专利名称：四轮驱动车辆的动力传递装置的利记博彩app
技术领域：
本发明涉及一种四轮驱动车辆的动力传递装置，其具有直接传递发动机的驱动力的前轮、和通过多片离合器间接地传递发动机的驱动力的一部分的后轮，上述多片离合器，根据前轮和后轮的旋转速度差，用由液压泵产生的油压进行结合。
背景技术：
由下述专利文献1可知，在这样的四轮驱动车辆的动力传递装置中，设置有转矩凸轮机构，该转矩凸轮机构，用根据与前轮的旋转连动的第1凸轮部件和与后轮的旋转连动的第2凸轮部件之间的旋转速度差而产生的轴方向的推力来结合多片离合器；可提高从产生前后轮的旋转速度差起到为四轮驱动状态的响应性。
〔专利文献1〕特开2001-213185号公报然而，在车辆的前进以定速行驶时，前轮的旋转速度和后轮的旋转速度应该是相同的，但由于行驶阻力等带来的前后轮间的微小滑动率的差，就有前轮的旋转速度超过后轮的旋转速度的情况，这时，在上述专利文献1中记载的结构，是使多片离合器结合而处于不必要的四轮驱动状态，并且，由于因具有转矩凸轮机构而使多片离合器的传递转矩增大，所以就有发动机的燃油量增大的问题。另外，由于形成四轮驱动状态的频率提高，所以为了确保驱动系统的耐久性，就有设定多余强度的需要，这就有以驱动系统的重量增加及成本提高为主要原因的问题。
发明内容
本发明鉴于上述情况，其目的在于防止在以前进定速行驶时多片离合器结合而处于不必要的四轮驱动状态。
为了达到上述目的，根据本发明之1的四轮驱动车辆的动力传递装置，四轮驱动车辆设有直接传递发动机的驱动力的前轮和通过多片离合器间接地传递发动机的驱动力的一部分的后轮，所述多片离合器，根据前轮和后轮的旋转速度差、由液压泵产生的油压而结合；该四轮驱动车辆的动力传递装置，设有转矩凸轮机构，其由根据与前轮的旋转连动的第1凸轮部件和与后轮的旋转连动的第2凸轮部件的旋转速度差所产生的轴向力、使多片离合器结合；其特征在于所述转矩凸轮机构，在车辆前进行驶时，当前轮的旋转速度超过后轮的旋转速度时产生轴向力，并且在车辆前进行驶时，当后轮的旋转速度超过前轮的旋转速度时不产生轴向力；将通过第1差动装置将前轮的旋转传递到第1凸轮部件上的第1传动机构的传动比设定得比通过第2差动装置将后轮的旋转传递到第2凸轮部件上的第2传动机构的传动比大。
另外，实施例的第1、第2液压泵Pf、Pr对应于本发明的液压泵。
根据本发明之1，由于设定为通过第1差动装置将前轮的旋转传递到多片离合器的第1凸轮部件上的第1传动机构的传动比、比通过第2差动装置将后轮的旋转传递到多片离合器的第2凸轮部件的第2传动机构的传动比大，所以，在车辆前进定速行驶时，即使当原来应该与后轮的旋转速度相同的前轮的旋转速度、在以某种理由而有些超过后轮的旋转速度的时候，也可以使多片离合器的第1凸轮部件的旋转速度不超过第2凸轮部件的旋转速度，从而阻止多片离合器的结合，可防止车辆处于不必要的四轮驱动状态，能够节约燃料消耗量。特别是，具有转矩凸轮机构的多片离合器，由于在第1、第2凸轮部件产生旋转速度差的瞬间、传递转矩急速地加大，所以，使得在车辆前进定速行驶时阻止多片离合器结合的效果更加显著。另外，由于处于四轮驱动状态的频度减少，所以，就没有必要为了确保驱动系统的耐久性而设定多余强度，不仅能够赋予驱动系统的重量减轻及成本下降等，而且也可以提高多片离合器的耐久性。
图1是表示四轮驱动车辆的动力传递系统的图。
图2是表示四轮驱动车辆的多片离合器和液压回路的结构的图。
图3是多片离合器的放大剖视图。
图4是图3的4-4线放大剖视图。
图5是表示输入轴和输出轴的旋转速度差与多片离合器的传递转矩的关系的曲线图。
图6是表示前轮和后轮的旋转速度差与多片离合器的传递转矩的关系的曲线图。
图中C-多片离合器，E-发动机，Pf-第1液压泵(液压泵)，Pr-第2液压泵(液压泵)，Wf-前轮，Wr-后轮，α-第1传动机构的传动比，β-第2传动机构的传动比，2-第1差动装置，4-第1传动机构，5-第2传动机构，6-第2差动装置，61-转矩凸轮机构，62-第1凸轮部件，63-第2凸轮部件。
具体实施例方式
以下，对本发明的实施例、基于在添加的附图中所示的发明的实施例进行说明。
图1～图6是表示本发明的一实施例的图，图1是表示四轮驱动车辆的动力传递系统的图，图2是表示四轮驱动车辆的多片离合器和液压回路的结构的图，图3是多片离合器的放大剖视图，图4是图3的4-4线放大剖视图，图5是表示输入轴和输出轴的旋转速度差与多片离合器的传递转矩的关系的曲线图，图6是表示前轮和后轮的旋转速度差与多片离合器的传递转矩的关系的曲线图。
如图1所示，搭载于四轮驱动车辆的前部的发动机E的输出，通过变速器1输入到前轮侧的第1差动装置2，该第1差动装置2的输出，通过主动轴3、3传递到左右的前轮Wf、Wf。输入到第1差动装置2的发动机E的输出，通过包括第1差动装置2的第1传动机构4，输入到后述的动力传递装置T，该动力传递装置T的输出，传递到包括后轮侧的第2差动装置6的第2传动机构5，由此通过主动轴7、7传递到后轮Wr、Wr。
动力传递装置T由下述部分构成由从第1传动机构4沿伸的输入轴8驱动的第1液压泵Pf、由与第2传动机构5连接的输出轴9驱动的第2液压泵Pr、进行上述输入轴8和输出轴9之间的驱动力的传递、切断的湿式多片离合器C、和控制该湿式多片离合器C的后述的液压回路。
第1传动机构4，由第1齿轮G1、第2齿轮G2、第3齿轮G3、和第4齿轮G4构成，从前轮Wf、Wf向动力传递装置T传递驱动力的第1传动机构4的传动比α被定义为α＝(第1齿轮G1的齿数/第2齿轮G2的齿数)×(第3齿轮G3的齿数/第4齿轮G4的齿数)。另外，第2传动机构5由第5齿轮G5和第6齿轮G6构成，从后轮Wr、Wr向动力传递装置T传递驱动力的第2传动机构5的传动比β被定义为β＝第5齿轮G5的齿数/第6齿轮G6的齿数。
并且，第1传动机构4的传动比α和第2传动机构5的传动比β不相同，被设定为α＜β。在实施例中α＝2.5421、β＝2.5626，α/β＝0.992。从而，即使前轮Wf、Wf和后轮Wr、Wr以相同的速度旋转，动力传递装置T的输出轴9的旋转速度比输入轴8的旋转速度稍大。该旋转速度差为0.5％～1.0％是理想的。
接着，参照图2和图3说明多片离合器C和液压回路的构成。第1液压泵Pf由余摆线齿轮泵构成，并具有在车辆的前进时为排出口、在后退时为吸入口的第1口10、和在前进时为吸入口、在后退时为排出口的第2口11。第2液压泵Pr同样由余摆线齿轮泵构成，并具有在车辆的前进时为吸入口、在后退时为排出口的第3口12、和在前进时为排出口、在后退时为吸入口的第4口13。将两液压泵Pf、Pr的每一个旋转的排出量设定为第2液压泵Pr比第1液压泵Pf稍大(例如2.5％)。并且，第1口10和第3口12通过第1连接油路14连接，第2口11和第4口13通过第2连接油路15连接。另外，由余摆线齿轮泵构成的两液压泵Pf、Pr的排出方向由于根据其旋转方向而决定，所以在车辆的前进时和后退时，上述排出方向反转。在图2中的两液压泵Pf、Pr的箭头分别表示前进时的排出方向。
上述多片离合器C，具有固定在输入轴8上的离合器罩41、和在输入轴8的后端、通过滚柱轴承29固定在同轴且可相对旋转地嵌合的输出轴9上的离合毂42，在于离合器罩41的内周上形成的花键41a上可滑动自由地支撑的多个离合器片43…、和在于离合毂42的外周上形成的花键42a上滑动自由地支撑的多个离合器片44…，可相互接触地重合。在于罩45上形成的离合器缸46中，通过密封部件48、48滑动自由地嵌合着离合器活塞47，在该离合器活塞47的右侧面，形成供给驱动该离合器活塞47用的压力油的动作油压室16。
配置于多片离合器C的后部的转矩凸轮机构61，由第1凸轮部件62、第2凸轮部件63和多个凸轮球64…构成。位于后方侧的第1凸轮部件62，是略呈环状的部件，可沿轴方向移动地被支撑在离合器罩41的后部。第2凸轮部件63，是沿可轴方向移动地被重合在第1凸轮部件62的前面的略呈环状的部件，在前面设置有将多片离合器C的离合器片43…、44…向前方按压而相互结合用的按压部66。
在第1凸轮部件62的花键62b和离合器罩41的花键41a之间，配置有摩擦离合器67。摩擦离合器67，当在第1凸轮部件62和离合器罩41之间作用规定值以上的转矩时则产生滑动。在转矩凸轮机构61的后方，在离合器罩41的花键41a和连接第1液压泵Pf的套筒65之间，支撑着可沿轴方向移动但不能相对旋转的端板71，在端板71的前面和第1凸轮部件62的后面之间，配置有推力轴承72，在端板71的后面和离合器活塞47的前面之间，配置推力轴承73。
根据上述构成，当在前轮Wf、Wf和后轮Wr、Wr之间产生相对旋转并且转矩凸轮机构61动作时，以由第1凸轮部件62和第2凸轮部件63的相对旋转产生的轴向力f(参照图4)与多片离合器C结合。在限制第1凸轮部件62和第2凸轮部件63的相对旋转后，也进一步继续前轮Wf、Wf和后轮Wr、Wr的相对旋转，但摩擦离合器67滑动，允许离合器罩41和第1凸轮部件62进行相对旋转，并且通过推力轴承72的作用，允许与离合器罩41一体旋转的端板71和与离合毂42一体旋转的第1凸轮部件62进行相对旋转。另外，配置在离合器活塞47和端板71之间的推力轴承73，允许相对于对罩45不旋转的离合器活塞47的端板71进行相对旋转。
从第2凸轮部件63向离合毂42的内部延伸的锥体部件69，有多个小孔，具有将从于输出轴9的内部形成的油通路9a和油孔9b…供给的润滑油、由离心力而分散、均等地润滑多片离合器C的离合器片43…、44…的功能。这时，也可以把输出轴9设为实心轴，在输出轴9和套筒65之间形成油通路，并通过锥体部件69润滑。
由图4可知，在转矩凸轮机构61的第1凸轮部件62和第2凸轮部件63的相对的面上，以60°间隔形成各6个凹部62a…、63a…，在构成对的一对凹部62a…、63a…之间，容纳上述凸轮球64…。凹部62a…、63a…的形状被连续形成为连接容纳凸轮球64…的一半的深的部分、和从该处深度逐渐减少的部分，在第1凸轮部件62和第2凸轮部件63处于图4(A)的相位关系时，第1、第2凸轮部件62、63相互接近、相对的面紧密接触。当由此状态、第1、第2凸轮部件62、63向箭头a方向相对旋转时，由第1、第2凸轮部件62、63以凹部62a…、63a…的形状的作用而产生轴向力f，如图4(B)所示，向相互离开的方向相对移动。
另外，在第1凸轮部件62和第2凸轮部件63处于图4(A)的相位关系时，即使第1、第2凸轮部件62、63要向箭头b方向进行相对旋转，由第1、第2凸轮部件62、63以凹部62a…、63a…的形状的作用也会限制向上述箭头b方向的相对旋转，不会产生上述轴向力f。即，转矩凸轮机构61兼有单方向凸轮的功能。
由图2可知，多片离合器C的动作油压室16和上述第1连接油路14，通过第3连接油路17连接，另外，动作油压室16和第2连接油路15，通过第4连接油路18连接。在第3连接油路17上设置有仅允许油从第2液压泵Pr向动作油压室16流动的第1单向阀19，同时，在第4连接油路18上设置有仅允许油从第2连接油路15向动作油压室16流动的第2单向阀20。另外，在连接油罐21和第1连接油路14及第2连接油路15的第5连接油路36中，分别设置有仅允许油从油罐21向第1连接油路14流动的第3单向阀22、和仅允许油从油罐21向口33c流动的第4单向阀23。
在上述多片离合器C的动作油压室16的上游位置，设置有阻塞式节流器24。另外，在动作油压室16的下流位置，串联设有阻尼孔式节流器25和第1减压阀26，这些阻尼孔式节流器25和第1减压阀26的下流侧，与形成于输出轴9的内部的油通路9a连续。油通路9a使输出轴9通过贯通半径方向的多个油孔9b…与多片离合器C的润滑部、即容纳离合器片43…、44…的离合器罩41的内部空间连通。
上述第1减压阀26，在通过输入轴8和输出轴9的偏心旋转而使多片离合器C的离合器活塞47摇动时，具有能够防止从多片离合器C的润滑部向动作油压室16产生空气倒流的功能。
在阻塞式节流器24的上游位置和阻尼孔式节流器25的下流位置之间，设置有限制传递到动作油压室16的油压的上限值的第2减压阀28。在该第2减压阀28上，设置有当油温上升时强制打开该第2减压阀28的热敏开关51。
在上述第2连接油路15中，在罩的内部设置有容纳由弹簧30向右方向施力的滑柱31的滑阀32。当滑柱31在处于图示的右位置时，通过该滑柱31而切断口33c和口33d的连通，同时连通口33a和口33b，当滑柱31抵抗弹簧30的力而向左位置移动时，通过该滑柱31而切断口33a和口33b的连通，同时连通口33c和口33d。在上述口33a和口33d之间，设置有仅允许油从口33d向口33a流动的第5单向阀34，同时，在口33b和口33c之间，设置有仅允许油从口33b向口33c流动的第6单向阀35。
从而，在车辆前进时，即在第2液压泵Pr的第4口13排出油时，滑柱31向左位置移动，使第2连接油路15和第1连接油路14通过口33c和口33d的连通来连接。另外，在车辆的后退时，即在第1液压泵Pf的第2口11排出油时，滑柱31位于图示的右位置，第2连接油路15和第1连接油路14通过口33a和口33b的连通来连接。
在滑阀32的滑柱31位于右位置时，通过该滑柱31而切断与口33c的连通的口33e，通过设置第7单向阀52的润滑油路53，连通输出轴9的油通路9a。
下面，说明上述的本发明的实施例的作用。
在前进起步时，发动机E的驱动力通过变速器1、第1差动装置2和主动轴3、3传递到前轮Wf、Wf，同时，该驱动力通过第1传动机构4和输入轴8传递到第1液压泵Pf，驱动该第1液压泵Pf。这时，多片离合器C处于非结合状态，连接到输出轴9上的第2液压泵Pr处于停止的状态。从而，从油罐21通过第5单向阀34被吸入到第1液压泵Pf的第2口11的油，从第1口10向第1连接油路14排出。这时，由于关闭第5连接油路36的第3单向阀22，所以排出到第1连接油路4中的油的全量流入第3连接油路17，并在这里被第2单向阀20阻止、通过第1单向阀19和阻塞式节流器24供给到多片离合器C的动作油压室16。
如上所述，当多片离合器C结合时，通过输出轴9、第2传动机构5和主动轴7、7驱动后轮Wr、Wr，使与上述输出轴9连接的第2液压泵Pr旋转。其结果，对应于后轮Wr、Wr的旋转速度的增大，第1液压泵Pf的排出油通过第1连接油路14被吸入到第2液压泵Pr中，第2液压泵Pr的排出油使滑阀32的滑柱31抵抗弹簧30的力而向左动、同时通过口33c、33d和第5单向阀34被吸入到第1液压泵Pf中。并且根据第1液压泵Pf的排出量和第2液压泵Pr的吸入量的差，作用于多片离合器C的动作油压室16的油压，即，多片离合器C的结合力自动变化，前后轮间的旋转速度差实质上为0，例如达到前进定速行驶状态时，对多片离合器C的动作油压室16油压不发生作用，断开向后轮Wr、Wr的转矩分配。另外，在前进定速行驶状态中，如上所述，第2液压泵Pr的排出量稍微超过第1液压泵Pf的排出量，但第2液压泵Pr的排出油使滑阀32的滑柱31抵抗弹簧30的力而向左动，第2液压泵Pr的剩余排出油，通过口33c、33d和第5连接油路36的第3单向阀22，回流到第2液压泵Pr的第3口12中。
在上述的前进定速行驶状态中，当第1液压泵Pf和第2液压泵Pr的排出油，在第1连接油路14和第2连接油路15中循环时，通过第2液压泵Pr的排出油使滑阀32的滑柱31抵抗弹簧30的力而向左动，在第4口13和口33c之间的第2连接油路15上会产生对应于弹簧30的力的油压。其结果，被吸入到从两液压泵Pf、Pr的转子的侧隙循环的油中的空气，由于被油压压缩并从靠近第2液压泵Pr的第4口13的侧隙逐渐排出，所以在循环的油中不滞留空气。由此，当其后在前轮Wf、Wf和后轮Wr、Wr产生旋转速度差、产生第1、第2液压泵Pf、Pr的排出量(吸入量)差时，通过滞留的空气而使油压上升延迟，其结果能够可靠地防止对于多片离合器C的响应性产生延迟的不理想情况。
再者，在第1、第2液压泵Pf、Pr的排出量(吸入量)产生差时，在多片离合器C的动作油压室16中直接作用对应于第1减压阀26的设定负荷的油压。在上述第1减压阀26打开后，由第1、第2液压泵Pf、Pr的排出量差、阻尼孔式节流器25和阻塞式节流器24的压力下降特性、或者油的粘度等而决定的油压，作用于多片离合器C的动作油压室16中。并且，由于该油压的上限值被第2减压阀28的设定负荷所限制，所以通过适当设定上述第2减压阀28的设定负荷，能够调整多片离合器C的传递转矩的上限值。
然而，通过上述阻塞式节流器24的油量受到油的粘度带来的影响，由于在低温状态油的粘度增加时在阻塞式节流器24流动的油量减少，所以通过多片离合器C的动作油压室16和阻尼孔式节流器25的油量也减少。这时，由于在阻尼孔式节流器25的前后产生的压力下降量与通过该阻尼孔式节流器25的油量的平方成正比，所以通过的油量减少时在阻尼孔式节流器25的的压力下降量变小，仅以此量使在上流的阻塞式节流器24的压力下降量增加。由此，由以低温状态作用于动作油压室16的油压、即由第2减压阀28设定的压力减去阻塞式节流器24带来的压力下降量的压力变小。从而，即使因油的粘度上升而使摩擦系数增加，但由于仅该部分就可减少由油压带来的离合器片43…、44…的按压力，所以作为整体可防止在低温时的多片离合器C的结合力的增大。另外，在高温状态，油的粘度下降而摩擦系数下降，但在这时，由于由阻塞式节流器24带来的压力下降量反而减少，作用于多片离合器C的动作油压室16的油压增加，所以仅此部分就增加离合器片43…、44…的按压力，可防止多片离合器C的结合力的下降。
于是，在车辆的前进起步时和前进急加速时，从多片离合器C的动作油压室16通过阻尼孔式节流器25和第1减压阀26排出的油和从动作油压室16的上游位置通过第2减压阀28排出的油，从输出轴9的油通路9a和油孔9b…供给到多片离合器C的内部，在那里，从对输出轴9相对旋转的锥体部件69的油孔，由离心力向半径方向外侧飞散而均匀地润滑各离合器片43…、44…。润滑离合器片43…、44…的油，通过未图示的油路回流到油罐21中。
然而，如前所述，由于在车辆的前进定速行驶时对多片离合器C的动作油压室16不供给压力油，所以不经由动作油压室16向多片离合器C的润滑部供给润滑油。但是，在车辆的前进定速行驶时从第2液压泵Pr的第4口13排出的油，使滑阀32的滑柱31抵抗弹簧30的力而向左动时产生规定的油压，而且由于由两液压泵Pf、Pr的每1旋转的排出量的差向第2连接油路15排出过量的油，所以该剩余的油的一部分，以在打开上述滑阀32时所产生的压力，从润滑油路53向输出轴9的油通路9a供给，由此，通过油孔9b…供给到多片离合器C的润滑部。这样，即使多片离合器C在处于非结合状态的前进定速行驶时，也向多片离合器C的润滑部供给润滑油，可以有效地润滑离合器片43…、44…，由此能够防止多片离合器C的过热。
另外，设置在润滑油路53的第7单向阀52可实现以下的功能。即，在车辆的前进起步时和急加速时，当在对第2连接油路15上产生负压的时候，能够防止从多片离合器C的润滑部吸入的空气、通过润滑油路53、口33e、口33d、第5单向阀34和第2连接油路15而被吸入到第1液压泵Pf中。
在前进定速行驶时，在仅前轮Wf、Wf踏在摩擦系数低的路面的时候，或者要急加速时，前轮Wf、Wf呈过渡地滑动状态。在这样的状态下，连接输入轴8的第1液压泵Pf的排出量，超过连接输出轴9的第2液压泵Pr的吸入量，并且由于第3单向阀22关闭、阻止通过第5连接油路36的第1连接油路14和第2连接油路15的连通，所以与上述一样，多片离合器C结合并对后轮Wr、Wr分配驱动转矩。
在对车轮作用制动力时，由于前后轮的制动力分配一般地前轮Wf、Wf侧设定为比后轮Wr、Wr侧高，所以在紧急制动时等，前轮Wf、Wf比后轮Wr、Wr先锁定。另外，由于从定速行驶中的发动机制动、仅作用于前轮Wf、Wf，所以这时也是过渡地、使前轮Wf、Wf的旋转速度比后轮Wr、Wr的旋转速度低。在这样的情况下，第2液压泵Pr的排出量超过第1液压泵Pf的吸入量，向第2连接油路15排出过量的油。进而，在前轮Wf、Wf完全锁定时，由于第1液压泵Pf停止、仅第2液压泵Pr旋转，所以该第2液压泵Pr的排出油的全量过量。然而，该过量的排出油，通过滑阀32的口33c、口33d和第5连接油路36的第3单向阀22回流到第2液压泵Pr的第3口12中。这样，由于后轮Wr、Wr的旋转速度即使超过前轮Wf、Wf的旋转速度，但对多片离合器C的动作油压室16也不作用基于第1、第2液压泵Pf、Pr的排出量差的油压，所以该多片离合器C保持在非结合状态，阻止从前轮Wf、Wf向后轮Wr、Wr的制动力的传递，由此对于前后轮的制动力分配不产生变化。
另外，在上述的车辆的前进制动时，由于多片离合器C不结合，所以不进行由第1减压阀26的油带来的对多片离合器C的润滑。然而，与上述的车辆的前进定速行驶时同样，第2液压泵Pr的排出油的一部分通过滑阀32和润滑油路53供给到多片离合器C，无障碍地进行多片离合器C的润滑部的润滑。
在车辆的后退时，第1、第2液压泵Pf、Pr的旋转方向同时相反，排出口和吸入口的关系为与上述相反的关系。
即，在后退起步时或后退急加速时等，当前轮Wf、Wf的旋转速度比后轮Wr、Wr的旋转速度大时，由于第1液压泵Pf的排出量超过第2液压泵Pr的吸入量，所以在第2连接油路15中产生油压。这时，滑阀32的滑柱31，由弹簧30保持在图示位置，通过从第1液压泵Pf的第2口11的排出量和从第2液压泵Pr的第4口13的吸入量之间的差而被排出到第2连接油路15的油，如上所述，由第4单向阀23和第5单向阀34阻止向第5连接油路36的流入、而流入到第4连接油路18中，在这里，其通过第2单向阀20并且被第1单向阀19阻止，并供给到多片离合器C的动作油压室16中，使应向后轮Wr、Wr分配驱动转矩的多片离合器C结合。当后轮Wr、Wr的旋转速度增大而处于后退定速行驶状态时，第1液压泵Pf和第2液压泵Pr的旋转速度变为相同，但由于第2液压泵Pr的每1旋转的排出量比第1液压泵Pf的每1个旋转的排出量大，所以相当于其差的油被供给到第1连接油路14中。其结果，在后退时，即使在定速行驶状态下，也从前轮Wf、Wf侧向后轮Wr、Wr侧分配转矩。
在该后退定速行驶状态中，在于由第1连接油路14和第2连接油路15构成的循环油路中循环的油中，不作用由滑阀32的弹簧30带来的负荷。然而，由于一般的后退定速行驶状态不会长时间持续，所以从两液压泵Pf、Pr的转子的侧隙的空气吸入和对多片离合器C的润滑油的供给停止实质上不构成问题。
另外，由于在后退制动时第1液压泵Pf的旋转速度低于第2液压泵Pr的旋转速度，所以通过从第2液压泵Pr的第3口12的排出量和从第1液压泵Pf的第1口10的吸入量的差、在第1连接油路14产生油压。这时，由于关闭第3单向阀22，通过第3连接油路17的第1单向阀19，多片离合器C结合，前轮Wf、Wf的制动力传递到后轮Wr、Wr。
在以上说明的车辆后退时，由于第1液压泵Pf的第2口11为排出口、第2液压泵Pr的第4口13为吸入口，所以滑阀32的滑柱31总是保持在图示的右位置。这时，即使以某种原因使滑柱31锁定在左位置，从第1液压泵Pf的第2口11的排出压力也会被第5单向阀34阻止而作用于滑阀32的口33a，上述锁定的滑柱31被推回到作为正常位置的右位置。这时，即使是滑柱31的锁定没有被解除的情况，但由于在第2连接油路15中产生的油压通过第4连接油路18并从第2减压阀28泄掉，所以对第1液压泵Pf不施加过量的负荷。
以上说明的多片离合器C的结合，是以供给到动作油压室16的油使离合器活塞47前进，通过端板71向轴方向按压的转矩凸轮机构61的第2凸轮部件63的按压部66，按压离合器片43…、44…来进行。这时，介于离合器活塞47和离合器片43…、44…之间的转矩凸轮机构61实现以下的功能。
如在说明液压回路的结构时所述的那样，在车辆前进加速时、车辆后退加速时、车辆后退减速时，多片离合器C结合，进行前轮Wf、Wf和后轮Wr、Wr间的转矩传递，仅在车辆的前进减速时多片离合器C不结合，不进行前轮Wf、Wf和后轮Wr、Wr间的转矩传递。如上所述，转矩凸轮机构61具有单方向凸轮的功能，在车辆前进加速时，转矩凸轮机构61的第1凸轮部件62和第2凸轮部件63，从图4(A)的状态相对旋转到图4(B)的状态，产生使多片离合器C结合的轴向力f。从而，在车辆的行驶中，在以高频度产生的前进加速时的初期使转矩凸轮机构61动作，辅助由油压导致的多片离合器C的结合，能够提高移动到四轮驱动状态的响应性。在图5中，实线表示本实施例的多片离合器C的转矩传递特性，另外，虚线表示不具有转矩凸轮机构的以往例的多片离合器的转矩传递特性，斜线部分相当于由转矩凸轮机构61产生的辅助转矩。
而且，由转矩凸轮机构61产生的多片离合器C的结合力，由于随着因油压产生的多片离合器C的结合力的增加而逐渐减少，所以可防止仅以转矩凸轮机构61使多片离合器C完全结合并能够避免产生差速器锁止。
另外，在车辆的前进减速时，不进行根据油压的多片离合器C的结合，并且，由于第1、第2凸轮部件62、63的相对旋转方向为相反，所以，以单向凸轮的功能、转矩凸轮机构61不产生使多片离合器C结合的轴向力f。从而，在车辆的前进减速时，维持在二轮驱动状态，避免与ABS装置的干涉，可确保车辆的制动性能。
另外，在车辆的后退加速时，进行根据油压的多片离合器C的结合，但以单向凸轮的功能、转矩凸轮机构61不产生使多片离合器C结合的轴向力f。从而，本实施例的多片离合器C的转矩传递特性，与在图5中以虚线所示的以往例的特性相同。
另外，在车辆的后退减速时，进行根据油压的多片离合器C的结合，并且由于以单向凸轮的功能、转矩凸轮机构61产生使多片离合器C结合的轴向力f，所以，转矩凸轮机构61的轴向力f处于可辅助根据油压的多片离合器C的结合的状态。从而，本实施例的多片离合器C的转矩传递特性，与在图5中以实线所示的前进加速时的特性相同。
于是，在实用上发生频度高的前进加速时的初期，由转矩凸轮机构61和油压两方使多片离合器C结合，可提高使车辆为四轮驱动状态时的响应性，同时能够对后轮Wr、Wr分配足够的驱动力，同样，在实用上发生频度高的前进减速时，将车辆维持在二轮驱动状态，能够避免与ABS装置产生干涉。
另外，转矩凸轮机构61动作为图4(B)的状态，在限制第1凸轮部件62和第2凸轮部件63的相对旋转后，前轮Wf、Wf和后轮Wr、Wr的相对旋转也可继续进行，但由于摩擦离合器67滑动，允许离合毂42和第2凸轮部件63相对旋转，对转矩凸轮机构61不作用过量的负荷。
然而，在前进定速行驶时，前轮Wf、Wf的旋转速度和后轮Wr、Wr的旋转速度应该是相同的，但由于行驶阻力等带来的前轮Wf、Wf和后轮Wr、Wr间的微小滑动率的差，就有前轮Wf、Wf的旋转速度超过后轮Wr、Wr的旋转速度的情形，这时，若多片离合器C结合而处于不需要的四轮驱动状态时，就有发动机的燃料消耗量增大的问题。但是，由于在本实施例中将从前轮Wf、Wf向多片离合器C的输入轴8的第1传动机构4的变速比α、设定为比从后轮Wr、Wr向多片离合器C的输出轴9的第2传动机构5的变速比β小(α＜β)，所以，即使前轮Wf、Wf的旋转速度多少超过后轮Wr、Wr的旋转速度，多片离合器C也不结合，能够防止处于不需要的四轮驱动状态和发动机的燃料消耗量增大。另外，由于处于四轮驱动状态的频度减少，所以不需要为了确保驱动系统的耐久性而设定多余强度，能够赋予驱动系统的重量减轻及成本下降，进而也可以提高多片离合器C的耐久性。
图6是表示在横轴上取前轮Wf、Wf和后轮Wr、Wr的旋转速度差、在纵轴上取多片离合器C的传递转矩的关系的图。将其与在横轴上取多片离合器C的输入轴8和输出轴9的旋转速度差、在纵轴上取多片离合器C的传递转矩的关系的图5比较可知，根据本实施例，即使前轮Wf、Wf的旋转速度多少超过后轮Wr、Wr的旋转速度，多片离合器C也不产生传递转矩。特别是，由于具有转矩凸轮机构61的多片离合器C、在对输入轴8和输出轴9产生速度差的瞬间，急速地增大传递转矩，所以，防止在车辆的前进定速行驶时多片离合器C的结合的效果会变得更加显著。
以上说明了本发明的实施例，但本发明在不脱离其宗旨的范围内，可以进行各种设计变更。
权利要求
1.一种四轮驱动车辆的动力传递装置，四轮驱动车辆设有直接传递发动机(E)的驱动力的前轮(Wf)和通过多片离合器(C)间接地传递发动机(E)的驱动力的一部分的后轮(Wr)，所述多片离合器(C)，根据前轮(Wf)和后轮(Wr)的旋转速度差、用液压泵(Pf、Pr)产生的油压而结合，该四轮驱动车辆的动力传递装置，设有转矩凸轮机构(61)，其用根据与前轮(Wf)的旋转连动的第1凸轮部件(62)和与后轮(Wr)的旋转连动的第2凸轮部件(63)的旋转速度差所产生的轴向力、使多片离合器(C)结合，其特征在于所述转矩凸轮机构(61)，在车辆前进行驶时，当前轮(Wf)的旋转速度超过后轮(Wr)的旋转速度时产生轴向力，并且在车辆前进行驶时，当后轮(Wr)的旋转速度超过前轮(Wf)的旋转速度时不产生轴向力，将传动比(α)设定得比传动比(β)大，其中，(α)是通过第1差动装置(2)将前轮(Wf)的旋转传递到第1凸轮部件(62)上的、第1传动机构(4)的传动比；(β)是通过第2差动装置(6)将后轮(Wr)的旋转传递到第2凸轮部件(63)上的、第2传动机构(5)的传动比。
全文摘要
一种四轮驱动车辆的动力传递装置，该四轮驱动车辆的动力传递装置(T)具有根据前轮(Wf)和后轮(Wr)的旋转速度差而结合的多片离合器(C)，并且，将前轮的旋转传递到多片离合器的输入轴(8)的第1传动机构(4)的传动比、比将后轮的旋转传递到多片离合器的输出轴(9)的第2传动机构(5)的传动比大。在车辆的前进定速行驶时，即使在原来应该与后轮的转速相同的前轮的转速、以某种理由有些超过后轮的转速时，多片离合器的输入轴的转速也不会超过输出轴的转速，从而可阻止多片离合器的结合，防止车辆呈不需要的四轮驱动状态并节约燃料消耗量。即，可防止在四轮驱动车辆的前进定速行驶时使多片离合器结合而呈不必要的四轮驱动状态。
文档编号B60K17/348GK1608884SQ20041008490
公开日2005年4月27日 申请日期2004年10月10日 优先权日2003年10月16日
发明者新井健太郎, 黑田耕治 申请人:本田技研工业株式会社