JP2007263353A

JP2007263353A - 駆動力配分制御装置

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Publication number: JP2007263353A
Application number: JP2006093312A
Authority: JP
Inventors: Tadahiko Kato; 忠彦加藤
Original assignee: Univance Corp
Current assignee: Univance Corp
Priority date: 2006-03-30
Filing date: 2006-03-30
Publication date: 2007-10-11
Anticipated expiration: 2026-03-30
Also published as: JP4831673B2

Abstract

【課題】サイズが小さく軽量であり、外部的な油圧源も必要とせず、更に左右後輪及び前後車輪の駆動力制御に適用可能とする。
【解決手段】第１及び第２遊星歯車セット１２，１４は、サンギア１８，２８、複数のプラネタリギア２０，３２、及び内歯と外歯を形成したリングギア２２，３２とを備え、サンギアに動力回転を入力し、キャリアケースから動力回転を出力する。反力伝達機構１５はリングギア２２，３２の間に、一方に加わる反力を反転して他方に加える。サンギアとプラネタリギアにより複数箇所にオイルポンプが形成される。スプール弁６０を可変してオイルポンプ側に油圧を発生せると、リングギア２２の受力荷重を低下させて出力回転を増速させる方向に回転させで第１遊星歯車セットを増速出力とし、同時に第２遊星歯車セットのリングギア３２の受力荷重を増加させて減速出力とする。
【選択図】図１

Description

本発明は、左右車輪又は前後車輪に伝達する駆動力をコーナリング中等に動的に変化させて旋回安定性を向上させる駆動力配分制御装置に関し、特に、２組の遊星歯車セットを利用することで小型化と軽量化を図る駆動力配分制御装置に関する。

従来、車両の駆動力配分制御装置とし、コーナに対する時に外側車輪に駆動力を与えて回頭性を向上させ、コーナの後半の加速時にも外側車輪に駆動力を移してアンダーステアを低減するようにしたものが知られている。

図２０（Ａ）は従来の駆動力配分制御装置であり、図２０（Ｂ）に車両の旋回モーメントを示す。図２０（Ａ）において、駆動力装置２００は油圧クラッチ２０２，２０４を備え、右旋回の際には油圧Ｐ１を加えて油圧クラッチ２０２を駆動し、ギア２０６，２１２，２１６，２１０により右後輪２２０を減速し、このため左後輪２１８が相対的に増速となり、図２０（Ｂ）のように、車両に右回りのモーメント２２２を発生させる。

図２１（Ａ）は左旋回時であり、この場合には油圧Ｐ２を加えて油圧クラッチ２０４を駆動し、ギア２０６，２１２，２１４，２０８により右後輪２２０の駆動回転を増速し、、図２１（Ｂ）のように、車両に左回りのモーメント２２４を発生させる。
特開平５−３４５５３５号公報実開平６−８８１号公報特開２００２−１１４０４９号公報

しかしながら、このような従来の駆動力配分制御装置にあっては、既存のデフギアセットとは別に、変速ギア機構と油圧クラッチを用いた切替機構が２組必要であり、サイズが大型化し、重量も重くなり、コストアップになるという問題があり、一部の高級車種にしか採用されないという問題がある。

また走行中に駆動力を切替えるために大きなクラッチ力が得られる油圧クラッチが必要であり、そのためクラッチを締結するための油圧源及びオイルポンプ、モータ又は電磁コイルが必要であり、装置が複雑化すると同時にフリクション及び消費電力が大きいという問題がある。

更に、駆動力装置としては、左右後輪のみならず、４輪駆動車の場合は前後車輪の駆動力を制御する必要があるが、従来の駆動力制御装置は左右後輪専用であり、前後車輪の駆動力制御に対応できる構造とはなっていない問題もある。

本発明は、サイズが小さく軽量であり、外部的な油圧源も必要とせず、更に左右後輪及び前後車輪の駆動力制御に適用可能な駆動力配分制御装置を提供することを目的とする。

本発明は、自動車用駆動力配分制御装置を提供する。本発明の自動車用駆動力配分制御装置は、
サンギア、複数のプラネタリギア、及び内歯ギアと外歯ギアを形成したリングギアとを備え、前記サンギアに動力回転を入力し、プラネタリギアのキャリアケースから動力回転を出力する第１遊星歯車セットと、
サンギア、複数のプラネタリギア、及び内歯と外歯を形成したリングギアとを備え、サンギアに第１遊星歯車セットと同じ動力回転を入力し、プラネタリギアのキャリアケースから動力回転を出力する第２遊星歯車セットと、
第１遊星歯車セットのリングギアと第２遊星歯車セットのリングギアとの間に設けられ、一方のリングギアに加わる力を反転して他方のリングギアに加える反力伝達機構と、
第１オイルポンプの吐出ラインをドレーン側に連通する連通路に設けられ、連続的に流路面積を可変してオイルポンプ側に油圧を発生させ、発生油圧により第１遊星歯車セットのリングギアの受力荷重を低下させて反力伝達機構を介して加わる第２遊星歯車セットのリングギアの受力荷重との差によって出力回転を増速させる方向に回転させ、同時に第２遊星歯車セットのリングギアの出力回転を減速させる方向に回転させる第１バルブ機構と、
第２遊星歯車セットのサンギアとプラネタリギア又はプラネタリギアとリングギアにより複数箇所に構成される第２オイルポンプと、
第２オイルポンプの吐出ラインをドレーン側に連通する連通路に設けられ、連続的に流路面積を可変してオイルポンプ側に油圧を発生させ、発生油圧により第２遊星歯車セットのリングギアの受力荷重を低下させて反力伝達機構を介して加わる第１遊星歯車セットのリングギアの受力荷重との差によって出力回転を増速させる方向に回転させ、同時に第１遊星歯車セットのリングギアの出力回転を減速させる方向に回転させる第２バルブ機構と、
を備えたことを特徴とする。

ここで、第１及び第２バルブ機構は、第１及び第２オイルポンプの各吐出ラインをそれぞれ集合させた後にドレーン側に連通する連通路に設ける。また、第１及び第２バルブ機構は、第１及び第２オイルポンプの各吐出ラインからドレーン側に連通する連通路の各々に設けるようにしても良い。

第１遊星歯車セットと第２遊星歯車セットの動力出力の一方を左後輪に伝達すると共に他方を右後輪に伝達して駆動する。この場合の反力伝達機構は、第１遊星歯車セットのリングギアの回転を逆転して第２遊星歯車セットのリングギアに伝達するカウンタギア機構である。

また第１遊星歯車セットと第２遊星歯車セットの動力出力の一方を前車輪に伝達すると共に他方を後車輪に伝達して駆動する。この場合の反力伝達機構は、記第１遊星歯車セットにおけるリングギアの外歯と第２遊星歯車セットにおけるリングギアの外歯を直接噛合わせる。

第１バルブ機構と第２バルブ機構は、一方の流路面積を可変してオイルポンプ側に油圧を発生させる際に、他方の流路面積は最大流路面積として油圧を発生させない無負荷状態とする。

オイルポンプの油路及び第１及び第２バルブ機構を、第１及び第２遊星歯車セットのプラネタリケースに設ける。

本発明によれば、例えば第１遊星歯車セットの第１バルブ機構を作動して油圧を発生させると、そのリングギアが回転して出力回転を増速させ、これに伴い反力伝達を受けた第２遊星歯車セットのリングギアが反対方向に回転し、増速側に対し同じ比率で出力回転を減速させることができ、従来必要としたデフギアセットを必要とすることなく、２組の遊星歯車セットで左右車輪の動力配分制御が簡単にでき、小型化と軽量化、更にコスト低減を図ることができる。

また駆動力配分の切替えは、流路面積を可変するバルブ機構であるため、例えばスプール弁を移動するだけでよく、そのための駆動力はスプール弁のフリクション程度とわずかであり、バルブ機構を駆動するための消費電力は極く僅かで済む。

更に、前後車輪に対する駆動力配分制御装置としても、２組の遊星歯車セットをそのまま使用して配置方向を変えるだけで簡単に対応することができる。

図１は本発明による駆動力配分制御装置の一実施形態の説明図であり、ＦＲ方式の車両の後輪に適用した場合である。図１において、本実施形態の駆動力配分制御装置１０は右後輪２６Ｒ，左後輪２６Ｌ側に設けられ、第１遊星歯車セット１２、第２遊星歯車セット１４及び反力伝達機構１５で構成される。

第１遊星歯車セット１２はサンギア１８、プラネタリギア２０−１，２０−３、リングギア２２で構成され、ドライブシャフト２５をサンギア１８に連結して動力回転を入力し、キャリアケース２４から動力回転を出力して左後輪２６Ｌに伝達している。

第２遊星歯車セット１４はサンギア２８、プラネタリギア３０−１，３０−３、リングギア３２で構成され、同じくドライブシャフト２５をサンギア２８に連結して動力回転を入力し、キャリアケース３４からの出力軸を右後輪２６Ｒに連結して駆動力を伝えている。

第１遊星歯車セット１２と第２遊星歯車セット１４に設けたリングギア２２，３２は、プラネタリギア２０−１，２０−３及び３０−１，３０−３に噛み合う内歯を有すると共に、外歯を備えている。リングギア２２，３２の外歯は反力伝達機構１５を介して連結され、リングギア２２，３２において一方に加わる反力を反転して他方に加えるようにしている。

このような反力伝達機構１５として本実施形態にあっては、第１遊星歯車セット１２のリングギア２２の外歯にギア３６を噛み合わせ、ギア３６にカウンタギア３８を噛み合わせ、カウンタギア３８と同軸に連結したギア４０を第２遊星歯車セット１４のリングギア３２に連結している。

図２は図１の反力伝達機構１５に設けたギア３６、カウンタギア３８及びギア４０によるリングギア２２，３２を連結するギアトレインの詳細を示している。

再び図１を参照するに、第１遊星歯車セット１２及び第２遊星歯車セット１４に動力回転を入力するドライブシャフト２５にはギア４４が連結され、ギア４４に対してはギア４２が噛み合わされ、ギア４２に対してはエンジン４５からの動力回転が変速機４６を介してドライブシャフト４８により伝達されている。

なお、図１はＦＲ方式を例にとっているが、変速機４６の動力出力をセンタデフを介して右前輪５０Ｒ，左前輪５０Ｌに伝達する４輪駆動方式についても同様に適用できる。

図３は本実施形態における２組の遊星歯車セットの内部構造を反力伝達機構１５によるリングギアの連結状態で示した説明図である。

図３において、第１遊星歯車セット１２は、動力回転を入力するサンギア１８に、本実施形態では４つのプラネタリギア２０−１〜２０−４をキャリアケース２４に回転自在に支持しており、プラネタリギア２０−１〜２０−４の外側にリングギア２２を内歯２２−１により噛み合わせている。

このような構造は第２遊星歯車セット１４においても同じであり、サンギア２８、キャリアケース３４に設けた４つのプラネタリギア３０−１〜３０−４、及び内歯３２−１と外歯３２−２を備えたリングギア３２で構成される。

第１遊星歯車セット１２のリングギア２２における外歯２２−２と第２遊星歯車セット１４におけるリングギア３２の外歯３２−２との間には、簡略化して示す圧力伝達機構１５が配置されており、圧力伝達機構１５は支点１６を中心に、リングギア２２，３２の間で一方のリングギアに掛かる反力を反転して他方のリングギアに加えるようにしている。

図４は本実施形態における第１遊星歯車セット１２を取り出して拡大して示している。第１遊星歯車セット１２にあっては、サンギア１８とこれに噛み合う４つのプラネタリギア２０−１〜２０−４により４箇所にオイルポンプを形成している。

図５は第１遊星歯車セット１２におけるオイルポンプの説明図である。図５において、サンギア１８とプラネタリギア２０−１〜２０−４との間には、黒く塗り潰して示すように、４箇所にオイルポンプ５２−１〜５２−４が形成される。

オイルポンプ５２−１〜５２−４は、リングギア２２を固定した状態でサンギア１８を時計回りに回転したときのプラネタリギア２０−１〜２０−４の反時計回りの回転に伴うキャリアケース２４の時計方向の回転により、回転移動しながらオイルポンプとしての機能を作り出している。

オイルポンプ５２−１〜５２−４は、それぞれ吐出油路５４−１〜５４−４をキャリアケース２４に形成しており、吐出油路５４−１〜５４−４は更に集合油路５６−１〜５６−４に連通され、最終的にプラネタリギア２０−２の吐出油路５４−２を直結しているスプール油路５８に集められ、スプール油路５８の先には軸方向に摺動自在にスプール弁（第１バルブ機構）６０が組み込まれている。

図６は図４のＡ−Ａ断面図である。図６において、入力軸６２はサンギア１８と一体に形成されている。サンギア１８の出力側の内側には、出力軸部６４がスラストベアリング６５により回転自在に組み込まれている。出力軸部６４にはキャリアケースカバー２４−１が一体に形成され、反対側に配置するキャリアケースカバー２４−２との間に、図４の内部構造に示したキャリアケース２４を挟み込む形で固定している。

キャリアケースカバー２４−１，２４−２にはプラネタリシャフト６６−１，６６−３が、ナット６７−１，６７−３により固定されて、プラネタリギア２０−１，２０−３をサンギア１８に噛み合わせた状態で回転自在に支持している。

プラネタリギア２０−１，２０−３の外側にはリングギア２２が配置され、その内歯２２−１を噛み合わせている。キャリアケースカバー２４−２はベアリング６８により回転自在に支持され、また出力軸部６４がベアリング７０により回転自在に支持されている。

図７は図４のＢ−Ｂ断面図であり、スプール弁６０の組込構造及びその作動機構を示している。図６において、出力軸部６４と一体に形成したキャリアケースカバー２４−１と反対側のキャリアケースカバー２４−２との間にはキャリアケース２４が挟み込み状態で固定されており、このキャリアケース２４の下側に軸方向にスプール穴を形成し、そこにスプール弁６０を摺動自在に組み込んでいる。スプール弁６０に対しては、直交する方向からスプール油路５８が開口している。

スプール弁６０の右側には、リング状の駆動プレート７２が配置され、駆動プレート７２は、上側をガイドロッド７６の右側にナット７８−１で固定し、下側をスプール弁６０の右側にナット７８−３で固定している。

駆動プレート７２に対しては上部に示すようにスプール作動フォーク７４が設けられ、その嵌合溝に駆動プレート７２の外周部を嵌め入れ、駆動プレート７２のキャリアケース２４の回転に伴う動きを許容している。

スプール作動フォーク７４は図示しないシフトロッドに連結されており、モータなど適宜のアクチュエータにより軸方向に駆動することで、スプール弁６０によるスプール流路５８の開口面積を可変できるようにしている。

図８は本実施形態のバルブ機構の説明図であり、図７に示したスプール弁６０による第１バルブ機構を動作状態に分けて示している。図８（Ａ）はオイルポンプの無負荷状態であり、このときスプール油路５８に対しスプール弁６０は流路面積を最大とする全開位置に後退しており、スプール油路５８に対しオイルポンプにより送られた油は、そのままドレーン油路８０に排出され、図４に示した４箇所のオイルポンプ５２−１〜５４−４のポンプ室に圧力は発生しない。

図８（Ｂ）はスプール弁６０を作動してスプール油路５８の流路面積Ａを絞った状態であり、流路面積Ａを絞ることによる流動抵抗の発生により、オイルポンプ側となるスプール油路５８に油圧ΔＰを発生する。

図８（Ｃ）はスプール弁６０を更に作動してスプール油路５８を閉鎖した場合であり、この場合、オイルポンプからの吐出油路は完全に遮断されるため、図５においてサンギア１８とプラネタリギア２０−１〜２０−４はロック状態となる。

図９は本実施形態における第１遊星歯車セット１２を出力軸側から見た説明図である。即ち図７の右側から見た説明図である。図９において、キャリアケースカバー２４−１の外周側には、プラネタリシャフトを固定するナット６７−１〜６７−４の部分を除く形で刳り抜かれた駆動プレート７２が、ナット７８−１〜７８−４で固定されている。

駆動プレート７２に対し、上部半分に亘りフォーク溝を勘合したスプール作動フォーク７４が配置され、駆動プレート７２の右下側にナット７８−３で固定したスプール弁６０を軸方向に移動できるようにしている。

このような第１遊星歯車セット１２の構造は、第２遊星歯車セット１４についても全く同じである。

次に本実施形態における駆動力配分制御装置の動作を説明する。本実施形態にあっては、第１遊星歯車セット１２と第２遊星歯車セット１４において、いずれか一方が増速されると、他方は同比率で減速されるように動作する。

例えば第１遊星歯車セット１２を増速させると、第２遊星歯車セット１４は同比率で減速される。第１遊星歯車セット１２を増速させるためには、図８（Ｂ）に示すようにスプール弁６０を作動し、オリフィス作用による開口面積Ａを小さくして、オイルポンプ側となるスプール油路５８に油圧ΔＰを発生させる。

ここでオイルポンプ側に発生する圧力ΔＰは次式で与えられる。

但し、Ｖ_th：オイルポンプの理論吐出量［ｃｍ³／ｒｅｖ］
Ｎ：回転数［ｒｅｖ／ｓｅｃ］
γ：オイル比重量
ｇ：重力加速度

このため、スプール弁６０の移動量に従ってオリフィスによる開口面積Ａが変化し、これに応じてオイルポンプ側に発生する圧力ΔＰが増減することになる。

図１０は図８（Ｂ）のように、スプール弁６０を作動してオイルポンプ側に圧力を発生した場合のリングギアに作用する力の説明図である。図１０において、オイルポンプ５２−１のポンプ室となる部分に、スプール弁６０の作動で圧力ΔＰが発生すると、サンギア１８に入力トルクΔＴが発生する。この入力トルクΔＴは次式で与えられる。

但し、η_mp：ホンプ効率
このサンギア１８に発生する入力トルクΔＴにより、リングギア２２に作用する力Ｆ_OPは次のようになる。

即ち図１０のように、サンギア１８の入力回転ω_inに伴うキャリアケース２４の同方向の回転及びプラネタリギア２０−１の反対方向の回転により、オイルポンプ５２−１から吐出した油がスプール弁による絞りで圧力を発生し、前記（４）式の力をプラネタリギア２０−１とサンギア１８のギア接触点８４に生ずる。この力Ｆ_OPは、そのままプラネタリギア２０−１とリングギア２２における内歯２２−１の接触点８６に方向が反転して作用する。

ここでプラネタリギア２０には元々、駆動力による受け力荷重Ｐが作用しており、オイルポンプ５２−１の圧力ΔＰで発生した力Ｆ_OPは、この受け力加重Ｐを減少させる方向に働く。

図１１は第１遊星歯車セットのリングギア２２と第２遊星歯車セットのリングギア３２の反力反転機構１５を介した連結状態の概要である。図１１において、リングギア２２には受力荷重Ｐ１が作用し、リングギア３２には逆向きに受力荷重Ｐ２が作用している。

第１及び第２遊星歯車セットにおいて、スプール弁を図８（Ａ）のように全開としたオイルポンプの無負荷状態にあっては、リングギア２２，３２の受け力荷重Ｐ１，Ｐ２はバランスしてＰ１＝Ｐ２となっている。

図１２はリングギア２２，３２の受け力荷重Ｐ１，Ｐ２がバランスしてＰ１＝Ｐ２のときの第１遊星歯車セット１２と第２遊星歯車セット１４の動作説明図である。まず図１２（Ａ）の第１遊星歯車セット１２にあっては、入力回転をω_in1、出力回転をω_out1、サンギア１８の端数をＺ_A1、プラネタリギア２０の端数をＺ_B1、リングギア２２の端数をＺ_C1とすると、入出力回転の関係は次式で与えられる。

ここでｉ₀₁は

である。また歯数比ｉ₀₁は実現可能な構造設計の検知から

の範囲にある。

一方、図１２（Ｂ）の第２遊星歯車セット１４においても、同様に入出力回転は

で与えられ、歯数比ｉ₀₂は

であり、また歯数比ｉ₀₂は

の範囲にある。

次に図８（Ｂ）のように、第１遊星歯車セット１２のスプール弁６０を作動して流路面積８を絞ってオイルポンプ側に圧力ΔＰを発生すると、図１０のようにリングギア２２の受力荷重Ｐを減少する方向に力Ｆ_opが作用し、図１１において、リングギア２２の受力荷重Ｐ１は減少し、リングギア３２の受け力荷重Ｐ２とのバランスが崩れる。リングギア２２の受力荷重Ｐ１が減少すると、反力伝達機構１５を介して加わるリングギア３２の受力荷重Ｐ２との差によってリングギア２２は出力回転を増速させる方向に回転を始める。

図１３は第１遊星歯車セット１２のリングギア受け力荷重Ｐ１が低下してバランスが崩れた状態での動作説明図である。図１３（Ａ）は第１遊星歯車セット１２であり、受力荷重Ｐ１の減少に伴い、リングギア２２がω_R1となる回転を始めている。この状態での入出力回転は次式で与えられる。

ここで

とすると

となる。

更に（１１）式を整理すると

となる。

一方、図１３（Ｂ）の第２遊星歯車セット１４にあっては、図１１に示したように、リングギア２２の受力荷重Ｐ１が減少すると、反力伝達機構１５を介して加わるリングギア２２の受力荷重Ｐ１とリンクギア３２の受力荷重Ｐ２の差によってリングギア３２が反対方向に、同一速度となる図１３（Ｂ）に示すω_R2の回転を始める。この場合の第２遊星歯車セット１４における入出力関係は

となる。ここで

とすると、（１３）式は

となる。更に（１５）式を整理すると

となる。

この第１遊星歯車セットにおける（１２）式と第２遊星歯車セット１４における（１６）式の関係から、前記（１０）式及び（１４）式における入力回転とリングギア回転の比率であるαにより、第１遊星歯車セット１２の出力回転ω_OUT1は増速となり、同時に第２遊星歯車セット１４の入力回転ω_OUT2は同比率で減速となる。

ここで前記（６）式及び（８）式で与えられるサンギアとリングギアの歯数比を
ｉ₀₁＝ｉ₀₂＝２
とした場合について、前記（１０）式から得られる

について、リングギアが停止している場合とリングギアが回転を始めた場合について具体的に説明すると次のようになる。

まずリングギア２２，３２が停止している場合には次のようになる。

この場合、遊星歯車セット１２，１４は、共に入力回転を１／３に減速して左右後輪を駆動としており、これは通常の直線走行時の駆動状態である。

次にリングギア２２，３２が２分の１の速度で回転する場合は次のようになる。

この場合、第１遊星歯車セット１２は出力回転を増速しており、第２遊星歯車セット１４の出力回転は完全に停止している。このためα＝０〜０．５の範囲となるように遊星歯車セット１２のスプール弁６０の開度を調整することで、右コーナリング時に左後輪２６Ｌを増速して回頭性を向上できる。

更に第１遊星歯車セット１２におけるサンギア１８の入力回転とリングギア２２の回転が一致する場合には次のようになる。

これは図８（Ｃ）のように、スプール弁６０によりスプール油路５８を完全に遮断してサンギアとプラネタリギアをロックさせた状態であり、この場合にはサンギア、プラネタリギア及びリングギアが一体に回転する。このとき第２遊星歯車セットは反対方向に回転することが分かる。

また第２遊星歯車セット１４についても、スプール弁６１により流路面積を変えることで、同様に、出力回転を増速させることができる。このためα＝０〜０．５の範囲となるように第２遊星歯車セット１４のスプール弁６１の開度を調整することで、左コーナリング時に右後輪２６Ｒを増速して回頭性を向上できる。

図１４は図１３の動作に対応した各遊星歯車セットにおけるギア回転の説明図である。図１４において、サンギア１８の入力回転ω_in1に対し、リングギア２２が同方向にω_R1回転すると、反力伝達機構１５で連結した第２遊星歯車セット１４のリングギア３２は反対方向にω_R2で回転する。このため、第１遊星歯車セット１２のキャリアケース２４による出力回転ω_out1は増速、第２遊星歯車セット１４におけるキャリアケース３４による出力回転ω_out2は減速となる。

次に第２遊星歯車セット１４側を増速、第１遊星歯車セット１２側を減速としたい場合には、第２遊星歯車セット１４に設けているスプール弁６１を作動して流路面積を絞り込んで、そのオイルポンプに圧力ΔＰを発生させ、これによって図１１に示したリングギア３２の受け力荷重Ｐ２を小さくすることで、図１５に示すようにリングギア３２をω_R2のように回転させる。

この回転に伴い、反力伝達機構１５を介して第１遊星歯車セット１２のリングギア２２は反対方向にω_R1回転となる。これは図１４の場合と関係が逆になり、第２遊星歯車セット１４は入力回転ω_in2を増速し、一方、第１遊星歯車セット１２は出力回転ω_out1を同比率だけ減速回転することになる。

図１６は本実施形態におけるオイルポンプの他の実施形態であり、この実施形態にあっては、プラネタリギア２０−１〜２０−４とリングギア２２により、オイルポンプ９０−１〜９０−４を形成している。このオイルポンプ９０−１〜９０−４についても、それぞれの吐出油路は集合油路５６−１〜５６−４によりスプール油路５８に集められ、スプール弁６０に供給されることになる。

図１７は前後車輪を対象とした駆動力配分制御装置の実施形態の説明図である。図１７において、本実施形態はＦＦ駆動をベースとした４輪駆動方式の駆動力配分制御の例であり、エンジン４５から駆動力は変速機４６で変速された後、本実施形態の駆動力配分制御装置１０に設けている第１遊星歯車セット１２を通ってフロントデフ９２に与えられ、フロントデフ９２から右前輪５０Ｒ、左前輪５０Ｌに伝達されている。また変速機４６からの駆動力は同時に第２遊星歯車セット１４に入力され、リアデフ９４から右後輪２６Ｒ、左後輪２６Ｌに伝達されている。

第１遊星歯車セット１２はサンギア１８、プラネタリギア２０−１，２０−３、リングギア２２を備え、変速機４６からの動力回転を入力軸９６からサンギア１８に入力し、キャリアケース２４の出力回転をフロントデフ９２に伝達している。

第２遊星歯車セット１４は、入力軸９６の回転をスプロットギア９８、チェーン１００を介してスプロットギア１０２からサンギア２８に入力している。サンギア２８に対してはプラネタリギア３０−１，３０−３、更にリングギア３２が設けられ、キャリアケース３４の出力回転をギア１０４，１０６を介してリアデフ９４に伝えている。

本実施形態において、第１遊星歯車セット１２と第２遊星歯車セット１４のリングギア２２，３２の間の反力伝達機構は、リングギア２２，３２の外歯を直接噛み合わせることで実現している。

図１８は図１７の実施形態で使用される２組の遊星歯車セットの内部構造の説明図である。図１８において、第１遊星歯車セット１２及び第２遊星歯車セット１４は図３の実施形態と全く同じであるが、反力伝達機構として、第１遊星歯車セット１２のリングギア２２の外歯２２−２と第２遊星歯車セット１４のリングギア３２の外歯３２−２を直接噛み合わせている。このため、反力伝達機構を追加的に設ける必要がない分だけ小型軽量化が実現できる。

この前後輪についての駆動力配分制御にあっても、スプール弁６０の作動でオイルポンプに圧力を発生させてリングギア２２を受け力荷重の減少により回転させると、キャリアケース２４から取り出される出力回転が増速する。同時に、リングギア２２に噛み合う第２遊星歯車セット１４のリングギア３２は反対方向に同じ速度で回転し、キャリアケース３４から取り出される出力回転は同比率で減速される。

一方、第２遊星歯車セット１４のスプール弁６１を作動して、そのオイルポンプに圧力を発生させると、リングギア３２の受け力荷重が低下してリングギア３２が回転することで、キャリアケース３４から取り出される出力回転が増速となる。同時に第１遊星歯車セット１２のリングギア２２は反対方向に回転し、キャリアケース２４から取り出される出力回転は減速回転となる。

図１９は前後車輪を対象とした駆動力配分制御装置の他の実施形態の説明図であり、この実施形態にあってはＦＲ方式をベースとした駆動力配分制御装置１０の実施形態である。

図１９において、駆動力配分制御装置１０は、第１遊星歯車セット１２と第２遊星歯車セット１４を有し、第１遊星歯車セット１２のサンギア１８にはエンジン４５からの動力回転が変速機４６を介して入力される。第１遊星歯車セット１２のキャリアケース２４からの出力回転はリアデフ９４に伝達される。

第２遊星歯車セット１４のサンギア２８には、変速機４６からの動力回転がスプロットギア１０８、チェーン１１０及びスプロットギア１１２を介して入力される。キャリアケース３４の出力回転はフロントデフ９２に与えられている。

本実施形態にあっても、第１遊星歯車セット１２と第２遊星歯車セット１４は図１８に示した構造であり、それぞれのリングギア２２，３２を外歯により直接噛み合わせることで、反力伝達機構を実現している。

その作用も、第１遊星歯車セット１２の出力回転が増速すると第２遊星歯車セット１４の出力回転は同比率で減速となる。また第２遊星歯車セット１４の出力回転を増速すると第１遊星歯車セット１２の出力回転は同比率で減速となる。

なお、本実施形態にあっては、図５のように、オイルポンプ５２−１〜５２−４からの吐出油路５４−１〜５４−４を集合油路５６−１〜５６−４によりスプール油路５８に集められ後にスプール弁（第１バルブ機構）６０を組み込んでいるが、他の実施形態として、オイルポンプ５２−１〜５２−４からの吐出油路５４−１〜５４−４を集合せずに個別にドレーン油路に連通し、各々の油路にスプール弁（第１バルブ機構）を個別に組み込むようにしても良い。

また本発明は上記の実施形態に限定されず、その目的と利点を損なうことのない適宜の変形を含む。また本発明は上記の実施形態に示した数値による限定は受けない。

本発明による駆動力配分制御装置の一実施形態の説明図図１の反力伝達機構に設けたリングギアを連結するギアトレインの説明図本実施形態における２組の遊星歯車セットの内部説明図本実施形態における第１遊星歯車セットを内部構造の説明図サンギアとプラネタリギアで構成される第１遊星歯車セットにおけるオイルポンプの説明図図４のＡ−Ａ断面図図４のＢ−Ｂ断面図本実施形態のバルブ機構の説明図本実施形態における第１遊星歯車セットの出力軸側から見た説明図本実施形態によるオイルポンプの発生圧力によりリングギアに作用する力の説明図反力伝達機構を介してリングギアの各々に加わる受力荷重の説明図第１及び第２遊星歯車セットのリングギアの受力荷重がバランスして停止している状態での動作説明図第１遊星歯車セットのリングギア受力荷重が低下してバランスが崩れた状態での各遊星歯車セットの動作説明図図１３の動作に対応した各遊星歯車セットにおれるギア回転の説明図第２遊星歯車セットのリングギア受力荷重が低下してバランスが崩れた状態での各遊星歯車セットのギア回転の説明図プラネタリギアとリングギアにより形成されるオイルポンプの他の実施形態の説明図前後車輪を対象とした駆動力配分制御装置の実施形態の説明図図１７の実施形態で使用される２組の遊星歯車セットの説明図前後車輪を対象とした駆動力配分制御装置の他の実施形態の説明図従来の左右車輪を対象とした駆動力配分制御装置の右車輪増速の説明図従来の駆動力配分制御装置の左車輪増速の説明図

符号の説明

１０：駆動力配分制御装置
１２：第１遊星歯車セット
１４：第２遊星歯車セット
１５：反力伝達機構
１６：支点
１８，２８：サンギア
２０−１〜２０−４，３０−１〜３０−４：プラネタリギア
２２，３２：リングギア
２２−１，３２−１：内歯
２２−２，３２−２：外歯
２４，２４−１，３４：キャリアケース
５２−１〜５４−４，９０−１〜９０−４：オイルポンプ
５４−１〜５４−４：吐出油路
５６−１〜５６−４：集合油路
５８：スプール油路
６０，６１：スプール弁
６２：入力軸
６４：出力軸部
６６−１，６６−３：プラネタリシャフト
６８，７０：ベアリング
７２：駆動プレート
７４：スプール駆動フォーク
７６：ガイドシャフト
８０：ドレーン油路
９２：フロントデフ
９４：リアデフ

Claims

サンギア、複数のプラネタリギア、及び内歯と外歯を形成したリングギアとを備え、前記サンギアに動力回転を入力し、前記プラネタリギアのキャリアケースから動力回転を出力する第１遊星歯車セットと、
サンギア、複数のプラネタリギア、及び内歯と外歯を形成したリングギアとを備え、前記サンギアに前記第１遊星歯車セットと同じ動力回転を入力し、前記プラネタリギアのキャリアケースから動力回転を出力する第２遊星歯車セットと、
前記第１遊星歯車セットのリングギアと前記第２遊星歯車セットのリングギアとの間に設けられ、一方のリングギアに加わる力を反転して他方のリングギアに加える反力伝達機構と、
前記第１遊星歯車セットのサンギアとプラネタリギア又はプラネタリギアとリンクギアにより複数箇所に構成される第１オイルポンプと、
前記第１オイルポンプの吐出ラインをドレーン側に連通する連通路に設けられ、連続的に流路面積を可変してオイルポンプ側に油圧を発生させ、発生油圧により前記第１遊星歯車セットのリングギアの受力荷重を低下させて前記反力伝達機構を介して加わる第２遊星歯車セットのリングギアの受力荷重との差によって出力回転を増速させる方向に回転させ、同時に前記第２遊星歯車セットのリングギアの出力回転を減速させる方向に回転させる第１バルブ機構と、
前記第２遊星歯車セットのサンギアとプラネタリギア又はプラネタリギアとリングギアにより複数箇所に構成される第２オイルポンプと、
前記第２オイルポンプの吐出ラインをドレーン側に連通する連通路に設けられ、連続的に流路面積を可変してオイルポンプ側に油圧を発生させ、発生油圧により前記第２遊星歯車セットのリングギアの受力荷重を低下させて前記反力伝達機構を介して加わる第１遊星歯車セットのリングギアの受力荷重との差によって出力回転を増速させる方向に回転させ、同時に前記第１遊星歯車セットのリングギアの出力回転を減速させる方向に回転させる第２バルブ機構と、
を備えたことを特徴とする自動車用駆動力配分制御装置。
請求項１記載の自動車用駆動力配分制御装置に於いて、前記第１及び第２バルブ機構は、第１及び第２オイルポンプの各吐出ラインをぞれぞれ集合させた後にドレーン側に連通する連通路に設けることを特徴とする自動車用駆動力配分制御装置。
請求項１記載の自動車用駆動力配分制御装置に於いて、前記第１及び第２バルブ機構は、第１及び第２オイルポンプの各吐出ラインからドレーン側に連通する連通路の各々に設けることを特徴とする自動車用駆動力配分制御装置。
請求項１記載の自動車用駆動力配分制御装置に於いて、前記第１遊星歯車セットと第２遊星歯車セットの動力出力の一方を左後輪に伝達すると共に他方を右後輪に伝達して駆動することを特徴とする自動車用駆動力配分制御装置。
請求項４記載の自動車用駆動力配分制御装置に於いて、前記反力伝達機構は、前記第１遊星歯車セットのリングギアの回転を逆転して前記第２遊星歯車セットのリングギアに伝達するカウンタギア機構であることを特徴とする自動車用駆動力配分制御装置。
請求項１記載の自動車用駆動力配分制御装置に於いて、前記第１遊星歯車セットと第２遊星歯車セットの動力出力の一方を前車輪に伝達すると共に他方を後車輪に伝達して駆動することを特徴とする自動車用駆動力配分制御装置。
請求項６記載の自動車用駆動力配分制御装置に於いて、前記反力伝達機構は、前記第１遊星歯車セットにおけるリングギアの外歯と前記第２遊星歯車セットにおけるリングギアの外歯を直接噛合わせたことを特徴とする自動車用駆動力配分制御装置。
請求項６記載の自動車用駆動力配分制御装置に於いて、前記第１バルブ機構と第２バルブ機構は、一方の流路面積を可変してオイルポンプ側に油圧を発生させる際に、他方の流路面積は最大流路面積として油圧を発生させない無負荷状態とすることを特徴とする自動車用駆動力配分制御装置。
請求項６記載の自動車用駆動力配分制御装置に於いて、前記前記オイルポンプの油路及び前記第１及び第２バルブ機構を、前記第１及び第２遊星歯車セットのプラネタリケースに設けたことを特徴とする自動車用駆動力配分制御装置。