JPS62253530A - 動力伝達装置 - Google Patents
動力伝達装置Info
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- JPS62253530A JPS62253530A JP9865286A JP9865286A JPS62253530A JP S62253530 A JPS62253530 A JP S62253530A JP 9865286 A JP9865286 A JP 9865286A JP 9865286 A JP9865286 A JP 9865286A JP S62253530 A JPS62253530 A JP S62253530A
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Landscapes
- Arrangement And Driving Of Transmission Devices (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
産業上の利用分野
本発明は入力軸と出力軸との相対回転数に応じて自動的
にトルク伝達を行う動力伝達装置、特に4輪駆動車のト
ランスファ装置や差動制限装置として好適な動力伝達装
置に関するものである。
にトルク伝達を行う動力伝達装置、特に4輪駆動車のト
ランスファ装置や差動制限装置として好適な動力伝達装
置に関するものである。
従来技術とその問題点
従来、入力軸と出力軸との相対回転故に応じて自動的に
トルク伝達を行う動力伝達装置としてはビスカスカップ
リングが広(知られている。このビスカスカップリング
は、軸側のスプラインにはめ込まれた多数のスリットを
有する円板と、ドラム内側のスプラインにはめ込まれた
多数の丸孔を有する円板とを交互に重ね合わせ、ドラム
内に高粘度のシリコンオイルを封入してなるもので、入
力側と出力側とに相対回転がない時にはトルクは伝達さ
れず、相対回転数の増大につれてシリコンオイルと円板
との間の剪断抵抗によりトルクを伝達する仕組みとなっ
ている。
トルク伝達を行う動力伝達装置としてはビスカスカップ
リングが広(知られている。このビスカスカップリング
は、軸側のスプラインにはめ込まれた多数のスリットを
有する円板と、ドラム内側のスプラインにはめ込まれた
多数の丸孔を有する円板とを交互に重ね合わせ、ドラム
内に高粘度のシリコンオイルを封入してなるもので、入
力側と出力側とに相対回転がない時にはトルクは伝達さ
れず、相対回転数の増大につれてシリコンオイルと円板
との間の剪断抵抗によりトルクを伝達する仕組みとなっ
ている。
上記ビスカスカップリングは極めてスムーズな動力伝達
が行えかつ切換操作を一切必要としないため、例えば4
輪駆動車のトランスファ装置として使用すると、通常走
行時には2輪駆動と同様な効率的な走行を実現し、悪路
や雪道走行時には4輪駆動としての特性を十分に発揮す
ることができる。
が行えかつ切換操作を一切必要としないため、例えば4
輪駆動車のトランスファ装置として使用すると、通常走
行時には2輪駆動と同様な効率的な走行を実現し、悪路
や雪道走行時には4輪駆動としての特性を十分に発揮す
ることができる。
ところが、ビスカスカップリングには次のような2つの
欠点がある。第1は、ビスカス力・7ブリングのトルク
−相対回転数特性が上に凸となる曲線を示し、相対回転
数が小さい時でも伝達トルクは比較的大きくなることで
ある。このことは、例えば低速コーナリング時にタイト
ブレーキング現象を起こす場合があり、また前後輪の有
効径のアンバランスによって前後輪の回転速度に差が生
じたとき、相対回転数と伝達トルクとの積に比例して損
失エネルギーが大きくなるため、特に高速走行時の相対
回転数の小さな領域から燃費に悪影響を及ぼす。第2は
、円板の加工が複雑かつ高い精度を必要とし、しかも1
個のビスカスカップリング当り多数の円板を必要とする
ため、コスト高となることである。
欠点がある。第1は、ビスカス力・7ブリングのトルク
−相対回転数特性が上に凸となる曲線を示し、相対回転
数が小さい時でも伝達トルクは比較的大きくなることで
ある。このことは、例えば低速コーナリング時にタイト
ブレーキング現象を起こす場合があり、また前後輪の有
効径のアンバランスによって前後輪の回転速度に差が生
じたとき、相対回転数と伝達トルクとの積に比例して損
失エネルギーが大きくなるため、特に高速走行時の相対
回転数の小さな領域から燃費に悪影響を及ぼす。第2は
、円板の加工が複雑かつ高い精度を必要とし、しかも1
個のビスカスカップリング当り多数の円板を必要とする
ため、コスト高となることである。
発明の目的
本発明の目的は、上記ビスカスカップリングの欠点を解
消するとともに、高速走行時の燃費の向上並びにクラッ
チ板の寿命向上を実現する動力伝達装置を提供すること
にある。
消するとともに、高速走行時の燃費の向上並びにクラッ
チ板の寿命向上を実現する動力伝達装置を提供すること
にある。
発明の構成
上記目的を達成するために、本発明は、入力軸と出力軸
との相対回転数の大きさに応じたトルク伝達を行う動力
伝達装置において、入力軸と出刃軸との相対回転によっ
て駆動される液圧ポンプと、該液圧ポンプの吐出液圧に
より入出力軸間を係合させるすべり式クラッチとを具備
し、上記すべり式クラッチの油圧室の最高液圧を規制す
るリリーフ弁を入力軸と一体回転する部材に設け、該リ
リーフ弁は入力回転数の増大につれて最高液圧が低くな
るように自動調圧するものである。
との相対回転数の大きさに応じたトルク伝達を行う動力
伝達装置において、入力軸と出刃軸との相対回転によっ
て駆動される液圧ポンプと、該液圧ポンプの吐出液圧に
より入出力軸間を係合させるすべり式クラッチとを具備
し、上記すべり式クラッチの油圧室の最高液圧を規制す
るリリーフ弁を入力軸と一体回転する部材に設け、該リ
リーフ弁は入力回転数の増大につれて最高液圧が低くな
るように自動調圧するものである。
実施例の説明
第1図は本発明を4輪駆動車のトランスファ装置に通用
した一例を示し、エンジンlの後部には変速機2が連結
され、この変速機2の出方はトランスファ装置3を介し
て2本の伝動軸4.5に動力分配されている。そして、
一方の伝動軸4は差動装置6を介して前輪7を駆動し、
他方の伝動軸5は差動装置8を介して後輪9を駆動して
いる。
した一例を示し、エンジンlの後部には変速機2が連結
され、この変速機2の出方はトランスファ装置3を介し
て2本の伝動軸4.5に動力分配されている。そして、
一方の伝動軸4は差動装置6を介して前輪7を駆動し、
他方の伝動軸5は差動装置8を介して後輪9を駆動して
いる。
第2図は上記トランスファ装置3の内部構造を示し、ハ
ウジング10,11.12の中央には変速機2の出力軸
である入力軸13と、この入力軸13に連結具14を介
して直結された第1出力軸15とが軸受16,17によ
って回転自在に支持され、上記第1出力軸15は後輪9
を駆動するための伝動軸5に連結されている。また、入
力軸13の外周には円筒状の第2出力軸18が軸受20
,21を介して相対回転自在に支持され、第2出力軸1
8の右端部外周にはスプロケット22がスプライン結合
されており、このスプロケット22はチェーン23を介
して前輪7を駆動するための伝動軸4と連結されている
。
ウジング10,11.12の中央には変速機2の出力軸
である入力軸13と、この入力軸13に連結具14を介
して直結された第1出力軸15とが軸受16,17によ
って回転自在に支持され、上記第1出力軸15は後輪9
を駆動するための伝動軸5に連結されている。また、入
力軸13の外周には円筒状の第2出力軸18が軸受20
,21を介して相対回転自在に支持され、第2出力軸1
8の右端部外周にはスプロケット22がスプライン結合
されており、このスプロケット22はチェーン23を介
して前輪7を駆動するための伝動軸4と連結されている
。
上記入力軸13にはフロントケース30がスプライン結
合されており、このフロントケース30の外側にリヤケ
ース31が嵌合され、両者の間にシリンダ32とオイル
ポンプボデー33とを介在させた状態でボルト34によ
って一体に締結されている。上記ケース30.31の内
部空間には作動油が充填されており、オイルシール35
,36によってシールされている。作動油の充填は上記
リヤケース31のボルト挿入孔31aを介して行われる
が、特にシリンダ32のボルト孔32aが外周側にU字
形に開口しているので、ボルト34を引き抜いた状態で
リヤケース31のボルト挿入孔31aから油を注入すれ
ば、ケース30.31内に容易に充填できる。
合されており、このフロントケース30の外側にリヤケ
ース31が嵌合され、両者の間にシリンダ32とオイル
ポンプボデー33とを介在させた状態でボルト34によ
って一体に締結されている。上記ケース30.31の内
部空間には作動油が充填されており、オイルシール35
,36によってシールされている。作動油の充填は上記
リヤケース31のボルト挿入孔31aを介して行われる
が、特にシリンダ32のボルト孔32aが外周側にU字
形に開口しているので、ボルト34を引き抜いた状態で
リヤケース31のボルト挿入孔31aから油を注入すれ
ば、ケース30.31内に容易に充填できる。
上記第2出力軸18とケース30.31との間にはすべ
り式クラッチ40とオイルポンプ60とがシリンダ32
を隔てて並設されている。すなわち、第2出力軸18の
左端部にはクラッチハブ19が一体形成され、上記フロ
ントケース30とクラッチハブ19との間にはフロント
ケース30とクラッチハブ19とにそれぞれスプライン
係合したクラッチ板41.42が交互C?複数枚配置さ
れている。上記シリンダ32の内側には上記クラッチ板
41.42を圧着させるピストン43が軸方向に移動自
在に配置され、ピストン43には油圧室45から漏れ出
る作動油の流量を絞るためのオリフィス孔44が形成さ
れている。
り式クラッチ40とオイルポンプ60とがシリンダ32
を隔てて並設されている。すなわち、第2出力軸18の
左端部にはクラッチハブ19が一体形成され、上記フロ
ントケース30とクラッチハブ19との間にはフロント
ケース30とクラッチハブ19とにそれぞれスプライン
係合したクラッチ板41.42が交互C?複数枚配置さ
れている。上記シリンダ32の内側には上記クラッチ板
41.42を圧着させるピストン43が軸方向に移動自
在に配置され、ピストン43には油圧室45から漏れ出
る作動油の流量を絞るためのオリフィス孔44が形成さ
れている。
上記シリンダ32の外周肉厚部には第3図に示すように
油圧室45の最高油圧を規制するリリーフ弁46が軸方
向に配置されている。このリリーフ弁46はボール47
と、ポール47を閉弁方向に付勢するスブリング4日と
を有し、油圧室45の油圧が所定値(リリーフ油圧)を
越えるとスプリング48に打ち勝ってドレン油路49,
50を開くようになっている。
油圧室45の最高油圧を規制するリリーフ弁46が軸方
向に配置されている。このリリーフ弁46はボール47
と、ポール47を閉弁方向に付勢するスブリング4日と
を有し、油圧室45の油圧が所定値(リリーフ油圧)を
越えるとスプリング48に打ち勝ってドレン油路49,
50を開くようになっている。
上記ポール47の着座面51は第4図に詳細を示すよう
にテーバ状となっており、入力回転数の増大につれてポ
ール47は第4図左方、即ちスプリング48を押し撓め
る方向に移動し、リリーフ油圧を下げる。ここで着座面
51の傾き角度をα、スプリング荷重をS、ポール47
に加わる遠心荷重をF、リリーフ弁46の開口面積をA
、リリーフ油圧をPとすると、 P−A=S−F−tan cr の関係式が成立する。上式において遠心荷重Fは入力回
転数の二乗に比例するので、リリーフ油圧Pは第5図に
実線で示すように入力回転数の増大につれて二次関数的
に低くなるように自動調圧され、入力回転数が所定値N
、を越えるとリリーフ油圧Pは零となる。なお、着座面
51の傾きαを大きくすると第5図破線のようにリリー
フ油圧Pの変化が急となり、傾きαを小さくすると第5
図一点鎖線のようにリリーフ油圧Pの変化が緩慢となる
ように調整できる。
にテーバ状となっており、入力回転数の増大につれてポ
ール47は第4図左方、即ちスプリング48を押し撓め
る方向に移動し、リリーフ油圧を下げる。ここで着座面
51の傾き角度をα、スプリング荷重をS、ポール47
に加わる遠心荷重をF、リリーフ弁46の開口面積をA
、リリーフ油圧をPとすると、 P−A=S−F−tan cr の関係式が成立する。上式において遠心荷重Fは入力回
転数の二乗に比例するので、リリーフ油圧Pは第5図に
実線で示すように入力回転数の増大につれて二次関数的
に低くなるように自動調圧され、入力回転数が所定値N
、を越えるとリリーフ油圧Pは零となる。なお、着座面
51の傾きαを大きくすると第5図破線のようにリリー
フ油圧Pの変化が急となり、傾きαを小さくすると第5
図一点鎖線のようにリリーフ油圧Pの変化が緩慢となる
ように調整できる。
上記クラッチ1%241.42の外周側には所定の厚み
を有する円筒形のストレーナ59が配置されており、ケ
ース30.31内部を循環する油中のゴミを濾過し、オ
イルポンプ60を保護している。
を有する円筒形のストレーナ59が配置されており、ケ
ース30.31内部を循環する油中のゴミを濾過し、オ
イルポンプ60を保護している。
上記オイルポンプポデー33の内側には第6図に示すよ
うに内接ギヤ式オイルポンプ60が設けられており、そ
の駆動ギヤ61は第2出力軸18の外周にスプライン係
合し、従動ギヤ62はオイルポンプポデー33の内側に
回転自在に嵌合している。上記オイルポンプ60と対面
するりャケース31の内側面には、オイルポンプ60が
第6図左回り方向に相対回転した時の吐出口63(逆回
転時には吸込口となる)と吸込口64(逆回転時には吐
出口となる)とが対称位置に形成されており、オイルポ
ンプポデー33には上記吐出口63及び吸込口64にそ
れぞれ連通する向きの異なる一対の一方弁65.66が
設けられている。したがって、オイルポンプ60が正逆
いずれの方向に駆動されても作動油を油圧室45へ吐出
することができる。オイルポンプ60から吐出された作
動油は、第2図矢印で示すように吐出口63から一方弁
66、シリンダ32の連通孔32b、油圧室45、オリ
フィス孔44、クラッチ@4L42 、ストレーナ59
、吸込油路67、一方弁65を介して吸込口64へと循
環するようになっており、特にオイルポンプ60はケー
ス30.31の外周側から作動油を吸い込むため、遠心
油圧の影響で空気が吸込口64に入り込んで吸い込み不
良を起こすといった問題を解消でき、また吸込油路がリ
ヤケース31の外周薄肉部分に形成されているため、作
動油は効果的に冷却される。
うに内接ギヤ式オイルポンプ60が設けられており、そ
の駆動ギヤ61は第2出力軸18の外周にスプライン係
合し、従動ギヤ62はオイルポンプポデー33の内側に
回転自在に嵌合している。上記オイルポンプ60と対面
するりャケース31の内側面には、オイルポンプ60が
第6図左回り方向に相対回転した時の吐出口63(逆回
転時には吸込口となる)と吸込口64(逆回転時には吐
出口となる)とが対称位置に形成されており、オイルポ
ンプポデー33には上記吐出口63及び吸込口64にそ
れぞれ連通する向きの異なる一対の一方弁65.66が
設けられている。したがって、オイルポンプ60が正逆
いずれの方向に駆動されても作動油を油圧室45へ吐出
することができる。オイルポンプ60から吐出された作
動油は、第2図矢印で示すように吐出口63から一方弁
66、シリンダ32の連通孔32b、油圧室45、オリ
フィス孔44、クラッチ@4L42 、ストレーナ59
、吸込油路67、一方弁65を介して吸込口64へと循
環するようになっており、特にオイルポンプ60はケー
ス30.31の外周側から作動油を吸い込むため、遠心
油圧の影響で空気が吸込口64に入り込んで吸い込み不
良を起こすといった問題を解消でき、また吸込油路がリ
ヤケース31の外周薄肉部分に形成されているため、作
動油は効果的に冷却される。
上記のようにケース30.31内部は作動油でほぼ満た
されているので、ケース30.31の回転に伴い油圧室
45の内部に遠心油圧が発生しでも、油圧室45の内部
と外部とで遠心油圧分が相殺されるため、入力回転数の
増大につれてピストン43がクラッチ1反4L42を誤
係合させるという問題はない。また、クラッチ板41.
42は常時油中にあり、かつ油がオイルポンプ60で強
制的に循環されるので、クラッチ板41.42の発熱が
抑制され、クラッチ板の劣化やm耗を低減できる。
されているので、ケース30.31の回転に伴い油圧室
45の内部に遠心油圧が発生しでも、油圧室45の内部
と外部とで遠心油圧分が相殺されるため、入力回転数の
増大につれてピストン43がクラッチ1反4L42を誤
係合させるという問題はない。また、クラッチ板41.
42は常時油中にあり、かつ油がオイルポンプ60で強
制的に循環されるので、クラッチ板41.42の発熱が
抑制され、クラッチ板の劣化やm耗を低減できる。
なお、ケース30.31の内部はオイルシール35゜3
6にて液密状態にシールされているので、外部へ油漏れ
を起こすおそれがなく、したがってこの動力伝達装置は
ハウジング10,11.12内部に設ける場合に限らず
外部に露出していても何ら支障がなく、配置場所の制約
がない。
6にて液密状態にシールされているので、外部へ油漏れ
を起こすおそれがなく、したがってこの動力伝達装置は
ハウジング10,11.12内部に設ける場合に限らず
外部に露出していても何ら支障がなく、配置場所の制約
がない。
作動の説明
上記構成の動力伝達装置の動作を説明する。まず前輪7
と後輪9とが同一速度で回転している時には、入力軸1
3と第2出力軸18との間に相対回転がないのでオイル
ポンプ60は何ら駆動されず、吐出油圧は零である。そ
のため、クラッチ40は係合せず、入力軸13のトルク
は第2出力軸18へ分配されない。
と後輪9とが同一速度で回転している時には、入力軸1
3と第2出力軸18との間に相対回転がないのでオイル
ポンプ60は何ら駆動されず、吐出油圧は零である。そ
のため、クラッチ40は係合せず、入力軸13のトルク
は第2出力軸18へ分配されない。
いま後輪9にスリップが発生したとすると、入力軸13
(第1出力軸15)と第2出力軸13との回転数に差が
生じ、オイルポンプ60はこの相対回転数に応じて駆動
される。オイルポンプ60の吐出油圧は相対回転数に応
じて増大するので、油圧室45の油圧が高くなってクラ
ッチ板4L 42はすべりながらその係合力を増大させ
、入力軸13のトルクを第2出力軸18へと分配する。
(第1出力軸15)と第2出力軸13との回転数に差が
生じ、オイルポンプ60はこの相対回転数に応じて駆動
される。オイルポンプ60の吐出油圧は相対回転数に応
じて増大するので、油圧室45の油圧が高くなってクラ
ッチ板4L 42はすべりながらその係合力を増大させ
、入力軸13のトルクを第2出力軸18へと分配する。
その結果、第2出力軸18の回転数が増加して第1出力
軸15の回転数に近づき、後輪9のスリップが減少又は
解消される。
軸15の回転数に近づき、後輪9のスリップが減少又は
解消される。
後輪9のスリップが減少すれば第1出力軸15と第2出
力軸18の相対回転数が小さくなるので、オイルポンプ
60の吐出油圧も低くなり伝達トルクは小さくなる。
力軸18の相対回転数が小さくなるので、オイルポンプ
60の吐出油圧も低くなり伝達トルクは小さくなる。
本発明の動力伝達装置のトルク−相対回転数特性は第7
図実線で示すように下に凸となる二次曲線的特性を示し
、従来のビスカスカップリングの特性(第7図破線)の
ように上に凸の特性とは大きく異なる。すなわち、ビス
カスカップリングの場合には相対回転数が小さい時でも
比較的大きな伝達トルクを有するため、これをトランス
ファ装置に通用した場合には低速コーナリング時にタイ
トコーナブレーキング現象を起こしやすく、また高速走
行時のように比較的相対回転数が小さい時には相対回転
数と伝達トルクとの積に比例して損失エネルギーが大き
くなるため、特に高速走行時の燃費を悪くする。これに
対し、本発明では相対回転数が小さい時には伝達トルク
が微少であるため、タイトコーナブレーキング現象を防
止でき、かつ高速走行時の損失エネルギーを低減して燃
費を向上させることができる。
図実線で示すように下に凸となる二次曲線的特性を示し
、従来のビスカスカップリングの特性(第7図破線)の
ように上に凸の特性とは大きく異なる。すなわち、ビス
カスカップリングの場合には相対回転数が小さい時でも
比較的大きな伝達トルクを有するため、これをトランス
ファ装置に通用した場合には低速コーナリング時にタイ
トコーナブレーキング現象を起こしやすく、また高速走
行時のように比較的相対回転数が小さい時には相対回転
数と伝達トルクとの積に比例して損失エネルギーが大き
くなるため、特に高速走行時の燃費を悪くする。これに
対し、本発明では相対回転数が小さい時には伝達トルク
が微少であるため、タイトコーナブレーキング現象を防
止でき、かつ高速走行時の損失エネルギーを低減して燃
費を向上させることができる。
また、入力回転数が増大すると第5図に示すようにリリ
ーフ圧が低くなるので、クラッチ40の伝達トルクが低
くなり、入力回転数が所定値N+(例えば5000rp
m)を越えると油圧室45の油圧がドレンされ、相対回
転数に関係なくクラッチ40は遮断される。これは前輪
にトルクが伝達されず2輪駆動となることを意味する。
ーフ圧が低くなるので、クラッチ40の伝達トルクが低
くなり、入力回転数が所定値N+(例えば5000rp
m)を越えると油圧室45の油圧がドレンされ、相対回
転数に関係なくクラッチ40は遮断される。これは前輪
にトルクが伝達されず2輪駆動となることを意味する。
したがって、高速走行時のように入力回転数が高い時に
は2輪駆動とし、燃費を向上させるとともに、クラッチ
板4142のすべりを無くして寿命向上を実現できる。
は2輪駆動とし、燃費を向上させるとともに、クラッチ
板4142のすべりを無くして寿命向上を実現できる。
他の実施例
第8図はリリーフ弁46の他の実施例を示し、この実施
例ではボール52とスプリング53とをシリンダ32の
内部に半径方向に配置し、スプリング53のばね荷重と
ボール52に加わる遠心荷重との差に応じたリリーフ圧
に調圧するものである。この場合には、リリーフ弁46
の弁口54を油圧室45に直接開口せしめたので、ドレ
ン油路を別個に形成する必要がない。
例ではボール52とスプリング53とをシリンダ32の
内部に半径方向に配置し、スプリング53のばね荷重と
ボール52に加わる遠心荷重との差に応じたリリーフ圧
に調圧するものである。この場合には、リリーフ弁46
の弁口54を油圧室45に直接開口せしめたので、ドレ
ン油路を別個に形成する必要がない。
なお、本発明の動力伝達装置はケース内に作動油を封入
し、ケース内で作動油が循環する場合に限らず、外部か
らオイルポンプに作動油を供給してもよい、すべり式ク
ラッチとして湿式多板クラッチ機構の例を示したが、コ
ーンクラッチ機構を使用してもよく、また、液圧ポンプ
としてはギヤ式オイルポンプに限らず、ベーンポンプや
ピストンポンプも使用できる。
し、ケース内で作動油が循環する場合に限らず、外部か
らオイルポンプに作動油を供給してもよい、すべり式ク
ラッチとして湿式多板クラッチ機構の例を示したが、コ
ーンクラッチ機構を使用してもよく、また、液圧ポンプ
としてはギヤ式オイルポンプに限らず、ベーンポンプや
ピストンポンプも使用できる。
発明の効果
以上の説明で明らかなように、本発明によれば入出力軸
の相対回転によって駆動される液圧ポンプとこの液圧ポ
ンプの吐出液圧によって入出力軸を係合させるすべり式
クラッチとを組合せたので、ビスカスカップリングと同
様に外部からの信号を全く入力することなく自動的にト
ルクの断続切換を行うことができるとともに、入出力軸
の相対回転数が小さい時には伝達トルクも小さいため、
ビスカスカップリングにおけるタイトコーナブレーキン
グ現象や高速走行時の燃費悪化といった問題を解消でき
る。
の相対回転によって駆動される液圧ポンプとこの液圧ポ
ンプの吐出液圧によって入出力軸を係合させるすべり式
クラッチとを組合せたので、ビスカスカップリングと同
様に外部からの信号を全く入力することなく自動的にト
ルクの断続切換を行うことができるとともに、入出力軸
の相対回転数が小さい時には伝達トルクも小さいため、
ビスカスカップリングにおけるタイトコーナブレーキン
グ現象や高速走行時の燃費悪化といった問題を解消でき
る。
また、本発明では液圧ポンプとすべり式クラッチとが共
に既存の技術を使用できるので、ビスカスカップリング
に比べて安価に構成できるとともに、信頼性の高い製品
を提供できる。
に既存の技術を使用できるので、ビスカスカップリング
に比べて安価に構成できるとともに、信頼性の高い製品
を提供できる。
さらに、すべり式クラッチの最高油圧を規制するリリー
フ弁が遠心荷重の作用により入力回転数の増大につれて
リリーフ圧を低くするようにしたので、本発明をトラン
スファ装置に通用すると、高速走行時には相対回転数に
関係なく2輪駆動状態となり、燃費の向上とクラッチ板
の寿命向上を実現できる。
フ弁が遠心荷重の作用により入力回転数の増大につれて
リリーフ圧を低くするようにしたので、本発明をトラン
スファ装置に通用すると、高速走行時には相対回転数に
関係なく2輪駆動状態となり、燃費の向上とクラッチ板
の寿命向上を実現できる。
第1図は本発明が通用される4輪駆動車の概略構成図、
第2図は本発明にかかる動力伝達装置の−例の断面図、
第3図は上記装置の第2図とは異なる部分の一部断面図
、第4図は第3図の一部拡大図、第5図はリリーフ油圧
と入力回転数との関係を示す特性図、第6図は第2図の
vr−vi線断面図、第7図は本発明とビスカスカップ
リングの特性比較図、第8図はIJ IJ−フ弁の他の
実施例の断面図である。 3・・・トランスファ装置、7・・・前輪、9・・・後
輪、13・・・人力軸、15・・・第1出力軸、18・
・・第2出力軸、30.31・・・ケース、32・・・
シリンダ、33・・・オイルポンプポデー、40・・・
すべり式クラッチ、41.42・・・クラッチ板、43
・・・ピストン、44・・・オリフィス孔、45・・・
油圧室、46・・・リリーフ弁、47・・・ボール、4
8・・・スプリング、49.50・・・ドレン油路、6
0・・・オイルポンプ、63・・・吐出口、64・・・
吸込口、65.66・・・一方弁。 出 願 人 ダイハツ工業株式会社 代 理 人 弁理士 筒井 秀隆 第1図 第3図 第6図 − 第7図
第2図は本発明にかかる動力伝達装置の−例の断面図、
第3図は上記装置の第2図とは異なる部分の一部断面図
、第4図は第3図の一部拡大図、第5図はリリーフ油圧
と入力回転数との関係を示す特性図、第6図は第2図の
vr−vi線断面図、第7図は本発明とビスカスカップ
リングの特性比較図、第8図はIJ IJ−フ弁の他の
実施例の断面図である。 3・・・トランスファ装置、7・・・前輪、9・・・後
輪、13・・・人力軸、15・・・第1出力軸、18・
・・第2出力軸、30.31・・・ケース、32・・・
シリンダ、33・・・オイルポンプポデー、40・・・
すべり式クラッチ、41.42・・・クラッチ板、43
・・・ピストン、44・・・オリフィス孔、45・・・
油圧室、46・・・リリーフ弁、47・・・ボール、4
8・・・スプリング、49.50・・・ドレン油路、6
0・・・オイルポンプ、63・・・吐出口、64・・・
吸込口、65.66・・・一方弁。 出 願 人 ダイハツ工業株式会社 代 理 人 弁理士 筒井 秀隆 第1図 第3図 第6図 − 第7図
Claims (1)
- (1)入力軸と出力軸との相対回転数の大きさに応じた
トルク伝達を行う動力伝達装置において、入力軸と出力
軸との相対回転によって駆動される液圧ポンプと、該液
圧ポンプの吐出液圧により入出力軸間を係合させるすべ
り式クラッチとを具備し、上記すべり式クラッチの油圧
室の最高液圧を規制するリリーフ弁を入力軸と一体回転
する部材に設け、該リリーフ弁は入力回転数の増大につ
れて最高液圧が低くなるように自動調圧することを特徴
とする動力伝達装置。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP9865286A JPS62253530A (ja) | 1986-04-28 | 1986-04-28 | 動力伝達装置 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP9865286A JPS62253530A (ja) | 1986-04-28 | 1986-04-28 | 動力伝達装置 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS62253530A true JPS62253530A (ja) | 1987-11-05 |
Family
ID=14225436
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP9865286A Pending JPS62253530A (ja) | 1986-04-28 | 1986-04-28 | 動力伝達装置 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPS62253530A (ja) |
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH01156137A (ja) * | 1987-12-14 | 1989-06-19 | Toyota Motor Corp | 四輪駆動用駆動連結装置 |
JPH10238564A (ja) * | 1997-02-26 | 1998-09-08 | Viscodrive Japan Kk | 動力伝達装置 |
-
1986
- 1986-04-28 JP JP9865286A patent/JPS62253530A/ja active Pending
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH01156137A (ja) * | 1987-12-14 | 1989-06-19 | Toyota Motor Corp | 四輪駆動用駆動連結装置 |
JPH10238564A (ja) * | 1997-02-26 | 1998-09-08 | Viscodrive Japan Kk | 動力伝達装置 |
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