JP2019105311A - 動力配分装置 - Google Patents

Abstract

【課題】軸線方向長さを可能な限り短縮し、ミッションケースに収容可能とし、小型化及び低コスト化を図ることができる動力配分装置を提供する。【解決手段】本発明による動力配分装置１は、第１及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２から成る２連ピニオンギヤ１４と、第１ピニオンギヤＰ１に噛み合うピニオンギヤＰと、２連ピニオンギヤ１４及びピニオンギヤＰを回転自在に支持するキャリア部材１３と、ピニオンギヤＰに噛み合うサンギヤＳと、第１及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２に噛み合い、右出力軸ＳＦＲ及び左出力軸ＳＦＬに連結された第１及び第２リングギヤＲ１、Ｒ２と、キャリア部材１３及びサンギヤＳを制動する第１及び第２ブレーキ１１、１２と、差動装置Ｄと、を備える。第１及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２は、互いに異なる径及び同じ歯数を有し、ギヤ歯２１ａ、２２ａ同士が隙間のない状態で一体に形成されている。【選択図】図５

Description

本発明は、動力源に変速機を介して連結され、互いに差回転が可能な２つの回転軸に動力を配分するための動力配分装置に関する。

従来、この種の動力配分装置として、例えば特許文献１に開示されたものが知られている。この従来の動力配分装置は、四輪車両に適用されたものであり、内燃機関のトルクを左右の出力軸に配分する差動装置と、左出力軸の周りに回転自在に設けられたキャリア部材と、キャリア部材に回転自在に支持された３連ピニオンギヤと、油圧式の増速用クラッチ及び減速用クラッチを備えている。左右の出力軸は、左右の駆動輪にそれぞれ連結されている。また、３連ピニオンギヤは、互いに異なるピッチ円径を有する第１ピニオンギヤ、第２ピニオンギヤ及び第３ピニオンギヤで構成されており、これらの第１〜第３ピニオンギヤは、一体に形成されている。第１ピニオンギヤは、右出力軸と一体の第１サンギヤと噛み合っており、第２ピニオンギヤは左出力軸と一体の第２サンギヤと噛み合っている。また、第３ピニオンギヤは、回転自在に設けられた第３サンギヤと噛み合っている。さらに、増速用クラッチによって、第３サンギヤと不動のケーシングの間が接続・遮断され、減速用クラッチによって、キャリア部材とケーシングの間が接続・遮断される。

以上の構成の従来の動力配分装置では、車両の左右の旋回時、増速用及び減速用クラッチの締結力を制御することによって、左右の出力軸へのトルクの配分が制御される。例えば車両の右旋回時には、増速用クラッチの解放により第３サンギヤとケーシングの間を遮断するとともに、減速用クラッチの締結によりキャリア部材とケーシングの間を接続することによって、キャリア部材を減速させる。これにより、右出力軸のトルクの一部が、第１サンギヤ、第１ピニオンギヤ、第２ピニオンギヤ及び第２サンギヤを介して左出力軸に伝達される結果、左出力軸に配分されるトルクが、右出力軸に対して増大する。この場合、減速用クラッチの締結度合を制御することによって、左出力軸に配分されるトルクが制御される。

特開平８−１１４２５５号公報

上述したように、従来の動力配分装置では、左右の出力軸へのトルクの配分制御のために、３連ピニオンギヤ及び３列サンギヤが用いられており、３連ピニオンギヤの第１〜第３ピニオンギヤと、第１〜第３ピニオンギヤにそれぞれ噛み合う３列サンギヤの第１〜第３サンギヤが、左右の出力軸の軸線方向（以下、単に「軸線方向」という）に並ぶように配置されている。

このため、動力配分装置の軸線方向長さ（軸長）が大きくなることで、変速機を収容するミッションケースに動力配分装置を収容できないことがあり、その場合には、動力配分装置専用の別体のケースが必要になる。その結果、動力配分装置を潤滑するためのオイルポンプやストレーナを変速機と共用できず、専用のオイルポンプやストレーナが必要になり、装置全体の大型化と高コスト化を招く。

本発明は、以上のような課題を解決するためになされたものであり、軸線方向長さを可能な限り短縮し、ミッションケースに収容可能とすることによって、小型化及び低コスト化を図ることができる動力配分装置を提供することを目的とする。

上記の目的を達成するために、請求項１に係る発明は、動力源（実施形態における（以下、本項において同じ）エンジン３）に変速機４を介して連結され、互いに差回転が可能な２つの回転軸（左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲ）に動力を配分するための動力配分装置１であって、互いに一体に設けられた第１ピニオンギヤＰ１及び第２ピニオンギヤＰ２で構成された２連ピニオンギヤ１４と、第１ピニオンギヤＰ１に噛み合うピニオンギヤＰと、２連ピニオンギヤ１４及びピニオンギヤＰを回転自在に支持する、回転自在のキャリア部材１３と、ピニオンギヤＰに噛み合う、回転自在のサンギヤＳと、第１ピニオンギヤＰ１に噛み合うとともに、２つの回転軸の一方（右出力軸ＳＦＲ）に連結された、回転自在の第１リングギヤＲ１と、第２ピニオンギヤＰ２に噛み合うとともに、２つの回転軸の他方（左出力軸ＳＦＬ）に連結された、回転自在の第２リングギヤＲ２と、キャリア部材１３を制動するための第１ブレーキ１１と、サンギヤＳを制動するための第２ブレーキ１２と、互いに差回転が可能な第１回転要素（サンギヤＳＤ）、第２回転要素（キャリアＣＤ）及び第３回転要素（リングギヤＲＤ）を有する差動装置Ｄと、を備え、第１回転要素は、第１リングギヤＲ１と一方の回転軸（右出力軸ＳＦＲ）との間の動力の伝達経路（フランジ１７）に連結され、第２回転要素は、第２リングギヤＲ２と他方の回転軸（左出力軸ＳＦＬ）との間の動力の伝達経路上に設けられ、第３回転要素は、変速機４に連結されており、２連ピニオンギヤ１４の第１ピニオンギヤＰ１及び第２ピニオンギヤＰ２は、互いに異なる径及び同じ歯数を有し、ギヤ歯２１ａ、２２ａ同士が隙間のない状態で一体に形成されていることを特徴とする。

この構成によれば、動力配分装置は、互いに一体の第１ピニオンギヤ及び第２ピニオンギヤで構成された２連ピニオンギヤを有する。２連ピニオンギヤ及びピニオンギヤは、キャリア部材に回転自在に支持され、２連ピニオンギヤの第１ピニオンギヤはピニオンギヤに噛み合っている。ピニオンギヤはサンギヤに噛み合っており、２連ピニオンギヤの第１及び第２ピニオンギヤは、第１及び第２リングギヤにそれぞれ噛み合っている。また、キャリア部材及びサンギヤは、第１及び第２ブレーキによってそれぞれ制動され、第１及び第２リングギヤは、互いに差回転可能な回転軸の一方の及び他方にそれぞれ連結されている。

また、差動装置の第１〜第３回転要素は、互いに差回転が可能に構成されている。第１回転要素は、第１リングギヤと一方の回転軸との間の動力の伝達経路に連結され、第２回転要素は、第２リングギヤと他方の回転軸との間の動力の伝達経路上に設けられるとともに、第３回転要素は、変速機を介して動力源に連結されている。

以上の連結関係から、キャリア部材、第１リングギヤ、差動装置の第３回転要素、第２リングギヤ及びサンギヤの回転数は、いわゆる共線関係にあり、共線図において一つの直線上に並ぶ。また、この共線図において、差動装置の第３回転要素は中央に位置し、キャリア部材及びサンギヤは、両外側にそれぞれ位置するとともに、第１及び第２リングギヤは、第３回転要素とキャリア部材の間、及び第３回転要素とサンギヤの間に、それぞれ位置する。

以上の構成により、動力源から変速機及び第３回転要素を介して差動装置に入力された動力を、第１回転要素及び第２回転要素をそれぞれ介して一方及び他方の回転軸に伝達し、両回転軸を駆動することができる。また、第１及び第２ブレーキでキャリア部材及びサンギヤを制動し、制動力を加えることによって、２つの回転軸への動力の配分を適切に制御することができる。

また、本発明の動力配分装置は、従来の動力配分装置の３連ピニオンギヤよりもピニオンギヤ数の少ない２連ピニオンギヤを採用しているので、軸線方向長さを短縮することができる。さらに、２連ピニオンギヤの第１及び第２ピニオンギヤは、互いに異なる径及び同じ歯数を有し、ギヤ歯同士が隙間のない状態で一体に形成されている。これにより、軸線方向長さをさらに短縮でき、動力配分装置の小型化を図ることができる。さらに、キャリア部材及びサンギヤに制動力を加えるデバイスとして、比較的コンパクトな第１及び第２ブレーキを用いるので、例えば電気モータを用いる場合と比較して、動力配分装置を小型化することができる。

また、以上のような動力配分装置の小型化により、その収容性が向上し、ミッションケース内に変速機とともに収容することが可能になり、それにより、変速機及び動力配分装置を含む装置全体の小型化と低コスト化を図ることができる。

また、２連ピニオンギヤの第１及び第２ピニオンギヤのギヤ歯同士が隙間のない状態で一体に形成されているので、それぞれのギヤ歯に作用する曲げ荷重を、それによる応力集中を緩和しながら、両ギヤ歯が協働して良好に支持することができる。

請求項２に係る発明は、請求項１に記載の動力配分装置において、第１ブレーキ及び第２ブレーキは、回転軸の軸線方向に互いにオーバーラップした状態で配置されていることを特徴とする。

この構成によれば、第１及び第２ブレーキが回転軸の軸線方向に互いにオーバーラップしているので、このオーバーラップの分、動力配分装置の軸線方向長さをさらに短縮でき、動力配分装置の小型化をさらに促進することができる。

請求項３に係る発明は、請求項１又は２に記載の動力配分装置において、動力配分装置が全体として、変速機を収容するミッションケース内に収容されていることを特徴とする。

この構成によれば、動力配分装置が全体として、ミッションケース内に変速機とともに収容されており、動力配分装置を収容するための別体のケースが不要になる。また、動力配分装置を潤滑するためのオイルポンプやストレーナを変速機と共用することが可能になる。以上により、変速機及び動力配分装置を含む装置全体の小型化と低コスト化を実現することができる。

本発明の実施形態による動力配分装置を、これを適用した車両の左右の駆動輪などとともに概略的に示す図である。 動力配分装置を制御するＥＣＵなどを示すブロック図である。 動力配分装置における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣り合い関係を、車両の直進状態について示す共線図である。 動力配分装置における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣り合い関係を、車両の右旋回状態について示す共線図である。 動力配分装置に用いられる２連ピニオンギヤを示す（ａ）平面図、及び（ｂ）Ｘ−Ｘ線に沿う断面図である。 図５に対する比較例である２連ピニオンギヤを示す（ａ）平面図、及び（ｂ）Ｙ−Ｙ線に沿う断面図である。

以下、図面を参照しながら、本発明の好ましい実施形態を詳細に説明する。図１に示す動力配分装置１は、四輪の車両（図示せず）の前部に搭載されており、左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲに動力を配分するためのものである。左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲは、互いに同軸状に配置され、駆動輪である左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲにそれぞれ連結されている。また、車両の前部には、動力源としての内燃機関（以下「エンジン」という）３と変速機４が搭載されており、エンジン３の動力は、変速機４で変速された状態で、その出力軸４ａを介して動力配分装置１に入力される。

動力配分装置１は、歯車装置ＧＳ、第１ブレーキ１１及び第２ブレーキ１２と、差動装置Ｄを備えている。これらの差動装置Ｄ、歯車装置ＧＳ、第１及び第２ブレーキ１１、１２は、左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲと同軸状に、かつ左側からこの順に並んで配置されるとともに、それらの全体が、変速機４を収容するミッションケ−スＭＣ内に収容されている。

歯車装置ＧＳは、入力されたエンジン３の動力を左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲに配分するためのものであり、キャリア部材１３、２連ピニオンギヤ１４、サンギヤＳ、ピニオンギヤＰ、第１リングギヤＲ１及び第２リングギヤＲ２などで構成されている。これらの構成要素はいずれも、左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲと同軸状に配置されている。

キャリア部材１３は、ドーナツ板状の第１基部１３ａ及び第２基部１３ｂと、両基部１３ａ、１３ｂの間に設けられた、例えば４つの第１支軸１３ｃ及び第２支軸１３ｄ（各２つのみ図示）で構成されている。また、キャリア部材１３の内側には、後述する第１回転軸１５と右出力軸ＳＦＲが、相対的に回転自在に配置されている。

第１及び第２基部１３ａ、１３ｂは、互いに同軸状に配置されており、左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲの軸線方向（以下、単に「軸線方向」という）に互いに対向している。第１及び第２支軸１３ｃ、１３ｄは、第１及び第２基部１３ａ、１３ｂと一体に設けられ、軸線方向に延びている。また、第１支軸１３ｃは第１基部１３ａの径方向の外端部に、第２支軸１３ｄは内端部に、それぞれ配置されている。さらに、４つの第１支軸１３ｃは、第１基部１３ａの周方向に互いに等間隔に位置しており、このことは、４つの第２支軸１３ｄについても同様である。

前記２連ピニオンギヤ１４は、互いに一体に形成された第１ピニオンギヤＰ１及び第２ピニオンギヤＰ２で構成されている。２連ピニオンギヤ１４は、上述した４つの第１支軸１３ｃにそれぞれ回転自在に支持されている（２つのみ図示）。第１及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２は、第１支軸１３ｃの左部及び右部にそれぞれ配置されるとともに、互いに異なる径（ピッチ円直径）を有しており、本例では第１ピニオンギヤＰ１の方が小さい。また、第１及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２の歯数は互いに同じに設定されている。なお、２連ピニオンギヤ１４の構成の詳細については後述する。

また、前記サンギヤＳ、ピニオンギヤＰ及び２連ピニオンギヤ１４の第１ピニオンギヤＰ１は、径方向の内側からこの順で並び、互いに噛み合っており、サンギヤＳは、中空の第１回転軸１５に一体に取り付けられている。この第１回転軸１５の内側には右出力軸ＳＦＲが、外側にはキャリア部材１３が、それぞれ相対的に回転自在に配置されている。ピニオンギヤＰは、キャリア部材１３の４つの第２支軸１３ｄにそれぞれ回転自在に支持されている（２つのみ図示）。

前記第１リングギヤＲ１は、いわゆる内歯歯車で構成され、サンギヤＳの外周に設けられており、第１ピニオンギヤＰ１に噛み合っている。また、第１リングギヤＲ１は、中空の第２回転軸１６とフランジ１７を介して右出力軸ＳＦＲに連結されており、右出力軸ＳＦＲと一体に回転自在である。第２回転軸１６の内側には、キャリア部材１３及び第１回転軸１５が、相対的に回転自在に配置されている。

前記第２リングギヤＲ２は、第１リングギヤＲ１と同様の内歯歯車で構成されており、２連ピニオンギヤ１４の第２ピニオンギヤＰ２に噛み合っている。また、第２リングギヤＲ２は、中空の第３回転軸１８とフランジ１９を介して左出力軸ＳＦＬに連結されており、左出力軸ＳＦＬと一体に回転自在である。第３回転軸１８の内側には、第２回転軸１６、キャリア部材１３、第１回転軸１５及び右出力軸ＳＦＲが、相対的に回転自在に配置されている。

前記第１ブレーキ１１は、例えば湿式多板クラッチで構成されており、それぞれ複数のクラッチ板から成るリング状のインナー１１ａ及びアウター１１ｂと、アウター１１ｂを駆動するためのアクチュエータ（図示せず）などを有し、アクチュエータはＥＣＵ（電子制御ユニット）２に接続されている。インナー１１ａの複数のクラッチ板とアウター１１ｂの複数のクラッチ板は、軸線方向に交互に配置されている。インナー１１ａは、キャリア部材１３に連結されており、これと一体に回転する。また、アウター１１ｂは、ミッションケースＭＣ内の不動部ＣＡに、軸線方向に移動可能にかつ回転不能に設けられている。

第１ブレーキ１１の動作は、ＥＣＵ２によりアクチュエータを介して制御され、インナー１１ａとアウター１１ｂが互いに遮断された解放状態（図１の状態）では、キャリア部材１３の自由な回転を許容し、互いに締結された締結状態（図示せず）では、キャリア部材１３を制動する。また、このときの制動トルクは、第１ブレーキ１１の締結度合を調整することによって、制御される。

前記第２ブレーキ１２は、第１ブレーキ１１と同様の構成を有し、例えば湿式多板クラッチで構成されており、それぞれ複数のクラッチ板から成るリング状のインナー１２ａ及びアウター１２ｂと、アウター１２ｂを駆動するためのアクチュエータ（図示せず）などを有し、アクチュエータはＥＣＵ２に接続されている。インナー１２ａの複数のクラッチ板とアウター１２ｂの複数のクラッチ板は、軸線方向に交互に配置されている。インナー１２ａは、前記サンギヤＳに連結されており、これと一体に回転する。また、アウター１２ｂは、ミッションケースＭＣ内の不動部ＣＡに、軸線方向に移動可能にかつ回転不能に設けられている。

第２ブレーキ１２の動作は、ＥＣＵ２によりアクチュエータを介して制御され、その解放状態（図１の状態）では、サンギヤＳの自由な回転を許容し、締結状態（図示せず）では、サンギヤＳを制動する。このときの制動トルクは、第２ブレーキ１２の締結度合を調整することによって、制御される。

また、図１に示すように、第１ブレーキ１１と第２ブレーキ１２は、軸線方向に互いにオーバーラップした状態で配置されている。

また、差動装置Ｄは、いわゆるダブルピニオン式の遊星歯車装置で構成されており、サンギヤＳＤと、サンギヤＳＤの外周に設けられたリングギヤＲＤと、サンギヤＳＤに噛み合う複数の第１ピニオンギヤＰＤ１と、第１ピニオンギヤＰＤ１及びリングギヤＲＤに噛み合う複数の第２ピニオンギヤＰＤ２と、第１及び第２ピニオンギヤＰＤ１，ＰＤ２を回転自在に支持するキャリアＣＤを有している。

差動装置ＤのリングギヤＲＤの外周部には、外歯ギヤＧが形成されており、この外歯ギヤＧは、変速機４の出力軸４ａに一体に設けられたギヤ４ｂに噛み合っている。これにより、エンジン３の動力が、変速機４で変速された状態で、出力軸４ａ及びリングギヤＲＤを介して、差動装置Ｄに入力される。

さらに、差動装置ＤのサンギヤＳＤは、前述したフランジ１７及び第２回転軸１６を介して、第１リングギヤＲ１に一体に連結され、フランジ１７を介して、右出力軸ＳＦＲに一体に連結されている。このように、サンギヤＳＤは、第１リングギヤＲ１と右出力軸ＳＦＲとの間の動力の伝達経路に連結されている。

また、差動装置ＤのキャリアＣＤの右端部は、前述したフランジ１９及び第３回転軸１８を介して、第２リングギヤＲ２に一体に連結され、キャリアＣＤの左端部は、左出力軸ＳＦＬに一体に連結されている。このように、キャリアＣＤは、第２リングギヤＲ２と左出力軸ＳＦＬとの間の動力の伝達経路上に設けられている。

以上の構成の差動装置Ｄでは、エンジン３から変速機４を介してリングギヤＲＤに伝達されたトルクは、第２及び第１ピニオンギヤＰＤ２，ＰＤ１を介して、サンギヤＳＤ及びキャリアＣＤに、１：１のトルク配分比で配分される。

以上の構成から、動力配分装置１における各種の回転要素の間の回転数の関係は、以下のとおりである。まず、第２リングギヤＲ２及びキャリアＣＤは、第３回転軸１８及びフランジ１９を介して互いに連結されており、キャリアＣＤは、左出力軸ＳＦＬに直結されている。したがって、第２リングギヤＲ２、キャリアＣＤ及び左出力軸ＳＦＬの回転数は互いに等しい。第１リングギヤＲ１は、第２回転軸１６及びフランジ１７を介して右出力軸ＳＦＲに連結されており、差動装置ＤのサンギヤＳＤは、フランジ１７を介して右出力軸ＳＦＲに連結されている。したがって、第１リングギヤＲ１、サンギヤＳＤ及び右出力軸ＳＦＲの回転数は互いに等しい。

また、キャリア部材１３及び第１ブレーキ１１のインナー１１ａは、互いに直結されているので、両者１３、１１ａの回転数は互いに等しい。サンギヤＳ及び第２ブレーキ１２のインナー１２ａは、互いに直結されているので、両者Ｓ、１２ａの回転数は互いに等しい。

さらに、歯車装置ＧＳが前述したように構成されていること、及び差動装置Ｄがダブルピニオン式の遊星歯車装置であることから、動力配分装置１における回転要素の間の回転数の関係は、例えば図３に示す共線図のように表される。すなわち、歯車装置ＧＳのサンギヤＳ、第２リングギヤＲ２（差動装置ＤのキャリアＣＤ）、差動装置ＤのリングギヤＲＤ、第１リングギヤＲ１（差動装置ＤのサンギヤＳＤ）、及びキャリア部材１３によって、回転数が互いに共線関係にある５つの回転要素が構成される。また、図３から明らかなように、左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲは、互いに差回転が可能である。

なお、図３におけるα及びβはそれぞれ、第１レバー比及び第２レバー比である。また、図３では、歯車装置ＧＳのサンギヤＳと差動装置ＤのサンギヤＳＤを区別するために、両者Ｓ、ＳＤの符号をカッコ書きで表記している。

また、図２に示すように、ＥＣＵ２には、操舵角センサ３１から車両のハンドル（図示せず）の操舵角θを表す検出信号が、車速センサ３２から車両の車速ＶＰを表す検出信号が、アクセル開度センサ３３から車両のアクセルペダル（図示せず）の操作量（以下「アクセル開度」という）ＡＰを表す検出信号が、それぞれ入力される。

ＥＣＵ２は、Ｉ／Ｏインターフェース、ＣＰＵ、ＲＡＭ及びＲＯＭなどから成るマイクロコンピュータで構成されている。ＥＣＵ２は、上述した各種のセンサ３１〜３３からの検出信号に応じ、ＲＯＭに記憶された制御プログラムに従って、第１及び第２ブレーキ１１、１２を制御する。これにより、動力配分装置１によるトルク配分動作が行われる。以下、車両の直進時及び旋回時における動力配分装置１の動作について説明する。

車両の直進時には、第１及び第２ブレーキ１１、１２をいずれも解放状態に制御する。図３は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣り合い関係を示している。同図において、ＴＥは、エンジン３から変速機４を介してリングギヤＲＤに伝達されるトルクであり、ＲＬＥ及びＲＲＥは、エンジン３からリングギヤＲＤへのトルクの伝達に伴って左出力軸ＳＦＬ及び右出力軸ＳＦＲにそれぞれ作用する反力トルクである。

前述したように、リングギヤＲＤに伝達されたトルクは、キャリアＣＤ及びサンギヤＳＤに１：１のトルク配分比で配分される。このため、これらの反力トルクＲＬＥ及びＲＲＥは互いに等しい。また、この場合に左出力軸ＳＦＬに伝達されるトルク（以下「左出力軸伝達トルク」という）及び右出力軸ＳＦＲに伝達されるトルク（以下「右出力軸伝達トルク」という）は、それぞれ上記の反力トルクＲＬＥ及びＲＲＥＬＥで表される。その結果、左出力軸伝達トルク及び右出力軸伝達トルクが互いに等しい状態で、車両の直進走行が行われる。

車両の右旋回時には、第１ブレーキ１１を締結状態に制御し、その締結度合を検出された操舵角θや車速ＶＰなどに応じて制御するとともに、第２ブレーキ１２を解放状態に制御する。図４は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣り合い関係を示している。同図において、ＴＧ１は第１ブレーキ１１による制動トルクである。また、ＲＬＧ１及びＲＲＧ１はそれぞれ、第１ブレーキ１１による制動に伴って左出力軸ＳＦＬ及び右出力軸ＳＦＲに作用する反力トルクである。

この場合、左出力軸伝達トルクは、ＲＬＥ＋ＲＬＧ１で表されるとともに、右出力軸伝達トルクは、ＲＲＥ−ＲＲＧ１で表され、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなる。その結果、車両の右回りのヨーモーメントが増大した状態で、右旋回走行が行われる。

また、図示しないが、車両の左旋回時には、上記の右旋回時とは左右逆に、第１ブレーキ１１を解放状態に制御するとともに、第２ブレーキ１２を締結状態に制御し、その締結度合を制御する。この場合の動力配分装置１の動作は、図４に示した右旋回時の動作と左右まったく逆の関係になるので、その詳細な説明については省略する。

次に、図５を参照しながら、歯車装置ＧＳの２連ピニオンギヤ１４の構成について詳細に説明する。前述したように、２連ピニオンギヤ１４の第１及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２は、互いに異なる径（ピッチ円直径）と互いに同じ歯数を有している。第１及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２は、それぞれ平歯車で構成されており、同じ所定数のギヤ歯２１ａ、２２ａ及びギヤ溝２１ｂ、２２ｂを有する。

図５に示すように、各ギヤ歯２１ａ、２２ａは、周方向の互いに同じ位置に、それらの中心位置が一致するように配置されるとともに、互いに隙間のない状態で一体に形成されている。また、第１ピニオンギヤＰ１のギヤ歯２１ａは第２ピニオンギヤＰ２のギヤ歯２２ａと比較して、歯先の高さ、ピッチ円直径及び歯厚がいずれも小さい。以上の構成の２連ピニオンギヤ１４は、例えば精密鍛造によって作製されている。

図６は、上述した２連ピニオンギヤ１４に対する比較例として、第１及び第２ピニオンギヤの径同士及び歯数同士がいずれも異なる２連ピニオンギヤを示す。この場合には、第１ピニオンギヤＰ１’と第２ピニオンギヤＰ２’の間で歯数が異なるため、同図（ａ）に示すように、ギヤ歯１１１ａ、１１２ａ同士、及びギヤ溝１１１ｂ、１１２ｂ同士が、周方向に互いに一致しない（ずれる）部位が必然的に生じる。

このため、ギヤ歯１１１ａ、１１２ａをそれぞれ個別に形成することが必要になり、そのためには、精密鍛造では困難であり、例えば切削加工によらざるを得ない。この切削加工では、２連ピニオンギヤの外周面の全体にわたって逃げ溝１１３が形成され、その後、ギヤ歯１１１ａ、１１２ａがそれぞれ形成される。その結果、作製されたギヤ歯１１１ａ、１１２ａの間に逃げ溝１１３が残されるので、その幅Ｗの分、２連ピニオンギヤの軸線方向の全体幅が増大してしまう。

また、ギヤ歯１１１ａ、１１２ａが逃げ溝１１３によって互いに分離されていて、ギヤ歯１１１ａ、１１２ａに互いに反対方向に作用する曲げ荷重Ｆ１、Ｆ２を、ギヤ歯１１１ａ、１１２ａで個別に支持することになるため、ギヤ歯１１１ａ、１１２ａの歯底（図６の矢印Ｂ部分）に応力集中が生じやすく、それによる悪影響を回避できない。

これに対し、本実施形態の２連ピニオンギヤ１４は、第１及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２の歯数が互いに同じであり、ギヤ歯２１ａ、２２ａが周方向の同じ位置に配置されているため、切削加工によらず、精密鍛造によって作製されるとともに、ギヤ歯２１ａ、２２ａが互いに隙間のない状態で一体に形成されている。このため、比較例の場合の逃げ溝１１３が不要になり、その幅Ｗの分、２連ピニオンギヤ１４の軸線方向の全体幅が短縮される。

また、互いに一体のギヤ歯２１ａ、２２ａにより、ギヤ歯２１ａ、２２ａに反対方向に作用する曲げ荷重Ｆ１、Ｆ２を相殺するように支持するとともに、ギヤ歯２１ａ、２２ａの境界部分（図５の矢印Ａ部分）における応力集中を緩和することができる。

以上のように、本実施形態の動力配分装置１によれば、従来の動力配分装置の３連ピニオンギヤよりもピニオンギヤ数の少ない２連ピニオンギヤ１４を採用しているので、その分、軸線方向長さが短縮される。また、２連ピニオンギヤ１４の第１及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２が、互いに異なる径及び同じ歯数を有し、ギヤ歯２１ａ、２２ａ同士が隙間のない状態で一体に形成されているので、２連ピニオンギヤ１４の全体幅が短縮され、その分、軸線方向長さがさらに短縮される。さらに、第１及び第２ブレーキ１１、１２が軸線方向に互いにオーバーラップした状態で配置されているので、このオーバーラップの分、軸線方向長さがさらに短縮される。以上のような軸線方向長さの短縮によって、動力配分装置１を小型化することができる。

さらに、キャリア部材１３及びサンギヤＳに制動力を加えるデバイスとして、比較的コンパクトな第１及び第２ブレーキ１１、１２を用いるので、例えば電気モータを用いる場合と比較して、動力配分装置１を小型化することができる。

また、上述したように小型化された動力配分装置１が、全体として、ミッションケースＭＣ内に変速機４とともに収容されている。これにより、動力配分装置１を収容するための別体のケースが不要になるとともに、動力配分装置１を潤滑するためのオイルポンプやストレーナを変速機４と共用することが可能になる。以上により、変速機４及び動力配分装置１を含む装置全体の小型化と低コスト化を実現することができる。

なお、本発明は、説明した実施形態に限定されることなく、種々の態様で実施することができる。例えば、実施形態では、第１及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２を、精密鍛造によって一体に形成するものとして説明したが、これに限らず、互いに別個に形成した後に一体に連結してもよい。

また、実施形態では、第１及び第ブレーキ１１、１２は、湿式多板クラッチで構成されているが、締結／解放の切り替えが可能で、かつ締結時に制動トルクを制御できるものである限り、他のタイプのブレーキを採用することが可能である。

さらに、実施形態では、第１リングギヤＲ１を右出力軸ＳＦＲに、第２リングギヤＲ２を左出力軸ＳＦＬに、それぞれ連結しているが、これとは逆に、第１リングギヤＲ１を左出力軸ＳＦＬに、第２リングギヤＲ２を右出力軸ＳＦＲに、それぞれ連結してもよい。

また、実施形態では、差動装置Ｄとして、ダブルピニオン式の遊星歯車装置を用いているが、互いに差回転が可能な第１〜第３回転要素を有する他の装置、例えば、傘歯車式の差動装置や、他のタイプの差動装置を用いてもよい。さらに、実施形態では、動力配分装置１によって、車両の左右の駆動輪ＷＦＬ、ＷＦＲに連結された左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲに動力を配分するように構成しているが、車両の前後の駆動輪に連結された前後の出力軸に動力を配分するように構成してもよい。

また、実施形態では、動力配分装置１の動力源として、内燃機関３を用いているが、動力を出力可能な他の装置、例えば、回転電機や油圧モータなどを用いてもよい。さらに、実施形態は、本発明を車両に適用した例であるが、本発明は、これに限らず、例えば船舶や航空機などにも適用可能である。その他、本発明の趣旨の範囲内で、細部の構成を適宜、変更することが可能である。

１ 動力配分装置
３ エンジン（動力源）
４ 変速機
１１ 第１ブレーキ
１２ 第２ブレーキ
１３ キャリア部材
１４ ２連ピニオンギヤ
１７ フランジ（第１リングギヤと一方の回転軸との間の動力の伝達経路）
２１ａ 第１ピニオンギヤのギヤ歯
２２ａ 第２ピニオンギヤのギヤ歯
ＳＦＲ 右出力軸（２つの回転軸の一方）
ＳＦＬ 左出力軸（２つの回転軸の他方）
Ｐ１ 第１ピニオンギヤ
Ｐ２ 第２ピニオンギヤ
Ｐ ピニオンギヤ
Ｓ サンギヤ
Ｒ１ 第１リングギヤ
Ｒ２ 第２リングギヤ
Ｄ 差動装置
ＳＤ サンギヤ（第１回転要素）
ＣＤ キャリア（第２回転要素）
ＲＤ リングギヤ（第３回転要素）
ＭＣ ミッションケース

Claims (3)

1. 動力源に変速機を介して連結され、互いに差回転が可能な２つの回転軸に動力を配分するための動力配分装置であって、
   互いに一体に設けられた第１ピニオンギヤ及び第２ピニオンギヤで構成された２連ピニオンギヤと、
   前記第１ピニオンギヤに噛み合うピニオンギヤと、
   前記２連ピニオンギヤ及び前記ピニオンギヤを回転自在に支持する、回転自在のキャリア部材と、
   前記ピニオンギヤに噛み合う、回転自在のサンギヤと、
   前記第１ピニオンギヤに噛み合うとともに、前記２つの回転軸の一方に連結された、回転自在の第１リングギヤと、
   前記第２ピニオンギヤに噛み合うとともに、前記２つの回転軸の他方に連結された、回転自在の第２リングギヤと、
   前記キャリア部材を制動するための第１ブレーキと、
   前記サンギヤを制動するための第２ブレーキと、
   互いに差回転が可能な第１回転要素、第２回転要素及び第３回転要素を有する差動装置と、を備え、
   前記第１回転要素は、前記第１リングギヤと前記一方の回転軸との間の動力の伝達経路に連結され、前記第２回転要素は、前記第２リングギヤと前記他方の回転軸との間の動力の伝達経路上に設けられ、前記第３回転要素は、前記変速機に連結されており、
   前記２連ピニオンギヤの前記第１ピニオンギヤ及び前記第２ピニオンギヤは、互いに異なる径及び同じ歯数を有し、ギヤ歯同士が隙間のない状態で一体に形成されていることを特徴とする動力配分装置。
2. 前記第１ブレーキ及び前記第２ブレーキは、前記回転軸の軸線方向に互いにオーバーラップした状態で配置されていることを特徴とする、請求項１に記載の動力配分装置。
3. 当該動力配分装置が全体として、前記変速機を収容するミッションケース内に収容されていることを特徴とする、請求項１又は２に記載の動力配分装置。

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