と第１のダンパ８０Ａとのスプライン嵌合領域は、伝達されるトルクに応じて、必要な面圧が確保される程度まで短くすることができる。その結果、入力軸４１の短縮が可能となって、軽量化及びコスト削減できる。また、第１のダンパ８０Ａはバックラッシュなしのスプラインによって入力軸４１に嵌合されているので、各ダンパ８０Ａ，８０Ｂの抜けを抑制できる。

また、前述のように、入力軸４１には、動力伝達軸４６、第１のダンパ８０Ａ、第２のダンパ８０Ｂに跨る共通のスプラインが形成されているので、動力伝達軸４６と、第１のダンパ８０Ａの内筒部８１側と、第２のダンパ８０Ｂの内筒部８２側とによってバックラッシュの大きさ（角度）を調整するだけの簡素な構造で、トランスファ装置の動力伝達経路の選択及び剛性の変更ができる。また、入力軸４１のスプラインの加工が１回で行うことができるので、加工にかかる工数を削減することができ、コストの削減が可能。

また、前述のように、いわゆるＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）ベースの四輪駆動車の前輪駆動状態、或いは、ＲＲ（リアエンジン・リアドライブ）ベースの四輪駆動車の後輪駆動状態において、後駆動部３０の固有振動数を、エンジン回転数の常用域で生じ得るトルク変動に対して共振しないような振動域にずらすことができる。これにより、後輪駆動部３０の各噛合部における歯打ち音を効果的に抑制できる。

第１のダンパ８０Ａは、トランスファドギヤセット４３，４４と入力軸４１の軸方向にオーバラップして配設されているので、トランスファ装置４０の軸方向の寸法をコンパクトにすることができる。

本発明は、例示された実施の形態に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲において、種々の改良及び設計上の変更が可能である。

また、例えば、本実施形態においては、いわゆるＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）ベースの四輪駆動車について説明したが、これに限られるものではなく、いわゆるＦＲ（フロントエンジン・リアドライブ）ベースの四輪駆動車、及び、いわゆるＲＲ（リアエンジン・リアドライブ）ベースの四輪駆動車に提供できる。

せん断タイプのダンパを２つ用いる例について説明したが、ダンパに要求される性能によっては、２つ以上のダンパを用いてもよい。

また、例えば、本実施形態においては、第１のダンパ８０Ａの剛性と第２のダンパ８０Ｂの剛性とが異なる構成について説明したが、第１のダンパ８０Ａと第２のダンパ８０Ｂの剛性は同じであってもよい。

また、例えば、本実施形態においては、トランスファ装置４０に入力されるトルクがダンパの内筒部側から外筒部側に向かって伝達される構成について説明したが、外筒部側から内筒部側にトルク伝達が行われてもよい。

以上のように、本発明によれば、主駆動輪と副駆動輪を備えた車両の動力伝達装置において、せん断タイプのダンパを用いるとともに、狙いの特性を得ることが可能となるから、この種の四輪駆動車の製造産業分野において好適に利用される可能性がある。

２ 前輪（主駆動輪）
４ 副駆動輪
６ エンジン（駆動源）
２０ 主駆動輪駆動部
３０ 副駆動輪駆動部
４０ トランスファ装置（動力取出部）
４３ トランスファドライブギヤ
４１ 入力軸
４４ トランスファドリブンギヤ
４６ 動力伝達軸
８０Ａ 第１のダンパ
８０Ｂ 第２のダンパ
Ｌ１ 第１のバックラッシュ
Ｌ２ 第２のバックラッシュ

Claims (5)

1. 駆動源からの動力を主駆動輪に伝達するための主駆動輪駆動部と、
   副駆動輪に伝達する動力を前記主駆動輪駆動部から取り出す動力取出部を有する副駆動輪駆動部と、を備えた動力伝達装置であって、
   前記動力取出部は、前記主駆動輪駆動部に連絡されたトランスファドライブギヤと、該トランスファドライブギヤに噛合うとともに前記副駆動輪に動力を伝達するトランスファドリブンギヤとからなるトランスファギヤセットを有し、
   前記主駆動輪駆動部からトランスファドライブギヤに至る動力伝達経路上において、
   前記主駆動輪駆動部に接続された入力軸と、トランスファドライブギヤに接続された動力伝達軸とが径方向内外に第１のバックラッシュを有するスプラインを介して連結され、
   前記入力軸と前記動力伝達軸との間に、バックラッシュなしのせん断タイプの第１のダンパと、前記第１のバックラッシュよりも小さな第２のバックラッシュを有するスプラインを備えたせん断タイプの第２のダンパとを介在させ、
   前記入力軸に前記動力伝達軸、前記第１のダンパ、前記第２のダンパに跨る共通のスプラインが形成されていることを特徴とする動力伝達装置。
2. 前記第２のダンパは、前記第１のダンパよりも高剛性であることを特徴とする請求項１に記載の動力伝達装置。
3. 前記入力軸側から第２のダンパ、第１のダンパの順に配設されていることを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の動力伝達装置。
4. 前記主駆動輪は車体の動力源側に配置され、前記副駆動輪は車体の反動力源側に配置されていることを特徴とする請求項１から請求項３のいずれか１項に記載の動力伝達装置。
5. 前記第１のダンパは、前記トランスファギヤセットと前記入力軸の軸方向にオーバラップして配設されていることを特徴とする請求項１から請求項４のいずれか１項に記載の動力伝達装置。

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