JP2018111390A - 車両のトランスファ構造 - Google Patents

Abstract

【課題】副駆動輪側の動力伝達系に設けられるダンパの振動減衰能力の適正化を図る。【解決手段】駆動源６から副駆動輪４までの動力伝達系に、ダンパ８０、その駆動源側に連結された第１回転部材４５、及び、副駆動輪側に連結された第２回転部材４６が設けられ、ダンパ８０は、第１回転部材４５に連結された第１筒部８２、第２回転部材４６に連結された第２筒部８４、及び、第１筒部８２と第２筒部８４との間に配置された弾性体層９０を備え、弾性体層９０は、前進走行時の回転方向Ｆ１において第１筒部８２が第２筒部８４に対して相対的に下流側に変位したときに圧縮変形される第１弾性部９１と、前記回転方向Ｆ１において第１筒部８２が第２筒部８４に対して相対的に上流側に変位したときに圧縮変形される第２弾性部９２とを有し、第１弾性部９１の振動減衰能力が第２弾性部９２の振動減衰能力よりも高い車両のトランスファ構造を提供する。【選択図】図５

Description

本発明は、主駆動輪と副駆動輪を備えた車両のトランスファ構造に関する。

二輪駆動状態と四輪駆動状態との間で切り換え可能な四輪駆動車では、前輪又は後輪のうちいずれか一方が、カップリングを介することなく駆動源に連結された主駆動輪とされ、いずれか他方が、カップリングを介して駆動源に断接可能に連結された副駆動輪とされる。

この種の車両では、カップリングが締結された四輪駆動状態において、副駆動輪には、駆動源から出力されてトランスファ装置によって取り出されたトルクが伝達される。一方、カップリングが解放された二輪駆動状態においては、副駆動輪（従動輪）への実質的なトルク伝達は行われないが、カップリングでの引き摺り抵抗によって、副駆動輪側の動力伝達系（トランスファ装置から副駆動輪用のプロペラシャフト及び差動装置を介して副駆動輪に至る動力伝達系）においても微小なトルクが生じ得る。

ところで、副駆動輪側の動力伝達系は、捩り振動に関して、所定の固有振動数を有する。そのため、二輪駆動状態において、エンジン等の駆動源で生じた出力トルクの変動が副駆動輪側（従動輪側）の動力伝達系に伝達されたとき、トルク変動の周波数によっては、副駆動輪側の動力伝達系が共振することがある。

この場合、駆動源側から伝わるトルク変動が、副駆動輪側の動力伝達系において増幅され、特に高変速比での車両走行中にその傾向が強くなる。図９（ａ）に示すように、副駆動輪側の動力伝達系においてトルク変動の増幅が生じると、トルクの伝達方向が切り替わる度に（図９（ａ）の符号Ｐ参照）、該動力伝達系における各噛合部において歯打ち音が生じ得る。

このような歯打ち音の抑制を図るために、従来は、二輪駆動状態においても、ある程度のトルクが副駆動輪側（従動輪側）の動力伝達系に加えられるようにカップリングを制御することが行われている。この場合、図９（ｂ）に示すように、副駆動輪側の動力伝達系に伝わるトルクが全体的に増大されることで、トルク変動が伝達されても、副駆動輪側の動力伝達系におけるトルクの伝達方向を常に一定に維持することが可能になり、これにより、歯打ち音の抑制が可能になる。

しかしながら、この場合、二輪駆動状態でありながら、副駆動輪側にもトルクを伝える必要があることから、駆動源の負荷が増大して、燃費性能が悪化する問題がある。

そこで、例えば特許文献１に開示されているように、副駆動輪側の動力伝達系にダンパを設けることで、二輪駆動状態での歯打ち音を抑制することが検討されている。この場合、副駆動輪側の動力伝達系の捩り剛性が低下されることで、該動力伝達系の固有振動数を、エンジン回転数の常用域で生じ得るトルク変動に対して共振しないような振動数域にずらすことが可能になるとともに、ダンパによって捩り振動を減衰させることが可能になる。

この場合、図１０に示すように、副駆動輪側の動力伝達系に伝わるトルク変動の振幅は、ダンパを設けない場合（図９（ａ）及び図９（ｂ）参照）に比べて低減される。また、このとき、上述のように、副駆動輪側の動力伝達系には、引き摺り抵抗による微小なトルクが生じている。そのため、トルクの伝達方向を一定に維持して、歯打ち音の抑制を図ることが可能になる。

国際公開第２０１５／１４６２２５号

特許文献１に開示された構成のように、副駆動輪側の動力伝達系に設けられるダンパとしては、同文献の図８（ａ）に開示された捩りタイプのダンパ、及び、同文献の図８（ｂ）に開示された圧縮タイプのダンパが知られている。

捩りタイプのダンパは、内筒部、外筒部、及び、これらの間に介在する筒状のゴム等の弾性部材を備える。解放状態のカップリングで生じる引き摺り抵抗によって、内筒部と外筒部との間で微小なトルク伝達が生じるとき、内筒部と外筒部との間に周方向の相対変位が生じることで、弾性部材は、周方向に捩られるように弾性変形する。このときに弾性部材が捩られる方向は、トルクの伝達方向によって異なるが、いずれの方向に捩られる場合にも、弾性部材による捩り振動の減衰機能は同様に果たされる。

一方、圧縮タイプのダンパは、周方向に間隔を空けて配置された複数の第１突起部を外周面に有する内筒部、周方向に間隔を空けて配置された複数の第２突起部を内周面に有する外筒部、及び、内筒部と外筒部の間において、第１突起部と第２突起部とによって周方向の両側から挟み込まれるようにそれぞれ配置された複数のゴム等の弾性部材を備える。該複数の弾性部材は、内筒部に対して外筒部が周方向の一方側に相対変位したときに圧縮変形される第１弾性部材と、内筒部に対して外筒部が周方向の他方側に相対変位したときに圧縮変形される第２弾性部材とで構成され、第１弾性部材と第２弾性部材は、周方向に交互に配置されている。

従来、この種のダンパにおいて、第１弾性部材と第２弾性部材は、同じ材質からなり、同じ形状及び大きさを有している。これにより、第１弾性部材と第２弾性部材は、同じ振動減衰能力を有しており、いずれの弾性部材が圧縮される場合にも、同じ振動減衰能力が作用するように構成されている。

このように、従来のダンパは、捩りタイプ及び圧縮タイプのいずれにおいても、トルクの伝達方向に関わらず、同じ振動減衰能力が発揮されるように構成されている。

しかしながら、本願発明者は、カップリングの解放状態において、ダンパにおけるトルク伝達方向、カップリングに生じる引き摺り抵抗の大きさ、及び、駆動源側から副駆動輪側の動力伝達系に伝わるトルク変動の振幅の大きさは、車両の運転状態に応じて異なることに着目し、ダンパに求められる振動減衰能力も車両の運転状態によって異なる可能性があるという観点に基づいて、ダンパの振動減衰能力を適正化する上で改善の余地があることを見出した。

そこで、本発明は、主駆動輪と副駆動輪を備えた車両において、副駆動輪側の動力伝達系に設けられるダンパの振動減衰能力の適正化を図ることを課題とする。

前記課題を解決するため、本発明に係る車両のトランスファ構造は次のように構成したことを特徴とする。

本願の請求項１に記載の発明に係る車両のトランスファ構造は、
駆動源、カップリングを介することなく前記駆動源に連結された主駆動輪、及び、前記カップリングを介して前記駆動源に連結された副駆動輪を備えた車両のトランスファ構造であって、
前記駆動源から前記副駆動輪までの動力伝達系には、ダンパ、該ダンパの駆動源側に連結された第１回転部材、及び、前記ダンパの副駆動輪側に連結された第２回転部材が設けられ、
前記ダンパは、周方向に間隔を空けて配置された複数の突起部を外周面に有する内筒部、周方向に間隔を空けて配置された複数の突起部を内周面に有する外筒部、及び、前記内筒部と前記外筒部との間に配置された弾性体層を備え、
前記内筒部又は前記外筒部のうちいずれか一方は、前記第１回転部材に連結された第１筒部であり、
前記内筒部又は前記外筒部のうちいずれか他方は、前記第２回転部材に連結された第２筒部であり、
前記弾性体層は、車両の前進走行時における前記第１筒部及び前記第２筒部の回転方向において前記第１筒部が前記第２筒部に対して相対的に下流側に変位したときに前記第１筒部の突起部と前記第２筒部の突起部との間で圧縮変形される第１弾性部と、前記回転方向において前記第１筒部が前記第２筒部に対して相対的に上流側に変位したときに前記第１筒部の突起部と前記第２筒部の突起部との間で圧縮変形される第２弾性部とを有し、
前記第１弾性部の振動減衰能力は、前記第２弾性部の振動減衰能力よりも高いことを特徴とする。

請求項２に記載の発明に係る車両のトランスファ構造は、前記請求項１に記載の発明において、
前記第１弾性部は、前記回転方向における前記第１筒部の各突起部の下流側に隣接して配置された複数の第１弾性部材からなり、
前記第２弾性部は、前記回転方向における前記第２筒部の各突起部の下流側に隣接して配置された複数の第２弾性部材からなり、
前記回転方向の剛性に関して、前記第１弾性部材の剛性は、前記第２弾性部材の剛性よりも低いことを特徴とする。

請求項３に記載の発明に係る車両のトランスファ構造は、前記請求項１又は請求項２に記載の発明において、
前記カップリングは、該カップリングの駆動源側の回転部材に連結された入力要素と、前記カップリングの副駆動輪側の回転部材に連結された出力要素とを備え、
通常の車両走行状態において常に前記入力要素の回転数が前記出力要素の回転数よりも大きくなるように、前記入力要素から前記主駆動輪までの減速比は、前記出力要素から前記副駆動輪までの減速比よりも大きく構成されていることを特徴とする。

なお、ここでいう「通常の車両走行状態」とは、タイヤのパンクや脱輪等の緊急事態が起きていない車両走行状態を意味するものとする。

請求項４に記載の発明に係る車両のトランスファ構造は、前記請求項１から請求項３のいずれか１項に記載の発明において、
前記車両は、前記副駆動輪からなる前輪と、前記主駆動輪からなる後輪とを備えた四輪駆動車であり、
前記駆動源から前記後輪側に伝えられる動力の一部を前記前輪側に取り出すトランスファ装置は、前輪用のプロペラシャフト及び前輪用の差動装置を介して前記前輪に連結されており、
前記ダンパは、前記トランスファ装置内の動力伝達経路に設けられていることを特徴とする。

請求項５に記載の発明に係る車両のトランスファ構造は、前記請求項１から請求項３のいずれか１項に記載の発明において、
前記車両は、前記主駆動輪からなる前輪と、前記副駆動輪からなる後輪とを備えた四輪駆動車であり、
前記前輪は、前輪用のドライブシャフト及び前輪用の差動装置を介して前記駆動源に連結されており、
前記駆動源から前記前輪側に伝えられる動力の一部を前記後輪側に取り出すトランスファ装置は、プロペラシャフト及び後輪用の差動装置を介して前記後輪に連結されており、
前記ダンパは、前記トランスファ装置内の動力伝達経路に設けられていることを特徴とする。

請求項１に記載の発明に係る車両のトランスファ構造によれば、カップリングが解放された二輪駆動状態での車両走行中において、ダンパの第１筒部側から第２筒部側への微小なトルク伝達を生じさせるような引き摺り抵抗がカップリングに生じている場合、例えば前進加速走行が行われるときなどに、駆動源側から伝わるトルク変動が副駆動輪側の動力伝達系において増幅しやすい状況になりやすいが、第２弾性部よりも振動減衰能力が高い第１弾性部が圧縮変形されることで、副駆動輪側の動力伝達系の捩り振動を効果的に減衰させることができる。

一方、カップリングが解放された二輪駆動状態での車両走行中において、ダンパの第２筒部側から第１筒部側への微小なトルク伝達を生じさせるような引き摺り抵抗がカップリングに生じている場合、第２弾性部の圧縮変形によって捩り振動の減衰がなされる。この場合において、例えば後退加速走行が行われるときなどには、前進加速走行が行われるときに比べて、副駆動輪側の動力伝達系においてトルク変動が増幅しやすい状況になり難いことから、第２弾性部の振動減衰能力が第１弾性部よりも低いにも拘わらず、捩り振動の減衰を効果的に果たすことができる。

したがって、本発明によれば、二輪駆動状態において、車両の運転状態に応じて第１弾性部又は第２弾性部が選択的に圧縮変形されることで、副駆動輪側の動力伝達系の捩り振動が常に効果的に減衰され、これにより、歯打ち音の発生を効果的に抑制できる。

また、第１弾性部と第２弾性部の振動減衰能力が異なることにより、振動減衰能力が比較的低い第２弾性部を小型化できるとともに、第２弾性部材の小型化によって創出されたスペースを利用して、第１弾性部材を配設できる。そのため、従来の圧縮タイプのダンパのように全ての弾性部材が一律の振動減衰能力を有する場合に比べて、ダンパ全体をコンパクトに構成しやすくなる。

請求項２に記載の発明によれば、振動減衰能力が比較的高い第１弾性部は、回転方向の剛性が比較的低い複数の第１弾性部材で構成され、振動減衰能力が比較的低い第２弾性部は、回転方向の剛性が比較的高い複数の第２弾性部材で構成されることで、請求項１に記載の発明の効果を具体的に実現できる。

請求項３に記載の発明によれば、通常の車両走行状態においてカップリングの入力要素の回転数が出力要素の回転数よりも常に大きくなるため、カップリングが解放された状態での車両走行時において、カップリングの引き摺り抵抗によって副駆動輪側の動力伝達系に生じるトルクの伝達方向を、常に駆動源側から副駆動輪側に向かう方向に維持できる。

そのため、車両の前進走行時には、常に、ダンパにおけるトルク伝達方向が第１筒部側から第２筒部側に向かう方向に維持され、これにより、第１筒部及び第２筒部の回転方向において第１筒部を第２筒部に対して相対的に下流側に変位させて、第１弾性部の圧縮変形による捩り振動の減衰を行わせることができる。したがって、例えば高変速比での車両の前進走行時など、駆動源側から伝わるトルク変動が副駆動輪側の動力伝達系において増幅しやすい前進走行時に、振動減衰能力が比較的高い第１弾性部を利用して、副駆動輪側の動力伝達系における捩り振動ひいては歯打ち音を効果的に抑制できる。

請求項４に記載の発明によれば、所謂ＦＲ（フロントエンジン・リヤドライブ）ベースの四輪駆動車の後輪駆動状態において、駆動源側からトランスファ装置に伝わる捩り振動が、前輪用のプロペラシャフトよりも駆動源側に設けられたダンパによって効果的に減衰されることで、前輪用のプロペラシャフトから前輪に至る動力伝達系の捩り振動を効果的に抑制でき、これによって、前輪側の動力伝達系の各噛合部における歯打ち音を効果的に抑制できる。

請求項５に記載の発明によれば、所謂ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）ベースの四輪駆動車の前輪駆動状態において、駆動源側からトランスファ装置に伝わる捩り振動が、プロペラシャフトよりも駆動源側に設けられたダンパによって効果的に減衰されることで、プロペラシャフトから後輪に至る動力伝達系の捩り振動を効果的に抑制でき、これによって、後輪側の動力伝達系の各噛合部における歯打ち音を効果的に抑制できる。

第１実施形態に係る車両のトランスファ構造を車体上方側から見た骨子図である。 同トランスファ構造におけるダンパ及びその周辺部を示す断面図である。 同トランスファ構造の一部を軸方向から見た図２のＡ−Ａ線断面図である。 同トランスファ構造の一部を軸方向から見た図２のＢ−Ｂ線断面図である。 ダンパを軸方向から見た図２のＣ−Ｃ線断面図である。 第２実施形態に係る車両のトランスファ構造を車体上方側から見た骨子図である。 同トランスファ構造におけるダンパ及びその周辺部を示す断面図である。 ダンパを軸方向から見た図７のＤ−Ｄ線断面図である。 ダンパを備えていない副駆動輪側の動力伝達系に駆動源側から伝わるトルク変動を示すグラフである。 ダンパを備えた副駆動輪側の動力伝達系に駆動源側から伝わるトルク変動を示すグラフである。

以下、本発明に係る車両のトランスファ構造の具体的構成について、添付図面を参照しながら実施形態毎に説明する。

［第１実施形態］
図１〜図５を参照しながら、第１実施形態に係る車両のトランスファ構造について説明する。

［全体構成］
図１に示すように、第１実施形態に係るトランスファ構造を備えた車両１は、主駆動輪としての左右の前輪２と、副駆動輪としての左右の後輪４とを備えた所謂ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）ベースの四輪駆動車であり、前輪駆動状態と四輪駆動状態との間で切り換え可能となっている。

車両１は、駆動源としてのエンジン６を備えている。エンジン６は、横置き式であり、車両１の前部におけるエンジンルームに配設されている。エンジン６の車体幅方向一方側（例えば車体左側）には、トランスアクスル８が並設されている。トランスアクスル８は、例えばトルクコンバータ（図示せず）を介してエンジン６の出力軸に連結された変速機（図示せず）と、該変速機の出力部としての出力ギヤ９に連結された前輪用差動装置１０とを備えている。

前輪２は、前輪用ドライブシャフト２１，２２、前輪用差動装置１０及び前記変速機等を介してエンジン６に連結されており、これにより、エンジン６から前輪２に至る前輪側（主駆動輪側）の動力伝達系が構成されている。前輪２は、後述のカップリング６０を介することなくエンジン６に連結されており、カップリング６０の締結状態及び解放状態のいずれにおいても、エンジン６から前輪２への動力伝達がなされる。

前輪用ドライブシャフト２１，２２は、車体幅方向に延びるように配設されている。各前輪用ドライブシャフト２１，２２は、例えば一対の自在継手２３，２４を介して連結された複数のシャフト部材で構成されている。

前輪用差動装置１０は、変速機の出力ギヤ９に噛み合うデフリングギヤ１１、デフリングギヤ１１が固定されるか又は一体に設けられたデフケース１２、デフケース１２に収容された左右のサイドギヤ１８，１９を備えている。

前輪用差動装置１０の各サイドギヤ１８，１９には、前輪用ドライブシャフト２１，２２の一端部が、例えばスプライン嵌合によって、サイドギヤ１８，１９と共に回転するように連結されている。変速機の出力ギヤ９からデフリングギヤ１１を介して前輪用差動装置１０のデフケース１２に伝達された動力は、走行状況に応じた回転差となるように左右の前輪用ドライブシャフト２１，２２に伝達される。

一方、後輪４は、後輪用ドライブシャフト３１，３２、後輪用差動装置７０、カップリング６０、プロペラシャフト５０、トランスファ装置４０、前輪用差動装置１０のデフケース１２及び前記変速機等を介してエンジン６に連結されている。

後輪用ドライブシャフト３１，３２は、車体幅方向に延びるように配設されている。各後輪用ドライブシャフト３１，３２は、例えば一対の自在継手３３，３４を介して連結された複数のシャフト部材で構成されている。

後輪用差動装置７０は、前輪用差動装置１０と同様、デフリングギヤ７１、デフケース７２及び左右のサイドギヤ７８，７９を備えている。各サイドギヤ７８，７９には、後輪用ドライブシャフト３１，３２の一端部が、例えばスプライン嵌合によって、サイドギヤ７８，７９と共に回転するように連結されている。

カップリング６０は、入力要素としての入力軸６１、出力要素としての出力軸６２、及び、入力軸６１と出力軸６２との間を断接可能に連結する複数の摩擦板６３を備えている。カップリング６０は、例えば電子制御カップリングであり、摩擦板６３間の締結力が制御されることで、前後輪のトルク配分が行われる。トルク配分（前輪：後輪）は、例えば、５０：５０〜１００：０の範囲で制御可能となっている。

カップリング６０の入力軸６１は、車体前後方向に延びる軸線上に配設されている。入力軸６１は、カップリング６０よりもエンジン６側の回転部材であるプロペラシャフト５０の後端部に連結されている。

複数の摩擦板６３は、例えば湿式多板クラッチで構成されている。複数の摩擦板６３には、ピストン（図示せず）による押圧によって締結力が加えられる。該ピストンは、例えば、電磁クラッチ及びカム機構を介して作動される。

カップリング６０の出力軸６２は、入力軸６１よりも車体後方側において、入力軸６１と同じ軸線上に配設されている。出力軸６２の後端部にはピニオンギヤ６４が設けられている。ピニオンギヤ６４は後輪用差動装置７０のデフリングギヤ７１に噛み合っている。これにより、出力軸６２は、ピニオンギヤ６４とデフリングギヤ７１との噛合部を介して、カップリング６０よりも後輪４側の回転部材であるデフケース１２に連結されている。

ピニオンギヤ６４とデフリングギヤ７１は、例えばハイポイドギヤ等の傘歯ギヤからなる。ピニオンギヤ６４の軸心は、車体上下方向においてデフリングギヤ７１の軸心よりも下側にオフセットして配置されている。デフリングギヤ７１は、ピニオンギヤ６４よりも大径である。これにより、カップリング６０の出力軸６２の回転は、減速されて後輪用差動装置７０のデフケース７２に伝達される。

プロペラシャフト５０は、トランスファ装置４０により取り出された動力を後輪４側へ伝達するものである。プロペラシャフト５０は、車体前後方向に延びるように配設されている。プロペラシャフト５０は、自在継手５５を介して車体前後方向に連結された例えば２本のシャフト部材５１，５２で構成されている。プロペラシャフト５０の後端部は、自在継手５９を介して、カップリング６０の入力軸６１の前端部に連結されている。

トランスファ装置４０は、一方（例えば車体右側）の前輪用ドライブシャフト２２上に配設されている。トランスファ装置４０は、その入力側において前輪用差動装置１０のデフケース１２に連結され、出力側において自在継手４９を介してプロペラシャフト５０の前端部に連結されている。

これにより、カップリング６０が締結された状態において、変速機等を介して前輪用差動装置１０のデフケース１２に伝達されたエンジン６の動力の一部は、トランスファ装置４０によって後輪４側に取り出されるようになっている。トランスファ装置４０の構成については、後に説明する。

カップリング６０が締結された状態において、トランスファ装置４０によって取り出されたエンジン６の動力は、トランスファ装置４０からプロペラシャフト５０、カップリング６０、後輪用差動装置７０及び後輪用ドライブシャフト３１，３２を経由して後輪４に至る後輪側（副駆動輪側）の動力伝達系に伝達される。

後輪側の動力伝達系において後輪用差動装置７０のデフケース７２に入力された動力は、走行状況に応じた回転差となるように、左右の後輪用ドライブシャフト３１，３２を介して左右の後輪４に伝達される。

［トランスファ装置］
図２の断面図を参照しながら、トランスファ装置４０の構成について説明する。

トランスファ装置４０は、車体幅方向に延びる入力軸４１、車体前後方向に延びる出力軸４２、入力軸４１上に設けられたドライブギヤ４３、出力軸４２上に設けられ、ドライブギヤ４３に噛み合うドリブンギヤ４４、並びに、入力軸４１の一部、出力軸４２の一部、ドライブギヤ４３及びドリブンギヤ４４等を収容するトランスファケース４８を備えている。

入力軸４１は、第１回転部材としての第１軸部材４５、及び、第２回転部材としての第２軸部材４６で構成されている。第１軸部材４５と第２軸部材４６は、前輪用ドライブシャフト２２の軸心上に配置された筒状部材である。

第１軸部材４５は、一方の前輪用ドライブシャフト２２の外側に隙間を空けて嵌合されている。第１軸部材４５の一方側（図２の左側）の端部（図示せず）は、例えばスプライン嵌合によって、前輪用差動装置１０のデフケース１２（図１参照）に連結されており、これにより、第１軸部材４５は、デフケース１２と共に回転するようになっている。

第２軸部材４６は、第１軸部材４５の外側にスプライン嵌合されている。第２軸部材４６は、第１軸部材４５よりも反デフケース１２側（図２の右側）に突出して延びている。第２軸部材４６は、車体幅方向に間隔を空けて配置された一対の軸受１０１，１０２を介して回転可能にトランスファケース４８に支持されている。第１軸部材４５と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部は、その軸方向に占める領域が軸受１０１と重複している。

第２軸部材４６の外周には上記のドライブギヤ４３が設けられている。ドライブギヤ４３は、第２軸部材４６の外側にスプライン嵌合されており、これにより、入力軸４１と共に回転するようになっている。

入力軸４１には、弾性部材が周方向に圧縮変形することで捩り振動を減衰させる所謂圧縮タイプのダンパ８０が設けられている。該ダンパ８０がトランスファ装置４０の動力伝達経路に設けられていることにより、後輪４側（副駆動輪側）の動力伝達系の捩り剛性が低減されている。これにより、該動力伝達系の捩り振動に関する固有振動数は、エンジン回転数の常用域で生じ得るトルク変動に対して共振しないような振動数域にずらされているとともに、ダンパ８０によって捩り振動を減衰させることが可能になっている。ダンパ８０の具体的構成については後に説明する。

出力軸４２は、車体前後方向に延びるように配置された中実の軸部材である。出力軸４２の軸心は、車体幅方向においてドライブギヤ４３よりもデフケース１２側に配置されている。また、出力軸４２の軸心は、車体上下方向において前輪用ドライブシャフト２２の軸心よりも下側にオフセットして配置されている。

出力軸４２は、車体前後方向に間隔を空けて配置された前後一対の軸受１０３，１０４を介して回転可能にトランスファケース４８に支持されている。一対の軸受１０３，１０４のインナレース間には、出力軸４２の外側に嵌合された筒状のディスタンスピース１０５が介装されている。

出力軸４２における車体後方側の軸受１０４よりも車体後方側部分の外側には連結部材１０６が嵌合されている。連結部材１０６の後端部には自在継手４９（図１参照）が固定されている。これにより、出力軸４２は、連結部材１０６及び自在継手４９を介してプロペラシャフト５０（図１参照）の前端部に連結されている。

出力軸４２の後端部にはナット１０７が螺合されている。該ナット１０７が締め付けられることで、出力軸４２上においてドリブンギヤ４４とナット１０７との間に挟み込まれた一対の軸受１０３，１０４のインナレース、ディスタンスピース１０５及び連結部材１０６は、軸方向に位置決めされて出力軸４２に固定されている。

組付け時においてナット１０７を締め付けるとき、ディスタンスピース１０５は、弾性変形状態を経て塑性変形し、ディスタンスピース１０５が塑性変形した状態で、軸受１０３，１０４の予圧が調整される。

出力軸４２の前端部には、上記のドリブンギヤ４４が例えば一体に設けられている。ドリブンギヤ４４は、上記一対の軸受１０３，１０４を介して車体後方側から片持ち状に支持されているが、該ドリブンギヤ４４の支持剛性は、上記のように軸受１０３，１０４の予圧が精密に管理されることで高められている。

ドライブギヤ４３とドリブンギヤ４４は、例えばハイポイドギヤ等の傘歯ギヤである。ドライブギヤ４３の歯部は、車体幅方向のデフケース１２側を向くように配置され、ドリブンギヤ４４の歯部は、車体前方側を向くように配置されている。ドリブンギヤ４４は、ドライブギヤ４３よりも小径である。これにより、トランスファ装置４０の入力軸４１の回転は、増速されて出力軸４２及びプロペラシャフト５０（図１参照）に伝達される。

トランスファケース４８内には潤滑用のオイルが封入されている。該オイルとしては、ドライブギヤ４３とドリブンギヤ４４との噛合部における焼付きを確実に防止し得る成分を含むものが用いられる。

入力軸４１の第２軸部材４６の外周面とトランスファケース４８の内周面との間、第２軸部材４６の内周面と前輪用ドライブシャフト２２の外周面との間、前輪用ドライブシャフト２２の外周面とトランスファケース４８の内周面との間、及び、連結部材１０６の外周面とトランスファケース４８の内周面との間には、それぞれ、両部材間の相対回転を許容しつつ油密性又は気密性を確保するシール部材１１１，１１２，１１３，１１４，１１５が介装されている。

［ダンパ］
ダンパ８０は、第１筒部としての内筒部８２と、第２筒部としての外筒部８４とを備えた二重管構造を有する。

内筒部８２と外筒部８４は、例えば金属製の筒状部材で構成され、前輪用ドライブシャフト２２及び入力軸４１の軸心上に配置されている。内筒部８２は、前輪用ドライブシャフト２２の外側に隙間を空けて嵌合されている。内筒部８２は、軸方向において、第１軸部材４５の反デフケース１２側（図２の右側）に隣接して配置されている。外筒部８４は、内筒部８２よりも大径とされ、径方向において内筒部８２の外側且つ第２軸部材４６の内側に配置されている。

内筒部８２には、該内筒部８２の軸方向デフケース１２側（図２の左側）の端部から径方向外側に突出した環状の壁部８２ａと、壁部８２ａからデフケース１２側へ軸方向に突出した筒状突部８２ｂとが一体に設けられている。

壁部８２ａは、外筒部８４の軸方向デフケース１２側の端部の内側に嵌合されている。筒状突部８２ｂは、入力軸４１の軸心上に配置されている。筒状突部８２ｂは、径方向において、壁部８２ａの内側端部と外側端部との間に配置されている。内筒部８２は、その筒状突部８２ｂにおいて、入力軸４１の第１軸部材４５の外側にスプライン嵌合されている。

ダンパ８０の軸方向反デフケース１２側（図２の右側）の端部には、環状のカバー部材８６が設けられている。カバー部材８６は、内筒部８２の軸方向反デフケース１２側の端部の外側に嵌合されている。軸方向において、カバー部材８６は、外筒部８４よりも反デフケース１２側に配置され、カバー部材８６の反デフケース１２側には、出力軸４２の第２軸部材４６の内周面に装着されたスナップリング８８が配置されている。カバー部材８６は、外筒部８４とスナップリング８８によって軸方向の両側から挟み込まれることで、軸方向に位置決めされている。

外筒部８４は、入力軸４１の第２軸部材４６の内側にスプライン嵌合されている。外筒部８４と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部は、ドライブギヤ４３の歯部よりも軸方向反デフケース１２側に配置され、軸方向に占める領域が軸受１０２と重複している。

ダンパ８０は、内筒部８２と外筒部８４との間に配置された弾性体層９０を更に備えている。弾性体層９０は、例えばゴム製の複数の弾性部材９３，９４（図５参照）で構成されている。弾性体層９０を構成する弾性部材９３，９４（図５参照）は、軸方向において壁部８２ａとカバー部材８６との間に挟み込まれるように配置され、これによって、軸方向に位置決めされている。弾性体層９０のより具体的な構成については後に説明する。

入力軸４１の第１軸部材４５と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部、及び、ダンパ８０の内筒部８２における筒状突部８２ｂと第１軸部材４５とのスプライン嵌合部は、デフケース１２側（図２の左側）からこの順で軸方向に並べて配置されている。これらのスプライン嵌合には、第１軸部材４５の外周面に設けられた共通の外歯４５ａ（図３及び図４参照）が用いられている。

図３は、第１軸部材４５と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部を軸方向から見た図２のＡ−Ａ線断面図であり、図４は、第１軸部材４５と内筒部８２とのスプライン嵌合部を軸方向から見た図２のＢ−Ｂ線断面図である。なお、図３及び図４では、周方向の一部のみが図示されており、残りの周方向部分の図示が省略されている。また、図３及び図４において、前輪用ドライブシャフト２２は二点鎖線で図示されている。

図３に示すように、第１軸部材４５と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部において、第１軸部材４５の各外歯４５ａは、第２軸部材４６の隣接する一対の内歯４６ａ間の周方向中央部に、周方向の所定範囲内で相対移動可能に配置されている。これにより、第１軸部材４５と第２軸部材４６は、所定の角度範囲内での相対回転が許容されている。

これに対して、図４に示す第１軸部材４５と内筒部８２とのスプライン嵌合部において、第１軸部材４５の各外歯４５ａは、内筒部８２の隣接する一対の内歯８２ｃ間に略隙間なく配置されている。これにより、第１軸部材４５と内筒部８２とのスプライン嵌合部では、第１軸部材４５と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部に比べて、周方向における外歯４５ａと内歯８２ｃとの間の相対移動、ひいては、第１軸部材４５と内筒部８２との間の相対回転が厳しく制限されている。

また、ダンパ８０の外筒部８４と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部（図２参照）においても、図４に示す第１軸部材４５と内筒部８２とのスプライン嵌合部と同様、外筒部８４の各外歯は第２軸部材４６の隣接する一対の内歯間に略隙間なく配置されており、外筒部８４と第２軸部材４６との間の相対回転は、第１軸部材４５と内筒部８２との間の相対回転と同様、厳しく制限されている。

以上のように、第１軸部材４５と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部（図３参照）における外歯４５ａと内歯４６ａとの間に生じるバックラッシュ（周方向のガタ）は、第１軸部材４５と内筒部８２とのスプライン嵌合部（図４参照）、及び、外筒部８４と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部（図２参照）における各バックラッシュ（周方向のガタ）よりも大きくなるように構成されている。

また、第１軸部材４５と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部（図３参照）におけるバックラッシュは、第１軸部材４５と内筒部８２とのスプライン嵌合部（図４参照）のバックラッシュと、外筒部８４と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部（図２参照）におけるバックラッシュとの和よりも大きくなるように構成されている。

入力軸４１の第１軸部材４５と第２軸部材４６との間でトルクが伝達されるとき、第１軸部材４５と第２軸部材４６は周方向に相対変位する。このとき、入力軸４１の各スプライン嵌合部における外歯と内歯の係合は、第１軸部材４５と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部（図３参照）よりも先に、第１軸部材４５と内筒部８２とのスプライン嵌合部（図４参照）、及び、外筒部８４と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部（図２参照）においてなされる。

そのため、第１軸部材４５と第２軸部材４６との間で伝達されるトルクが所定値未満である場合、該トルクの伝達経路は、第１軸部材４５と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部（図３参照）を経由することなく、第１軸部材４５と内筒部８２とのスプライン嵌合部、ダンパ８０、及び、外筒部８４と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部（図２参照）を経由した経路になる。

すなわち、例えば、カップリング６０が解放された前輪駆動状態、又は、カップリング６０の締結力が比較的弱く、後輪４側に分配されるトルクが比較的低い四輪駆動状態など、エンジン６側又は後輪４側からトランスファ装置４０に入力されるトルクが所定値未満であるとき、トランスファ装置４０では、ダンパ８０を経由した経路でトルク伝達がなされる。

一方、第１軸部材４５と第２軸部材４６との間で伝達されるトルクが所定値以上である場合、第１軸部材４５と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部（図３参照）を経由したトルク伝達がなされる。

すなわち、例えば、カップリング６０が完全締結ないし締結力が比較的強い四輪駆動状態など、エンジン６側からトランスファ装置４０に入力されるトルクが所定値以上であるとき、トランスファ装置４０では、ダンパ８０を経由しない経路でトルク伝達がなされる。

第１軸部材４５と第２軸部材４６との間でトルクが伝達されるとき、周方向における両軸部材４５，４６間の相対変位量は、両軸部材４５，４６間のスプライン嵌合部（図３参照）における外歯４５ａと内歯４６ａの干渉によって所定量以下に規制される。これにより、第１軸部材４５にスプライン嵌合されたダンパ８０の内筒部８２と、第２軸部材４６にスプライン嵌合された外筒部８４との間においても、周方向の相対変位量が所定量以下に規制されることになる。

このように、第１軸部材４５と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部（図３参照）は、ダンパ８０の内筒部８２と外筒部８４との間の周方向の相対変位量を規制するストッパ機構として作用し、該ストッパ機構の作用により、ダンパ８０の弾性体層９０に過剰な荷重がかかることを抑制できる。

図５は、ダンパ８０を軸方向の車体右側から見た図２のＣ−Ｃ線断面図である。なお、図５において、前輪用ドライブシャフト２２は二点鎖線で図示されている。

車両１の前進走行時における前輪用ドライブシャフト２２、内筒部８２及び外筒部８４の回転方向Ｆ１は、図５における時計回り方向であり、車両１の後退走行時におけるこれらの回転方向Ｒ１は、図５における反時計回り方向である。

図５に示すように、ダンパ８０の内筒部８２の外周面には、複数の外方突起部８３が周方向に間隔を空けて設けられている。複数の外方突起部８３は、周方向に等間隔を空けて配置されている。各外方突起部８３の径方向外側の端部は、外筒部８４の内周面に近接して対向配置されている。

外筒部８４の内周面には、複数の内方突起部８５が周方向に間隔を空けて設けられている。複数の内方突起部８５は、周方向に等間隔を空けて配置されている。各内方突起部８５の径方向内側の端部は、内筒部８２の外周面に近接して対向配置されている。各内方突起部８５は、周方向において、隣接する一対の外方突起部８３間の中央部よりも一方側（図５の時計回り方向の前方側）にオフセットして配置されている。

弾性体層９０は、車両１の前進走行時の回転方向Ｆ１において内筒部８２が外筒部８４に対して相対的に下流側に変位したときに外方突起部８３と内方突起部８５との間で圧縮変形される第１弾性部９１と、同回転方向Ｆ１において内筒部８２が外筒部８４に対して相対的に上流側に変位したときに外方突起部８３と内方突起部８５との間で圧縮変形される第２弾性部９２とを有する。

第１弾性部９１は、前進走行時の回転方向Ｆ１における外方突起部８３の下流側に隣接して配置された複数の第１弾性部材９３からなる。各第１弾性部材９３は、ダンパ８０の軸方向に延びる棒状の部材である。第１弾性部材９３は、例えばゴム等の弾性材料からなる。

第２弾性部９２は、前進走行時の回転方向Ｆ１における内方突起部８５の下流側に隣接して配置された複数の第２弾性部材９４からなる。各第２弾性部材９４は、ダンパ８０の軸方向に延びる棒状の部材である。第２弾性部材９４は、例えばゴム等の弾性材料からなる。

周方向に隣接する外方突起部８３と内方突起部８５との間の各区画には、それぞれ、第１弾性部材９３又は第２弾性部材９４のうちいずれか一方の弾性部材が１個ずつ配置されている。第１弾性部材９３の総数と第２弾性部材９４の総数は同じである。第１弾性部材９３と第２弾性部材９４は、周方向において、外方突起部８３又は内方突起部８５を介して交互に配置されている。

ダンパ８０にトルクがかかっていない状態において、各第１弾性部材９３及び各第２弾性部材９４は、周方向に若干圧縮された状態で、外方突起部８３と内方突起部８５との間に挟み込まれて配置されている。

本実施形態において、全ての第１弾性部材９３は、同じ素材からなり、同じ形状及び同じ大きさを有する。すなわち、全ての第１弾性部材９３は、回転方向Ｆ１，Ｒ１（周方向）の荷重に対する剛性が等しくなっている。また、第２弾性部材９４は、全て同じ素材からなり、全て同じ形状及び同じ大きさを有する。すなわち、全ての第２弾性部材９４は、回転方向Ｆ１，Ｒ１（周方向）の荷重に対する剛性が等しくなっている。

さらに、本実施形態において、第２弾性部材９４は、第１弾性部材９３と同じ素材からなる。第２弾性部材９４は、第１弾性部材９３と比べて、軸方向の長さ及び径方向の厚さが等しく、周方向の幅が短くなっている。これにより、第２弾性部材９４は、第１弾性部材９３と比べて、回転方向Ｆ１，Ｒ１（周方向）の荷重に対する剛性が高くなっている。

これにより、各第１弾性部材９３は、各第２弾性部材９４に比べて、周方向の同じ荷重に対する変形量が大きく、振動減衰能力が高くなっている。したがって、第１弾性部９１全体の振動減衰能力は、第２弾性部９２全体の振動減衰能力よりも高くなっている。

後輪４側（副駆動輪側）の動力伝達系における歯打ち音の抑制が課題となる二輪駆動状態において、トランスファ装置４０では、カップリング６０の引き摺り抵抗による微小なトルクのみが伝達されることから、トランスファ装置４０でのトルク伝達経路は、通例、ダンパ８０を経由した経路になる。

この場合において、トルク伝達方向がエンジン６側から後輪４側に向かう方向であるとき、ダンパ８０では、内筒部８２が外筒部８４に対して前進走行時の回転方向Ｆ１の下流側に相対変位する。これにより、該回転方向Ｆ１の下流側に隣接する内方突起部８５と、上流側に隣接する外方突起部８３との間に挟み込まれた各第１弾性部材９３が圧縮変形される。この結果、振動減衰能力が高い第１弾性部９１によって、後輪４側の動力伝達系における捩り振動が効果的に減衰される。

また、このように、エンジン６側からトランスファ装置４０に伝わる捩り振動が、プロペラシャフト５０よりもエンジン６側に設けられたダンパ８０によって効果的に減衰されることにより、プロペラシャフト５０から後輪４に至る動力伝達系の捩り振動を効果的に抑制できる。

一方、ダンパ８０を経由したトルク伝達がなされる場合において、トルク伝達方向が後輪４側からエンジン６側に向かう方向であるとき、ダンパ８０では、内筒部８２が外筒部８４に対して前進走行時の回転方向Ｆ１の上流側に相対変位する。これにより、該回転方向Ｆ１の下流側に隣接する外方突起部８３と、上流側に隣接する内方突起部８５との間に挟み込まれた各第２弾性部材９４が圧縮変形される。この場合は、第２弾性部９２によって、捩り振動の減衰が果たされる。

このように、本実施形態のダンパ８０によれば、カップリング６０が解放された前輪駆動状態において、車両の運転状態に応じて第１弾性部９１又は第２弾性部９２が選択的に圧縮変形されることで、後輪４側の動力伝達系の捩り振動が減衰され、これにより、歯打ち音の発生を抑制できる。

また、本実施形態のダンパ８０によれば、第１弾性部９１と第２弾性部９２の振動減衰能力を異ならせていることにより、振動減衰能力が比較的低い第２弾性部９２において、各第２弾性部材９４を周方向にコンパクトに構成することができる。

さらに、これにより創出された周方向スペースを利用して第１弾性部材９３を配設できるため、第１弾性部材９３を周方向に大型化しやすくなっている。そのため、第１弾性部材９３が径方向に大型化することを抑制しつつ、第１弾性部材９３の振動減衰能力を高めることができる。したがって、従来の圧縮タイプのダンパのように全ての弾性部材が一律の振動減衰能力を有する場合に比べて、ダンパ８０を径方向にコンパクトに構成しやすくなっている。

ところで、以下に説明するように、ダンパ８０でのトルク伝達方向は、車両１の前進走行時には内筒部８２側から外筒部８４側へ向かう方向になり、車両１の後退走行時には外筒部８４側から内筒部８２側へ向かう方向になるように構成されている。

図１を参照しながら具体的に説明する。カップリング６０が締結された状態において、エンジン６側からトランスファ装置４０に入力された回転は、トランスファ装置４０のドライブギヤ４３とドリブンギヤ４４との噛合部において一旦増速された後、カップリング６０の出力側に設けられたピニオンギヤ６４と後輪用差動装置７０のデフリングギヤ７１との噛合部において減速されて、後輪４側へ伝達される。

本実施形態において、フロント側のドライブギヤ４３とドリブンギヤ４４との噛合部における増速比は、リヤ側のピニオンギヤ６４とデフリングギヤ７１との噛合部における減速比よりも、例えば１％程度大きく構成されている。

これにより、カップリング６０の入力軸６１から前輪２に至る動力伝達経路における第１の減速比は、カップリング６０の出力軸６２から後輪４に至る動力伝達経路における第２の減速比よりも大きくなっている。そのため、前輪２と後輪４が等速で回転している場合、カップリング６０の入力軸６１の回転数は出力軸６２の回転数よりも大きくなる。

第１の減速比と第２の減速比との差は、車両走行中において前輪２と後輪４との間に生じ得る回転数差を考慮して、通常の車両走行状態において常にカップリング６０の入力軸６１の回転数が出力軸６２の回転数よりも大きくなるのに十分な差とされている。

よって、本実施形態によれば、車両１の走行中において、タイヤのパンクや脱輪等の緊急事態が起きない限り、車両の運転状態、後席乗員の有無、車両後部の荷室における積載量等に関わらず、常に、カップリング６０の入力軸６１は、出力軸６２よりも高速で回転する。

そのため、カップリング６０が解放された前輪駆動状態での車両走行時において、カップリング６０の引き摺り抵抗によって後輪４側の動力伝達系に生じるトルクの伝達方向は、常に、エンジン６側から後輪４側に向かう方向に維持される。

したがって、図５に示すように、車両１の前進走行時におけるダンパ８０では、加速状態、コースティング状態又は減速状態のいずれにおいても、エンジン６側の内筒部８２が、後輪４側の外筒部８４に対して、回転方向Ｆ１の下流側に相対変位し、これにより、第１弾性部材９３が圧縮変形されることになり、第１弾性部９１による捩り振動の減衰が果たされる。

車両１の前進走行時には、特に高変速比での走行中において、エンジン６側から伝えられるトルク変動が後輪４側の動力伝達系で増幅しやすい傾向があるが、上記のように振動減衰能力の高い第１弾性部９１によって捩り振動が効果的に減衰されるため、後輪４側の動力伝達系における各噛合部での歯打ち音を効果的に抑制できる。

一方、車両１の後退走行時におけるダンパ８０では、加速状態、コースティング状態又は減速状態のいずれにおいても、エンジン６側の内筒部８２が、後輪４側の外筒部８４に対して、回転方向Ｒ１の下流側に相対変位し、これにより、第２弾性部材９４が圧縮変形されることになり、第２弾性部９２による捩り振動の減衰が果たされる。

車両１は、低変速比でのみ後退走行可能なように構成されていることから、後退走行中においては、エンジン６側から伝えられるトルク変動は、後輪４側の動力伝達系において増幅し難い状態となる。そのため、振動減衰能力が比較的低い第２弾性部９２によっても、捩り振動を効果的に減衰させることができる。

［第２実施形態］
図６〜図８を参照しながら、第２実施形態に係る車両のトランスファ構造について説明する。

［全体構成］
図６に示すように、第２実施形態に係るトランスファ構造を備えた車両２０１は、副駆動輪としての左右の前輪２０２と、主駆動輪としての左右の後輪２０４とを備えた所謂ＦＲ（フロントエンジン・リヤドライブ）ベースの四輪駆動車であり、後輪駆動状態と四輪駆動状態との間で切り換え可能となっている。

車両２０１は、駆動源としてのエンジン２０６を備えている。エンジン２０６は、縦置き式であり、車両２０１の前部におけるエンジンルームに配設されている。エンジン２０６の車体後方側には変速機２０８が並設されている。変速機２０８の変速機構は、例えばトルクコンバータ（図示せず）を介してエンジン２０６の出力軸に連結されている。

変速機２０８の変速機構は、車体前後方向に延びる出力軸２０９（図７参照）を有する。出力軸２０９の後端部は、例えばスプライン嵌合によって、後述のトランスファ装置２４０の入力軸２４１の前端部に連結されている。

主駆動輪である後輪２０４は、後輪用ドライブシャフト２３１，２３２、後輪用差動装置２７０、後輪用プロペラシャフト２５０、トランスファ装置２４０の入力軸２４１及び変速機２０８等を介してエンジン２０６に連結されている。

これにより、エンジン２０６から後輪２０４に至る後輪側（主駆動輪側）の動力伝達系が構成されている。後輪２０４は、後述のカップリング２６０を介することなくエンジン２０６に連結されており、カップリング２６０の締結状態及び解放状態のいずれにおいても、エンジン２０６から後輪２０４への動力伝達がなされる。

後輪用ドライブシャフト２３１，２３２は、車体幅方向に延びるように配設されている。各後輪用ドライブシャフト２３１，２３２は、例えば一対の自在継手２３３，２３４を介して連結された複数のシャフト部材で構成されている。

後輪用差動装置２７０は、第１実施形態と同様、デフリングギヤ２７１、デフケース２７２及び左右のサイドギヤ２７８，２７９を備えている。各サイドギヤ２７８，２７９には、後輪用ドライブシャフト２３１，２３２の一端部が、例えばスプライン嵌合によって、サイドギヤ２７８，２７９と共に回転するように連結されている。

後輪用プロペラシャフト２５０は、車体前後方向に延びるように配設されている。後輪用プロペラシャフト２５０は、自在継手２５３を介して車体前後方向に連結された例えば２本のシャフト部材２５１，２５２で構成されている。後輪用プロペラシャフト２５０の前端部は、自在継手２４９を介してトランスファ装置２４０の入力軸２４１の後端部に連結されている。

後輪用プロペラシャフト２５０の後端部には、自在継手２５４を介して、車体前後方向に延びるピニオンシャフト２５５の前端部が連結されている。ピニオンシャフト２５５の後端部には、ピニオンギヤ２５６が設けられている。ピニオンギヤ２５６は後輪用差動装置２７０のデフリングギヤ２７１に噛み合っている。

ピニオンギヤ２５６とデフリングギヤ２７１は、例えばハイポイドギヤ等の傘歯ギヤからなる。ピニオンギヤ２５６の軸心は、車体上下方向においてデフリングギヤ２７１の軸心よりも下側にオフセットして配置されている。デフリングギヤ２７１は、ピニオンギヤ２５６よりも大径である。これにより、後輪用プロペラシャフト２５０の回転は、減速されて後輪用差動装置２７０のデフケース２７２に伝達される。

このようにしてエンジン２０６側から後輪用差動装置２７０のデフケース２７２に伝達された動力は、走行状況に応じた回転差となるように左右の後輪用ドライブシャフト２３１，２３２に伝達される。

一方、前輪２０２は、前輪用ドライブシャフト２２１，２２２、前輪用差動装置２１０、前輪用プロペラシャフト２５８、トランスファ装置２４０及び変速機２０８等を介してエンジン２０６に連結されている。

前輪用ドライブシャフト２２１，２２２は、車体幅方向に延びるように配設されている。各前輪用ドライブシャフト２２１，２２２は、例えば一対の自在継手２２３，２２４を介して連結された複数のシャフト部材で構成されている。

前輪用差動装置２１０は、第１実施形態と同様、デフリングギヤ２１１、デフケース２１２及び左右のサイドギヤ２１８，２１９を備えている。各サイドギヤ２１８，２１９には、前輪用ドライブシャフト２２１，２２２の一端部が、例えばスプライン嵌合によって、サイドギヤ２１８，２１９と共に回転するように連結されている。

前輪用プロペラシャフト２５８は、トランスファ装置２４０の車体前方側において、車体前後方向に延びるように配設されている。前輪用プロペラシャフト２５８の後端部は、自在継手２５７を介して、トランスファ装置２４０の出力軸２４２に連結されている。トランスファ装置２４０の構成については後に説明する。

前輪用プロペラシャフト２５８の前端部には、自在継手２５９を介して、車体前後方向に延びるピニオンシャフト２６８の後端部が連結されている。ピニオンシャフト２６８の前端部には、ピニオンギヤ２６９が設けられている。ピニオンギヤ２６９は、前輪用差動装置２１０のデフリングギヤ２１１に噛み合っている。

ピニオンギヤ２６９とデフリングギヤ２１１は、例えばハイポイドギヤ等の傘歯ギヤからなる。ピニオンギヤ２６９の軸心は、車体上下方向においてデフリングギヤ２１１の軸心よりも下側にオフセットして配置されている。デフリングギヤ２１１は、ピニオンギヤ２６９よりも大径である。これにより、前輪用プロペラシャフト２５８の回転は、減速されて前輪用差動装置２１０のデフケース２１２に伝達される。

第２実施形態では、トランスファ装置２４０にカップリング２６０が設けられており、カップリング２６０が締結された状態において、トランスファ装置２４０によって取り出されたエンジン２０６の動力は、トランスファ装置２４０から前輪用プロペラシャフト２５８、前輪用差動装置２１０及び前輪用ドライブシャフト２２１，２２２を経由して前輪２０２に至る前輪側（副駆動輪側）の動力伝達系に伝達される。

前輪用差動装置２１０のデフケース２１２に伝達された動力は、走行状況に応じた回転差となるように左右の前輪用ドライブシャフト２２１，２２２に伝達される。

［トランスファ装置］
図７の断面図を参照しながら、トランスファ装置２４０の構成について説明する。

トランスファ装置２４０は、上記のように車体前後方向に延びる入力軸２４１、入力軸２４１に平行に配置された出力軸２４２、入力軸２４１上に設けられたドライブギヤ２４３、出力軸２４２上に設けられたドリブンギヤ２４４、カップリング２６０、ダンパ２８０、並びに、これらを収容するトランスファケース２４８を備えている。

入力軸２４１は、変速機２０８（図６参照）の出力軸２０９と同じ軸心上に配置された第１軸部材３０１及び第２軸部材３０２で構成されている。第１軸部材３０１及び第２軸部材３０２は、変速機２０８の出力軸２０９と共に回転するように設けられている。

第１軸部材３０１の前端部には、車体前方側に開放した凹部３０１ａが設けられており、該凹部３０１ａの内周面に、変速機２０８の出力軸２０９の後端部がスプライン嵌合されている。

第２軸部材３０２は、第１軸部材３０１の車体後方側に配置されている。第２軸部材３０２の前端部には、車体前方側に開放した凹部３０２ａが設けられており、該凹部３０２ａの内周面に、第１軸部材３０１の後端部がスプライン嵌合されている。

第２軸部材３０２の後端部には、連結部材３０３がスプライン嵌合部されている。連結部材３０３は、軸受３２３を介して回転可能にトランスファケース２４８に支持されている。連結部材３０３の後端部には自在継手２４９（図６参照）が固定されている。これにより、入力軸２４１は、連結部材３０３及び自在継手２４９を介して後輪用プロペラシャフト２５０（図６参照）の前端部に連結されている。

ドライブギヤ２４３は、入力軸２４１の第１軸部材３０１の外周に配置されている。ドライブギヤ２４３は、カップリング２６０を介して第２軸部材３０２に連結可能とされている。ドライブギヤ２４３は、その軸方向両側に隣接して配置された一対の軸受３２１，３２２を介して回転可能にトランスファケース２４８に支持されている。

出力軸２４２は、車体前後方向に延びる軸心を有する中空部材である。出力軸２４２には、ドライブギヤ２４３に噛み合うドリブンギヤ２４４が例えば一体に設けられている。出力軸２４２は、ドリブンギヤ２４４の軸方向両側に隣接して配置された一対の軸受３２８，３２９を介して回転可能にトランスファケース２４８に支持されている。

出力軸２４２の内側には、自在継手２５７がスプライン嵌合されている。これにより、出力軸２４２は、自在継手２５７を介して前輪用プロペラシャフト２５８（図６参照）の後端部に連結されている。

カップリング２６０は、入力要素としての入力回転部２６１、出力要素としての出力回転部２６２、及び、入力回転部２６１と出力回転部２６２との間を断接可能に連結する複数の摩擦板２６３を備えている。カップリング２６０は、例えば電子制御カップリングであり、摩擦板２６３間の締結力が制御されることで、前後輪のトルク配分が行われる。トルク配分（前輪：後輪）は、例えば、０：１００〜５０：５０の範囲で制御可能となっている。

カップリング２６０の入力回転部２６１は、上記の第２軸部材３０２の凹部３０２ａの周壁部で構成されている。入力回転部２６１は、カップリング２６０よりもエンジン２０６側の回転部材である上記の第１軸部材３０１に連結されている。

複数の摩擦板２６３は、例えば湿式多板クラッチで構成されている。複数の摩擦板２６３には、軸方向の例えば車体後方側からのピストン３４０による押圧によって締結力が加えられる。該ピストン３４０は、例えば、電磁クラッチ３４４及びカム機構３４６を介して作動される。電磁クラッチ３４４は、電磁コイル３４２への通電によって作動される。

カップリング２６０の出力回転部２６２は、入力軸２４１の軸心上に配置された中空部材で構成されている。出力回転部２６２の前端部は、ドライブギヤ２４３の内側にスプライン嵌合されている。

出力回転部２６２とドライブギヤ２４３とのスプライン嵌合部３３１において、第１実施形態における第１軸部材４５と第２軸部材４６とのスプライン嵌合部（図３参照）と同様、出力回転部２６２の各外歯は、ドライブギヤ２４３の隣接する一対の内歯間の周方向中央部に、周方向の所定範囲内で相対移動可能に配置されている。これにより、出力回転部２６２とドライブギヤ２４３は、所定の角度範囲内での相対回転が許容されている。

出力回転部２６２は、ドライブギヤ２４３に対して、上記のスプライン嵌合部３３１において直接連結されるとともに、ダンパ２８０を介した間接的な連結もなされている。ダンパ２８０は、第１実施形態のダンパ８０と同様、所謂圧縮タイプのダンパである。

ダンパ２８０は、カップリング２６０の出力回転部２６２の外周に配置されている。ダンパ２８０は、軸方向において軸受３２２と複数の摩擦板２６３との間に配置されている。ダンパ２８０の内周側は、スプライン嵌合部３３０を介して出力回転部２６２に連結され、ダンパ２８０の外周側は、動力伝達部材２９９を介してドライブギヤ２４３に連結されている。

ダンパ２８０がトランスファ装置２４０の動力伝達経路に設けられていることにより、前輪２０２側（副駆動輪側）の動力伝達系の捩り剛性が低減されている。これにより、該動力伝達系の捩り振動に関する固有振動数は、エンジン回転数の常用域で生じ得るトルク変動に対して共振しないような振動数域にずらされているとともに、ダンパ２８０によって捩り振動を減衰させることが可能になっている。ダンパ２８０の具体的構成については後に説明する。

トランスファケース２４８は、相互に結合された複数のケース部材２４８ａ，２４８ｂ，２４８ｃで構成されている。トランスファケース４８内には潤滑用のオイルが封入されている。

入力軸２４１の第１軸部材３０１の外周面とトランスファケース２４８の内周面との間、出力軸２４２の外周面とトランスファケース２４８の内周面との間、動力伝達部材２９９の外周面とトランスファケース２４８の内周面との間、及び、連結部材３０３の外周面とトランスファケース２４８の内周面との間には、それぞれ、両部材間の相対回転を許容しつつ油密性を確保するシール部材３１１，３１２，３１３，３１４が介装されている。

動力伝達部材２９９の外周面とトランスファケース２４８の内周面との間に介装されたシール部材３１３は、軸方向において軸受３２２とダンパ２８０との間に配置されている。このシール部材３１３によって、トランスファケース２４８の内部空間は、ドライブギヤ２４３、ドリブンギヤ２４４及び軸受３２１，３２２，３２８，３２９を収容する第１の空間と、ダンパ２８０、カップリング２６０の摩擦板２６３及び電磁クラッチ３４４等を収容する第２の空間とに仕切られている。これにより、第１及び第２の空間に封入された成分の異なるオイルが混ざり合うことが抑制されている。

［ダンパ］
ダンパ２８０は、第１筒部としての内筒部２８２と、第２筒部としての外筒部２８４とを備えた二重管構造を有する。

内筒部２８２と外筒部２８４は、例えば金属製の筒状部材で構成され、入力軸２４１の軸心上に配置されている。内筒部２８２は、上記のスプライン嵌合部３３０において、カップリング２６０の出力回転部２６２の外側にスプライン嵌合されている。外筒部２８４は、内筒部２８２よりも大径とされ、径方向において内筒部２８２の外側に配置されている。

カップリング２６０の出力回転部２６２と内筒部２８２とのスプライン嵌合部３３０では、第１実施形態における第１軸部材４５と内筒部８２とのスプライン嵌合部（図４参照）と同様、出力回転部２６２の各外歯が、内筒部２８２の隣接する一対の内歯間に略隙間なく配置されている。

これにより、該スプライン嵌合部３３０では、上述した出力回転部２６２とドライブギヤ２４３とのスプライン嵌合部３３１に比べて、周方向における外歯と内歯との間の相対移動、ひいては、出力回転部２６２と内筒部２８２との間の相対回転が厳しく制限されている。

すなわち、カップリング２６０の出力回転部２６２と内筒部２８２とのスプライン嵌合部３３０における外歯と内歯との間に生じるバックラッシュ（周方向のガタ）は、出力回転部２６２とドライブギヤ２４３とのスプライン嵌合部３３１におけるバックラッシュ（周方向のガタ）よりも小さくなっている。

外筒部２８４は、入力軸２４１の軸心上に配置された中空の動力伝達部材２９９の内側に嵌合されており、該動力伝達部材２９９に、例えば圧入によって結合されている。動力伝達部材２９９は、外筒部２８４との結合部から車体前方側へ軸方向に延びるように設けられ、該車体前方側への延長部において、例えば圧入によってドライブギヤ２４３に結合されている。これにより、外筒部２８４は、動力伝達部材２９９を介してドライブギヤ２４３に連結され、該ドライブギヤ２４３と共に回転するようになっている。

上記の通り、ダンパ２８０は、その内筒部２８２において、第１回転部材としての出力回転部２６２に連結され、外筒部２８４において、第２回転部材としての動力伝達部材２９９に連結されている。これにより、ダンパ２８０は、カップリング２６０の出力回転部２６２とドライブギヤ２４３との間の動力伝達経路に設けられている。

ダンパ２８０は、内筒部２８２と外筒部２８４との間に配置された弾性体層２９０を更に備えている。第１実施形態のダンパ８０（図５参照）と同様、弾性体層２９０は、例えばゴム製の複数の弾性部材２９３，２９４（図８参照）で構成されている。弾性体層２９０のより具体的な構成については後に説明する。

カップリング２６０の出力回転部２６２とドライブギヤ２４３との間でトルクが伝達されるとき、出力回転部２６２とドライブギヤ２４３は周方向に相対変位する。このとき、出力回転部２６２とドライブギヤ２４３とのスプライン嵌合部３３１よりも先に、出力回転部２６２とダンパ２８０の内筒部２８２とのスプライン嵌合部３３０において、外歯と内歯の係合がなされる。

そのため、出力回転部２６２とドライブギヤ２４３との間で伝達されるトルクが所定値未満である場合、該トルクの伝達経路は、出力回転部２６２とドライブギヤ２４３とのスプライン嵌合部３３１を経由することなく、ダンパ２８０の内筒部２８２とのスプライン嵌合部３３０を経由した経路になる。

すなわち、例えば、カップリング２６０が解放された後輪駆動状態、又は、カップリング２６０の締結力が比較的弱く、前輪２０２側に分配されるトルクが比較的低い四輪駆動状態など、エンジン２０６側又は前輪２０２側からトランスファ装置２４０に入力されるトルクが所定値未満であるとき、トランスファ装置２４０では、ダンパ２８０を経由した経路でトルク伝達がなされる。

一方、出力回転部２６２とドライブギヤ２４３との間で伝達されるトルクが所定値以上である場合、出力回転部２６２とドライブギヤ２４３とのスプライン嵌合部３３１を経由したトルク伝達がなされる。

すなわち、例えば、カップリング２６０が完全締結ないし締結力が比較的強い四輪駆動状態など、エンジン２０６側からトランスファ装置２４０に入力されるトルクが所定値以上であるとき、トランスファ装置２４０では、ダンパ２８０を経由しない経路でトルク伝達がなされる。

出力回転部２６２とドライブギヤ２４３との間でトルクが伝達されるとき、周方向における両部材２４３，２６２間の相対変位量は、両部材２４３，２６２間のスプライン嵌合部３３１における外歯と内歯の干渉によって所定量以下に規制される。これにより、出力回転部２６２にスプライン嵌合されたダンパ２８０の内筒部２８２と、動力伝達部材２９９を介してドライブギヤ２４３に結合されたダンパ２８０の外筒部２８４との間においても、周方向の相対変位量が所定量以下に規制されることになる。

このように、出力回転部２６２とドライブギヤ２４３とのスプライン嵌合部３３１は、ダンパ２８０の内筒部２８２と外筒部２８４との間の周方向の相対変位量を規制するストッパ機構として作用し、該ストッパ機構の作用により、ダンパ２８０の弾性体層２９０に過剰な荷重がかかることを抑制できる。

図８は、ダンパ２８０を軸方向の車体前方側から見た図７のＤ−Ｄ線断面図である。車両２０１の前進走行時におけるダンパ２８０の内筒部２８２及び外筒部２８４の回転方向Ｆ２は、図８における時計回り方向であり、車両２０１の後退走行時におけるこれらの回転方向Ｒ２は、図８における反時計回り方向である。

図８に示すように、ダンパ２８０は、第１実施形態のダンパ８０（図５参照）と同様の構造を有する。ダンパ２８０の内筒部２８２の外周面には、複数の外方突起部２８３が周方向に間隔を空けて設けられている。複数の外方突起部２８３は、周方向に等間隔を空けて配置されている。各外方突起部２８３の径方向外側の端部は、外筒部２８４の内周面に近接して対向配置されている。

外筒部２８４の内周面には、複数の内方突起部２８５が周方向に間隔を空けて設けられている。複数の内方突起部２８５は、周方向に等間隔を空けて配置されている。各内方突起部２８５の径方向内側の端部は、内筒部２８２の外周面に近接して対向配置されている。各内方突起部２８５は、周方向において、隣接する一対の外方突起部２８３間の中央部よりも一方側（図８の時計回り方向の前方側）にオフセットして配置されている。

弾性体層２９０は、車両２０１の前進走行時の回転方向Ｆ２において内筒部２８２が外筒部２８４に対して相対的に下流側に変位したときに外方突起部２８３と内方突起部２８５との間で圧縮変形される第１弾性部２９１と、同回転方向Ｆ２において内筒部２８２が外筒部２８４に対して相対的に上流側に変位したときに外方突起部２８３と内方突起部２８５との間で圧縮変形される第２弾性部２９２とを有する。

第１弾性部２９１は、前進走行時の回転方向Ｆ２における外方突起部２８３の下流側に隣接して配置された複数の第１弾性部材２９３からなる。各第１弾性部材２９３は、ダンパ２８０の軸方向に延びる棒状の部材である。第１弾性部材２９３は、例えばゴム等の弾性材料からなる。

第２弾性部２９２は、前進走行時の回転方向Ｆ２における内方突起部２８５の下流側に隣接して配置された複数の第２弾性部材２９４からなる。各第２弾性部材２９４は、ダンパ２８０の軸方向に延びる棒状の部材である。第２弾性部材２９４は、例えばゴム等の弾性材料からなる。

周方向に隣接する外方突起部２８３と内方突起部２８５との間の各区画には、それぞれ、第１弾性部材２９３又は第２弾性部材２９４のうちいずれか一方の弾性部材が１個ずつ配置されている。第１弾性部材２９３の総数と第２弾性部材２９４の総数は同じである。第１弾性部材２９３と第２弾性部材２９４は、周方向において、外方突起部２８３又は内方突起部２８５を介して交互に配置されている。

ダンパ２８０にトルクがかかっていない状態において、各第１弾性部材２９３及び各第２弾性部材２９４は、周方向に若干圧縮された状態で、外方突起部２８３と内方突起部２８５との間に挟み込まれて配置されている。

全ての第１弾性部材２９３は、同じ素材からなり、同じ形状及び同じ大きさを有する。すなわち、全ての第１弾性部材２９３は、回転方向Ｆ２，Ｒ２（周方向）の荷重に対する剛性が等しくなっている。また、第２弾性部材２９４は、全て同じ素材からなり、全て同じ形状及び同じ大きさを有する。すなわち、全ての第２弾性部材２９４は、回転方向Ｆ２，Ｒ２（周方向）の荷重に対する剛性が等しくなっている。

さらに、第２弾性部材２９４は、第１弾性部材２９３と同じ素材からなる。第２弾性部材２９４は、第１弾性部材２９３と比べて、軸方向の長さ及び径方向の厚さが等しく、周方向の幅が短くなっている。これにより、第２弾性部材２９４は、第１弾性部材２９３と比べて、回転方向Ｆ２，Ｒ２（周方向）の荷重に対する剛性が高くなっている。

これにより、各第１弾性部材２９３は、各第２弾性部材２９４に比べて、周方向の同じ荷重に対する変形量が大きく、振動減衰能力が高くなっている。したがって、第１弾性部２９１全体の振動減衰能力は、第２弾性部２９２全体の振動減衰能力よりも高くなっている。

前輪２０２側（副駆動輪側）の動力伝達系における歯打ち音の抑制が課題となる二輪駆動状態において、トランスファ装置２４０では、カップリング２６０の引き摺り抵抗による微小なトルクのみが伝達されることから、トランスファ装置２４０でのトルク伝達経路は、通例、ダンパ２８０を経由した経路になる。

この場合において、トルク伝達方向がエンジン２０６側から前輪２０２側に向かう方向であるとき、ダンパ２８０では、内筒部２８２が外筒部２８４に対して前進走行時の回転方向Ｆ２の下流側に相対変位する。これにより、該回転方向Ｆ２の下流側に隣接する内方突起部２８５と、上流側に隣接する外方突起部２８３との間に挟み込まれた各第１弾性部材２９３が圧縮変形される。この結果、振動減衰能力が高い第１弾性部２９１によって、前輪２０２側の動力伝達系における捩り振動が効果的に減衰される。

また、このように、エンジン２０６側からトランスファ装置２４０に伝わる捩り振動が、前輪用プロペラシャフト２５８よりもエンジン２０６側に設けられたダンパ２８０によって効果的に減衰されることにより、前輪用プロペラシャフト２５８から前輪２０２に至る動力伝達系の捩り振動を効果的に抑制できる。

一方、ダンパ２８０を経由したトルク伝達がなされる場合において、トルク伝達方向が前輪２０２側からエンジン２０６側に向かう方向であるとき、ダンパ２８０では、内筒部２８２が外筒部２８４に対して前進走行時の回転方向Ｆ２の上流側に相対変位する。これにより、該回転方向Ｆ２の下流側に隣接する外方突起部２８３と、上流側に隣接する内方突起部２８５との間に挟み込まれた各第２弾性部材２９４が圧縮変形される。この場合は、第２弾性部２９２によって、捩り振動の減衰が果たされる。

このように、第２実施形態のダンパ２８０によれば、カップリング２６０が解放された後輪駆動状態において、車両の運転状態に応じて第１弾性部２９１又は第２弾性部２９２が選択的に圧縮変形されることで、前輪２０２側の動力伝達系の捩り振動が減衰され、これにより、歯打ち音の発生を抑制できる。

また、第１実施形態と同様、上記のダンパ２８０によれば、第１弾性部２９１と第２弾性部２９２の振動減衰能力を異ならせていることにより、振動減衰能力が比較的低い第２弾性部２９２において、各第２弾性部材２９４を周方向にコンパクトに構成することができる。

さらに、これにより創出された周方向スペースを利用して第１弾性部材２９３を配設できるため、第１弾性部材２９３を周方向に大型化しやすくなっている。そのため、第１弾性部材２９３が径方向に大型化することを抑制しつつ、第１弾性部材２９３の振動減衰能力を高めることができる。したがって、従来の圧縮タイプのダンパのように全ての弾性部材が一律の振動減衰能力を有する場合に比べて、ダンパ２８０を径方向にコンパクトに構成しやすくなっている。

また、第２実施形態においても、第１実施形態と同様、ダンパ２８０でのトルク伝達方向は、車両２０１の前進走行時には内筒部２８２側から外筒部２８４側へ向かう方向になり、車両２０１の後退走行時には外筒部２８４側から内筒部２８２側へ向かう方向になるように構成されている。

図６を参照しながら具体的に説明する。カップリング２６０が締結された四輪駆動状態において、エンジン２０６側からトランスファ装置２４０に入力された回転は、後輪用プロペラシャフト２５０及び後輪用差動装置２７０を経由して後輪２０４側へ伝達されると共に、トランスファ装置２４０のドライブギヤ４３とドリブンギヤ４４との噛合部、前輪用プロペラシャフト２５８及び前輪用差動装置２１０を経由して前輪２０２側へ伝達される。

後輪２０４側（主駆動輪側）の動力伝達系において、後輪２０４側に伝達される回転は、後輪用プロペラシャフト２５０の後端側のピニオンギヤ２５６と後輪用差動装置２７０のデフリングギヤ２７１との噛合部において減速される。

一方、前輪２０２側（副駆動輪側）の動力伝達系において、前輪２０２側に伝達される回転は、前輪用プロペラシャフト２５８の前端側のピニオンギヤ２６９と前輪用差動装置２１０のデフリングギヤ２１１との噛合部において減速される。トランスファ装置２４０のドライブギヤ４３とドリブンギヤ４４との噛合部での回転の伝達は、減速ないし増速されて行われてもよいし、等速で行われてもよいが、前輪２０２側の動力伝達系全体としては、減速されて前輪２０２側に回転が伝達される。

第２実施形態において、トランスファ装置２４０の入力軸２４１から後輪２０４に至る後輪２０４側の動力伝達経路全体での減速比は、トランスファ装置２４０の入力軸２４１から前輪２０２に至る前輪２０２側の動力伝達経路全体での減速比よりも、例えば１％程度大きく構成されている。

これにより、カップリング２６０の入力回転部２６１から後輪２０４に至る動力伝達経路における第１の減速比は、カップリング２６０の出力回転部２６２から前輪２０２に至る動力伝達経路における第２の減速比よりも大きくなっている。そのため、前輪２０２と後輪２０４が等速で回転している場合、カップリング２６０の入力回転部２６１の回転数は出力回転部２６２の回転数よりも大きくなる。

第１の減速比と第２の減速比との差は、車両走行中において前輪２０２と後輪２０４との間に生じ得る回転数差を考慮して、カップリング２６０の入力回転部２６１の回転数が出力回転部２６２の回転数よりも常に大きくなるのに十分な差とされている。

よって、第１実施形態と同様、車両２０１の走行中において、タイヤのパンクや脱輪等の緊急事態が起きない限り、車両の運転状態、後席乗員の有無、車両後部の荷室における積載量等に関わらず、常に、カップリング２６０の入力回転部２６１は、出力回転部２６２よりも高速で回転する。

そのため、カップリング２６０が解放された後輪駆動状態での車両走行時において、カップリング２６０の引き摺り抵抗によって前輪２０２側の動力伝達系に生じるトルクの伝達方向は、常に、エンジン２０６側から前輪２０２側に向かう方向に維持される。

したがって、図８に示すように、車両２０１の前進走行時におけるダンパ２８０では、加速状態、コースティング状態又は減速状態のいずれにおいても、エンジン２０６側の内筒部２８２が、前輪２０２側の外筒部２８４に対して、回転方向Ｆ２の下流側に相対変位し、これにより、第１弾性部材２９３が圧縮変形されることになり、第１弾性部２９１による捩り振動の減衰が果たされる。

車両２０１の前進走行時には、特に高変速比での走行中において、エンジン２０６側から伝えられるトルク変動が前輪２０２側の動力伝達系で増幅しやすい傾向があるが、上記のように振動減衰能力の高い第１弾性部２９１によって捩り振動が効果的に減衰されるため、前輪２０２側の動力伝達系における各噛合部での歯打ち音を効果的に抑制できる。

一方、車両２０１の後退走行時におけるダンパ２８０では、加速状態、コースティング状態又は減速状態のいずれにおいても、エンジン２０６側の内筒部２８２が、前輪２０２側の外筒部２８４に対して、回転方向Ｒ２の下流側に相対変位し、これにより、第２弾性部材２９４が圧縮変形されることになり、第２弾性部２９２による捩り振動の減衰が果たされる。

車両２０１は、低変速比でのみ後退走行可能なように構成されていることから、後退走行中においては、エンジン２０６側から伝えられるトルク変動は、前輪２０２側の動力伝達系において増幅し難い状態となる。そのため、振動減衰能力が比較的低い第２弾性部２９２によっても、捩り振動を効果的に減衰させることができる。

以上、上述の実施形態を挙げて本発明を説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではない。

例えば、上述の実施形態では、ダンパ８０，２８０の内筒部８２，２８２が、ダンパの駆動源側の第１回転部材に連結された第１筒部であり、ダンパ８０，２８０の外筒部８４，２８４が、ダンパの副駆動輪側の第２回転部材に連結された第２筒部である例を説明したが、ダンパの内筒部が第２筒部であり、外筒部が第１筒部である場合にも、本発明を同様に適用可能である。

また、上述の実施形態では、トランスファ装置の入力軸の軸心上にダンパが設けられる例を説明したが、本発明において、具体的なダンパの配置は特に限定されるものでない。ただし、本発明において、ダンパは、トランスファ装置内の動力伝達経路に設けられることが好ましく、例えば、トランスファ装置の出力軸側にダンパが設けられてもよい。

さらに、本発明において、ダンパの構成に関しても、第１弾性部の振動減衰能力が第２弾性部の振動減衰能力よりも高い限り、種々の変更が可能である。

例えば、上述の実施形態では、隣接する外方突起部８３，２８３と内方突起部８５，２８５との間の各区画に弾性部材が１個ずつ配置される例を説明したが、１つの区画に複数の弾性部材が配置されるようにしてもよい。この場合、各区画に配置される第１弾性部材９３，２９３の個数を、各区画に配置される第２弾性部材９４の個数よりも多くしてもよく、これにより、第１弾性部の剛性を第２弾性部の剛性よりも低く構成しやすくなる。

また、上述の実施形態では、第１弾性部を構成する部材（第１弾性部材９３，２９３）が第２弾性部を構成する部材（第２弾性部材９４，２９４）よりも周方向に大きい例を説明したが、第１弾性部を構成する弾性部材と、第２弾性部を構成する弾性部材は、同じ大きさであってもよい。この場合、例えば、上記の１つの区画に配置される弾性部材の個数を、第２弾性部に比べて第１弾性部の方が多くなるようにしたり、弾性部材を、第２弾性部に比べて第１弾性部の方が剛性の低い素材で構成したりすることで、第１弾性部の振動減衰能力を第２弾性部の振動減衰能力よりも高くすることが可能である。

以上のように、本発明によれば、主駆動輪と副駆動輪を備えた四輪駆動車において、副駆動輪側の動力伝達系に設けられるダンパの振動減衰能力の適正化を図ることが可能となるから、この種の四輪駆動車の製造産業分野において好適に利用される可能性がある。

１ 車両
２ 前輪（主駆動輪）
４ 後輪（副駆動輪）
６ エンジン（駆動源）
１０ 前輪用差動装置
１２ デフケース
２１，２２ 前輪用ドライブシャフト
３１，３２ 後輪用ドライブシャフト
４０ トランスファ装置
４１ 入力軸
４２ 出力軸
４３ ドライブギヤ
４４ ドリブンギヤ
４５ 第１軸部材（第１回転部材）
４６ 第２軸部材（第２回転部材）
５０ プロペラシャフト
６０ カップリング
６１ 入力軸（入力要素）
６２ 出力軸（出力要素）
６３ 摩擦板
６４ ピニオンギヤ
７０ 後輪用差動装置
７１ デフリングギヤ
７２ デフケース
８０ ダンパ
８２ 内筒部（第１筒部）
８３ 外方突起部
８４ 外筒部（第２筒部）
８５ 内方突起部
９０ 弾性体層
９１ 第１弾性部
９２ 第２弾性部
９３ 第１弾性部材
９４ 第２弾性部材
２０１ 車両
２０２ 前輪（副駆動輪）
２０４ 後輪（主駆動輪）
２０６ エンジン（駆動源）
２１０ 前輪用差動装置
２１１ デフリングギヤ
２１２ デフケース
２２１，２２２ 前輪用ドライブシャフト
２３１，２３２ 後輪用ドライブシャフト
２４０ トランスファ装置
２４１ 入力軸
２４２ 出力軸
２４３ ドライブギヤ
２４４ ドリブンギヤ
２５０ 後輪用プロペラシャフト
２５６ ピニオンギヤ
２５８ 前輪用プロペラシャフト
２６０ カップリング
２６１ 入力回転部（入力要素）
２６２ 出力回転部（出力要素）（第１回転部材）
２６３ 摩擦板
２７０ 後輪用差動装置
２７１ デフリングギヤ
２７２ デフケース
２８０ ダンパ
２８２ 内筒部
２８３ 外方突起部
２８４ 外筒部
２８５ 内方突起部
２９０ 弾性体層
２９１ 第１弾性部
２９２ 第２弾性部
２９３ 第１弾性部材
２９４ 第２弾性部材
２９９ 動力伝達部材（第２回転部材）

Claims (5)

1. 駆動源、カップリングを介することなく前記駆動源に連結された主駆動輪、及び、前記カップリングを介して前記駆動源に連結された副駆動輪を備えた車両のトランスファ構造であって、
   前記駆動源から前記副駆動輪までの動力伝達系には、ダンパ、該ダンパの駆動源側に連結された第１回転部材、及び、前記ダンパの副駆動輪側に連結された第２回転部材が設けられ、
   前記ダンパは、周方向に間隔を空けて配置された複数の突起部を外周面に有する内筒部、周方向に間隔を空けて配置された複数の突起部を内周面に有する外筒部、及び、前記内筒部と前記外筒部との間に配置された弾性体層を備え、
   前記内筒部又は前記外筒部のうちいずれか一方は、前記第１回転部材に連結された第１筒部であり、
   前記内筒部又は前記外筒部のうちいずれか他方は、前記第２回転部材に連結された第２筒部であり、
   前記弾性体層は、車両の前進走行時における前記第１筒部及び前記第２筒部の回転方向において前記第１筒部が前記第２筒部に対して相対的に下流側に変位したときに前記第１筒部の突起部と前記第２筒部の突起部との間で圧縮変形される第１弾性部と、前記回転方向において前記第１筒部が前記第２筒部に対して相対的に上流側に変位したときに前記第１筒部の突起部と前記第２筒部の突起部との間で圧縮変形される第２弾性部とを有し、
   前記第１弾性部の振動減衰能力は、前記第２弾性部の振動減衰能力よりも高いことを特徴とする車両のトランスファ構造。
2. 前記第１弾性部は、前記回転方向における前記第１筒部の各突起部の下流側に隣接して配置された複数の第１弾性部材からなり、
   前記第２弾性部は、前記回転方向における前記第２筒部の各突起部の下流側に隣接して配置された複数の第２弾性部材からなり、
   前記回転方向の剛性に関して、前記第１弾性部材の剛性は、前記第２弾性部材の剛性よりも低いことを特徴とする請求項１に記載の車両のトランスファ構造。
3. 前記カップリングは、該カップリングの駆動源側の回転部材に連結された入力要素と、前記カップリングの副駆動輪側の回転部材に連結された出力要素とを備え、
   通常の車両走行状態において常に前記入力要素の回転数が前記出力要素の回転数よりも大きくなるように、前記入力要素から前記主駆動輪までの減速比は、前記出力要素から前記副駆動輪までの減速比よりも大きく構成されていることを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の車両のトランスファ構造。
4. 前記車両は、前記副駆動輪からなる前輪と、前記主駆動輪からなる後輪とを備えた四輪駆動車であり、
   前記駆動源から前記後輪側に伝えられる動力の一部を前記前輪側に取り出すトランスファ装置は、前輪用のプロペラシャフト及び前輪用の差動装置を介して前記前輪に連結されており、
   前記ダンパは、前記トランスファ装置内の動力伝達経路に設けられていることを特徴とする請求項１から請求項３のいずれか１項に記載の車両のトランスファ構造。
5. 前記車両は、前記主駆動輪からなる前輪と、前記副駆動輪からなる後輪とを備えた四輪駆動車であり、
   前記前輪は、前輪用のドライブシャフト及び前輪用の差動装置を介して前記駆動源に連結されており、
   前記駆動源から前記前輪側に伝えられる動力の一部を前記後輪側に取り出すトランスファ装置は、プロペラシャフト及び後輪用の差動装置を介して前記後輪に連結されており、
   前記ダンパは、前記トランスファ装置内の動力伝達経路に設けられていることを特徴とする請求項１から請求項３のいずれか１項に記載の車両のトランスファ構造。

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