JPH09310746A - Drive device for vehicle - Google Patents
Drive device for vehicleInfo
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- JPH09310746A JPH09310746A JP12822396A JP12822396A JPH09310746A JP H09310746 A JPH09310746 A JP H09310746A JP 12822396 A JP12822396 A JP 12822396A JP 12822396 A JP12822396 A JP 12822396A JP H09310746 A JPH09310746 A JP H09310746A
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Abstract
Description
【0001】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、横置きエンジンに
用いられる車両用駆動装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a vehicle drive device used for a horizontal engine.
【0002】[0002]
【従来の技術】従来、エンジンを横置き配置した車両の
駆動装置に関しては、特開平4−83948号公報の先
行技術がある。この先行技術には、エンジン、トルクコ
ンバータ、ダブルピニオン式プラネタリギヤを具備する
前後進切換装置及びベルト式無段変速機を車体幅方向に
同軸上に設け、無段変速機のセカンダリ軸からの出力を
ディファレンシャル装置に伝動構成することが示されて
いる。2. Description of the Related Art Conventionally, there is a prior art of Japanese Patent Application Laid-Open No. 4-83948 regarding a drive device of a vehicle in which an engine is horizontally arranged. In this prior art, an engine, a torque converter, a forward / reverse switching device equipped with a double pinion type planetary gear, and a belt type continuously variable transmission are provided coaxially in the vehicle body width direction, and the output from the secondary shaft of the continuously variable transmission is provided. It is shown to be a transmission arrangement in a differential device.
【0003】[0003]
【発明が解決しようとする課題】しかし、上記先行技術
のものにあっては、横置きに配置されるエンジンに、こ
のエンジンと同軸上に順次トルクコンバータ、前後進切
換装置、ベルト式無段変速機が設けられ、更にベルト式
無段変速機のセカンダリ軸の下方にディファレンシャル
装置が設けられ、これらが一体構成されたトランスミッ
ションケースが接合されることから、車幅方向において
駆動装置全長が長大となり、車載状態においてエンジン
ルーム側壁と駆動装置とが接近配置され、側面衝突時の
クラッシュストロークを充分に確保しようとすると車体
設計の自由度が制限され、またエンジンルーム内の作業
空間が得難く、トランスミッション着脱時や整備等の円
滑な作業が妨げられるおそれがある。However, in the above-mentioned prior art, in the engine arranged horizontally, the torque converter, the forward / reverse switching device, and the belt type continuously variable transmission are sequentially arranged coaxially with the engine. Machine, the differential device is further provided below the secondary shaft of the belt type continuously variable transmission, and the transmission case integrally formed with these is joined, so that the overall length of the drive device becomes large in the vehicle width direction. The side wall of the engine room and the drive unit are placed close to each other when the vehicle is mounted, and the degree of freedom in vehicle body design is limited if a sufficient crash stroke is secured in the event of a side collision, and it is difficult to obtain a working space in the engine room. Smooth work such as time and maintenance may be hindered.
【0004】更にこの駆動装置をベースとする4輪駆動
車用駆動装置にあってはベルト式無段変速機のセカンダ
リ軸側にセンタディファレンシャル装置を更に設けるこ
とから構造及びそれらを制御する制御装置が複雑にな
り、コストの高騰を招く等の不具合がある。Further, in a four-wheel drive vehicle drive system based on this drive system, since a center differential device is further provided on the secondary shaft side of the belt type continuously variable transmission, a structure and a control device for controlling them are provided. There is a problem that it becomes complicated and the cost rises.
【0005】また、同一形状を有するエンジンルーム構
造内にベルト式無段変速機、手動変速機(マニュアルト
ランスミッション、MT)及び自動変速機(オートマッ
チクトランスミッション、AT)等との車載互換性を有
することが望ましく、比較的コンパクトに設計可能な手
動変速機と全長寸法やトランスミッションケース外周寸
法、いわゆる胴廻り寸法を略同一にすれば車両搭載のた
めの支持部材や排気系の共用化が可能になる。Further, it has in-vehicle compatibility with a belt type continuously variable transmission, a manual transmission (manual transmission, MT), an automatic transmission (automatic transmission, AT), etc. in the engine room structure having the same shape. It is desirable that the supporting member for mounting on the vehicle and the exhaust system can be commonly used by making the overall length and the outer circumference of the transmission case, that is, the so-called waist size substantially the same as those of the manual transmission which can be designed relatively compactly.
【0006】従って、本発明の目的は、駆動装置、特に
トランスミッションケースの車体幅方向の短縮を図り、
車体設計の自由度及びクラッシュストローク、トランス
ミッション脱着時等の作業空間を確保しつつ従来のエン
ジンルームに搭載可能でしかも、構成部品の共通化を図
ることにより容易に4輪駆動車用駆動装置に変更可能な
車両用駆動装置を提供することにある。Therefore, an object of the present invention is to shorten the drive device, particularly the transmission case in the vehicle body width direction,
It can be installed in the conventional engine room while ensuring the flexibility of vehicle body design, work space for crash strokes, and when installing / removing the transmission, etc., and it can be easily changed to a drive unit for four-wheel drive vehicles by sharing the components. It is to provide a possible vehicle drive device.
【0007】[0007]
【課題を解決するための手段】上記目的を達成する本発
明による車両用駆動装置は、横置きエンジンと、このエ
ンジンからの出力が入力される変速機と、前記エンジン
のクランク軸に対して平行配置されてディファレンシャ
ル装置に動力伝達するドライブ軸と、このドライブ軸に
サンギヤが動力伝達可能に結合するダブルピニオン式プ
ラネタリギヤと、このプラネタリギヤのキャリヤに変速
機からの出力を動力伝達する入力部材と、前記プラネタ
リギヤのキャリヤからの出力を前記ドライブ軸に選択的
に動力伝達する第1の摩擦係合要素と、プラネタリギヤ
のリングギヤを選択的に回転係止する第2の摩擦係合要
素とを有し、上記第1及び第2の摩擦係合要素を選択的
に作動せしめて前後進切換えすることを特徴とするもの
である。A vehicle drive device according to the present invention that achieves the above object comprises a horizontal engine, a transmission to which the output from the engine is input, and a parallel to the crankshaft of the engine. A drive shaft arranged to transmit power to the differential device, a double pinion type planetary gear to which a sun gear is power-transmittable coupled to this drive shaft, an input member for transmitting power from a transmission to a carrier of this planetary gear, and A first friction engagement element for selectively transmitting power from the carrier of the planetary gear to the drive shaft; and a second friction engagement element for selectively rotationally locking the ring gear of the planetary gear, It is characterized in that the first and second friction engagement elements are selectively operated to switch between forward and backward movement.
【0008】また上記目的を達成する本発明による他の
車両用駆動装置は、横置きエンジンと、このエンジンか
らの出力が入力される変速機と、前記エンジンのクラン
ク軸に対して平行配置されてフロントディファレンシャ
ル装置に動力伝達するフロントドライブ軸と、このサン
ギヤがフロントドライブ軸に動力伝達可能に結合するダ
ブルピニオン式プラネタリギヤと、変速機からの出力が
入力される伝動軸及び伝動軸に動力伝達可能に結合する
連結部材を有して、プラネタリギヤのキャリヤに変速機
からの出力を動力伝達する入力部材と、前記プラネタリ
ギヤのキャリヤからの出力を前記フロントドライブ軸に
選択的に動力伝達する第1の摩擦係合要素と、プラネタ
リギヤのリングギヤを選択的に回転係止する第2の摩擦
係合要素とを有し、前進段は、第1の摩擦係合要素が動
力伝達状態であって第2の摩擦係合要素がリングギヤ回
転許容状態であって、後退段は第1摩擦係合要素が解放
状態で第2の摩擦係合要素がリングギヤ回転係止状態で
あることを特徴とするものであり、4輪駆動の場合は、
前記エンジンのクランク軸に対して平行配置されてリヤ
ディファレンシャル装置に動力伝達するリヤドライブ軸
と、フロントドライブ軸とリヤドライブ軸との間を選択
的に動力伝達する第5の摩擦係合要素とを設け、かつ前
記連結部材がプラネタリギヤのリングギヤ及びキャリヤ
に伝動軸からの出力を選択的に動力伝達する入力切換手
段であって、第1の摩擦係合要素がプラネタリギヤから
の出力をリヤドライブ軸に動力伝達可能であって、上記
入力切換手段及び各摩擦係合要素を選択的に作動せしめ
て前記変速機からの入力を前記プラネタリギヤを介して
所定の比率で動力配分及び前後進切換してフロントドラ
イブ軸及びリヤドライブ軸に動力伝達するものである。Another vehicle drive device according to the present invention that achieves the above object is a horizontal engine, a transmission to which an output from the engine is input, and a crankshaft of the engine which are arranged in parallel. Front drive shaft that transmits power to the front differential device, double pinion type planetary gear that connects this sun gear to the front drive shaft so that power can be transmitted, and power transmission to the transmission shaft and transmission shaft to which the output from the transmission is input. An input member having a coupling member to be coupled, for transmitting power output from the transmission to a planetary gear carrier, and a first friction member for selectively transmitting power output from the planetary gear carrier to the front drive shaft. A coupling element and a second friction engagement element for selectively rotationally locking the ring gear of the planetary gear. In the forward stage, the first friction engagement element is in the power transmission state, the second friction engagement element is in the ring gear rotation permitting state, and in the reverse stage, the first friction engagement element is in the released state and the second friction engagement element is in the second state. It is characterized in that the friction engagement element is in a ring gear rotation locked state, and in the case of four-wheel drive,
A rear drive shaft that is arranged parallel to the crankshaft of the engine and that transmits power to the rear differential device; and a fifth friction engagement element that selectively transmits power between the front drive shaft and the rear drive shaft. The input member is provided with the connecting member for selectively transmitting power from the transmission shaft to the ring gear and the carrier of the planetary gear, and the first friction engagement element drives the output from the planetary gear to the rear drive shaft. The front drive shaft is transmittable, and selectively operates the input switching means and each frictional engagement element to switch the input from the transmission through the planetary gear at a predetermined ratio for power distribution and forward / backward movement. And power is transmitted to the rear drive shaft.
【0009】[0009]
【発明の実施の形態】以下、本発明の実施の形態を図面
に基づいて説明する。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
【0010】図1において、本発明が適用される車両用
駆動装置としてベルト式無段変速機付2輪駆動車用駆動
装置の駆動系について説明する。Referring to FIG. 1, a drive system of a belt type continuously variable transmission-equipped two-wheel drive vehicle drive apparatus as a vehicle drive apparatus to which the present invention is applied will be described.
【0011】符号10は横置きエンジンであり、このエ
ンジン10に接合されてトルクコンバータ20を収容す
るトルクコンバータケース1、このトルクコンバータケ
ース1の側方に位置してベルト式無段変速機30及びデ
ィファレンシャル装置、例えばフロントディファレンシ
ャル装置40を収容するデフアンドコンバータハウジン
グ2及びサイドケース3、前記トルクコンバータケース
1と協働してトランスファユニット50を収容するエン
ドカバー4が接合されてトランスミッションケース5を
形成し、トランスミッションケース5の下部にオイルパ
ン(図示せず)が設けられる。Reference numeral 10 denotes a horizontal engine, a torque converter case 1 joined to the engine 10 for accommodating a torque converter 20, a belt type continuously variable transmission 30 located laterally of the torque converter case 1, A differential device, for example, a differential and converter housing 2 and a side case 3 that accommodate a front differential device 40, and an end cover 4 that accommodates the transfer unit 50 in cooperation with the torque converter case 1 are joined to form a transmission case 5. An oil pan (not shown) is provided below the transmission case 5.
【0012】横置きエンジン10のクランク軸11がト
ルクコンバータケース1内部のトルクコンバータ20に
連結し、トルクコンバータ20からの入力軸21がデフ
アンドコンバータハウジング2内部のベルト式無段変速
機30のプライマリ軸31に連結することによりクラン
ク軸11からの動力をトルクコンバータ20を介して無
段変速機30のプライマリ軸31に伝動構成される。The crankshaft 11 of the horizontal engine 10 is connected to the torque converter 20 inside the torque converter case 1, and the input shaft 21 from the torque converter 20 is the primary of the belt type continuously variable transmission 30 inside the differential and converter housing 2. By connecting to the shaft 31, the power from the crankshaft 11 is transmitted to the primary shaft 31 of the continuously variable transmission 30 via the torque converter 20.
【0013】そして無段変速機30で無段変速した動力
をセカンダリ軸32に出力し、カウンタシャフト39等
を介してトランスファユニット50に入力し、トランス
ファユニット50によってフロントディファレンシャル
装置40を介して前輪に伝動構成される。Then, the power continuously variable by the continuously variable transmission 30 is output to the secondary shaft 32 and input to the transfer unit 50 via the counter shaft 39 and the like, and is transferred to the front wheels by the transfer unit 50 via the front differential device 40. Composed of transmission.
【0014】トランスミッションケース5内にはトルク
コンバータ20に設けられるオイルポンプドライブ軸2
4aに連結して常に駆動されるオイルポンプ8が設けら
れ、オイルポンプ8により常時油圧を発生してトルクコ
ンバータ20等に給油し、無段変速機30の油圧制御を
可能にし、かつ車速センサ9a、スロットルセンサ9
b、シフトスイッチ9c等の各信号に基づいて油圧制御
回路9によって制御してトランスファユニット50の油
圧制御を可能にしている。An oil pump drive shaft 2 provided in a torque converter 20 is provided in the transmission case 5.
An oil pump 8 which is connected to 4a and is always driven is provided. The oil pump 8 constantly generates hydraulic pressure to supply oil to the torque converter 20 and the like, which enables hydraulic control of the continuously variable transmission 30 and a vehicle speed sensor 9a. , Throttle sensor 9
The hydraulic pressure control circuit 9 controls the hydraulic pressure of the transfer unit 50 on the basis of the signals of the shift switch 9c and the shift switch 9c.
【0015】次に図2乃至図9によってトルクコンバー
タ20、ベルト式無段変速機30、ディファレンシャル
装置40及びトランスファユニット50について順次説
明する。Next, the torque converter 20, the belt type continuously variable transmission 30, the differential device 40 and the transfer unit 50 will be sequentially described with reference to FIGS.
【0016】トルクコンバータ20は、図2に要部断面
を示すようにデフアンドコンバータハウジング2及びサ
イドカバー3にボールベアリング21aを介してクラン
ク軸11に対して同軸上で回転自在に軸支される入力軸
21を有している。The torque converter 20 is rotatably supported coaxially with the crankshaft 11 via a ball bearing 21a in the differential and converter housing 2 and the side cover 3 as shown in FIG. It has an input shaft 21.
【0017】入力軸21の外周は略円筒状で基端に設け
られたフランジ部がオイルポンプハウジング8cを介在
してトルクコンバータケース1にボルト結合されたステ
ータ軸22によって回転自在に囲まれ、ステータ軸22
にはインペラ24に一体的に結合されたオイルポンプド
ライブ軸24aが回転自在に嵌合している。The outer circumference of the input shaft 21 is substantially cylindrical, and a flange portion provided at the base end is rotatably surrounded by a stator shaft 22 bolted to the torque converter case 1 with an oil pump housing 8c interposed therebetween. Axis 22
An oil pump drive shaft 24a, which is integrally connected to the impeller 24, is rotatably fitted therein.
【0018】インペラ24は、その外周がフロントカバ
ー25の外周と一体的に結合され、ドライブプレート2
6を介してクランク軸11に結合することによってクラ
ンク軸11と一体的に回転駆動される。The outer periphery of the impeller 24 is integrally connected to the outer periphery of the front cover 25, and the drive plate 2
By being coupled to the crankshaft 11 via 6, the rotary shaft is integrally driven with the crankshaft 11.
【0019】インペラ24と対向して入力軸21にスプ
ライン嵌合するタービン27が配置され、インペラ24
とタービン27との間においてステータ軸22にワンウ
エイクラッチ28aを介して支持されるステータ28が
介装されている。A turbine 27, which is opposed to the impeller 24 and is spline-fitted to the input shaft 21, is arranged.
A stator 28 supported by the stator shaft 22 via a one-way clutch 28a is interposed between the turbine 28 and the turbine 27.
【0020】更にタービン27とフロントカバー25と
の間にロックアップクラッチ29が介装され、ステータ
軸22の基端にはオイルポンプドライブ軸24aによっ
て回転駆動されるインナギヤ8a、インナギヤ8aに噛
合するアウタギヤ8b及び前記オイルポンプハウジング
8cを具備するオイルポンプ8が設けられている。Further, a lock-up clutch 29 is interposed between the turbine 27 and the front cover 25, and an inner gear 8a rotatably driven by an oil pump drive shaft 24a at the base end of the stator shaft 22 and an outer gear meshing with the inner gear 8a. An oil pump 8 including 8b and the oil pump housing 8c is provided.
【0021】そしてエンジン10のクランク軸11が回
転すると、クランク軸11に結合されたドライブプレー
ト26、フロントカバー25等を介してインペラ24が
回転駆動される。When the crankshaft 11 of the engine 10 rotates, the impeller 24 is rotationally driven via the drive plate 26, the front cover 25, etc. connected to the crankshaft 11.
【0022】インペラ24の回転によりインペラ24内
のオイルが遠心力によって外側に放出され、そのオイル
がタービン27の外側から流入してタービン27にイン
ペラ24の回転と同方向のトルクを伝達することにより
タービン27とスプライン嵌合する入力軸21を回転駆
動する。更にステータ28によってタービン27から流
出するオイルの流出方向をインペラ24の回転力を助長
する方向に反転させてインペラ24のトルク増大を図っ
ている。またタービン27の回転数が大であるときには
オイルの流れがステータ28の背面に当りワンウエイク
ラッチ28aによりステータ28を空転させるように構
成されている。By the rotation of the impeller 24, the oil in the impeller 24 is discharged to the outside by the centrifugal force, and the oil flows from the outside of the turbine 27 to transmit the torque in the same direction as the rotation of the impeller 24 to the turbine 27. The input shaft 21 that is spline-fitted with the turbine 27 is rotationally driven. Further, the torque of the impeller 24 is increased by reversing the outflow direction of the oil flowing out from the turbine 27 by the stator 28 to the direction that promotes the rotational force of the impeller 24. When the rotation speed of the turbine 27 is high, the oil flow hits the back surface of the stator 28 and the one-way clutch 28a causes the stator 28 to idle.
【0023】一方一定の車速又は回転数に達したときロ
ックアップクラッチ29によりフロントカバー25を介
してインペラ24とタービン27とを直結状態にし、所
謂トルクコンバータの滑りをなくし、その分エンジン1
0の回転数が低下することにより燃費の節約及び静粛性
の向上を図っている。On the other hand, when the vehicle speed or the number of revolutions reaches a constant value, the impeller 24 and the turbine 27 are directly connected to each other via the front cover 25 by the lock-up clutch 29, so that the so-called torque converter is prevented from slipping, and the engine 1 is correspondingly removed.
By reducing the number of revolutions of 0, fuel economy is saved and quietness is improved.
【0024】ベルト式無段変速機30は互に平行配置さ
れたプライマリ軸31とセカンタリ軸32に各々設けら
れたプライマリプーリ33とセカンダリプーリ34と、
これら両プーリ33、34間に巻き掛けられた駆動ベル
ト35とを有し、各プーリ33、34のプーリ溝巾を変
えることにより各プーリ33、34に対する駆動ベルト
35の有効巻付け径の比率を変えて無段階に変速するよ
う構成されている。The belt type continuously variable transmission 30 includes a primary pulley 31 and a secondary pulley 34 respectively provided on a primary shaft 31 and a secondary shaft 32 which are arranged in parallel with each other.
The drive belt 35 is wound between the pulleys 33 and 34, and the ratio of the effective winding diameter of the drive belt 35 to the pulleys 33 and 34 is changed by changing the pulley groove width of the pulleys 33 and 34. It is configured to change the speed continuously by changing.
【0025】このため前記入力軸21と一体に形成され
たプライマリ軸31に設けられるプライマリプーリ33
は、プライマリ軸31と一体に形成された固定シーブ3
3aと、この固定シーブ33aに対して軸方向への移動
を可能にする可動シーブ33bを有している。固定シー
ブ33aと可動シーブ33bとは変速機の円滑な無段変
速を確保するため駆動ベルト35を所定のクランプ力で
挾持してトルク伝達すると共に、固定シーブ33aと可
動シーブ33bによって形成されるプーリ溝巾を円滑に
可変制御する必要から、プライマリ軸31と可動シーブ
33bとの嵌合部には各々軸方向に延在して互いに対向
する複数のボール溝を形成し、対向するボール溝の間に
介在するボール33cを介してトルク伝達する手段が採
られている。Therefore, the primary pulley 33 provided on the primary shaft 31 formed integrally with the input shaft 21.
Is a fixed sheave 3 formed integrally with the primary shaft 31.
3a and a movable sheave 33b that allows the fixed sheave 33a to move in the axial direction. The fixed sheave 33a and the movable sheave 33b sandwich the drive belt 35 with a predetermined clamping force to transmit torque in order to ensure a smooth continuously variable transmission of the transmission, and a pulley formed by the fixed sheave 33a and the movable sheave 33b. Since it is necessary to smoothly and variably control the groove width, a plurality of ball grooves extending in the axial direction and facing each other are formed in the fitting portion of the primary shaft 31 and the movable sheave 33b, and the ball grooves between the facing ball grooves are formed. The means for transmitting torque via the ball 33c interposed between the two is adopted.
【0026】可動シーブ33bの固定シーブ33aと反
対側の背面には略円筒状のピストン37aが固定されて
おり、このピストン37aはプライマリ軸31に中心部
が固定された有底円筒状のシリンダ37bと協働して油
圧室37Aを形成すると共にプーリ溝巾を狭くする方向
に可動シーブ33bを付勢するスプリング37cを具備
する油圧アクチュエータ37が設けられている。A substantially cylindrical piston 37a is fixed to the rear surface of the movable sheave 33b opposite to the fixed sheave 33a. This piston 37a has a bottomed cylindrical cylinder 37b whose center is fixed to the primary shaft 31. The hydraulic actuator 37 is provided with a spring 37c that forms a hydraulic chamber 37A in cooperation with the spring 37c and biases the movable sheave 33b in a direction to narrow the pulley groove width.
【0027】プライマリ軸31には油圧室37Aに連通
する油路31bが形成され、スロットル開度等に基づい
て油圧制御回路9によって制御されてサイドカバー3に
形成される油路3aを介して油圧アクチュエータ37の
油圧室37A内に給排する油圧によって可動シーブ33
bをプライマリ軸31に沿って移動させることによって
プーリ溝巾を可変制御している。An oil passage 31b communicating with the hydraulic chamber 37A is formed in the primary shaft 31, and the oil pressure is controlled through the oil passage 3a formed in the side cover 3 under the control of the hydraulic control circuit 9 based on the throttle opening degree and the like. The movable sheave 33 is driven by the hydraulic pressure supplied to and discharged from the hydraulic chamber 37A of the actuator 37.
By moving b along the primary shaft 31, the pulley groove width is variably controlled.
【0028】一方プライマリ軸31と平行に配置される
セカンダリ軸32はデフアンドコンバータハウジング2
及びサイドカバー3にローラベアリング32a及びボー
ルベアリング32bを介して回転自在に軸支され、セカ
ンダリ軸32に設けられるセカンダリプーリ34は、セ
カンダリ軸32と一体に形成された固定シーブ34a
と、この固定シーブ34aに対して軸方向への移動を可
能にする可動シーブ34bを有し、固定シーブ34aと
可動シーブ34bとはセカンダリ軸32と可動シーブ3
4bの嵌合部に各々軸方向に延在して互いに対向して形
成された複数のボール溝間に介在するボール34cを介
してトルク伝達するよう構成されている。On the other hand, the secondary shaft 32 arranged in parallel with the primary shaft 31 is a differential and converter housing 2.
Also, the secondary pulley 34, which is rotatably supported by the side cover 3 via the roller bearing 32a and the ball bearing 32b, and is provided on the secondary shaft 32 is a fixed sheave 34a formed integrally with the secondary shaft 32.
And a movable sheave 34b capable of moving in the axial direction with respect to the fixed sheave 34a. The fixed sheave 34a and the movable sheave 34b are the secondary shaft 32 and the movable sheave 3.
It is configured to transmit torque via balls 34c interposed between a plurality of ball grooves formed in the fitting portion 4b so as to extend in the axial direction and face each other.
【0029】可動シーブ34bの背面には略円筒状のシ
リンダ36aが固定されており、このシリンダ36aは
セカンダリ軸32に中心部が固定された円筒状のピスト
ン36bと協働して油圧室36Aを形成すると共にプー
リ溝巾を狭くする方向に可動シーブ34bを付勢するス
プリング36cを具備する油圧アクチュエータ36が設
けられている。A substantially cylindrical cylinder 36a is fixed to the back surface of the movable sheave 34b, and this cylinder 36a cooperates with a cylindrical piston 36b whose central portion is fixed to the secondary shaft 32 to form a hydraulic chamber 36A. There is provided a hydraulic actuator 36 having a spring 36c which forms the pulley sheave 34b in a direction to narrow the pulley groove width.
【0030】セカンダリ軸32には油圧室36Aに連通
する油路32bが形成され、スロットル開度等に基づい
て油圧制御回路9によって制御されてトルクコンバータ
ケース1に形成される油路1aを介して油圧アクチュエ
ータ36の油圧室36Aに給排するよう構成され、かつ
セカンダリ軸32の一端にはドライブギヤ38が設けら
れている。An oil passage 32b communicating with the hydraulic chamber 36A is formed in the secondary shaft 32, and is controlled by the hydraulic control circuit 9 based on the throttle opening degree and the like, via the oil passage 1a formed in the torque converter case 1. A drive gear 38 is provided at one end of the secondary shaft 32 so as to be supplied to and discharged from the hydraulic chamber 36A of the hydraulic actuator 36.
【0031】ここでセカンダリプーリ34の可動シーブ
34bが油圧作用を受ける受圧面積に比べプライマリプ
ーリ33の可動シーブ33bの油圧作用を受ける受圧面
積が大であることから油圧室37A及び36Aに給排さ
れる油圧に従ってプライマリプーリ33とセカンダリプ
ーリ34のプーリ溝巾が逆の関係に変化して各プーリ3
3、34に対する駆動ベルト35の有効巻付け径の比率
を無段階に変化させ、無段変速した動力をセカンダリ軸
32に出力する。Since the movable sheave 34b of the secondary pulley 34 has a larger pressure-receiving area of the movable sheave 33b of the primary pulley 33 than the pressure-receiving area of the movable sheave 33b of the primary pulley 33, the pressure is supplied to and discharged from the hydraulic chambers 37A and 36A. Depending on the hydraulic pressure, the pulley groove widths of the primary pulley 33 and the secondary pulley 34 change to the opposite relationship,
The ratio of the effective winding diameter of the drive belt 35 to 3 and 34 is changed steplessly, and the power continuously changed is output to the secondary shaft 32.
【0032】セカンダリ軸32からの変速出力はドライ
ブギヤ38から出力され、カウンタシャフト39によっ
て減速されてドリブンギヤ54及びこのドリブンギヤ5
4に結合された伝動軸53を介してトランスファユニッ
ト50へ伝動構成される。The speed change output from the secondary shaft 32 is output from the drive gear 38 and is decelerated by the counter shaft 39 to drive the driven gear 54 and the driven gear 5.
It is configured to be transmitted to the transfer unit 50 via a transmission shaft 53 connected to the gear 4.
【0033】カウンタシャフト39はトルクコンバータ
ケース1及びデフアンドコンバータハウジング2に両端
が固定される軸39aと、この軸39aに回転自在に嵌
合して前記ドライブギヤ38に噛合する比較的大径のド
リブン側ギヤ39c及びドリブン側ギヤ39cと一体的
に形成されて前記ドリブンギヤ54に噛合するドライブ
側ギヤ39dからなり両側がトルクコンバータケース1
及びデフアンドコンバータハウジング2に支持されたニ
ードルベアリング39e及びローラベアリング39fの
インナレースを介して軸方向の移動が規制されるギヤ3
9bとによって形成される。The counter shaft 39 has a shaft 39a whose both ends are fixed to the torque converter case 1 and the differential-and-converter housing 2 and a relatively large diameter which is rotatably fitted to the shaft 39a and meshes with the drive gear 38. The driven-side gear 39c and the drive-side gear 39d that is integrally formed with the driven-side gear 39c and meshes with the driven gear 54 are formed on both sides of the torque converter case 1
The gear 3 whose axial movement is restricted through the inner race of the needle bearing 39e and the roller bearing 39f supported by the differential and converter housing 2
And 9b.
【0034】次に図2及び図2の要部拡大を示す図3に
よってフロントディファレンシャル装置40及びトラン
スファユニット50の部分について述べる。Next, the front differential device 40 and the transfer unit 50 will be described with reference to FIG. 2 and FIG.
【0035】フロントディファレンシャル装置40は、
ボールベアリング54bを介してデフアンドコンバータ
ハウジング2に円筒状のフランジ部54aが回転自在に
軸支されるドリブンギヤ54と、ボールベアリング53
aを介してトルクコンバータケース1に回転自在に軸支
される略円筒状の伝動軸53との結合部に拡径形成され
たデフハウジング41内に配設される。The front differential device 40 is
A driven gear 54 in which a cylindrical flange portion 54a is rotatably supported by the differential and converter housing 2 via a ball bearing 54b, and a ball bearing 53.
It is arranged in a diff housing 41 whose diameter is formed at a joint with a substantially cylindrical transmission shaft 53 that is rotatably supported by the torque converter case 1 via a.
【0036】そしてフロントディファレンシャル装置4
0の構造は、後述するフロントドライブ軸51と一体構
成された略円筒状で前記ドリブンギヤ54のフランジ部
54a及び伝動軸53によって形成された大径部内に回
転自在に嵌合する中空状のデフケース42を有し、デフ
ケース42内にはデフケース42に両端が支持されたピ
ニオン軸43aにより一対のピニオン43bが設けら
れ、両ピニオン43bに左右のサイドギヤ43c、43
dが噛み合うことによってディファレンシャルギヤ43
を構成している。The front differential device 4
The structure of No. 0 is a hollow cylindrical differential case 42 which is substantially cylindrical and integrally formed with a front drive shaft 51 described later, and is rotatably fitted in a large diameter portion formed by the flange portion 54a of the driven gear 54 and the transmission shaft 53. And a pair of pinions 43b are provided in the differential case 42 by pinion shafts 43a whose both ends are supported by the differential case 42, and the left and right side gears 43c, 43 are provided on the both pinions 43b.
The differential gear 43 is engaged by the engagement of d.
Is composed.
【0037】一方のサイドギヤ43cに連結する駆動軸
44はデフケース42からデフアンドコンバータハウジ
ング2を貫通して等速継手、アクスル軸等を介して一方
の前輪に動力伝達し、他方のサイドギヤ43dに連結す
る駆動軸45はデフケース42及びデフケース42と一
体構成されるフロントドライブ軸51内を貫通し、エン
ドカバー4から突出して等速継手、アクスル軸等を介し
て他方の前輪に動力伝達する。A drive shaft 44 connected to one side gear 43c penetrates the differential and converter housing 2 from the differential case 42, transmits power to one front wheel via a constant velocity joint, an axle shaft, etc., and is connected to the other side gear 43d. The drive shaft 45 that penetrates penetrates the diff case 42 and the front drive shaft 51 integrally formed with the diff case 42, projects from the end cover 4, and transmits power to the other front wheel via a constant velocity joint, an axle shaft, and the like.
【0038】トランスファユニット50は、エンジン1
0のクランク軸11、入力軸21、プライマリ軸31及
びセカンダリ軸32等に対して平行配置されるフロント
ドライブ軸51を有している。The transfer unit 50 is the engine 1
It has a front drive shaft 51 that is arranged in parallel with the zero crankshaft 11, the input shaft 21, the primary shaft 31, the secondary shaft 32, and the like.
【0039】互に平行配置されるクランク軸11、プラ
イマリ軸31、セカンダリ軸32、フロントドライブ軸
51等は、図2における矢視A方向からの配置を図4に
示すように、クランク軸11の回転軸芯11a及びプラ
イマリ軸31が車体幅方向に同軸上に位置し、セカンダ
リ軸32がプライマリ軸31に対して車体後方で高位置
に平行配置されてプライマリプーリ33に対してセカン
ダリプーリ34が対向配置される。そしてフロントドラ
イブ軸51が略セカンダリ軸32の下方に平行配置する
ことにより駆動装置全体の車幅方向及び前後方向寸法を
抑えてコンパクト化を図り、エンジンルーム内への収納
性を良好にして手動変速機(MT)、自動変速機(A
T)搭載車体との互換性の向上を図っている。The crankshaft 11, the primary shaft 31, the secondary shaft 32, the front drive shaft 51, etc., which are arranged in parallel with each other, are arranged in the direction of the arrow A in FIG. 2 as shown in FIG. The rotating shaft core 11a and the primary shaft 31 are coaxially positioned in the vehicle body width direction, the secondary shaft 32 is arranged parallel to the primary shaft 31 at a high position behind the vehicle body, and the secondary pulley 34 faces the primary pulley 33. Will be placed. The front drive shaft 51 is arranged substantially parallel to the lower side of the secondary shaft 32 to reduce the size of the entire drive device in the vehicle width direction and the front-rear direction, thereby achieving compactness, and good storage in the engine room for manual shift. Machine (MT), automatic transmission (A
T) We are trying to improve the compatibility with the vehicle body.
【0040】前記デフケース42と一体構成されるフロ
ントドライブ軸51の一端は伝動軸53及び伝動軸53
を軸支するボールベアリング53aを介在してトルクコ
ンバータケース1に、他端部はニードルベアリング51
cを介してエンドカバー4に各々回転自在に支持されて
いる。One end of the front drive shaft 51 integrally formed with the differential case 42 has a transmission shaft 53 and a transmission shaft 53.
Is interposed in the torque converter case 1 with a ball bearing 53a supporting the
Each of them is rotatably supported by the end cover 4 via c.
【0041】またフロントドライブ軸51の軸方向中央
部外周にはダブルピニオン式プラネタリギヤ55のサン
ギヤ56が嵌合するスプライン51aが、またスプライ
ン51aに近接して第1の摩擦係合要素となる第1の多
板クラッチ65のクラッチドラム66が嵌合するスプラ
イン51bが各々形成されている。A spline 51a, to which the sun gear 56 of the double pinion type planetary gear 55 is fitted, is provided on the outer periphery of the central portion of the front drive shaft 51 in the axial direction. Also, the spline 51a is close to the spline 51a and serves as a first friction engagement element. Splines 51b to which the clutch drum 66 of the multi-plate clutch 65 is fitted are respectively formed.
【0042】フロントドライブ軸51の軸方向中央外周
に形成されるスプライン51aに嵌合して結合されるダ
ブルピニオン式プラネタリギヤ55は、スプライン51
aにスプライン嵌合されるサンギヤ56と、リングギヤ
57と、サンギヤ56及びリングギヤ57に各々が噛み
合いかつ互に噛み合う第1及び第2のピニオン58、5
9と、第1及び第2のピニオン58、59をニードルベ
アリング60aを介して回転自在に支持するキャリヤ6
0によって構成され、またリングギヤ57をトランスミ
ッションケース5に係止することによりキャリヤ60へ
の入力に対してサンギヤ56を逆方向に回転せしめる機
能を有する。The double pinion type planetary gear 55 fitted and connected to the spline 51a formed on the outer periphery of the front drive shaft 51 in the axial direction is a spline 51.
The sun gear 56, which is spline-fitted to a, the ring gear 57, and the first and second pinions 58 and 5, which mesh with the sun gear 56 and the ring gear 57 and mesh with each other.
9 and a carrier 6 for rotatably supporting the first and second pinions 58 and 59 via a needle bearing 60a.
It has a function of rotating the sun gear 56 in the opposite direction with respect to the input to the carrier 60 by locking the ring gear 57 to the transmission case 5.
【0043】このダブルピニオン式プラネタリギヤ55
は、伝動軸53に支持されるスラストベアリング56a
と第1の多板クラッチ65のクラッチドラム66を介し
てエンドカバー4に支持されるスラストベアリング56
bとによってサンギヤ56を挾持することによって軸方
向への移動が防止される。This double pinion type planetary gear 55
Is a thrust bearing 56a supported by the transmission shaft 53.
And the thrust bearing 56 supported by the end cover 4 via the clutch drum 66 of the first multi-plate clutch 65.
By holding the sun gear 56 with b, movement in the axial direction is prevented.
【0044】そして伝動軸53とダブルピニオン式プラ
ネタリギヤ55のキャリヤ60との間は、一端が伝動軸
53にスプライン嵌合する連結部材61と、この連結部
材61の他端に先端が結合される後述する第4の多板ク
ラッチ105のクラッチハブ107となる結合部材62
によって動力伝達可能に連結され、これら伝動軸53と
連結部材61によって入力部材63を形成している。更
に連結部材61はトルクコンバータケース1に一体形成
される略円筒状の固定軸64に支持されるスラストベア
リング64aによって回転自在に支持されている。Between the transmission shaft 53 and the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55, a connecting member 61 having one end spline-fitted to the transmission shaft 53 and a tip end connected to the other end of the connecting member 61 will be described later. A coupling member 62 serving as the clutch hub 107 of the fourth multi-plate clutch 105
The transmission shaft 53 and the connecting member 61 form an input member 63. Further, the connecting member 61 is rotatably supported by a thrust bearing 64a supported by a substantially cylindrical fixed shaft 64 integrally formed with the torque converter case 1.
【0045】フロントドライブ軸51とダブルピニオン
式プラネタリギヤ55のキャリヤ60との間を選択的に
動力伝達する第1の摩擦係合要素となる第1の多板クラ
ッチ65及びトランスミッションケース5とダブルピニ
オン式プラネタリギヤ55のリングギヤ57との間には
選択的にトランスミッションケース5に係止してリング
ギヤ57を固定するための第2の摩擦係合要素となる第
2の多板クラッチ75が設けられている。The first multi-disc clutch 65 and the transmission case 5 which are the first friction engagement elements for selectively transmitting power between the front drive shaft 51 and the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55, and the double pinion type. A second multi-plate clutch 75 is provided between the planetary gear 55 and the ring gear 57, which serves as a second friction engagement element for selectively locking the transmission case 5 and fixing the ring gear 57.
【0046】第1の多板クラッチ65はクラッチドラム
66がフロントドライブ軸51のスプライン51bにス
プライン結合し、クラッチハブ67がダブルピニオン式
プラネタリギヤ55のキャリヤ60に結合してフロント
ドライブ軸51とキャリヤ60との間に動力伝達可能に
介設される。そして油圧室68の油圧でピストン69を
介してクラッチドラム66内に固定したスナップリング
70dに当接するリテーニングプレート70c及びドリ
ブンプレート70bとクラッチハブ67との間のドライ
ブプレート70aを押圧して動力伝達するよう構成さ
れ、かつピストン69にはリターンスプリング73の押
圧力が付勢される。In the first multi-plate clutch 65, the clutch drum 66 is spline-coupled to the spline 51b of the front drive shaft 51, and the clutch hub 67 is coupled to the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55 to form the front drive shaft 51 and the carrier 60. And is installed so as to be able to transmit power. Then, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 68 pushes the retaining plate 70c, which comes into contact with the snap ring 70d fixed in the clutch drum 66 via the piston 69, and the drive plate 70a between the driven plate 70b and the clutch hub 67 to transmit power. The piston 69 is biased by the pressing force of the return spring 73.
【0047】第2の多板クラッチ75は、油圧室78の
油圧でピストン79を介してエンドケース4内に固定し
たスナップリング80dに当接するリテーニングプレー
ト80c及びドリブンレート80bとリングギヤ57に
設けられたクラッチハブ77との間のドライブプレート
80aを押圧してリングギヤ57をトランスミッション
ケース5に係止固定するよう構成され、かつピストン7
9にはリターンスプリング83の押圧力が付勢される。The second multi-plate clutch 75 is provided on the retaining plate 80c, the driven plate 80b, and the ring gear 57 which are brought into contact with the snap ring 80d fixed in the end case 4 via the piston 79 by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 78. The drive plate 80 a between the clutch hub 77 and the clutch hub 77 is pressed to lock and fix the ring gear 57 to the transmission case 5.
The pressing force of the return spring 83 is urged on 9.
【0048】トランスミッションケース5の下部に設け
られるオイルパン内には、オイルポンプ8からの油圧を
車速センサ9a、スロットルセンサ9b、シフトスイッ
チ9c等からの信号に基づく油圧制御回路9によって制
御され、上記第1、第2の多板クラッチ65、75の各
油圧室68、78及び無段変速機30に選択的に切換供
給するためのコントロールバルブが設けられている。In the oil pan provided under the transmission case 5, the hydraulic pressure from the oil pump 8 is controlled by the hydraulic control circuit 9 based on signals from the vehicle speed sensor 9a, the throttle sensor 9b, the shift switch 9c, etc. A control valve for selectively switching and supplying to the hydraulic chambers 68 and 78 of the first and second multi-plate clutches 65 and 75 and the continuously variable transmission 30 is provided.
【0049】次にこのように構成された2輪駆動車用駆
動装置の作用を図5乃至図8に示す概略説明図及び図9
に示す各走行レンジにおける第1、第2の各多板クラッ
チ65、75の連結状態を示す摩擦係合要素作動説明図
に従って説明する。この摩擦係合要素作動説明図におい
て印は、対応する多板クラッチが係合或いは作動してい
ることを示している。Next, the operation of the two-wheel drive vehicle drive device constructed as described above will be described briefly with reference to FIGS. 5 to 8 and FIG.
The operation will be described with reference to the friction engagement element operation explanatory views showing the connected states of the first and second multi-plate clutches 65 and 75 in the respective traveling ranges shown in FIG. A mark in this friction engagement element operation explanatory view indicates that the corresponding multi-plate clutch is engaged or operated.
【0050】先ずエンジン10の動力は、クランク軸1
1からトルクコンバータ20を介して無段変速機30の
プライマリ軸31に入力する。そしてプライマリ軸3
1、プライマリプーリ33、駆動ベルト35及びセカン
ダリプーリ34により変速してセカンダリ軸32に出力
する。セカンダリ軸32からの変速出力は、ドライブギ
ヤ38、カウンタシャフト39、ドリブンギヤ54によ
って減速されて伝動軸53、連結部材61等を介してダ
ブルピニオン式プラネタリギヤ55のキャリヤ60へ入
力される。ここでニュートラル(N)レンジ、パーキン
グ(P)レンジでは第1及び第2の多板クラッチ65、
75は共に解放されてキャリヤ60が回転駆動して第1
及び第2のピニオン58、59がサンギヤ56の回りを
遊星回転するものの、フロンドドライブ軸51への動力
伝達は遮断されてこれ以降の動力伝達はしなくなる。First, the power of the engine 10 is the crankshaft 1
1 to the primary shaft 31 of the continuously variable transmission 30 via the torque converter 20. And primary axis 3
1, the primary pulley 33, the drive belt 35, and the secondary pulley 34 change the speed and output to the secondary shaft 32. The shift output from the secondary shaft 32 is decelerated by the drive gear 38, the counter shaft 39, and the driven gear 54, and is input to the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55 via the transmission shaft 53, the connecting member 61, and the like. Here, in the neutral (N) range and the parking (P) range, the first and second multi-plate clutches 65,
75 is released together and the carrier 60 is driven to rotate to
Although the second pinions 58 and 59 planetarily rotate around the sun gear 56, the power transmission to the front drive shaft 51 is interrupted and the power transmission thereafter is stopped.
【0051】前進段となるドライブ(D)レンジでは、
第1の多板クラッチ65が係合し、図5に動力伝達状態
を太線で示すようになる。すなわち油圧室68へコント
ロールバルブから油圧が供給され、ピストン69を介し
てドラム66内に固定したスナップリング70dに当接
するリテーニングプレート70c、ドリブンプレート7
0b及びドライブプレート70aを押圧し、係合した第
1の多板クラッチ65により伝動軸53からの入力はダ
ブルピニオン式プラネタリギヤ55のキャリヤ60及び
第1の多板クラッチ65を介してフロントドライブ軸5
1を伝動軸53と同方向に回転駆動してフロントディフ
ァレンシャル装置40に動力伝達する。In the drive (D) range which is the forward stage,
The first multi-plate clutch 65 is engaged, and the power transmission state is shown by the thick line in FIG. That is, the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber 68 from the control valve, and the retaining plate 70c and the driven plate 7 are in contact with the snap ring 70d fixed in the drum 66 via the piston 69.
0b and the drive plate 70a are pressed, and the input from the transmission shaft 53 is applied by the first multi-plate clutch 65 engaged with the front drive shaft 5 via the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55 and the first multi-plate clutch 65.
1 is rotationally driven in the same direction as the transmission shaft 53 to transmit power to the front differential device 40.
【0052】従って、ダブルピニオン式プラネタリギヤ
55は図6に示すように第2の多板クラッチ75による
リングギヤ57の係合が解除され、かつキャリヤ60と
フロントドライブ軸51が第1の多板クラッチ65を介
して一体的に結合されることからフロントドライブ軸5
1と共に全体が一体的に回転する。Therefore, in the double pinion type planetary gear 55, as shown in FIG. 6, the engagement of the ring gear 57 by the second multi-plate clutch 75 is released, and the carrier 60 and the front drive shaft 51 include the first multi-plate clutch 65. Front drive shaft 5 because it is integrally connected via
The whole rotates together with 1.
【0053】一方後退段となるリバース(R)レンジで
は、第1の多板クラッチ65の係合を解除すると共に、
第2の多板クラッチ75が係合して図7に示す動力伝達
状態を太線で示すようになる。すなわち、油圧室78へ
コントロールバルブから油圧を供給し、ピストン79を
介してスナップリング80d、リテーニングプレート8
0c、ドライブプレート80a、ドリブンプレート80
bを押圧して係合する第2の多板クラッチ75によりリ
ングギヤ57をトランスミッションケース5に回転係止
する。On the other hand, in the reverse (R) range, which is the reverse stage, the first multi-plate clutch 65 is released and
When the second multi-plate clutch 75 is engaged, the power transmission state shown in FIG. 7 is indicated by a thick line. That is, hydraulic pressure is supplied from the control valve to the hydraulic chamber 78, and the snap ring 80d and the retaining plate 8 are supplied via the piston 79.
0c, drive plate 80a, driven plate 80
The ring gear 57 is rotationally locked to the transmission case 5 by the second multi-plate clutch 75 that presses and engages b.
【0054】従って、ダブルピニオン式プラネタリギヤ
55は図8に示すように入力側のキャリヤ60の回転に
より互に噛合した第1及び第2のピニオン58、59は
互に逆回転しつつリングギヤ57に沿って回転してサン
ギヤ56をキャリヤ60と逆方向に回転してフロントド
ライブ軸51を入力側に対して逆方向に回転せしめ、フ
ロントディファレンシャル装置40に動力伝達する。Therefore, the double pinion type planetary gear 55 meshes with each other by the rotation of the carrier 60 on the input side as shown in FIG. 8, and the first and second pinions 58 and 59 rotate in the opposite direction to each other along the ring gear 57. Rotate to rotate the sun gear 56 in the opposite direction to the carrier 60 to rotate the front drive shaft 51 in the opposite direction with respect to the input side and transmit power to the front differential device 40.
【0055】ここでダブルピニオン式プラネタリギヤ5
5による変速比について説明する。Here, the double pinion type planetary gear 5
The gear ratio according to No. 5 will be described.
【0056】この場合キャリヤ60への入力に対するフ
ロントドライブ軸51に出力される変速比はサンギヤ5
6の歯数をZS、リングギヤ57の歯数をZRとすると
次式で設定される。In this case, the gear ratio output to the front drive shaft 51 with respect to the input to the carrier 60 is the sun gear 5
When the number of teeth of 6 is ZS and the number of teeth of the ring gear 57 is ZR, it is set by the following equation.
【0057】変速比=[ZS+(−ZR)]/ZS このことからサンギヤ56の歯数ZSとリングギヤ57
の歯数ZRとを適切に設定することで変速比を自由に設
定し得ることがわかる。Gear ratio = [ZS + (-ZR)] / ZS From this, the number of teeth ZS of the sun gear 56 and the ring gear 57 are calculated.
It can be seen that the gear ratio can be freely set by appropriately setting the number of teeth ZR of.
【0058】ここでZS=37、ZR=82にすると、 変速比=[37+(−82)]/37=−1.216 となり、リバース(R)レンジでの減速比が適切に確保
される。When ZS = 37 and ZR = 82, the gear ratio = [37 + (− 82)] / 37 = −1.216, and the reduction ratio in the reverse (R) range is properly secured.
【0059】従って、ダブルピニオン式プラネタリギヤ
55及び第1、第2の多板クラッチ65、75を主要部
とする前後進切換装置が構成される。Therefore, a forward / reverse switching device is constructed which has the double pinion type planetary gear 55 and the first and second multi-plate clutches 65 and 75 as main parts.
【0060】よってエンジン10、トルクコンバータ2
0、ベルト式無段変速機30が同軸上で車体幅方向に配
置され、前後進切換装置となるダブルピニオン式プラネ
タリギヤ55、第1及び第2の多板クラッチ65、75
等が変速機30を介してトルクコンバータ20と反対側
でしかも、エンジン10のクランク軸11に対して低位
置に配設するフロントドライブ軸51の軸上に配置され
ることから駆動装置の上部の短縮化が得られかつ駆動装
置の高さが増大することなく駆動装置のコンパクト化が
得られ、車体設計の自由度及びクラッシュストローク、
トランスミッション脱着時等の作業空間の確保が容易に
得られる。Therefore, the engine 10 and the torque converter 2
0, a belt type continuously variable transmission 30 is coaxially arranged in the vehicle width direction, and a double pinion type planetary gear 55 serving as a forward-reverse switching device, first and second multi-plate clutches 65, 75
Are arranged on the opposite side of the torque converter 20 via the transmission 30 and on the front drive shaft 51 arranged at a low position with respect to the crankshaft 11 of the engine 10, so It is possible to shorten the size of the drive unit without increasing the height of the drive unit.
It is easy to secure a working space when the transmission is removed.
【0061】上記車両用駆動装置において連結部材61
に代えて入力切換手段を介装し、リヤディファレンシャ
ル装置に伝達する動力伝達機構を付加的に配設すること
により、上記車両用駆動装置の主要部を共用する4輪駆
動車用駆動装置を構成することができる。In the above vehicle drive device, the connecting member 61
In place of the above, an input switching means is interposed and a power transmission mechanism for transmitting the power to the rear differential device is additionally provided, thereby configuring a four-wheel drive vehicle drive device that shares a main part of the vehicle drive device. can do.
【0062】そこで図10乃至図19において上記車両
用駆動装置をベースとする4輪駆動車用駆動装置につい
て述べる。ここで便宜上図1乃至図8と同一部分に同一
符号を付する。A drive system for a four-wheel drive vehicle based on the drive system for a vehicle will be described with reference to FIGS. 10 to 19. Here, for convenience, the same parts as those in FIGS. 1 to 8 are designated by the same reference numerals.
【0063】図10は4輪駆動車用駆動装置の駆動系の
概要を説明する図である。FIG. 10 is a diagram for explaining the outline of the drive system of the drive device for a four-wheel drive vehicle.
【0064】トランスミッションケース5を構成するト
ルクコンバータケース1及びエンドカバー4に代えて4
輪駆動車用のトルクコンバータケース81を設け、この
トルクコンバータケース81に4輪駆動車用のトランス
ファユニット90を収容するためのケース82、エンド
カバー83を順次接合し、トルクコンバータケース81
の後方にトランスファユニット90からの出力を後輪へ
伝達する動力伝達機構を収容するエクステンションケー
ス84が接合されて4輪駆動車用のトランスミッション
ケース85を形成し、トランスミッションケース85の
下部にオイルパン(図示せず)が設けられている。4 instead of the torque converter case 1 and the end cover 4 which form the transmission case 5.
A torque converter case 81 for a wheel drive vehicle is provided, and a case 82 for accommodating a transfer unit 90 for a four wheel drive vehicle and an end cover 83 are sequentially joined to the torque converter case 81.
An extension case 84 for accommodating a power transmission mechanism that transmits the output from the transfer unit 90 to the rear wheels is joined to the rear of the vehicle to form a transmission case 85 for a four-wheel drive vehicle, and an oil pan ( (Not shown).
【0065】横置きエンジン10のクランク軸11がト
ルクコンバータケース81内部のトルクコンバータ20
に連結し、トルクコンバータ20からの入力軸21がデ
フアンドコンバータハウジング2内部のベルト式無段変
速機30のプライマリ軸31に連結することによりクラ
ンク軸11からの動力をトルクコンバータ20を介して
無段変速機30のプライマリ軸31に伝動構成される。The crankshaft 11 of the horizontally installed engine 10 has the torque converter 20 inside the torque converter case 81.
When the input shaft 21 from the torque converter 20 is connected to the primary shaft 31 of the belt type continuously variable transmission 30 inside the differential and converter housing 2, the power from the crankshaft 11 is not transmitted via the torque converter 20. It is configured to be transmitted to a primary shaft 31 of the gear transmission 30.
【0066】そして無段変速機30で無段変速した動力
をセカンダリ軸32に出力し、カウンタシャフト39等
を介してトランスファユニット90に入力し、トランス
ファユニット90によってフロントディファレンシャル
装置40を介して前輪に伝動構成する一方、プロペラ軸
86及びリヤディファレンシャル装置87等を介して後
輪に伝動構成される。Then, the power continuously variable-shifted by the continuously variable transmission 30 is output to the secondary shaft 32 and input to the transfer unit 90 via the counter shaft 39 and the like, and is transferred to the front wheels by the transfer unit 90 via the front differential device 40. On the other hand, it is configured to be transmitted to the rear wheels via the propeller shaft 86, the rear differential device 87 and the like.
【0067】トランスミッションケース85内に設けら
れるオイルポンプ8により常時油圧を発生してトルクコ
ンバータ20等に給油し、無段変速機30の油圧制御を
可能にし、かつ車速センサ9a、スロットルセンサ9
b、シフトスイッチ9c、前輪回転数センサ9d、後輪
回転数センサ9e、舵角センサ9f等の各信号に基づい
て油圧制御回路9によって制御してトランスファユニッ
ト90の油圧制御を可能にしている。The oil pump 8 provided in the transmission case 85 constantly generates oil pressure to supply oil to the torque converter 20 and the like to enable oil pressure control of the continuously variable transmission 30 and to control the vehicle speed sensor 9a and throttle sensor 9
The hydraulic pressure control circuit 9 controls the hydraulic pressure of the transfer unit 90 based on the respective signals of b, the shift switch 9c, the front wheel rotation speed sensor 9d, the rear wheel rotation speed sensor 9e, the steering angle sensor 9f, and the like.
【0068】次に図11及び図11の要部拡大を示す図
12によってフロントディファレンシャル装置40及び
トランスファユニット90の部分について述べる。Next, the parts of the front differential device 40 and the transfer unit 90 will be described with reference to FIGS.
【0069】フロントディファレンシャル装置40は、
前記同様ボールベアリング54bを介してデフアンドコ
ンバータハウジング2に円筒状のフランジ部54aが回
転自在に軸支されるドリブンギヤ54と、ボールベアリ
ング53aを介してトルクコンバータケース81に回転
自在に軸支される略円筒状の伝動軸53との結合部に拡
径形成されたデフハウジング41内に配設される。The front differential device 40 is
Similarly to the above, the driven gear 54 in which the cylindrical flange portion 54a is rotatably supported by the differential and converter housing 2 via the ball bearing 54b, and the torque converter case 81 is rotatably supported in the torque converter case 81 by the ball bearing 53a. It is arranged in the differential housing 41 whose diameter is formed at the joint with the substantially cylindrical transmission shaft 53.
【0070】そしてフロントディファレンシャル装置4
0の構造は、第1のドライブ軸となるフロントドライブ
軸51と一体構成され、略円筒状で前記ドリブンギヤ5
4のフランジ部54a及び伝動軸53内に回転自在に嵌
合する中空状のデフケース42を有し、デフケース42
内にはデフケース42に両端が支持されたピニオン軸4
3aにより一対のピニオン43bが設けられ、両ピニオ
ン43bに左右のサイドギヤ43c、43dが噛み合う
ことによってディファレンシャルギヤ43を構成してい
る。And the front differential device 4
The structure of No. 0 is integrally formed with the front drive shaft 51 which is the first drive shaft, and is substantially cylindrical and has the driven gear 5
4 has a hollow differential case 42 which is rotatably fitted in the flange portion 54a and the transmission shaft 53.
Inside the pinion shaft 4 both ends of which are supported by the differential case 42
A pair of pinions 43b is provided by 3a, and the left and right side gears 43c and 43d mesh with both pinions 43b to form a differential gear 43.
【0071】一方のサイドギヤ43cに連結する駆動軸
44はデフケース42からデフアンドコンバータハウジ
ング2を貫通して等速継手、アクスル軸等を介して一方
の前輪に動力伝達し、他方のサイドギヤ43dに連結す
る駆動軸45はデフケース42及びデフケース42と一
体構成されるフロントドライブ軸51内を貫通し、エン
ドカバー83から突出して等速継手、アクスル軸等を介
して他方の前輪に動力伝達する。The drive shaft 44 connected to one side gear 43c penetrates the differential case 42 from the differential case 42 to transmit power to one front wheel via a constant velocity joint, an axle shaft, etc., and is connected to the other side gear 43d. The drive shaft 45 that penetrates penetrates the differential drive case 42 and the front drive shaft 51 that is integrally formed with the differential drive case 42, projects from the end cover 83, and transmits power to the other front wheel via a constant velocity joint, an axle shaft, and the like.
【0072】トランスファユニット90は、エンジン1
0のクランク軸11、入力軸21、プライマリ軸31及
びセカンダリ軸32等に対して平行配置される第1のド
ライブ軸となるフロントドライブ軸51及び第2のドラ
イブ軸となるリヤドライブ軸92を有している。The transfer unit 90 is the engine 1
No. 0 crankshaft 11, input shaft 21, primary shaft 31, secondary shaft 32, and the like are arranged in parallel with a front drive shaft 51 as a first drive shaft and a rear drive shaft 92 as a second drive shaft. are doing.
【0073】互に平行配置されるクランク軸11、プラ
イマリ軸31、セカンダリ軸32、フロントドライブ軸
51及びリヤドライブ軸92等は、図11における矢視
B方向からの配置を示す図13に示すように、クランク
軸11の回転軸芯11a及びプライマリ軸31が車体幅
方向に同軸上に位置し、セカンダリ軸32がプライマリ
軸31に対して車体後方で高位置に平行配置されてプラ
イマリプーリ33に対してセカンダリプーリ34が車体
後方で高位置に対向配置される。そしてフロントドライ
ブ軸51が略セカンダリ軸32の下方に、更にリヤドラ
イブ軸92がセカンダリ軸32の車体後方に各々平行配
置することにより駆動装置全体の車幅方向及び前後方向
寸法を抑えてコンパクト化を図り、エンジンルーム内へ
の収納性を良好にして手動変速機(MT)、自動変速機
(AT)搭載車体との互換性の向上を図っている。The crankshaft 11, the primary shaft 31, the secondary shaft 32, the front drive shaft 51, the rear drive shaft 92, etc., which are arranged in parallel with each other, are arranged in the direction of arrow B in FIG. In addition, the rotary shaft core 11 a of the crankshaft 11 and the primary shaft 31 are coaxially positioned in the vehicle body width direction, and the secondary shaft 32 is arranged in parallel with the primary shaft 31 at a high position behind the vehicle body with respect to the primary pulley 33. The secondary pulley 34 is arranged at a high position in the rear of the vehicle body. By arranging the front drive shaft 51 below the secondary shaft 32 and the rear drive shaft 92 parallel to the rear of the secondary shaft 32 in parallel with the vehicle body, the overall size of the drive device in the vehicle width direction and the front-rear direction is suppressed, and the drive device is made compact. As a result, the storability in the engine room is improved and the compatibility with the vehicle body equipped with the manual transmission (MT) and the automatic transmission (AT) is improved.
【0074】前記デフケース42と一体構成されるフロ
ントドライブ軸51の一端は伝動軸53及び伝動軸53
を軸支するボールベアリング53aを介在してトルクコ
ンバータケース81に、他端部はニードルベアリング5
1cを介してエンドカバー83に各々回転自在に支持さ
れている。One end of the front drive shaft 51 integrally formed with the differential case 42 has a transmission shaft 53 and a transmission shaft 53.
Through the ball bearing 53a for supporting the torque converter case 81 and the other end of the needle bearing 5
Each of them is rotatably supported by the end cover 83 via 1c.
【0075】またフロントドライブ軸51の軸方向中央
部外周にはダブルピニオン式プラネタリギヤ55のサン
ギヤ56が嵌合するスプライン51aが、端部外周には
第5の摩擦係合要素となる第5の多板クラッチ115の
クラッチドラム116が嵌合するスプライン51dが各
々形成されている。A spline 51a to which the sun gear 56 of the double pinion type planetary gear 55 is fitted is provided on the outer periphery of the central portion of the front drive shaft 51 in the axial direction, and a fifth multi-component serving as a fifth friction engaging element is provided on the outer periphery of the end portion. Splines 51d to which the clutch drum 116 of the plate clutch 115 fits are formed.
【0076】一方フロントドライブ軸51と平行配置さ
れるリヤドライブ軸92の一端にはトランスファドリブ
ンギヤ92aが、また他端には後述する出力軸93の一
端に設けられるベベルギヤ93aと噛み合うベベルギヤ
92bが取り付けられ、複数のボールベアリング92c
によってトランスミッションケース85のトルクコンバ
ータケース81及びエンドカバー83に回転自在に軸支
されている。On the other hand, a transfer driven gear 92a is attached to one end of a rear drive shaft 92 arranged in parallel with the front drive shaft 51, and a bevel gear 92b meshing with a bevel gear 93a provided at one end of an output shaft 93 described later is attached to the other end. , Multiple ball bearings 92c
Is rotatably supported by the torque converter case 81 and the end cover 83 of the transmission case 85.
【0077】フロントドライブ軸51の軸方向中央外周
に形成されるスプライン51aに嵌合して結合されるダ
ブルピニオン式プラネタリギヤ55は、スプライン51
aにスプライン結合されるサンギヤ56と、リングギヤ
57と、サンギヤ56及びリングギヤ57に各々が噛み
合いかつ互に噛み合う第1及び第2のピニオン58、5
9と、第1及び第2のピニオン58、59をニードルベ
アリング60aを介して回転自在に支持するキャリヤ6
0によって構成され、リングギヤ57に入力する動力を
サンギヤ56とリングギヤ57との歯車諸元によるトル
ク配分でサンギヤ56とキャリヤ60に伝達し、またリ
ングギヤ57をトランスミッションケース85に係止す
ることによりキャリヤ60への入力に対してサンギヤ5
6を逆方向に回転せしめる機能を有する。The double pinion type planetary gear 55 fitted and connected to the spline 51a formed on the outer periphery of the front drive shaft 51 in the axial direction is formed by the spline 51a.
The sun gear 56 splined to a, the ring gear 57, and the first and second pinions 58, 5 that mesh with the sun gear 56 and the ring gear 57 and mesh with each other.
9 and a carrier 6 for rotatably supporting the first and second pinions 58 and 59 via a needle bearing 60a.
0, and the power input to the ring gear 57 is transmitted to the sun gear 56 and the carrier 60 by torque distribution according to the gear specifications of the sun gear 56 and the ring gear 57, and the ring gear 57 is locked to the transmission case 85 so that the carrier 60 Sun gear 5 for input to
It has the function of rotating 6 in the opposite direction.
【0078】このダブルピニオン式プラネタリギヤ55
は、伝動軸53に支持されるスラストベアリング56a
と、ボールベアリング94a及びトランスファドライブ
ギヤ94を介してケース82に支持されるスラストベア
リング56bとによってサンギヤ56を挾持することに
よって軸方向への移動が防止される。This double pinion type planetary gear 55
Is a thrust bearing 56a supported by the transmission shaft 53.
And the thrust bearing 56b supported by the case 82 through the ball bearing 94a and the transfer drive gear 94 hold the sun gear 56, thereby preventing movement in the axial direction.
【0079】フロントドライブ軸51はトルクコンバー
タケース81に一体形成された略円筒状の固定軸104
によって囲まれ、固定軸104の内周面とフロントドラ
イブ軸51との間を第3の摩擦係合要素となる第3の多
板クラッチ95のクラッチドラム96によって閉じてオ
イル室104Aが形成され、固定軸104にはオイル室
104Aに連通する油圧路104aが形成されると共に
固定軸104の外周に油路104bが形成される。The front drive shaft 51 is a substantially cylindrical fixed shaft 104 integrally formed with the torque converter case 81.
And an oil chamber 104A is formed by closing the space between the inner peripheral surface of the fixed shaft 104 and the front drive shaft 51 by the clutch drum 96 of the third multi-plate clutch 95 serving as a third friction engagement element. A hydraulic passage 104a communicating with the oil chamber 104A is formed in the fixed shaft 104, and an oil passage 104b is formed on the outer periphery of the fixed shaft 104.
【0080】伝動軸53と前記ダブルピニオン式プラネ
タリギヤ55との間に選択的に伝動軸53からの出力を
リングギヤ57或いはキャリヤ60に入力する前記第3
の多板クラッチ95と第4の摩擦係合要素となる第4の
多板クラッチ105とを有する入力切換手段101が設
けられている。Between the transmission shaft 53 and the double pinion type planetary gear 55, the output from the transmission shaft 53 is selectively input to the ring gear 57 or the carrier 60.
The input switching means 101 having the multi-disc clutch 95 and the fourth multi-disc clutch 105 serving as the fourth friction engagement element is provided.
【0081】第3の多板クラッチ95について述べる
と、固定軸104に前記2輪駆動車用駆動装置50の連
結部材61に代えて配設されるクラッチドラム96が回
転自在に軸支され、このクラッチドラム96が伝動軸5
3の先端に形成されたスプラインに嵌合し、クラッチハ
ブ77がダブルピニオン式プラネタリギヤ55のリング
ギヤ57に結合する。このようにして第3の多板クラッ
チ95は伝動軸53とリングギヤ57との間にバイパス
して動力伝達可能に介設される。そして油圧室98の油
圧でピストン99を介してクラッチドラム96内に固定
したスナップリング100dに当接するリテーニングプ
レート100c及びドリブンプレート100bとクラッ
チハブ77との間のドライブプレート100aを押圧し
て動力伝達するように構成される。またピストン99の
油圧室98と反対側にはピストン99aを介してリテー
ナ102aが設けられ、ピストン99にはピストン99
aを介してリターンスプリング102の押圧力が付勢さ
れる。The third multi-plate clutch 95 will be described. A clutch drum 96, which is arranged in place of the connecting member 61 of the two-wheel drive vehicle drive device 50, is rotatably supported on the fixed shaft 104. The clutch drum 96 is the transmission shaft 5
The clutch hub 77 is connected to the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55 by fitting with a spline formed at the tip of No. 3. In this way, the third multi-plate clutch 95 is provided between the transmission shaft 53 and the ring gear 57 so as to be bypassed and capable of transmitting power. Then, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 98 pushes the retaining plate 100c that abuts on the snap ring 100d fixed in the clutch drum 96 via the piston 99 and the drive plate 100a between the driven plate 100b and the clutch hub 77 to transmit power. To be configured. A retainer 102a is provided on the opposite side of the piston 99 from the hydraulic chamber 98 via a piston 99a.
The pressing force of the return spring 102 is urged via a.
【0082】第4の多板クラッチ105について述べる
と、クラッチドラム96を第3の多板クラッチ95と共
用し、クラッチハブ107がダブルピニオン式プラネタ
リギヤ55のキャリヤ60に結合する。こうして第4の
多板クラッチ105は伝動軸53とキャリヤ60との間
にバイパスして動力伝達可能に介設される。そして油圧
室108の油圧でピストン99aを介してピストン99
に固定したスナップリング110dに当接するリテーニ
ングプレート110c及びドリブンプレート110bと
クラッチハブ107との間のドライブプレート110a
を押圧して動力伝達するように構成され、ピストン99
aにはリターンスプリング102の押圧力が付勢され
る。The fourth multi-plate clutch 105 will be described. The clutch drum 96 is also used as the third multi-plate clutch 95, and the clutch hub 107 is connected to the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55. Thus, the fourth multi-plate clutch 105 is provided between the transmission shaft 53 and the carrier 60 so as to be bypassed and capable of transmitting power. Then, the oil pressure in the hydraulic chamber 108 causes the piston 99 to pass through the piston 99a.
Drive plate 110a between the retaining plate 110c and the driven plate 110b and the clutch hub 107 that abut on the snap ring 110d fixed to the
Is configured to press and transmit power to the piston 99.
The pressing force of the return spring 102 is applied to a.
【0083】ダブルピニオン式プラネタリギヤ55に対
して入力切換手段101と反対側にはボールベアリング
94aを介して回転自在にトランスミッションケース8
5のケース82に軸支され、かつニードルベアリング9
4bを介してフロントドライブ軸51に回転自在にトラ
ンスファドライブギヤ94が軸支され、リヤドライブ軸
92のトランスファドリブンギヤ92aが動力伝達可能
に噛合している。The transmission case 8 is rotatably mounted on the side opposite to the input switching means 101 with respect to the double pinion type planetary gear 55 via a ball bearing 94a.
5 is rotatably supported by the case 82 and the needle bearing 9
A transfer drive gear 94 is rotatably supported by the front drive shaft 51 via a shaft 4b, and a transfer driven gear 92a of a rear drive shaft 92 is meshed with the transfer drive gear 92a so that power can be transmitted.
【0084】ダブルピニオン式プラネタリギヤ55とト
ランスファドライブギヤ94との間にはダブルピニオン
式プラネタリギヤ55のキャリヤ60からの出力をトラ
ンスファドライブギヤ94に選択的に動力伝達する第1
の多板クラッチ65が設けられる。Between the double pinion type planetary gear 55 and the transfer drive gear 94, the output from the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55 is selectively transmitted to the transfer drive gear 94.
The multi-plate clutch 65 is provided.
【0085】第1の多板クラッチ65は、クラッチドラ
ム66がトランスファドライブギヤ94にスプライン結
合し、クラッチハブ67がダブルピニオン式プラネタリ
ギヤ55のキャリヤ60に結合する。こうして第1の多
板クラッチ65はキャリヤ60とトランスファドライブ
ギヤ94との間にバイパスして動力伝達可能に介設され
る。そして油圧室68の油圧でピストン69を介してク
ラッチドラム66内に固定したスナップリング70dに
当接するリテーニングプレート70c及びドリブンプレ
ート70bとクラッチハブ67との間のドライブプレー
ト70aを押圧して動力伝達するよう構成され、かつピ
ストン88によりリターンスプリング92の押圧力が付
勢される。In the first multi-plate clutch 65, the clutch drum 66 is spline-connected to the transfer drive gear 94, and the clutch hub 67 is connected to the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55. In this way, the first multi-plate clutch 65 is interposed between the carrier 60 and the transfer drive gear 94 so as to be able to transmit power by bypassing. Then, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 68 pushes the retaining plate 70c, which comes into contact with the snap ring 70d fixed in the clutch drum 66 via the piston 69, and the drive plate 70a between the driven plate 70b and the clutch hub 67 to transmit power. The piston 88 biases the pressing force of the return spring 92.
【0086】フロントドライブ軸51の端部とトランス
ファドライブギヤ94との間にはフロントドライブ軸5
1とトランスファドライブギヤ94とを選択的に動力伝
達する第5の摩擦係合要素となる第5の多板クラッチ1
15が配設される。The front drive shaft 5 is provided between the end of the front drive shaft 51 and the transfer drive gear 94.
Fifth multi-plate clutch 1 serving as a fifth friction engagement element for selectively transmitting power between 1 and the transfer drive gear 94
15 are provided.
【0087】第5の多板クラッチ115はクラッチドラ
ム116がフロントドライブ軸51のスプライン51d
にスプライン結合し、クラッチハブ117がトランスフ
ァドライブギヤ94に結合してフロントドライブ軸51
とトランスファドライブギヤ94との間に動力伝達可能
に介設される。そして油圧室118の油圧でピストン1
19を介してクラッチドラム116内に固定したスナッ
プリング120dに当接するリテーニングプレート12
0c及びドリブンプレート120bとクラッチハブ11
7との間のドライブプレート120aを押圧して動力伝
達するよう構成され、かつピストン119にはリターン
スプリング123の押圧力が付勢される。In the fifth multi-plate clutch 115, the clutch drum 116 has the spline 51d of the front drive shaft 51.
To the front drive shaft 51 by connecting the clutch hub 117 to the transfer drive gear 94.
And the transfer drive gear 94 are provided so that power can be transmitted. The piston 1 is driven by the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 118.
Retaining plate 12 that abuts snap ring 120d fixed in clutch drum 116 via 19
0c and driven plate 120b and clutch hub 11
7 is configured to press the drive plate 120 a between the drive plate 120 a and the drive plate 120 a to transmit power, and the piston 119 is biased by the pressing force of the return spring 123.
【0088】トランスミッションケース85のケース8
2とダブルピニオン式プラネタリギヤ55のリングギヤ
57との間には選択的にトランスミッションケース85
に係止してリングギヤ57を固定するための第2の摩擦
係合要素となる第2の多板クラッチ75が配設される。Case 8 of transmission case 85
2 and the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55 are selectively connected to the transmission case 85.
A second multi-plate clutch 75, which serves as a second friction engagement element for locking the ring gear 57 by being locked to, is provided.
【0089】第2の多板クラッチ75は、油圧室78の
油圧でピストン79を介してケース82内に固定したス
ナップリング80dに当接するリテーニングプレート8
0c及びドリブンレート80bとリングギヤ57に設け
られたクラッチハブ77との間のドリイブプレート80
aを押圧してリングギヤ57をトランスミッションケー
ス85に係止固定するよう構成され、かつピストン79
にはリターンスプリング83の押圧力が付勢される。The second multi-plate clutch 75 is brought into contact with the snap ring 80d fixed in the case 82 via the piston 79 by the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 78, and the retaining plate 8 is brought into contact therewith.
0c and driven rate 80b and the drive plate 80 between the clutch hub 77 provided on the ring gear 57.
a is pressed to lock the ring gear 57 to the transmission case 85, and the piston 79
The pressing force of the return spring 83 is urged to.
【0090】トルクコンバータケース81の後端に設け
られるエクステンションケース84内にはリテーナ93
bによってエクステンションケース84に支持され、か
つスペーサ93cを介して所定寸法離間する一対のロー
ラベアリング93dによって出力軸93が軸支されてい
る。A retainer 93 is provided in the extension case 84 provided at the rear end of the torque converter case 81.
The output shaft 93 is pivotally supported by a pair of roller bearings 93d supported by the extension case 84 by b and spaced by a predetermined distance via a spacer 93c.
【0091】出力軸93の先端には前記リヤドライブ軸
92に設けられたベベルギヤ92bと噛み合うベベルギ
ヤ93aが設けられ、他端は自在継手、プロペラシャフ
ト86等を介してリヤディファレンシャル装置87に動
力伝達可能に構成される。A bevel gear 93a that meshes with the bevel gear 92b provided on the rear drive shaft 92 is provided at the tip of the output shaft 93, and the other end is capable of transmitting power to the rear differential device 87 via a universal joint, a propeller shaft 86 and the like. Is composed of.
【0092】トランスミッションケース85の下部に設
けられるオイルパン内には、オイルポンプ8からの油圧
を車速センサ9a、スロットルセンサ9b、シフトスイ
ッチ9c、前輪回転数センサ9d、後輪回転数センサ9
e、舵角センサ9f等からの信号に基づく油圧制御回路
9によって制御され、上記第1、第2、第3、第4、第
5の多板クラッチ65、75、95、105、115の
各油圧室68、78、98、108、118及び無段変
速機30に選択的に切換供給するためのコントロールバ
ルブが設けられている。In the oil pan provided under the transmission case 85, the oil pressure from the oil pump 8 is applied to the vehicle speed sensor 9a, the throttle sensor 9b, the shift switch 9c, the front wheel speed sensor 9d, and the rear wheel speed sensor 9.
Each of the first, second, third, fourth, and fifth multi-plate clutches 65, 75, 95, 105, 115 is controlled by the hydraulic pressure control circuit 9 based on signals from the steering angle sensor 9f and the like. A control valve for selectively switching and supplying to the hydraulic chambers 68, 78, 98, 108, 118 and the continuously variable transmission 30 is provided.
【0093】次にこのように構成された4輪駆動車用駆
動装置の作用を図14乃至図18に示す概略説明図及び
図19に示す各走行レンジにおける第1、第2、第3、
第4、第5の各多板クラッチ65、75、95、10
5、115の連結状態を示す摩擦係合要素作動説明図に
従って説明する。この摩擦係合要素作動説明図において
印は、対応する多板クラッチが係合或いは作動している
ことを示し、()は後述する必要に応じて係合或いは作
動していることを示している。Next, the operation of the four-wheel drive vehicle drive device constructed as described above will be described with reference to the schematic explanatory diagrams shown in FIGS. 14 to 18 and the first, second, third, and third driving ranges shown in FIG.
Fourth and fifth multi-plate clutches 65, 75, 95, 10
A description will be given according to a frictional engagement element operation explanatory view showing a connected state of Nos. In this friction engagement element operation explanatory view, a mark indicates that the corresponding multi-plate clutch is engaged or operated, and () indicates that it is engaged or operated as necessary, which will be described later. .
【0094】先ずエンジン10の動力は、クランク軸1
1からトルクコンバータ20を介して無段変速機30の
プライマリ軸31に入力する。そしてプライマリ軸3
1、プライマリプーリ33、駆動ベルト35及びセカン
ダリプーリ34により無段階に変速してセカンダリ軸3
2に出力する。セカンダリ軸32からの変速出力は、ド
ライブギヤ38、カウンタシャフト39、ドリブンギヤ
54によって減速されて伝動軸53、クラッチドラム9
6を介して第3の多板クラッチ95及び第4の多板クラ
ッチ105へ入力される。ここでニュートラル(N)レ
ンジ、パーキング(P)レンジでは第3及び第4の多板
クラッチ95、105は解放されて動力伝達遮断状態と
なり、これ以降の動力伝達はしなくなる。First, the power of the engine 10 is the crankshaft 1
1 to the primary shaft 31 of the continuously variable transmission 30 via the torque converter 20. And primary axis 3
1, the primary pulley 33, the drive belt 35, and the secondary pulley 34 continuously change the speed of the secondary shaft 3
Output to 2. The shift output from the secondary shaft 32 is decelerated by the drive gear 38, the counter shaft 39, and the driven gear 54 to be transmitted to the transmission shaft 53 and the clutch drum 9.
It is input to the third multi-plate clutch 95 and the fourth multi-plate clutch 105 via 6. Here, in the neutral (N) range and the parking (P) range, the third and fourth multi-plate clutches 95, 105 are released and the power transmission is cut off, and the power transmission thereafter is stopped.
【0095】前進段となるドライブ(D)レンジでは、
第3の多板クラッチ95及び第1の多板クラッチ65が
係合し、図14に動力伝達状態を太線で示すようにな
る。すなわち油圧室98へコントロールバルブから油圧
が供給され、ピストン99を介してクラッチドラム96
内に固定したスナップリング100dに当接するリテー
ニングプレート100c、ドリブンプレート100b及
びドライブプレート100aを押圧せしめ、係合した第
3の多板クラッチ95により伝動軸53からダブルピニ
オン式プラネタリギヤ55のリングギヤ57に動力伝達
するとともに、油圧室68へ供給される油圧によりピス
トン69を介して第1の多板クラッチ65のスナップリ
ング70dにリテーニングプレート70c、ドリブンプ
レート70b及びドライブプレート70aを押圧して係
合する第1の多板クラッチ65によりダブルピニオン式
プラネタリギヤ55のキャリヤ60とトランスファドリ
ブンギヤ94とを動力伝達可能に連結する。In the drive (D) range which is the forward stage,
The third multi-plate clutch 95 and the first multi-plate clutch 65 are engaged, and the power transmission state is shown by the thick line in FIG. That is, hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber 98 from the control valve, and the clutch drum 96 is supplied via the piston 99.
The retaining plate 100c, the driven plate 100b, and the drive plate 100a that are in contact with the snap ring 100d fixed therein are pressed, and the engaged third multi-plate clutch 95 causes the transmission shaft 53 to move to the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55. While transmitting power, the retaining plate 70c, the driven plate 70b, and the drive plate 70a are pressed and engaged with the snap ring 70d of the first multi-plate clutch 65 via the piston 69 by the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber 68. The first multi-plate clutch 65 connects the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55 and the transfer driven gear 94 so that power can be transmitted.
【0096】従って、ダブルピニオン式プラネタリギヤ
55は図15に示すように入力側のリングギヤ57が第
1のピニオン58に噛み合い、第1のピニオン58に噛
み合う第2のピニオン59がサンギヤ56に噛み合いサ
ンギヤ56及びキャリヤ60をリングギヤ57と同一方
向に回転させてサンギヤ56とキャリヤ60とに所定の
配分比でトルクが伝達しながら差動回転するように構成
され、サンギヤ56とスプライン嵌合するフロントドラ
イブ軸51及びキャリヤ60に動力伝達可能に結合する
トランスファドライブギヤ94とをリングギヤ57と同
一方向に回転せしめ、トランスファドライブギヤ94に
噛み合うトランスファドリブンギヤ92aに出力してリ
ヤドライブ軸92をリングギヤ57と逆方向に回転駆動
する。そしてトルク伝達時に第1及び第2のピニオン5
8、59の自転と公転とによりサンギヤ56とキャリヤ
60との回転差を吸収する所謂センタディファレンシャ
ル装置として機能する。Therefore, in the double pinion type planetary gear 55, as shown in FIG. 15, the ring gear 57 on the input side meshes with the first pinion 58, and the second pinion 59 meshing with the first pinion 58 meshes with the sun gear 56. Also, the carrier 60 is rotated in the same direction as the ring gear 57 so that the sun gear 56 and the carrier 60 are differentially rotated while transmitting torque at a predetermined distribution ratio. The front drive shaft 51 is spline-fitted to the sun gear 56. And a transfer drive gear 94, which is coupled to the carrier 60 so as to be capable of transmitting power, in the same direction as the ring gear 57, and outputs it to a transfer driven gear 92a meshing with the transfer drive gear 94 to rotate the rear drive shaft 92 in the opposite direction to the ring gear 57. To drive. Then, during torque transmission, the first and second pinions 5
It functions as a so-called center differential device that absorbs the rotation difference between the sun gear 56 and the carrier 60 by the rotation and revolution of 8, 59.
【0097】ここで図15の略図を用いてダブルピニオ
ン式プラネタリギヤ55のトルク配分について説明す
る。The torque distribution of the double pinion type planetary gear 55 will be described below with reference to the schematic diagram of FIG.
【0098】リングギヤ57の入力トルクをTi、サン
ギヤ56によるフロント側トルクをTF、キャリヤ60
によるリヤ側トルクをTR、サンギヤ56の歯数をZ
S、リングギヤ57の歯数をZRとすると、 Ti=TF+TR TF:TR=ZS:(ZR−ZS) が成立する。このことからサンギヤ56の歯数ZSとリ
ングギヤ57の歯数ZRとを適切に設定することでフロ
ント側トルクTF及びリヤ側トルクTRの基準トルク配
分を自由に設定し得ることがわかる。The input torque of the ring gear 57 is Ti, the front side torque of the sun gear 56 is TF, and the carrier 60 is
TR is the rear torque and Z is the number of teeth on the sun gear 56.
If S and the number of teeth of the ring gear 57 are ZR, then Ti = TF + TR TF: TR = ZS: (ZR-ZS) holds. From this, it is understood that the reference torque distribution of the front side torque TF and the rear side torque TR can be freely set by appropriately setting the number of teeth ZS of the sun gear 56 and the number of teeth ZR of the ring gear 57.
【0099】ここでZS=37、ZR=82にすると、 TF:TR=37:(82−37) になる。従って前後輪トルク配分率は TF:TR≒45:55 になり、前輪に略45%、後輪に略55%各々配分され
充分に後輪偏重の基準トルク配分に設定し得る。When ZS = 37 and ZR = 82, TF: TR = 37: (82-37). Therefore, the front / rear wheel torque distribution ratio becomes TF: TR≈45: 55, which is approximately 45% distributed to the front wheels and approximately 55% distributed to the rear wheels, and can be set sufficiently as the reference torque distribution of the rear wheel bias.
【0100】一方第5の多板クラッチ115は油圧室1
18の油圧でピストン119を介してスナップリング1
20d、リテーニングプレート120c、ドリブンプレ
ート120b及びドライブプレート120aを押圧して
クラッチトルクTcを生じるように構成され、油圧制御
回路9によって制御されるコントロールバルブからの油
圧によってクラッチトルクTcを可変制御する。On the other hand, the fifth multi-plate clutch 115 includes the hydraulic chamber 1
Snap ring 1 via piston 119 with hydraulic pressure of 18
20d, the retaining plate 120c, the driven plate 120b and the drive plate 120a are pressed to generate the clutch torque Tc, and the clutch torque Tc is variably controlled by the hydraulic pressure from the control valve controlled by the hydraulic control circuit 9.
【0101】ここで、前輪回転数センサ9d及び後輪回
転数センサ9eにより検出された前輪回転数NF、後輪
回転数NRは、油圧制御回路9に入力されるが滑り易い
路面走行時にはTF<TRの後輪偏重の基準トルク配分
で常に後輪が先にスリップすることから、スリップ率S
=NF/NR(S>O)に算出される。このスリップ率
Sと舵角センサ9fから油圧制御回路9に入力される舵
角ψとは油圧制御回路9の図16に示すマップからクラ
ッチ圧Pcを検索する。ここでS≧1のノンスリップで
はクラッチ圧Pcは低い値に設定されてあり、S<1の
スリップ状態でスリップ率の減少に応じてクラッチ圧P
cを増大し、スリップ率Sが設定値S1以下になるとP
max に定める。このクラッチ圧Pcにライン圧が調圧さ
れ第5の多板ラッチ115のクラッチトルクTcを可変
制御する。Here, the front wheel rotation speed NF and the rear wheel rotation speed NR detected by the front wheel rotation speed sensor 9d and the rear wheel rotation speed sensor 9e are input to the hydraulic control circuit 9, but TF <when traveling on a slippery road surface. Since the rear wheel always slips first with the reference torque distribution of TR rear wheel bias, the slip ratio S
= NF / NR (S> O). For the slip ratio S and the steering angle ψ input from the steering angle sensor 9f to the hydraulic control circuit 9, the clutch pressure Pc is searched from the map of the hydraulic control circuit 9 shown in FIG. Here, the clutch pressure Pc is set to a low value in the non-slip condition of S ≧ 1, and the clutch pressure Pc is set in accordance with the decrease of the slip ratio in the slip state of S <1.
When c is increased and the slip ratio S becomes equal to or less than the set value S 1 , P
Set to max . The line pressure is adjusted to the clutch pressure Pc to variably control the clutch torque Tc of the fifth multi-plate latch 115.
【0102】従って第5の多板クラッチ115によって
サンギヤ56からフロントドライブ軸51、トランスフ
ァドライブギヤ94を介してサンギヤ56に至るバイパ
ス系125が各別に構成される。このバイパス系125
では、後輪がスリップすると、トランスファユニット9
0内で後輪回転数NR>リングギヤ57の回転数>前輪
回転数NFの差動機能が成立し、クラッチトルクTcに
応じてフロントドライブ軸51は、トランスファドライ
ブギヤ94から第5の多板クラッチ115を介しフロン
トドライブ軸51にクラッチトルクがTcだけ増加して
伝達し、更にトランスファドライブギヤ94に噛み合う
トランスファドリブンギヤ92aには前輪に流れたクラ
ッチトルクTc分を減じたトルクが入力してリヤドライ
ブ軸92にもトルクが伝達するものであり、この結果、
前後輪トルクTF、TRは以下のようになる。Therefore, the fifth multi-plate clutch 115 individually configures a bypass system 125 from the sun gear 56 to the sun gear 56 via the front drive shaft 51 and the transfer drive gear 94. This bypass system 125
Then, when the rear wheels slip, the transfer unit 9
Within 0, the differential function of rear wheel rotational speed NR> rotational speed of ring gear 57> front wheel rotational speed NF is established, and the front drive shaft 51 moves from the transfer drive gear 94 to the fifth multi-plate clutch in accordance with the clutch torque Tc. The clutch torque is increased by Tc and transmitted to the front drive shaft 51 via 115, and a torque obtained by subtracting the clutch torque Tc flowing to the front wheels is input to the transfer driven gear 92a which meshes with the transfer drive gear 94. The torque is also transmitted to 92, and as a result,
The front and rear wheel torques TF and TR are as follows.
【0103】TF=0.45Ti+Tc TR=0.55Ti−Tc 従ってノンスリップ状態では、クラッチトルクTcが零
のためTF:TR=45:55の後輪偏重にトルク配分
され、後輪スリップ発生時にクラッチトルクTcが生じ
ると、このクラッチトルクTcに応じてクラッチトルク
Tcが大きい程バイパス系125を経由して入力トルク
Tiが前輪側に流れ、図16に示すようTF:TR=T
F1 :TR1 に変化して前輪トルクが積極的に増大制御
され、後輪トルクは減じてスリップを生じなくなり走破
性も良好になる。そして上述のスリップSが設定値以下
になると、第5の多板クラッチ115の油圧と共に差動
制限トルクが最大になってサンギヤ56とキャリヤ60
とを直結する。このためトランスファユニット90はデ
ィファレンシャルロックされ、前後輪の軸重配分に相当
したトルク配分の直結式4輪駆動走行になり走破性が最
大に発揮される。TF = 0.45Ti + Tc TR = 0.55Ti-Tc Therefore, in the non-slip state, since the clutch torque Tc is zero, TF: TR = 45: 55 is distributed to the rear wheel bias, and when the rear wheel slip occurs, the clutch torque is distributed. When Tc occurs, the input torque Ti flows toward the front wheels via the bypass system 125 as the clutch torque Tc increases in accordance with the clutch torque Tc, and TF: TR = T as shown in FIG.
F 1 : The torque of the front wheels is positively controlled to increase by changing to TR 1 , and the torque of the rear wheels is reduced to prevent slip and improve the running performance. When the above-mentioned slip S becomes equal to or less than the set value, the differential limiting torque is maximized together with the hydraulic pressure of the fifth multi-plate clutch 115, and the sun gear 56 and the carrier 60.
Connect directly to. For this reason, the transfer unit 90 is differentially locked, and the direct drive type four-wheel drive traveling with the torque distribution corresponding to the axial load distribution of the front and rear wheels is achieved, and the running performance is maximized.
【0104】一方前輪がスリップすると、トランスファ
ユニット90内で後輪回転数NR<リングギヤ57の回
転数<前輪回転数NFの差動機能が成立し、クラッチト
ルクTcに応じてフロントドライブ軸51からトランス
ファドライブギヤ94にトルクが伝達し、かつフロント
ドライブ軸51から前輪には後輪に流れたクラッチトル
クTc分を減じたトルクが伝達するものであり、この結
果前後輪トルクTF、TRは以下のようになる。On the other hand, when the front wheels slip, the differential function of rear wheel rotation speed NR <rotation speed of ring gear 57 <front wheel rotation speed NF is established in the transfer unit 90, and the transfer torque is transferred from the front drive shaft 51 according to the clutch torque Tc. The torque is transmitted to the drive gear 94, and the torque obtained by subtracting the clutch torque Tc flowing to the rear wheels from the front drive shaft 51 is transmitted to the front wheels. As a result, the front and rear wheel torques TF and TR are as follows. become.
【0105】TF=0.45Ti−Tc TR=0.55Ti+Tc 従ってノンスリップ状態では、クラッチトルクTcが零
のためTF:TR=45:55の後輪偏重にトルク配分
され、前輪スリップ発生時にクラッチトルクTcが生じ
ると、このクラッチトルクTcに応じて入力トルクTi
が後輪側に流れて後輪トルクが積極的に増大制御され、
前輪トルクは減じてスリップを生じなくなり走破性も良
好になる。またスリップ率が設定値以下になると、第5
の多板クラッチ115の油圧と共に差動制限トルクが最
大になってサンギヤ56とキャリヤ60が直結するた
め、前後輪の軸重配分に相当したトルク配分の直結式4
輪駆動走行になり走破性が充分に発揮される。こうして
スリップ状態に応じ、それを回避すべく幅広く前後輪へ
のトルクが制御される。TF = 0.45Ti-Tc TR = 0.55Ti + Tc Therefore, in the non-slip state, since the clutch torque Tc is zero, TF: TR = 45: 55 is distributed to the rear wheel bias, and the clutch torque Tc is generated when the front wheel slip occurs. Occurs, the input torque Ti is changed according to the clutch torque Tc.
Flows to the rear wheel side and the rear wheel torque is positively controlled to increase,
The front wheel torque is reduced, slippage is eliminated, and running performance is improved. If the slip ratio falls below the set value, the fifth
Since the differential limiting torque is maximized together with the hydraulic pressure of the multi-plate clutch 115 and the sun gear 56 and the carrier 60 are directly connected, the direct connection type 4 of the torque distribution corresponding to the axial load distribution of the front and rear wheels.
Wheel drive is achieved and running performance is fully demonstrated. Thus, according to the slip state, the torque to the front and rear wheels is widely controlled to avoid it.
【0106】また、上述のスリップの発生に伴うトルク
配分制御において旋回する場合にはその舵角ψにより第
5の多板クラッチ115の差動制限トルクが減少補正さ
れる。このためトランスファユニット90の差動制限は
減じて回転数差を充分に吸収することが可能になり、タ
イトコーナーブレーキング現象が回避され、操縦性が良
好に確保される。When turning in the torque distribution control associated with the occurrence of slip, the differential limiting torque of the fifth multi-plate clutch 115 is reduced and corrected by the steering angle ψ. Therefore, the differential limitation of the transfer unit 90 can be reduced to sufficiently absorb the rotational speed difference, the tight corner braking phenomenon can be avoided, and the maneuverability is ensured satisfactorily.
【0107】後退段となるリバース(R)レンジでは、
第3の多板クラッチ95及び第1の多板クラッチ65が
解放され、第4の多板クラッチ105、第5の多板クラ
ッチ115及び第2の多板クラッチ75が係合して図1
7に示す動力伝達状態を太線で示すようになる。すなわ
ち油圧室108へコントロールバルブから油圧を供給し
てピストン99aを介してスナップリング110d、リ
テーニングプレート110c、ドリブンプレート110
b及びドライブプレート110aを押圧して第4の多板
クラッチ105を係合して伝動軸53からダブルピニオ
ン式プラネタリギヤ55のキャリヤ60に動力伝達する
とともに、油圧室78へ供給する油圧によりピストン7
9を介してスナップリング80d、リテーニングプレー
ト80c、ドライブプレート80a、ドリブンプレート
80bを押圧して係合する第2の多板クラッチ75によ
りリングギヤ57をトランスミッションケース85に係
止固定する。そして油圧室118へ供給する油圧により
ピストン119を介してスナップリング120d、リテ
ーニングプレート120c、ドリブンプレート120b
及びドライブプレート120aを押圧して第5の多板ク
ラッチ115によりフロントドライブ軸51からトラン
スファドライブギヤ94に動力伝達可能にする。In the reverse (R) range, which is the reverse stage,
The third multi-plate clutch 95 and the first multi-plate clutch 65 are disengaged, and the fourth multi-plate clutch 105, the fifth multi-plate clutch 115 and the second multi-plate clutch 75 are engaged, and FIG.
The power transmission state shown in FIG. 7 is indicated by a thick line. That is, hydraulic pressure is supplied from the control valve to the hydraulic chamber 108, and the snap ring 110d, the retaining plate 110c, the driven plate 110 are supplied via the piston 99a.
b and the drive plate 110a are pressed to engage the fourth multi-plate clutch 105 to transmit power from the transmission shaft 53 to the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55, and at the same time, to the piston 7 by the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber 78.
The ring gear 57 is locked and fixed to the transmission case 85 by a second multi-plate clutch 75 that presses and engages the snap ring 80d, the retaining plate 80c, the drive plate 80a, and the driven plate 80b via the shaft 9. Then, the snap ring 120d, the retaining plate 120c, the driven plate 120b via the piston 119 by the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber 118.
The drive plate 120a is pressed to enable power transmission from the front drive shaft 51 to the transfer drive gear 94 by the fifth multi-plate clutch 115.
【0108】従って、ダブルピニオン式プラネタリギヤ
55は図18に示すように入力側のキャリヤ60の回転
により互に噛合した第1及び第2のピニオン58、59
は互に逆回転しつつリングギヤ57に沿って回転してサ
ンギヤ56をキャリヤ60と逆方向に回転してフロント
ドライブ軸51を入力側に対して逆方向に回転せしめ、
かつフロントドライブ軸51は第5の多板クラッチ11
5を介してトランスファドライブギヤ94に動力伝達
し、リヤドライブ軸92をフロントドライブ軸51と逆
方向に回転駆動する。Therefore, the double pinion type planetary gear 55 is, as shown in FIG. 18, the first and second pinions 58 and 59 meshed with each other by the rotation of the carrier 60 on the input side.
Rotate in the opposite direction to each other and rotate along the ring gear 57 to rotate the sun gear 56 in the opposite direction to the carrier 60 to rotate the front drive shaft 51 in the opposite direction to the input side.
And the front drive shaft 51 is the fifth multi-plate clutch 11
The power is transmitted to the transfer drive gear 94 via 5 and the rear drive shaft 92 is rotationally driven in the opposite direction to the front drive shaft 51.
【0109】従って、伝動軸53からの入力は、ダブル
ピニオン式プラネタリギヤ55のリングギヤ57を第2
の多板クラッチ75によってトランスミッションケース
85に係止することによりドライブ(D)レンジ状態と
逆方向にフロントドライブ軸51及びリヤドライブ軸9
2に出力され、このダブルピニオン式プラネタリギヤ5
5は前後進切換機能を有する。Therefore, the input from the transmission shaft 53 is the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55 which is the second gear.
By locking the transmission case 85 with the multi-plate clutch 75 of the front drive shaft 51 and the rear drive shaft 9 in the direction opposite to the drive (D) range state.
2 is output to this double pinion type planetary gear 5
Reference numeral 5 has a forward / reverse switching function.
【0110】この場合、キャリヤ60の入力に対するフ
ロントドライブ軸51及びリヤドライブ92に出力され
る変速比は次式で設定される。In this case, the gear ratio output to the front drive shaft 51 and the rear drive 92 with respect to the input of the carrier 60 is set by the following equation.
【0111】変速比=[ZS+(−ZR)]/ZS ここで前記同様ZS=37、ZR=82にすると、 変速比=[37+(−82)]/37=−1.216 となり、リバース(R)レンジでの減速比が適切に確保
される。Gear ratio = [ZS + (-ZR)] / ZS Here, if ZS = 37 and ZR = 82 similarly to the above, gear ratio = [37 + (-82)] / 37 = -1.216 and reverse ( The reduction ratio in the R range is properly secured.
【0112】一方、キャリヤ60に入力するトルクTi
はクラッチトルクTcに応じてトランスファドライブギ
ヤ94に伝達し、前輪には後輪に伝達したクラッチトル
クTc分を減じたトルクが入力され、この結果前後輪ト
ルクTF、TRは以下のようになる。On the other hand, the torque Ti input to the carrier 60
Is transmitted to the transfer drive gear 94 according to the clutch torque Tc, and a torque obtained by subtracting the clutch torque Tc transmitted to the rear wheels is input to the front wheels. As a result, the front and rear wheel torques TF and TR are as follows.
【0113】Ti=TF+TR TF=Ti−Tc TR=Tc 従って後輪スリップ発生時にクラッチトルクTcを減じ
ることにより入力トルクTiを前輪側に流し、前輪トル
クを積極的に増大制御し、後輪トルクを減じてスリップ
を生じなくして走破性を良好にし、かつ前輪スリップ時
にはクラッチトルクTcを増大させることにより入力ト
ルクTiを後輪側に流し、後輪トルクを積極的に増大制
御して前輪トルクを減じてスリップを生じなくして走破
性を良好にする。またスリップ率が設定値以下になる
と、第5の多板クラッチ115の油圧と共に差動制限ト
ルクTcを最大にしてフロントドライブ軸51とトラン
スファドライブギヤ94を直結にして前後輪の軸重配分
に相当したトルク配分の直結式4輪駆動走行にして走破
性が最大に発揮される。更に旋回する場合には、その舵
角ψにより第5の多板クラッチ115の差動制限トルク
が減少され、回転数差を充分に吸収することが可能にな
り、タイトコーナーブレーキング現象が回避され、操縦
性が良好になる。Ti = TF + TR TF = Ti-Tc TR = Tc Therefore, when the rear wheel slip occurs, the clutch torque Tc is reduced to flow the input torque Ti to the front wheel side, and the front wheel torque is positively increased to control the rear wheel torque. To reduce slippage to improve running performance, and to increase the clutch torque Tc when the front wheel slips so that the input torque Ti flows to the rear wheel side and the rear wheel torque is positively increased to reduce the front wheel torque. To prevent slipping and improve running performance. Further, when the slip ratio becomes equal to or less than the set value, the differential limiting torque Tc is maximized together with the hydraulic pressure of the fifth multi-plate clutch 115 to directly connect the front drive shaft 51 and the transfer drive gear 94, which corresponds to the axial load distribution of the front and rear wheels. Running performance is maximized by direct-drive four-wheel drive with the above torque distribution. When the vehicle further turns, the steering angle ψ reduces the differential limiting torque of the fifth multi-plate clutch 115, which makes it possible to sufficiently absorb the difference in rotational speed, thereby avoiding the tight corner braking phenomenon. , The maneuverability is improved.
【0114】従って、以上説明した本実施の形態では、
ベルト式無段変速機30の出力側に伝動構成したフロン
トディファレンシャル装置40或いはリヤディファレン
シャル装置87に各々動力伝達するフロントドライブ軸
51及びリヤドライブ軸92を横置きエンジン10のク
ランク軸11に対して平行配置し、フロントドライブ軸
51にサンギヤ56が結合するダブルピニオン式プラネ
タリギヤ55を設けキャリヤ60とトランスファドライ
ブギヤ94とを動力伝達可能に連結する第1の多板クラ
ッチ65、リングギヤ57を係止する第2の多板クラッ
チ75、無段変速機30からの出力をリングギヤ57に
伝達する第3の多板クラッチ95、キャリヤ60に伝達
する第4の多板クラッチ105、フロントドライブ軸5
1とリヤドライブ軸92とを動力伝達可能に連結する第
5の多板クラッチ115を設け、これら第1、第2、第
3、第4及び第5の各多板クラッチ65、75、95、
105、115を選択的に制御することにより前進段で
あるドライブ(D)レンジ及び後退段であるリバース
(R)レンジではフロントドライブ軸51及びリヤドラ
イブ軸92へ適切なトルク配分及び差動制限を可能にす
るセンターディファレンシャル装置として機能して良好
な走行性が得られ、かつドライブ(D)レンジ、リバー
ス(R)レンジへの切換時の前後進切換装置として機能
する。Therefore, in the present embodiment described above,
A front drive shaft 51 and a rear drive shaft 92, which respectively transmit power to a front differential device 40 or a rear differential device 87 that is configured to be transmitted to the output side of the belt type continuously variable transmission 30, are arranged in parallel with the crankshaft 11 of the engine 10 in a horizontal position. A double pinion type planetary gear 55 to which the sun gear 56 is connected is provided on the front drive shaft 51. No. 2 multi-plate clutch 75, third multi-plate clutch 95 for transmitting the output from the continuously variable transmission 30 to the ring gear 57, fourth multi-plate clutch 105 for transmitting to the carrier 60, front drive shaft 5
A fifth multi-plate clutch 115 for connecting the rear drive shaft 92 and the rear drive shaft 92 to each other in a power-transmittable manner is provided, and each of the first, second, third, fourth, and fifth multi-plate clutches 65, 75, 95,
By selectively controlling 105 and 115, appropriate torque distribution and differential limitation to the front drive shaft 51 and the rear drive shaft 92 in the forward drive (D) range and the reverse reverse (R) range are performed. It functions as a center differential device that enables it to obtain good traveling performance, and also functions as a forward / reverse switching device when switching between the drive (D) range and the reverse (R) range.
【0115】よって従来センターディファレンシャル装
置用及び前後進切換装置用として各単独機能する各々専
用のダブルピニオン式プラネタリギヤを要したが、単一
のダブルピニオン式プラネタリギヤによって両機能が達
成され、高性能を維持しつつ駆動装置の構成及び制御の
簡素化及び軽量化が可能になり、コスト低減及びコンパ
クト化、特に車幅方向の全長が短縮され、このコンパク
ト化に伴い、車載状態においてエンジンルーム側壁と駆
動装置とが充分に離間し、エンジンルーム側壁と駆動装
置との間の増大に伴って側面衝突時のクラッシュストロ
ークが確保され、かつトランスミッション脱着時の作業
空間として充分に有効活用でき車両設計の自由度が増大
する。Therefore, the conventional double pinion type planetary gears, which individually function as the center differential device and the forward / reverse switching device, respectively, are required, but both functions are achieved by a single double pinion type planetary gear and high performance is maintained. While the structure and control of the drive unit can be simplified and the weight can be reduced, the cost can be reduced and the size of the drive unit can be reduced. In particular, the overall length in the vehicle width direction can be shortened. Are sufficiently separated from each other, the crash stroke at the time of a side collision is secured with the increase between the side wall of the engine room and the drive unit, and it can be effectively used as a work space when the transmission is attached / detached, and the degree of freedom in vehicle design is increased. Increase.
【0116】更にトルクコンバータ20に代えて発進ク
ラッチとして電磁クラッチや湿式クラッチを用いること
も可能であり、この場合ニュートラル(N)レンジ、パ
ーキング(P)レンジにおいてベルト式無段変速機30
のプライマリ軸31への入力を遮断して無段変速機30
以降の動力伝達はなくなる。Further, instead of the torque converter 20, it is also possible to use an electromagnetic clutch or a wet clutch as a starting clutch. In this case, the belt type continuously variable transmission 30 in the neutral (N) range and the parking (P) range.
Of the continuously variable transmission 30 by shutting off the input to the primary shaft 31 of
Subsequent power transmission will be lost.
【0117】以上説明した実施の形態によると、2輪駆
動車用駆動装置と4輪駆動車用駆動装置との相互間にお
いてトルクコンバータ20、ベルト式無段変速機30、
フロントディファレンシャル装置40及びこれらを収容
するデフアンドコンバータハウジング2、サイドカバー
3は勿論トランスファユニット40及び90においてダ
ブルピニオン式プラネタリギヤ55、第1及び第2の多
板クラッチ65、75等多くの主要部の共用化が得ら
れ、2輪駆動車用駆動装置をベースとして第3、第4及
び第5の多板クラッチ95、105、115及びトラン
スファドライブギヤ94、リヤドライブ軸92等のリヤ
ディファレンシャル装置に動力伝達する動力伝達機構を
付加的に配設することにより比較的容易に4輪駆動車用
駆動装置の主要部を構成することが可能になり大幅な製
造コストの削減が可能になる。According to the embodiment described above, the torque converter 20, the belt type continuously variable transmission 30 are provided between the two-wheel drive vehicle drive device and the four-wheel drive vehicle drive device.
The front differential device 40, the diff-and-converter housing 2 for accommodating them, the side cover 3 and, of course, the transfer units 40 and 90 include double pinion type planetary gears 55, first and second multi-plate clutches 65, 75, and other main parts. Common use is achieved, and power is applied to the third, fourth and fifth multi-plate clutches 95, 105, 115 and the rear differential device such as the transfer drive gear 94 and the rear drive shaft 92 based on the two-wheel drive vehicle drive device. By additionally disposing the power transmission mechanism for transmitting, the main part of the drive device for a four-wheel drive vehicle can be configured relatively easily, and the manufacturing cost can be significantly reduced.
【0118】[0118]
【発明の効果】以上説明した本発明の車両用駆動装置に
よると、横置きエンジンのクランク軸に対してドライブ
軸を平行配置し、ドライブ軸と同軸上にダブルピニオン
式プラネタリギヤを設け、第1及び第2の摩擦係合要素
の選択的作動により前後進切換えするよう構成すること
から、駆動装置のコンパクト化が得られ、車体設計の自
由度及びクラッシュストローク、トランスミッション脱
着時の作業空間を確保できる。According to the vehicle drive device of the present invention described above, the drive shaft is arranged in parallel with the crank shaft of the transverse engine, and the double pinion type planetary gear is provided coaxially with the drive shaft. Since the second frictional engagement element is selectively operated to switch between forward and backward, the drive unit can be made compact, and the degree of freedom in designing the vehicle body, the crash stroke, and the work space when the transmission is detached can be secured.
【0119】また変速機とダブルピニオン式プラネタリ
ギヤとの間に入力切換手段を介装し、かつ動力伝達機構
を付加的に配設することにより比較的容易に4輪駆動車
用駆動装置の主要部が構成でき、共用部品が多く、大幅
な製造コストの削減が可能による等本発明特有の効果を
有する。Further, by interposing the input switching means between the transmission and the double pinion type planetary gear and additionally disposing the power transmission mechanism, the main portion of the drive unit for a four-wheel drive vehicle can be relatively easily manufactured. Can be configured, there are many common parts, and a significant reduction in manufacturing cost can be achieved.
【図1】本発明における車両用駆動装置の一実施の形態
の概要を示す図である。FIG. 1 is a diagram showing an outline of an embodiment of a vehicle drive device according to the present invention.
【図2】同じく、車両用駆動装置を説明する断面図であ
る。FIG. 2 is likewise a cross-sectional view illustrating a vehicle drive device.
【図3】同じく、図2に示す断面図の要部拡大図であ
る。FIG. 3 is likewise an enlarged view of a main part of the cross-sectional view shown in FIG.
【図4】同じく、図2における矢視A方向から見た要部
配置説明図である。FIG. 4 is also an explanatory view of the main part arrangement as seen from the direction of arrow A in FIG.
【図5】同じく、作用を示す概略説明図である。FIG. 5 is likewise a schematic illustration showing the operation.
【図6】同じく、作用を示す概略説明図である。FIG. 6 is likewise a schematic illustration showing the operation.
【図7】同じく、作用を示す概略説明図である。FIG. 7 is likewise a schematic illustration showing the operation.
【図8】同じく、作用を示す概略説明図である。FIG. 8 is likewise a schematic illustration showing the operation.
【図9】同じく、作用を示す摩擦係合要素の作動説明図
である。FIG. 9 is likewise an operation explanatory view of the friction engagement element showing the operation.
【図10】同じく、本発明の車両用駆動装置の概要を示
す図である。FIG. 10 is also a diagram showing an outline of the vehicle drive device of the present invention.
【図11】同じく、車両用駆動装置を説明する断面図で
ある。FIG. 11 is likewise a sectional view illustrating a vehicle drive device.
【図12】同じく、図11に示す断面図の要部拡大図で
ある。FIG. 12 is also an enlarged view of a main part of the cross-sectional view shown in FIG. 11.
【図13】同じく、図11における矢視B方向から見た
要部配置説明図である。FIG. 13 is an explanatory diagram of the main part layout, similarly viewed from the direction of arrow B in FIG. 11.
【図14】同じく、作用を示す概略説明図である。FIG. 14 is likewise a schematic illustration showing the operation.
【図15】同じく、作用を示す概略説明図である。FIG. 15 is likewise a schematic illustration showing the operation.
【図16】同じく、作用を示す概略説明図である。FIG. 16 is likewise a schematic illustration showing the operation.
【図17】同じく、作用を示す概略説明図である。FIG. 17 is likewise a schematic illustration showing the operation.
【図18】同じく、作用を示す概略説明図である。FIG. 18 is likewise a schematic illustration showing the operation.
【図19】同じく、作用を示す摩擦係合要素の作動説明
図である。FIG. 19 is also an operation explanatory view of the friction engagement element showing the operation.
10 エンジン 11 クランク軸 20 トルクコンバータ 30 ベルト式無段変速機 31 プライマリ軸 32 セカンダリ軸 33 プライマリプーリ 34 セカンダリプーリ 35 駆動ベルト 40 フロントディファレンシャル装置 51 フロントドライブ軸 53 伝動軸 55 ダブルピニオン式プラネタリギヤ 56 サンギヤ 57 リングギヤ 58 第1のピニオン 59 第2のピニオン 60 キャリヤ 61 連結部材 63 入力部材 65 第1の多板クラッチ 75 第2の多板クラッチ 87 リヤディファレンシャル装置 92 リヤドライブ軸 94 入力切換手段 95 第3の多板クラッチ 105 第4の多板クラッチ 115 第5の多板クラッチ 10 engine 11 crankshaft 20 torque converter 30 belt type continuously variable transmission 31 primary shaft 32 secondary shaft 33 primary pulley 34 secondary pulley 35 drive belt 40 front differential device 51 front drive shaft 53 transmission shaft 55 double pinion type planetary gear 56 sun gear 57 ring gear 58 first pinion 59 second pinion 60 carrier 61 connecting member 63 input member 65 first multi-plate clutch 75 second multi-plate clutch 87 rear differential device 92 rear drive shaft 94 input switching means 95 third multi-plate Clutch 105 Fourth multi-plate clutch 115 Fifth multi-plate clutch
Claims (7)
出力が入力される変速機と、前記エンジンのクランク軸
に対して平行配置されてディファレンシャル装置に動力
伝達するドライブ軸と、このドライブ軸にサンギヤが動
力伝達可能に結合するダブルピニオン式プラネタリギヤ
と、このプラネタリギヤのキャリヤに変速機からの出力
を動力伝達する入力部材と、前記プラネタリギヤのキャ
リヤからの出力を前記ドライブ軸に選択的に動力伝達す
る第1の摩擦係合要素と、プラネタリギヤのリングギヤ
を選択的に回転係止する第2の摩擦係合要素とを有し、
上記第1及び第2の摩擦係合要素を選択的に作動せしめ
て前後進切換えすることを特徴とする車両用駆動装置。1. A horizontal engine, a transmission to which an output from the engine is input, a drive shaft arranged in parallel with a crank shaft of the engine and transmitting power to a differential device, and a sun gear on the drive shaft. A double pinion type planetary gear that is coupled so that power can be transmitted, an input member that transmits the output from the transmission to the carrier of the planetary gear, and a power that selectively transmits the output from the carrier of the planetary gear to the drive shaft. And a second frictional engagement element for selectively rotationally locking the ring gear of the planetary gear,
A vehicle drive device characterized by selectively operating the first and second friction engagement elements to switch between forward and backward movement.
ヤからの出力をドライブ軸に動力伝達状態であって、第
2の摩擦係合要素がリングギヤ回転許容状態であり、後
退段は、第1の摩擦係合要素が解放状態で第2の摩擦係
合要素がリングギヤ回転係止状態である請求項1に記載
の車両用駆動装置。2. In the forward drive stage, the first friction engagement element is in a power transmission state of the output from the carrier to the drive shaft, the second friction engagement element is in a ring gear rotation permitting state, and the reverse stage is The vehicle drive device according to claim 1, wherein the first frictional engagement element is in a released state and the second frictional engagement element is in a ring gear rotation locking state.
出力が入力される変速機と、前記エンジンのクランク軸
に対して平行配置されてフロントディファレンシャル装
置に動力伝達するフロントドライブ軸と、サンギヤがフ
ロントドライブ軸に動力伝達可能に結合するダブルピニ
オン式プラネタリギヤと、変速機からの出力が入力され
る伝動軸及び伝動軸に動力伝達可能に結合する連結部材
を有して、プラネタリギヤのキャリヤに変速機からの出
力を動力伝達する入力部材と、前記プラネタリギヤのキ
ャリヤからの出力を前記フロントドライブ軸に選択的に
動力伝達する第1の摩擦係合要素と、プラネタリギヤの
リングギヤを選択的に回転係止する第2の摩擦係合要素
とを有し、前進段は、第1の摩擦係合要素が動力伝達状
態であって第2の摩擦係合要素がリングギヤ回転許容状
態であって、後退段は第1摩擦係合要素が解放状態で第
2の摩擦係合要素がリングギヤ回転係止状態であること
を特徴とする車両用駆動装置。3. A horizontal engine, a transmission to which an output from this engine is input, a front drive shaft which is arranged in parallel with a crank shaft of the engine and transmits power to a front differential device, and a sun gear is a front. It has a double pinion type planetary gear that is capable of transmitting power to the drive shaft, a transmission shaft to which the output from the transmission is input, and a connecting member that is capable of transmitting power to the transmission shaft. An input member for transmitting the output of the planetary gear, a first frictional engagement element for selectively transmitting the output from the carrier of the planetary gear to the front drive shaft, and a first frictional engagement element for selectively rotationally locking the ring gear of the planetary gear. And two friction engagement elements, the forward gear having a first friction engagement element in a power transmission state and a second friction engagement element. The drive device for a vehicle, wherein the friction engagement element is in a ring gear rotation permitting state, and in the reverse stage, the first friction engagement element is in a released state and the second friction engagement element is in a ring gear rotation locked state. .
ンク軸に対して平行配置されてリヤディファレンシャル
装置に動力伝達するリヤドライブ軸と、フロントドライ
ブ軸とリヤドライブ軸との間を選択的に動力伝達する第
5の摩擦係合要素とを設け、かつ前記連結部材がプラネ
タリギヤのリングギヤ及びキャリヤに伝動軸からの出力
を選択的に動力伝達する入力切換手段であって、第1の
摩擦係合要素がプラネタリギヤからの出力をリヤドライ
ブ軸に動力伝達可能であって、上記入力切換手段及び各
摩擦係合要素を選択的に作動せしめて前記変速機からの
入力を前記プラネタリギヤを介して所定の比率で動力配
分及び前後進切換してフロントドライブ軸及びリヤドラ
イブ軸に動力伝達する請求項3に記載の車両用駆動装
置。4. In the case of four-wheel drive, a rear drive shaft, which is arranged in parallel with a crank shaft of the engine and transmits power to a rear differential device, and selectively between a front drive shaft and a rear drive shaft. A fifth frictional engagement element for transmitting power is provided, and the connecting member is an input switching means for selectively transmitting power from the transmission shaft to the ring gear of the planetary gear and the carrier, the first frictional engagement. The element is capable of transmitting the output from the planetary gear to the rear drive shaft, and selectively actuating the input switching means and each friction engagement element to input the input from the transmission through the planetary gear at a predetermined ratio. The drive system for a vehicle according to claim 3, wherein power distribution and forward / reverse switching are performed by the power transmission to transmit power to the front drive shaft and the rear drive shaft.
て変速機からの出力をリングギヤへ動力伝達する第3の
摩擦係合要素及び後退段において係合して変速機からの
出力をキャリヤへ動力伝達する第4の摩擦係合要素を有
する請求項4に記載の車両用駆動装置。5. A third frictional engagement element, wherein the input switching means engages in a forward stage to transmit the output from the transmission to a ring gear, and the input switching means engages in a reverse stage to output the output from the transmission as a carrier. The vehicle drive device according to claim 4, further comprising a fourth friction engagement element that transmits power to the vehicle.
ギヤがキャリヤとサンギヤに所定の比率で動力配分する
センタディファレンシャル装置として機能し、かつ第5
の摩擦係合要素を動力伝達状態にしてキャリヤとサンギ
ヤとの間の差動制限を行う請求項4または5に記載の車
両用駆動装置。6. The forward stage functions as a center differential device in which a double pinion type planetary gear distributes power to a carrier and a sun gear at a predetermined ratio, and
6. The vehicle drive device according to claim 4, wherein the frictional engagement element is moved to a power transmission state to limit the differential between the carrier and the sun gear.
リ軸と平行配置されたセカンダリ軸と、プライマリ軸及
びセカンダリ軸に各々設けられたプライマリプーリ及び
セカンダリプーリと、プライマリプーリとセカンダリプ
ーリとの間に巻き掛けられた駆動ベルトとを有し、駆動
ベルトのプライマリプーリとセカンダリプーリとに対す
る巻付径の比率を変えて無段変速するベルト式無段変速
機である請求項1〜6のいずれか1つに記載の車両用駆
動装置。7. The transmission has a primary shaft, a secondary shaft arranged in parallel with the primary shaft, a primary pulley and a secondary pulley respectively provided on the primary shaft and the secondary shaft, and between the primary pulley and the secondary pulley. 7. A belt type continuously variable transmission that has a drive belt wound around it, and that continuously changes speed by changing the ratio of the winding diameter of the drive belt to the primary pulley and the secondary pulley. The drive device for a vehicle described in 1.
Priority Applications (5)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP12822396A JPH09310746A (en) | 1996-05-23 | 1996-05-23 | Drive device for vehicle |
GB9725442A GB2316984B (en) | 1996-04-02 | 1997-04-02 | Automobile driving system |
PCT/JP1997/001144 WO1997037153A1 (en) | 1996-04-02 | 1997-04-02 | Vehicle driving device |
US08/952,700 US6019695A (en) | 1996-04-02 | 1997-04-02 | Automobile driving system |
DE19780383T DE19780383T1 (en) | 1996-04-02 | 1997-04-02 | Motor vehicle propulsion system |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP12822396A JPH09310746A (en) | 1996-05-23 | 1996-05-23 | Drive device for vehicle |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH09310746A true JPH09310746A (en) | 1997-12-02 |
Family
ID=14979547
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP12822396A Pending JPH09310746A (en) | 1996-04-02 | 1996-05-23 | Drive device for vehicle |
Country Status (1)
Country | Link |
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JP (1) | JPH09310746A (en) |
-
1996
- 1996-05-23 JP JP12822396A patent/JPH09310746A/en active Pending
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