CN101839321A - 驱动力调节装置 - Google Patents

Abstract

一种驱动力调节装置，包含差动齿轮、马达、第一齿轮机构和第二齿轮机构。输入元件、第一输出元件、第二输出元件、马达输入元件、固定元件和连接元件在图表中表达为点I、R、L、M、F和C，该图表的纵坐标显示回转数，而该图表的横坐标显示元件回转数的相对比率。L-I的长度等于R-I的长度，I在直线L-R上位于L和R之间，I在直线F-C上位于F和C之间，R在直线C-M上位于C和M之间。或者，L-I的长度等于R-I的长度，I在直线L-R上位于L和R，L在直线H-C上位于H和C之间，I在直线C-F上位于C和F之间。

Description

驱动力调节装置

技术领域

本发明涉及一种驱动力调节装置。

背景技术

已知调节对车辆的左右车轮的驱动力分配的相关技术的驱动力调节装置。在驱动力调节装置中，驱动力调节机构和差动齿轮一起设置在左右驱动轮之间，驱动力分配状态通过控制驱动力调节机构的促动来控制。这种构造作为驱动力调节机构已经为人所熟知，它设置有用于使得左右车轮中的一个车轮比另外一个车轮的速度进一步提高或进一步降低的两个齿轮机构，和用于通过将转矩分配到左右车轮上而产生左边车轮和右边车轮之间的转矩差的马达。这种相关类型的一个实例在JP-A-2007-177916中被公开。

然而，在根据JP-A-2007-177916中公开的相关技术的驱动力调节机构中，可能存在以下情况，即根据两个齿轮机构中的各个齿轮的齿数，支撑行星齿轮的托架总是相对于差动齿轮的壳体和输出轴反向旋转。在此情况下，存在驱动力调节装置的壳体内的搅动抵抗力增加从而增加行驶负载的问题。

另外，还可能存在以下情况，即根据两个齿轮机构中的各个齿轮的齿数，马达转矩的减速比变得小于1。在这种情况下，由于必须使用能够产生大于左边车轮和右边车轮之间的期望转矩差的最大转矩的马达，存在马达尺寸大和驱动力调节装置的重量增加的问题。

发明内容

因此本发明的目的是提供一种驱动力调节装置，能够使用产生的最大转矩小于左边车轮与右边车轮之间的期望转矩差的马达。

为了实现该目的，根据本发明，提供了一种驱动力调节装置，包括：

差动齿轮，驱动力被从驱动源输入该差动齿轮，所述差动齿轮配置来吸收两个输出轴之间回转数差异；

马达，该马达被配置来产生所述输出轴之间的转矩差，其中当车辆直线行驶时所述马达的回转数量为0；和

第一齿轮机构和第二齿轮机构，所述第一齿轮机构和第二齿轮机构增加或减少所述输出轴中的一个输出轴的转矩大小一定等级，并且以相同的等级减小或者增加所述输出轴中的另一个输出轴的转矩大小，所述第一齿轮机构包含第一转动元件、第二转动元件和第三转动元件，所述第二齿轮机构包含第四转动元件、第五转动元件和第六转动元件；

其中

连接到所述差动齿轮的转矩被输入其中的转动元件和所述第二齿轮机构的第四转动元件的元件是输入元件，

所述输出轴中的一个输出轴的转动元件是第一输出元件，

所述输出轴中的另一个输出轴的转动元件是第二输出元件，所述第一输出元件和所述第二输出元件中的一个被连接到所述第一齿轮机构的第一转动元件，

连接到所述第一齿轮机构的第二转动元件和所述马达的元件是马达输入元件，

连接到所述第二齿轮机构的第五转动元件和壳体的元件是固定元件，该元件的回转数为0，

连接到所述第一齿轮机构的第三转动元件和所述第二齿轮机构的第六转动元件的元件是连接元件，和

所述输入元件、所述第一输出元件、所述第二输出元件、所述马达输入元件、所述固定元件和所述连接元件在图表上被表示为点I、R、L、M、P和C，该图的纵坐标显示了回转数且该图的横坐标显示所述输入元件、所述第一输出元件、所述第二输出元件、所述马达输入元件、所述固定元件和所述连接元件的回转数的相对比，

其中

在所述图中，

连接所述点L和所述点I的直线的长度等于连接所述点R和所述点I的直线的长度，

所述点I在连接所述点L和所述点R的直线上位于所述点L与所述点R之间，

所述点I在连接所述点F和所述点C的直线上位于所述点F与所述点C之间，以及

所述点R在连接所述点C和所述点M的直线上位于所述点C与所述点M之间，或者

在所述图表中，

连接所述点L和所述点I的直线的长度等于连接所述点R和所述点I的直线的长度，

所述点I在连接所述点L和所述点R的直线上位于所述点L与所述点R之间，

所述点L在连接所述点M和所述点C的直线上位于所述点M与所述点C之间，以及

所述点I在连接所述点C和所述点F的直线上位于所述点C与所述点F之间。

第一齿轮机构可以包含：连接到所述输出轴中的一个输出轴并且是第一转动元件的第一恒星齿轮；围绕所述第一恒星齿轮并且与所述第一恒星齿轮啮合的第一行星齿轮；与所述第一行星齿轮同轴设置并且与所述第一行星齿轮整体旋转的第二行星齿轮；是所述第三转动元件的第一托架，该第一托架可旋转并且可枢轴地支撑所述第一行星齿轮和所述第二行星齿轮；和与所述第一恒星齿轮同轴设置并且是所述第二转动元件的第二恒星齿轮，该第二恒星齿轮与所述第二行星齿轮啮合并且被连接到所述马达的旋转轴。第二齿轮机构可包含：连接到所述差动齿轮的壳体并且是第四转动元件的第三恒星齿轮；围绕所述第三恒星齿轮设置并且与所述第三恒星齿轮啮合的第三行星齿轮；与所述第三行星齿轮同轴设置并且与所述第三行星齿轮整体旋转的第四行星齿轮；是所述第六转动元件的第二托架，该第二托架可旋转地且可枢轴支撑所述第三行星齿轮和所述第四行星齿轮并且与所述第一托架形成整体；和是第五转动元件的第四恒星齿轮，该第四恒星齿轮与所述第三恒星齿轮同轴设置、与所述第四行星齿轮啮合并且被固定在所述壳体上。

第一恒星齿轮的齿数和第三恒星齿轮的齿数可以彼此相等，第一行星齿轮的齿数和第三行星齿轮的齿数可以彼此相等，第二恒星齿轮的齿数和第四恒星齿轮的齿数可以彼此相等，以及第二行星齿轮的齿数和第四行星齿轮的齿数可以彼此相等。第一恒星齿轮的齿数与第一行星齿轮的齿数的比值可以小于第二恒星齿轮的齿数与第二行星齿轮的齿数的比值。第三恒星齿轮的齿数与第三行星齿轮的齿数的比值可以小于第四恒星齿轮的齿数与第四行星齿轮的齿数的比值。

附图简要说明

图1是根据实施例1的驱动力调节装置的框架图；

图2是根据实施例1的驱动力调节装置的速度图表；

图3是根据实施例2的驱动力调节装置的框架图；

图4是根据实施例3的驱动力调节装置的框架图；

图5是根据实施例3的驱动力调节装置的速度图表；

图6是根据实施例4的驱动力调节装置的框架图；

图7是根据实施例5的驱动力调节装置的框架图；

图8是根据实施例6的驱动力调节装置的框架图；

图9是在本试验中的驱动力调节装置的结构实例的结构图；

图10是在本试验中的驱动力调节装置的结构实例的速度图表；

图11(a)、图11(b)、图11(c)和图11(d)是显示作用在各个齿轮机构中的各个转动元件上的转矩的视图；

图12(a)、图12(b)和图12(c)是能够由在直线行驶时具有两个旋转自由度的第一三元件齿轮机构和具有两个旋转自由度的第二三元件齿轮机构获得的速度图表；

图13是在本试验中的驱动力调节装置被建立的结构的速度图表；

图14(a)、图14(b)、图14(c)和图14(d)是A/SS类型的速度图表；

图15是显示各个结构的速度图表的视图；

图16是其中各个转动元件的回转数被正规化(normalized)的速度图表；以及

图17(a)和图17(b)是显示在系统增益固定的场合下关于各个连接元件的回转数的比较结果的视图。

具体实施方式

在下文中，参考附图说明根据本发明的驱动力调节装置的实施形态。

当设计根据本发明的驱动力调节装置时，首先进行关于驱动力调节装置的结构和特性的一些试验，以便发现如何配置驱动力调节装置。同样在下文中，假设用于调节车辆的左右车轮之间的驱动力的驱动力调节装置被作为实例说明，以供参考。在下文中，将要说明试验的细节。

1.本试验中的驱动力调节装置的结构的考虑

1.1.本试验中的驱动力调节装置的设计规范

本试验中的驱动力调节装置的设计规范定义如下：

设计规范1：输入转矩被均匀分配到左右车轮，并且设置允许左边车轮和右边车轮之间差动旋转的差动齿轮。

设计规范2：采用马达作为用于产生左边车轮和右边车轮之间转矩差的促动器。

设计规范3：搭载的电动马达数量是1个单元。

设计规范4：当直线行驶时，电动马达的回转数是0。

设计规范5：通过由电动马达施加转矩，右边车轮的转矩增加或减小，而在左边车轮减小或增加同样等级的转矩。

1.2.构造的考虑

本试验中的驱动力调节装置的构造被考虑应用举例来说明符合上述设计规范的结构。

1.2.1.转动元件的构成

图9是在本试验中的驱动力调节装置的结构实例的结构图；

如图9所示，三个具有两个旋转自由度的三元件齿轮机构被用于本试验中的驱动力调节装置的结构实例中。假设左侧齿轮机构为差动齿轮100，位于差动齿轮100右侧的两个齿轮机构的右侧是第一齿轮机构101，而其左侧的是第二齿轮机构102。

第一齿轮机构101的两个恒星齿轮中具有较大齿数的恒星齿轮是第一恒星齿轮110，其具有较少齿数的恒星齿轮是第二恒星齿轮111。第二齿轮机构102的两个恒星齿轮中具有较多齿的恒星齿轮是第三恒星齿轮112，其具有较少齿数的恒星齿轮是第四恒星齿轮124。

分别与第一恒星齿轮110、第二恒星齿轮111、第三恒星齿轮112和第四恒星齿轮124啮合的行星齿轮分别是第一行星齿轮120、第二行星齿轮121、第三行星齿轮122和第四行星齿轮123。同样，第一行星齿轮120的齿数等于第三行星齿轮122的齿数，第二行星齿轮121的齿数等于第四行星齿轮123的齿数。

第一行星齿轮120和第二行星齿轮121的托架是第一托架130，第三行星齿轮122和第四行星齿轮123的托架是第二托架131。

在这里假设转矩被从差动齿轮100的传动轴(propeller shaft)104输入其中的转动元件是输入元件I，在右边车轮侧的转动元件是右轮输出元件R，在左边车轮侧的转动元件是左轮输出元件L。

第一恒星齿轮120被连接到右轮输出元件R。第二恒星齿轮111被连接到马达103.假设该转动元件是马达输入元件M。

第三恒星齿轮112被连接到输入元件I。第四恒星齿轮124被连接到壳体132，并且它的回转数变成0。假设该转动元件是固定元件F。

第一托架130被连接到第二托架131。假设该转动元件是连接元件C。

1.2.2.通过速度图表进行的机构分析

在速度图表中，各个转动元件被标示成多个点。纵坐标显示各个转动元件的回转数，横坐标显示关于各个转动元件的回转数的相对比。齿轮机构的三个元件被直线连接。在齿轮机构的转动元件的回转数改变的情况下，转动元件仅在纵坐标方向上移动，因为相对于各个转动元件的回转数相对比没有改变，彼此连接转动元件的直线的角度被改变。

图10是在本试验中的驱动力调节装置的结构实例的速度图表。

如图10所示，本试验中的驱动力调节装置的结构实例的速度图显示了车辆以回转数N1以及左边车轮和右边车轮的回转数差异ΔN左转的状态。因此，右轮输出元件R比输入元件I更快，而左轮输出元件L比输入元件I更慢。同样，在图10中，L-I-R显示了差动齿轮100，C-R-M显示了第一齿轮机构101，而F-I-C显示了第二齿轮机构102。

在左边车轮和右边车轮之间出现回转数差异时，差动齿轮100关于输入元件I的回转数N_I增加左右车轮中的一个车轮的速度，并减小另一个车轮的速度。速度增加或减小的回转数彼此相等。也就是说，由于关于右轮输出元件R和左轮输出元件L的输入元件I的回转数相对比彼此相等，在速度图表中，L-I的长度变得等于R-I的长度。

如图10所示，假设第一齿轮机构101中各个元件关于右轮输出元件R的回转数相对比是a和b，并且第二齿轮机构102中各个元件关于输入元件I的的回转数相对比是c和d。回转数比率a、b、c和d通过使用采用各个齿轮的齿数的下列表达式来定义。

a＝Z_P1/Z_S1                        (1)

b＝Z_P2/Z_S2-Z_P1/Z_S1                (2)

c＝Z_P3/Z_S3                        (3)

b＝Z_P4/Z_S4-Z_P3/Z_S3                (4)

在这里，Z_S1意味着第一恒星齿轮的齿数，Z_S2意味着第二恒星齿轮的齿数，Z_P1意味着第一行星齿轮的齿数，Z_P2意味着第二行星齿轮的齿数，Z_S3意味着第三恒星齿轮的齿数，Z_S4意味着第四恒星齿轮的齿数，Z_P3意味着第三行星齿轮的齿数，Z_P4意味着第四行星齿轮的齿数。

首先，分析各个转动元件的回转数。

在图10显示的行驶状态下，右轮输出元件R的回转数N_R和左轮输出元件L的回转数N_L可以通过使用输入元件I的回转数N_I和左边车轮与右边车轮之间的回转数差异ΔN的下列表达式来表述。

N_R＝N_I+ΔN/2                        (5)

N_L＝N_I-ΔN/2                        (6)

第二齿轮机构102的固定元件F的回转数总是0，输入元件I的回转数是N_I。由于第二齿轮机构102由具有两个旋转自由度的三元件构成，连接元件C的回转数N_C被一致确定，并且可以通过下列表达式表述。

$N_C=\frac{c+d}{d}\·N_I---\left(7\right)$

第一齿轮机构101的右轮输出元件R的回转数N_R由回转数N_I和左边车轮与右边车轮之间的回转数差异ΔN确定，连接元件C的回转数N_C由第二齿轮机构102一致确定。由于第一齿轮机构101也由具有两个旋转自由度的三元件构成，马达输入元件M的回转数N_m被一致确定，并且可以通过下列表达式表述。

$N_m=N_R-\frac{b}{a}(N_C-N_R)---\left(8\right)$

如果表达式(8)由右轮输出元件R的回转数N_R和连接元件C的回转数N_C整理，则获得下列表达式。

$N_m=\frac{a+b}{a}\·N_R-\frac{b}{a}\·N_C---\left(9\right)$

为了从表达式(9)消除回转数N_R和回转数字N_C，表达式(5)和(7)被代入表达式(9)，其中获得下列表达式。

$\underset{\‾}{N_m=\frac{\mathrm{ad}-\mathrm{bc}}{\mathrm{ad}}\·N_I+\frac{a+b}{2a}\·\mathrm{\ΔN}---\left(10\right)}$

基于以上所述，在本试验中的驱动力调节装置的结构实例中，连接元件C以及马达输入元件M的右轮输出元件R和左轮输出元件L的回转数通过输入元件I的回转数N_I和左边车轮与右边车轮之间的回转数差异ΔN来确定。也就是说，结构由具有两个旋转自由度的五元件构成。

在这里，考虑到了点1.1的设计规范4中需要直线行驶时使马达输入元件M的回转数N_m成为0的条件。即，当直线行驶时，左边车轮与右边车轮之间的回转数差异ΔN为0时，在马达输入元件M的回转数在其中被表述的表达式(10)中，通过左边车轮与右边车轮之间的回转数差异ΔN与系数的乘积表述的第二项变成0，通过回转数N_I与系数的乘积表述的第一项被留下。由于N_I＞0被带入行驶中，需要使满足设计规范的第一项的系数N_I变到0。该条件由下列表达式显示。

$\underset{\‾}{\frac{\mathrm{ad}-\mathrm{bc}}{\mathrm{ad}}=0---\left(11\right)}$

如果表达式(11)被整理，则获得下列表达式。

$\frac{a}{b}=\frac{c}{d}---\left(12\right)$

下面分析被传输到各个转动元件的转矩。

在速度图表中，被传输到齿轮机构的各个转动元件的转矩的关系可以在像在杠杆作用原理中那样进行分析。也就是说，可以认为在速度图表中，转矩和每个转动元件之间的回转数相对差与杠杆作用原理中的力与杠杆长度的比率是相同的要素。因此，关于被传输到各个转动元件的转矩的关系，被传输到各个转动元件的转矩能够通过解答转矩的总和的平衡式和力矩平衡表达式来分析。

图11(a)到图11(d)是显示作用在各个齿轮机构a中的各个转动元件上的转矩的视图。同样，图11(a)显示了第二齿轮机构a，图11(b)显示了第二齿轮机构b，图11(c)显示了第一齿轮机构，而图11(d)显示了差动齿轮。另外，在图11(a)到图11(d)中，T_I表示输入输入元件的动态转矩，T_R表示右轮输出转矩，T_L表示左轮输出转矩，T_m表示马达输入转矩，T_m表示被传输到连接元件的马达转矩，ΔT_R表示被传输到右轮输出元件的马达转矩，ΔT_I表示被传输到输入元件的马达转矩。

从图11(a)，基于被用做支点的点C的转矩力矩平衡式由下列表达式表述。

a·ΔT_R＝(a+b)T_m                                (13)

从图11(b)，基于被用做支点的点R的转矩力矩平衡式由下列表达式表述。

aT_C＝bT_m                                        (14)

从图11(c)，基于被用做支点的点F的转矩力矩平衡式由下列表达式表述。

d·ΔT_I＝(c+d)T_C                                (15)

从图11(d)，基于作为作为支点的点I的转矩总和平衡式和转矩力矩平衡式由下列表达式表述。

ΔT_I+T_R+T_L＝ΔT_R+T_I                             (16)

ΔT_R-T_R＝-T_L                                    (17)

根据表达式(13)到(17)，右轮输出元件R和左轮输出元件L的输出转矩可以由下列表达式表述。

$T_R=\frac{T_I}{2}+\frac{2\mathrm{ad}+\mathrm{bd}-\mathrm{bc}}{2\mathrm{ad}}\·T_m---\left(18\right)$

$T_L=\frac{T_I}{2}-\frac{\mathrm{bd}+\mathrm{bc}}{2\mathrm{ad}}\·T_m---\left(19\right)$

根据表达式(18)和(19)，左边车轮和右边车轮之间的转矩差异ΔT可以通过下列表达式表述。

$\mathrm{\ΔT}=T_R-T_L=\frac{a+b}{a}\·T_m---\left(20\right)$

基于以上所述，马达转矩被输入第一齿轮机构101中的马达输入元件M。连接元件C承受马达转矩的反作用力，并且在与马达103产生的转矩方向相同的方向上将转矩传递到右轮输出元件R。连接元件C将马达转矩的反作用力传递到第二齿轮机构102。

在第二齿轮机构102中，固定元件F承受从连接元件C传递来的马达转矩的反作用力的反作用力，并且将在由马达103产生的转矩方向相反的转矩传递到输入元件I。

差动齿轮100将与驱动转矩和由马达103产生的转矩处于相反方向上的转矩平等地分配到右轮输出单元R和左轮输出元件L。因此，在与马达103产生的转矩相同方向上的转矩被施加到右轮输出单元R，在马达产生的转矩的反方向上的转矩被施加到左轮输出元件L，由此在左边车轮和右边车轮之间产生转矩差。

在这里考虑了要点1.1中的设计规范5，即使得转矩移动量的等级相等的条件。右轮输出元件R和左轮输出元件L的转矩移动量的等级分别由表达式(18)和(19)中的第二项的马达转矩Tm与系数的乘积确定。由于Tm在转矩移动时T_m不等于0(T_m＝/0)，系数必需彼此相等以便符合设计规范。该条件由下列表达式显示。

$\underset{\‾}{\frac{2\mathrm{ad}+\mathrm{bd}-\mathrm{bc}}{2\mathrm{ad}}=\frac{\mathrm{bd}+\mathrm{bc}}{2\mathrm{ad}}---\left(21\right)}$

如果整理表达式(21)，获得与表达式(12)相同的下列表达式。

$\frac{a}{b}=\frac{c}{d}---\left(22\right)$

1.2.3.概述

各个转动元件的作用在以下基于如上所述的分析结果显示如下。

输入元件I、右轮输出元件R和左轮输出元件L是差动齿轮100所需的三个转动元件。

必需的遵照要点1.1中的设计规范4，即关于马达转矩Tm被输入其中的马达输入元件M，它的回转数在直线行驶时为0。

因此，马达输入元件M为需要与差动齿轮100的三个元件分开的转动元件。

马达输入元件M和右轮输出元件R被制成第一齿轮机构101的转动元件，以便将马达转矩T_m传递到右轮输出元件R。同样，连接元件C被制成第一齿轮机构101的剩余的一个元件。

连接元件C承受马达转矩T_m的反作用力，并且将马达转矩T传递到右轮输出元件R。

第一齿轮机构101和第二齿轮机构102经由连接元件C彼此连接，以便把连接元件C承受的马达转矩T_m的反作用力传递到第二齿轮机构102。第二齿轮机构102的剩余两个元件被制成输入元件I和固定元件F。

固定元件F承受由连接元件C传递的马达转矩T的反作用力的反作用力，并且把马达转矩T_m传递给输入元件I。通过固定固定元件F，结构变成具有两个旋转自由度的五元件结构，其中五个转动元件的回转数通过回转数N_I和左边车轮与右边车轮之间的回转数差异ΔN而一致确定。

另外，为了符合要点1.1的设计规范4和5，需要满足由两个齿轮机构中的各个转动元件的回转数a、b、c和d的相对比率的条件表达式a/b＝c/d。为了满足条件表达式，需要两个齿轮机构中的各个转动元件的回转数的相对比率彼此相等，也就是说确立a＝c和b＝d。

基于以上所述，在各个转动元件的回转数的相对比率彼此相等的一个差动齿轮100和具有两个旋转自由度的两个三元件齿轮机构中，发现具有两个旋转自由度的五元件结构是包括在本试验中的驱动力调节装置的结构实例中的构造，在该五元件结构中，一个齿轮机构的一个转动元件被分别连接到另一个齿轮机构的一个转动元件。

1.3.本试验中的驱动力调节装置的结构类别

使用速度图表，能够实现本试验中的驱动力调节装置的所有结构被考虑并分类。

从要点1.2发现，为了组成本试验中的驱动力调节装置，需要其中各个转动元件的回转数的相对比率彼此相等的一个差动齿轮100和具有两个旋转自由度的两个三元件齿轮机构。这些齿轮机构的转动元件可以被定义为输入元件I、右轮输出元件R、左轮输出元件L、马达输入元件M、连接元件C或固定元件F中的任意一个，并且被赋予所必需的足够的作用。

在这里，各个齿轮机构的各个转动元件被如下定义。

差动齿轮100的转动元件分别被制成输入元件I、右轮输出元件R和左轮输出元件L。除差动齿轮100以外的两个齿轮机构中的一个被制成第一齿轮机构101，而另一个被制成第二齿轮机构102。

用于将第一齿轮机构101连接到第二齿轮机构102的转动元件被制成连接元件C。连接元件C变成用于第一齿轮机构101和第二齿轮机构102两者的转动元件。

必需马达输入元件M和固定元件F变成单个齿轮机构的转动元件。马达输入元件M被制成所述第一齿轮机构的转动元件，而固定元件F被制成第二齿轮机构的元件。

第一齿轮机构101的剩余一个元件被连接到是差动齿轮100的转动元件的输入元件I、右轮输出元件R和左轮输出元件L中的任何一个。转动元件被制成差动连接元件D1。

更进一步地，第二齿轮机构102的剩余一个元件被连接到除了差动齿轮100的连接到差动连接元件D1的转动元件以外的剩余两个元件中的任何一个。转动元件被制成差动连接元件D2。

首先，通过比较直线行驶时第一齿轮机构101和第二齿轮机构102的转动元件的回转数来考虑能够由第一齿轮机构101和第二齿轮机构102得到的结构。

当直线行驶时，作为差动齿轮100的转动元件的输入元件I、右轮输出元件R和左轮输出元件L的回转数彼此相等并且变成大于0的数值。因此，连接到差动齿轮100的转动元件的差动连接元件D1和D2被设为与差动齿轮100的转动元件相等的回转数，并且变成大于0的数值。

在直线行驶时，根据设计规范，使马达输入元件M的回转数变成0。同样，固定元件F的回转数总是0。

连接元件C的回转数通过另外两个元件在第一齿轮机构101和第二齿轮机构102中被连接所通过的齿轮确定。在下文中，能够由第一齿轮机构101和第二齿轮机构102中的各个转动元件的回转数得到的等级组合被显示在下面。

“马达输入元件M·固定元件F(＝0)＜差动连接元件D1，D2＜连接元件C”

“连接元件C＜马达输入元件M·固定元件F(＝0)＜差动连接元件D1，D2”

“马达输入元件·固定元件F(＝0)＜连接元件C＜差动连接元件D1，D2”

差动连接元件D1和D2的回转数彼此相等并且变成大于0的数值。马达输入元件M和固定元件F的回转数彼此相等并且变成0。因此，差动连接元件D1和D2相对于连接元件C的回转数相对比率彼此相等，类似地，马达输入元件M和固定元件F相对于连接元件C的相对比率彼此相等。

图12(a)到图12(c)是在直线行驶时通过第一齿轮机构101和第二齿轮机构102得到的速度图表。

在图12(a)到图12(c)中，能够在直线行驶时由第一齿轮机构101和第二齿轮机构102的各个转动元件的回转数得到的等级组合和各个转动元件相对于连接元件C的回转数的相对比率条件得到满足。

在这里，通过关注直线行驶时的转动元件的回转数之间的关系，能够通过第一齿轮机构101和第二齿轮机构102得到的结构能够被分类。在下文中显示类别的定义。

图12(a)中显示的结构被认为是A类型，在该结构中，连接元件C的回转数N_C与其他转动元件相比最大。

图12(b)中显示的结构被认为是V类型，在该结构中，连接元件C在与差动齿轮100的转动方向相反的方向上旋转。

图12(c)中显示的结构被认为是X类型，在该结构中，连接元件C的回转数N变得比差动齿轮100的转动元件慢。

下面，基于作为第一齿轮机构101和第二齿轮机构102的转动元件以及差动齿轮100的转动元件的差动连接元件D1和D2之间的连接组合，考虑能够由第一齿轮机构101和第二齿轮机构102得到的结构。

表格1显示了差动连接元件D1和D2的两个元件和差动齿轮100的三个元件彼此连接的情况下的所有组合。

[表格1]

	差动连接元件1	差动连接元件2
			组合1	右轮输出元件R	左轮输出元件L
组合2	左轮输出元件L	右轮输出元件R
			组合3	输入元件I	右轮输出元件R
组合4	输入元件I	左轮输出元件L
			组合5	右轮输出元件R	输入元件I
组合6	左轮输出元件L	输入元件I

其中属于通过关注直线行驶时的转动元件的回转数之间关系得到的分类的A类型、V类型和X类型的18种类型，以及如表格1中显示的为差动齿轮100、第一齿轮机构101和第二齿轮机构102之间的连接组合的组合1到6，都能够用于实现本试验中的驱动力调节装置的结构。

图13是在其中本试验中的驱动力调节装置被建立的结构的速度图表。

表格1中所显示的组合1和2、组合3和4、组合5和6分别左右对称。因此，表格1中显示的六种组合可以像下面显示的那样被定义为三个分类。

其中差动连接元件D1和D2分别被连接到右轮输出元件R和左轮输出元件L的结构被定义为SS(轴-轴连接)类型。

其中差动连接元件D1和右轮输出元件R或者左轮输出元件L彼此连接并且差动连接元件D1和D2与输入元件I彼此连接的结构被定义为SC(轴-壳体连接)类型。

其中差动器连接元件D1与输入元件I彼此连接并且差动器连接元件D2与右轮输出元件R或者左轮输出元件L彼此连接的结构被定义为CS(壳体-轴)类型。

从上可知，基于通过关注直线行驶行驶时转动元件回转数而得到的分类的A类型、V类型和X类型和通过关注第一齿轮机构101、第二齿轮机构102和差动齿轮100的连接而得到的分类的SS类型、SC类型和CS类型，能够实现图13中本试验中的驱动力调节装置的速度图表中显示的所有结构可以被分成九种类型。

另外，在要点1.2中使用的驱动力调节装置的结构实例中，连接元件C的回转数N_C在直线行驶时最大。同样，具有包含在其中的马达输入元件M的第一齿轮机构101被连接到右轮输出单元R，具有包含在其中的固定元件F的第二齿轮机构102被连接到输入元件I。因此，在要点1.2中使用的驱动力调节装置的结构实例被分类为A/SC类型中。

2.本试验中的驱动力调节装置特性的考虑

2.1.各个结构中的回转数和转矩

在左边车轮与右边车轮之间的转矩差为ΔT的情况下，到左边车轮和右边车轮中的每一个上的转矩移动量ΔT/2与马达转矩T_m之间的关系被假设成下列表达式中那样。

ΔT/2＝G·T_m                                (23)

在这里，系统增益G意味着马达转矩T_m对转矩移动量ΔT的放大率。

当在差动齿轮100中的输入元件I和右轮输出元件R之间的传动比以及输入元件I与左轮输出元件L之间的传动比是1比1的状态下，建立表达式(23)，考虑通过使用系统增益G来表达转动元件之间的回转数相对比率的速度图表。

在这里，A/SS类型的速度图表被作为一个实例来考虑。

图14(a)到图14(d)是A/SS类型的速度图表。同样，图14(a)是显示作用在第一齿轮机构中的右轮输出元件R上的转矩ΔT_R的图表，图14(b)是显示作用在第一齿轮机构的连接元件上的转矩T_C的图表，图14(c)是显示第二齿轮机构的图表，而图14(d)是显示差动齿轮的图表。

在图14(a)到图14(d)中，在假设右轮输出元件R与马达输入元件M以及左轮输出元件L与固定元件F的回转数相对比率为a的情况下，关于各个齿轮机构中的转矩的关系被显示。

同样，表格2显示了被用在图14(a)到图14(d)中显示的速度图表中的一系列符号。

[表格2]

项目	回转数	转矩
			输入元件I	NI	TI
右轮输出元件R	NR	TR
			左轮输出元件L	NL	TL
马达输入元件M	Nm	Tm
			连接元件C	NC	TC
到右轮的转矩移动量ΔTR	-	ΔTR
			到左轮的转矩移动量ΔTL	-	ΔTL

从图14(a)，以点C为中心的转矩力矩平衡式由下列表达式表述。

ΔT_R＝(a+1)·T_m                        (24)

从图14(b)，以点R为中心的转矩力矩平衡式由下列表达式表述。

T_C＝aT_m                                 (25)

从图14(c)，以点F为中心的转矩力矩平衡式由下列表达式表述。

a·ΔT_L＝(a+1)·T_C                      (26)

从图14(d)，转矩总和平衡式和以点I为中心的转矩力矩平衡式由下列表达式表述。

T_R+ΔT_L+T_L＝T_I+ΔT_R                     (27)

T_R-ΔT_R＝T_L+ΔT_L                        (28)

基于表达式(24)到(28)，施加到右轮输出元件R和左轮输出元件L的转矩可以由下列表达式表述。

T_R＝T_I/2+(a+1)·T_m                        (29)

T_L＝T_I/2-(a+1)·T_m                        (30)

基于表达式(29)和(30)，通过马达输出，右边车轮的转矩T_R增大，而左边车轮的转矩T_L减小。也就是说，发现转矩正被马达输出移动。另外，左边车轮与右边车轮之间的差异ΔT可以通过下列表达式表达。

ΔT＝T_R-T_L＝2(a+1)·T_m                    (31)

下列表达式通过表达转矩移动量ΔT的表达式(23)和(31)而得到。

2(a+1)·T_m＝2G·T_m                        (32)

通过整理上述表达式，回转数的比率a可以通过以下表达式表达。

a＝G-1                                    (33)

图15是显示各个结构的速度图表的视图。

图15是通过计算除了上述A/SS类型以外的结构来得到根据系统增益G的回转数比率a的速度图表。

基于图15，获得在A/SS类型中的右边车轮与左边车轮之间的回转数差异ΔN与马达的回转数N_m之间关系。

基于第一齿轮机构101和第二齿轮机构102中的各个元件的回转数之间的关系，连接元件C的回转数N_C可以通过下列表达式表达。

$N_C=\frac{1}{G-1}(N_R-N_m)+N_R---\left(34\right)$

$N_C=\frac{G}{G-1}{N}_L---\left(35\right)$

通过从表达式(34)和(35)消去回转数N_C获得下列表达式。

$\frac{1}{G-1}(N_R-N_m)+N_R=\frac{G}{G-1}{N}_L---\left(36\right)$

下列表达式通过整理表达式(36)获得。

N_m＝G·(N_R-N_L)                            (37)

由于右轮输出元件R与左轮输出元件L之间的回转数差异可以用ΔN表达，表达式(37)可以用下列表达式表达。

N_m＝G·ΔN                                   (38)

基于以上所述，马达的回转数N_m与系统增益G及左边车轮与右边车轮之间的回转数差异ΔN成比例。并且能够在所有的结构建立该关系。

2.2.各个转动元件的回转数的正规化

为了简化各个转动元件的回转数的比较，速度图表中的各个回转数通过输入的回转数N_I而正规化。

同样，假定通过正规化输入的回转数N_I与右边车轮的回转数N_R之间的差异而获得的数值被被假定为S。

S＝(N_R-N_I)/N_I                                (39)

由于S是差动齿轮100的壳体140与车轮之间的回转数差异，S变成与ΔN/(2N_m)相同的数值，并且马达的回转数N_m可以通过下列表达式表达。

N_m/N_I＝G·2S                                 (40)

差动齿轮100的各个转动元件的回转数可以通过下列表达式表达。

N_I/N_I＝1                                     (41)

N_R/N_I＝1+S                                   (42)

N_L/N_I＝1-S                                   (43)

在这里，为了获得通过正规化A/SS类型的连接元件C而获得的回转数N_C/N_I，通过输入的回转数N_I对表达式(35)进行正规化而获得下列表达式。

$N_C/N_I=\frac{G}{G-1}\·N_L/N_I---\left(44\right)$

下列表达式通过将表达式(43)代入表达式(44)获得。

$N_C/N_I=\frac{G}{G-1}\·(1-S)---\left(45\right)$

除了A/SS类型以外的结构计算如上述那样正规化的连接元件C的回转数N_C。表格3显示了各个结构中正规化的连接元件C的回转数N_C。

[表格3]

基于以上所述，如果各个元件的回转数被各个结构的输入回转数N_I正规化，各个回转数可以通过系统增益G和S表达。

图16是其中各个转动元件的回转数被N_I正规化的速度图表。

2.3.各个结构的特性比较

为了阐明各个结构中的差异，以下项目的特性被互相比较。

马达的能量消耗

系统增益G能够承受的范围

转动元件的回转数

2.3.1.马达的消耗能量的比较

马达103的消耗能量P通过马达转矩Tm与基于表达式(1)和(14)的马达的回转数Nm的乘积而获得。

$P=T_m\·N_m=\frac{1}{2}\mathrm{\ΔT}\·\mathrm{\ΔN}---\left(46\right)$

因此，发现马达103的消耗能量P通过评价转矩的差异ΔT和左边车轮与右边车轮之间的回转数差异ΔN确定，而不管系统增益G和结构。

2.3.2.系统增益G能够采取的范围

表格4显示了各个结构的系统增益G所采取的范围。

[表格4]

结构	系统增益的范围G
		A/SS类型	G＞1
A/SC类型，A/cs类型	G＞0.5
		V/SS类型	0＜G＜1
V/SC类型，V/CS类型	0＜G＜0.5
		X/SS类型，X/SC类型，X/cS类型	G＞0

2.3.3.转动元件的回转数的比较

作为差动齿轮100的转动元件的输入元件N_I、右轮输出元件N_R和左轮输出元件N_L通过表达式(17)到(19)表达，并且没有依赖于结构的差异。

由于基于表达式(16)马达回转数N_m与S和系统增益G成比例，在各个结构中的系统增益G彼此相等的情况下，马达回转数N_m没有缘于构造构造差异的差异。

基于结构中的差异，连接元件C的回转数N_C变成如表格3中所列的不同数值。

图17(a)和图17(b)是显示在系统增益G固定的场合下关于各个连接元件的回转数N_C的比较结果的视图。同样，在图17(a)中，系统增益G等于4(G＝4)，在图17(b)，系统增益G等于0.2(G＝0.2)。根据图17(a)和图17(b)，发现当系统增益G固定时，回转数N_C在不管S的SC类型中变得固定。相反，发现在SS类型和CS类型中，回转数N_C与S按比例增加。

2.3.4.概略

表格5显示了各个结构特性的一系列比较。

[表格5]

首先比较系统增益G的范围。

如表格5所示，V/SS类型的系统增益G变得小于1，V/SC类型和V/CS类型的系统增益G变得小于0.5。因此，由于在采用V类型时需要输出等于或者超出期望转矩差的至少一半的转矩的马达103，大尺寸马达变得必需。

相反，A/SS类型的系统增益G变成大于1的数值，A/SC类型和A/CS类型类型的系统增益G变成大于0.5的数值。另外X类型的系统增益G变成大于0的数值。因此，由于系统增益G能够被设到大于1的数值，有可能使用产生比所期望的左边车轮与右边车轮之间转矩差小的最大转矩，其中马达103能够是小尺寸的，并且有可能尝试减轻驱动力调节装置的重量。

下面将比较连接元件C的回转数数值N_C。

如表格5所示，在SS类型和CS类型中，连接元件C的回转数在转向时增加和减少。因此，在采用SS和CS类型的场合下，在转向时的行驶阻抗变化，其中害怕行驶特性变化。相反，由于在SC类型中，连接元件C的回转数在转向时保持固定，行驶阻抗没有变化，行驶特性不变。具体而言，由于回转数N_C在A/SC类型和X/SC类型中总是正值，第一托架130和第二托架131总是在相同的转动方向上相对于差动齿轮100的壳体140和输出轴旋转，其中驱动力调节装置的壳体内部的搅拌抵抗力能够被降低，从而减少行驶负载。

[实施例1]

在下文中将给出对根据本发明的驱动力调节装置的实施例1的说明。

根据上述试验的结果，根据本实施例的驱动力调节装置已经被配置成便于获得A/SC类型，该A/SC类型能够对系统增益G采取大于1的数值，并且在该A/SC类型中回转数N_C是固定的并且总是采取正值。

图1是根据实施例1的驱动力调节装置的框架图。

如图1所示，差动齿轮1设置有能够调节被传输到左边车轮和右边车轮的驱动力分配的左右车轮驱动力调节机构2。在本实施例中，差动齿轮1使用根据相关技术的锥齿轮类型的差动装置。

差动齿轮1设有左右侧齿轮10、11，和在差动齿轮1的壳体15内部的差动小齿轮12、13，并且在壳体的外圆周表面上具有输入齿轮14。左右侧齿轮10，11彼此相对，并且设置在与输入齿轮1414相同的轴线上。输入齿轮14与设置在推进轴9的端部的输出齿轮90啮合。

差动器小齿轮12和13设置在左侧齿轮和右侧齿轮10和11之间，同时差动小齿轮12和13被支撑在输入齿轮14上以便自转。并且左驱动轴20被连接到左侧齿轮10，右驱动轴21被连接到右侧齿轮11。

并且在直线行驶时，左右侧齿轮10、11和差动小齿轮12、13没有产生相对旋转地彼此整体旋转，在转向时，各个齿轮自转并且吸收左右驱动轴20、21之间的回转数差异。

更进一步地，左右轮驱动力调节机构2由具有两个旋转自由度的第一和第二三元件齿轮机构3，4和马达5组成，第一和第二三元件齿轮机构3、4彼此并列布置。具有两个旋转自由度的第一和第二三元件齿轮机构3、4和马达5中的任意一个与差动齿轮1的旋转轴(即输入齿轮14的旋转中心轴)同轴布置。

布置在右轮侧的具有两个旋转自由度的三元件齿轮机构3包含连接到右驱动轴21的第一恒星齿轮30、围绕第一恒星齿轮30设置并且与第一恒星齿轮30啮合的多个第一行星齿轮31、与第一行星齿轮31整体旋转的多个第二行星齿轮32、可旋转地枢轴支撑第一和第二行星齿轮31，32的第一托架34，以及与第一恒星齿轮30同轴设置并与第二行星齿轮32啮合的第二恒星齿轮33。

第二恒星齿轮33被形成为与连接到马达5的转子(旋转部分)50的空心轴(马达旋转轴)8成为整体。同样，右驱动轴21与空心轴8同轴地布置在其内部。

马达5布置在具有两个旋转自由度的第一和第二三元件齿轮机构3和4的轴向(车辆宽度方向)上，并且在本实施例中，定子(固定部分)51布置在外圆周侧，转子50布置在定子51内侧。同样，可以配置成转子50被布置在外圆周侧而定子51被布置在内侧。

布置在左轮侧的具有两个旋转自由度的三元件齿轮机构4包含连接到差动齿轮1的输入齿轮14的第三恒星齿轮40、围绕第三恒星齿轮40设置并与第三恒星齿轮40啮合的多个第三行星齿轮41、与第三行星齿轮41同轴设置并与第三行星齿轮41整体旋转的多个第四行星齿轮42、用于可旋转地枢轴支撑第三和第四行星齿轮41，42并同时与第一托架34形成整体的第二托架44，以及与第三恒星齿轮40同轴设置的第四恒星齿轮43，该第四恒星齿轮43与第四行星齿轮42啮合并且被固定在容纳具有两个旋转自由度的第一和第二三元件齿轮机构3，4的壳体6上。

第三恒星齿轮40和差动齿轮1的输入齿轮14被经由空心轴7彼此连接，其中第三恒星齿轮40和差动齿轮1的输入齿轮14被配置成互相整体旋转。连接到差动齿轮1的侧齿轮11的右驱动轴21被布置在管轴7，8的内部，传动轴21与空心轴7，8同轴布置。

在本实施例中，第一恒星齿轮30和第三恒星齿轮40被形成为使它们的齿数变得彼此相等。同样，第一行星齿轮31和第三行星齿轮41被形成为使它们的齿数变得彼此相等。更进一步地，第二恒星齿轮33和第四恒星齿轮43被形成为使它们的齿数变得彼此相等。另外，第二行星齿轮32和第四行星齿轮42被形成为使它们的齿数变得彼此相等。

同样，第一和第三恒星齿轮30，40被形成为使得它们的齿数变得大于第二和第四恒星齿轮33，43的齿数。更进一步地，第一和第三行星齿轮31，41被形成为使得它们的齿数变得小于第二和第四行星齿轮32，42的齿数。

基于以上所述的构造，在根据本实施例的驱动力调节装置中，通过控制遵照车辆行驶状态的马达5的促动，有可能通过适当变化左边车轮与右边车轮之间的驱动力分配(转矩分配)状态而增加或减少一个车轮的驱动转矩。

下面将给出对根据本实施例的驱动力调节装置的活动说明。

图2是根据实施例1的驱动力调节装置的速度图表。

图2中所示的连接元件C的回转数N_C可以通过下列表达式表达。

$N_C=\frac{2G}{2G-1}\·N_I---\left(47\right)$

$G=\frac{\mathrm{\ΔT}}{2T_m}---\left(48\right)$

在这里，ΔT意味着左右驱动轴20，21之间的转矩差，T_m意味着马达扭矩，N_i意味着差动齿轮1的壳体15的回转数。

利用根据本实施例的驱动力调节装置，由于连接元件C的回转数N_C通过(47)总是变成正值，连接元件C总是在与差动齿轮1的壳体15和空心轴7相同的方向上旋转，其中能够减小搅动抵抗力。因此能够减少行驶负载。

同样，利用JP-A-2007-177916中揭示驱动力调节装置，驱动力调节装置是V/SC类型的，连接元件C的回转数N_C总是变成负值。因此，连接元件C总是在与差动齿轮1的壳体15和空心轴7的旋转方向相反的方向上旋转。因此搅动抵抗力增大，因此增大行驶负载。

更进一步地，利用根据本实施例的驱动力调节装置，如表格5所示，在A/SC类型驱动力调节装置的情况下，由于马达转矩T_m的系统增益G能够采取的范围变成G＞0.5，系统增益G能够被设置成1或更大。因此，由于能够使用可产生比所期望的左边车轮与右边车轮之间的转矩差更小的最大转矩的马达5，马达5可以是小尺寸的，并且有可能减轻驱动力调节装置的重量。

更进一步地，利用JP-A-2007-177916中揭示的驱动力调节装置，驱动力调节装置是V/SC类型，由此马达转矩T_m的系统增益G所能够采取的范围变成0＜G＜0.5。因此，由于必需使用马达5能产生比所希望的左边车轮与右边车轮之间的转矩差的两倍大的最大转矩，马达5是大尺寸的，并且驱动力调节装置的重量结果被增大。

[实施例2]

在下文中将给出对根据本发明的驱动力调节装置的实施例2的说明。

根据本实施例的驱动力调节装置与根据实施例1的驱动力调节装置的不同之处在于，马达5在车辆的前后方向上被安装在左右轮驱动力调整机构2的侧边。同样，其除了上述要素以外的构造与根据实施例1的驱动力调节装置的构造相同。

图3是根据实施例2的驱动力调节装置的框架图。

如图3所示，在根据本实施例中的驱动力调节装置中，马达5在车辆的前后方向上被安装在左右车轮驱动力调节机构2的侧边，齿轮52安装在转子50的输出轴上，与齿轮52啮合的齿轮53被安装在空心轴8的外圆周侧，其中马达5和左右车轮驱动力调节机构2彼此连接。

利用根据本实施例的驱动力调节机构，由于驱动力调节装置在车辆宽度方向上的尺寸能够被减小，即使在不允许在车辆宽度方向上安装马达5的车辆中，也能够像根据实施例1的驱动力调节装置中那样结合根据本实施例的驱动力调节机构。

[实施例3]

在下文中将给出对根据本发明的驱动力调节装置的实施例3的说明。

根据本实施例的驱动力调节装置与根据实施例1的驱动力调节装置的不同之处在于，马达5被安装在左边车轮侧。

图4是根据实施例3的驱动力调节装置的框架图。

如图4所示，在根据本实施例的驱动力调节装置中，马达5被安装在与根据实施例的驱动力调节装置的构造相反的左边车轮侧。

图5是根据实施例3的驱动力调节装置的速度图表。

根据本实施例的驱动力调节装置的速度图表变成图5中所示的速度图表，以便在与根据实施例1的驱动力调节装置的构造相反的左边车轮侧安装马达。因此，通过适当选择的根据本实施例的驱动力调节装置或者根据实施例1的驱动力调节装置，有可能遵照车辆的形状来结合驱动力调节装置。

[实施例4]

在下文中将给出对根据本发明的驱动力调节装置的实施例4的说明。

根据上述试验的结果，根据本实施例的驱动力调节装置已经被配置成便于获得A/SC类型，该A/SC类型能够对系统增益G采取大于1的数值，并且在该A/SC类型回转数Nc固定并且总是采取正值。同样，除了左右车轮驱动力调节机构2的构造以外，根据本实施例的驱动力调节装置的构造与根据实施例1的驱动力调节装置的构造相同。

图6是根据实施例4的驱动力调节装置的框架图。

如图6所示，根据本实施例的驱动力调节装置的左右轮驱动力调节机构2由具有两个旋转自由度的第一和第二三元件齿轮机构3、4和马达5组成，第一和第二三元件齿轮机构3、4彼此并列布置。具有两个旋转自由度的第一和第二三元件齿轮机构3，4和马达5中的任意一个与差动齿轮1的旋转轴(即输入齿轮14的旋转中心轴)同轴布置。

布置在右边车轮侧的具有两个旋转自由度的三元件齿轮机构3包含连接到右驱动轴21的第一恒星齿轮200、围绕第一恒星齿轮200设置并且与第一恒星齿轮200啮合的多个第一行星齿轮201、与第一行星齿轮201整体旋转的多个第二行星齿轮202、可旋转地枢轴支撑第一和第二行星齿轮201，202的第一托架204，以及与第一恒星齿轮200同轴设置并与第二行星齿轮202啮合的第二恒星齿轮203。

第一托架204与连接到马达5的转子(旋转部分)50的空心轴(马达旋转轴)8整体形成。同样，右驱动轴21同轴布置在空心轴8的内部。

马达5布置在具有两个旋转自由度的第一和第二三元件齿轮机构3，4的轴向(车辆宽度方向)上，并且在本实施例中，定子(固定部分)51布置在外圆周侧，转子50布置在定子51内侧。同样，可以配置成转子50被布置在外圆周侧而定子51被布置在内侧。

设置在左边车轮侧的具有两个旋转自由度的三元件齿轮机构4包含连接到差动齿轮1的输入齿轮14的第三恒星齿轮210、围绕第三恒星齿轮210设置并与第三恒星齿轮210啮合的多个第三行星齿轮211、与第三行星齿轮211同轴设置并且与第三行星齿轮211整体旋转的多个第四行星齿轮212、可旋转地枢轴支撑第三和第四行星齿轮211，212并同时与壳体6整体形成的第二托架214，以及与第三恒星齿轮210同轴设置并与第四行星齿轮212啮合的第四恒星齿轮213。

第二恒星齿轮203和第四恒星齿轮213经由空心轴205彼此连接。因此第二恒星齿轮203和第四恒星齿轮213互相整体旋转。第三恒星齿轮210和差动齿轮1的输入齿轮14被经由空心轴7彼此连接，其中第三恒星齿轮210和差动齿轮1的输入齿轮14被配置成互相整体旋转。连接到差动齿轮1的侧齿轮11的右驱动轴21被布置在空心轴7、8和205的内部，传动轴21与空心轴7、8和205同轴布置。

在本实施例中，第一恒星齿轮200和第三恒星齿轮210被形成为使它们的齿数变得彼此相等。同样，第一行星齿轮201和第三行星齿轮211被形成为使它们的齿数变得彼此相等。更进一步地，第二恒星齿轮203和第四恒星齿轮213被形成为使它们的齿数变得彼此相等。另外，第二行星齿轮202和第四行星齿轮212被形成为使它们的齿数变得彼此相等。

同样，第一和第三恒星齿轮200、210被形成为使得它们的齿数变得大于第二和第四恒星齿轮203、213的齿数。更进一步地，第一和第三行星齿轮201、211被形成为使得它们的齿数变得小于第二和第四行星齿轮202、212的齿数。

也就是说，在本实施例中，第一和第三行星齿轮201、211与第一和第三恒星齿轮200、210的齿数比被设定成小于第二和第四行星齿轮202、212与第二和第四恒星齿轮203、213之间的齿数比。

基于以上所述构造，在根据本实施例的驱动力调节装置中，通过遵照车辆行驶状态来控制马达5的活动，有可能通过适当变化左边车轮与右边车轮之间的驱动力分配(转矩分配)状态来增加或减小一个车轮的驱动转矩。并且，根据本实施例的驱动力调节装置导致类似于根据实施例1的驱动力调节装置的活动和效果。

[实施例5]

在下文中将给出对根据本发明的驱动力调节装置的实施例5的说明。

根据上述试验的结果，根据本实施例的驱动力调节装置已经被配置成便于获得A/SC类型，该A/SC类型能够对系统增益G采取大于1的数值，并且在该A/SC类型回转数N_C固定并且总是采取正值。同样，除了左右车轮驱动力调节机构2的构造以外，根据本实施例的驱动力调节装置的构造与根据实施例1的驱动力调节装置的构造相同。

图7是根据实施例5的驱动力调节装置的框架图；

如图7所示，根据本实施例的驱动力调节装置的左右轮驱动力调节机构2由具有两个旋转自由度的第一和第二三元件齿轮机构3、4和马达5组成，第一和第二三元件齿轮机构3、4彼此并列布置。

布置在右边车轮侧的具有两个旋转自由度的三元件齿轮机构3包含连接到右驱动轴21的第一内齿齿轮220、设置在第一内齿齿轮220中并且与第一内齿齿轮220啮合的第一外齿齿轮221、经由空心轴224连接到第一外齿齿轮221并且与之整体旋转的第二外齿齿轮222，以及设置在第二外齿齿轮222外并且与第二外齿齿轮222啮合的第二内齿齿轮223。

轴承225被安装在空心轴224的外圆周侧。连接到马达5的转子(旋转部分)50的空心轴(马达旋转轴)被连接到轴承225的外侧。也就是说，空心轴224和空心轴8经由轴承225彼此连接。并且，在空心轴8的内部，右驱动轴21和第一内齿齿轮220同轴布置，第一外齿齿轮221和空心轴224偏心布置。

马达5布置在具有两个旋转自由度的第一和第二三元件齿轮机构3和4的轴向(车辆宽度方向)上，并且在本实施例中，定子(固定部分)51布置在外圆周侧，转子50布置在定子51内侧。同样，可以配置成转子50被布置在外圆周侧而定子51被布置在内侧。

布置在左边车轮侧的具有两个旋转自由度的三元件齿轮机构4包含连接到差动齿轮1的输入齿轮14的第三内齿齿轮230、设置在第三内齿齿轮230内并且与第三内齿齿轮230啮合的第三外齿齿轮231、经由空心轴234连接到第三外齿齿轮231并且与之整体旋转的第四外齿齿轮232，以及设置在第四外齿齿轮232之外并且与第四外齿齿轮232啮合的第四内齿齿轮233。

第二内齿齿轮223和第四内齿齿轮233经由空心圆筒体235彼此连接，其中第二内齿齿轮223和第四内齿齿轮233配置成互相整体旋转。第三内齿齿轮230和差动齿轮1的输入齿轮14经由所述7彼此连接，其中第三内齿齿轮230和差动齿轮1的输入齿轮14配置成互相整体旋转。

连接到差动齿轮1的侧齿轮11的右驱动轴21被布置在空心轴7、8、224、234和空心圆筒体235的内部，传动轴21与空心轴7、8和空心圆筒体235同轴布置。同样，空心轴224、234相对于驱动轴21偏心布置。

在本实施例中，第一内齿齿轮220和第三内齿齿轮230被形成为使它们的齿数变得彼此相等。同样，第一外齿齿轮221和第三外齿齿轮231被形成为使它们的齿数变得彼此相等。更进一步地，第二内齿齿轮223和第四内齿齿轮233被形成为使它们的齿数变得彼此相等。同样，第二外齿齿轮222和第四外齿齿轮232被形成为使它们的齿数变得彼此相等。

同样，第一和第三内齿齿轮220、230被形成为使得它们的齿数变得大于第二和第四内齿齿轮223、233的齿数。更进一步地，第一和第三外齿齿轮221、231被形成为使得它们的齿数变得小于第二和第四外齿齿轮222、232的齿数。

也就是说，在本实施例中，第一和第三内齿齿轮220、230与第一和第三外齿齿轮221、231的齿数比被设定成小于第二和第四内齿齿轮223、233与第二和第四外齿齿轮222、232之间的齿数比。

基于以上所述的构造，在根据本实施例的驱动力调节装置中，通过控制遵照车辆行驶状态的马达5的促动，有可能通过适当变化左边车轮与右边车轮之间的驱动力分配(转矩分配)状态而增加或减少一个车轮的驱动转矩。并且，根据本实施例的驱动力调节装置致使与根据实施例1的驱动力调节装置相同的作用和效果。

[实施例6]

在下文中将给出对根据本发明的驱动力调节装置的实施例6的说明。

根据上述试验的结果，根据本实施例的驱动力调节装置已经被配置成便于获得A/SC类型，该A/SC类型能够对系统增益G采取大于1的数值，并且在该A/SC类型回转数N_C固定并且总是采取正值。同样，除了左右车轮驱动力调节机构2的构造以外，根据本实施例的驱动力调节装置的构造与根据实施例1的驱动力调节装置的构造相同。

图8是根据实施例6的驱动力调节装置的框架图。

如图8所示，根据本实施例的驱动力调节装置的左右轮驱动力调节机构2由具有两个旋转自由度的第一和第二三元件齿轮机构3，4和马达5组成，第一和第二三元件齿轮机构3，4彼此并列布置。

布置在右边车轮侧的具有两个旋转自由度的三元件齿轮机构3包含连接到右驱动轴21的第一外齿齿轮240、设置在第一外齿齿轮240外并且与第一外齿齿轮240啮合的第一内齿齿轮241、经由空心轴244连接到第一内齿齿轮241并且与之整体旋转的第二外齿齿轮242，以及设置在第二外齿齿轮242外并且与第二外齿齿轮242啮合的第二内齿齿轮243。并且在本实施例中，第一内齿齿轮241设置在空心轴244的内圆周侧，第二外齿齿轮242设置在空心轴244的外圆周侧。

轴承245在空心轴244的右边车轮侧端部处设置在外圆周侧。连接到马达5的转子(旋转部分)50的空心轴(马达旋转轴)被连接到轴承245的外侧。也就是说，空心轴224和空心轴8经由轴承225彼此连接。并且，右驱动轴21被同轴布置在空心轴8的内部，空心轴244偏心布置在其中。

马达5布置在具有两个旋转自由度的第一和第二三元件齿轮机构3和4的轴向(车辆宽度方向)上，并且在本实施例中，定子(固定部分)51布置在外圆周侧，转子50布置在定子51内侧。同样，可以配置成转子50被布置在外圆周侧而定子51被布置在内侧。

布置在左边车轮侧的具有两个旋转自由度的三元件齿轮机构4包含连接到差动齿轮1的输入齿轮14的第三外齿齿轮250、设置在第三外齿齿轮250外并且与第三外齿齿轮250啮合的第三内齿齿轮1、经由空心轴254连接到第三内齿齿轮251并且与之整体旋转的第四外齿齿轮252，以及设置在第四外齿齿轮252外并且与第四外齿齿轮252啮合的第四内齿齿轮252。并且在本实施例中，第三内齿齿轮251设置在空心轴254的内圆周侧，第四外齿齿轮252设置在空心轴254的外圆周侧。

第二内齿齿轮243和第四内齿齿轮253经由空心圆筒体255彼此连接，其中第二内齿齿轮243和第四内齿齿轮253互相整体旋转。第三内齿齿轮250和差动齿轮1的输入齿轮14被经由空心轴7彼此连接，其中第三内齿齿轮250和差动齿轮1的输入齿轮14被配置成互相整体旋转。

连接到差动齿轮1的侧齿轮11的右驱动轴21被布置在空心轴7、8、244、254和空心圆筒体255的内部，传动轴21与空心轴7、8和空心圆筒体255轴布置。同样，空心轴244、254相对于驱动轴21偏心布置。

在本实施例中，第一外齿齿轮240和第三外齿齿轮250被形成为使它们的齿数变得彼此相等。同样，第一内齿齿轮241和第三内齿齿轮251被形成为使它们的齿数变得彼此相等。更进一步地，第二内齿齿轮243和第四内齿齿轮253被形成为使它们的齿数变得彼此相等。同样，第二外齿齿轮242和第四外齿齿轮252被形成为使它们的齿数变得彼此相等。

更进一步地，第一和第三外齿齿轮240、250被形成为使得它们的齿数变得小于第二和第四内齿齿轮243、253的齿数。更进一步地，第一和第三内齿齿轮241、251被形成为使得它们的齿数变得小于第二和第四外齿齿轮242、252的齿数。

也就是说，在本实施例中，第一和第三内齿齿轮241、251与第一和第三外齿齿轮240、250的齿数比被设定成大于第二和第四内齿齿轮243、253与第二和第四外齿齿轮242、252之间的齿数比。

基于以上所述的构造，在根据本实施例的驱动力调节装置中，通过控制遵照车辆行驶状态的马达5的促动，有可能通过适当变化左边车轮与右边车轮之间的驱动力分配(转矩分配)状态而增加或减少一个车轮的驱动转矩。并且，根据本实施例的驱动力调节装置致使与根据实施例1的驱动力调节装置相同的作用和效果。

同样，在本发明实施例的上述说明中，把用于调节车辆左右车轮的驱动力的驱动力调节装置作为实例进行说明，以供参考。然而，本发明不局限于调节左右车轮的驱动力，其中左右车轮可以被认为是前后车轮，本发明可以用作用于调节车辆的前后车轮驱动力的驱动力调节装置。

如上所述的各个实施例为了说明满足根据本发明的驱动力调节装置的要求的一个构造实例而被提出。即使在除了上述实施例以外的具有两个旋转自由度的三元件齿轮机构中，也可以获得满足根据本发明的驱动力调节装置的要求的这种构造。

如上所述，根据本发明的驱动力调节装置包含用于吸收两个输出轴之间回转数差异的差动齿轮1，驱动力被从驱动源输入到该差动齿轮1，充当用于产生差动齿轮1的输出轴之间转矩差的促动器的一个马达5，和在两个输出轴之间的驱动力调节机构，该驱动力调节机构设有每个均具有两个旋转自由度的第一三元件齿轮机构3和第二三元件齿轮机构4，这两个三元件齿轮机构3，4通过依靠马达5施加转矩而增加或减小差动齿轮1的第一输出轴(在实施例1到4中的右轮侧输出轴)的转矩和减小或增加同样等级的差动齿轮1的第二输出轴(在实施例1到4中的左轮侧输出轴)的转矩；其中两个输出轴之间的在直线行驶事回转数为0的驱动力调节装置配置成用于使差动齿轮1的转矩被输入其中的转动元件与具有两个旋转自由度的第二三元件齿轮机构4的一个转动元件彼此连接的元件被制成输入元件I；差动齿轮1的第一输出轴的转动元件被制成第一输出元件R，第二输出轴5的转动元件被制成第二输出元件L；第一输出元件R和第二输出元件L中的任何一个被连接到具有两个旋转自由度的第一三元件齿轮机构3的一个转动元件，用于使具有两个旋转自由度的第一三元件齿轮机构3的一个转动元件与马达5彼此连接的元件被制成马达输入元件M，其中回转数变成0的用于使具有两个旋转自由度的第二三元件齿轮机构4的一个转动元件与壳体6彼此连接的元件被制成固定元件F，用于使具有两个旋转自由度的第一三元件齿轮机构3的一个转动元件与具有两个旋转自由度的第二三元件齿轮机构4彼此连接的元件被制成连接元件C，在各个元件在图表中被表达为点，该图表的纵坐标显示回转数，该图表的横坐标显示各个元件的回转数的相对比率；获得其中L-I和R-I的长度彼此相等，L-I-R、F-I-C和C-R-M依次彼此线形连接或者L-I-R、M-L-C和C-I-F依次彼此线形连接的速度图表；更进一步地，其中由于连接元件C的回转数Nc总是变成正值，连接元件C总是在与差动齿轮的壳体15和空心轴7相同的方向上旋转。因此，可以减小搅动抵抗力，行驶负载同样可以减小。

更进一步地，由于根据本发明的驱动力调节装置为A/SC类型的驱动力调节装置，如表格5所示，系统增益G可以采取的马达转矩Tm的范围变成G＞0.5。因此，系统增益G可以设成1或者更大。因此，由于能够使用可产生比所期望的左边车轮与右边车轮之间的转矩差更小的最大转矩的马达5，马达5可以是小尺寸的，并且有可能减轻驱动力调节装置的重量。

根据本发明，有可能提供使用能产生比差动齿轮的两个输出轴之间的期望转矩差小的最大转矩的马达的驱动力调节装置。

例如，本发明适用于用来调节车辆左右车轮和前后车轮的驱动力。

Claims (3)

1.一种驱动力调节装置，其特征在于，包括：

差动齿轮，驱动力被从驱动源输入该差动齿轮，所述差动齿轮被配置来吸收两个输出轴之间回转数差；

马达，被配置来产生所述输出轴之间的转矩差，其中当车辆直线行驶时所述马达的回转数为0；和

第一齿轮机构和第二齿轮机构，所述第一齿轮机构和第二齿轮机构增加或减少所述输出轴中的一个输出轴的转矩一定等级，并且以相同等级减小或增加所述输出轴中的另一个输出轴的转矩大小，所述第一齿轮机构包含第一转动元件、第二转动元件和第三转动元件，所述第二齿轮机构包含第四转动元件、第五转动元件和第六转动元件；

其中连接转动元件和所述第二齿轮机构的第四转动元件的元件为输入元件，所述差动齿轮的转矩被输入所述转动元件中，

所述输出轴中的一个输出轴的转动元件是第一输出元件，

所述输出轴中的另一个输出轴的转动元件是第二输出元件，所述第一输出元件和所述第二输出元件中的一个被连接到所述第一齿轮机构的第一转动元件，

连接所述第一齿轮机构的第二转动元件和所述马达的元件是马达输入元件，

连接所述第二齿轮机构的第五转动元件和所述壳体的元件是固定元件，该固定元件的回转数是0，

连接所述第一齿轮机构的第三转动元件和所述第二齿轮机构的第六转动元件的元件是连接元件，并且

所述输入元件、所述第一输出元件、所述第二输出元件、所述马达输入元件、所述固定元件和所述连接元件在图中被分别表示为点I、R、L、M、F和C，所述图的纵坐标显示回转数，所述图的横坐标显示所述输入元件、所述第一输出元件、所述第二输出元件、所述马达输入元件、所述固定元件和所述连接元件的回转数的相对比率，

其中在所述图中，

连接所述点L和所述点I的直线的长度等于连接所述点R和所述点I的直线的长度，

所述点I在连接所述点L和所述点R的直线上位于所述点L与所述点R之间，

所述点I在连接所述点F和所述点C的直线上位于所述点F与所述点C之间，以及

所述点R在连接所述点C和所述点M的直线上位于所述点C与所述点M之间，或者

在所述图中，

连接所述点L和所述点I的直线的长度等于连接所述点R和所述点I的直线的长度，

所述点I在连接所述点L和所述点R的直线上位于所述点L与所述点R之间，

所述点L在连接所述点M和所述点C的直线上位于所述点M与所述点C之间，以及

所述点I在连接所述点C和所述点F的直线上位于所述点C与所述点F之间。

2.如权利要求1所述驱动力调节装置，其特征在于，

所述第一齿轮机构包含：

作为所述第一转动元件的第一恒星齿轮，该第一恒星齿轮被连接到所述输出轴中的一个输出轴；

围绕所述第一恒星齿轮设置并且与所述第一恒星齿轮啮合的第一行星齿轮；

与所述第一行星齿轮同轴设置并且与所述第一行星齿轮整体旋转的第二行星齿轮；

作为所述第三转动元件的第一托架，该第一托架可旋转地枢轴支撑所述第一行星齿轮和所述第二行星齿轮；以及

作为所述第二转动元件的第二恒星齿轮，该第二恒星齿轮与所述第一恒星齿轮同轴设置，该第二恒星齿轮与所述第二行星齿轮啮合并且被连接到所述马达的旋转轴，并且

所述第二齿轮机构包含：

作为第四转动元件的第三恒星齿轮被连接到所述差动齿轮的壳体；

围绕所述第三恒星齿轮设置并且与所述第三恒星齿轮啮合的第三行星齿轮；

与所述第三行星齿轮同轴设置并且与所述第三行星齿轮整体旋转的第四行星齿轮；

作为所述第六转动元件的第二托架，该第二托架可旋转地枢轴支撑所述第三行星齿轮和所述第四行星齿轮，并且与所述第一托架整体形成；和

作为所述第五转动元件的第四恒星齿轮与所述第三恒星齿轮同轴设置、与所述第四行星齿轮啮合并且固定在所述壳体上。

3.如权利要求2的驱动力调节装置，其特征在于，

所述第一恒星齿轮的齿数和所述第三恒星齿轮的齿数彼此相等，所述第一行星齿轮的齿数和所述第三行星齿轮的齿数彼此相等，所述第二恒星齿轮的齿数和所述第四恒星齿轮的齿数彼此相等，并且所述第二行星齿轮的齿数和所述第四行星齿轮的齿数彼此相等，

所述第一恒星齿轮的齿数与所述第一行星齿轮的齿数比小于所述第二恒星齿轮的齿数与所述第二行星齿轮的齿数比，以及

所述第三恒星齿轮的齿数与所述第三行星齿轮的齿数比小于所述第四恒星齿轮的齿数与所述第四行星齿轮的齿数比。

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