JP2010210054A - 駆動力調整装置 - Google Patents

Abstract

【課題】所望する左右輪のトルク差よりも小さな最大トルクを発生するモータを用いることができる駆動力調整装置を提供する。
【解決手段】駆動力調整装置の構成において、所定の方法に基づき入力要素Ｉ、第１出力要素Ｒ、第２出力要素Ｌ、モータ入力要素Ｍ、固定要素Ｆ、連結要素Ｃを設定し、縦軸に回転数、横軸に各要素の相対的な回転数比をとったグラフ上に各要素を点として表現したときに、Ｌ−ＩとＲ−Ｉとの長さが等しく、かつ、Ｌ−Ｉ−Ｒ、Ｆ−Ｉ−Ｃ及びＣ−Ｒ−Ｍの順、又は、Ｌ−Ｉ−Ｒ、Ｍ−Ｌ−Ｃ及びＣ−Ｉ−Ｆの順に直線で結ばれる速度線図を実現する構成とする。
【選択図】図５

Description

本発明は、駆動力調整装置に関する。

従来から、車両の左右輪への駆動力の配分量を調整する駆動力調整装置が知られている。駆動力調整装置は、左右の駆動輪の間にデファレンシャルとともに駆動力調整機構を設け、この駆動力調整機構の作動を制御することで駆動力配分状態が制御される。駆動力調整機構としては、左右輪のうち一方の車輪を他方の車輪よりも増速及び減速する２つの歯車機構と、左右輪にトルク配分を行うことで、左右輪にトルク差を生じさせるモータとを備える構成が知られている。このような技術の一例が下記特許文献１に開示されている。

特開２００７−１７７９１６号公報

しかしながら、上述した上記特許文献１に開示される駆動力調整装置は、２つの歯車機構における各歯車の歯数によっては、遊星歯車を支持するキャリアの回転方向が、デファレンシャルのケースや出力軸に対して常に逆方向に回転することとなる場合がある。この場合、駆動力調整装置のケーシング内部において攪拌抵抗が増加し、走行負荷が増加してしまうという問題がある。

また、２つの歯車機構における各歯車の歯数によっては、モータトルクの減速比が１未満となる場合がある。この場合、所望する左右輪のトルク差よりも大きな最大トルクを発生することができるモータを用いなければならないため、モータが大型化し、駆動力調整装置の重量が増大してしまうという問題がある。

以上のことから、本発明は、所望する左右輪のトルク差よりも小さな最大トルクを発生するモータを用いることができる駆動力調整装置を提供することを目的とする。

上記の課題を解決する第１の発明に係る駆動力調整装置は、
駆動源からの駆動力が入力されるとともに、二つの出力軸の回転数差を吸収するデファレンシャルと、
前記デファレンシャルの出力軸間のトルク差を発生させるアクチュエータとして１つのモータと、
前記モータによるトルクの付与により、前記デファレンシャルの第１出力軸のトルクを増加又は減少させ、同じ大きさのトルクを前記デファレンシャルの第２出力軸で減少又は増加させる第１の３要素２自由度歯車機構と第２の３要素２自由度歯車機構を備える２出力軸間の駆動力調整機構とを備え、
直進時の前記モータの回転数は０である２出力軸間の駆動力調整装置において、
前記デファレンシャルのトルクが入力される回転要素と前記第２の３要素２自由度歯車機構の１つの回転要素を接続した要素を入力要素Ｉとし、
前記デファレンシャルの第１出力軸の回転要素を第１出力要素Ｒ、第２出力軸の回転要素を第２出力要素Ｌとし、
前記第１出力要素Ｒと前記第２出力要素Ｌのどちらか一方が前記第１の３要素２自由度歯車機構の１つの回転要素と接続し、
前記第１の３要素２自由度歯車機構の１つの回転要素と前記モータとを接続した要素をモータ入力要素Ｍとし、
前記第２の３要素２自由度歯車機構の１つの回転要素とケーシングとを接続し、回転数が０となる要素を固定要素Ｆとし、
前記第１の３要素２自由度歯車機構の１つの回転要素と第２の３要素２自由度歯車機構の１つの回転要素とを接続した要素を連結要素Ｃとし、
縦軸に回転数、横軸に各要素の相対的な回転数比をとったグラフ上に各要素を点として表現したときに、Ｌ−ＩとＲ−Ｉとの長さが等しく、かつ、Ｌ−Ｉ−Ｒ、Ｆ−Ｉ−Ｃ及びＣ−Ｒ−Ｍの順、又は、Ｌ−Ｉ−Ｒ、Ｍ−Ｌ−Ｃ及びＣ−Ｉ−Ｆの順に直線で結ばれる速度線図を実現する構成とする
ことを特徴とする。

上記の課題を解決する第２の発明に係る駆動力調整装置は、第１の発明に係る駆動力調整装置において、
前記第１の３要素２自由度歯車機構は、
前記デファレンシャルの一方の出力軸に接続された第１サンギヤと、
前記第１サンギヤの周囲に設けられ該第１サンギヤに噛合する第１プラネタリギヤと、
前記第１プラネタリギヤと同軸上に設けられるとともに該第１プラネタリギヤと一体に回転する第２プラネタリギヤと、
前記第１プラネタリギヤ及び前記第２プラネタリギヤを回転自在に軸支する第１キャリアと、
前記第１サンギヤと同軸上に設けられ、前記第２プラネタリギヤと噛合するとともに前記モータの回転軸に接続された第２サンギヤと
前記第２の３要素２自由度歯車機構は、
前記デファレンシャルのケースに接続された第３サンギヤと、
前記第３サンギヤの周囲に設けられ該第３サンギヤに噛合する第３プラネタリギヤと、
前記第３プラネタリギヤと同軸上に設けられ該第３プラネタリギヤと一体に回転する第４プラネタリギヤと、
前記第３プラネタリギヤ及び前記第４プラネタリギヤを回転自在に軸支するとともに、前記第１キャリアと一体に形成された第２キャリアと、
前記第３サンギヤと同軸上に設けられ、前記第４プラネタリギヤと噛合するとともに前記第１の３要素２自由度歯車機構を収納するケーシングに固定された第４サンギヤとを備える
ことを特徴とする。

前記第１サンギヤと前記第３サンギヤは同一歯数に形成し、前記第１プラネタリギヤと前記第３プラネタリギヤは同一歯数に形成し、前記第２サンギヤと前記第４サンギヤは同一歯数に形成し、前記第２プラネタリギヤと前記第４プラネタリギヤは同一歯数に形成し、
前記第１サンギヤと前記第１プラネタリギヤの歯数の比を前記第２サンギヤと前記第２プラネタリギヤの歯数の比よりも小さく形成し、
前記第３サンギヤと前記第３プラネタリギヤの歯数の比を前記第４サンギヤと前記第４プラネタリギヤの歯数の比よりも小さく形成する
ことを特徴とする。

本発明によれば、所望するデファレンシャルの二つの出力軸間のトルク差よりも小さな最大トルクを発生するモータを用いることができる駆動力調整装置を提供することができる。

第１の実施例に係る駆動力調整装置のスケルトン図である。 第１の実施例に係る駆動力調整装置の速度線図である。 第２の実施例に係る駆動力調整装置のスケルトン図である。 第３の実施例に係る駆動力調整装置のスケルトン図である。 第３の実施例に係る駆動力調整装置の速度線図である。 第４の実施例に係る駆動力調整装置のスケルトン図である。 第５の実施例に係る駆動力調整装置のスケルトン図である。 第６の実施例に係る駆動力調整装置のスケルトン図である。 本検討における駆動力調整装置の構造例の構造図である。 本検討における駆動力調整装置の構造例の速度線図である。 各歯車機構において各回転要素に働くトルクを示した図である。 直進時における第１の３要素２自由度歯車機構及び第２の３要素２自由度歯車機構がとりうる速度線図である。 本検討における駆動力調整装置が成立する構造の速度線図である。 Ａ／ＳＳ型の速度線図である。 各構造における速度線図を示した図である。 各回転要素の回転数をＮ_Iで正規化した速度線図である。 システムゲインＧを一定にした場合のそれぞれの連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cの比較結果を示した図である。

以下、本発明に係る駆動力調整装置を実施するための形態について、図面を参照しながら説明する。
本発明に係る駆動力調整装置の設計に当たっては、駆動力調整装置について、どのような構成とすればよいのかを見出すために、はじめに、駆動力調整装置の構造及び特性について検討を行った。なお、以下においては、例として、車両の左右輪間の駆動力を調整する駆動力調整装置を引合に説明を行うものとする。以下、この検討の内容について説明する。

１．本検討における駆動力調整装置の構造検討
１．１．本検討における駆動力調整装置の設計要件
本検討における駆動力調整装置の設計要件を下記のように定義する。
・設計要件１：入力トルクを左右輪へ等配分し、左右輪間の差回転を許容するデファレンシャルを有する。
・設計要件２：左右輪間のトルク差を発生させるアクチュエータとして電動モータを用いる。
・設計要件３：電動モータの搭載数は１個とする。
・設計要件４：直進時、電動モータの回転数は０とする。
・設計要件５：電動モータによるトルクの付与により、右輪のトルクを増加又は減少させ、同じ大きさのトルクを左輪で減少又は増加させる。

１．２．必要な構成の検討
上記設計要件を満たした構造を例とし、本検討における駆動力調整装置に最低限必要な構成を検討する。
１．２．１．回転要素の構成
図９は、本検討における駆動力調整装置の構造例の構造図である。
図９に示すように、本検討における駆動力調整装置の構造例においては、３つの３要素２自由度の歯車機構が用いられている。左側の歯車機構はデファレンシャル１００であり、デファレンシャル１００の右側にある２つの歯車機構の右側を第１歯車機構１０１、左側を第２歯車機構１０２とする。

第１歯車機構１０１の２つのサンギヤのうち歯数の多いサンギヤを第１サンギヤ１１０、歯数の少ないサンギヤを第２サンギヤ１１１とする。第２歯車機構１０２の２つのサンギヤのうち歯数の多いサンギヤを第３サンギヤ１１２、歯数の少ないサンギヤを第４サンギヤ１１３とする。

第１サンギヤ１１０、第２サンギヤ１１１、第３サンギヤ１１２及び第４サンギヤ１１３とかみ合うそれぞれのプラネタリギヤを第１プラネタリギヤ１２０、第２プラネタリギヤ１２１、第３プラネタリギヤ１２２及び第４プラネタリギヤ１２３とする。また、第１プラネタリギヤ１２０と第３プラネタリギヤ１２２の歯数は等しく、第２プラネタリギヤ１２１と第４プラネタリギヤ１２３の歯数は等しい。

第１プラネタリギヤ１２０と第２プラネタリギヤ１２１のキャリアを第１キャリア１３０とし、第３プラネタリギヤ１２２と第４プラネタリギヤ１２３のキャリアを第２キャリア１３１とする。

ここで、デファレンシャル１００のプロペラシャフト１０４からトルクが入力される回転要素を、入力要素（Ｉｎｐｕｔ Ｅｌｅｍｅｎｔ）Ｉ、右輪側の回転要素を右輪出力要素（Ｒｉｇｈｔ Ｗｈｅｅｌ Ｏｕｔｐｕｔ Ｅｌｅｍｅｎｔ）Ｒ、左輪側の回転要素を左輪出力要素（Ｌｅｆｔ Ｗｈｅｅｌ Ｏｕｔｐｕｔ Ｅｌｅｍｅｎｔ）Ｌとする。

第１サンギヤ１２０は右輪出力要素Ｒに接続されている。第２サンギヤ１１１はモータ１０３と接続されている。この回転要素を、モータ入力要素（Ｍｏｔｏｒ Ｉｎｐｕｔ Ｅｌｅｍｅｎｔ）Ｍとする。
第３サンギヤ１１２は入力要素Ｉと接続されている。第４サンギヤ１１３はケーシング１３２と接続され、回転数は０となる。この回転要素を、固定要素Ｆ（Ｆｉｘｅｄ Ｅｌｅｍｅｎｔ）とする。
第１キャリア１３０は第２キャリア１３１と接続されている。この回転要素を、連結要素（Ｃｏｎｎｅｃｔｉｎｇ Ｅｌｅｍｅｎｔ）Ｃとする。

１．２．２．速度線図による機構解析
速度線図においては各回転要素を点として表現する。縦軸は各回転要素の回転数、横軸は各回転要素の相対的な回転数比を示す。歯車機構の３要素は直線で結ばれる。歯車機構の回転要素の回転数が変化する場合、各回転要素の相対的な回転数比が変わらないため回転要素は縦方向のみに移動し、回転要素を結ぶ直線の角度が変化する。

図１０は、本検討における駆動力調整装置の構造例の速度線図である。
図１０に示すように、本検討における駆動力調整装置の構造例の速度線図においては、車両が回転数Ｎ_I、左右輪回転数差ΔＮで左旋回している状態を示す。したがって、右輪出力要素Ｒが入力要素Ｉよりも速く左輪出力要素Ｌは入力要素Ｉよりも遅い。また、図１０において、Ｌ−Ｉ−Ｒはデファレンシャル１００、Ｃ−Ｒ−Ｍは第１歯車機構１０１、Ｆ−Ｉ−Ｃは第２歯車機構１０２を表している。

左右輪回転数差が発生した場合、デファレンシャル１００は左右輪の一方を入力要素Ｉの回転数Ｎ_Iに対し増速し、もう一方を減速する。この増速又は減速される回転数の大きさは等しい。つまり、右輪出力要素Ｒ及び左輪出力要素Ｌの入力要素Ｉに対する相対的な回転数比は等しいため、速度線図中のＬ−ＩとＲ−Ｉの長さは等しくなる。

図１０に示すように、第１歯車機構１０１における右輪出力要素Ｒに対する各要素の相対的な回転数比をａ及びｂ、第２歯車機構１０２における入力要素Ｉに対する各要素の相対的な回転数比をｃ及びｄとする。回転数比ａ，ｂ，c，ｄはそれぞれの歯車の歯数を用いた下式によって定義される。

ここで、Ｚ_S1は第１サンギヤ歯数、Ｚ_S2は第２サンギヤ歯数、Ｚ_P1は第１プラネタリギヤ歯数、Ｚ_P2は第２プラネタリギヤ歯数、Ｚ_S3は第３サンギヤ歯数、Ｚ_S4は第４サンギヤ歯数、Ｚ_P4は第３プラネタリギヤ歯数、Ｚ_P4は第４プラネタリギヤ歯数を意味する。

はじめに、各回転要素の回転数を解析する。
図１０に示す走行状態における右輪出力要素Ｒの回転数Ｎ_R、左輪出力要素Ｌの回転数Ｎ_Lは、入力要素Ｉの回転数Ｎ_I、左右輪回転数差ΔＮを用いた下式で表すことができる。

第２歯車機構１０２の固定要素Ｆの回転数は常に０、入力要素Ｉの回転数はＮ_Iである。第２歯車機構１０２は３要素２自由度であるため、連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cは一意的に決まり、下式で表すことができる。

第１歯車機構１０１の右輪出力要素Ｒの回転数Ｎ_Rは回転数Ｎ_Iと左右輪回転数差ΔＮにより決まり、連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cは第２歯車機構１０２によって一意的に決まっている。第１歯車機構１０１も３要素２自由度であるため、モータ入力要素Ｍの回転数Ｎ_mは一意的に決まり、下式で表すことができる。

式（８）を右輪出力要素Ｒの回転数Ｎ_Rと連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cで整理すると下式が得られる。

式（９）から回転数Ｎ_Rと回転数Ｎ_Cを消去するため、式（９）に式（５），（７）を代入すると下式が得られる。

以上より、本検討における駆動力調整装置の構造例においては、入力要素Ｉの回転数Ｎ_Iと左右輪回転数差ΔＮで連結要素Ｃ、モータ入力要素Ｍの右輪出力要素Ｒ及び左輪出力要素Ｌの回転数が決まる。つまり、５要素２自由度の構造である。

ここで、１．１項の設計要件４の直進時にモータ入力要素Ｍの回転数Ｎ_mを０とするために必要な条件を検討する。直進時、つまり、左右輪回転数差ΔＮを０とした場合、モータ入力要素Ｍの回転数を表す式（１０）において左右輪回転数差ΔＮと係数の積で表される第２項は０となり、回転数Ｎ_Iと係数の積で表される第１項が残る。走行時にはＮ_I＞０となるため、設計条件を満たすためには第１項のＮ_Iの係数を０とする必要がある。この条件を下式に示す。

式（１１）を整理すると下式が得られる。

次に、各回転要素に伝達されるトルクを解析する。
速度線図においては、歯車機構の各回転要素へ伝達されるトルクの関係をてこの原理と同じように解析することができる。すなわち、速度線図においてトルクと各回転要素の相対的な回転数差は、てこの原理における力とてこ棒の長さの比と同じ要素であると考えることができる。したがって、各回転要素へ伝達されるトルクの関係はトルクの総和の釣り合い式やモーメントの釣り合い式を解くことで各回転要素に伝達されるトルクを解析することができる。

図１１は、各歯車機構において各回転要素に働くトルクを示した図である。なお、図１１（ａ）は第２歯車機構ａ、図１１（ｂ）は第２歯車機構ｂ、図１１（ｃ）は第１歯車機構、図１１（ｄ）はデファレンシャルについて示している。また、図１１において、Ｔ_Iは入力要素へ入力される動力トルク、Ｔ_Rは右輪出力トルク、Ｔ_Lは左輪出力トルク、Ｔ_mはモータ入力トルク、Ｔ_Cは連結要素へ伝達されるモータトルク、ΔＴ_Rは右輪出力要素へ伝達されるモータトルク、ΔＴ_Iは入力要素へ伝達されるモータトルクを意味する。

図１１（ａ）より、Ｃ点を支点としたトルクのモーメントの釣り合いを下式で表す。

図１１（ｂ）より、Ｒ点を支点としたトルクのモーメントの釣り合いを下式で表す。

図１１（ｃ）より、Ｆ点を支点としたトルクのモーメントの釣り合いを下式で表す。

図１１（ｄ）より、トルクの総和の釣り合い、及び、Ｉ点を支点としたトルクのモーメントの釣り合いを下式で表す。

式（１３）〜（１７）より、右輪出力要素Ｒ及び左輪出力要素Ｌの出力トルクは下式で表すことができる。

式（１８），（１９）より、左右輪間のトルク差ΔＴは下式で表すことができる。

以上より、第１歯車機構１０１においてモータ入力要素Ｍにモータトルクが入力される。連結要素Ｃはモータトルクの反力を受け持ち、モータ１０３が発生したトルクと同方向のトルクを右輪出力要素Ｒへ伝達する。連結要素Ｃはモータトルクの反力を第２歯車機構１０２へ伝達する。

第２歯車機構１０２において固定要素Ｆは連結要素Ｃより伝達されるモータトルクの反力の反力を受け持ち、モータ１０３が発生したトルクとは逆方向のトルクを入力要素Ｉへ伝達する。
デファレンシャル１００は駆動トルクとモータ１０３が発生したトルクとは逆方向のトルクを右輪出力要素Ｒ及び左輪出力要素Ｌへ等配分する。よって、右輪出力要素Ｒにはモータ１０３が発生したトルクと同方向のトルク、左輪出力要素Ｌにはモータが発生したトルクとは逆方向のトルクを付与し、左右輪間のトルク差を発生させる。

ここで、１．１項の設計要件５であるトルク移動量の大きさを等しくするための条件を検討する。右輪出力要素Ｒ及び左輪出力要素Ｌのトルク移動量の大きさは、それぞれ式（１８），（１９）における第２項のモータトルクＴ_mと係数の積で決まる。トルク移動時にはＴ_m≠０であるため、設計要件を満たすためにはこれら係数を等しくする必要がある。この条件を下式に示す。

式（２１）を整理すると式（１２）と同じ下式が得られる。

１．２．３．まとめ
前項の解析結果より各回転要素の役割を以下に示す。
入力要素Ｉ、右輪出力要素Ｒ及び左輪出力要素Ｌはデファレンシャル１００に必要な３つの回転要素である。
モータトルクＴ_mを入力するモータ入力要素Ｍは、１．１項の設計要件４より直進時には回転数を０にする必要がある。
よって、モータ入力要素Ｍはデファレンシャル１００の３要素とは別の要素となる必要がある回転要素である。

モータ入力要素Ｍと右輪出力要素Ｒは、モータトルクＴ_mを右輪出力要素Ｒへ伝達するため、第１歯車機構１０１の回転要素とする。また、連結要素Ｃを第１歯車機構１０１の残りの１要素とする。
連結要素ＣはモータトルクＴ_mの反力を受け持ち、右輪出力要素ＲへモータトルクＴ_mを伝達する。

連結要素Ｃで受け持つモータトルクＴ_mの反力を第２歯車機構１０２へ伝達するため連結要素Ｃを介して第１歯車機構１０１と第２歯車機構１０２を接続する。第２歯車機構１０２の残りの２要素を入力要素Ｉと固定要素Ｆとする。

固定要素Ｆは連結要素Ｃによって伝達されたモータトルクＴ_mの反力の反力を受け持ち、入力要素ＩへモータトルクＴ_mを伝達する。固定要素Ｆが固定されることによってこの構造は、５つの回転要素の回転数が回転数Ｎ_Iと左右輪回転数差ΔＮで一意的に決まる５要素２自由度の構造となる。

また、１．１項の設計要件４，５を満足するためには、２つの歯車機構における各回転要素同士の相対的な回転数比ａ，ｂ，ｃ，ｄで表される条件式ａ／ｂ＝ｃ／ｄを満たす必要がある。この条件式を満たすためには、２つの歯車機構における各回転要素同士の相対的な回転数比が等しくする、つまり、ａ＝ｃかつｂ＝ｄが成立する必要がある。

以上より、１つのデファレンシャル１００と、各回転要素同士の相対的な回転数比がそれぞれ等しい２つの３要素２自由度歯車機構において、歯車機構の１回転要素が他の歯車機構の１回転要素とそれぞれ接続される、５要素２自由度の構造が本検討における駆動力調整装置の構造例に最低限必要の構成であることが分かった。

１．３．本検討における駆動力調整装置の構造分類
速度線図を用いて本検討における駆動力調整装置が実現できるすべての構造を検討し、それらを分類する。
１．２項より、本検討における駆動力調整装置を構成するためには、１つのデファレンシャル１００と、各回転要素同士の相対的な回転数比がそれぞれ等しい２つの３要素２自由度歯車機構が必要となることが分かる。これらの歯車機構の回転要素は入力要素Ｉ、右輪出力要素Ｒ、左輪出力要素Ｌ、モータ入力要素Ｍ、及び、連結要素Ｃ又は固定要素Ｆのいずれかの要素として定義でき、必要十分な役割が与られている。

ここで、各歯車機構の各回転要素を下記のように定義する。
デファレンシャル１００の回転要素をそれぞれ入力要素Ｉ、右輪出力要素Ｒ、左輪出力要素Ｌとする。
デファレンシャル１００を除いた２つの歯車機構のうち一方を第１歯車機構１０１、もう一方を第２歯車機構１０２とする。

第１歯車機構１０１と第２歯車機構１０２の接続する回転要素を連結要素Ｃとする。連結要素Ｃは、第１歯車機構１０１及び第２歯車機構１０２双方の回転要素となる。
モータ入力要素Ｍと固定要素Ｆは、別々の歯車機構の回転要素となる必要がある。モータ入力要素Ｍを第１歯車機構の回転要素、固定要素Ｆを第２歯車機構の要素とする。

第１歯車機構１０１の残り１要素は、デファレンシャル１００の回転要素である入力要素Ｉ、右輪出力要素Ｒ及び左輪出力要素Ｌのいずれかと接続する。この回転要素をデファレンシャル接続要素Ｄ１とする。
また、第２歯車機構１０２の残り１要素は、デファレンシャル接続要素Ｄ１と接続しているデファレンシャル１００の回転要素以外に残る２要素のうちのいずれか一方と接続する。この回転要素をデファレンシャル接続要素Ｄ２とする。

はじめに、直進時の第１歯車機構１０１及び第２歯車機構１０２の回転要素の回転数を比較し、これらの歯車機構がとりうる構造を検討する。
直進時にはデファレンシャル１００の回転要素である入力要素Ｉ、右輪出力要素Ｒ及び左輪出力要素Ｌの回転数は等しく、０よりも大きな値となる。よって、デファレンシャル１００の回転要素と接続するデファレンシャル接続要素Ｄ１及びＤ２もデファレンシャルの回転要素と等しい回転数となり、０よりも大きな値となる。

モータ入力要素Ｍの回転数は、設計要件より直進時には０となる。また、固定要素の回転数は常に０である。
連結要素Ｃの回転数は、第１歯車機構１０１及び第２歯車機構１０２において他の２要素がどの歯車に適用されるのかによって決まる。以下に、第１歯車機構１０１及び第２歯車機構１０２における各回転要素の回転数がとりうる大小関係の組合せを示す。

・「モータ入力要素Ｍ・固定要素Ｆ（＝０）＜デファレンシャル接続要素Ｄ１，Ｄ２＜連結要素Ｃ」
・「連結要素Ｃ＜モータ入力要素Ｍ・固定要素Ｆ（＝０）＜デファレンシャル接続要素Ｄ１，Ｄ２」
・「モータ入力要素Ｍ・固定要素Ｆ（＝０）＜連結要素Ｃ＜デファレンシャル接続要素Ｄ１，Ｄ２」

デファレンシャル接続要素Ｄ１とＤ２の回転数は等しく、０より大きな値となる。モータ入力要素Ｍと固定要素Ｆの回転数は等しく、０となる。よって、連結要素Ｃに対するデファレンシャル接続要素Ｄ１及びＤ２の相対的な回転数比は等しく、同様に、連結要素Ｃに対するモータ入力要素Ｍと固定要素Ｆの相対数比も等しい。

図１２は、直進時における第１歯車機構１０１及び第２歯車機構１０２がとりうる速度線図である。
図１２においては、直進時における第１歯車機構１０１及び第２歯車機構１０２の各回転要素の回転数がとりうる大小関係の組合せと連結要素Ｃに対する各回転要素の相対的な回転数比の条件が満たされている。

ここで、直進時における回転要素の回転数の関係に注目することで、第１歯車機構１０１及び第２歯車機構１０２がとりうる構造を分類できる。以下に、この分類の定義を示す。
・図１２（ａ）に示す、連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cが他の回転要素と比較し、最も高い構造をＡ型とする。
・図１２（ｂ）に示す、連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cがデファレンシャル１００の回転方向に対し逆回転している構造をＶ型とする。
・図１２（ｃ）に示す、連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cがデファレンシャル１００の回転要素より遅くなる構造をＸ型とする。

次に、第１歯車機構１０１及び第２歯車機構１０２の回転要素であるデファレンシャル接続要素Ｄ１，Ｄ２とデファレンシャル１００の回転要素の接続の組合せから、これらの歯車機構がとりうる構造を検討する。

表１は、デファレンシャル接続要素Ｄ１，Ｄ２の２要素とデファレンシャル１００の３要素が接続する場合のすべての組合せを示した表である。

直進時における回転要素の回転数の関係に注目した分類であるＡ型、Ｖ型及びＸ型と、デファレンシャル１００と第１歯車機構１０１及び第２歯車機構１０２の接続の組合せである表１に示す組合せ１〜６とを組合せた全１８種類が本検討における駆動力調整装置を実現できるすべて構造である。

図１３は、本検討における駆動力調整装置が成立する構造の速度線図である。
表１に示す組合せ１と組合せ２、組合せ３と組合せ４及び組合せ５と組合せ６はそれぞれ左右対称の接続である。よって、表１に示す６つの組合せは、以下に示す３つの分類として定義することができる。
・デファレンシャル接続要素Ｄ１，Ｄ２がそれぞれ右輪出力要素Ｒ及び左輪出力要素Ｌと接続される構造をＳＳ（Ｓｈａｆｔ ｔｏ Ｓｈａｆｔ接続）型と定義する。
・デファレンシャル接続要素Ｄ１と右輪出力要素Ｒ又は左輪出力要素Ｌ、デファレンシャル接続要素Ｄ２と入力要素Ｉが接続される構造をＳＣ（Ｓｈａｆｔ ｔｏ Ｃａｓｅ接続）型と定義する。
・デファレンシャル接続要素Ｄ１と入力要素Ｉ、デファレンシャル接続要素Ｄ２と右輪出力要素Ｒ又は左輪出力要素Ｌが接続される構造をＣＳ（Ｃａｓｅ ｔｏ Ｓｈａｆｔ接続）型と定義する。

以上より、直進時における回転要素の回転数の関係に注目した分類であるＡ型、Ｖ型及びＸ型と、第１歯車機構１０１及び第２歯車機構１０２とデファレンシャル１００の接続に注目した分類であるＳＳ型、ＳＣ型及びＣＳ型との組合せによって、図１３に示す速度線図で表された本検討における駆動力調整装置を実現できるすべての構造は９種類に分類することができる。

なお、１．２項で用いた駆動力調整装置の構造例は直進時には連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cが最も高くなる。また、モータ入力要素Ｍが含まれる第１歯車機構１０１は右輪出力要素Ｒと接続され、固定要素Ｆが含まれる第２歯車機構１０２は入力要素Ｉと接続されている。よって、１．２項で用いた駆動力調整装置の構造例はＡ／ＳＣ型に分類される。

２．本検討における駆動力調整装置の特性検討
２．１．各構造における回転数とトルク
左右輪間のトルク差をΔＴとした場合、右輪及び左輪のそれぞれへのトルク移動量ΔＴ／２とモータトルクＴ_mの関係を下式のように仮定する。

ここで、システムゲインＧはトルク移動量ΔＴに対するモータトルクＴ_mの増幅率を意味する。

デファレンシャル１００における入力要素Ｉと右輪出力要素Ｒ、入力要素Ｉと左輪出力要素Ｌのギヤ比を１対１とし、式（２３）を成立させた場合、回転要素間の相対的な回転数比をシステムゲインＧを用いて表した速度線図を検討する。

ここで、一例としてＡ／ＳＳ型の速度線図について検討する。
図１４は、Ａ／ＳＳ型の速度線図である。なお、図１４（ａ）は第１歯車機構において右輪出力要素Ｒに作用するトルクΔＴ_Rについて示した図、図１４（ｂ）は第１歯車機構において連結要素Ｃに作用するトルクＴ_Cについて示した図、図１４（ｃ）は第２歯車機構について示した図、図１４（ｄ）はデファレンシャルについて示した図である。

図１４においては、右輪出力要素Ｒとモータ入力要素Ｍ、及び、左輪出力要素Ｌと固定要素Ｆの相対的な回転数比をａとし、各歯車機構におけるトルクの関係を表している。
また、表２は、図１４に示す速度線図中で用いられている記号の一覧を示した表である。

図１４（ａ）より、Ｃ点を中心としたトルクのモーメントの釣り合いを下式で表す。

図１４（ｂ）より、Ｒ点を中心としたトルクのモーメントの釣り合いを下式で表す。

図１４（ｃ）より、Ｆ点を中心としたトルクのモーメントの釣り合いを下式で表す。

図１４（ｄ）より、トルクの総和の釣り合い、及び、Ｉ点を中心としたトルクのモーメントの釣り合いを下式で表す。

式（２４）〜（２８）より、右輪出力要素Ｒ及び左輪出力要素Ｌにかかるトルクは下式で表すことができる。

式（２９），（３０）より、モータ出力によって右輪のトルクＴ_Rを増加させ、左輪のトルクＴ_Lを減少させる、つまり、モータ出力によってトルクが移動していることが分かる。また、左右輪間のトルク差ΔＴは下式で表すことができる。

トルク移動量ΔＴを表す式（２３），（３１）より下式が得られる。

上式を整理することで回転数比ａは下式で表すことができる。

図１５は、各構造における速度線図を示した図である。
図１５においては、Ａ／ＳＳ型以外の構造も上記と同様に演算し、回転数比ａをシステムゲインＧで表した速度線図である。
図１５より、Ａ／ＳＳ型の右輪と左輪の回転数差ΔＮとモータ回転数Ｎ_mの関係を求める。
第１歯車機構１０１及び第２歯車機構１０２の各要素の回転数の関係より、連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cは下式で表すことができる。

式（３４），（３５）から回転数Ｎ_Cを消去すると下式が得られる。

式（３６）を整理することで下式が得られる。

右輪出力要素Ｒと左輪出力要素Ｌの回転数差はΔＮと表すことができるため、式（３７）は下式で表すことができる。

以上より、モータ回転数Ｎ_mは、システムゲインＧ及び左右輪の回転数差ΔＮに比例する。そして、この関係はすべての構造において成立する。

２．２．各回転要素回転数の正規化
各回転要素の回転数の比較を簡易化するため、速度線図中の各回転数を入力回転数Ｎ_Iで正規化する。
また、入力回転数Ｎ_Iと右輪回転数Ｎ_Rの差を正規化した値をＳとする。

Ｓは、デファレンシャル１００のケース１４０と車輪の回転数差であるためΔＮ／（２Ｎ_m）と同値となり、モータ回転数Ｎ_mは下式のように表すことができる。

デファレンシャル１００の各回転要素の回転数は下式のように表すことができる。

ここで、Ａ／ＳＳ型の連結要素Ｃの正規化した回転数Ｎ_C／Ｎ_I求めるため、式（３５）を入力回転数Ｎ_Iで正規化すると下式が得られる。

式（４４）に式（４３）を代入すると下式が得られる。

Ａ／ＳＳ型以外の構造も上記と同様に正規化した連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cを演算する。
表３は、各構造における正規化した連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cを示した表である。

以上より、各構造において入力回転数Ｎ_Iで各要素の回転数を正規化すると、各回転数はシステムゲインＧ及びＳで表すことができる。
図１６は、各回転要素の回転数をＮ_Iで正規化した速度線図である。

２．３．各構造における特性の比較
各構造の違いを明確にするために下記項目の特性を比較する。
・モータの消費エネルギー
・システムゲインＧがとりうる範囲
・回転要素の回転数
２．３．１．モータの消費エネルギーの比較
式（１）と式（１４）より、モータトルクＴ_mとモータ回転数Ｎ_mの積よりモータ１０３の消費エネルギーＰを求める。

よって、モータ１０３の消費エネルギーＰはシステムゲインＧや構造に係わらず、トルク差ΔＴと左右輪の回転数差ΔＮの値よって決まることが分かる。

２．３．２．システムゲインＧがとりうる範囲
表４は、各構造のシステムゲインＧが取り得る範囲を示した表である。

２．３．３．回転要素の回転数の比較
デファレンシャルの回転要素である入力要素Ｎ_I、右輪出力要素Ｎ_R、左輪出力要素Ｎ_Lは式（１７）〜（１９）で表され、構造の違いによる差はない。
モータ回転数Ｎ_mは、式（１６）よりＳとシステムゲインＧに比例するため、各構造においてシステムゲインＧが等しい場合には構造の違いによる差はない。
連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cは、構造の違いにより表３のように異なる値となる。

図１７は、システムゲインＧを一定にした場合のそれぞれの連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cの比較結果を示した図である。なお、図１７（ａ）においてはシステムゲインＧ＝４であり、図１７（ｂ）においてはシステムゲインＧ＝０．２である。
図１７より、システムゲインＧが一定時には、ＳＣ型は、Ｓに係わらず回転数Ｎ_Cは一定となることが分かる。これに対し、ＳＳ型及びＣＳ型は、Ｓに比例し回転数Ｎ_Cが増大することが分かる。

２．３．４．まとめ
表５は、各構造の特性比較の一覧を示した表である。

はじめに、システムゲインＧの範囲を比較する。
表５に示すように、Ｖ／ＳＳ型のシステムゲインＧは１未満、Ｖ／ＳＣ型及びＶ／ＣＳ型のシステムゲインＧは０．５未満となる。したがって、Ｖ型を適用する場合には少なくとも所望のトルク差の半分以上のトルクを出力するモータ１０３が必要となるため大型モータが必要となる。

これに対し、Ａ／ＳＳ型のシステムゲインＧは１よりも大きな値、Ａ／ＳＣ型及びＡ／ＣＳ型のシステムゲインＧは０．５よりも大きな値となる。また、Ｘ型のシステムゲインＧは０よりも大きな値となる。したがって、システムゲインＧを１よりも大きな値に設定することができるため、所望する左右輪のトルク差よりも小さな最大トルクを発生できるモータ１０３を使用することができ、モータ１０３を小型化し、駆動力調整装置の軽量化を図ることができる。

次に、連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cを比較する。
表５に示すように、ＳＳ型及びＣＳ型は旋回時に連結要素Ｃの回転数も増減する。したがって、ＳＳ型及びＣＳ型を適用する場合は旋回時に走行抵抗が変化し、走行特性が変化する懸念がある。これに対し、ＳＣ型は旋回時の連結要素Ｃの回転数が一定であるため、走行抵抗が変化せず、走行特性が変化することがない。特に、Ａ／ＳＣ型及びＸ／ＳＣ型は、回転数Ｎ_Cが常に正の値であることから、第１キャリア１３０及び第２キャリア１３１の回転方向がデファレンシャル１００のケース１４０や出力軸に対して常に同方向に回転するため、駆動力調整装置のケーシング内部における攪拌抵抗を低減させ、走行負荷を減少させることができる。

以下、本発明に係る駆動力調整装置の第１の実施例について説明する。
本実施例に係る駆動力調整装置は、上述した検討の結果から、システムゲインＧに１よりも大きな値を取ることができ、回転数Ｎ_Cが一定で常に正の値を取るＡ／ＳＣ型を実現できる構成とした。

図１は、第１の実施例に係る駆動力調整装置のスケルトン図である。
図１に示すように、デファレンシャル１には、左輪と右輪とに伝達される駆動力配分を調整可能な左右輪駆動力調整機構２が設置されている。本実施例においては、デファレンシャル１は、従来より広く知られているベベルギヤ式の差動装置を用いている。

デファレンシャル１は、デファレンシャル１のケース１５の内部に左右のサイドギヤ１０，１１とデファレンシャルピニオンギヤ１２，１３を備え、ケース１５の外周面に入力ギヤ１４を備えている。左右のサイドギヤ１０，１１は互いに対向し、かつ入力ギヤ１４と同軸上に設けられている。入力ギヤ１４は、プロペラシャフト９の端部に設置された出力ギヤ９０と噛合している。

また、左右のサイドギヤ１０，１１の間にデフピニオン１２，１３が設けられるとともに、これらのデフピニオン１２，１３は自転可能に入力ギヤ１４に支持されている。そして、左側のサイドギヤ１０に左側ドライブシャフト２０が接続され、右側のサイドギヤ１１に右側ドライブシャフト２１が接続されている。

そして、直進時には、左右のサイドギヤ１０，１１及びデファレンシャルピニオンギヤ１２，１３が相対回転することなく一体となって回転するとともに、旋回時には、各ギヤが自転することで左右のドライブシャフト２０，２１の回転数差が吸収されるようになっている。

また、左右輪駆動力調整機構２は、それぞれ並列に配設された第１及び第２の３要素２自由度歯車機構３，４及びモータ５から構成されており、第１及び第２の３要素２自由度歯車機構３，４及びモータ５はいずれもデファレンシャル１の回転軸（すなわち、入力ギヤ１４の回転中心軸）と同軸上に配設されている。

右輪側に配設された３要素２自由度歯車機構３は、右側のドライブシャフト２１に接続された第１サンギヤ３０と、第１サンギヤ３０の周囲に複数設けられて第１サンギヤ３０と噛合する第１プラネタリギヤ３１と、第１プラネタリギヤ３１と一体に回転する第２プラネタリギヤ３２と、第１及び第２プラネタリギヤ３１，３２を回転自在に軸支する第１キャリア３４と、第１サンギヤ３０と同軸上に設けられ、第２プラネタリギヤ３２と噛合する第２サンギヤ３３とを備えている。

第２サンギヤ３３は、モータ５のロータ（回転子）５０に接続される中空軸（モータ回転軸）８に一体に形成されている。また、中空軸８の内部には、右側ドライブシャフト２１が同軸上に配設されている。

モータ５は、第１及び第２の３要素２自由度歯車機構３，４の車軸方向（車幅方向）に配置されており、本実施例においては、外周側にステータ（固定子）５１が配置され、ステータ５１の内側にロータ５０が配置されている。なお、ロータ５０を外周側に配設しステータ５１を内側に配置する構成としてもよい。

左輪側に配設された３要素２自由度歯車機構４は、デファレンシャル１の入力ギヤ１４に接続された第３サンギヤ４０と、第３サンギヤ４０の周囲に複数設けられ、第３サンギヤ４０と噛合する第３プラネタリギヤ４１と、第３プラネタリギヤ４１に対し同軸上に設けられるとともに第３プラネタリギヤ４１と一体に回転する第４プラネタリギヤ４２と、第３及び第４プラネタリギヤ４１，４２を回転自在に軸支するとともに、第１キャリア３４と一体に形成された第２キャリア４４と、第３サンギヤ４０と同軸上に設けられ、第４プラネタリギヤ４２と噛合するとともに第１及び第２の３要素２自由度歯車機構３，４を収納するケーシング６に固定された第４サンギヤ４３とを備えている。

第３サンギヤ４０とデファレンシャル１の入力ギヤ１４は中空軸７を介して接続されており、これにより第３サンギヤ４０とデファレンシャル１の入力ギヤ１４とが一体に回転するようになっている。中空軸７，８の内部には、デファレンシャル１のサイドギヤ１１に接続された右側ドライブシャフト２１が配設されており、このドライブシャフト２１は、中空軸７，８と同軸上に配設されている。

本実施例においては、第１サンギヤ３０と第３サンギヤ４０は同一歯数に形成されている。また、第１プラネタリギヤ３１と第３プラネタリギヤ４１も同一歯数に形成されている。さらに、第２サンギヤ３３と第４サンギヤ４３は同一歯数に形成されている。また、第２プラネタリギヤ３２と第４プラネタリギヤ４２も同一歯数に形成されている。

また、第１及び第３サンギヤ３０，４０と、第２及び第４サンギヤ３３，４３とでは、第１及び第３サンギヤ３０，４０の方の歯数が多く形成されている。さらに、第１及び第３プラネタリギヤ３１，４１と、第２及び第４プラネタリギヤ３２，４２とでは、第１及び第３プラネタリギヤ３１，４１の方の歯数が少なく形成されている。

本実施例に係る駆動力調整装置は上述した構成により、車両の走行状況等に応じてモータ５の作動を制御することで、左右輪の間で駆動力配分（トルク配分）の状態を適宜変更して、一方の車輪の駆動トルクを増大又は減少させることができる。

次に、本実施例に係る駆動力調整装置の作用について説明する。
図２は、第１の実施例に係る駆動力調整装置の速度線図である。
図２に示す連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cは、下式で表すことができる。

ここで、ΔＴは左右のドライブシャフト２０，２１上のトルク差、Ｔ_mはモータトルク、Ｎ_iはデファレンシャル１のケース１５の回転数を意味する。

本実施例に係る駆動力調整装置によれば、式（４７）より、連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cは常に正の値となることから、連結要素Ｃはデファレンシャル１のケース１５や中空軸７と常に同方向に回転することとなるため、攪拌抵抗を低減することができる。したがって、走行負荷を減少させることができる。

なお、上記特許文献１に開示される駆動力調整装置は、Ｖ／ＳＣ型の駆動力調整装置であるため、連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cは常に負の値となることから、連結要素Ｃはデファレンシャル１のケース１５や中空軸７と常に逆方向に回転することとなるため、攪拌抵抗が増加してしまう。したがって、走行負荷が増加してしまう。

また、本実施例に係る駆動力調整装置によれば、表５に示すように、Ａ／ＳＣ型の駆動力調整装置の場合、モータトルクＴ_mのシステムゲインＧのとりうる範囲はＧ＞０．５となるため、システムゲインＧを1以上と設定することができる。したがって、所望する左右輪のトルク差よりも小さな最大トルクを発生できるモータ５を使用することができるため、モータ５を小型化し、駆動力調整装置を軽量化することができる。

なお、上記特許文献１に開示される駆動力調整装置は、Ｖ／ＳＣ型の駆動力調整装置であるため、モータトルクＴ_mのシステムゲインＧのとりうる範囲は０＜Ｇ＜０．５となる。したがって、所望する左右輪のトルク差の２倍以上の最大トルクを発生できるモータ５を使用する必要があるため、モータ５が大型化し、駆動力調整装置の重量が増大してしまう。

以下、本発明に係る駆動力調整装置の第２の実施例について説明する。
本実施例に係る駆動力調整装置は、モータ１８を左右輪駆動力調整機構１５の車両前後方向における側方に設置した点が第１の実施例に係る駆動力調整装置の構成と異なる。なお、これ以外の構成は第１の実施例に係る駆動力調整装置と同様である。

図３は、第２の実施例に係る駆動力調整装置のスケルトン図である。
図３に示すように、本実施例に係る駆動力調整装置は、モータ５を左右輪駆動力調整機構２の車両前後方向における側方に設置し、ロータ５０の出力軸にギヤ５２を設置し、このギヤ５２と噛合するギヤ５３を中空軸８の外周面に設置して、モータ５と左右輪駆動力調整機構２とを接続している。

本実施例に係る駆動力調整装置によれば、駆動力調整装置の車幅方向の大きさを小さくすることができるため、第１の実施例に係る駆動力調整装置のように車幅方向にモータ５を設置する余裕がない車両であっても、本実施例に係る駆動力調整装置を搭載することができる。

以下、本発明に係る駆動力調整装置の第３の実施例について説明する。
本実施例に係る駆動力調整装置は、左輪側にモータ５を設置した点が第１の実施例に係る駆動力調整装置の構成と異なる。

図４は、第３の実施例に係る駆動力調整装置のスケルトン図である。
図４に示すように、本実施例に係る駆動力調整装置は、第１の実施例に係る駆動力調整装置の構成とは逆に、左輪側にモータ５を設置する。
図５は、第３の実施例に係る駆動力調整装置の速度線図である。
本実施形態に係る駆動力調整装置の速度線図は、第１の実施例に係る駆動力調整装置の構成とは逆に、左輪側にモータ５を設置するため、図５に示す速度線図となる。これにより、本実施例に係る駆動力調整装置や、第１の実施例に係る駆動力調整装置を適宜選択することにより、車両の形状に合わせて駆動力調整装置を搭載することができる。

以下、本発明に係る駆動力調整装置の第４の実施例について説明する。
本実施例に係る駆動力調整装置は、上述した検討の結果から、システムゲインＧに１よりも大きな値を取ることができ、回転数Ｎ_Cが一定で常に正の値を取るＡ／ＳＣ型を実現できる構成とした。なお、本実施例に係る駆動力調整装置は、左右輪駆動力調整機構２の構成以外については、第１の実施例に係る駆動力調整装置の構成と同様である。

図６は、第４の実施例に係る駆動力調整装置のスケルトン図である。
図６に示すように、本実施例に係る駆動力調整装置における左右輪駆動力調整機構２は、それぞれ並列に配設された第１及び第２の３要素２自由度歯車機構３，４及びモータ５から構成されており、第１及び第２の３要素２自由度歯車機構３，４及びモータ５はいずれもデファレンシャル１の回転軸（すなわち、入力ギヤ１４の回転中心軸）と同軸上に配設されている。

右輪側に配設された３要素２自由度歯車機構３は、右側のドライブシャフト２１に接続された第１サンギヤ２００と、第１サンギヤ２００の周囲に複数設けられて第１サンギヤ２００と噛合する第１プラネタリギヤ２０１と、第１プラネタリギヤ２０１と一体に回転する第２プラネタリギヤ２０２と、第１及び第２プラネタリギヤ２０１，２０２を回転自在に軸支する第１キャリア２０４と、第１サンギヤ２００と同軸上に設けられ、第２プラネタリギヤ２０２と噛合する第２サンギヤ２０３とを備えている。

第１キャリア２０４は、モータ５のロータ（回転子）５０に接続される中空軸（モータ回転軸）８に一体に形成されている。また、中空軸８の内部には、右側ドライブシャフト２１が同軸上に配設されている。

モータ５は、第１及び第２の３要素２自由度歯車機構３，４の車軸方向（車幅方向）に配置されており、本実施例においては、外周側にステータ（固定子）５１が配置され、ステータ５１の内側にロータ５０が配置されている。なお、ロータ５０を外周側に配設しステータ５１を内側に配置する構成としてもよい。

左輪側に配設された３要素２自由度歯車機構４は、デファレンシャル１の入力ギヤ１４に接続された第３サンギヤ２１０と、第３サンギヤ２１０の周囲に複数設けられ、第３サンギヤ２１０と噛合する第３プラネタリギヤ２１１と、第３プラネタリギヤ２１１に対し同軸上に設けられるとともに第３プラネタリギヤ２１１と一体に回転する第４プラネタリギヤ２１２と、第３及び第４プラネタリギヤ２１１，２１２を回転自在に軸支するとともに、ケーシング６と一体に形成された第２キャリア２１４と、第３サンギヤ２１０と同軸上に設けられ、第４プラネタリギヤ２１２と噛合する第４サンギヤ２１３とを備えている。

第２サンギヤ２０３と第４サンギヤ２１３は中空軸２０５を介して接続されており、これにより第２サンギヤ２０３と第４サンギヤ２１３とが一体に回転するようになっている。第３サンギヤ２１０とデファレンシャル１の入力ギヤ１４は中空軸７を介して接続されており、これにより第３サンギヤ２１０とデファレンシャル１の入力ギヤ１４とが一体に回転するようになっている。中空軸７，８，２０５の内部には、デファレンシャル１のサイドギヤ１１に接続された右側ドライブシャフト２１が配設されており、このドライブシャフト２１は、中空軸７，８，２０５と同軸上に配設されている。

本実施例においては、第１サンギヤ２００と第３サンギヤ２１０は同一歯数に形成されている。また、第１プラネタリギヤ２０１と第３プラネタリギヤ２１１も同一歯数に形成されている。さらに、第２サンギヤ２０３と第４サンギヤ２１３は同一歯数に形成されている。また、第２プラネタリギヤ２０２と第４プラネタリギヤ２１２も同一歯数に形成されている。

また、第１及び第３サンギヤ２００，２１０と、第２及び第４サンギヤ２０３，２１３とでは、第１及び第３サンギヤ２００，２１０の方の歯数が多く形成されている。さらに、第１及び第３プラネタリギヤ２０１，２１１と、第２及び第４プラネタリギヤ２０２，２１２とでは、第１及び第３プラネタリギヤ２０１，２１１の方の歯数が少なく形成されている。

すなわち、本実施例においては、第１及び第３プラネタリギヤ２０１，２１１と第１及び第３サンギヤ２００，２１０との歯数比は、第２及び第４プラネタリギヤ２０２，２１２と第２及び第４サンギヤ２０３，２１３との歯数比よりも小さく設定されている。

本実施例に係る駆動力調整装置は上述した構成により、車両の走行状況等に応じてモータ５の作動を制御することで、左右輪の間で駆動力配分（トルク配分）の状態を適宜変更して、一方の車輪の駆動トルクを増大又は減少させることができる。そして、本実施例に係る駆動力調整装置は、第１の実施例に係る駆動力調整装置と同様の作用及び効果を奏する。

以下、本発明に係る駆動力調整装置の第５の実施例について説明する。
本実施例に係る駆動力調整装置は、上述した検討の結果から、システムゲインＧに１よりも大きな値を取ることができ、回転数Ｎ_Cが一定で常に正の値を取るＡ／ＳＣ型を実現できる構成とした。なお、本実施例に係る駆動力調整装置は、左右輪駆動力調整機構２の構成以外については、第１の実施例に係る駆動力調整装置の構成と同様である。

図７は、第５の実施例に係る駆動力調整装置のスケルトン図である。
図７に示すように、本実施例に係る駆動力調整装置における左右輪駆動力調整機構２は、それぞれ並列に配設された第１及び第２の３要素２自由度歯車機構３，４及びモータ５から構成されている。

右輪側に配設された３要素２自由度歯車機構３は、右側のドライブシャフト２１に接続された第１内歯ギヤ２２０と、第１内歯ギヤ２２０の内側に設けられ第１内歯ギヤ２２０と噛合する第１外歯ギヤ２２１と、第１外歯ギヤ２２１と中空軸２２４を介して接続され一体に回転する第２外歯ギヤ２２２と、第２外歯ギヤ２２２の外側に設けられ第２外歯ギヤ２２２と噛合する第２内歯ギヤ２２３とを備えている。

中空軸２２４の外周面には、軸受２２５が設置されている。軸受２２５の外側には、モータ５のロータ（回転子）５０に接続される中空軸（モータ回転軸）８が接続されている。すなわち、中空軸２２４と中空軸８は、軸受２２５を介して接続されている。そして、中空軸８の内部には、右側ドライブシャフト２１及び第１内歯ギヤ２２０が同軸上に配設され、第１外歯ギヤ２２１及び中空軸２２４が偏心して配設されている。

モータ５は、第１及び第２の３要素２自由度歯車機構３，４の車軸方向（車幅方向）に配置されており、本実施例においては、外周側にステータ（固定子）５１が配置され、ステータ５１の内側にロータ５０が配置されている。なお、ロータ５０を外周側に配設しステータ５１を内側に配置する構成としてもよい。

左輪側に配設された３要素２自由度歯車機構４は、デファレンシャル１の入力ギヤ１４に接続された第３内歯ギヤ２３０と、第３内歯ギヤ２３０の内側に設けられ、第３内歯ギヤ２３０と噛合する第３外歯ギヤ２３１と、第３外歯ギヤ２３１と中空軸２３４を介して接続され一体に回転する第４外歯ギヤ２３２と、第４外歯ギヤ２３２の外側に設けられ第４外歯ギヤ２３２と噛合する第４内歯ギヤ２３３とを備えている。

第２内歯ギヤ２２３と第４内歯ギヤ２３３は中空円筒２３５を介して接続されており、これにより第２内歯ギヤ２２３と第４内歯ギヤ２３３とが一体に回転するようになっている。第３内歯ギヤ２３０とデファレンシャル１の入力ギヤ１４は中空軸７を介して接続されており、これにより第３内歯ギヤ２３０とデファレンシャル１の入力ギヤ１４とが一体に回転するようになっている。

中空軸７，８，２２４，２３４及び中空円筒２３５の内部には、デファレンシャル１のサイドギヤ１１に接続された右側ドライブシャフト２１が配設されており、このドライブシャフト２１は、中空軸７，８及び中空円筒２３５と同軸上に配設されている。また、中空軸２２４，２３４はドライブシャフト２１に対し偏心して配設されている。

本実施例においては、第１内歯ギヤ２２０と第３内歯ギヤ２３０は同一歯数に形成されている。また、第１外歯ギヤ２２１と第３外歯ギヤ２３１も同一歯数に形成されている。さらに、第２内歯ギヤ２２３と第４内歯ギヤ２３３は同一歯数に形成されている。また、第２外歯ギヤ２２２と第４外歯ギヤ２３２も同一歯数に形成されている。

また、第１及び第３内歯ギヤ２２０，２３０と、第２及び第４内歯ギヤ２２３，２３３とでは、第１及び第３内歯ギヤ２２０，２３０の方の歯数が多く形成されている。さらに、第１及び第３外歯ギヤ２２１，２３１と、第２及び第４外歯ギヤ２２２，２３２とでは、第１及び第３外歯ギヤ２２１，２３１の方の歯数が少なく形成されている。

すなわち、本実施例においては、第１及び第３内歯ギヤ２２０，２３０と第１及び第３外歯ギヤ２２１，２３１との歯数比は、第２及び第４内歯ギヤ２２３，２３３と第２及び第４外歯ギヤ２２２，２３２との歯数比よりも小さく設定されている。

本実施例に係る駆動力調整装置は上述した構成により、車両の走行状況等に応じてモータ５の作動を制御することで、左右輪の間で駆動力配分（トルク配分）の状態を適宜変更して、一方の車輪の駆動トルクを増大又は減少させることができる。そして、本実施例に係る駆動力調整装置は、第１の実施例に係る駆動力調整装置と同様の作用及び効果を奏する。

以下、本発明に係る駆動力調整装置の第６の実施例について説明する。
本実施例に係る駆動力調整装置は、上述した検討の結果から、システムゲインＧに１よりも大きな値を取ることができ、回転数Ｎ_Cが一定で常に正の値を取るＡ／ＳＣ型を実現できる構成とした。なお、本実施例に係る駆動力調整装置は、左右輪駆動力調整機構２の構成以外については、第１の実施例に係る駆動力調整装置の構成と同様である。

図８は、第６の実施例に係る駆動力調整装置のスケルトン図である。
図８に示すように、本実施例に係る駆動力調整装置における左右輪駆動力調整機構２は、それぞれ並列に配設された第１及び第２の３要素２自由度歯車機構３，４及びモータ５から構成されている。

右輪側に配設された３要素２自由度歯車機構３は、右側のドライブシャフト２１に接続された第１外歯ギヤ２４０と、第１外歯ギヤ２４０の外側に設けられ第１外歯ギヤ２４０と噛合する第１内歯ギヤ２４１と、第１内歯ギヤ２４１と中空軸２４４を介して接続され一体に回転する第２外歯ギヤ２４２と、第２外歯ギヤ２４２の外側に設けられ第２外歯ギヤ２４２と噛合する第２内歯ギヤ２４３とを備えている。そして、本実施例においては、第１内歯ギヤ２４１は中空軸２４４の内周面に設けられ、第２外歯ギヤ２４２は中空軸２４４の外周面に設けられている。

中空軸２４４の右輪側の端部の外周面には、軸受２４５が設けられている。軸受２４５の外側には、モータ５のロータ（回転子）５０に接続される中空軸（モータ回転軸）８が接続されている。すなわち、中空軸２４４と中空軸８は、軸受２４５を介して接続されている。そして、中空軸８の内部には、右側ドライブシャフト２１が同軸上に配設され、中空軸２４４が偏心して配設されている。

モータ５は、第１及び第２の３要素２自由度歯車機構３，４の車軸方向（車幅方向）に配置されており、本実施例においては、外周側にステータ（固定子）５１が配置され、ステータ５１の内側にロータ５０が配置されている。なお、ロータ５０を外周側に配設しステータ５１を内側に配置する構成としてもよい。

左輪側に配設された３要素２自由度歯車機構４は、デファレンシャル１の入力ギヤ１４に接続された第３外歯ギヤ２５０と、第３外歯ギヤ２５０の外側に設けられ、第３外歯ギヤ２５０と噛合する第３内歯ギヤ２５１と、第３内歯ギヤ２５１と中空軸２５４を介して接続され一体に回転する第４外歯ギヤ２５２と、第４外歯ギヤ２５２の外側に設けられ第４外歯ギヤ２５２と噛合する第４内歯ギヤ２５３とを備えている。そして、本実施例においては、第３内歯ギヤ２５１は中空軸２５４の内周面に設けられ、第４外歯ギヤ２５２は中空軸２５４の外周面に設けられている。

第２内歯ギヤ２４３と第４内歯ギヤ２５３は中空円筒２５５を介して接続されており、これにより第２内歯ギヤ２４３と第４内歯ギヤ２５３とが一体に回転するようになっている。第３内歯ギヤ２５０とデファレンシャル１の入力ギヤ１４は中空軸７を介して接続されており、これにより第３内歯ギヤ２５０とデファレンシャル１の入力ギヤ１４とが一体に回転するようになっている。

中空軸７，８，２４４，２５４及び中空円筒２５５の内部には、デファレンシャル１のサイドギヤ１１に接続された右側ドライブシャフト２１が配設されており、このドライブシャフト２１は、中空軸７，８及び中空円筒２５５と同軸上に配設されている。また、中空軸２４４，２５４はドライブシャフト２１に対し偏心して配設されている。

本実施例においては、第１外歯ギヤ２４０と第３外歯ギヤ２５０は同一歯数に形成されている。また、第１内歯ギヤ２４１と第３内歯ギヤ２５１も同一歯数に形成されている。さらに、第２内歯ギヤ２４３と第４内歯ギヤ２５３は同一歯数に形成されている。また、第２外歯ギヤ２４２と第４外歯ギヤ２５２も同一歯数に形成されている。

また、第１及び第３外歯ギヤ２４０，２５０と、第２及び第４内歯ギヤ２４３，２５３とでは、第１及び第３外歯ギヤ２４０，２５０の方の歯数が少なく形成されている。さらに、第１及び第３内歯ギヤ２４１，２５１と、第２及び第４外歯ギヤ２４２，２５２とでは、第１及び第３内歯ギヤ２４１，２５１の方の歯数が少なく形成されている。

すなわち、本実施例においては、第１及び第３内歯ギヤ２４１，２５１と第１及び第３外歯ギヤ２４０，２５０との歯数比は、第２及び第４内歯ギヤ２４３，２５３と第２及び第４外歯ギヤ２４２，２５２との歯数比よりも大きく設定されている。

本実施例に係る駆動力調整装置は上述した構成により、車両の走行状況等に応じてモータ５の作動を制御することで、左右輪の間で駆動力配分（トルク配分）の状態を適宜変更して、一方の車輪の駆動トルクを増大又は減少させることができる。そして、本実施例に係る駆動力調整装置は、第１の実施例に係る駆動力調整装置と同様の作用及び効果を奏する。

なお、以上の本発明の実施形態の説明においては、例として、車両の左右輪の駆動力を調整する駆動力調整装置を引合に説明したが、左右輪の駆動力の調整に限ることなく、左右輪を前後輪として、車両の前後輪の駆動力を調整する駆動力調整装置とすることもできる。

また、上述した各実施例は本発明に係る駆動力調整装置の要件を満たす構成の一例について説明するものであり、これら以外の構成の３要素２自由度歯車機構であっても本発明に係る駆動力調整装置の要件を満たす構成を実現することは可能である。

以上説明したように、本発明に係る駆動力調整装置は、駆動源からの駆動力が入力されるとともに、二つの出力軸の回転数差を吸収するデファレンシャル１と、デファレンシャル１の出力軸間のトルク差を発生させるアクチュエータとして１つのモータ５と、モータ５によるトルクの付与により、デファレンシャル１の第１出力軸（第１〜４の実施例においては右輪側の出力軸）のトルクを増加又は減少させ、同じ大きさのトルクをデファレンシャル１の第２出力軸（第１〜４の実施例においては左輪側の出力軸）で減少又は増加させる第１の３要素２自由度歯車機構３と第２の３要素２自由度歯車機構４を備える２出力軸間の駆動力調整機構とを備え、直進時のモータ５の回転数は０である２出力軸間の駆動力調整装置において、デファレンシャル１のトルクが入力される回転要素と第２の３要素２自由度歯車機構４の１つの回転要素を接続した要素を入力要素Ｉとし、デファレンシャル１の第１出力軸の回転要素を第１出力要素Ｒ、第２出力軸の回転要素を第２出力要素Ｌとし、第１出力要素Ｒと第２出力要素Ｌのどちらか一方が第１の３要素２自由度歯車機構３の１つの回転要素と接続し、第１の３要素２自由度歯車機構３の１つの回転要素とモータ５とを接続した要素をモータ入力要素Ｍとし、第２の３要素２自由度歯車機構４の１つの回転要素とケーシング６とを接続し、回転数が０となる要素を固定要素Ｆとし、第１の３要素２自由度歯車機構３の１つの回転要素と第２の３要素２自由度歯車機構４の１つの回転要素とを接続した要素を連結要素Ｃとし、縦軸に回転数、横軸に各要素の相対的な回転数比をとったグラフ上に各要素を点として表現したときに、Ｌ−ＩとＲ−Ｉとの長さが等しく、かつ、Ｌ−Ｉ−Ｒ、Ｆ−Ｉ−Ｃ及びＣ−Ｒ−Ｍの順、又は、Ｌ−Ｉ−Ｒ、Ｍ−Ｌ−Ｃ及びＣ−Ｉ−Ｆの順に直線で結ばれる速度線図を実現する構成とすることにより、連結要素Ｃの回転数Ｎ_Cは常に正の値となることから、連結要素Ｃはデファレンシャル１のケース１５や中空軸７と常に同方向に回転することとなるため、攪拌抵抗を低減することができる。したがって、走行負荷を減少させることができる。

また、本発明に係る駆動力調整装置は、Ａ／ＳＣ型の駆動力調整装置であるため、表５に示すように、モータトルクＴ_mのシステムゲインＧのとりうる範囲はＧ＞０．５となるため、システムゲインＧを１以上と設定することができる。したがって、所望する左右輪のトルク差よりも小さな最大トルクを発生できるモータ５を使用することができるため、モータ５を小型化し、駆動力調整装置を軽量化することができる。

本発明は、例えば、車両の左右輪や前後輪の駆動力を調整する駆動力調整装置に利用することが可能である。

１ デファレンシャル
２ 左右輪駆動力調整機構
３ 第１の３要素２自由度歯車機構
４ 第２の３要素２自由度歯車機構
５ モータ
６ ケーシング
７，８ 中空軸
９ プロペラシャフト
１０ 左サイドギヤ
１１ 右サイドギヤ
１２，１３ デファレンシャルピニオンギヤ
１４ 入力ギヤ
１５ ケース
２０ 左側ドライブシャフト
２１ 右側ドライブシャフト
３０，２００ 第１サンギヤ
３１，２０１ 第１プラネタリギヤ
３２，２０２ 第２プラネタリギヤ
３３，２０３ 第２サンギヤ
３４，２０４ 第１キャリア
２０５ 中空軸
４０，２１０ 第３サンギヤ
４１，２１１ 第３プラネタリギヤ
４２，２１２ 第４プラネタリギヤ
４３，２１３ 第４サンギヤ
４４ 第２キャリア
５０ ロータ
５１ ステータ
５２，５３ ギヤ
９０ 出力ギヤ
２２０，２４１ 第１内歯ギヤ
２２１，２４０ 第１外歯ギヤ
２２２，２４２ 第２外歯ギヤ
２２３，２４３ 第２内歯ギヤ
２２４，２４４ 中空軸
２２５，２４５ 軸受
２３０，２５１ 第３内歯ギヤ
２３１，２５０ 第３外歯ギヤ
２３２，２５２ 第４外歯ギヤ
２３３，２５３ 第４内歯ギヤ
２３４，２５４ 中空軸
２３５，２５５ 中空円筒

Claims (3)

1. 駆動源からの駆動力が入力されるとともに、二つの出力軸の回転数差を吸収するデファレンシャルと、
   前記デファレンシャルの出力軸間のトルク差を発生させるアクチュエータとして１つのモータと、
   前記モータによるトルクの付与により、前記デファレンシャルの第１出力軸のトルクを増加又は減少させ、同じ大きさのトルクを前記デファレンシャルの第２出力軸で減少又は増加させる第１の３要素２自由度歯車機構と第２の３要素２自由度歯車機構を備える２出力軸間の駆動力調整機構とを備え、
   直進時の前記モータの回転数は０である２出力軸間の駆動力調整装置において、
   前記デファレンシャルのトルクが入力される回転要素と前記第２の３要素２自由度歯車機構の１つの回転要素を接続した要素を入力要素Ｉとし、
   前記デファレンシャルの第１出力軸の回転要素を第１出力要素Ｒ、第２出力軸の回転要素を第２出力要素Ｌとし、
   前記第１出力要素Ｒと前記第２出力要素Ｌのどちらか一方が前記第１の３要素２自由度歯車機構の１つの回転要素と接続し、
   前記第１の３要素２自由度歯車機構の１つの回転要素と前記モータとを接続した要素をモータ入力要素Ｍとし、
   前記第２の３要素２自由度歯車機構の１つの回転要素とケーシングとを接続し、回転数が０となる要素を固定要素Ｆとし、
   前記第１の３要素２自由度歯車機構の１つの回転要素と第２の３要素２自由度歯車機構の１つの回転要素とを接続した要素を連結要素Ｃとし、
   縦軸に回転数、横軸に各要素の相対的な回転数比をとったグラフ上に各要素を点として表現したときに、Ｌ−ＩとＲ−Ｉとの長さが等しく、かつ、Ｌ−Ｉ−Ｒ、Ｆ−Ｉ−Ｃ及びＣ−Ｒ−Ｍの順、又は、Ｌ−Ｉ−Ｒ、Ｍ−Ｌ−Ｃ及びＣ−Ｉ−Ｆの順に直線で結ばれる速度線図を実現する構成とする
   ことを特徴とする駆動力調整装置。
2. 前記第１の３要素２自由度歯車機構は、
   前記デファレンシャルの一方の出力軸に接続された第１サンギヤと、
   前記第１サンギヤの周囲に設けられ該第１サンギヤに噛合する第１プラネタリギヤと、
   前記第１プラネタリギヤと同軸上に設けられるとともに該第１プラネタリギヤと一体に回転する第２プラネタリギヤと、
   前記第１プラネタリギヤ及び前記第２プラネタリギヤを回転自在に軸支する第１キャリアと、
   前記第１サンギヤと同軸上に設けられ、前記第２プラネタリギヤと噛合するとともに前記モータの回転軸に接続された第２サンギヤと
   前記第２の３要素２自由度歯車機構は、
   前記デファレンシャルのケースに接続された第３サンギヤと、
   前記第３サンギヤの周囲に設けられ該第３サンギヤに噛合する第３プラネタリギヤと、
   前記第３プラネタリギヤと同軸上に設けられ該第３プラネタリギヤと一体に回転する第４プラネタリギヤと、
   前記第３プラネタリギヤ及び前記第４プラネタリギヤを回転自在に軸支するとともに、前記第１キャリアと一体に形成された第２キャリアと、
   前記第３サンギヤと同軸上に設けられ、前記第４プラネタリギヤと噛合するとともに前記第１の３要素２自由度歯車機構を収納するケーシングに固定された第４サンギヤとを備える
   ことを特徴とする請求項１に記載の駆動力調整装置。
3. 前記第１サンギヤと前記第３サンギヤは同一歯数に形成し、前記第１プラネタリギヤと前記第３プラネタリギヤは同一歯数に形成し、前記第２サンギヤと前記第４サンギヤは同一歯数に形成し、前記第２プラネタリギヤと前記第４プラネタリギヤは同一歯数に形成し、
   前記第１サンギヤと前記第１プラネタリギヤの歯数の比を前記第２サンギヤと前記第２プラネタリギヤの歯数の比よりも小さく形成し、
   前記第３サンギヤと前記第３プラネタリギヤの歯数の比を前記第４サンギヤと前記第４プラネタリギヤの歯数の比よりも小さく形成する
   ことを特徴とする請求項２に記載の駆動力調整装置。

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