JP6571157B2 - 動力配分装置 - Google Patents

Description

本発明は、互いに差回転が可能な２つの回転軸に動力を配分するための動力配分装置に関する。

従来の動力配分装置として、例えば特許文献１に開示されたものが知られている。この動力配分装置は、例えば四輪車両に適用され、左右の車輪に連結された左右の出力軸に動力を配分するものであり、回転自在のキャリア部材と、キャリア部材に回転自在に支持された３連ピニオンギヤと、第１回転機及び第２回転機を備えている。３連ピニオンギヤは、互いに異なるピッチ円径を有する、互いに一体の第１〜第３ピニオンギヤで構成されている。第１ピニオンギヤは右出力軸と一体の第１サンギヤに噛み合い、第２ピニオンギヤは左出力軸と一体の第２サンギヤに噛み合い、第３ピニオンギヤは第３サンギヤに噛み合っている。第３サンギヤは第１回転機に連結され、上記キャリア部材は第２回転機に連結されている。

上記の構成では、第１回転機で発電を行うと、キャリア部材が左出力軸に対して増速されることで、左出力軸のトルクの一部が、第２サンギヤ、３連ピニオンギヤ及び第１サンギヤを介して、右出力軸に伝達される。一方、第２回転機で発電を行うと、キャリア部材が左出力軸に対して減速されることで、上記とは逆に、右出力軸のトルクの一部が、第１サンギヤ、３連ピニオンギヤ及び第２サンギヤを介して、左出力軸に伝達される。以上のような３連ピニオンギヤを介したキャリア部材の増速又は減速によって、左右の出力軸へのトルク配分が制御される。

特許第５４０９７４８号公報

上述したように、従来の動力配分装置では、３連ピニオンギヤが用いられており、その第１〜第３ピニオンギヤとこれに噛み合う第１〜第３サンギヤが、出力軸の軸線方向（以下、単に「軸線方向」という）に３列で並ぶように配置される。このため、軸線方向長さが大きくなり、動力配分装置をコンパクトに構成できない。

また、左右の出力軸に配分されるトルクの差が、３連ピニオンギヤの第１〜第３ピニオンギヤと第１〜第３サンギヤとのギヤ対の歯数比に応じて定まるのに対し、これらの歯数比は強度上や組み立て・製造上の制約を受けるため、大きなトルク差を得るのが難しく、トルク配分を効率的に行えない。

さらに、この動力配分装置では、３連ピニオンギヤの第１〜第３ピニオンギヤと第１〜第３サンギヤとのギヤ対の歯数比や第１及び第２回転機との連結関係が、非対称に構成されている。このため、トルクを左出力軸から右出力軸に伝達する場合と、その逆に右出力軸から左出力軸に伝達する場合で、第１又は第２回転機を同じように制御しても、得られる動作（トルク配分）は基本的に異なる。その結果、この動作を同じようにするために、３連ピニオンギヤの最適な歯数の組み合わせを選択し、あるいは第１及び第２回転機に対して異なる制御を行うなどの対応が必要になる。

本発明は、以上のような課題を解決するためになされたものであり、軸線方向長さの短縮によって装置の小型化を図り、回転機の小さなトルクで大きなトルク配分を効率的に得るとともに、トルクの配分方向が異なる場合の動作の同一性を容易に確保することができる動力配分装置を提供することを目的とする。

上記の目的を達成するために、請求項１に係る発明は、互いに差回転が可能な２つの回転軸（実施形態における（以下、本項において同じ）左出力軸ＳＦＬ、右出力軸ＳＦＲ）に動力を配分するための動力配分装置であって、第１サンギヤＳ１、ダブルピニオンタイプのプラネタリギヤ（第１ピニオンギヤＰ１１、第２ピニオンギヤＰ１２）を支持する第１キャリアＣ１、及び第１リングギヤＲ１を有する第１遊星歯車機構ＰＧ１と、第１遊星歯車機構ＰＧ１と同軸状に並列され、第２サンギヤＳ２、ダブルピニオンタイプのプラネタリギヤ（第１ピニオンギヤＰ２１、第２ピニオンギヤＰ２２）を支持する第２キャリアＣ２、及び第２リングギヤＲ２を有する第２遊星歯車機構ＰＧ２と、第１回転機（第１モータ１１）及び第２回転機（第２モータ１２）と、を備え、第１サンギヤＳ１及び第２キャリアＣ２は、互いに連結されるとともに、第１回転機に連結され、第１キャリアＣ１及び第２サンギヤＳ２は、互いに連結されるとともに、第２回転機に連結され、第１リングギヤＲ１は２つの回転軸の一方（右出力軸ＳＦＲ）に連結され、第２リングギヤＲ２は２つの回転軸の他方（左出力軸ＳＦＬ）に連結され、第１リングギヤＲ１と第１サンギヤＳ１の歯数比（ＺＲ／ＺＳ）、及び第２リングギヤＲ１と第２サンギヤＳ２の歯数比（ＺＲ／ＺＳ）は、互いに同じ値に設定されており、２つの回転軸は、車両の左右の車輪（前輪ＷＦＬ、ＷＦＲ）に連結された左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲであり、第１及び第２回転機の一方は、車両の旋回時において、左右の車輪のスリップ率ＲＳが車輪のグリップ力が最大になる所定スリップ率（グリップ最大スリップ率ＲＳＸ）になるように制御され、第１リングギヤＲ１と第１サンギヤＳ１の歯数比ＺＲ／ＺＳ、及び第２リングギヤＲ２と第２サンギヤＳ２の歯数比ＺＲ／ＺＳは、車輪のスリップ率ＲＳが所定スリップ率になったときに、第１及び第２回転機１１、１２の一方の回転数が０になるように設定されていることを特徴とする。

この構成によれば、動力配分装置は、第１サンギヤ、第１キャリア及び第１リングギヤを有するダブルピニオンタイプの第１遊星歯車機構と、第２サンギヤ、第２キャリア及び第２リングギヤを有するダブルピニオンタイプの第２遊星歯車機構を備え、両遊星歯車機構は互いに同軸状に並列されている。第１サンギヤと第２キャリアは互いに連結され、第１キャリアと第２サンギヤは互いに連結されている。また、第１リングギヤと第１サンギヤの歯数比、及び第２リングギヤと第２サンギヤの歯数比（以下、両歯数比をまとめて適宜「歯数比」という）は、互いに同じ値に設定されている。

以上の構成から、図３に示すように、第１サンギヤ（第２キャリア）、第１リングギヤ、第２リングギヤ及び第１キャリア（第２サンギヤ）の回転数は、共線関係にあり、共線図において１つの直線上に並ぶ。また、第１及び第２遊星歯車機構がダブルピニオンタイプであることから、この共線図において、第１サンギヤ（第２キャリア）及び第１キャリア（第２サンギヤ）は両外側に位置し、第１及び第２リングギヤは内側に位置する。

また、第１サンギヤ及び第２キャリアは第１回転機に連結され、第１キャリア及び第２サンギヤは第２回転機に連結され、第１リングギヤは一方の回転軸に連結され、第２リングギヤは他方の回転軸に連結されている。以上の構成により、第１及び第２回転機から出力されたトルクは、第１及び第２リングギヤを介して、２つの回転軸に伝達され、配分される。

この場合、上記の歯数比を適宜、設定することにより、上記の共線図におけるレバー比Ａ（第１及び第２リングギヤ間の距離に対する、第１サンギヤと第１リングギヤの間の距離の比、及び第１キャリアと第２リングギヤの間の距離の比）を、大きな値に設定することが可能である。そのような設定により、第１及び第２回転機のトルクをレバー比に応じた大きな増幅率で２つの回転軸に伝達でき、それにより、第１及び第２回転機の小さなトルクで大きなトルク配分を効率的に得ることができる。

さらに、上述した構成では、第１及び第２遊星歯車機構及びそれらの回転要素間の連結関係が互いに対称であり、これに加えて、第１及び第２遊星歯車機構と第１及び第２回転機との連結関係も、第１及び第２遊星歯車機構と第１及び第２回転軸との連結関係も互いに対称である（図１参照）。このため、例えば第１回転機のトルクを配分する場合と第２回転機のトルクを配分する場合で、同じ制御によって同じトルク配分を得ることができ、動作の同一性を容易に確保することができる。

また、本発明の動力配分装置では、第１及び第２遊星歯車機構の２つのギヤ列が軸線方向に並ぶので、３連ピニオンギヤに対応する３つのギヤ列が軸線方向に並ぶ従来の動力配分装置と比較して、軸線方向長さを短縮でき、装置の小型化を図ることができる。
さらに、本発明の動力配分装置によれば、第１及び第２回転機の一方は、車両の旋回時において、左右の車輪のスリップ率が車輪のグリップ力が最大になる所定スリップ率になるように制御されるとともに、車輪のスリップ率が所定スリップ率になったときに、第１及び第２回転機の一方の回転数が０になる。これにより、車輪のグリップ力が最大に発揮されるとともに、このときに要求される回転機の出力を最小限に抑制することができる。

また、請求項２に係る発明は、請求項１に記載の動力配分装置において、第１サンギヤＳ１及び第２サンギヤＳ２は互いに同じ歯数を有し、第１リングギヤＲ１及び第２リングギヤＲ２は互いに同じ歯数を有することを特徴とする。

この構成によれば、第１リングギヤと第１サンギヤの歯数比及び第２リングギヤと第２サンギヤの歯数比が互いに同じ値であるという請求項１の構成が実現される。また、上記の条件から、第１サンギヤ及び第２サンギヤとして、歯数に加えてピッチ円径や大きさなどが同じである同一仕様のサンギヤ部品を共通に用いること、同様に、第１リングギヤ及び第２リングギヤとして、同一仕様のリングギヤ部品を共通に用いることが可能になる。また、そのような第１及び第２遊星歯車機構の間の部品の共通化をプラネタリギヤやキャリアにも適用することによって、同一規格の遊星歯車モジュールを用いることが可能であり、それにより、量産効果による製造コストの削減を図ることができる。

本発明の実施形態による動力配分装置を、これを適用した車両の駆動輪などとともに概略的に示す図である。 動力配分装置を制御するＥＣＵなどを示すブロック図である。 動力配分装置における各種の回転要素の間の回転数の関係を、車両の直進状態について示す共線図である。 動力配分装置における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣り合い関係を、車両の右旋回状態について示す共線図である。 動力配分装置における各種の回転要素の間の回転数の関係及びトルクの釣り合い関係を、車両の左旋回状態について示す共線図である。 第１変形例による動力配分装置を適用したＦＲ式の車両を概略的に示す図である。 第２変形例による動力配分装置を適用した全輪駆動式の車両を概略的に示す図である。

以下、図面を参照しながら、本発明の好ましい実施形態を詳細に説明する。図１に示す動力配分装置１は、後述する差動装置Ｄとともに、四輪の車両（図示せず）の前部に搭載されており、左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲに動力を配分するためのものである。

左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲは、互いに同軸状に配置され、駆動輪である左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲにそれぞれ連結されている。また、車両の前部には、動力源としての内燃機関（以下「エンジン」という）３と変速機４が搭載されており、エンジン３の動力は、変速機４で変速された状態で、差動装置Ｄを介して動力配分装置１に伝達される。

動力配分装置１は、第１遊星歯車機構ＰＧ１、第２遊星歯車機構ＰＧ２、第１モータ１１及び第２モータ１２を備えている。上記の差動装置Ｄ、動力配分装置１の第１及び第２遊星歯車機構ＰＧ１、ＰＧ２、及び第１及び第２モータ１１、１２は、左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲと同軸状に、かつ左側からこの順に並んで配置されている。

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

リングギヤＲＤの外周部には、外歯ギヤＧが形成されており、この外歯ギヤＧは、変速機４の出力軸４ａに一体に設けられたギヤ４ｂに噛み合っている。これにより、エンジン３の動力は、変速機４で変速された状態で、リングギヤＲＤに入力される。サンギヤＳＤは、右出力軸ＳＦＲの左端部に一体に連結され、キャリアＣＤは、左出力軸ＳＦＬに一体に連結されている。

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

動力配分装置１の第１遊星歯車機構ＰＧ１は、ダブルピニオン式のものであり、第１リングギヤＲ１、第１キャリアＣ１、複数の第１ピニオンギヤＰ１１、複数の第２ピニオンギヤＰ１２、及び第１サンギヤＳ１などで構成されている。これらの回転要素はいずれも、左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲと同軸状に配置されている。

第１リングギヤＲ１は、右出力軸ＳＦＲの途中に一体に連結されている。複数の（例えば４つの）第１ピニオンギヤＰ１１は、第１キャリアＣ１に回転自在に支持されるとともに、第１リングギヤＲ１に噛み合っている（２つのみ図示）。複数の（例えば４つの）第２ピニオンギヤＰ１２は、第１キャリアＣ１に回転自在に支持されるとともに、第１ピニオンギヤＰ１１に噛み合っている（２つのみ図示）。また、第１サンギヤＳ１は、複数の第２ピニオンギヤＰ１２に噛み合っている。

第２遊星歯車機構ＰＧ２は、ダブルピニオン式のものであり、第１遊星歯車機構ＰＧ１とまったく同じ構成を有する。すなわち、第２遊星歯車機構ＰＧ２は、第２リングギヤＲ２、第２キャリアＣ２、複数の第１ピニオンギヤＰ２１、複数の第２ピニオンギヤＰ２２、及び第２サンギヤＳ２などで構成されるとともに、各回転要素の仕様（歯数、ピッチ円径及び大きさなど）は第１遊星歯車機構ＰＧ１とまったく同じである。

これらの第２遊星歯車機構ＰＧ２の回転要素のうち、第２リングギヤＲ２は、差動装置ＤのキャリアＣＤを介して、左出力軸ＳＦＬに連結されている。第２キャリアＣ２は、第１遊星歯車機構ＰＧ１の第１サンギヤＳ１に連結されるとともに、第１モータ１１のロータ１１ｂに連結されている。また、第２サンギヤＳ２は、第１キャリアＣ１に連結されるとともに、第２モータ１２のロータ１２ｂに連結されている。

第１モータ１１は、例えばＡＣモータで構成されており、複数の鉄芯やコイルなどから成る第１ステータ１１ａと、複数の磁石などから成る第１ロータ１１ｂを有している。第１ステータ１１ａは、不動のケースＣＡに固定されている。第１ロータ１１ｂは、第１ステータ１１ａに対向するように配置されるとともに、上述したように、第２キャリアＣ２に連結されており、第２キャリアＣ２及びこれに連結された第１サンギヤＳ１と一体に回転自在である。この第１モータ１１では、第１ステータ１１ａに電力が供給されると、供給された電力は、動力に変換され、第１ロータ１１ｂに出力される。また、第１ロータ１１ｂに動力が入力されると、この動力は電力に変換され（発電）、第１ステータ１１ａに出力されるとともに、後述するバッテリ２３に充電される（回生）。

また、第１ステータ１１ａは、第１パワードライブユニット（以下「第１ＰＤＵ」という）２１を介して、充電・放電可能なバッテリ２３に電気的に接続されており、バッテリ２３との間で電気エネルギの授受が可能である。第１ＰＤＵ２１は、インバータなどの電気回路で構成されている。図２に示すように、第１ＰＤＵ２１には、後述するＥＣＵ（電子制御ユニット）２が電気的に接続されている。ＥＣＵ２は、第１ＰＤＵ２１を制御することによって、第１ステータ１１ａに供給する電力と、第１ステータ１１ａで発電する電力を制御する。

第２モータ１２は、第１モータ１１と同様、例えばＡＣモータで構成されており、第２ステータ１２ａ及び第２ロータ１２ｂを有している。これらの第２ステータ１２ａ及び第２ロータ１２ｂはそれぞれ、第１ステータ１１ａ及び第１ロータ１１ｂと同様に構成されている。前述したように、第２ロータ１２ｂは、第２サンギヤＳ２に連結されており、第２サンギヤＳ２及びこれに連結された第１キャリアＣ１と一体に回転自在である。さらに、第２モータ１２は、第１モータ１１と同様、第２ステータ１２ａに供給された電力を動力に変換し、第２ロータ１２ｂに出力するとともに、第２ロータ１２ｂに入力された動力を電力に変換し、第２ステータ１２ａに出力する。

また、第２ステータ１２ａは、第２パワードライブユニット（以下「第２ＰＤＵ」という）２２を介してバッテリ２３に電気的に接続されており、バッテリ２３との間で電気エネルギの授受が可能である。第２ＰＤＵ２２は、第１ＰＤＵ２１と同様に構成されており、第２ＰＤＵ２２にはＥＣＵ２が電気的に接続されている。ＥＣＵ２は、第２ＰＤＵ２２を制御することによって、第２ステータ１２ａに供給する電力と、第２ステータ１２ａで発電する電力を制御する。

以上のように、この動力配分装置１では、第１キャリアＣ１、第２サンギヤＳ２及び第２ロータ１２ｂは、互いに一体に連結されているので、これら三者Ｃ１、Ｓ２、１２ｂの回転数は互いに等しい。また、第１サンギヤＳ１、第２キャリアＣ２及び第１ロータ１１ｂは、互いに一体に連結されているので、これら三者Ｓ１、Ｃ２、１１ｂの回転数は互いに等しい。また、第１リングギヤＲ１は右出力軸ＳＦＲに直結されているので、両者Ｒ１、ＳＦＲの回転数は互いに等しい。さらに、第２リングギヤＲ２は差動装置ＤのキャリアＣＤを介して左出力軸ＳＦＬに連結されているので、第２リングギヤＲ２の回転数及び左出力軸ＳＦＬの回転数は互いに等しい。

さらに、第１及び第２遊星歯車機構ＰＧ１、ＰＧ２がダブルピニオン式であることから、動力配分装置１における上述した各種の回転要素の間の回転数の関係は、例えば図３の共線図のように表される。具体的には、第１キャリアＣ１（第２サンギヤＳ２、第２ロータ１２ｂ）、第２リングギヤＲ２（左出力軸ＳＦＬ）、第１リングギヤＲ１（右出力軸ＳＦＲ）、及び第１サンギヤＳ１（第２キャリアＣ２、第１ロータ１１ｂ）は、共線図において、１つの直線上に位置する共線関係にあり、第２リングギヤＲ２及び第１リングギヤＲ１は、第１キャリアＣ１と第１サンギヤＳ１の間に位置する。

この共線図では、値０を示す横線から縦線上の白丸までの距離が、各回転要素の回転数に相当する。また、横軸のＡは、第１及び第２リングギヤＲ１、Ｒ２の間の距離を基準とするレバー比を表す。第１及び第２遊星歯車機構ＰＧ１、ＰＧ２の構成及び回転要素間の連結関係などが左右対称であることから、このレバー比Ａは、第１キャリアＣ１（第２サンギヤＳ２）と第２リングギヤＲ２の間と、第１リングギヤＲ１と第１サンギヤＳ１（第２キャリアＣ２）の間で互いに等しく、例えば次式（１）で表される。

Ａ＝（（ＺＲ／ＺＳ）−１）／（２−（ＺＲ／ＺＳ））
＝（ＺＲ−ＺＳ）／（２ＺＳ−ＺＲ） ・・・（１）
ここで、ＺＲは、互いに等しい第１及び第２リングギヤＲ１、Ｒ２の歯数（以下「リングギヤ歯数」という）であり、ＺＳは、互いに等しい第１及び第２サンギヤＳ１、Ｓ２の歯数（以下「サンギヤ歯数」という）であり、ＺＲ／ＺＳは、リングギヤ歯数ＺＲとサンギヤ歯数ＺＳとの歯数比（以下、単に「歯数比」という）である。
また、式（１）を、歯数比ＺＲ／ＺＳについて表すと、次式（２）が得られる。
ＺＲ／ＺＳ＝（２Ａ＋１）／（Ａ＋１） ・・・（２）

式（１）から分かるように、レバー比Ａは、歯数比ＺＲ／ＺＳが値２．０未満で且つ値２．０に近いほど、より大きな値になる。また、歯数比ＺＲ／ＺＳ＝２のときには、レバー比Ａが無限大になり、すなわち、共線図において第１及び第２リングギヤＲ１、Ｒ２の位置が互いに一致する関係になる。

また、本実施形態では、レバー比Ａは、前輪ＷＦＬ、ＷＦＲのスリップ率ＲＳが、最大グリップ力が得られる所定のスリップ率（以下「グリップ最大スリップ率」という）ＲＳＸになったときに、第１又は第２モータ１１、１２の回転数が０になるように設定され、具体的にはＡ＝１００／ＲＳＸとして算出される。例えばＲＳＸ＝５％とすると、レバー比Ａは１００／５＝２０に設定される。このときの歯数比ＺＲ／ＺＳは、式（２）により、ＺＲ／ＺＳ＝（２×２０＋１）／（２０＋１）＝１．９５２になる。また、最大グリップ力が得られるスリップ率は一般的に１０％以下であるので、それに応じて、レバー比Ａは１０以上に設定され、歯数比ＺＲ／ＺＳは、１．９０９以上で２．０以外の値に設定される。

なお、図３などに示す共線図及び式（１）などは、歯数比ＺＲ／ＺＳが２．０未満の場合を示している。図示しないが、歯数比ＺＲ／ＺＳが２よりも大きい場合には、共線図において、第１及び第２リングギヤＲ１、Ｒ２の位置が左右逆になり、第１リングギヤＲ１は左側に、第２リングギヤＲ２は右側にそれぞれ位置する。また、レバー比Ａは、歯数比ＺＲ／ＺＳが値２．０に近いほど、より大きな値になる。

また、図２に示すように、ＥＣＵ２には、操舵角センサ３１から車両のハンドル（図示せず）の操舵角θを表す検出信号が、車速センサ３２から車両の速度（車速）ＶＰを表す検出信号が、車輪速センサ３３、３４から左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲの速度（以下「前輪速度」という）ＶＷＬ、ＶＷＲをそれぞれ表す検出信号が、アクセル開度センサ３５から車両のアクセルペダル（図示せず）の操作量（以下「アクセル開度」という）ＡＰを表す検出信号が、それぞれ入力される。

ＥＣＵ２は、Ｉ／Ｏインターフェース、ＣＰＵ、ＲＡＭ及びＲＯＭなどから成るマイクロコンピュータで構成されている。ＥＣＵ２は、上述した各種のセンサ３１〜３５からの検出信号に応じ、ＲＯＭに記憶された制御プログラムに従い、第１及び第２ＰＤＵ２１、２２を介して、第１及び第２モータ１１、１２を制御する。以下、車両の直進時及び旋回時における動力配分装置１の制御及び動作について説明する。

車両の直進時には、例えば、第１及び第２モータ１１、１２に対し、それらのトルクを値０に制御するゼロトルク制御を行う。このゼロトルク制御は、エンジン３の動力が差動装置Ｄなどを介して第１及び第２モータ１１、１２に伝達され、第１及び第２ロータ１１ｂ、１２ｂの空転に伴って発電が行われることによる引きずり損失の発生を回避するためのものである。

車両の直進時には、エンジン３のトルクは、差動装置Ｄによって左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲに１：１のトルク配分比で配分される。また、上記のゼロトルク制御により、図３に示すように、両モータ１１、１２のトルクが値０に制御されることで、動力配分装置１によるトルク配分は行われず、差動装置Ｄによって左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲに配分された動力が、そのまま左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲに伝達され、その状態で車両の直進走行が行われる。

車両の右旋回時には、例えば、第１モータ１１に対して発電制御を行うとともに、第２モータ１２に対してゼロトルク制御を行う。第１モータ１１で発電された電力はバッテリ２３に充電される。この発電制御は例えば次のように行われる。まず、検出された操舵角θや車速ＶＰ、アクセル開度ＡＰなどに応じて、第１モータ１１の発電電力の基本値を算出する。また、検出された前輪速度ＶＷＬ、ＶＷＲに基づき、左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲのスリップ率をそれぞれ算出するとともに、その平均値をスリップ率ＲＳとして算出する。次に、このスリップ率ＲＳが所定のグリップ最大スリップ率ＲＳＸになるように補正値を算出し、この補正値で上記の基本値を補正することによって、第１モータ１１の発電電力が算出される。

図４は、上記のように制御された動力配分装置１における各種の回転要素間の回転数の関係とトルクの釣り合い関係を示す。同図において、ＴＧ１は、第１モータ１１による発電に伴って第１ロータ１１ｂに発生する制動トルク（以下「モータ制動トルク」という）である。また、ＲＬＧ１及びＲＲＧ１はそれぞれ、このモータ制動トルクＴＧ１の発生に伴って左出力軸ＳＦＬ及び右出力軸ＳＦＲに作用する反力トルクである。

この場合、右出力軸ＳＦＲ回りのモーメント（トルク×腕の長さ）の釣り合いから、次式（３）が成立し、左出力軸ＳＦＬ回りのモーメントの釣り合いから、次式（４）が成立する。
ＲＬＧ１×１＝ＲＬＧ１＝ＴＧ１×Ａ ・・・（３）
ＲＲＧ１×１＝ＲＲＧ１＝ＴＧ１×（Ａ＋１） ・・・（４）

また、左出力軸ＳＦＬに伝達されるトルク（以下「左出力軸伝達トルク」という）は、ＲＬＧ１（駆動トルク）で表され、右出力軸ＳＦＲに伝達されるトルク（以下「右出力軸伝達トルク」という）は、−ＲＲＧ１（制動トルク）で表される。したがって、左出力軸ＳＦＬにはモータ制動トルクＴＧ１のＡ倍の駆動トルクが、右出力軸ＳＦＲにはモータ制動トルクＴＧ１の（Ａ＋１）倍の制動トルクが、増幅された状態で伝達される。これにより、左出力軸伝達トルクが増加するとともに右出力軸伝達トルクが減少することによって、両者間にトルク差が生じ、車両の右回りのヨーモーメントが増大した状態で、右旋回走行が行われる。

左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲの間に上記のようなトルク差が生じると、右出力軸ＳＦＲの回転数が低下し、第１モータ１１の回転数が低下する。また、前述したように、この発電制御では、左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲのスリップ率ＲＳがグリップ最大スリップ率ＲＳＸになるように、モータ制動トルクＴＧ１が制御されるとともに、レバー比Ａは、スリップ率ＲＳがグリップ最大スリップ率ＲＳＸになったときに、第１モータ１１の回転数が０になるように設定されている。したがって、発電制御が進むにつれて、スリップ率ＲＳがグリップ最大スリップ率ＲＳＸに制御され、前輪ＷＦＬ、ＷＦＲのグリップ力が最大に発揮される状態で、第１モータ１１の回転数が値０付近に収束する。

一方、車両の左旋回時には、上述した右旋回時の場合とは逆に、第２モータ１２に対して発電制御を行うとともに、第１モータ１１に対してゼロトルク制御を行う。第１及び第２遊星歯車機構ＰＧ１、ＰＧ２の構成及び回転要素間の連結関係などが左右対称であることから、この場合の動作は、上述した右旋回時の場合と左右まったく逆の関係になる。例えば、図５は、この場合の動力配分装置１における各種の回転要素間の回転数の関係とトルクの釣り合い関係を示している。ＴＧ２は、第２モータ１２による発電に伴って第２ロータ１２ｂに発生する制動トルクであり、ＲＲＧ２及びＲＬＧ２はそれぞれ、この制動トルクＴＧの発生に伴って右出力軸ＳＦＲ及び左出力軸ＳＦＬに作用する反力トルクである。

また、右出力軸伝達トルクはＲＲＧ２（駆動トルク）で表され、左出力軸伝達トルクは−ＲＬＧ２（制動トルク）で表される。これにより、右出力軸伝達トルクが増加するとともに左出力軸伝達トルクが減少することによって、両者間にトルク差が生じ、車両の左回りのヨーモーメントが増大した状態で、左旋回走行が行われる。他の動作もまた、右旋回時の場合と左右逆で同じであるので、その詳細な説明については省略する。

以上のように、本実施形態の動力配分装置１によれば、第１及び第２遊星歯車機構ＰＧ１、ＰＧ２の２つのギヤ列が軸線方向に並ぶだけなので、３連ピニオンギヤに対応する３つのギヤ列が並ぶ従来の動力配分装置と比較して、軸線方向長さを短縮でき、装置の小型化を図ることができる。

また、第２モータ１２と左出力軸ＳＦＬとの間、及び第１モータ１１と右出力軸ＳＦＲの間のレバー比Ａが大きな値（例えば１０以上）に設定されるとともに、第１又は第２モータ１１、１２の制動トルクがＡ倍又は（Ａ＋１）倍、増幅された状態で、左出力軸ＳＦＬ及び右出力軸ＳＦＲに、駆動トルク又は制動トルクとして伝達・配分される。これにより、第１及び第２モータ１１、１２の小さいトルクで大きなトルク配分を効率的に得ることができる。

また、車両の旋回時における発電制御により、左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲのスリップ率ＲＳがグリップ最大スリップ率ＲＳＸに制御された状態で、第１又は第２モータ１１、１２の回転数が値０付近に収束する。これにより、前輪ＷＦＬ、ＷＦＲのグリップ力が最大に発揮されるとともに、このときに要求されるモータの出力を最小限に抑制することができる。

さらに、前述した算出例に示したように、最大グリップ力が得られるスリップ率が一般的に１０％以下であることから、それに対するレバー比Ａは１０以上に設定され、このときの歯数比ＺＲ／ＺＳは１．９０９以上になる。このように、第１及び第２遊星歯車機構ＰＧ１、ＰＧ２のリングギヤとサンギヤとの歯数比ＺＲ／ＺＳが２．０付近に設定されることによって、サンギヤや第１及び第２ピニオンギヤの歯数が過小になることがなく、したがって、第１及び第２遊星歯車機構ＰＧ１、ＰＧ２の設計及び製造を支障なく容易に行うことができる。

また、第１及び第２遊星歯車機構ＰＧ１、ＰＧ２の構成及び回転要素間の連結関係などが左右対称であることから、前述したように、右旋回時の場合と左旋回時の場合において、左右逆で同一の制御を行うことによって同一のトルク配分を得ることができ、動作の同一性を容易に確保することができる。また、第１及び第２遊星歯車機構ＰＧ１、ＰＧ２の構成及び各回転要素の仕様（歯数、ピッチ円径及び大きさなど）がまったく同じであるので、例えば同一規格の遊星歯車モジュールを用いることが可能であり、それにより、量産効果による製造コストの削減を図ることができる。

次に、図６を参照しながら、第１変形例による動力配分装置について説明する。この第１変形例は、前述した実施形態の動力配分装置１を、ＦＲ（フロントエンジン−リヤドライブ）式の車両ＶＦＲに適用したものである。この車両ＶＦＲでは、動力配分装置１は、差動装置Ｄとともに車両ＶＦＲの後部に配置されており、差動装置Ｄのリングギヤ（図示せず）は、プロペラシャフトＰＳを介して変速機４に連結されている。また、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ、差動装置Ｄ、動力配分装置１の第１及び第２遊星歯車機構ならびに第１及び第２モータの間の連結関係は、実施形態と比較して、前側の左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲを後ろ側の左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに置き換えた点のみが異なっており、その他は同様である。

以上の構成により、エンジン３のトルクは、変速機４、プロペラシャフトＰＳ及び差動装置Ｄを介して、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達され、さらに左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに伝達される。また、第１及び第２モータの制動トルクなどは、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに配分され、さらに左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに伝達される。以上により、第１変形例においても、前述した実施形態による効果を同様に得ることができる。

次に、図７を参照しながら、第２変形例による動力配分装置について説明する。この第２変形例は、実施形態の動力配分装置１を、全輪駆動式の車両ＶＡＷに適用したものである。この車両ＶＡＷでは、前側の左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲは、フロントデフＤＦ、センターデフＤＣ及び変速機４を介して、エンジン３に連結されている。動力配分装置１は、差動装置Ｄとともに車両ＶＡＷの後部に配置されており、差動装置Ｄのリングギヤ（図示せず）は、プロペラシャフトＰＳ及びセンターデフＤＣを介して変速機４に連結されている。また、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ、差動装置Ｄ、動力配分装置１の第１及び第２遊星歯車機構、第１及び第２モータの間の連結関係は、上述した第１変形例と同様である。

以上の構成により、エンジン３のトルクは、変速機４を介してセンターデフＤＣに伝達され、フロントデフＤＦ及びプロペラシャフトＰＳに配分される。フロントデフＤＦに配分されたトルクは、左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲに伝達され、さらに左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲに伝達される。プロペラシャフトＰＳに配分されたトルクは、差動装置Ｄを介して左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達され、さらに左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに伝達される。また、第１及び第２モータの制動トルクなどは、第１及び第２遊星歯車機構を介して左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに配分され、さらに左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに伝達される。以上により、この第２変形例においても、前述した実施形態による効果を同様に得ることができる。

なお、本発明は、説明した実施形態に限定されることなく、種々の態様で実施することができる。例えば、実施形態は、車両の旋回時において、第１及び第２モータ１１、１２のうち、旋回側のモータに対して発電制御を行い、反対側のモータに対してゼロトルク制御を行う例である。本発明は、これに限らず、旋回側のモータに対して発電制御を行うと同時に、反対側のモータに対して放電制御を行ってもよい。この場合においても、実施形態と同様の効果を得ることができる。

また、実施形態では、主としてリングギヤとサンギヤの歯数比ＺＲ／ＺＳが値２．０未満の場合について説明したが、前述したように、歯数比ＺＲ／ＺＳが値２．０より大きい場合にも、値２．０に近いほど、より大きなレバー比Ａが得られるので、実施形態と同様の効果を得ることができる。

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

また、実施形態では、第１及び第２遊星歯車機構ＰＧ１、ＰＧ２として、同一規格の遊星歯車モジュールを共通に用いると説明したが、歯数比ＺＲ／ＺＳが、第１及び第２遊星歯車機構ＰＧ１、ＰＧ２の間で同じで、前述した条件を満たす限り、同一規格の遊星歯車モジュールを必ずしも用いる必要はない。さらに、実施形態は、本発明を車両に適用した例であるが、本発明は、これに限らず、例えば船舶や航空機などにも適用可能である。その他、本発明の趣旨の範囲内で、細部の構成を適宜、変更することが可能である。

１ 動力配分装置
１１ 第１モータ（第１回転機）
１２ 第２モータ（第２回転機）
ＳＦＲ 右出力軸（２つの回転軸の一方）
ＳＦＬ 左出力軸（２つの回転軸の他方）
ＰＧ１ 第１遊星歯車機構
Ｓ１ 第１サンギヤ
Ｐ１１ 第１ピニオンギヤ（プラネタリギヤ）
Ｐ１２ 第２ピニオンギヤ（プラネタリギヤ）
Ｃ１ 第１キャリア
Ｒ１ 第１リングギヤ
ＰＧ２ 第２遊星歯車機構
Ｓ２ 第２サンギヤ
Ｐ２１ 第１ピニオンギヤ（プラネタリギヤ）
Ｐ２２ 第２ピニオンギヤ（プラネタリギヤ）
Ｃ２ 第２キャリア
Ｒ２ 第２リングギヤ
ＺＲ／ＺＳ 歯数比（第１リングギヤと第１サンギヤの歯数比、第２リングギヤと第２サ ンギヤの歯数比）
ＷＦＬ 左前輪（車輪）
ＷＦＲ 右前輪（車輪）
ＲＳ 前輪のスリップ率（車輪のスリップ率）
ＲＳＸ グリップ最大スリップ率（所定スリップ率）

Claims (2)

1. 互いに差回転が可能な２つの回転軸に動力を配分するための動力配分装置であって、
   第１サンギヤ、ダブルピニオンタイプのプラネタリギヤを支持する第１キャリア、及び第１リングギヤを有する第１遊星歯車機構と、
   当該第１遊星歯車機構と同軸状に並列され、第２サンギヤ、ダブルピニオンタイプのプラネタリギヤを支持する第２キャリア、及び第２リングギヤを有する第２遊星歯車機構と、
   第１回転機及び第２回転機と、を備え、
   前記第１サンギヤ及び前記第２キャリアは、互いに連結されるとともに、前記第１回転機に連結され、
   前記第１キャリア及び前記第２サンギヤは、互いに連結されるとともに、前記第２回転機に連結され、
   前記第１リングギヤは前記２つの回転軸の一方に連結され、前記第２リングギヤは前記２つの回転軸の他方に連結され、
   前記第１リングギヤと前記第１サンギヤの歯数比、及び前記第２リングギヤと前記第２サンギヤの歯数比は、互いに同じ値に設定されており、
   前記２つの回転軸は、車両の左右の車輪に連結された左右の出力軸であり、
   前記第１及び第２回転機の一方は、前記車両の旋回時において、前記車輪のスリップ率が前記車輪のグリップが最大になる所定スリップ率になるように制御され、
   前記第１リングギヤと前記第１サンギヤの前記歯数比、及び前記第２リングギヤと前記第２サンギヤの前記歯数比は、前記車輪のスリップ率が前記所定スリップ率になったときに、前記第１及び第２回転機の前記一方の回転数が０になるように設定されていることを特徴とする動力配分装置。
2. 前記第１サンギヤ及び前記第２サンギヤは互いに同じ歯数を有し、前記第１リングギヤ及び前記第２リングギヤは互いに同じ歯数を有することを特徴とする、請求項１に記載の動力配分装置。

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