JPH0550596B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は差動ポンプに関し、前輪および後輪を
同一のエンジンで駆動するための駆動連結装置に
用いて好適の、ギヤ一体型差動ポンプに関する。[Detailed Description of the Invention] [Industrial Application Field] The present invention relates to a differential pump, and a gear-integrated differential pump suitable for use in a drive coupling device for driving front wheels and rear wheels with the same engine. Regarding.

〔従来の技術〕[Conventional technology]

前輪および後輪を同一のエンジンで駆動する４
輪駆動（4WD）車においては、前輪および後輪
のタイヤの有効半径に多少の相違があつたり、旋
回走行における車輪のころがり経路の違いからタ
イヤにすべりを伴い駆動系に無理な力が作用する
ためこれを防止する手段を設ける必要がある。 The front and rear wheels are driven by the same engine 4
In wheel drive (4WD) vehicles, there is a slight difference in the effective radius of the front and rear tires, and the difference in the rolling path of the wheels during cornering can cause tires to slip and excessive force to be applied to the drive system. Therefore, it is necessary to provide a means to prevent this.

このため従来より、フルタイム４輪駆動車では
前輪に駆動力を伝達する第１の回転軸と後輪に駆
動力を伝達する第２の回転軸との間に回転速度差
が生じても駆動力を伝達できるようにセンタデフ
と称する差動装置が用いられており、重量、大き
さおよびコストの面からパートタイム４輪駆動車
に比べて不利であるとともに差動回転が可能であ
ることから４輪駆動を必要とするときに４輪駆動
が達成できない場合があり、デフロツク機構を必
要とする等装置の一層複雑化を招いてしまう。 For this reason, conventionally, in full-time four-wheel drive vehicles, even if there is a difference in rotational speed between the first rotating shaft that transmits driving force to the front wheels and the second rotating shaft that transmits driving force to the rear wheels, the drive A differential device called a center differential is used to transmit power, and it is disadvantageous compared to part-time 4-wheel drive vehicles in terms of weight, size, and cost, and because differential rotation is possible. There are cases where four-wheel drive cannot be achieved when wheel drive is required, and the device becomes even more complex, such as requiring a deflock mechanism.

一方、パートタイム４輪駆動車にあつてはセン
タデフを設置しないものが多く、旋回走行により
生ずるタイトコーナブレーキング現象等４輪駆動
による不具合がある場合には運転者による操作で
２輪駆動とするよう構成されており、運転操作が
煩雑となる欠点がある。 On the other hand, many part-time 4-wheel drive vehicles do not have a center differential, and if there are problems with 4-wheel drive such as tight corner braking caused by cornering, the driver must operate 2-wheel drive. However, there is a drawback that the driving operation is complicated.

そこで、第１の回転軸と第２の回転軸との間に
相互に駆動力を伝達しうる差動ポンプ式連結機構
をそなえた４輪駆動用駆動連結装置を装備するこ
とが考えられる。この場合において、差動ポンプ
式連結機構をＴ／Ｍケース内に装備すると動力伝
達上また設置スペース上好適である。 Therefore, it is conceivable to equip a four-wheel drive drive coupling device that includes a differential pump type coupling mechanism that can mutually transmit driving force between the first rotation shaft and the second rotation shaft. In this case, it is preferable to install the differential pump type coupling mechanism inside the T/M case in terms of power transmission and installation space.

〔発明が解決しようとする問題点〕[Problem that the invention seeks to solve]

ところで、このような差動ポンプ式連結装置の
配設状態による場合においては、駆動力を差動ポ
ンプ式連結装置に伝達する伝達要素（連結部）も
Ｔ／Ｍケース内に配設する必要があり、そのレイ
アウト上自由度が小さくなるとともに差動ポンプ
式連結装置をコンパクトに形成できず、Ｔ／Ｍケ
ースを大きく形成しなげればならないという問題
点がある。 By the way, in such a case where the differential pump type coupling device is arranged, it is necessary to also arrange the transmission element (coupling part) that transmits the driving force to the differential pump type coupling device inside the T/M case. However, there are problems in that the degree of freedom in layout is reduced and the differential pump type coupling device cannot be formed compactly, and the T/M case must be formed large.

本発明は、このような問題点を解決しようとす
るもので、差動ポンプ式連結装置への駆動力伝達
を簡素な連結部により行なえるようにした、ギヤ
一体型差動ポンプを提供することを目的とする。 The present invention aims to solve these problems, and provides a gear-integrated differential pump in which driving force can be transmitted to the differential pump type coupling device using a simple coupling part. With the goal.

このため、本発明のギヤ一体型差動ポンプは、
ポンプ本体と同ポンプ本体の内部に装着された差
動回転部材とからなる差動ポンプにおいて、上記
ポンプ本体に回動力を伝達すべく、同ポンプ本体
の外周に、駆動用ギヤと噛み合うギヤ部が形成さ
れていることを特徴としている。 Therefore, the gear-integrated differential pump of the present invention
In a differential pump consisting of a pump body and a differential rotation member mounted inside the pump body, a gear part that meshes with a drive gear is provided on the outer periphery of the pump body in order to transmit rotational force to the pump body. It is characterized by the fact that it is formed.

〔作用〕[Effect]

上述のような構成により、ポンプへの駆動力伝
達が直接行なわれるようになり、従来要していた
伝達要素が不必要になつて、差動ポンプを装備し
た差動ポンプ式連結装置がコンパクトに形成され
る。 With the above-mentioned configuration, the driving force is transmitted directly to the pump, eliminating the need for the transmission elements that were previously required, and making the differential pump type coupling device equipped with a differential pump more compact. It is formed.

〔実施例〕〔Example〕

以下、図面により本発明の実施例について説明
すると、第１〜１３図は本発明の一実施例として
のギヤ一体型差動ポンプをそなえた４輪駆動用駆
動連結装置を示すもので、第１図はその要部縦断
面図、第２図はその全体構成図、第３図はその要
部構成模式図、第４図ａ，ｂはそれぞれその差動
を示す模式図、第５図は第１図の−矢視断面
図、第６図はその油圧回路模式図、第７図ａ，
ｂ，ｃおよび第８図はそれぞれそのスプライン部
係合状態を示す模式図、第９図ａ，ｂ，ｃはそれ
ぞれそのスプライン部係合状態を示すもので、第
９図ａはその縦断面図、第９図ｂはそのロータシ
ヤフト平面図、第９図ｃはその係合状態を示す模
式図であり、第１０図ａ，ｂ，ｃはそれぞれの弁
押し上げ用油圧回路を示す模式図であり、第１１
図はその作動油供給路の変形例を示す要部縦断面
図、第１２図はその作動油供給路の他の変形例を
示す要部縦断面図、第１３図はその全体構成の変
形例を示す模式図である。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be explained with reference to the drawings. Figures 1 to 13 show a four-wheel drive drive coupling device equipped with a gear-integrated differential pump as an embodiment of the present invention. The figure is a longitudinal sectional view of the main part, Fig. 2 is a diagram of its overall configuration, Fig. 3 is a schematic diagram of its main part configuration, Fig. 4 a and b are schematic diagrams showing the differential operation, and Fig. 5 is a schematic diagram of the main part configuration. Fig. 1 is a sectional view taken along the - arrow, Fig. 6 is a schematic diagram of the hydraulic circuit, Fig. 7 a,
Figures b, c and 8 are schematic diagrams showing the engaged state of the spline part, respectively, Figures 9 a, b, and c each show the engaged state of the spline part, and Figure 9 a is a longitudinal sectional view thereof. , FIG. 9b is a plan view of the rotor shaft, FIG. 9c is a schematic diagram showing the engaged state, and FIGS. 10a, b, and c are schematic diagrams showing the respective hydraulic circuits for pushing up the valves. , 11th
The figure is a vertical cross-sectional view of a main part showing a modification of the hydraulic oil supply path, FIG. 12 is a vertical cross-sectional view of a main part showing another modification of the hydraulic oil supply path, and FIG. 13 is a modification of the overall configuration. FIG.

第１，２図に示すように、横置されたエンジン
１に変速機２が連結され、その出力軸３に連結さ
れた４速カウンタギヤ４から駆動力が取り出され
て、ベーンポンプ型連結機構としてのギヤ一体型
作動ポンプ置本体１３に、その外周に形成された
第１の連結部としてのギヤ部２０ａを介して伝達
されるようになつている。 As shown in Figs. 1 and 2, a transmission 2 is connected to a horizontally placed engine 1, and driving force is taken out from a 4-speed counter gear 4 connected to an output shaft 3 of the transmission, and a vane pump type connection mechanism is used. The power is transmitted to the gear-integrated operating pump main body 13 via a gear portion 20a as a first connecting portion formed on the outer periphery thereof.

このギヤ一体型作動ポンプ置本体１３を経由し
た駆動力は、第２の連結部としての回転軸１４に
伝達されるようになつており、回転取出方向を変
換する歯車機構１５を介して後輪１６用の差動装
置１７に駆動力が伝達され、後輪１６を駆動す
る。 The driving force that has passed through this gear-integrated operating pump main body 13 is transmitted to a rotating shaft 14 as a second connection part, and is transmitted to the rear wheel via a gear mechanism 15 that changes the direction of rotation. The driving force is transmitted to the differential gear 17 for the rear wheels 16 to drive the rear wheels 16.

このギヤ一体型差動ポンプ置本体１３は、第１
〜３図に示すように、油圧ポンプ（油圧式連結機
構）としてのベーンポンプVPとこれに付属する
油圧回路２１とで構成されており、ベーンポンプ
VPのカムリング２０が、前輪９に第１の回転軸
１１および差動装置１０を介して連結されるとと
もに、ロータ１９が、後輪１６に駆動力を伝達す
る第２の回転軸１４に連結されている。 This gear-integrated differential pump main body 13 has a first
~ As shown in Figure 3, the vane pump consists of a vane pump VP as a hydraulic pump (hydraulic coupling mechanism) and a hydraulic circuit 21 attached to it.
A cam ring 20 of the VP is connected to the front wheel 9 via a first rotating shaft 11 and a differential gear 10, and a rotor 19 is connected to a second rotating shaft 14 that transmits driving force to the rear wheel 16. ing.

この油圧ポンプとしてのベーンポンプVPには、
第５図に示すように、そのロータ１９の外周部１
９ａに、多数（ここでは、10個）の孔部１９ｂが
周方向の等間隔に形成されていて、この多数の孔
部１９ｂのそれぞれには、カムリング部２０の内
周面２０ｄに摺接しうるベーン１８が嵌挿されて
いる。 This vane pump VP as a hydraulic pump has
As shown in FIG. 5, the outer peripheral portion 1 of the rotor 19
9a, a large number (10 in this case) of holes 19b are formed at equal intervals in the circumferential direction, and each of the large number of holes 19b can be slidably contacted with the inner circumferential surface 20d of the cam ring part 20. A vane 18 is inserted.

また、ベーンポンプVPは、その回転数に比例
した油量を吐出するものであり、ロータ１９とカ
ムリング２０との間の相対回転、すなわち、第１
の連結部としてのギヤ部１１と第２の連結部とし
ての回転軸１４との間に相対回転が生ずると、ポ
ンプ室３６ａ，３６ｂ，３６ｃ内に油圧を発生さ
せるようになつている。 Further, the vane pump VP discharges an amount of oil proportional to its rotation speed, and the vane pump VP discharges an amount of oil proportional to its rotation speed, and the relative rotation between the rotor 19 and the cam ring 20, that is,
When relative rotation occurs between the gear portion 11 as a connecting portion and the rotating shaft 14 as a second connecting portion, hydraulic pressure is generated in the pump chambers 36a, 36b, and 36c.

すなわち、ベーンポンプVPの吐出口（カムリ
ング２０に対するベーン１８の相対的回転先端の
吸込吐出口２２ａ，２３ａ，２４ａまたは２２
ｂ，２３ｂ，２４ｂ）を塞ぐことにより、油を介
してその静圧でロータ１９とカムリング２０とが
剛体のようになつて一体に回転されるようになつ
ている。 That is, the discharge port of the vane pump VP (the suction discharge port 22a, 23a, 24a or 22 at the tip of relative rotation of the vane 18 with respect to the cam ring 20)
b, 23b, 24b), the rotor 19 and cam ring 20 become like a rigid body and are rotated together by the static pressure through the oil.

このため、カムリング２０の内側が３角形類似
形状に形成されて、カムリング内周面２０ｄとロ
ータ１９との間の３角形頂部付近に３つのポンプ
室３６ａ，３６ｂ，３６ｃが形成されている。ま
た、回転方向基端側に位置したとき吸込口となり
先端側に位置したとき吐出口となる６個の吸込吐
出口２２ａ，２２ｂ，２３ａ，２３ｂ，２４ａ，
２４ｂがロータ１９に側方から係合するカバー５
１における、ポンプ室３６ａ，３６ｂ，３６ｃそ
れぞれの両端部に対向する位置に形成されてい
る。 Therefore, the inside of the cam ring 20 is formed into a triangular-like shape, and three pump chambers 36a, 36b, and 36c are formed near the top of the triangle between the cam ring inner peripheral surface 20d and the rotor 19. In addition, six suction and discharge ports 22a, 22b, 23a, 23b, 24a,
24b is a cover 5 that engages with the rotor 19 from the side.
1, the pump chambers 36a, 36b, and 36c are formed at opposite ends thereof.

そして、それぞれ同時に吸込口または吐出口に
なる吸込吐出口２２ａ，２３ａ，２４ａが第２油
路２７により連通しており、同時に吸込口または
吐出口になる吸込吐出口２２ｂ，２３ｂ，２４ｂ
が第１油路２６により連通している。 Suction and discharge ports 22a, 23a, and 24a, which simultaneously become suction ports and discharge ports, are connected through a second oil passage 27, and suction and discharge ports 22b, 23b, and 24b, which simultaneously become suction ports and discharge ports, respectively.
are communicated through the first oil passage 26.

また、第１油路２６と第２油路２７との間に、
第１油路２６から第２油路２７への所要圧以上の
流れを許容するリリーフ弁３３と、第２油路２７
から第１油路２６への所要圧以上の流れを許容す
るリリーフ弁３１とが介装されている。 Moreover, between the first oil passage 26 and the second oil passage 27,
A relief valve 33 that allows flow from the first oil passage 26 to the second oil passage 27 at a pressure higher than the required pressure, and the second oil passage 27
A relief valve 31 is interposed to allow flow from the oil passage 26 to the first oil passage 26 at a pressure higher than the required pressure.

そして、第１油路２６、第２油路２７は、オイ
ル溜３０からの流れのみを許容するチエツク弁２
９，２８を介してオイル溜３０に連結されてい
る。 The first oil passage 26 and the second oil passage 27 are connected to a check valve 2 that allows flow only from the oil reservoir 30.
It is connected to an oil reservoir 30 via 9 and 28.

このような油圧回路２１とすることで、ロータ
１９とカムリング２０との相対回転方向によら
ず、常に吐出圧がリリーフ弁３１，３３の弁体に
作用し、オイル溜３０が吸込口と連通することに
なる。 With such a hydraulic circuit 21, the discharge pressure always acts on the valve bodies of the relief valves 31 and 33, regardless of the relative rotation direction between the rotor 19 and the cam ring 20, and the oil reservoir 30 communicates with the suction port. It turns out.

そして、４輪駆動用連結装置本体１３は第１図
に示すように形成されており、変速機２の下部に
配設されている。 The four-wheel drive coupling device main body 13 is formed as shown in FIG. 1, and is disposed below the transmission 2.

ベーンポンプVPは、ロータ１９とカムリング
２０と、ロータ１９およびカムリング２０の一端
面に係合するカバー５１と、ロータ１９およびカ
ムリング２０の他端面に係合するプレツシヤリテ
ーナ４１と、カバー５１とプレツシヤリテーナ４
１とともにボルト４８によりカムリング２０に締
めつけられてカムリング２０の駆動力を伝達する
フランジ４５とにより構成されている。 The vane pump VP includes a rotor 19 and a cam ring 20, a cover 51 that engages with one end surface of the rotor 19 and the cam ring 20, a pressure retainer 41 that engages with the other end surface of the rotor 19 and the cam ring 20, and a pressure retainer 41 that engages with the rotor 19 and the other end surface of the cam ring 20. Tsushiya retainer 4
1 and a flange 45 that is tightened to the cam ring 20 by bolts 48 and transmits the driving force of the cam ring 20.

すなわち、カムリング２０、カバー５１および
プレツシヤリテーナ４１により形成される空間内
に、ロータ１９が配設されており、ロータ１９両
端面はカバー５１およびプレツシヤリテーナ４１
端面に摺接するようになつている。 That is, the rotor 19 is disposed in a space formed by the cam ring 20, the cover 51, and the pressure retainer 41, and both end surfaces of the rotor 19 are connected to the cover 51 and the pressure retainer 41.
It is designed to make sliding contact with the end face.

ロータ１９は、スプライン５７を介して後輪駆
動軸４３に連結されており、ロータ１９の回動力
が後輪駆動軸４３を通じて出力もしくは入力され
るようになつている。 The rotor 19 is connected to the rear wheel drive shaft 43 via a spline 57, so that the rotational force of the rotor 19 is output or input through the rear wheel drive shaft 43.

後輪駆動軸４３は、その先端部をカバー５１中
央部に形成された貫通孔５１ａに挿入されてお
り、後輪駆動軸４３と貫通孔５１ａとの間にはブ
ツシング５２が介装されて、後輪駆動軸４３がカ
バー５１に相対回動可能に支持されるとともに、
カバー５１内が液密に保たれるようになつてい
る。 The rear wheel drive shaft 43 has its tip inserted into a through hole 51a formed in the center of the cover 51, and a bushing 52 is interposed between the rear wheel drive shaft 43 and the through hole 51a. The rear wheel drive shaft 43 is supported by the cover 51 so as to be relatively rotatable, and
The inside of the cover 51 is kept liquid-tight.

カバー５１はケーシング２ａに、ベアリング５
９を介して回動可能に支持されている。 The cover 51 is attached to the casing 2a and the bearing 5
It is rotatably supported via 9.

また、後輪駆動軸４３はプレツシヤリテーナ４
１中央部に形成された貫通孔４１ａを通じて外部
へ延在しており、貫通孔４１ａと後輪駆動軸４３
との間にはブツシング５６が介装されて、プレツ
シヤテーナ４１は後輪駆動軸４３に相対回動可能
に装着されるとともに、プレツシヤリテーナ４１
内が液一に保たれるようになつている。 In addition, the rear wheel drive shaft 43 is connected to the pressure retainer 4.
1 extends to the outside through a through hole 41a formed in the center, and connects the through hole 41a and the rear wheel drive shaft 43.
A bushing 56 is interposed between the pressure retainer 41 and the rear wheel drive shaft 43 so that the pressure retainer 41 can rotate relative to the rear wheel drive shaft 43.
The inside is kept liquid.

プレツシヤリテーナ４１は、ボルト４８により
締め付け固定されるフランジ４５およびベアリン
グ６０ａ，６０ｂを介してケーシング２ａに回動
可能に支持されている。 The pressure retainer 41 is rotatably supported by the casing 2a via a flange 45 that is tightened and fixed by bolts 48 and bearings 60a, 60b.

カバー５１には、貫通孔５１ａ内の後輪駆動軸
４３先端より外側部にナイロン製のネツト等で形
成されたフイルター５４およびマグネツト５５が
装着されており、貫通孔５１ａ先端から流入する
差動油中に含まれるきよう雑物を除去できるよう
になつている。 A filter 54 and a magnet 55 made of nylon net or the like are attached to the cover 51 outside the tip of the rear wheel drive shaft 43 in the through hole 51a, and differential oil flowing from the tip of the through hole 51a is attached to the cover 51. It is designed to remove foreign substances contained inside.

貫通孔５１ａに対向する変速機２のケーシング
２ａには、オイルガイド５３が取り付けられてい
る。 An oil guide 53 is attached to the casing 2a of the transmission 2 facing the through hole 51a.

オイルガイド５３は、立方体を対角線に沿いほ
ぼ半割りした形状に形成され、その先端が貫通孔
５１ａ内に延在しており、ケーシング２ａ内壁に
沿い落下する作動油をその内部に収集して案内
し、貫通孔５１ａ内へ供給できるようになつてい
る。 The oil guide 53 is formed in the shape of a cube roughly divided in half along the diagonal line, and its tip extends into the through hole 51a, and collects and guides the hydraulic oil that falls along the inner wall of the casing 2a. and can be supplied into the through hole 51a.

カバー５１には、後輪駆動軸４３先端位置より
前方の貫通孔５１ａ側壁に開口し、ロータ１９側
のカバー５１外周側へ向け昇傾斜するように形成
された作動油供給路３５が設けられており、油圧
回路２１に連通するようになつている。 The cover 51 is provided with a hydraulic oil supply path 35 that opens in the side wall of the through hole 51a forward of the tip position of the rear wheel drive shaft 43 and is formed to ascend and slope toward the outer circumferential side of the cover 51 on the rotor 19 side. and communicates with the hydraulic circuit 21.

作動油供給路３５の油圧回路２１との連結部に
は、作動油供給路３５先端からロータ１９側の貫
通孔５１ａ側へ向け延在し、貫通孔５１ａ内のブ
ツシング５２装着部に開口する連通路３５ａが形
成され、連通路３５ａ末端に球状弁体２９ｂが配
設されて、チエツク弁２９が形成されている。 At the connection part of the hydraulic oil supply path 35 with the hydraulic circuit 21, there is a connection that extends from the tip of the hydraulic oil supply path 35 toward the through hole 51a side on the rotor 19 side and opens into the mounting portion of the bushing 52 in the through hole 51a. A passage 35a is formed, and a spherical valve body 29b is disposed at the end of the communication passage 35a to form a check valve 29.

これにより、作動油が、作動油供給路３５から
貫通孔５１ａのブツシング５２装着部を介してカ
ムリング２０内へ供給されるとともに、カムリン
グ２０内からの逆流が防止されるようになつてい
る。 Thereby, hydraulic oil is supplied into the cam ring 20 from the hydraulic oil supply path 35 through the bushing 52 mounting portion of the through hole 51a, and backflow from the inside of the cam ring 20 is prevented.

また、作動油供給路３５、連通路３５ａ、チエ
ツク弁２９と同様の構成で、貫通孔５１ａの他の
位置に作動油供給路３５′、連通路３５′ａおよび
チエツク弁２８が設けられている（第３，６図参
照） カバー５１内において、油圧回路２１は、第６
図のａ部（カバー部分）およびｂ部（縦断面図）
に示すように形成されている。 Further, a hydraulic oil supply path 35', a communication path 35'a, and a check valve 28 are provided in other positions of the through hole 51a, with the same configuration as the hydraulic oil supply path 35, the communication path 35a, and the check valve 29. (See Figures 3 and 6) Inside the cover 51, the hydraulic circuit 21 is connected to the sixth
Part a (cover part) and part b (longitudinal sectional view) in the figure
It is formed as shown in .

すなわち、ロータ１９のカムリング２０に対す
る相対回転方向に応じて同時に吐出口または吸込
口になる吸込吐出口２２ｂ，２３ｂ，２４ｂ、リ
リーフ弁３３先端部３３ａおよびリリーフ弁３１
末端部３１ｂを連結する第１油路２６が形成され
ており、連通路３５ａ、作動油供給路３５を通じ
て貫通孔５１ａに連通している。 That is, the suction/discharge ports 22b, 23b, 24b, which simultaneously become a discharge port or a suction port depending on the relative rotational direction of the rotor 19 with respect to the cam ring 20, the relief valve 33 tip 33a, and the relief valve 31
A first oil passage 26 is formed that connects the end portion 31b, and communicates with the through hole 51a through the communication passage 35a and the hydraulic oil supply passage 35.

また、吸込吐出口２２ａに貫通孔５１ａを連通
する作動油供給路３５′、連通路３５′ａが形成さ
れている。 Further, a hydraulic oil supply path 35' and a communication path 35'a, which communicate with the through hole 51a, are formed in the suction/discharge port 22a.

一方、プレツシヤリテーナ４１内には、第６図
ｃ部（プレツシヤリテーナ部分）およびｂ部に示
すように、吸込吐出口２２ａ，２３ａ，２４ａお
よびリリーフ弁３３の末端部３３ｂ、リリーフ弁
３１の先端部３１ａを連結する第２油路２７が形
成されており、第２油路２７は、吸込吐出口２２
ａおよびカムリング２０内のポンプ室３６ａを通
じて連通路３５′ａ、作動油供給路３５′および貫
通孔５１ａに連通している。 On the other hand, inside the pressure retainer 41, as shown in part c (pressure retainer part) and part b of FIG. A second oil passage 27 is formed that connects the tip portions 31a of 31, and the second oil passage 27 connects the suction and discharge ports 22.
a and a pump chamber 36a in the cam ring 20 to communicate with the communication passage 35'a, the hydraulic oil supply passage 35', and the through hole 51a.

そして、第１油路２６と第２油路２７とは、カ
バー５１からカムリング２０内部を通じプレツシ
ヤリテーナ４１にかけて形成されたリリーフ弁３
１およびリリーフ弁３３により連結されている。 The first oil passage 26 and the second oil passage 27 are a relief valve 3 formed from the cover 51 through the inside of the cam ring 20 to the pressure retainer 41.
1 and a relief valve 33.

リリーフ弁３１内には、先端部３１ａ側に配設
された球状弁体がスプリング３２により付勢され
ており、第２油路２７から第１油路２６への所要
圧以上の作動油の流れのみを許容するようになつ
ている。 Inside the relief valve 31, a spherical valve body disposed on the tip 31a side is biased by a spring 32, and the flow of hydraulic oil at a required pressure or higher from the second oil passage 27 to the first oil passage 26 is carried out. It has become possible to only allow

リリーフ弁３３内には、先端部３３ａ側に配設
された球状弁体がスプリング３４により付勢され
ており、第１油路２６から第２油路２７の所要圧
以上の作動油の流れのみを許容するようになつて
いる。 Inside the relief valve 33, a spherical valve body disposed on the tip end 33a side is biased by a spring 34, and only hydraulic oil flowing from the first oil passage 26 to the second oil passage 27 at a pressure higher than the required pressure flows. is becoming more acceptable.

このような構成により、第３図に示す油圧回路
が形成されている。 With such a configuration, a hydraulic circuit shown in FIG. 3 is formed.

ところで、第２油路２７は、プレツシヤリテー
ナ４１外周に形成された環状溝２７ａと、プレツ
シヤリテーナ４１外周に嵌合するフランジ４５の
内周面とにより形成されている。 By the way, the second oil passage 27 is formed by an annular groove 27a formed on the outer periphery of the pressure retainer 41 and an inner peripheral surface of a flange 45 that fits on the outer periphery of the pressure retainer 41.

このような油路は、従来長いドリル穴を各方向
から形成してそのドリル穴を連結し、メクラ栓を
嵌めこんで形成するという、困難な製造工程によ
つていたが、上述のような構造に形成することに
より、油路が容易に製造できるようになる。 Conventionally, such oil passages were formed through a difficult manufacturing process of forming long drill holes from each direction, connecting the drill holes, and fitting blind plugs. By forming it into a structure, the oil passage can be easily manufactured.

さらに、第１０図ａ，ｂ，ｃに示すように、弁
押し上げ用油圧回路５０が、プレツシヤリテーナ
４１、カバー５１およびロータ１９において形成
されている。 Furthermore, as shown in FIGS. 10a, b, and c, a hydraulic circuit 50 for pushing up the valve is formed in the pressure retainer 41, the cover 51, and the rotor 19.

すなわち、ロータ１９において、ベーン１８を
嵌挿される孔部１９ｂ末端部に、ロータ１９両側
に貫通する弁押し上げ用油圧通路５０ａが形成さ
れており、弁押し上げ用油圧通路５０ａ内に油圧
を供給されることによりベーン１８が押上げられ
て、ベーン１８先端が孔部１９ｂに確実に摺接す
るようになつている。 That is, in the rotor 19, a valve pushing hydraulic passage 50a penetrating both sides of the rotor 19 is formed at the end of the hole 19b into which the vane 18 is inserted, and hydraulic pressure is supplied into the valve pushing hydraulic passage 50a. As a result, the vane 18 is pushed up, and the tip of the vane 18 reliably comes into sliding contact with the hole 19b.

弁押し上げ用油圧通路５０ａは、ロータ１９両
側端面に形成された環状凹部５０ｂ，５０ｃに連
結されており、環状凹部50bの対向する位置にお
けるプレツシヤリテーナ４１には連通路５０ｄが
開口している。 The valve pushing hydraulic passage 50a is connected to annular recesses 50b and 50c formed on both end surfaces of the rotor 19, and a communication passage 50d opens in the pressure retainer 41 at a position opposite to the annular recess 50b. .

また、環状凹部５０ｃの対向する位置における
カバー５１には、連通路５０ｅが開口している。 Further, a communication passage 50e is opened in the cover 51 at a position opposite to the annular recess 50c.

連通路５０ｄ，５０ｅは、それぞれ環状凹部５
０ｂ，５０ｃ位置から第２油路２７，２６に向け
外周側へ傾斜するように延在して形成されてお
り、そのそれぞれにチエツク弁５０ｆ，５０ｇが
介装されている。 The communication paths 50d and 50e each have an annular recess 5.
They are formed to extend from positions 0b and 50c toward the second oil passages 27 and 26 so as to be inclined toward the outer circumferential side, and check valves 50f and 50g are interposed therein, respectively.

チエツク弁５０ｆ，５０ｇは球状弁体で形成さ
れており、連通路５０ｄ，５０ｅが外周側へ延在
して形成されているため、プレツシヤリテーナ４
１、カバー５１の回転に起因する遠心力により、
球状弁体のそれぞれが弁座に押し付けられて、通
常閉状態が保たれるようになつている。 The check valves 50f and 50g are formed of spherical valve bodies, and the communication passages 50d and 50e are formed extending toward the outer circumferential side, so that the pressure retainer 4
1. Due to the centrifugal force caused by the rotation of the cover 51,
Each of the spherical valve bodies is pressed against a valve seat to maintain a normally closed state.

これにより、弁押し上げ用油圧通路５０ａへ
は、第１油路２６および第２油路２７の、より圧
力の高い方から油圧が供給されるようになつてい
る。 Thereby, hydraulic pressure is supplied to the valve pushing hydraulic passage 50a from the higher-pressure one of the first oil passage 26 and the second oil passage 27.

すなわち、第１油路２６および第２油路２７
は、カムリング２０とロータ１９との相対回転の
方向により、一方が吸込側になり他方が吐出側に
なるが、弁押し上げ用油圧通路５０ａへは、第１
油路２６、第２油路２７の吐出側から常に油圧が
供給されるようになつており、前輪側と後輪側と
のいずれの回転速度が速くても、常時ベーン１８
がカムリング２０の内周面２０ｄに押し付けられ
るようになつている。 That is, the first oil passage 26 and the second oil passage 27
Depending on the direction of relative rotation between the cam ring 20 and the rotor 19, one side is on the suction side and the other is on the discharge side.
Hydraulic pressure is always supplied from the discharge sides of the oil passage 26 and the second oil passage 27, so that the vane 18 is always supplied regardless of the speed of rotation of either the front wheel or the rear wheel.
is pressed against the inner peripheral surface 20d of the cam ring 20.

ところで、プレツシヤリテーナ４１は、ロータ
１９外周およびベーン１８先端部位置より外周側
へ延在し、カムリング２０外周位置に至つてお
り、その外周部が、フランジ４５、カバー５１お
よびボルト４８によるカムリング２０の締付け固
定とともに締め付けられるようになつている。 By the way, the pressure retainer 41 extends from the outer periphery of the rotor 19 and the tip end of the vane 18 to the outer periphery of the cam ring 20, and its outer periphery is connected to the cam ring by the flange 45, cover 51, and bolt 48. It is designed to be tightened together with the tightening and fixing of 20.

従来、一般のベーンポンプにおいて、プレツシ
ヤリテーナ４１は第１４図に示すように、ベーン
ポンプ内に装着され、カムリング２０の内周側に
その外周部が係合するようになつている。 Conventionally, in a general vane pump, a pressure retainer 41 is installed inside the vane pump, as shown in FIG. 14, and its outer circumferential portion engages with the inner circumferential side of the cam ring 20.

そして、プレツシヤリテーナ４１の外周より外
側で、後輪駆動軸４３とカムリング２０とがボル
トにより締め付けられている。 The rear wheel drive shaft 43 and the cam ring 20 are tightened with bolts outside the outer periphery of the pressure retainer 41.

また、プレツシヤリテーナ４１は、運転初期の
側面圧確保のためスプリングＳによりカムリング
２０へ向け付勢されている。 Further, the pressure retainer 41 is urged toward the cam ring 20 by a spring S to ensure side pressure at the initial stage of operation.

ところが、本発明のごとく、変速機２内にベー
ンポンプVPを設置する場合には、ベーンポンプ
VPはその外径を極力コンパクトにする必要があ
る。 However, when installing the vane pump VP inside the transmission 2 as in the present invention, the vane pump VP
It is necessary to make the outer diameter of VP as compact as possible.

すなわち、フランジ４５とカムリング２０とを
締めつけるボルト４８を従来通りに配設しながら
ベーンポンプVPをコンパクトにするには、第５
図に示すように、カムリング２０の内周面２０ｄ
側へ向けボルト４８を寄せる必要があるが、この
場合には、第５図に鎖線で示すように、プレツシ
ヤリテーナ４１とカムリング２０との係合面積が
小さくなるとともに、フランジ４５とカムリング
２０との係合部がプレツシヤリテーナ４１ととも
に３面合わせとなり、固定面積が小さくなるため
好ましくない。 That is, in order to make the vane pump VP compact while arranging the bolts 48 that tighten the flange 45 and the cam ring 20 as before, the fifth
As shown in the figure, the inner peripheral surface 20d of the cam ring 20
It is necessary to move the bolt 48 toward the side, but in this case, as shown by the chain line in FIG. This is not preferable since the engaging portion with the pressurized retainer 41 is joined on three surfaces, and the fixing area becomes small.

しかし、上述のようにプレツシヤリテーナ４１
の外周部をカムリング２０外周部まで延在し、フ
ランジ４５とカムリング２０とプレツシヤリテー
ナ４１とを共締め構造にすることにより、固定面
積を大きくできるとともに十分な側面圧確保のた
めの位置保持を行なえる。 However, as mentioned above, the pressure retainer 41
By extending the outer periphery of the cam ring 20 to the outer periphery of the cam ring 20 and making the flange 45, cam ring 20, and pressure retainer 41 co-tightened, the fixed area can be increased and the position can be maintained to ensure sufficient side pressure. can be done.

このようにして、ベーンポンプVPがコンパク
トで、大容量のポンプとして形成されている。 In this way, the vane pump VP is designed as a compact, high-capacity pump.

ところで、ポンプ本体としてのカムリング２０
外周部には、第５図に示すように、ギヤ部２０ａ
が形成されており、第２図に示すように４速カウ
ンタギヤ４に歯合している。 By the way, the cam ring 20 as the pump body
As shown in FIG. 5, a gear portion 20a is provided on the outer peripheral portion.
is formed and meshes with the 4-speed counter gear 4 as shown in FIG.

すなわち、ポンプ本体への回動力（前輪または
前輪および後輪の駆動力）が、４速カウンタギヤ
４および連結部としてのギヤ部２０ａを介して伝
達されるようになつている。 That is, rotational force (driving force for the front wheels or the front wheels and the rear wheels) to the pump body is transmitted via the 4-speed counter gear 4 and the gear portion 20a as a connecting portion.

カムリング２０は、ベーン１８の摺動により摩
耗しないように、耐摩耗性を有する部材、例えば
浸炭鋼で形成されている。 The cam ring 20 is made of a wear-resistant member, such as carburized steel, so that it does not wear out due to sliding of the vane 18.

そして、ギヤ部２０ａと噛み合う４速カウンタ
ギヤ４も同様な部材、例えば浸炭鋼で形成されて
いるので、ギヤ部２０ａは、４速カウンタギヤ４
との歯合による摩耗を防止され、他に同様な部材
による連結部を形成するのに比べて合理的であ
る。 The 4-speed counter gear 4 that meshes with the gear portion 20a is also made of a similar material, such as carburized steel, so the gear portion 20a is made of a similar material, such as carburized steel.
This prevents wear due to meshing with other parts, and is more rational than forming a connecting part using other similar members.

また、ギヤ部１１とカムリング２０とは同心に
形成されなければならないが、カムリング２０の
内周面２０ｄを基準にすればギヤ加工は可能であ
り、製造上も問題がない。 Further, although the gear portion 11 and the cam ring 20 must be formed concentrically, the gear can be machined using the inner peripheral surface 20d of the cam ring 20 as a reference, and there is no problem in manufacturing.

このように、カムリング２０を連結部としての
ギヤ部２０ａと共用することにより、多数の部材
が省略される。 In this way, by sharing the cam ring 20 with the gear part 20a as a connecting part, many members can be omitted.

例えば、第１３図は、カムリング２０とギヤ部
２０ａとを共用しない場合の４駆動連結装置の構
成例を示しているが、アイドルギヤ５、ギヤ６、
ギヤ７、中間伝達軸８およびギヤ１２は、本実施
例のようにカムリング２０とギヤ部２０ａとを共
用する場合には不要となる。 For example, FIG. 13 shows an example of the configuration of a four-drive coupling device in which the cam ring 20 and the gear part 20a are not shared.
The gear 7, intermediate transmission shaft 8, and gear 12 are not necessary when the cam ring 20 and the gear portion 20a are shared as in this embodiment.

なお、ギヤ部２０ａは、耐摩耗性を必要とする
という材質的な問題により多少の問題はあるが、
カバー５１またはプレツシヤリテーナ４１の外周
部に形成するようにしてもよい。 Although the gear part 20a has some problems due to the material, which requires wear resistance,
It may be formed on the outer periphery of the cover 51 or the pressure retainer 41.

すなわち、カバー５１およびプレツシヤリテー
ナ４１は、FC材や焼結材等により形成されてい
るので、耐摩耗性の面で問題があり、カバー５１
およびプレツシヤリテーナ４１を浸炭鋼等で形成
した場合には、ロータ１９との摺動面における耐
焼付性の面で問題がある。 That is, since the cover 51 and the pressure retainer 41 are made of FC material, sintered material, etc., there is a problem in terms of wear resistance.
If the pressure retainer 41 is made of carburized steel or the like, there is a problem in terms of seizure resistance on the sliding surface with the rotor 19.

しかしながら、カバー５１およびプレツシヤリ
テーナ４１を浸炭鋼等の耐摩耗部材で形成し、ロ
ータ１９との摺動面にパーコリユーブライト等の
処理を施して潤滑性を良くすることにより、上述
の問題点が解決され、カバー５１またはプレツシ
ヤリテーナ４１に駆動力伝達部としての外周ギヤ
部２０ａを形成できるようになる。 However, by forming the cover 51 and the pressure retainer 41 from a wear-resistant material such as carburized steel, and by treating the sliding surface with the rotor 19 with Percolyubrite or the like to improve lubricity, the above-mentioned problem can be solved. This problem is solved, and the outer gear portion 20a as a driving force transmission portion can be formed on the cover 51 or the pressure retainer 41.

また、上述のような構造は、通常のベーンポン
プではカムリング等がケーシング内に収容されて
いるため、形成することができない。 Further, the above-mentioned structure cannot be formed in a normal vane pump because the cam ring and the like are housed in the casing.

このようにして、４輪駆動用連結装置本体１３
がシンプルかつコンパクトに形成されている。 In this way, the four-wheel drive coupling device main body 13
is designed to be simple and compact.

一方、ロータ１９は後輪駆動軸４３にスプライ
ン５７を介して装着されており、ロータ１９の回
動力の入力および出力がスプライン５７により伝
達されるようになつている。 On the other hand, the rotor 19 is attached to the rear wheel drive shaft 43 via a spline 57, so that input and output of rotational force of the rotor 19 are transmitted through the spline 57.

スプライン５７は、ロータ１９の幅方向におけ
る中央部に、ロータ１９の幅より短く形成されて
おり、スプライン５７とロータ１９との駆動力伝
達が、ロータ１９とプレツシヤリテーナ４１、カ
バー５１との焼付を発生させることなく行なわれ
るようになつている。 The spline 57 is formed at the center in the width direction of the rotor 19 to be shorter than the width of the rotor 19, so that driving force transmission between the spline 57 and the rotor 19 is achieved between the rotor 19, the pressure retainer 41, and the cover 51. This is done without causing burn-in.

すなわち、ロータ１９の幅が大きいベーンポン
プの場合、ロータ１９を後輪駆動軸４３に対し正
確な直角方向になるように装着することが困難と
なり、ロータ１９端面とプレツシヤリテーナ４１
またはカバー５１の端面との間で焼付くことがあ
る。 That is, in the case of a vane pump in which the width of the rotor 19 is large, it is difficult to mount the rotor 19 so that it is accurately perpendicular to the rear wheel drive shaft 43, and the end face of the rotor 19 and the pressure retainer 41 are difficult to install.
Otherwise, it may seize with the end face of the cover 51.

これは、ロータ１９が傾いて装着されているた
め、端面間の一部に局部的な力が作用し、油膜が
切れるためと考えられる。 This is thought to be because the rotor 19 is mounted at an angle, and a local force acts on a portion between the end faces, causing the oil film to break.

この現象は、スプライン５７の幅を小さくする
ことで解決される。 This phenomenon can be solved by reducing the width of the spline 57.

すなわち、第７図ａ〜ｃに示すように、ロータ
１９が後輪駆動軸４３に対し傾いて装着されてい
る場合において、ロータ１９幅方向のプレツシヤ
リテーナ４１、カバー５１とのクリアランスが最
小限になつているとする。 That is, as shown in FIGS. 7a to 7c, when the rotor 19 is installed at an angle with respect to the rear wheel drive shaft 43, the clearance between the rotor 19 and the pressure retainer 41 and the cover 51 in the width direction is minimum. Suppose that the limit has been reached.

この場合に、ロータ１９および後輪駆動軸４３
が回転すると、ロータ１９にはスプライン５７に
おける点Ａ，A′を介してトルクが伝達されるよ
うになる。 In this case, the rotor 19 and the rear wheel drive shaft 43
When the rotor 19 rotates, torque is transmitted to the rotor 19 via points A and A' on the spline 57.

したがつて、点Ａ，A′に作用する力はロータ
１９にアンバランスな力として作用し、点Ｂ，
B′においてプレツシヤリテーナ４１、カバー５
１を強く押すようになり、油膜が切れて焼付くの
である。 Therefore, the forces acting on points A and A' act on the rotor 19 as an unbalanced force, and the forces acting on points A and A' act on the rotor 19 as an unbalanced force.
Pressure retainer 41 and cover 5 at B'
1 starts to be pressed too hard, which breaks the oil film and causes it to seize.

なお、第７図ｃにおいて、実線はロータ１９が
後輪駆動軸４３に対して傾いている場合における
係合状態を示し、鎖線は、ロータ１９が後輪駆動
軸４３に対して傾いていない場合における係合状
態を示している。 In FIG. 7c, the solid line indicates the engagement state when the rotor 19 is tilted with respect to the rear wheel drive shaft 43, and the chain line indicates the engagement state when the rotor 19 is not tilted with respect to the rear wheel drive shaft 43. The engaged state is shown in FIG.

傾いていない場合、ロータ１９とスプライン５
７とは線接触になるが、傾いている場合は点Ａ，
A′における点接触となる。 If not tilted, rotor 19 and spline 5
It will be in line contact with 7, but if it is tilted, point A,
This is a point contact at A′.

ところが、スプライン５７の長手方向の幅ｌを
小さくすれば、点Ａ，A′が幅方向中心に近づき、
アンバランスの度合が弱まつて、焼付きが防止さ
れるのである。 However, if the longitudinal width l of the spline 57 is made smaller, points A and A' will move closer to the center in the width direction.
This reduces the degree of imbalance and prevents burn-in.

そして、第８図に示すように、スプライン５７
がロータ１９の幅方向から偏位（長さａ）するよ
うにして、ロータ１９がスプライン５７に装着さ
れた場合には、アンバランス力Ｆが作用した場合
に、スプライン５７の長手方向中心が偏位してい
るため、スプライン５７に対し、アンバランスＦ
はロータ１９を傾けるモーメントとして作用す
る。 Then, as shown in FIG. 8, the spline 57
If the rotor 19 is attached to the spline 57 in such a way that it is deviated from the width direction of the rotor 19 (length a), the longitudinal center of the spline 57 will be deviated when an unbalanced force F acts. Because of this, the unbalanced F
acts as a moment that tilts the rotor 19.

これは、スプライン５７の長手方向中心の偏位
ａを０にすることにより解決され、ロータ１９を
傾けるモーメントが作用しなくなつて、ロータ１
９とプレツシヤリテーナ４１、カバー５１との焼
付きが防止されるのである。 This problem is solved by setting the deviation a of the longitudinal center of the spline 57 to 0, and the moment that tilts the rotor 19 no longer acts on the rotor 19.
9, the pressure retainer 41, and the cover 51 are prevented from seizing.

なお、上記のアンバランス力Ｆは、ロータ１９
自体のアンバランスおよび偏心、油圧の漏れ等に
よるロータ１９へのアンバランス力等により発生
する。 Note that the above unbalanced force F is caused by the rotor 19
This occurs due to unbalanced force on the rotor 19 due to unbalance and eccentricity of the rotor itself, leakage of hydraulic pressure, etc.

上述のような理由により、スプライン５７がロ
ータ１９方向中央部に短く形成されて、ロータ１
９とプレツシヤリテーナ４１、カバー５１との焼
付きが防止されるようになつている。 For the reasons mentioned above, the spline 57 is formed short in the center in the direction of the rotor 19, and the spline 57 is
9, the pressure retainer 41, and the cover 51 are prevented from seizing.

また、スプライン５７を第９図ａ〜ｃに示すよ
うに、ロータ幅方向にクラウニングすることによ
り、スプライン５７とロータ１９との係合点はさ
らにその中心に近付く。 Further, by crowning the spline 57 in the rotor width direction as shown in FIGS. 9a to 9c, the engagement point between the spline 57 and the rotor 19 is brought closer to the center thereof.

すなわち、スプライン５７の長手方向における
中央部を、第９図ｂ，ｃに示すように、膨らむよ
うに形成することにより、スプライン５７とロー
タ１９との係合点Ａ，A′が幅方向中心点に接近
し、これによりロータ１９の後輪駆動軸４３に対
する傾きに起因するプレツシヤリテーナ４１、カ
バー５１への押圧力が軽減される。 That is, by forming the central portion of the spline 57 in the longitudinal direction to bulge as shown in FIGS. As a result, the pressing force on the pressure retainer 41 and the cover 51 due to the inclination of the rotor 19 with respect to the rear wheel drive shaft 43 is reduced.

また、スプライン５７の膨んで形成された中央
部が全体的にロータ１９との係合部に係合するよ
うになり、スプライン５７における面圧分布も改
良される。 In addition, the swollen central portion of the spline 57 is entirely engaged with the engagement portion with the rotor 19, and the surface pressure distribution in the spline 57 is also improved.

このようなスプライン５７の加工は、ロートフ
ローと称する加工機により行なわれる。 Such processing of the spline 57 is performed by a processing machine called a rotor flow.

また、特殊ホブ盤による追い込み量の調整によ
り加工することもできる。 It is also possible to process by adjusting the amount of cutting using a special hobbing machine.

なお、上述のスプライン５７におけるクラウニ
ングは、前述のごとく短く形成されないスプライ
ン５７に施してもよく、短く形成されたスプライ
ン５７に施してもよい。 The crowning of the spline 57 described above may be performed on the spline 57 that is not formed short as described above, or may be performed on the spline 57 that is formed short.

ところで、ベーンポンプVPへ作動油を供給す
る作動油供給路３５，３５′は、第１１図に示す
ように形成してもよい。 Incidentally, the hydraulic oil supply passages 35, 35' for supplying hydraulic oil to the vane pump VP may be formed as shown in FIG. 11.

すなわち、作動油供給路３５，３５′がカバー
５１内のロータ１９側外周方向へ傾斜して延材
し、第１油路２６に達するようになつている。 That is, the hydraulic oil supply passages 35 and 35' extend in an inclined manner toward the outer circumferential direction of the rotor 19 inside the cover 51, and reach the first oil passage 26.

これにより、カバー５１の回転に起因する遠心
力が作用して、作動油は第１油路２６内および吸
込吐出口２２ａ内へ十分に供給される。 Thereby, the centrifugal force caused by the rotation of the cover 51 acts, and the hydraulic oil is sufficiently supplied into the first oil passage 26 and the suction/discharge port 22a.

また、この構造は一種の遠心分離機であるた
め、空気は貫通孔５１ａ中央側へ寄せられて作動
油供給路３５，３５′には吸込まれない。 Further, since this structure is a type of centrifugal separator, air is gathered toward the center of the through hole 51a and is not sucked into the hydraulic oil supply paths 35, 35'.

また、カバー５１、貫通孔５１ａおよび作動油
供給路３５，３５′は、第１２図に示すように形
成してもよい。 Further, the cover 51, the through hole 51a, and the hydraulic oil supply passages 35, 35' may be formed as shown in FIG. 12.

すなわち、後輪駆動軸４３先端部に、その先端
に開口し、第１油路２６位置へ延在する作動油供
給路３５″が形成されるとともに、作動油供給路
３５″を第１油路２６へ連通させる連通路３５″ａ
が形成されている。 That is, a hydraulic oil supply passage 35'' that opens at the tip and extends to the first oil passage 26 position is formed at the tip of the rear wheel drive shaft 43, and the hydraulic oil supply passage 35'' is connected to the first oil passage. A communication path 35″a that communicates with 26
is formed.

これにより、後輪駆動軸４３の回転による遠心
力が作動油に作用して、第１油路２６内へ十分に
作動油が供給されるようになつている。 Thereby, centrifugal force due to the rotation of the rear wheel drive shaft 43 acts on the hydraulic oil, so that the hydraulic oil is sufficiently supplied into the first oil passage 26.

また、連通路３５″ａの後輪駆動軸４３周面に
開口する部分には、ブツシング５２が延在しない
ようになつており、スプライン５７部とブツシン
グ５２端面との間にリング状の油路が形成され
て、第１油路２６の他、吸込吐出口２２ａへも作
動油が供給されるようになつている。 In addition, the bushing 52 does not extend to the portion of the communication passage 35''a that opens to the peripheral surface of the rear wheel drive shaft 43, and a ring-shaped oil passage is formed between the spline 57 portion and the end face of the bushing 52. is formed so that hydraulic oil is supplied not only to the first oil passage 26 but also to the suction and discharge ports 22a.

そして、スプライン５７およびブツシング５２
へも作動油が潤滑油として供給されるようになつ
ている。 Then, the spline 57 and the bushing 52
Hydraulic oil is also supplied as a lubricating oil.

本発明のギヤ一体型差動ポンプを装備した４輪
駆動用駆動連結装置は上述のごとく構成されてい
るので、車両の通常の直進状態では、前輪９と後
輪１６とのタイヤの有効半径が同一で、タイヤの
スリツプ回転速度が少ないことから、４輪駆動用
駆動連結装置本体１３に接続する第１の回転軸１
１と第２の回転軸１４との間に回転速度差が生じ
ない。 Since the four-wheel drive drive coupling device equipped with the gear-integrated differential pump of the present invention is configured as described above, when the vehicle is normally traveling straight, the effective radius of the tires of the front wheels 9 and rear wheels 16 is The first rotating shaft 1 connected to the four-wheel drive drive coupling device main body 13
There is no rotational speed difference between the first and second rotating shafts 14.

したがつて、ベーンポンプVPでは油圧の発生
はなく、後輪１６に駆動力が伝達されず、前輪９
のみによる前輪駆動となる。 Therefore, the vane pump VP does not generate hydraulic pressure, the driving force is not transmitted to the rear wheels 16, and the front wheels 9
Front-wheel drive only.

しかし、直進状態において、車両の直進加速時
のように大きなスリツプがなくても、通常前輪９
が約１％以内でスリツプするので、これによる回
転速度差が第１の回転軸１１と第２の回転軸１４
との間に生じると、ベーンポンプVPが機能して
この回転速度に応じた油圧が発生し、ロータ１９
とカムリング部２０ａとが一体になつて回転し、
この油圧とベーンの受圧面積とに対応した駆動力
が後輪１６に伝達されて４輪駆動状態になる。 However, when driving straight, even if there is no large slip like when the vehicle accelerates straight, the front wheels usually
slips within about 1%, this causes a difference in rotational speed between the first rotating shaft 11 and the second rotating shaft 14.
When the rotor 19
and the cam ring part 20a rotate together,
A driving force corresponding to this oil pressure and the pressure-receiving area of the vane is transmitted to the rear wheels 16, resulting in a four-wheel drive state.

この場合、相対的にロータ１９が回転するため
ベーンポンプVPにおける油の流れは、第４図ａ
に示すように吸込吐出口２２ｂ，２３ｂ，２４ｂ
が吸込口となつてチエツク弁２９を介してオイル
溜３０から油が吸込まれる一方、吸込吐出口２２
ａ，２３ａ，２４ａが吐出口となつて第１油路２
６を通じ作動油が供給され、第２油路２７を通じ
作動油が排出されて、リリーフ弁３１に油が導か
れる。 In this case, since the rotor 19 rotates relatively, the oil flow in the vane pump VP is as shown in Fig. 4a.
As shown in FIG.
serves as a suction port and oil is sucked in from the oil reservoir 30 via the check valve 29, while the suction and discharge port 22
a, 23a, 24a serve as discharge ports and the first oil passage 2
Hydraulic oil is supplied through the second oil passage 27 , and is discharged through the second oil passage 27 , leading to the relief valve 31 .

なお、第４図ａ，ｂ中、実線矢印は吐出油の流
れを示しており、破線矢印は吸込油の流れを示し
ている。 In addition, in FIGS. 4a and 4b, solid line arrows indicate the flow of discharged oil, and broken line arrows indicate the flow of suction oil.

次に、後輪１６の回転速度に比べ前輪９の回転
速度が非常に大きくなる場合、例えば雪路での前
輪のスリツプ時や急加速時あるいはブレーキ時の
後輪がロツク気味となる場合には、４輪駆動用駆
動連結装置本体１３に接続する第１の回転軸１１
と第２の回転軸１４との間の回転速度差が非常に
大きくなる。 Next, when the rotational speed of the front wheels 9 becomes much higher than the rotational speed of the rear wheels 16, for example, when the front wheels slip on a snowy road, or when the rear wheels tend to lock up during sudden acceleration or braking, , a first rotating shaft 11 connected to the four-wheel drive drive coupling device main body 13
The rotational speed difference between the rotational speed and the second rotating shaft 14 becomes very large.

これにより、ベーンポンプVPでは、第４図ａ
に示す状態の油の流れが生じて大きな油圧が発生
するが、所定値を超えると、リリーフ弁３１がス
プリング３４に抗して開き吐出圧がほぼ一定に制
御され、後輪１６に一定の吐出圧に対応した一定
の駆動力が伝達された４輪駆動状態となる。 As a result, in the vane pump VP, Fig. 4a
The flow of oil in the state shown in Fig. 2 occurs and a large hydraulic pressure is generated, but when it exceeds a predetermined value, the relief valve 31 opens against the spring 34 and the discharge pressure is controlled to be almost constant, so that a constant discharge pressure is delivered to the rear wheels 16. A four-wheel drive state is established in which a constant driving force corresponding to the pressure is transmitted.

そして、前輪９の回転速度が減少するととも
に、後輪１６の回転速度が増大することとなり回
転速度差を縮小（ノンスリツプデフと同一機能）
するようになる。 Then, as the rotational speed of the front wheels 9 decreases, the rotational speed of the rear wheels 16 increases, reducing the rotational speed difference (same function as a non-slip differential).
I come to do it.

このように、前輪９のスリツプ状態では後輪１
６への駆動トルクが増大されて走行不能となるこ
とを回避できるとともに、後輪１６がロツク気味
の場合には、前輪９のブレーキトルクを増大して
後輪１６のロツクを防止する。 In this way, when the front wheel 9 is in a slip state, the rear wheel 1
In addition, when the rear wheels 16 tend to lock up, the brake torque of the front wheels 9 is increased to prevent the rear wheels 16 from locking up.

一方、前輪９の回転速度に比べ後輪１６の回転
速度が非常に大きくなる場合、例えば前輪９のブ
レーキ状態でロツク気味となる場合では、４輪駆
動用駆動連結装置本体１３に接続する第１の回転
軸１１と第２の回転軸１４との間に、上述とは逆
方向に非常に大きな回転速度差が生じる。 On the other hand, if the rotational speed of the rear wheels 16 becomes very large compared to the rotational speed of the front wheels 9, for example, if the brakes of the front wheels 9 tend to lock up, the first A very large rotational speed difference occurs between the rotating shaft 11 and the second rotating shaft 14 in the opposite direction to that described above.

これにより、ベーンポンプVPでは、第４図ａ
に示す油の流れと逆方向の油の流れが生じ、第４
図ｂに示すように、吸込吐出口２２ａ，２３ａ，
２４ａが吸込口となり、チエツク弁２８を介して
オイル溜３０から油が吸込まれる一方、吸込吐出
口２２ｂ，２３ｂ，２４ｂが吐出口となり、第２
油路２７を通じ作動油が供給され、第１油路２６
を通じ作動油が吐出されて、リリーフ弁３３に作
動油が導かれる。この油圧もリリーフ弁３３によ
り一定に保持され一定の駆動力が後輪１６に伝達
されて４輪駆動状態となる。 As a result, in the vane pump VP, Fig. 4a
An oil flow occurs in the opposite direction to the oil flow shown in Figure 4.
As shown in Figure b, suction and discharge ports 22a, 23a,
24a serves as a suction port, and oil is sucked in from the oil reservoir 30 via the check valve 28, while the suction and discharge ports 22b, 23b, and 24b serve as discharge ports, and oil is sucked in from the oil reservoir 30 through the check valve 28.
Hydraulic oil is supplied through the oil passage 27, and the first oil passage 26
Hydraulic oil is discharged through and guided to the relief valve 33. This oil pressure is also kept constant by the relief valve 33, and a constant driving force is transmitted to the rear wheels 16, resulting in a four-wheel drive state.

そして、後輪１６へのブレーキトルクを増大し
て前輪９のロツクを防止する。 Then, the brake torque to the rear wheels 16 is increased to prevent the front wheels 9 from locking.

また、通常の旋回走行時には、前輪９の回転速
度が後輪１６の回転速度よりわずかに大きく、前
輪９にブレーキトルクが作用し、後輪１６に駆動
トルクが作用した４輪駆動状態となつて旋回走行
がなされる。 Furthermore, during normal cornering, the rotational speed of the front wheels 9 is slightly higher than the rotational speed of the rear wheels 16, resulting in a four-wheel drive state in which brake torque is applied to the front wheels 9 and drive torque is applied to the rear wheels 16. A turning run is made.

このように、４輪駆動用駆動連結装置本体１３
で吐出圧をリリーフ弁３１，３３により一定値以
上とならないように制御することで、従来パート
タイム４輪駆動車で４駆動状態を必要とする場合
には運転者の操作が必要であつたものが、自動的
に４輪駆動と２輪駆動との切換が行なわれるとと
もに前輪９と後輪１６との回転速度差に応じた駆
動力による４輪駆動状態が得られる。 In this way, the four-wheel drive drive coupling device main body 13
By controlling the discharge pressure so that it does not exceed a certain value using the relief valves 31 and 33, conventional part-time 4-wheel drive vehicles require operator operation when 4-wheel drive mode is required. However, switching between four-wheel drive and two-wheel drive is automatically performed, and a four-wheel drive state is obtained by driving force according to the rotational speed difference between the front wheels 9 and the rear wheels 16.

また、従来のフルタイム４輪駆動車では必ず装
備されていたセンタデフに比べ、本装置では、小
型コンパクト化をはかることができるとともに重
量軽減もはかれ、コスト低減ともなる。 Furthermore, compared to a center differential that is always installed in conventional full-time four-wheel drive vehicles, this device can be made smaller and more compact, as well as reducing weight and cost.

ところで、作動油は、変速機２のケーシング２
ａ下部に４輪駆動用連結装置本体１３下半部が浸
る程度に滞留するように供給されて、カムリング
２０の回転により跳ね上げるはねかけ給油が行な
われ、各部の潤滑を行なうとともに、ベーンポン
プVP内に貫通抗５１ａを通じて供給される。 By the way, the hydraulic oil is in the casing 2 of the transmission 2.
The oil is supplied so that the lower half of the four-wheel drive coupling device main body 13 is immersed in the lower part of the a, and the oil is splashed up by the rotation of the cam ring 20, lubricating each part, and the vane pump VP. It is supplied into the interior through the penetration hole 51a.

すなわち、作動油は、ケーシング２ａ壁面を伝
つてオイルガイド５３に達し、オイルガイド５３
において収集されてオイルガイド５３先端から貫
通孔５１ａ内に供給される。 That is, the hydraulic oil reaches the oil guide 53 through the wall surface of the casing 2a, and the hydraulic oil reaches the oil guide 53.
The oil is collected and supplied from the tip of the oil guide 53 into the through hole 51a.

そして、作動油は作動油供給路３５，３５′、
連通路３５ａ，３５′ａを通じ、第１油路２６、
吸込吐出口２２ａおよびブツシング５２へ供給さ
れる。 The hydraulic oil is supplied to the hydraulic oil supply passages 35, 35',
Through the communication passages 35a and 35'a, the first oil passage 26,
It is supplied to the suction/discharge port 22a and the bushing 52.

このように、作動油がオイルガイド５３により
収集されるので、オイルレベルが貫通孔５１ａの
位置より下がつても、貫通孔５１ａには常に作動
油が供給される。 In this way, since the hydraulic oil is collected by the oil guide 53, the hydraulic oil is always supplied to the through hole 51a even if the oil level drops below the position of the through hole 51a.

そして、作動油供給路３５，３５′が傾斜して
形成されているので、十分な量の作動油が遠心力
により油圧回路２１を構成する第１油路２６へ供
給される。 Since the hydraulic oil supply passages 35, 35' are formed to be inclined, a sufficient amount of hydraulic oil is supplied to the first oil passage 26 constituting the hydraulic circuit 21 by centrifugal force.

また、貫通孔５１ａの回転により作動油が遠心
力により吸い込まれるので、空気は貫通孔５１ａ
先端中央部へ導かれ、作動油に混入することはな
い。 Further, since the hydraulic oil is sucked in by centrifugal force due to the rotation of the through hole 51a, air is absorbed into the through hole 51a.
It is guided to the center of the tip and does not mix with the hydraulic oil.

そして、作動油は、チエツク弁２８，２９によ
り逆流を防止されながら、第１油路２６、吸込吐
出口２２ａ、スプライン５７部へ供給される。 The hydraulic oil is then supplied to the first oil passage 26, the suction/discharge port 22a, and the spline 57 while being prevented from flowing back by the check valves 28, 29.

作動油は、カバー５１に形成された第１油路２
６を通じ、吸込吐出口２２ｂ，２３ｂ，２４ｂお
よびリリーフ弁３３の先端部３３ａへ導かれるか
または、吸込吐出口２２ａ、第２油路２７を通
じ、吸込吐出口２３ａ，２４ａおよびリリーフ弁
３１の先端部３１ａに導かれる。 The hydraulic oil flows through the first oil passage 2 formed in the cover 51.
6 to the suction and discharge ports 22b, 23b, 24b and the tip 33a of the relief valve 33, or through the suction and discharge ports 22a and the second oil passage 27 to the suction and discharge ports 23a, 24a and the tip of the relief valve 31. 31a.

第１油路２６または第２油路２７から供給され
た作動油は、ロータ１９とカムリング２０との相
対回転により、ポンプ室３６ａ，３６ｂ，３６ｃ
において加圧され、第２油路２７または第１油路
２６へそれぞれ吐出される。 The hydraulic oil supplied from the first oil passage 26 or the second oil passage 27 is pumped into the pump chambers 36a, 36b, 36c by the relative rotation between the rotor 19 and the cam ring 20.
The oil is pressurized at and discharged to the second oil passage 27 or the first oil passage 26, respectively.

この場合において、第１油路２６または第２油
路２７の吐出側に相当する側からチエツク弁５０
ｇまたはチエツク弁５０ｆを通じ、連通路５０
ｄ、環状凹部５０ｂ、弁押し上げ用油圧通路５０
ａ、環状凹部５０ｃ、連通路５０ｅ内に加圧され
た作動油が供給され、ベーン１８が上方に押し上
げられる。 In this case, the check valve 50 is opened from the side corresponding to the discharge side of the first oil passage 26 or the second oil passage 27.
g or through the check valve 50f, the communication path 50
d, annular recess 50b, hydraulic passage 50 for pushing up the valve
Pressurized hydraulic oil is supplied into the annular recess 50c and the communication path 50e, and the vane 18 is pushed upward.

これにより、ベーン１８先端がカムリング２０
の内周面２０ｄに常時摺接係合し、ポンプ室３６
ａ，３６ｂ，３６ｃ内における加圧が確実に行な
われる。 As a result, the tip of the vane 18 is connected to the cam ring 20.
The pump chamber 36 is constantly slidably engaged with the inner peripheral surface 20d of the
Pressurization within a, 36b, and 36c is reliably performed.

ところで、加圧作動を行なうためのロータ１９
とカムリング２０との回転に際し、ロータ１９の
幅方向中央部に短く形成されたスプライン５７に
よりロータ１９から後輪駆動軸４３へ駆動力が入
力もしくは出力されるため、後輪駆動軸４３への
ロータ１９の組み込み時に、後輪駆動軸４３とロ
ータ１９との直角が正確に出なかつた場合であつ
ても、ロータ１９端面とプレツシヤリテーナ４
１、カバー５１端面との摺接状態が良好に保たれ
る。 By the way, the rotor 19 for pressurizing operation
When the cam ring 20 rotates, the spline 57 formed short in the widthwise center of the rotor 19 inputs or outputs driving force from the rotor 19 to the rear wheel drive shaft 43. Even if the rear wheel drive shaft 43 and the rotor 19 are not perpendicular to each other when assembling the rotor 19, the end face of the rotor 19 and the pressure retainer 4
1. Good sliding contact with the end surface of the cover 51 is maintained.

すなわち、第７図ａ〜ｃに示されるような点
Ａ，A′が中央側に寄り、ロータ１９を傾けるモ
ーメントが低減されて、ロータ１９両端面におけ
る局部的な油膜の切れが防止されるのである。 In other words, points A and A' as shown in FIGS. 7a to 7c are closer to the center, the moment that tilts the rotor 19 is reduced, and local breakage of the oil film on both end surfaces of the rotor 19 is prevented. be.

また、スプライン５７を第９図ａ，ｂ，ｃに示
すように形成した場合には、点Ａ，A′がさらに
中央に寄るようになり、ロータ１９両端面におけ
る局部的な油膜の切れが、さらに確実に防止され
るようになる。 In addition, when the splines 57 are formed as shown in FIGS. 9a, b, and c, points A and A' are further moved toward the center, and local breaks in the oil film on both end surfaces of the rotor 19 are prevented. It will be more reliably prevented.

そして、カムリング２０外周部には、４速カウ
ンタギヤ４と歯合する外周ギヤ部２０ａがカムリ
ング２０と一体に形成されているため、ベーンポ
ンプVPに駆動力を伝達すべく、４速カウンタギ
ヤ４からカムリング２０へ至る経路中に必要とさ
れていた駆動力の伝達手段、例えば、第１３図に
おけるアイドルギヤ５、ギヤ６，７、中間伝達軸
８およびギヤ１２が不必要になる。 Since an outer peripheral gear portion 20a that meshes with the 4-speed counter gear 4 is formed integrally with the cam ring 20 on the outer peripheral portion of the cam ring 20, in order to transmit driving force to the vane pump VP, the outer peripheral gear portion 20a meshes with the 4-speed counter gear 4. The driving force transmission means required in the path leading to the cam ring 20, such as the idle gear 5, gears 6, 7, intermediate transmission shaft 8, and gear 12 in FIG. 13, are no longer necessary.

これにより、前輪側への駆動力は、カムリング
２０、プレツシヤリテーナ４１、フランジ４５お
よび前輪駆動軸４４を通じ差動装置１０へ伝達さ
れる。 Thereby, the driving force toward the front wheels is transmitted to the differential gear 10 through the cam ring 20, the pressure retainer 41, the flange 45, and the front wheel drive shaft 44.

また、後輪側への駆動力は、ロータ１９、フラ
ンジ４５、後輪駆動軸４３（第２の回転軸１４）
を通じ差動装置１７へ伝達される。 Further, the driving force to the rear wheel side is generated by the rotor 19, the flange 45, and the rear wheel drive shaft 43 (second rotating shaft 14).
is transmitted to the differential gear 17 through.

さらに、プレツシヤリテーナ４１は、カムリン
グ２０外周部まで延在して形成されており、ボル
ト４８により、カムリング２０とともに、フラン
ジ４５、カバー５１により挟まれて締めつけられ
る。 Furthermore, the pressure retainer 41 is formed to extend to the outer circumference of the cam ring 20, and is clamped together with the cam ring 20, the flange 45, and the cover 51 by bolts 48 and tightened.

これにより、プレツシヤリテーナ４１とカムリ
ング２０との固定面積を十分に確保しながらベン
ポンプVPがコンパクトに形成される。 As a result, the vent pump VP can be formed compactly while ensuring a sufficient fixing area between the pressure retainer 41 and the cam ring 20.

すなわち、プレツシヤテリーナ４１の固定面積
が十分に確保されるので、プレツシヤリテーナ４
１とカムリング２０との間の液密性が保持され、
ベーンポンプVPが大容量でコンパクトに形成さ
れるとともに、プレツシヤリテーナ４１の押付け
スプリングが不要になる。 That is, since the fixing area of the pressure retainer 41 is sufficiently secured, the pressure retainer 4
1 and the cam ring 20 is maintained,
The vane pump VP has a large capacity and is formed compactly, and the pressing spring of the pressure retainer 41 is not required.

ところで、４輪駆動連結装置本体１３の製造に
際しては、プレツシヤリテーナ４１における第２
油路２７は、プレツシヤリテーナ４１外周に形成
された環状溝２７ａと、フランジ４５内周面とに
より形成されるため、容易に製作される。 By the way, when manufacturing the four-wheel drive coupling device main body 13, the second
The oil passage 27 is formed by the annular groove 27a formed on the outer periphery of the pressure retainer 41 and the inner circumferential surface of the flange 45, and is therefore easily manufactured.

そして、ベーンポンプVPへの作動油の供給部
を第１１図に示すように形成した場合には、作動
油が、第１油路２６に直線的に連通する作動油供
給路３５，３５′に沿い、遠心力により十分に第
１油路２６および吸込吐出口２２ａに供給され
る。 When the hydraulic oil supply section to the vane pump VP is formed as shown in FIG. , is sufficiently supplied to the first oil passage 26 and the suction/discharge port 22a by centrifugal force.

また、ベーンポンプVPへの作動油の供給部
（補給部）を第１２図に示すように形成した場合
には、作動油が、後輪駆動軸４３先端部に形成さ
れた作動油供給路３５″および連通路３５″ａを通
じ、後輪駆動軸４３の回転による遠心力により十
分に第１油路２６、スプライン５７およびブツシ
ング５２へ供給される。 Furthermore, when the hydraulic oil supply section (replenishment section) to the vane pump VP is formed as shown in FIG. The oil is sufficiently supplied to the first oil passage 26, the spline 57, and the bushing 52 through the communication passage 35''a by the centrifugal force generated by the rotation of the rear wheel drive shaft 43.

これにより、作動油が常に補給され、所要のポ
ンプ特性が良好に保たれる。 This ensures that hydraulic oil is constantly replenished and the required pump characteristics are maintained well.

また、オイルレベルを下げても所要量の作動油
が補給されるようになるので、オイルレベルを下
げることができるようになり、カムリング２０に
よるオイルの攪拌抵抗を低減しうるようになる。 Further, even if the oil level is lowered, the required amount of hydraulic oil is replenished, so the oil level can be lowered, and the oil agitation resistance caused by the cam ring 20 can be reduced.

そして、本実施例によれば、前輪と後輪との差
回転が許容されるので、パートタイム４輪駆動車
のタイトコーナブレーキング現象などの不具合や
運転操作の煩雑さを解消できる。 According to this embodiment, differential rotation between the front wheels and the rear wheels is allowed, so that problems such as tight corner braking of part-time four-wheel drive vehicles and the complexity of driving operations can be eliminated.

さらに、第１の回転軸と第２の回転軸との間
で、速く回つている方から遅く回つている方へ力
が伝達されるので、前輪ないし後輪の一方が過回
転することはなくなり、ホイルスピンを確実に防
止でき、車両の安全性に寄与しうる。 Furthermore, since power is transmitted between the first rotating shaft and the second rotating shaft from the one that is rotating faster to the one that is rotating slower, over-rotation of either the front or rear wheels is prevented. , wheel spin can be reliably prevented, contributing to vehicle safety.

また、フルタイム４輪駆動車に、従来装備され
ていたセンタデフに比べ、小型・軽量とすること
ができ、低コスト化にも寄与しうる。 Additionally, it can be made smaller and lighter than the center differential that is conventionally equipped on full-time four-wheel drive vehicles, contributing to lower costs.

〔発明の効果〕〔Effect of the invention〕

以上詳述したように、本発明のギヤ一体型差動
ポンプによれば、ポンプ本体と同ポンプ本体の内
部に装着された差動回転部材とからなる差動ポン
プにおいて、上記ポンプ本体に回動力を伝達すべ
く、同ポンプ本体の外周に、駆動用ギヤと噛み合
うギヤ部が形成されているという簡素な構成で、
次のような効果ないし利点を得ることができる。 As described in detail above, according to the gear-integrated differential pump of the present invention, in a differential pump consisting of a pump body and a differential rotation member mounted inside the pump body, rotational force is applied to the pump body. In order to transmit the power, the pump has a simple configuration in which a gear part that meshes with the drive gear is formed on the outer periphery of the pump body.
The following effects or advantages can be obtained.

(1) 差動ポンプへ駆動力を伝達するために、従来
必要とされていた連結部の多数部品が省略でき
るようになる。(1) In order to transmit driving force to the differential pump, many parts of the connecting part that were conventionally required can be omitted.

(2) 上記(1)の効果により、差動ポンプをそなえた
装置例えば４輪駆動用駆動連結装置をシンプル
かつコンパクトに形成できるようになる。(2) The effect of (1) above makes it possible to form a device equipped with a differential pump, such as a drive coupling device for four-wheel drive, in a simple and compact manner.

(3) 上記(1)の効果により、差動ポンプをそなえた
装置例えば４輪駆動用駆動連結装置のレイアウ
トの自由度が大きくなる。(3) The effect of (1) above increases the degree of freedom in the layout of a device equipped with a differential pump, such as a drive coupling device for four-wheel drive.

(4) ベーンポンプにおけるカムリングにギヤ部を
形成した場合には、カムリングの耐摩耗性が連
結部においても活用され、ベーンポンプをそな
えた装置例えば４輪駆動用駆動連結装置の製造
コストを低減できる。(4) When a gear portion is formed on the cam ring of a vane pump, the wear resistance of the cam ring is also utilized in the connection portion, and the manufacturing cost of a device equipped with a vane pump, such as a drive connection device for four-wheel drive, can be reduced.

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

第１〜１３図は本発明の一実施例としてのギヤ
一体型差動ポンプをそなえた４輪駆動用駆動連結
装置を示すもので、第１図はその要部縦断面図、
第２図はその全体構成図、第３図はその要部構成
模式図、第４図ａ，ｂはそれぞれその作動を示す
模式図、第５図は第１図の−矢視断面図、第
６図はその油圧回路模式図、第７図ａ，ｂ，ｃお
よび第８図はそれぞれそのスプライン部係合状態
を示す模式図、第９図ａ，ｂ，ｃはそれぞれその
スプライン部係合状態を示すもので、第９図ａは
その縦断面図、第９図ｂはそのロータシヤフト平
面図、第９図ｃはその係合状態を示す模式図であ
り、第１０図ａ，ｂ，ｃはそれぞれその弁押し上
げ用油圧回路を示す模式図であり、第１１図はそ
の作動油供給路の変形例を示す要部縦断面図、第
１２図はその作動油供給路の他の変形例を示す要
部縦断面図、第１３図はその全体構成の変形例を
示す模式図であり、第１４図は従来のベーンポン
プを示す縦断面図である。 １……横置エンジン、２……変速機、２ａ……
ケーシング、３……出力軸、４……４速カウンタ
ギヤ、５……アイドルギヤ、６，７……ギヤ、８
……中間伝達軸、９……前輪、１０……差動装
置、１１……第１の回転軸、１２……ギヤ、１３
……油圧ポンプ式連結機構としての４輪駆動用連
結装置本体、１４……第２の回転軸、１５……歯
車機構、１６……後輪、１７……差動装置、１８
……ベーン、１９……差動回転部材としてのロー
タ、１９ａ……外周部、１９ｂ……孔部、２０…
…ポンプ本体としてのカムリング、２０ａ……連
結部としての外周ギヤ部、２０ｄ……内周面、２
１……油圧回路、２２ａ〜２４ａ，２２ｂ〜２４
ｂ……吸込吐出口、２６……第１油路、２７……
第２油路、２７ａ……環状溝、２８，２９……チ
エツク弁、２９ｂ……球状弁体、３０……オイル
溜、３１……リリーフ弁、３１ａ……先端部、３
１ｂ……末端部、３２……スプリング、３３……
リリーフ弁、３３ａ……先端部、３３ｂ……末端
部、３４……スプリング、３５，３５′，３５″…
…作動油供給路、３５ａ，３５′ａ，３５″ａ……
連通路、３６ａ，３６ｂ，３６ｃ……ポンプ室、
４１……プレツシヤリテーナ、４１ａ……貫通
孔、４２……パルセーシヨンダンプ、４３……後
輪駆動軸、４４……前輪駆動軸、４５……フラン
ジ、４６……パルセーシヨンボリユーム、４８…
…ボルト、４９……連結通路、５０……弁押し上
げ用油圧回路、５０ａ……弁押し上げ用油圧通
路、５０ｂ，５０ｃ……環状凹部、５０ｄ，５０
ｅ……連通路、５０ｆ，５０ｇ……チエツク弁、
５１……カバー、５１ａ……貫通孔、５２……ブ
ツシング、５３……オイルガイド、５４……フイ
ルター、５５……マグネツト、５６……ブツシン
グ、５７……スプライン、５８……チエツク弁、
５８ａ，５８ｂ……Ｏリング、５９……ベアリン
グ、６０ａ，６０ｂ……ベアリング、VP……ベ
ーンポンプ。 1 to 13 show a four-wheel drive drive coupling device equipped with a gear-integrated differential pump as an embodiment of the present invention, and FIG. 1 is a vertical cross-sectional view of the main part thereof;
Fig. 2 is an overall configuration diagram of the system, Fig. 3 is a schematic diagram of its main part configuration, Figs. Figure 6 is a schematic diagram of the hydraulic circuit, Figures 7a, b, c and 8 are schematic diagrams showing the spline engagement states, and Figures 9a, b, and c are the spline engagement states. 9a is a longitudinal sectional view thereof, FIG. 9b is a plan view of the rotor shaft, FIG. 9c is a schematic diagram showing the engaged state, and FIGS. 10a, b, and c are are schematic diagrams showing the hydraulic circuit for pushing up the valve, FIG. 11 is a vertical sectional view of the main part showing a modification of the hydraulic oil supply path, and FIG. 12 is a schematic diagram showing another modification of the hydraulic oil supply path. FIG. 13 is a schematic diagram showing a modification of the overall configuration, and FIG. 14 is a vertical sectional view showing a conventional vane pump. 1...Horizontal engine, 2...Transmission, 2a...
Casing, 3... Output shaft, 4... 4-speed counter gear, 5... Idle gear, 6, 7... Gear, 8
...Intermediate transmission shaft, 9...Front wheel, 10...Differential device, 11...First rotating shaft, 12...Gear, 13
...Four-wheel drive coupling device main body as a hydraulic pump type coupling mechanism, 14... Second rotating shaft, 15... Gear mechanism, 16... Rear wheel, 17... Differential device, 18
... Vane, 19 ... Rotor as a differential rotation member, 19a ... Outer periphery, 19b ... Hole, 20 ...
...Cam ring as pump body, 20a... Outer peripheral gear part as connecting part, 20d... Inner peripheral surface, 2
1...Hydraulic circuit, 22a to 24a, 22b to 24
b... Suction discharge port, 26... First oil path, 27...
2nd oil passage, 27a... annular groove, 28, 29... check valve, 29b... spherical valve body, 30... oil reservoir, 31... relief valve, 31a... tip, 3
1b...End part, 32...Spring, 33...
Relief valve, 33a... tip, 33b... end, 34... spring, 35, 35', 35''...
...Hydraulic oil supply path, 35a, 35'a, 35''a...
Communication path, 36a, 36b, 36c...pump chamber,
41... Pressure retainer, 41a... Through hole, 42... Pulsation dump, 43... Rear wheel drive shaft, 44... Front wheel drive shaft, 45... Flange, 46... Pulsation volume, 48...
...Bolt, 49...Connection passage, 50...Hydraulic circuit for pushing up the valve, 50a...Hydraulic passage for pushing up the valve, 50b, 50c...Annular recess, 50d, 50
e...Communication path, 50f, 50g...Check valve,
51... Cover, 51a... Through hole, 52... Bushing, 53... Oil guide, 54... Filter, 55... Magnet, 56... Bushing, 57... Spline, 58... Check valve,
58a, 58b...O ring, 59...bearing, 60a, 60b...bearing, VP...vane pump.

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １ ポンプ本体と同ポンプ本体の内部に装着され
た差動回転部材とからなる差動ポンプにおいて、
上記ポンプ本体に回動力を伝達すべく、同ポンプ
本体の外周に、駆動用ギヤと噛み合うギヤ部が形
成されていることを特徴とする、ギヤ一体型差動
ポンプ。 ２ 上記差動ポンプがベーンポンプとして構成さ
れて、上記ポンプ本体におけるカムリングの外周
部に、上記ギヤ部が形成されている、特許請求の
範囲第１項に記載のギヤ一体型差動ポンプ。[Claims] 1. A differential pump consisting of a pump body and a differential rotation member mounted inside the pump body,
A gear-integrated differential pump characterized in that a gear portion that meshes with a driving gear is formed on the outer periphery of the pump body to transmit rotational force to the pump body. 2. The gear-integrated differential pump according to claim 1, wherein the differential pump is configured as a vane pump, and the gear portion is formed on an outer peripheral portion of a cam ring in the pump body.