JP2652715B2 - ４輪駆動車の動力配分制御装置 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、複合プラネタリギヤ式センターディファレ
ンシャル装置を備えた４輪駆動車において、前後輪への
動力配分制御装置に関し、詳しくは、複合プラネタリギ
ヤによる入力トルク比例式の差動制限機能発生手段と、
特に直進，旋回走行時の差動制限トルクによる動力配分
制御に関する。

〔従来の技術〕

一般に４輪駆動車の前後輪の基準トルク配分は、駆動
力が最大に発揮されるように加速時の重心移動を加味し
た動的重量配分により比例して設定される。このため、
フロントエンジン・フロントドライブ（FF）ベースでは
前輪トルクＴFと後輪トルクＴRとが、ＴF:TR≒50:50に
設定され、フロントエンジン・リヤドライブ（FR）ベー
スではＴF:TR≒40:60に設定される。またセンターディ
ファレンシャル装置は、これらの基準トルク配分の状態
により等分の場合はベベルギヤ式が、不等分の場合はシ
ンプルプラネタリギヤ式等が選択される。

ここでトルク配分が等分なセンターディファレンシャ
ル付４輪駆動車では、悪路での走破性が最大に発揮され
る。しかし、低μ路等の悪路で容易にスリップが発生
し、このスリップ発生時にセンターディファレンシャル
装置に差動制限機能を追加すると、駆動力は確かに向上
するが、操縦性は特に向上するわけでなく、４輪のスリ
ップ発生条件が同一のため、高速旋回時等において４輪
が同時にスリップして操縦困難になる場合もある。そこ
でかかるスリップ状態でも操縦安定性を確保するには、
シンプルプラネタリギヤ式センターディファレンシャル
装置を使用し、後輪偏重に基準トルク配分を設定する。
これにより、常に後輪を先にスリップさせ、ドライバの
アクセル操作で後輪にパワースライドを発生させ、車両
のテールを流しながら操縦する。

そこで従来、上記プラネタリギヤ式センターディファ
レンシャル装置を備えた４輪駆動車に関しては、例えば
特開昭63−176728号公報の先行技術がある。ここで、シ
ンプルプラネタリギヤのセンターディファレンシャル装
置を有し、変速出力をキャリヤに入力し、サンギヤとリ
ングギヤの一方から前輪に、他方から後輪にそれぞれト
ルクを、サンギヤとリングギヤのピッチ円径の違いに応
じ不等配分して分配する。また、サンギヤ，リングギヤ
およびキャリヤのいずれかの２つの要素の間に差動制限
用油圧多板クラッチを配設することが示されている。

ここで、油圧多板クラッチの差動制限装置は、電子制
御または油圧制御によりクラッチの油圧室に差動油圧を
作用し、ピストンによりクラッチのドライブプレートと
ドリプンレートを押圧する。そしてこの両プレートの摩
擦係合により、差動制限トルクが生じるように構成され
ている。

一方、センターディファレンシャル装置の差動用ギヤ
自体の働きにより、電子や油圧の制御を不要にして差動
制限トルクが機械的に発生する手段が提案されており、
これに関し例えば特開昭60−159444号公報の先行技術が
ある。ここで、ウォームギヤとウォームホイール等によ
り噛合い構成し、４輪駆動車の左右輪または４輪駆動車
の前後輪の間に装着する。そして旋回時の差動を許容
し、ウォームギヤとウォームホイールとの噛合いに伴う
摩擦トルクが生じて差動制限機能を発揮することが示さ
れている。

〔発明が解決しようとする課題〕

ところで、上記先行技術の前者の油圧多板クラッチを
用いた差動制限装置にあっては、油圧多板クラッチとそ
の油圧制御系，および電磁ソレノイド弁を含む電子制御
系が必要になり、装置全体の構造，構成の複雑化，大型
化を招く。差動油圧をクラッチに導入して差動制限トル
クが生じるものであるから、タイムラグを必然的に生
じ、油圧回路長，回路構成等を最適化しないと応答性の
悪化により車両の運動性能を損う。更に、差動油圧が同
じ場合でもクラッチのドライブプレートとドリブンプレ
ート間に発生する摩擦係数のバラツキ等により差動制限
トルクの値が比較的大きく変化するため、各運転条件に
応じて差動油圧を高精度に制御することが要求される。

また、先行技術の後者のウォームギヤとウォームホイ
ールとの噛合い機構を利用した差動制限方式にあって
は、ウォームギヤ構造をベースとするため、構造が複雑
であり、組立や製造に高い制度が要求されて高価にな
る。ウォームギヤの噛合い部の摺動抵抗が大きいため、
伝達効率が悪い。更に、耐荷重性能の良好な潤滑油を使
用しないと、歯面摩耗が大きいため、自動変速機油（AT
F）使用の自動変速機ケース内に組付けることはできな
い等の問題がある。

本発明は、かかる点に鑑みてなされたもので、その目
的とするところは、リングギヤの無い簡素な構造の複合
プラネタリ式センターディファレンシャル装置を備えた
ものにおいて、複合プラネタリギヤ構成を利用して、ウ
ォームギヤ構造のような不都合が生じることなく、入力
トルク比例式の差動制限機能を充分に発揮することが可
能な４輪駆動車の動力配分制御装置を提供することにあ
る。

また、本発明の他の目的とするところは、差動回転中
に発生する差動制限トルクを利用して、直進および旋回
時に常に充分後輪偏重のトルク配分に保ち、FR的な操縦
性を確保することが可能な４輪駆動車の動力配分制御装
置を提供することにある。

〔課題を解決するための手段〕

上記目的を達成するため、本発明の４輪駆動車の動力
配分制御装置は、入力側の第１サンギヤと、一方の出力
側の第２サンギヤと、該第1,第２サンギヤにそれぞれ噛
み合うピニオン部材の第1,第２ピニオンのみのギヤ構成
からなり、他方の出力側のキャリヤで上記第1,第２のピ
ニオンを軸支する複合プラネタリギヤ式センターディフ
ァレンシャル装置を備えた４輪駆動装置において、第１
列の上記第１のサンギヤと第１のピニオン、第２列の上
記第２のサンギヤと第２ピニオンをはすば歯車にし、上
記第１列と第２列のギヤ噛合い点に作用するスラスト荷
重の差が、上記第1,第２のピニオンの一方の端面に作用
するようにねじれ角を設定し、上記第１列と第２列のギ
ヤ噛合い点に作用する分離，接線荷重の合成力が、上記
第1,第２のピニオンの軸受に作用するように構成し、上
記第1,第２のピニオンの一方の端面と軸受の部分との摩
擦力により、差動回転中に入力トルクに比例した差動制
限トルクが発生するように構成し、上記センターディフ
ァレンシャル装置から前輪側と後輪側への駆動系の各総
減速比を不等に定めるものである。

〔作用〕

上記構成に基づき、リングギヤの無い簡素な構造の複
合プラネタリギヤ式センターディファレンシャル装置に
より前後輪に動力分配して４輪走行し、旋回時に差動作
用するもので、装置の小型化が可能になる。そして差動
回転中は、ピニオンのスラスト荷重で一方の端面のスラ
ストワッシャに摩擦力が、またピニオン軸受に作用する
荷重でそこに摩擦力が生じ、これらの摩擦力によりピニ
オンの回転と反対方向に差動制限トルクが発生する。こ
の差動制限トルクは、前輪回転数の方が大きい場合に後
輪側に、後輪回転数の方が所定の回転数比より大きい場
合に前輪側にそれぞれ移動し、前輪もしくは後輪の駆動
輪のスリップ等を防止するようにトルク配分制御する。
また、センターディファレンシャル装置から前輪側駆動
系の総減速比の方が、後輪側駆動系の総減速比より大き
く設定されることで、直進および旋回時に常に前輪側が
速く回転するように差動回転を許容し、差動制限トルク
を後輪側に移動して充分後輪側トルク配分の大きいFR的
な操縦性が確保できる走行状態となる。

〔実 施 例〕

以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。

第１図において、本発明が適用される縦置きトランス
アクスル型の駆動系について述べると、トルクコンバー
タケース1,ディファレンシャルケース２の後部にトラン
スミッションケース３が接合し、トランスミッションケ
ース３の後部にトランスファケース４が接合し、トラン
スミッションケース３の下部にはオイルパン５が取付け
られる。符号10はエンジンであり、このエンジン10のク
ランク軸11がトルクコンバータケース１内部のロックア
ップクラッチ12を備えたトルクコンパータ13に連結し、
トルクコンバータ13からの入力軸14がトランスミッショ
ンケース３内部の自動変速機30に入力する。自動変速機
30からの出力軸15は入力軸14と同軸上に出力し、この出
力軸15がトランスファケース４内部のセンターディファ
レンシャル装置50に同軸上に連結する。トランスミッシ
ョンケース３内部において入，出力軸14,15に対しフロ
ントドライブ軸16が平行配置され、このフロントドライ
ブ軸16の後端はセンターディファレンシャル装置50に一
対のリダクションギヤ17,18を介して連結し、フロント
ドライブ軸16の前端はディファレンシャルケース２内部
のフロントディファレンシャル装置19を介して前輪に伝
達構成される。

一方、センターディファレンシャル装置50からはリヤ
ドライブ軸20へ出力し、このリヤドライブ軸20はプロペ
ラ軸21,リヤディファレンシャル装置22等を介して後輪
に伝動構成される。

自動変速機30は、フロントプラネタリギヤ31,リヤプ
ラネタリギヤ32を有し、これらのフロントプラネタリギ
ヤ31,リヤプラネタリギヤ32に対し、ハイクラッチ33,リ
バースクラッチ34,ブレーキバンド35,フォワードクラッ
チ36,オーバランニングクラッチ37,ローアンドリバース
クラッチ38,ワンウエイクラッチ39,40が設けられ、これ
らを選択的に係合することで前進４段後進１段の変速段
を得る。また自動変速機30の前方には、オイルポンプ41
がトルクコンバータのインペラスリーブ13aとドライブ
軸42とを連結して常に駆動するように設けられ、オイル
パン５にはコントロールバブルボデー43が収容される。
そしてコントロールバルブボデー43により上述の各摩擦
要素に給排油し、選択的に係合するようになっている。

第２図において、センターディファレンシャル装置50
の部分について述べる。

先ず、変速機出力軸15とリヤドライブ軸20はブッシュ
23,スラストベアリング24を介して同軸上に回転自在に
嵌合する。リダクションギヤ17はブッシュ23を介して出
力軸15に回転自在に嵌合し、これらのリダクションギヤ
17と出力軸15とがトランスミッションケース３に対しボ
ールベアリング25で支持されており、これらの出力軸1
5,リヤドライブ軸20およびリダクションギヤ17の３者の
間にセンターディファレンシャル装置50が同軸上に設け
られる。

センターディファレンシャル装置50は、入力側の出力
軸15に大径の第１のサンギヤ51が形成され、この第１の
サンギヤ51に小径の第１のピニオン52が噛合う、出力側
のリヤドライブ軸20には小径の第２のサンギヤ53が形成
され、この第２のサンギヤ３に大径の第２のピニオン54
が噛合い、これら第1,第２のピニオン52,54は単一のピ
ニオン部材55に形成されて一体化してある。またキャリ
ヤ56の支持プレート57が、リヤドライブ軸20にボールベ
アリング25を介して取付けられ、この支持プレート57と
リダクションギヤ17とが一体結合されると共に、両者の
間にピニオン軸58が装架され、ピニオン軸58に、例えば
ニードルベアリング26を介してピニオン部材55が軸支さ
れる。一方，ピニオン部材55は、その両端がリダクショ
ンギヤ17,支持プレート57に対しスラストワッシャ27を
介して支持されている。こうして、入力側の第１のサン
ギヤ51に対し、第1,第２のピニオン52,54および第２の
サンギヤ53を介して一方の出力側に、第1,第２のピニオ
ン52,54のキャリヤ56を介して他方の出力側に噛合い構
成され、リングギヤの無い複合プラネタリギヤを成す。

そしてかかる複合プラネタリギヤ式センターディファ
レンシャル装置50は、第1,第２のサンギヤ51,53および
上記サンギヤの周囲に複数個配置される第1,第２のピニ
オン52,54の歯数を適切に設定することで、差動機能を
有する。また、第1,第２のサンギヤ51,53と第1,第２の
ピニオン52,54との噛合いピッチ半径を適切に設定する
ことで、基準トルク配分を後輪偏重にした不等トルク配
分機能を有する。更に、第1,第２のサンギヤ51,53と第
1,第２のピニオン52,54とを例えばはすば歯車にし、第
１列と第２列のねじれ角を異にしてスラスト荷重を相殺
させることなくスラスト荷重を残留させ、スラストワッ
シャ27と一体化されたピニオン端面間に摩擦トルクを、
かつ第1,第２のピニオン52,54とピニオン軸59の軸受に
噛合いによる分離，接線荷重の合成力が作用し、摩擦ト
ルクが生じるように設定することで、差動制限機能を有
する。

そこで、第３図（ａ）ないし（ｃ）の略図を用いて差
動機能について述べる。

先ず、第３図（ｂ）のように第１のサンギヤ51を固定
すると半径rs₂の円周上で、 が成立し、第３図（ｃ）のように第２のサンギヤ53を固
定すると半径rs₁の円周上で、 が成立する。

ここで、第1,第２のサンギヤ51,53の角速度ωs₁,ω
s₂、半径rs₁,rs₂、第1,第２のピニオン52,54の角速度ω
p₁,ωP₂、半径rp₁,rp₂、キャリヤ56の角速度ωｃとする
と、（１）式は ωs₂・rs₂ ＝−ωp₂・rp₂＋ωｃ・rs₂ （３） になり、（２）式は ωs₁・rs₁ ＝−ωP₁・rp₁＋ωｃ・rs₁ （４） になる。

そこで、第1,第２のピニオン52,54は一体であってωp
₁＝ωp₂であるから、（３），（４）式を整理すると、 ωｃ（rs₂−rs₁・rp₂/rp₁） ＝ωs₂×rs₂−ωs₁・rs₁・rp₂/rp₁が成立する。

ここで、第１のサンギヤ51の角速度ωs₁を入力回転数
Ni、キャリヤ56の角速度ωｃを前輪回転数ＮF、第２の
サンギヤ53の角速度ωs₂を後輪回転数ＮR、第1,第２の
サンギヤ51,53の半径rs₁,rs₂および第1,第２のピニオン
52,54の半径rp₁,rp₂を各歯数Zs₁,Zs₂,Zp₁,Zp₂に置き換
えると、上式は ＮF（Zs₂−Zs₁・Zp₂/Zp₁）＝ＮR ×Zs₂−Ni・Zs₁・Zp₂/Zp₁になる。Zp₁＝21,Zp₂＝21,Zs₁
＝30,Zs₂＝18とすれば 3NR＋2NF＝5Ni になる。従って、Ni≠０の場合に、ＮR＞Ni＞ＮF，また
はＮF＞Ni＞ＮRが成立して、前進後退時に前輪回転数Ｎ
F，後輪回転数ＮRは共に回転方向が同一で差動が成立す
る。

次いで、第４図（ａ），（ｂ）を用いて不等トルク配
分機能について述べる。

第１のサンギヤ51の入力トルクTi、そのかみ合いピッ
チ半径をrs₁、キャリヤ56のフロント側トルクをＴF、第
1,第２のピニオン52,54のかみ合いピッチ半径をrp₁,r
p₂、第２のサンギヤ53のリヤ側トルクをＴR、その噛合
いピッチ半径をrs₂とすると、 Ti＝T_F＋T_R （５） rs₁＋rp₁＝rs₂＋rp₂ （６） が成立する。また第１のサンギヤ51と第１のピニオン52
との噛合点に作用する接線方向荷重Ｐは、キャリヤ55に
作用する接線方向荷重P₁と、第２のサンギヤ53と第２の
ピニオン54との噛合点に作用する接線方向荷重P₂との和
に等しい。

Ｐ＝Ti/rs₁ P₁＝ＴF／（rs₁＋rp₁） P₂＝ＴR/rs₂ Ti/rs₁＝｛（ＴF／（rs₁＋rp₁）｝＋ＴR/rs₂ （７） （５），（６）式を（７）式に代入して整理すると、 ＴF＝（１−rp₁・rs₂/rs₁・rp₂）×Ti ＴR＝（rp₁・rs₂/rs₁・rp₂）×Ti となる。このことから、第1,第２のサンギヤ51,53と第
1,第２のピニオン52,54との噛合いピッチ半径により、
フロント側トルクＴFおよびリヤ側トルクＴRの基準トル
ク配分を自由に設定し得ることがわかる。

ここで、rs₁＝23.824mm,rp₁＝16.676mm,rp₂＝21.807m
m,rs₂＝18.693mmにすると、 ＴF＝0.4・Ti ＴR＝0.6・Ti になる。従って前後輪トルク配分は、 ＴF:TR≒40:60 になり、充分に後輪偏重の基準トルク配分に設定し得
る。

更に、差動制限機能について述べると、第1,第２のサ
ンギヤ51,53および第1,第２のピニオン52,54が所定のね
じ角を有するはすば歯車になっている。そして第1,第２
のピニオン52,54のねじれ角を異にして、第1,第２のサ
ンギヤ51,53との噛合い点に作用するスラスト荷重を相
互にキャンセルすること無くピニオン軸58方向に作用さ
せ、スラストワッシャ27の部分で滑り摩擦力が発生す
る。また、第１列，第２列の噛合い点に作用する分離荷
重と接線荷重との合成力を第1,第２のピニオン52,54,ピ
ニオン軸58,ニードルベアリング26の部分に作用させ
て、ころがり摩擦力が発生する。そしてこれらの摩擦力
によりピニオン回転に対し反対方向の摩擦トルク，即ち
差動制御トルクが生じるものである。

ここで、前輪回転数ＮFと後輪回転数ＮRとの大小関係
によりピニオン回転方向が変化し、これに伴い差動制限
トルクのかかり具合も変わる。これにより、ＮF＞ＮRの
旋回，前輪スリップ時と、ＮF＜ＮRの後輪スリップ時に
は、差動制限トルクの作用に違いに応じて前後輪の動力
配分が異なったものに自動的に制御されるのである。

そこで、第４図（ａ）ないし（ｃ）の略図を用いてＮ
F＞ＮRの場合について述べる。

この条件では、第４図（ｃ）のように第１のサンギヤ
51に反時計方向に入力トルクTiが入力した場合に、第1,
第２のピニオン52,54が同一方向に自転し、第２のサン
ギヤ53とキャリヤ56も同一方向に回転する。従って、ピ
ニオン側の摩擦トルクTfは、ピニオンと反対の時計方向
に作用する。

ここで、各部のトルク，半径を上述と同一に定める。
また、第１列の第１のサンギヤ51と第１のピニオン52の
歯面に作用する接線荷重P,分離荷重Fs₁,スラスト荷重Ft
₁,第２列の第２のサンギヤ53と第２のピニオン54の歯面
に作用する接線荷重P₂,分離荷重Fs₂,スラスト荷重Ft₂と
する。

また、ニードルベアリング26のころがり摩擦係数μ₁,
スラストワッシャ27の滑り摩擦係数μ₂,摩擦トルクTf,
ピニオン内側半径re,スラストワッシャ外側半径rd,接触
面の数ｎとする。第１のピニオン52のモジュールm₁,ね
じれ角β₁,圧力角α₁,第２のピニオン54のモジュールm₂
ねじれ角β₂,圧力角α_２とする。

すると、 Fs₁＝Ｐ・tanα₁/cosβ₁Ft₁＝Ｐ・tanβ_１ が成立して、ピニオン軸58側に作用する合成力Np₁は以
下のようになる。

Np₁＝（P²＋Fs₁ ²）^1/2 ＝Ｐ｛１＋（tanα₁/cosβ_１）^２｝^1/2 同様にして、 Fs₂＝P₂・tanα₂/cosβ_２ Ft₂＝P₂・tanβ_２が成立して、ピニオン軸58側に作用す
る合成力Np₂は以下のようになる。

Np₂＝（P₂ ²＋Fs₂ ²）^1/2 ＝P₂｛１＋（tanα₂/cosβ_２）^２｝^1/2 また、第1,第２のピニオン52,54内に生じる残留スラ
スト力ΔFtは以下のようになる。

ΔFt＝Ft₂−Ft₁ ＝P₂・tanβ_２−Ｐ・tanβ_１ 従って摩擦トルクTfは、２つの合成力Np₁,Np₂による
摩擦力と、残留スラスト力ΔFtによる摩擦力との和で、
以下のようになる。

Tf＝μ_１・re・（Np₁＋Np₂） ＋ΔFt・μ_２・ｎ・2/3・{(rd³−re³）／（rd²−re²)} 次いで、第1,第２のピニオン52,54でのトルクのバラ
ンス式は、以下のようになる。

Tf＋Ｐ・rp₁＝P₂・rp₂ また、Ｐ＝Ti/rs₁ P₁＝ＴF／（rs₁＋rp₁） ＝ＴF／（rs₂＋rp₁） P₂＝ＴR/rs₂であり、これらを上式に代入して整理する
と、以下のようになる。

ＴR＝Ti（rp₁・rs₂/rs₁・rp₂）＋Tf・rs₂/rp₂ また、Ti＝ＴF＋ＴRであり、これに上式を代入して整
理すると、以下のようになる。

ＴF＝Ti（１−rp₁・rs₂/rS₁・rp₂） −Tf・rs₂/rp₂ ここで、μ_１＝0,μ_２＝０ならばTf＝０であり、前後
輪トルクＴF,TRの値は、上述の不等トルク配分機能の場
合の式と同一の基準トルク配分を示す。

こうして、かかる条件では、摩擦トルクTfに応じた差
動制限トルクTf・rs₂/rp₂が発生することがわかる。そ
して前後輪トルクＴF,TRの配分が、差動制限トルクの分
だけ前者は小さく、後者は大きくなるように変化する。
また、摩擦トルクTfが生じる合成力NpG₁,Np₂,残留スラ
スト力ΔFtは入力トルクに比例するため、入力トルク比
例式差動制限機能を有する。

一方、第1,第２のピニオン52,54のねじれ角β_１とβ
_２との差により残留スラスト力ΔFtが大きくなり、ま
た、ニードルベアリング56の代りにブッシュや直受けの
プレーン軸受を用いることでピニオンとピニオン軸58間
のころがり摩擦係数μ_１も大きくなる。このため、摩擦
トルクTfと共に差動制限トルクの値を大きく定めること
が可能になる。

続いて、ＮR＞ＮFの場合について述べる。

この条件では、第４図（ｄ）のようになり、第1,第２
のピニオン52,54が第１のサンギヤ51と反対の時計方向
に自転しながら公転して、摩擦トルクTfは反時計方向に
作用する。このため、第1,第２のピニオン52,54内のト
ルクのバランス式は、以下のようになる。

Tf＋P₂・rs₂＝Ｐ・rp₁ そして上述と同様に計算すると、前後輪トルクＴF,TR
は以下のようになる。

ＴF＝Ti（１−rp₁・rs₂/rs₁・rp₂）＋Tf・rs₂/rp₂ ＴR＝Ti（rp₁/rs₂/rs₁・rp₂）−Tf・rs₂/rp₂ 従ってこの条件でも同一の差動制限トルクTf・rs₂/rp
₂が発生する。一方、この場合は上述と逆に差動制限ト
ルク分だけ後輪回転数ＴRは小さく、前輪回転数ＴFは大
きくなるようにトルク配分されることになる。

ところで、上述のセンターディファレンシャル装置50
の差動制限トルクは差動回転中にのみ発生するため、直
進走行時には基準トルク配分のみとなり、FR的な操縦性
向上の効果に欠けることもある。この解決策としては、
直進走行で前後輪が等速回転する場合も、センターディ
ファレンシャル装置50において前輪側キャリヤ56が速く
回転するよう差動回転を許容し、差動制限トルクが生じ
てそれを後輪側に移動すればよい。

そこで、センターディファレンシャル装置50から前輪
側駆動系の総減速比iF,後輪側駆動系の総減速比iRを以
下のように定める。ここでリダクションドライブギヤ17
の歯数ＺF₁,リダクシションドリブンギヤ18の歯数ＺF₂,
フロントディファレンシャル装置19のドライブピニオン
19aの歯数ＺF₃,ファイナルギヤ19bの歯数をＺF_４とする
と、 iF＝ＺF₂/ZF_１・ＺF₄/ZF_３ になる。また、リヤディファレンシャル装置22のドライ
ブピニオン22a上の歯数ＺR₁,ファイナルギヤ22bの歯数
ＺR_２とすると、 iR＝ＺR₂/ZR_１ になる。従って、iF＞iRに設定する。

これにより、直進走行で前輪回転数ＮFと後輪回転数
ＮRとがＮF＝ＮRの条件の場合は、iF/iRの分だけキャリ
ヤ56が増速されるが、旋回時にＮF＞ＮRの条件になる
と、増速割合は（iF/iR）／（ＮF/NR）になり、旋回半
径に伴う回転数比ＮF/NRの増大に応じて増速が大きくな
る。従って、直進時にもFR的操縦性向上効果が生じるた
めに、前後輪のタイヤ有効径のバラツキ，摩耗，加速時
の重心移動の変化に伴うタイヤ有効径の変化などを考慮
して、直進走行時に常に前輪回転数ＮF＞後輪回転数ＮR
を与える回転数比ｅに対し、 iF/iR≧ｅ に設定する。

一方、上記駆動系の総減速比iF,iRの設定により、後
輪がスリップしてＮR＞ＮFの場合には、ＮR/NF＞iF/iR
の条件が成立した以降に差動回転が切換わる。

次いで、かかる構成の４輪駆動車の作用を、第５図の
特性図を用いて述べる。

先ず、エンジン10の動力はトルクコンバータ13,入力
軸14を介して自動変速機30に入力し、自動変速された動
力が出力軸15からセンターディファレンシャル装置50の
第１のサンギヤ51に入力する。そして第1,第２のピニオ
ン52,54から第２のサンギヤ53と、第1,第２のピニオン5
2,54を支持するキャリヤ56とに分配されて伝達し、第２
のサンギヤ53の動力はリヤドライブ軸20,プロペラ軸21,
リヤディファレンシャル装置22を介して後輪に伝達す
る。また、キャリヤ56の動力はリダクションギヤ17,18,
フロントドライブ軸16,フロントディファレンシャル装
置19を介して前輪に伝達するのであり、こうして４輪駆
動走行する。

そこで、ＮF≒ＮRの直進と旋回走行では、前輪側駆動
系の総減速比iFが後輪側駆動系の総減速比iRより大きく
設定され、更にタイヤのバラツキ，摩耗，有効径の変化
を加味した回転数比ｅより大きい値であることから、セ
ンターディファレンシャル装置50では常にキャリヤ56が
増速される。このため、第1,第２のピニオン52,54は第
１のサンギヤ51と同一方向に自転しながら公転してＮF
＞ＮRの条件と同一になり、差動機能を有する歯車諸元
により差動作用し、旋回時の前後輪の回転数差が吸収さ
れる。

一方、第1,第２のピニオン52,54の遊星回転に伴い、
そのねじれ角の違いによる相殺されないスラスト荷重
が、第1,第２のピニオン52,54の一方の端面のスラスト
ワッシャ27の部分に作用する。また、ギヤ噛合い点の分
離，接線荷重の合成力が第1,第２のピニオン52,54のニ
ードルベアリング26の部分に作用して、両者によりピニ
オン回転方向と反対の摩擦トルクと、これに基づく差動
制限トルクが生じるようになる。そしてこの条件では、
差動制限トルクがキャリヤ56の回転を損うように作用す
ることで、差動制限トルクが後輪側に移動して、トルク
配分は第５図の曲線l₁のように基準トルク配分の曲線l₀
より更に後輪偏重になる。こうして、不等トルク配分機
能の歯車諸元による基準トルク配分ＴF:TR≒40:60にの
みの場合に比べ、さらに後輪トルクＴRの大きいFR的走
行になり、回頭性，操縦性のよいスポーティな走りとハ
ンドリングの滑らかな性能が確保される。

更に低μ路では、後輪偏重のトルク配分で常に後輪が
スリップすることになり、ＮR/NF＞iF/iRの条件が成立
した後輪スリップ時には、センターディファレンシャル
装置50で第1,第２のピニオン52,54が第１のサンギヤ51
と逆方向に自転した遊星回転に切換わる。このため、差
動制限トルクがキャリヤ56の回転を促すように作用して
前輪側に移動するようになり、このため第５図の曲線l₂
のように基準トルク配分より前輪に多いトルク配分にな
って、後輪スリップを防止する。

ここで、差動制限トルクは、入力トルクに対し比例的
に生じるため、前後輪のトルクの大小に対して常に同じ
割合になり、差動制限機能が常に一定の割合で発揮され
る。

以上、本発明の実施例について述べたが、基準トルク
配分はベベルギヤ式の場合と略同一であってもよい。ま
た、油圧多板クラッチと併用して、その差動制限トルク
も加味してトルク配分制御することもできる。

また、縦置きトランスアクスルタイプの自動変速機や
例にして述べたが、横置きFFベースやFRベースの４輪駆
動車および主動変速機，無段変速機付の４輪駆動車にも
適用できることは勿論である。

〔発明の効果〕

以上述べてきたように、本発明によれば、 ４輪駆動車の複合プラネタリギヤ式センタディファレ
ンシャル装置において、リングギヤの無い複合プラネタ
リギヤを用いて、ねじれ角の設定，噛合い部の歯面の荷
重により差動制限機構も有する構造であるから、ウォー
ムギヤ構成に比べて構造が簡素化して装置を小型化で
き、伝達効率がよく、はすば歯車または平歯車噛合点に
おける接触面圧が低く設定し得るので潤滑等の点でも有
利である。

さらに、差動制限機能は入力トルク比例式であるた
め、常に一定の割合で効果が生じ、かつアクセル操作に
より車両の姿勢コントロールがし易い。

また、ギヤのねじれ角の差，ピニオン両端のスラスト
ワッシャやピニオン内の軸受型式の違いによる摩擦係数
の差により差動制限トルクを任意に設定し得る。

さらにまた、直進と旋回時に常に差動制限トルクを利
用して後輪偏重のトルク配分に制御し、FR的走行を確保
するので、回頭性，操縦性，操舵感等が向上する。

またさらに、前後輪側の総減速比を所定の値に定めて
差動回転するので、構造が簡単であり、旋回時にも確実
に差動機能，不等トルク配分機能が生じ得る。

そして、実施例のように基準トルク配分が後輪偏重の
場合は、FR的効果が特に大きくて好ましい。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の４輪駆動車の動力配分制御装置実施例
の概略を示すスケルトン図、 第２図はセンターディファレンシャル装置の部分の拡大
断面図、 第３図（ａ）ないし（ｃ）はセンターディファレンシャ
ル装置の差動機能，不等トルク配分機能を説明する略
図、 第４図（ａ）ないし（ｄ）は同差動制限機能を説明する
略図、 第５図は前後輪のトルク配分制御の特性図である。 17,18……リダクションギヤ、19……フロントディファ
レンシャル装置、22……リヤディファレンシャル装置、
26……ニードルベアリング、27……スラストワッシャ、
30……自動変速機、50……センターディファレンシャル
装置、51……第１のサンギヤ、52……第１のピニオン、
53……第２のサンギヤ、54……第２のピニオン、56……
ピニオン部材

Claims (2)

(57)【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】入力側の第１サンギヤと、一方の出力側の
   第２サンギヤと、該第1,第２サンギヤにそれぞれ噛み合
   うピニオン部材の第1,第２ピニオンのみのギヤ構成から
   なり、他方の出力側のキャリヤで上記第1,第２のピニオ
   ンを軸支する複合プラネタリギヤ式センターディファレ
   ンシャル装置を備えた４輪駆動装置において、 第１列の上記第１のサンギヤと第１のピニオン、第２列
   の上記第２のサンギヤと第２ピニオンをはすば歯車に
   し、 上記第１列と第２列のギヤ噛合い点に作用するスラスト
   荷重の差が、上記第1,第２のピニオンの一方の端面に作
   用するようにねじれ角を設定し、 上記第１列と第２列のギヤ噛合い点に作用する分離，接
   線荷重の合成力が、上記第1,第２のピニオンの軸受に作
   用するように構成し、 上記第1,第２のピニオンの一方の端面と軸受の部分との
   摩擦力により、差動回転中に入力トルクに比例した差動
   制限トルクが発生するように構成し、 上記センターディファレンシャル装置から前輪側と後輪
   側への駆動系の各総減速比を不等に定めることを特徴と
   する４輪駆動車の動力配分制御装置。
2. 【請求項２】前輪側駆動系の総減速比を後輪側駆動系の
   総減速比より大きく設定し、上記前輪側駆動系の総減速
   比と後輪側駆動系の総減速比との比が、直進走行時に前
   輪回転＞後輪回転になるような値に定めることを特徴と
   する請求項（１）記載の４輪駆動車の動力配分制御装
   置。