JPH02221743A - Power transmission - Google Patents
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- JPH02221743A JPH02221743A JP4128489A JP4128489A JPH02221743A JP H02221743 A JPH02221743 A JP H02221743A JP 4128489 A JP4128489 A JP 4128489A JP 4128489 A JP4128489 A JP 4128489A JP H02221743 A JPH02221743 A JP H02221743A
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
〔産業上の利用分野〕
本発明は、例えば、４輪駆動車におけるセンターデフ差
動制限用クラッチ或いは２輪・４輪切換用クラッチに適
用できる動力伝達装置に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Field of Industrial Application] The present invention relates to a power transmission device that can be applied to, for example, a center differential differential limiting clutch or a two-wheel/four-wheel switching clutch in a four-wheel drive vehicle.
一般に、自動車走行においては、前輪駆動の方が後輪駆
動に比して直進安定性が良いが、コーナリング時には、
戻ろうとするタイヤにハンドルで力を加えなければなら
ないので、前輪駆動の場合面がりにくい傾向がある。そ
の点、後輪駆動の方が曲がり易いが、駆動力が強すぎる
と、回り過ぎてしまう欠点がある。そこで、前輪と後輪
半々位の力で駆動するのが自動車走行上理想的であり、
その点、４輪駆動車は極めて優れている。Generally, when driving a car, front-wheel drive has better straight-line stability than rear-wheel drive, but when cornering,
Since you have to use the steering wheel to apply force to the tires that are trying to return, front-wheel drive vehicles tend to be less prone to tipping over. In this respect, rear-wheel drive vehicles are easier to turn, but if the driving force is too strong, they have the disadvantage of causing the vehicle to turn too much. Therefore, it is ideal for driving a car to drive the front and rear wheels with half and half power.
In this respect, four-wheel drive vehicles are extremely superior.
ところで、自動車の左右の車輪は、コーナリングの際に
旋回半径が異なるので、この影響を吸収し、スムーズに
コーナリングを行うために、旋回半径の差に応じて左右
の車輪の回転数差を吸収する機構、すなわちデフ機構（
フロントデフ、リアデフ）を備えている。この旋回半径
の差は、前輪と後輪との間にも生じるので、４輪駆動車
においては、旋回半径の差に応じて前輪と後輪の回転数
差を吸収する機構、すなわちセンターデフ機構を備えた
ものが提案されている。By the way, the left and right wheels of a car have different turning radii when cornering, so in order to absorb this effect and perform smooth cornering, the difference in rotation speed between the left and right wheels is absorbed according to the difference in turning radius. mechanism, namely the differential mechanism (
It has a front differential and a rear differential. This difference in turning radius also occurs between the front wheels and rear wheels, so in four-wheel drive vehicles, there is a mechanism that absorbs the difference in rotation speed between the front and rear wheels according to the difference in turning radius, that is, a center differential mechanism. A system with the following has been proposed.
しかしながら、このセンターデフｍ構は、前輪と後輪の
トルクを均等な比率に分配する機能を有するため、駆動
力伝達限界は、前輪あるいは後輪のうちの駆動力の低い
方の値にバランスすることとなる。例えば、前輪の一方
が空転すると、駆動エネルギーはそこに逃げてしまい、
後輪の駆動力は極めて小さくなってしまう。このため、
センターデフ付４輪駆動車は、センターデフなし４輪駆
動車に比べて、路面摩擦係数が低い時などに伝達駆動力
が劣ることがある。このことは、例えば加速時のように
大きな駆動力を発生させた時に、駆動力を充分に路面に
伝達できず、前輪或いは後輪のスリップ（空転）などの
現象として現れる。However, since this center differential m structure has the function of distributing torque between the front wheels and rear wheels in an equal ratio, the driving force transmission limit is balanced to the value of the lower driving force of the front wheels or the rear wheels. It happens. For example, when one of the front wheels spins, drive energy escapes there,
The driving force of the rear wheels becomes extremely small. For this reason,
A four-wheel drive vehicle with a center differential may have inferior transmitted driving force when the road surface friction coefficient is low, compared to a four-wheel drive vehicle without a center differential. For example, when a large driving force is generated, such as during acceleration, the driving force cannot be sufficiently transmitted to the road surface, and this appears as phenomena such as front or rear wheels slipping (spin).
このような悪影響を防止するために、従来、前輪と後輪
間の差動制限をセンターデフを介することなく直結させ
るロック機構を設け、加速時或いは悪路走行時のような
大きな駆動力を必要とする時は、センターデフ機構をロ
ックさせ、大きな駆動力を必要としない通常走行時には
、ロックを解除していた。In order to prevent such negative effects, conventionally, a locking mechanism has been installed that directly connects the differential between the front and rear wheels without going through a center differential. When driving, the center differential mechanism was locked, and it was unlocked during normal driving, which did not require a large amount of driving force.
第１３図はエンジンをフロント側に載置したセフタ−デ
フ付フルタイム式４輪駆動車の駆動力伝達機構を説明す
るための図である。この駆動力伝達機構では、エンジン
からの動力が自動変速機８０内に配置されたトルクコン
バータａ ｌ、 主１速機８２、及び副変速機８３に伝
達され、その出力が駆動歯車８４、センターデフ入力軸
８５を介してセンターデフ機構８６に伝達される。セン
ターデフ機構８６は、ハイポイドギヤ８７を介して後輪
駆動用プロペラシャフト８８に回転を伝達させると共に
、前輸入力軸８９を介してフロントデフ機構９０に回転
を伝達させ、センターデフ機構８６において前後輪の間
の差動を吸収している。また、フロントデフ機構９０は
左右の前輪駆動軸９１５９２間の差動を吸収している。FIG. 13 is a diagram for explaining the driving force transmission mechanism of a full-time four-wheel drive vehicle with a safety differential and an engine mounted on the front side. In this driving force transmission mechanism, power from the engine is transmitted to the torque converter AL arranged in the automatic transmission 80, the main 1st gear 82, and the auxiliary transmission 83, and the output is transmitted to the drive gear 84 and the center differential. It is transmitted to the center differential mechanism 86 via the input shaft 85. The center differential mechanism 86 transmits rotation to a rear wheel drive propeller shaft 88 via a hypoid gear 87, and transmits rotation to a front differential mechanism 90 via a front import force shaft 89. It absorbs the difference between Further, the front differential mechanism 90 absorbs the differential between the left and right front wheel drive shafts 91592.
一方、センターデフ入力軸８５と前輸入力軸８９との間
には、センターデフ差動制限用クラッチ９３が配置され
、該クラッチ９３が係合された場合には、センターデフ
機構８６が一体回転し前後輪の差動を制限する。そして
、油圧回路の調圧ソレノイド９４によって該クラッチ９
３の結合状態を制御することによって、センターデフ機
構８６の制限度が制御される。On the other hand, a center differential differential limiting clutch 93 is disposed between the center differential input shaft 85 and the front input force shaft 89, and when the clutch 93 is engaged, the center differential mechanism 86 rotates integrally. and limits the differential movement between the front and rear wheels. Then, the clutch 9 is
By controlling the coupling state of the center differential mechanism 86, the degree of restriction of the center differential mechanism 86 is controlled.
一般に、４輪駆動車としては、上記フルタイム４輪駆動
車に対してパートタイム４輪駆動車がある。これは、セ
ンターデフがなく通常は前輪又は後輪のどちらかを駆動
し、雪道等の駆動力が必要な場合に適宜残りの車輪を駆
動軸にクラッチ等を介して直結させて２輪駆動と４輪駆
動との切換えを断続的に行うものである。In general, four-wheel drive vehicles include part-time four-wheel drive vehicles in addition to the above-mentioned full-time four-wheel drive vehicles. This is a two-wheel drive system that does not have a center differential and usually drives either the front or rear wheels, and when driving power is required, such as on snowy roads, the remaining wheels are directly connected to the drive shaft via a clutch etc. The system switches intermittently between 4-wheel drive and 4-wheel drive.
また、上記したセンターデフ差動制限用クラッチ或いは
２輪・４輪切換用クラッチを油圧で制御する方式の他に
、ビスコスカップリングを前輪駆動軸と後輪駆動軸との
間に配設して、主に前輪を駆動しスリップにより前後輪
の差動が発生した時にビスコスカップリング内の粘性オ
イルの剪断力で動力を後輪に分配するという方式も知ら
れている。In addition to the method of hydraulically controlling the center differential differential limiting clutch or the two-wheel/four-wheel switching clutch described above, a viscose coupling is arranged between the front wheel drive shaft and the rear wheel drive shaft. Another known method is to mainly drive the front wheels, and when a differential occurs between the front and rear wheels due to slip, the power is distributed to the rear wheels using the shearing force of the viscous oil in the viscose coupling.
ところで、上記した４輪駆動車において車輪を回転させ
るトルクは、エンジンにより発生したトルクに対して幾
段にも減速がなされ、回転数は低いもののトルクは非常
に高くなっているため、差動制限に必要なトルクが大で
あるという特徴がある。By the way, the torque that rotates the wheels in the above-mentioned four-wheel drive vehicle is decelerated in many stages compared to the torque generated by the engine, and although the rotational speed is low, the torque is extremely high, so the differential is limited. It is characterized by the large amount of torque required.
これに対して上記したセンターデフ差動制限用クラッチ
或いは２輪・４輪切換用クラッチを油圧で制御する方式
は、積極的にクラッチの係合度を制御することができる
が、クラッチ装置の小型化が困難でありると共に、オー
トトランスミッションと組み合わせる等、油圧源を確保
しなければならず、マニュアルトランスミッションに採
用するには問題がある。そのため、マニュアルトランス
ミッションに電磁クラッチを組み合わせることが考えら
れるが、前述のように差動制限に必要なトルクが大であ
るため、電磁クラッチの重量、サイズおよび消費電力が
大になるという問題を有している。On the other hand, the above-mentioned method of hydraulically controlling the center differential differential limiting clutch or the two-wheel/four-wheel switching clutch can actively control the engagement degree of the clutch, but it requires a smaller clutch device. In addition, it is difficult to use this method in conjunction with an automatic transmission, and a hydraulic power source must be secured, which poses problems when used in a manual transmission. Therefore, it is possible to combine an electromagnetic clutch with a manual transmission, but as mentioned above, the torque required to limit the differential is large, so there is a problem that the weight, size, and power consumption of the electromagnetic clutch will be large. ing.
また、上記の如きビスコスカップリングを用いる方式に
おいては、油圧方式のように積極的に係合度を制御する
ことはできず、また、粘性オイルの剪断力によりトルク
を伝達するものであるため、トルク容量が小さかったり
、レスポンスにタイムラグが発生したり、また、差動を
連続すると高温になり性能が劣化する等の問題がある。In addition, in the above-mentioned system using a viscose coupling, the degree of engagement cannot be actively controlled as in the hydraulic system, and since torque is transmitted by the shearing force of viscous oil, the torque There are problems such as the capacity is small, a time lag occurs in response, and if the differential is used continuously, the temperature increases and performance deteriorates.
本発明の課題は、上記の問題点を解決するものであって
、クラッチ装置の小型化を可能にすると共に、マニュア
ルトランスミッションにも適用できる動力伝達装置を提
供することを目的とするものである。SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to solve the above-mentioned problems, and to provide a power transmission device that enables miniaturization of a clutch device and can also be applied to a manual transmission.
そのために本発明の動力伝達装置は、駆動源からの動力
を２つの回転部材１５．１６に伝達さる動力伝達装置に
おいて、該２つの回転部材の間に配設され一方の回転部
材の回転を増速させる増速機構りと、該増速機構の出力
部材と他方の回転部材との間に配設されるクラッチ装置
とを有し、該クラッチ装置の制御により前記２つの回転
部材間の差動を制限することを特徴とし、例えば、２つ
の回転部材が４輪駆動車の前輪駆動軸と後輪駆動軸であ
って、前輪駆動軸と後輪駆動軸との間に差動装置Ｂを配
設してなり、クラッチ装置は例えば電磁クラッチ装置Ｅ
である。To this end, the power transmission device of the present invention is a power transmission device that transmits power from a drive source to two rotating members 15 and 16, and is arranged between the two rotating members to increase the rotation of one of the rotating members. It has a speed increasing mechanism for increasing the speed, and a clutch device disposed between the output member of the speed increasing mechanism and the other rotating member, and the differential between the two rotating members is controlled by the clutch device. For example, the two rotating members are a front wheel drive shaft and a rear wheel drive shaft of a four-wheel drive vehicle, and a differential device B is disposed between the front wheel drive shaft and the rear wheel drive shaft. The clutch device is, for example, an electromagnetic clutch device E.
It is.
請求項４に記載された発明は、前記増速機構りは、一方
の回転部材１５に形成されるギヤ２５と、他方の回転部
材１９ａに形成されるリングギヤ２６と、両ギヤ２５．
２６に噛合する遊星歯車２７と、該遊星歯車２７を一方
の回転部材１５の軸と偏心して支持するための偏心支持
体３０とを有し、該偏心支持体３０と他方の回転部材１
９−１との間にクラッチ装置を配設することを特徴とす
る請求項５に記載された発明は、前記増速機構りは、一
方の回転部材１５に形成されるギヤ２５と、他方の回転
部材１９ａに形成されるギヤ３７と、大径の内歯と小径
の内歯が並列に一体的に形成された偏心リングギヤ３Ｂ
とを存し、該偏心リングギヤ３８の小径の内歯がギヤ２
５と噛合し、偏心リングギヤ３８の大径の内歯がギヤ３
７と噛合してなり、さらに、該偏心リングギヤ３８を前
記−方の回転部材１５の軸と偏心して支持するための偏
心支持体３０とを有し、該偏心支持体３０と他方の回転
部材１９ａとの間にクラッチ装置を配設することを特徴
とする
請求項６に記載された発明は、前記増速機構りは、一方
の回転部材１５に連結されるキャリヤ４１と、該キャリ
ヤ４１に軸支されるプラネタリピニオン４２と、該プラ
ネタリピニオン４２と噛合するサンギヤ４３と、他方の
回転部材１９ａに取付けられたリングギヤ４５とを有し
、前記サンギヤ４３と他方の回転部材１９ａとの間にク
ラッチ装置を配設することを特徴とする
請求項７に記載された発明は、前項において、前記クラ
ッチ装ＷＥは、電磁ソレノイドにより差動するピストン
３５と多板クラッチ３２とからなり、該多板クラッチ３
２を増速機構り側から押圧可能にするクラッチ伝達部材
４６と、該クラッチ伝達部材４６に当接されサンギヤ４
３の軸に設けられる係止リング４７とを有し、遊星歯車
のギヤの捩じれ角を、該遊星歯車が回転したときに、多
板クラッチ３２側にスラスト力を発生させるよう形成す
ることを特徴とする
請求項８に記載された発明は、前項において、前記リン
グギヤをポール機構により他方の回転部材に対して摺動
可能にし、該リングギヤにより多板クラッチを増速機構
側から押圧可能にすることを特徴とする
請求項９に記載された発明は、前記増速機構りは、一方
の回転部材１５に回転自在に支持される遊星ギヤドライ
ブピン５１と、一方の回転部材１５の軸と偏心して支持
される偏心支持体３０と、該偏心支持体３０の内周に回
転自在に支持される偏心遊星ギヤ５３と、他方の回転部
材１９ａに形成されたリングギヤ２６とを有し、前記偏
心遊星ギヤ５３には前記遊星ギヤドライブピン５１を遊
嵌支持するピン孔が形成され、偏心支持体３０と他方の
回転部材１９ａとの間にクラッチ装置を配設することを
特徴とする
請求項１０に記載された発明は、前項において、前記偏
心遊星ギヤ５３のギヤをエピトロコイド曲線とし、該偏
心遊星ギヤ５３と他方の回転部材１９ａとの間に外ロー
ラ５５を介在させたことを特徴とするものである。According to a fourth aspect of the invention, the speed increasing mechanism includes a gear 25 formed on one rotating member 15, a ring gear 26 formed on the other rotating member 19a, and both gears 25.
26, and an eccentric support 30 for supporting the planet gear 27 eccentrically with respect to the axis of one rotating member 15, the eccentric support 30 and the other rotating member 1
9-1, the speed increasing mechanism has a gear 25 formed on one rotating member 15 and a gear 25 formed on the other rotating member 15. A gear 37 formed on the rotating member 19a, and an eccentric ring gear 3B in which large-diameter internal teeth and small-diameter internal teeth are integrally formed in parallel.
The small diameter internal teeth of the eccentric ring gear 38 are connected to the gear 2.
5, and the large diameter internal teeth of the eccentric ring gear 38 mesh with gear 3.
7, and further has an eccentric support body 30 for supporting the eccentric ring gear 38 eccentrically with respect to the axis of the - side rotating member 15, and the eccentric support body 30 and the other rotating member 19a The invention as set forth in claim 6 is characterized in that a clutch device is disposed between the speed increasing mechanism and the carrier 41 connected to one rotating member 15; It has a supported planetary pinion 42, a sun gear 43 that meshes with the planetary pinion 42, and a ring gear 45 attached to the other rotating member 19a, and a clutch device is provided between the sun gear 43 and the other rotating member 19a. The invention as set forth in claim 7 is characterized in that in the previous item, the clutch device WE includes a piston 35 and a multi-disc clutch 32 differentially operated by an electromagnetic solenoid, and the multi-disc clutch 3
A clutch transmission member 46 that makes it possible to press 2 from the speed increasing mechanism side, and a clutch transmission member 46 that is in contact with the clutch transmission member 46
3, and the torsion angle of the gear of the planetary gear is formed so as to generate a thrust force on the multi-disc clutch 32 side when the planetary gear rotates. The invention as set forth in claim 8 provides that, in the preceding clause, the ring gear is made slidable relative to the other rotating member by a pawl mechanism, and the multi-disc clutch is made capable of being pressed from the speed increasing mechanism side by the ring gear. The invention as set forth in claim 9 is characterized in that the speed increasing mechanism has a planetary gear drive pin 51 rotatably supported by one rotating member 15 and an eccentric axis of the one rotating member 15. It has an eccentric support body 30 supported, an eccentric planet gear 53 rotatably supported on the inner periphery of the eccentric support body 30, and a ring gear 26 formed on the other rotating member 19a, and the eccentric planet gear 11. A pin hole is formed in 53 to loosely fit and support the planetary gear drive pin 51, and a clutch device is disposed between the eccentric support 30 and the other rotating member 19a. The invention is characterized in that the gear of the eccentric planetary gear 53 has an epitrochoid curve, and the outer roller 55 is interposed between the eccentric planetary gear 53 and the other rotating member 19a. be.
なお、上記構成に付加した番号は図面と対比させるため
のものであり、これにより本発明の構成が何ら限定され
るものではない。Note that the numbers added to the above configurations are for comparison with the drawings, and the configurations of the present invention are not limited thereby.
本発明においては、例えば第１図および第２図に示すよ
うに、多板クラッチ３２が係合していない状態でスリッ
プ等により前後輪に差動が生じた場合、前輸入力軸、１
５と後輸入力軸１６との間で相対回転が生じ、前輸入力
軸１５、ギヤ２５が回転すると、該入力軸１５に対して
偏心して設けられた遊星歯車２７が回転しようとする。In the present invention, as shown in FIGS. 1 and 2, for example, when a differential occurs between the front and rear wheels due to slip etc. when the multi-disc clutch 32 is not engaged, the front input power shaft, the
5 and the rear input force shaft 16, and when the front input force shaft 15 and the gear 25 rotate, the planetary gear 27, which is provided eccentrically with respect to the input shaft 15, tries to rotate.
このとき、遊星歯車２７の外周の歯は、リングギヤ２６
に内接しているために、遊星歯車２７が回転するために
は、その偏心支持体３０の偏心軸を公転させなければな
らない、＠公転は偏心支持体３０の回転数として出力さ
れ、回転数は入力回転の約１０倍、トルクは約１／ｌＯ
となる。ここで、電磁ソレノイド３４により多板クラッ
チ３２を係合させれば、小トルク容量の電磁クラッチ装
置でも前後輪の差動を容易に制限することができる。At this time, the teeth on the outer periphery of the planetary gear 27 are connected to the ring gear 26.
In order for the planetary gear 27 to rotate, the eccentric axis of the eccentric support 30 must revolve.@Revolution is output as the rotation speed of the eccentric support 30, and the rotation speed is Approximately 10 times the input rotation, torque approximately 1/1O
becomes. Here, if the multi-disc clutch 32 is engaged by the electromagnetic solenoid 34, the differential motion between the front and rear wheels can be easily limited even with an electromagnetic clutch device having a small torque capacity.
従って、本発明によれば下記の効果が奏される。Therefore, according to the present invention, the following effects are achieved.
（イ）差動回転数を増速機構により増幅し、その分だけ
差動制限に必要なトルクを低減するため、小型、小容量
のクラッチ装置の搭載が可能となる。(a) Since the differential rotation speed is amplified by the speed increasing mechanism and the torque required to limit the differential is reduced accordingly, it is possible to install a small and small capacity clutch device.
（ロ）電磁クラッチを採用した場合には、油圧源を必要
としないため、オート或いはマニュアルトランスミッシ
ョンの区別なく適用でき、かつ、各種センサを用いて積
極的にクラッチの係合度を制御できる。(b) When an electromagnetic clutch is adopted, since a hydraulic power source is not required, it can be applied regardless of whether an automatic or manual transmission is used, and the degree of engagement of the clutch can be actively controlled using various sensors.
（ハ）油圧を介さず電流制御を行うだけでクラッチ容量
を制御できるので、制御信号に対する応答性が向上し、
スリップ等の早期回避が可能となる。(c) Clutch capacity can be controlled simply by controlling current without using oil pressure, improving responsiveness to control signals.
This enables early avoidance of slips, etc.
（ニ）消費電力が小さいため車両の電力容量に対する影
響が少ない。(d) Since the power consumption is small, there is little impact on the power capacity of the vehicle.
以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ説明する。 Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
第１図は本発明の動力伝達装置をセンターデフ付４輪駆
動車に適用した１実施例を示す断面図、第２図は増速機
構の原理を説明するための模式図、第３図は制御装置の
構成図である。Fig. 1 is a sectional view showing one embodiment of the power transmission device of the present invention applied to a four-wheel drive vehicle with a center differential, Fig. 2 is a schematic diagram for explaining the principle of the speed increasing mechanism, and Fig. 3 is FIG. 2 is a configuration diagram of a control device.
第１図において、フロントデフ装置Ａおよびセンターデ
フ装置ｌＢは、変速機構の出力ギヤ（図示せず）に噛合
するヴングギャ２を固定しかつトランスアクスルケース
３ａ、３ｂに円錐コロ軸受４を介して支持されるマウン
トケース５内に配置されている。In FIG. 1, a front differential device A and a center differential device IB fix a gear 2 that meshes with an output gear (not shown) of a transmission mechanism, and are supported via conical roller bearings 4 on transaxle cases 3a and 3b. It is placed in a mount case 5.
フロントデフ装置Ａは、該マウントケース５内に回転自
在に支持されるフロントデフキャリヤ６を有している。The front differential device A has a front differential carrier 6 rotatably supported within the mount case 5.
該デフキャリヤ６にはピニオン７を支持するピニオン軸
７ａが縦方向に延びて回転自在に支持されると共に、左
右サイドギヤ８．９が左右方向に延びて回転自在に支持
されている。A pinion shaft 7a supporting a pinion 7 extends vertically and is rotatably supported on the differential carrier 6, and left and right side gears 8.9 extend horizontally and are rotatably supported.
各サイドギヤ８．９には夫々左右の前輪駆動軸１Ｏ１１
１が動力伝達可能に連結されている。Each side gear 8.9 has left and right front wheel drive shafts 1O11, respectively.
1 are connected so that power can be transmitted.
また、前記フロントデフ装置１１Ａの右側には、センタ
ーデフ装置Ｂが配置され、該センターデフ装置Ｂは、マ
ウントケース５に回転自在に支持されるピニオン軸１２
ａを有し、該ピニオン軸７ａに装着されたデフピニオン
１２が左右サイドギヤ１３．１４に夫々噛合している。Further, a center differential device B is disposed on the right side of the front differential device 11A, and the center differential device B includes a pinion shaft 12 rotatably supported by the mount case 5.
A differential pinion 12 mounted on the pinion shaft 7a is meshed with left and right side gears 13 and 14, respectively.
そして、これら両サイドギヤ１３．１４内をデフキャリ
ヤ６に一体に形成された前輸入力軸１５並びに前輪駆動
軸１１が貫通し、左方のサイドギヤ１３は、デフキャリ
ヤ６にスプライン結合され、右方のサイドギヤ１４は後
輸入力軸１６にスプライン結合されている。The front import power shaft 15 and the front wheel drive shaft 11, which are integrally formed with the differential carrier 6, pass through both side gears 13 and 14, and the left side gear 13 is spline-coupled to the differential carrier 6, and the right side gear 14 is splined to the rear force shaft 16.
さらに、前記トランスアクスルケース３ｂの右側にはト
ランスファケース１７が組付けられていて、該トランス
ファケース１７内に左右２分割のマウントケース１９ａ
、１９ｂが、一対の円錐コロ軸受２１を介して回転自在
に支持されている。Further, a transfer case 17 is assembled on the right side of the transaxle case 3b, and a mount case 19a divided into left and right halves is installed in the transfer case 17.
, 19b are rotatably supported via a pair of conical roller bearings 21.
一方のマウントケース１９ａは、後輪駆動用のハイポイ
ドギヤ２０を固定してなり、前記前輸入力軸１５にベア
リング２２を介して回転自在に支持されると共に、前記
後輸入力軸１６にスプライン結合されている。そして、
後輪駆動用のハイポイドギヤ２０には、ドライブとニオ
ンシャフト２３のハイポイドギヤ２４が常時噛合してお
り、該ドライブピニオンシャフト２３は、公知のプロペ
ラシャフトおよびリヤデフ装置を介してリヤアクスルに
動力伝達可能に連結されている。One mount case 19a has a rear wheel drive hypoid gear 20 fixed thereto, is rotatably supported by the front import force shaft 15 via a bearing 22, and is spline-coupled to the rear import force shaft 16. ing. and,
A hypoid gear 24 of a drive and nion shaft 23 is constantly engaged with the hypoid gear 20 for rear wheel drive, and the drive pinion shaft 23 is connected to the rear axle via a known propeller shaft and rear differential device so as to be able to transmit power. ing.
マウントケース１９ａ、１９ｂ内には、本発明に係わる
動力伝達装置Ｃが配設されている。該動力伝達装置Ｃは
、増速機構りおよび電磁クラッチＩ！構Ｅからなる。A power transmission device C according to the present invention is disposed within the mount cases 19a and 19b. The power transmission device C includes a speed increasing mechanism and an electromagnetic clutch I! Consists of structure E.
この増速機構りを第２図の原理図と共に説明する。増速
機構りは、前輸入力軸１５の先端外周に形成されるギヤ
２５、マウントケース１９ａの内周に形成されるリング
ギヤ２６および両ギヤ２５．２６の間に配置される遊星
歯車２７を有し、遊星歯車２７の内周の歯がギヤ２５と
噛合し、遊星歯車２７の外周の歯がリングギヤ２６と噛
合している。また、マウントケース１９ａ、１９ｂの内
側には、ポールベアリング２９を介して偏心支持体３０
が回転自在に支持されている。Ｂｓ＠心支持体３０は、
前記両ギヤ２５．２６の軸と偏心するように配置される
と共に、偏心支持体３０の内周面と前記遊星歯車２７か
ら突出するボス部２７ａが、ニードルベアリング３１を
介して回転自在に支持されている。This speed increasing mechanism will be explained with reference to the principle diagram shown in FIG. The speed increasing mechanism includes a gear 25 formed on the outer periphery of the front end of the front input force shaft 15, a ring gear 26 formed on the inner periphery of the mount case 19a, and a planetary gear 27 arranged between the two gears 25 and 26. However, the teeth on the inner circumference of the planetary gear 27 mesh with the gear 25, and the teeth on the outer circumference of the planetary gear 27 mesh with the ring gear 26. In addition, an eccentric support 30 is provided inside the mount cases 19a and 19b via a pole bearing 29.
is rotatably supported. Bs@heart support 30 is
A boss portion 27a that is arranged eccentrically with respect to the axes of both gears 25 and 26 and that protrudes from the inner circumferential surface of the eccentric support 30 and the planetary gear 27 is rotatably supported via a needle bearing 31. ing.
電磁クラッチ機構Ｅは、マウントケース１９ｂと偏心支
持体３０を保合、解放させるための多板クラッチ３２、
前輪駆動軸１１の外周に配置される円筒形の磁性体３３
、該磁性体３３内に配置される電磁ソレノイド３４、ピ
ストン３５を有し、電磁ソレノイド３４の通電によって
発生する磁力線によりピストン３５を吸引し、多板クラ
ッチ３２を押圧してマウントケース１９ｂと偏心支持体
３０を保合可能にするものである。The electromagnetic clutch mechanism E includes a multi-plate clutch 32 for engaging and releasing the mount case 19b and the eccentric support 30;
A cylindrical magnetic body 33 arranged around the outer periphery of the front wheel drive shaft 11
, has an electromagnetic solenoid 34 and a piston 35 disposed within the magnetic body 33, and the piston 35 is attracted by lines of magnetic force generated by energization of the electromagnetic solenoid 34, and the multi-disc clutch 32 is pressed to connect the mount case 19b and eccentric support. This allows the body 30 to be held together.
第３図は上記電磁ソレノイド３４の制御装置の構成を示
し、１０１はスロットルセンサー、１０２は車速センサ
ー、１０３は変速段検出ユニット、１０４は前輪トルク
センサー、１０５はＡ／Ｄ変換回路、１０６は波形成形
回路、１０７はカウント回路、１０８は電子制御ユニッ
ト、１０９はソレノイド駆動回路、３４は電磁ソレノイ
ドを示す。FIG. 3 shows the configuration of the control device for the electromagnetic solenoid 34, where 101 is a throttle sensor, 102 is a vehicle speed sensor, 103 is a gear position detection unit, 104 is a front wheel torque sensor, 105 is an A/D conversion circuit, and 106 is a waveform. 107 is a counting circuit, 108 is an electronic control unit, 109 is a solenoid drive circuit, and 34 is an electromagnetic solenoid.
変速段検出ユニット１０３は、自動変速機の場合にはそ
の変速制御装置からの制御信号、又は変速段で使用する
保合油圧信号を読み込み、手動変速機の場合にはシフト
レバ−位置を読み込むものである。電子制御ユニット１
０８は、例えば制御プログラム、入力トルクを求めるマ
ツプやソレノイドの電流値を求めるマツプを記憶するＲ
ＡＭ、ＲＯＭ等のメモリを内蔵するＣＰ、Ｕ（演算処理
装置）の如きコンピュータ制御ユニットであり、メモリ
に記憶したマツプを参照しながら各種センサーの信号を
読み込んで入力側トルクと路面伝達トルクからスリップ
トルクを求め、電磁クラッチの係合度を設定（連続的、
段階的）してソレノイド駆動回路１０９を駆動し、電磁
ソレノイド３４を制御する。そして上記制御システムに
より人力トルクからスリップを検出して前後輪係合機構
であるクラッチの係合度を決め、差動機構の制限を制御
するものである。In the case of an automatic transmission, the gear position detection unit 103 reads the control signal from the transmission control device or the maintenance oil pressure signal used in the gear position, and in the case of a manual transmission, reads the shift lever position. be. Electronic control unit 1
08 is R for storing, for example, a control program, a map for determining input torque, and a map for determining the current value of a solenoid.
It is a computer control unit such as a CP or U (processing unit) that has built-in memory such as AM or ROM, and reads the signals of various sensors while referring to the map stored in the memory, and calculates the slip from the input side torque and road surface transmission torque. Determine the torque and set the degree of engagement of the electromagnetic clutch (continuous,
stepwise) to drive the solenoid drive circuit 109 and control the electromagnetic solenoid 34. The control system detects slip from the human torque, determines the degree of engagement of the clutch, which is the front and rear wheel engagement mechanism, and controls the restriction of the differential mechanism.
次いで上記構成からなる本発明の動力伝達装置の作用に
ついて説明する。Next, the operation of the power transmission device of the present invention having the above configuration will be explained.
エンジンの回転は、変速機構（図示せず）を介して適宜
変速され、リングギヤ２を介してマウントケース５に伝
達される。そして、通常の走行時においては、電磁ソレ
ノイドがオフで多板クラッチ３２は解放状態にあり、こ
の状態ではマウントケース５の回転は、センターデフ機
ＦＩＢのデフビニオン１２から左右のサイドギヤ１３．
１４に伝達される。そして、左サイドギヤ１３の回転は
フロントデフ機構へのデフキャリヤ６に伝達され、更に
デフピニオン７から左右のサイドギヤ８．９に伝達され
てそれぞれ左右の前輪駆動軸１ｏ、１１に伝達される。The rotation of the engine is appropriately changed in speed via a transmission mechanism (not shown) and transmitted to the mount case 5 via the ring gear 2. During normal driving, the electromagnetic solenoid is off and the multi-plate clutch 32 is in a released state, and in this state, the rotation of the mount case 5 is transmitted from the differential pinion 12 of the center differential machine FIB to the left and right side gears 13.
14. The rotation of the left side gear 13 is transmitted to the differential carrier 6 to the front differential mechanism, further transmitted from the differential pinion 7 to the left and right side gears 8.9, and then to the left and right front wheel drive shafts 1o and 11, respectively.
一方、センターデフ機′ＦｆＩｔＢの右サイドギヤ１４
の回転は該ギヤとスプライ、ン結合している後輸入力軸
１６に伝達され、更に、マウントケース１９ａ、後輪駆
動用のハイポイドギヤ２０．２４を介してドライブピニ
オンシャフト２３に伝達される。On the other hand, the right side gear 14 of the center differential machine 'FfItB
The rotation is transmitted to the rear import force shaft 16 which is spline-coupled to the gear, and further transmitted to the drive pinion shaft 23 via the mount case 19a and hypoid gears 20 and 24 for driving the rear wheels.
また、凍結路、砂道、凹凸路等で大きな駆動力を必要と
する場合、また車輪がスリップを生じる虞れがある場合
には、電磁ソレノイドの電流値を制御し多板クラッチ３
２の係合度を制御する。多板クラッチ３２が完全に係合
した状態では、マウントケース５の回転は、センターデ
フ機構Ｂの左右のサイドギヤ１３．１４に伝達されるが
、前輸入力軸１５と後輸入力軸１６とが連結されるため
、左右のサイドギヤ１３．１４は差動運動することなく
一体に回転する。これにより、前輪駆動用のデフキャリ
ヤ６と同速度の回転が後輪駆動用ハイポイドギヤ２０に
伝達される。In addition, when a large driving force is required on frozen roads, sandy roads, uneven roads, etc., or when there is a risk of wheel slippage, the current value of the electromagnetic solenoid is controlled and the multi-disc clutch 3
The engagement degree of 2 is controlled. When the multi-disc clutch 32 is fully engaged, the rotation of the mount case 5 is transmitted to the left and right side gears 13 and 14 of the center differential mechanism B, but the front input force shaft 15 and the rear input force shaft 16 are Since the left and right side gears 13 and 14 are connected, they rotate together without differential movement. Thereby, rotation at the same speed as the front wheel drive differential carrier 6 is transmitted to the rear wheel drive hypoid gear 20.
次に、本発明の特徴である動力伝達装置の作用について
説明する。Next, the operation of the power transmission device, which is a feature of the present invention, will be explained.
多板クラッチ３２が係合していない状態でスリップ等に
より前後輪に差動が生じた場合、第１図で前輸入力軸１
５と後輸入力軸１６との間で相対回転が生じる。第２図
に示すように、前輸入力軸１５、ギヤ２５が回転すると
、該入力軸１５に対して偏心して設けられた遊星歯車２
７が回転しよう止する。このとき、遊星歯車２７の外周
の歯は、リングギヤ２６に内接しているために、遊星歯
車２７が回転するためには、その偏心支持体３０の偏心
軸を公転させなければならない。該公転は偏心支持体３
０の回転数として出力され、回転数は入力回転の約１０
倍、トルクは約ｌ／１０となる。If a differential occurs between the front and rear wheels due to slip etc. when the multi-disc clutch 32 is not engaged, the front input power shaft 1 in Fig. 1
Relative rotation occurs between 5 and the subsequent force shaft 16. As shown in FIG. 2, when the front input power shaft 15 and the gear 25 rotate, the planetary gear 2 which is eccentrically provided with respect to the input shaft 15 rotates.
7 stops rotating. At this time, since the teeth on the outer periphery of the planetary gear 27 are inscribed in the ring gear 26, the eccentric shaft of the eccentric support 30 must revolve in order for the planetary gear 27 to rotate. The revolution is the eccentric support 3
It is output as a rotation speed of 0, and the rotation speed is approximately 10 times the input rotation.
The torque will be approximately 1/10.
ここで、電磁ソレノイド３４により多板クラッチ３２を
係合させれば、小トルク容量の１ｆｆｆクラツチ装置で
も前後輪の差動を容易に制限することができる。Here, if the multi-plate clutch 32 is engaged by the electromagnetic solenoid 34, the differential motion between the front and rear wheels can be easily limited even with a 1fff clutch device having a small torque capacity.
上記偏心軸公転数と前輸入力軸回転数との比すなわち増
速比は次式で与えられる。The ratio between the revolution speed of the eccentric shaft and the rotation speed of the front input force shaft, that is, the speed increasing ratio, is given by the following equation.
増速比−偏心軸公転数／前輸入力軸回転数＝１／ （１
−（Ｚ４ ／Ｚ３ ）Ｘ （Ｌ ／Ｚ、”））ここで、
Ｚｌは前輸入力軸１５のギヤ２５の歯数、Ｚｔ 、ｚｉ
は遊星歯車２７の夫々内歯数および外歯数、Ｚ４はリン
グギヤ２６の歯数である。Speed increase ratio - Eccentric shaft revolution number / Front input force shaft revolution number = 1 / (1
−(Z4 /Z3)X (L /Z,”)) where,
Zl is the number of teeth of the gear 25 of the front input force shaft 15, Zt, zi
are the numbers of internal and external teeth of the planetary gear 27, respectively, and Z4 is the number of teeth of the ring gear 26.
次に、第４図および第５図により、本発明の動力伝達装
置の第２の実施例について説明する。図中、第１図と同
一の構成については同一番号を付して説明を省略する部
分もある。第４図は第１図における動力伝達装置Ｃ部分
の変形例を示す断面図、第５図は増速機構の原理を説明
するための模式図である。Next, a second embodiment of the power transmission device of the present invention will be described with reference to FIGS. 4 and 5. In the figure, some parts that are the same as those in FIG. 1 are given the same numbers and their explanations are omitted. FIG. 4 is a sectional view showing a modification of the power transmission device C portion in FIG. 1, and FIG. 5 is a schematic diagram for explaining the principle of the speed increasing mechanism.
増速機構りは、前輸入力軸１５の先端外周に形成される
ギヤ２５（歯数２１）、マウントケース１９ａの内周に
固定されると共に前輸入力軸１５にニードルベアリング
３６を介して支持されるギヤ３７ （歯数２４）、大径
の内歯（歯数Ｚｉ）と小径の内歯（歯数Ｚｚ）が並列に
一体的に形成された偏心リングギヤ３８を有し、偏心リ
ングギヤ３８の小径の内歯がギヤ２５と噛合し、偏心リ
ングギヤ３８の大径の内歯がギヤ３７と噛合している。The speed increasing mechanism includes a gear 25 (21 teeth) formed on the outer periphery of the tip of the front input force shaft 15, fixed to the inner circumference of the mount case 19a, and supported by the front input force shaft 15 via a needle bearing 36. It has a gear 37 (number of teeth 24), an eccentric ring gear 38 in which large diameter internal teeth (number of teeth Zi) and small diameter internal teeth (number of teeth Zz) are integrally formed in parallel. The small-diameter internal teeth mesh with the gear 25, and the large-diameter internal teeth of the eccentric ring gear 38 mesh with the gear 37.
また、マウントケース１９ａの内側には、ニードルベア
リング３９を介して偏心支持体３０が回転自在に支持さ
れている。該偏心支持体３０は、前記両ギヤ２５．３７
の軸と偏心するように配置されると共に、偏心支持体３
０の内周面と偏心リングギヤ３８の外周面との間に設け
られたニードルベアリング３１を介して回転自在に支持
されている。Furthermore, an eccentric support body 30 is rotatably supported inside the mount case 19a via a needle bearing 39. The eccentric support 30 supports both the gears 25 and 37.
The eccentric support 3 is arranged eccentrically with respect to the axis of the
The eccentric ring gear 38 is rotatably supported via a needle bearing 31 provided between the inner circumferential surface of the eccentric ring gear 38 and the outer circumferential surface of the eccentric ring gear 38.
上記増速機構りの作用について説明すると、多板クラッ
チ３２が係合していない状態でスリップ等により前後輪
に差動が生じた場合、前輸入力軸１５と後輸入力軸１６
との間で相対回転が生じる。To explain the operation of the above-mentioned speed increasing mechanism, when a differential occurs between the front and rear wheels due to slip etc. when the multi-disc clutch 32 is not engaged, the front import power shaft 15 and the rear import power shaft 16
A relative rotation occurs between the two.
第５図に示すように、前輸入力軸１５、ギヤ２５が回転
すると、該入力軸１５に対して偏心して設けられた偏心
リングギヤ３８が回転しようとする。As shown in FIG. 5, when the front input force shaft 15 and the gear 25 rotate, the eccentric ring gear 38, which is provided eccentrically with respect to the input shaft 15, tries to rotate.
このとき、偏心リングギヤ３８の大径の内歯は、ギヤ３
７に噛合しているために、偏心リングギヤ３８が回転す
るためには、その偏心支持体３０の偏心軸を公転させな
ければならない。該公転は偏心支持体３０の回転数とし
て出力される。ここで、Ｍ１ｉｆｆソレノイド３４によ
り多板クラッチ３２を係合させれば、小トルク容量の電
磁クラッチ装置でも前後輪の差動を容易に制限すること
ができる。At this time, the large diameter internal teeth of the eccentric ring gear 38 are connected to the gear 3.
7, the eccentric shaft of the eccentric support 30 must revolve in order for the eccentric ring gear 38 to rotate. The revolution is output as the rotational speed of the eccentric support 30. Here, if the multi-plate clutch 32 is engaged by the M1iff solenoid 34, the differential motion between the front and rear wheels can be easily limited even with an electromagnetic clutch device having a small torque capacity.
本実施例における増速比は次式で与えられる。The speed increasing ratio in this embodiment is given by the following equation.
増速比−偏心軸公転数／前輸入力軸回転数＝１／ （１
−（Ｚｔ ／Ｚ＋ ）Ｘ （Ｚ４ ／Ｚｓ ））本実施
例においては、前記実施例と比較して歯数Ｚｚ／Ｚ＋
と歯数Ｚａ／Ｚｓを独立して設定できるため増速比を例
えば２０〜４０と大にすることができる。また、偏心リ
ングギヤ３８の外周には、前記実施例のようなギヤによ
る荷重を受けることがなく、かつ、偏心支持体３０と偏
心リングギヤ３８との間に軸方向に長いニードルベアリ
ングを設けることができるため、両者に作用す荷重を分
散しその耐久性を向上させることができる。Speed increase ratio - Eccentric shaft revolution number / Front input force shaft revolution number = 1 / (1
−(Zt /Z+ )X (Z4 /Zs)) In this example, the number of teeth Zz/Z+ is
Since the number of teeth and the number of teeth Za/Zs can be set independently, the speed increasing ratio can be increased to, for example, 20 to 40. Further, on the outer periphery of the eccentric ring gear 38, a needle bearing that is not subjected to the load caused by the gear as in the above embodiment and that is long in the axial direction can be provided between the eccentric support body 30 and the eccentric ring gear 38. Therefore, the load acting on both can be distributed and the durability can be improved.
本実施例の電磁クラッチ機構Ｅの特徴は、磁性体３３内
に配置される電磁ソレノイド３４をトランスファケース
１７の内側に取付けるようにして組立性を良くしたこと
である。そのために、マウントケース１９ｂ１ピストン
３５を磁性体にすると共に、電磁ソレノイド３４とピス
トン３５の間に非磁性体を配置して図示点線矢印に示す
ような磁路を形成させるよにしている。また、ピストン
３５の吸引力をテコ倍力機構４０を介して多板クラッチ
３２を押圧するようにして、電磁クラッチ機構Ｅの小容
量化を図っている。A feature of the electromagnetic clutch mechanism E of this embodiment is that the electromagnetic solenoid 34 disposed within the magnetic body 33 is attached to the inside of the transfer case 17 to improve assembly efficiency. To this end, the mount case 19b1 piston 35 is made of a magnetic material, and a non-magnetic material is placed between the electromagnetic solenoid 34 and the piston 35 to form a magnetic path as shown by the dotted arrow in the figure. Furthermore, the capacity of the electromagnetic clutch mechanism E is reduced by using the suction force of the piston 35 to press the multi-disc clutch 32 via the lever booster mechanism 40.
次に、第６図および第７図により、本発明の動力伝達装
置の第３の実施例について説明する０図中、第１図と同
一の構成については同一番号を付して説明を省略する部
分もある。第６図は第１図における動力伝達装置Ｃ部分
の変形例を示す断面図、第７図は増速機構の原理を説明
するための模式図である。Next, a third embodiment of the power transmission device of the present invention will be described with reference to FIGS. 6 and 7. In FIG. 0, the same components as in FIG. There are parts. FIG. 6 is a sectional view showing a modification of the power transmission device C portion in FIG. 1, and FIG. 7 is a schematic diagram for explaining the principle of the speed increasing mechanism.
本実施例による増速ｌ！構Ｏは、遊星歯車機構であり、
前輪人力軸１５にスプライン結合されるキャリヤ４１、
該キャリヤ４１に軸支されるプラネタリピニオン４２、
該プラネタリピニオン４２に噛合しキャリヤ４１の内周
に回転自在に配置されるサンギヤ４３（歯数２１］、後
輸入力軸１Ｇに連結されたマウントケース１９ａの内周
にポール機構４４により摺動可能に取付けられたリング
ギヤ４５（歯数ｚ、）を有し、プラネタリピニオン４２
が、サンギヤ４３およびリングギヤ４５と噛合している
。また、サンギヤ４３の軸には多板クラッチ３２の一方
の入力ハブ４６がスプライン結合されている。Speed increase l! according to this embodiment! Structure O is a planetary gear mechanism,
a carrier 41 spline-coupled to the front wheel human power shaft 15;
a planetary pinion 42 pivotally supported by the carrier 41;
A sun gear 43 (21 teeth) is meshed with the planetary pinion 42 and rotatably arranged on the inner periphery of the carrier 41, and is slidable by a pole mechanism 44 on the inner periphery of the mount case 19a connected to the rear import force shaft 1G. It has a ring gear 45 (number of teeth z,) attached to a planetary pinion 42
is meshed with sun gear 43 and ring gear 45. Further, one input hub 46 of the multi-disc clutch 32 is spline-coupled to the shaft of the sun gear 43.
上記増速機構りの作用について説明すると、多板クラッ
チ３２が係合していない状態でスリップ等により前後輪
に差動が生じた場合、前輸入力軸１５と後輸入力軸１Ｇ
との間で相対回転が生しる。To explain the operation of the above-mentioned speed increasing mechanism, if a differential occurs between the front and rear wheels due to slip etc. when the multi-disc clutch 32 is not engaged, the front import power shaft 15 and the rear import power shaft 1G
A relative rotation occurs between the two.
第７図に示すように、前輸入力軸１５の回転は、キャリ
ヤ４１、プラネタリピニオン４２を介してサンギヤ４３
およびリングギヤ４５に伝達される。As shown in FIG.
and is transmitted to ring gear 45.
本実施例における増速比は次式で与えられる。The speed increasing ratio in this embodiment is given by the following equation.
増速比−サンギャ回転数／前輸入力軸回転数＝１ ＋
（Ｚｔ ／Ｚ＋ ＞
本実施例の電磁クラッチ機構Ｅの特徴は、ピストン３５
に係合するクラッチ伝達部材４６を入力ハブ４６を貫通
して設け、増速機構り側から多板クラッチ３２を押すよ
うに設けている。また、サンギヤ４３の軸に係止リング
４７を設は該係止リング４７をクラッチ伝達部材４６に
当接させている。なお、クラッチ伝達部材４６と多板ク
ラッチ３２の間にはニードルベアリング４８が配設され
ている。さらに、増速機構りを構成するＭ星歯車のギヤ
の捩じれ角は、該遊星歯車が回転したときに、多板クラ
ッチ３２側（図示右方向）にスラスト力を発生させるよ
うに切っており、プラネタリピニオン４２が回転すると
、サンギヤ４３の軸が多板クラッチ３２ｐＪに移動する
ため、係止リング４７を介してピストン３５を押しつけ
る方向に作用する。また、プラネタリピニオン４２が逆
方向に回転すると、リングギヤ４５がポール機構４４に
より多板クラッチ３２側に移動するため、ピストン３５
を押しつける方向に作用する。従って、その分だけ電磁
クラッチ機構Ｅのトルク容量の小容量化を図ることがで
きる。Speed increase ratio - Sangya rotation speed / Front input power shaft rotation speed = 1 +
(Zt /Z+ > The feature of the electromagnetic clutch mechanism E of this embodiment is that the piston 35
A clutch transmission member 46 that is engaged with the input hub 46 is provided to penetrate the input hub 46 and is provided so as to push the multi-disc clutch 32 from the speed increasing mechanism side. Further, a locking ring 47 is provided on the shaft of the sun gear 43, and the locking ring 47 is brought into contact with the clutch transmission member 46. Note that a needle bearing 48 is disposed between the clutch transmission member 46 and the multi-plate clutch 32. Furthermore, the torsion angle of the gear of the M star gear constituting the speed increasing mechanism is set so as to generate a thrust force on the multi-plate clutch 32 side (rightward in the figure) when the planetary gear rotates. When the planetary pinion 42 rotates, the shaft of the sun gear 43 moves to the multi-disc clutch 32pJ, which acts in a direction to press the piston 35 via the locking ring 47. Furthermore, when the planetary pinion 42 rotates in the opposite direction, the ring gear 45 is moved toward the multi-disc clutch 32 by the pawl mechanism 44, so that the piston 35
Acts in the direction of pushing. Therefore, the torque capacity of the electromagnetic clutch mechanism E can be reduced accordingly.
次に、第８図により、本発明の動力伝達装置の第４の実
施例について説明する。（ａ）は増速機構の断面図、（
ｂ）は第１図における動力伝達装置Ｃ部分の変形例を示
す断面図で、図中、第１図と同一の構成については同一
番号を付して説明を省略する部分もある。Next, a fourth embodiment of the power transmission device of the present invention will be described with reference to FIG. (a) is a sectional view of the speed increasing mechanism, (
b) is a cross-sectional view showing a modification of the power transmission device C portion in FIG. 1; in the figure, the same components as those in FIG.
本実施例の増速機構りは、第１図で説明した偏心支持体
３０、前輪人力軸１５の先端に回転自在に支持される複
数の遊星ギヤドライブピン５１、偏心支持体３０の内周
にポールベアリング５２を介して回転自在に支持される
偏心遊星ギヤ５３からなり、マウントケース１９ａに形
成されたリングギヤ２６（歯数２＋）と、該偏心遊星ギ
ヤ５３のギヤ（歯数Ｚりが噛合している。偏心遊星ギヤ
５３のビン孔５２の径は遊星ギヤドライブピン５１より
大径で、該ビン５１を遊嵌支持している。The speed increasing mechanism of this embodiment includes the eccentric support 30 described in FIG. It consists of an eccentric planetary gear 53 rotatably supported via a pole bearing 52, and a ring gear 26 (number of teeth 2+) formed on the mount case 19a meshes with a gear (number of teeth Z) of the eccentric planetary gear 53. The diameter of the bottle hole 52 of the eccentric planetary gear 53 is larger than that of the planetary gear drive pin 51, and the bottle 51 is loosely fitted and supported.
また、マウントケース１９ａ、１９ｂの内側には、ポー
ルベアリング２９を介して偏心支持体３ｏが回転自在に
支持されている。該偏心支持体３０は、前記両ギヤ５３
．２６の軸と偏心するように配置されている。Furthermore, an eccentric support body 3o is rotatably supported inside the mount cases 19a, 19b via a pole bearing 29. The eccentric support body 30 is connected to both the gears 53
．． It is arranged so as to be eccentric to the axis of 26.
上記増速機構りの作用について説明すると、多板クラッ
チ３２が係合していない状態でスリップ等により前後輪
に差動が生じた場合、前輸入力軸１５と後輸入力軸１６
との間で相対回転が生じる。To explain the operation of the above-mentioned speed increasing mechanism, when a differential occurs between the front and rear wheels due to slip etc. when the multi-disc clutch 32 is not engaged, the front import power shaft 15 and the rear import power shaft 16
A relative rotation occurs between the two.
前輸入力軸１５、遊星ギヤドライブピン５１が回転する
と、該入力軸１５に対して偏心して設けられた偏心支持
体３０が回転しようとする。このとき、偏心遊星ギヤ５
３は、リングギヤ２６に噛合しているために、偏心支持
体３０が回転するためには、その偏心支持体３０の偏心
軸を公転させなければならない、該公転は偏心支持体３
ｏの回転数として出力される０本実施例における増速比
は次式で与えられる。When the front input force shaft 15 and the planetary gear drive pin 51 rotate, the eccentric support 30 provided eccentrically with respect to the input shaft 15 tends to rotate. At this time, the eccentric planetary gear 5
3 meshes with the ring gear 26, so in order for the eccentric support 30 to rotate, the eccentric shaft of the eccentric support 30 must revolve.
The speed increasing ratio in this embodiment, which is output as the rotational speed of o, is given by the following equation.
増速比−偏心軸公転数／前輪人力軸回転数＝Ｚｚ ／
（ＺＩ Ｚ＊ ）
本実施例においては、歯数差が１でも増速比を大きくす
ることができる。Speed increase ratio - Eccentric shaft revolution speed / Front wheel manual shaft rotation speed = Zz /
(ZI Z*) In this embodiment, even if the difference in the number of teeth is 1, the speed increasing ratio can be increased.
次に、第９図により、本発明の動力伝達装置の第５の実
施例について説明する。（ａ）は増速機構の断面図、（
ｂ）は動力伝達装置ｃ部分の変形例を示す断面図で、図
中、第８図と同一の構成については同一番号を付して説
明を省略する部分もある。Next, a fifth embodiment of the power transmission device of the present invention will be described with reference to FIG. (a) is a sectional view of the speed increasing mechanism, (
b) is a cross-sectional view showing a modified example of the power transmission device c portion; in the figure, the same components as those in FIG. 8 are designated by the same numbers, and the description thereof is omitted.
本実施例の増速機構りが、第８図で説明したものと相違
する点は、偏心遊星ギヤ５３のギヤ（歯数２１ ＞をエ
ピトロコイド曲線とし、該偏心遊星ギヤ５３とマウント
ケース１９ａとの間に外ローラ５５（数２１）を介在さ
せた点である０本実施例による増速比は前記実施例と同
一であるが、外ローラ５５によって滑り接触が転がり接
触に変換されるため、ギヤの歯先干渉が無（、機械的損
失の少ない極めて高いギヤ比が得られる。The speed increasing mechanism of this embodiment is different from that explained in FIG. The speed increasing ratio according to this embodiment is the same as that of the previous embodiment in that the outer roller 55 (Equation 21) is interposed between the two, but since the outer roller 55 converts sliding contact into rolling contact, There is no interference between the gear teeth (and an extremely high gear ratio with little mechanical loss can be obtained).
第１０図は係止機構として遠心クラッチを用いた本発明
の他の実施例を示す図、第１１図は係止機構として発電
機と電磁クラッチを用いた本発明の他の実施例を示す図
である。Fig. 10 is a diagram showing another embodiment of the present invention using a centrifugal clutch as the locking mechanism, and Fig. 11 is a diagram showing another embodiment of the invention using a generator and an electromagnetic clutch as the locking mechanism. It is.
第１０図に示す例は、プラネタリギヤのサンギヤ側の回
転速度により遠心重り６１に遠心力が発生し、多板クラ
ッチ３２を係合せしめるものである。In the example shown in FIG. 10, a centrifugal force is generated in the centrifugal weight 61 due to the rotational speed of the sun gear side of the planetary gear, and the multi-disc clutch 32 is engaged.
第１１図に示す例は、プラネタリギヤのサンギヤに発電
機６２のローターを連結し、固定子側に出力軸を固定し
たものであり、差動により発電し、電磁クラッチ装置Ｅ
を励磁する。In the example shown in FIG. 11, the rotor of the generator 62 is connected to the sun gear of the planetary gear, and the output shaft is fixed to the stator side. Electricity is generated by a differential, and the electromagnetic clutch device E
Excite.
また、上記のクラッチの他、油圧制御方式の多板クラッ
チ、ビスコスカップリングに適用しても装置の小型化を
図ることができる。Further, in addition to the above clutches, the present invention can also be applied to hydraulically controlled multi-disc clutches and viscose couplings to reduce the size of the device.
なお、本発明は上記実施例に限定されるものではなく種
々の変更が可能である。Note that the present invention is not limited to the above-mentioned embodiments, and various modifications can be made.
例えば、上記実施例においては、４輪駆動車におけるセ
ンターデフ差動制限用クラッチに適用しているが、２輪
・４輪切換用クラッチに適用してもよいし、その他の回
転差を制限するための動力伝達装置用クラッチに適用し
てもよい。For example, in the above embodiment, the clutch is applied to a center differential differential limiting clutch in a four-wheel drive vehicle, but it may also be applied to a two-wheel/four-wheel switching clutch, or to limit other rotational differences. It may be applied to a clutch for a power transmission device.
また、上記実施例においては、センターデフ差動制限用
クラッチを前輸入力軸１５と後輸入力軸の間に配設して
いるが、第１２図で示すように、センターデフ入力軸８
５と後輪駆動軸９５の間に配設してもよいし、第１３図
で示すようにセンターデフ入力軸８５と前輸入力軸１５
の間に配設してもよい。Further, in the above embodiment, the center differential differential limiting clutch is disposed between the front input force shaft 15 and the rear input force shaft, but as shown in FIG. 12, the center differential input shaft 8
5 and the rear wheel drive shaft 95, or as shown in FIG.
It may be placed between.
第１図は本発明の動力伝達装置をセンターデフ付４輪駆
動車に適用した１実施例を示す断面図、第２図は増速機
構の原理を説明するための模式図、第３図は制御装置の
構成図、第４図および第５図並びに第６図および第７図
は本発明の動力伝達装置の第２および第３の実施例を示
し、第４図および第６図は動力伝達装置の断面図、第５
図および第７図は増速機構の原理を説明するための模式
図、第８図および第９図は本発明の動力伝達装置の第４
および第５の実施例を示し、夫々（ａ）は増速機構の断
面図、（ｂ）は動力伝達装置の断面図、第１Ｏ図は係止
機構として遠心クラッチを用いた本発明の他の実施例を
示す図、第１１図は係止機構として発電機と電磁クラッ
チを用いた本発明の他の実施例を示す図、第１２図はセ
ンタデフ制限機構の他の配置例を示す図、第１３図は従
来のセンターデフ付フルタイム式４輪駆動車の駆動力伝
達機構を説明するための図である。
Ｂ・・・差動装置、Ｄ・・・増速機構、Ｅ・・・電磁ク
ラッチ装置、１５・・・一方の回転部材、１６．１９ａ
・・・他方の回転部材、２６・・・リングギヤ、２７・
・・遊星歯車、３０・・・偏心支持体。
出願人 アイシン・エイ・ダブリュ株式会社代理人
弁理士 白 井 博 樹（外５名）第２図
ｚｌ
第３図
第５図
第７図
第１０図
第１１図
手
続
（甫
正
書
（自発）
事件の表示
平成１年特許願第４１２８４号
発明の名称
動力伝達装置
補正をする者
事件との関係Fig. 1 is a sectional view showing one embodiment of the power transmission device of the present invention applied to a four-wheel drive vehicle with a center differential, Fig. 2 is a schematic diagram for explaining the principle of the speed increasing mechanism, and Fig. 3 is The configuration diagrams of the control device, FIGS. 4 and 5, and FIGS. 6 and 7 show second and third embodiments of the power transmission device of the present invention, and FIGS. Cross-sectional view of the device, No. 5
7 and 7 are schematic diagrams for explaining the principle of the speed increasing mechanism, and FIGS. 8 and 9 are schematic diagrams for explaining the principle of the speed increasing mechanism.
and a fifth embodiment, in which (a) is a sectional view of the speed increasing mechanism, (b) is a sectional view of the power transmission device, and Figure 1O is another embodiment of the present invention using a centrifugal clutch as the locking mechanism. 11 is a diagram showing another embodiment of the present invention using a generator and an electromagnetic clutch as a locking mechanism. FIG. 12 is a diagram showing another example of the arrangement of the center differential limiting mechanism. FIG. 13 is a diagram for explaining a driving force transmission mechanism of a conventional full-time four-wheel drive vehicle with a center differential. B... Differential device, D... Speed increasing mechanism, E... Electromagnetic clutch device, 15... One rotating member, 16.19a
...Other rotating member, 26...Ring gear, 27.
... Planetary gear, 30... Eccentric support. Applicant Aisin AW Co., Ltd. Representative Patent Attorney Hiroki Shirai (5 others) Figure 2 zl Figure 3 Figure 5 Figure 7 Figure 10 Figure 11 Procedures (Hoshosho (spontaneous)) Case Indication of 1999 Patent Application No. 41284 Name of the invention Relationship with the person who amends the power transmission device case
Claims (10)
力伝達装置において、該２つの回転部材の間に配設され
一方の回転部材の回転を増速させる増速機構と、該増速
機構の出力部材と他方の回転部材との間に配設されるク
ラッチ装置とを有し、該クラッチ装置の制御により前記
２つの回転部材間の差動を制限することを特徴とする動
力伝達装置。(1) In a power transmission device that transmits power from a drive source to two rotating members, a speed increasing mechanism is provided between the two rotating members and speeds up the rotation of one of the rotating members; A power transmission device comprising a clutch device disposed between an output member of the mechanism and the other rotating member, and limiting differential motion between the two rotating members by controlling the clutch device. .
徴とする請求項１記載の動力伝達装置。(2) The power transmission device according to claim 1, wherein the clutch device is an electromagnetic clutch.
後輪駆動軸であって、前輪駆動軸と後輪駆動軸との間に
差動装置を配設することを特徴とする請求項１または２
記載の動力伝達装置。(3) The two rotating members are a front wheel drive shaft and a rear wheel drive shaft of a four-wheel drive vehicle, and a differential device is disposed between the front wheel drive shaft and the rear wheel drive shaft. Claim 1 or 2
The power transmission device described.
ヤと、他方の回転部材に形成されるリングギヤと、両ギ
ヤに噛合する遊星歯車と、該遊星歯車を一方の回転部材
の軸と偏心して支持するための偏心支持体とを有し、該
偏心支持体と他方の回転部材との間にクラッチ装置を配
設することを特徴とする請求項１ないし３にいずれか記
載の動力伝達装置。(4) The speed increasing mechanism includes a gear formed on one rotating member, a ring gear formed on the other rotating member, a planetary gear meshing with both gears, and a planetary gear connected to the axis of the one rotating member. and an eccentric support for eccentric support, and a clutch device is disposed between the eccentric support and the other rotating member. transmission device.
ヤと、他方の回転部材に形成されるギヤと、大径の内歯
と小径の内歯が並列に一体的に形成された偏心リングギ
ヤとを有し、該偏心リングギヤの小径の内歯がギヤと噛
合し、偏心リングギヤの大径の内歯がギヤと噛合してな
り、さらに、該偏心リングギヤを前記一方の回転部材の
軸と偏心して支持するための偏心支持体とを有し、該偏
心支持体と他方の回転部材との間にクラッチ装置を配設
することを特徴とする請求項１ないし３にいずれか記載
の動力伝達装置。(5) The speed increasing mechanism includes a gear formed on one rotating member, a gear formed on the other rotating member, and large-diameter internal teeth and small-diameter internal teeth that are integrally formed in parallel. an eccentric ring gear, the small-diameter internal teeth of the eccentric ring gear mesh with the gear, the large-diameter internal teeth of the eccentric ring gear mesh with the gear, and the eccentric ring gear is connected to the shaft of the one rotating member. and an eccentric support for eccentric support, and a clutch device is disposed between the eccentric support and the other rotating member. transmission device.
ャリヤと、該キャリヤに軸支されるプラネタリピニオン
と、該プラネタリピニオンと噛合するサンギヤと、他方
の回転部材に取付けられたリングギヤとを有し、前記サ
ンギヤと他方の回転部材との間にクラッチ装置を配設す
ることを特徴とする請求項１ないし３にいずれか記載の
動力伝達装置。(6) The speed increasing mechanism includes a carrier connected to one rotating member, a planetary pinion pivotally supported by the carrier, a sun gear meshing with the planetary pinion, and a ring gear attached to the other rotating member. 4. The power transmission device according to claim 1, further comprising: a clutch device disposed between the sun gear and the other rotating member.
するピストンと多板クラッチとからなり、該多板クラッ
チを増速機構側から押圧可能にするクラッチ伝達部材と
、該クラッチ伝達部材に当接されサンギヤの軸に設けら
れる係止リングとを有し、遊星歯車のギヤの捩じれ角を
、該遊星歯車が回転したときに、多板クラッチ側にスラ
スト力を発生させるよう形成することを特徴とする請求
項６記載の動力伝達装置。(7) The clutch device includes a piston and a multi-disc clutch that are differentially operated by an electromagnetic solenoid, and a clutch transmission member that allows the multi-disc clutch to be pressed from the speed increasing mechanism side, and a clutch transmission member that is in contact with the clutch transmission member. and a locking ring provided on the shaft of the sun gear, and the torsion angle of the gear of the planetary gear is formed so as to generate a thrust force on the multi-plate clutch side when the planetary gear rotates. The power transmission device according to claim 6.
材に対して摺動可能にし、該リングギヤにより多板クラ
ッチを増速機構側から押圧可能にすることを特徴とする
請求項６または７記載の動力伝達装置。(8) The power according to claim 6 or 7, characterized in that the ring gear is made slidable relative to the other rotating member by a pole mechanism, and the multi-disc clutch can be pressed from the speed increasing mechanism side by the ring gear. transmission device.
持される遊星ギヤドライブピンと、一方の回転部材の軸
と偏心して支持される偏心支持体と、該偏心支持体の内
周に回転自在に支持される偏心遊星ギヤと、他方の回転
部材に形成されたリングギヤとを有し、前記偏心遊星ギ
ヤには前記遊星ギヤドライブピンを遊嵌支持するピン孔
が形成され、偏心支持体と他方の回転部材との間にクラ
ッチ装置を配設することを特徴とする請求項１ないし３
にいずれか記載の動力伝達装置。(9) The speed increasing mechanism includes a planetary gear drive pin that is rotatably supported by one rotating member, an eccentric support that is supported eccentrically with respect to the axis of the one rotating member, and an inner circumference of the eccentric support. The eccentric planetary gear has an eccentric planetary gear rotatably supported and a ring gear formed on the other rotating member, the eccentric planetary gear has a pin hole that loosely fits and supports the planetary gear drive pin, and the eccentric support Claims 1 to 3, characterized in that a clutch device is disposed between the rotating member and the other rotating member.
A power transmission device according to any of the above.
とし、該偏心遊星ギヤと他方の回転部材との間に外ロー
ラを介在させたことを特徴とする請求項９記載の動力伝
達装置。(10) The power transmission device according to claim 9, wherein the gear of the eccentric planetary gear has an epitrochoid curve, and an outer roller is interposed between the eccentric planetary gear and the other rotating member.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP4128489A JPH02221743A (en) | 1989-02-21 | 1989-02-21 | Power transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP4128489A JPH02221743A (en) | 1989-02-21 | 1989-02-21 | Power transmission |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH02221743A true JPH02221743A (en) | 1990-09-04 |
Family
ID=12604146
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP4128489A Pending JPH02221743A (en) | 1989-02-21 | 1989-02-21 | Power transmission |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH02221743A (en) |
Cited By (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5415598A (en) * | 1992-06-15 | 1995-05-16 | Mitsubishi Jidosha Kogyo Kabushiki Kaisha | Vehicular left/right drive torque adjusting apparatus |
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| JP2008531957A (en) * | 2005-02-25 | 2008-08-14 | マグナ・シユタイル・フアールツオイクテヒニク・アクチエンゲゼルシヤフト・ウント・コンパニー・コマンデイトゲゼルシヤフト | Integrated differential gear unit for automobiles that controls drive power distribution device |
-
1989
- 1989-02-21 JP JP4128489A patent/JPH02221743A/en active Pending
Cited By (8)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5415598A (en) * | 1992-06-15 | 1995-05-16 | Mitsubishi Jidosha Kogyo Kabushiki Kaisha | Vehicular left/right drive torque adjusting apparatus |
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| JP2009518595A (en) * | 2005-12-14 | 2009-05-07 | マグナ パワートレイン アクツィエンゲゼルシャフト ウント コンパニー コマンディートゲゼルシャフト | Moment distribution system |
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