JPH08118977A - 四輪駆動車 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【目的】作動流体温度を適正範囲内に収めて作動流体の
性状変化を防止すると共に、システム全体の耐久性を向
上させることができる四輪駆動車を提供する。 【構成】エンジン１の駆動力を変速機２及び差動装置３
を介して前輪５及びピストンポンプ６の回転軸６ａに伝
達する。ポンプ６の吐出口６ｃ及び吸込口６ｂは、高圧
配管８Ｈ及び低圧配管８Ｌを介して斜板型可変容量ポン
プモータ１０に内蔵された前後進切換用切換弁９に接続
されて油圧伝動装置が構成され、配管８Ｈ及び配管８Ｌ
間の第１のバイパス流路２１にリリーフ弁２２を介挿す
ると共に、第２のバイパス流路２４にオリフィス２５及
びチョーク２６を直列に介挿し、チョーク２６と並列に
絞り間最大圧を規定するばね付逆止弁２７を介挿し、オ
リフィス２５及びチョーク２６間の作動油圧をパイロッ
ト圧としてリリーフ弁２２に供給して、高圧配管８Ｈの
最大規定圧を作動流体温度の上昇に応じて低下させる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、主原動機の回転駆動力
を前輪及び後輪に伝達するようにした四輪駆動車に係
り、特に駆動力の伝達を流体圧伝動機構で行うようにし
た四輪駆動車に関する。

【０００２】

【従来の技術】この種の四輪駆動車にあっては、パート
タイム式のように手動で二輪駆動と四輪駆動との機械的
な連結を切換える四輪駆動車の場合、その切換え操作が
面倒である他、タイトコーナーブレーキング現象などの
不具合を生じ乗用車には不向きである。これに対してフ
ルタイム式四輪駆動車はタイトコーナーブレーキング現
象は解消できるが、センタデフに差動制限装置が必要と
なり装置が複雑になる。また、パートタイム式及びフル
タイム式にかかわらず現在の乗用車に用いられている駆
動方式ではプロペラシャフトを有することから、これが
前輪駆動車に対する重量の増加、車室内スペースへの悪
影響、燃費の悪化、騒音や振動の悪化をもたらし、後輪
駆動車の場合でも重量増、燃費の悪化を免れない。

【０００３】そこで、従来、構成部材の重量軽減を図る
目的で、例えば特開昭６３−１７６７３４号公報に記載
されているように、エンジンで駆動される駆動輪に連動
する油圧ポンプと、この油圧ポンプに油圧管路を介して
連通された従動軸に連動する油圧モータと、油圧ポンプ
の吐出圧が設定圧以上となったときに油圧管路の圧油を
低圧油圧源にリリーフするリリーフ弁と、これと並列に
介挿された油圧管路圧が設定圧以下に低下したときに油
圧源から圧油を供給する逆止弁とを備えることにより、
プロペラシャフトを省略して、軽量化と車室スペースの
増加との双方を図るようにした四輪駆動車が提案されて
いる。

【０００４】

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記従
来の四輪駆動車にあっては、プロペラシャフトを省略す
ることにより、軽量化と車室スペースの確保との双方を
図ることができるが、油圧ポンプと油圧モータとの間の
油圧配管の最大圧力はリリーフ弁で規制されており、前
輪空転状態で前後輪の回転数差が大きい状態を継続する
ことにより、油圧配管の作動油圧がリリーフ弁で規制す
る最大圧力以上となるとリリーフ弁を通じて低圧油圧源
に作動油が戻されることになって、作動油温度が上昇
し、この状態が長い時間継続されると、作動油の性状及
びシステム全体の耐久性に悪影響を与えるという未解決
の課題がある。

【０００５】そこで、本発明は、上記従来例の未解決の
課題に着目してなされたものであり、駆動側流体圧駆動
手段及び従動側流体圧駆動手段との間を連通する一対の
流路内圧が最大規定圧を越えたときの作動流体温度の上
昇を抑制することができる四輪駆動車を提供することを
目的としている。

【０００６】

【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、請求項１に係る四輪駆動車は、主原動機により駆動
される駆動車軸と、該駆動車軸に連動して駆動される駆
動側流体圧駆動手段と、従動車軸に連動して駆動される
従動側流体圧駆動手段と、前記駆動側流体圧駆動手段及
び従動側流体圧駆動手段における互いの吐出口と吸込口
とを連通する一対の流路とを備えた四輪駆動車におい
て、前記一対の流路間を連通する第１のバイパス流路に
介挿された最大規定圧を調整する最大規定圧調整手段
と、作動流体温度の増加に応じて前記最大規定圧調整手
段の最大規定圧を低下させる最大圧力規定手段とを備
え、前記最大圧力規定手段は、前記第１のバイパス流路
と並列に形成された第２のバイパス流路に直列に介挿さ
れ且つ最大規定圧調整手段に対する調整圧を形成する第
１及び第２の絞りと該第１及び第２の絞り間の作動流体
圧の最大値を規定する絞り間最大圧規定手段とを有する
ことを特徴としている。

【０００７】また、請求項２に係る四輪駆動車は、請求
項１における第２の絞りが第１の絞りより作動流体粘度
変化の影響を受け易いチョーク絞りで構成されているこ
とを特徴としている。さらに、請求項３に係る四輪駆動
車は、請求項１における第１及び第２の絞りが、第２の
絞りの開口面積が第１の絞りの開口面積より小さく選定
されていることを特徴としている。

【０００８】

【作用】請求項１に係る四輪駆動車においては、主原動
機により駆動される駆動車軸の回転によって駆動側流体
圧駆動手段から回転速度に応じた流量の作動流体が吐出
され、これが一方の流路を通じて従動車軸の回転によっ
て駆動される従動側流体圧駆動手段の吸込側に供給さ
れ、この従動側流体圧駆動手段から吐出される作動流体
が他方の流路を通じて駆動側流体圧駆動手段に戻され
る。駆動車軸及び従動車軸の回転数差が小さいときに
は、伝達トルクは殆どなく二輪駆動状態を維持するが、
回転数差が大きくなるに従って、伝達トルクが大きくな
って四輪駆動状態に移行する。そして、回転数差の増加
によって高圧側となる流路内の圧力が最大規定圧調整手
段の最大規定圧以上となると、高圧側の作動流体が最大
規定圧調整手段を介して低圧側にバイパスされる。この
とき、作動流体温度が低いときには作動流体の粘性が高
いので、最大圧力規定手段の第１の絞り及び第２の絞り
を通過する作動流体量が少ないと共に、両者間の作動流
体圧が高くなり、これによって最大規定圧調整手段の最
大規定圧が高い状態に調整される。ここで、第１の絞り
及び第２の絞り間の最大圧力は絞り間最大圧規定手段に
よって規定され、この絞り間最大圧規定手段で規定され
た最大圧に達するとこの絞り間最大圧規定手段を介して
作動流体が逃がされる。また、作動流体温度が上昇する
と、作動流体の粘性が低下することにより、これに応じ
て第１及び第２の絞りを通過する作動流体量も増加し、
両者間の作動流体圧が低下し、これによって最大規定圧
調整手段の最大規定圧が低下される。このとき、一対の
流路間の高圧側の作動流体は、主に第１及び第２の絞り
を通じて低圧側に逃がされるので、作動流体の発熱量を
低減させる。

【０００９】請求項２に係る四輪駆動車においては、上
記請求項１の作用に加えて、第２のバイパス流路に介挿
された第２の絞りをチョーク絞りで構成したので、作動
流体の粘性の影響が大きくなり、第１及び第２の絞り間
の作動流体圧を作動流体温度の変化に正確に対応させる
ことができる。請求項３に係る四輪駆動車においては、
第２のバイパス流路に介挿した第１及び第２の絞りの開
口面積を第２絞りの方が小さく選定されていることによ
り、第１の絞り及び第２の絞り間に作動流体温度に応じ
た粘性に比例する作動流体圧を発生させることができ
る。

【００１０】

【実施例】以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明
する。図１は本発明を前輪駆動車をベースとした四輪駆
動車に適用した場合の第１実施例を示す概略構成図であ
って、図中、１は主原動機としてのエンジンであって、
このエンジン１の回転駆動力が変速機２を介して前輪側
差動装置３に入力され、この差動装置３の出力側に駆動
車軸としての前車軸４を介して前輪５が連結されてい
る。

【００１１】前輪側差動装置３は、デファレンシャギヤ
ケース３ａに形成されたリングギヤ３ｂが変速機２の出
力側に連結されたギヤ２ａに噛合されて回転駆動され、
このディファレンシャルギヤケース３ａ内に形成された
一対のピニオンシャフト３ｃにピニオン３ｄが取付けら
れ、これらピニオン３ｄに一対のサイドギヤ３ｅが噛合
し、これらサイドギヤ３ｅに前車軸４が連結されてい
る。

【００１２】また、ディファレンシャルギヤケース３ａ
にリングギヤ３ｂと並列に形成されたリングギヤ３ｆが
これに噛合するギヤ３ｇを介して流体圧ポンプとしての
吸入絞り型ピストンポンプ６の回転軸６ａに連結されて
いる。この吸入絞り型ピストンポンプ６は、その吸込口
６ｂがリザーバタンク７内に配設されたストレーナ７ａ
に連結されていると共に、低圧流路としての低圧配管８
Ｌを通じて２位置４ポートの電磁方向切換弁９のタンク
ポートＴに接続され、吐出口６ｃが高圧流路としての高
圧配管８Ｈを通じて前後進切換用の電磁方向切換弁９の
ポンプポートＰに接続されている。

【００１３】ここで、吸入絞り型ピストンポンプ６は、
回転軸６ａの回転方向によって吸入口と吐出口とが入れ
替わることがなく、その吐出流量は、図２で特性曲線Ｌ
₁ で示すように、前車軸４の回転数が“０”から後述す
る最大伝達トルクが減少し始める後車軸１８の回転数Ｎ
_R1より高い所定値Ｎ_F1に達するまでの間では、回転数の
増加に比例して比較的大きな増加率で増加し、所定値Ｎ
_F1以上では回転数の増加に比例して比較的小さな増加率
で増加し、高速走行状態となって四輪駆動状態を必要と
しない前車軸４の回転数Ｎ_F2で最大吐出流量Ｑ_1MAXで飽
和するように設定されている。

【００１４】前後進切換用の電磁方向切換弁９は、ソレ
ノイド９ａが非通電状態であるノーマル位置でポンプポ
ートＰを出力ポートＡに、タンクポートＴを出力ポート
Ｂに夫々連通し、ソレノイド９ａが通電状態であるオフ
セット位置でポンプポートＰを出力ポートＢに、タンク
ポートＴを出力ポートＡに夫々連通し、出力ポートＡ及
びＢが流体圧ポンプモータとしての斜板型可変容量ポン
プモータ１０の吸入・吐出口１０ａ及び１０ｂに接続さ
れており、ノーマル位置で高圧配管８Ｈの高圧油を可変
容量ポンプモータ１０の吸入・吐出口１０ａに、低圧配
管８Ｌを吸入・吐出口１０ｂに連通させて回転軸１０ｃ
を前進走行時の回転方向例えば左側面からみて時計方向
に回転駆動し、逆にオフセット位置で高圧配管８Ｈの高
圧油を可変容量ポンプモータ１０の吸入・吐出口１０ｂ
に、低圧配管８Ｌを吸入・吐出口１０ａに連通させて回
転軸１０ｃを前進走行時の回転方向例えば左側面からみ
て反時計方向に回転駆動する。

【００１５】なお、電磁方向切換弁９は、斜板型可変容
量ポンプモータ１０に内蔵され、出力ポートＡ及びＢが
配管を介することなくポンプモータ１０の吸入・吐出口
１０ａ及び１０ｂに連結されている。また、電磁方向切
換弁９のソレノイド９ａへの通電、ソレノイド９ａが図
示しないがシフトレバーで後進を選択したときに、オン
状態となるシフト位置検出スイッチ９ｂを介して直流電
源９ｃに接続されることにより、前進走行時には非通電
状態に、後進走行時には通電状態に夫々制御される。

【００１６】この可変容量ポンプモータ１０の流量は、
電磁方向切換弁９のタンクポートＴ近傍の低圧配管８Ｌ
に介挿された差圧検出用オリフィス１１の両端に発生す
る差圧で油圧シリンダ１２ａを含んで構成される可変制
御機構としての斜板可変機構１２を制御することによ
り、図２で特性曲線Ｌ₂ で示すように、後車軸回転数が
最大伝達トルクが減少し始める第１の回転数Ｎ_R1に達す
るまでの間では回転数の増加に比例して駆動側のピスト
ンポンプ６の増加率より高い増加率で増加して回転数Ｎ
_R1に達したときに、ピストンポンプ６の最大吐出流量Ｑ
_1MAXより低い吐出流量Ｑ₂₁となり、その後回転数の増加
に伴って前述したピストンポンプ６の回転数Ｎ_F1〜Ｎ_F2
間の増加率と略等しい比較的低い増加率で増加するよう
に設定されている。

【００１７】ここで、可変容量ポンプモータ１０の吐出
流量とピストンポンプ６の吐出流量とは、図２に示すよ
うに、同一車軸回転数に対して可変容量ポンプモータ１
０の吐出流量がピストンポンプ６の吐出流量より多くな
るように固有吐出流量、回転軸に連結されたギヤのギヤ
比が設定され、回転数が“０”から所定値Ｎ_F2に達する
までの可変容量ポンプモータ１０及びピストンポンプ６
の吐出流量差が数％程度に設定することが伝達トルクを
良好に発生させる意味で好ましく、両者の流量差が大き
すぎるとそれだけ伝達トルクを発生しずらくなる。

【００１８】一方、斜板型可変容量ポンプモータ１０の
回転軸１０ｃにギヤ１０ｄが取付けられ、このギヤ１０
ｄに後輪側差動装置１７のディファレンシャルギヤケー
ス１７ａに形成されたリングギヤ１７ｂが噛合されてい
る。この後輪側差動装置１７は、前述した前輪側差動装
置３と略同様の構成を有し、ディファレンシャルギヤケ
ース１７ａ内に形成された一対のピニオンシャフト１７
ｃにピニオン１７ｄが取付けられ、これらピニオン１７
ｄに一対のサイドギヤ１７ｅが噛合し、これらサイドギ
ヤ１７ｅに後車軸１８が連結され、この後車軸１８に後
輪１９が連結されている。

【００１９】また、吸入絞り型ピストンポンプ６の吸込
口６ｂ及び吐出口６ｃ間を連通する第１のバイパス流路
２１に最大規定圧調整手段としてのピストンポンプ６の
吐出圧の上限即ち高圧配管８Ｈの最大規定圧を定めるパ
イロット操作形のリリーフ弁２２が介挿されている。そ
して、リリーフ弁２２のリリーフ圧が最大圧力規定機構
２３から供給されるパイロット圧によって調整される。
この最大圧力規定機構２３は、第１のバイパス流路２１
と並列に配設された第２のバイパス流路２４に第１の絞
りとしてのオリフィス２５及び第２の絞りとしてのチョ
ーク２６が直列に介挿され、チョーク２６と並列にオリ
フィス２５及びチョーク２６の接続点における作動油圧
が予め設定された最大圧を越えたときに低圧配管８Ｌ側
への作動油の流出を許容する絞り間最大圧規定手段とし
てのばね付逆止弁２７が接続された構成を有し、オリフ
ィス２５及びチョーク２６の接続点の作動油圧がパイロ
ット圧としてリリーフ弁２２に供給されている。ここ
で、オリフィス２５の開口面積とチョーク２６の開口面
積及び長さとは、両者の接続点における作動油圧が高圧
配管８Ｈ及び低圧配管８Ｌを流れる作動油の粘性の低下
に応じて低くなるように設定されている。

【００２０】さらに、第２のバイパス流路２４と並列に
接続されたバイパス配管２８Ａに低圧配管８Ｌ側から高
圧配管８Ｈ側への流体流れを許容する逆止弁２９が介挿
されていると共に、バイパス配管２７Ａと並列に配設さ
れたバイパス配管２８Ｂに逆止弁２９と並列関係に固定
オリフィス３０が接続されている。次に、上記実施例の
動作を説明する。今、車両が乾燥路面等の高摩擦係数路
で停車して、エンジン１がアイドリング状態にある制動
状態で、前進走行を開始する場合には、シフトレバーを
前進走行側に切換えることにより、発進可能状態とする
ことができるが、このとき後進走行側のシフト位置検出
スイッチ９ｂはオフ状態を維持するため、前後進切換用
電磁方向切換弁９のソレノイド９ａは非通電状態を維持
して、切換位置が図１に示すノーマル位置を継続する。
この状態で、ブレーキペダルを解放してアクセルペダル
を踏込むことにより、エンジン１の回転力が変速機２を
介して前輪側差動装置３に伝達され、この前輪側作動装
置３で前輪５を前進方向に回転駆動することにより、前
進を開始する。

【００２１】このとき、吸入絞り型ピストンポンプ６の
回転軸６ａが左側面からみて時計方向に回転駆動される
ことにより、このピストンポンプ６から回転速度に応じ
た吐出流量の作動油が吐出され、これが高圧配管８Ｈを
介し、前後進切換用電磁方向切換弁９を介して斜板型可
変容量ポンプモータ１０の吸入・吐出口１０ａに供給さ
れるが、車両の発進により後輪１９も前輪５と同方向に
同一回転速度で回転駆動されるので、後輪側差動装置１
７を介して斜板型可変容量ポンプモータ１０の回転軸１
０ｃが左側面からみて時計方向に回転し、これによって
吸入・吐出口１０ａから作動油が吸入され、吸入・吐出
口１０ｂから作動油が吐出される。

【００２２】ここで、吸入絞り型ピストンポンプ６と斜
板型可変容量ポンプモータ１０の吐出流量は、図２に示
すように、同一回転数では、可変容量ポンプモータ１０
の吐出流量が常にピストンポンプ６に比較して多くなる
ように設定されているので、ピストンポンプ６から吐出
された高圧作動油は可変容量ポンプモータ１０により吸
い込まれてしまうため、高圧配管８Ｈの圧力は上がらな
い。即ち、可変容量ポンプモータ１０は油圧モータとし
て作用せず後輪１９に駆動力が伝達されることはなく、
前輪駆動車と同様な状態で前進走行する。このとき、可
変容量ポンプモータ１０の吸入流量は、ピストンポンプ
６の吐出流量を上回ることになるため、不足分は低圧配
管８Ｌ、連通配管１４Ａ、逆止弁１５を介して補給され
る。

【００２３】このピストンポンプ６及び可変容量ポンプ
モータ１０の吐出流量差は、タイヤの摩耗による径変化
などにより生じる前後車軸４，１８の回転数差を許容す
ることにもなり、異径タイヤで生じる回転数差程度では
駆動力は伝達されず、前輪駆動車状態が維持され、燃費
を悪化させることを抑制することができる。一方、車両
が走行を開始する状態では、前回の走行終了時からの時
間が短いときを除いて、高圧配管８Ｈ及び低圧配管８Ｌ
を流れる作動油の温度は外気温度と略等しい常温となっ
ており、比較的低い状態を維持している。この状態で
は、作動油の粘度が比較的高いので、この粘度に応じた
差圧がオリフィス２５及びチョーク２６間に発生する。
ところが、上述したように、高摩擦係数路を走行する場
合には、高圧配管８Ｈの圧力が上がらないので、オリフ
ィス２５及びチョーク２６間に発生する差圧も小さく、
したがって、リリーフ弁２２のリリーフ圧も低い状態と
なっている。

【００２４】次に、凍結路、降雪路等の低摩擦係数路で
発進する場合には、前述したように、先ず前輪５が回転
駆動されるが、低摩擦係数路であるため、前輪５がスリ
ップして、前輪５及び後輪１９との間に前輪５が高回転
数となる回転数差が生じて、吸入絞り型ピストンポンプ
６の吐出流量が斜板型可変容量ポンプモータ１０の吐出
流量を上回ることになると、可変容量ポンプモータ１０
の抵抗が負荷となり高圧配管８Ｈの作動油圧が上昇する
ことになるため、可変容量ポンプモータ１０が油圧モー
タとして作動することなって、高圧配管８Ｈの圧力に応
じた駆動力が後輪側差動装置１７を介して後輪１９に伝
達される。

【００２５】このように、高圧配管８Ｈの圧力が上昇
し、このときの作動油温度が常温でその粘度が高い状態
を維持していると、高圧配管８Ｈの圧力が高くなるにつ
れて、最大圧力規定機構２１のオリフィス２５及びチョ
ーク２６間の作動油圧も高くなり、この作動油圧がパイ
ロット圧としてリリーフ弁２２に供給されるので、この
リリーフ弁２２のクラッキング圧も高くなる。そして、
パイロット圧が設定最大圧以上となるとばね付逆止弁２
７が開状態となり、これによってパイロット圧の上昇が
規制されるため、リリーフ弁２２のクラッキング圧も図
３に示すように、最大圧力Ｐ_RMAXに設定される。

【００２６】したがって、後輪１９側に伝達されるトル
クは、図４に示すように、前後輪にある回転数差が生じ
て初めて発生し、回転数差の増大と共に急増し、リリー
フ弁２２による圧力制限によって最大トルクＴ_MAX が規
制されることになる。このトルク制限作用により、後輪
側差動装置１７、ドライブシャフトなどの構成部材の強
度を従来の四輪駆動車に比べて下げることが可能とな
り、重量、燃費、コストの低減を図ることができる。

【００２７】このように、リリーフ弁２２で高圧配管８
Ｈの圧力制限を行うことにより、前後輪の回転数差が大
きい状態を継続する場合には、ばね付逆止弁２７は開状
態を維持し、リリーフ弁２２のクラッキング圧も最大圧
力Ｐ_RMAXを維持しているが、このリリーフ弁２２を通過
する流量が多くなり、その流体抵抗による発熱によって
作動油温度が上昇することになる。このように、作動油
温度が上昇すると、作動油の粘度が低下することによ
り、チョーク２６で発生される差圧が小さくなり、これ
に応じてオリフィス２５及びチョーク２６の接続点の作
動油圧が低下するが、この作動油圧がばね付逆止弁２７
の設定圧以上を維持している状態では、ばね付逆止弁２
７が開状態を維持して、作動油圧を最大値に規定してお
り、この状態ではリリーフ弁２２のクラッキング圧も最
大値Ｐ_RMAXに維持される。

【００２８】ところが、さらに作動油温度が上昇して、
作動油の粘度が低下することにより、オリフィス２５及
びチョーク２６の接続点の作動油圧が低下してばね付逆
止弁２７の設定圧未満となると、このばね付逆止弁２７
が閉状態となると共に、リリーフ弁２２のクラッキング
圧が図３に示すように、設定作動油温Ｔ_S から低下し始
める。このとき、チョーク２６は作動油粘度低下の影響
を受けることにより、その流路抵抗が低下し、このチョ
ーク２６を通過する作動油流量が増加することになり、
高圧配管８Ｈの圧力も低下する。このように高圧配管８
Ｈの圧力が低下すると、リリーフ弁２２のクラッキング
圧の低下によっても、リリーフ弁２２を通過する作動油
流量が減少することになり、このリリーフ弁２２を通過
する際に発生する作動油の発熱を抑制することができ、
作動油温度の上昇が抑制される。

【００２９】この状態でも作動油温度が上昇する場合に
は、リリーフ弁２２のクラッキング圧がさらに減少され
て、発熱をさらに抑制する。このように、作動油温度の
上昇に応じてチョーク２６を通過する作動油流量が増加
し、リリーフ弁２２を通過する作動油流量が減少するの
で、作動油温度の上昇を確実に抑制して、作動油の酸化
等による性状の変化を防止すると共に、やシステム全体
の耐久性を向上させることができる。

【００３０】このように、作動油温度が上昇するにつれ
て、リリーフ弁２２のクラッキング圧が低下することに
より、後輪に伝達される伝達トルクは、図４に示すよう
に、常温時には最大トルクＴ_MAX に達しているが、高温
時には最大トルクＴ_MAX よりかなり低い値に抑制され、
伝達トルク特性よりは作動油温度の上昇抑制を優先する
ことになる。

【００３１】また、後輪１９側に伝達されるトルクは、
図４に示すように、低速時ほど少ない回転数差で駆動力
を発生し易い特性を有し、これは図２に示すように、吸
入絞り型ピストンポンプ６と斜板型可変容量ポンプモー
タ１０の吐出流量特性の固有域における流量が、車輪速
がＶ_R1に達するまでの間で車輪速が高いほどその流量差
が大きくなることにより起因している。

【００３２】一方、図２に示すように、斜板型可変容量
ポンプモータ１０の容量は、後輪車輪速Ｖ_R がＶ_R1即ち
後輪回転数が第１の回転数Ｎ_R1に達した後には徐々に減
少し、このため、最大伝達トルクも図２で特性曲線Ｌ₃
で示すように、車輪速が増加するにしたがって減少する
ことになり、後輪車輪速Ｖ_R が所定値Ｖ_R2即ち後輪車軸
回転数Ｎ_R が第２の回転数Ｎ_R2に達すると、可変容量ポ
ンプモータ１０の吐出流量がピストンポンプ６の最大流
量Ｑ_1MAXを越えることになって、伝達トルクを発生でき
なくなり、最大伝達トルクが零となる。

【００３３】このように、ピストンポンプ６及び可変容
量ポンプモータ１０の流量特性を図２の特性曲線Ｌ₁ 及
びＬ₂ のように設定することにより、最大伝達トルクが
車輪速Ｖ_R1即ち第１の回転数Ｎ_R1を越えたときに徐々に
低下することになり、従来例のように最大伝達トルクが
急激に低下することを確実に防止することができ、四輪
駆動状態から急激に二輪駆動状態に変化することを抑制
して、運転者に違和感を生じさせることを確実に防止す
ることができる。

【００３４】さらに、図４におけるトルクの立ち上がり
は、高圧配管８Ｈ及び低圧配管８Ｌを連通する連通配管
１４Ｂに介挿された固定オリフィス１６により高圧配管
８Ｈから低圧配管８Ｌへの漏れ量を管理し、圧力の立ち
上がりを変えることで特性を任意に設定可能である。そ
して、オリフィスが有する作動油の粘性変化に伴う温度
特性により高温時に比べて低温時は漏れ量が減り駆動力
が発生し易い特性になるため、四輪駆動車としての機能
を要求される機会の多い冬期に四輪駆動になり易くなる
という利点がある。

【００３５】次に、車両を後進させる場合には、シフト
レバーを後進位置に切換えることにより、シフト位置検
出スイッチ９ｂがオン状態となるため、前後進切換用電
磁方向切換弁９のソレノイド９ａが通電状態となり、切
換位置がノーマル位置からオフセット位置に切換えら
れ、これによって高圧配管８Ｈの作動油を斜板型可変容
量ポンプモータ１０の吸入・吐出口１０ｂに供給し、吸
入・吐出口１０ａから吐出される作動油を低圧配管８Ｌ
側に戻すことにより、可変容量ポンプモータ１０の回転
軸１０ｃを前進走行時とは逆転させて、後輪１９を逆回
転させる。このため、後進時においても、駆動力の伝達
については前進時と全く同様であり、前輪５がスリップ
して前後車軸４，１８にある回転数差が生じた時のみ高
圧配管８Ｈに圧力が発生し、駆動力が後輪１９に伝達さ
れると共に、前後車軸４，１８の回転数差が小さい場合
における斜板型可変容量ポンプモータ１０の吸入量不足
分は低圧配管８Ｌ、連通配管１４Ａ及び逆止弁１５を介
して補給される。

【００３６】このとき、前輪側の吸入絞り型ピストンポ
ンプ６は、前述したように、回転方向が逆転してもポン
プの吸入口と吐出口とが入れ替わることはないと共に、
前後進切換用電磁方向切換弁９が可変容量ポンプモータ
１０に内蔵されているため、高価な高耐圧配管は高圧配
管８Ｈに使用するだけで済むと共に、リリーフ弁１３、
逆止弁１５、オリフィス１６なども一方向の流れのみに
対応できるように設ければよいので、他の方式のポンプ
を用いた場合に比べて油路構成を極めて簡略化すること
ができる。

【００３７】また、前輪駆動車ベースのアンチスキッド
制御装置装着車においては、制動時に前輪の回転数は後
輪の回転数より小さくなるため、油圧伝達機構による駆
動力は発生されず、アンチスキッド制御装置との干渉を
小さくすることができる利点がある。なお、上記実施例
においては、駆動側流体圧駆動手段として吸入絞り型ピ
ストンポンプ６を適用した場合について説明したが、こ
れに限定されるものではなく、他の形式の可変容量ポン
プを適用することもできる。

【００３８】また、上記実施例においては、差圧検出用
オリフィス１１の前後の差圧を斜板可変機構１２に供給
する場合について説明したが、これに限定されるもので
はなく、低圧配管８Ｌ側に差圧検出用オリフィス１１を
介挿した場合には、差圧検出用オリフィス１１の出側の
圧力は大気圧となるので、可変容量ポンプ１０内のドレ
ーン圧と同一であるため、図５に示すように、差圧検出
用オリフィス１１の高圧側即ち電磁方向切換弁９のタン
クポートＴ側の圧力のみを斜板可変機構１２の油圧シリ
ンダ１２ａのヘッドカバー側油圧室１２ｂに導入するよ
うにしてもよい。

【００３９】さらに、上記実施例においては、後輪側差
動装置１７を設けた場合について説明したが、これに限
定されるものではなく、図６に示すように、後輪差動装
置１７を省略し、これに代えて左右後輪１９Ｌ，１９Ｒ
の左右車軸１８Ｌ，１８Ｒに個別に斜板型可変容量ポン
プモータ１０Ｌ及び１０Ｒを設けるように構成してもよ
く、この場合には、旋回時などで左右輪で異なる負荷と
なるときに、各可変容量ポンプモータ１０Ｌ，１０Ｒで
自然にその差に応じた吐出流量差を生じることから差動
装置と同等の差動機能を発揮することができる。

【００４０】さらにまた、流体圧ポンプとして回転軸６
ａの回転方向にかかわらず吸入口６ｂと吐出口６ｃとが
変化しない吸入絞り型ピストンポンプ６を適用した場合
について説明したが、これに限定されるものではなく、
図７に示すように、回転軸３０ａがギヤ３ｇに連結され
た油圧ポンプ３０の吸込口３０ｂ及び吐出口３０ｃに夫
々ポンプポートＰ及びタンクポートＴを接続し、出力ポ
ートＡ及びＢを高圧配管８Ｈ及び８Ｌに接続した前後進
切換用電磁方向切換弁９と同様の前後進切換用電磁方向
切換弁３１を設けるようにすれば、前後進で吐出方向が
切り換わるギヤポンプやベーンポンプ等の他の油圧ポン
プを適用することができ、この場合の油圧ポンプは前述
した図１に示す固定容量式や、図７に示すように低圧配
管８Ｌに介挿された差圧発生用オリフィス３２の前後差
圧が入力される油圧シリンダ３３ａを含む可変機構３３
を備えた可変容量式の何れであってもよい。

【００４１】また、上記第１実施例においては、駆動側
流体圧駆動手段と従動側流体圧駆動手段とを高圧流路８
Ｈ及び低圧流路８Ｌで連通する場合について説明した
が、これに限定されるものではなく、２方向流れの可変
容量ポンプ６及び可変容量ポンプモータ１０を適用する
と共に、前後進切換用電磁方向切換弁９及び３１を省略
して、高圧流路と低圧流路とを切り分けない場合でも本
発明を適用し得、この場合には、図８に示すように、リ
リーフ弁２２と最大圧力規定機構２３との並列回路を形
成し、これら並列回路の両端を夫々４ポート２位置電磁
方向切換弁３５の一方側ポートＰ₃ 及びＰ₄ に接続し、
この電磁方向切換弁３５の他方側ポートＰ ₁ 及びＰ₂ を
夫々一方の配管８Ａ及び他方の配管８Ｂに接続して、車
両の前後進に応じて電磁方向切換弁３５を切換えること
により、作動油をリリーフ弁２２及び最大圧力規定機構
２３を介して高圧側から低圧側へ通過させると共に、可
変容量ポンプモータ１０の吸入量不足を補う逆止弁１５
に代えて前後進で切換作動される内部に方向の異なる逆
止弁を形成した電磁切換弁３６を設けるようにすればよ
い。

【００４２】さらに、上記実施例においては、第２の絞
りとしてチョーク２６を適用した場合について説明した
が、これに限定されるものではなく、オリフィス２５の
開口面積より小さい開口面積を有するオリフィスを適用
しても、上記実施例と同様の作用効果を得ることができ
る。さらにまた、上記実施例においては、前後進切換用
電磁方向切換弁９をポンプモータ１０に内蔵させた場合
について説明したが、これに限定されるものではなく、
ポンプモータ１０の外側に別設するようにしてもよい。

【００４３】なおさらに、上記実施例においては、前輪
駆動車をベースとした実施例について説明したが、これ
に限らず後輪駆動車をベースとした場合にも、ポンプ６
を後輪側に、ポンプモータ１０を前輪側に配置すること
で、上記実施例と同様の作用効果を得ることができる。

【００４４】

【発明の効果】以上説明したように、請求項１に係る四
輪駆動車によれば、主原動機により駆動される駆動車軸
と、該駆動車軸に連動して駆動される駆動側流体圧駆動
手段と、従動車軸に連動して駆動される従動側流体圧駆
動手段と、前記駆動側流体圧駆動手段及び従動側流体圧
駆動手段における互いの吐出口と吸込口とを連通する一
対の流路とを備えた四輪駆動車において、前記一対の流
路間を連通する第１のバイパス流路に介挿された最大規
定圧を調整する最大規定圧調整手段と、作動流体温度の
増加に応じて前記最大規定圧調整手段の最大規定圧を低
下させる最大圧力規定手段とを備え、前記最大圧力規定
手段は、前記第１のバイパス流路と並列に形成された第
２のバイパス流路に直列に介挿され且つ最大規定圧調整
手段に対する調整圧を形成する第１及び第２の絞りと該
第１及び第２の絞り間の作動流体圧の最大値を規定する
絞り間最大圧規定手段とを有する構成としたので、作動
流体温度の上昇による作動流体粘度の低下に応じて第１
及び第２の絞り間の作動流体圧が低下し、これに応じて
最大圧力調整手段の最大規定圧も低下し、同時に最大圧
力規定手段を通過する作動流体流量が増加し、逆に最大
規定圧調整手段を通過する作動流体流量が減少すること
により、この最大規定圧調整手段による作動流体の発熱
を抑制して、作動流体温度を適正範囲内に収めて、作動
流体の性状変化を防止すると共に、システム全体の耐久
性を向上させることができるという効果が得られる。

【００４５】また、請求項２に係る四輪駆動車によれ
ば、第２の絞りは第１の絞りより作動流体粘度変化の影
響を受け易いチョーク絞りで構成されているので、作動
流体温度の上昇に正確に対応した調整圧を形成すること
ができると共に、作動流体温度の上昇に応じて通過流量
が増加し、最大規定圧調整手段の最大規定圧を作動流体
温度の上昇に応じて低下させながらその通過流量を抑制
することができるという効果が得られる。

【００４６】さらに、請求項３に係る四輪駆動車によれ
ば、第１及び第２の絞りは、第２の絞りの開口面積が第
１の絞りの開口面積より小さく選定されているので、請
求項２の効果と同様に第１の絞り及び第２の絞り間に作
動流体温度に応じた粘性に比例する作動流体圧を発生さ
せることができ、最大規定圧調整手段の最大規定圧を作
動流体温度の上昇に応じて低下させながらその通過流量
を抑制することができるという効果が得られる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の一実施例を示す概略構成図である。

【図２】実施例に適用した吸入絞り型ピストンポンプ及
び斜板型可変容量ポンプモータの吐出流量特性及び最大
伝達トルク特性を示す特性線図である。

【図３】実施例に適用したリリーフ弁のクラッキング圧
と作動油温度との関係を示す特性線図である。

【図４】実施例の前後車軸回転数差と伝達トルクとの関
係を示す特性線図である。

【図５】可変容量ポンプモータの他の実施例を示す概略
構成図である。

【図６】差動装置を省略した場合の実施例を示す概略構
成図である。

【図７】流体圧ポンプとして回転方向によって吐出口が
変更される流体圧ポンプを適用した場合の実施例を示す
概略構成図である。

【図８】配管を高圧側と低圧側とに切りわけない場合の
実施例を示す概略構成図である。

【符号の説明】

１ エンジン ２ 変速機 ３ 前輪側差動装置 ４ 前車軸 ５ 前輪 ６ 吸込絞り型ピストンポンプ ７ リザーバタンク ８Ｈ 高圧配管 ８Ｌ 低圧配管 ９ 前後進切換用電磁方向切換弁 １０ 斜板型可変容量ポンプモータ １１ 差圧発生用オリフィス １２ 斜板可変機構 １７ 後輪側差動装置 １８ 後輪車軸 １９ 後輪 ２１ 第１のバイパス流路 ２２ リリーフ弁（最大規定圧調整手段） ２３ 最大圧力規定機構 ２４ 第２のバイパス流路 ２５ オリフィス（第１の絞り） ２６ チョーク（第２の絞り） ２７ ばね付逆止弁（絞り間最大圧規定手段） １０Ｌ，１０Ｒ 斜板型可変容量ポンプモータ ３１ 前後進切換用電磁方向切換弁 ３５，３６ 電磁方向切換弁

Claims (3)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 主原動機により駆動される駆動車軸と、
   該駆動車軸に連動して駆動される駆動側流体圧駆動手段
   と、従動車軸に連動して駆動される従動側流体圧駆動手
   段と、前記駆動側流体圧駆動手段及び従動側流体圧駆動
   手段における互いの吐出口と吸込口とを連通する一対の
   流路とを備えた四輪駆動車において、前記一対の流路間
   を連通する第１のバイパス流路に介挿された最大規定圧
   を調整する最大規定圧調整手段と、作動流体温度の増加
   に応じて前記最大規定圧調整手段の最大規定圧を低下さ
   せる最大圧力規定手段とを備え、前記最大圧力規定手段
   は、前記第１のバイパス流路と並列に形成された第２の
   バイパス流路に直列に介挿され且つ最大規定圧調整手段
   に対する調整圧を形成する第１及び第２の絞りと該第１
   及び第２の絞り間の作動流体圧の最大値を規定する絞り
   間最大圧規定手段とを有することを特徴とする四輪駆動
   車。
2. 【請求項２】 前記第２の絞りは第１の絞りより作動流
   体粘度変化の影響を受け易いチョーク絞りで構成されて
   いることを特徴とする請求項１記載の四輪駆動車。
3. 【請求項３】 前記第１及び第２の絞りは、第２の絞り
   の開口面積が第１の絞りの開口面積より小さく選定され
   ていることを特徴とする請求項１記載の四輪駆動車。