JPH03224831A - ４輪駆動車輌の動力伝達装置 - 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】 ［発明の目的］ 〈産業上の利用分野〉 本発明は、前輪と後輪とを共通のエンジンにて駆動し得
るように構成された４輪駆動車輌の動力伝達装置に関す
る。

〈従来の技術〉 ４輪駆動車輌の一型式として、前・後車軸の一方をエン
ジンに直接的に連結し、この一方の車軸（主駆動軸）か
ら、相対回転速度応動型の粘性流体継手を介して他方の
車軸（従駆動軸）へと駆動トルクを伝達するようにした
ものが知られている。

このような粘性流体継手は、主・従駆動軸間の回転速度
差に応じて伝達トルクが変化する特性を有しており、主
・従駆動軸間の回転速度差がある限度を超えると主・従
側駆動軸が略直結状態となる。

従って、この点について見ると、主・従側駆動軸の耐ト
ルク強度を同等に設定する必要がある。その一方、主・
従駆動軸間の回転速度差が極めて小さい状態にあっては
、従駆動軸への伝達トルクは実質的に０に等しく、この
状態における従駆動軸の負担は極めて軽い。このような
事情に鑑みて、従駆動軸への伝達トルクの上限を規定す
ることにより、従駆動軸側部材の実質的な負担を軽減し
、駆動系全体としての軽量化を企図しようとする技術が
、特開昭６３−４９５２６号公報に提案されている。

〈発明が解決しようとする課題〉 ところで、予備タイヤを装着したり、あるいは積雪路走
行時に滑り止めを装着するなどして、前・後両輪の実質
的な有効径が互いに異なる状態での連続走行を余儀なく
されることがある。このような状態においては、常時前
・後輪間に回転速度差が生じ、本来は主・従側駆動軸間
にてトルク伝達を行なう必要のない走行状態である場合
にも、従駆動軸に必要以上に大きなトルクが伝達される
ことになる。つまり、通常走行にあっては、主・従駆動
軸間のトルク伝達は過渡状態のみを考慮すれば足りるの
に対し、上記のようにタイヤ径が異なる場合には、従駆
動軸に対して連続的にトルクが伝達されることになる。

一般に金属材料の機械的性質として、破壊応力以下の応
力であっても、これが繰返し作用すると、所謂金属疲労
を生じて破壊応力以下の応力によっても破壊に至ること
が知られている。特に高速走行状態にあっては、単位時
間当たりに加えられる応力の繰返し回数が多くなるので
、より一層疲労が進行し易くなり、限界応力の実質的な
低下を招くことが考えられる。従って、上記のような主
・従側駆動輪の有効径が互いに異なる状態での連続走行
にも耐え得るようにするには、その分室全率を高く設定
せねばならなくなり、前記した従来技術のように、従駆
動軸への伝達トルクの上限を規定するだけでは、軽量化
の達成が現実には十分になし得ないという不都合がある
。

本発明は、このような不都合を解消すべく案出されたも
のであり、その主な目的は、主・従駆動輪の径が互いに
異なる状態で走行することを考慮した上で、金属疲労を
誘発するような継続的な負荷トルクが従駆動側部材に対
して作用することのないように改善された４輪駆動車輌
の動力伝達装置を提供することにある。

［発明の構成］ 〈課題を解決するための手段〉 このような目的は、本発明によれば、前輪と連動回転す
る第１部材と、後輪と連動回転する第２部材と、前記第
１部材と前記第２部材との間に介設された前記前輪と前
記後輪との回転速度差に応じて伝達トルクが変化するト
ルク伝達装置とを有する４輪駆動車輌の動力伝達装置で
あって、前記トルク伝達装置の伝達トルクの上限を規定
する伝達トルク制限手段と、前記トルク伝達装置の伝達
トルクを車速の増大に応じて減じる手段とを有すること
を特徴とする４輪駆動車輌の動力伝達装置を提供するこ
とにより達成される。

く作用〉 このような構成によれば、主・従側駆動軸間の伝達トル
クの上限が適宜な所定値に規定され、かつ伝達トルク容
量が走行速度の増大と共に減少する。従って、特に主駆
動輪がスリップし易い発進加速時（低速時）には、主駆
動輪から従駆動輪へのトルク伝達が十分になされ、主駆
動輪がスリップする可能性が低い高速走行時には、実質
的な伝達トルクが減少する。従って、前輪と後輪との径
が互いに異なる（特に主駆動輪の径がより小さい）状態
での連続走行における従駆動軸側部材への駆動トルクの
伝達を軽減し得ることから、従駆動軸側部材の強度余裕
の設定を低減し得る。

〈実施例〉 以下、添付の図面を参照して本発明の好適実施例につい
て詳細に説明する。

第１図は、本発明に基づく動力伝達装置が適用された４
輪駆動車輌の動力伝達系を示すスケルトン図である。エ
ンジン１の出力は、変速機２を介して前輪側の差動装置
３に入力する。そして差動装置３の出力は、ドライブシ
ャフト４を介して左右各前輪５に伝達される。

差動装置３に入力したエンジン１の出力は、傘歯車装置
６を介して後記する動力伝達装置７に入力し、該動力伝
達装置７の出力は、傘歯車装置８を介して後輪側の差動
装置９に伝達される。そして差動装置９の出力は、ドラ
イブシャフト１０を介して左右各後輪１１に伝達される
。

動力伝達装置７は、前輪側の傘歯車装置６の出力軸に連
動駆動される第１流体圧ポンプ２１と、後輪側の傘歯車
装置８の入力軸に連動駆動される第２流体圧ポンプ２２
と、前輪側傘歯車装置６の出力軸と後輪側傘歯車装置８
の入力軸との間に介設されたトルク伝達装置としての流
体圧作動クラッチ２３と、第１・第２両流体圧ポンプ２
１・２２及びクラッチ２３に係わるオイルの流れを制御
する流体圧制御回路（後に詳述）とからなっている。

ここで前・後側傘歯車装置６・８のギヤ比が互いに異な
る値にされており、流体圧ポンプ回転速度と車輪回転速
度との関係は、次に示す関係になっている。

前輪回転速度　　　　　　後輪回転速度これはすなわち
、車輪回転速度に対するポンプ回転速度の増大率が第２
流体圧ポンプ２２の方がより大きいことを意味しており
、第３図に示すように、前・後両輪５・１１の回転速度
が同一であれば、第２流体圧ポンプ２２の回転速度がよ
り高くなるようになっており、しかも両流体圧ポンプ２
１・２２の回転速度差は、車輪回転速度に正比例して増
大することを意味している。

第１流体圧ポンプ２１は、ギヤポンプあるいはベーンポ
ンプからなり、車輌が前進時には吐出ポートとなり後退
時には吸入ポートとなる第１ポート２４と、前進時には
吸入ポートとなり後退時には吐出ポートとなる第２ポー
ト２５とを有している。そして第２流体圧ポンプ２２は
、同じくギヤポンプあるいはベーンポンプからなり、車
輌が前進時には吸入ポートとなり後退時には吐出ポート
となる第３ポート２６と、前進時には吐出ポートとなり
後退時には吸入ポートとなる第４ポート２７とを有して
いる。これら各ポート２４〜２７は、第１ポート２４と
第３ポート２６とが第１連結油路２８を介して連通接続
され、第２ポート２５と第４ポート２７とが第２連結油
路２９を介して連通接続されている。

ここで第１・第２両流体圧ポンプ２１・２２は、そのチ
ャンバ容積が互いに異なっており、第１流体圧ポンプ２
１の一回転光たりの吐出量が、第２流体圧ポンプ２２の
一回転光たりの吐出量に比してより小さい設定になって
いる。これは前・後車軸４・１０とポンプ軸との速比が
同一であり、かつ前・後輪５・１１の有効径が同一であ
れば、車輪回転速度に応じた吐出量の変化率は、第２流
体圧ポンプ２２の方がより大きく、両流体圧ポンプ２１
・２２の吐出量差は、車輪回転速度に正比例して増大す
ることを意味している（第３図）。

第１連結油路２８及び第２連結油路２９と、流体圧作動
クラッチ２３の作動油圧室３０との間は、切換弁３１を
介して連結されている。この切換弁３１は、主に変速機
２が前進段にあるか、あるいは後退段にあるかに応じて
切換わるスプール弁からなり、２つに仕切られた弁室３
２・３３と、第１弁室３２から第２弁室３３へ向けての
流れを規制する一方向弁３４と、第１弁室３２と第２室
弁室３３との差圧が所定値になると、第１弁室３２と第
２弁室３３との間を連通し、第１弁室３２から第２弁室
３３へ向けての流れを許容するリリーフ弁３５とを有し
ている。この切換弁３１の作動により、前進時にあって
は、第１図に示すように、第２連結油路２９とオイルタ
ンク３６との間が第２弁室３３を介して連通し、第１連
結油路２８とクラッチの作動油圧室３０との間が、バイ
パス油路３７ａ・第１弁室３２・作動油圧供給油路３７
ｂを介して連通し、しかもクラッチの作動油圧室３０に
作用する圧力が所定値以上になると、リリーフ弁３５を
介してオイルタンク３６へ圧力が逃げるようになってい
る。そして後退時にあっては、第２図に示すように、第
１連結油路２８とオイルタンク３６との間が第２弁室３
３を介して連通し、第２連結油路２９とクラッチの作動
油圧室３０との間が第１弁室３２を介して連通し、しか
もクラッチの作動油圧室３０に作用する圧力が所定値以
上になると、リリーフ弁３５を介してタンク３６へ圧力
が逃げるようになっている。

更に、第１弁室３２とクラッチの作動油圧室３０との間
を連結する作動油圧供給油路３７ｂは、オリフィス３８
を有する分岐通路を介してタンク３６の油面上に連通し
ている。

０ 次に上記実施例の作動の要領について各状態に応じて順
に説明する。

前進発進加速時には、後輪１１が停止したままで前輪５
のみがスリップ状態で回転することがある。この時には
、前輪５と共に第１流体圧ポンプ２１のみが回転するた
め、オイルタンク３６から第２弁室３３及び第２連結油
路２９を介して第２ポート２５に吸入されたオイルは、
第１ポート２４から第１連結油路２８へ吐出されてバイ
パス油路３７ａに全量が流入し、第１弁室３２及び作動
油圧供給油路３７ｂを介してクラッチの作動油圧室３０
に油圧を作用させる。これによりクラッチ２３が係合し
、前輪５と後輪１１との間が連結される。

ここでクラッチの伝達トルクは、オリフィス３８の流量
によって定まるオリフィス上流側の油圧に正比例し、こ
の油圧は、両流体圧ポンプ２１・２２の吐出量（吸入量
）差の２乗に比例して変化する。また、リリーフ弁３５
の開放圧の設定により、クラッチ２３の伝達トルクの上
限値を適宜に１ 設定することができる（第４図）。

クラッチ２３が係合して後輪側に駆動トルクが分配され
ると、後輪１１の回転速度の増大に応じて第１流体圧ポ
ンプ２１の吐出油が第２流体圧ポンプ２２に吸入される
ようになる。そして第１流体圧ポンプ２１の吐出量と第
２流体圧ポンプ２２の吸入量との差に応じてクラッチ２
３の係合力、すなわち後輪への伝達トルクが自動的に変
化し、第１・第２両流体圧ポンプ２１・２２の吐出量（
吸入量）が互いにバランスすると、作動油圧供給油路３
７ｂへの吐出圧は発生しなくなり、クラッチ２３の係合
が断たれる。

ここでエンジン１に直接的に駆動される前輪５に連動駆
動される第１流体圧ポンプ２１と、動力伝達装置７を介
して駆動力を伝達される後輪１１に連動駆動される第２
流体圧ポンプ２２との吐出量（吸入量）のバランス点は
、両流体圧ポンプ２１・２２の運転特性が前記したよう
に第３図に示す関係に設定されていることから、前輪５
の回転速度が後輪１１よりも高い時点で現れる。そして
２ このバランス点での前・後両輪５・１１の回転速度差は
、車速が高くなるほど大きくなる。これらの特性は、前
・後両輪５・１１の同一の回転速度差に対するクラッチ
伝達トルクの大きさが、車速が高くなるほど減少するこ
とを示している。このことは、クラッチ２３の伝達トル
ク容量、すなわち差動制限力は、車速が高くなるほど減
少することを意味している（第４図）。

前進緩加速時、緩減速時及び定速走行時にあっては、前
輪５と後輪１１とが同一径であれば、両輪は略同−回転
速度で回転する。そして前・後両輪５・１１が同一回転
速度であれば、第１流体圧ポンプ２１の吐出量が第２流
体圧ポンプ２２の吸入量を常に下回り、かつ第２流体圧
ポンプ２２の吐出量が第１流体圧ポンプ２１の吸入量を
常に上回ることになる。すると第１ポート２４からの吐
出油は専ら第３ポート２６に吸入され、かつ第４ポート
２７からの吐出油の一部は第２連結油路２９・第２弁室
３３・一方向弁３４・第１弁室３２・バイパス油路３７
ａ・第１連結油路２８を経て３ 第３ポート２６へ環流する。この結果、第１連結油路２
８の管内圧はクラッチ２３の作動圧に到達せず、後輪１
１に対して駆動力が伝達されない。

定速走行時に前輪５のみが摩擦係数の低い路面を踏んだ
場合、あるいは急加速せんとした時には、前輪５が過渡
的にスリップ状態になることがある。

このような状態においては、第１ポート２４からの吐出
量が第３ポート２６への吸入量を上回るほど前輪５の回
転速度が後輪１１のそれを上回ると、第１流体圧ポンプ
２１の吐出油を第２流体圧ポンプ２２が吸入しきれなく
なるため、両流体圧ポンプ２１・２２の吐出量（吸入量
）の差に対応した油圧が第１連結油路２８に発生する。

この油圧は、バイパス油路３７ａ・第１弁室３２・作動
油圧供給油路３７ｂを経てクラッチの作動油圧室３０に
導かれる。これによりクラッチ２３が係合し、後輪１１
に対して駆動トルクが分配される。そしてクラッチ２３
が係合して後輪側へ駆動トルクが分配されると、上記と
同様にして前後輪間の回転速度差に応じてクラッチ２３
の係合力、すなわち後４ 輪画へ伝達されるトルクの大きさが自動的に変化するが
、この場合、回転速度差に対する伝達トルクの大きさは
、車速の増大と共に小さくなる。

車輪に制動力が作用すると、前後輪の制動力配分は一般
に前輪側がより高く設定されているので、急制動時など
では、後輪１１よりも前輪５が先にロックする。また、
定速走行からのエンジンブレーキは前輪５にのみ作用す
るので、この場合も過渡的には前輪５の回転速度が後輪
１１よりも低くなる。そして前輪５の回転速度が後輪１
１に比して低くなると、第１流体圧ポンプ２１の吐出量
が第２流体圧ポンプ２２の吸入量を下回るため、作動油
圧供給油路３７ｂへの吐出圧は発生せず、クラッチ２３
は係合しない。従って、前後輪間の連結は断たれる。こ
のとき、第４ポート２７からの吐出油の一部は、第２連
結油路２９・第２弁室３３・一方向弁３４・第１弁室３
２・バイパス油路３７ａ・第１連結油路２８を経て第３
ポート２６へ環流する。

前輪５が完全にロックすると、第１流体圧ポン５ プ２１が停止して第２流体圧ポンプ２２のみが回転する
。すると第４ポート２７から第２連結油路２９への吐出
油は、第２弁室３３・一方向弁３４・第１弁室３２・バ
イパス油路３７ａ・第１連結油路２８を経て第３ポート
２６へと全量が環流する。従って、この場合もクラッチ
２３は係合せず、前後輪間の連結は断たれる。

後退時には、第１・第２両流体圧ポンプ２１・２２の回
転方向が共に逆になり、吐出ポートと吸入ポートとの関
係が上記とは逆の関係になるが、基本的な作動原理は前
進時と同様にして行なわれる。

後退発進加速時には、−時的に第１流体圧ポンプ２１の
みが回転する。すると第２図に示すように、オイルタン
ク３６から第２弁室３３・バイパス油路３７ａ・第１連
結油路２８を経て第１ポート２４に吸入されたオイルは
、第２ポート２５から第２連結油路２９へ吐出され、第
１弁室３２及び作動油圧供給油路３７ｂを経てクラッチ
の作動油圧室３０に油圧を作用させる。これによりクラ
６ ツチ２３が接続し、後輪１１に駆動トルクが分配される
。

そして前進時と同様に、後輪側の回転速度の増大に応じ
て第１流体圧ポンプ２１の吐出油の一部が第２流体圧ポ
ンプ２２に吸入されるようになり、この時の両流体圧ポ
ンプ２１・２２の吐出量（吸入量）差に応じてクラッチ
の作動油圧室３０に作用する油圧が変化して後輪へのト
ルク分配率が変化し、両流体圧ポンプ２１・２２の吐出
量（吸入量）が互いにバランスした状態になると、クラ
ッチの作動油圧室３０に油圧が作用しなくなって前後輪
間の接続が断たれる。

後退緩加速時、緩減速時及び定速走行時にあっては、前
進時と同様に、第１流体圧ポンプ２１の吐出量が第２流
体圧ポンプ２２の吸入量を常に下回り、かつ第２流体圧
ポンプ２２の吐出量が第１流体圧ポンプ２１の吸入量を
常に上回ることになる。すると第２ポート２５からの吐
出油が第４ポート２７に吸入され、かつ第３ポート２６
からの吐出油の一部が第１連結油路２８・バイパス油路
７ ３７ａ・第２弁室３３・一方向弁３４・第１弁室３２・
第２連結油路２９を経て第４ポート２７へ環流する。こ
の結果、第２連結油路２９の管内圧はクラッチ２３の作
動圧に到達せず、後輪１１に対して駆動力は伝達されな
い。

後退定速走行からの急加速などにより前輪５がスリップ
状態になり、第１流体圧ポンプ２１の吐出量が第２流体
圧ポンプ２２の吸入量を上回るほど前輪５の回転速度が
後輪１１のそれを上回ると、第１流体圧ポンプ２１の吐
出油を第２流体圧ポンプ２２が吸入しきれなくなるため
、両ポンプ２１・２２の吐出量（吸入量）の差に対応し
た油圧が第２連結油路２９に発生する。この油圧は、第
１弁室３２・作動油圧供給油路３７ｂを経てクラッチの
作動油圧室３０に導かれる。これによりクラッチ２３が
係合し、後輪１１に対して駆動トルクが分配される。

後退制動時には、第１流体圧ポンプ２１の回転速度が第
２流体圧ポンプ２２のそれを下回るため、作動油圧供給
油路３７ｂへの吐出圧は発生せず、８ クラッチ２３は係合しない。従って、前後輪間の連結は
断たれる。このとき、第３ポート２６からの第２流体圧
ポンプ２２の吐出油の一部は、第１連結油路２８・バイ
パス油路３７ａ・第２弁室３３・一方向弁３４・第１弁
室３２・第２連結油路２９を経て第４ポート２７へ環流
する。そして前輪５が完全にロックすると、第３ポート
２６からの吐出油は、第１連結油路２８・バイパス油路
３７ａ・第２弁室３３・一方向弁３４・第１弁室３２・
第２連結油路２９を経て第４ポート２７へ全量が環流す
る。従って、この場合もクラッチ２３は係合せず、前後
輪間の連結は断たれる。

次に前・後輪の有効径が互いに異なる場合の動作につい
て説明する。

エンジン１に直接的に駆動される前輪５の有効径が動力
伝達装置７を介して駆動される後輪１１の有効径よりも
小さい場合を想定すると、この場合には、前・後両輪５
・１１が共にスリップもロックもしていない定速走行状
態に達しても、前輪回転速度が後輪回転速度を常に」二
回ることになる。

９ ここで前・後輪５・１１の有効径差は定数であるから、
走行速度に正比例して両輪５・１１の回転速度差が増大
する。すると第１・第２両流体圧ポンプ２１・２２の吐
出量（吸入量）の差に応じてクラッチ２３の係合力が高
まることになるが、吐出量（吸入量）の差が大きくなり
、クラッチの作動油圧室３０に作用する油圧が所定値を
超えると、リリーフ弁３５が開いて後輪１１への過度な
トルク伝達が抑制される。

ところで、前述のようにして、前・後傘歯車装置６・８
のギヤ比が互いに異なる値にされ、更に第１流体圧ポン
プ２１の吐出容量が第２流体圧ポンプ２２のそれより小
さく設定されており、差動制限力が高速になるほど減少
するようになっているので、両輪５・１１の有効径差に
起因する回転速度差が増大しても、無用な伝達トルクの
増大を生じないで済む。

これらのことから、前後輪の有効径の差に起因する回転
速度差が、定速走行時における第１流体圧ポンプ２１の
吐出量が第２流体圧ポンプ２２の０ それを超えない範囲内にありさえすれば、後輪への無用
なトルク伝達を生ぜずに済む、と言うことができる。

また、従駆動輪である後輪１１の有効径がより小さい場
合には、後輪１１の回転速度がより高くなるが、これは
前述した前輪５が制動されている状態と概ね等価と見做
し得るので、当然、前・後輪５・１１の連結が断たれて
トルク伝達がなされないため、前後輪の有効径差によっ
て実害を生ずる虞れは全くない。

以上説明したように、本発明の構成においては、第１・
第２両流体圧ポンプ２１・２２の実質的な吐出容量は、
前輪５に連動駆動される第１流体圧ポンプ２１の方がよ
り小さくなっている。そのため、クラッチの作動油圧室
３０に作用する油圧（伝達トルク）は、前・後輪５・１
１が同一径であれば、前輪５と後輪１１との回転速度が
等しくなる以前に消滅する。これは前後輪間の差動制限
力の設定が幾分か低目となっていることに相当するが、
実際には第４図に示したように、ある伝達１ トルクを発生するに要する前輪・後輪間の回転速度差は
、車速が低いほど小さくなるので、発進時など後輪へも
駆動トルクを伝達しなければならない機会が多い低車速
時には、前輪・後輪間の回転速度差に対して十分な駆動
トルクが後輪に伝達される。

なお、車速の増大に応じてクラッチ２３の伝達トルクを
減じる手段としては、上記した第１・第２両流体圧ポン
プ２１・２２のチャンバ容積を互いに異なるものとする
か、あるいは流体圧ポンプと車輪との速比を前後で異な
るものとするかをそれぞれを単独で実施しても良いし、
本実施例のように両者を組合わせても良い。

第５図及び第６図は、本発明の変形実施例を示しており
、上記第１図及び第２図に示した実施例と共通する部分
には同一の符号を付し、異なる部分についてのみ以下に
説明する。

上記実施例においては、作動油圧室３０とオイルタンク
３６との間を、クラッチ作動油圧供給通路３７ｂから分
岐した通路にて連通させるものと２ しているが、本実施例においては、作動油圧室３０とオ
イルタンク３６との間に、オリフィス３８を備えた別の
連通路４７を設けるものとしている。

これによれば、クラッチ作動油圧供給通路３７ｂから作
動油圧室３０に圧油を供給する際に、作動油圧室３０内
の空気を速やかに排出できるので、クラッチ２３の作動
応答性をより一層向上することができる。

本実施例の場合も、オリフィス３８を介してのリリーフ
流量によってクラッチ作動油圧の特性が定まること、並
び・にクラッチ２３の作動要領は、上記第１の実施例と
同様である。

［発明の効果］ このように本発明によれば、前・後両輪の有効径が互い
に異なる状態で走行する際にも、従駆動輪への無用なト
ルク伝達を生ぜずに済むので、従駆動輪へ駆動トルクを
伝達する経路を構成する各部材の耐疲労強度を実質的に
低減することができる。従って、従駆動輪側部材の軽量
化を推進する上に多大な効果を奏することができる。し
かも発３ 進加速時など、駆動トルクを伝達する機会が多い低速時
には、前後輪の回転速度差に応じて十分な駆動トルクが
伝達されるため、４輪駆動車輌としての実用性能を損な
わずに済む。

【図面の簡単な説明】

第１図は、本発明に基づく４輪駆動車輌の動力伝達系の
全体的な構成を示すスケルトン図であり、第２図は、後
退状態にある時の油圧回路図である。 第３図及び第４図は、本発明装置の特性を示すグラフで
ある。 第５図は、本発明の変形実施例を示す第１図と同様なス
ケルトン図であり、第６図は、同変形実施例を第２図の
状態に対応して示す油圧回路図である。 １・・・エンジン、２・・・変速機、３・・・差動装置
、４・・・ドライブシャフト、５・・・前輪、６・・・
傘歯車装置、７・・・動力伝達装置、８・・・傘歯車装
置、９・・・差動装置、１０・・・ドライブシャフト、
１１・・・後輪、２１・・・第１流体圧ポンプ、２２・
・・第２流体圧ポンプ、２３・・・流体圧作動クラッチ
（トルク伝達装置）、４ ２４・・・第１ポート、２５・・・第２ポート、２６・
・・第３ボート、２７・・・第４ポート、２８・・・第
１連結油路、２９・・・第２連結油路、３０・・・作動
油圧室、３１・・・切換弁、３２・・・第１弁室、３３
・・・第２弁室、３４・・・一方向弁、３５・・・リリ
ーフ弁（伝達トルク制限手段）、３６・・・オイルタン
ク、３７ａ・・・バイパス油路、３７ｂ・・・作動油圧
供給油路、３８・・・オリフィス、４７・・・連通路 特　許　出　願　人　本田技研工業株式会社代　　　理
　　　人　　弁理士　大　島　陽　−（外−名） ５ ４聰上λへ

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. （１）前輪と連動回転する第１部材と、後輪と連動回転
   する第２部材と、前記第１部材と前記第２部材との間に
   介設された前記前輪と前記後輪との回転速度差に応じて
   伝達トルクが変化するトルク伝達装置とを有する４輪駆
   動車輌の動力伝達装置であって、 前記トルク伝達装置の伝達トルクの上限を規定する伝達
   トルク制限手段と、 前記トルク伝達装置の伝達トルクを車速の増大に応じて
   減じる手段とを有することを特徴とする４輪駆動車輌の
   動力伝達装置。