四輪驅動車輛的動力傳遞裝置的製作方法
2023-10-06 06:46:29 2
專利名稱：四輪驅動車輛的動力傳遞裝置的製作方法
技術領域：
本發明涉及一種四輪驅動車輛的動力傳遞裝置，其具有直接傳遞發動機的驅動力的前輪、和通過多片離合器間接地傳遞發動機的驅動力的一部分的後輪，上述多片離合器，根據前輪和後輪的旋轉速度差，用由液壓泵產生的油壓進行結合。
背景技術：
由下述專利文獻1可知，在這樣的四輪驅動車輛的動力傳遞裝置中，設置有轉矩凸輪機構，該轉矩凸輪機構，用根據與前輪的旋轉連動的第1凸輪部件和與後輪的旋轉連動的第2凸輪部件之間的旋轉速度差而產生的軸方向的推力來結合多片離合器；可提高從產生前後輪的旋轉速度差起到為四輪驅動狀態的響應性。
〔專利文獻1〕特開2001-213185號公報然而，在車輛的前進以定速行駛時，前輪的旋轉速度和後輪的旋轉速度應該是相同的，但由於行駛阻力等帶來的前後輪間的微小滑動率的差，就有前輪的旋轉速度超過後輪的旋轉速度的情況，這時，在上述專利文獻1中記載的結構，是使多片離合器結合而處於不必要的四輪驅動狀態，並且，由於因具有轉矩凸輪機構而使多片離合器的傳遞轉矩增大，所以就有發動機的燃油量增大的問題。另外，由於形成四輪驅動狀態的頻率提高，所以為了確保驅動系統的耐久性，就有設定多餘強度的需要，這就有以驅動系統的重量增加及成本提高為主要原因的問題。
發明內容
本發明鑑於上述情況，其目的在於防止在以前進定速行駛時多片離合器結合而處於不必要的四輪驅動狀態。
為了達到上述目的，根據本發明之1的四輪驅動車輛的動力傳遞裝置，四輪驅動車輛設有直接傳遞發動機的驅動力的前輪和通過多片離合器間接地傳遞發動機的驅動力的一部分的後輪，所述多片離合器，根據前輪和後輪的旋轉速度差、由液壓泵產生的油壓而結合；該四輪驅動車輛的動力傳遞裝置，設有轉矩凸輪機構，其由根據與前輪的旋轉連動的第1凸輪部件和與後輪的旋轉連動的第2凸輪部件的旋轉速度差所產生的軸向力、使多片離合器結合；其特徵在於所述轉矩凸輪機構，在車輛前進行駛時，當前輪的旋轉速度超過後輪的旋轉速度時產生軸向力，並且在車輛前進行駛時，當後輪的旋轉速度超過前輪的旋轉速度時不產生軸向力；將通過第1差動裝置將前輪的旋轉傳遞到第1凸輪部件上的第1傳動機構的傳動比設定得比通過第2差動裝置將後輪的旋轉傳遞到第2凸輪部件上的第2傳動機構的傳動比大。
另外，實施例的第1、第2液壓泵Pf、Pr對應於本發明的液壓泵。
根據本發明之1，由於設定為通過第1差動裝置將前輪的旋轉傳遞到多片離合器的第1凸輪部件上的第1傳動機構的傳動比、比通過第2差動裝置將後輪的旋轉傳遞到多片離合器的第2凸輪部件的第2傳動機構的傳動比大，所以，在車輛前進定速行駛時，即使當原來應該與後輪的旋轉速度相同的前輪的旋轉速度、在以某種理由而有些超過後輪的旋轉速度的時候，也可以使多片離合器的第1凸輪部件的旋轉速度不超過第2凸輪部件的旋轉速度，從而阻止多片離合器的結合，可防止車輛處於不必要的四輪驅動狀態，能夠節約燃料消耗量。特別是，具有轉矩凸輪機構的多片離合器，由於在第1、第2凸輪部件產生旋轉速度差的瞬間、傳遞轉矩急速地加大，所以，使得在車輛前進定速行駛時阻止多片離合器結合的效果更加顯著。另外，由於處於四輪驅動狀態的頻度減少，所以，就沒有必要為了確保驅動系統的耐久性而設定多餘強度，不僅能夠賦予驅動系統的重量減輕及成本下降等，而且也可以提高多片離合器的耐久性。
圖1是表示四輪驅動車輛的動力傳遞系統的圖。
圖2是表示四輪驅動車輛的多片離合器和液壓迴路的結構的圖。
圖3是多片離合器的放大剖視圖。
圖4是圖3的4-4線放大剖視圖。
圖5是表示輸入軸和輸出軸的旋轉速度差與多片離合器的傳遞轉矩的關係的曲線圖。
圖6是表示前輪和後輪的旋轉速度差與多片離合器的傳遞轉矩的關係的曲線圖。
圖中C-多片離合器，E-發動機，Pf-第1液壓泵(液壓泵)，Pr-第2液壓泵(液壓泵)，Wf-前輪，Wr-後輪，α-第1傳動機構的傳動比，β-第2傳動機構的傳動比，2-第1差動裝置，4-第1傳動機構，5-第2傳動機構，6-第2差動裝置，61-轉矩凸輪機構，62-第1凸輪部件，63-第2凸輪部件。
具體實施例方式
以下，對本發明的實施例、基於在添加的附圖中所示的發明的實施例進行說明。
圖1～圖6是表示本發明的一實施例的圖，圖1是表示四輪驅動車輛的動力傳遞系統的圖，圖2是表示四輪驅動車輛的多片離合器和液壓迴路的結構的圖，圖3是多片離合器的放大剖視圖，圖4是圖3的4-4線放大剖視圖，圖5是表示輸入軸和輸出軸的旋轉速度差與多片離合器的傳遞轉矩的關係的曲線圖，圖6是表示前輪和後輪的旋轉速度差與多片離合器的傳遞轉矩的關係的曲線圖。
如圖1所示，搭載於四輪驅動車輛的前部的發動機E的輸出，通過變速器1輸入到前輪側的第1差動裝置2，該第1差動裝置2的輸出，通過主動軸3、3傳遞到左右的前輪Wf、Wf。輸入到第1差動裝置2的發動機E的輸出，通過包括第1差動裝置2的第1傳動機構4，輸入到後述的動力傳遞裝置T，該動力傳遞裝置T的輸出，傳遞到包括後輪側的第2差動裝置6的第2傳動機構5，由此通過主動軸7、7傳遞到後輪Wr、Wr。
動力傳遞裝置T由下述部分構成由從第1傳動機構4沿伸的輸入軸8驅動的第1液壓泵Pf、由與第2傳動機構5連接的輸出軸9驅動的第2液壓泵Pr、進行上述輸入軸8和輸出軸9之間的驅動力的傳遞、切斷的溼式多片離合器C、和控制該溼式多片離合器C的後述的液壓迴路。
第1傳動機構4，由第1齒輪G1、第2齒輪G2、第3齒輪G3、和第4齒輪G4構成，從前輪Wf、Wf向動力傳遞裝置T傳遞驅動力的第1傳動機構4的傳動比α被定義為α＝(第1齒輪G1的齒數/第2齒輪G2的齒數)×(第3齒輪G3的齒數/第4齒輪G4的齒數)。另外，第2傳動機構5由第5齒輪G5和第6齒輪G6構成，從後輪Wr、Wr向動力傳遞裝置T傳遞驅動力的第2傳動機構5的傳動比β被定義為β＝第5齒輪G5的齒數/第6齒輪G6的齒數。
並且，第1傳動機構4的傳動比α和第2傳動機構5的傳動比β不相同，被設定為α＜β。在實施例中α＝2.5421、β＝2.5626，α/β＝0.992。從而，即使前輪Wf、Wf和後輪Wr、Wr以相同的速度旋轉，動力傳遞裝置T的輸出軸9的旋轉速度比輸入軸8的旋轉速度稍大。該旋轉速度差為0.5％～1.0％是理想的。
接著，參照圖2和圖3說明多片離合器C和液壓迴路的構成。第1液壓泵Pf由余擺線齒輪泵構成，並具有在車輛的前進時為排出口、在後退時為吸入口的第1口10、和在前進時為吸入口、在後退時為排出口的第2口11。第2液壓泵Pr同樣由余擺線齒輪泵構成，並具有在車輛的前進時為吸入口、在後退時為排出口的第3口12、和在前進時為排出口、在後退時為吸入口的第4口13。將兩液壓泵Pf、Pr的每一個旋轉的排出量設定為第2液壓泵Pr比第1液壓泵Pf稍大(例如2.5％)。並且，第1口10和第3口12通過第1連接油路14連接，第2口11和第4口13通過第2連接油路15連接。另外，由余擺線齒輪泵構成的兩液壓泵Pf、Pr的排出方向由於根據其旋轉方向而決定，所以在車輛的前進時和後退時，上述排出方向反轉。在圖2中的兩液壓泵Pf、Pr的箭頭分別表示前進時的排出方向。
上述多片離合器C，具有固定在輸入軸8上的離合器罩41、和在輸入軸8的後端、通過滾柱軸承29固定在同軸且可相對旋轉地嵌合的輸出軸9上的離合轂42，在於離合器罩41的內周上形成的花鍵41a上可滑動自由地支撐的多個離合器片43…、和在於離合轂42的外周上形成的花鍵42a上滑動自由地支撐的多個離合器片44…，可相互接觸地重合。在於罩45上形成的離合器缸46中，通過密封部件48、48滑動自由地嵌合著離合器活塞47，在該離合器活塞47的右側面，形成供給驅動該離合器活塞47用的壓力油的動作油壓室16。
配置於多片離合器C的後部的轉矩凸輪機構61，由第1凸輪部件62、第2凸輪部件63和多個凸輪球64…構成。位於後方側的第1凸輪部件62，是略呈環狀的部件，可沿軸方向移動地被支撐在離合器罩41的後部。第2凸輪部件63，是沿可軸方向移動地被重合在第1凸輪部件62的前面的略呈環狀的部件，在前面設置有將多片離合器C的離合器片43…、44…向前方按壓而相互結合用的按壓部66。
在第1凸輪部件62的花鍵62b和離合器罩41的花鍵41a之間，配置有摩擦離合器67。摩擦離合器67，當在第1凸輪部件62和離合器罩41之間作用規定值以上的轉矩時則產生滑動。在轉矩凸輪機構61的後方，在離合器罩41的花鍵41a和連接第1液壓泵Pf的套筒65之間，支撐著可沿軸方向移動但不能相對旋轉的端板71，在端板71的前面和第1凸輪部件62的後面之間，配置有推力軸承72，在端板71的後面和離合器活塞47的前面之間，配置推力軸承73。
根據上述構成，當在前輪Wf、Wf和後輪Wr、Wr之間產生相對旋轉並且轉矩凸輪機構61動作時，以由第1凸輪部件62和第2凸輪部件63的相對旋轉產生的軸向力f(參照圖4)與多片離合器C結合。在限制第1凸輪部件62和第2凸輪部件63的相對旋轉後，也進一步繼續前輪Wf、Wf和後輪Wr、Wr的相對旋轉，但摩擦離合器67滑動，允許離合器罩41和第1凸輪部件62進行相對旋轉，並且通過推力軸承72的作用，允許與離合器罩41一體旋轉的端板71和與離合轂42一體旋轉的第1凸輪部件62進行相對旋轉。另外，配置在離合器活塞47和端板71之間的推力軸承73，允許相對於對罩45不旋轉的離合器活塞47的端板71進行相對旋轉。
從第2凸輪部件63向離合轂42的內部延伸的錐體部件69，有多個小孔，具有將從於輸出軸9的內部形成的油通路9a和油孔9b…供給的潤滑油、由離心力而分散、均等地潤滑多片離合器C的離合器片43…、44…的功能。這時，也可以把輸出軸9設為實心軸，在輸出軸9和套筒65之間形成油通路，並通過錐體部件69潤滑。
由圖4可知，在轉矩凸輪機構61的第1凸輪部件62和第2凸輪部件63的相對的面上，以60°間隔形成各6個凹部62a…、63a…，在構成對的一對凹部62a…、63a…之間，容納上述凸輪球64…。凹部62a…、63a…的形狀被連續形成為連接容納凸輪球64…的一半的深的部分、和從該處深度逐漸減少的部分，在第1凸輪部件62和第2凸輪部件63處於圖4(A)的相位關係時，第1、第2凸輪部件62、63相互接近、相對的面緊密接觸。當由此狀態、第1、第2凸輪部件62、63向箭頭a方向相對旋轉時，由第1、第2凸輪部件62、63以凹部62a…、63a…的形狀的作用而產生軸向力f，如圖4(B)所示，向相互離開的方向相對移動。
另外，在第1凸輪部件62和第2凸輪部件63處於圖4(A)的相位關係時，即使第1、第2凸輪部件62、63要向箭頭b方向進行相對旋轉，由第1、第2凸輪部件62、63以凹部62a…、63a…的形狀的作用也會限制向上述箭頭b方向的相對旋轉，不會產生上述軸向力f。即，轉矩凸輪機構61兼有單方向凸輪的功能。
由圖2可知，多片離合器C的動作油壓室16和上述第1連接油路14，通過第3連接油路17連接，另外，動作油壓室16和第2連接油路15，通過第4連接油路18連接。在第3連接油路17上設置有僅允許油從第2液壓泵Pr向動作油壓室16流動的第1單向閥19，同時，在第4連接油路18上設置有僅允許油從第2連接油路15向動作油壓室16流動的第2單向閥20。另外，在連接油罐21和第1連接油路14及第2連接油路15的第5連接油路36中，分別設置有僅允許油從油罐21向第1連接油路14流動的第3單向閥22、和僅允許油從油罐21向口33c流動的第4單向閥23。
在上述多片離合器C的動作油壓室16的上遊位置，設置有阻塞式節流器24。另外，在動作油壓室16的下流位置，串聯設有阻尼孔式節流器25和第1減壓閥26，這些阻尼孔式節流器25和第1減壓閥26的下流側，與形成於輸出軸9的內部的油通路9a連續。油通路9a使輸出軸9通過貫通半徑方向的多個油孔9b…與多片離合器C的潤滑部、即容納離合器片43…、44…的離合器罩41的內部空間連通。
上述第1減壓閥26，在通過輸入軸8和輸出軸9的偏心旋轉而使多片離合器C的離合器活塞47搖動時，具有能夠防止從多片離合器C的潤滑部向動作油壓室16產生空氣倒流的功能。
在阻塞式節流器24的上遊位置和阻尼孔式節流器25的下流位置之間，設置有限制傳遞到動作油壓室16的油壓的上限值的第2減壓閥28。在該第2減壓閥28上，設置有當油溫上升時強制打開該第2減壓閥28的熱敏開關51。
在上述第2連接油路15中，在罩的內部設置有容納由彈簧30向右方向施力的滑柱31的滑閥32。當滑柱31在處於圖示的右位置時，通過該滑柱31而切斷口33c和口33d的連通，同時連通口33a和口33b，當滑柱31抵抗彈簧30的力而向左位置移動時，通過該滑柱31而切斷口33a和口33b的連通，同時連通口33c和口33d。在上述口33a和口33d之間，設置有僅允許油從口33d向口33a流動的第5單向閥34，同時，在口33b和口33c之間，設置有僅允許油從口33b向口33c流動的第6單向閥35。
從而，在車輛前進時，即在第2液壓泵Pr的第4口13排出油時，滑柱31向左位置移動，使第2連接油路15和第1連接油路14通過口33c和口33d的連通來連接。另外，在車輛的後退時，即在第1液壓泵Pf的第2口11排出油時，滑柱31位於圖示的右位置，第2連接油路15和第1連接油路14通過口33a和口33b的連通來連接。
在滑閥32的滑柱31位於右位置時，通過該滑柱31而切斷與口33c的連通的口33e，通過設置第7單向閥52的潤滑油路53，連通輸出軸9的油通路9a。
下面，說明上述的本發明的實施例的作用。
在前進起步時，發動機E的驅動力通過變速器1、第1差動裝置2和主動軸3、3傳遞到前輪Wf、Wf，同時，該驅動力通過第1傳動機構4和輸入軸8傳遞到第1液壓泵Pf，驅動該第1液壓泵Pf。這時，多片離合器C處於非結合狀態，連接到輸出軸9上的第2液壓泵Pr處於停止的狀態。從而，從油罐21通過第5單向閥34被吸入到第1液壓泵Pf的第2口11的油，從第1口10向第1連接油路14排出。這時，由於關閉第5連接油路36的第3單向閥22，所以排出到第1連接油路4中的油的全量流入第3連接油路17，並在這裡被第2單向閥20阻止、通過第1單向閥19和阻塞式節流器24供給到多片離合器C的動作油壓室16。
如上所述，當多片離合器C結合時，通過輸出軸9、第2傳動機構5和主動軸7、7驅動後輪Wr、Wr，使與上述輸出軸9連接的第2液壓泵Pr旋轉。其結果，對應於後輪Wr、Wr的旋轉速度的增大，第1液壓泵Pf的排出油通過第1連接油路14被吸入到第2液壓泵Pr中，第2液壓泵Pr的排出油使滑閥32的滑柱31抵抗彈簧30的力而向左動、同時通過口33c、33d和第5單向閥34被吸入到第1液壓泵Pf中。並且根據第1液壓泵Pf的排出量和第2液壓泵Pr的吸入量的差，作用於多片離合器C的動作油壓室16的油壓，即，多片離合器C的結合力自動變化，前後輪間的旋轉速度差實質上為0，例如達到前進定速行駛狀態時，對多片離合器C的動作油壓室16油壓不發生作用，斷開向後輪Wr、Wr的轉矩分配。另外，在前進定速行駛狀態中，如上所述，第2液壓泵Pr的排出量稍微超過第1液壓泵Pf的排出量，但第2液壓泵Pr的排出油使滑閥32的滑柱31抵抗彈簧30的力而向左動，第2液壓泵Pr的剩餘排出油，通過口33c、33d和第5連接油路36的第3單向閥22，回流到第2液壓泵Pr的第3口12中。
在上述的前進定速行駛狀態中，當第1液壓泵Pf和第2液壓泵Pr的排出油，在第1連接油路14和第2連接油路15中循環時，通過第2液壓泵Pr的排出油使滑閥32的滑柱31抵抗彈簧30的力而向左動，在第4口13和口33c之間的第2連接油路15上會產生對應於彈簧30的力的油壓。其結果，被吸入到從兩液壓泵Pf、Pr的轉子的側隙循環的油中的空氣，由於被油壓壓縮並從靠近第2液壓泵Pr的第4口13的側隙逐漸排出，所以在循環的油中不滯留空氣。由此，當其後在前輪Wf、Wf和後輪Wr、Wr產生旋轉速度差、產生第1、第2液壓泵Pf、Pr的排出量(吸入量)差時，通過滯留的空氣而使油壓上升延遲，其結果能夠可靠地防止對於多片離合器C的響應性產生延遲的不理想情況。
再者，在第1、第2液壓泵Pf、Pr的排出量(吸入量)產生差時，在多片離合器C的動作油壓室16中直接作用對應於第1減壓閥26的設定負荷的油壓。在上述第1減壓閥26打開後，由第1、第2液壓泵Pf、Pr的排出量差、阻尼孔式節流器25和阻塞式節流器24的壓力下降特性、或者油的粘度等而決定的油壓，作用於多片離合器C的動作油壓室16中。並且，由於該油壓的上限值被第2減壓閥28的設定負荷所限制，所以通過適當設定上述第2減壓閥28的設定負荷，能夠調整多片離合器C的傳遞轉矩的上限值。
然而，通過上述阻塞式節流器24的油量受到油的粘度帶來的影響，由於在低溫狀態油的粘度增加時在阻塞式節流器24流動的油量減少，所以通過多片離合器C的動作油壓室16和阻尼孔式節流器25的油量也減少。這時，由於在阻尼孔式節流器25的前後產生的壓力下降量與通過該阻尼孔式節流器25的油量的平方成正比，所以通過的油量減少時在阻尼孔式節流器25的的壓力下降量變小，僅以此量使在上流的阻塞式節流器24的壓力下降量增加。由此，由以低溫狀態作用於動作油壓室16的油壓、即由第2減壓閥28設定的壓力減去阻塞式節流器24帶來的壓力下降量的壓力變小。從而，即使因油的粘度上升而使摩擦係數增加，但由於僅該部分就可減少由油壓帶來的離合器片43…、44…的按壓力，所以作為整體可防止在低溫時的多片離合器C的結合力的增大。另外，在高溫狀態，油的粘度下降而摩擦係數下降，但在這時，由於由阻塞式節流器24帶來的壓力下降量反而減少，作用於多片離合器C的動作油壓室16的油壓增加，所以僅此部分就增加離合器片43…、44…的按壓力，可防止多片離合器C的結合力的下降。
於是，在車輛的前進起步時和前進急加速時，從多片離合器C的動作油壓室16通過阻尼孔式節流器25和第1減壓閥26排出的油和從動作油壓室16的上遊位置通過第2減壓閥28排出的油，從輸出軸9的油通路9a和油孔9b…供給到多片離合器C的內部，在那裡，從對輸出軸9相對旋轉的錐體部件69的油孔，由離心力向半徑方向外側飛散而均勻地潤滑各離合器片43…、44…。潤滑離合器片43…、44…的油，通過未圖示的油路回流到油罐21中。
然而，如前所述，由於在車輛的前進定速行駛時對多片離合器C的動作油壓室16不供給壓力油，所以不經由動作油壓室16向多片離合器C的潤滑部供給潤滑油。但是，在車輛的前進定速行駛時從第2液壓泵Pr的第4口13排出的油，使滑閥32的滑柱31抵抗彈簧30的力而向左動時產生規定的油壓，而且由於由兩液壓泵Pf、Pr的每1旋轉的排出量的差向第2連接油路15排出過量的油，所以該剩餘的油的一部分，以在打開上述滑閥32時所產生的壓力，從潤滑油路53向輸出軸9的油通路9a供給，由此，通過油孔9b…供給到多片離合器C的潤滑部。這樣，即使多片離合器C在處於非結合狀態的前進定速行駛時，也向多片離合器C的潤滑部供給潤滑油，可以有效地潤滑離合器片43…、44…，由此能夠防止多片離合器C的過熱。
另外，設置在潤滑油路53的第7單向閥52可實現以下的功能。即，在車輛的前進起步時和急加速時，當在對第2連接油路15上產生負壓的時候，能夠防止從多片離合器C的潤滑部吸入的空氣、通過潤滑油路53、口33e、口33d、第5單向閥34和第2連接油路15而被吸入到第1液壓泵Pf中。
在前進定速行駛時，在僅前輪Wf、Wf踏在摩擦係數低的路面的時候，或者要急加速時，前輪Wf、Wf呈過渡地滑動狀態。在這樣的狀態下，連接輸入軸8的第1液壓泵Pf的排出量，超過連接輸出軸9的第2液壓泵Pr的吸入量，並且由於第3單向閥22關閉、阻止通過第5連接油路36的第1連接油路14和第2連接油路15的連通，所以與上述一樣，多片離合器C結合併對後輪Wr、Wr分配驅動轉矩。
在對車輪作用制動力時，由於前後輪的制動力分配一般地前輪Wf、Wf側設定為比後輪Wr、Wr側高，所以在緊急制動時等，前輪Wf、Wf比後輪Wr、Wr先鎖定。另外，由於從定速行駛中的發動機制動、僅作用於前輪Wf、Wf，所以這時也是過渡地、使前輪Wf、Wf的旋轉速度比後輪Wr、Wr的旋轉速度低。在這樣的情況下，第2液壓泵Pr的排出量超過第1液壓泵Pf的吸入量，向第2連接油路15排出過量的油。進而，在前輪Wf、Wf完全鎖定時，由於第1液壓泵Pf停止、僅第2液壓泵Pr旋轉，所以該第2液壓泵Pr的排出油的全量過量。然而，該過量的排出油，通過滑閥32的口33c、口33d和第5連接油路36的第3單向閥22回流到第2液壓泵Pr的第3口12中。這樣，由於後輪Wr、Wr的旋轉速度即使超過前輪Wf、Wf的旋轉速度，但對多片離合器C的動作油壓室16也不作用基於第1、第2液壓泵Pf、Pr的排出量差的油壓，所以該多片離合器C保持在非結合狀態，阻止從前輪Wf、Wf向後輪Wr、Wr的制動力的傳遞，由此對於前後輪的制動力分配不產生變化。
另外，在上述的車輛的前進位動時，由於多片離合器C不結合，所以不進行由第1減壓閥26的油帶來的對多片離合器C的潤滑。然而，與上述的車輛的前進定速行駛時同樣，第2液壓泵Pr的排出油的一部分通過滑閥32和潤滑油路53供給到多片離合器C，無障礙地進行多片離合器C的潤滑部的潤滑。
在車輛的後退時，第1、第2液壓泵Pf、Pr的旋轉方向同時相反，排出口和吸入口的關係為與上述相反的關係。
即，在後退起步時或後退急加速時等，當前輪Wf、Wf的旋轉速度比後輪Wr、Wr的旋轉速度大時，由於第1液壓泵Pf的排出量超過第2液壓泵Pr的吸入量，所以在第2連接油路15中產生油壓。這時，滑閥32的滑柱31，由彈簧30保持在圖示位置，通過從第1液壓泵Pf的第2口11的排出量和從第2液壓泵Pr的第4口13的吸入量之間的差而被排出到第2連接油路15的油，如上所述，由第4單向閥23和第5單向閥34阻止向第5連接油路36的流入、而流入到第4連接油路18中，在這裡，其通過第2單向閥20並且被第1單向閥19阻止，並供給到多片離合器C的動作油壓室16中，使應向後輪Wr、Wr分配驅動轉矩的多片離合器C結合。當後輪Wr、Wr的旋轉速度增大而處於後退定速行駛狀態時，第1液壓泵Pf和第2液壓泵Pr的旋轉速度變為相同，但由於第2液壓泵Pr的每1旋轉的排出量比第1液壓泵Pf的每1個旋轉的排出量大，所以相當於其差的油被供給到第1連接油路14中。其結果，在後退時，即使在定速行駛狀態下，也從前輪Wf、Wf側向後輪Wr、Wr側分配轉矩。
在該後退定速行駛狀態中，在於由第1連接油路14和第2連接油路15構成的循環油路中循環的油中，不作用由滑閥32的彈簧30帶來的負荷。然而，由於一般的後退定速行駛狀態不會長時間持續，所以從兩液壓泵Pf、Pr的轉子的側隙的空氣吸入和對多片離合器C的潤滑油的供給停止實質上不構成問題。
另外，由於在後退制動時第1液壓泵Pf的旋轉速度低於第2液壓泵Pr的旋轉速度，所以通過從第2液壓泵Pr的第3口12的排出量和從第1液壓泵Pf的第1口10的吸入量的差、在第1連接油路14產生油壓。這時，由於關閉第3單向閥22，通過第3連接油路17的第1單向閥19，多片離合器C結合，前輪Wf、Wf的制動力傳遞到後輪Wr、Wr。
在以上說明的車輛後退時，由於第1液壓泵Pf的第2口11為排出口、第2液壓泵Pr的第4口13為吸入口，所以滑閥32的滑柱31總是保持在圖示的右位置。這時，即使以某種原因使滑柱31鎖定在左位置，從第1液壓泵Pf的第2口11的排出壓力也會被第5單向閥34阻止而作用於滑閥32的口33a，上述鎖定的滑柱31被推回到作為正常位置的右位置。這時，即使是滑柱31的鎖定沒有被解除的情況，但由於在第2連接油路15中產生的油壓通過第4連接油路18並從第2減壓閥28洩掉，所以對第1液壓泵Pf不施加過量的負荷。
以上說明的多片離合器C的結合，是以供給到動作油壓室16的油使離合器活塞47前進，通過端板71向軸方向按壓的轉矩凸輪機構61的第2凸輪部件63的按壓部66，按壓離合器片43…、44…來進行。這時，介於離合器活塞47和離合器片43…、44…之間的轉矩凸輪機構61實現以下的功能。
如在說明液壓迴路的結構時所述的那樣，在車輛前進加速時、車輛後退加速時、車輛後退減速時，多片離合器C結合，進行前輪Wf、Wf和後輪Wr、Wr間的轉矩傳遞，僅在車輛的前進減速時多片離合器C不結合，不進行前輪Wf、Wf和後輪Wr、Wr間的轉矩傳遞。如上所述，轉矩凸輪機構61具有單方向凸輪的功能，在車輛前進加速時，轉矩凸輪機構61的第1凸輪部件62和第2凸輪部件63，從圖4(A)的狀態相對旋轉到圖4(B)的狀態，產生使多片離合器C結合的軸向力f。從而，在車輛的行駛中，在以高頻度產生的前進加速時的初期使轉矩凸輪機構61動作，輔助由油壓導致的多片離合器C的結合，能夠提高移動到四輪驅動狀態的響應性。在圖5中，實線表示本實施例的多片離合器C的轉矩傳遞特性，另外，虛線表示不具有轉矩凸輪機構的以往例的多片離合器的轉矩傳遞特性，斜線部分相當於由轉矩凸輪機構61產生的輔助轉矩。
而且，由轉矩凸輪機構61產生的多片離合器C的結合力，由於隨著因油壓產生的多片離合器C的結合力的增加而逐漸減少，所以可防止僅以轉矩凸輪機構61使多片離合器C完全結合併能夠避免產生差速器鎖止。
另外，在車輛的前進減速時，不進行根據油壓的多片離合器C的結合，並且，由於第1、第2凸輪部件62、63的相對旋轉方向為相反，所以，以單向凸輪的功能、轉矩凸輪機構61不產生使多片離合器C結合的軸向力f。從而，在車輛的前進減速時，維持在二輪驅動狀態，避免與ABS裝置的幹涉，可確保車輛的制動性能。
另外，在車輛的後退加速時，進行根據油壓的多片離合器C的結合，但以單向凸輪的功能、轉矩凸輪機構61不產生使多片離合器C結合的軸向力f。從而，本實施例的多片離合器C的轉矩傳遞特性，與在圖5中以虛線所示的以往例的特性相同。
另外，在車輛的後退減速時，進行根據油壓的多片離合器C的結合，並且由於以單向凸輪的功能、轉矩凸輪機構61產生使多片離合器C結合的軸向力f，所以，轉矩凸輪機構61的軸向力f處於可輔助根據油壓的多片離合器C的結合的狀態。從而，本實施例的多片離合器C的轉矩傳遞特性，與在圖5中以實線所示的前進加速時的特性相同。
於是，在實用上發生頻度高的前進加速時的初期，由轉矩凸輪機構61和油壓兩方使多片離合器C結合，可提高使車輛為四輪驅動狀態時的響應性，同時能夠對後輪Wr、Wr分配足夠的驅動力，同樣，在實用上發生頻度高的前進減速時，將車輛維持在二輪驅動狀態，能夠避免與ABS裝置產生幹涉。
另外，轉矩凸輪機構61動作為圖4(B)的狀態，在限制第1凸輪部件62和第2凸輪部件63的相對旋轉後，前輪Wf、Wf和後輪Wr、Wr的相對旋轉也可繼續進行，但由於摩擦離合器67滑動，允許離合轂42和第2凸輪部件63相對旋轉，對轉矩凸輪機構61不作用過量的負荷。
然而，在前進定速行駛時，前輪Wf、Wf的旋轉速度和後輪Wr、Wr的旋轉速度應該是相同的，但由於行駛阻力等帶來的前輪Wf、Wf和後輪Wr、Wr間的微小滑動率的差，就有前輪Wf、Wf的旋轉速度超過後輪Wr、Wr的旋轉速度的情形，這時，若多片離合器C結合而處於不需要的四輪驅動狀態時，就有發動機的燃料消耗量增大的問題。但是，由於在本實施例中將從前輪Wf、Wf向多片離合器C的輸入軸8的第1傳動機構4的變速比α、設定為比從後輪Wr、Wr向多片離合器C的輸出軸9的第2傳動機構5的變速比β小(α＜β)，所以，即使前輪Wf、Wf的旋轉速度多少超過後輪Wr、Wr的旋轉速度，多片離合器C也不結合，能夠防止處於不需要的四輪驅動狀態和發動機的燃料消耗量增大。另外，由於處於四輪驅動狀態的頻度減少，所以不需要為了確保驅動系統的耐久性而設定多餘強度，能夠賦予驅動系統的重量減輕及成本下降，進而也可以提高多片離合器C的耐久性。
圖6是表示在橫軸上取前輪Wf、Wf和後輪Wr、Wr的旋轉速度差、在縱軸上取多片離合器C的傳遞轉矩的關係的圖。將其與在橫軸上取多片離合器C的輸入軸8和輸出軸9的旋轉速度差、在縱軸上取多片離合器C的傳遞轉矩的關係的圖5比較可知，根據本實施例，即使前輪Wf、Wf的旋轉速度多少超過後輪Wr、Wr的旋轉速度，多片離合器C也不產生傳遞轉矩。特別是，由於具有轉矩凸輪機構61的多片離合器C、在對輸入軸8和輸出軸9產生速度差的瞬間，急速地增大傳遞轉矩，所以，防止在車輛的前進定速行駛時多片離合器C的結合的效果會變得更加顯著。
以上說明了本發明的實施例，但本發明在不脫離其宗旨的範圍內，可以進行各種設計變更。
權利要求
1.一種四輪驅動車輛的動力傳遞裝置，四輪驅動車輛設有直接傳遞發動機(E)的驅動力的前輪(Wf)和通過多片離合器(C)間接地傳遞發動機(E)的驅動力的一部分的後輪(Wr)，所述多片離合器(C)，根據前輪(Wf)和後輪(Wr)的旋轉速度差、用液壓泵(Pf、Pr)產生的油壓而結合，該四輪驅動車輛的動力傳遞裝置，設有轉矩凸輪機構(61)，其用根據與前輪(Wf)的旋轉連動的第1凸輪部件(62)和與後輪(Wr)的旋轉連動的第2凸輪部件(63)的旋轉速度差所產生的軸向力、使多片離合器(C)結合，其特徵在於所述轉矩凸輪機構(61)，在車輛前進行駛時，當前輪(Wf)的旋轉速度超過後輪(Wr)的旋轉速度時產生軸向力，並且在車輛前進行駛時，當後輪(Wr)的旋轉速度超過前輪(Wf)的旋轉速度時不產生軸向力，將傳動比(α)設定得比傳動比(β)大，其中，(α)是通過第1差動裝置(2)將前輪(Wf)的旋轉傳遞到第1凸輪部件(62)上的、第1傳動機構(4)的傳動比；(β)是通過第2差動裝置(6)將後輪(Wr)的旋轉傳遞到第2凸輪部件(63)上的、第2傳動機構(5)的傳動比。
全文摘要
一種四輪驅動車輛的動力傳遞裝置，該四輪驅動車輛的動力傳遞裝置(T)具有根據前輪(Wf)和後輪(Wr)的旋轉速度差而結合的多片離合器(C)，並且，將前輪的旋轉傳遞到多片離合器的輸入軸(8)的第1傳動機構(4)的傳動比、比將後輪的旋轉傳遞到多片離合器的輸出軸(9)的第2傳動機構(5)的傳動比大。在車輛的前進定速行駛時，即使在原來應該與後輪的轉速相同的前輪的轉速、以某種理由有些超過後輪的轉速時，多片離合器的輸入軸的轉速也不會超過輸出軸的轉速，從而可阻止多片離合器的結合，防止車輛呈不需要的四輪驅動狀態並節約燃料消耗量。即，可防止在四輪驅動車輛的前進定速行駛時使多片離合器結合而呈不必要的四輪驅動狀態。
文檔編號B60K17/348GK1608884SQ20041008490
公開日2005年4月27日 申請日期2004年10月10日 優先權日2003年10月16日
發明者新井健太郎, 黑田耕治 申請人:本田技研工業株式會社