JPS62253530A - 動力伝達装置 - Google Patents

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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
。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

【図面の簡単な説明】

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

Claims (1)

【特許請求の範囲】
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。