JP2023004402A - 動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】遊星歯車装置の減速比を大きくしつつ動力源の高回転化を抑制すること。【解決手段】第１入力軸から伝達された動力と第２入力軸から伝達された動力とを第１出力軸と第２出力軸とに分配する動力伝達装置であって、第１サンギヤと、第２サンギヤと、リングギヤと、第１サンギヤおよびリングギヤに噛み合う小径ピニオンギヤと第２サンギヤに噛み合う大径ピニオンギヤとからなるステップドピニオンギヤと、ステップドピニオンギヤを保持するキャリアと、を有する遊星歯車装置を備え、動力分配状態では、第１入力軸が第１出力軸に連結され、第２入力軸が第２サンギヤに連結され、第１出力軸がリングギヤに連結されており、減速駆動状態では、第１入力軸および第２入力軸が第１サンギヤに連結され、リングギヤが固定部材に固定され、第１出力軸がキャリアに連結されている。【選択図】図２

Description

本発明は、動力伝達装置に関する。

車両に搭載される動力伝達装置として、エンジン（第１動力源）からの動力を前輪と後輪とに分配して伝達するトランスファが知られている。トランスファの出力側は、前輪用プロペラシャフトと後輪用プロペラシャフトとに連結されている。そして、トランスファは、一方のプロペラシャフトのみに動力を出力する二輪駆動状態と、両方のプロペラシャフトに動力を出力する四輪駆動状態との間で切り替わることが可能である。

特許文献１には、トランスファケース内にモータ（第２動力源）を備えたトランスファにおいて、第２動力源から出力された動力を、一つの遊星歯車装置を介して前輪および後輪へ伝達することが開示されている。特許文献１に記載の構成では、遊星歯車装置に含まれる回転要素のうちの一つを固定部材に固定することによって、遊星歯車装置を減速機として機能させ、第１動力源の回転を減速して出力部材に伝達することができる。

国際公開第２０１０／１４１６８２号

トランスファに含まれる遊星歯車装置において、より大きな減速比を得ることが考えられる。しかしながら、遊星歯車装置の減速比が大きくなるほど入力部材の回転数が上昇するので、動力源の回転数が高くなってしまう。そのため、大きな減速比が得られる遊星歯車装置を備えたトランスファでは、この遊星歯車装置を減速機として機能させると、遊星歯車装置での大きな減速によって動力源の回転数が高回転になってしまう。

本発明は、上記事情に鑑みてなされたものであって、遊星歯車装置の減速比を大きくしつつ動力源の高回転化を抑制することができる動力伝達装置を提供することを目的とする。

本発明は、第１動力源からの動力を入力する第１入力軸と、第２動力源からの動力を入力する第２入力軸と、第１駆動輪に動力を伝達する第１出力軸と、第２駆動輪に動力を伝達する第２出力軸と、複数の回転要素を有する差動装置と、前記第１入力軸と前記第２入力軸と前記第１出力軸と前記複数の回転要素との接続関係を選択的に切り替える係合装置と、を備え、前記第１入力軸から伝達された動力と前記第２入力軸から伝達された動力とを前記第１出力軸と前記第２出力軸とに分配する動力分配状態と、前記第１入力軸の回転を減速して前記第１出力軸に伝達する減速駆動状態との間で切り替わることが可能な動力伝達装置であって、前記差動装置は、ステップドピニオン型の遊星歯車装置であり、前記遊星歯車装置は、第１サンギヤと、第２サンギヤと、リングギヤと、前記第１サンギヤおよび前記リングギヤに噛み合う小径ピニオンギヤと前記第２サンギヤに噛み合う大径ピニオンギヤとからなるステップドピニオンギヤと、前記ステップドピニオンギヤを自転可能かつ公転可能に保持するキャリアと、を有し、前記第２出力軸は、前記キャリアに連結されており、前記動力分配状態は、前記係合装置によって、前記第１入力軸が前記第１出力軸に連結され、前記第２入力軸が前記第２サンギヤに連結され、前記第１出力軸が前記リングギヤに連結された駆動状態であり、前記減速駆動状態は、前記係合装置によって、前記第１入力軸および前記第２入力軸が前記第１サンギヤに連結され、前記リングギヤが固定部材に固定され、前記第１出力軸が前記キャリアに連結された駆動状態であることを特徴とする。

この構成によれば、動力分配状態と減速駆動状態とで遊星歯車装置の減速比を変更することができる。動力分配状態では第２動力源が大径ピニオンギヤに接続されるのに対して、減速駆動状態では第１動力源および第２動力源が小径ピニオンギヤに接続される。そのため、遊星歯車装置のギヤ比（減速比）は、動力分配状態のほうが減速駆動状態よりも大きくなる。これにより、動力分配状態での遊星歯車装置の減速比を大きくしつつ、減速駆動状態では遊星歯車装置の減速比を小さくすることにより動力源の高回転化を抑制することができる。

また、前記係合装置は、第１係合装置と、第２係合装置と、第３係合装置と、を含み、前記第１係合装置は、前記第１入力軸および前記第２入力軸を前記第１サンギヤに連結する状態と、前記第２入力軸を前記第２サンギヤに連結する状態との間で切り替わり、前記第２係合装置は、前記リングギヤを固定部材に固定した状態と、前記リングギヤを前記固定部材から解放した状態との間で切り替わり、前記第３係合装置は、前記第１入力軸および前記リングギヤを前記第１出力軸に連結した状態と、前記キャリアを前記第１出力軸に連結した状態との間で切り替わってもよい。

この構成によれば、第１係合装置と第２係合装置と第３係合装置とによって、動力分配状態と減速駆動状態とに切り替えることができる。

また、前記遊星歯車装置の差動を制限した状態で前記第１駆動輪および前記第２駆動輪を駆動する非減速駆動状態に切り替わることが可能であり、前記第２係合装置は、前記リングギヤと前記キャリアとを連結した状態に切り替わることが可能であり、前記非減速駆動状態は、前記第１係合装置が前記第２入力軸を前記第２サンギヤに連結し、前記第２係合装置が前記リングギヤと前記キャリアとを連結し、前記第３係合装置が前記第１入力軸および前記リングギヤを前記第１出力軸に連結した駆動状態であってもよい。

この構成によれば、遊星歯車装置の差動を制限した状態で第１駆動輪と第２駆動輪とを駆動することができる。その際、第１動力源と第２動力源とのうちの少なくとも一方から動力が出力されていればよい。

また、前記第２動力源の動力で前記第２駆動輪のみを駆動する二輪駆動状態に切り替わることが可能であり、前記第３係合装置は、前記第１入力軸のみを前記第１出力軸に連結することが可能であり、前記二輪駆動状態は、前記第１係合装置が前記第２入力軸を前記第２サンギヤに連結し、前記第２係合装置が前記リングギヤと前記キャリアとを連結し、前記第３係合装置が前記第１入力軸のみを前記第１出力軸に連結した駆動状態であってもよい。

この構成によれば、第２動力源の動力で第２駆動輪のみを駆動する二輪駆動状態に切り替わることが可能である。

また、前記第２動力源の動力で前記第１駆動輪のみを駆動する二輪駆動状態に切り替わることが可能であり、前記第２出力軸は、前記第２係合装置によって前記キャリアに選択的に連結され、前記第２係合装置は、前記第２出力軸を前記キャリアから切り離した状態で前記リングギヤと前記キャリアとを連結した状態に切り替わることが可能であり、前記二輪駆動状態は、前記第１係合装置が前記第２入力軸を前記第２サンギヤに連結し、前記第２係合装置が前記第２出力軸を前記キャリアから切り離した状態で前記リングギヤと前記キャリアとを連結し、前記第３係合装置が前記第１入力軸および前記キャリアを前記第１出力軸に連結した駆動状態であってもよい。

この構成によれば、第２動力源の動力で第１駆動輪のみを駆動する二輪駆動状態に切り替わることが可能である。

本発明では、動力分配状態と減速駆動状態とで遊星歯車装置の減速比を変更することができる。動力分配状態では第２動力源が大径ピニオンギヤに接続されるのに対して、減速駆動状態では第１動力源および第２動力源が小径ピニオンギヤに接続される。そのため、遊星歯車装置のギヤ比（減速比）は、動力分配状態のほうが減速駆動状態よりも大きくなる。これにより、動力分配状態での遊星歯車装置の減速比を大きくしつつ、減速駆動状態では遊星歯車装置の減速比を小さくすることにより動力源の高回転化を抑制することができる。

図１は、実施形態における車両の概略構成を示すスケルトン図である。 図２は、トランスファを模式的に示すスケルトン図である。 図３は、動力伝達装置が減速駆動状態となる場合を示すスケルトン図である。 図４は、動力分配状態における遊星歯車装置の回転要素の状態を示す共線図である。 図５は、減速駆動状態における遊星歯車装置の回転要素の状態を示す共線図である。 図６は、第１変形例のトランスファを模式的に示すスケルトン図である。 図７は、第１変形例における動力伝達装置が二輪駆動状態となる場合を示すスケルトン図である。 図８は、第２変形例のトランスファを模式的に示すスケルトン図である。

以下、図面を参照して、本発明の実施形態における動力伝達装置について具体的に説明する。なお、本発明は、以下に説明する実施形態に限定されるものではない。

図１は、実施形態における車両の概略構成を示すスケルトン図である。車両１は、エンジン２と、左右の前輪３Ｌ，３Ｒと、左右の後輪４Ｌ，４Ｒと、エンジン２の動力を前輪３と後輪４とにそれぞれ伝達する動力伝達装置１０と、を備えている。この車両１は前置エンジン後輪駆動をベースとする四輪駆動車両である。後輪４は、主駆動輪であり、二輪駆動走行中と四輪駆動走行中に駆動輪となる。前輪３は、副駆動輪であり、二輪駆動走行中に従動輪となり、四輪駆動走行中に駆動輪となる。なお、本実施形態では、エンジン２が「第１動力源」、後輪４が「第１駆動輪」、前輪３が「第２駆動輪」である。

動力伝達装置１０は、エンジン２に連結された変速機１１と、変速機１１に連結された前後輪動力分配装置であるトランスファ１２と、トランスファ１２にそれぞれ連結されたフロントプロペラシャフト１３およびリアプロペラシャフト１４と、フロントプロペラシャフト１３に連結された前輪用デファレンシャルギヤ機構１５と、リアプロペラシャフト１４に連結された後輪用デファレンシャルギヤ機構１６と、前輪用デファレンシャルギヤ機構１５に連結された左右の前輪車軸１７Ｌ，１７Ｒと、後輪用デファレンシャルギヤ機構１６に連結された左右の後輪車軸１８Ｌ，１８Ｒと、を備えている。なお、車輪と車軸について左右を特に区別しない場合には、符号Ｌ，Ｒを省略して、前輪３、後輪４、前輪車軸１７、後輪車軸１８と記載する。

エンジン２から出力された動力は変速機１１を介してトランスファ１２へ伝達される。そして、トランスファ１２に伝達された動力は、リアプロペラシャフト１４、後輪用デファレンシャルギヤ機構１６、後輪車軸１８の後輪側の動力伝達経路を順次介して後輪４へ伝達される。また、後輪４側へ伝達される動力の一部はトランスファ１２によって前輪３側へ分配され、フロントプロペラシャフト１３、前輪用デファレンシャルギヤ機構１５、前輪車軸１７の前輪側の動力伝達経路を順次介して前輪３へ伝達される。

また、車両１は、車両１を制御する電子制御装置１００を備えている。電子制御装置１００は、車両１の制御装置である。例えば、電子制御装置１００は、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えたマイクロコンピュータを含んで構成されている。ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことによって車両１の各種制御を実行する。

電子制御装置１００には、車両１に搭載された各種センサからの信号が入力される。例えば、エンジン回転数センサ、モータ回転角度センサ、車速センサ、アクセル開度センサ、運転者の操作によって四輪駆動状態を選択するための４ＷＤ選択スイッチなどからのセンサ信号が電子制御装置１００に入力される。電子制御装置１００は、入力されたセンサ信号に基づいて車両１の駆動制御等を実行する。その際、電子制御装置１００からは、エンジン２を制御する指令信号、変速機１１を制御する指令信号、トランスファ１２を制御する指令信号が出力される。

図２は、トランスファを模式的に示すスケルトン図である。トランスファ１２は、第１入力軸２１と、第２入力軸２２と、後輪側出力軸２３と、前輪側出力軸２４と、遊星歯車装置２５と、伝達装置２６と、モータ３０と、係合装置４０と、を備えている。なお、本実施形態では、後輪側出力軸２３が「第１出力軸」、前輪側出力軸２４が「第２出力軸」、モータ３０が「第２動力源」である。

第１入力軸２１は、エンジン２からの動力をトランスファ１２に入力する入力部材である。第１入力軸２１には、エンジン２の動力が変速機１１を介して伝達される。例えば、第１入力軸２１は変速機１１の出力部材にスプライン嵌合されている。

第２入力軸２２は、モータ３０からの動力を遊星歯車装置２５に入力する入力部材である。第２入力軸２２には、モータ３０の動力が伝達される。例えば、第２入力軸２２はモータ３０の出力部材（ロータ軸３３）にスプライン嵌合されており、ロータ軸３３と一体回転する。

後輪側出力軸２３は、トランスファ１２から後輪４へ動力を出力する出力部材である。この後輪側出力軸２３は、第１入力軸２１と同一軸線上に配置され、リアプロペラシャフト１４に連結された主駆動軸である。後輪側出力軸２３とリアプロペラシャフト１４とは一体回転する。

前輪側出力軸２４は、トランスファ１２から前輪３へ動力を出力する出力部材である。この前輪側出力軸２４は、第１入力軸２１および後輪側出力軸２３とは異なる軸線上に配置され、フロントプロペラシャフト１３に連結された副駆動軸である。前輪側出力軸２４は後輪側出力軸２３と平行に配置され、伝達装置２６を介して遊星歯車装置２５と動力伝達可能に接続されている。前輪側出力軸２４とフロントプロペラシャフト１３とは一体回転する。

伝達装置２６は、前輪側の動力伝達経路を形成するものであり、遊星歯車装置２５と前輪側出力軸２４との間に設けられている。この伝達装置２６は、ドライブギヤ２７と、ドリブンギヤ２８と、チェーンベルト２９とを備えている。

ドライブギヤ２７は、前輪側の出力部として機能する回転部材であって、前輪側出力軸２４へ動力を伝達する出力ギヤである。このドライブギヤ２７は、第１入力軸２１および後輪側出力軸２３と同一軸線上で、後輪側出力軸２３に対して相対回転可能に配置されている。そして、ドライブギヤ２７には遊星歯車装置２５のキャリアＣが一体回転するように連結されている。つまり、トランスファ１２では、第１入力軸２１および後輪側出力軸２３と同一軸線上に、ドライブギヤ２７と遊星歯車装置２５の各回転要素とが配置されている。ドリブンギヤ２８は、前輪側出力軸２４に一体的に設けられたギヤである。チェーンベルト２９は、ドライブギヤ２７とドリブンギヤ２８との間を連結する前輪用駆動チェーンである。そして、ドライブギヤ２７が回転することによってドリブンギヤ２８が回転し、ドリブンギヤ２８と前輪側出力軸２４とが一体回転する。

遊星歯車装置２５は、複数の回転要素によって差動作用を行う差動装置であり、動力源の動力を前輪３と後輪４とに分配する動力分配装置として機能する。また、遊星歯車装置２５は、第１入力軸２１の回転を減速して後輪側出力軸２３と前輪側出力軸２４とに伝達する変速機としても機能する。

また、遊星歯車装置２５は、ステップドピニオン型の遊星歯車装置である。この遊星歯車装置２５は、第１サンギヤＳ１と、第２サンギヤＳ２と、第１サンギヤＳ１および第２サンギヤＳ２と同心円上に配置されたリングギヤＲと、第１サンギヤＳ１およびリングギヤＲに噛み合う小径ピニオンギヤＰ１と第２サンギヤＳ２に噛み合う大径ピニオンギヤＰ２とからなるステップドピニオンギヤＰと、ステップドピニオンギヤＰを自転可能かつ公転可能に保持するキャリアＣと、を備えている。

第１サンギヤＳ１と第２サンギヤＳ２とは、互いに歯数が異なりかつ外径の大きさが異なるサンギヤであり、同一軸線上に並んで配置されている。第１サンギヤＳ１と第２サンギヤＳ２とは相対回転が可能である。

第１サンギヤＳ１は、第２サンギヤＳ２よりも歯数が多い大径サンギヤである。この第１サンギヤＳ１は小径ピニオンギヤＰ１と噛み合っている。また、第１サンギヤＳ１には、第１回転部材５１が一体回転するように連結されている。第１回転部材５１は、第１サンギヤＳ１と一体回転する部材であり、ギヤ歯５１ａを有する。ギヤ歯５１ａには、係合装置４０によって動力源側の回転部材が選択的に連結される。

第２サンギヤＳ２は、第１サンギヤＳ１よりも歯数が少ない小径サンギヤである。この第２サンギヤＳ２は大径ピニオンギヤＰ２と噛み合っている。また、第２サンギヤＳ２には、第２回転部材５２が一体回転するように連結されている。第２回転部材５２は、第２サンギヤＳ２と一体回転する部材であり、ギヤ歯５２ａを有する。ギヤ歯５２ａには、係合装置４０によって動力源側の回転部材が選択的に連結される。

ステップドピニオンギヤＰは、互いに歯数の異なる小径ピニオンギヤＰ１と大径ピニオンギヤＰ２とが一体化されたピニオンギヤである。小径ピニオンギヤＰ１と大径ピニオンギヤＰ２とは軸方向に並んで配置されている。

キャリアＣは、前輪側出力軸２４が連結された回転要素である。また、キャリアＣには、第３回転部材５３が一体回転するように連結されている。第３回転部材５３は、キャリアＣと一体回転する部材であり、ギヤ歯５３ａを有する。ギヤ歯５３ａには、係合装置４０によって後輪４側の回転部材が選択的に連結される。

リングギヤＲは、反力要素として機能することが可能な回転要素である。また、リングギヤＲには、第４回転部材５４が一体回転するように連結されている。第４回転部材５４は、リングギヤＲと一体回転する部材であり、第１ギヤ歯５４ａと第２ギヤ歯５４ｂとを有する。そして、リングギヤＲの接続先は係合装置４０によって選択的に切り替えられる。

モータ３０は、電動機および発電機として機能することが可能な回転電機（モータ・ジェネレータ）である。また、モータ３０はインバータを介してバッテリと電気的に接続されている。このモータ３０は、ロータ３１と、ステータ３２と、ロータ軸３３とを備えている。ロータ３１はロータ軸３３と一体回転する。ステータ３２は、ステータコアと、ステータコアに巻き付けられたステータコイルとを有する。ロータ軸３３には第２入力軸２２が一体回転するように連結されている。

係合装置４０は、トランスファ１２を構成する回転部材の接続状態を切り替える装置である。この係合装置４０は、入力切替部、変速切替部、および分配切替部として機能するものである。入力切替部は、第１入力軸２１の接続先に関して、第１入力軸２１を遊星歯車装置２５の第１サンギヤＳ１に連結した状態と、第１入力軸２１を第１サンギヤＳ１に連結しない状態とを切り替える。さらに、入力切替部は、第２入力軸２２の接続先に関して、第２入力軸２２を第１サンギヤＳ１に連結した入力状態と、第２入力軸２２を第２サンギヤＳ２に連結した入力状態とを切り替える。変速切替部は、第１入力軸２１の回転を変速して後輪側出力軸２３に伝達する変速状態と、第１入力軸２１の回転を変速せずに後輪側出力軸２３に伝達する非変速状態とを切り替える。そして、分配切替部は、動力源の動力を前輪３と後輪４とうちのいずれか一方のみへ伝達する非分配状態と、動力源の動力を前輪３と後輪４とに分配して伝達する分配状態とを切り替える。図２に示すように、係合装置４０は、第１係合装置４１と、第２係合装置４２と、第３係合装置４３とを備えている。

第１係合装置４１は、入力切替部および変速切替部として機能するものである。この第１係合装置４１は第１入力軸２１の接続先を選択的に切り替えるとともに、第２入力軸２２の接続先を選択的に切り替える。

まず、第１入力軸２１について説明すると、第１係合装置４１は、第１入力軸２１を第１サンギヤＳ１に連結した状態と、第１入力軸２１を第１サンギヤＳ１に連結しない状態との間で切り替わる。つまり、第１係合装置４１はエンジン２を第１サンギヤＳ１に選択的に連結する。そのため、第１係合装置４１は、エンジン２の動力が遊星歯車装置２５を介さずに後輪側出力軸２３に伝達される状態と、エンジン２の動力が遊星歯車装置２５を経由して後輪側出力軸２３に伝達される状態との間で切り替わる。すなわち、第１係合装置４１は、第１入力軸２１の回転を変速せずに後輪側出力軸２３に伝達する非変速状態と、第１入力軸２１の回転を遊星歯車装置２５で変速して後輪側出力軸２３に伝達する変速状態とを切り替える。

次いで、第２入力軸２２について説明すると、第１係合装置４１は、第２入力軸２２を第１サンギヤＳ１に連結した入力状態と、第２入力軸２２を第２サンギヤＳ２に連結した入力状態との間で切り替わる。つまり、第１係合装置４１はモータ３０を第１サンギヤＳ１と第２サンギヤＳ２とのうちのいずれか一方に選択的に連結する。そのため、第１係合装置４１は、モータ３０の動力を第１サンギヤＳ１に伝達する状態と、モータ３０の動力を第２サンギヤＳ２に伝達する状態との間で切り替わる。

また、第１係合装置４１は、第１切替スリーブ４４を有するドグクラッチである。第１切替スリーブ４４は、第１入力軸２１の第１ギヤ歯２１ａおよび第２入力軸２２のギヤ歯２２ａに噛み合う第１ギヤ歯４４ａと、第１回転部材５１のギヤ歯５１ａおよび第２回転部材５２のギヤ歯５２ａに噛み合う第２ギヤ歯４４ｂとを有する。この第１切替スリーブ４４は第１係合装置４１のアクチュエータによって軸方向に移動する。

そして、第１切替スリーブ４４は、第１ギヤ歯４４ａが第２入力軸２２に常時噛み合った状態で、第１ギヤ歯４４ａの噛み合い相手に第１入力軸２１を含める場合と含めない場合とに切り替わる。さらに、第２ギヤ歯４４ｂが第１回転部材５１と第２回転部材５２とのうちのいずれか一方に噛み合う状態に切り替わる。第１ギヤ歯４４ａの噛み合い相手に第１入力軸２１を含める場合、第２ギヤ歯４４ｂは第１回転部材５１に噛み合う。一方、第１ギヤ歯４４ａの噛み合い相手に第１入力軸２１を含めない場合、第２ギヤ歯４４ｂは第２回転部材５２に噛み合う。

このように、第１係合装置４１は、モータ３０を第２サンギヤＳ２に連結した状態（第１入力状態）と、エンジン２およびモータ３０を第１サンギヤＳ１に連結した状態（第２入力状態）との間で切り替わる。第１係合装置４１が第１入力状態になると、モータ３０の動力を第２サンギヤＳ２に伝達可能な接続状態となる。第１係合装置４１が第２入力状態になると、エンジン２の動力およびモータ３０の動力を第１サンギヤＳ１に伝達可能な接続状態となる。

第２係合装置４２は、変速切替部として機能するものであり、リングギヤＲの接続先を選択的に切り替える装置である。この第２係合装置４２はリングギヤＲを固定部材２０に選択的に固定する。固定部材２０は、トランスファケース自体もしくはトランスファケースに一体化された非回転部材である。

また、第２係合装置４２は、第２切替スリーブ４５を有するドグクラッチである。第２切替スリーブ４５は、第４回転部材５４の第１ギヤ歯５４ａに噛み合う第１ギヤ歯４５ａと、固定部材２０に噛み合う第２ギヤ歯４５ｂとを有する。この第２切替スリーブ４５は第２係合装置４２のアクチュエータによって軸方向に移動する。

そして、第２切替スリーブ４５は、第１ギヤ歯４５ａが第４回転部材５４に常時噛み合った状態で、第２ギヤ歯４５ｂが固定部材２０に噛み合う状態と噛み合わない状態とに切り替わる。つまり、第２切替スリーブ４５は、固定部材２０に噛み合う係合状態と、固定部材２０には噛み合わない解放状態との間で切り替わる。

このように、第２係合装置４２は、リングギヤＲを固定部材２０に連結した状態（固定状態）と、リングギヤＲを回転可能に解放した状態（非固定状態）との間で切り替わる。第２係合装置４２が固定状態になると、リングギヤＲが機械的に固定された反力要素となるため、遊星歯車装置２５は変速機として機能する。第２係合装置４２が非固定状態になると、リングギヤＲは回転可能となり、遊星歯車装置２５は差動作用を行うことが可能な状態となる。

第３係合装置４３は、分配切替部および入力切替部として機能するものである。この第３係合装置４３は、後輪側出力軸２３とキャリアＣとリングギヤＲと第１入力軸２１との接続関係を切り替える装置である。具体的には、第３係合装置４３は、第１入力軸２１を後輪側出力軸２３に連結した状態でリングギヤＲを後輪側出力軸２３に連結した状態（分配状態）と、第１入力軸２１を後輪側出力軸２３に連結せずにキャリアＣを後輪側出力軸２３に連結した状態（変速状態）と、第１入力軸２１のみを後輪側出力軸２３に連結した状態（二輪駆動状態）との間で切り替わる。すなわち、第３係合装置４３は、第１入力軸２１から後輪側出力軸２３に伝達される動力の一部を前輪側出力軸２４に分配する分配状態と、第１入力軸２１の回転が遊星歯車装置２５で減速されて伝達される変速状態（減速状態）と、第１入力軸２１から後輪側出力軸２３に伝達される動力を前輪側出力軸２４には分配しない二輪駆動状態とを切り替える。

また、第３係合装置４３は、第３切替スリーブ４６を有するドグクラッチである。第３切替スリーブ４６は、第１ギヤ歯４６ａと第２ギヤ歯４６ｂと第３ギヤ歯４６ｃとを有する。第１ギヤ歯４６ａは、第３回転部材５３のギヤ歯５３ａと第４回転部材５４の第２ギヤ歯５４ｂとに噛み合う。第２ギヤ歯４６ｂと第３ギヤ歯４６ｃとはいずれも、第１入力軸２１の第２ギヤ歯２１ｂと後輪側出力軸２３のギヤ歯２３ａとに噛み合う。この第３切替スリーブ４６は第３係合装置４３のアクチュエータによって軸方向に移動する。

そして、第３切替スリーブ４６は、第３回転部材５３に噛み合わない状態で第１入力軸２１と後輪側出力軸２３と第４回転部材５４とに噛み合う分配状態と、第１入力軸２１および第４回転部材５４に噛み合わない状態で第３回転部材５３および後輪側出力軸２３に噛み合う変速状態と、第３回転部材５３および第４回転部材５４に噛み合わない状態で第１入力軸２１および後輪側出力軸２３に噛み合う二輪駆動状態との間で切り替わる。二輪駆動状態では、第２ギヤ歯４６ｂが第１入力軸２１の第２ギヤ歯２１ｂおよび後輪側出力軸２３のギヤ歯２３ａに噛み合う。

このようにトランスファ１２は遊星歯車装置２５と係合装置４０とによって複数の駆動状態に切り替わることが可能である。そのために、電子制御装置１００はトランスファ１２の駆動状態を制御する際、モータ３０の動作と係合装置４０の状態と遊星歯車装置２５の状態とを制御する。トランスファ１２を制御する指令信号にはモータ３０を制御する指令信号と係合装置４０を制御する指令信号が含まれる。電子制御装置１００は係合装置４０のアクチュエータに指令信号を出力し、係合装置４０の状態を制御する。そのため、電子制御装置１００が係合装置４０の切替制御が実行することによって、トランスファ１２の駆動状態は、動力分配状態と減速駆動状態との間で切り替わる。

動力分配状態は、前輪３と後輪４とに動力が伝達される四輪駆動状態であって、遊星歯車装置２５を差動状態にして、エンジン２の動力とモータ３０の動力とを後輪側出力軸２３と前輪側出力軸２４とに分配する駆動状態である。動力分配状態では、モータ３０から出力されるトルクによって前後配分制御が可能である。つまり、前輪３側に伝達される動力と後輪４側に伝達される動力との配分をモータ３０のトルクによって制御することが可能である。すなわち、動力分配状態は、モータ３０の動力により前輪３に駆動力を発生させ、前輪側出力軸２４と後輪側出力軸２３とに伝達される動力配分を変化させることを目的としている。

この動力分配状態は、図２に示すように、第１係合装置４１が第２入力軸２２を第２サンギヤＳ２に連結し、第２係合装置４２が固定部材２０からリングギヤＲを解放し、第３係合装置４３が第１入力軸２１およびリングギヤＲを後輪側出力軸２３に連結した状態である。動力分配状態では、エンジン２の動力が第１入力軸２１から後輪側出力軸２３に伝達されるとともに、モータ３０の動力が第２サンギヤＳ２に入力されることにより、差動状態の遊星歯車装置２５を介して前輪側出力軸２４に動力が伝達される。差動状態の遊星歯車装置２５では、モータ３０の動力が第２サンギヤＳ２に入力されることにより、リングギヤＲに負方向のトルクが作用する。また、リングギヤＲには第１入力軸２１側からエンジン２の動力が作用している。

減速駆動状態は、前輪３と後輪４とに動力が伝達される四輪駆動状態であって、遊星歯車装置２５を変速状態にして、エンジン２の回転を遊星歯車装置２５で減速して後輪側出力軸２３と前輪側出力軸２４とに伝達する駆動状態である。

この減速駆動状態は、図３に示すように、第１係合装置４１が第１入力軸２１および第２入力軸２２を第１サンギヤＳ１に連結し、第２係合装置４２がリングギヤＲを固定部材２０に連結し、第３係合装置４３がキャリアＣを後輪側出力軸２３に連結した状態である。つまり、第１サンギヤＳ１が入力要素となり、キャリアＣが出力要素となり、リングギヤＲが固定要素（反力要素）となる。これにより、遊星歯車装置２５は減速機として機能する。

また、動力分配状態と減速駆動状態で、それぞれ異なる減速比がかかるように構成されている。つまり、トランスファ１２は一つの遊星歯車装置２５を用いて、動力分配状態での減速比と減速駆動状態での減速比とを異なる大きさに設定することが可能である。具体的には、トランスファ１２は動力分配状態でかかる減速比よりも減速駆動状態でかかる減速比が小さくなるように構成されている。

動力分配状態では、大径ピニオンギヤＰ２にモータ３０が接続されるため、遊星歯車装置２５のギヤ比が大きくなる。大径ピニオンギヤＰ２には第２サンギヤＳ２が噛み合っているため、小径ピニオンギヤＰ１に第１サンギヤＳ１が噛み合う場合と比べてギヤ比は大きい。そのため、第１係合装置４１によりモータ３０を第２サンギヤＳ２に連結する場合には、第１係合装置４１によりモータ３０を第１サンギヤＳ１に連結した場合と比べて、遊星歯車装置２５の減速比を大きくとれる。これにより、動力分配状態でかかる減速比を大きくとれる。

また、動力分配状態では、図４に示すように、モータ３０のトルクＴｍを大きくすることによって前輪側出力軸２４のトルクＴｒを増大させることが可能である。この場合、減速比が大きいことにより、前輪側出力軸２４のトルクＴｆを増大させるために必要なモータトルクが小さくなる。例えば、キャリアＣに作用するトルクの大きさが同じ場合には、第２サンギヤＳ２にトルクを入力した場合の方が第１サンギヤＳ１にトルクを入力した場合よりもモータトルクは小さくなる。つまり、モータ３０の出力を抑制することができる。

減速駆動状態では、小径ピニオンギヤＰ１にモータ３０が接続されるため、減速比が小さくなる。小径ピニオンギヤＰ１には第１サンギヤＳ１が噛み合っているため、大径ピニオンギヤＰ２に第２サンギヤＳ２が噛み合う場合と比べてギヤ比は小さい。そのため、第１係合装置４１によりモータ３０を第１サンギヤＳ１に連結する場合には、第１係合装置４１によりモータ３０を第２サンギヤＳ２に連結する場合と比べて、遊星歯車装置２５の減速比が小さくなる。これにより、減速駆動状態でかかる減速比を小さくとれる。

そして、減速駆動状態では、図５に示すように、第１サンギヤＳ１に入力されたトルクＴｉｎがキャリアＣから出力される。この場合、第１サンギヤＳ１の回転数は第２サンギヤＳ２の回転数よりも小さくなる。第１サンギヤＳ１が小径ピニオンギヤＰ１に噛み合っているので減速比を小さくできる。そのため、減速状駆動態ではエンジン２およびモータ３０の高回転化を抑制することができる。

以上説明した通り、実施形態によれば、一つの遊星歯車装置２５を用いて動力分配状態と減速駆動状態とに対して異なる減速比を設定することができる。その際、動力分配状態でかかる減速比よりも、減速駆動状態でかかる減速比を小さくすることができる。これにより、動力分配状態では、減速比を大きくとれるので小さなモータトルクでキャリアＣに作用するトルクを大きくすることができる。また、減速駆動状態では、動力源を小径ピニオンギヤＰ１に接続することにより、動力源の回転数が高回転化することを抑制することができる。

また、トランスファ１２に含まれる遊星歯車装置について、単にステップドピニオン型として大径ピニオンギヤＰ２のみを入力要素とする場合（比較例）には、動力分配状態と減速駆動状態とで同一の減速比に設定されることになる。そのため、減速比が大きくなるほど動力源の回転数が高くなってしまい、減速駆動状態では、ステップドピニオン型の遊星歯車装置での大きな減速によって動力源の回転数が高回転になってしまう。これに対して、実施形態によれば、動力分配状態では大径ピニオンギヤＰ２に動力源を接続し、減速駆動状態では小径ピニオンギヤＰ１に動力源を接続することにより、減速駆動状態でかかる減速比が動力分配状態でかかる減速比よりも小さくなる。

なお、トランスファ１２は、後輪４のみに動力が伝達される二輪駆動状態に切り替わることが可能であってもよい。例えば、エンジン２の動力を後輪４のみに伝達する駆動状態である。この二輪駆動状態は、第１係合装置４１が第１入力状態となり、第３係合装置４３が二輪駆動状態となる場合である。つまり、第３係合装置４３では、第３切替スリーブ４６の第１ギヤ歯４６ａが第１入力軸２１の第２ギヤ歯２１ｂおよび後輪側出力軸２３のギヤ歯２３ａに噛み合い、かつ第３切替スリーブ４６の第１ギヤ歯４６ａおよび第３ギヤ歯４６ｃは他のギヤ歯に噛み合わない。

また、車両１は、前輪駆動をベースとする四輪駆動車であってもよい。つまり、前輪３を主駆動輪とし、後輪４を副駆動輪とする車両であってもよい。この場合には、前輪３が第１駆動輪となり、後輪４が第２駆動輪となり、前輪側出力軸２４が第１出力軸となり、後輪側出力軸２３が第２出力軸となる。さらに、第１動力源は、エンジン２に限らず、モータであってもよい。

また、トランスファ１２の構造は、上述した実施形態に限定されず、例えば図６～図８に示すような変形例に構成することが可能である。なお、変形例の説明では、実施形態と同様の構成については説明を省略する。

図６は、第１変形例のトランスファを模式的に示すスケルトン図である。図７は、第１変形例における動力伝達装置が二輪駆動状態となる場合を示すスケルトン図である。

図６および図７に示すように、第１変形例のトランスファ１２では、第２係合装置４２によって遊星歯車装置２５の差動を制限することが可能である。このトランスファ１２は、遊星歯車装置２５の差動を制限した状態で前輪３および後輪４を駆動する非減速駆動状態に切り替わることが可能である。

第２係合装置４２は、キャリアＣとリングギヤＲとを連結した状態に切り替わることが可能である。キャリアＣと一体回転する第３回転部材５３は、第２ギヤ歯５３ｂを有する。第２ギヤ歯５３ｂは、第２切替スリーブ４５の第１ギヤ歯４５ａと噛み合う。第２切替スリーブ４５が第３回転部材５３および第４回転部材５４に噛み合うことによりリングギヤＲとキャリアＣとが連結され、遊星歯車装置２５の回転要素が一体化される。この状態で、第３係合装置４３が第１入力軸２１およびリングギヤＲを後輪側出力軸２３に連結する。これにより、第１入力軸２１の回転が遊星歯車装置２５で減速されずに前輪側出力軸２４に伝達される。

第３係合装置４３は、図７に示すように、遊星歯車装置２５を後輪側出力軸２３に接続しない状態に切り替わることが可能である。この第３係合装置４３は第１入力軸２１のみを後輪側出力軸２３に連結した状態となることが可能である。これにより、トランスファ１２は、モータ３０の動力で前輪３のみを駆動する二輪駆動状態と、エンジン２の動力で後輪４のみを駆動する二輪駆動状態とに切り替わることが可能である。

図８は、第２変形例のトランスファを模式的に示すスケルトン図である。第２変形例のトランスファ１２では、第２係合装置４２によって前輪側出力軸２４を遊星歯車装置２５から切り離すことが可能である。このトランスファ１２は、モータ３０の動力で後輪４のみを駆動する二輪駆動状態に切り替わることが可能である。

第２係合装置４２は、遊星歯車装置２５と伝達装置２６との間に配置された係合装置である。第２切替スリーブ４５は、第３ギヤ歯４２ｃを有する。また、トランスファ１２は、ドライブギヤ２７と一体回転する第５回転部材５５を備えている。第５回転部材５５は、第１ギヤ歯５５ａと第２ギヤ歯５５ｂとを有する。第１ギヤ歯５５ａは、第２切替スリーブ４５の第３ギヤ歯４５ｃに噛み合う。第２ギヤ歯５５ｂは、第３切替スリーブ４６の第３ギヤ歯４６ｃに噛み合う。

図８に示すように、第２係合装置４２が第５回転部材５５と噛み合わない場合、前輪側出力軸２４は遊星歯車装置２５から切り離された状態となる。この場合に、第３係合装置４３は、第１入力軸２１およびキャリアＣを後輪側出力軸２３に連結した状態となる。これにより、トランスファ１２は、モータ３０の動力で後輪４のみを駆動する二輪駆動状態を実現することが可能である。

１ 車両
２ エンジン（第１動力源）
３Ｒ，３Ｌ 前輪（第２駆動輪）
４Ｒ，４Ｌ 後輪（第１駆動輪）
１０ 動力伝達装置
１２ トランスファ
１３ フロントプロペラシャフト
１４ リアプロペラシャフト
２１ 第１入力軸
２２ 第２入力軸
２３ 後輪側出力軸（第１出力軸）
２４ 前輪側出力軸（第２出力軸）
２５ 遊星歯車装置
３０ モータ（第２動力源）
４０ 係合装置
４１ 第１係合装置
４２ 第２係合装置
４３ 第３係合装置
４４ 第１切替スリーブ
４５ 第２切替スリーブ
４６ 第３切替スリーブ
５１ 第１回転部材
５２ 第２回転部材
５３ 第３回転部材
５４ 第４回転部材
１００ 電子制御装置
Ｃ キャリア
Ｓ１ 第１サンギヤ
Ｓ２ 第２サンギヤ
Ｐ ステップドピニオンギヤ
Ｐ１ 小径ピニオンギヤ
Ｐ２ 大径ピニオンギヤ
Ｒ リングギヤ

Claims (5)

1. 第１動力源からの動力を入力する第１入力軸と、
   第２動力源からの動力を入力する第２入力軸と、
   第１駆動輪に動力を伝達する第１出力軸と、
   第２駆動輪に動力を伝達する第２出力軸と、
   複数の回転要素を有する差動装置と、
   前記第１入力軸と前記第２入力軸と前記第１出力軸と前記複数の回転要素との接続関係を選択的に切り替える係合装置と、
   を備え、
   前記第１入力軸から伝達された動力と前記第２入力軸から伝達された動力とを前記第１出力軸と前記第２出力軸とに分配する動力分配状態と、前記第１入力軸の回転を減速して前記第１出力軸に伝達する減速駆動状態との間で切り替わることが可能な動力伝達装置であって、
   前記差動装置は、ステップドピニオン型の遊星歯車装置であり、
   前記遊星歯車装置は、第１サンギヤと、第２サンギヤと、リングギヤと、前記第１サンギヤおよび前記リングギヤに噛み合う小径ピニオンギヤと前記第２サンギヤに噛み合う大径ピニオンギヤとからなるステップドピニオンギヤと、前記ステップドピニオンギヤを自転可能かつ公転可能に保持するキャリアと、を有し、
   前記第２出力軸は、前記キャリアに連結されており、
   前記動力分配状態は、前記係合装置によって、前記第１入力軸が前記第１出力軸に連結され、前記第２入力軸が前記第２サンギヤに連結され、前記第１出力軸が前記リングギヤに連結された駆動状態であり、
   前記減速駆動状態は、前記係合装置によって、前記第１入力軸および前記第２入力軸が前記第１サンギヤに連結され、前記リングギヤが固定部材に固定され、前記第１出力軸が前記キャリアに連結された駆動状態である
   ことを特徴とする動力伝達装置。
2. 前記係合装置は、第１係合装置と、第２係合装置と、第３係合装置と、を含み、
   前記第１係合装置は、前記第１入力軸および前記第２入力軸を前記第１サンギヤに連結する状態と、前記第２入力軸を前記第２サンギヤに連結する状態との間で切り替わり、
   前記第２係合装置は、前記リングギヤを固定部材に固定した状態と、前記リングギヤを前記固定部材から解放した状態との間で切り替わり、
   前記第３係合装置は、前記第１入力軸および前記リングギヤを前記第１出力軸に連結した状態と、前記キャリアを前記第１出力軸に連結した状態との間で切り替わる
   ことを特徴とする請求項１に記載の動力伝達装置。
3. 前記遊星歯車装置の差動を制限した状態で前記第１駆動輪および前記第２駆動輪を駆動する非減速駆動状態に切り替わることが可能であり、
   前記第２係合装置は、前記リングギヤと前記キャリアとを連結した状態に切り替わることが可能であり、
   前記非減速駆動状態は、前記第１係合装置が前記第２入力軸を前記第２サンギヤに連結し、前記第２係合装置が前記リングギヤと前記キャリアとを連結し、前記第３係合装置が前記第１入力軸および前記リングギヤを前記第１出力軸に連結した駆動状態である
   ことを特徴とする請求項２に記載の動力伝達装置。
4. 前記第２動力源の動力で前記第２駆動輪のみを駆動する二輪駆動状態に切り替わることが可能であり、
   前記第３係合装置は、前記第１入力軸のみを前記第１出力軸に連結することが可能であり、
   前記二輪駆動状態は、前記第１係合装置が前記第２入力軸を前記第２サンギヤに連結し、前記第２係合装置が前記リングギヤと前記キャリアとを連結し、前記第３係合装置が前記第１入力軸のみを前記第１出力軸に連結した駆動状態である
   ことを特徴とする請求項３に記載の動力伝達装置。
5. 前記第２動力源の動力で前記第１駆動輪のみを駆動する二輪駆動状態に切り替わることが可能であり、
   前記第２出力軸は、前記第２係合装置によって前記キャリアに選択的に連結され、
   前記第２係合装置は、前記第２出力軸を前記キャリアから切り離した状態で前記リングギヤと前記キャリアとを連結した状態に切り替わることが可能であり、
   前記二輪駆動状態は、前記第１係合装置が前記第２入力軸を前記第２サンギヤに連結し、前記第２係合装置が前記第２出力軸を前記キャリアから切り離した状態で前記リングギヤと前記キャリアとを連結し、前記第３係合装置が前記第１入力軸および前記キャリアを前記第１出力軸に連結した駆動状態である
   ことを特徴とする請求項３に記載の動力伝達装置。

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