JP2023012113A - 四輪駆動車の動力分配装置 - Google Patents

Abstract

【課題】直進時と旋回時との両方で動力の分配比率を広い範囲で制御できる四輪駆動車の動力分配装置を提供する。【解決手段】動力分配装置（２０）は、第１駆動輪（２）及び第２駆動輪（３）と、動力源（１１）と、動力源から第１駆動輪へ動力を伝達する第１伝達機構（１４）と、第２駆動輪へ動力が伝達される第２伝達機構（１７）と、を備える車両（１）に搭載される。動力分配装置（２０）は、半係合状態に制御可能な第１クラッチ（ｃ２３）を介した第１分配機構（２０１）と、半係合状態に制御可能な第２クラッチ（ｃ２４）を介した第２分配機構（２０２）とを備える。そして、第１クラッチの入力軸から第１駆動輪までのギヤ比と第１クラッチの出力軸から第２駆動輪までのギヤ比との差である第１差分と、第２クラッチの入力軸から第１駆動輪までのギヤ比と第２クラッチの出力軸から第２駆動輪までのギヤ比との差である第２差分とが異なる。【選択図】図１Ａ

Description

本発明は、四輪駆動車の動力分配装置に関する。

特許文献１には、前輪駆動軸と後輪駆動軸との間で動力を伝達する推進軸を有する四輪駆動車が示されている。上記の推進軸の途中には、直結用クラッチと、増速用クラッチと、増速機構とが設けられている。そして、増速用クラッチ及び直結用クラッチの一方が締結に、他方が解放に制御され、締結されるクラッチを切り替えることで、前輪及び後輪の動力の分配比率が切り替わる。

特開平０１－１８２１２８号公報

特許文献１の四輪駆動車は、締結するクラッチを切り替えることで、動力の分配比率を２段階に切り替えることができる。

本発明は、直進時と旋回時との両方で動力の分配比率を広い範囲で制御できる四輪駆動車の動力分配装置を提供することを目的とする。

本発明の一態様の四輪駆動車の動力分配装置は、
前後に分かれて配置される第１駆動輪及び第２駆動輪と、動力源と、前記動力源から前記第１駆動輪へ動力を伝達する第１伝達機構と、前記第２駆動輪へ動力が伝達される第２伝達機構と、を備える車両に搭載される四輪駆動車の動力分配装置であって、
締結と解放との中間である半係合状態に制御可能な第１クラッチを含み、前記動力源から出力された動力の一部を前記第１クラッチを介して前記第２伝達機構へ分配可能な第１分配機構と、
前記半係合状態に制御可能な第２クラッチを含み、前記動力源から出力された動力の一部を前記第２クラッチを介して前記第２伝達機構へ分配可能な第２分配機構と、
を備え、
前記第１クラッチの入力軸から前記第１駆動輪までのギヤ比と前記第１クラッチの出力軸から前記第２駆動輪までのギヤ比との差である第１差分と、前記第２クラッチの入力軸から前記第１駆動輪までのギヤ比と前記第２クラッチの出力軸から前記第２駆動輪までのギヤ比との差である第２差分とが異なる。

本発明によれば、第１クラッチと第２クラッチとの両方を半係合状態に制御することで、第１分配機構によって第１駆動輪と第２駆動輪とに分配される動力と、第２分配機構によって第１駆動輪と第２駆動輪とに分配される動力とを合成することができる。さらに、第１クラッチの係合度と第２クラッチの係合度を制御することで、第１分配機構の動力の分配比率、並びに、第２分配機構の動力の分配比率を連続的に調整できる。加えて、上記ギヤ比の設定により、第１分配機構、第２分配機構又はこれら両方において、第１駆動輪と第２駆動輪との間に内部循環トルクを発生させることができる。内部循環トルクは、負の動力として作用するため、内部循環トルクにより、動力の分配比率を５０：５０～１００：０よりも広い範囲（例えば０：１００～１００：０、あるいは、３０：７０～１００：０など）に広げる作用が得られる。一方、旋回時には、第１駆動輪の軌跡長と第２駆動輪の軌跡長に差が生じるため、旋回半径に応じて上記の内部循環トルクの大きさは変化する。しかし、上記ギヤ比の設定により、第１分配機構を介した内部循環トルクと、第２分配機構を介した内部循環トルクとの両方がゼロになることはない。さらに一方の内部循環トルクが過大になったときでも、他方の内部循環トルクを適度な大きさに抑えることができる。したがって、第１分配機構により分配される動力と第２分配機構により分配される動力とを合成することで、どのような旋回半径の旋回時においても、動力源から出力された動力と適宜な大きさの内部循環トルクによる動力とを合成することができる。したがって、上記の合成により、直進時並びに旋回時の両方で動力の分配比率を広い範囲で制御することができる。

本発明の実施形態１に係る動力分配装置を有する車両の駆動機構を示す図である。 実施形態１の変形例に係る動力分配装置を有する車両の駆動機構を示す図である。 実施形態１に係る車両の制御系の構成を示す図である。 第１クラッチの係合度と前輪に分配される動力との関係を示すグラフである。 第２クラッチの係合度と前輪に分配される動力との関係を示すグラフである。 実施形態１の動力分配装置の制御例を示すタイムチャートである。 図４の直進期間Ｔ１における動力の分配例を説明する図である。 図４の旋回開始期間Ｔ２における動力の分配例を説明する図である。 コントローラが実行する制御処理の一例を示すフローチャートである。 本発明の実施形態２に係る動力分配装置を有する車両の駆動系の構成を示す図である。 実施形態２の動力分配装置を横置きの動力源の車両に搭載した一例を示す図である。

以下、本発明の各実施形態について図面を参照して詳細に説明する。本明細書において、ＡからＢまでのギヤ比と記したとき、当該ギヤ比は“Ａの回転速度／Ｂの回転速度”を意味するものとする。すなわち、ＡからＢへ回転運動が伝達される場合、上記のギヤ比は減速比に相当する。また、前輪２までのギヤ比と記したとき、当該ギヤ比は、左右の前輪２が同一速度で回転する直進走行時におけるギヤ比を意味するものとする。同様に、後輪３までのギヤ比と記したとき、左右の後輪３が同一速度で回転する直進走行時におけるギヤ比を意味するものとする。また、実施形態の説明において、ギヤが軸に嵌合すると記したとき、当該軸と当該ギヤとは一体的に回転することを意味するものとする。

（実施形態１）
図１Ａは、本発明の実施形態１に係る動力分配装置を有する車両の駆動機構を示す図である。図１の車両１は、四輪駆動車であり、第１駆動輪として機能する左右２つの前輪２と第２駆動輪として機能する左右２つの後輪３とを備える。４つの車輪を有する車両１において四輪駆動車は全輪駆動車と呼んでもよい。６つ以上の車輪を有する場合、四輪駆動車は、前後左右に分かれて配置された４つの車輪のみが駆動輪である車両であってもよいし、６つ以上の車輪が駆動輪である車両であってもよい。

車両１は、図１に示すように、動力源１１と、動力源１１の出力を受けてトルクを増幅するトルクコンバータ１２と、トルクコンバータ１２の出力を変速するトランスミッション１３とを備える。動力源１１は、エンジン（内燃機関）であるが、電動モータであってもよい。トランスミッション１３は、特に限定されないが、前進後退切替機構１３ａと、ＣＶＴ（Continuously Variable Transmission）１３ｂとを含む。トランスミッション１３は、ギヤｇ１３を介して前輪伝達軸１４２へ動力を伝達する。

車両１は、さらに、前輪２に動力を伝達する第１伝達機構１４と、後輪３に動力を伝達する第２伝達機構１７と、第１伝達機構１４と第２伝達機構１７との間で動力を分配する動力分配装置２０とを備える。

第１伝達機構１４は、トランスミッション１３から動力を受ける入力ギヤｇ１４１と、車両１の前後方向に延在する前輪伝達軸１４２と、前輪伝達軸１４２の回転を左右の前輪２、２に分配するデファレンシャルギヤ１４３とを含む。入力ギヤｇ１４１は、前輪伝達軸１４２に嵌合される。

第２伝達機構１７は、車両１の前後方向に延在する後輪伝達軸１７１と、後輪伝達軸１７１の回転を左右の後輪３、３に分配するデファレンシャルギヤ１７２とを含む。

動力分配装置２０は、第１分配機構２０１と、第２分配機構２０２とを含み、当該２つの分配機構を介して２つの経路で前輪伝達軸１４２から後輪伝達軸１７１へ動力を分配できる。第１分配機構２０１は、当該第１分配機構２０１の入力軸に嵌合された第１従動ギヤｇ２１と、当該入力軸と後輪伝達軸１７１との間に介在する第１クラッチｃ２３とを含む。第２分配機構２０２は、当該第２分配機構２０２の入力軸に嵌合された第２従動ギヤｇ２２と、当該入力軸と後輪伝達軸１７１との間に介在する第２クラッチｃ２４とを含む。前輪伝達軸１４２には駆動ギヤｇ１５が嵌合され、当該駆動ギヤｇ１５が第１従動ギヤｇ２１及び第２従動ギヤｇ２２と噛合する。動力分配装置２０は駆動ギヤｇ１５を介して前輪伝達軸１４２から動力を導入する。

上記の構成要素のうち、駆動ギヤｇ１５と第１従動ギヤｇ２１との組合せが、本発明の第１歯車機構の一例に相当する。駆動ギヤｇ１５と第２従動ギヤｇ２２との組合せが、本発明の第２歯車機構の一例に相当する。

第１クラッチｃ２３は、入力軸ｉ２３、出力軸ｏ２３、ドリブンクラッチ板、ドライブクラッチ板、クラッチハウジング及びクラッチハブを有する。第２クラッチｃ２４は、入力軸ｉ２４、出力軸ｏ２４、ドリブンクラッチ板、ドライブクラッチ板、クラッチハウジング及びクラッチハブを有する。第１クラッチｃ２３は、例えば油圧制御式の多板クラッチであり、油圧制御によって締結と解放との中間である半係合状態を実現する。ここで、締結とは、入力軸ｉ２３から出力軸ｏ２３へのトルクの伝達がほぼ１００％になる状態を意味し、解放とは、入力軸ｉ２３から出力軸ｏ２３へのトルクの伝達がほぼゼロになる状態を意味する。第１クラッチｃ２３は、供給される作動油の圧力が変わることで、所定の範囲（例えば０％～１００％）でトルクの伝達率を連続的に変化させることができる。第２クラッチｃ２４は、第１クラッチｃ２３と同様に構成される。なお、第１クラッチｃ２３及び第２クラッチｃ２４は、電動アクチュエータの動力でトルクの伝達率が連続的に制御される構成であってもよい。

第１クラッチｃ２３と第２クラッチｃ２４とは、軸方向（回転軸に沿った方向）に隣接して配置されてもよい。さらには、第１クラッチｃ２３のドリブンクラッチ板及びドライブクラッチ板と、第２クラッチｃ２４のドリブンクラッチ板及びドライブクラッチ板とは、それぞれ同一サイズであってもよい。また、第１クラッチｃ２３のクラッチハウジングと、第２クラッチｃ２４Ａのクラッチハウジングとは一体化されていてもよい。クラッチハウジングは、第１クラッチｃ２３のドリブンクラッチ板と係合されてこれらと一体的に回転し、かつ、第２クラッチｃ２４のドリブンクラッチ板に係合されてこれらと一体的に回転する。当該クラッチハウジングは出力軸ｏ２３、ｏ２４及び後輪伝達軸１７１に連結され、後輪伝達軸１７１に動力を伝達する。

第１従動ギヤｇ２１の歯数と、第２従動ギヤｇ２２の歯数とは異なる。より具体的には、第１従動ギヤｇ２１の歯数は駆動ギヤｇ１５の歯数と一致し、第２従動ギヤｇ２２の歯数は駆動ギヤｇ１５の歯数よりも多い。

第１クラッチｃ２３の入力軸ｉ２３と前輪２との間の動力伝達経路には、歯車機構（第１従動ギヤｇ２１と駆動ギヤｇ１５）とデファレンシャルギヤ１４３とが介在する。したがって、当該歯車機構のギヤ比とデファレンシャルギヤ１４３のギヤ比とによって、入力軸ｉ２３から前輪２までの総合のギヤ比（＝入力軸ｉ２３の回転速度／前輪２の回転速度）が決まる。当該ギヤ比を「第１クラッチｃ２３の前側のギヤ比」と呼ぶ。

第１クラッチｃ２３の出力軸ｏ２３と後輪３との間の動力伝達経路には、デファレンシャルギヤ１７２が介在する。したがって、デファレンシャルギヤ１７２のギヤ比によって出力軸ｏ２３から後輪３までの総合のギヤ比（＝出力軸ｏ２３の回転速度／後輪３の回転速度）が決まる。当該ギヤ比を「第１クラッチｃ２３の後側のギヤ比」と呼ぶ。

第２クラッチｃ２４の入力軸ｉ２４と前輪２との間の動力伝達経路には、歯車機構（第２従動ギヤｇ２２と駆動ギヤｇ１５）とデファレンシャルギヤ１４３とが介在する。したがって、当該歯車機構のギヤ比とデファレンシャルギヤ１４３のギヤ比とによって入力軸ｉ２４から前輪２までの総合のギヤ比（＝入力軸ｉ２４の回転速度／前輪２の回転速度）が決まる。当該ギヤ比を「第２クラッチｃ２４の前側のギヤ比」と呼ぶ。

第２クラッチｃ２４の出力軸ｏ２４と後輪３との間の動力伝達経路には、デファレンシャルギヤ１７２が介在する。したがって、デファレンシャルギヤ１７２のギヤ比によって出力軸ｏ２４から後輪３までの総合のギヤ比（＝出力軸ｏ２４の回転速度／後輪３の回転速度）が決まる。当該ギヤ比を「第２クラッチｃ２４の後側のギヤ比」と呼ぶ。

なお、第１クラッチｃ２３又は第２クラッチｃ２４から前輪２までの動力伝達経路、あるいは、第１クラッチｃ２３又は第２クラッチｃ２４から後輪３までの動力伝達経路には、その他のギヤ比を有する構成が介在してもよい。その場合には、当該ギヤ比を含めた複数の構成のギヤ比から上記の総合のギヤ比が決まる。

第１クラッチｃ２３の前側のギヤ比と後側のギヤ比との差である第１差分は、第２クラッチｃ２４の前側のギヤ比と後側のギヤ比との差である第２差分と異なる。

より具体的には、第２クラッチｃ２４の前側のギヤ比は、第２クラッチｃ２４の後側のギヤ比よりも大きい。当該ギヤ比の差分は、前側のギヤ比に対して後側のギヤ比が０．５％～３％大きい程度であってよい。当該ギヤ比の差分により、前輪２及び後輪３が同一速度で回転する直進走行時、第２クラッチｃ２４の入力軸ｉ２４は、第２クラッチｃ２４の出力軸ｏ２４よりも高速に回転する。したがって、第２クラッチｃ２４が半係合状態となることで入力軸ｉ２４から出力軸ｏ２４へ駆動力が伝達され、出力軸ｏ２４から入力軸ｉ２４へ制動力（内部循環トルク）が伝達される。

第１クラッチｃ２３の前側のギヤ比は、第１クラッチｃ２３の後側のギヤ比と等しい。ここで、等しいとは、厳密な一致に限られず、第２クラッチｃ２４に係る上記ギヤ比の差分（０．５％～３％）と比較して無視できる程度の誤差を含んだ一致を含むものとする。

図１Ｂは、実施形態１に係る動力分配装置の一変形例を示す図である。動力分配装置２０は、図１Ｂに示すように、前輪伝達軸１４２から動力を伝達する駆動ギヤとして、歯数が異なる２つの駆動ギヤｇ１５ａ、ｇ１５ｂを有してもよい。当該変形例においては、一方の駆動ギヤｇ１５ａが第１従動ギヤｇ２１と噛合し、もう一方の駆動ギヤｇ１５ｂが第２従動ギヤｇ２２と噛合する。このような構成によれば、ギヤの個数が増加する。しかし、各ギヤ（ｇ１５ａ、ｇ１５ｂ、ｇ２１、ｇ２２）で歯数を選択できることから、第１従動ギヤｇ２１を介した伝達経路、並びに、第２従動ギヤｇ２２を介した伝達経路において、それぞれ目的の変速比を容易に実現できるという効果が得られる。

上記の構成要素のうち、駆動ギヤｇ１５ａと第１従動ギヤｇ２１との組合せが、本発明の第１歯車機構の一例に相当する。駆動ギヤｇ１５ｂと第２従動ギヤｇ２２との組合せが、本発明の第２歯車機構の一例に相当する。

図２は、実施形態１に係る車両の制御系の構成を示す図である。車両１は、さらに、動力源１１を駆動するための補機３１と、運転者が操作する運転操作部３２と、運転操作部３２の操作に応じて補機３１を制御する走行制御部３３と、走行状況を検出するためのセンサ群３４を備える。また、実施形態１の動力分配装置２０は、第１クラッチｃ２３及び第２クラッチｃ２４の係合度をそれぞれ変化させる油圧シリンダ３７ａ、３７ｂと、制御弁３６ａ、３６ｂを介して油圧シリンダ３７ａ、３７ｂを制御するコントローラ３５とを備える。油圧シリンダ３７ａ、３７ｂは電動アクチュエータに代替されてもよい。

運転操作部３２は、車両１を加速するためのアクセル操作部３２ａと、車両１を減速するためのブレーキ操作部３２ｂと、車両１の進行方向を制御するための操舵部３２ｃとを含む。アクセル操作部３２ａの操作量を示す信号は、走行制御部３３とコントローラ３５に送られる。ブレーキ操作部３２ｂと操舵部３２ｃの操作量を示す信号はコントローラ３５に送られる。

走行状況を検出するためのセンサ群３４には、車速センサ３４ａ、車両１のヨー角の変化を測定するヨーレートセンサ３４ｂ、並びに、車両１がカーブに進入することを検出する走行路センサ３４ｃなどが含まれる。走行路センサ３４ｃは、例えばナビケーションシステムと連動し、設定された走行予定経路と車両１の現在位置とに基づいて車両１がカーブに進入することを推測するように構成されてもよい。センサ群３４の各検出結果はコントローラ３５に送られる。

走行制御部３３は、ＥＣＵ（Electronic Control Unit）である。走行制御部３３は、１つのＥＣＵから構成されてもよいし、互いに通信を行って連携して動作する複数のＥＣＵから構成されてもよい。

走行制御部３３は、アクセル操作部３２ａの操作に応じた要求トルクを計算し、当該要求トルクに所定の制約を付加した目標トルクを計算する。要求トルクとは、運転操作に基づき出力するよう要求されたトルクを意味し、目標トルクとは、動力源１１から実際に出力されるように制御されるトルクを意味する。要求トルクに付加される制約には、例えばトルクの急激な変化を避けるためにトルク変化率を上限値以下に制限するなどの制約が含まれる。目標トルクを計算したら、走行制御部３３は、目標トルクが動力源１１から出力されるように補機３１を動作させる。

走行制御部３３及びコントローラ３５は、コントローラ３５から走行制御部３３へトルクの増加指令を伝送する機能を有する。走行制御部３３は、トルクの増加指令を受けた場合に、要求トルクに基づき算出された目標トルクに、トルクの増加分を加算することで、目標トルクを更新する。

コントローラ３５は、ＥＣＵである。コントローラ３５は、１つのＥＣＵから構成されてもよいし、互いに通信を行って連携して動作する複数のＥＣＵから構成されてもよく、一部又は全部が走行制御部３３と共通のＥＣＵから構成されてもよい。

コントローラ３５は、運転操作部３２からの信号、並びに、センサ群３４からの信号に基づいて、動力分配装置２０の第１クラッチｃ２３と第２クラッチｃ２４との係合度を制御する。当該制御によって、車両１の走行状況に応じた、前輪２と後輪３への動力の分配比率の制御が実現する。

＜動力分配装置２０の作用＞
図３Ａは、第１クラッチｃ２３の係合度と前輪２に分配される動力との関係を示すグラフである。当該グラフは、車両１の舵角がゼロ（直進）、第２クラッチｃ２４が解放、かつ、動力源１１から一定の動力が出力されているときの上記関係を表わしている。

第１クラッチｃ２３及び第２クラッチｃ２４の両方が解放された状態では、前輪伝達軸１４２の動力は後輪伝達軸１７１に全く分配されないため、前輪２へ出力される動力は大きくなる。図３Ａのグラフ線の点ｐ０の状態に相当する。

一方、第１クラッチｃ２３が締結され、第２クラッチｃ２４が解放された状態では、第１クラッチｃ２３を介して前輪伝達軸１４２の動力が後輪伝達軸１７１に伝達される。前述した第１クラッチｃ２３の前側及び後側のギヤ比の設定により、第１クラッチｃ２３の入力軸ｉ２３と出力軸ｏ２３との回転速度比は１：１であるので、ほぼ半分の動力が後輪伝達軸１７１に伝達され、前輪２へ出力される動力は半分程度低下する。図３Ａのグラフ線の点ｐ１の状態に相当する。

さらに、第２クラッチｃ２４が解放され、かつ、第１クラッチｃ２３の係合度が０％から１００％にかけて変化すると、図３Ａに示されるように、前輪２へ出力される動力は点ｐ０の値から点ｐ１の値にかけて連続的に減少する。

後輪３へは、動力源１１の出力から前輪２に分配された動力と損失分とを減じた動力が出力される。したがって、舵角がゼロで、第２クラッチｃ２４が解放されているとき、第１クラッチｃ２３の係合度を変化させることで、前輪２と後輪３への動力の分配比率を１００：０～５０：５０程度に変化させることができる。

図３Ｂは、第２クラッチｃ２４の係合度と前輪２に分配される動力との関係を示すグラフである。当該グラフは、車両１の舵角がゼロ（直進）、第１クラッチｃ２３が解放、かつ、動力源１１から一定の動力が出力されているときの上記関係を表わしている。

第１クラッチｃ２３及び第２クラッチｃ２４の両方が解放された状態では、前輪伝達軸１４２の動力は後輪伝達軸１７１に全く分配されないため、前輪２へ出力される動力は大きくなる。図３Ｂのグラフ線の点ｐ１０の状態に相当する。

前輪２及び後輪３が共にグリップ走行している状態では、前述した第２クラッチｃ２４の前側及び後側のギヤ比の設定により、第２クラッチｃ２４の入力軸ｉ２４の回転速度が出力軸ｏ２４の回転速度よりも僅かに高くなる。したがって、第１クラッチｃ２３が解放され、第２クラッチｃ２４が締結に近い半係合状態になると、第２クラッチｃ２４の入力軸ｉ２４から出力軸ｏ２４へ、すなわち、第２クラッチｃ２４を介して前輪伝達軸１４２から後輪伝達軸１７１へ動力が伝達される。よって、後輪３に駆動する方向のトラクションが加わる。さらに、前輪２と後輪３との間で内部循環トルクが生じ、前輪２に制動する方向のトラクションが加わる。したがって、前輪２に出力される動力は、動力源１１から伝達される動力と、内部循環トルクによる制動力との合計値となる。図３Ｂのグラフ線の点ｐ１１の状態に相当する。

さらに、第１クラッチｃ２３が解放された状態で、第２クラッチｃ２４の係合度が０％から１００％近くまで変化すると、図３Ｂに示すように、前輪２へ出力される動力は、点ｐ１０の値から点ｐ１１の値にかけて減少する。途中の係合度において、前輪２へ出力される動力はほぼゼロとなる。図３Ｂのグラフ線の点ｐ１２の状態に相当する。

後輪３へは、動力源１１の出力から前輪２に分配された動力と損失分とを減じた動力が出力される。したがって、舵角がゼロで、第２クラッチｃ２４の係合度を点ｐ１０の０％から、点ｐ１２の係合度まで変化させることで、動力の分配比率は、前：後＝１００：０～０：１００の範囲で変化する。ただし、第２クラッチｃ２４の係合度が高くなると、内部循環トルクが大きくなることで損失分が増すため、動力源１１の出力が一定であれば、前輪２と後輪３へ出力される動力は小さくなる。

図３Ａ及び図３Ｂに示した動力分配装置２０の特性は、車両１の舵角がゼロ（直進走行）のときのものを示しており、車両１が旋回する際には、旋回半径に応じて、前輪２と後輪３との間で生じる内部循環トルクに変化が生じる。前輪２の軌跡長と後輪３の軌跡長とに差異が生じるからである。したがって、旋回時には、第１クラッチｃ２３及び第２クラッチｃ２４の係合度を固定していても、旋回半径に応じて、前輪２と後輪３への動力の分配比率に変化が生じる。

＜第１分配機構２０１及び第２分配機構２０２の合成作用＞
第１クラッチｃ２３及び第２クラッチｃ２４の両方が締結された場合には、第１従動ギヤｇ２１及び第２従動ギヤｇ２２は動かない。

一方、第１クラッチｃ２３及び第２クラッチｃ２４の一方又は両方が半係合状態のとき、図３Ａを参照して説明した動力と、図３Ｂを参照して説明した動力とが合成されて、前輪２と後輪３に出力される。当該合成により、動力源１１の動力と内部循環トルクによる動力とが合成されることで、前輪２と後輪３への動力の分配比率を、前：後≒１００：０から前：後≒０：１００のように広い範囲で制御することが可能となる。内部循環トルクによる動力は負に作用するためである。

さらに、車両１の旋回時、どのような旋回半径においても、第１分配機構２０１と第２分配機構２０２との少なくとも一方では、前輪２と後輪３との間に生じる内部循環トルクがゼロにならない。あるいは、第１分配機構２０１及び第２分配機構２０２のうちの一方で内部循環トルクが大きくなり過ぎた場合でも、もう一方では内部循環トルクが適度な大きさに抑えられることがある。したがって、いずれの旋回半径の旋回時においても、第１分配機構２０１により分配される動力と、第２分配機構２０２により分配される動力とを合成することで、当該動力に、適度な大きさの内部循環トルクによる負の動力を含めることができる。よって、前輪２と後輪３への動力の分配比率を、前：後≒１００：０から前：後≒０：１００のように広い範囲で制御することが可能となる。

上記した内部循環トルクとは、前輪２と後輪３との間の動力伝達経路において前輪２から後輪３又はその逆に伝達されるトルクであり、第１クラッチｃ２３又は第２クラッチｃ２４の滑り並びに上記動力伝達経路中の各機構の捩り等によって吸収されるトルクを意味する。

なお、動力分配装置２０により制御可能な動力の分配比率は、前：後＝１００：０～３０：７０、あるいは、１００：０～２０：８０のように、前輪２に分配される動力がゼロにならなくてもよい。

＜動力分配装置２０の制御例＞
図４は、実施形態１の動力分配装置の制御例を示すタイムチャートである。図５Ａは、図４の直進期間Ｔ１における動力の分配例を説明する図である。図５Ｂは、図４の旋回開始期間Ｔ２における動力の分配例を説明する図である。図５Ａ及び図５Ｂにおいて、合成動力を車両１の横に示す。

図４は、車両１が直進、旋回、直進へと順次移行する走行例を表わす。図４のラインＡは、実施形態の制御が行われた場合の後輪３への動力の分配比率を表わす。図４のラインＢは、第１クラッチｃ２３が締結されている場合の後輪３への動力の分配比率を表わす。図４のラインＣは、第２クラッチｃ２４が締結されている場合の後輪３への動力の分配比率を表わす。

ラインＢ、Ｃに示すように、前輪２と後輪３のギヤ比の関係が固定されている場合、旋回時には直進時と比べて後輪３への動力の分配比率が上がる。さらに、旋回時には旋回半径が小さくなるほど後輪３への動力の分配比率が上がる。旋回半径が小さくなるほど、前輪２の軌跡が、後輪３の軌跡よりも長くなるためである。

直進期間Ｔ１において、コントローラ３５は、第２クラッチｃ２４を解放し、第１クラッチｃ２３を締結又は半係合状態に制御する。当該制御によって、ラインＡに示すように、動力分配は前：後＝５０：５０～７０：３０となり、直進安定性が得られる。すなわち、外乱により車両１にヨーモーメントが加わっても、直進走行を復元するようにアンチヨーモーメントが働く。図５Ａは、第２クラッチｃ２４が解放、第１クラッチｃ２３が８０％の係合状態で、動力分配が前：後＝６０：４０の状態を表わしている。

旋回の開始期間Ｔ２において、コントローラ３５は、第１クラッチｃ２３を解放し、第２クラッチｃ２４の係合度を高くする。当該制御によって、ラインＡに示すように、後輪３への動力の分配比率が上がる。さらに、このとき、図５Ｂに示すように、前輪２と後輪３との間に内部循環トルクが生じ、動力源１１から前輪２へ伝達される動力Ｆ１に内部循環トルクに起因した制動力Ｆ２が加わって、前輪２へ分配される合成動力Ｆ３が小さくなる。そして、前輪２へ分配される合成動力Ｆ３が小さくなることで、前輪２のグリップ力のうち推進方向において使用されるグリップ力の割合が低減される分、横方向において使用できるグリップ力の割合が増す。すなわち、前輪２の横力限界（横滑りを抑止する限界の横力）が大きくなる。したがって、車両１の旋回性が向上する。さらに、前輪２の合成動力Ｆ３が小さくなっても、後輪３へ高い比率で動力が分配されることで、後輪３から車両１の推進力を得ることができる。このような作用によって車両１は運転者が意図した旋回走行へ安定的に移行する。

旋回の中盤期間Ｔ３において、コントローラ３５は、第１クラッチｃ２３を半係合状態とし、第２クラッチｃ２４を半係合状態とする。さらに、コントローラ３５は、旋回半径が小さくなるのに合わせて、第１クラッチｃ２３を解放から締結へ徐々に変化させ、第２クラッチｃ２４を締結から解放へ徐々に変化させる。当該制御によって、ラインＡに示すように、旋回半径が小さくなることで、前輪２及び後輪３への動力分配比率が大きく変わってしまうことが抑制され、前輪２及び後輪３への動力の分配比率が適宜な値に維持される。したがって、図５Ｂに示したように、前輪２の合成動力Ｆ３は適宜に小さく、前輪２の横力限界が大きい状態で、車両１の旋回を維持できる。また、後輪３に大きな割合で動力分配がなされることで、車両１の推進力は低下せず、運転者が意図した安定した車両１の旋回を実現できる。

その後の定常円旋回期間Ｔ４、旋回の終盤期間Ｔ５、並びに、旋回完了後の直進期間Ｔ６にかけて、コントローラ３５は、第１クラッチｃ２３を高い係合度に維持し、第２クラッチｃ２４を解放する。当該制御、並びに、旋回半径の変化によって、旋回の終盤にかけて、前輪２及び後輪３への動力分配比率が直進時の比率に徐々に戻される。そして、直進時の分配比率への復帰により、旋回時に車両１に加わったヨーモーメントが徐々に小さくなり、直進期間Ｔ６において安定した直進走行に戻る。

上述の中盤期間Ｔ３など、第１クラッチｃ２３と第２クラッチｃ２４の両方を半係合状態に制御する際、前輪２と後輪３との間の内部循環トルクとは別に、第１クラッチｃ２３と第２クラッチｃ２４との間にも内部循環トルクが発生する。そして、クラッチ滑りによる損失が発生する。コントローラ３５は、前輪２及び後輪３の回転速度、並びに、第１クラッチｃ２３及び第２クラッチｃ２４の係合度から、上記の内部循環トルクに起因する損失エネルギーを計算する。そして、コントローラ３５は、走行制御部３３に、トルクの増加指令を出力する。増加指令には、上記の計算された損失エネルギーに基づきトルクの増加量を示すデータが付加される。

トルクの増加指令が送られると、走行制御部３３は、運転操作に応じた目標トルクに上記の損失分のトルクを加算して目標トルクを更新する。そして、当該目標トルクの更新により、動力源１１の出力トルクが増加する。このような制御によって、第１クラッチｃ２３と第２クラッチｃ２４との両方が半係合状態になることによるトルクの損失分が補填され、車両１の実際の推進力が運転者の運転操作に応じた推進力から大きく逸脱してしまうことが抑制される。上述した第１クラッチｃ２３と第２クラッチｃ２４との間に生じる内部循環トルクとは、第１クラッチｃ２３と第２クラッチｃ２４との間で伝達されるトルクであり、第１クラッチｃ２３又は第２クラッチｃ２４の滑り並びに第１クラッチｃ２３と第２クラッチｃ２４の間の機構の捩り等によって吸収されるトルクを意味する。

なお、旋回の開始期間Ｔ２において、タイヤの横滑りが生じえる状況である場合、コントローラ３５は、車速センサ３４ａ及びヨーレートセンサ３４ｂの出力に基づき前輪２及び後輪３のスリップ率を推定してもよい。そして、コントローラ３５は、旋回半径、車速、推測されたスリップ率に応じた前輪２と後輪３の動力の分配比率を計算し、旋回半径に応じた分配比率が実現される第１クラッチｃ２３の係合度と第２クラッチｃ２４との係合度とを計算してもよい。この場合、典型的には、第１クラッチｃ２３の係合度、並びに、第２クラッチｃ２４の係合度の両方とも、半係合状態の係合度が計算結果として得られる。そして、コントローラ３５が、計算により得られた各係合度の値に第１クラッチｃ２３及び第２クラッチｃ２４の係合度を合わせることで、上記の状況に対応した前輪２及び後輪３への動力の分配が実現される。このような制御により、運転者が意図した車両１の旋回が実現する。

さらに、滑りやすい低μ路を走行する場合、コントローラ３５は、操舵部３２ｃの操作信号に表れた操舵角の時間変化に基づき、前輪２及び後輪３への動力分配比を変えることで、前輪２及び後輪３の回転速度比のフィードフォワード制御を行ってもよい。加えて、コントローラ３５は、車速センサ３４ａにより検出された前輪２及び後輪３の回転速度比に基づき、前輪２及び後輪３への動力分配のフィードバック制御を行ってもよい。低μ路における上記のフィードバック・フィードフォワード制御においては、様々に操舵角が変わる状況において前輪２及び後輪３への動力分配比を滑らかに変化させることが要求される。低μ路における動力分配比の急激な変化は安定的な走行を阻害するからである。コントローラ３５は、第１クラッチｃ２３の係合度と第２クラッチｃ２４の係合度の制御により、様々に操舵角が変わる状況においても滑らかに前輪２及び後輪３への動力分配比を変化させることができ、低μ路での安定的な車両１の走行に寄与できる。

また、低μ路においては前輪２及び後輪３が滑ることで車両１の挙動が制御困難に陥る場合がある。このような場合、第１クラッチｃ２３又は第２クラッチｃ２４のいずれか一方しかない構成では、操舵角、並びに、前輪２及び後輪３のスリップ率によっては、前輪２及び後輪３の動力分配比を所望の値に制御できないことがある。このような場合、路面の抵抗等によって前輪２及び後輪３の滑りが解消されるまで何らの制御を行わずに待機を強いられることになる。一方、本実施形態のコントローラ３５は、第１クラッチｃ２３及び第２クラッチｃ２４の制御により、操舵角、並びに、前輪２及び後輪３のスリップ率が様々に異なる多くの状況において、前輪２及び後輪３の動力分配比を所望の値に制御することができる。したがって、車両１の挙動が制御できなくなってしまうことを低減できる。

＜コントローラ３５の制御処理＞
図６は、コントローラ３５が実行する制御処理を示すフローチャートである。図６の制御処理は、車両１の走行中、コントローラ３５により実行される。

制御処理が開始されると、コントローラ３５は、予め定められた制御サイクルの開始タイミングになったか判別し（ステップＳ１）、開始タイミングになったら処理を進める。制御サイクルは短い時間に設定される。

処理が進むと、コントローラ３５は、走行路センサ３４ｃの検出結果、並びに、操舵部３２ｃの信号を取得し（ステップＳ２）、車両１の走行状態を推定する（ステップＳ３）。

続いて、コントローラ３５は、走行状態が旋回開始か否かを判別し（ステップＳ４）、否であれば走行状態が旋回中盤であるか否かを判別し（ステップＳ６）、否であれば走行状態が旋回終盤であるか否かを判別する（ステップＳ１３）。そして、いずれもＮＯであれば、コントローラ３５は、処理をステップＳ１に戻し、次の制御サイクルの開始を待つ。ステップＳ４、Ｓ６、Ｓ１３で判別される旋回の対象は、一定以上の遠心力が車両１に作用する旋回など、所定の大きさ以上の旋回に限られ、小さな旋回は除外されてもよい。

判別の結果、旋回開始であれば、コントローラ３５は、第１クラッチｃ２３を解放、第２クラッチｃ２４を締結に制御し（ステップＳ５）、その後、処理をステップＳ１に戻す。

また、旋回中盤であれば、コントローラ３５は、まず、センサ群３４の出力に基づき左右の前輪２及び左右の後輪３の各々のスリップ率を計算する（ステップＳ７）。次に、コントローラ３５は、旋回半径、車速、ヨーモーメント及びスリップ率から、当該走行状態に適した前輪２と後輪３の動力の分配比率を計算する（ステップＳ８）。そして、コントローラ３５は、ステップＳ８の分配比率を実現する第１クラッチｃ２３及び第２クラッチｃ２４の係合度を計算する（ステップＳ９）。さらに、コントローラ３５は、当該係合度のときに第１クラッチｃ２３と第２クラッチｃ２４との間に生じる内部循環トルクに起因する損失を計算し（ステップＳ１０）、当該損失を補填するためのトルク増加指令を走行制御部３３に出力する（ステップＳ１１）。そして、コントローラ３５は、ステップＳ９で計算した係合度が実現するように、第１クラッチｃ２３及び第２クラッチｃ２４を制御する（ステップＳ１２）。その後、処理をステップＳ１に戻す。

コントローラ３５の記憶部には、ステップＳ８、Ｓ９、Ｓ１０の各計算における引数と結果との関係を示すマップデータが予め格納されていてもよい。そして、コントローラ３５は、当該マップデータを用いてステップＳ８、Ｓ９、Ｓ１０の各計算を実行してもよい。マップデータは、車両１の走行シミュレーション又は走行試験により作成することができる。

ステップＳ４、Ｓ６、Ｓ１３の判別の結果、旋回終盤であれば、コントローラ３５は、第１クラッチｃ２３を締結、第２クラッチｃ２４を解放に制御し（ステップＳ１４）、その後、処理をステップＳ１に戻す。

以上の制御処理により、動力分配装置２０の第１クラッチｃ２３と第２クラッチｃ２４との係合状態が切り替わり、車両１の走行状態に応じた前輪２及び後輪３への動力の分配が実現される。

なお、上記の制御処理では、旋回中盤でコントローラ３５がステップＳ７～Ｓ１２の制御を行う例を示したが、様々な走行状況のときに、コントローラ３５がステップＳ７～Ｓ１２の制御を行うようにしてもよい。

上述した制御処理のプログラムはコントローラ３５内のＲＯＭなど、非一過性の記憶媒体（non transitory computer readable medium）に記憶されている。コントローラ３５は、可搬型の非一過性の記録媒体に記憶されたプログラムを読み込み、当該プログラムを実行するように構成されてもよい。上記の可搬型の非一過性の記憶媒体は、上述した制御処理のプログラムを記憶していてもよい。

（実施形態２）
図７は、本発明の実施形態２に係る動力分配装置を有する車両の駆動系の構成を示す図である。実施形態２に係る動力分配装置２０Ａはギヤ構造及びクラッチ構造が、実施形態１と異なる。実施形態１と同様の構成については、同一符号を付して詳細な説明を省略する。

動力分配装置２０Ａは、入力軸２５ｉｎと出力軸２５ｏｕｔとを有する遊星歯車機構２５と、入力軸２５ｉｎに嵌合された従動ギヤｇ２１Ａとを備える。さらに、動力分配装置２０Ａは、当該入力軸２５ｉｎと後輪伝達軸１７１との間に介在する第１クラッチｃ２３Ａと、遊星歯車機構２５の出力軸２５ｏｕｔと後輪伝達軸１７１との間に介在する第２クラッチｃ２４Ａとを備える。第１クラッチｃ２３Ａは、入力軸ｉ２３及び出力軸ｏ２３を有する。第２クラッチｃ２４Ａは、入力軸ｉ２４及び出力軸ｏ２４を有する。前輪伝達軸１４２には駆動ギヤｇ１５が嵌合され、当該駆動ギヤｇ１５が従動ギヤｇ２１Ａと噛合する。動力分配装置２０Ａは、駆動ギヤｇ１５を介して前輪伝達軸１４２から動力を導入する。

上記の構成要素のうち、従動ギヤｇ２１Ａと第１クラッチｃ２３Ａとを組み合わせた構成が、本発明に係る第１動力分配機構の一例に相当する。従動ギヤｇ２１Ａと遊星歯車機構２５と第２クラッチｃ２４Ａとを組み合わせた構成が、本発明に係る第２動力分配機構の一例に相当する。

遊星歯車機構２５は、固定されるサンギヤ２５ｓと、サンギヤ２５ｓに噛合するピニオンギヤ２５ｐと、ピニオンギヤ２５ｐと噛合する２つのリングギヤ２５ｒａ、２５ｒｂと、入力軸２５ｉｎと、出力軸２５ｏｕｔとを備える。入力軸２５ｉｎは一方のリングギヤ２５ｒａに連結され、リングギヤ２５ｒａと一体的に回転する。出力軸２５ｏｕｔはもう一方のリングギヤ２５ｒｂに連結され、リングギヤ２５ｒｂと一体的に回転する。２つのリングギヤ２５ｒａ、２５ｒｂの歯数が異なることで、入力軸２５ｉｎを介して遊星歯車機構２５に入力された回転運動が変速されて出力軸２５ｏｕｔに出力される。

遊星歯車機構２５では、入力軸２５ｉｎと出力軸２５ｏｕｔとが同軸上に配置される。また、従動ギヤｇ２１Ａ、第１クラッチｃ２３Ａ及び第２クラッチｃ２４Ａは、遊星歯車機構２５の入力軸２５ｉｎ及び出力軸２５ｏｕｔと同軸上に配置される。第１クラッチｃ２３Ａのクラッチ板と、第２クラッチｃ２４Ａのクラッチ板とは、回転軸方向（回転軸に沿った方向）において同一の位置で、かつ、径方向（回転軸に垂直な方向）において内方と外方とにそれぞれ配置される。第１クラッチｃ２３Ａ及び第２クラッチｃ２４Ａのうち、第１クラッチｃ２３Ａの１つの部材ｈ２３（例えばハウジング）と、第２クラッチｃ２４Ａの１つの部材ｈ２４（例えばクラッチハブ）とは、一体化されていてもよい。部材ｈ２３は、第１クラッチｃ２３Ａのドリブンクラッチ板と係合されてこれらと一体的に回転する。部材ｈ２４は、第２クラッチｃ２４Ａのドリブンクラッチ板と係合されてこれらと一体的に回転する。

遊星歯車機構２５、ギヤ機構（駆動ギヤｇ１５、従動ギヤｇ２１Ａ）、並びに、デファレンシャルギヤ１４３、１７２の各ギヤ比は、次の条件１、２を満たすように設定されている。

条件１：第２クラッチｃ２４Ａの入力軸ｉ２４から前輪２までのギヤ比は、第２クラッチｃ２４Ａの出力軸ｏ２４から後輪３までのギヤ比よりも大きい。当該ギヤ比の差分は、前者のギヤ比に対して後者のギヤ比が０．５％～３％大きい程度であってよい。

条件２：第１クラッチｃ２３Ａの入力軸ｉ２３から前輪２までのギヤ比は、第１クラッチｃ２３Ａの出力軸ｏ２３から後輪３までのギヤ比と等しい。ここで、等しいとは、厳密な一致に限られず、条件１のギヤ比の差分（０．５％～３％）と比較して無視できる程度の誤差を含んだ一致を含むものとする。

コントローラ３５は、実施形態１と同様、第１クラッチｃ２３Ａ及び第２クラッチｃ２４Ａを共に半係合状態に制御可能である。さらに、コントローラ３５は、第１クラッチｃ２３Ａの半係合状態の係合度と、第２クラッチｃ２４Ａの半係合状態の係合度とを独立的に制御可能である。コントローラ３５は、実施形態１と同様に、走行状態に応じて動力分配装置２０Ａを制御する。

実施形態２の動力分配装置２０Ａによれば、動力を導入するための構成が１つの従動ギヤｇ２１Ａに統一されている。したがって、実施形態２の動力分配装置２０Ａは、横置きの動力源１１を有する車両１Ｂにも容易に適用できるという利点を有する。横置きとは、動力が出力される出力軸の軸線方向が車両１の前後方向とほぼ直交する配置を意味する。

図８は、実施形態２に係る動力分配装置を横置きの動力源の車両に搭載した一例を示す図である。図８に示すように、横置きの動力源１１に適用する場合、動力分配装置２０Ａに動力を導入する従動ギヤｇ２１Ａは、平行軸間で動力を伝達するギヤ（平歯車、はすば歯車等）から、交差軸間で動力を伝達するギヤ（ベベルギヤ等）に変更される。同様に、動力分配装置２０Ａに動力を出力する駆動ギヤｇ１５は、平行軸間で動力を伝達するギヤから、交差軸間で動力を伝達するギヤに変更される。横置きの動力源１１の場合、車両１の前後方向に延在する前輪伝達軸１４２は省略され、駆動ギヤｇ１５はトランスミッション１３の出力軸に嵌合されてもよい。さらに、駆動ギヤｇ１５とトランスミッション１３との間に変速比を調整するためのギヤ機構が介在してもよい。

図８の構成においても、前輪２と後輪３との間の動力伝達経路上に位置する複数のギヤ構成は、次の条件１、２を満たすようにギヤ比が設定されている。
条件１：第２クラッチｃ２４Ａの入力軸ｉ２４から前輪２までのギヤ比は、第２クラッチｃ２４Ａの出力軸ｏ２４から後輪３までのギヤ比よりも大きい。当該ギヤ比の差分は、前者のギヤ比に対して後者のギヤ比が０．５％～３％大きい程度であってよい。
条件２：第１クラッチｃ２３Ａの入力軸ｉ２３から前輪２までのギヤ比は、第１クラッチｃ２３Ａの出力軸ｏ２３から後輪３までのギヤ比と等しい。ここで、等しいとは、厳密な一致に限られず、条件１のギヤ比の差分（０．５％～３％）と比較して無視できる程度の誤差を含んだ一致を含むものとする。

以上のように、実施形態１の動力分配装置２０によれば、半係合状態に制御可能な第１クラッチｃ２３を介して、動力源１１から出力された動力の一部を後輪伝達軸１７１に分配可能な第１分配機構２０１を備える。さらに、動力分配装置２０は、半係合状態に制御可能な第２クラッチｃ２４を介して、動力源１１から出力された動力の一部を後輪伝達軸１７１に分配可能な第２分配機構２０２を備える。したがって、第１クラッチｃ２３と第２クラッチｃ２４との両方を半係合状態に制御できる。そして、当該制御により、第１分配機構２０１によって前輪２と後輪３とに分配される動力と、第２分配機構２０２によって前輪２と後輪３とに分配される動力とを合成することができる。さらに、第１クラッチｃ２３、ｃ２３Ａの係合度と第２クラッチｃ２４、ｃ２４Ａの係合度を制御することで、第１分配機構２０１の動力の分配比率、並びに、第２分配機構２０２の動力の分配比率を連続的に調整できる。

加えて、実施形態１の動力分配装置２０によれば、第１クラッチｃ２３の前側のギヤ比と後側のギヤ比の差分（第１差分）と、第２クラッチｃ２４の前側のギヤ比と後側のギヤ比との差分（第２差分）とが異なる。このようなギヤ比の設定により、第１分配機構２０１、第２分配機構２０２又はこれら両方において、前輪２と後輪３との間に内部循環トルクを発生させることができる。内部循環トルクは負の動力として作用するため、内部循環トルクにより、動力を５０：５０～１００：０よりも広い範囲の比率で分配することが可能となる。一方、旋回時には、前輪２の軌跡長と後輪３の軌跡長に差が生じるため、旋回半径に応じて上記の内部循環トルクの大きさは変化する。しかし、上記のギヤ比の設定により、第１分配機構２０１を介した内部循環トルクと、第２分配機構２０２を介した内部循環トルクとの両方がゼロになることはない。さらに一方の内部循環トルクが過大になったときでも、他方の内部循環トルクを適度な大きさに抑えることができる。したがって、第１分配機構２０１により分配される動力と第２分配機構２０２により分配される動力とを合成することで、どのような旋回半径の旋回時においても、動力源１１から出力された動力と適宜な大きさの内部循環トルクによる動力とを合成できる。したがって、上記の合成により、直進時並びに旋回時の両方で動力の分配比率を広い範囲で制御することができる。

さらに、実施形態１の動力分配装置２０によれば、車両１の走行状態に応じて、第１クラッチｃ２３及び第２クラッチｃ２４の両方を半係合状態に制御するコントローラ３５を備える。したがって、コントローラ３５の制御により、直進時並びに旋回時の両方で広い範囲で動力の分配比率を制御することが可能となり、走行状態に適した四輪駆動の制御を実現できる。

さらに、実施形態１の動力分配装置２０によれば、コントローラ３５は、第１クラッチｃ２３及び第２クラッチｃ２４の両方を前記半係合状態に制御する際、走行制御部３３にトルクの増加指令を出力する。当該トルクの増加指令により、第１クラッチｃ２３と第２クラッチｃ２４との間に発生する内部循環トルクによる損失が補填され、車両１の実際の推進力が運転者の運転操作に応じた推進力から大きく逸脱してしまうことが抑制される。

さらに、実施形態１の動力分配装置２０によれば、第１クラッチｃ２３の入力軸ｉ２３から前輪２までのギヤ比は、第１クラッチｃ２３の出力軸ｏ２３から後輪３までのギヤ比と等しい。一方、第２クラッチｃ２４の入力軸ｉ２４から前輪２までのギヤ比は、第２クラッチｃ２４の出力軸ｏ２４から後輪３までのギヤ比よりも大きい。このような設定により、直進走行時、並びに、旋回時にそれぞれ適した前輪２と後輪３への動力の分配を行いやすい。

上述した実施形態１の動力分配装置２０により得られる作用及び効果は、図１Ｂ、図７及び図８に示した構成においても同様に奏される。

また、実施形態１の動力分配装置２０によれば、第１分配機構２０１は従動ギヤｇ２１を含むギヤ機構を有し、第２分配機構２０２は従動ギヤｇ２２を含むギヤ機構を有する。そして、上記の２つのギヤ機構の変速比によって、上述したギヤ比の差分を実現する。このような構成によれば、例えばデファレンシャルギヤ１４３、１７２のギヤ比が異なっても、ギヤ機構部分のギヤ比を対応させることで、上述したギヤ比の差分を実現することができ、車両１の改変に対応しやすいという利点が得られる。

以上、本発明の各実施形態について説明した。しかし、本発明は上記実施形態に限られない。例えば、上記実施形態では、動力源の動力が動力分配装置を介さずに前輪に伝達される一方、動力分配装置を介して後輪に伝達される構成を示した。しかし、動力源の動力は動力分配装置を介さずに後輪に伝達される一方、動力分配装置を介して前輪に伝達されるように構成されてもよい。また、上記実施形態では、動力分配装置の２つの動力分配機構が同軸上に配置され、一体化された構成を示したが、これらは別々に設けられてもよい。

また、実施形態１、変形例及び実施形態２では、“第１クラッチ（ｃ２３、ｃ２３Ａ）の入力軸ｉ２３から前輪２までのギヤ比”－“第１クラッチ（ｃ２３、ｃ２３Ａ）の出力軸ｏ２３から後輪３までのギヤ比”（第１差分）がほぼゼロとなる例を示した。また、“第２クラッチ（ｃ２４、ｃ２４Ａ）の入力軸ｉ２４から前輪２までのギヤ比”－“第２クラッチ（ｃ２４、ｃ２４Ａ）の出力軸ｏ２４から後輪３までのギヤ比”（第２差分）がゼロよりも大きい値となる例を示した。しかしながら、これらのギヤ比の設定は一例である。ギヤ比は、上記の第１差分と第２差分との両方がゼロより大きい値となったり、第１差分と第２差分との両方がゼロより小さい値となったり、第１差分がゼロより小さい値となり、第２差分がゼロより大きい値となったりするように設定されてもよい。上記の第１差分と第２差分とに違いがあれば、どのような旋回半径の旋回時にも、第１分配機構２０１を介した内部循環トルクと、第２分配機構２０２を介した内部循環トルクとの両方がゼロになるという状況を避けられるという効果が得られる。また、一方の内部循環トルクが過大になったときでも、他方の内部循環トルクを適度な大きさに抑えることができるという効果が得られる。その他、実施形態で示した細部は、発明の趣旨を逸脱しない範囲で適宜変更可能である。

１、１Ａ、１Ｂ 車両
２ 前輪（第１駆動輪）
３ 後輪（第２駆動輪）
１１ 動力源
１３ トランスミッション
１４ 第１伝達機構
１４２ 前輪伝達軸
１４３ デファレンシャルギヤ
ｇ１５ 駆動ギヤ
ｇ１５ａ 駆動ギヤ（第１歯車機構）
ｇ１５ｂ 駆動ギヤ（第２歯車機構）
１７ 第２伝達機構
１７１ 後輪伝達軸
１７２ デファレンシャルギヤ
２０、２０Ａ 動力分配装置
２０１ 第１分配機構
２０２ 第２分配機構
ｇ２１Ａ 従動ギヤ
ｇ２１ 第１従動ギヤ（第１歯車機構）
ｇ２２ 第２従動ギヤ（第２歯車機構）
ｃ２３、ｃ２３Ａ 第１クラッチ
ｃ２４、ｃ２４Ａ 第２クラッチ
ｉ２３、ｉ２４ 入力軸
ｏ２３、ｏ２４ 出力軸
２５ 遊星歯車機構
２５ｉｎ 入力軸
２５ｒａ、２５ｒｂ リングギヤ
２５ｏｕｔ 出力軸
３２ 運転操作部
３３ 走行制御部
３４ センサ群
３５ コントローラ
３６ａ、３６ｂ 制御弁
３７ａ、３７ｂ 油圧シリンダ

Claims (5)

1. 前後に分かれて配置される第１駆動輪及び第２駆動輪と、動力源と、前記動力源から前記第１駆動輪へ動力を伝達する第１伝達機構と、前記第２駆動輪へ動力が伝達される第２伝達機構と、を備える車両に搭載される四輪駆動車の動力分配装置であって、
   締結と解放との中間である半係合状態に制御可能な第１クラッチを含み、前記動力源から出力された動力の一部を前記第１クラッチを介して前記第２伝達機構へ分配可能な第１分配機構と、
   前記半係合状態に制御可能な第２クラッチを含み、前記動力源から出力された動力の一部を前記第２クラッチを介して前記第２伝達機構へ分配可能な第２分配機構と、
   を備え、
   前記第１クラッチの入力軸から前記第１駆動輪までのギヤ比と前記第１クラッチの出力軸から前記第２駆動輪までのギヤ比との差である第１差分と、前記第２クラッチの入力軸から前記第１駆動輪までのギヤ比と前記第２クラッチの出力軸から前記第２駆動輪までのギヤ比との差である第２差分とが異なることを特徴とする四輪駆動車の動力分配装置。
2. 前記車両の走行状態に応じて、前記第１クラッチ及び前記第２クラッチの両方を前記半係合状態に制御するコントローラを備えることを特徴とする請求項１記載の四輪駆動車の動力分配装置。
3. 前記コントローラは、前記第１クラッチ及び前記第２クラッチの両方を前記半係合状態に制御する際、前記動力源から出力されるトルクを運転操作に応じたトルクよりも増加する指令を出力することを特徴とする請求項２記載の四輪駆動車の動力分配装置。
4. 前記第１駆動輪は前輪であり、前記第２駆動輪は後輪であり、
   前記第１クラッチの入力軸から前記第１駆動輪までのギヤ比は、前記第１クラッチの出力軸から前記第２駆動輪までのギヤ比に等しく、
   前記第２クラッチの入力軸から前記第１駆動輪までのギヤ比は、前記第２クラッチの出力軸から前記第２駆動輪までのギヤ比よりも大きいことを特徴とする請求項１から請求項３のいずれか一項に記載の四輪駆動車の動力分配装置。
5. 前記第１分配機構は、第１歯車機構を有し、前記第１歯車機構及び前記第１クラッチを介して動力を分配し、
   前記第２分配機構は、第２歯車機構を有し、前記第２歯車機構及び前記第２クラッチを介して動力を分配し、
   前記第１歯車機構の変速比と前記第２歯車機構の変速比とが異なることを特徴とする請求項１から請求項４のいずれか一項に記載の四輪駆動車の動力分配装置。

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