专利名称：驱动力传递装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种在输入轴和输出轴之间进行动力传递的驱动力传递装置。
背景技术：
目前已知一种如专利文献1所记载的驱动力传递装置。
专利文献1的驱动力传动装置，在将电动机的驱动力向车轮一侧传递的驱动力传递路径上具备在电动机不驱动时阻断驱动力传递路径的离合器装置。所公开的技术中，所述离合器装置是由第一离合器和第二离合器构成，所述第一离合器仅在车辆向前行进时工作，并具有将驱动力传递路径变为连结状态的超速(overrunning)功能，第二离合器仅在车辆倒退行进时工作，并且不具有将驱动力传递路径变为连结状态的超速功能。
《专利文献1》特开2004-082869号公报发明内容第一离合器为前进用单向离合器、第二离合器为后退用摩擦离合器的所述驱动力传递装置，虽具有在后退驱动时使后退用摩擦离合器合接合的凸轮机构，但由于限制所述凸轮机构运动的限制部件在前进驱动时和后退驱动时都会出现滑动，故存在因该限制部件的滑动摩擦导致传动损失增大的问题。
本发明目的在于提出一种能够抑制因摩擦产生的传动损失的驱动力传递装置。
为了实现所述目的，如本发明第一方面所述的动力传递装置，以在输入轴和输出周之间进行动力传递的驱动力传递装置为前提，其特征在于，具备
第一单向离合器，在所述输入轴向第一方向旋转时卡合，使得该旋转传递至所述输出轴；以及第二单向离合器，在所述输入轴向第二方向旋转时卡合，使得该旋转传递至所述输出轴，以使所述动力传递路径并列的方式配置所述第一单向离合器和所述第二单向离合器；中间离合器，插入在所述第二单向离合器和所述输出轴之间，该中间离合器可切换为所述第二单向离合器和所述输出轴连动的状态和不连动的状态；还设置有，凸轮机构，其相应于来自所述输入轴的第二方向旋转而运动，使所述中间离合器接合；以及限制部件，当所述输入轴向第一方向旋转时，限制不传递旋转的所述凸轮机构的运动。
就本发明的驱动力传递装置而言，由于限制凸轮机构运动的限制部件和凸轮机构在输入轴向第一方向旋转的情况下成为不传递旋转的状态，所以凸轮机构和限制部件间不会发生相对旋转。因此，在输入轴向第一方向旋转的情况下，在凸轮机构和限制部件之间不会发生滑动摩擦。由此可以抑制因驱动力传递装置的摩擦产生的传动损失。
图1是表示在副驱动轮传动系统中具备本发明第一实施方式的驱动力传递装置的电动机式4轮驱动车辆的车轮驱动系统平面简图。
图2是表示在副驱动轮的传动系统中具备与图1相同的本发明第一实施方式的驱动力传递装置的其它形式的电动机式4轮驱动车辆的车轮驱动系统的平面简图。
图3是用于图1和图2电动机式4轮驱动车辆的本发明第一实施方式的驱动力传递装置的纵向半剖侧视图。
图4是表示在电动机式4轮驱动车辆进行前进4轮驱动行驶的情况，第一实施方式的驱动力传递装置的传动路径的说明图，(a)是用于表示上述传动路径的与图3相同的纵向半剖侧视图；(b)是表示驱动力传递装置内前进单向离合器状态的局部横向剖视图；(c)是表示驱动力传递装置内后退单向离合器状态的局部横向剖视图。
图5是表示在电动机式4轮驱动车辆进行前进2轮驱动行驶的情况下，第一实施方式的驱动力传递装置的传动路径的说明图，(a)是用于表示该传动路径的与图3相同的纵向半剖侧视图；(b)是表示驱动力传递装置内前进单向离合器状态的局部横向剖视图；(c)是表示驱动力传递装置内后退单向离合器状态的局部横向剖视图。
图6是表示在电动机式4轮驱动车辆进行后退4轮驱动行驶的情况下，第一实施方式的驱动力传递装置的传动路径的说明图，(a)是用于表示上述传动路径的与图3相同的纵向半剖侧视图；(b)是表示驱动力传递装置内前进单向离合器状态的局部横向剖视图；(c)是表示驱动力传递装置内后退单向离合器状态的局部横向剖视图。
图7是用于使第一实施方式驱动力传递装置内后退旋转离合器工作的凸轮机构的工作原理说明用示意图。
图8是表示驱动力传递装置内后退旋转传动离合器的另一构成方式的主要部分纵剖侧视图。
图9是表示驱动力传递装置内后退旋转传动离合器的又一构成方式的主要部分纵剖侧视图。
图10表示驱动力传递装置内前进单向离合器和后退单向离合器的另一例，(a)是表示使用弹簧保持式滚柱的单向离合器构成例的主要部分正视图；
(b)是表示使用罩保持式滚柱的单向离合器构成例的主要部分正视图；图11是本发明另一实施方式的驱动力传递装置的纵向半剖侧视图。
图12是表示在电动机式4轮驱动车辆进行前进4轮驱动行驶情况下，所述另一实施方式驱动力传递装置的传动路径的说明图。
(a)是用于表示该传动路径的与图11相同的纵向半剖侧视图；(b)是表示驱动力传递装置内前进单向离合器的状态的局部横向剖视图；(c)是表示驱动力传递装置内后退单向离合器的状态的局部横向剖视图。
图13是表示在电动机式4轮驱动车辆进行前进2轮驱动行驶情况下，所述另一实施方式驱动力传递装置的传动路径的说明图，(a)是用于表示该传动路径的与图11相同的纵向半剖侧视图；(b)是表示驱动力传递装置内前进单向离合器的状态的局部横向剖视图；(c)是表示驱动力传递装置内后退单向离合器的状态的局部横向剖视图。
图14是表示在电动机式4轮驱动车辆进行后退4轮驱动行驶情况下，所述另一实施方式驱动力传递装置的传动路径的说明图，(a)是用于表示该传动路径的与图11相同的纵向半剖侧视图；(b)是表示驱动力传递装置内前进单向离合器状态的局部横向剖视图；(c)是表示驱动力传递装置内后退单向离合器状态的局部横向剖视图。
图15是表示驱动力传递装置内后退旋转传动离合器的另一构成例的主要部分纵剖侧视图。
图16是表示驱动力传递装置内后退旋转传动离合器的又一构成例的主要部分纵剖侧视图。
具体实施例方式
以下，基于图示的实施例对本发明的实施方式进行详细说明。
图1概略地表示了具备本发明第一实施方式的驱动力传递装置的电动机式4轮驱动车辆的驱动系统，该电动机式4轮驱动车辆的驱动系统是以前置发动机·后轮驱动车(FR车)作为基本车，所述基本车将来自作为主动力源的发动机21的驱动力经由变速器22、传动轴23、含有差速器装置的终减速器24和左右驱动轴25向作为主驱动轮的左右后轮26传递，该驱动系统将电动机27的驱动力经由本发明第一实施方式的驱动力传递装置28、减速器29、含有差速器装置的终减速器30和驱动轴31传递至作为副驱动轮的左右前轮32。
另外，本发明第一实施方式的驱动力传递装置28优选配置在减速器29和终减速器30之间。
图2概略地表示了具备本发明第一实施方式的驱动力传递装置28的电动机式4轮驱动车辆的另一种形式的驱动系统，该电动机式4轮驱动车辆的驱动系统以前置发动机·前轮驱动车(FF车)作为基本车，所述基本车将来自发动机等主动力源41的驱动力经由由变速器和差速器装置组合而成的变速驱动桥42和驱动轴43向作为主驱动轮的左右前轮44传递，该驱动系统将来自电动机等副动力源45的驱动力经由本发明第一实施方式的驱动力传递装置28、含有变速器装置的减速器46和驱动轴47传递至作为副驱动轮的左右后轮48。
另外，驱动力传递装置28可以包含在减速器46内，与之构成同一单元。
用于图1和图2所例示用途的本发明第一实施方式的驱动力传递装置28的具体结构如图3所示。
该驱动力传递装置具备与电动机27(45)结合的输入轴1和与副驱动轴32(48)结合的输出轴2，并将上述输入轴1和输出轴2以同轴对着的关系收纳在箱体8内。
箱体8由箱体部件8a、8b的组合构成，并通过螺栓11使他们相互结合。
此外，通过轴承9a将输入轴1旋转自如地支撑在箱体部件8a上，同时将输入轴1和箱体部件8a间以油封装置10a进行油封，将输出轴2通过轴承9b旋转自如地支撑在箱体部件8b上，同时将输出轴2和箱体部件8b间通过油封装置10b进行油封。
在输入轴1的靠近输出轴2的端部外周处，从靠近输入轴2一侧依次嵌合设置有前进单向离合器(第一单向离合器)3和后退单向离合器(第二单向离合器)4。
前进单向离合器(第一单向离合器)3通常是由内圈3a、外圈3c、介于上述内外圈之间的楔块3b和轴承3d、3e构成，后退单向离合器(第二单向离合器)4通常也是由内圈4a、外圈4c、介于上述内外圈之间的楔块4b和轴承4d、4e构成。
为了使各个内圈3a、4a与输入轴1既一同旋转又不能沿轴线方向产生位移，将前进单向离合器3和后退单向离合器4细花键嵌合或花键嵌合在输入轴1的靠近输出轴2的端部外周。
前进单向离合器3的外圈3c与环状部2a的内周嵌合，从而与输出轴2相结合，该环状部2a与靠近输入轴1的输出轴2端部一体成形。
在前进单向离合器3和后退单向离合器4的外圈3c、4c之间，从靠近前进单向离合器3一侧采用如下方式依次配置后退旋转传动离合器(中间离合器)5和凸轮机构6。
首先，对作为后者的凸轮机构6进行说明，该凸轮机构6是由以下部分构成的止推凸轮单向离合器侧盘形凸轮6a，其与后退单向离合器4的外圈4c结合并与其一同旋转；后退旋转传动离合器侧盘形凸轮6b，其在轴线方向与上述单向离合器侧盘形凸轮6a相对，并借助于盘弹簧等回位弹簧7(限制部件)通过轴线方向预紧力而被压向单向离合器侧盘形凸轮6a；和凸轮从动件6c，其介于上述盘形凸轮6a、6c之间。
此外，该凸轮机构6在向单向离合器侧盘形凸轮6a传递后退方向驱动力时，通过与后退旋转传动离合器侧盘形凸轮6b间的相对旋转，经由凸轮从动件6c，使后退旋转传动离合器侧盘形凸轮6b向远离单向离合器侧盘形凸轮6a的轴线方向产生位移。
另外，盘弹簧式的回位弹簧7的内周与盘形凸轮6b的外周凸缘部6d相卡合，其外周与箱体部件8b的环状槽口8c相卡合，压缩配设在盘形凸轮6b和箱体部件8b之间，并对盘形凸轮6b施加将其压向盘形凸轮6a的上述轴线方向的预紧力。
另一方面，后退旋转传动离合器5是爪形离合器，其具备一对沿轴线方向彼此相对的环状离合器齿轮5a、5b，并在这些环状离合器齿轮5a、5b的轴线方向对向面上各自设置有可以相互啮合的齿。
此外，环状离合器齿轮5a以与盘形凸轮6b一同旋转的方式与之结合，环状离合器齿轮5b以与前进单向离合器的外圈3c一同旋转的方式与之结合。
以下说明上述后退旋转传动离合器5的功用。
在不向单向离合器侧盘形凸轮6a传递后退方向驱动力，凸轮机构6通过回位弹簧7使后退回转传动离合器侧盘形凸轮6b位于接近盘形凸轮6a的位置期间，环状离合器齿轮5a如图所示与环状离合器齿轮5b分离，由此使后退回转传动离合器5成为释放状态，进而使单向离合器3、4的外轮3c、4c间断开。
在向单向离合器侧盘形凸轮6a传递后退方向驱动力，所述凸轮机构6做出通过上述盘形凸轮6a与后退旋转传动离合器侧盘形凸轮6b的相对旋转、经由凸轮从动件6c使盘形凸轮6抵抗回位弹簧7而远离盘形凸轮6a的动作时，环状离合器齿轮5a从图示的位置向左移动与环状离合器齿轮5b相啮合，后退旋转传动离合器5成为接合状态，进而使单向离合器3、4的外圈3c、4c间接合。
综上所述，前进单向离合器3和后退单向离合器4并列配置在输入轴1和输出轴2之间，而且，作为后者的后退单向离合器4经由通过凸轮机构6接合的后退旋转传动离合器5和前进单向离合器3的外圈3c，使输入输出轴1、2二者结合。
所述结构的本实施方式的驱动力传递装置在用于如图1或图2所示的电动机式4轮驱动车辆时具有如下功能。
图4(a)是表示使电动机式4轮驱动车辆进行前进4轮驱动行驶时，对所述驱动动力传递装置的驱动力传递路径标以剖面线的说明用截面图。
此外，这里以从图4(a)的右侧(电动机侧)看前进4轮驱动时的输入轴1的旋转方向是顺时针方向进行说明。
另外，图4(b)为表示从图4(a)的右侧(电动机侧)看前进单向离合器3的横向剖视图，图4(c)是表示从图(a)的右侧(电动机侧)看后退单向离合器4的横向剖视图。
因为如果输入轴1根据来自电动机的前进驱动力产生相应方向的旋转，则前进单向离合器3的内圈3a向与外圈3c相卡合的方向旋转，所以，楔块3b如图4(b)所示倾向接合方向，通过前进单向离合器3的卡合(图中表示为Lock)，使外圈3c通过楔块3b与内圈3a一体地向前进方向旋转。
由此，能够将由电动机至输入轴1的前进驱动力经由前进单向离合器3直接传递至输出轴2，向前进方向对副驱动轮进行电动机驱动，与发动机产生的主驱动轮的前进驱动相互作用，使得车辆可以进行前进4轮驱动行驶。
另外，虽然输入轴1的前进旋转也向后退单向离合器4的内圈4a传递，但由于内圈4a的旋转方向是与外圈4c非卡合的方向，所以楔块4b如图4(c)所示向非卡合方向倾斜，由于后退单向离合器4的非卡合(图中表示为Free)，使内圈4a只相对于外圈4c进行空转，进而使前进旋转没有传递至外圈4c。
由于上述后退单向离合器4的非卡合，使输入轴1的前进旋转没有传递至外圈4c，进而不会传递到凸轮机构6的盘形凸轮6a，在盘形凸轮6a、6b间不会发生相对旋转，所以凸轮机构6不做动作而保持图4(a)的状态，进而，在盘形凸轮6b和回位弹簧7之间也不会发生摩擦。
图5(a)是使电动机式4轮驱动车辆进行前进两轮驱动时，对所述驱动力传动装置的驱动力传递路径标以剖面线的说明用截面图。
另外，此处也以从图5(a)右侧(电动机侧)看前进2轮驱动时的输出轴2的旋转方向为顺时针方向进行说明。
此外，图5(b)是表示从图5(a)的右侧(电动机侧)看前进单向离合器3的横向剖视图，图5(c)是表示从图5(a)的右侧(电动机侧)后退单向离合器4的横向剖视图。
在前进2轮驱动过程中，由于通过停止电动机不进行副驱动轮的驱动，仅通过由发动机产生的主驱动轮的驱动使车辆行驶，所以，来自电动机的旋转传递不到输入轴1，从而使输入轴1保持停止状态。
可是，因为通过发动机产生的主驱动轮的2轮驱动来使车辆行驶，所以副驱动轮的旋转传递不到输出轴2，通过副驱动轮使输出轴2向前进旋转方向逆驱动。
由所述输出轴2的逆驱动产生的前进旋转如图5(b)所示地传递至前进单向离合器3的外圈3c，使其前进旋转。
可是由于外圈3c的前进旋转是与内圈3a非卡合的方向，所以如图5(b)所示，楔块3b倾向非卡合方向，由于前进单向离合器3的非卡合(在图中表示为Free)，外圈3c仅相对内圈3a空转，使来自输出轴2的前进旋转传递不到内圈3a。
由于所述前进单向离合器3的非卡合，输出轴2的前进旋转传递不到内圈3a，进而传递不到输入轴1，可以避免由电动机的打滑引起的动力损失或电动机的早期磨损。
此外，由于输出轴2的前进旋转传递不到凸轮机构6的盘形凸轮6a，也不会出现盘形凸轮6a、6b间的相对旋转，所以凸轮机构6不做动作，保持图5(a)的状态，因此，在盘形凸轮6b和回位弹簧7之间也不会发生摩擦。
图6(a)是表示使电动机式4轮驱动车辆进行倒退4轮驱动行驶时，对上述驱动力传递装置的驱动力传递路径标以剖面线的说明用截面图。
此处以从图6(a)的右侧(电动机侧)看后退4轮驱动时的输入轴1为逆时针方向进行说明。
此外，图6(b)是表示从图6(a)的右侧(电动机侧)看前进单向离合器3的横向剖视图，图6(c)是表示从图(a)的右侧(电动机侧)看后退单向离合器4的横向剖视图。
由于如果输入轴1根据来自电动机的后退驱动力发生相应方向的旋转，则后退单向离合器4的内圈4a向与外圈4c卡合的方向旋转，所以楔块4b如图6(c)所示向接合方向倾斜，通过后退单向离合器4的接合(图中表示为Lock)，使外圈4c经由楔块4b与内圈4a一体地向后退方向旋转。
由此，从电动机到输入轴1的后退驱动力经由后退单向离合器4传递到凸轮机构6的单向离合器侧盘形凸轮6a，但此时通过该盘形凸轮6a与回退旋转传动离合器侧盘形凸轮6b的相对旋转，经由凸轮从动件6c，如图6(a)所示，使盘形凸轮6b抵抗回位弹簧7而向远离盘形凸轮6a的轴线方向位移。
在所述凸轮机构6做动作时，后退旋转传动离合器侧盘形凸轮6b通过在上述轴向位移，将后退旋转传动离合器5的环状离合器齿轮5a如图6(a)所示地左移，使其与环状离合器齿轮5b啮合，使后退旋转传动离合器5成为接合状态，进而使两单向离合器3、4的外圈3c、4c间接合。
由此，从电动机到输入轴1的后退驱动力经过后退单向离合器4、凸轮机构6、后退旋转传动离合器5以及前进单向离合器3的外圈3c被直接传递到输出轴2，能够对副驱动轮向后退方向进行电动机驱动，并结合由发动机产生的主驱动轮的后退驱动，使车辆后退4轮驱动行驶。
另外，虽然输入轴1的后退旋转也会传递至前进单向离合器3的内圈3a，但由于内圈3a的旋转方向和旋转速度与外圈3c的相同，所以楔块3b如图6(b)所示倾向非卡合方向，前进单向离合器3保持非卡合状态(图中表示为Free)，使前进单向离合器3不在内圈3a和外圈3b间进行动力传递。
此外，输入轴1的后退驱动力传向输出轴2时(后退4轮驱动时)，由于该后退驱动力按上述方式经过凸轮机构6的盘形凸轮6b，该盘形凸轮6b相对于安装于箱体部件8b的回位弹簧7相对旋转，并在两者之间产生摩擦，但是输入轴1的后退驱动力传向输出轴2(后退4轮驱动)仅从车辆的后退行驶时开始，发生频率和发生时间都极少，上述盘形凸轮6b和回位弹簧7之间的摩擦既不会使磨损导致的可靠性降低到出现问题的程度，又不会使摩擦导致的传动损失增大到出现问题的程度。
另外，在上述专利文献1中所记载的驱动力传递装置中，设置离合器是必不可少的，该离合器用于在使电动机停止，通过发动机进行的2轮驱动行驶中阻断电机传动系统，使副驱动轮的旋转不传向电动机，但是如果该离合器采用电磁湿式多片离合器，则存在当该电磁湿式多片离合器的接合和释放时，需要使用复杂的控制系统的问题。
在本实施方式中，如上所述可知，很明显并不需要控制系统，进而并不会出现需要复杂的控制系统的问题。
而且，在上述专利文献1中记载的驱动力传递装置中，为了使上述凸轮机构做动作，需要使用2个规格不同的齿轮，所以增大了噪音，同时还出现了成本增加的问题，但在本实施方式中，从上述说明中可以得知，不存在一切诸如增大噪音和增加成本的结构，也就不会产生这些问题。
接下来，基于图7对控制后退旋转传动离合器5的所述的接合·释放的凸轮机构6进行更加详细的说明。
如上所述，凸轮机构6由盘形凸轮6a、6b和介于二者之间的凸轮从动件6c构成，但在盘形凸轮6a、6b的轴向方向的相互对向的面上，分别设置有用于起到上述的凸轮作用的凸轮槽，图7表示从凸轮机构6的外周侧所看到的上述凸轮槽。
将输入凸轮机构6的驱动力记为T，从输入轴1的轴中心到凸轮随动件6c的中心的距离记为L1，盘形凸轮6a、6b的对向面处凸轮槽的凸轮角(凸轮机构6的轴垂直面和凸轮槽所形成的角度)记为θ，上述回位弹簧7的预紧力记为FS，回位弹簧7的内径记为L2，盘形凸轮6b与回位弹簧7间的静摩擦系数记为μ，在盘形凸轮6b与回位弹簧7之间处于静摩擦状态的情况下，为了使凸轮机构6工作，必须满足以下两个条件。
首先，为了满足上述要求，凸轮机构6b的推力(thrust)需要比回位弹簧7的预紧力大，即T/(L1×tanθ)＞FS。
其次，回位弹簧7和盘形凸轮6b间的摩擦力需要比作用在凸轮机构6上的驱动力T除以上述L1所得到的凸轮旋转力大，即μ×FS×(L2/L1)＞T/L1。
从这些关系可以导出关系式FS×L1×tanθ＜T＜μ×FS ×L2，在盘形凸轮6b和回位弹簧7之间是静摩擦状态的情况下，将满足该式的驱动力T输入凸轮机构6时，凸轮机构6做动作。
此外，为了一边使盘形凸轮6b与回位弹簧相对旋转一边使凸轮机构6做动作，将盘形凸轮6b和回位弹簧7之间的动摩擦系数记为μ′，其需要满足以下条件。
首先，为了满足上述要求，凸轮机构6的推力(thrust)需要比回位弹簧7的预紧力FS大，即T/(L1×tanθ)＞FS。
其次，凸轮旋转力必须大于或等于回位弹簧7和盘形凸轮6b间的摩擦力，即μ′×FS ×(L2/L1)＝T/L1。
从这些关系可以导出关系式μ′＞L1/L2×tan θ，在盘形凸轮6b和回位弹簧7处于动摩擦状态的情况下，如果回位弹簧7和盘形凸轮6b之间的动摩擦系数大于或等于满足该式的μ′，则凸轮机构6进行动作。
在后退旋转传动离合器5将使盘形凸轮6a可相对盘形凸轮6b相对旋转的驱动力输入驱动机构6的情况下，通过凸轮机构6的动作自动地接合，即自锁。
此外，由于如果在自锁状态下不向凸轮机构6输入驱动力，就没有使盘形凸轮6a产生相对盘形凸轮6b的上述方式的相对旋转的扭矩，所以，接受回位弹簧7弹簧力的盘形凸轮6b一边使凸轮从动件6c转动至凸轮槽内的初始位置，一边使盘形凸轮6a旋转至相对于盘形凸轮6b的初始相对旋转位置。
随着所述盘形凸轮6a的旋转，盘形凸轮6b进行位移向盘形凸轮6a接近，进而使环状离合器齿轮5a与环状离合器齿轮5b分离，通过解除自锁使后退旋转传动离合器5释放。
另外，在上述实施方式中，以环状离合器齿轮5a、5b组成的爪形离合器构成后退旋转传动离合器5，但该后退旋转传动离合器5可以使用图8所示的湿式多片离合器14或图9所示的单片摩擦离合器15等任意形式的离合器。
在以图8所示的湿式多片离合器14构成后退旋转传动离合器5的情况下，在凸轮机构6的盘形凸轮6b上结合压板(pressure plate)13，并在前进单向离合器3的外圈3c上设置向凸轮机构6的方向开口且延伸的离合器鼓14c。
此外，介于压板13和离合器鼓14c之间交互配置多个内板(inner plate)14a和外板(outer plate)14b，使内板14a的内周可沿轴向产生位移地与压板13花键嵌合，并使外板14b的外周可沿轴向产生位移地与离合器鼓14c的内周花键嵌合。
如果所述湿式多片离合器14(退后旋转传动力离合器5)在凸轮机构6的动作作用下使压板13从图8的释放位置左行，则在压板13和离合器鼓14c之间夹压内板14a和外板14b进而形成离合器接合状态，从而可以通过电动机进行副驱动轮的后退驱动。
在以图9所示的单片摩擦离合器15构成后退旋转传动离合器5的情况下，在凸轮机构6的盘形凸轮6b上一体结合离合器部件15a，并在前进单向离合器3的外圈3c上一体结合离合器部件15b。
上述离合器部件15a、15b以相互对向的方式配置，并将其各自对向面作为离合器面。
如果所述单片摩擦离合器15(后退旋转传动离合器5)在凸轮机构6的动作作用下使离合器部件15a从图9的释放位置左行，则离合器部件15a压接于离合器部件15b进而形成离合器接合状态，从而可以通过电动机进行副驱动轮的后退驱动。
在图3的实施方式中，前进单向离合器3和后退单向离合器4采用楔块型的离合器，但上述单向离合器3、4也可以是如图10(a)(b)所示的滚柱式离合器。
图10(a)的单向离合器3、4将内外圈3a(4a)、3c(4c)间的滚柱3f(4f)通过弹簧3g(4g)弹力支撑在图示的空转位置，并在内外圈3a(4a)、3c(4c)向滚柱3f(4f)抵抗弹簧3g(4g)而转动位移的方向相对旋转时，滚柱3f(4f)啮入内外圈3a(4a)、3c(4c)之间并进行动力传递。
此外，图10(b)的单向离合器3、4将内外圈3a(4a)、3c(4c)间的滚柱3f(4f)通过罩3h(4h)保持圆周方向规定间隔，在内外圈3a(4a)、3c(4c)向着滚柱3f(4f)啮入内外圈3a(4a)间的方向相对旋转时，内外圈3a(4a)、3c(4c)间经由滚柱3f(4f)接合，进行动力传递。
图11表示本发明的另一实施方式中的驱动力传递装置，图11中，对于与图3~图8相同的部分标注同一符号。
本实施方式中，将应与电动机27接合的输入轴1和应与副驱动轮接合的输出轴2经由推力轴承18a同轴抵接，同时又经由衬套18b可相互旋转地嵌合着。
此外，在输出轴2的外周上，从输出轴1一侧顺次设置有前进单向离合器3和后退单向离合器4，将上述单向离合器3、4相互挨着配置并与输出轴2的外周嵌合。
前进单向离合器3的内圈3a与输出轴2一体成形并一同旋转，，为了一体成形，将输出轴2的对应端部的直径扩大，并使该直径扩大部成为前进单向离合器3的内圈3a。
此外，后退单向离合器4的内圈4a为了可以相对输出轴2相对旋转，使其经由滚针轴承16与之嵌合。
此外，推力轴承17介装于前进单向离合器3的内圈3a和后退单向离合器4的内圈4a间，并在被上述内圈3a、4a相互挤压着的状态下也能够平滑地进行相对旋转。
前进单向离合器3和后退单向离合器4的外圈3c、4c通过相互一体结合或一体成形而一体化，并与输入轴1结合，经过该输入轴1使两单向离合器3、4的外圈3c、4c一同与电动机27结合。
通过如上所述的相互一体化，两单向离合器3、4的外圈3c、4c可以仅通过一对轴承3d、4d旋转自如地支撑于内圈3a、4a上，并能够将两单向离合器3、4的轴线方向的总长比图3的实施方式的缩短。
使离前进单向离合器3较远的后退单向离合器4的内圈4a的端部4i向远离前进单向离合器3的方向延伸，并使后退旋转传动离合器5和凸轮机构6介于在该内圈延长端部4i和输出轴2间。
凸轮机构6具有与图3中凸轮机构同样的功能，是由单向离合器侧盘形凸轮6a、后退旋转传动离合器侧盘形凸轮6b和凸轮从动件6c构成的推力凸轮机构，其中，单向离合器侧盘形凸轮6a为了与后退单向离合器4的内圈4a(详细些说，即上述延长端部4i)一同旋转，二者花键嵌合着，后退旋转传动离合器侧盘形凸轮6b沿向着上述单向离合器侧盘形凸轮6a的轴线方向通过回位弹簧7预紧地压装着，凸轮从动件6c位于上述盘形凸轮6a、6b之间，在后退驱动力向单向离合器侧盘形凸轮6a传递的时候，使后退旋转传动离合器侧盘形凸轮6b向远离单向离合器侧盘形凸轮6a的方向位移。
此处，后退旋转传动离合器侧盘形凸轮6b的内周与旋转自如地嵌合在后退单向离合器内圈4a的延长端4i上的离合器毂14d的外周花键嵌合，并通过与后退单向离合器内圈4a的延长端部4i卡合的卡环14e防止上述离合器毂14d脱落。
另外，回位弹簧7是与图3相同的盘弹簧，将其内周与盘形凸轮6b的外周凸缘部6d相卡合，并将其外周与箱体8的环状槽口8c卡合，从而压缩设置在盘形凸轮6b和箱体8间，对盘形凸轮6b施以将其压向盘形凸轮6a的上述轴线方向的预紧力。
由该预紧力产生的推力经过隔环19a、轴承4d、内圈4a和推力轴承17到达内圈3a，其后，经由推力轴承18、输入轴1和轴承9a到达箱体部件8a，由此，内圈3a不会由于上述预紧而沿轴线方向发生位移。
后退旋转传动离合器5是与图8所提到的上述湿式多片离合器14同样的如下结构。
简言之，在远离后退单向离合器4的凸轮机构6一侧设置有离合器鼓14c，并将该离合器鼓14c的内周与输出轴2结合。
离合器鼓14c被夹在卡合在输出轴2上的卡环20和介于离合器鼓14c和轴承9b之间的隔环19b之间，由此，可决定离合器鼓14c在输出轴2上的轴线方向位置。
盘状凸轮6b也被用作后退旋转传动离合器5(湿式多片离合器14)的压板，这样做的目的在于，可以将内板14a和外板14b交互配置介于离合器鼓14c和盘形凸轮6b的轴线方向对向面间。
内板14a通过花键嵌合于在后退单向离合器4的内圈延长端部4i上可旋转的离合器毂14d的外周上，可以与盘形凸轮6b一体旋转，同时还能相对离合器毂14d产生轴线方向的相对位移。
另外，外板14b通过可沿轴线方向相对位移地花键嵌合在离合器鼓14c的内周上，可以与离合器鼓14c一同旋转。
图11的实施方式中，前进单向离合器3和后退单向离合器4也并列配置于与电动机27结合的输入轴1和与副驱动轮32(48)结合的输出轴2之间，而且作为后者的后退单向离合器4经由通过凸轮结构6结合的后退旋转传动离合器5对输入输出间进行结合，所述结构的本实施方式的驱动力传递装置，用于如图1或图2所示的电动机式4轮驱动车辆时具有如下功能。
图12(a)是表示使电动机式4轮驱动车辆进行前进4轮行驶时，对上述驱动力传递装置的驱动力传递路径标以剖面线的说明用截面图。
此处，以从图12(a)的右侧(电动机侧)看前进4轮驱动时的输入旋转方向(外圈3c、4c的旋转方向)为顺时针的方向进行说明。
此外，图12(b)是表示从图12(a)的右侧(电动机侧)看前进单向离合器3的横向剖视图，图12(c)是表示从图12(a)的右侧(电动机侧)看后退单向离合器4的横向剖视图。
因为如果两单向离合器3、4的外圈3c、4c根据来自电动机的前进驱动力向对应的前进方向旋转，则前进单向离合器3的外圈3c向与内圈3a卡合的方向旋转，所以，楔块3b倾向图12(b)所示的卡合方向，通过前进单向离合器3的卡合(图中表示为Lock)，使内圈3a经由楔块3b与外圈3c一体地向前进方向旋转。
由此，从电动机到外圈3c、4c的前进驱动力经由前进单向离合器保持原样地传递至输出轴2，从而能够对副驱动轮向前进方向进行电动机驱动，与由发动机产生的主驱动轮的前进驱动一起作用，使车辆进行前进4轮驱动行驶。
另外，从电动机到外圈3c、4c的前进旋转也被传递至后退单向离合器4的外圈4c，但由于外圈4c的旋转方向相对于内圈是非卡合方向，所以，楔块4b倾向图12(c)所示的非卡合方向，由于后退单向离合器4的非卡合(图中以Free表示)，使外圈4c只相对于内圈4a空转，不向内圈4a传递前进旋转。
由于所述单向离合器4的非卡合，从电动机到外圈4c的前进旋转不会传递至内圈4a，进而不会传递至凸轮结构6的盘形凸轮6a，并且由于盘状凸轮6a、6b间也不会发生相对旋转，所以凸轮机构6不做动作，保持图12(a)的状态，从而在盘状凸轮6b和回位弹簧7之间也不会产生摩擦。
图13(a)是表示使电动机式4轮驱动车辆进行前进2轮驱动行驶时，对上述驱动力传递装置的驱动力传递路径标以剖面线的说明用截面图。
此处，也是以从图13(a)右侧(电动机侧)看前进2轮驱动时的输出轴2的旋转方向为顺时针方向加以说明。
此外，图13(b)表示从图13(a)右侧(电动机侧)看前进单向离合器3的横向剖视图，图13(c)表示从图13(a)右侧(电动机侧)看后单向离合器4的横向剖视图。
因为在前进2轮驱动时，停止电动机以便不进行副驱动轮的驱动，仅通过发动机产生的主驱动力的驱动使车辆行驶，所以不会向外圈3c、4c传递来自电动机的旋转，使外圈3c、4c维持停止状态。
可是，因为通过发动机产生的主驱动轮的2轮驱动使车辆行驶，所以副驱动轮的旋转传递至输出轴2，进而通过副驱动轮使输出轴2向前进方向逆驱动。
由所述输出轴2的逆驱动产生的前进旋转如图13(b)所示地被传递至前进单向离合器3的内圈3a，使其前进旋转。
可是，由于内圈3a的前进旋转相对于3c是非卡合方向，所以，楔块3b倾向图13(b)所示的非卡合方向，由于前进单向离合器3的非卡合(图中以Free表示)，使内圈3a仅相对外圈3c空转，不会向外圈3c传递来自输出轴2的前进旋转。
由于所述前进单向离合器3的非卡合，输出轴2的前进旋转不会传送至外圈3c，进而不会传递至输入轴，可以避免由电动机的滑动引起的动力损失或电动机的早期磨损。
此外，输出轴2的前进旋转不传递至凸轮机构6的盘形凸轮6a，盘形凸轮6a、6b间也不产生相对旋转，所以凸轮机构6不做动作保持图13(a)的状态，因而，在盘状凸轮6b和回位弹簧7之间也不会发生摩擦。
图14(a)表示使电动机式4轮驱动车辆进行后退4轮驱动行驶时，对上述驱动力传递装置的驱动力传递路径标以剖面线的说明用截面图。
此处说明从图14(a)右侧(电动机侧)看从后退4轮驱动时的电动机到外圈3c、4c的旋转方向为逆时针方向的情况。
此外，图14(b)是表示从图14(a)右侧(电动机侧)看前进单向离合器3的横向剖视图，图14(c)是表示从图14(a)右侧(电动机侧)后退单向离合器4的横向剖视图。
因为如果外圈3c、4c根据来自电动机的后退驱动力向对应的后退方向旋转，则后退单向离合器4的外圈4c向相对于内圈进行卡合方向的旋转，所以，楔块4b倾向图14(c)所示的卡合方向，通过后退单向离合器4的卡合(图中以Lock表示)，使内圈4a经由楔块4b与外圈4c一体地向后退方向旋转。
由此，从电动机到外圈3c、4c的后退驱动力，经由后退单向离合器4传递至凸轮机构6的单向离合器侧盘形凸轮6a，此时，通过该盘形凸轮6a与后退旋转传动离合器侧盘形凸轮6b的相对旋转，经过凸轮从动件6c，如图14(a)所示，使盘形凸轮6b抵抗回位弹簧7向远离盘形弹簧6a的轴线方向位移。
在所述凸轮机构6工作时，后退旋转传动离合器侧盘形凸轮6b通过上述轴向位移，在与离合器鼓14c之间夹压内板14a和外板14b，从而使后退旋转传动离合器5变为接合状态，可以将经由后退单向离合器4从其外圈4c送至内圈4a的后退驱动力顺次经过凸轮机构6和后退旋转传动离合器5传递至输出轴2。
由此，从电动机到外圈3c、4c的后退驱动力经由后退单向离合器4、凸轮机构6和后退旋转传动离合器5保持原态地传递至输出轴2，能够对副驱动轮向后退方向进行电动机驱动，与由发动机产生的主驱动轮的后退驱动一起使车辆进行后退4轮驱动行驶。
另外，在此期间，虽然前进单向离合器3的内圈3a也与输出轴2一同向后退方向旋转，但由于内圈3a的旋转方向和旋转速度和外圈3c的相同，所以，楔块3b倾向图14(b)所示的非接合方向，前进单向离合器3保持非接合状态(图中表示为Free)，前进单向离合器3在内圈3a和外圈3c之间不进行动力传递。
可是，由于输出轴2和内圈3a的旋转进行的是同一旋转，所以前进单向离合器3的内外圈3a、3c向图14(b)中箭头所指的方向进行一体旋转，并且其内外圈3a、3c间的楔块3b和轴承内3d中的滚珠也进行图14(a)中剖面线所示的相同旋转。
此外，在从电动机到外圈3c、4c的后退驱动力传向输出轴2时(后退4轮驱动时)，由于该后退驱动力如上所述地经过凸轮机构6的盘形凸轮6b，该盘形凸轮6b与安装在箱体8上的回位弹簧7进行相对旋转，两者间产生摩擦，但从电动机到外圈3c、4c的后退驱动力传向输出轴2(后退4轮驱动)仅在从车辆后退行驶开始，其发生频率和发生时间都很少，上述盘形凸轮6b和回位弹簧7间的摩擦既不会使磨损导致的可靠性降低到出现问题的程度，又不会使摩擦导致传动损失增大到出现问题的程度。
另外，图11～图14所提及的上述实施方式中，以与图8中相同的湿式多片离合器14构成后退旋转传递离合器5，但该后退旋转传动离合器5可以使用图15所示的爪型离合器或图16所示的摩擦离合器15等任意形式的离合器。
如图15所示，在以与图23的实施方式中相同的爪型离合器构成后退旋转传动离合器5的情况下，在离盘形凸轮6a较远的盘形凸轮6b的面上设置有一体成形或一体结合的环状离合器齿轮5a，还设置有与其对向配置的环状离合器齿轮5b，使该环状离合器齿轮5b的内周不能沿轴线方向位移地与输出轴2旋转卡合。
所述爪型离合器式的后退旋转传动离合器5如果通过凸轮机构6的动作使盘形凸轮6b从图15的释放位置左行，则环状离合器齿轮5a与环状离合器齿轮5b啮合形成接合状态，可以进行由电动机产生的副驱动轮的后退驱动。
在如图16所示采用摩擦离合器15构成后退旋转传动离合器5的情况下，在离盘形凸轮6a较远的盘形凸轮6b的面上一体形成或一体结合设置有离合器部件15a，并与其相对地配置离合器部件15b，并使该离合器部件15b的内周不能沿轴线方向位移地与输出轴2旋转卡合。
所述摩擦离合器15(后退旋转传动离合器5)如果通过凸轮机构6的动作使离合器部件15a从图16的释放位置左行，则离合器部件15a压接在离合部件15b上并形成接合状态，从而可以进行由电动机产生的副驱动轮的后退驱动。
本发明的上述任何一个实施方式的驱动力传递装置中，在实现电动机式4轮驱动车辆的前进4轮驱动行驶、前进2轮驱动行驶、后退4轮驱动行驶之际，正如从上述的作用说明可以得知的，可以通过内部机构的自动作用实现上述3种行驶形态，并不需要复杂的控制机构或控制系统，在成本和维修上有很大的好处。
此外，凸轮机构6虽然需要会带来磨损导致的可靠性降低或摩擦导致的动力损失增大的弹簧部件(回位弹簧7)，但是，由于凸轮机构6仅在具有很少的使用频度或使用时间的后退(逆旋转)方向的驱动力传递时发挥机能，所以由磨损导致的可靠性降低或因摩擦产生的动力损失的增加基本上并不成问题。
而且，由于上述凸轮机构6与后退(逆旋转)方向的驱动力产生联动，所以不需要用于使其做动作的齿轮等其它部件，进而也不会产生噪音增大或成本提高等问题。
另外，在上述实施方式中，虽然仅对以图1和图2中所述的前置发动机·后轮驱动(FR车)或前置发动机·前轮驱动(FF车)作为基本车的情况加以说明，但对于以中置发动机搭载车、或后置发动机·后轮驱动车辆作为基本车辆，以及以电动机驱动非发动机驱动的车轮的车辆，也可以采用同样的考虑方法应用本发明的驱动传递装置。
权利要求
1.一种驱动力传递装置，其在输入轴和输出轴之间进行动力传递，其特征在于，所述驱动力传递装置具备第一单向离合器，在所述输入轴向第一方向旋转时卡合，使得该旋转传递至所述输出轴；以及第二单向离合器，在所述输入轴向第二方向旋转时卡合，使得该旋转传递至所述输出轴，以使所述动力传递路径并列的方式配置所述第一单向离合器和所述第二单向离合器；中间离合器，插入在所述第二单向离合器和所述输出轴之间，该中间离合器可切换为所述第二单向离合器和所述输出轴连动的状态和不连动的状态；还设置有，凸轮机构，其相应于来自所述输入轴的第二方向旋转而运动，使所述中间离合器接合；以及限制部件，当所述输入轴向第一方向旋转时，限制不传递旋转的所述凸轮机构的运动。
2.如权利要求1所述的驱动力传递装置，其特征在于，所述第一单向离合器和所述第二单向离合器各自具有形成为圆筒形的内圈形成为圆筒形且设置在所述内圈外周侧的外圈以及设置于所述内圈和外圈之间的楔块，所述输入轴和输出轴同轴排列，在所述输入轴的两个端部中与所述输出轴的端部相邻的端部外周处，从靠近所述输出轴一侧开始顺次设置所述第一单向离合器的内圈和第二单向离台器的内圈，所述第一单向离合器的内圈和第二单向离合器的内圈分别与所述输入轴结合，从而能够与所述输入轴一同旋转，所述第一单向离合器的外圈与所述输出轴结合，在所述第一单向离合器的外圈和所述第二单向离合器的外圈之间，从靠近所述第一单向离合器一侧开始顺次设置所述中间离合器和凸轮机构。
3.如权利去要求2所述的驱动力传递装置，其特征在于，所述凸轮机构是推力凸轮机构，其由以下部分构成单向离合器侧盘形凸轮，其与所述第二单向离合器的外圈一同旋转；中间离合器侧盘形凸轮，其被所述限制部件沿着轴线方向按压向所述单向离合器侧盘形凸轮；以及凸轮从动件，其位于所述两个盘形凸轮之间，在向单向离合器侧盘形凸轮传递第二方向旋转时，使中间离合器侧盘形凸轮向远离单向离合器侧盘形凸轮的方向进行位移，所述中间离合器相应于所述中间离合器侧盘形凸轮的所述位移而运动，从而接合。
4.如权利要求1所述的驱动力传递装置，其特征在于，在所述输出轴的外周相互邻接地设置所述第一单向离合器和第二单向离合器，设置方式为，使第一单向离合器的内圈与输出轴一同旋转，使第二单向离合器的内圈可与输出轴相对旋转，使第一单向离合器的外圈和第二单向离合器的外圈一体形成，并与输入轴结合，在第二单向离合器的内圈和外圈之间，设置所述中间离合器和凸轮机构。
5.如权利要求4所述的驱动力传递装置，其特征在于，所述凸轮机构是推力凸轮机构，其由以下部分构成单向离合器侧盘形凸轮，其与所述第二单向离合器的内圈一同旋转；中间离合器侧盘形凸轮，其被所述限制部件沿着轴线方向按压向所述单向离合器侧盘形凸轮；以及凸轮从动件，其位于所述两个盘形凸轮之间，在向单向离合器侧盘形凸轮传递第二方向旋转时，使中间离合器侧盘形凸轮向远离单向离合器侧盘形凸轮的方向进行位移，所述中间离合器相应于所述中间离合器侧盘形凸轮的所述位移而运动，从而接合。
全文摘要
本发明提供一种不需要复杂控制机构或控制系统且不会出现磨损导致的可靠性降低和摩擦增大的副驱动轮用电动机驱动力传递装置。本装置同轴突出结合地配置输入输出轴，并在靠近输出轴的输入轴的端部外周从靠近输出轴一侧依次设置前进单向离合器和后退单向离合器，使其嵌合以便各自内圈可以与输入轴一同旋转，将其前进单向离合器的外圈与输出轴结合，并在前进单向离合器和后退单向离合器的外圈间，从靠近后退单向离合器一侧顺次配置凸轮机构和后退旋转离合器，并通过凸轮机构与来自单向离合器的后退驱动力联动使盘形凸轮左行，进而离合器接合。
文档编号B60K17/356GK1974258SQ20061010930
公开日2007年6月6日 申请日期2006年8月8日 优先权日2005年8月9日
发明者浅野纯一, 楠川博隆, 杉谷理 申请人:日产自动车株式会社