JPH09315168A - Driving device for vehicle - Google Patents

Driving device for vehicle

Info

Publication number
JPH09315168A
JPH09315168A JP13220796A JP13220796A JPH09315168A JP H09315168 A JPH09315168 A JP H09315168A JP 13220796 A JP13220796 A JP 13220796A JP 13220796 A JP13220796 A JP 13220796A JP H09315168 A JPH09315168 A JP H09315168A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
shaft
gear
transmission
drive
drive shaft
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
JP13220796A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP3650472B2 (en
Inventor
Toshio Kobayashi
利雄 小林
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Subaru Corp
Original Assignee
Fuji Heavy Industries Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Fuji Heavy Industries Ltd filed Critical Fuji Heavy Industries Ltd
Priority to JP13220796A priority Critical patent/JP3650472B2/en
Priority to GB9725442A priority patent/GB2316984B/en
Priority to DE19780383T priority patent/DE19780383T1/en
Priority to US08/952,700 priority patent/US6019695A/en
Priority to PCT/JP1997/001144 priority patent/WO1997037153A1/en
Publication of JPH09315168A publication Critical patent/JPH09315168A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP3650472B2 publication Critical patent/JP3650472B2/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

Links

Landscapes

  • Arrangement And Driving Of Transmission Devices (AREA)
  • Transmission Devices (AREA)

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To miniaturize a driving device by arranging a dive shaft in parallel with a clank shaft of a transverse engine, and providing a double pinion type planetary gear on the same shaft with the drive shaft, and selectively operating a first and a second friction engaging elements so as to switching for forward movement and the backward movement. SOLUTION: A differential and converter housing 2 and a side case 3 are arranged in a side of a torque converter case 1 connected to a transverse engine 10. The torque converter case 1 and an end cover 4 are connected to each other so as to form a transmission case 5. In a D range, a multi-plate clutch 65 is engaged, and a drive shaft 51 is rotated in the same direction with a driven gear 54 so as to transmit the motive power to a front differential 40. On the other hand, in an R range, engagement of the multi-plate clutch 65 is released, and a multi-plate clutch 75 is engaged so as to drive a carrier 60 in the direction opposite to a sun gear 56, and the drive shaft 51 is rotated in the direction opposite to an input side so as to transmit the motive power to the front differential 40.

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【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 and the exhaust system for vehicle mounting can be shared 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、構成部品の共用化を図
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, working space for crash strokes, and when installing / removing the transmission, and moreover, 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
対して同軸上に配置され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
出力を選択的に動力伝達する第１の摩擦係合要素と、前
記プラネタリギヤのサンギ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動力伝達する出力伝達手段
と、前記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 that is arranged to transmit power to the differential device, a double pinion type planetary gear that is arranged coaxially with respect to this drive shaft, and a first that selectively transmits power from the transmission to a carrier of this planetary gear. A friction engagement element, an input member for transmitting power output from the transmission to the sun gear of the planetary gear, output transmission means for transmitting power from the carrier of the planetary gear to the drive shaft, and a ring gear of the planetary gear. A second frictional engagement element for selectively rotationally locking the first and second frictional engagement elements.
It is characterized in that the friction engagement element is 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、前記フロ
ントドライブ軸に対して同軸上に配置されるダブルピニ
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選択的に動力伝達する第１の摩
擦係合要素と、前記プラネタリギヤのサンギヤに変速機
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
動力伝達する出力伝達手段と、前記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こ
とを特徴とするものであり、そして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に配置されてリ
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、前記出力伝達手段に代えて配設された前記プラネ
タリギヤのキャリヤからの出力をリヤドライブ軸に動力
伝達する動力伝達手段と、前記プラネタリギヤのサンギ
ヤからの出力をフロントドライブ軸に選択的に動力伝達
する第５の摩擦係合要素と、前記動力伝達手段とフロン
トドライブ軸との間を選択的に動力伝達する第４の摩擦
係合要素と、変速機からの出力を前記プラネタリギヤの
リングギヤに選択的に動力伝達する第３の摩擦係合要素
とを設け、第１の摩擦係合要素が変速機からの出力を前
記プラネタリギヤのサンギヤに選択的に動力伝達可能で
第１及び第３の摩擦係合要素によって変速機からの出力
をプラネタリギヤのサンギヤ及びリングギヤに選択的に
動力伝達する入力切換手段を構成し、上記各摩擦係合要
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. A front drive shaft for transmitting power to a front differential device, a double pinion type planetary gear coaxially arranged with respect to the front drive shaft, and a power for selectively transmitting output from a transmission to a carrier of this planetary gear. Frictional engagement element, an input member for transmitting power output from the transmission to the sun gear of the planetary gear, output transmission means for transmitting power from the carrier of the planetary gear to the front drive shaft, and a ring gear for the planetary gear. And a second frictional engagement element for selectively rotationally locking 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 the reverse stage is the second friction engagement element in the released state of the first friction engagement element. It is characterized in that the coupling 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 power that is transmitted from the carrier of the planetary gear that is arranged instead of the output transmission means to the rear drive shaft. For transmitting power from the sun gear of the planetary gears to the front drive shaft, and selectively transmitting power between the power transmission unit and the front drive shaft. And a third frictional engagement element for selectively transmitting power from the transmission to the ring gear of the planetary gear, the first frictional engagement element being provided from the transmission. The power can be selectively transmitted to the sun gear of the planetary gear, and the output from the transmission is transmitted to the planetary gear by the first and third friction engagement elements. An input switching means for selectively transmitting power to the sun gear and the ring gear is configured, and the friction engagement elements are selectively operated to distribute the power input from the transmission through the planetary gears at a predetermined ratio and front and rear. The drive is switched between forward and reverse and the power is transmitted to the front drive shaft and 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、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, which is a torque converter case 1 which is joined to the engine 10 and accommodates a torque converter 20, a belt type continuously variable transmission 30 and a differential which are located laterally of the torque converter case 1. A differential and converter housing 2 for housing a device, for example a front differential device 40
Also, the side case 3 and the end cover 4 that houses the transfer unit 50 in cooperation with the torque converter case 1 are joined to form a transmission case 5, and an oil pan (not shown) is provided below the transmission case 5. To be

【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、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につい
て順次説明する。Next, the torque converter 20, the belt type continuously variable transmission 30, the front 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、い
わゆるトルクコンバータの滑りをなくし、その分エンジ
ン１０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 rotations reaches a certain value, the lockup clutch 29 directly connects the impeller 24 and the turbine 27 via the front cover 25 to eliminate the slippage of the so-called torque converter and to rotate the engine 10 accordingly. By reducing the number, we are trying to save fuel consumption and improve quietness.

【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、セカンダリ軸３２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 secondary shaft 32 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３２ｃ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３ｂ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 32c communicating with the hydraulic chamber 36A is formed in the secondary shaft 32, and the oil pressure is controlled via the oil passage 3b formed in the side cover 3 under the control of the hydraulic control circuit 9 based on the throttle opening degree and the like. A drive gear 38 is provided at one end of the secondary shaft 32 so as to supply and discharge to and from the hydraulic chamber 36A of the actuator 36.

【００３１】ここでセカンダリプーリ３４の可動シーブ
３４ｂに比べプライマリプーリ３３の可動シーブ３３ｂ
の油圧を受ける受圧面積が大であることから油圧室３７
Ａ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３３、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換し、無段変速した
動力をセカンダリ軸３２に出力する。Here, compared with the movable sheave 34b of the secondary pulley 34, the movable sheave 33b of the primary pulley 33.
Since the pressure receiving area for receiving the hydraulic pressure is large, the hydraulic chamber 37
The pulley groove widths of the primary pulley 33 and the secondary pulley 34 change to the opposite relationship according to the hydraulic pressures supplied to and discharged from A and 36A, and the drive belt 35 for each pulley 33, 34 is changed.
The ratio of the effective winding diameter is converted into steplessly, and the power that is continuously stepped 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及びドリブンギヤ５４に
ボルト結合された伝動軸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 shift output from the secondary shaft 32 is output from the drive gear 38, is decelerated by the counter shaft 39, and is transmitted to the transfer unit 50 via the driven gear 54 and the transmission shaft 53 bolted to the driven gear 54.

【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
ライブ側ギヤ３９ｃ及びドライブ側ギヤ３９ｃと一体的
に形成されて前記ドリブンギヤ５４に噛合するドリブン
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 drive-side gear 39c and the drive-side gear 39c are formed integrally with the drive-side gear 39c and mesh with the driven gear 54.
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、フロントドライブ軸５１と一体構成された
略円筒状の前記ドリブンギヤ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４
２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、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。The front differential device 4
The structure of 0 has a hollow differential case 42 that is rotatably fitted in a large diameter portion formed by the flange portion 54a of the driven gear 54 and the transmission shaft 53 that are integrally configured with the front drive shaft 51. And differential case 4
A pair of pinions 43b are provided in the inside 2 by a pinion shaft 43a whose both ends are supported by the differential case 42, and the left and right side gears 43c and 43d mesh with both pinions 43b to form a differential gear 43.

【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方向からの配置を示す図
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, etc., which are arranged in parallel with each other, are arranged in the direction of arrow A in FIG. Of the rotary shaft 11a and the primary shaft 31 are coaxially positioned in the vehicle body width direction, the secondary shaft 32 is disposed in parallel with the primary shaft 31 at a rear position of the vehicle body at a high position, and the secondary pulley 34 with respect to the primary pulley 33. It is arranged to face each other. By arranging the front drive shaft 51 in parallel under the secondary shaft 32, the overall size of the drive device in the front-rear direction can be suppressed and the size can be made compact, and the storability in the engine room can be improved and the manual transmission (MT) can be provided. , Aiming to improve compatibility with vehicles equipped with automatic transmission (AT).

【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と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の略中央部外
周には後述するハブ５２が嵌合するスプライン５１ａ
が、またスプライン５１ａに隣接して後述するダブルピ
ニオン式プラネタリギヤ５５のキャリヤ６０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 a hub 52, which will be described later, is fitted, is formed around the outer periphery of the central portion of the front drive shaft 51.
However, adjacent to the spline 51a, a spline 51b to which a carrier 60 of a double pinion type planetary gear 55 described later is fitted is formed.

【００４２】フロントドライブ軸５１はトルクコンバー
タケース１に一体形成された略円筒状の固定軸６２によ
って囲まれ、固定軸６２の端面とフロントドライブ軸５
１との間を前記ハブ５２によって閉じてオイル室６２Ａ
が形成され、固定軸６２にはオイル室６２Ａに連通する
油路６２ａが形成されると共に固定軸６２の外周に油路
６２ｂが形成される。The front drive shaft 51 is surrounded by a substantially cylindrical fixed shaft 62 integrally formed with the torque converter case 1, and the end face of the fixed shaft 62 and the front drive shaft 5 are surrounded.
1 is closed by the hub 52 and the oil chamber 62A is closed.
The fixed shaft 62 is formed with an oil passage 62a communicating with the oil chamber 62A and an oil passage 62b is formed on the outer periphery of the fixed shaft 62.

【００４３】フロントドライブ軸５１には回転自在に入
力部材となるハブ５２が嵌合している。ハブ５２はフロ
ントドライブ軸５１に嵌合する円筒部５２ａと円筒部５
２ａの基端に形成されるフランジ部５２ｂを有し、円筒
部５２ａの外周にはダブルピニオン式プラネタリギヤ５
５のサンギヤ５６が嵌合するスプライン５２ｃが、内周
にはドライブ軸５１のスプライン５１ａに嵌合するスプ
ラインが各々形成されている。フランジ部５２ｂには第
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が設けられている。このハブ５２は伝動
軸５３の先端にスプライン嵌合し、かつ固定軸６２によ
って支持されるスラストベアリング５２ｄを介して固定
軸６２に回転自在に支持される。A hub 52 serving as an input member is rotatably fitted to the front drive shaft 51. The hub 52 includes a cylindrical portion 52a and a cylindrical portion 5 which are fitted to the front drive shaft 51.
2a has a flange portion 52b formed at the base end thereof, and the double pinion type planetary gear 5 is provided on the outer periphery of the cylindrical portion 52a.
A spline 52c to which the sun gear 56 of No. 5 is fitted and a spline to be fitted to the spline 51a of the drive shaft 51 are formed on the inner circumference. The flange portion 52b is provided with a clutch drum 66 of a first multi-plate clutch 65 which serves as a first friction engagement element. The hub 52 is spline-fitted to the tip of the transmission shaft 53, and is rotatably supported by the fixed shaft 62 via a thrust bearing 52d supported by the fixed shaft 62.

【００４４】ハブ５２の外周に形成されるスプライン５
２ｃ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５２ｃ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、５９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６０によって構成され、リン
グギヤ５７をエンドカバー４に係止することによりサン
ギヤ５６に入力する動力によってキャリヤ６０をサンギ
ヤ５６に対して減速して逆方向に回転せしめる機能を有
し、キャリヤ６０は出力伝達手段、例えばドライブ軸５
１に形成したスプライン５１ｂに動力伝達可能に嵌合し
ている。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からの出力をキャ
リヤ６０に入力する第１の摩擦係合要素となる第１の多
板クラッチ６５が設けられている。The spline 5 formed on the outer periphery of the hub 52
The double pinion type planetary gear 55 that is fitted and coupled to the 2c is a first gear that meshes with the sun gear 56, the ring gear 57, and the sun gear 56 and the ring gear 57 that are spline-fitted to the spline 52c.
And a second pinion 58, 59 and a carrier 60 that rotatably supports the first and second pinion 58, 59 via a needle bearing 60a. By locking the ring gear 57 to the end cover 4, The function of decelerating the carrier 60 with respect to the sun gear 56 by the power input to the sun gear 56 and rotating it in the opposite direction is provided. The carrier 60 is an output transmission means, for example, the drive shaft 5.
The spline 51b formed in 1 is fitted so that power can be transmitted. Between the transmission shaft 53 and the double pinion type planetary gear 55, there is provided a first multi-plate clutch 65 serving as a first friction engagement element for selectively inputting the output from the transmission shaft 53 to the carrier 60. .

【００４５】第１の多板クラッチ６５について述べる
と、固定軸６２に回転自在に軸支されたハブ５２にクラ
ッチドラム６６が動力伝達可能に嵌合し、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。このようにして第１の多板クラッチ６
５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７
０ｃ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
ように構成される。またピストン６９の油圧室６８と反
対側にはリテーナ７２が設けられ、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。The first multi-plate clutch 65 will be described. A clutch drum 66 is fitted to a hub 52 rotatably supported by a fixed shaft 62 so that power can be transmitted, and a clutch hub 67 of a double pinion type planetary gear 55. Coupled to carrier 60. In this way, the first multi-plate clutch 6
5 is bypassed between the transmission shaft 53 and the carrier 60 so that power can be transmitted. The retaining plate 7 that contacts the snap ring 70d fixed in the clutch drum 66 via the piston 69 by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 68.
0c and the drive plate 70a between the driven plate 70b and the clutch hub 67 are pressed to transmit power. A retainer 72 is provided on the opposite side of the piston 69 from the hydraulic chamber 68, and the piston 69 is biased by the pressing force of the return spring 73.

【００４６】トランスミッションケース５のエンドカバ
ー４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エンドカバー４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。Between the end cover 4 of the transmission case 5 and the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55, there is provided a second friction engagement element for selectively locking the end cover 4 and fixing the ring gear 57. The second multi-plate clutch 75 is provided.

【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を介してエンドカバー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をエンドカバー４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 provided on the retaining plate 80c, the driven plate 80b and the ring gear 57 which come into contact with the snap ring 80d fixed in the end cover 4 via the piston 79 by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 78. The ring gear 57 is configured to be locked and fixed to the end cover 4 by pressing the drive plate 80a with the clutch hub 77, and the piston 79 is biased by the return spring 83.

【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. In this friction engagement element operation explanatory view, a mark 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、入力部材となるハ
ブ５２等を介して第１の多板クラッチ６５及びダブルピ
ニオン式プラネタリギヤ５５のサンギヤ５６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、７
５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 speed change output from the secondary shaft 32 is decelerated by the drive gear 38, the counter shaft 39, and the driven gear 54, and is transmitted through the transmission shaft 53, the hub 52 serving as an input member, and the like, and the first multi-plate clutch 65 and the double pinion type planetary gear 55. Is input to the sun gear 56. Here, in the neutral (N) range and the parking (P) range, the first and second multi-plate clutches 65, 7
No. 5 is released to be in a power transmission cutoff state, and no power transmission thereafter.

【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６６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
てクラッチドラム６６内に固定したスナップリング７０
ｄに当接する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、係
合した第１の多板クラッチ６５によりドリブンギヤ５４
から伝動軸５３、ハブ５２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に動力伝達してキャリ
ヤ６０とスプライン嵌合するフロントドライブ軸５１を
ドリブンギヤ５４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 66 is engaged, and the power transmission state is shown by the thick line in FIG. That is, hydraulic pressure is supplied from the control valve to the hydraulic chamber 68, and the snap ring 70 fixed in the clutch drum 66 via the piston 69.
The retaining plate 70c, the driven plate 70b, and the drive plate 70a that are in contact with d are pressed and driven by the first multi-plate clutch 65 that is engaged.
From the power transmission shaft 53 and the hub 52 to the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55, and the front drive shaft 51 that is spline-fitted with the carrier 60 is rotationally driven in the same direction as the driven gear 54 to the front differential device 40. Power is transmitted.

【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がスプライン嵌合により一体的
に結合されることからフロントドライブ軸５１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 are integrated by spline fitting. Since they are coupled, the entire body rotates together with the front drive shaft 51.

【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の係合を解除し、第２の多板
クラッチ７５を係合して図７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７８へコントロールバ
ルブからの油圧が供給され、ピストン７９を介してエン
ドカバー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、ドリブンプレート８０
ｂ及びドライブプレート８０ａを押圧して第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に回転係止することにより伝動軸５３からの入
力はハブ５２を介してダブルピニオン式プラネタリギヤ
５５のサンギヤ５６に伝動構成される。On the other hand, in the reverse (R) range which is the reverse stage, the engagement of the first multi-plate clutch 65 is released, the second multi-plate clutch 75 is engaged, and the power transmission state is shown by the bold line in FIG. Like That is, the hydraulic pressure from the control valve is supplied to the hydraulic chamber 78, and the retaining plate 80c and the driven plate 80 that come into contact with the snap ring 80d fixed in the end cover 4 via the piston 79.
b and the drive plate 80a are pressed and the ring gear 57 is rotationally locked to the transmission case 5 by the second multi-plate clutch 75 so that the input from the transmission shaft 53 is transmitted through the hub 52 to the sun gear 56 of the double pinion type planetary gear 55. Composed of transmission.

【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サンギヤ５６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に沿って回転してキャ
リヤ６０をサンギヤ５６と逆方向に回転駆動せしめドラ
イブ軸５１を入力側に対して逆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。Therefore, the double pinion type planetary gear 55 meshes with each other by the rotation of the sun gear 56 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 drive the carrier 60 to rotate in the opposite direction to the sun gear 56, and drive the drive shaft 51 in the opposite direction to the input side to 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、サンギヤ５６への入力に対する
キャリヤ６０に出力される変速比、すなわちサンギヤ５
６への入力に対するドライブ軸５１に出力される変速比
はサンギヤ５６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 carrier 60 with respect to the input to the sun gear 56, that is, the sun gear 5
The gear ratio output to the drive shaft 51 with respect to the input to 6 is set by the following equation when the number of teeth of the sun gear 56 is ZS and the number of teeth of the ring gear 57 is ZR.

【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、前後進切換装置として機能するダブルピニオン
式プラネタリギヤ５５、第１、第２の多板クラッチ６
５、７５等がエンジン１０のクランク軸１１に対して低
位置に配置されるドライブ軸５１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、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, the belt type continuously variable transmission 30 is coaxially arranged in the vehicle body width direction, and the double pinion type planetary gear 55 functions as a forward / reverse switching device, the first and second multi-plate clutches 6
Since 5, 5, etc. are arranged on the drive shaft 51 arranged at a low position with respect to the crankshaft 11 of the engine 10, the upper part of the drive device can be shortened and the height of the drive device can be increased. Therefore, the drive device can be made compact, and the flexibility of the vehicle body design, the crash stroke, and the work space for attaching and detaching the transmission can be easily secured.

【００６１】上記車両用駆動装置において、伝動軸５３
とダブルピニオン式プラネタリギヤ５５との間に入力切
換手段を介装し、ハブ及びフロントドライブ軸５１を４
輪駆動車用のハブ及びフロントドライブ軸に代え、かつ
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容易に構成す
ることができる。In the above vehicle drive device, the transmission shaft 53
And a double pinion type planetary gear 55, an input switching means is interposed between the hub and the front drive shaft 51.
Drive for a four-wheel drive vehicle that shares a main part of the above-described vehicle drive device by replacing the hub and front drive shaft for a wheel drive vehicle and additionally disposing a power transmission mechanism for transmitting power to a rear differential device The device can be easily configured.

【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
れるオイルポンプドライブ軸２４ａに連結して常に駆動
されるオイルポンプ８が設けられれ、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９ｂ、シフトスイッチ９
ｃ、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。An oil pump 8 which is connected to an oil pump drive shaft 24a provided in the transmission case 85 and which is constantly driven is provided. The oil pump 8 constantly generates hydraulic pressure to supply the torque converter 20 and the like with a stepless manner. It enables hydraulic control of the transmission 30, and also has a vehicle speed sensor 9a, a throttle sensor 9b, and a shift switch 9
The hydraulic control circuit 9 controls the hydraulic pressure of the transfer unit 90 based on the signals from the front wheel rotation speed sensor 9d, the rear wheel rotation speed sensor 9e, the rear wheel rotation speed sensor 9e, and the steering angle sensor 9f.

【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、
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
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 differential housing 41 whose diameter is formed in a connecting portion with a substantially cylindrical transmission shaft 53 which is rotatably supported by a torque converter case 81 via a.

【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９１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 91 which is the first drive shaft, and has a substantially cylindrical shape 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９１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 diff case 42 and the front drive shaft 91 integrally formed with the diff 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９１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, etc. are arranged in parallel with a front drive shaft 91 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
９１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対向配置されてプラ
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９１が略セカンダリ軸３２の下方に、更にリヤドラ
イブ軸９２がフロントドライブ軸９１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 91, 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 11a of the crankshaft 11 and the primary shaft 31 are coaxially positioned in the vehicle body width direction, and the secondary shaft 32 is disposed so as to face 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 91 below the secondary shaft 32 and the rear drive shaft 92 parallel to the rear of the front drive shaft 91 in parallel with the vehicle body, the overall size of the drive device is suppressed in the front-rear direction to achieve compactness. The manual transmission (MT) and automatic transmission (A
T) We are trying to improve the compatibility with the vehicle body.

【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９１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９
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 91 integrally formed with the differential case 42 has a transmission shaft 53 and a transmission shaft 53.
Through a ball bearing 53a for supporting the torque converter case 81 and the other end of the needle bearing 9
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９１の他端部外周
には第４の摩擦係合要素となる第４の多板クラッチ１０
５のクラッチハブ１０７及び第５の摩擦係合要素となる
第５の多板クラッチ１１５のクラッチハブ１１７を支持
するディスク１０４が嵌合するスプライン９１ｂが形成
されている。On the outer circumference of the other end of the front drive shaft 91, the fourth multi-disc clutch 10 serving as a fourth friction engagement element is formed.
5, a spline 91b is formed to which the disc 104 supporting the fifth clutch hub 107 and the fifth hub clutch 117 of the multi-plate clutch 115 serving as the fifth frictional engagement element is fitted.

【００７６】フロントドライブ軸９１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６２に
よって囲まれ、かつフロントドライブ軸９１には回転自
在にハブ９３が嵌合している。ハブ９３はフロントドラ
イブ軸９１に嵌合する円筒部９３ａと円筒部９３ａの基
端に形成されるフランジ部９３ｂを有し、円筒部９３ａ
のフランジ部９３ｂの近傍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
９３ｃが、先端には第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９３ｄが各々形成され、フランジ部９３ｂには
第１の多板クラッチ６５のクラッチハブ７４が形成され
ている。The front drive shaft 91 is surrounded by a substantially cylindrical fixed shaft 62 formed integrally with the torque converter case 81, and a hub 93 is rotatably fitted to the front drive shaft 91. The hub 93 has a cylindrical portion 93a fitted to the front drive shaft 91 and a flange portion 93b formed at the base end of the cylindrical portion 93a.
The spline 93c into which the sun gear 56 of the double pinion type planetary gear 55 is fitted is fitted to the outer periphery in the vicinity of the flange portion 93b, and the clutch drum 116 of the fifth multi-plate clutch 115, which serves as the fifth friction engagement element, is fitted to the tip. The mating splines 93d are respectively formed, and the flange portion 93b is formed with the clutch hub 74 of the first multi-plate clutch 65.

【００７７】このハブ９３は固定軸６２によって支持さ
れるスラストベアリング９２ｆ、クラッチドラム支持部
材６６ａを介して支持されるスラストベアリング９２ｇ
と、第４の多板クラッチ１０５及び第５の多板クラッチ
１１５の各クラッチハブ１０７及び１１７を支持するデ
ィスク１０４を介してエクステンションケース８３に支
持されるスラストベアリング９２ｈとによって挾持する
ことによって軸方向への移動が防止される。The hub 93 has a thrust bearing 92f supported by the fixed shaft 62 and a thrust bearing 92g supported by the clutch drum support member 66a.
And the thrust bearing 92h supported by the extension case 83 via the disc 104 supporting the clutch hubs 107 and 117 of the fourth multi-plate clutch 105 and the fifth multi-plate clutch 115, thereby axially To be prevented.

【００７８】ハブ９３の外周に形成されるスプライン９
３ｃ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９３ｃ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、５９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６０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、リングギヤ５７をケース８２に係
止することによりサンギヤ５６に入力する動力によって
キャリヤ６０をサンギヤ５６に対して減速して逆方向に
回転せしめる機能を有する。Spline 9 formed on the outer periphery of hub 93
The double pinion type planetary gear 55 that is fitted and coupled to the 3c is a first gear that meshes with the sun gear 56 that is spline fitted to the spline 93c, the ring gear 57, and the sun gear 56 and the ring gear 57 that mesh with each other.
And a second pinion 58, 59, and a carrier 60 that rotatably supports the first and second pinion 58, 59 via a needle bearing 60a. The sun gear 56 and the ring gear 57 transmit the power input to the ring gear 57. The torque is distributed to the sun gear 56 and the carrier 60 by torque distribution according to the specifications of the gears, and the ring gear 57 is locked to the case 82 to decelerate the carrier 60 with respect to the sun gear 56 by the power input to the sun gear 56 in the opposite direction. It has the function of rotating.

【００７９】一方フロントドライブ軸９１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１２０の
一端に設けられるベベルギヤ１２０ａ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９
２ｃ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 91, and a bevel gear 92b meshing with a bevel gear 120a provided at one end of an output shaft 120 described later is attached to the other end. , Multiple ball bearings 9
2c rotatably supports the torque converter case 81 and the end cover 83 of the transmission case 85.

【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或いはサンギヤ５６に入力する前記第１
の多板クラッチ６５と第３の摩擦係合要素となる第３の
多板クラッチ９５とを有する入力切換手段９４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 inputted to the ring gear 57 or the sun gear 56.
The input switching means 94 having the multi-plate clutch 65 and the third multi-plate clutch 95 serving as the third friction engagement element is provided.

【００８１】第１の多板クラッチ６５について述べる
と、固定軸６２に回転自在に軸支されたクラッチドラム
支持部材６６ａが伝動軸５３の先端に形成されたスプラ
イン５３ｂに嵌合し、このクラッチドラム支持部材６６
ａにクラッチドラム６６が設けられクラッチハブ７４が
ハブ９３と一体に形成されてダブルピニオン式プラネタ
リギヤ５５のサンギヤ５６に結合する。このようにして
第１の多板クラッチ６５は伝動軸５３とサンギヤ５６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７４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に構成される。またピストン
６９の油圧室６８と反対側にはリテーナ７２が設けら
れ、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。The first multi-plate clutch 65 will be described. A clutch drum support member 66a rotatably supported by a fixed shaft 62 is fitted into a spline 53b formed at the tip of the transmission shaft 53, and this clutch drum Support member 66
A clutch drum 66 is provided at a, a clutch hub 74 is formed integrally with the hub 93, and is coupled to the sun gear 56 of the double pinion type planetary gear 55. In this way, the first multi-plate clutch 65 is provided between the transmission shaft 53 and the sun gear 56 so as to be bypassed and capable of transmitting power. Then, the retaining plate 70c and the driven plate 70b that come into contact with the snap ring 70d fixed in the clutch drum 66 via the piston 69 by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 68.
The drive plate 70a between the clutch hub 74 and the clutch hub 74 is pressed to transmit power. A retainer 72 is provided on the opposite side of the piston 69 from the hydraulic chamber 68, and the piston 69 is biased by the pressing force of the return spring 73.

【００８２】第３の多板クラッチ９５について述べる
と、クラッチドラム６６を第１の多板クラッチ６５と共
用し、クラッチハブ７７を第２の多板クラッチ７５と共
用している。こうして第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７
１を介してクラッチドラム６６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。ピストン７１にはピストン６９を介し
てリターンスプリング７３の押圧力が付勢される。The third multi-plate clutch 95 will be described. The clutch drum 66 is shared with the first multi-plate clutch 65, and the clutch hub 77 is shared with the second multi-plate clutch 75. In this way, the third multi-plate clutch 95 is interposed between the transmission shaft 53 and the ring gear 57 so as to bypass the power transmission. And the piston 7 is driven by the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 98.
The driving plate 100a between the driven plate 100b and the retaining plate 100c, which is in contact with the snap ring 100d fixed to the clutch drum 66 via the clutch plate 77, is pressed to transmit power. A pressing force of the return spring 73 is applied to the piston 71 via the piston 69.

【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９４と反対側にはトランスファドライ
ブギヤ１１２がボールベアリング１１２ａを介して回転
自在にトランスミッションケース８５のケース８２に軸
支され、かつニードルベアリング１１２ｂを介してハブ
９３に回転自在に軸支され、このトランスファドライブ
ギヤ１１２にリヤドライブ軸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。On the side opposite to the input switching means 94 with respect to the double pinion type planetary gear 55, a transfer drive gear 112 is rotatably supported by a case 82 of a transmission case 85 via a ball bearing 112a and a needle bearing 112b. A transfer driven gear 92a of a rear drive shaft 92 meshes with the transfer drive gear 112 so as to be able to transmit power.

【００８４】ダブルピニオン式プラネタリギヤ５５のキ
ャリヤ６０とトランスファドライブギヤ１１２とは動力
伝達可能にスプライン嵌合される。The carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55 and the transfer drive gear 112 are spline-fitted so that power can be transmitted.

【００８５】第４の多板クラッチ１０５は、クラッチド
ラム１０６がドラム部材１０６ａを介してトランスファ
ドライブギヤ１１２に結合してフロントドライブ軸９１
と同軸上で回転自在にエンドカバー８３に支持され、ク
ラッチハブ１０７がディスク１０４を介してフロントド
ライブ軸９１のスプライン９１ｂに嵌合する。こうして
第４の多板クラッチ１０５はトランスファドライブギヤ
１１２とフロントドライブ軸９１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１０９を介してクラッチドラム１０６内に固
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構成され、かつピストン１０９
にはリターンスプリング１１１の押圧力が付勢される。In the fourth multi-plate clutch 105, the clutch drum 106 is connected to the transfer drive gear 112 through the drum member 106a, and the front drive shaft 91 is connected.
The clutch hub 107 is rotatably supported coaxially with the end cover 83, and the clutch hub 107 is fitted to the spline 91b of the front drive shaft 91 via the disc 104. In this way, the fourth multi-plate clutch 105 is provided between the transfer drive gear 112 and the front drive shaft 91 so as to be bypassed and capable of transmitting power. Then, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 108 presses the retaining plate 110c that abuts on the snap ring 110d fixed in the clutch drum 106 via the piston 109 and the drive plate 110a between the driven plate 110b and the clutch hub 107 to transmit power. And the piston 109
The pressing force of the return spring 111 is urged on.

【００８６】フロントドライブ軸９１とハブ９３の端部
との間にはフロントドライブ軸９１とハブ９３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１１５が配設される。Between the front drive shaft 91 and the end of the hub 93, there is provided a fifth multi-plate clutch 115 which serves as a fifth friction engagement element for selectively transmitting the power between the front drive shaft 91 and the hub 93. It is arranged.

【００８７】第５の多板クラッチ１１５はクラッチドラ
ム１１６がハブ９３のスプライン９３ｄにスプライン結
合し、クラッチハブ１１７がディスク１０４を介してフ
ロントドライブ軸９１にスプライン嵌合してフロントド
ライブ軸９１とハブ９３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１１９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１２０ｃ及び
ドリブンプレート１２０ｂとクラッチハブ１１７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１２１の押圧力が付勢される。In the fifth multi-plate clutch 115, the clutch drum 116 is spline-coupled to the spline 93d of the hub 93, and the clutch hub 117 is spline-fitted to the front drive shaft 91 via the disc 104 to form the front drive shaft 91 and the hub. It is provided so as to be able to transmit power between the motor and the motor 93. The hydraulic pressure in the hydraulic chamber 118 presses the retaining plate 120c that abuts on the snap ring 120d fixed in the clutch drum 116 via the piston 119 and the drive plate 120a between the driven plate 120b and the clutch hub 117 to transmit power. The piston 119 is biased by the pressing force of the return spring 121.

【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ケース８２に係止してリングギ
ヤ５７を固定するための第２の多板クラッチ７５が配設
される。Case 8 of transmission case 85
A second multi-plate clutch 75 is provided between 2 and the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55 to selectively lock the ring gear 57 by locking the case 82.

【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９２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との間のドライブプレート８１
ａを押圧してリングギヤ５７をケース８２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８１の押圧力が付勢される。The second multi-plate clutch 75 is brought into contact with a snap ring 80d fixed in the case 92 via the piston 79 by the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 78, and the retaining plate 8 is brought into contact therewith.
Drive plate 81 between 0c and driven rate 80b and the clutch hub 77 provided on the ring gear 57.
The ring gear 57 is configured to be locked and fixed to the case 82 by pressing a and the pressing force of the return spring 81 is biased to the piston 79.

【００９０】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によって制御して、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.
of the first, second, third, fourth, and fifth multi-plate clutches 65, 75, 95, 105, 115 by controlling 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 each of the hydraulic chambers 68, 78, 98, 108, 118 and the continuously variable transmission 30 is provided.

【００９１】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１１
７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１１８を介して所定寸法離間する一対のロー
ラベアリング１１９によって出力軸１２０が軸支されて
いる。The retainer 11 is provided in the extension case 84 provided at the rear end of the torque converter case 81.
The output shaft 120 is supported by a pair of roller bearings 119 that are supported by the extension case 84 by means of 7 and are separated by a predetermined distance via a spacer 118.

【００９２】出力軸１２０の先端には前記リヤドライブ
ギヤ９２に設けられたベベルギヤ９２ｂと噛み合うベベ
ルギヤ１２０ａが設けられ、他端は自在継手、プロペラ
軸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 120a that meshes with the bevel gear 92b provided on the rear drive gear 92 is provided at the tip of the output shaft 120, and power can be transmitted to the rear differential device 87 via the universal joint, the propeller shaft 86, etc. at the other end. Is composed of.

【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６
９等を介して第１の多板クラッチ６５及び第３の多板ク
ラッチ９５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３の多板
クラッチ６５、９５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 speed change 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 6.
It is input to the first multi-plate clutch 65 and the third multi-plate clutch 95 via 9, etc. Here, in the neutral (N) range and the parking (P) range, the first and third multi-plate clutches 65, 95 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５の多板クラッチ１１５
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７１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を押圧し、係合した第３の
多板クラッチ９５によりドリブンギヤ５４から伝動軸５
３を介して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１１８へ供
給される油圧によりピストン１１９を介して第５の多板
クラッチ１１５の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
押圧して係合する第５の多板クラッチ１１５によりダブ
ルピニオン式プラネタリギヤ５５のサンギヤ５６とフロ
ントドライブ軸９１とをハブ９３を介して動力伝達可能
に連結する。In the drive (D) range which is the forward stage,
Third multi-plate clutch 95 and fifth multi-plate clutch 115
Are engaged, and the power transmission state is indicated by a thick line in FIG. That is, hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber 98 from the control valve, and the clutch drum 66 is supplied via the piston 71.
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 driven gear 54 to move to the transmission shaft 5
The power is transmitted to the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55 through the third pinion 3 and the retaining plate 120c, the driven plate 120b and the drive of the fifth multi-plate clutch 115 are transmitted through the piston 119 by the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber 118. A fifth multi-plate clutch 115 that presses and engages the plate 120a connects the sun gear 56 of the double pinion type planetary gear 55 and the front drive shaft 91 via the hub 93 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
配分比でトルクを伝達しながら差動回転するように構成
され、サンギヤ５６とスプライン結合するハブ９３、第
５の多板クラッチ１１５、フロントドライブ軸９１にス
プライン嵌合するディスク１０４等を介して結合するフ
ロントドライブ軸９１及びキャリヤ６０にスプライン嵌
合するトランスファドライブギヤ１１２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１１２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を入力側となるリングギヤ
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５８、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. And a hub 93, which is configured to rotate the carrier 60 in the same direction as the ring gear 57 and differentially rotate while transmitting torque to the sun gear 56 and the carrier 60 at a predetermined distribution ratio. The multi-plate clutch 115, the front drive shaft 91 that is coupled to the front drive shaft 91 via the disc 104 that is spline-fitted, and the transfer drive gear 112 that is spline-fitted to the carrier 60 are rotated in the same direction as the ring gear 57. Meshes with the transfer drive gear 112 And it outputs the transfer driven gear 92a for rotating the backwards ring gear 57 as an input side rear drive shaft 92. When the torque is transmitted, 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 the first and second pinions 58 and 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への入力トルクをＴｉ、サ
ンギヤ５６及びハブ９３等を介してフロントドライブ軸
５１に出力されるフロント側トルクをＴＦ、キャリヤ６
０によりトランスファドライブギヤ１１２を介してリヤ
ドライブ軸９２に出力されるリヤ側トルクをＴＲ、サン
ギヤ５６の歯数をＺＳ、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。The input torque to the ring gear 57 is Ti, the front side torque output to the front drive shaft 51 via the sun gear 56 and the hub 93 is TF, and the carrier 6 is
When the rear torque output to the rear drive shaft 92 via the transfer drive gear 112 by 0 is TR, the number of teeth of the sun gear 56 is ZS, and the number of teeth of the ring gear 57 is ZR, Ti = TF + TR TF: TR = ZS: (ZR-ZS) is established.

【００９９】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。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.

【０１００】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。If ZS = 37 and ZR = 82, then 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.

【０１０１】一方第４の多板クラッチ１０５は油圧室１
０８の油圧でピストン１０９を介してスナップリング１
１０ｄ、リテーニングプレート１１０ｃ、ドリブンプレ
ート１１０ｂ及びドライブプレート１１０ａ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 fourth multi-plate clutch 105 includes the hydraulic chamber 1
Snap ring 1 via piston 109 with 08 hydraulic pressure
10d, the retaining plate 110c, the driven plate 110b, and the drive plate 110a 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.

【０１０２】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４の多板クラッチ１０５のクラッチトルクＴｃを可
変制御する。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 < 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 this clutch pressure Pc to variably control the clutch torque Tc of the fourth multi-plate clutch 105.

【０１０３】従って第４の多板クラッチ１０５によって
フロントドライブ軸９１から第４の多板ラッチ１０５、
トランスファドライブギヤ１１２を介してキャリヤ６
０、サンギヤ５６、ハブ９３、第５の多板クラッチ１１
５を介してフロントドライブ軸９１に至るバイパス系１
２５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９１は、トランスファドライブギヤ
１１２から第４の多板クラッチ１０５を介しフロントド
ライブ軸９１にトルクがクラッチトルクＴｃだけ増加し
て伝達し、更にトランスファドライブギヤ１１２と噛み
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 fourth multi-plate clutch 105 causes the front drive shaft 91 to move to the fourth multi-plate latch 105.
Carrier 6 via transfer drive gear 112
0, sun gear 56, hub 93, fifth multi-plate clutch 11
By-pass system 1 that reaches the front drive shaft 91 via 5
25 are configured separately. In this bypass system 125,
When the rear wheels slip, the differential function of rear wheel rotational speed NR> rotational speed of ring gear 57> front wheel rotational speed NF is established in the transfer unit 90, and the front drive shaft 91 shifts the transfer drive gear according to the clutch torque Tc. The torque from 112 is transmitted to the front drive shaft 91 via the fourth multi-plate clutch 105 by increasing by the clutch torque Tc, and further, to the transfer driven gear 92a meshing with the transfer drive gear 112, the amount of the clutch torque Tc flowing to the front wheels is reduced. Torque is transmitted to the rear drive shaft 92, and as a result, the front and rear wheel torques TF and TR are as follows.

【０１０４】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４の多板クラッチ１０５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 the clutch torque is generated when the rear wheel slip occurs. 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 becomes maximum together with the hydraulic pressure of the fourth multi-plate clutch 105, 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.

【０１０５】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９１からトランス
ファドライブギヤ１１２にトルクが伝達し、かつフロン
トドライブ軸９１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 the rear wheel rotation speed NR <the rotation speed of the ring gear 57 <the front wheel rotation speed NF is established in the transfer unit 90, and the transfer from the front drive shaft 91 is performed in accordance with the clutch torque Tc. The torque is transmitted to the drive gear 112, and the torque obtained by subtracting the clutch torque Tc flowing to the rear wheels from the front drive shaft 91 is transmitted to the front wheels. As a result, the front and rear wheel torques TF and TR are as follows. become.

【０１０６】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４
の多板クラッチ１０５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 fourth
Since the differential limiting torque is maximized together with the hydraulic pressure of the multi-plate clutch 105 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.

【０１０７】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
４の多板クラッチ１０５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。Further, when the vehicle makes a turn in the torque distribution control associated with the above-described slippage, the steering angle ψ corrects the differential limiting torque of the fourth multi-plate clutch 105 so as to be reduced. 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.

【０１０８】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５の多板クラッチ１１５
が解放され、第１の多板クラッチ６５、第４の多板クラ
ッチ１０５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６８へ油圧を供給してピストン６９を介してス
ナップリング７０ｄ、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
圧して第１の多板クラッチ６５を係合して伝動軸５３か
らハブ９３を介してダブルピニオン式プラネタリギヤ５
５のサンギヤ５６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７９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をケ
ース８２係止固定する。そして油圧室１０８へ油圧を供
給してピストン１０９を介してスナップリング１１０
ｄ、リテーニングプレート１１０ｃ、ドリブンプレート
１１０ｂ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によりトランスファドライブギヤ
１１２からフロントドライブ軸９１に動力伝達可能にす
る。In the reverse (R) range, which is the reverse stage,
Third multi-plate clutch 95 and fifth multi-plate clutch 115
1 is released and the first multi-plate clutch 65, the fourth multi-plate clutch 105, 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 to the hydraulic chamber 68 to press the snap ring 70d, the retaining plate 70c, the driven plate 70b, and the drive plate 70a via the piston 69 to engage the first multi-plate clutch 65 to engage the transmission shaft 53. From the double pinion type planetary gear 5 via the hub 93
The power is transmitted to the sun gear 56 of FIG.
The ring gear 57 is locked and fixed by the 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 piston 79 by the hydraulic pressure supplied to the case 82. . Then, the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber 108 and the snap ring 110 is passed through the piston 109.
d, the retaining plate 110c, the driven plate 110b and the drive plate 110a are pressed to
The multi-disc clutch 105 enables power transmission from the transfer drive gear 112 to the front drive shaft 91.

【０１０９】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サンギヤ５６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に沿って回転してキ
ャリヤ６０をサンギヤ５６と逆方向に回転してトランス
ファドライブギヤ１１２を入力側に対して逆方向に回転
せしめ、かつトランスファドライブギヤ１１２は第４の
多板クラッチ１０５を介してフロントドライブ軸９１に
動力伝達し、リヤドライブ軸９２をフロントドライブ軸
９１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 sun gear 56 on the input side.
Rotate in the opposite direction to each other and rotate along the ring gear 57 to rotate the carrier 60 in the opposite direction to the sun gear 56 to rotate the transfer drive gear 112 in the opposite direction with respect to the input side. Power is transmitted to the front drive shaft 91 via the multi-plate clutch 105 of No. 4, and the rear drive shaft 92 is rotationally driven in the direction opposite to the front drive shaft 91.

【０１１０】従って、ドリブンギヤ５４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によってケース８２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９１及びリヤドライブ軸９２に出力さ
れ、このダブルピニオン式プラネタリギヤ５５は前後進
切換機能を有する。Therefore, the input from the driven gear 54 is
Ring gear 57 of double pinion type planetary gear 55
Is output to the front drive shaft 91 and the rear drive shaft 92 in the direction opposite to the drive (D) range state by engaging the second multi-plate clutch 75 with the case 82, and the double pinion type planetary gear 55 is switched between forward and reverse. Have a function.

【０１１１】この場合、サンギヤ５６の入力に対するフ
ロントドライブ軸９１及びリヤドライブ軸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 91 and the rear drive shaft 92 with respect to the input of the sun gear 56 is set by the following equation.

【０１１２】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.

【０１１３】一方、サンギヤ５６に入力するトルクＴｉ
はクラッチトルクＴｃに応じてフロントドライブ軸９１
に伝達し、後輪には前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Ｔ
Ｆ、ＴＲは以下のようになる。On the other hand, the torque Ti input to the sun gear 56
Indicates the front drive shaft 91 depending on the clutch torque Tc.
Clutch torque Tc transmitted to the front wheels
The torque obtained by subtracting the amount is input, and as a result, the front and rear wheel torque T
F and TR are as follows.

【０１１４】Ｔｉ＝ＴＦ＋ＴＲ ＴＲ＝Ｔｉ−Ｔｃ ＴＦ＝Ｔｃ 従って後輪スリップ発生時にクラッチトルクＴｃを増大
す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を減じ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４の多板クラッチ１０５の油圧と共にクラッチトルク
Ｔｃを最大にしてフロントドライブ軸９１とトランスフ
ァドライブギヤ１１２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４の多板クラッチ１０５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 TR = Ti-Tc TF = Tc Therefore, when the rear wheel slip occurs, the input torque Ti is made to flow to the front wheel side by increasing the clutch torque Tc, and the front wheel torque is positively increased to control the rear wheel torque. To reduce the slippage to improve the running performance and reduce the clutch torque Tc when the front wheel slips to flow the input torque Ti to the rear wheel side and positively control the rear wheel torque to reduce the front wheel torque. To prevent slipping and improve running performance. Also, when the slip ratio is below the set value,
The front drive shaft 91 and the transfer drive gear 112 are directly connected to each other by maximizing the clutch torque Tc together with the hydraulic pressure of the fourth multi-plate clutch 105, and the direct connection type four-wheel drive traveling is provided with the torque distribution corresponding to the axial load distribution of the front and rear wheels. Maximum drivability. When the vehicle further turns, the steering angle ψ reduces the differential limiting torque of the fourth multi-plate clutch 105, which makes it possible to sufficiently absorb the difference in rotational speed, thereby avoiding the tight corner braking phenomenon. , The maneuverability is improved.

【０１１５】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
９１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
９１と同軸上にダブルピニオン式プラネタリギヤ５５を
設け、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、ハブ９３を介してサン
ギヤ５６に伝達する第１の多板クラッチ６５、フロント
ドライブ軸９１とトランスファドライブギヤ１１２とを
動力伝達可能に連結する第４の多板クラッチ１０５、キ
ャリヤ６０とトランスファドライブギヤ１１２とを動力
伝達可能に連結する第５の多板クラッチ１１５及びリン
グギヤ５７を係止する第２の多板クラッチ７５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９１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 91 and a rear drive shaft 92 for transmitting power to a front differential device 40 or a rear differential device 87, which are 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. The double pinion type planetary gear 55 is provided coaxially with the front drive shaft 91, and the output from the continuously variable transmission 30 is transmitted to the ring gear 57 via the third multi-plate clutch 95 and the hub 93 to the sun gear 56. A first multi-plate clutch 65, a fourth multi-plate clutch 105 that connects the front drive shaft 91 and the transfer drive gear 112 so that power can be transmitted, and a fourth multi-plate clutch 105 that connects the carrier 60 and the transfer drive gear 112 so that they can transmit power. 5 multi-plate clutch 115 and ring gear 57 are locked The provided second multi-plate clutch 75 that,
By selectively controlling each of the first, second, third, fourth, and fifth multi-plate clutches 65, 75, 95, 105, 115, in the forward drive (D) range and the reverse drive. In a certain reverse (R) range, the front drive shaft 91 and the rear drive shaft 92 function as a center differential device that enables appropriate torque distribution and differential limitation, and good running performance is obtained, and the drive (D) range is provided. , And functions as a forward / reverse switching device when switching to the reverse (R) range.

【０１１６】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、特に車体幅方向の全長が短縮され、このコンパ
クト化に伴い、車載状態において駆動装置とエンジンル
ーム側壁とが十分に離間され、側面衝突時のクラッシュ
ストローク及び組立て、整備等の作業空間を確保しつつ
車体設計の自由度が得られる。Therefore, the conventional double pinion type planetary gears, which individually function for 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. It is possible to simplify and lighten the configuration and control of the drive unit while reducing the cost and the size, especially the total length in the width direction of the vehicle body. With this size reduction, the drive unit and the engine room side wall are mounted in the vehicle. And are sufficiently separated from each other, and a degree of freedom in vehicle body design can be obtained while ensuring a crash stroke at the time of a side collision and a working space for assembly, maintenance and the like.

【０１１７】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。It is also possible to use an electromagnetic clutch or a wet clutch as the starting clutch instead of the torque converter 20, and 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.

【０１１８】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及びリヤド
ライブ軸９２、トランスファドライブギヤ１１２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 the third, fourth, and fifth multi-plate clutches 95, 105, 115 and the rear differential devices such as the rear drive shaft 92 and the transfer drive gear 112 are powered based on the drive device for a two-wheel drive vehicle. 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.

【０１１９】[0119]

【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.

【０１２０】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.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

【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.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

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 ５０ トランスファユニット ５１ ドライブ軸 ５２ ハブ 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 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 ９０ トランスファユニット ９１ フロントドライブ軸 ９２ リヤドライブ軸 ９３ ハブ 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 １１２ トランスファドライブギヤ 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 50 transfer unit 51 drive shaft 52 hub 53 transmission shaft 55 double pinion type planetary gear 56 sun gear 57 ring gear 58 first pinion 59 second pinion 60 carrier 65 first multi-plate clutch 75 second multi-plate clutch 87 rear differential device 90 transfer unit 91 front drive shaft 92 rear drive shaft 93 hub 94 input switching Means 95 Third multi-disc clutch 105 Fourth multi-disc clutch 112 Transfer drive gear 115 Fifth multi-disc clutch

Claims (7)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 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、このドライブ軸に対して同軸上
に配置され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選択的
に動力伝達する第１の摩擦係合要素と、前記プラネタリ
ギヤのサンギ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
記ドライブ軸に動力伝達する出力伝達手段と、前記プラ
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 for transmitting power to a differential device, and a drive shaft with respect to the drive shaft. Coaxially arranged double pinion type planetary gear, a first friction engagement element for selectively transmitting the output from the transmission to the carrier of this planetary gear, and the output from the transmission to the sun gear of the planetary gear. An input member for transmitting power, an output transmitting means for 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. A drive device for a vehicle, characterized by selectively operating the first and second friction engagement elements to switch between forward and backward movements. Place. 【請求項２】 前進段は、第１の摩擦係合要素が変速機
から出力をキャリヤ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. The forward speed is a state in which the first frictional engagement element is in a power transmission state of the output from the transmission to the carrier, the second frictional 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 friction engagement element is in a released state and the second friction engagement element is in a ring gear rotation locking state. 【請求項３】 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、前記フロント
ドライブ軸に対して同軸上に配置されるダブルピニオン
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選択的に動力伝達する第１の摩擦係
合要素と、前記プラネタリギヤのサンギヤに変速機から
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動力
伝達する出力伝達手段と、前記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 the 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 the front drive. A double pinion type planetary gear arranged coaxially with respect to the shaft, a first friction engagement element for selectively transmitting power from the transmission to a carrier of the planetary gear, and a transmission to a sun gear of the planetary gear. Member for transmitting power of the output of the planetary gear, output transmission means for transmitting power of the output from the carrier of the planetary gear to the front drive shaft, and a second friction engagement element for selectively rotationally locking the ring gear of the planetary gear. And the forward gear has a second friction engagement element when the first friction engagement element is in the power transmission state. The coupling element is in the ring gear rotation permitting state, and the reverse stage is the second friction state when the first friction engagement element is in the released state.
The drive device for a vehicle, wherein the friction engagement element is in a ring gear rotation locking state. 【請求項４】 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に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、前記出力伝達
手段に代えて配設された前記プラネタリギヤのキャリヤ
からの出力をリヤドライブ軸に動力伝達する動力伝達手
段と、前記プラネタリギヤのサンギヤからの出力をフロ
ントドライブ軸に選択的に動力伝達する第５の摩擦係合
要素と、前記動力伝達手段とフロントドライブ軸との間
を選択的に動力伝達する第４の摩擦係合要素と、変速機
からの出力を前記プラネタリギヤのリングギヤに選択的
に動力伝達する第３の摩擦係合要素とを設け、第１の摩
擦係合要素が変速機からの出力を前記プラネタリギヤの
サンギヤに選択的に動力伝達可能で第１及び第３の摩擦
係合要素によって変速機からの出力をプラネタリギヤの
サンギヤ及びリングギヤに選択的に動力伝達する入力切
換手段を構成し、上記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 arranged in parallel with a crank shaft of the engine and transmitting power to a rear differential device, and the planetary gear arranged in place of the output transmission means. A power transmission means for transmitting the output from the carrier to the rear drive shaft, a fifth friction engagement element for selectively transmitting the output from the sun gear of the planetary gear to the front drive shaft, and the power transmission means. A fourth frictional engagement element that selectively transmits power to and from the front drive shaft and a third frictional engagement element that selectively transmits power from the transmission to the ring gear of the planetary gear are provided. The first friction engagement element is capable of selectively transmitting power from the transmission to the sun gear of the planetary gear, and is changed by the first and third friction engagement elements. The input switching means is configured to selectively transmit power from the speed reducer to the sun gear and ring gear of the planetary gear, selectively actuating each of the friction engagement elements to input the input from the transmission through the planetary gear. The power is transmitted to the front drive shaft and the rear drive shaft by power distribution and forward / reverse switching at a predetermined ratio.
The drive device for a vehicle according to item 1. 【請求項５】 前進段は、第３及び第５の各摩擦係合要
素が動力伝達状態で前記プラネタリ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４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の間の差動制限を
行う請求項４に記載の車両用駆動装置。5. The forward stage functions as a center differential device that distributes power to the carrier and the sun gear at a predetermined ratio by the planetary gears while the third and fifth friction engagement elements are in the power transmission state, and the fourth forward gear. The vehicle drive device according to claim 4, wherein the frictional engagement element is in a power transmission state to limit the differential between the carrier and the sun gear. 【請求項６】 後退段は、第１及び第４の摩擦係合要素
が動力伝達状態で第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４または５に記載の車両用駆動装
置。6. The vehicle drive according to claim 4, wherein in the reverse stage, the first and fourth friction engagement elements are in a power transmission state and the second friction engagement elements are in a ring gear rotation locking state. apparatus. 【請求項７】 変速機がプライマリ軸と、このプライマ
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, primary pulleys and secondary pulleys respectively provided on the primary shaft and the second 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.
JP13220796A 1996-04-02 1996-05-27 Vehicle drive device Expired - Fee Related JP3650472B2 (en)

Priority Applications (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP13220796A JP3650472B2 (en) 1996-05-27 1996-05-27 Vehicle drive device
GB9725442A GB2316984B (en) 1996-04-02 1997-04-02 Automobile driving system
DE19780383T DE19780383T1 (en) 1996-04-02 1997-04-02 Motor vehicle propulsion system
US08/952,700 US6019695A (en) 1996-04-02 1997-04-02 Automobile driving system
PCT/JP1997/001144 WO1997037153A1 (en) 1996-04-02 1997-04-02 Vehicle driving device

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP13220796A JP3650472B2 (en) 1996-05-27 1996-05-27 Vehicle drive device

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JPH09315168A true JPH09315168A (en) 1997-12-09
JP3650472B2 JP3650472B2 (en) 2005-05-18

Family

ID=15075908

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP13220796A Expired - Fee Related JP3650472B2 (en) 1996-04-02 1996-05-27 Vehicle drive device

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP3650472B2 (en)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2008039164A (en) * 2006-08-10 2008-02-21 Toyota Motor Corp Planetary gear mechanism and vehicle transmission
CN108087505A (en) * 2018-01-24 2018-05-29 益阳市德林机械有限公司 Hydraulic clutch forward and reverse rotation differential gearbox assembly

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR101415391B1 (en) 2013-01-31 2014-07-04 쌍용자동차 주식회사 outpevice using a transfer case of four-wheel drive automobile

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2008039164A (en) * 2006-08-10 2008-02-21 Toyota Motor Corp Planetary gear mechanism and vehicle transmission
CN108087505A (en) * 2018-01-24 2018-05-29 益阳市德林机械有限公司 Hydraulic clutch forward and reverse rotation differential gearbox assembly
CN108087505B (en) * 2018-01-24 2024-03-22 益阳市德林机械有限公司 Hydraulic clutch forward and reverse rotation differential gearbox assembly

Also Published As

Publication number Publication date
JP3650472B2 (en) 2005-05-18

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US4938097A (en) Four speed transaxle for automotive vehicles
US6793603B2 (en) Power transmission system with sub transmission mechanism
US4138906A (en) Power distributing apparatus for vehicles
EP0864778B1 (en) Torque converter comprising reversing gearing
JPH0781637B2 (en) Gear shift mechanism of automatic transmission
US7367915B2 (en) Automatic speed changer
JP2000142133A (en) Drive device for vehicle
JPH0361122A (en) Four-wheel drive vehicle with center differential device
JPH09315168A (en) Driving device for vehicle
JPH04285354A (en) Transmission for vehicle
JPH11310047A (en) Driving device for vehicle
JP5039647B2 (en) Power transmission device
JP3642625B2 (en) Drive device for four-wheel drive vehicle
JP3642624B2 (en) Drive device for four-wheel drive vehicle
JP3597634B2 (en) Drive unit for four-wheel drive vehicles
JPH09310746A (en) Drive device for vehicle
JP3637145B2 (en) Drive device for four-wheel drive vehicle
JP4516655B2 (en) Starting clutch
JP4353606B2 (en) Starting clutch
JPH11278079A (en) Drive device for vehicle
JPH11278077A (en) Drive device for four-wheel drive vehicle
US7226380B2 (en) Automatic speed changer
JP2001074113A (en) Continuously variable transmission
JPH11278078A (en) Drive device for four-wheel drive vehicle
JPH09303524A (en) Vehicular drive device

Legal Events

Date Code Title Description
A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20041019

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20041217

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Effective date: 20050210

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20050218

R150 Certificate of patent (=grant) or registration of utility model

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Year of fee payment: 3

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080225

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090225

Year of fee payment: 4

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Year of fee payment: 5

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100225

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Year of fee payment: 5

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100225

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20110225

Year of fee payment: 6

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120225

Year of fee payment: 7

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120225

Year of fee payment: 7

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Year of fee payment: 8

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20130225

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees