JP2022049786A - 差動装置 - Google Patents

Abstract

【課題】コンパクトかつ簡素で、車両への搭載性に優れた差動装置を提供する。【解決手段】回転軸線ＡＬ上で相対回転可能な第１ギヤ４、第２ギヤ５、および、第３ギヤ６と、第１ギヤ４と噛み合う第１偏心ギヤ７と、第２ギヤ５と噛み合う第２偏心ギヤ８と、第３ギヤ６と噛み合う第３偏心ギヤ９と、各偏心ギヤ７，８，９を、一体に、回転軸線ＡＬから偏心した偏心軸線ＥＬ周りに自転可能にかつ回転軸線ＡＬ周りに公転可能に支持する偏心部材１０とを備えた差動装置Ｄにおいて、各ギヤ４，５，６と各偏心ギヤ７，８，９とのいずれか一方を内歯歯車、他方を外歯歯車とし、第１ギヤ４と第１偏心ギヤ７との間のギヤ比と、第２ギヤ５と第２偏心ギヤ８との間のギヤ比と、第３ギヤ６と第３偏心ギヤ９との間のギヤ比とを異ならせ、偏心部材１０の回転数に対して第１ギヤ４の回転数および第２ギヤ５の回転数をいずれも減少させる。【選択図】図１

Description

この発明は、同軸上に配置される二本の回転軸（例えば、車両の左右のドライブシャフト、あるいは、四輪駆動車両のプロペラシャフト）を互いに反転させて差動回転を可能にする差動装置に関するものである。

特許文献１には、遊星歯車機構を用いて構成される駆動歯車装置の一例が記載されている。この特許文献１に記載された駆動歯車装置は、いわゆるトルクベクタリングの機能を有する差動装置であり、駆動力源の出力トルクを左右の駆動輪に分配して伝達する差動機構、および、差動機構から左右の駆動輪へ伝達するトルクを制御する制御用のアクチュエータ（制御用モータ、あるいは、差動用モータ）を備えている。差動機構は、二組のシングルピニオン型の遊星歯車機構から構成されている。すなわち、差動機構は、二組の遊星歯車装置を組み合わせた複合遊星歯車機構から構成されている。具体的には、二組の遊星歯車機構における各サンギヤが、結合軸によって互いに連結されている。結合軸の中央部分には入力ギヤが設けられており、駆動力源からトルクが伝達される。各キャリアには、それぞれ、駆動軸（出力軸）を介して左右の駆動輪が連結されている。そして、左右のリングギヤが、反転機構（逆回転部材）を介して互いに連結されている。更に、一方のリングギヤには、制御用モータがトルク伝達可能に連結されている。反転機構は、第１歯車部材と第２歯車部材とから構成されている。第１歯車部材は、一方のリングギヤの外周部に形成された外歯ギヤと噛み合う第１ピニオン、軸部材、および、第２ピニオンを有している。軸部材の両端には、それぞれ、第１ピニオンおよび第２ピニオンが取り付けられている。同様に、第２歯車部材は、他方のリングギヤの外周部に形成された外歯ギヤと噛み合う第１ピニオン、軸部材、第２ピニオンを有している。軸部材の両端には、それぞれ、第１ピニオンおよび第２ピニオンが取り付けられている。そして、第１歯車部材の第２ピニオンと第２歯車部材の第２ピニオンとが噛み合っている。したがって、反転機構は、左右のリングギヤの間で、一方のリングギヤに入力される制御用モータのトルクを、その回転方向を反転させて他方のリングギヤへ伝達する。したがって、制御用モータのトルクを制御することにより、左右の駆動輪へ伝達するトルクの配分（分配率）を積極的に制御するトルクベクタリングが可能である。

また、上記の特許文献１の「図１９」に示されている例では、二組の遊星歯車機構における各リングギヤが入力要素となり、各キャリアが出力要素となり、各サンギヤが反力要素となっている。具体的には、二組の遊星歯車機構における各リングギヤが、結合部材によってトルク伝達可能に連結されている。結合部材は、一方のリングギヤの外周部に形成された外歯ギヤと噛み合う第１ピニオン、他方のリングギヤの外周部に形成された外歯ギヤと噛み合う第２ピニオン、および、軸部材を有している。軸部材の両端に、それぞれ、第１ピニオンおよび第２ピニオンが取り付けられている。また、一方のリングギヤの外歯ギヤには、駆動力源からのトルクが伝達される駆動ギヤが噛み合っている。各キャリアには、それぞれ、駆動軸（出力軸）を介して左右の駆動輪が連結されている。そして、各サンギヤが、上記のような結合軸の代わりに、逆回転モータユニットを介して互いに連結されている。逆回転モータユニットは、モータと歯車機構とから構成されている。モータのロータ軸の一方の端部が、逆回転モータユニットにおける第１出力軸を形成している。ロータ軸の他方の端部にはピニオンが取り付けられており、歯車機構の第１カウンタギヤと噛み合っている。第１カウンタギヤは、カウンタギヤ軸の一方の端部に取り付けられている。カウンタギヤ軸の他方の端部には、第２カウンタギヤが取り付けられている。第２カウンタギヤは、逆回転モータユニットにおける第２出力軸が形成された回転部材の内歯ギヤと噛み合っている。第１出力軸および第２出力軸は同軸上に配置されている。第１出力軸は、一方のサンギヤに連結されている。第２出力軸は、他方のサンギヤに連結されている。したがって、逆回転モータユニットは、左右のサンギヤの間で、一方のサンギヤに入力されるモータのトルクを、その回転方向を反転させて他方のサンギヤへ伝達する。すなわち、逆回転モータユニットは、上記のような制御用モータおよび反転機構として機能する。

特許第６１２２１１９号公報

上記の特許文献１に記載された駆動歯車装置は、差動装置あるいはトルクベクタリング装置として、車両に搭載することを想定している。車両への搭載を容易にするためには、装置の体格をできるだけ小型化することが望ましい。特許文献１の「図１」に示されている例では、反転機構が、左右の遊星歯車機構における各リングギヤの外周側に配置されている。また、制御用（差動用）モータも各リングギヤの外周側に配置されている。そのため、装置の径方向に体格が増大してしまう。それに対して、例えば、制御用モータとリングギヤとの間に、より減速比が大きい減速機構を設ければ、制御用モータを小型化できる。あるいは、差動制御またはトルクベクタリング制御に用いる、より大きなトルクを得ることができる。しかしながら、新たに減速機構を設けることによって、結局、装置の体格が増大してしまうおそれがある。

また、特許文献１の「図１９」に示されている例では、反転機構と制御モータとを兼ねる逆回転モータユニットが、左右の遊星歯車機構における各サンギヤの間に配置されている。そのため、上記の特許文献１の「図１」に示されている例と比較して、装置の径方向への大型化を抑制できる可能性がある。しかしながら、径方向への大型化を抑制しつつ、逆回転モータユニットを各サンギヤの間に配置することは容易ではない。例えば、逆回転モータユニットは、第１出力軸および第２出力軸とカウンタギヤ軸とが平行に配置された二軸構造であり、構造が複雑になっている。また、モータを小型化するため、あるいは、より大きなトルクを得るために、減速機構を設けると、更に装置の構造が複雑になってしまう。また、装置の体格が増大してしまう。結局、車両への搭載性を十分に向上させることができないおそれがある。

この発明は上記の技術的課題に着目して考え出されたものであり、コンパクトかつ簡素な構成で、車両への搭載が容易な差動装置を提供することを目的とするものである。

上記の目的を達成するために、この発明は、所定の動力源から駆動トルクが入力される入力部材と、互いに同軸上に配置され、互いに相対回転可能な第１回転軸および第２回転軸と、前記駆動トルクを前記第１回転軸と前記第２回転軸とに分配して伝達するとともに、前記第１回転軸と前記第２回転軸との間の差動回転を可能にする差動回転機構と、を備えた差動装置において、前記差動回転機構は、前記第１回転軸および前記第２回転軸の回転軸線上に配置され、前記第１回転軸と一体に回転する第１ギヤと、前記回転軸線上に配置され、前記第２回転軸と一体に回転し、前記第１ギヤと相対回転可能な第２ギヤと、前記回転軸線上に配置され、前記入力部材から前記駆動トルクが伝達され、前記第１ギヤおよび前記第２ギヤのそれぞれと相対回転可能な第３ギヤと、前記回転軸線から偏心した偏心軸線上に配置され、前記第１ギヤと噛み合う第１偏心ギヤと、前記偏心軸線上に配置され、前記第２ギヤと噛み合い、前記第１偏心ギヤと一体に回転する第２偏心ギヤと、前記偏心軸線上に配置され、前記第３ギヤと噛み合い、前記第１偏心ギヤおよび前記第２偏心ギヤと一体に回転する第３偏心ギヤと、前記回転軸線上に配置され、前記第１偏心ギヤ、前記第２偏心ギヤ、および、前記第３偏心ギヤを、前記偏心軸線周りに自転可能にかつ前記回転軸線周りに公転可能に支持（または、保持）する偏心部材と、を有し、前記第１ギヤ、前記第２ギヤ、および、前記第３ギヤと、前記第１偏心ギヤ、前記第２偏心ギヤ、および、前記第３偏心ギヤとは、いずれか一方が内歯歯車であり、他方が前記内歯歯車に内接して噛み合う外歯歯車であって、前記第１ギヤと前記第１偏心ギヤとの間のギヤ比（第１ギヤ比）と、前記第２ギヤと前記第２偏心ギヤとの間のギヤ比（第２ギヤ比）と、前記第３ギヤと前記第３偏心ギヤとの間のギヤ比（第３ギヤ比）とが、それぞれ、互いに異なっており、前記偏心部材の回転数に対して前記第１ギヤの回転数および前記第２ギヤの回転数をいずれも減少させることを特徴とするものである。

また、この発明は、前記駆動トルクとは異なる制御トルクを出力し、前記制御トルクを前記第３ギヤに付与する制御用モータを更に備えていてもよく、前記差動回転機構は、前記第３ギヤに前記制御トルクが伝達されることにより、前記第１ギヤと前記第２ギヤとを互いに逆方向に回転させ、前記制御トルクを制御することにより、前記入力部材から前記第１回転軸および前記第２回転軸にそれぞれ伝達される前記駆動トルクの配分（分配率）を制御する（すなわち、第１回転軸と第２回転軸との間でトルクベクタリングを実行する）ように構成してもよい。

また、この発明は、増速サンギヤ、増速キャリア、および、増速リングギヤを有する増速遊星歯車機構と、減速サンギヤ、減速キャリア、および、減速リングギヤを有する減速遊星歯車機構とを更に備えていてもよく、前記増速遊星歯車機構および前記減速遊星歯車機構は、いずれも、前記回転軸線上に配置されており、前記増速サンギヤは、回転不可能に固定され、前記増速キャリアは、前記第１ギヤと一体に回転し、前記増速リングギヤは、前記増速キャリアが回転する際に、前記増速キャリアの回転数に対して回転数が増大し、前記減速リングギヤは、前記増速リングギヤに連結されて前記増速リングギヤと一体に回転し、前記減速キャリアは、前記偏心部材と一体に回転するとともに、前記減速リングギヤの回転数に対して回転数が減少し、前記減速サンギヤは、前記制御用モータが前記制御トルクを出力する制御トルク出力軸と一体に回転するとともに、前記第１回転軸と前記第２回転軸とが同方向に等速で回転して前記第１ギヤおよび前記偏心部材と共に連れ回りする場合に、前記第１ギヤおよび前記偏心部材と相対回転する（すなわち、制御用モータの連れ回りが生じない）ように構成してもよい。

また、この発明は、前記動力源および前記制御用モータと共に、車幅方向の左右に駆動輪を有する車両に搭載されてよく、前記第１回転軸は、前記左右のいずれか一方の前記駆動輪と前記第１ギヤとの間でトルクを伝達し、前記第２回転軸は、前記左右の他方の前記駆動輪と前記第２ギヤとの間でトルクを伝達し、前記第１回転軸と前記第２回転軸とは、それぞれ、前記左右に対向して配置されるように構成してもよい。

また、この発明は、前記動力源および前記制御用モータと共に、全長方向の前後に駆動輪を有する車両に搭載されてよく、前記第１回転軸は、前記前後のいずれか一方の駆動輪と前記第１ギヤとの間でトルクを伝達し、前記第２回転軸は、前記前後の他方の駆動輪と前記第２ギヤとの間でトルクを伝達し、前記第１回転軸と前記第２回転軸とは、それぞれ、前記前後に対向して配置されるように構成してもよい。

また、この発明では、前記第１ギヤは、前記外歯歯車の第１サンギヤであり、前記第２ギヤは、前記外歯歯車の第２サンギヤであり、前記第３ギヤは、前記外歯歯車の第３サンギヤであり、前記第１偏心ギヤは、（円筒形状で）前記内歯歯車の第１偏心リングギヤであり、前記第２偏心ギヤは、（円筒形状で）前記内歯歯車の第２偏心リングギヤであり、前記第３偏心ギヤは、（円筒形状で）前記内歯歯車の第３偏心リングギヤであり、前記偏心部材は、前記第１偏心リングギヤの外周面、前記第２偏心リングギヤの外周面、および、前記第３偏心リングギヤの外周面を回転自在に保持する偏心キャリアであり、前記偏心キャリアは、前記偏心キャリアが回転する際に、前記第１偏心リングギヤ、前記第２偏心リングギヤ、および、前記第３偏心リングギヤを、前記偏心軸線周りに自転させつつ前記回転軸線周りに公転させるように構成してもよい。

また、この発明では、前記偏心キャリアは、前記回転軸線を径方向の中心とする円柱形状に形成されてよく、前記偏心キャリアの外周部分に、前記偏心キャリアが回転する際のアンバランスを補正するカウンタバランスウエイトを設けるように構成してもよい。

また、この発明では、前記第１ギヤは、前記内歯歯車の第１リングギヤであり、前記第２ギヤは、前記内歯歯車の第２リングギヤであり、前記第３ギヤは、前記内歯歯車の第３リングギヤであり、前記第１偏心ギヤは、（円筒形状で）前記外歯歯車の第１偏心リングギヤであり、前記第２偏心ギヤは、（円筒形状で）前記外歯歯車の第２偏心リングギヤであり、前記第３偏心ギヤは、（円筒形状で）前記外歯歯車の第３偏心リングギヤであり、前記偏心部材は、前記第１偏心リングギヤの内周面、前記第２偏心リングギヤの内周面、および、前記第３偏心リングギヤの内周面を回転自在に支持する偏心カムであり、前記偏心カムは、前記偏心カムが回転する際に、前記第１偏心リングギヤ、前記第２偏心リングギヤ、および、前記第３偏心リングギヤを、前記偏心軸線周りに自転させつつ前記回転軸線周りに公転させるように構成してもよい。

そして、この発明では、前記偏心カムは、前記偏心軸線を径方向の中心とする円筒形状（または、中空の円柱形状）に形成されてよく、前記偏心カムの内周部分（または、中空部分）に、前記偏心カムが回転する際のアンバランスを補正するカウンタバランスウエイトを設けるように構成してもよい。

この発明の差動装置は、第１ギヤ、第２ギヤ、および、第３ギヤの三つのギヤと、それら三つのギヤにそれぞれ噛み合う第１偏心ギヤ、第２偏心ギヤ、および、第３偏心ギヤの三つの偏心ギヤと、それら三つの偏心ギヤを偏心軸線周りに自転可能に、かつ、回転軸線周りに公転可能に支持または保持する偏心部材とから構成される。すなわち、この発明の差動装置は、全部で六つだけのギヤ、および、偏心部材から構成される。第１ギヤ、第２ギヤ、および、第３ギヤと、第１偏心ギヤ、第２偏心ギヤ、および、第３偏心ギヤとは、いずれか一方が“内歯歯車”となり、他方が“外歯歯車”となって、それぞれ、互いに噛み合っている。要するに、この発明の差動装置は、偏心部材を共用した、実質的に、三組の内接式遊星歯車機構（すなわち、差動回転機構）から構成されている。内接式遊星歯車機構は、いわゆる遊星ピニオンを有していない遊星歯車機構であり、サンギヤとリングギヤとの間に遊星ピニオンを配置する通常の遊星歯車機構と比較して簡素な構成である。

更に、この発明の差動装置では、第１ギヤと第１偏心ギヤとの間のギヤ比（説明上、“第１ギヤ比”とする）と、第２ギヤと第２偏心ギヤとの間のギヤ比（説明上、“第２ギヤ比”とする）と、第３ギヤと第３偏心ギヤとの間のギヤ比とを互いに異ならせている。そのため、第１ギヤに連結する第１回転軸の回転数と、第２ギヤに連結する第２回転軸の回転数とが等しい状態では、第１ギヤと第１偏心ギヤとの間、および、第２ギヤと第２偏心ギヤとの間でそれぞれトルクを伝達する際に、それら第１ギヤ側の歯車の噛み合いと、第２ギヤ側の歯車の噛み合いとが互いに干渉する。その結果、差動回転機構が実質的に係合状態となり、一体となって回転する。そのため、第１回転軸および第２回転軸は、差動回転することなく、一体となって回転する。それに対して、第１回転軸の回転数と第２回転軸の回転数との間に回転数差がある状態では、上記のような第１ギヤ側の歯車と第２ギヤ側の歯車との干渉による係合状態が解消され、差動回転機構では、それぞれ、“第１ギヤ比”および“第２ギヤ比”に応じてトルクを伝達する。その結果、一方の回転軸に対して他方の回転軸が反転するように、第１回転軸および第２回転軸がそれぞれ回転する。すなわち、第１回転軸および第２回転軸は、差動回転しつつ、互いに逆の回転方向に相対回転する。このように、この発明の差動装置は、動力源から入力される駆動トルクを第１回転軸と第２回転軸とに分配して伝達するとともに、第１回転軸と第２回転軸との間の回転数差を吸収する。したがって、この発明によれば、コンパクトで、かつ、簡素な差動装置を構成することができる。

また、この発明の差動装置は、制御用モータと組み合わせて、トルクベクタリング装置を構成できる。制御用モータが出力する制御トルクを偏心部材に伝達することにより、その制御トルクを増幅しつつ、第１ギヤすなわち第１回転軸と、第２ギヤすなわち第２回転軸とに分配して伝達できる。第１ギヤおよび第２ギヤに伝達される制御トルクは、それら第１ギヤおよび第２ギヤを互いに反転させる。したがって、制御用モータの制御トルクを制御することにより、動力源から第１回転軸および第２回転軸へ伝達する駆動トルクの配分または分配率を積極的に制御することができる。すなわち、例えば、左右の駆動輪、あるいは、前後の駆動輪に対するトルクベクタリングを実行することができる。また、この発明の差動装置は、上記のように、三組の内接式遊星歯車機構を組み合わせた複合遊星歯車機構となっており、偏心部材と第１ギヤおよび第２ギヤとの間で相対的に大きな減速比を設定できる。そのため、制御トルクを相対的に大きな増幅率で増幅して第１ギヤおよび第２ギヤに伝達することができ、その分、制御用モータを小型化できる。したがって、この発明の差動装置によれば、コンパクト、かつ、簡素なトルクベクタリング装置を構成することができる。

また、この発明の差動装置は、上記のように制御用モータと組み合わせてトルクベクタリング装置を構成する場合、制御用モータのいわゆる連れ回りを抑制するための増速遊星歯車機構、および、減速遊星歯車機構が設けられる。上記のように、この発明の差動装置では、第１回転軸と第２回転軸とが同方向に等速で回転する場合には、第１ギヤ、第２ギヤ、第３ギヤ、および、偏心部材が一体となって回転する。それに伴い、増速遊星歯車機構の増速キャリアと減速遊星歯車機構の減速キャリアとは、同方向に等速で回転する。その場合、増速遊星歯車機構は、増速サンギヤの回転を止めた状態で、増速キャリアの回転数に対して増速リングギヤの回転数を増大させる増速機構として機能する。一方、減速遊星歯車機構は、減速リングギヤの回転数に対して減速キャリアの回転数を減少させる減速機構として機能する。増速キャリアの回転数および減速キャリアの回転数は互いに等しい。また、増速リングギヤと減速リングギヤとが連結されているので、それら増速リングギヤの回転数および減速リングギヤの回転数も互いに等しくなる。そのため、増速遊星歯車機構の増速比の絶対値と、減速遊星歯車機構の減速比の絶対値とが等しくなり、この場合、増速遊星歯車機構の増速サンギヤの回転数が“０”であることから、減速遊星歯車機構では、減速遊星歯車機構のギヤ比に応じて、減速リングギヤまたは減速キャリアの回転数に対して減速サンギヤの回転数が“０”または“０”近傍の回転数に減少する。この場合、増速遊星歯車機構のギヤ比、および、減速遊星歯車機構のギヤ比を、互いに等しく設定することにより、減速サンギヤの回転数を０にすることができる。したがって、上記のように第１回転軸と第２回転軸とが同方向に等速で回転し、第１ギヤ、第２ギヤ、第３ギヤ、および、偏心部材が一体となって連れ回りする場合に、減速サンギヤに連結している制御トルク出力軸の回転数を０またはほぼ０にすることができる。すなわち、制御用モータの連れ回りを抑制することができる。したがって、この発明の差動装置によれば、制御用モータの連れ回りを抑制して、差動装置の動力伝達効率を向上させることができる。ひいては、制御用モータと共にこの発明の差動装置を搭載する車両のエネルギ効率を向上させることができる。

また、この発明の差動装置は、上記のように制御用モータと組み合わせて構成したトルクベクタリング装置を車両に搭載する場合、第１ギヤおよび第１回転軸と、第２ギヤおよび第２回転軸とが、車両の車幅方向の左右に並んで同軸上に配置される。そのため、第１回転軸および第２回転軸を、それぞれ、駆動輪にトルクを伝達する駆動軸とすることにより、車両の左右の駆動輪に対するいわゆるデファレンシャル機構を構成できる。また、制御用モータと共に車両に搭載することにより、左右の駆動輪に対するトルクベクタリング装置を構成できる。したがって、この発明の差動装置によれば、コンパクトかつ簡素な構成で、車両への搭載が容易な、左右の駆動輪に対するトルクベクタリング装置を構成することができる。

また、この発明の差動装置は、上記のように制御用モータと組み合わせて構成したトルクベクタリング装置を車両に搭載する場合、第１ギヤおよび第１回転軸と、第２ギヤおよび第２回転軸とが、車両の全長方向（あるいは、前後方向）の前後に並んで同軸上に配置される。そのため、第１回転軸および第２回転軸を、それぞれ、駆動輪にトルクを伝達する推進軸とすることにより、四輪駆動車両のいわゆるセンターデファレンシャル装置を構成できる。また、制御用モータと共に四輪駆動車両に搭載することにより、前後の駆動輪に対するトルクベクタリング装置を構成できる。したがって、この発明の差動装置によれば、コンパクトかつ簡素な構成で、四輪駆動車両への搭載が容易な、前後の駆動輪に対するトルクベクタリング装置を構成することができる。

また、この発明の差動装置は、第１ギヤ、第２ギヤ、および、第３ギヤが、それぞれ、“外歯歯車”で構成される。また、第１偏心ギヤ、第２偏心ギヤ、および、第３偏心ギヤが、それぞれ、“内歯歯車”で構成される。そして、偏心部材が、偏心キャリアとして、“内歯歯車”である第１偏心リングギヤ、第２偏心リングギヤ、および、第３偏心リングギヤの各外周面を一体的に保持する。偏心キャリアは、回転軸線から偏心した偏心軸線上に各偏心リングギヤを配置させて保持する。そのため、偏心キャリアは、例えば、第３サンギヤに駆動トルクが伝達され、第３サンギヤが回転して第３偏心リングギヤが駆動される際に、または、偏心キャリアに制御トルクが伝達され、偏心キャリアが回転する際に、各偏心リングギヤを偏心軸線周りに自転させながら回転軸線周りに公転させる。要するに、この発明の差動装置は、偏心キャリアを共用した、三組の内接式遊星歯車機構（すなわち、差動回転機構）から構成される。したがって、この発明によれば、三組の内接式遊星歯車機構により、コンパクトで、かつ、簡素な差動装置を構成することができる。もしくは、制御用モータを組み合わせて、コンパクトで、かつ、簡素なトルクベクタリング装置を構成することができる。

また、この発明の差動装置では、上記のように、偏心キャリアによって各偏心リングギヤを保持する場合、円柱形状の偏心キャリアの外周部分に、カウンタバランスウエイトが設けられる。この発明の差動装置は内接式遊星歯車機構から構成されており、“内歯歯車”が“外歯歯車”に対して偏心回転（公転）する。そのため、偏心キャリアが回転するのに伴い、“内歯歯車”が回転軸線周りに公転する（または、“内歯歯車”が回転軸線周りに公転するのに伴い、偏心キャリアが回転する）際に、“内歯歯車”の重量に応じた回転のアンバランスが発生する。カウンタバランスウエイトは、この偏心キャリアが回転する際のアンバランスを解消させる。したがって、カウンタバランスウエイトは、例えば、“内歯歯車”の公転軌道における“内歯歯車”の位置と位相が１８０度ずれる位置に設けられる。上記のように、この発明の差動装置では、“内歯歯車”である各偏心リングギヤが偏心回転する構成となっており、各偏心リングギヤの外周面に歯車の噛み合い部が存在しない。そのため、各偏心リングギヤの外周側、ならびに、各偏心リングギヤの外周面を保持する偏心キャリアの外周部分に、カウンタバランスウエイトの配置スペースを容易に確保できる。すなわち、カウンタバランスウエイトを容易に配置することができる。したがって、この発明によれば、回転バランスが良好な差動装置を容易に構成することができる。

また、この発明の差動装置は、第１ギヤ、第２ギヤ、および、第３ギヤが、それぞれ、“内歯歯車”で構成される。また、第１偏心ギヤ、第２偏心ギヤ、および、第３偏心ギヤが、それぞれ、“外歯歯車”で構成される。そして、偏心部材が、偏心カムとして、“外歯歯車”である第１偏心リングギヤ、第２偏心リングギヤ、および、第３偏心リングギヤの各内周面を一体的に支持する。偏心カムは、回転軸線から偏心した偏心軸線上に各偏心リングギヤを配置させて支持する。そのため、偏心カムは、例えば、第３リングギヤに駆動トルクが伝達され、第３リングギヤが回転して第３偏心リングギヤが駆動される際に、または、偏心カムに制御トルクが伝達され、偏心カムが回転する際に、各偏心リングギヤを偏心軸線周りに自転させながら回転軸線周りに公転させる。要するに、この発明の差動装置は、偏心カムを共用した、三組の内接式遊星歯車機構（すなわち、差動回転機構）から構成される。したがって、この発明によれば、三組の内接式遊星歯車機構により、コンパクトで、かつ、簡素な差動装置を構成することができる。もしくは、制御用モータを組み合わせて、コンパクトで、かつ、簡素なトルクベクタリング装置を構成することができる。

そして、この発明の差動装置では、上記のように、偏心カムによって各偏心リングギヤを支持する場合、円筒形状の偏心カムの内周部分に、カウンタバランスウエイトが設けられる。この発明の差動装置は内接式遊星歯車機構から構成されており、“外歯歯車”が“内歯歯車”に対して偏心回転（公転）する。そのため、偏心カムが回転するのに伴い、“外歯歯車”が回転軸線周りに公転する（または、“外歯歯車”が回転軸線周りに公転するのに伴い、偏心カムが回転する）際に、“外歯歯車”の重量に応じた回転のアンバランスが発生する。カウンタバランスウエイトは、この偏心カムが回転する際のアンバランスを解消させる。したがって、カウンタバランスウエイトは、例えば、“外歯歯車”の公転軌道における“外歯歯車”の位置と位相が１８０度ずれる位置に設けられる。上記のように、この発明の差動装置では、“外歯歯車”である各偏心リングギヤが偏心回転する構成となっており、各偏心リングギヤの内周面に歯車の噛み合い部が存在しない。そのため、各偏心リングギヤの内周側、ならびに、各偏心リングギヤの内周面を支持する偏心カムの内周部分に、カウンタバランスウエイトの配置スペースを容易に確保できる。すなわち、カウンタバランスウエイトを容易に配置することができる。したがって、この発明によれば、回転バランスが良好な差動装置を容易に構成することができる。

この発明の差動装置の一例を説明するための図であって、第１回転軸および第２回転軸の回転軸線に対して“内歯歯車”が偏心回転するタイプの差動装置に、制御用モータを組み合わせ、トルクベクタリング機能を有する左右輪のデファレンシャル機構を構成した実施形態を示す図である。 この発明の差動装置の構成を説明するための図であって、図１におけるＡ－Ａ線で切断した断面を示す断面図である。 この発明の差動装置の他の例を説明するための図であって、図１に示す差動装置に、駆動用モータおよび制動装置を更に組み合わせ、トルクベクタリング機能を有する動力ユニットを構成した実施形態を示す図である。 この発明の差動装置の他の例を説明するための図であって、図１に示す差動装置に、制御用モータおよび駆動用モータを組み合わせ、トルクベクタリング機能およびセンターデファレンシャル装置を有する動力ユニットを構成した実施形態を示す図である。 この発明の差動装置の他の例を説明するための図であって、第１回転軸および第２回転軸の回転軸線に対して“外歯歯車”が偏心回転するタイプの差動装置に、制御用モータを組み合わせ、トルクベクタリング機能を有する左右輪のデファレンシャル機構を構成した実施形態を示す図である。 この発明の差動装置の構成を説明するための図であって、図５におけるＢ－Ｂ線で切断した断面を示す断面図である。 この発明の差動装置の他の例を説明するための図であって、図５に示す差動装置に、駆動用モータおよび制動装置を更に組み合わせ、トルクベクタリング機能を有する動力ユニットを構成した実施形態を示す図である。 この発明の差動装置の他の例を説明するための図であって、図５に示す差動装置に、制御用モータおよび駆動用モータを組み合わせ、トルクベクタリング機能およびセンターデファレンシャル装置を有する動力ユニットを構成した実施形態を示す図である。 図４，図８に示す動力ユニットに、制動装置として電磁ブレーキを設けた実施形態を示す図である。 図４，図８に示す動力ユニットに、制動装置として伝動ブレーキを設けた実施形態を示す図である。

この発明の実施形態を、図面を参照して説明する。なお、以下に示す実施形態は、この発明を具体化した場合の一例に過ぎず、この発明を限定するものではない。

この発明を適用した差動装置の一例を図１に示してある。この発明の実施形態における差動装置Ｄは、同軸上に配置される二本の回転軸を互いに反転させて差動回転を可能にするように構成した伝動装置であり、第１回転軸１および第２回転軸２の二本の主回転軸と、差動回転機構３とから構成されている。差動回転機構３は、主要な構成要素として、第１ギヤ４、第２ギヤ５、第３ギヤ６、第１偏心ギヤ７、第２偏心ギヤ８、第３偏心ギヤ９、および、偏心部材１０を備えている。特に、この図１に示す差動装置Ｄは、車両に搭載することを想定し、車両（図示せず）の左右の駆動輪（図示せず）に対するデファレンシャル機構１１を構成している。

第１回転軸１、および、第２回転軸２は、同軸上に対向して配置され、互いに相対回転である。具体的には、第１回転軸１、および、第２回転軸２は、いずれも、回転軸線ＡＬ上に配置されている。第１回転軸１、および、第２回転軸２は、所定の軸受（図示せず）を介して、差動装置Ｄのケース１２に回転可能に支持されている。なお、ケース１２は、デファレンシャル機構１１のケースを兼ねている。もしくは、デファレンシャル機構１１のケースと一体化されている。この図１に示す実施形態では、第１回転軸１は、突出側（図１の左側）の端部が、ケース１２に回転可能に支持されている。第１回転軸１は、ドライブシャフトとして、突出側の先端に、車両の左右いずれか一方の駆動輪（図示せず）が連結される。同様に、第２回転軸２は、突出側（図１の右側）の端部が、ケース１２に回転可能に支持されている。第２回転軸２は、ドライブシャフトとして、突出側の先端に、他方の駆動輪（図示せず）が連結される。

第１ギヤ４、第２ギヤ５、および、第３ギヤ６は、いずれも、同一の回転軸線ＡＬ上で直列に（すなわち、回転軸線ＡＬ方向に並んで）配置されている。図１に示す実施形態では、図１の左から、第３ギヤ６、第１ギヤ４、第２ギヤ５の順で配列されている。第１ギヤ４に対して、第２ギヤ５および第３ギヤ６が、いずれも、相対回転可能に支持されている。したがって、第１ギヤ４と第２ギヤ５と第３ギヤ６とは、互いに相対回転可能である。第１ギヤ４、第２ギヤ５、および、第３ギヤ６は、それぞれ、後述する第１偏心ギヤ７、第２偏心ギヤ８、および、第３偏心ギヤ９に噛み合っている。

図１には、“内歯歯車”の各偏心ギヤ７，８，９が回転軸線ＡＬに対して偏心回転するタイプの差動装置Ｄを示してある。したがって、この図１に示す差動装置Ｄでは、第１ギヤ４、第２ギヤ５、および、第３ギヤ６は、いずれも、“外歯歯車”によって構成されている。具体的には、第１ギヤ４は、第１偏心ギヤ７、すなわち、後述する第１偏心リングギヤ２１と噛み合う“外歯歯車”の第１サンギヤ１３によって構成されている。第２ギヤ５は、第２偏心ギヤ８、すなわち、後述する第２偏心リングギヤ２２と噛み合う“外歯歯車”の第２サンギヤ１４によって構成されている。第３ギヤ６は、第３偏心ギヤ９、すなわち、後述する第３偏心リングギヤ２３と噛み合う“外歯歯車”の第３サンギヤ１５によって構成されている。

第１サンギヤ１３は、第１回転軸１に連結されており、第１回転軸１と共に、回転自在に、ケース１２に支持されている。第１サンギヤ１３と第１回転軸１とは一体に回転する。同様に、第２サンギヤ１４は、第２回転軸２に連結されており、第２回転軸１と共に、回転自在に、ケース１２に支持されている。第２サンギヤ１４と第２回転軸２とは一体に回転する。

一方、第３サンギヤ１５は、入力部材１６に対して動力伝達可能に連結されている。入力部材１６は、所定の動力源（図示せず）から駆動トルクが入力される回転部材である。なお、動力源は、例えば、エンジンや駆動用モータ、あるいは、ブレーキ装置などであり、車両を加速するトルクあるいは車両を制動するトルクなどの正負の駆動トルクを発生する。

なお、この図１に示す実施形態では、入力部材１６として、デフリングギヤ１７が設けられている。具体的には、第３サンギヤ１５の回転軸１８に、デフリングギヤ１７が取り付けられている。デフリングギヤ１７と回転軸１８および第３サンギヤ１５とは一体に回転する。デフリングギヤ１７は、大径のかさ歯車であり、車両（図示せず）のプロペラシャフト１９の先端（図１の下側の端部）に設けられたドライブピニオン２０に噛み合っている。ドライブピニオン２０は、デフリングギヤ１７よりも小径で歯数の少ないかさ歯車である。したがって、ドライブピニオン２０、および、デフリングギヤ１７によって、車両の終減速装置（ファイナルギヤ）が構成されている。プロペラシャフト１９の他方の端部（図示せず）は、車両の動力源が連結される。したがって、デファレンシャル機構１１は、デフリングギヤ１７、および、プロペラシャフト１９を介して、動力源に連結される。

第１偏心ギヤ７、第２偏心ギヤ８、および、第３偏心ギヤ９は、いずれも、同一の偏心軸線ＥＬ上で直列に（すなわち、偏心軸線ＥＬ方向に並んで）配置されている。図１に示す実施形態では、図１の左から、第３偏心ギヤ９、第１偏心ギヤ７、第２偏心ギヤ８の順で配列されている。偏心軸線ＥＬは、回転軸線ＡＬと一致することなく、回転軸線ＡＬから偏心した回転軸の回転中心を示す軸線である。第１偏心ギヤ７と第２偏心ギヤ８と第３偏心ギヤ９とは一体に回転する。

この図１に示す実施形態では、第１偏心ギヤ７は、第１ギヤ４、すなわち、第１サンギヤ１３と噛み合う“内歯歯車”の第１偏心リングギヤ２１によって構成されている。第２偏心ギヤ８は、第２ギヤ５、すなわち、第２サンギヤ１４と噛み合う“内歯歯車”の第２偏心リングギヤ２２によって構成されている。第３偏心ギヤ９は、第３ギヤ６、すなわち、第３サンギヤ１５と噛み合う“内歯歯車”の第３偏心リングギヤ２３によって構成されている。

第１偏心リングギヤ２１は、第１サンギヤ１３と噛み合い、偏心軸線ＥＬ周りに自転しつつ、回転軸線ＡＬ周りに公転する。第２偏心リングギヤ２２は、第２サンギヤ１４と噛み合い、偏心軸線ＥＬ周りに自転しつつ、回転軸線ＡＬ周りに公転する。第３偏心リングギヤ２３は、第３サンギヤ１５と噛み合い、偏心軸線ＥＬ周りに自転しつつ、回転軸線ＡＬ周りに公転する。したがって、第１偏心リングギヤ２１と第２偏心リングギヤ２２と第３偏心リングギヤ２３とは、自転方向および公転方向に一体となって回転する。

偏心部材１０は、回転軸線ＡＬ上に配置され、第１偏心ギヤ７、第２偏心ギヤ８、および、第３偏心ギヤ９を、偏心軸線ＥＬ周りに自転可能に、かつ、回転軸線ＡＬ周りに公転可能に、支持または保持する回転部材である。上記のように、この図１に示す実施形態では、第１偏心ギヤ７、第２偏心ギヤ８、および、第３偏心ギヤ９が、いずれも、“内歯歯車”で円筒形状に形成された第１偏心リングギヤ２１、第２偏心リングギヤ２２、および、第３偏心リングギヤ２３となっている。したがって、この図１に示す実施形態では、偏心部材１０は、第１偏心リングギヤ２１、第２偏心リングギヤ２２、および、第３偏心リングギヤ２３のそれぞれの外周面を回転自在に保持する偏心キャリア２４として構成されている。

具体的には、偏心キャリア２４は、円盤形状または円柱形状の回転体であり、第１回転軸１および第２回転軸２と同軸上に、すなわち、回転軸線ＡＬ上に配置されている。偏心キャリア２４は、第１回転軸１および第２回転軸２に対して軸受（図示せず）を介して相対回転可能に支持されるとともに、他の軸受（図示せず）を介してケース１２に回転可能に支持されている。図１および図２に示すように、偏心キャリア２４の回転中心（すなわち、回転軸線ＡＬ）を外れた所定の位置を通って、回転軸線ＡＬと平行に、偏心軸線ＥＬが位置している。図１、図２に示す実施形態では、偏心キャリア２４の回転軸線ＡＬから図１、図２の下方に偏心量ｅだけ偏心した位置に、偏心軸線ＥＬが位置している。偏心キャリア２４は、偏心軸線ＥＬを径方向の中心とする円筒形の空洞状にくり抜いた保持部２４ａを有している。偏心キャリア２４は、保持部２４ａに、第１偏心リングギヤ２１、第２偏心リングギヤ２２、および、第３偏心リングギヤ２３を配置させ、それら第１偏心リングギヤ２１の外周面２１ａ、第２偏心リングギヤ２２の外周面２２ａ、および、第３偏心リングギヤ２３の外周面２３ａを、一体的に、回転自在に保持している。図１、図２に示す実施形態では、保持部２４ａの内周面２４ｂと各外周面２１ａ,２２ａ,２３ａとの間に設けたローラーベアリング（または、ニードルベアリング）２５を介して、偏心キャリア２４が第１偏心リングギヤ２１、第２偏心リングギヤ２２、および、第３偏心リングギヤ２３を回転自在に保持している。

上記のように、この発明の実施形態における差動装置Ｄ（具体的には、差動回転機構３）は、偏心キャリア２４、すなわち、偏心部材１０を共用した、実質的に、三組の“内接式遊星歯車機構”から構成されている。すなわち、この発明の実施形態における差動装置Ｄ（差動回転機構３）は、第１ギヤ４と第１偏心ギヤ７とから構成される“内接式遊星歯車機構”、第２ギヤ５と第２偏心ギヤ８とから構成される“内接式遊星歯車機構”、および、第３ギヤ６と第３偏心ギヤ９とから構成される“内接式遊星歯車機構”の、三組の“内接式遊星歯車機構”を組み合わせた“複合遊星歯車機構”となっている。視点を変えると、第１ギヤ４と第１偏心ギヤ７とから構成される“内接式遊星歯車機構”と、第３ギヤ６と第３偏心ギヤ９とから構成される“内接式遊星歯車機構”とを組み合わせた“複合遊星歯車機構”（説明上、“第１複合遊星歯車機構”とする）、および、第２ギヤ５と第２偏心ギヤ８とから構成される“内接式遊星歯車機構”と、第３ギヤ６と第３偏心ギヤ９とから構成される“内接式遊星歯車機構”とを組み合わせた“複合遊星歯車機構”（説明上、“第２複合遊星歯車機構”とする）の、二組の“複合遊星歯車機構”を組み合わせた構成となっている。“内接式遊星歯車機構”は、いわゆる遊星ピニオンを有していない遊星歯車機構であり、サンギヤとリングギヤとの間に遊星ピニオンを配置する通常の遊星歯車機構と比較して簡素に構成できる。また、上記のような“複合遊星歯車機構”が構成されることにより、後述するように、第３ギヤ６と第１ギヤ４および第２ギヤ５との間で、相対的に大きな減速比を設定できる。

なお、図１、図２に示す実施形態では、偏心キャリア２４は、後述する減速遊星歯車機構２８を介して、後述する制御用モータ２７に連結されている。この発明の実施形態における差動装置Ｄは、上記のように、車両用のデファレンシャル機構１１を構成する。それに加えて、デファレンシャル機構１１に対して、後述する制御用モータ２７を組み合わせることにより、トルクベクタリングの機能を有するデファレンシャル機構１１を構成できる。更に、後述する減速遊星歯車機構２８、および、後述する増速遊星歯車機構２９を設けることにより、直進走行時の制御用モータ２７の連れ回りを抑制し、動力伝達効率の良好なデファレンシャル機構１１を構成できる。

上記のように、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、第１回転軸１、第２回転軸２、および、差動回転機構３により、車両用のデファレンシャル機構１１を構成している。図１、図２に示す差動装置Ｄ、すなわち、デファレンシャル機構１１は、所定の動力源から第３サンギヤ１５に入力される駆動トルクを、第１サンギヤ１３すなわち第１回転軸１と、第２サンギヤ１４すなわち第２回転軸２とに分配して伝達する。この発明の実施形態における差動装置Ｄでは、第１回転軸１と第２回転軸２とが同方向に等速（同じ回転数）で回転する場合は、第１回転軸１および第２回転軸２と、差動回転機構３とが一体となって回転する。その場合、駆動トルクは、第１回転軸１と第２回転軸２と等分配されて伝達される。それに対して、第１回転軸１の回転数と第２回転軸２の回転数とが異なる場合は、第１回転軸１と第２回転軸２とは、互いに逆方向に回転し、差動回転する。

そのために、差動装置Ｄは、第１ギヤ４と第１偏心ギヤ７との間のギヤ比と、第２ギヤ５と第２偏心ギヤ８との間のギヤ比と、第３ギヤ６と第３偏心ギヤ９との間のギヤ比とを、それぞれ、互いに異ならせている。すなわち、図１、図２に示す実施形態では、第１サンギヤ１３と第１偏心リングギヤ２１との間のギヤ比と、第２サンギヤ１４と第２偏心リングギヤ２２との間のギヤ比と、第３サンギヤ１５と第３偏心リングギヤ２３との間のギヤ比とを、それぞれ、互いに異ならせている。なお、この発明の実施形態においては、第１ギヤ４の歯数に対する第１偏心ギヤ７の歯数の比率を、第１ギヤ４と第１偏心ギヤ７との間のギヤ比（第１ギヤ比ｕ_１）とし、第２ギヤ５の歯数に対する第２偏心ギヤ８の歯数の比率を、第２ギヤ５と第２偏心ギヤ８との間のギヤ比（第２ギヤ比ｕ_２）、第３ギヤ６の歯数に対する第３偏心ギヤ９の歯数の比率を、第３ギヤ６と第３偏心ギヤ９との間のギヤ比（第３ギヤ比ｕ_３）とする。具体的には、図１、図２に示す実施形態では、第１サンギヤ１３の歯数ｚ_ｓ１３に対する第１偏心リングギヤ２１の歯数ｚ_ｒ２１の比率を、第１ギヤ比ｕ_１とし、第２サンギヤ１４の歯数ｚ_ｓ１４に対する第２偏心リングギヤ２２の歯数ｚ_ｒ２２の比率を、第２ギヤ比ｕ_２とし、第３サンギヤ１５の歯数ｚ_ｓ１５に対する第３偏心リングギヤ２３の歯数ｚ_ｒ２３の比率を、第３ギヤ比ｕ_３とする。

差動装置Ｄは、例えば、図１に括弧内の数値で示すように、第１サンギヤ１３の歯数ｚ_ｓ１３、第２サンギヤ１４の歯数ｚ_ｓ１４、第３サンギヤ１５の歯数ｚ_ｓ１５を、いずれも、“１７”として構成されている。また、第１偏心リングギヤ２１の歯数ｚ_ｒ２１を“１９”、第２偏心リングギヤ２２の歯数ｚ_ｒ２２を“２１”とし、第３偏心リングギヤ２３の歯数ｚ_ｒ２３を“２０”として構成されている。この場合、第１ギヤ比ｕ_１、第２ギヤ比ｕ_２、および、第３ギヤ比ｕ_３は、それぞれ、
ｕ_１＝ｚ_ｓ１３／ｚ_ｒ２１＝１７／１９≒０．８９５
ｕ_２＝ｚ_ｓ１４／ｚ_ｒ２２＝１７／２１≒０．８０９
ｕ_３＝ｚ_ｓ１５／ｚ_ｒ２３＝１７／２０＝０．８５
となる。上記のとおり、第１サンギヤ１３の歯数ｚ_ｓ１３と第２サンギヤ１４の歯数ｚ_ｓ１４と第３サンギヤ１５の歯数ｚ_ｓ１５とを、互いに等しくするとともに、第３偏心リングギヤ２３の歯数ｚ_ｒ２３に対して第１偏心リングギヤ２１の歯数ｚ_ｒ２１を、“１歯”少なく異ならせてあり、第３偏心リングギヤ２３の歯数ｚ_ｒ２３に対して第２偏心リングギヤ２２の歯数ｚ_ｒ２２を、“１歯”多く異ならせてある。それにより、第１ギヤ比ｕ_１、第２ギヤ比ｕ_２、および、第３ギヤ比ｕ_３は、いずれも一致することはなく、わずかな値ではあるが異なっている。

前述したように、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、“第１複合遊星歯車機構”と、“第２複合遊星歯車機構”とを組み合わせた構成となっている。図１、図２に示す差動装置Ｄでは、第１サンギヤ１３および第３サンギヤ１５と、第１偏心リングギヤ２１および第３偏心リングギヤ２３とから“第１複合遊星歯車機構”が構成され、第２サンギヤ１４および第３サンギヤ１５と、第２偏心リングギヤ２２および第３偏心リングギヤ２３とから“第２複合遊星歯車機構”が構成されている。

“第１複合遊星歯車機構”では、上記のように第１ギヤ比ｕ_１と第３ギヤ比ｕ_３とがわずかに異なっている。仮に、第１ギヤ比ｕ_１と第３ギヤ比ｕ_３とが等しいと、“第１複合遊星歯車機構”における減速比（入力回転要素の回転数と出力回転要素の回転数との比率）、すなわち、この場合は、第３サンギヤ１５の回転数に対する第１サンギヤ１３の回転数の割合の逆数が無限大になってしまう。そのような場合には、“第１複合遊星歯車機構”は成立しない。それに対して、この図１、図２に示す差動装置Ｄでは、上記のように第１ギヤ比ｕ_１と第３ギヤ比ｕ_３とを互いに異ならせることにより、“第１複合遊星歯車機構”における減速比が無限大になってしまう状態を回避しつつ、相対的に大きな減速比を設定している。第１ギヤ比ｕ_１と第３ギヤ比ｕ_３とを等しくすると減速比が無限大になるのに対して、第１ギヤ比ｕ_１と第３ギヤ比ｕ_３との差が大きくなると減速比は小さくなる。したがって、第１ギヤ比ｕ_１と第３ギヤ比ｕ_３との差を小さくするほど、大きい減速比を設定できる。

同様に、“第２複合遊星歯車機構”では、上記のように第２ギヤ比ｕ_２と第３ギヤ比ｕ_３とがわずかに異なっている。仮に、第２ギヤ比ｕ_２と第３ギヤ比ｕ_３とが等しいと、“第２複合遊星歯車機構”における減速比、すなわち、この場合は、第３サンギヤ１５の回転数に対する第２サンギヤ１４の回転数の割合の逆数が無限大になってしまう。そのような場合には、“第２複合遊星歯車機構”は成立しない。それに対して、この図１、図２に示す差動装置Ｄでは、上記のように第２ギヤ比ｕ_２と第３ギヤ比ｕ_３とを互いに異ならせることにより、“第２複合遊星歯車機構”における減速比が無限大になってしまう状態を回避しつつ、相対的に大きな減速比を設定している。第２ギヤ比ｕ_２と第３ギヤ比ｕ_３とを等しくすると減速比が無限大になるのに対して、第２ギヤ比ｕ_２と第３ギヤ比ｕ_３との差が大きくなると減速比は小さくなる。したがって、第２ギヤ比ｕ_２と第３ギヤ比ｕ_３との差を小さくするほど、大きい減速比を設定できる。

上記のように構成された差動装置Ｄ、すなわち、デファレンシャル機構１１では、第３サンギヤ１５に入力された駆動トルクが、第１サンギヤ１３と第２サンギヤ１４と分配されて伝達される際に、第１回転軸１の回転数と第２回転軸２の回転数とが等しい場合には、第１回転軸１と第２回転軸２とが一体に回転する。

具体的には、第１回転軸１の回転数と第２回転軸２の回転数とが等しい場合、すなわち、第１サンギヤ１３の回転数と第２サンギヤ１４の回転数とが等しい場合は、第１偏心リングギヤ２１の歯数ｚ_ｒ２１が第３偏心リングギヤ２３の歯数ｚ_ｒ２３よりも“１歯”少ないことにより、第１偏心リングギヤ２１と噛み合う第１サンギヤ１３は、第３偏心リングギヤ２３と噛み合う第３サンギヤ１５よりも“１歯”分遅く回転しようとする。一方、第２偏心リングギヤ２２の歯数ｚ_ｒ２２が第３偏心リングギヤ２３の歯数ｚ_ｒ２３よりも“１歯”多いことにより、第２偏心リングギヤ２２と噛み合う第２サンギヤ１４は、第３偏心リングギヤ２３と噛み合う第３サンギヤ１５よりも“１歯”分速く回転しようとする。したがって、第１サンギヤ１３と第２サンギヤ１４とが、相対的に、互いに逆方向に回転しようとする。この場合、第１偏心リングギヤ２１、第２偏心リングギヤ２２、および、第３偏心リングギヤ２３は、それぞれ、第１サンギヤ１３、第２サンギヤ１４、および、第３サンギヤ１５と噛み合いながら、一体となって、偏心軸線ＥＬ周りに自転しつつ、回転軸線ＡＬ周りに公転する。そのため、第１サンギヤ１３と第１偏心リングギヤ２１との噛み合い部、および、第２サンギヤ１４と第２偏心リングギヤ２２との噛み合い部に、互いに逆方向のトルクが作用し、各噛み合い部が互いに干渉する。その結果、差動装置Ｄ全体が、実質的に係合状態となり、一体となって回転する。したがって、第１回転軸１および第２回転軸２は、差動回転することなく、一体となって回転する。

それに対して、第１回転軸１の回転数と第２回転軸２の回転数との間に回転数差がある場合、すなわち、第１サンギヤ１３と第２サンギヤ１４とが差動回転する場合には、上記のような各噛み合い部の干渉による差動装置Ｄの実質的な係合状態が解消される。そのため、第３サンギヤ１５から第１サンギヤ１３に至る動力伝達経路、および、第３サンギヤ１５から第２サンギヤ１４に至る動力伝達経路では、第１サンギヤ１３と第２サンギヤ１４とを差動回転させつつ、それぞれ、駆動トルクを伝達する。その場合、第１サンギヤ１３と第１偏心リングギヤ２１との噛み合い部、および、第２サンギヤ１４と第２偏心リングギヤ２２との噛み合い部には、上記のように、互いに逆方向のトルクが作用する。したがって、第１サンギヤ１３および第２サンギヤ１４が、互いに逆方向に相対回転する。すなわち、第１サンギヤ１３に対して第２サンギヤ１４が反転するように、それら第１サンギヤ１３および第２サンギヤ１４がそれぞれ回転する。その結果、第１回転軸１および第２回転軸２は、差動回転しつつ、互いに逆方向に相対回転する。

このように、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、実質的に、三組の“内接式遊星歯車機構”によって構成され、動力源から入力される駆動トルクを第１回転軸１と第２回転軸２とに分配して伝達する。それとともに、第１回転軸１と第２回転軸２との差動回転を可能にし、それら第１回転軸１と第２回転軸２との間の回転数差を吸収する。したがって、この発明の実施形態における差動装置Ｄによれば、コンパクトで、かつ、簡素なデファレンシャル機構１１を構成することができる。

また、この発明の実施形態における差動装置Ｄには、上記のように円盤形状または円柱形状の偏心キャリア２４の外周部分に、カウンタバランスウエイト２６が設けられている。図１、図２に示す差動装置Ｄでは、偏心キャリア２４の断面における上方の厚肉部分が、カウンタバランスウエイト２６となっている。カウンタバランスウエイト２６は、重量を調整して、偏心キャリア２４の外周部分に一体に形成してもよい。あるいは、重量を調整した別部材（図示せず）を偏心キャリア２４の外周部分に取り付けて形成してもよい。

上記のように、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、三組の“内接式遊星歯車機構”から構成されており、“内歯歯車”（第１偏心リングギヤ２１、第２偏心リングギヤ２２、および、第３偏心リングギヤ２３）が、“外歯歯車”（第１サンギヤ１３、第２サンギヤ１３、および、第３サンギヤ１５）に対して偏心回転（公転）する。そのため、偏心キャリア２４が回転して、“内歯歯車”が回転軸線ＡＬ周りに公転する際に、“内歯歯車”の重量に応じた回転のアンバランスが発生する。カウンタバランスウエイト２６は、この偏心キャリア２４が回転する際のアンバランスを解消させる。したがって、カウンタバランスウエイト２６は、例えば、“内歯歯車”の公転軌道における“内歯歯車”の位置と位相が１８０度ずれる位置に設けられる。上記のように、この発明の実施形態における差動装置Ｄでは、共に“内歯歯車”の第１偏心リングギヤ２１、第２偏心リングギヤ２２、および、第３偏心リングギヤ２３が一体に偏心回転する構成となっており、それら第１偏心リングギヤ２１、第２偏心リングギヤ２２、および、第３偏心リングギヤ２３の各外周面２１ａ,２２ａ,２３ａに歯車の噛み合い部が存在しない。そのため、第１偏心リングギヤ２１、第２偏心リングギヤ２２、および、第３偏心リングギヤ２３の外周側、ならびに、それら第１偏心リングギヤ２１、第２偏心リングギヤ２２、および、第３偏心リングギヤ２３の各外周面２１ａ,２２ａ,２３ａを保持する偏心キャリア２４の外周部分に、カウンタバランスウエイト２６の配置スペースを容易に確保できる。すなわち、カウンタバランスウエイト２６を容易に配置することができる。したがって、回転バランスが良好な差動装置Ｄを容易に構成することができる。

更に、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、上記のように構成されるデファレンシャル機構１１に対して、差動回転機構３を差動回転させるための制御トルクを発生する所定のアクチュエータ（または、動力源）を組み合わせることにより、トルクベクタリングの機能を有するデファレンシャル機構１１（すなわち、トルクベクタリング装置）を構成できる。

具体的には、図１、図２に示す実施形態では、所定のアクチュエータとして制御用モータ２７が設けられている。制御用モータ２７は、前述した駆動トルクを発生する動力源とは異なる電気モータであり、第１回転軸１と第２回転軸２との間の差動状態を制御するための制御トルクを発生する。制御用モータ２７は、例えば、永久磁石式の同期モータ、あるいは、誘導モータなどによって構成されている。制御用モータ２７は、回転軸線ＡＬ上に配置されている。すなわち、制御用モータ２７と第１回転軸１および第２回転軸２ならびに差動回転機構３とは、互いに同軸上に配置されている。

制御用モータ２７は、ロータ２７ａの回転軸、すなわち、上記の制御トルクを出力する制御トルク出力軸２７ｂを有している。制御トルク出力軸２７ｂは、差動回転機構３の偏心キャリア２４に対して、動力伝達可能に連結されている。この図１、図２に示す差動装置Ｄでは、後述する減速遊星歯車機構２８を介して、制御トルク出力軸２７ｂと偏心キャリア２４とが連結されている。

前述したように、図１、図２に示す差動装置Ｄは、所定の動力源から第３サンギヤ１５に入力される駆動トルクを、第１サンギヤ１３すなわち第１回転軸１と、第２サンギヤ１４すなわち第２回転軸２とに分配して伝達する。それとともに、制御用モータ２７から偏心キャリア２４に入力される制御トルクを、偏心キャリア２４と第１サンギヤ１３との間、および、偏心キャリア２４と第２サンギヤ１４との間で、それぞれ増幅して、第１回転軸１および第２回転軸２に伝達する。更に、図１、図２に示す差動装置Ｄは、制御用モータ２７から偏心キャリア２４に制御トルクが入力されることにより、第１回転軸１と第２回転軸２とが差動回転する。そして、第１回転軸１と第２回転軸２とが差動回転する際には、第１回転軸１および第２回転軸２が互いに逆方向に回転する。

更に、図１、図２に示す差動装置Ｄは、偏心キャリア２４と第１サンギヤ１３との間の減速比（説明上、“第１減速比”とする）と、偏心キャリア２４と第２サンギヤ１４との間の減速比（説明上、“第２減速比”とする）とが、互いに等しいもしく近似するように構成されている。“第１減速比”は、偏心キャリア２４の回転数に対する第１サンギヤ１３の回転数の割合の逆数である。“第２減速比”は、偏心キャリア２４の回転数に対する第２サンギヤ１４の回転数の割合の逆数である。

また、図１、図２に示す差動装置Ｄは、偏心キャリア２４の回転数に対して第１サンギヤ１３の回転数、および、第２サンギヤ１４の回転数が、いずれも、減少するように構成されている。すなわち、上記のような“第１減速比”、および、“第２減速比”は、いずれも、（絶対値が）“１”よりも大きくなる。したがって、差動装置Ｄは、偏心キャリア２４に入力される制御用モータ２７の制御トルクを増幅して、第１サンギヤ１３、および、第２サンギヤ１４に伝達する。

例えば、前述したように、第１偏心リングギヤ２１の歯数ｚ_ｒ２１が“２０”、第２偏心リングギヤ２２の歯数ｚ_ｒ２２が“２１”、第３偏心リングギヤ２３の歯数ｚ_ｒ２３が“１９”であり、第１サンギヤ１３の歯数ｚ_ｓ１３、第２サンギヤ１４の歯数ｚ_ｓ１４、第３サンギヤ１５の歯数ｚ_ｓ１５が、いずれも、“１７”である場合には、偏心キャリア２４と第１サンギヤ１３との間の第１減速比Ｒ_１は、
Ｒ_１＝１／｛１－（ｚ_ｒ２１／ｚ_ｓ１３）×（ｚ_ｓ１５／ｚ_ｒ２３）｝
＝１／｛１－（１９／１７）×（１７／２０）｝
＝２０
となる。従来の一般的な遊星歯車機構で実現可能な減速比が、概ね“４”から“１０”程度であることと比較して、相対的に、大きな減速比が得られている。

同様に、偏心キャリア２４と第２サンギヤ１４との間の第２減速比Ｒ_２は、
Ｒ_２＝１／｛１－（ｚ_ｒ２２／ｚ_ｓ１４）×（ｚ_ｓ１５／ｚ_ｒ２３）｝
＝１／｛１－（２１／１７）×（１７／２０）｝
＝－２０
となる。この場合は、入力回転要素に相当する偏心キャリア２４の回転方向に対して、出力回転要素に相当する第２サンギヤ１４が逆の方向に回転する。そのため、この第２減速比Ｒ_２に、便宜上、負（－）の符号を付けている。上記の第１減速比Ｒ_１と同様に、従来の一般的な遊星歯車機構で実現可能な減速比が、概ね“４”から“１０”程度であることと比較して、相対的に、大きな減速比が得られている。なお、図１には、上記の第１減速比Ｒ_１および第２減速比Ｒ_２を、まとめて、括弧内に“Ｒ＝±２０”と記してある。

したがって、差動装置Ｄは、偏心キャリア２４に制御トルクが入力され、偏心キャリア２４が回転することにより、第１サンギヤ１３と第２サンギヤ１４とが差動回転する。それとともに、第１サンギヤ１３と第２サンギヤ１４とは、互いに逆方向に回転する。その場合、偏心キャリア２４の回転数と第１サンギヤ１３の回転数との比率、すなわち、第１減速比Ｒ_１の大きさと、偏心キャリア２４の回転数と第２サンギヤ１４の回転数との比率、すなわち、第２減速比Ｒ_２の大きさとが、互いに等しいもしく近似する。図１、図２に示す差動装置Ｄでは、第１減速比Ｒ_１と第２減速比Ｒ_２とは、大きさが等しくなっている。そのため、制御用モータ２７が出力する制御トルクは、互いに、同じ増幅率で増大されて、第１サンギヤ１３および第２サンギヤ１４に伝達される。

上記のように、図１、図２に示す差動装置Ｄでは、例えば、制御用モータ２７が正回転（ＣＷ；clock wise）方向に回転する際に、入力回転要素である偏心キャリア２４の回転方向を正転方向とすると、出力回転要素である第１サンギヤ１３が、正転方向に回転し、第２サンギヤ１４が、正転方向と逆の逆転方向に回転する。この発明の実施形態における差動装置Ｄでは、各ギヤ４，５，６の歯数、ならびに、各偏心ギヤ７，８，９の歯数をそれぞれ調整することにより、所望する減速比を設定するとともに、出力回転要素である第１ギヤ４および第２ギヤ５の回転方向を、それぞれ、正転方向または逆転方向に適宜設定することが可能である。

このように、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、差動回転機構３と制御用モータ２７と組み合わせて、“トルクベクタリング装置”を構成できる。図１、図２に示す差動装置Ｄでは、制御用モータ２７が出力する制御トルクを偏心キャリア２４に伝達することにより、その制御トルクを増幅しつつ、第１サンギヤ１３すなわち第１回転軸１と、第２サンギヤ１４すなわち第２回転軸２とに分配して伝達できる。第１サンギヤ１３および第２サンギヤ１４に伝達される制御トルクは、それら第１サンギヤ１３および第２サンギヤ１４を互いに反転させる。したがって、制御用モータ２７の制御トルクを制御することにより、動力源から第１回転軸１および第２回転軸２へ伝達する駆動トルクの配分または分配率を積極的に制御することができる。すなわち、第１回転軸１および第２回転軸２にそれぞれ連結される左右の駆動輪に対するトルクベクタリングを実行することができる。

また、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、前述したように、三組の“内接式遊星歯車機構”を組み合わせた“複合遊星歯車機構”となっており、偏心キャリア２４と第１サンギヤ１３および第２サンギヤ１４との間で相対的に大きな減速比を設定できる。図１、図２に示す差動装置Ｄでは、第１減速比Ｒ_１および第２減速比Ｒ_２（絶対値）が、いずれも、“２０”となる相対的に大きな変速比を設定することが可能である。そのため、相対的に大きな増幅率で制御用モータ２７の制御トルクを増幅することができ、その分、制御用モータ２７の小型化を図ることができる。したがって、この発明の実施形態における差動装置Ｄによれば、トルクベクタリングの機能を有する、コンパクトで、かつ、簡素なデファレンシャル機構１１を構成することができる。

更に、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、上記のように、トルクベクタリングのための制御用モータ２７を設ける場合に、その制御用モータ２７の連れ回りを抑制するための機構を備えている。

前述したように、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、第１回転軸１と第２回転軸２とが同方向に等速で回転する場合、差動装置Ｄ（具体的には、差動回転機構３）が一体になって連れ回りする。その場合に、仮に、制御用モータ２７も一緒に連れ回りしてしまうと、差動装置Ｄの動力伝達効率の低下を招いてしまう可能性がある。そのため、この図１、図２に示す差動装置Ｄには、上記のような制御用モータ２７の連れ回りを回避または抑制するために、減速遊星歯車機構２８、および、増速遊星歯車機構２９が設けられている。

減速遊星歯車機構２８は、制御用モータ２７と、差動装置Ｄの偏心キャリア２４との間に配置されており、制御用モータ２７が出力する制御トルクを増幅して偏心キャリア２４に伝達する。また、減速遊星歯車機構２８は、デフリングギヤ１７、ならびに、第１回転軸１および第２回転軸２が一体となって回転する際に、制御用モータ２７の制御トルク出力軸２７ｂの回転数に対して偏心キャリア２４の回転数を減少させる減速機構として機能する。

また、減速遊星歯車機構２８は、第１回転軸１および第２回転軸２と同軸上、すなわち、回転軸線ＡＬ上に配置されている。減速遊星歯車機構２８は、シングルピニオン型の遊星歯車機構から構成されており、サンギヤ、リングギヤ、および、キャリアを有している。この発明の実施形態では、他の遊星歯車機構の各回転要素と区別するために、減速遊星歯車機構２８のサンギヤ、リングギヤ、および、キャリアを、それぞれ、減速サンギヤ２８ａ、減速リングギヤ２８ｂ、および、減速キャリア２８ｃと呼称する。

減速サンギヤ２８ａは、中空形状の回転軸の外周部分に形成されており、ケース１２に回転可能に支持されている。減速サンギヤ２８ａは、制御用モータ２７の制御トルク出力軸２７ｂに連結されている。減速サンギヤ２８ａと制御トルク出力軸２７ｂとは一体に回転する。

減速リングギヤ２８ｂは、減速遊星歯車機構２８のプラネタリギヤ２８ｄに噛み合う“内歯歯車”であり、ケース１２に回転可能に支持されている。減速リングギヤ２８ｂは、差動回転機構３を覆うカバー状に形成された連結部材３０を介して、後述する増速遊星歯車機構２９の増速リングギヤ２９ｂに連結されている。減速リングギヤ２８ｂと連結部材３０および増速リングギヤ２９ｂとは一体に回転する。

減速キャリア２８ｃは、プラネタリギヤ２８ｄを自転かつ公転可能に支持している。減速キャリア２８ｃは、差動装置Ｄの偏心キャリア２４と兼用されており、それら減速キャリア２８ｃと偏心キャリア２４とは一体に回転する。後述するように、減速キャリア２８ｃは、デフリングギヤ１７、ならびに、第１回転軸１および第２回転軸２が一体となって回転する際に、減速リングギヤ２８ｂの回転数に対して回転数が減少する。

したがって、減速遊星歯車機構２８は、制御トルク出力軸２７ｂから制御トルクが伝達されて減速サンギヤ２８ａが回転する場合、減速リングギヤ２８ｂが反力要素となり、減速サンギヤ２８ａの回転数に対して減速キャリア２８ｃの回転数が減少する。すなわち、減速遊星歯車機構２８は、制御用モータ２７の減速ギヤ機構として機能する。したがって、減速遊星歯車機構２８は、制御用モータ２７と偏心キャリア２４との間で、制御用モータ２７が出力する制御トルクを増幅して、偏心キャリア２４に伝達する。

図１、図２に示す差動装置Ｄでは、図中に括弧内の数値で示すように、減速遊星歯車機構２８における減速サンギヤ２８ａの歯数が“３４”、減速リングギヤ２８ｂの歯数が“６８”、プラネタリギヤ２８ｄの歯数が“１７”となっており、この減速遊星歯車機構２８の減速比は“３”となる。したがって、この減速遊星歯車機構２８の減速比を加味した、差動装置Ｄの実質的な減速比Ｒ’は、前述の図１に示した差動装置Ｄの減速比Ｒ（第１減速比Ｒ_１と第２減速比Ｒ_２とをまとめて表記した減速比）が“±２０”であることから、
Ｒ’＝±２０×３＝±６０
となる。減速遊星歯車機構２８の減速機能により、より一層大きな減速比Ｒ’を得ることができる。

一方、増速遊星歯車機構２９は、第１回転軸１および第２回転軸２と同軸上、すなわち、回転軸線ＡＬ上に配置されている。増速遊星歯車機構２９は、シングルピニオン型の遊星歯車機構から構成されており、サンギヤ、リングギヤ、および、キャリアを有している。この発明の実施形態では、他の遊星歯車機構の各回転要素と区別するために、増速遊星歯車機構２９のサンギヤ、リングギヤ、および、キャリアを、それぞれ、増速サンギヤ２９ａ、増速リングギヤ２９ｂ、および、増速キャリア２９ｃと呼称する。

増速サンギヤ２９ａは、中空形状の軸部材の外周部分に形成されており、回転不可能に固定されている。例えば、ケース１２と一体に形成されたフランジ部分（図示せず）に取り付けられている。

増速リングギヤ２９ｂは、増速遊星歯車機構２９のプラネタリギヤ２９ｄに噛み合う“内歯歯車”であり、減速遊星歯車機構２８の減速リングギヤ２８ｂと共に、ケース１２に回転可能に支持されている。増速リングギヤ２９ｂは、連結部材３０を介して、減速リングギヤ２８ｂに連結されている。増速リングギヤ２９ｂと減速リングギヤ２８ｂとは一体に回転する。増速リングギヤ２９ｂは、増速キャリア２９ｃが回転する際に、増速キャリア２９ｃの回転数に対して回転数が増大する。

増速キャリア２９ｃは、プラネタリギヤ２９ｄを自転かつ公転可能に支持している。増速キャリア２９ｃは、第１サンギヤ１３の回転軸１８を介して、第１サンギヤ１３およびデフリングギヤ１７に連結されている。したがって、増速キャリア２９ｃは、第１サンギヤ１３およびデフリングギヤ１７と一体に回転する。

したがって、増速遊星歯車機構２９は、デフリングギヤ１７から駆動トルクが伝達されて増速キャリア２９ｃが回転する場合、増速サンギヤ２９ａが反力要素となり、増速キャリア２９ｃの回転数に対して増速リングギヤ２９ｂの回転数を増大させる増速機構として機能する。

図１、図２に示す差動装置Ｄでは、図中に括弧内の数値で示すように、増速遊星歯車機構２９における増速サンギヤ２９ａの歯数が“３４”、増速リングギヤ２９ｂの歯数が“６８”、プラネタリギヤ２９ｄの歯数が“１７”となっている。すなわち、増速サンギヤ２９ａの歯数、増速リングギヤ２９ｂの歯数、および、プラネタリギヤ２９ｄの歯数は、それぞれ、上記の減速遊星歯車機構２８おける減速サンギヤ２８ａの歯数、減速リングギヤ２８ｂの歯数、および、プラネタリギヤ２８ｄの歯数と等しい。したがって、増速遊星歯車機構２９と、減速遊星歯車機構２８とは、ギヤ比（または、速度伝達比、速度比）が互いに等しくなっている。

この発明の実施形態における差動装置Ｄは、第１回転軸１と第２回転軸２とが同方向に等速で回転する場合には、差動装置Ｄの全体が一体となって連れ回りする。それに伴い、増速遊星歯車機構２９の増速キャリア２９ｃと減速遊星歯車機構２８の減速キャリア２８ｃとは、同方向に等速で回転する。その場合、増速遊星歯車機構２９は、増速サンギヤ２９ａの回転を止めた状態で、増速キャリア２９ｃの回転数に対して増速リングギヤ２９ｂの回転数を増大させる増速機構として機能する。一方、減速遊星歯車機構２８は、減速リングギヤ２８ｂの回転数に対して減速キャリア２８ｃの回転数を減少させる減速機構として機能する。増速キャリア２９ｃの回転速度および減速キャリア２８ｃの回転速度は互いに等しい。また、増速リングギヤ２９ｂと減速リングギヤ２８ｂとが連結されていることから、それら増速リングギヤ２９ｂの回転数および減速リングギヤ２８ｂの回転数も互いに等しい。そのため、増速遊星歯車機構２９の増速比の絶対値と、減速遊星歯車機構２８の減速比の絶対値とが等しくなる。この場合、増速サンギヤ２９ａの回転速度が“０”であることから、減速遊星歯車機構２８では、減速遊星歯車機構２８のギヤ比に応じて、減速リングギヤ２８ｂの回転数に対して減速サンギヤ２８ａの回転数が“０”または“０”近傍の回転数に減少する。図１、図２に示す差動装置Ｄでは、増速遊星歯車機構２９のギヤ比と減速遊星歯車機構２８のギヤ比とが等しいので、減速サンギヤ２８ａの回転数は“０”になる。したがって、上記のように第１回転軸１と第２回転軸２とが同方向に等速で回転し、差動装置Ｄが一体となって連れ回りする場合に、減速サンギヤ２８ａに連結している制御用モータ２７の制御トルク出力軸２７ｂは、回転数が“０”になる。すなわち、制御用モータ２７の連れ回りが抑制される。

したがって、この図１、図２に示す差動装置Ｄによれば、制御トルクを出力する制御用モータ２７の連れ回りを抑制して、デファレンシャル機構１１の動力伝達効率を向上させることができる。ひいては、デファレンシャル機構１１を搭載する車両のエネルギ効率を向上させることができる。また、例えば、車両が直進走行している状態で急加速または急減速する場合に、制御用モータ２７の連れ回りが抑制されることから、制御用モータ２７の慣性トルクの影響を排除することができる。そのため、例えば、制御用モータ２７が連れ回る場合の慣性トルクを相殺または減殺するトルクの制御を別途実行しなくともよく、その分、制御用モータ２７を制御する装置の負荷を軽減できる。ひいては、このデファレンシャル機構１１および制御用モータ２７によるトルクベクタリング制御の制御性を向上させることができる。

図３、図４に、この発明を適用した差動装置Ｄ（“内歯歯車”の各偏心ギヤ７，８，９が回転軸線ＡＬに対して偏心回転するタイプ）の他の実施形態を示してある。なお、以下に図示して説明する差動装置Ｄにおいて、上述した図１、図２、あるいは、既出の図面で示した差動装置Ｄと構成や機能が同じ部材もしくは部品等については、図１、図２、あるいは、既出の図面で用いた参照符号と同じ参照符号を付けてある。

図３に示す差動装置Ｄは、上記の図１、図２で示した差動装置Ｄと同様に、デファレンシャル機構１１を構成している。それとともに、この図３に示すデファレンシャル機構１１は、動力源と共に、トルクベクタリング機能を有する動力ユニット４０を構成している。

図３に示す差動装置Ｄでは、動力源として、動力モータ４１、および、ブレーキ機構４２が設けられている。具体的には、動力軸４３の一方（図３の右側）の端部に、動力モータ４１の出力軸４１ａが連結されている。動力モータ４１は、車両を加速する駆動トルク、または、車両を制動する回生トルクを発生する。動力モータ４１は、例えば、永久磁石式の同期モータ、あるいは、誘導モータなどによって構成されている。動力軸４３の他方（図３の左側）の端部には、ブレーキ機構４２の回転軸４２ａが連結されている。ブレーキ機構４２は、いわゆる負の駆動トルクとして制動トルクを発生する。ブレーキ機構４２は、例えば、通電されることにより発生する磁気吸引力を利用して所定の回転部材を制動する励磁作動型の電磁ブレーキ、あるいは、電動モータによって駆動される送りねじ機構を用いて摩擦制動力を発生させる電動ブレーキ、あるいは、モータで発電する際に発生する抵抗力を利用して所定の回転部材を制動する回生ブレーキなどによって構成されている。したがって、この図３に示す差動装置Ｄでは、動力源として、ブレーキ機能付きモータが、デファレンシャル機構１１に組み付けられ、ユニット化されている。

動力軸４３の中央部分には、ピニオン４４が取り付けられている。ピニオン４４と動力軸４３とは一体に回転する。ピニオン４４は、第１カウンタギヤ４５と噛み合っている。第１カウンタギヤ４５と同軸上、すなわち、カウンタ軸４６上に、第２カウンタギヤ４７が設けられている。第１カウンタギヤ４５と第２カウンタギヤ４７とカウンタ軸４６とは、ケース１２に回転可能に支持されていて、全て一体に回転する。第２カウンタギヤ４７は、入力ギヤ４８と噛み合っている。入力ギヤ４８は、差動装置Ｄにおける第３サンギヤ１５の回転軸１８に連結されている。したがって、入力ギヤ４８と第３サンギヤ１５とは一体に回転する。すなわち、この図３に示す差動装置Ｄでは、入力ギヤ４８が、入力部材１６となっている。

上記の第１カウンタギヤ４５は、ピニオン４４よりも径が大きく、歯数が多い。第２カウンタギヤ４７は、入力ギヤ４８よりも径が小さく、歯数が少ない。そのため、ピニオン４４、第１カウンタギヤ４５、第２カウンタギヤ４７、および、入力ギヤ４８による歯車列は、ピニオン４４の回転数に対して入力ギヤ４８の回転数を減少させる減速歯車機構を形成している。したがって、動力軸４３に入力される動力源（図１に示す例では、動力モータ４１、および、ブレーキ機構４２）の駆動トルクは、上記のような減速歯車機構で増幅されて、差動装置Ｄの第１サンギヤ１３に伝達される。

上記のように、動力モータ４１およびブレーキ機構４２を、共に、この発明の実施形態における差動装置Ｄと一体に組み付けることにより、トルクベクタリングの機能を有する動力ユニット４０を構成できる。なお、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、動力源として、動力モータ４１だけを組み付けた構成であってもよい。その場合、トルクベクタリングの機能を有するモータ駆動ユニット（図示せず）を構成できる。あるいは、動力源として、ブレーキ機構４２だけを組み付けた構成であってもよい。その場合、トルクベクタリングの機能を有するブレーキユニット（図示せず）を構成できる。

図４に示す差動装置Ｄは、四輪駆動車両に搭載することを想定し、いわゆるセンターデファレンシャル装置５０を構成している。すなわち、この図４に示す差動装置Ｄは、第１回転軸１、および、第２回転軸２が、それぞれ、車両（図示せず）の全長方向（回転軸線ＡＬ方向、図４の左右方向）に同軸上で、全長方向の前後に対向して（同一軸線上に並んで）配置される。

図４に示すセンターデファレンシャル装置５０は、動力源として動力モータ５１を備えている。動力モータ５１は、例えば、永久磁石式の同期モータ、あるいは、誘導モータなどによって構成されている。動力モータ５１は、第１回転軸１および第２回転軸２と同軸上、すなわち、回転軸線ＡＬ上に、一体的に配置されている。動力モータ５１は、第１回転軸１および第２回転軸２を駆動または制動する駆動トルクを出力する。

動力モータ５１は、中空形状のロータ５１ａ、および、ロータ５１ａを回転可能に支持する中空形状のロータ軸５１ｂを有している。ロータ軸５１ｂは、ケース５２に回転可能に支持されている。なお、ケース５２は、動力モータ５１のケース、差動装置Ｄのケース、および、制御用モータ２７のケースを全て兼ねている。ロータ軸５１ｂの内周部分に、第１回転軸１が配置されている。ロータ軸５１ｂと第１回転軸１とは、互いに相対回転する。ロータ軸５１ｂは、減速ギヤ機構５３を介して、差動装置Ｄの第３サンギヤ１５に連結されている。

減速ギヤ機構５３は、動力モータ５１が出力する駆動トルクを増幅して、差動装置Ｄの第３サンギヤ１５に伝達する。減速ギヤ機構５３は、サンギヤ５３ａ、リングギヤ５３ｂ、および、キャリア５３ｃを有するシングルピニオン型の遊星歯車機構から構成されている。

サンギヤ５３ａは、中空形状の回転軸の外周部分に形成されて、動力モータ５１のロータ軸５１ｂに連結されている。サンギヤ５３ａとロータ軸５１ｂとは一体に回転する。リングギヤ５３ｂは、減速ギヤ機構５３を構成する遊星歯車機構のプラネタリギヤ５３ｄに噛み合う“内歯歯車”である。リングギヤ５３ｂは、ケース５２の内壁部分に、回転不可能に固定されている。キャリア５３ｃは、プラネタリギヤ５３ｄを自転かつ公転可能に支持している。キャリア５３ｃは、差動装置Ｄにおける第３サンギヤ１５の回転軸１８に連結されている。したがって、キャリア５３ｃと第３サンギヤ１５とは一体に回転する。

したがって、減速ギヤ機構５３は、動力モータ５１が出力する駆動トルクがサンギヤ５３ａに伝達されると、リングギヤ５３ｂが反力要素となり、サンギヤ５３ａの回転数に対して第１サンギヤ１３に連結されたキャリア５３ｃの回転数が減少する。すなわち、減速ギヤ機構５３は、動力モータ５１が出力した駆動トルクを増幅して、第３サンギヤ１５へ伝達する。

上記のように、この図４に示す差動装置Ｄを用いて、動力源として動力モータ５１を同軸上に一体に内蔵したセンターデファレンシャル装置５０を構成することができる。そして、この図４に示す一軸構造のセンターデファレンシャル装置５０を、動力ユニットとして、四輪駆動車両に搭載できる。すなわち、この発明の実施形態における差動装置Ｄを用いて、センターデファレンシャル装置５０の機能とトルクベクタリングの機能とを兼ね備えた、コンパクトな動力ユニットを構成することができる。

図５には、“外歯歯車”の各偏心ギヤ７，８，９が回転軸線ＡＬに対して偏心回転するタイプの差動装置Ｄを示してある。したがって、この図５に示す差動装置Ｄでは、第１ギヤ４、第２ギヤ５、および、第３ギヤ６は、いずれも、“内歯歯車”によって構成されている。具体的には、第１ギヤ４は、第１偏心ギヤ７、すなわち、後述する第１偏心リングギヤ１０５と噛み合う“内歯歯車”の第１リングギヤ１０１によって構成されている。第２ギヤ５は、第２偏心ギヤ８、すなわち、後述する第２偏心リングギヤ１０６と噛み合う“内歯歯車”の第２リングギヤ１０２によって構成されている。第３ギヤ６は、第３偏心ギヤ９、すなわち、後述する第３偏心リングギヤ１０７と噛み合う“内歯歯車”の第３リングギヤ１０３によって構成されている。

第１リングギヤ１０１は、第１回転軸１に連結されており、第１回転軸１と共に、回転自在に、ケース１２に支持されている。第１リングギヤ１０１と第１回転軸１とは一体に回転する。同様に、第２リングギヤ１０２は、第２回転軸２に連結されており、第２回転軸１と共に、回転自在に、ケース１２に支持されている。第２リングギヤ１０２と第２回転軸２とは一体に回転する。

一方、第３リングギヤ１０３は、入力部材１６に対して動力伝達可能に連結されている。入力部材１６は、所定の動力源（図示せず）から駆動トルクが入力される回転部材である。なお、動力源は、例えば、エンジンや駆動用モータ、あるいは、ブレーキ装置などであり、車両を加速するトルクあるいは車両を制動するトルクなどの正負の駆動トルクを発生する。

なお、この図５に示す実施形態では、入力部材１６として、デフリングギヤ１７が設けられている。具体的には、第３リングギヤ１０３の回転軸１０４に、デフリングギヤ１７が取り付けられている。デフリングギヤ１７と回転軸１０４および第３リングギヤ１０３とは一体に回転する。デフリングギヤ１７は、大径のかさ歯車であり、車両（図示せず）のプロペラシャフト１９の先端（図５の下側の端部）に設けられたドライブピニオン２０に噛み合っている。ドライブピニオン２０は、デフリングギヤ１７よりも小径で歯数の少ないかさ歯車である。したがって、ドライブピニオン２０、および、デフリングギヤ１７によって、車両の終減速装置（ファイナルギヤ）が構成されている。プロペラシャフト１９の他方の端部（図示せず）は、車両の動力源が連結される。したがって、デファレンシャル機構１１は、デフリングギヤ１７、および、プロペラシャフト１９を介して、動力源に連結される。

第１偏心ギヤ７、第２偏心ギヤ８、および、第３偏心ギヤ９は、いずれも、同一の偏心軸線ＥＬ上で直列に（すなわち、偏心軸線ＥＬ方向に並んで）配置されている。図５に示す実施形態では、図５の左から、第２偏心ギヤ８、第１偏心ギヤ７、第３偏心ギヤ９の順で配列されている。偏心軸線ＥＬは、回転軸線ＡＬと一致することなく、回転軸線ＡＬから偏心した回転軸の回転中心を示す軸線である。第１偏心ギヤ７と第２偏心ギヤ８と第３偏心ギヤ９とは一体に回転する。

この図５に示す実施形態では、第１偏心ギヤ７は、第１ギヤ４、すなわち、第１リングギヤ１０１と噛み合う“外歯歯車”の第１偏心リングギヤ１０５によって構成されている。第２偏心ギヤ８は、第２ギヤ５、すなわち、第２リングギヤ１０２と噛み合う“外歯歯車”の第２偏心リングギヤ１０６によって構成されている。第３偏心ギヤ９は、第３ギヤ６、すなわち、第３リングギヤ１０３と噛み合う“外歯歯車”の第３偏心リングギヤ１０７によって構成されている。

第１偏心リングギヤ１０５は、第１リングギヤ１０１と噛み合い、偏心軸線ＥＬ周りに自転しつつ、回転軸線ＡＬ周りに公転する。第２偏心リングギヤ１０６は、第２リングギヤ１０２と噛み合い、偏心軸線ＥＬ周りに自転しつつ、回転軸線ＡＬ周りに公転する。第３偏心リングギヤ１０７は、第３リングギヤ１０３と噛み合い、偏心軸線ＥＬ周りに自転しつつ、回転軸線ＡＬ周りに公転する。したがって、第１偏心リングギヤ１０５と第２偏心リングギヤ１０６と第３偏心リングギヤ１０７とは、自転方向および公転方向に一体となって回転する。

偏心部材１０は、回転軸線ＡＬ上に配置され、第１偏心ギヤ７、第２偏心ギヤ８、および、第３偏心ギヤ９を、偏心軸線ＥＬ周りに自転可能に、かつ、回転軸線ＡＬ周りに公転可能に、支持または保持する回転部材である。上記のように、この図５に示す実施形態では、第１偏心ギヤ７、第２偏心ギヤ８、および、第３偏心ギヤ９が、いずれも、“外歯歯車”で円筒形状に形成された第１偏心リングギヤ１０５、第２偏心リングギヤ１０６、および、第３偏心リングギヤ１０７となっている。したがって、この図５に示す実施形態では、偏心部材１０は、第１偏心リングギヤ１０５、第２偏心リングギヤ１０６、および、第３偏心リングギヤ１０７のそれぞれの内周面を回転自在に支持する偏心カム１０８として構成されている。

具体的には、偏心カム１０８は、円盤形状または円柱形状の回転体であり、第１回転軸１および第２回転軸２と同軸上に、すなわち、回転軸線ＡＬ上に配置されている。偏心カム１０８は、第１回転軸１および第２回転軸２に対して軸受（図示せず）を介して相対回転可能に支持されている。この図５に示す実施形態では、第２回転軸２および他の軸受（図示せず）を介してケース１２に回転可能に支持されている。図５および図６に示すように、偏心カム１０８の回転中心（すなわち、回転軸線ＡＬ）を外れた所定の位置を通って、回転軸線ＡＬと平行に、偏心軸線ＥＬが位置している。図５、図６に示す実施形態では、偏心カム１０８の回転軸線ＡＬから図５、図６の上方に偏心量ｅだけ偏心した位置に、偏心軸線ＥＬが位置している。偏心カム１０８は、外周面１０８ａに設けたボールベアリング１０９を介して、第１偏心リングギヤ１０５、第２偏心リングギヤ１０６、および、第３偏心リングギヤ１０７を配置させている。すなわち、第１偏心リングギヤ１０５、第２偏心リングギヤ１０６、および、第３偏心リングギヤ１０７の内周部分（中空部分）に、ボールベアリング１０９を介して、偏心カム１０８が配置されている。したがって、偏心カム１０８は、それら第１偏心リングギヤ１０５の内周面１０５ａ、第２偏心リングギヤ１０６の内周面１０６ａ、および、第３偏心リングギヤ１０７の内周面１０７ａを、一体的に、回転自在に支持している。

上記のように、この発明の実施形態における差動装置Ｄ（具体的には、差動回転機構３）は、偏心カム１０８、すなわち、偏心部材１０を共用した、実質的に、三組の“内接式遊星歯車機構”から構成されている。すなわち、この発明の実施形態における差動装置Ｄ（差動回転機構３）は、第１ギヤ４と第１偏心ギヤ７とから構成される“内接式遊星歯車機構”、第２ギヤ５と第２偏心ギヤ８とから構成される“内接式遊星歯車機構”、および、第３ギヤ６と第３偏心ギヤ９とから構成される“内接式遊星歯車機構”の、三組の“内接式遊星歯車機構”を組み合わせた“複合遊星歯車機構”となっている。視点を変えると、第１ギヤ４と第１偏心ギヤ７とから構成される“内接式遊星歯車機構”と、第３ギヤ６と第３偏心ギヤ９とから構成される“内接式遊星歯車機構”とを組み合わせた“複合遊星歯車機構”（説明上、“第１複合遊星歯車機構”とする）、および、第２ギヤ５と第２偏心ギヤ８とから構成される“内接式遊星歯車機構”と、第３ギヤ６と第３偏心ギヤ９とから構成される“内接式遊星歯車機構”とを組み合わせた“複合遊星歯車機構”（説明上、“第２複合遊星歯車機構”とする）の、二組の“複合遊星歯車機構”を組み合わせた構成となっている。“内接式遊星歯車機構”は、いわゆる遊星ピニオンを有していない遊星歯車機構であり、サンギヤとリングギヤとの間に遊星ピニオンを配置する通常の遊星歯車機構と比較して簡素に構成できる。また、上記のような“複合遊星歯車機構”が構成されることにより、後述するように、第３ギヤ６と第１ギヤ４および第２ギヤ５との間で、相対的に大きな減速比を設定できる。

なお、図５、図６に示す実施形態では、偏心カム１０８は、後述する減速遊星歯車機構１１１を介して、制御用モータ２７に連結されている。この発明の実施形態における差動装置Ｄは、上記のように、車両用のデファレンシャル機構１１を構成する。それに加えて、デファレンシャル機構１１に対して、制御用モータ２７を組み合わせることにより、トルクベクタリングの機能を有するデファレンシャル機構１１を構成できる。更に、後述する減速遊星歯車機構１１１、および、後述する増速遊星歯車機構１１２を設けることにより、直進走行時の制御用モータ２７の連れ回りを抑制し、動力伝達効率の良好なデファレンシャル機構１１を構成できる。

上記のように、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、第１回転軸１、第２回転軸２、および、差動回転機構３により、車両用のデファレンシャル機構１１を構成している。図５、図６に示す差動装置Ｄ、すなわち、デファレンシャル機構１１は、所定の動力源から第３リングギヤ１０３に入力される駆動トルクを、第１リングギヤ１０１すなわち第１回転軸１と、第２リングギヤ１０２すなわち第２回転軸２とに分配して伝達する。この発明の実施形態における差動装置Ｄでは、第１回転軸１と第２回転軸２とが同方向に等速（同じ回転数）で回転する場合は、第１回転軸１および第２回転軸２と、差動回転機構３とが一体となって回転する。その場合、駆動トルクは、第１回転軸１と第２回転軸２と等分配されて伝達される。それに対して、第１回転軸１の回転数と第２回転軸２の回転数とが異なる場合は、第１回転軸１と第２回転軸２とは、互いに逆方向に回転し、差動回転する。

そのために、差動装置Ｄは、第１ギヤ４と第１偏心ギヤ７との間のギヤ比と、第２ギヤ５と第２偏心ギヤ８との間のギヤ比と、第３ギヤ６と第３偏心ギヤ９との間のギヤ比とを、それぞれ、互いに異ならせている。すなわち、図５、図６に示す実施形態では、第１リングギヤ１０１と第１偏心リングギヤ１０５との間のギヤ比と、第２リングギヤ１０２と第２偏心リングギヤ１０６との間のギヤ比と、第３リングギヤ１０３と第３偏心リングギヤ１０７との間のギヤ比とを、それぞれ、互いに異ならせている。なお、この発明の実施形態においては、第１ギヤ４の歯数に対する第１偏心ギヤ７の歯数の比率を、第１ギヤ４と第１偏心ギヤ７との間のギヤ比（第１ギヤ比ｕ_１）とし、第２ギヤ５の歯数に対する第２偏心ギヤ８の歯数の比率を、第２ギヤ５と第２偏心ギヤ８との間のギヤ比（第２ギヤ比ｕ_２）、第３ギヤ６の歯数に対する第３偏心ギヤ９の歯数の比率を、第３ギヤ６と第３偏心ギヤ９との間のギヤ比（第３ギヤ比ｕ_３）とする。具体的には、図５、図６に示す実施形態では、第１リングギヤ１０１の歯数ｚ_ｒ１０１に対する第１偏心リングギヤ１０５の歯数ｚ_ｒ１０５の比率を、第１ギヤ比ｕ_１とし、第２リングギヤ１０２の歯数ｚ_ｒ１０２に対する第２偏心リングギヤ１０６の歯数ｚ_ｒ１０６の比率を、第２ギヤ比ｕ_２とし、第３リングギヤ１０３の歯数ｚ_ｒ１０３に対する第３偏心リングギヤ１０７の歯数ｚ_ｒ１０７の比率を、第３ギヤ比ｕ_３とする。

差動装置Ｄは、例えば、図５に括弧内の数値で示すように、第１リングギヤ１０１の歯数ｚ_ｒ１０１、第２リングギヤ１０２の歯数ｚ_ｒ１０２、第３リングギヤ１０３の歯数ｚ_ｒ１０３を、いずれも、“２２”として構成されている。また、第１偏心リングギヤ１０５の歯数ｚ_ｒ１０５を“１７”、第２偏心リングギヤ１０６の歯数ｚ_ｒ１０６を“１９”とし、第３偏心リングギヤ１０７の歯数ｚ_ｒ１０７を“１８”として構成されている。この場合、第１ギヤ比ｕ_１、第２ギヤ比ｕ_２、および、第３ギヤ比ｕ_３は、それぞれ、
ｕ_１＝ｚ_ｒ１０５／ｚ_ｒ１０１＝１７／２２≒０．７７３
ｕ_２＝ｚ_ｒ１０６／ｚ_ｒ１０２＝１９／２２≒０．８６４
ｕ_３＝ｚ_ｒ１０７／ｚ_ｒ１０３＝１８／２２≒０．８１８
となる。上記のとおり、第１リングギヤ１０１の歯数ｚ_ｒ１０１と第２リングギヤ１０２の歯数ｚ_ｒ１０２と第３リングギヤ１０３の歯数ｚ_ｒ１０３とを、互いに等しくするとともに、第３偏心リングギヤ１０７の歯数ｚ_ｒ１０７に対して第１偏心リングギヤ１０５の歯数ｚ_ｒ１０５を、“１歯”少なく異ならせてあり、第３偏心リングギヤ１０７の歯数ｚ_ｒ１０７に対して第２偏心リングギヤ１０６の歯数ｚ_ｒ１０６を、“１歯”多く異ならせてある。それにより、第１ギヤ比ｕ_１、第２ギヤ比ｕ_２、および、第３ギヤ比ｕ_３は、いずれも一致することはなく、わずかな値ではあるが異なっている。

前述したように、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、“第１複合遊星歯車機構”と、“第２複合遊星歯車機構”とを組み合わせた構成となっている。図５、図６に示す差動装置Ｄでは、第１リングギヤ１０１および第３リングギヤ１０３と、第１偏心リングギヤ１０５および第３偏心リングギヤ１０７とから“第１複合遊星歯車機構”が構成され、第２リングギヤ１０２および第３リングギヤ１０３と、第２偏心リングギヤ１０６および第３偏心リングギヤ１０７とから“第２複合遊星歯車機構”が構成されている。

“第１複合遊星歯車機構”では、上記のように第１ギヤ比ｕ_１と第３ギヤ比ｕ_３とがわずかに異なっている。仮に、第１ギヤ比ｕ_１と第３ギヤ比ｕ_３とが等しいと、“第１複合遊星歯車機構”における減速比（入力回転要素の回転数と出力回転要素の回転数との比率）、すなわち、この場合は、第３リングギヤ１０３の回転数に対する第１リングギヤ１０１の回転数の割合の逆数が無限大になってしまう。そのような場合には、“第１複合遊星歯車機構”は成立しない。それに対して、この図５、図６に示す差動装置Ｄでは、上記のように第１ギヤ比ｕ_１と第３ギヤ比ｕ_３とを互いに異ならせることにより、“第１複合遊星歯車機構”における減速比が無限大になってしまう状態を回避しつつ、相対的に大きな減速比を設定している。第１ギヤ比ｕ_１と第３ギヤ比ｕ_３とを等しくすると減速比が無限大になるのに対して、第１ギヤ比ｕ_１と第３ギヤ比ｕ_３との差が大きくなると減速比は小さくなる。したがって、第１ギヤ比ｕ_１と第３ギヤ比ｕ_３との差を小さくするほど、大きい減速比を設定できる。

同様に、“第２複合遊星歯車機構”では、上記のように第２ギヤ比ｕ_２と第３ギヤ比ｕ_３とがわずかに異なっている。仮に、第２ギヤ比ｕ_２と第３ギヤ比ｕ_３とが等しいと、“第２複合遊星歯車機構”における減速比、すなわち、この場合は、第３リングギヤ１０３の回転数に対する第２リングギヤ１０２の回転数の割合の逆数が無限大になってしまう。そのような場合には、“第２複合遊星歯車機構”は成立しない。それに対して、この図５、図６に示す差動装置Ｄでは、上記のように第２ギヤ比ｕ_２と第３ギヤ比ｕ_３とを互いに異ならせることにより、“第２複合遊星歯車機構”における減速比が無限大になってしまう状態を回避しつつ、相対的に大きな減速比を設定している。第２ギヤ比ｕ_２と第３ギヤ比ｕ_３とを等しくすると減速比が無限大になるのに対して、第２ギヤ比ｕ_２と第３ギヤ比ｕ_３との差が大きくなると減速比は小さくなる。したがって、第２ギヤ比ｕ_２と第３ギヤ比ｕ_３との差を小さくするほど、大きい減速比を設定できる。

上記のように構成された差動装置Ｄ、すなわち、デファレンシャル機構１１では、第３リングギヤ１０３に入力された駆動トルクが、第１リングギヤ１０１と第２リングギヤ１０２と分配されて伝達される際に、第１回転軸１の回転数と第２回転軸２の回転数とが等しい場合には、第１回転軸１と第２回転軸２とが一体に回転する。

具体的には、第１回転軸１の回転数と第２回転軸２の回転数とが等しい場合、すなわち、第１リングギヤ１０１の回転数と第２リングギヤ１０２の回転数とが等しい場合は、第１偏心リングギヤ１０５の歯数ｚ_ｒ１０５が第３偏心リングギヤ１０７の歯数ｚ_ｒ１０７よりも“１歯”少ないことにより、第１偏心リングギヤ１０５と噛み合う第１リングギヤ１０１は、第３偏心リングギヤ１０７と噛み合う第３リングギヤ１０３よりも“１歯”分遅く回転しようとする。一方、第２偏心リングギヤ１０６の歯数ｚ_ｒ１０６が第３偏心リングギヤ１０７の歯数ｚ_ｒ１０７よりも“１歯”多いことにより、第２偏心リングギヤ１０６と噛み合う第２リングギヤ１０２は、第３偏心リングギヤ１０７と噛み合う第３リングギヤ１０３よりも“１歯”分速く回転しようとする。したがって、第１リングギヤ１０１と第２リングギヤ１０２とが、相対的に、互いに逆方向に回転しようとする。この場合、第１偏心リングギヤ１０５、第２偏心リングギヤ１０６、および、第３偏心リングギヤ１０７は、それぞれ、第１リングギヤ１０１、第２リングギヤ１０２、および、第３リングギヤ１０３と噛み合いながら、一体となって、偏心軸線ＥＬ周りに自転しつつ、回転軸線ＡＬ周りに公転する。そのため、第１リングギヤ１０１と第１偏心リングギヤ１０５との噛み合い部、および、第２リングギヤ１０２と第２偏心リングギヤ１０６との噛み合い部に、互いに逆方向のトルクが作用し、各噛み合い部が互いに干渉する。その結果、差動装置Ｄ全体が、実質的に係合状態となり、一体となって回転する。したがって、第１回転軸１および第２回転軸２は、差動回転することなく、一体となって回転する。

それに対して、第１回転軸１の回転数と第２回転軸２の回転数との間に回転数差がある場合、すなわち、第１リングギヤ１０１と第２リングギヤ１０２とが差動回転する場合には、上記のような各噛み合い部の干渉による差動装置Ｄの実質的な係合状態が解消される。そのため、第３リングギヤ１０３から第１リングギヤ１０１に至る動力伝達経路、および、第３リングギヤ１０３から第２リングギヤ１０２に至る動力伝達経路では、第１リングギヤ１０１と第２リングギヤ１０２とを差動回転させつつ、それぞれ、駆動トルクを伝達する。その場合、第１リングギヤ１０１と第１偏心リングギヤ１０５との噛み合い部、および、第２リングギヤ１０２と第２偏心リングギヤ１０６との噛み合い部には、上記のように、互いに逆方向のトルクが作用する。したがって、第１リングギヤ１０１および第２リングギヤ１０２が、互いに逆方向に相対回転する。すなわち、第１リングギヤ１０１に対して第２リングギヤ１０２が反転するように、それら第１リングギヤ１０１および第２リングギヤ１０２がそれぞれ回転する。その結果、第１回転軸１および第２回転軸２は、差動回転しつつ、互いに逆方向に相対回転する。

このように、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、実質的に、三組の“内接式遊星歯車機構”によって構成され、動力源から入力される駆動トルクを第１回転軸１と第２回転軸２とに分配して伝達する。それとともに、第１回転軸１と第２回転軸２との差動回転を可能にし、それら第１回転軸１と第２回転軸２との間の回転数差を吸収する。したがって、この発明の実施形態における差動装置Ｄによれば、コンパクトで、かつ、簡素なデファレンシャル機構１１を構成することができる。

また、この発明の実施形態における差動装置Ｄには、上記のように円盤形状または円柱形状の偏心カム１０８の内周部分に、カウンタバランスウエイト１１０が設けられている。すなわち、偏心カム１０８は、中空の円盤形状または中空の円柱形状、もしくは、円筒形状に形成されており、その偏心カム１０８の中空部１０８ｂに、カウンタバランスウエイト１１０が設けられている。図５、図６に示す差動装置Ｄでは、偏心カム１０８の断面における中空部１０８ｂの下側の厚肉部分が、カウンタバランスウエイト１１０となっている。カウンタバランスウエイト１１０は、重量を調整して、偏心カム１０８の中空部１０８ｂに一体に形成してもよい。あるいは、重量を調整した別部材（図示せず）を偏心カム１０８の中空部１０８ｂに取り付けて形成してもよい。

上記のように、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、三組の“内接式遊星歯車機構”から構成されており、“外歯歯車”（第１偏心リングギヤ１０５、第２偏心リングギヤ１０６、および、第３偏心リングギヤ１０７）が、“内歯歯車”（第１リングギヤ１０１、第２リングギヤ１０２、および、第３リングギヤ１０３）に対して偏心回転（公転）する。そのため、偏心カム１０８が回転して、“外歯歯車”が回転軸線ＡＬ周りに公転する際に、“外歯歯車”の重量に応じた回転のアンバランスが発生する。カウンタバランスウエイト１１０は、この偏心カム１０８が回転する際のアンバランスを解消させる。したがって、カウンタバランスウエイト１１０は、例えば、“外歯歯車”の公転軌道における“外歯歯車”の位置と位相が１８０度ずれる位置に設けられる。上記のように、この発明の実施形態における差動装置Ｄでは、共に“外歯歯車”の第１偏心リングギヤ１０５、第２偏心リングギヤ１０６、および、第３偏心リングギヤ１０７が一体に偏心回転する構成となっており、それら第１偏心リングギヤ１０５、第２偏心リングギヤ１０６、および、第３偏心リングギヤ１０７の各内周面１０５ａ,１０６ａ,１０７ａに歯車の噛み合い部が存在しない。そのため、第１偏心リングギヤ１０５、第２偏心リングギヤ１０６、および、第３偏心リングギヤ１０７の内周側、ならびに、それら第１偏心リングギヤ１０５、第２偏心リングギヤ１０６、および、第３偏心リングギヤ１０７の各内周面１０５ａ,１０６ａ,１０７ａを保持する偏心カム１０８の中空部１０８ｂに、カウンタバランスウエイト１１０の配置スペースを容易に確保できる。すなわち、カウンタバランスウエイト１１０を容易に配置することができる。したがって、回転バランスが良好な差動装置Ｄを容易に構成することができる。

更に、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、上記のように構成されるデファレンシャル機構１１に対して、差動回転機構３を差動回転させるための制御トルクを発生する所定のアクチュエータ（または、動力源）を組み合わせることにより、トルクベクタリングの機能を有するデファレンシャル機構１１（すなわち、トルクベクタリング装置）を構成できる。

図５、図６に示す実施形態では、所定のアクチュエータとして制御用モータ２７が設けられている。制御用モータ２７は、回転軸線ＡＬ上に配置されている。すなわち、制御用モータ２７と第１回転軸１および第２回転軸２ならびに差動回転機構３とは、互いに同軸上に配置されている。制御用モータ２７の制御トルク出力軸２７ｂは、差動回転機構３の偏心カム１０８に対して、動力伝達可能に連結されている。この図５、図６に示す差動装置Ｄでは、後述する減速遊星歯車機構１１１を介して、制御トルク出力軸２７ｂと偏心カム１０８とが連結されている。

前述したように、図５、図６に示す差動装置Ｄは、所定の動力源から第３リングギヤ１０３に入力される駆動トルクを、第１リングギヤ１０１すなわち第１回転軸１と、第２サンギヤ１４すなわち第２回転軸２とに分配して伝達する。それとともに、制御用モータ２７から偏心カム１０８に入力される制御トルクを、偏心カム１０８と第１リングギヤ１０１との間、および、偏心カム１０８と第２サンギヤ１４との間で、それぞれ増幅して、第１回転軸１および第２回転軸２に伝達する。更に、図５、図６に示す差動装置Ｄは、制御用モータ２７から偏心カム１０８に制御トルクが入力されることにより、第１回転軸１と第２回転軸２とが差動回転する。そして、第１回転軸１と第２回転軸２とが差動回転する際には、第１回転軸１および第２回転軸２が互いに逆方向に回転する。

更に、図５、図６に示す差動装置Ｄは、偏心カム１０８と第１リングギヤ１０１との間の減速比（説明上、“第１減速比”とする）と、偏心カム１０８と第２リングギヤ１０２との間の減速比（説明上、“第２減速比”とする）とが、互いに等しいもしく近似するように構成されている。“第１減速比”は、偏心カム１０８の回転数に対する第１リングギヤ１０１の回転数の割合の逆数である。“第２減速比”は、偏心カム１０８の回転数に対する第２リングギヤ１０２の回転数の割合の逆数である。

また、図５、図６に示す差動装置Ｄは、偏心カム１０８の回転数に対して第１リングギヤ１０１の回転数、および、第２リングギヤ１０２の回転数が、いずれも、減少するように構成されている。すなわち、上記のような“第１減速比”、および、“第２減速比”は、いずれも、（絶対値が）“１”よりも大きくなる。したがって、差動装置Ｄは、偏心カム１０８に入力される制御用モータ２７の制御トルクを増幅して、第１リングギヤ１０１、および、第２リングギヤ１０２に伝達する。

例えば、前述したように、第１偏心リングギヤ１０５の歯数ｚ_ｒ１０５が“１７”、第２偏心リングギヤ１０６の歯数ｚ_ｒ１０６が“１９”、第３偏心リングギヤ１０７の歯数ｚ_ｒ１０７が“１８”であり、第１リングギヤ１０１の歯数ｚ_ｒ１０１、第２リングギヤ１０２の歯数ｚ_ｒ１０２、第３リングギヤ１０３の歯数ｚ_ｒ１０３が、いずれも、“２２”である場合には、偏心カム１０８と第１リングギヤ１０１との間の第１減速比Ｒ_１は、
Ｒ_１＝１／｛１－（ｚ_ｒ１０５／ｚ_ｒ１０１）×（ｚ_ｒ１０３／ｚ_ｒ１０７）｝
＝１／｛１－（１７／２２）×（２２／１８）｝
≒１８
となる。従来の一般的な遊星歯車機構で実現可能な減速比が、概ね“４”から“１０”程度であることと比較して、相対的に、大きな減速比が得られている。

同様に、偏心カム１０８と第２リングギヤ１０２との間の第２減速比Ｒ_２は、
Ｒ_２＝１／｛１－（ｚ_ｒ１０６／ｚ_ｒ１０２）×（ｚ_ｒ１０３／ｚ_ｒ１０７）｝
＝１／｛１－（１９／２２）×（２２／１８）｝
≒－１８
となる。この場合は、入力回転要素に相当する偏心カム１０８の回転方向に対して、出力回転要素に相当する第２リングギヤ１０２が逆の方向に回転する。そのため、この第２減速比Ｒ_２に、便宜上、負（－）の符号を付けている。上記の第１減速比Ｒ_１と同様に、従来の一般的な遊星歯車機構で実現可能な減速比が、概ね“４”から“１０”程度であることと比較して、相対的に、大きな減速比が得られている。なお、図５には、上記の第１減速比Ｒ_１および第２減速比Ｒ_２を、まとめて、括弧内に“Ｒ＝±１８”と記してある。

したがって、差動装置Ｄは、偏心カム１０８に制御トルクが入力され、偏心カム１０８が回転することにより、第１リングギヤ１０１と第２リングギヤ１０２とが差動回転する。それとともに、第１リングギヤ１０１と第２リングギヤ１０２とは、互いに逆方向に回転する。その場合、偏心カム１０８の回転数と第１リングギヤ１０１の回転数との比率、すなわち、第１減速比Ｒ_１の大きさと、偏心カム１０８の回転数と第２リングギヤ１０２の回転数との比率、すなわち、第２減速比Ｒ_２の大きさとが、互いに等しいもしく近似する。図５、図６に示す差動装置Ｄでは、第１減速比Ｒ_１と第２減速比Ｒ_２とは、大きさが等しくなっている。そのため、制御用モータ２７が出力する制御トルクは、互いに、同じ増幅率で増大されて、第１リングギヤ１０１および第２リングギヤ１０２に伝達される。

上記のように、図５、図６に示す差動装置Ｄでは、例えば、制御用モータ２７が正回転（ＣＷ；clock wise）方向に回転する際に、入力回転要素である偏心カム１０８の回転方向を正転方向とすると、出力回転要素である第１リングギヤ１０１が、正転方向に回転し、第２リングギヤ１０２が、正転方向と逆の逆転方向に回転する。この発明の実施形態における差動装置Ｄでは、各ギヤ４，５，６の歯数、ならびに、各偏心ギヤ７，８，９の歯数をそれぞれ調整することにより、所望する減速比を設定するとともに、出力回転要素である第１ギヤ４および第２ギヤ５の回転方向を、それぞれ、正転方向または逆転方向に適宜設定することが可能である。

このように、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、差動回転機構３と制御用モータ２７と組み合わせて、“トルクベクタリング装置”を構成できる。図５、図６に示す差動装置Ｄでは、制御用モータ２７が出力する制御トルクを偏心カム１０８に伝達することにより、その制御トルクを増幅しつつ、第１リングギヤ１０１すなわち第１回転軸１と、第２リングギヤ１０２すなわち第２回転軸２とに分配して伝達できる。第１リングギヤ１０１および第２リングギヤ１０２に伝達される制御トルクは、それら第１リングギヤ１０１および第２リングギヤ１０２を互いに反転させる。したがって、制御用モータ２７の制御トルクを制御することにより、動力源から第１回転軸１および第２回転軸２へ伝達する駆動トルクの配分または分配率を積極的に制御することができる。すなわち、第１回転軸１および第２回転軸２にそれぞれ連結される左右の駆動輪に対するトルクベクタリングを実行することができる。

また、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、前述したように、三組の“内接式遊星歯車機構”を組み合わせた“複合遊星歯車機構”となっており、偏心カム１０８と第１リングギヤ１０１および第２リングギヤ１０２との間で相対的に大きな減速比を設定できる。図５、図６に示す差動装置Ｄでは、第１減速比Ｒ_１および第２減速比Ｒ_２（絶対値）が、いずれも、“１８”となる相対的に大きな変速比を設定することが可能である。そのため、相対的に大きな増幅率で制御用モータ２７の制御トルクを増幅することができ、その分、制御用モータ２７の小型化を図ることができる。したがって、この発明の実施形態における差動装置Ｄによれば、トルクベクタリングの機能を有する、コンパクトで、かつ、簡素なデファレンシャル機構１１を構成することができる。

更に、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、上記のように、トルクベクタリングのための制御用モータ２７を設ける場合に、その制御用モータ２７の連れ回りを抑制するための機構を備えている。

前述したように、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、第１回転軸１と第２回転軸２とが同方向に等速で回転する場合、差動装置Ｄ（具体的には、差動回転機構３）が一体になって連れ回りする。その場合に、仮に、制御用モータ２７も一緒に連れ回りしてしまうと、差動装置Ｄの動力伝達効率の低下を招いてしまう可能性がある。そのため、この図５、図６に示す差動装置Ｄには、上記のような制御用モータ２７の連れ回りを回避または抑制するために、減速遊星歯車機構１１１、および、増速遊星歯車機構１１２が設けられている。

減速遊星歯車機構１１１は、制御用モータ２７と、差動装置Ｄの偏心カム１０８との間に配置されており、制御用モータ２７が出力する制御トルクを増幅して偏心カム１０８に伝達する。また、減速遊星歯車機構１１１は、デフリングギヤ１７、ならびに、第１回転軸１および第２回転軸２が一体となって回転する際に、制御用モータ２７の制御トルク出力軸２７ｂの回転数に対して偏心カム１０８の回転数を減少させる減速機構として機能する。

また、減速遊星歯車機構１１１は、第１回転軸１および第２回転軸２と同軸上、すなわち、回転軸線ＡＬ上に配置されている。減速遊星歯車機構１１１は、シングルピニオン型の遊星歯車機構から構成されており、サンギヤ、リングギヤ、および、キャリアを有している。この発明の実施形態では、他の遊星歯車機構の各回転要素と区別するために、減速遊星歯車機構１１１のサンギヤ、リングギヤ、および、キャリアを、それぞれ、減速サンギヤ１１１ａ、減速リングギヤ１１１ｂ、および、減速キャリア１１１ｃと呼称する。

減速サンギヤ１１１ａは、中空形状の回転軸の外周部分に形成されており、ケース１２に回転可能に支持されている。減速サンギヤ１１１ａは、制御用モータ２７の制御トルク出力軸２７ｂに連結されている。減速サンギヤ１１１ａと制御トルク出力軸２７ｂとは一体に回転する。

減速リングギヤ１１１ｂは、減速遊星歯車機構１１１のプラネタリギヤ１１１ｄに噛み合う“内歯歯車”であり、ケース１２に回転可能に支持されている。減速リングギヤ１１１ｂは、後述する増速遊星歯車機構１１２の増速リングギヤ１１２ｂに連結されている。減速リングギヤ１１１ｂと増速リングギヤ１１２ｂとは一体に回転する。

減速キャリア１１１ｃは、プラネタリギヤ１１１ｄを自転かつ公転可能に支持している。減速キャリア１１１ｃは、差動装置Ｄの偏心カム１０８と連結されている。減速キャリア１１１ｃと偏心カム１０８とは一体に回転する。後述するように、減速キャリア１１１ｃは、デフリングギヤ１７、ならびに、第１回転軸１および第２回転軸２が一体となって回転する際に、減速リングギヤ１１１ｂの回転数に対して回転数が減少する。

したがって、減速遊星歯車機構１１１は、制御トルク出力軸２７ｂから制御トルクが伝達されて減速サンギヤ１１１ａが回転する場合、減速リングギヤ１１１ｂが反力要素となり、減速サンギヤ１１１ａの回転数に対して減速キャリア１１１ｃの回転数が減少する。すなわち、減速遊星歯車機構１１１は、制御用モータ２７の減速ギヤ機構として機能する。したがって、減速遊星歯車機構１１１は、制御用モータ２７と偏心カム１０８との間で、制御用モータ２７が出力する制御トルクを増幅して、偏心カム１０８に伝達する。

図５、図６に示す差動装置Ｄでは、図中に括弧内の数値で示すように、減速遊星歯車機構１１１における減速サンギヤ１１１ａの歯数が“３６”、減速リングギヤ１１１ｂの歯数が“７２”、プラネタリギヤ１１１ｄの歯数が“１８”となっており、この減速遊星歯車機構１１１の減速比は“３”となる。したがって、この減速遊星歯車機構１１１の減速比を加味した、差動装置Ｄの実質的な減速比Ｒ’は、前述の図５に示した差動装置Ｄの減速比Ｒ（第１減速比Ｒ_１と第２減速比Ｒ_２とをまとめて表記した減速比）が“±１８”であることから、
Ｒ’＝±１８×３＝±５４
となる。減速遊星歯車機構１１１の減速機能により、より一層大きな減速比Ｒ’を得ることができる。

一方、増速遊星歯車機構１１２は、第１回転軸１および第２回転軸２と同軸上、すなわち、回転軸線ＡＬ上に配置されている。増速遊星歯車機構１１２は、シングルピニオン型の遊星歯車機構から構成されており、サンギヤ、リングギヤ、および、キャリアを有している。この発明の実施形態では、他の遊星歯車機構の各回転要素と区別するために、増速遊星歯車機構１１２のサンギヤ、リングギヤ、および、キャリアを、それぞれ、増速サンギヤ１１２ａ、増速リングギヤ１１２ｂ、および、増速キャリア１１２ｃと呼称する。

増速サンギヤ１１２ａは、中空形状の軸部材の外周部分に形成されており、回転不可能に固定されている。例えば、ケース１２と一体に形成されたフランジ部分（図示せず）に取り付けられている。

増速リングギヤ１１２ｂは、増速遊星歯車機構１１２のプラネタリギヤ１１２ｄに噛み合う“内歯歯車”であり、減速遊星歯車機構１１１の減速リングギヤ１１１ｂと共に、ケース１２に回転可能に支持されている。増速リングギヤ１１２ｂは、減速リングギヤ１１１ｂに連結されている。あるいは、増速リングギヤ１１２ｂは、減速リングギヤ１１１ｂと一体に形成されている。したがって、増速リングギヤ１１２ｂと減速リングギヤ１１１ｂとは一体に回転する。増速リングギヤ１１２ｂは、増速キャリア１１２ｃが回転する際に、増速キャリア１１２ｃの回転数に対して回転数が増大する。

増速キャリア１１２ｃは、プラネタリギヤ１１２ｄを自転かつ公転可能に支持している。増速キャリア１１２ｃは、第３リングギヤ１０３の回転軸１０４を介して、第３リングギヤ１０３およびデフリングギヤ１７に連結されている。したがって、増速キャリア１１２ｃは、第３リングギヤ１０３およびデフリングギヤ１７と一体に回転する。

したがって、増速遊星歯車機構１１２は、デフリングギヤ１７から駆動トルクが伝達されて増速キャリア１１２ｃが回転する場合、増速サンギヤ１１２ａが反力要素となり、増速キャリア１１２ｃの回転数に対して増速リングギヤ１１２ｂの回転数を増大させる増速機構として機能する。

図５、図６に示す差動装置Ｄでは、図中に括弧内の数値で示すように、増速遊星歯車機構１１２における増速サンギヤ１１２ａの歯数が“３６”、増速リングギヤ１１２ｂの歯数が“７２”、プラネタリギヤ１１２ｄの歯数が“１８”となっている。すなわち、増速サンギヤ１１２ａの歯数、増速リングギヤ１１２ｂの歯数、および、プラネタリギヤ１１２ｄの歯数は、それぞれ、上記の減速遊星歯車機構１１１おける減速サンギヤ１１１ａの歯数、減速リングギヤ１１１ｂの歯数、および、プラネタリギヤ１１１ｄの歯数と等しい。したがって、増速遊星歯車機構１１２と、減速遊星歯車機構１１１とは、ギヤ比（または、速度伝達比、速度比）が互いに等しくなっている。

この発明の実施形態における差動装置Ｄは、第１回転軸１と第２回転軸２とが同方向に等速で回転する場合には、差動装置Ｄの全体が一体となって連れ回りする。それに伴い、増速遊星歯車機構１１２の増速キャリア１１２ｃと減速遊星歯車機構１１１の減速キャリア１１１ｃとは、同方向に等速で回転する。その場合、増速遊星歯車機構１１２は、増速サンギヤ１１２ａの回転を止めた状態で、増速キャリア１１２ｃの回転数に対して増速リングギヤ１１２ｂの回転数を増大させる増速機構として機能する。一方、減速遊星歯車機構１１１は、減速リングギヤ１１１ｂの回転数に対して減速キャリア１１１ｃの回転数を減少させる減速機構として機能する。増速キャリア１１２ｃの回転速度および減速キャリア１１１ｃの回転速度は互いに等しい。また、増速リングギヤ１１２ｂと減速リングギヤ１１１ｂとが連結されていることから、それら増速リングギヤ１１２ｂの回転数および減速リングギヤ１１１ｂの回転数も互いに等しい。そのため、増速遊星歯車機構１１２の増速比の絶対値と、減速遊星歯車機構１１１の減速比の絶対値とが等しくなる。この場合、増速サンギヤ１１２ａの回転速度が“０”であることから、減速遊星歯車機構１１１では、減速遊星歯車機構１１１のギヤ比に応じて、減速リングギヤ１１１ｂの回転数に対して減速サンギヤ１１１ａの回転数が“０”または“０”近傍の回転数に減少する。図５、図６に示す差動装置Ｄでは、増速遊星歯車機構１１２のギヤ比と減速遊星歯車機構１１１のギヤ比とが等しいので、減速サンギヤ１１１ａの回転数は“０”になる。したがって、上記のように第１回転軸１と第２回転軸２とが同方向に等速で回転し、差動装置Ｄが一体となって連れ回りする場合に、減速サンギヤ１１１ａに連結している制御用モータ２７の制御トルク出力軸２７ｂは、回転数が“０”になる。すなわち、制御用モータ２７の連れ回りが抑制される。

したがって、この図５、図６に示す差動装置Ｄによれば、制御トルクを出力する制御用モータ２７の連れ回りを抑制して、デファレンシャル機構１１の動力伝達効率を向上させることができる。ひいては、デファレンシャル機構１１を搭載する車両のエネルギ効率を向上させることができる。また、例えば、車両が直進走行している状態で急加速または急減速する場合に、制御用モータ２７の連れ回りが抑制されることから、制御用モータ２７の慣性トルクの影響を排除することができる。そのため、例えば、制御用モータ２７が連れ回る場合の慣性トルクを相殺または減殺するトルクの制御を別途実行しなくともよく、その分、制御用モータ２７を制御する装置の負荷を軽減できる。ひいては、このデファレンシャル機構１１および制御用モータ２７によるトルクベクタリング制御の制御性を向上させることができる。

図７、図８に、この発明を適用した差動装置Ｄ（“外歯歯車”の各偏心ギヤ７，８，９が回転軸線ＡＬに対して偏心回転するタイプ）の他の実施形態を示してある。なお、以下に図示して説明する差動装置Ｄにおいて、上述した図５、図６、あるいは、既出の図面で示した差動装置Ｄと構成や機能が同じ部材もしくは部品等については、図５、図６、あるいは、既出の図面で用いた参照符号と同じ参照符号を付けてある。

図７に示す差動装置Ｄは、上記の図５、図６で示した差動装置Ｄと同様に、デファレンシャル機構１１を構成している。それとともに、この図７に示すデファレンシャル機構１１は、動力源と共に、トルクベクタリング機能を有する動力ユニット１２０を構成している。

図７に示す差動装置Ｄでは、動力源として、動力モータ４１、および、ブレーキ機構４２が設けられている。動力モータ４１は、車両を加速する駆動トルク、または、車両を制動する回生トルクを発生する。ブレーキ機構４２は、いわゆる負の駆動トルクとして制動トルクを発生する。したがって、この図７に示す差動装置Ｄでは、動力源として、ブレーキ機能付きモータが、デファレンシャル機構１１に組み付けられ、ユニット化されている。

この図７に示す差動装置Ｄでは、入力ギヤ４８は、差動装置Ｄにおける第３リングギヤ１０３の回転軸１０４に連結されている。入力ギヤ４８と第３リングギヤ１０３とは一体に回転する。したがって、動力軸４３に入力される動力源（図７に示す例では、動力モータ４１、および、ブレーキ機構４２）の駆動トルクは、上記のような減速歯車機構で増幅されて、差動装置Ｄの第３リングギヤ１０３に伝達される。

上記のように、動力モータ４１およびブレーキ機構４２を、共に、この発明の実施形態における差動装置Ｄと一体に組み付けることにより、トルクベクタリングの機能を有する動力ユニット４０を構成できる。なお、この発明の実施形態における差動装置Ｄは、動力源として、動力モータ４１だけを組み付けた構成であってもよい。その場合、トルクベクタリングの機能を有するモータ駆動ユニット（図示せず）を構成できる。あるいは、動力源として、ブレーキ機構４２だけを組み付けた構成であってもよい。その場合、トルクベクタリングの機能を有するブレーキユニット（図示せず）を構成できる。

図８に示す差動装置Ｄは、四輪駆動車両に搭載することを想定し、いわゆるセンターデファレンシャル装置１３０を構成している。すなわち、この図８に示す差動装置Ｄは、第１回転軸１、および、第２回転軸２が、それぞれ、車両（図示せず）の全長方向（回転軸線ＡＬ方向、図４の左右方向）に同軸上で、全長方向の前後に対向して（同一軸線上に並んで）配置される。

図８に示すセンターデファレンシャル装置１３０は、動力源として動力モータ５１を備えている。動力モータ５１のロータ軸５１ｂが、減速ギヤ機構５３を介して、差動装置Ｄの第３リングギヤ１０３に連結されている。

減速ギヤ機構５３は、動力モータ５１が出力する駆動トルクを増幅して、差動装置Ｄの第３リングギヤ１０３に伝達する。減速ギヤ機構５３は、サンギヤ５３ａ、リングギヤ５３ｂ、および、キャリア５３ｃを有するシングルピニオン型の遊星歯車機構から構成されている。

したがって、減速ギヤ機構５３は、動力モータ５１が出力する駆動トルクがサンギヤ５３ａに伝達されると、リングギヤ５３ｂが反力要素となり、サンギヤ５３ａの回転数に対して第３リングギヤ１０３に連結されたキャリア５３ｃの回転数が減少する。すなわち、減速ギヤ機構５３は、動力モータ５１が出力した駆動トルクを増幅して、第３リングギヤ１０３へ伝達する。

上記のように、この図８に示す差動装置Ｄを用いて、動力源として動力モータ５１を同軸上に一体に内蔵したセンターデファレンシャル装置１３０を構成することができる。そして、この図８に示す一軸構造のセンターデファレンシャル装置１３０を、動力ユニットとして、四輪駆動車両に搭載できる。すなわち、この発明の実施形態における差動装置Ｄを用いて、センターデファレンシャル装置１３０の機能とトルクベクタリングの機能とを兼ね備えた、コンパクトな動力ユニットを構成することができる。

なお、上述した各実施形態においては、各軸や各ギヤなどを回転可能に支持する軸受、および、ケースの内部を液密状態にするシール部材等については特には説明していないが、これらの軸受やシール部材は、前掲の各図にそれぞれのシンボルによって記載してあるように配置されている。

また、この発明の実施形態における差動装置Ｄでは、上述した制御用モータ２７の他に、制御トルクとして、差動装置Ｄの入力回転要素（例えば、偏心キャリア２４、あるいは、偏心カム１０８）を制動するトルクを発生するブレーキ機構を用いてもよい。例えば、図９に示すように、制動トルクを発生するブレーキ機構として、コイル２０１に通電されることにより発生する磁気吸引力を利用して、差動装置Ｄの入力回転要素を制動する励磁作動型の電磁ブレーキ２００を用いてもよい。あるいは、図１０に示すように、電気モータ３０１によって駆動される送りねじ機構３０２を用いて摩擦制動力を発生させる電動ブレーキ３００などを用いてもよい。

１ 第１回転軸
２ 第２回転軸
３ 差動回転機構
４ 第１ギヤ
５ 第２ギヤ
６ 第３ギヤ
７ 第１偏心ギヤ
８ 第２偏心ギヤ
９ 第３偏心ギヤ
１０ 偏心部材
１１ デファレンシャル機構
１２ ケース
１３ 第１サンギヤ（“外歯歯車”）
１４ 第２サンギヤ（“外歯歯車”）
１５ 第３サンギヤ（“外歯歯車”）
１６ 入力部材
１７ デフリングギヤ（入力部材）
１８ （第３サンギヤの）回転軸
１９ プロペラシャフト
２０ ドライブピニオン
２１ 第１偏心リングギヤ（“内歯歯車”）
２１ａ （第１偏心リングギヤの）外周面
２２ 第２偏心リングギヤ（“内歯歯車”）
２２ａ （第２偏心リングギヤの）外周面
２３ 第３偏心リングギヤ（“内歯歯車”）
２３ａ （第３偏心リングギヤの）外周面
２４ 偏心キャリア
２４ａ （偏心キャリアの）保持部
２４ｂ （偏心キャリアの保持部の）内周面
２５ ローラーベアリング（または、ニードルベアリング）
２６ カウンタバランスウエイト
２７ 制御用モータ
２７ａ （制御用モータの）ロータ
２７ｂ （制御用モータの）制御トルク出力軸
２８ 減速遊星歯車機構
２８ａ （減速遊星歯車機構の）減速サンギヤ
２８ｂ （減速遊星歯車機構の）減速リングギヤ
２８ｃ （減速遊星歯車機構の）減速キャリア
２８ｄ （減速遊星歯車機構の）プラネタリギヤ
２９ 増速遊星歯車機構
２９ａ （増速遊星歯車機構の）増速サンギヤ
２９ｂ （増速遊星歯車機構の）増速リングギヤ
２９ｃ （増速遊星歯車機構の）増速キャリア
２９ｄ （増速遊星歯車機構の）プラネタリギヤ
３０ 連結部材
４０ 動力ユニット
４１ 動力モータ
４１ａ （動力モータの）出力軸
４２ ブレーキ機構
４２ａ （ブレーキ機構の）回転軸
４３ 動力軸
４４ ピニオン
４５ 第１カウンタギヤ
４６ カウンタ軸
４７ 第２カウンタギヤ
４８ 入力ギヤ
５０ センターデファレンシャル装置
５１ 動力モータ
５１ａ （動力モータの）ロータ
５１ｂ （動力モータの）ロータ軸
５２ （センターデファレンシャル装置の）ケース
５３ 減速ギヤ機構
５３ａ （減速ギヤ機構の）サンギヤ
５３ｂ （減速ギヤ機構の）リングギヤ
５３ｃ （減速ギヤ機構の）キャリア
５３ｄ （減速ギヤ機構の）プラネタリギヤ
１０１ 第１リングギヤ（“内歯歯車”）
１０２ 第２リングギヤ（“内歯歯車”）
１０３ 第３リングギヤ（“内歯歯車”）
１０４ （第３リングギヤの）回転軸
１０５ 第１偏心リングギヤ（“外歯歯車”）
１０５ａ （第１偏心リングギヤの）内周面
１０６ 第２偏心リングギヤ（“外歯歯車”）
１０６ａ （第２偏心リングギヤの）内周面
１０７ 第３偏心リングギヤ（“外歯歯車”）
１０７ａ （第８偏心リングギヤの）内周面
１０８ 偏心カム
１０８ａ （偏心カムの）外周面
１０８ｂ （偏心カムの）中空部
１０９ ボールベアリング
１１０ カウンタバランスウエイト
１１１ 減速遊星歯車機構
１１１ａ （減速遊星歯車機構の）減速サンギヤ
１１１ｂ （減速遊星歯車機構の）減速リングギヤ
１１１ｃ （減速遊星歯車機構の）減速キャリア
１１１ｄ （減速遊星歯車機構の）プラネタリギヤ
１１２ 増速遊星歯車機構
１１２ａ （減速遊星歯車機構の）減速サンギヤ
１１２ｂ （減速遊星歯車機構の）減速リングギヤ
１１２ｃ （減速遊星歯車機構の）減速キャリア
１１２ｄ （減速遊星歯車機構の）プラネタリギヤ
１２０ 動力ユニット
１３０ センターデファレンシャル装置
２００ 電磁ブレーキ
２０１ （電磁ブレーキの）コイル
３００ 電動ブレーキ
３０１ （電動ブレーキの）電気モータ
３０２ （電動ブレーキの）送りねじ機構
Ｄ 差動装置
ＡＬ 回転軸線
ＥＬ 偏心軸線
ｅ 偏心量

Claims (9)

1. 所定の動力源から駆動トルクが入力される入力部材と、互いに同軸上に配置され、互いに相対回転可能な第１回転軸および第２回転軸と、前記駆動トルクを前記第１回転軸と前記第２回転軸とに分配して伝達するとともに、前記第１回転軸と前記第２回転軸との間の差動回転を可能にする差動回転機構と、を備えた差動装置において、
   前記差動回転機構は、
   前記第１回転軸および前記第２回転軸の回転軸線上に配置され、前記第１回転軸と一体に回転する第１ギヤと、
   前記回転軸線上に配置され、前記第２回転軸と一体に回転し、前記第１ギヤと相対回転可能な第２ギヤと、
   前記回転軸線上に配置され、前記入力部材から前記駆動トルクが伝達され、前記第１ギヤおよび前記第２ギヤのそれぞれと相対回転可能な第３ギヤと、
   前記回転軸線から偏心した偏心軸線上に配置され、前記第１ギヤと噛み合う第１偏心ギヤと、
   前記偏心軸線上に配置され、前記第２ギヤと噛み合い、前記第１偏心ギヤと一体に回転する第２偏心ギヤと、
   前記偏心軸線上に配置され、前記第３ギヤと噛み合い、前記第１偏心ギヤおよび前記第２偏心ギヤと一体に回転する第３偏心ギヤと、
   前記回転軸線上に配置され、前記第１偏心ギヤ、前記第２偏心ギヤ、および、前記第３偏心ギヤを、前記偏心軸線周りに自転可能にかつ前記回転軸線周りに公転可能に支持する偏心部材と、を有し、
   前記第１ギヤ、前記第２ギヤ、および、前記第３ギヤと、前記第１偏心ギヤ、前記第２偏心ギヤ、および、前記第３偏心ギヤとは、いずれか一方が内歯歯車であり、他方が前記内歯歯車に内接して噛み合う外歯歯車であって、
   前記第１ギヤと前記第１偏心ギヤとの間のギヤ比と、前記第２ギヤと前記第２偏心ギヤとの間のギヤ比と、前記第３ギヤと前記第３偏心ギヤとの間のギヤ比とが、それぞれ、互いに異なっており、
   前記偏心部材の回転数に対して前記第１ギヤの回転数および前記第２ギヤの回転数をいずれも減少させる
   ことを特徴とする差動装置。
   
2. 請求項１に記載の差動装置において、
   前記駆動トルクとは異なる制御トルクを出力し、前記制御トルクを前記第３ギヤに付与する制御用モータを更に備え、
   前記差動回転機構は、前記第３ギヤに前記制御トルクが伝達されることにより、前記第１ギヤと前記第２ギヤとを互いに逆方向に回転させ、
   前記制御トルクを制御することにより、前記入力部材から前記第１回転軸および前記第２回転軸にそれぞれ伝達される前記駆動トルクの配分を制御する
   ことを特徴とする差動装置。
   
3. 請求項２に記載の差動装置において、
   増速サンギヤ、増速キャリア、および、増速リングギヤを有する増速遊星歯車機構と、減速サンギヤ、減速キャリア、および、減速リングギヤを有する減速遊星歯車機構とを更に備え、
   前記増速遊星歯車機構および前記減速遊星歯車機構は、いずれも、前記回転軸線上に配置されており、
   前記増速サンギヤは、回転不可能に固定され、
   前記増速キャリアは、前記第１ギヤと一体に回転し、
   前記増速リングギヤは、前記増速キャリアが回転する際に、前記増速キャリアの回転数に対して回転数が増大し、
   前記減速リングギヤは、前記増速リングギヤに連結されて前記増速リングギヤと一体に回転し、
   前記減速キャリアは、前記偏心部材と一体に回転するとともに、前記減速リングギヤの回転数に対して回転数が減少し、
   前記減速サンギヤは、前記制御用モータが前記制御トルクを出力する制御トルク出力軸と一体に回転するとともに、前記第１回転軸と前記第２回転軸とが同方向に等速で回転して前記第１ギヤおよび前記偏心部材と共に連れ回りする場合に、前記第１ギヤおよび前記偏心部材と相対回転する
   ことを特徴とする差動装置。
   
4. 請求項２または３に記載の差動装置において、
   前記動力源および前記制御用モータと共に、車幅方向の左右に駆動輪を有する車両に搭載され、
   前記第１回転軸は、前記左右のいずれか一方の前記駆動輪と前記第１ギヤとの間でトルクを伝達し、
   前記第２回転軸は、前記左右の他方の前記駆動輪と前記第２ギヤとの間でトルクを伝達し、
   前記第１回転軸と前記第２回転軸とは、それぞれ、前記左右に対向して配置される
   ことを特徴とする差動装置。
   
5. 請求項２または３に記載の差動装置において、
   前記動力源および前記制御用モータと共に、全長方向の前後に駆動輪を有する車両に搭載され、
   前記第１回転軸は、前記前後のいずれか一方の駆動輪と前記第１ギヤとの間でトルクを伝達し、
   前記第２回転軸は、前記前後の他方の駆動輪と前記第２ギヤとの間でトルクを伝達し、
   前記第１回転軸と前記第２回転軸とは、それぞれ、前記前後に対向して配置される
   ことを特徴とする差動装置。
   
6. 請求項１から５のいずれか一項に記載の差動装置において、
   前記第１ギヤは、前記外歯歯車の第１サンギヤであり、
   前記第２ギヤは、前記外歯歯車の第２サンギヤであり、
   前記第３ギヤは、前記外歯歯車の第３サンギヤであり、
   前記第１偏心ギヤは、前記内歯歯車の第１偏心リングギヤであり、
   前記第２偏心ギヤは、前記内歯歯車の第２偏心リングギヤであり、
   前記第３偏心ギヤは、前記内歯歯車の第３偏心リングギヤであり、
   前記偏心部材は、前記第１偏心リングギヤの外周面、前記第２偏心リングギヤの外周面、および、前記第３偏心リングギヤの外周面を回転自在に保持する偏心キャリアであり、
   前記偏心キャリアは、前記偏心キャリアが回転する際に、前記第１偏心リングギヤ、前記第２偏心リングギヤ、および、前記第３偏心リングギヤを、前記偏心軸線周りに自転させつつ前記回転軸線周りに公転させる
   ことを特徴とする差動装置。
   
7. 請求項６に記載の差動装置において、
   前記偏心キャリアは、前記回転軸線を径方向の中心とする円柱形状に形成され、
   前記偏心キャリアの外周部分に、前記偏心キャリアが回転する際のアンバランスを補正するカウンタバランスウエイトを設けている
   ことを特徴とする差動装置。
   
8. 請求項１から５のいずれか一項に記載の差動装置において、
   前記第１ギヤは、前記内歯歯車の第１リングギヤであり、
   前記第２ギヤは、前記内歯歯車の第２リングギヤであり、
   前記第３ギヤは、前記内歯歯車の第３リングギヤであり、
   前記第１偏心ギヤは、前記外歯歯車の第１偏心リングギヤであり、
   前記第２偏心ギヤは、前記外歯歯車の第２偏心リングギヤであり、
   前記第３偏心ギヤは、前記外歯歯車の第３偏心リングギヤであり、
   前記偏心部材は、前記第１偏心リングギヤの内周面、前記第２偏心リングギヤの内周面、および、前記第３偏心リングギヤの内周面を回転自在に支持する偏心カムであり、
   前記偏心カムは、前記偏心カムが回転する際に、前記第１偏心リングギヤ、前記第２偏心リングギヤ、および、前記第３偏心リングギヤを、前記偏心軸線周りに自転させつつ前記回転軸線周りに公転させる
   ことを特徴とする差動装置。
   
9. 請求項８に記載の差動装置において、
   前記偏心カムは、前記偏心軸線を径方向の中心とする円筒形状に形成され、
   前記偏心カムの内周部分に、前記偏心カムが回転する際のアンバランスを補正するカウンタバランスウエイトを設けている
   ことを特徴とする差動装置。

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