JPH11310046A - Driving device for four-wheel drive vehicle - Google Patents
Driving device for four-wheel drive vehicleInfo
- Publication number
- JPH11310046A JPH11310046A JP11739798A JP11739798A JPH11310046A JP H11310046 A JPH11310046 A JP H11310046A JP 11739798 A JP11739798 A JP 11739798A JP 11739798 A JP11739798 A JP 11739798A JP H11310046 A JPH11310046 A JP H11310046A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- drive shaft
- drive
- transmission
- power
- gear
- 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.)
- Withdrawn
Links
Landscapes
- Arrangement And Driving Of Transmission Devices (AREA)
Abstract
Description
【0001】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、縦置きエンジンに
用いられる4輪駆動車用駆動装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a drive device for a four-wheel drive vehicle used for a vertical engine.
【0002】[0002]
【従来の技術】従来、エンジン及び変速機を縦置きに配
置した駆動装置に関しては特開平2−150539号公
報の先行技術がある。この先行技術には、エンジンと、
トルクコンバータと、ベルト式無段変速機のプライマリ
軸と、プラネタリギヤ式の前後進切換装置を車体前後方
向に同軸上で配置し、ベルト式無段変速機のセカンダリ
軸を上記入力駆動系の下方に配置し、このセカンダリ軸
上に別のプラネタリギヤ式の減速機を設け、前輪または
後輪へ動力伝達する駆動系が示されている。2. Description of the Related Art Conventionally, there is a prior art disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2-150539 for a drive device in which an engine and a transmission are arranged vertically. This prior art includes an engine,
A torque converter, a primary shaft of a belt type continuously variable transmission, and a planetary gear type forward / reverse switching device are coaxially arranged in the vehicle longitudinal direction, and a secondary shaft of the belt type continuously variable transmission is located below the input drive system. A drive system is shown in which another planetary gear type speed reducer is arranged on the secondary shaft and power is transmitted to the front wheels or the rear wheels.
【0003】しかし、この駆動装置にあっては、エンジ
ン、トルクコンバータ、前後進切換装置及び変速機がプ
ライマリ軸等の入力駆動系が車体前後方向に同軸上で配
置されることから車体前後方向の長さが大となり、かつ
上記入力駆動系の下方にセカンダリ軸等の出力駆動系が
軸間を離して配置されているため、上記入力駆動系は比
較的高い位置となり、駆動系の後部が車室下面に形成さ
れるトンネル内に大きく張り出した状態でエンジンルー
ム内に収容設置される。However, in this drive device, the engine, the torque converter, the forward / reverse switching device, and the transmission are arranged coaxially in the front-rear direction of the vehicle such that an input drive system such as a primary shaft is disposed coaxially in the vehicle front-rear direction. Since the output drive system such as a secondary shaft is disposed apart from the shaft below the input drive system, the input drive system is relatively high, and the rear part of the drive system is It is housed and installed in the engine room in a state of protruding greatly into a tunnel formed on the lower surface of the room.
【0004】従って、エンジンルームと車室とを区画す
るトーボードが車室側に押しやられて車室内の有効居住
区間が制限されて居住性に影響を及ぼすと共に、駆動装
置とトーボードが接近して配置され、前面衝突時のクラ
ッシュストロークを充分に確保しようとすると更に居住
性に影響を与え、またエンジンルーム内の作業空間が得
難く、駆動装置の脱着時や整備等の円滑な作業が妨げら
れるおそれがある。Accordingly, the toe board for partitioning the engine room and the passenger compartment is pushed toward the passenger compartment, thereby restricting the effective living section in the passenger compartment, thereby affecting the habitability. In addition, the drive unit and the toe board are arranged close to each other. If a crash stroke during a frontal collision is sufficiently ensured, the comfort will be further affected, and it will be difficult to obtain a work space in the engine room, which may hinder smooth work such as attaching and detaching the drive unit and maintenance. There is.
【0005】この対策としては、エンジン、トルクコン
バータ及びベルト式無段変速機のプライマリ軸を車体前
後方向で同軸上に配置し、エンジンの下方のベルト式無
段変速機の出力駆動系であるセカンダリ軸側に前後進切
換装置を配置して変速機からの出力を前後進切換装置を
介してドライブ軸によりディファレンシャル装置に動力
伝達するように構成して車体前後方向の長さの縮小化を
図ることが考えられる。As a countermeasure, the primary shafts of the engine, the torque converter and the belt-type continuously variable transmission are arranged coaxially in the longitudinal direction of the vehicle body, and the secondary drive, which is the output drive system of the belt-type continuously variable transmission below the engine, is provided. A forward-reverse switching device is arranged on the shaft side, and the output from the transmission is configured to be transmitted to a differential device by a drive shaft via the forward-reverse switching device to reduce the length of the vehicle in the longitudinal direction. Can be considered.
【0006】[0006]
【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、トルクコンバータとベルト式無段変
速機との間に介装される前後進切換装置がエンジンの下
方に位置することから車体前後方向の長さは縮小される
が、エンジンの下方に前後進切換装置が上下関係に配置
することから駆動装置の全高が増大され、エンジンフー
ドを低くする、いわゆるスラントノーズ化が制限されて
車両設計の自由度が拘束される。However, in the above-mentioned prior art, the forward / reverse switching device interposed between the torque converter and the belt-type continuously variable transmission is located below the engine. Although the length of the vehicle in the longitudinal direction is reduced, the forward / reverse switching device is arranged vertically below the engine, so the overall height of the drive device is increased and the so-called slant nose, which lowers the engine hood, is limited. Therefore, the degree of freedom in vehicle design is restricted.
【0007】一方、同一形状のエンジンルーム構造体内
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)及び有段自動変速機(オートマチ
ッ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、いわゆる胴回り寸法を略同一にすれば車載搭載のた
めの支持部材や排気系の共用化が可能になる。On the other hand, in the engine room structure having the same shape, compatibility with a belt-type continuously variable transmission, a manual transmission (manual transmission, MT), a stepped automatic transmission (automatic transmission, AT), and the like is required. If the overall length and the outer circumference of the transmission case, that is, the so-called waist circumference, are made substantially the same as those of a manual transmission that can be designed to be relatively compact, it becomes possible to share a support member and an exhaust system for mounting on a vehicle.
【0008】従って、本発明はかかる点に鑑みなされた
ものであって、その目的は、駆動装置のコンパクト化を
図ることにより充分な居住空間及びクラッシュストロー
クが確保でき、他の駆動装置との車載互換性に優れる4
輪駆動車用駆動装置を提供することにある。Accordingly, the present invention has been made in view of the foregoing, and it is an object of the present invention to secure a sufficient living space and a crash stroke by reducing the size of a driving device, and to mount the driving device on another vehicle. Excellent compatibility 4
It is an object of the present invention to provide a drive device for a wheel drive vehicle.
【0009】[0009]
【課題を解決するための手段】上記目的を達成する4輪
駆動車用駆動装置の発明は、縦置きに配置されたエンジ
ンと、該エンジンからの出力が入力される変速機と、上
記エンジンのクランク軸に対して下方に平行配置されて
一方のディファレンシャル装置に動力伝達する第1ドラ
イブ軸と、該第1ドライブ軸に対して同軸上に配置され
て他方のディファレンシャル装置に動力伝達する第2ド
ライブ軸と、上記第1ドライブ軸と同軸上に配置され、
上記変速機からの入力を所定の比率で動力配分及び前後
進切換えして上記第1及び第2のドライブ軸に動力伝達
するダブルピニオン式プラネタリギヤとを有することを
特徴とする。An object of the present invention is to provide a drive apparatus for a four-wheel drive vehicle that achieves the above object, an engine arranged vertically, a transmission to which an output from the engine is input, and A first drive shaft that is disposed parallel to the lower part of the crankshaft and transmits power to one differential device, and a second drive that is disposed coaxially with the first drive shaft and transmits power to the other differential device. A shaft and a coaxial arrangement with the first drive shaft;
A double pinion type planetary gear for transmitting the power from the transmission to the first and second drive shafts by distributing power and switching between forward and backward at a predetermined ratio.
【0010】この発明によると、エンジン側からの入力
を第1ドライブ軸と同軸上に配置したダブルピニオン式
プラネタリギヤに入力し、この入力を単一のダブルピニ
オン式プラネタリギヤにより所定の比率で動力配分及び
前後進切り換えして第1及び第2のドライブ軸に動力伝
達することから、単一のダブルピニオン式プラネタリギ
ヤによってセンターディファレンシャル装置及び前後進
切換装置としての両機能が達成されてコンパクト化が得
られると共に、エンジンのクランク軸に対して下方に第
1及び第2ドライブ軸、ダブルピニオン式プラネタリギ
ヤ等が配置されて、従来使用される駆動装置における駆
動系のレイアウトとほぼ同様のレイアウトが可能にな
り、車載互換性に優れると共に、ドライブ軸に連結され
るプロペラ軸が比較的低位置に配置することが可能にな
り、車室下部に形成されるトンネルの車室内張り出しが
抑制されて車室内の有効居住空間が確保され、居住性が
向上する。According to the present invention, the input from the engine is input to the double pinion type planetary gear disposed coaxially with the first drive shaft, and the input is distributed at a predetermined ratio by a single double pinion type planetary gear. Since the power is transmitted to the first and second drive shafts by switching between forward and backward, both functions as a center differential device and a forward / reverse switching device are achieved by a single double pinion type planetary gear, thereby achieving compactness. The first and second drive shafts, the double pinion type planetary gears, and the like are arranged below the crankshaft of the engine, so that the layout of the drive system in a conventionally used drive device can be substantially the same as that of the conventional drive system. Excellent compatibility and comparison of propeller shaft connected to drive shaft It is possible to arrange the lower position, the cabin overhang tunnel formed in the vehicle compartment bottom is suppressed is secured effectively living space in the cabin, livability is improved.
【0011】[0011]
【発明の実施形態】(第1実施形態)以下本発明の第1
実施形態を図面に基づいて説明する。DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS (First Embodiment) Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described.
An embodiment will be described with reference to the drawings.
【0012】図1において、本発明が適用される4輪駆
動車用駆動装置としてベルト式無段変速機付4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 four-wheel drive vehicle with a belt type continuously variable transmission will be described as a four-wheel drive vehicle to which the present invention is applied.
【0013】符号10は縦置きに配置されたエンジンで
あり、この縦置きエンジン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の後方にベルト式無段変速機
30及びフロントディファレンシャル40を収容するデ
フアンドコンバータハウジング2、このデフアンドコン
バータハウジング2の後方に後述する軸承板3を介して
トランスファユニット50を収容するケース4及びケー
ス4の後方に位置してトランスファユニット50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5が順次接合されてトランスミッション
ケース6を形成し、トランスミッションケース6の下部
にオイルパン7が取り付けられる。Reference numeral 10 denotes an engine arranged vertically, a torque converter case 1 joined to the engine 10 and containing a torque converter 20, and a belt-type continuously variable transmission behind the torque converter case 1. A differential and converter housing 2 for accommodating a front differential 40, a case 4 for accommodating a transfer unit 50 via a bearing plate 3 to be described later behind the differential and converter housing 2, and a transfer unit located behind the case 4. Extension cases 5 accommodating a power transmission mechanism for transmitting the output from 50 to the rear wheels are sequentially joined to form a transmission case 6, and an oil pan 7 is attached to a lower portion of the transmission case 6.
【0014】縦置きエンジン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 vertical engine 10 is connected to a torque converter 20 inside the torque converter case 1, and an input shaft 21 from the torque converter 20 is connected to a primary of a belt-type continuously variable transmission 30 inside the differential and converter housing 2. By being connected to the shaft 31, power from the crankshaft 11 is transmitted to the primary shaft 31 of the continuously variable transmission 30 via the torque converter 20.
【0015】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、セカンダリ軸32からの
出力をケース4及びエクステンションケース5内部のト
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を介して前輪に伝動する
一方、プロペラ軸98及び他方のディファレンシャル装
置、例えばリヤディファレンシャル装置99等を介して
後輪に伝動される。The power continuously variable by the continuously variable transmission 30 is output to the secondary shaft 32, and the output from the secondary shaft 32 is input to the transfer unit 50 inside the case 4 and the extension case 5. Power is transmitted to the front wheels via a device, for example, a front differential device 40, and is transmitted to the rear wheels via a propeller shaft 98 and the other differential device, for example, a rear differential device 99.
【0016】トルクコンバータケース1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に
連結して駆動されるオイルポンプ8が設けられ、オイル
ポンプ8により油圧を発生してトルクコンバータ20等
を給油し、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9c、前輪回転数センサ9d、後輪回転数センサ9
e、蛇角センサ9f等からの各信号に基づいて油圧制御
ユニット9によって制御し、その制御出力をコントロー
ルバルブ97に入力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 8 is provided in the torque converter case 1 and connected to and driven by an oil pump drive shaft provided in the torque converter 20. The oil pump 8 generates a hydraulic pressure to supply the torque converter 20 and the like. 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 enable the hydraulic control of the continuously variable transmission 30.
e, control is performed by the hydraulic control unit 9 based on signals from the angle sensor 9f and the like, and the control output is input to the control valve 97 to enable hydraulic control of the transfer unit 50.
【0017】次に、図2乃至図12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.
【0018】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及び軸
承板3に各々ボールベアリングを介して軸支されるプラ
イマリ軸31の入力軸21部でコンバータハウジング2
から延出されたステータ軸22に軸支されクランク軸1
1と一体のドライブプレート26に取り付けられて回転
自在に軸支されている。As shown in FIG. 2, the torque converter 20 has an input shaft 21 of a primary shaft 31 which is supported by a differential and converter housing 2 and a bearing plate 3 via ball bearings.
Crankshaft 1 supported by a stator shaft 22 extended from the crankshaft 1
1 and is mounted on a drive plate 26 integral with and rotatably supported by the drive plate 26.
【0019】入力軸21は、デフアンドコンバータハウ
ジング2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の外周にはインペラ2
4に一体的に結合されたオイルポンプドライブ軸が嵌合
している。The input shaft 21 is rotatably surrounded by a stator shaft 22 which is bolted to the differential and converter housing 2.
4 is fitted with an oil pump drive shaft integrally connected thereto.
【0020】インペラ24は、その外周がフロントカバ
ー25の外周に結合され、フロントカバー25及びドラ
イブプレート26を介してクランク軸11にボルト結合
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 impeller 24 has its outer periphery connected to the outer periphery of the front cover 25 and is bolted to the crankshaft 11 via the front cover 25 and the drive plate 26, so that the impeller 24 is driven to rotate integrally with the crankshaft 11.
【0021】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
ェイクラッチ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 is spline-fitted to the input shaft 21 so as to face the impeller 24.
A stator 28 supported on the stator shaft 22 via a one-way clutch is interposed between the stator 28 and the turbine 27.
【0022】そして、クランク軸11が回転すると、イ
ンペラ24が回転駆動され、インペラ24の回転によっ
てオイルを介してタービン27にインペラ24の回転と
同方向のトルク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。When the crankshaft 11 rotates, the impeller 24 is driven to rotate, and by the rotation of the impeller 24, torque is transmitted to the turbine 27 via oil in the same direction as the rotation of the impeller 24, whereby the turbine 27 is splined. The input shaft 21 is driven to rotate.
【0023】ベルト式無段変速機30は、互いに平行配
置されたプライマリ軸31及びセカンダリ軸32と、プ
ライマリ軸31とセカンダリ軸32に各々設けられたプ
ライマリプーリ33及びセカンダリプーリ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3
5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3
5の有効巻き付け径の比率を換えて無段階に変速するよ
うに構成されている。The belt type continuously variable transmission 30 includes a primary shaft 31 and a secondary shaft 32 arranged in parallel with each other, a primary pulley 33 and a secondary pulley 34 provided on the primary shaft 31 and the secondary shaft 32, respectively. Drive belt 3 wound between 33 and 34
5, the drive belt 3 for each pulley 33, 34 is changed by changing the pulley groove width of each pulley 33, 34.
The ratio is changed steplessly by changing the ratio of the effective winding diameter of No. 5.
【0024】このため上記入力軸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。For this reason, a primary pulley 33 provided on a primary shaft 31 formed integrally with the input shaft 21
Are fixed sheaves 3 formed integrally with the primary shaft 31.
3a and a movable sheave 33b capable of moving the fixed sheave 33a in the axial direction.
【0025】可動シーブ33bの固定シーブ33aと反
対側の背面には、略円筒状の第1ピストン37aが固定
されており、この第1ピストン37aはプライマリ軸3
1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を形成し、更に可動シーブ33b
の背面に固定されるピストン部材37cと第1ピストン
37aの間に第2ピストン37dが嵌合して油圧室37
B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を具備する油圧アク
チュエータ37が設けられている。On the back surface of the movable sheave 33b opposite to the fixed sheave 33a, a substantially cylindrical first piston 37a is fixed, and the first piston 37a is attached to the primary shaft 3a.
A hydraulic chamber 37A is formed in cooperation with a bottomed cylindrical cylinder 37b having a central portion fixed at 1 and a movable sheave 33b
The second piston 37d fits between the first piston 37a and the piston member 37c fixed to the back surface of the hydraulic chamber 37.
A hydraulic actuator 37 having a spring for urging the movable sheave 33b in a direction to narrow the pulley groove width while forming B is provided.
【0026】プライマリ軸31には油圧室37A、37
Bに連通する油路が形成され、スロットル開度等に基づ
いて油圧制御ユニット9によって制御され、軸承板3に
形成される油路を介して油圧室37A、37B内に給排
する油圧によって可動シーブ33bを移動させることに
よってプーリ溝巾を可動制御している。Hydraulic chambers 37A, 37
An oil passage communicating with B is formed, and is controlled by a hydraulic control unit 9 based on a throttle opening and the like, and is movable by hydraulic pressure supplied and discharged into the hydraulic chambers 37A and 37B via an oil passage formed in the bearing plate 3. The pulley groove width is movably controlled by moving the sheave 33b.
【0027】一方、セカンダリ軸32は、デフアンドコ
ンバータハウジング2及び軸承板3にボールベアリング
を介して回転自在に軸支され、セカンダリプーリ34
は、セカンダリ軸32と一体形成された固定シーブ34
a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を有している。On the other hand, the secondary shaft 32 is rotatably supported by a differential and converter housing 2 and a shaft bearing plate 3 via a ball bearing, and a secondary pulley 34.
Is a fixed sheave 34 integrally formed with the secondary shaft 32.
a and a movable sheave 34b that enables the fixed sheave 34a to move in the axial direction.
【0028】可動シーブ34bの背面にはシリンダ36
a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を有する油
圧アクチュエータ36が設けられ、スロットル開度等に
基づいて油圧制御ユニット9によって制御されてセカン
ダリ軸32及びケース4に形成される油路、スリーブ等
を介して油圧アクチュエータ36の油圧室36Aに油圧
を給排するように構成され、かつセカンダリ軸32の一
端にはドライブスプロケット39が設けられている。A cylinder 36 is provided on the back of the movable sheave 34b.
The cylinder 36a cooperates with a piston 36b whose center is fixed to the secondary shaft 32 to form a hydraulic chamber 36A and urge the movable sheave 34b in a direction to reduce the pulley groove width. A hydraulic actuator 36 having a spring is provided. The hydraulic chamber 36A of the hydraulic actuator 36 is controlled by the hydraulic control unit 9 based on the throttle opening and the like, and through an oil passage, a sleeve, and the like formed in the secondary shaft 32 and the case 4. The secondary shaft 32 is provided with a drive sprocket 39 at one end thereof.
【0029】ここでセカンダリプーリ34の可動シーブ
34bが油圧作用を受ける受圧面積に比べて、プライマ
リプーリ33の可動シーブ33bの油圧面積が大である
ことから油圧室37A、37B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の有効巻き付け径の比率を
無段階に変化し、無段変速した動力をセカンダリ軸32
に出力する。Here, since the movable sheave 34b of the primary pulley 33 has a larger hydraulic area than the pressure receiving area of the movable sheave 34b of the secondary pulley 34 which receives the hydraulic action, the movable sheave 33b is supplied to and discharged from the hydraulic chambers 37A, 37B and 36A. According to the hydraulic pressure, the pulley groove widths of the primary pulley 33 and the secondary pulley 34 change in an opposite relationship, and each pulley 33,
The ratio of the effective winding diameter of the drive belt 35 to the drive belt 35 is steplessly changed, and the power that is continuously variable is transmitted to the secondary shaft 32.
Output to
【0030】フロントディファレンシャル装置40は、
デフケース41のクラウンギヤ取付部材に取り付けたク
ラウンギヤ43に第1ドライブ軸となるフロントドライ
ブ軸51が交差して噛み合っている。The front differential device 40 includes:
A front drive shaft 51 serving as a first drive shaft intersects and meshes with the crown gear 43 attached to the crown gear attachment member of the differential case 41.
【0031】一方、デフケース41にはピニオン軸44
aにより一対のピニオン44bが設けられ、両ピニオン
44bに噛み合う左右のサイドギヤ44cによってディ
ファレンシャルギヤ44を構成し、各サイドギヤ44c
に連結する駆動軸は、等速継手、アクスル軸等を介して
前車輪に動力伝達する。On the other hand, the differential case 41 has a pinion shaft 44
a, a pair of pinions 44b is provided, and a differential gear 44 is constituted by left and right side gears 44c meshing with both pinions 44b.
Is transmitted to the front wheels via a constant velocity joint, an axle shaft, or the like.
【0032】次に図2及び図2の要部拡大を示す図3に
よってトランスファユニット50について説明する。Next, the transfer unit 50 will be described with reference to FIG. 2 and FIG.
【0033】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等
に対して下方に平行配置されるフロントドライブ軸5
1、第2ドライブ軸となるリヤドライブ軸52等を有し
ている。The transfer unit 50 includes the engine 1
0, a front drive shaft 5 arranged in parallel downward with respect to the crankshaft 11, the input shaft 21, the primary shaft 31, and the like.
1, a rear drive shaft 52 serving as a second drive shaft, and the like.
【0034】図2における矢視A方向からの配置を図4
に示すように、略車体幅中心線上にクランク軸11の回
転軸芯11a、入力軸21、プライマリ軸31が車体前
後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に対して略同一高さで側方に平行配置されてプ
ライマリプーリ33とセカンダリプーリ34とが略同一
高さで配置される。なお符号Bは車室下部に形成される
トンネルである。FIG. 4 shows the arrangement from the direction of arrow A in FIG.
As shown in the figure, the rotation axis 11a of the crankshaft 11, the input shaft 21, and the primary shaft 31 are located coaxially in the vehicle longitudinal direction substantially on the center line of the vehicle body width, and the secondary shaft 32 is substantially the same as the primary shaft 31. The primary pulley 33 and the secondary pulley 34 are arranged at substantially the same height so that they are arranged side by side in parallel. Reference numeral B is a tunnel formed in the lower part of the vehicle compartment.
【0035】そして上記フロントドライブ軸51、リヤ
ドライブ軸52が平面視プライマリ軸31とセカンダリ
軸32との間で、かつ下方にクランク軸11と平行に配
置されて上記クラウンギヤ43に噛合することにより無
段変速機30との整合性を良好にして全体の上下方向の
寸法を抑えてコンパクト化を図ることにより、エンジン
フードを低くする、いわゆるスラントノーズ化が可能に
なり、車両設計の自由度が確保される。The front drive shaft 51 and the rear drive shaft 52 are arranged between the primary shaft 31 and the secondary shaft 32 in a plan view and below and parallel to the crankshaft 11 and mesh with the crown gear 43. By improving the consistency with the continuously variable transmission 30 and suppressing the overall vertical dimension to achieve compactness, it is possible to reduce the engine hood, that is, to form a so-called slant nose, thereby increasing the degree of freedom in vehicle design. Secured.
【0036】また、リヤドライブ軸52をフロントドラ
イブ軸51と同軸上に配置することによりリヤドライブ
軸52から車体後方に自在継手を介して長く延設される
プロペラ軸98等を比較的低位置に配置することによっ
て車室下部に形成されるトンネルBの張り出しを抑制し
て車室内の有効居住空間を確保して居住性を良好にして
いる。Further, by arranging the rear drive shaft 52 coaxially with the front drive shaft 51, the propeller shaft 98 and the like extended long from the rear drive shaft 52 to the rear of the vehicle body via a universal joint can be placed at a relatively low position. By arranging, the overhang of the tunnel B formed in the lower part of the vehicle compartment is suppressed, an effective living space in the vehicle compartment is secured, and the comfort is improved.
【0037】フロントドライブ軸51は先端にフロント
ディファレンシャル装置40のクラウンギヤ43と噛み
合うピニオン部51aが設けられると共に、ローラベア
リング51dを介在して軸承板3に回転自在に軸支さ
れ、後端部はエクステンションケース5にボルト結合さ
れる軸保持部材45に回転自在に支持されるリヤドライ
ブ軸52にニードルベアリング51eを介して回転自在
に軸支されている。The front drive shaft 51 is provided with a pinion portion 51a at the front end which meshes with the crown gear 43 of the front differential device 40, and is rotatably supported by the bearing plate 3 via a roller bearing 51d. A rear drive shaft 52 rotatably supported by a shaft holding member 45 that is bolted to the extension case 5 is rotatably supported via a needle bearing 51e.
【0038】また、フロントドライブ軸51の軸方向中
央部外周にはダブルピニオン式プラネタリギヤ55のサ
ンギヤ56が嵌合するスプライン51bが、軸方向後端
部外周には第4摩擦係合要素となる第4多板クラッチ8
0のクラッチハブ81が嵌合するスプライン51cが形
成されている。A spline 51b, into which the sun gear 56 of the double pinion type planetary gear 55 is fitted, is provided on the outer periphery of the central portion of the front drive shaft 51 in the axial direction, and a fourth friction engagement element is provided on the outer periphery of the rear end in the axial direction. 4 multi-plate clutch 8
A spline 51c to which the 0 clutch hub 81 fits is formed.
【0039】フロントドライブ軸51に形成されるスプ
ライン51bに嵌合するダブルピニオン式プラネタリギ
ヤ55は、スプライン51bにスプライン嵌合するサン
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いに噛み合う第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5
7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6
0に伝達し、リングギヤ57をケース4に係止すること
によりキャリヤ60に入力する動力によってサンギヤ5
6をキャリヤ60に対して逆方向に回転せしめる機能を
有する。The double pinion type planetary gear 55 fitted to the spline 51b formed on the front drive shaft 51 has a sun gear 56, a ring gear 57, and a sun gear 56 and a ring gear 57 which mesh with the spline 51b. The ring gear 5 includes first and second pinions 58 and 59 that mesh with each other, and a carrier 60 that rotatably supports the first and second pinions 58 and 59 via needle bearings.
7 is supplied to the sun gear 56 and the carrier 6 by torque distribution according to gear specifications of the sun gear 56 and the ring gear 57.
0 and the ring gear 57 is locked to the case 4 so that the sun gear 5
6 has a function of rotating the carrier 6 in the opposite direction with respect to the carrier 60.
【0040】軸承板3には固定軸53が設けられてい
る。固定軸53は、フロントドライブ軸51を囲む略円
筒状であって、基端をボルトによって軸承板3に固定す
ることで取り付けられ、固定軸53にはドライブスプロ
ケット39とサイレントチエーン45によって動力伝達
可能に連結されるドリブンスプロケット46がニードル
ベアリングを介して回転自在に設けられ、ドリブンスプ
ロケット46と上記ダブルピニオン式プラネタリギヤ5
5との間に選択的にドリブンスプロケット46からの出
力をリングギヤ57或いはキャリヤ60に入力する第1
摩擦係合要素となる第1多板クラッチ65及び第2摩擦
係合要素となる第2多板クラッチ70とを有する入力切
換手段64が設けられている。The bearing plate 3 is provided with a fixed shaft 53. The fixed shaft 53 has a substantially cylindrical shape surrounding the front drive shaft 51, and is attached by fixing the base end to the bearing plate 3 with a bolt. Power can be transmitted to the fixed shaft 53 by the drive sprocket 39 and the silent chain 45. Sprocket 46 is rotatably provided via a needle bearing, and is connected to the driven sprocket 46 and the double pinion type planetary gear 5.
5 to selectively input the output from the driven sprocket 46 to the ring gear 57 or the carrier 60.
An input switching means 64 having a first multi-plate clutch 65 serving as a friction engagement element and a second multi-plate clutch 70 serving as a second friction engagement element is provided.
【0041】第1多板クラッチ65は、固定軸53に回
転自在に軸支されたドリブンスプロケット46にクラッ
チドラム66が一体に結合し、クラッチハブ67がダブ
ルピニオン式プラネタリギヤ55のリングギヤ57に結
合する。In the first multiple disc clutch 65, a clutch drum 66 is integrally connected to a driven sprocket 46 rotatably supported on a fixed shaft 53, and a clutch hub 67 is connected to a ring gear 57 of a double pinion type planetary gear 55. .
【0042】このようにして第1多板クラッチ65はド
リブンスプロケット46とリングギヤ57との間に介設
され、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とクラッチハブ67との間に配設さ
れたドライブプレートとドリブンプレートとの圧接を図
ることにより動力伝達するように構成されている。Thus, the first multi-plate clutch 65 is interposed between the driven sprocket 46 and the ring gear 57, and is connected between the clutch drum 66 and the clutch hub 67 via the piston 69 by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 68. The power transmission is achieved by pressing the drive plate and the driven plate disposed in the pressure plate.
【0043】第2多板クラッチ70は、クラッチドラム
66を第1多板クラッチ65と共用し、クラッチハブ7
1がダブルピニオン式プラネタリギヤ55のキャリヤ6
0に結合して、第2多板クラッチ70は、ドリブンスプ
ロケット46とキャリヤ60との間に介設される。The second multi-plate clutch 70 shares the clutch drum 66 with the first multi-plate clutch 65, and
1 is a carrier 6 of a double pinion type planetary gear 55
0, the second multiple disc clutch 70 is interposed between the driven sprocket 46 and the carrier 60.
【0044】そして油圧室72の油圧でピストン73を
介してクラッチドラム66とクラッチハブ71との間に
配設されたドライブプレートとドリブンプレートとの圧
接を図ることにより動力伝達するように構成されてい
る。Power is transmitted by pressing the driven plate and the driven plate disposed between the clutch drum 66 and the clutch hub 71 through the piston 73 by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 72 via the piston 73. I have.
【0045】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64と反対側にはダブルピニオン式プ
ラネタリギヤ55のキャリヤ60からの出力をリヤドラ
イブ軸52に選択的に動力伝達する第3摩擦係合要素と
なる第3多板クラッチ75が設けられる。A third friction engagement element for selectively transmitting the output from the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55 to the rear drive shaft 52 is provided on the side opposite to the input switching means 64 with respect to the double pinion type planetary gear 55. A third multi-plate clutch 75 is provided.
【0046】第3多板クラッチ75は、クラッチハブ7
6がボールベアリング76aを介在して回転自在にケー
ス4に軸支され、かつブッシュ76bを介してフロント
ドライブ軸51に回転自在に軸支されると共にキャリヤ
60にスプライン嵌合する一方、クラッチドラム77が
リヤドライブ軸52に結合されている。そして油圧室7
8の油圧でピストン79を介してクラッチドラム77と
クラッチハブ76との間に配設されたドライブプレート
とドリブンプレートとの圧接を図ることにより動力伝達
するように構成される。The third multi-plate clutch 75 includes a clutch hub 7
6 is rotatably supported by the case 4 via a ball bearing 76a, is rotatably supported by the front drive shaft 51 via a bush 76b, and is spline-fitted to the carrier 60. Are connected to the rear drive shaft 52. And hydraulic chamber 7
Power is transmitted by pressing the drive plate and the driven plate disposed between the clutch drum 77 and the clutch hub 76 via the piston 79 with the hydraulic pressure of 8.
【0047】フロントドライブ軸51とクラッチドラム
77との間にフロントドライブ軸51とクラッチドラム
77とを選択的に動力伝達する第4摩擦係合要素となる
第4多板クラッチ80が配設される。Between the front drive shaft 51 and the clutch drum 77, a fourth multi-plate clutch 80 serving as a fourth friction engagement element for selectively transmitting power between the front drive shaft 51 and the clutch drum 77 is provided. .
【0048】第4多板クラッチ80は、クラッチドラム
77を第3多板クラッチ75と共用し、クラッチハブ8
1がフロントドライブ軸51のスプライン51cにスプ
ライン嵌合してフロントドライブ軸51とクラッチドラ
ム77との間に介設される。The fourth multi-plate clutch 80 shares the clutch drum 77 with the third multi-plate clutch 75, and
1 is spline-fitted to a spline 51c of the front drive shaft 51 and is interposed between the front drive shaft 51 and the clutch drum 77.
【0049】そして油圧室82の油圧でピストン83を
介してクラッチドラム77とクラッチハブ81との間に
配設されたドライブプレートとドリブンプレートとの圧
接を図ることにより動力伝達するように構成されてい
る。Power is transmitted by pressing the drive plate and the driven plate disposed between the clutch drum 77 and the clutch hub 81 via the piston 83 by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 82 through the piston 83. I have.
【0050】トランスミッションケース6のケース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
との間にはリングギヤ57を係止固定するための第5の
摩擦係合要素となる第5多板ブレーキ85が配設され
る。The case 4 of the transmission case 6 and the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55
A fifth multi-disc brake 85 serving as a fifth frictional engagement element for locking and fixing the ring gear 57 is disposed therebetween.
【0051】第5多板ブレーキ85は、油圧室86の油
圧でピストン87を介してケース4とリングギヤ57に
設けられたクラッチハブ67との間に配設されたドライ
ブプレートとドリブンプレートの圧接を図ることにより
リングギヤ57をケース4に係止固定するよう構成され
ている。The fifth multi-plate brake 85 presses the drive plate and the driven plate disposed between the case 4 and the clutch hub 67 provided on the ring gear 57 via the piston 87 by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 86. As a result, the ring gear 57 is locked and fixed to the case 4.
【0052】トランスミッションケース6の下部に設け
られるオイルパン7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、蛇角センサ9f等からの信号に基づく油圧制御ユニ
ット9によって制御され、上記各多板クラッチ65、7
0、75、80及び第5多板ブレーキ85の各油圧室6
8、72、78、82、86及び無段変速機30に選択
的に切り換え供給するためのコントロールバルブ97が
設けられている。In an oil pan 7 provided below the transmission case 6, oil pressure from an oil pump 8 is supplied to a vehicle speed sensor 9a, a throttle sensor 9b, a shift switch 9c, a front wheel speed sensor 9d, and a rear wheel speed sensor 9.
e, is controlled by the hydraulic control unit 9 based on a signal from the angle sensor 9f and the like.
0, 75, 80 and each hydraulic chamber 6 of the fifth multi-plate brake 85
8, 72, 78, 82, 86 and a control valve 97 for selectively switching and supplying the continuously variable transmission 30 are provided.
【0053】次に、このように構成された4輪駆動車用
駆動装置の作動を図5乃至図9に示す概略説明図及び図
10に示す各走行レンジにおける各多板クラッチ65、
70、75、80及び第5多板ブレーキ85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
クラッチ或いは多板ブレーキ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 driving device for a four-wheel drive vehicle thus configured will be described with reference to the schematic explanatory diagrams shown in FIGS. 5 to 9 and the multiple disc clutches 65 in each traveling range shown in FIG.
A description will be given according to a frictional engagement element operation explanatory diagram showing a connected state of the 70, 75, 80 and the fifth multi-plate brake 85. In this diagram for explaining the operation of the frictional engagement element, a circle indicates that the corresponding multi-plate clutch or multi-plate brake is engaged or operating, and (o) indicates that the corresponding multi-plate clutch or multi-disc brake is engaged or operated as necessary as described later. It indicates that
【0054】先ず、エンジン10の動力は、クランク軸
11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。First, the power of the engine 10 is supplied from the crankshaft 11 via the torque converter 20 to the continuously variable transmission 30.
Is input to the primary axis 31. And the primary axis 3
1, the speed is continuously changed by the primary pulley 33, the drive belt 35, and the secondary pulley 34 so that the secondary shaft 3
Output to 2.
【0055】セカンダリ軸32からの変速出力は、ドラ
イブスプロケット39からサイレントチエーン45を介
してドリブンスプロケット46に伝達され、ドライブス
プロケット39とドリブンスプロケット46の歯数諸元
に従って減速されてクラッチドラム66を介して第1多
板クラッチ65及び第2多板クラッチ70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
0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。The speed change output from the secondary shaft 32 is transmitted from the drive sprocket 39 to the driven sprocket 46 via the silent chain 45, decelerated in accordance with the number of teeth of the drive sprocket 39 and the driven sprocket 46, and transmitted through the clutch drum 66. Is input to the first multiple disk clutch 65 and the second multiple disk clutch 70. Here, in the neutral (N) range and the parking (P) range, the first and second multiple disc clutches 65 and 7 are provided.
0 is released and the power transmission is cut off, and no further power transmission is performed.
【0056】前進段となるドライブ(D)レンジでは、
第1多板クラッチ65及び第3多板クラッチ75が係合
し、図5に動力伝達状態を太線で示すようになる。即ち
係合した第1多板クラッチ65によりドリブンスプロケ
ット46からダブルピニオン式プラネタリギヤ55のリ
ングギヤ57に動力伝達すると共に、第3多板クラッチ
75によりキャリヤ60とリヤドライブ軸52を動力伝
達可能に連結する。In the drive (D) range, which is the forward gear,
The first multi-plate clutch 65 and the third multi-plate clutch 75 are engaged, and the power transmission state is shown by a thick line in FIG. That is, the engaged first multi-plate clutch 65 transmits power from the driven sprocket 46 to the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55, and the third multi-plate clutch 75 connects the carrier 60 and the rear drive shaft 52 so as to transmit power. .
【0057】従って、ダブルピニオン式プラネタリギヤ
55は、図6に示すように入力側のリングギヤ57が第
2ピニオン59に噛み合い、第2ピニオン59に噛み合
う第1ピニオン58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回転するように構成される。Accordingly, as shown in FIG. 6, the double pinion type planetary gear 55 has the input side ring gear 57 meshed with the second pinion 59, the first pinion 58 meshed with the second pinion 59 meshed with the sun gear 56, and the sun gear 56 and the carrier. By rotating the ring 60 in the same direction as the ring gear 57, the ring gear 57 rotates while transmitting torque to the sun gear 56 and the carrier 60 at a predetermined distribution ratio.
【0058】そしてサンギヤ56とスプライン嵌合する
フロントドライブ軸51をリングギヤ57に対して同方
向に回転駆動すると共に、キャリヤ60にスプライン嵌
合するクラッチハブ76及び第3多板クラッチ75のク
ラッチドラム77を介してリヤドライブ軸52をリング
ギヤ57と同一方向に回転駆動する。また、トルク伝達
時に第1ピニオン58及び第2ピニオン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
収するいわゆるセンタディファレンシャル装置として機
能する。The front drive shaft 51 spline-fitted to the sun gear 56 is driven to rotate in the same direction with respect to the ring gear 57, and the clutch hub 76 and the clutch drum 77 of the third multi-plate clutch 75 spline-fitted to the carrier 60. , The rear drive shaft 52 is rotationally driven in the same direction as the ring gear 57. Further, it functions as a so-called center differential device that absorbs a rotation difference between the sun gear 56 and the carrier 60 by rotation and revolving of the first pinion 58 and the second pinion 59 during torque transmission.
【0059】ここで図6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。Here, the torque distribution of the double pinion type planetary gear 55 will be described with reference to the schematic diagram of FIG.
【0060】リングギヤ57の入力トルクをTi、サン
ギヤ56によるフロント側トルクをTF、キャリヤ60
によるリヤ側トルクをTR、サンギヤ56の歯数をZ
S、リングギヤ57の歯数をZRとすると、 Ti=TF+TR TF:TR=ZS:(ZR−ZS) が成立する。The input torque of the ring gear 57 is Ti, the front torque of the sun gear 56 is TF, and the carrier 60 is
And the number of teeth of the sun gear 56 is Z
S, if the number of teeth of the ring gear 57 is ZR, then Ti = TF + TR TF: TR = ZS: (ZR-ZS).
【0061】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 torque TF and the rear 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.
【0062】ここでZS=37、ZR=82に仮定する
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、前輪に約45%、後輪に約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。Assuming that ZS = 37 and ZR = 82, TF: TR = 37: (82-37). Therefore, the front and rear wheel torque distribution ratio is TF: TR ≒ 45: 55, and approximately 45% is distributed to the front wheels and approximately 55% to the rear wheels, so that it is possible to set the reference torque distribution sufficiently for the rear wheel bias.
【0063】一方第4多板クラッチ80は油圧室82の
油圧でピストン83を介してドライブプレートとドリブ
ンプレートを圧接せしめてクラッチトルクTcを生じる
ように構成され、油圧制御ユニット9によって制御され
るコントロールバルブ97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 80 is configured so that the drive plate and the driven plate are brought into pressure contact with each other by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 82 via the piston 83 to generate a clutch torque Tc. The clutch torque Tc is variably controlled by the hydraulic pressure from the valve 97.
【0064】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、油圧制御ユニット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>0)に算出される。Here, the front wheel rotation speed NF and the rear wheel rotation speed NR detected by the front wheel rotation speed sensor 9d and the rear wheel rotation speed sensor 9e are input to the hydraulic control unit 9, but when traveling on a slippery road surface, TF < Since the rear wheels always slip first in the reference torque distribution of the rear wheel biasing of the TR, the slip ratio S is calculated as S = NF / NR (S> 0).
【0065】このスリップ率Sと蛇角センサ9fから油
圧制御ユニット9に入力される蛇角ψとによって油圧制
御ユニット9の図7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は低い値にされていて、S<1のスリップ状態では
スリップ率Sの減少に応じてクラッチ圧Pcを増大し、
スリップ率S1 以下になるとPmax に定める。このクラ
ッチ圧Pcにライン圧が調圧され第4多板クラッチ80
のクラッチトルクTcを可変制御する。The clutch pressure Pc is retrieved from the map shown in FIG. 7 of the hydraulic control unit 9 based on the slip ratio S and the angle ψ inputted from the angle sensor 9f to the hydraulic control unit 9. Here, the clutch pressure Pc is set to a low value in the non-slip condition of S ≧ 1, and in the slip state of S <1, the clutch pressure Pc increases in accordance with the decrease in the slip ratio S,
Specified in P max becomes below the slip ratio S 1. The line pressure is adjusted to this clutch pressure Pc, and the fourth multiple disc clutch 80
Is variably controlled.
【0066】従って、第4多板クラッチ80によってサ
ンギヤ56からのフロントドライブ軸51とキャリヤ6
0からのリヤドライブ軸52との間にバイパス系96が
別個に構成される。Accordingly, the front drive shaft 51 from the sun gear 56 and the carrier 6 are
A bypass system 96 is separately provided between the rear drive shaft 52 and the rear drive shaft 52.
【0067】このバイパス系96では、後輪がスリップ
すると、トランスファユニット50内で後輪回転数NR
>リングギヤ57の回転数>前輪回転数NFの作動機能
が成立し、クラッチトルクTcに応じて第4多板クラッ
チ80を介してフロントドライブ軸51にトルクがTc
だけ増加して伝達する一方、リヤドライブ軸52にはク
ラッチトルクTc分を減じたトルクが伝達される。この
結果、前後輪トルクTF、TRは以下のようになる。In the bypass system 96, when the rear wheel slips, the rear wheel rotational speed NR in the transfer unit 50 is set.
> Rotation speed of ring gear 57> Activation function of front wheel rotation speed NF is established, and torque Tc is applied to front drive shaft 51 via fourth multi-plate clutch 80 in accordance with clutch torque Tc.
While the torque is reduced and transmitted to the rear drive shaft 52. As a result, the front and rear wheel torques TF and TR are as follows.
【0068】TF=0.45Ti+Tc TR=0.55Ti−TcTF = 0.45Ti + Tc TR = 0.55Ti-Tc
【0069】従って、ノンスリップ状態においては、ク
ラッチトルクTcが零であることからTF:TR=4
5:55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96を経由して入力トルクTiが前輪側に流れ、図
7に示すようにTF:TR=TF1 :TR1 に変化して
前輪トルクが積極的に増大制御され、後輪トルクが減じ
てスリップの発生がなくなり走破性も良好になる。Therefore, in the non-slip state, since the clutch torque Tc is zero, TF: TR = 4
When the clutch torque Tc is generated when the rear wheels slip, the input torque Ti is increased via the bypass system 96 to the front wheel side as the clutch torque Tc increases in accordance with the clutch torque Tc. As shown in FIG. 7, TF: TR = TF 1 : TR 1 and the front wheel torque is positively controlled to increase, the rear wheel torque is reduced, no slip occurs, and the running performance is improved.
【0070】一方前輪がスリップすると、トランスファ
ユニット50内で後輪回転数NR<リングギヤ57の回
転数<前輪回転数NFの作動機能が成立し、クラッチト
ルクTcに応じてフロントドライブ軸51から第4多板
クラッチ80を介してリヤドライブ軸52にトルクが伝
達し、かつフロントドライブ軸51にはクラッチトルク
Tc分を減じたトルクが伝達されるものであり、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 operation 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 50, and the fourth drive from the front drive shaft 51 according to the clutch torque Tc. The torque is transmitted to the rear drive shaft 52 via the multi-plate clutch 80 and the torque reduced by the clutch torque Tc is transmitted to the front drive shaft 51. As a result, the front and rear wheel torques TF and TR are as follows. become that way.
【0071】TF=0.45Ti−Tc TR=0.55Ti+TcTF = 0.45Ti-Tc TR = 0.55Ti + Tc
【0072】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
後輪トルクが積極的に増大制御され、前輪トルクが減じ
てスリップの発生がなくなり走破性も良好になる。Therefore, in the non-slip state, since the clutch torque Tc is zero, the torque is distributed to TF: TR = 45: 55 rear wheel bias, and when the clutch torque Tc is generated when the front wheel slips, the clutch torque Tc is adjusted according to the clutch torque Tc. The rear wheel torque is positively controlled to increase, and the front wheel torque is reduced, so that no slip occurs and the running performance is improved.
【0073】後退段にとなるリバース(R)レンジで
は、第1多板クラッチ65及び第3多板クラッチ75が
解放され、第2多板クラッチ70、第4多板クラッチ8
0及び第5多板ブレーキ85が係合して図8に示す動力
伝達状態を太線で示すようになる。すなわち第2多板ク
ラッチ70を係合してドリブンスプロケット46からダ
ブルピニオン式プラネタリギヤ55のキャリヤ60に動
力伝達すると共に、第5多板ブレーキ85によりリング
ギヤ57をケース4に係止固定する。そして第4多板ク
ラッチ80はトランスファクラッチとして作用しフロン
トドライブ軸51からリヤドライブ軸52にに動力伝達
可能にする。In the reverse (R) range for the reverse stage, the first multiple disk clutch 65 and the third multiple disk clutch 75 are released, and the second multiple disk clutch 70 and the fourth multiple disk clutch 8
The zero and fifth multi-plate brakes 85 are engaged, and the power transmission state shown in FIG. 8 is indicated by a thick line. That is, the second multi-plate clutch 70 is engaged to transmit power from the driven sprocket 46 to the carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55, and the ring gear 57 is locked and fixed to the case 4 by the fifth multi-plate brake 85. The fourth multi-plate clutch 80 acts as a transfer clutch to enable power transmission from the front drive shaft 51 to the rear drive shaft 52.
【0074】従って、ダブルピニオン式プラネタリギヤ
55は図9に示すように入力側のキャリヤ60の回転に
より互いに噛合した第1及び第2のピニオン58、59
は互いに逆方向に回転しつつリングギヤ57に沿って回
転してサンギヤ56をキャリヤ60と逆方向に回転して
フロントドライブ軸51を入力側に対して逆方向に回転
せしめる一方、第4多板クラッチ80を介してリヤドラ
イブ軸52をフロントドライブ軸51と同方向に回転駆
動する。Therefore, as shown in FIG. 9, the double pinion type planetary gear 55 has the first and second pinions 58, 59 meshed with each other by the rotation of the input carrier 60.
Rotates along the ring gear 57 while rotating in opposite directions to rotate the sun gear 56 in the opposite direction to the carrier 60 to rotate the front drive shaft 51 in the opposite direction with respect to the input side. The rear drive shaft 52 is rotationally driven in the same direction as the front drive shaft 51 via 80.
【0075】従ってドリブンスプロケット46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5多板ブレーキ85によってケース4に係止
することによりドライブ(D)レンジ状態と逆方向にフ
ロントドライブ軸51及びリヤドライブ軸52に出力さ
れ、このダブルピニオン式プラネタリギヤ56は前後進
切換機能を有する。Therefore, the input from the driven sprocket 46 receives the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55 from the case 4 by means of the fifth multi-plate brake 85 so that the front drive shaft 51 is moved in the direction opposite to the drive (D) range state. The double pinion type planetary gear 56 has a forward / reverse switching function.
【0076】この場合、キャリヤ60の入力に対するフ
ロントドライブ軸51及びリヤドライブ軸52に出力さ
れる変速比は次式で設定される。In this case, the gear ratio output to the front drive shaft 51 and the rear drive shaft 52 with respect to the input of the carrier 60 is set by the following equation.
【0077】変速比=[ZS+(−ZR)]/ZS ここで上記同様ZS=37、ZR=82とすると、 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。Speed ratio = [ZS + (− ZR)] / ZS Here, assuming that ZS = 37 and ZR = 82, as described above, the speed ratio = [37 + (− 82)] / 37 = −1.216, and the reverse ( (R) The reduction ratio in the range is appropriately secured.
【0078】一方、キャリヤ60に入力するトルクTi
はクラッチトルクTcに応じてリヤドライブ軸52に伝
達し、フロントドライブ軸51には後輪に伝達したクラ
ッチトルクTc分を減じたトルクが入力され、この結果
前後輪トルクTF、TRは以下のようになる。On the other hand, the torque Ti input to the carrier 60
Is transmitted to the rear drive shaft 52 in accordance with the clutch torque Tc, and a torque obtained by subtracting the clutch torque Tc transmitted to the rear wheels is input to the front drive shaft 51. As a result, the front and rear wheel torques TF and TR are as follows. become.
【0079】Ti=TF+TR TF=Ti−Tc TR=TcTi = TF + TR TF = Ti−Tc TR = Tc
【0080】従って前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を後輪側に
流して後輪トルクを積極的に増大制御し、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。Therefore, when the front wheel slips, the clutch torque Tc is increased to allow the input torque Ti to flow to the rear wheel side to positively control the rear wheel torque. The front wheel torque is reduced so that no slip occurs and the running performance is improved. Make it good.
【0081】従って、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ドライブ軸51、リヤドライブ
軸52を縦置きエンジン10のクランク軸11の下方に
平行配置し、フロントドライブ軸51にサンギヤ56が
結合するダブルピニオン式プラネタリギヤ55を設け、
フロントドライブ軸51と同軸上に配置された多板クラ
ッチ65、70、75、80及び第5多板ブレーキ85
を選択的に制御することによりドライブ(D)レンジ及
びリバース(R)レンジでは前後輪へ適切なトルク配分
及び作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, the front drive shaft 51 and the rear drive shaft 52, which are configured to transmit power to the output side of the belt type continuously variable transmission 30, are arranged in parallel below the crankshaft 11 of the vertically mounted engine 10, and the front drive shaft 51 56 is provided with a double pinion type planetary gear 55
Multiple disc clutches 65, 70, 75, 80 and fifth multiple disc brake 85 arranged coaxially with the front drive shaft 51
In the drive (D) range and the reverse (R) range, the vehicle functions as a center differential device that enables appropriate torque distribution and operation restriction to the front and rear wheels, thereby achieving good driving, and driving is controlled. It functions as a forward / reverse switching device when switching to the (D) range and the reverse (R) range.
【0082】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、全高を増大させることなく全長が短縮
されてコンパクト化が得られ、トーボードと駆動装置と
の間、即ちトーボードの前方空間の増大に伴って衝突時
のクラッシュストロークが確保され、駆動装置脱着時の
作業空間として有効活用でき、更にリヤドライブ軸52
に連結されるプロペラ軸98が比較的低位置に配置され
て、車室底部に形成されるトンネルの車室内突出が減少
され、車室内の居住空間が容易に確保されて良好な居住
性がもたされる。Therefore, conventionally, dedicated double pinion type planetary gears have been required for the center differential device and the forward / reverse switching device, respectively. However, both functions are achieved by a single double pinion type planetary gear, and the driving device is maintained while maintaining high performance. Simplification and weight reduction of the configuration and control of the vehicle, the overall length is shortened without increasing the overall height, and compactness is obtained, and the space between the toe board and the driving device, that is, the front space of the toe board is increased. A crash stroke at the time of a collision is secured, which can be effectively used as a work space when the drive device is attached and detached.
The propeller shaft 98 connected to the vehicle is disposed at a relatively low position, the protrusion of the tunnel formed at the bottom of the vehicle cabin is reduced, the living space in the vehicle cabin is easily secured, and good livability is obtained. Be done.
【0083】また、特にフロントドライブ軸51、リヤ
ドライブ軸52、ダブルピニオン式プラネタリギヤ5
5、各多板クラッチ65、70、75、80及び第5多
段ブレーキ85が同軸上に配置されることから、手動変
速機とトランスミッションケース6の外周寸法、いわゆ
る胴回り寸法を略同一に形成可能でかつ、従来一般に使
用される手動変速機、有段自動変速機と略同一のレイア
ウトが可能になり、手動変速機及び有段自動変速機等搭
載車との車載互換性に優れ、搭載のための支持部材や排
気系の共用化が可能になる。The front drive shaft 51, the rear drive shaft 52, the double pinion type planetary gear 5
5. Since the multi-plate clutches 65, 70, 75, 80 and the fifth multi-stage brake 85 are coaxially arranged, the outer peripheral dimensions of the manual transmission and the transmission case 6, that is, the so-called waist dimensions, can be made substantially the same. In addition, the layout can be substantially the same as the conventional manual transmission and stepped automatic transmission, and is excellent in in-vehicle compatibility with a vehicle equipped with a manual transmission and a stepped automatic transmission. The support member and the exhaust system can be shared.
【0084】(第2実施形態)次に本発明の第2実施形
態を図面に基づいて説明する。(Second Embodiment) Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.
【0085】先ず、本実施形態におけるベルト式無段変
速機付4輪駆動車用駆動装置の駆動系について図11に
よって説明する。First, the drive system of the drive system for a four-wheel drive vehicle with a belt-type continuously variable transmission according to this embodiment will be described with reference to FIG.
【0086】図1と対応する部分に同一符号を付するこ
とで詳細な説明は省略するが、縦置きエンジン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、ベルト式無段変速機30及びフロントデ
ィファレンシャル40を収容するデフアンドコンバータ
ハウジング2、このデフアンドコンバータハウジング2
の後方に軸承板3を介してトランスファユニット100
を収容するケース4及びトランスファユニット100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5が順次接合されてトランスミッシ
ョンケース6を形成し、トランスミッションケース6の
下部にオイルパン7が取り付けられる。Although the parts corresponding to those in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals, detailed description thereof will be omitted, but a torque converter case 1 that is joined to a vertical engine 10 and houses a torque converter 20, a belt-type continuously variable transmission Differential and converter housing 2 that houses front differential 40 and front differential 40, and differential and converter housing 2
Behind the transfer unit 100 via the bearing plate 3
The transmission case 6 is formed by sequentially joining a case 4 for housing the power transmission mechanism and an extension case 5 for housing a power transmission mechanism for transmitting an output from the transfer unit 100 to the rear wheel. An oil pan 7 is attached to a lower portion of the transmission case 6. Can be
【0087】縦置きエンジン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と一体形成され、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 crank shaft 11 of the vertical 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 connected to the primary shaft of the belt type continuously variable transmission 30 inside the differential and converter housing 2. It is formed integrally with the shaft 31 and is configured to transmit the power from the crankshaft 11 to the primary shaft 31 of the continuously variable transmission 30 via the torque converter 20.
【0088】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、セカンダリ軸32からの
出力をトランスファユニット100に入力し、トランス
ファユニット100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する一方、プロペラ軸9
8及びリヤディファレンシャル装置99等を介して後輪
に伝動される。The power continuously variable by the continuously variable transmission 30 is output to the secondary shaft 32, the output from the secondary shaft 32 is input to the transfer unit 100, and the transfer unit 100 transmits the power to the front wheels via the front differential 40. While transmitting, the propeller shaft 9
8 and to the rear wheels via the rear differential device 99 and the like.
【0089】次に、図12によってトランスファユニッ
ト100について説明する。Next, the transfer unit 100 will be described with reference to FIG.
【0090】このトランスファユニット100は、エン
ジン10のクランク軸11、入力軸21、プライマリ軸
31等に対して下方に平行配置される第1ドライブ軸で
あるフロントドライブ軸101、第2ドライブ軸となる
リヤドライブ軸102を有している。The transfer unit 100 serves as a front drive shaft 101, which is a first drive shaft, and a second drive shaft which are disposed in parallel with the crankshaft 11, the input shaft 21, the primary shaft 31 and the like of the engine 10 downward. It has a rear drive shaft 102.
【0091】エンジン10のクランク軸11、入力軸2
1、プライマリ軸31が略車体幅中心線上において車体
前後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に対して略同一高さで側方に平行配置されて
プライマリプーリ33とセカンダリプーリ34とが略同
一高さで配置される。The crankshaft 11 and the input shaft 2 of the engine 10
1. The primary shaft 31 is positioned coaxially in the longitudinal direction of the vehicle body substantially on the center line of the vehicle width, and the secondary shaft 32 is disposed substantially parallel to the primary shaft 31 at the same height and laterally parallel to the primary pulley 33 and the secondary pulley. 34 are arranged at substantially the same height.
【0092】そして上記のフロントドライブ軸101が
平面視プライマリ軸31とセカンダリ軸32との間で、
かつ下方に配置されて上記クラウンギヤ43に噛合する
ことにより無段変速機30との接合性を良好にして全体
の上下方向の寸法を抑えてコンパクト化を図っている。The front drive shaft 101 is positioned between the primary shaft 31 and the secondary shaft 32 in plan view.
In addition, by being disposed below and meshing with the crown gear 43, the jointability with the continuously variable transmission 30 is improved, and the overall size in the vertical direction is suppressed to achieve compactness.
【0093】フロントドライブ軸101は、先端にフロ
ントディファレンシャル装置40のクラウンギヤ43に
噛み合うピニオン部101aが形成されると共に、先端
部はローラベアリングを介在して軸承板3に軸支され、
後端部はエクステンションケース5にボルト結合される
軸保持部材45に回転自在に支持されるリヤドライブ軸
102にニードルベアリングを介して回転自在に軸支さ
れている。[0093] The front drive shaft 101 has a pinion portion 101a formed at the front end for meshing with the crown gear 43 of the front differential device 40, and the front end portion is rotatably supported by the bearing plate 3 via a roller bearing.
The rear end is rotatably supported via a needle bearing on a rear drive shaft 102 rotatably supported by a shaft holding member 45 bolted to the extension case 5.
【0094】また、フロントドライブ軸101の軸方向
後端部外周には第3摩擦係合要素となる第3多板クラッ
チ130のクラッチハブ132を支持するディスク12
7が嵌合するスプライン101bが形成されている。A disk 12 for supporting a clutch hub 132 of a third multi-plate clutch 130 serving as a third friction engagement element is provided on the outer periphery of the rear end of the front drive shaft 101 in the axial direction.
7 is formed with a spline 101b.
【0095】フロントドライブ軸101には回転自在に
ハブ103が嵌合している。ハブ103はフロントドラ
イブ軸101に嵌合する円筒部103aと、円筒部10
3aの基端に形成されるフランジ部103bを有し、円
筒部103aのフランジ部103b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が一体
に形成され、後端には第4摩擦係合要素となる第4多板
クラッチ140のクラッチドラム141が嵌合するスプ
ライン103dが形成され、フランジ部103bには第
2摩擦係合要素となる第2多板クラッチ120のクラッ
チハブ121が形成されている。A hub 103 is rotatably fitted to the front drive shaft 101. The hub 103 has a cylindrical portion 103a fitted to the front drive shaft 101 and a cylindrical portion 10a.
3a has a flange portion 103b formed at the base end thereof, and a sun gear 56 of a double pinion type planetary gear 55 is integrally formed around the outer periphery of the flange portion 103b of the cylindrical portion 103a, and a fourth frictional engagement is formed at the rear end. A spline 103d into which the clutch drum 141 of the fourth multi-plate clutch 140 as the element is fitted is formed, and a clutch hub 121 of the second multi-plate clutch 120 as the second frictional engagement element is formed on the flange portion 103b. I have.
【0096】ダブルピニオン式プラネタリギヤ55は、
ハブ103に一体形成されたサンギヤ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
み合いかつ互いに噛み合う第1及び第2のピニオン5
8、59と、第1及び第2のピニオン58、59をニー
ドルベアリングを介して回転自在に支持するキャリヤ6
0によって構成されている。The double pinion type planetary gear 55
The sun gear 56, the ring gear 57, and the first and second pinions 5 that mesh with the sun gear 56 and the ring gear 57 and mesh with each other.
8, 59 and a carrier 6 for rotatably supporting the first and second pinions 58, 59 via needle bearings.
0.
【0097】そしてリングギヤ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4に係止固定することによりサンギヤ5
6に入力する動力によってキャリヤ60をサンギヤ56
に対して逆方向に回転せしめる機能を有する。The power input to the ring gear 57 is transmitted to the sun gear 56 and the carrier 60 by the torque distribution according to the gear specifications of the sun gear 56 and the ring gear 57, and the ring gear 57 is locked and fixed to the case 4 so that the sun gear 5
The carrier 60 is moved by the power input to the sun gear 56.
Has the function of rotating in the opposite direction.
【0098】固定軸104は、フロントドライブ軸10
1を囲む略円筒状であって、基端をボルトによって軸承
板3に固定することで取り付けられ、固定軸104には
ドライブスプロケット39とサイレントチエーン45に
よって動力伝達可能に連結されるドリブンスプロケット
46がニードルベアリングを介して回転自在に設けら
れ、ドリブンスプロケット46と上記ダブルピニオン式
プラネタリギヤ55との間に選択的にドリブンスプロケ
ット46からの出力をリングギヤ57或いはハブ103
を介してサンギヤ56に入力する第1多板クラッチ11
0及び第2多板クラッチ120とを有する入力切換手段
109が設けられている。The fixed shaft 104 is connected to the front drive shaft 10.
1 is attached by fixing the base end to the bearing plate 3 with bolts, and the fixed shaft 104 is provided with a driven sprocket 46 connected to the drive sprocket 39 and the silent chain 45 so as to be able to transmit power. The output from the driven sprocket 46 is selectively rotatably provided between the driven sprocket 46 and the double pinion type planetary gear 55 via a needle bearing.
Multi-plate clutch 11 input to sun gear 56 through
Input switching means 109 having a zero and a second multi-plate clutch 120 is provided.
【0099】第1多板クラッチ110は、固定軸104
にブッシュを介して回転自在に軸支されたクラッチドラ
ム111がドリブンスプロケット46に結合し、クラッ
チハブ112がダブルピニオン式プラネタリギヤ55の
リングギヤ57に結合して第1多板クラッチ110はド
リブンスプロケット46とリングギヤ57との間に介設
され、油圧室113の油圧でピストン114を介してク
ラッチドラム111とクラッチハブ112との間に配設
されたドライブプレートとドリブンプレートとの圧接を
図ることにより動力伝達するように構成されている。The first multi-plate clutch 110 has a fixed shaft 104
A clutch drum 111 rotatably supported via a bush is connected to the driven sprocket 46, a clutch hub 112 is connected to the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55, and the first multi-plate clutch 110 is connected to the driven sprocket 46. The power transmission is achieved by interposing the drive plate and the driven plate disposed between the clutch drum 111 and the clutch hub 112 via the piston 114 by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 113 through the piston 114 by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 113. It is configured to be.
【0100】第2多板クラッチ120は、クラッチドラ
ム111を第1多板クラッチ110と共用し、クラッチ
ハブ121が上記ハブ103と一体に形成され、第2多
板クラッチ120はドリブンスプロケット46とハブ1
03を介してサンギヤ56との間に介設され、油圧室1
23の油圧でピストン124を介してクラッチドラム1
11とクラッチハブ121との間に配設されたドライブ
プレートとドリブンプレートとの圧接を図ることにより
動力伝達するように構成されている。The second multi-plate clutch 120 shares the clutch drum 111 with the first multi-plate clutch 110, the clutch hub 121 is formed integrally with the hub 103, and the second multi-plate clutch 120 is formed by the driven sprocket 46 and the hub. 1
03 and the sun gear 56 through the hydraulic chamber 1
23 and the clutch drum 1 through the piston 124.
Power is transmitted by pressing the drive plate and the driven plate disposed between the clutch hub 11 and the clutch hub 121.
【0101】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109と反対側には筒状の連結部材1
25がボールベアリングを介して回転自在にトランスミ
ッションケース6のケース4に支持され、かつブッシュ
を介してハブ103に回転自在に軸支されている。ダブ
ルピニオン式プラネタリギヤ55のキャリヤ60と連結
部材125とは動力伝達可能にスプライン嵌合されてい
る。On the side opposite to the input switching means 109 with respect to the double pinion type planetary gear 55, a cylindrical connecting member 1 is provided.
25 is rotatably supported by the case 4 of the transmission case 6 via a ball bearing, and is rotatably supported by the hub 103 via a bush. The carrier 60 of the double pinion type planetary gear 55 and the connecting member 125 are spline-fitted so that power can be transmitted.
【0102】第3多板クラッチ130は、クラッチドラ
ム131がドラム部材131aを介して連結部材125
に結合してフロントドライブ軸101と同軸上で回転自
在にエクステンションケース5に設けられた軸保持部材
45に支持されると共にリヤドライブ軸102に結合さ
れている。In the third multi-plate clutch 130, the clutch drum 131 is connected to the connecting member 125 via the drum member 131a.
And is rotatably supported coaxially with the front drive shaft 101 by a shaft holding member 45 provided on the extension case 5 and is also connected to the rear drive shaft 102.
【0103】一方、クラッチハブ132がディスク12
7を介してフロントドライブ軸101のスプライン10
1bに嵌合して第3多板クラッチ130はフロントドラ
イブ軸101と連結部材125との間にバイパスして介
設される。そして油圧室133の油圧でピストン134
を介してクラッチドラム131とクラッチハブ131と
の間に配設されたドライブプレートとドリブンプレート
との圧接を図ることにより動力伝達するように構成され
る。On the other hand, the clutch hub 132 is
7, the spline 10 of the front drive shaft 101
1b, the third multi-plate clutch 130 is interposed between the front drive shaft 101 and the connecting member 125 by bypass. Then, the piston 134 is driven by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 133.
Power is transmitted by pressing the drive plate and the driven plate disposed between the clutch drum 131 and the clutch hub 131 through the clutch.
【0104】フロントドライブ軸101とハブ103の
後端部との間にはフロントドライブ軸101とハブ10
3とを選択的に動力伝達する第4の摩擦係合要素となる
第4多板クラッチ140が配設される。The front drive shaft 101 and the hub 10 are located between the front drive shaft 101 and the rear end of the hub 103.
And a fourth multi-plate clutch 140 serving as a fourth frictional engagement element for selectively transmitting power to the third clutch.
【0105】第4多板クラッチ140は、クラッチドラ
ム141がハブ103に結合され、クラッチハブ142
がディスク127を介してフロントドライブ軸101に
スプライン嵌合してフロントドライブ軸101とハブ1
03との間に介設され、油圧室143の油圧でピストン
144を介してクラッチドラム141とクラッチハブ1
42との間に配設されたドライブプレートとドリブンプ
レートの圧接を図ることにより動力伝達するように構成
されている。The fourth multi-plate clutch 140 has a clutch drum 141 connected to the hub 103 and a clutch hub 142
Is spline-fitted to the front drive shaft 101 via the disk 127 and the front drive shaft 101 and the hub 1
03, the clutch drum 141 and the clutch hub 1 through the piston 144 by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 143.
Power is transmitted by pressing the drive plate and the driven plate disposed between the drive plate and the driven plate.
【0106】トランスミッションケース6のケース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
との間にはリングギヤ57を固定するための第5の摩擦
係合要素となる第5多板ブレーキ150が配設される。The case 4 of the transmission case 6 and the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55
A fifth multi-disc brake 150 serving as a fifth frictional engagement element for fixing the ring gear 57 is disposed between the first and second brakes.
【0107】第5多板ブレーキ150は、油圧室151
の油圧でピストン152を介してケース4とリングギヤ
57に設けられたクラッチハブ112との間に配設され
たドライブプレートとドリブンプレートの圧接を図るこ
とによりリングギヤ57をケース4に係止固定するよう
構成されている。The fifth multi-plate brake 150 is provided with a hydraulic chamber 151.
By pressing the drive plate and the driven plate disposed between the case 4 and the clutch hub 112 provided on the ring gear 57 via the piston 152 with the hydraulic pressure, the ring gear 57 is locked and fixed to the case 4. It is configured.
【0108】トランスミッションケース6の下部に設け
られるオイルパン7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、蛇角センサ9f等からの信号に基づく油圧制御ユニ
ット9によって制御され、上記各多板クラッチ110、
120、130、140及び第5多板ブレーキ150の
各油圧室113、123、133、143、151及び
無段変速機30に選択的に切り換え供給するためのコン
トロールバルブ97が設けられている。In an oil pan 7 provided below the transmission case 6, oil pressure from an oil pump 8 is supplied with a vehicle speed sensor 9a, a throttle sensor 9b, a shift switch 9c, a front wheel speed sensor 9d, and a rear wheel speed sensor 9.
e, controlled by the hydraulic control unit 9 based on signals from the angle sensor 9f, etc.
A control valve 97 for selectively switching and supplying the hydraulic chambers 113, 123, 133, 143, 151 of the 120, 130, 140 and the fifth multi-plate brake 150 and the continuously variable transmission 30 is provided.
【0109】次に、このように構成された4輪駆動車用
駆動装置の作動を図13及び図14に示す概略説明図及
び図15に示す各走行レンジにおける各多板クラッチ1
10、120、130、140及び第5多板ブレーキ1
50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、対応する各多板クラッチ或いは第5多板ブレーキが
係合或いは作動していることを示し、(○)は必要に応
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 driving apparatus for a four-wheel drive vehicle thus constructed will be described with reference to FIGS. 13 and 14 and schematic diagrams shown in FIGS.
10, 120, 130, 140 and fifth multiple disc brake 1
The operation will be described with reference to the explanatory diagram of the operation of the frictional engagement element 50 showing the connection state of 50. In this diagram for explaining the operation of the frictional engagement element, a circle indicates that the corresponding multi-plate clutch or fifth multi-plate brake is engaged or operating, and (o) indicates that the corresponding multi-plate clutch is engaged or operating as necessary. It indicates that.
【0110】先ず、エンジン10の動力は、クランク軸
11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32に出力する。First, the power of the engine 10 is supplied from the crankshaft 11 via the torque converter 20 to the continuously variable transmission 30.
Is input to the primary axis 31. The speed is continuously changed by the primary pulley 33, the drive belt 35, and the secondary pulley 34 and output to the secondary shaft 32.
【0111】セカンダリ軸32からの変速出力は、ドラ
イブスプロケット39からサイレントチエーン45を介
してドリブンスプロケット46に伝達され、クラッチド
ラム111を介して第1多板クラッチ110及び第2多
板クラッチ120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110、120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。The transmission output from the secondary shaft 32 is transmitted from the drive sprocket 39 to the driven sprocket 46 via the silent chain 45, and is input to the first multi-plate clutch 110 and the second multi-plate clutch 120 via the clutch drum 111. Is done. Here, in the neutral (N) range and the parking (P) range, the first and second multi-plate clutches 110 and 120 are released and the power transmission is cut off, and no further power transmission is performed.
【0112】前進段となるドライブ(D)レンジでは、
第1多板クラッチ110及び第4多板クラッチ140が
係合し、図13に動力伝達状態を太線で示すようにな
る。即ち係合した第1多板クラッチ110によりドリブ
ンスプロケット46からダブルピニオン式プラネタリギ
ヤ55のリングギヤ57に動力伝達すると共に、第4多
板クラッチ140によりサンギヤ56とフロントドライ
ブ軸101がハブ103、第4多板クラッチ140、デ
ィスク127等を介して動力伝達可能に連結する。In the drive (D) range, which is the forward gear,
The first multi-plate clutch 110 and the fourth multi-plate clutch 140 are engaged, and the power transmission state is shown by a thick line in FIG. That is, the engaged first multi-plate clutch 110 transmits power from the driven sprocket 46 to the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55, and the fourth multi-plate clutch 140 connects the sun gear 56 and the front drive shaft 101 to the hub 103 and the fourth multi-plate clutch. The power transmission is connected via the plate clutch 140, the disk 127 and the like.
【0113】従って、ダブルピニオン式プラネタリギヤ
55は、上記第1実施形態と同様に入力側のリングギヤ
57が第2ピニオン59に噛み合い、第2ピニオン59
に噛み合う第1ピニオン58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作動回転するように構
成される。Therefore, in the double pinion type planetary gear 55, the ring gear 57 on the input side meshes with the second pinion 59 as in the first embodiment, and the second pinion 59
The first pinion 58 meshes with the sun gear 56 to rotate the sun gear 56 and the carrier 60 in the same direction as the ring gear 57 so as to operate and rotate while transmitting torque to the sun gear 56 and the carrier 60 at a predetermined distribution ratio. You.
【0114】そしてサンギヤ56が結合するハブ10
3、第4多板クラッチ140、フロントドライブ軸10
1にスプライン嵌合するディスク127等を介して結合
するフロントドライブ軸101及びキャリヤ60にスプ
ライン嵌合する連結部材125をリングギヤ57と同一
方向に回転せしめると共に、連結部材125に結合され
たドラム部材131a、第3多板クラッチ130のクラ
ッチドラム131を介してリヤドライブ軸102をリン
グギヤ57と同一方向に回転駆動する。The hub 10 to which the sun gear 56 is connected
3. Fourth multi-plate clutch 140, front drive shaft 10
1, the connecting member 125 spline-fitted to the carrier 60 and the front drive shaft 101 connected via the disk 127 or the like spline-fitted to the same direction as the ring gear 57, and the drum member 131a connected to the connecting member 125. The rear drive shaft 102 is rotationally driven in the same direction as the ring gear 57 via the clutch drum 131 of the third multi-plate clutch 130.
【0115】また、トルク伝達時に第1ピニオン58及
び第2ピニオン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いわゆるセンタデ
ィファレンシャル装置として機能する。Further, the sun gear 56 is rotated by the rotation and revolution of the first pinion 58 and the second pinion 59 during torque transmission.
Function as a so-called center differential device that absorbs a rotation difference between the carrier and the carrier 60.
【0116】一方第3多板クラッチ130は油圧室13
3の油圧でピストン134を介してドライブプレートと
ドリブンプレートを圧接せしめてクラッチトルクTcを
生じるように構成され、油圧制御ユニット9によって制
御されるコントロールバルブ97からの油圧によってク
ラッチトルクTcを可変制御することにより、第3多板
クラッチ130によってフロントドライブ軸101から
第3多板クラッチ130、連結部材125を介してキャ
リヤ60、サンギヤ56、ハブ103、第4多板クラッ
チ140を介してフロントドライブ軸101に至るバイ
パス系が別個に構成される。On the other hand, the third multi-plate clutch 130 is
The drive plate and the driven plate are brought into pressure contact with each other by the hydraulic pressure of 3 via the piston 134 to generate the clutch torque Tc, and the clutch torque Tc is variably controlled by the hydraulic pressure from the control valve 97 controlled by the hydraulic control unit 9. As a result, the front drive shaft 101 is moved from the front drive shaft 101 by the third multi-plate clutch 130 via the third multi-plate clutch 130, the connecting member 125, the carrier 60, the sun gear 56, the hub 103, and the fourth multi-plate clutch 140. Are separately configured.
【0117】このバイパス系では、後輪がスリップする
と、クラッチトルクTcに応じてフロントドライブ軸1
01には、連結部材125から第3多板クラッチ130
を介してフロントドライブ軸101にトルクがTcだけ
増加して伝達する一方、第3多板クラッチ130のクラ
ッチドラム131に結合されるリヤドライブ軸102に
はクラッチトルクTc分を減じたトルクが伝達され、こ
のクラッチトルクTcに応じて後輪トルクが減じてスリ
ップの発生がなくなり走破性も良好になる。In this bypass system, when the rear wheel slips, the front drive shaft 1 is driven in accordance with the clutch torque Tc.
01, the third multi-plate clutch 130
While the torque is increased and transmitted by Tc to the front drive shaft 101 via the clutch, a torque reduced by the clutch torque Tc is transmitted to the rear drive shaft 102 coupled to the clutch drum 131 of the third multi-plate clutch 130. The rear wheel torque is reduced in accordance with the clutch torque Tc, so that no slip occurs and the running performance is improved.
【0118】一方、前輪がスリップすると、クラッチト
ルクTcに応じてフロントドライブ軸101から第3多
板クラッチ130のクラッチドラム131を介してリヤ
ドライブ軸102にトルクが伝達し、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、前輪トルクが減じてスリ
ップの発生がなくなり走破性も良好になる。On the other hand, when the front wheels slip, torque is transmitted from the front drive shaft 101 to the rear drive shaft 102 via the clutch drum 131 of the third multiple disc clutch 130 in accordance with the clutch torque Tc, and the torque is transmitted in accordance with the clutch torque Tc. As a result, the input torque Ti flows to the rear wheel side, and the rear wheel torque is positively controlled to be increased. The front wheel torque is reduced, no slip occurs, and the running performance is improved.
【0119】後退段にとなるリバース(R)レンジで
は、第1多板クラッチ110及び第4多板クラッチ14
0が解放され、第2多板クラッチ120、第3多板クラ
ッチ130及び第5多板ブレーキ150が係合して図1
4に示す動力伝達状態を太線で示すようになる。In the reverse (R) range, which is the reverse stage, the first multiple disc clutch 110 and the fourth multiple disc clutch 14
0 is released, and the second multiple disc clutch 120, the third multiple disc clutch 130, and the fifth multiple disc brake 150 are engaged,
The power transmission state shown in FIG.
【0120】すなわち第2多板クラッチ120を係合し
てドリブンスプロケット46からハブ103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に動
力伝達すると共に、第5多板ブレーキ150によりリン
グギヤ57をケース4に係止固定する。そして第3多板
クラッチ130によって連結部材125から出力軸10
1に動力伝達可能にする。That is, the second multi-plate clutch 120 is engaged to transmit power from the driven sprocket 46 to the sun gear 56 of the double pinion type planetary gear 55 via the hub 103, and the fifth multi-plate brake 150 connects the ring gear 57 to the case 4. Lock and fix to. Then, the output shaft 10 is connected to the connecting member 125 by the third multi-plate clutch 130.
1 to enable power transmission.
【0121】従って、ダブルピニオン式プラネタリギヤ
55は、入力側のサンギヤ56の回転により第1及び第
2のピニオン58、59は互いに逆方向に回転しつつリ
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連結部材125を入力側に対し
て逆方向に回転せしめ、第3多板クラッチ130を介し
てフロントドライブ軸101に動力伝達し、リヤドライ
ブ軸102をフロントドライブ軸101と同方向に回転
駆動する。Accordingly, in the double pinion type planetary gear 55, the rotation of the input side sun gear 56 causes the first and second pinions 58, 59 to rotate along the ring gear 57 while rotating in the opposite directions to move the carrier 60 to the sun gear. 56, the coupling member 125 is rotated in the opposite direction to the input side, and power is transmitted to the front drive shaft 101 via the third multi-plate clutch 130, and the rear drive shaft 102 is connected to the front drive shaft 101. And is driven to rotate in the same direction.
【0122】従ってドリブンスプロケット46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5多板ブレーキ150によってケース4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101及びリヤドライブ軸102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 sprocket 46 receives the ring gear 57 of the double pinion type planetary gear 55 from the case 4 by the fifth multi-plate brake 150, thereby causing the front drive shaft 101 to rotate in the direction opposite to the drive (D) range state. And output to the rear drive shaft 102, and this double pinion type planetary gear 55 has a forward / reverse switching function.
【0123】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10
1に伝達し、後輪には前輪に伝達したクラッチトルクT
c分を減じたトルクが入力される。On the other hand, the torque Ti input to the sun gear 56
Is the front drive shaft 10 according to the clutch torque Tc.
1 and the clutch torque T transmitted to the front wheels to the rear wheels.
The torque reduced by c is input.
【0124】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。Therefore, by increasing the clutch torque Tc when a rear wheel slip occurs, the front wheel torque is actively controlled to increase, the rear wheel torque is reduced so that no slip occurs and the running performance is improved. Tc is caused to flow to the rear wheel side, and the rear wheel torque is positively controlled to increase to reduce the front wheel torque so that no slip occurs and the running performance is improved.
【0125】従って、以上説明した本実施形態では、フ
ロントドライブ軸101と同軸上に配置された各多板ク
ラッチ110、120、130、140及び第5多板ブ
レーキ150を選択的に制御することにより、ダブルピ
ニオン式プラネタリギヤ55はドライブ(D)レンジ及
びリバース(R)レンジにおいて前後輪へ適切なトルク
配分及び作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すると共に、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, by selectively controlling each of the multiple disk clutches 110, 120, 130, 140 and the fifth multiple disk brake 150 arranged coaxially with the front drive shaft 101. , The double pinion type planetary gear 55 functions as a center differential device that enables appropriate torque distribution and operation limitation to the front and rear wheels in the drive (D) range and the reverse (R) range, as well as the drive (D) range and the reverse (R). ) Functions as a forward / reverse switching device when switching to the range.
【0126】よって、第1実施形態と同様に、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、コンパクト化が得られリヤ
ドライブ軸102に延設されるプロペラ軸98が比較的
低位置に配置されることから車室下部に形成されるトン
ネルの車室内張り出しの削減されることと相俟って車室
内の居住区間が容易に確保されて良好な居住性がもたさ
れると共に、特にフロントドライブ軸101、リヤドラ
イブ軸102、ダブルピニオン式プラネタリギヤ55及
び各多板クラッチ110、120、130、140及び
第5多板ブレーキ150が同軸上に配置され、手動変速
機とトランスミッションケース6の外周寸法を略同一に
形成可能でかつ、従来一般に使用される手動変速機、有
段自動変速機と略同一のレイアウトが可能になり、手動
変速機及び有段自動変速機等搭載車との車載互換性に優
れる。Therefore, as in the first embodiment, both functions are achieved by a single double pinion type planetary gear, and the structure and control of the drive device can be simplified and reduced in weight while maintaining high performance. The compactness is obtained, and the propeller shaft 98 extending from the rear drive shaft 102 is disposed at a relatively low position. In addition to providing a comfortable living space in the passenger compartment and providing good living comfort, the front drive shaft 101, the rear drive shaft 102, the double pinion type planetary gear 55, and the multi-plate clutches 110, 120, 130, 140 are particularly provided. And the fifth multi-plate brake 150 are coaxially arranged, the outer peripheral dimensions of the manual transmission and the transmission case 6 can be formed substantially the same, and Manual transmission used in coming generally enables stepped automatic transmission is substantially the same layout, excellent vehicle compatible with manual transmission and stepped automatic transmission, etc. equipped vehicles.
【0127】上記各実施形態では、トルクコンバータ2
0を用いたが、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、また無段変速機30のセカンダリ軸32に
設けられたサイレントドライブ軸39とトランスファユ
ニット50或いは100のドライブスプロケット46と
の間をサイレントチエーン45によって動力伝達した
が、サイレントチエーン49によらずアイドルギヤ等を
介在して動力伝達することも可能であり、本発明は上記
実施の形態に限定されることなく本発明の要旨を逸脱し
ない範囲で種々変更可能である。In each of the above embodiments, the torque converter 2
However, an electromagnetic clutch or a wet clutch can be used as the starting clutch instead of the torque converter 20, and a silent drive shaft 39 provided on the secondary shaft 32 of the continuously variable transmission 30 and the transfer unit 50 can be used. Alternatively, the power is transmitted between the drive sprocket 46 and the drive sprocket 46 by the silent chain 45. However, the power can be transmitted via the idle gear or the like without using the silent chain 49, and the present invention is limited to the above embodiment. Without departing from the spirit of the present invention, various modifications can be made.
【0128】[0128]
【発明の効果】以上説明した4輪駆動車用駆動装置によ
ると、縦置きエンジンからの入力をダブルピニオン式プ
ラネタリギヤにより選択的に動力配分及び前後進切り換
えして第1及び第2のドライブ軸に動力伝達することか
ら、単一のダブルピニオン式プラネタリギヤによってセ
ンタディファレンシャル装置及び前後進切換装置として
両機能が達成され、高性能を維持しつつ構成及び簡素化
が得られ軽量化、コンパクト化が得られ、かつトンネル
内への突出量の削減によるトンネル断面積の削減が可能
で車室内の居住空間が確保されて居住性の向上がもたら
されると共に車両設計に自由度が得られ、更に衝突時の
クラッシュストローク及び組立、整備等の作業空間が確
保できる。According to the above-described drive system for a four-wheel drive vehicle, the input from the vertical engine is selectively distributed to the power by the double pinion type planetary gear and forward / reversely switched to the first and second drive shafts. Since power is transmitted, a single double-pinion type planetary gear achieves both functions as a center differential device and a forward / reverse switching device.The structure and simplification are obtained while maintaining high performance, and the weight and size are reduced. In addition, it is possible to reduce the cross-sectional area of the tunnel by reducing the amount of protrusion into the tunnel, secure the living space in the cabin, improve the livability and obtain the degree of freedom in vehicle design, and furthermore, crash in the event of a collision Work space for stroke, assembly, maintenance, etc. can be secured.
【0129】また、縦置きエンジンのクランク軸に対し
て下方に一方のディファレンシャル装置に動力伝達する
第1ドライブ軸を平行配置し、他方のディファレンシャ
ル装置に動力伝達する第2ドライブ軸を第1ドライブ軸
と同軸上に配置すると共に、ダブルピニオン式プラネタ
リギヤを第1ドライブ軸と同軸上に配置することによっ
て、従来一般に使用される駆動装置と略同一の駆動系の
レイアウトが可能になり、他種類の駆動装置が搭載され
る車体構造への車載互換性に優れ、搭載のための支持部
材や排気系の共用化が可能になる等自動車の製造及び利
用分野に貢献すること大なるものである。Further, a first drive shaft for transmitting power to one differential device is arranged below the crankshaft of the vertically mounted engine in parallel, and a second drive shaft for transmitting power to the other differential device is connected to the first drive shaft. By arranging the double-pinion type planetary gears coaxially with the first drive shaft while arranging them coaxially with the first drive shaft, a layout of a drive system which is almost the same as a drive device generally used in the past can be achieved, and other types of drive It is excellent in in-vehicle compatibility with a vehicle body structure on which the device is mounted, and can share a supporting member and an exhaust system for mounting.
【図1】本発明による4輪駆動車用駆動装置の第1実施
形態の概要を説明する駆動系を示す図である。FIG. 1 is a view showing a drive system for explaining an outline of a first embodiment of a four-wheel drive vehicle drive device according to the present invention.
【図2】同じく、4輪駆動車用駆動装置を説明する要部
断面図である。FIG. 2 is a sectional view of an essential part for explaining a drive device for a four-wheel drive vehicle.
【図3】同じく、図2の要部拡大断面図である。3 is an enlarged sectional view of a main part of FIG. 2;
【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 an explanatory view of a main part arrangement similarly viewed from the direction of arrow A in FIG. 2;
【図5】同じく、作用を示す概略説明図である。FIG. 5 is a schematic explanatory view showing the operation.
【図6】同じく、作用を示す概略説明図である。FIG. 6 is a schematic explanatory view showing the operation.
【図7】同じく、作用を示す概略説明図である。FIG. 7 is a schematic explanatory view showing the operation.
【図8】同じく、作用を示す概略説明図である。FIG. 8 is a schematic explanatory view showing the operation.
【図9】同じく、作用を示す概略説明図である。FIG. 9 is a schematic explanatory view showing the operation.
【図10】同じく、作動を示す摩擦係合要素作動説明図
である。FIG. 10 is an explanatory view of the operation of the friction engagement element showing the operation.
【図11】本発明による4輪駆動車用駆動装置の第2実
施形態の概要を説明する駆動系を示す図である。FIG. 11 is a diagram showing a drive system for explaining an outline of a second embodiment of the drive device for a four-wheel drive vehicle according to the present invention.
【図12】同じく、4輪駆動車用駆動装置を説明する要
部断面図である。FIG. 12 is a sectional view of an essential part for explaining a drive device for a four-wheel drive vehicle.
【図13】同じく、作用を示す概略説明図である。FIG. 13 is a schematic explanatory view showing the operation.
【図14】同じく、作用を示す概略説明図である。FIG. 14 is a schematic explanatory view showing the operation.
【図15】同じく、作動を示す摩擦係合要素作動説明図
である。FIG. 15 is an explanatory view of the operation of the friction engagement element, similarly showing the operation.
10 エンジン 11 クランク軸 20 トルクコンバータ 30 ベルト式無段変速機 31 プライマリ軸 32 セカンダリ軸 33 プライマリプーリ 34 セカンダリプーリ 35 駆動ベルト 40 フロントディファレンシャル装置 50 トランスファユニット 51 フロントドライブ軸 52 リヤドライブ軸 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 60 キャリヤ 65 第1多板クラッチ(第1摩擦係合要素) 70 第2多板クラッチ(第2摩擦係合要素) 75 第3多板クラッチ(第3摩擦係合要素) 80 第4多板クラッチ(第4摩擦係合要素) 85 第5多板ブレーキ(第5摩擦係合要素) 98 プロペラ軸 99 リヤディファレンシャル装置 100 トランスファユニット 101 フロントドライブ軸 103 リヤドライブ軸 110 第1多板クラッチ(第1摩擦係合要素) 120 第2多板クラッチ(第2摩擦係合要素) 130 第3多板クラッチ(第3摩擦係合要素) 140 第4多板クラッチ(第4摩擦係合要素) 150 第5多板ブレーキ(第5摩擦係合要素) REFERENCE SIGNS LIST 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 front drive shaft 52 rear drive shaft 55 double pinion type planetary gear 56 Sun gear 57 Ring gear 60 Carrier 65 First multiple disc clutch (first friction engagement element) 70 Second multiple disc clutch (second friction engagement element) 75 Third multiple disc clutch (third friction engagement element) 80 4 multi-disc clutch (fourth friction engagement element) 85 fifth multi-disc brake (fifth friction engagement element) 98 propeller shaft 99 rear differential device 100 transfer unit 101 front drive shaft 103 riad Eve shaft 110 First multiple disc clutch (first friction engagement element) 120 Second multiple disc clutch (second friction engagement element) 130 Third multiple disc clutch (third friction engagement element) 140 Fourth multiple disc clutch (Fourth friction engagement element) 150 Fifth multiple disc brake (Fifth friction engagement element)
Claims (17)
て一方のディファレンシャル装置に動力伝達する第1ド
ライブ軸と、 該第1ドライブ軸に対して同軸上に配置されて他方のデ
ィファレンシャル装置に動力伝達する第2ドライブ軸
と、 上記第1ドライブ軸と同軸上に配置され、上記変速機か
らの入力を所定の比率で動力配分及び前後進切換えして
上記第1及び第2のドライブ軸に動力伝達するダブルピ
ニオン式プラネタリギヤと、 を有することを特徴とする4輪駆動車用駆動装置。An engine arranged vertically, a transmission to which an output from the engine is input, and a transmission arranged to be parallel to a lower portion of a crankshaft of the engine and transmitting power to one differential device. A first drive shaft, a second drive shaft arranged coaxially with the first drive shaft and transmitting power to the other differential device, and a second drive shaft arranged coaxially with the first drive shaft and provided from the transmission. A double pinion type planetary gear for transmitting power to the first and second drive shafts by distributing power and switching forward and backward at a predetermined ratio, and a drive device for a four-wheel drive vehicle.
上記第1ドライブ軸と同軸上に配置された複数の摩擦係
合要素の制御によって上記変速機からの入力を所定の比
率で動力配分及び前後進切換えして上記第1及び第2の
ドライブ軸に動力伝達することを特徴とする請求項1に
記載の4輪駆動車用駆動装置。2. The double pinion type planetary gear according to claim 1,
By controlling a plurality of frictional engagement elements disposed coaxially with the first drive shaft, the input from the transmission is distributed at a predetermined ratio to power distribution and forward / reverse switching to the first and second drive shafts. The drive device for a four-wheel drive vehicle according to claim 1, wherein power is transmitted.
て一方のディファレンシャル装置に動力伝達する第1ド
ライブ軸と、 該第1ドライブ軸に対して同軸上に配置されて他方のデ
ィファレンシャル装置に動力伝達する第2ドライブ軸
と、 上記第1ドライブ軸と同軸上に配置されたダブルピニオ
ン式プラネタリギヤと、 該ダブルピニオン式プラネタリギヤのリングギヤ及びキ
ャリヤに変速機からの出力を選択的に動力伝達する入力
切換手段と、 上記ダブルピニオン式プラネタリギヤのサンギヤからの
出力を第1ドライブ軸に動力伝達する手段と、 上記第1ドライブ軸と同軸上に配置されて上記ダブルピ
ニオン式プラネタリギヤのキャリヤからの出力を第2ド
ライブ軸に動力伝達する第3摩擦係合要素と、 上記第1ドライブ軸と同軸上に配置されて第1ドライブ
軸と第2ドライブ軸との間を動力伝達する第4摩擦係合
要素と、 上記第1ドライブ軸と同軸上に配置されて上記ダブルピ
ニオン式プラネタリギヤのリングギヤを回転係止する第
5摩擦係合要素とを有し、 上記入力切換手段及び上記各摩擦係合要素を作動せしめ
て上記変速機からの入力を上記ダブルピニオン式プラネ
タリギヤを介して所定に比率で動力配分及び前後進切換
えして上記第1及び第2ドライブ軸に動力伝達すること
を特徴とする4輪駆動車用駆動装置。3. An engine arranged vertically, a transmission to which an output from the engine is input, and a transmission arranged below and parallel to a crankshaft of the engine to transmit power to one differential device. A first drive shaft, a second drive shaft arranged coaxially with the first drive shaft and transmitting power to the other differential device, and a double pinion type planetary gear arranged coaxially with the first drive shaft. Input switching means for selectively transmitting power from a transmission to a ring gear and a carrier of the double pinion type planetary gear; and means for transmitting power from a sun gear of the double pinion type planetary gear to a first drive shaft; The double pinion type planetary gear is arranged coaxially with the first drive shaft so as to receive the carrier from the carrier. A third frictional engagement element for transmitting power to the second drive shaft, and a fourth frictional member disposed coaxially with the first drive shaft for transmitting power between the first drive shaft and the second drive shaft. A coupling element, and a fifth frictional engagement element disposed coaxially with the first drive shaft to rotationally lock the ring gear of the double pinion type planetary gear; the input switching means and the frictional engagement elements. To transmit power to the first and second drive shafts by distributing an input from the transmission via the double pinion type planetary gear at a predetermined ratio and switching between forward and backward drive. Drive device for driving vehicles.
力をリングギヤへ動力伝達状態であって、上記第5摩擦
係合要素が解放したリングギヤ回転許容状態でありダブ
ルピニオン式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、第3摩擦係合要素が動力伝達状態であ
り、かつ第4摩擦係合要素を動力伝達状態にしてキャリ
ヤとサンギヤとの間の差動制限を行うことを特徴とする
請求項3に記載の4輪駆動車用駆動装置。4. The forward gear is in a state in which the input means transmits power from the transmission to the ring gear in a power transmission state, the fifth frictional engagement element is in a ring gear rotation permitted state in which the fifth frictional engagement element is released, and the double pinion type planetary gear is a carrier. Functioning as a center differential device for distributing power to the sun gear in a predetermined ratio, the third frictional engagement element being in a power transmission state, and the fourth frictional engagement element being in a power transmission state, and being provided between the carrier and the sun gear. The drive device for a four-wheel drive vehicle according to claim 3, wherein differential limiting is performed.
状態に基づいて伝達トルクを可変制御して動力伝達する
ことを特徴とする請求項4に記載の4輪駆動車用駆動装
置。5. The drive device for a four-wheel drive vehicle according to claim 4, wherein in the forward gear, the fourth frictional engagement element variably controls the transmission torque based on the running state to transmit power.
の出力をキャリヤへ動力伝達状態であって、上記第5摩
擦係合要素が締結してリングギヤ回転係止状態でありダ
ブルピニオン式プラネタリギヤが変速動力をサンギヤに
出力し、第4摩擦係合要素が動力伝達状態で第3摩擦係
合要素が解放状態であることを特徴とする請求項3〜5
に記載の4輪駆動車用駆動装置。6. The reverse gear is in a double pinion type in which the input switching means is in a state of transmitting the output from the transmission to the carrier and the fifth frictional engagement element is engaged and the ring gear is locked. The planetary gear outputs shifting power to the sun gear, the fourth frictional engagement element is in a power transmission state, and the third frictional engagement element is in a disengaged state.
4. The drive device for a four-wheel drive vehicle according to claim 1.
状態に基づいて伝達トルクを可変制御することを特徴と
する請求項6に記載の4輪駆動車用駆動装置。7. The drive device for a four-wheel drive vehicle according to claim 6, wherein, in the reverse stage, the fourth frictional engagement element variably controls the transmission torque based on the running state.
て係合して変速機からの出力をリングギヤへ動力伝達す
る第1摩擦係合要素と、 上記第1ドライブ軸と同軸上に配置され、後退段におい
て係合して変速機からの出力をキャリヤへ動力伝達する
第2摩擦係合要素とを有することを特徴とする請求項3
〜7に記載の4輪駆動車用駆動装置。8. A first frictional engagement element disposed coaxially with the first drive shaft and engaged in a forward gear to transmit an output from a transmission to a ring gear, the first frictional engagement element; 4. A second frictional engagement element disposed coaxially with one drive shaft and engaged in a reverse gear to transmit power from a transmission to a carrier.
8. The drive device for a four-wheel drive vehicle according to any one of claims to 7.
のディファレンシャル装置に動力伝達する第1ドライブ
軸と、 該第1ドライブ軸に対して同軸上に配置されて他方のデ
ィファレンシャル装置に動力伝達する第2ドライブ軸
と、 上記第1ドライブ軸と同軸上に配置され、上記変速機か
らリングギヤ或いはサンギヤへの入力を所定の比率で動
力配分及び前後進切換えして上記第1及び第2のドライ
ブ軸に動力伝達するダブルピニオン式プラネタリギヤ
と、 を有することを特徴とする4輪駆動車用駆動装置。9. An engine arranged vertically, a transmission to which an output from the engine is inputted, and a first drive shaft arranged in parallel below a crankshaft of the engine and transmitting power to one differential device. A second drive shaft disposed coaxially with the first drive shaft and transmitting power to the other differential device; and a second drive shaft disposed coaxially with the first drive shaft, from the transmission to a ring gear or a sun gear. And a double pinion type planetary gear for transmitting power to the first and second drive shafts by switching power input and forward / reverse at predetermined ratios to transmit power to the first and second drive shafts.
が、上記第1ドライブ軸と同軸上に配置された複数の摩
擦係合要素の制御によって上記変速機からリングギヤ或
いはサンギヤへの入力を所定の比率で動力配分及び前後
進切換えして上記第1及び第2のドライブ軸に動力伝達
することを特徴とする請求項9に記載の4輪駆動車用駆
動装置。10. The double pinion type planetary gear is configured to distribute a power from the transmission to a ring gear or a sun gear at a predetermined ratio by controlling a plurality of frictional engagement elements arranged coaxially with the first drive shaft. The four-wheel drive vehicle drive device according to claim 9, wherein power is transmitted to the first and second drive shafts by switching back and forth.
のディファレンシャル装置に動力伝達する第1ドライブ
軸と、 該第1ドライブ軸に対して同軸上に配置されて他方のデ
ィファレンシャル装置に動力伝達する第2ドライブ軸
と、 上記第1ドライブ軸と同軸上に配置されたダブルピニオ
ン式プラネタリギヤと、 該ダブルピニオン式プラネタリギヤのリングギヤ及びサ
ンギヤに変速機からの出力を動力伝達する入力切換手段
と、 上記ダブルピニオン式プラネタリギヤのキャリヤからの
出力を第2ドライブ軸に動力伝達する手段と、 上記第1ドライブ軸と同軸上に配置されて第1ドライブ
軸と第2ドライブ軸との間を動力伝達する第3摩擦係合
要素と、 上記第1ドライブ軸と同軸上に配置されて上記ダブルピ
ニオン式プラネタリギヤのサンギヤからの出力を第1ド
ライブ軸に動力伝達する第4摩擦係合要素と、 上記第1ドライブ軸と同軸上に配置されて上記ダブルピ
ニオン式プラネタリギヤのリングギヤを回転係止する第
5摩擦係合要素とを有し、 上記入力切換手段及び上記各摩擦係合要素を作動せしめ
て上記変速機からの入力を上記ダブルピニオン式プラネ
タリギヤを介して所定に比率で動力配分及び前後進切換
えして上記第1及び第2ドライブ軸に動力伝達すること
を特徴とする4輪駆動車用駆動装置。11. An engine arranged vertically, a transmission to which an output from the engine is inputted, and a first drive shaft arranged in parallel below a crankshaft of the engine and transmitting power to one differential device. A second drive shaft arranged coaxially with the first drive shaft and transmitting power to the other differential device; a double pinion type planetary gear arranged coaxially with the first drive shaft; An input switching means for transmitting power from a transmission to a ring gear and a sun gear of a pinion type planetary gear; a means for transmitting power from a carrier of the double pinion type planetary gear to a second drive shaft; and the first drive shaft. A third frictional engagement, which is arranged coaxially and transmits power between the first drive shaft and the second drive shaft, is required. A fourth frictional engagement element disposed coaxially with the first drive shaft and transmitting power from a sun gear of the double pinion type planetary gear to the first drive shaft; and a coaxial shaft with the first drive shaft. A fifth frictional engagement element which is arranged at a position to rotate and lock the ring gear of the double pinion type planetary gear. The input switching means and the frictional engagement elements are actuated to receive the input from the transmission. A drive apparatus for a four-wheel drive vehicle, wherein power is transmitted to the first and second drive shafts by power distribution and forward / reverse switching at a predetermined ratio via a double pinion type planetary gear.
出力をリングギヤへ動力伝達状態であって、上記第5摩
擦係合要素が解放したリングギヤ回転許容状態でありダ
ブルピニオン式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、第4摩擦係合要素が動力伝達状態であ
り、かつ第3摩擦係合要素を動力伝達状態にしてキャリ
ヤとサンギヤとの間の差動制限を行うことを特徴とする
請求項11に記載の4輪駆動車用駆動装置。12. The forward gear is in a state in which the input means transmits the output from the transmission to the ring gear, and the fifth frictional engagement element is in a ring gear rotatable state in which the double pinion type planetary gear is in the carrier state. Functioning as a center differential device that distributes power to the sun gear in a predetermined ratio, the fourth frictional engagement element is in a power transmission state, and the third frictional engagement element is in a power transmission state, and the power is transmitted between the carrier and the sun gear. The drive device for a four-wheel drive vehicle according to claim 11, wherein differential limiting is performed.
行状態に基づいて伝達トルクを可変制御して動力伝達す
ることを特徴とする請求項12に記載の4輪駆動車用駆
動装置。13. The drive device for a four-wheel drive vehicle according to claim 12, wherein in the forward gear, the third frictional engagement element variably controls the transmission torque based on the traveling state to transmit the power.
らの出力をサンギヤへ動力伝達状態であって、上記第5
摩擦係合要素が締結してリングギヤ回転係止状態であり
ダブルピニオン式プラネタリギヤが変速動力をキャリヤ
に出力し、第3摩擦係合要素が動力伝達状態で第4摩擦
係合要素が解放状態であることを特徴とする請求項11
〜13に記載の4輪駆動車用駆動装置。14. The reverse stage, wherein the input switching means is in a state where the output from the transmission is transmitted to the sun gear as power, and
The friction engagement elements are engaged and the ring gear is rotationally locked, the double pinion type planetary gear outputs the shifting power to the carrier, the third friction engagement element is in the power transmission state, and the fourth friction engagement element is in the released state. The method of claim 11, wherein
14. The drive device for a four-wheel-drive vehicle according to any one of claims to
行状態に基づいて伝達トルクを可変制御することを特徴
とする請求項14に記載の4輪駆動車用駆動装置。15. The drive device for a four-wheel drive vehicle according to claim 14, wherein in the reverse stage, the third frictional engagement element variably controls the transmission torque based on the running state.
て係合して変速機からの出力をリングギヤへ動力伝達す
る第1摩擦係合要素と、 上記第1ドライブ軸と同軸上に配置され、後退段におい
て係合して変速機からの出力をサンギヤへ動力伝達する
第2摩擦係合要素とを有することを特徴とする請求項1
1〜15に記載の4輪駆動車用駆動装置。16. An input switching means disposed coaxially with the first drive shaft, engaged in a forward gear to transmit power from a transmission to a ring gear, and a first frictional engagement element; A second frictional engagement element disposed coaxially with the one drive shaft and engaged in a reverse gear to transmit power from the transmission to the sun gear.
The drive device for a four-wheel drive vehicle according to any one of 1 to 15.
マリ軸と、 該プライマリ軸と平行配置されたセカンダリ軸と、 上記プライマリ軸及びセカンダリ軸に各々設けられたプ
ライマリプーリ及びセカンダリプーリと、 該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、 上記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換えて無段階に変速するベル
ト式無段変速機であることを特徴とする請求項1〜16
に記載の4輪駆動車用駆動装置。17. The transmission, comprising: a primary shaft arranged coaxially with a crankshaft of the engine; a secondary shaft arranged parallel to the primary shaft; and a primary shaft provided on each of the primary shaft and the secondary shaft. A pulley, a secondary pulley, and a drive belt wound around the primary pulley and the secondary pulley. 17. A belt-type continuously variable transmission, comprising:
4. The drive device for a four-wheel drive vehicle according to claim 1.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP11739798A JPH11310046A (en) | 1998-04-27 | 1998-04-27 | Driving device for four-wheel drive vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP11739798A JPH11310046A (en) | 1998-04-27 | 1998-04-27 | Driving device for four-wheel drive vehicle |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH11310046A true JPH11310046A (en) | 1999-11-09 |
Family
ID=14710648
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP11739798A Withdrawn JPH11310046A (en) | 1998-04-27 | 1998-04-27 | Driving device for four-wheel drive vehicle |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPH11310046A (en) |
-
1998
- 1998-04-27 JP JP11739798A patent/JPH11310046A/en not_active Withdrawn
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
US7527574B2 (en) | Transmission having simple construction | |
US4938097A (en) | Four speed transaxle for automotive vehicles | |
US5261862A (en) | Multiple speed transaxle for automotive vehicles | |
GB2408082A (en) | Lubrication system in a transmission housing and transfer case | |
EP0187750B1 (en) | Countershaft transmission | |
EP0918175B1 (en) | Combined CVT-clutch housing cooled by lubricating oil | |
JPH0781637B2 (en) | Gear shift mechanism of automatic transmission | |
EP0864778B1 (en) | Torque converter comprising reversing gearing | |
US11773950B2 (en) | Tractor, travel power transmission apparatus for a tractor, and tractor provided with the travel power transmission apparatus for a tractor | |
US7422538B2 (en) | Automatic speed changer | |
WO2021039036A1 (en) | Power unit of utility vehicle | |
US4706517A (en) | Automatic power transmission mechanism for a four wheel drive vehicle | |
JPH11310046A (en) | Driving device for four-wheel drive vehicle | |
JPH11310047A (en) | Driving device for vehicle | |
JPH11278079A (en) | Drive device for vehicle | |
JP3650472B2 (en) | Vehicle drive device | |
JP3597634B2 (en) | Drive unit for four-wheel drive vehicles | |
JPH11278077A (en) | Drive device for four-wheel drive vehicle | |
KR100290390B1 (en) | Continuously variable transmission for vehicle | |
JP3642625B2 (en) | Drive device for four-wheel drive vehicle | |
US7226380B2 (en) | Automatic speed changer | |
JPH11280868A (en) | Vehicular drive device | |
JP3637145B2 (en) | Drive device for four-wheel drive vehicle | |
JPH11278078A (en) | Drive device for four-wheel drive vehicle | |
JPH11311308A (en) | Driver for vehicle with belt-driven type continuously variable transmission |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A621 | Written request for application examination |
Effective date: 20050107 Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 |
|
A761 | Written withdrawal of application |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A761 Effective date: 20051219 |