JPS61223366A - Power transmission device for 4-wheel driven car - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To enable reduction of a vertical height and to enable the common use of an auxiliary transmission gear and a center differential transmission gear and a center differential, by a method wherein a power transmission device is formed with a gear train having a double pinion type gear mechanism. CONSTITUTION:A first pinion gear P1 is geared with a first internal gear R1 coupled to an input shaft I. A second pinion gear P1 is geared with the first pinion gear P2, and the two pinion gears P1, and P2 are supported by a single pinion carrier PC. The pinion carrier PC is coupled to an output shaft O1 to a rear wheel. The second pinion gear P2 is geared with a second internal gear R2 and a sun gear S. The second internal gear R2 can be secured to a static part by means of a brake B, the two gears R2 and S are selectively coupled by the clutch C1, and are selectively coupled to the output shaft O2 to a front wheel through the clutch C2.

Description

【発明の詳細な説明】 （イ）　産業上の利用分野 この発明は、副変速機とセンターデファレンシャルとを
備えた４輪駆動車の動力伝達装置に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION (a) Field of Industrial Application This invention relates to a power transmission device for a four-wheel drive vehicle equipped with an auxiliary transmission and a center differential.

（ロ）　技術的背景及び問題点 従来の４輪駆動車の動力伝達装置では、いわゆるハイ・
ロウ切換えを行なう副変速機と、前輪車軸と後輪車軸と
の回転差を吸収するためのセンターデファレンシャルと
を個別に設けたものがある。(b) Technical background and problems In conventional power transmission devices for four-wheel drive vehicles, so-called high-speed
Some vehicles are equipped with separate sub-transmissions that perform row switching and a center differential that absorbs the rotational difference between the front and rear axles.

そして、このような動力伝達装置では、動力伝達装置を
構成する部品点数が多く、装置も大型化して重量があり
、コスト高になるという問題がある。Such a power transmission device has a problem in that the number of parts constituting the power transmission device is large, the device is large and heavy, and costs are high.

これに対し、米国特許第４０７４５９１号に開示された
ように、１つの遊星歯車機構を有する歯車列によって動
力伝達装置を構成し、この遊星歯車機構を副変速機及び
センターデフとして利用できるようにしたものがある。In contrast, as disclosed in U.S. Pat. No. 4,074,591, a power transmission device is configured by a gear train having one planetary gear mechanism, and this planetary gear mechanism can be used as an auxiliary transmission and a center differential. There is something.

この構成によれば、副変速機とセンターデファレンシャ
ルとを個別に備えたものに比較して動力伝達装置を小型
化、且つ、軽量化することができるという利点がある。According to this configuration, there is an advantage that the power transmission device can be made smaller and lighter in weight compared to one in which a sub-transmission and a center differential are provided separately.

しかしながら、このような従来構成によると、切換装置
のスリーブ等が１．入力軸及び出力軸の外周と遊星歯車
機構の内周側との間に配置されているため、＃ｆ造が複
雑になり易いと共に、上下高さが高くなりがちになる。However, according to such a conventional configuration, the sleeve of the switching device, etc. Since it is disposed between the outer periphery of the input shaft and output shaft and the inner periphery of the planetary gear mechanism, #f structure tends to become complicated and the vertical height tends to increase.

この場合、車室内スペースを確保すべく、動力伝達装置
を車体上方側へ配置することが難しく、動力伝達装置の
地上高が大きくとれない。このため、４輪駆動車の悪路
走行での特性を十分に引き出すことができなくなる恐れ
がある。また、副変速機としてバイポジション側に切換
えたときにセンターデフとして機能する・ と、プラネタリギＡ７からの入力が一方ではサンギヤか
ら、他方ではインターナルギヤを介しサンギヤと同軸心
状の出力軸から取出されるため、伝導経路のアーム比の
相違により前輪側と後輪側との間のトルク配分比が大き
くなり、後輪トルク大によりコーナリング時にステアリ
ング状態がオーバーステアになり易い等の不都合を招く
恐れがあった。また、副変速機としては、サンギヤから
の入力かプラネタリギヤからの入力かを切換えるもので
あるから変速比を小さくすることには限界があった。In this case, it is difficult to arrange the power transmission device above the vehicle body in order to secure space in the vehicle interior, and the power transmission device cannot have a large ground clearance. For this reason, there is a possibility that the characteristics of the four-wheel drive vehicle cannot be fully exploited when driving on rough roads. In addition, when switched to the bi-position side as an auxiliary transmission, it functions as a center differential.The input from planetary gear A7 is taken out from the sun gear on one side, and from the output shaft coaxial with the sun gear via an internal gear on the other side. As a result, the torque distribution ratio between the front and rear wheels increases due to the difference in the arm ratio of the transmission path, and the large rear wheel torque may cause problems such as oversteer during cornering. was there. Furthermore, since the sub-transmission switches between input from the sun gear and input from the planetary gear, there is a limit to reducing the gear ratio.

（ハ）　発明の目的 この発明は、このような従来の問題点に鑑み創案された
もので、いわゆるダブルビニオン型の遊星歯車機構を有
する歯車列によって構成された動力伝達装置とし、副変
速機及びセンターデファレンシャルとして共用できなが
ら、上下＾さを低くすることが可能になると共に、前後
トルク配分比を略１：１にすることができ、且つ変速比
をより小さくすることが可能な４輪駆動車の動力伝達装
置の提供を目的としている。(C) Purpose of the Invention The present invention was devised in view of the above-mentioned conventional problems, and is a power transmission device constituted by a gear train having a so-called double-binion type planetary gear mechanism. Although it can be used commonly as a differential, it is possible to lower the vertical height, the front and rear torque distribution ratio can be approximately 1:1, and the gear ratio can be made smaller. The purpose is to provide power transmission devices.

（ニ）　発明の構成 上記目的を達成するためにこの発明は、第１インターナ
ルギヤと、第１インターナルギヤと噛合う第１ピニオン
ギヤと、第１ピニオンギヤと噛合う第２ピニオンギヤと
、第２ピニオンギヤと同時に噛合う第２インターナルギ
ヤ及びサンギヤと、第１ピニオンギヤと第２ピニオンギ
ヤを支持するピニオンキャリヤとからなる遊星歯車機構
を有し、前記第１インターナルギヤは入力軸と一体的に
連結され、ピニオンキャリヤは第１出力軸と一体的に連
結され、第２出力軸はザンギーフと第１出力軸とへ選択
的に連結可能であり、第２インターナルギヤは静止部に
固定可能である構成とした。(d) Structure of the Invention In order to achieve the above object, the present invention comprises a first internal gear, a first pinion gear that meshes with the first internal gear, a second pinion gear that meshes with the first pinion gear, and a second pinion gear that meshes with the first internal gear. It has a planetary gear mechanism consisting of a second internal gear and a sun gear that mesh together with the pinion gear, and a pinion carrier that supports the first pinion gear and the second pinion gear, and the first internal gear is integrally connected to the input shaft. The pinion carrier is integrally connected to the first output shaft, the second output shaft is selectively connectable to Zangief and the first output shaft, and the second internal gear is fixable to the stationary part. The structure is as follows.

（ホ）　実施例 以下、この発明の実施例を図面に基づいて説明する。(E) Examples Embodiments of the present invention will be described below based on the drawings.

第１図は、この発明の一実施例に係る４輪駆動車の動力
伝達装置の歯車列を示す骨組図、第２図は第１図に示す
歯車列の各駆動パターンにおいて動作する部材を示す説
明図、第３図は４輪駆動パターン（以下４ＷＤパターン
）時の動力伝達経路を示す骨組図、第４図はロックアッ
プ４ＷＤパターン時の動力伝達ａ路を示す骨１１１図、
第５図はロー・４ＷＤパタ一ン時の動力伝達経路を示す
骨組図、第６図は２ＷＤパタ一ン時の動力伝達経路を示
す骨組図である。FIG. 1 is a skeleton diagram showing a gear train of a power transmission device for a four-wheel drive vehicle according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 shows members operating in each drive pattern of the gear train shown in FIG. 1. Explanatory drawings, Fig. 3 is a skeleton diagram showing the power transmission path in the 4-wheel drive pattern (hereinafter referred to as 4WD pattern), Fig. 4 is a skeleton diagram showing the power transmission path a in the lock-up 4WD pattern,
FIG. 5 is a skeleton diagram showing the power transmission path when using a low/4WD pattern, and FIG. 6 is a skeleton diagram showing the power transmission path when using a 2WD pattern.

第１図に示す動力伝達装置の歯車列は、遊星歯車機構Ｇ
、第１出力軸０＋　、これと同軸の第２出力軸０２＋ク
ラツチＣ＋　、Ｃ２及びＣ３，図外の静止部（ハウジン
グ等）に取付けられたブレーキＢを有している。The gear train of the power transmission device shown in FIG.
, a first output shaft 0+, a second output shaft 02+ clutch C+ coaxial therewith, C2 and C3, and a brake B attached to a stationary part (such as a housing) not shown.

遊星歯車ｍ構Ｇは、第１インターナルギヤＲ１，。The planetary gear m structure G is a first internal gear R1.

第１インターナルギヤＲ１と噛合う第１ピニオンギヤＰ
＋　、第１ピニオンギヤＰ１と噛合う第２ピニオンギヤ
Ｐ２　、第２ピニオンギヤＰ２と同時に噛合う第２イン
ターナルギヤＲ２とサンギヤＳ。First pinion gear P meshing with first internal gear R1
+, a second pinion gear P2 that meshes with the first pinion gear P1, a second internal gear R2 and a sun gear S that mesh simultaneously with the second pinion gear P2.

及び第１ピニオンギヤＰｉ　と第２ピニオンギヤＰ２を
同時に支持するピニオンキャリヤＰＣを有している。and a pinion carrier PC that simultaneously supports the first pinion gear Pi and the second pinion gear P2.

クラッチＣｔ　、Ｃ２及びＣ３は、いずれも噛合クラッ
チによって構成されており、それぞれクラッチスリーブ
Ｃ８とシフトフＡ−りＳＦとを有している。Clutches Ct, C2, and C3 are all constituted by dog clutches, and each has a clutch sleeve C8 and a shift lever SF.

第１インターナルギヤＲ１は入力軸Ｉに連結されている
。ピニオンキャリヤＰＣは後輪側への第１出力軸０１に
連結されている。サンギヤＳと第２インターナルギヤＲ
２とは、第１クラッチＣ１を介して選択的に連結及び解
除可能に構成されている。゛リーンギヤＳと第２出力軸
０２とは、第２クラツチＣ２を介して選択的に連結及び
解除可能に構成されている。また、第１出力軸０１と第
２出力軸０２とは、第３クラツチＣ３を介して選択的に
連結及び解除可能に構成されている。第２インターナル
ギヤＲ２は、第１クラツチＣＩを介して連結されるブレ
ーキＢによって静止部に選択的に固定可能に構成されて
いる。また、第１クラツチＣ１の逆方向への切換えによ
り、第１クラツチＣ１を介して第２インターナルギヤＲ
２とサンギヤＳとが選択的に連結可能に構成されている
。第２・ 出力軸０２はチェーンベルトＭを介して図示されない前
車軸側の中間出力軸に連結されている。また、第１出力
軸０＋は、図示されない後輪デファレンシャルを介して
後車軸に連結されている。The first internal gear R1 is connected to the input shaft I. The pinion carrier PC is connected to the first output shaft 01 to the rear wheel side. Sun gear S and second internal gear R
2 is configured to be selectively engageable and disengageable via the first clutch C1. The lean gear S and the second output shaft 02 are configured to be selectively coupled and disengaged via a second clutch C2. Further, the first output shaft 01 and the second output shaft 02 are configured to be selectively coupled and disengageable via a third clutch C3. The second internal gear R2 is configured to be selectively fixed to a stationary part by a brake B connected via a first clutch CI. Also, by switching the first clutch C1 in the opposite direction, the second internal gear R is connected via the first clutch C1.
2 and sun gear S are configured to be selectively connectable. The second output shaft 02 is connected via a chain belt M to an intermediate output shaft on the front axle side (not shown). Further, the first output shaft 0+ is connected to a rear axle via a rear wheel differential (not shown).

つぎに、上記一実施例の作用を説明する。Next, the operation of the above embodiment will be explained.

第１図に示すトランスファ装置の歯車列のクラッチＣ＋
　、Ｃ２及びＣ３、及びブレーキＢを第２図に示すよう
な組み合りで選択的に切換操作して作動させることによ
り、同図に示すような各駆動パターンを得ることができ
る。Clutch C+ of the gear train of the transfer device shown in FIG.
, C2 and C3, and the brake B are selectively switched and activated in combinations as shown in FIG. 2, each drive pattern shown in FIG. 2 can be obtained.

（ａ）　　第３図に示すように、図示しないシフトレバ
−の操作で第２クラツチＣ２のシフトフォークＳＦを介
して第２クラツチＣ２を連結状態（以下オン）に切換え
、第１クラツヂＣ１及び第３クラツチＣ３をＩｌｌ脱状
態（以下オフ）に保持すると、第１出力軸０＋　と第２
出力軸０２との出力回転数が入力軸■の回転数そのまま
の比較的高いバイポジションの４ＷＤパターンに整列す
る（第２図参照、この場合Ｏ印がＯＮを表わしている）
。(a) As shown in FIG. 3, by operating a shift lever (not shown), the second clutch C2 is switched to the connected state (hereinafter referred to as ON) via the shift fork SF of the second clutch C2, and the first clutch C1 and the third clutch When clutch C3 is held in the disengaged state (hereinafter referred to as OFF), the first output shaft 0+ and the second
They are aligned in a bi-position 4WD pattern where the output rotation speed with output shaft 02 is the same as the rotation speed of input shaft ■ (see Figure 2, in this case the O mark indicates ON).
.

そして、入力軸Ｉの回転力はＭ１インターナルギヤＲ１
に伝わり、この第１インターナルギヤＲ１を含む遊星歯
車機構Ｇに伝達され、一方では第１ピニオンギヤＰ１．
ピニオンキャリヤＰＣを介して第１出力軸０１が一体的
に回転され、他方では第１ピニオンギヤＰＩ　、第２ピ
ニオンギヤＰ２　。Then, the rotational force of the input shaft I is applied to the M1 internal gear R1.
is transmitted to the planetary gear mechanism G including the first internal gear R1, while the first pinion gear P1.
The first output shaft 01 is integrally rotated via the pinion carrier PC, and on the other hand, the first pinion gear PI and the second pinion gear P2.

サンギヤＳ及び第２クラツチＣ２を介して第２出力軸０
２が一体的に回転される。この場合、ピニオンキャリヤ
ＰＣから第１出力軸ＯＩへトルクを伝達する際のアーム
長く軸心間距離）とピニオンキャリヤＰＣからサンギヤ
Ｓ１換言すれば第２４１１力軸０２へトルクを伝達する
際のアーム長とが略１：１であるため、両出力軸０＋、
０２のトルク配分比は略１：１となる。このため、４輪
駆動の前羨輪へのトルク配分が略１：１となり、コーナ
リング等においても後輪トルク大に起因するオーバース
テア等を避けることができ、安定した走行を行なわせる
ことができる。Second output shaft 0 via sun gear S and second clutch C2
2 are rotated together. In this case, the arm length when transmitting torque from pinion carrier PC to first output shaft OI) and the arm length when transmitting torque from pinion carrier PC to sun gear S1 (in other words, the arm length when transmitting torque from pinion carrier PC to sun gear S1) Since the ratio is approximately 1:1, both output shafts 0+,
The torque distribution ratio of 02 is approximately 1:1. Therefore, the torque distribution to the front wheels of the four-wheel drive system becomes approximately 1:1, and oversteer caused by large rear wheel torque can be avoided during cornering, etc., and stable driving can be achieved. .

コーナリング走行等で、内輪差に起因して前後輪車軸に
回転差を生じたときは、その回転差により、第１出力軸
０１と第２出力軸ｏ２とが自転し、両者の回転差が吸収
されてセンターデファレンシャルとして機能する。When a rotation difference occurs between the front and rear axles due to the inner wheel difference during cornering, etc., the rotation difference causes the first output shaft 01 and the second output shaft o2 to rotate, absorbing the rotation difference between them. and functions as a center differential.

（ｂ）　　第４図に示すように、第２クラツヂ０２及び
第３クラツチＣ３をシフトフォークＳＦを介しオンに切
換え、第１クラツチＣ１をオフに保持すると、歯車列は
デフロックによるロックアツプ４ＷＤパターンに整列す
る。従って、第１出力軸０１と第２出力軸０２とは第３
クラツチＣ３によって常に一体回転し、遊星歯車機構Ｇ
での上記差動は行なわれずデフロック状態となる。この
ようにデフロックによるロックアツプ４ＷＤパターンに
入ると、４輪駆動車の悪路走行でのスリップが減少し、
悪路走行も容易となる。この第４図のパターンはデフロ
ックが行なわれている以外は第３図のパターンと同様で
ある。(b) As shown in Fig. 4, when the second clutch 02 and the third clutch C3 are turned on via the shift fork SF and the first clutch C1 is held off, the gear train is aligned in a lock-up 4WD pattern by differential lock. do. Therefore, the first output shaft 01 and the second output shaft 02 are
Always rotates integrally with clutch C3, and planetary gear mechanism G
The above-mentioned differential operation is not performed and a differential lock state occurs. By entering the lock-up 4WD pattern using the differential lock in this way, the slippage of the 4-wheel drive vehicle when driving on rough roads is reduced,
It also makes it easier to drive on rough roads. The pattern shown in FIG. 4 is similar to the pattern shown in FIG. 3 except that a differential lock is performed.

（０）　　第５図に示すように、各シフトフォークＣＦ
を介し第１クラツチＣ１及び第３クラツチＣ３を゛オン
、第２クラツチＣ２をオフにそれぞれ切換操作すると、
第１出力軸０１と第２出力軸０２との出力回転数が上記
（ａ）の場合よりも低いローポジションのロー４ＷＤパ
ターンに整列する。(0) As shown in Fig. 5, each shift fork CF
When the first clutch C1 and the third clutch C3 are turned on and the second clutch C2 is turned off via the
The first output shaft 01 and the second output shaft 02 are aligned in a low 4WD pattern in a low position where the output rotational speeds are lower than in the case (a) above.

この場合、第１クラツチＣＩを介して第２インターナル
ギヤＲ２がブレーキＢへ連結される。従って、第２イン
ターナルギヤＲ２がブレーキＢによって図外の静止部（
ハウジング）に固定される。In this case, the second internal gear R2 is connected to the brake B via the first clutch CI. Therefore, the second internal gear R2 is moved to a stationary part (not shown) by the brake B.
housing).

このため、第２ピニオンギヤＰ２が第２インターナルギ
ヤＲ２で抵抗を受けるから第１インターナルギヤＲ＋か
らの入力により第１ピニオンギヤＰ。Therefore, since the second pinion gear P2 receives resistance from the second internal gear R2, the first pinion gear P2 receives resistance from the first internal gear R+.

１は自転しながら公転する。従って、ピニオンキャリヤ
ＰＣは入力軸Ｉよりも減速された状態で回転する。この
ピニオンキャリヤＰＣの回転力は、第１出力軸０１、及
び第３クラツヂＣ３を介して第２出力軸０２に伝達され
る。従って、比較的パワーのある４輪駆動走行を行なわ
せることができる。1 revolves around its axis. Therefore, the pinion carrier PC rotates at a slower speed than the input shaft I. The rotational force of this pinion carrier PC is transmitted to the second output shaft 02 via the first output shaft 01 and the third clutch C3. Therefore, relatively powerful four-wheel drive driving can be performed.

また、この場合、第１．第２ビニオンギーフＰ＋　。Also, in this case, the first. 2nd Binion Geef P+.

Ｒ２の自転により第４図のパターンに比較して変速比を
２に近ずＣプることが容易となっており、その変速比を
従来のものよりより小さくすることができる。ざらに、
両出力軸０＋　、０２のトルク配分比も略１：１となっ
ている。Due to the rotation of R2, compared to the pattern shown in FIG. 4, it is easier to reduce the gear ratio C to near 2, and the gear ratio can be made smaller than in the conventional case. Roughly,
The torque distribution ratio between both output shafts 0+ and 02 is also approximately 1:1.

（ｄ　）　　第６図に示すように、第１クラツチＣ１を
オン、第２クラツチＣ２及び第３クラツチＣ３をオフに
それぞれ切換操作すると、歯車列は２ＷＤパターンに整
列する。(d) As shown in FIG. 6, when the first clutch C1 is turned on and the second clutch C2 and third clutch C3 are turned off, the gear train is aligned in a 2WD pattern.

この場合、入力軸Ｉの回転力は第１インターナルギヤＲ
１に伝わり、この第１インターナルギヤＲ１を含む遊星
歯車機構Ｇに伝達され、第１ビニＡンギヤＰ１、ピニオ
ンキャリヤＰＣを介して第１出力軸０１に伝達される。In this case, the rotational force of the input shaft I is transferred to the first internal gear R.
1, is transmitted to the planetary gear mechanism G including this first internal gear R1, and is transmitted to the first output shaft 01 via the first vinyl A gear P1 and pinion carrier PC.

従って、後輪のみの駆動で高速走行が可能となる。Therefore, high-speed travel is possible by driving only the rear wheels.

一方、変速のための各クラッチスリーブＯ８は、遊星歯
車機構Ｇに対し、軸方向へオフセットされた位置に配置
できるため、装置の上下高さを低くすることができ、地
上高の確保に有利である。従って、４輪駆動車の悪路走
行等での性能を十分に引き出すことができる。On the other hand, since each clutch sleeve O8 for gear shifting can be arranged at a position offset in the axial direction with respect to the planetary gear mechanism G, the vertical height of the device can be lowered, which is advantageous in securing ground clearance. be. Therefore, the performance of the four-wheel drive vehicle when driving on rough roads, etc. can be fully brought out.

（へ）　発明の効果 以上の説明により明らかなように、この発明の構成によ
れば、第１ピニオンギヤ及び第２ピニオンギヤを有する
いわゆるダブルビニオン型の遊星歯車機構にしたため、
副変速機及びセンターデフとして共用できながら、上下
高さを低くすることが可能となり、さらに、前後輪への
トルク配分比を略１：１にすることが可能になると共に
、副変速機としての変速比を従来に比べてより小さくす
ることが可能となる。(F) Effects of the Invention As is clear from the above explanation, according to the configuration of the present invention, a so-called double-binion type planetary gear mechanism having a first pinion gear and a second pinion gear is used.
While it can be used both as an auxiliary transmission and a center differential, the vertical height can be lowered, and the torque distribution ratio between the front and rear wheels can be made approximately 1:1. It becomes possible to make the gear ratio smaller than before.

第２インターナルギヤとザンギャとを連結可能による実
施態様では、ざらに２輪駆動にすることもできる。In an embodiment in which the second internal gear and the Zangya can be connected, it is also possible to roughly make it a two-wheel drive.

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

第１図は、この発明の一実施例に係る４輪駆動車の動力
伝達装置の歯車列を示す骨組図、第２図は第１図に示す
歯車列の各駆動パターンにおいて動作する部材を示す説
明図、第３図は４ＷＤパタ一ン時の動力伝達経路を示す
骨組図、第４図はロックアップ４ＷＤパターン時の動力
伝達経路を示す骨相図、第５図はロー４ＷＤパターン時
の動力伝達経路を示す骨組図、第６図は２ＷＤパタ一ン
時の動力伝達経路を示す骨組図である。 （図面の主要な部分を表わす符号の説明）Ｇ　・・・遊
星歯車機構　　　■　・・・入力軸０１・・・第１出力
軸　　　　０２・・・第２出力軸Ｒ１・・・第１インタ
ーナルギヤ Ｒ２・・・第２インターナルギヤ Ｐｌ・・・第１ビニオンギｔ７ Ｒ２・・・第２ピニオンギヤ １）　Ｃ・・・ビニオン−ｌ′Ｖす−７Ｓ　・・・リー
ン−１！Ｖ憾 ｃ！５　ｏ　α　ヴ 際ｓ’ｂ ０−　　Ｌ　　ａFIG. 1 is a skeleton diagram showing a gear train of a power transmission device for a four-wheel drive vehicle according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 shows members operating in each drive pattern of the gear train shown in FIG. 1. Explanatory drawings, Fig. 3 is a skeleton diagram showing the power transmission path during 4WD pattern, Fig. 4 is a phrenological diagram showing the power transmission path during lock-up 4WD pattern, and Fig. 5 is power transmission during low 4WD pattern. Figure 6 is a skeleton diagram showing the power transmission path during a 2WD pattern. (Explanation of symbols representing main parts of the drawing) G...Planetary gear mechanism ■...Input shaft 01...First output shaft 02...Second output shaft R1...First internal gear R2...Second internal gear Pl...First pinion gear t7 R2...Second pinion gear 1) C...Binion-l'Vsu-7S...Lean-1! V regret c! 5 o α V border s'b 0- La

Claims (2)

【特許請求の範囲】[Claims] （１）第１インターナルギヤと、第１インターナルギヤ
と噛合う第１ピニオンギヤと、第１ピニオンギヤと噛合
う第２ピニオンギヤと、第２ピニオンギヤと同時に噛合
う第２インターナルギヤ及びサンギヤと、第１ピニオン
ギヤと第２ピニオンギヤを支持するピニオンキャリヤと
からなる遊星歯車機構を有し、前記第１インターナルギ
ヤは入力軸と一体的に連結され、ピニオンキャリヤは第
１出力軸と一体的に連結され、第２出力軸はサンギヤと
第１出力軸とへ選択的に連結可能であり、第２インター
ナルギヤは静止部に固定可能であることを特徴とする４
輪駆動車の動力伝達装置。(1) a first internal gear, a first pinion gear that meshes with the first internal gear, a second pinion gear that meshes with the first pinion gear, a second internal gear and a sun gear that mesh simultaneously with the second pinion gear, The planetary gear mechanism includes a pinion carrier that supports a first pinion gear and a second pinion gear, the first internal gear is integrally connected to the input shaft, and the pinion carrier is integrally connected to the first output shaft. 4, wherein the second output shaft is selectively connectable to the sun gear and the first output shaft, and the second internal gear is fixable to the stationary part.
Power transmission device for wheel drive vehicles. （２）第２インターナルギヤとサンギヤとが連結可能に
構成された特許請求の範囲第１項記載の４輪駆動車の動
力伝達装置。(2) The power transmission device for a four-wheel drive vehicle according to claim 1, wherein the second internal gear and the sun gear are configured to be connectable.