JPH04254021A - Drive connecting device of four wheel-drive car - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To prevent a tight braking phenomenon and to prevent mechanical inhibition of ABS by forming an oil pump discharge adjusting relief passage on one of rotating shafts connected to front wheels and rear wheels, and providing a pressure regulating member for reducing the passage sectional area by centrifugal force in a relief passage. CONSTITUTION:Discharge oil of an oil pump 15 enters a piston chamber 26, so that the whole of the oil pump 15 is moved to the right by the pressure to connect a multiple disc clutch mechanism 11. The oil discharged into the piston chamber 26 passes through relief passages 36,35,44 to enter a relief chamber 37 and return to the oil pump 15 through a closed space 10a. The characteristic of the drive connecting force produced by the multiple disc clutch mechanism 11 to the relative rotating speed between the first and second rotating shafts 1,2 is controlled by the second relief valve 43.

Description

【発明の詳細な説明】 【０００１】 【産業上の利用分野】本発明は４輪駆動車の前輪駆動軸
と後輪駆動軸とを両回転軸の回転速度差に応じて断続し
うる駆動連結装置に関する。 【０００２】 【従来の技術】従来より、例えば前輪駆動ベースのパー
トタイム式４輪駆動車においては、図１０に示すように
、横置きされたエンジン１０１に変速機１０２が連結さ
れ、変速機１０２から出力されるフロント出力は、変速
機１０２　に内蔵された前輪用デフを介して左右の前輪
に伝達される。また前輪駆動軸に連結されてリヤ出力と
して変速機１０２の後方へ導出された出力軸１０４は、
クラッチ機構１０５のような駆動連結装置を介して後輪
駆動軸１０６に伝達され、この後輪駆動軸１０６から後
輪用デフ１０７を介して左右の後輪に伝達されるように
なっている。 【０００３】上記クラッチ機構としては、噛合い式のド
ッグクラッチあるいは油圧で制御される湿式多板クラッ
チ等が用いられている。 【０００４】ところで、ドッグクラッチを用いた直結式
４輪駆動車においては、旋回時に前後輪間の回転速差度
を吸収できないため、タイトコーナブレーキング現象を
生じる。そのため、特に大舵角時には予め２輪駆動に切
換える必要があり、運転操作が煩わしく、また完全なフ
ルタイム式にはなり得ないものである。また、油圧クラ
ッチを用いたものでは、複雑な油圧制御系が必要になり
、自動変速機のように油圧制御装置を備えた車両には適
するが、手動変速機の場合には適用が困難である。 【０００５】このため、特開昭６０−１０４４２６号　
公報に開示された４輪駆動用駆動連結装置では、前輪駆
動軸と後輪駆動軸との間に両駆動軸の回転速度差に応じ
た油量を吐出するオイルポンプを介装し、このオイルポ
ンプの吐出圧により、両駆動軸を連結するようにしてい
る。 【０００６】しかしながら、上述のような駆動連結装置
では、大きな駆動連結力（カップリングトルク）が得ら
れないばかりでなく、外部の油圧回路と、この油圧回路
から上記オイルポンプの回転するケーシングにオイルを
流通させる機構を必要とし、装置が大型化する欠点があ
った。 【０００７】 【発明が解決しようとする課題】一方、従来より、４輪
駆動車の駆動連結装置としてビスカスカップリングが知
られている。このビスカスカップリングは、小型であり
、かつ前輪駆動軸と後輪駆動軸との回転速度差により駆
動連結力が発生するようになっているため、４輪駆動車
の駆動連結装置として広く用いられているが、ビスカス
カップリングはアンチロック装置（ＡＢＳ）と組合せた
場合、車輪の停止寸前まで駆動連結力を発生させるため
、アンチロック装置の機能を阻害する欠点があった。 【０００８】そこで本発明は、タイトブレーキング現象
を生じるおそれがなく、かつＡＢＳ機能が阻害されるお
それのない４輪駆動車の駆動連結装置を提供することを
目的とする。 【０００９】 【課題を解決するための手段】本発明は、前輪駆動軸に
連結される第１回転軸と後輪駆動軸に連結される第２回
転軸との何れか一方にオイルポンプのロータを連結し、
他方に上記オイルポンプのケーシングを連結し、上記両
回転軸の回転速度差によって上記オイルポンプを駆動し
て、その吐出圧によって上記両回転軸を連結するように
構成した４輪駆動車の駆動連結装置において、上記オイ
ルポンプの吐出圧を調整するリリーフ通路を上記第１お
よび第２回転軸のうちの一方に形成し、上記リリーフ通
路の中途部分に、遠心力の増大に伴って上記リリーフ通
路の通路断面積を縮小させる調圧部材を設けたことを特
徴とする。上記調圧部材は、上記オイルポンプの吐出圧
の増大に伴って上記リリーフ通路の通路断面積を拡大さ
せる手段を備えていることが好ましく、また上記オイル
ポンプを内蔵しかつオイルを内部に封入したカップリン
グ装置内に上記調圧部材が設けられていることが好まし
い。 【００１０】　 【実施例】以下、図面を参照して本発明の実施例につい
て説明する。図１は本発明装置の実施例の断面図で、前
輪駆動ベースの４輪駆動車の前輪駆動軸と後輪駆動軸と
の間に介装されるカップリング装置を示す。このカップ
リング装置１０は、前輪駆動軸に連結される図の右方の
第１回転軸１と、後輪駆動軸に連結される図の左方の第
２回転軸２とを同一軸線上に備えており、第１回転軸１
の先端は第２回転軸２の端部に相対回転可能に支持され
ている。カップリング装置１０内には、多数の摩擦係合
要素を備えた多板クラッチ機構１１が内蔵されている。 カップリング装置１０のケース１４は、第２回転軸２の
端部にその軸線に対して直交するように固着された円板
状壁部１２と、この壁部１２の周縁部から第１回転軸１
側に向って一体に延びる円筒状壁部１３と、この円筒状
壁部１３の開口端にこれを覆うように取付けられた円板
状エンドプレート２９とよりなり、エンドプレート２９
の所要位置に適宜設けられたシール部材を伴ってカップ
リングケース１４の内部にオイルの封入された密閉空間
１０ａが形成されている。エンドプレート２９は、その
中心にボス部２９ａを備えており、このボス部２９ａに
よってそれを貫通する第１回転軸１を軸支している。カ
ップリングケース１４の円筒状壁部１３の内周面は、円
板状壁部１２の近傍の部分が平滑面とされて、後述する
オイルポンプ１５を移動させる油圧シリンダ機構のシリ
ンダを構成し、円筒状壁部１３の内周面の他の部分には
軸線方向にスプライン溝が形成されて、多板クラッチ機
構１１のクラッチシリンダを構成している。 【００１１】カップリングケース１４内には、その円板
状壁部１２に近接してオイルポンプ１５が設けられてい
る。本実施例では、オイルポンプ１５として、図２に示
すような８枚のベーン１６を等間隔に備えた平衡形ベー
ンポンプが用いられているが、ギヤポンプその他の形式
のオイルポンプを用いることも可能である。オイルポン
プ１５のロータ１７は、第１回転軸１の端部近傍にスプ
ライン係合されて第１回転軸１とともに回転し、かつ第
１回転軸１の軸線方向に移動可能となっている。ロータ
１７の第２回転軸２側の面には、第１回転軸１が貫通す
る中心孔と同軸的に円筒状のボス部１７ａが突設されて
いる。オイルポンプ１５のケーシングは、ベーン１６が
摺接する内周面１８ａを備えたカムリング１８と、この
カムリング１８を挟んでその両側にボルト１９によって
固定された側壁２０、２１とよりなり、カムリング１８
および両側壁２０、２１によって作動室２２が形成され
、この作動室２２内にロータ１７が収容されている。 【００１２】上記両側壁２０、２１のうち、多板クラッ
チ機構１１側の側壁２０は、その外周部において、前述
したカップリングケース１４の円筒状壁部１３の内周面
にスプライン係合されて第２回転軸２とともに回転し、
かつ第１回転軸１の外周に摺接して軸線方向に移動可能
に嵌着されている。また側壁２０には、カップリングケ
ース１４内のオイルを充填された密閉空間１０ａとオイ
ルポンプ１５の作動室２２とを連通する４個のオイル吸
入ポート２３が図３に示すような位置関係をもって形成
され、かつこれらオイル吸入ポート２２の作動室２２に
臨む開口部には、カップリング装置１０の密閉空間１０
ａ内から作動室２２内へのオイルの吸入のみを許容する
チャックバルブとしてのリードバルブ２４がそれぞれ取
付けられている。さらに側壁２０の多板クラッチ機構１
１側の面には、多板クラッチ機構１１の摩擦係合要素を
締結方向に押圧するための突壁部２０ａが環状に形成さ
れ、この突壁部２０ａに、放射方向に延びるオイル通路
２５が形成されている。 【００１３】オイルポンプ１５の両側壁２０、２１のう
ち、カップリングケース１４の円板状壁部１２側の側壁
２１は、カップリングケース１４の円筒状壁部１３の端
部をシリンダとする油圧シリンダ機構のピストンを構成
している。この側壁２１は、ロータ１７のボス部１７ａ
の外周に遊嵌され、かつカップリングケース１４の円板
状壁部１２との間にピストン室２６を形成している。ま
た側壁２１には、オイルポンプ１５の作動室２２とピス
トン室２６とを連通する４個のオイル吐出ポート２７が
図３に示すような位置関係をもって形成され、かつこれ
らオイル吐出ポート２７のピストン室２６に臨む開口部
には、作動室２２内からピストン室２６内へのオイルの
吐出のみを許容するチャックバルブとしてのリードバル
ブ２８がそれぞれ取付けられている。 【００１４】このように、オイルポンプ１５のロータ１
７が第１回転軸１にスプライン係合され、ボルト１９に
よってカムリング１８の両側に固定された両側壁２０、
２１のうち、多板クラッチ機構１１側の側壁２０の外周
部がカップリングケース１４の円筒状壁部１３の内周面
にスプライン係合され、かつ他方の側壁２１の外周部が
カップリングケース１４の円筒状壁部１３の内周面に摺
接されていることにより、オイルポンプ１５は第１回転
軸１と第２回転軸２との回転速度差によって作動され、
かつオイルポンプ１５全体が第１回転軸１の外周に沿っ
てその軸線方向に移動可能になっている。そして、オイ
ルポンプ１５の側壁２１とカップリングケース１４の円
板状壁部１２との間に形成されているピストン室２６内
にオイルポンプ１５の吐出圧が導入されることにより、
この吐出圧によってオイルポンプ１５全体が多板クラッ
チ機構１１側に摺動し、側壁２０の突壁部２０ａが多板
クラッチ機構１１の摩擦係合要素を押圧してこれを締結
するように構成されている。 【００１５】多板クラッチ機構１１は、図４〜図６に示
すように、第１回転軸１に固定された円筒状クラッチハ
ブ３０を備えており、このクラッチハブ３０の外周面に
スプライン係合された複数の環状クラッチ板３１と、第
２回転軸２に固定されたクラッチシリンダとしてのカッ
プリングケース１４の円筒状壁部１３の内周面にスプラ
イン係合された複数のプレッシャプレート３２とを備え
ており、クラッチ板３１とプレッシャプレート３２とは
交互に配置されて摩擦係合要素を構成している。この場
合、図５に示すように、プレッシャプレート３２の外周
縁に沿って形成されたスプライン歯３２ａは、カップリ
ングケース１４の円筒状壁部１３の内周面に所定のピッ
チで形成されたスプライン溝１３ａに対して１つおきに
設けられ、これによって歯３２ａの存在しないスプライ
ン溝１３ａがオイル通路３３を形成している。同様に、
図６に示すように、クラッチ板３１の内周縁に沿って形
成されたスプライン歯３１ａは、クラッチハブ３０の外
周面に所定のピッチで形成されたスプライン溝３０ａに
対して１つおきに設けられ、これによって歯３１ａの存
在しないスプライン溝３０ａがオイル通路３４を形成し
ている。 【００１６】一方、第１回転軸１には、その軸線に沿っ
て延びるオイルのリリーフ通路３５と、このリリーフ通
路３５の第２回転軸２の近傍から放射方向に延びてピス
トン室２６に連通するリリーフ通路３６と、リリーフ通
路３５のエンドプレート２９の近傍から放射方向に延び
てエンドプレート２９とクラッチハブ３０との間のリリ
ーフ室３７内に連通するリリーフ通路３８とを備えてい
る。リリーフ通路３５の両端は第２回転軸２および栓部
材３９によって閉塞されている。また、リリーフ通路３
５と３８との間の接続部には、スプリング４０で付勢さ
れたボールよりなるチェックバルブ式の第１リリーフ弁
４２が設けられている。この第１リリーフ弁４２は、ピ
ストン室２６内の油圧が所定値以上となったとき、ピス
トン室２６内のオイルを上記室３７内にリリーフする機
能を有する。リリーフ室３７は、空状態のスプライン溝
１３ａおよび３０ａによって形成されたオイル通路３３
、３４（図５、図６参照）およびオイルポンプ１５の側
壁２０の突壁部２０ａに形成されたオイル通路２５を通
じてカップリング装置１０内の密閉空間１０ａに連通し
ている。 【００１７】さらにカップリング１０は、第１回転軸１
の回転に伴う遠心力によって作動して調圧を行なうガバ
ナ式の第２リリーフ弁４３を備えている。この第２リリ
ーフ弁４３は、図７から特に明らかなように、リリーフ
通路３５の途中からリリーフ室３７に連通するように斜
めに形成されたリリーフ通路４４を開閉すべく設けられ
たものであり、第２リリーフ弁４３は第１回転軸１の回
転数の増大による遠心力の増大に伴ってリリーフ通路４
４の開口断面積を縮小するように動作する。第１回転軸
１には、この回転軸１内を上記軸線方向に延びるリリー
フ通路３５とこのリリーフ通路３５からリリーフ室３７
に向って斜めに形成されたリリーフ通路４４との交差領
域において断面円形の透孔４５がリリーフ通路３５と直
交するように形成されており、第２リリーフ弁４３は、
透孔４５に摺動自在に設けられた弁体４６と、オイル通
路４４側とは反対側においてカップリング装置１０内の
密閉空間１０ａ内に突出する弁体４６の先端部４６ａに
取付けられたウエイト４７とによって構成されている。 【００１８】オイル通路３５からウエイト４７寄りの透
孔部分４５ａは他の部分よりも小径とされている。また
弁体４６の中間部は図８から明らかなように細径部４６
ｂ（外径Ｄ１）とされ、これによって弁体４６の周囲に
リリーフ通路３５に通じる環状のオイル通路４８が形成
されて、リリーフ通路３５が弁体４６によって中断され
ず、かつリリーフ通路３５と４４とが連通するようにな
っている。細径部４６ｂに関してウエイト４７側とは反
対側の弁体部分４６ｃ（外径Ｄ３）は、透孔部分４５ａ
内にある弁体部分４６ｄ（外径Ｄ２）よりも大径とされ
（Ｄ３＞Ｄ２＞Ｄ１）、これによって細径部４６ｂと大
径の弁体部分４６ｃとの間の段部４６ｅに加わる油圧が
、細径部４６ｂとウエイト４７側の弁体部分４６ｄとの
間の段部４６ｆに加わる油圧よりも常に大きくなってい
る。したがって、弁体４６は、オイルポンプ１５の吐出
圧によってウエイト４７側とは反対方向に、すなわちリ
リーフ通路４４の通路断面積を拡大させる方向に付勢さ
れており、第１回転軸１の回転数が低いときには、弁体
４６は、図７に示すように、ウエイト４７が第１回転軸
１の外周面に当接した位置に保持されている。この状態
では、大径の弁体部分４６ｃ側の段部４６ｅがリリーフ
通路４４の開口部の下方（図７において）の周縁にほぼ
一致していることにより、第２リリーフ弁４３はリリー
フ通路４４の通路断面積が最大となる状態に保っている
。 すなわち、この状態では、第２リリーフ弁４３によるリ
リーフ量は最大となっている。そして第１回転軸１の回
転数すなわち入力回転数が増大すると、ウエイト４７に
作用する遠心力によって弁体４６は油圧に抗して図７の
上方へ移動を開始するが、すなわち、リリーフ通路４４
の通路断面積を縮小させる方向に移動を開始するが、第
１回転軸１と第２回転軸２との間の相対回転数が増大す
ると、オイルポンプ１５の吐出圧が増大するため、リリ
ーフ通路４４の通路断面積を拡大させる方向に弁体４６
を付勢する力も増大することになる。なお、弁体４６の
ウエイト４７側とは反対側の端部にはストッパとしてフ
ランジ４６ｇが形成されており、さらにクラッチハブ３
０には、ダイナミックバランスを得るために、第１回転
軸１の軸線に関してウエイト４７とは反対側の内周面に
カウンタウエイト４８が取付けられている。 【００１９】以上が本実施例の構成であるが、前記した
ように、オイルポンプ１５の側壁２１とカップリングケ
ース１４の円板状壁部１２との間に形成されているピス
トン室２６内に、オイルポンプ１５から吐出されるオイ
ルの吐出圧によって、オイルポンプ１５全体が図１の右
方向に移動し、これによって、多板クラッチ機構１１の
摩擦係合要素が吐出圧に応じた力が押圧され、多板クラ
ッチ機構１１が締結される。ピストン室２６に吐出され
たオイルはリリーフ通路３６を通ってリリーフ通路３５
へ入り、さらにリリーフ通路４４からリリーフ室３７へ
入り、オイル通路３３、２５および３４を通って密閉空
間１０ａ内に戻り、オイルポンプ１５に吸入される。そ
して、第１および第２回転軸１、２間の相対回転数（回
転数差）に対する多板クラッチ機構１１による第１およ
び第２回転軸１、２の駆動連結力（カップリングトルク
）の特性は、上述した第２リリーフ弁４３の作用によっ
て、図９に示すようなものとなり、入力回転数（第１回
転軸１の回転数）をパラメータとする調圧特性が得られ
ることになる。この場合、図９から明らかなように、第
２リリーフ弁４３の作用によって、入力回転数が小さい
程、すなわち車速が低い程、駆動連結力が減少し、５０
０ｒｐｍ以下では駆動連結力はゼロとなっている。した
がってタイトコーナブレーキング現象を生じるおそれが
なく、またＡＢＳ機能が阻害されるおそれもなくなる。 そしてオイルポンプ１５の吐出圧が必要以上に高くなれ
ば、第１リリーフ弁４２が動作して、オイルをリリーフ
通路３８を通じてリリーフするようになっている。 【００２０】 【発明の効果】本発明によれば、リリーフ通路の途中部
分に、遠心力の増大に伴ってリリーフ通路の通路断面積
を縮小させる調圧部材を備えているため、車速が低い程
駆動連結力が小さくなるため、タイトコーナブレーキン
グ現象が生じるおそれがなく、かつＡＢＳ機能を阻害す
るおそれもない利点がある。また、上記調圧部材が、オ
イルポンプの吐出圧の増大に伴ってリリーフ通路の通路
断面積を拡大させる手段を備えている場合、入力回転数
が高くなる程、大きい駆動連結力を得ることができる。 さらにオイルポンプを内蔵し、かつオイルを内部に封入
したカップリング装置内に上記調圧部材を設けることに
より、全体の構成をコンパクトなものとすることができ
る。Detailed Description of the Invention [0001] [Industrial Application Field] The present invention relates to a drive connection that can connect and disconnect a front wheel drive shaft and a rear wheel drive shaft of a four-wheel drive vehicle according to the rotational speed difference between the two rotary shafts. Regarding equipment. [0002] Conventionally, for example, in a part-time four-wheel drive vehicle based on front wheel drive, a transmission 102 is connected to a horizontally placed engine 101, as shown in FIG. The front power output from the transmission 102 is transmitted to the left and right front wheels via a front wheel differential built into the transmission 102. Further, an output shaft 104 connected to the front wheel drive shaft and led out to the rear of the transmission 102 as a rear output is
It is transmitted to the rear wheel drive shaft 106 via a drive coupling device such as a clutch mechanism 105, and from this rear wheel drive shaft 106 to the left and right rear wheels via a rear wheel differential 107. [0003] As the clutch mechanism, a dog clutch of dog type, a wet type multi-disc clutch controlled by hydraulic pressure, or the like is used. By the way, in a direct-coupled four-wheel drive vehicle using a dog clutch, the difference in rotational speed between the front and rear wheels cannot be absorbed when turning, so a tight corner braking phenomenon occurs. Therefore, especially when the steering angle is large, it is necessary to switch to two-wheel drive in advance, which makes the driving operation cumbersome and cannot be a complete full-time system. In addition, those using hydraulic clutches require a complex hydraulic control system, which is suitable for vehicles equipped with hydraulic control devices such as automatic transmissions, but is difficult to apply in the case of manual transmissions. . [0005] For this reason, Japanese Patent Application Laid-Open No. 60-104426
In the four-wheel drive drive coupling device disclosed in the publication, an oil pump is interposed between the front wheel drive shaft and the rear wheel drive shaft, and the oil pump discharges an amount of oil according to the rotational speed difference between the two drive shafts. Both drive shafts are connected by the discharge pressure of the pump. However, with the drive coupling device as described above, not only is it not possible to obtain a large drive coupling force (coupling torque), but also oil is not supplied to the external hydraulic circuit and the rotating casing of the oil pump from this hydraulic circuit. This requires a mechanism for distributing the water, which has the disadvantage of increasing the size of the device. [0007] On the other hand, viscous couplings have been conventionally known as drive coupling devices for four-wheel drive vehicles. This viscous coupling is widely used as a drive coupling device for four-wheel drive vehicles because it is small and generates drive coupling force due to the difference in rotational speed between the front wheel drive shaft and the rear wheel drive shaft. However, when a viscous coupling is combined with an anti-lock system (ABS), it generates a driving coupling force until the wheels are on the verge of stopping, which has the disadvantage of inhibiting the function of the anti-lock system. SUMMARY OF THE INVENTION Accordingly, an object of the present invention is to provide a drive coupling device for a four-wheel drive vehicle that is free from the risk of tight braking occurring and the risk of inhibiting the ABS function. Means for Solving the Problems [0009] The present invention provides an oil pump with a rotor attached to either one of a first rotation shaft connected to a front wheel drive shaft and a second rotation shaft connected to a rear wheel drive shaft. concatenate,
A drive connection for a four-wheel drive vehicle, in which a casing of the oil pump is connected to the other end, the oil pump is driven by the rotational speed difference between the two rotating shafts, and the two rotating shafts are connected by the discharge pressure thereof. In the apparatus, a relief passage for adjusting the discharge pressure of the oil pump is formed in one of the first and second rotating shafts, and a relief passage is formed in the middle of the relief passage as centrifugal force increases. It is characterized by providing a pressure regulating member that reduces the cross-sectional area of the passage. It is preferable that the pressure regulating member includes means for expanding the passage cross-sectional area of the relief passage as the discharge pressure of the oil pump increases, and further includes a built-in means for enlarging the passage cross-sectional area of the relief passage as the discharge pressure of the oil pump increases. Preferably, the pressure regulating member is provided within the coupling device. [Embodiments] Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a sectional view of an embodiment of the device of the present invention, showing a coupling device interposed between a front wheel drive shaft and a rear wheel drive shaft of a four-wheel drive vehicle based on front wheel drive. This coupling device 10 connects a first rotating shaft 1 on the right side of the figure that is connected to the front wheel drive shaft and a second rotating shaft 2 on the left side of the figure that is connected to the rear wheel drive shaft on the same axis. The first rotating shaft 1
The tip is supported by the end of the second rotating shaft 2 so as to be relatively rotatable. A multi-disc clutch mechanism 11 including a large number of frictional engagement elements is built into the coupling device 10 . The case 14 of the coupling device 10 includes a disc-shaped wall portion 12 fixed to the end of the second rotating shaft 2 so as to be perpendicular to the axis thereof, and a peripheral portion of the wall portion 12 extending from the peripheral edge of the second rotating shaft 2 to the first rotating shaft. 1
The end plate 29 consists of a cylindrical wall portion 13 that integrally extends toward the side, and a disc-shaped end plate 29 that is attached to the open end of the cylindrical wall portion 13 so as to cover it.
A sealed space 10a filled with oil is formed inside the coupling case 14 with seal members appropriately provided at required positions. The end plate 29 is provided with a boss portion 29a at its center, and the first rotating shaft 1 passing through the boss portion 29a is pivotally supported by the boss portion 29a. The inner peripheral surface of the cylindrical wall portion 13 of the coupling case 14 has a smooth surface in the vicinity of the disc-shaped wall portion 12, and constitutes a cylinder of a hydraulic cylinder mechanism for moving an oil pump 15, which will be described later. Spline grooves are formed in the axial direction in other parts of the inner circumferential surface of the cylindrical wall portion 13 to constitute a clutch cylinder of the multi-disc clutch mechanism 11. An oil pump 15 is provided within the coupling case 14 in close proximity to the disk-shaped wall portion 12 thereof. In this embodiment, a balanced vane pump having eight vanes 16 equally spaced as shown in FIG. 2 is used as the oil pump 15, but it is also possible to use a gear pump or other types of oil pumps. be. The rotor 17 of the oil pump 15 is spline-engaged near the end of the first rotating shaft 1 to rotate together with the first rotating shaft 1 and to be movable in the axial direction of the first rotating shaft 1 . A cylindrical boss portion 17a is provided on the surface of the rotor 17 on the second rotating shaft 2 side, coaxially with the center hole through which the first rotating shaft 1 passes. The casing of the oil pump 15 consists of a cam ring 18 having an inner circumferential surface 18a on which the vane 16 slides, and side walls 20 and 21 fixed with bolts 19 on both sides of the cam ring 18.
A working chamber 22 is formed by both side walls 20 and 21, and the rotor 17 is accommodated within this working chamber 22. Of the both side walls 20 and 21, the side wall 20 on the multi-disc clutch mechanism 11 side is spline-engaged with the inner peripheral surface of the cylindrical wall portion 13 of the coupling case 14 at its outer peripheral portion. rotates together with the second rotating shaft 2,
Moreover, it is fitted so as to be able to slide in sliding contact with the outer periphery of the first rotating shaft 1 and to be movable in the axial direction. In addition, four oil suction ports 23 are formed in the side wall 20 in a positional relationship as shown in FIG. and the openings of these oil suction ports 22 facing the working chamber 22 are connected to the sealed space 10 of the coupling device 10.
A reed valve 24 is installed as a chuck valve that only allows oil to be sucked into the working chamber 22 from inside a. Furthermore, the multi-disc clutch mechanism 1 of the side wall 20
An annular projecting wall portion 20a for pressing the frictional engagement element of the multi-disc clutch mechanism 11 in the engagement direction is formed on the first side surface, and an oil passage 25 extending in the radial direction is formed in the projecting wall portion 20a. It is formed. Of the both side walls 20 and 21 of the oil pump 15, the side wall 21 on the side of the disc-shaped wall portion 12 of the coupling case 14 has a hydraulic pressure that uses the end of the cylindrical wall portion 13 of the coupling case 14 as a cylinder. It constitutes the piston of the cylinder mechanism. This side wall 21 is a boss portion 17a of the rotor 17.
A piston chamber 26 is loosely fitted around the outer periphery of the coupling case 14 and forms a piston chamber 26 between the coupling case 14 and the disc-shaped wall 12 of the coupling case 14 . Further, four oil discharge ports 27 are formed in the side wall 21 to communicate the working chamber 22 of the oil pump 15 with the piston chamber 26, and have a positional relationship as shown in FIG. A reed valve 28 as a chuck valve that only allows oil to be discharged from the working chamber 22 into the piston chamber 26 is attached to the opening facing the piston chamber 26 . In this way, the rotor 1 of the oil pump 15
7 is spline-engaged with the first rotating shaft 1, and both side walls 20 are fixed to both sides of the cam ring 18 by bolts 19;
21, the outer circumferential portion of the side wall 20 on the side of the multi-disc clutch mechanism 11 is spline engaged with the inner circumferential surface of the cylindrical wall portion 13 of the coupling case 14, and the outer circumferential portion of the other side wall 21 is connected to the coupling case 14. Since the oil pump 15 is in sliding contact with the inner circumferential surface of the cylindrical wall portion 13 of
In addition, the entire oil pump 15 is movable in the axial direction along the outer periphery of the first rotating shaft 1. Then, the discharge pressure of the oil pump 15 is introduced into the piston chamber 26 formed between the side wall 21 of the oil pump 15 and the disc-shaped wall portion 12 of the coupling case 14.
This discharge pressure causes the entire oil pump 15 to slide toward the multi-disc clutch mechanism 11, and the projecting wall portion 20a of the side wall 20 presses the frictional engagement element of the multi-disc clutch mechanism 11 to engage it. ing. As shown in FIGS. 4 to 6, the multi-disc clutch mechanism 11 includes a cylindrical clutch hub 30 fixed to the first rotating shaft 1, and a spline engagement is formed on the outer peripheral surface of the clutch hub 30. a plurality of annular clutch plates 31 fixed to the second rotating shaft 2, and a plurality of pressure plates 32 spline-engaged to the inner peripheral surface of the cylindrical wall portion 13 of the coupling case 14 as a clutch cylinder fixed to the second rotating shaft 2. The clutch plates 31 and pressure plates 32 are arranged alternately to constitute a frictional engagement element. In this case, as shown in FIG. 5, the spline teeth 32a formed along the outer peripheral edge of the pressure plate 32 are replaced by spline teeth 32a formed along the outer peripheral edge of the pressure plate 32. The spline grooves 13a, which are provided every other groove 13a and have no teeth 32a, form the oil passage 33. Similarly,
As shown in FIG. 6, spline teeth 31a formed along the inner peripheral edge of the clutch plate 31 are provided at every other spline groove 30a formed at a predetermined pitch on the outer peripheral surface of the clutch hub 30. As a result, the spline groove 30a without teeth 31a forms an oil passage 34. On the other hand, the first rotating shaft 1 has an oil relief passage 35 extending along its axis, and an oil relief passage 35 that extends radially from the vicinity of the second rotating shaft 2 and communicates with the piston chamber 26. The relief passage 36 includes a relief passage 36 and a relief passage 38 extending radially from the vicinity of the end plate 29 of the relief passage 35 and communicating with a relief chamber 37 between the end plate 29 and the clutch hub 30. Both ends of the relief passage 35 are closed by the second rotating shaft 2 and the plug member 39. In addition, relief passage 3
A first relief valve 42 of a check valve type made of a ball biased by a spring 40 is provided at the connecting portion between 5 and 38. The first relief valve 42 has a function of relieving the oil in the piston chamber 26 into the chamber 37 when the oil pressure in the piston chamber 26 exceeds a predetermined value. The relief chamber 37 is an oil passage 33 formed by the empty spline grooves 13a and 30a.
, 34 (see FIGS. 5 and 6) and an oil passage 25 formed in the projecting wall portion 20a of the side wall 20 of the oil pump 15 to communicate with the sealed space 10a in the coupling device 10. Furthermore, the coupling 10 is connected to the first rotating shaft 1
The second relief valve 43 is provided with a governor type second relief valve 43 which is actuated by the centrifugal force caused by the rotation of the valve and regulates the pressure. As is particularly clear from FIG. 7, the second relief valve 43 is provided to open and close a relief passage 44 that is formed diagonally so as to communicate with the relief chamber 37 from the middle of the relief passage 35. The second relief valve 43 opens the relief passage 4 as the centrifugal force increases due to the increase in the rotational speed of the first rotating shaft 1.
The opening cross-sectional area of No. 4 is reduced. The first rotating shaft 1 includes a relief passage 35 extending in the axial direction within the rotating shaft 1, and a relief chamber 37 extending from the relief passage 35 to the first rotating shaft 1.
A through hole 45 having a circular cross section is formed to be orthogonal to the relief passage 35 in the area of intersection with the relief passage 44 formed obliquely toward the relief passage 35, and the second relief valve 43 is
A valve body 46 is slidably provided in the through hole 45, and a weight is attached to the tip 46a of the valve body 46 that projects into the sealed space 10a in the coupling device 10 on the side opposite to the oil passage 44 side. 47. The through-hole portion 45a near the weight 47 from the oil passage 35 has a smaller diameter than other portions. Further, as is clear from FIG. 8, the middle part of the valve body 46 has a narrow diameter part 46.
b (outer diameter D1), thereby forming an annular oil passage 48 communicating with the relief passage 35 around the valve body 46, so that the relief passage 35 is not interrupted by the valve body 46 and the relief passages 35 and 44 are The two are now in communication. The valve body portion 46c (outer diameter D3) on the side opposite to the weight 47 side with respect to the narrow diameter portion 46b has a through-hole portion 45a.
The diameter is larger than that of the inner valve body portion 46d (outer diameter D2) (D3>D2>D1), thereby increasing the hydraulic pressure applied to the stepped portion 46e between the small diameter portion 46b and the large diameter valve portion 46c. is always larger than the hydraulic pressure applied to the stepped portion 46f between the narrow diameter portion 46b and the valve body portion 46d on the weight 47 side. Therefore, the valve body 46 is urged by the discharge pressure of the oil pump 15 in a direction opposite to the weight 47 side, that is, in a direction that increases the passage cross-sectional area of the relief passage 44, and the rotation speed of the first rotating shaft 1 When is low, the valve body 46 is held at a position where the weight 47 is in contact with the outer circumferential surface of the first rotating shaft 1, as shown in FIG. In this state, the step portion 46e on the side of the large-diameter valve body portion 46c almost coincides with the lower peripheral edge of the opening of the relief passage 44 (in FIG. The cross-sectional area of the passage is maintained at its maximum. That is, in this state, the amount of relief provided by the second relief valve 43 is at its maximum. When the rotational speed of the first rotating shaft 1, that is, the input rotational speed increases, the centrifugal force acting on the weight 47 causes the valve body 46 to start moving upward in FIG. 7 against the hydraulic pressure.
However, as the relative rotational speed between the first rotating shaft 1 and the second rotating shaft 2 increases, the discharge pressure of the oil pump 15 increases. Valve body 46 in the direction of expanding the passage cross-sectional area of 44.
The force that urges will also increase. A flange 46g is formed as a stopper at the end of the valve body 46 opposite to the weight 47 side, and furthermore, a flange 46g is formed as a stopper.
In order to obtain dynamic balance, a counterweight 48 is attached to the inner circumferential surface of the first rotary shaft 1 on the opposite side to the weight 47 with respect to the axis of the first rotating shaft 1. The above is the configuration of this embodiment. As mentioned above, the piston chamber 26 formed between the side wall 21 of the oil pump 15 and the disk-shaped wall portion 12 of the coupling case 14 has a , the entire oil pump 15 moves to the right in FIG. 1 due to the discharge pressure of the oil discharged from the oil pump 15, and as a result, the frictional engagement element of the multi-disc clutch mechanism 11 is pressed by a force corresponding to the discharge pressure. Then, the multi-disc clutch mechanism 11 is engaged. The oil discharged into the piston chamber 26 passes through the relief passage 36 and into the relief passage 35.
The oil then enters the relief chamber 37 through the relief passage 44, returns to the sealed space 10a through the oil passages 33, 25, and 34, and is sucked into the oil pump 15. The characteristics of the driving coupling force (coupling torque) of the first and second rotating shafts 1 and 2 by the multi-disc clutch mechanism 11 with respect to the relative rotational speed (rotational speed difference) between the first and second rotating shafts 1 and 2. is as shown in FIG. 9 due to the action of the second relief valve 43 described above, and a pressure regulating characteristic using the input rotation speed (the rotation speed of the first rotating shaft 1) as a parameter is obtained. In this case, as is clear from FIG. 9, due to the action of the second relief valve 43, the lower the input rotation speed, that is, the lower the vehicle speed, the lower the driving coupling force is,
The driving coupling force is zero below 0 rpm. Therefore, there is no possibility that tight corner braking will occur, and there is no possibility that the ABS function will be inhibited. If the discharge pressure of the oil pump 15 becomes higher than necessary, the first relief valve 42 operates to relieve oil through the relief passage 38. [0020]According to the present invention, since the pressure regulating member is provided in the middle of the relief passage to reduce the passage cross-sectional area of the relief passage as centrifugal force increases, the lower the vehicle speed, the lower the vehicle speed. Since the drive coupling force is reduced, there is an advantage that there is no risk of tight corner braking occurring and there is no risk of inhibiting the ABS function. Furthermore, if the pressure regulating member is provided with means for expanding the passage cross-sectional area of the relief passage as the discharge pressure of the oil pump increases, the higher the input rotation speed, the greater the drive coupling force can be obtained. can. Furthermore, by providing the pressure regulating member in a coupling device that incorporates an oil pump and seals oil inside, the overall configuration can be made compact.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

【図１】本発明装置の実施例を示す縦断面図である。FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing an embodiment of the device of the present invention.

【図２】図１のＩＩ−ＩＩ線に沿った断面図である。FIG. 2 is a sectional view taken along line II-II in FIG. 1;

【図３】オイルポンプの動作を示す説明図である。FIG. 3 is an explanatory diagram showing the operation of the oil pump.

【図４】図１のＩＶ−ＩＶ線に沿った断面図である。FIG. 4 is a sectional view taken along line IV-IV in FIG. 1;

【図５】多板クラッチ機構のプレッシャプレートとカッ
プリングケースとのスプライン係合状態を示す部分的拡
大断面図である。FIG. 5 is a partially enlarged sectional view showing a spline engagement state between the pressure plate and the coupling case of the multi-plate clutch mechanism.

【図６】多板クラッチ機構のクラッチ板とクラッチハブ
とのスプライン係合状態を示す部分的拡大断面図である
。FIG. 6 is a partially enlarged cross-sectional view showing a spline engagement state between a clutch plate and a clutch hub of the multi-disc clutch mechanism.

【図７】図１のガバナ式リリーフ弁部分の拡大断面図で
ある。7 is an enlarged sectional view of the governor type relief valve portion of FIG. 1. FIG.

【図８】ガバナ式リリーフ弁の弁体の側面図である。FIG. 8 is a side view of the valve body of the governor type relief valve.

【図９】ガバナ式リリーフ弁による調圧特性を示すグラ
フである。FIG. 9 is a graph showing pressure regulation characteristics by a governor type relief valve.

【図１０】従来の４輪駆動車の駆動力伝達系を示す概略
図である。FIG. 10 is a schematic diagram showing a driving force transmission system of a conventional four-wheel drive vehicle.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１　　　　　　　　　　　　第１回転軸２　　　　　　
　　　　　　第２回転軸１０　　　　　　　　　　カッ
プリング装置１１　　　　　　　　　　多板クラッチ機
構１４　　　　　　　　　　カップリングケース１５　
　　　　　　　　　オイルポンプ１６　　　　　　　　
　　ベーン １７　　　　　　　　　　オイルポンプのロータ１８　
　　　　　　　　　オイルポンプのカムリング２０、２
１　　　　オイルポンプの側壁２６　　　　　　　　　
　ピストン室 ２９　　　　　　　　　　エンドプレート３０　　　　
　　　　　　クラッチハブ３５、３６　　　　リリーフ
通路 ３７　　　　　　　　　　リリーフ室 ４２　　　　　　　　　　チャックバルブ式リリーフ弁
４３　　　　　　　　　　ガバナ式リリーフ弁４４　　
　　　　　　　　リリーフ通路４６　　　　　　　　　
　弁体 ４７　　　　　　　　　　ウエイト1 First rotating shaft 2
Second rotating shaft 10 Coupling device 11 Multi-plate clutch mechanism 14 Coupling case 15
oil pump 16
Vane 17 Oil pump rotor 18
Oil pump cam ring 20, 2
1 Oil pump side wall 26
Piston chamber 29 End plate 30
Clutch hubs 35, 36 Relief passage 37 Relief chamber 42 Chuck valve type relief valve 43 Governor type relief valve 44
Relief passage 46
Valve body 47 weight

Claims (3)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】　　前輪駆動軸に連結される第１回転軸と
後輪駆動軸に連結される第２回転軸との何れか一方にオ
イルポンプのロータを連結し、他方に上記オイルポンプ
のケーシングを連結し、上記両回転軸の回転速度差によ
って上記オイルポンプを駆動して、その吐出圧によって
上記両回転軸を連結するように構成した４輪駆動車の駆
動連結装置において、上記オイルポンプの吐出圧を調整
するリリーフ通路を上記第１および第２回転軸のうちの
一方に形成し、上記リリーフ通路の中途部分に、遠心力
の増大に伴って上記リリーフ通路の通路断面積を縮小さ
せる調圧部材を設けたことを特徴とする４輪駆動車の駆
動連結装置。1. A rotor of an oil pump is connected to either one of a first rotation shaft connected to a front wheel drive shaft and a second rotation shaft connected to a rear wheel drive shaft, and a casing of the oil pump is connected to the other. In the drive coupling device for a four-wheel drive vehicle, the oil pump is driven by the rotational speed difference between the two rotating shafts, and the two rotating shafts are coupled by the discharge pressure thereof. A relief passage for adjusting the discharge pressure is formed in one of the first and second rotating shafts, and an adjustment is provided in the middle of the relief passage to reduce the passage cross-sectional area of the relief passage as centrifugal force increases. A drive coupling device for a four-wheel drive vehicle, characterized in that a pressure member is provided. 【請求項２】　　上記調圧部材は、上記オイルポンプの
吐出圧の増大に伴って上記リリーフ通路の通路断面積を
拡大させる手段を備えていることを特徴とする請求項１
記載の４輪駆動車の駆動連結装置。2. The pressure regulating member includes means for expanding the passage cross-sectional area of the relief passage as the discharge pressure of the oil pump increases.
The drive coupling device for the four-wheel drive vehicle described above. 【請求項３】　　上記オイルポンプを内蔵しかつオイル
を内部に封入したカップリング装置内に上記調圧部材が
設けられていることを特徴とする請求項１または２記載
の４輪駆動車の駆動連結装置。3. The drive of a four-wheel drive vehicle according to claim 1 or 2, wherein the pressure regulating member is provided in a coupling device that incorporates the oil pump and seals oil inside. Coupling device.