TW202132160A

TW202132160A - 車輛扭力分配系統

Info

Publication number: TW202132160A
Application number: TW109105333A
Authority: TW
Inventors: 鐘證達; 吳建勳; 王鵬期
Original assignee: 國立虎尾科技大學
Priority date: 2020-02-19
Filing date: 2020-02-19
Publication date: 2021-09-01

Abstract

本發明實施例提供一種車輛扭力分配系統，包括主動力源及扭力分配器。主動力源配置於車輛的第一軸，主動力源輸出正轉的主動力源扭力。扭力分配器配置於車輛的第二軸，扭力分配器耦接於主動力源，且輸出反轉的調節扭力。扭力分配器藉由反轉的調節扭力將正轉的主動力源扭力的全部或部分傳遞至車輛的第二軸。

Description

車輛扭力分配系統

本發明是有關於一種車輛扭力分配系統，且特別是一種藉由反轉的調節扭力將正轉的主動力源扭力的全部或部分，從車輛的第一軸傳遞至車輛的第二軸的車輛扭力分配系統。

主要的四輪傳動系統依照分類，可發現一般民用市售車都會採取全時四輪傳動或是適時四輪傳動的設計，其最主要的部件就是中央差速器，而它又分為被動式的系統和主動式的系統。四輪傳動系統的運作重點都在於中央差速器的結構與設計，目前大多數的四輪傳動車款都採用適時四輪傳動的設計，無非是因應日益嚴苛的環保法規，但大多數都是以前輪傳動或後輪傳動為主，必要時才切換為四輪傳動。然而只有少數車廠的四輪傳動系統可以做到具有前後輪傳動轉換到四驅模式的百分之百（100%）扭力分配技術。

賓士汽車的4Matic+及BMW汽車的xDrive都可以關閉車身動態穩定系統（Electronic Stability Program，ESP）系統，並且手動將後差速器鎖定四輪傳動或純後輪傳動，以保留後輪傳動的操控特性。而其中xDrive可以將扭力百分之百分配至前軸或後軸，但無法長時間保持，且這類系統需要在較高性能高單價的車款上才有搭載。另外奧迪汽車最新的Quattro Ultra則是捨棄傳統機械式的托森（Torsen）差速器改用多片式離合器，而可以從四輪傳動切換至純前輪傳動，但因為離合器不能長期壓緊，導致前後軸的轉速差不能平衡，所以離合器存在一定的滑動率導致離合器過熱的問題，而此系統是交由電腦判斷再作扭力分配的調整，無法讓使用者自行手動調整。因此，如何提供一種結構簡單、經濟實惠且可讓使用者自行調整扭力分配的比例，將是本案所要著重的問題與解決的重點。

有鑑於此，本發明實施例提供一種車輛扭力分配系統，包括主動力源及扭力分配器。主動力源配置於車輛的第一軸，主動力源輸出正轉的主動力源扭力。扭力分配器配置於車輛的第二軸，扭力分配器耦接於主動力源，且輸出反轉的調節扭力。其中扭力分配器藉由反轉的調節扭力將正轉的主動力源扭力的全部或部分傳遞至車輛的第二軸。

在本發明的一實施例中，更包括傳動裝置，耦接於第一軸及第二軸之間。

在本發明的一實施例中，其中扭力分配器包括行星齒輪組及調節動力源，調節動力源用以輸出反轉的調節扭力以帶動行星齒輪組，來傳遞正轉的主動力源扭力的全部或部分至車輛的第二軸。

在本發明的一實施例中，更包括減速齒輪耦接於行星齒輪組與主動力源之間，主動力源通過減速齒輪將正轉的主動力源扭力的全部或部分傳遞至行星齒輪組，其中減速齒輪具有減速齒輪減速比。

在本發明的一實施例中，其中行星齒輪組包括太陽齒輪、行星架及環形齒輪。太陽齒輪具有太陽齒數，太陽齒輪耦接於調節動力源。行星架耦接於太陽齒輪及減速齒輪。環形齒輪具有環形齒數，環形齒輪耦接於行星架。

在本發明的一實施例中，更包括耦接於主動力源的第一差速器及耦接於第一差速器的第一車輪，且第一差速器具有第一差速器減速比，其中主動力源通過第一差速器將正轉的主動力源扭力的全部或部分傳遞至第一車輪。

在本發明的一實施例中，更包括耦接於環形齒輪的第二差速器及耦接於第二差速器的第二車輪，且第二差速器具有第二差速器減速比，其中主動力源通過第二差速器將正轉的主動力源扭力的全部或部分傳遞至第二車輪。

在本發明的一實施例中，其中第一差速器減速比與第二差速器減速比的減速必須滿足下列條件：

，其中

，

代表第一差速器減速比，

代表第二差速器減速比，

代表減速齒輪減速比，k代表行星齒輪組的基本比例，

代表環形齒數，

代表太陽齒數。

在本發明的一實施例中，其中第一車輪的驅動扭力是根據下列公式獲得，

，第二車輪的驅動扭力是根據下列公式獲得，

，其中

，

代表調節動力源與主動力源之間的扭力比例，T_dm 代表反轉的調節扭力，T_p 代表正轉的主動力源扭力，T_w1 代表第一車輪的驅動扭力，T_w2 代表第二車輪的驅動扭力。

在本發明的一實施例中，其中正轉的主動力源扭力與反轉的調節扭力之間的變化量必須滿足下列條件：

。

本發明實施例所提供的車輛扭力分配系統，通過扭力分配器藉由反轉的調節扭力帶動行星齒輪組，將正轉的主動力源扭力的全部或部分，經由傳動裝置從車輛的第一軸傳遞至車輛的第二軸，並根據調節扭力與主動力源扭力之間的扭力比例，來決定第一軸與第二軸之間扭力分配的比例，藉此達到快速且即時完成扭力分配的功能。

上述說明僅是本發明技術方案的概述，為了能夠更清楚瞭解本發明的技術手段，而可依照說明書的內容予以實施，並且為了讓本發明的上述和其他目的、特徵和優點能夠更明顯易懂，以下特舉較佳實施例，並配合附圖，詳細說明如下。為讓本發明之上述和其他目的、特徵和優點能更明顯易懂，下文特舉實施例，並配合所附圖式，作詳細說明如下。

請參閱圖1，圖1是依照本發明實施例所繪示之車輛扭力分配系統的配置示意圖。車輛扭力分配系統1包括主動力源P及耦接於主動力源P的扭力分配器MTD。主動力源P較佳是配置於車輛的第一軸A1，而扭力分配器MTD較佳是配置於車輛的第二軸A2。主動力源P輸出正轉的主動力源P扭力，而扭力分配器MTD輸出反轉的調節扭力。更進一步來說，扭力分配器MTD可藉由反轉（逆轉）的調節扭力將正轉的主動力源扭力T_p 的全部或部分傳遞至車輛的第二軸A2。這裏所提到的主動力源P，較佳是馬達，或是其它動力源例如引擎。這裏所提到的車輛的第一軸A1，例如是車輛的前軸或後軸，而車輛的第二軸A2乃是相對於車輛的第一軸A1，例如若車輛的第一軸A1為後軸時，則車輛的第二軸A2便為前軸。另外，車輛扭力分配系統1還包括傳動裝置TD，耦接於第一軸A1及第二軸A2之間。這裏所提到的傳動裝置TD，例如是傳動軸等傳動機構。

扭力分配器MTD包括行星齒輪組PG及耦接於行星齒輪組PG的調節動力源DM。當調節動力源DM輸出反轉的調節扭力T_dm 時，藉由反轉的調節扭力T_dm 帶動行星齒輪組PG，來將正轉的主動力源扭力T_p 的全部或部分從車輛的第一軸A1傳遞至車輛的第二軸A2。這裡所提到的調節動力源DM較佳是馬達，或是其它動力源例如引擎。

請參閱圖2，圖2是依照本發明實施例所繪示之扭力分配器的原理配置示意圖。行星齒輪組PG包括環形齒輪R、行星架C及太陽齒輪S。太陽齒輪S配置於行星齒輪組PG的中心，外圍環繞著行星架C，行星架C的外圍再環繞著環形齒輪R。更進一步來說，太陽齒輪S耦接於行星架C，行星架C耦接於環形齒輪R，而調節動力源DM乃是耦接於太陽齒輪S。其中環形齒輪R具有環形齒數Zr，太陽齒輪S具有太陽齒數Zs。此外，行星架C還包括行星齒輪。

車輛扭力分配系統1還包括減速齒輪RG。減速齒輪RG乃是耦接於行星齒輪組PG與主動力源P之間，也就是耦接於行星齒輪組PG的行星架C與主動力源P之間。更進一步來說，主動力源P通過減速齒輪RG將正轉的主動力源扭力T_P 的全部或部分傳遞至行星齒輪組PG的行星架C。其中減速齒輪RG具有減速齒輪減速比r_rg 。

請同時參閱圖1及圖2，車輛扭力分配系統1還包括耦接於主動力源P的第一差速器F1及耦接於第一差速器F1的第一車輪W1，以及耦接於環行齒輪R的第二差速器F2及耦接於第二差速器F2的第二車輪W2。更進一步來說，主動力源P通過第一差速器F1將正轉的主動力源扭力T_p 的全部或部分傳遞至第一車輪W1，或者主動力源P通過減速齒輪RG及行星齒輪組PG之後，再通過第二差速器F2將正轉的主動力源扭力T_p 的全部或部分傳遞至第二車輪W2。其中第一差速器F1具有第一差速器減速比rf1，第二差速器F2具有第二差速器減速比rf2。這裡所提的第一差速器F1及第二差速器F2，較佳是由差速器和減速齒輪組成。

接著要說明的是，扭力分配的運作原理。請參閱圖3A，圖3A是依照本發明實施例所繪示之主動力源的扭力關係示意圖。當主動力源P產生主動力源扭力T_p 時，此主動力源扭力T_p 會輸出至扭力分配器MTD及第一差速器F1，輸出至第一差速器F1的扭力稱為第一主扭力T_{p_f1} ，輸出至扭力分配器MTD的扭力稱為第二主扭力T_{p_mtd} ，而主動力源P與扭力分配器MTD及第一差速器F1之間的扭力關係可表示為：

(1)。更進一步來說，主動力源P通過第一差速器F1將第一主扭力T_{p_f1} 傳遞至第一車輪W1。主動力源P和第一車輪W1之間的轉速關係可表示為：

(2)，其中W_p 代表主動力源P的轉速，稱之為主動力源轉速W_p ；W_w1 代表第一車輪W1的轉速，稱之為第一車輪轉速W_w1 。

請參閱圖3B，圖3B是依照本發明實施例所繪示之主動力源與行星齒輪組及減速齒輪之間的扭力關係示意圖。扭力分配器MTD與鄰近組件之間的扭力關係可表示為：

(3)，其中T_dm 是從行星齒輪組PG的太陽齒輪S至調節動力源DM的扭力輸出，稱之為調節扭力T_dm ；T_rg 是從減速齒輪RG輸入至行星齒輪組PG的行星架C的扭力，稱之為減速齒輪扭力T_rg ；T_f2 是行星齒輪組PG的環形齒輪R輸出至第二差速器F2的扭力，稱之為第二差速器扭力T_f2 ；參數k是行星齒輪組PG的基本比例，較佳定義為：

(4)，其中Z_r 為環形齒輪R的齒數，稱之為環輪齒數Z_r ；Z_s 為太陽齒輪S的齒數，稱之為太陽輪齒數Z_s 。另外，減速齒輪扭力T_rg 與第二主扭力T_{p_mtd} 之間的扭力關係可表示為：

(5)，其中r_rg 為減速齒輪RG的減速比，稱之為減速齒輪減速比r_rg 。

扭力分配器MTD的轉速關係可表示為：

(6)，其中W_dm 是行星齒輪組PG的太陽齒輪S耦接到調節動力源DM的轉速，稱之為調節動力源轉速W_dm ；W_rg 是行星齒輪組PG的行星架C耦接到減速齒輪RG的轉速，稱之為減速齒輪轉速W_rg ；W_f2 行星齒輪組PG的環形齒輪R耦接到第二差速器F2的轉速，稱之為第二差速器轉速W_f2 。扭力分配器MTD通過第二差速器F2將扭力傳遞至第二車輪W2，因此扭力分配器MTD的環形齒輪R與第二車輪W2之間的轉速關係可表示為：

(7)，其中W_w2 是第二車輪W2的轉速，稱之為第二車輪轉速W_w2 。

接著要說明的是，扭力分配器MTD的轉速關係。請參閱圖4，圖4是依照本發明實施例所繪示之扭力分配器的轉速關係示意圖。從圖4的諾莫圖(nomograph)可以更容易理解扭力分配器MTD的轉速關係，從左到右的三條垂直線分別是行星齒輪組PG的太陽齒輪S、行星架C及環形齒輪R，即分別為調節動力源轉速W_dm 、減速齒輪轉速W_rg 及第二差速器轉速W_f2 。值得注意的是，這些垂直線之間的距離必須滿足下列關係式：

(8)。因此位於相對應線上的調節動力源轉速W_dm 、減速齒輪轉速W_rg 及第二差速器轉速W_f2 也將位於垂直線上。

由於第二主扭力T_{p_mtd} 作為驅動的輸入扭力，減速齒輪扭力T_rg 是輸出扭力，因此如果調節動力源轉速W_dm ＞0或調節動力源轉速W_dm ＜0，則調節動力源DM將在發電機模式或是馬達模式下運行。但為了實現扭力分配的功能，調節動力源DM必須在馬達模式下運作，即調節動力源DM的轉動方向為反轉，即

(9)，然後獲得如下所需條件：

(10)。

如果車輛是直線行駛，我們可以發現

(式11)，其中V代表車速， R_w 代表車輪半徑，則可以找到以下關係：

(式12)。因此第二差速器F2和第一差速器F1的減速比必須滿足以下條件：

(13)。較佳是將第一差速器減速比rf1與第二差速器減速比rf2皆設計為相同大小的值，例如是3.9。將這種不等式條件應用於圖4中的諾謨圖，發現如果車輛向前直線行駛且所有車輪都沒有打滑的情況下，則調節動力源轉速W_dm 、減速齒輪轉速W_rg 及第二差速器轉速W_f2 將位於與固定點O相交的特定直線上，而O點必須位於S點和C點之間，並且滿足以下條件：

(式14)。此外，由於調節動力源DM為反轉，所以調節動力源DM所帶動的太陽齒輪S也為反轉，此時行星架C及環形齒輪R的轉動方向為正轉。換言之，減速齒輪轉速W_rg 與第二差速器轉速W_f2 皆隨著調節動力源轉速W_dm 的增加而呈線性增加。此外，由於O點是固定在S點和C點之間的一個點上，所以調節動力源DM可在低速運轉時執行扭力的調節。由式(3)可知，當動力為穩定輸出時，太陽齒輪S的扭力T_s 、行星架C的扭力T_c 及環形齒輪R的扭力T_r 之間的比例關係可表示為 -1：k+1：-k。也就是說，當主動力源P所產生的主動力源扭力T_p 透過減速齒輪RG而傳遞至行星架C時為正扭力時，此時為太陽齒輪S的扭力T_s 負扭力，而環形齒輪R為負k倍的扭力。

接著要說明的是，前後輪之間的扭力分配。本發明乃是透過調節動力源DM和主動力源P之間所調節的扭力比例，來執行前輪與後輪之間的扭力分配，如何改變這比例將影響第一車輪W1和第二車輪W2之間的扭力分配如下所示。首先，第二車輪W2的驅動扭力T_w2 可表示為：

(15)，而第一車輪W1的驅動扭力T_w1 可表示為：

(16)。從式(1)和式(3)可獲得以下關係：

(17)，將式(17)代入式(16)，第一車輪W1的驅動扭力T_w1 可表示為：

(18)。所有車輪的總驅動扭力T_w 可透過組合式(15)與式(18)得到：

(19)。將調節動力源DM和主動力源P之間的扭力比例定義為：

，上面所表達的

、

和

可以被重寫為：

(20)，

(21)，

(22)。四輪傳動的比例定義為：

，並且透過組合式(20)和(22)，可表示為：

(23)。

舉例來說，如果調節動力源DM沒有扭力輸出，即

，

，

，則

表示車輛純粹由第一車輪W1驅動。如果調節動力源DM有扭力輸出，則

，即

，

，則

表示車輛純粹由第二車輪W2驅動。因此第一車輪W1與第二車輪W2之間的扭力分配比取決於調節動力源DM和主動力源P提供的扭力比，即

(24)。因此，車輛扭力分配系統1提供了一種直接有效的控制方式來實現扭力分配，透過改變調節動力源DM的扭力輸出大小，來執行前後輪的扭力分配，並瞬間影響車輪的總驅動扭力T_w ，因此，當車輛須要使用扭力分配並保持恆定的總驅動扭力T_w 時，例如車輛在定速巡航時，需要根據調節扭力T_dm 的變化，稍微調整主動力源扭力T_p 的輸出扭力，由式(19)導出總驅動扭力T_w 相對於調節扭力T_dm 的變化量並表示為：

(25)。現在為了在改變調節扭力T_dm 時保持總驅動扭力T_w 不變，即

，主動力源扭力T_p 相對於調節扭力T_dm 的變化是

(26)。由於應滿足車輛扭力分配系統1的基本條件不等式(12)，因此須遵循以下條件：

(27)，也就是說為了保持恆定總驅動扭力T_w 的同時須增加調節扭力T_dm ，扭力輸出主動力源扭力T_p 需要根據式(25)的變化率略為減少。

接著要說明的是，根據預先設定的參數來說明扭力分配的運作情況。假設第一差速器減速比r_f1 與第二差速器減速比r_f2 皆設定為3.9；減速齒輪減速比r_rg 設定為1.45；行星齒輪組基本比例k設定為2.6；車速V恆定在10km/h，主動力源P輸出的主動力源扭力T_p 為15Nm（Newton metre），根據式20至23及式26來說明扭力分配的情況。另外，假設第一軸A1及第一車輪W1分別為後軸及後輪，而第二軸A2及第二車輪W2分別為前軸及前輪。以下就五種扭力分配的態樣來說明，但不以此為限。

第一種扭力分配的態樣是，純後輪傳動的模式（T_dm ＝0 Nm，

，

）。當車輛處於純後輪傳動的狀態下，車輛扭力分配系統1只有主動力源P有扭力輸出，但調節動力源DM並無任何扭力輸出。也就是說，主動力源扭力T_p 所輸出15Nm的扭力全部分配至第一軸A1上，而完全沒有任何扭力分配至第二軸A2上。此時，前輪的驅動扭力T_w2 為0Nm，而後輪的驅動扭力T_w1 透過第一差速器減速比r_f1 放大為58.5Nm，所以總驅動扭力T_w 為58.5 Nm。

第二種扭力分配的態樣是，前後輪扭力比為20：80的模式（T_dm ＝1.16 Nm，

＝0.08，

＝0.8）。主動力源P輸出的主動力源扭力T/降低為14.86Nm，這比純後輪傳動模式略低。這是因為調節動力源DM輸出的調節扭力T_dm 從0Nm增加至1.16Nm，使得主動力源扭力T_p 的部分扭力可以從第一軸A1傳遞至第二軸A2，但由於部分的調節扭力T_dm 會變為驅動扭力，為了維持車輛的總驅動扭力T_w 為恆定，由式26得知

＝-0.12，需要將主動力源P的主動力源扭力T_p 等比例調降。當主動力源扭力T_p 有20%扭力從後輪傳遞至前輪時，調節動力源DM需要輸出1.16 Nm的調節扭力T_dm ，以將第一軸A1上的20%扭力傳遞至第二軸A2上，使第二軸A2獲得20%的扭力。此時後輪的驅動扭力T_w1 由主動力源P輸出後透過第一差速器減速比r_f1 放大為46.84 Nm；前輪的驅動扭力T_w2 輸出透過第二差速器減速比r_f2 放大為11.66 Nm，而前後輪的驅動扭力加起來的總輸出驅動扭力T_w 為58.5 Nm，這正好與純後輪傳動模式的總輸出扭力相等。

第三種扭力分配的態樣是，前後輪扭力比為50:50的模式（T_dm ＝2.95 Nm，

＝0.2，

＝0.5）主動力源P輸出的主動力源扭力T_p 降低為14.65Nm，這比純後輪傳動模式略低。這是因為調節動力源DM的調節扭力T_dm 從0Nm增加至2.95Nm，使得主動力源扭力T_p 部分扭力可以從第一軸A1傳遞至第二軸A2，但由於部分的調節扭力T_dm 會變為驅動扭力，為了維持車輛的總驅動扭力為恆定，由式26得知

＝-0.12，需要將主動力源P的主動力源扭力T_p 等比例調降。當主動力源扭力T_p 有50%扭力從後輪傳遞至前輪時，調節動力源DM需要輸出2.95 Nm的調節扭力T_dm ，以將第一軸A1的50%扭力傳遞至第二軸A2，使第二軸A2獲得50%的扭力。此時後輪的驅動扭力T_w1 由主動力源P輸出後透過第一差速器減速比r_f1 放大為29.25 Nm；前輪的驅動扭力T_w2 輸出透過第二差速器減速比r_f2 放大為29.22 Nm，而前後輪的驅動扭力加起來的總輸出驅動扭力T_w 為58.47 Nm，這與純後輪傳動模式的總輸出扭力幾乎相等。

第四種扭力分配的態樣是，前後輪扭力比為80：20的模式（T_dm ＝4.79，

＝0.32，

＝0.2）。主動力源P輸出的主動力源扭力T_p 降低為14.44Nm，這比純後輪傳動模式略低。這是因為調節動力源DM的調節扭力T_dm 從0Nm增加至4.79Nm，使得主動力源扭力T_p 的部分扭力從第一軸A1傳遞至第二軸A2，但由於部分的調節扭力T_dm 會變為驅動扭力，為了維持車輛的總驅動扭力T_w 為恆定，由式26得知

＝-0.12，需要將主動力源P的主動力源扭力T_p 等比例調降。當主動力源扭力T_p 有80%的扭力從後輪傳遞至前輪時，調節動力源DM需要輸出4.79 Nm的調節扭力T_dm ，以將第一軸A1上的80%的扭力傳遞至第二軸A2，使第二軸A2獲得80%的扭力。此時後輪的驅動扭力T_w1 由主動力源P輸出後透過第一差速器減速比r_f1 放大為11.67 Nm；前輪的驅動扭力T_w2 輸出透過第二差速器減速比r_f2 放大為46.75 Nm，而前後輪的驅動扭力加起來的總輸出驅動扭力T_w 為58.42 Nm，這與純後輪傳動模式的總輸出扭力幾乎相等。

第五種扭力分配的態樣是，純前輪傳動的模式（T_dm ＝6.04，

.4，

）。主動力源P輸出的主動力源扭力T_p 降低為14.29Nm，這比純後輪傳動模式略低。這是因為調節動力源DM輸出的調節扭力T_dm 從0Nm增加至6.04Nm，使得主動力源扭力T_p 的全部扭力從第一軸A1傳遞至第二軸A2，但由於部分的調節扭力T_dm 會變為驅動扭力，為了維持車輛的總驅動扭力為恆定，由式26得知

＝-0.12，需要將主動力源P等比例調降。當主動力源扭力T_p 有100%的扭力從後輪傳遞至前輪時，調節動力源DM需要輸出6.04 Nm的調節扭力T_dm ，以將第一軸A1的100%扭力傳遞至第二軸A2，使第二軸A2獲得100%的扭力。此時後輪的驅動扭力T_w1 為0Nm，代表沒有任何扭力輸出；前輪的驅動扭力T_w2 由主動力源P輸出後透過第一差速器減速比r_f1 放大為58.35 Nm，而前後輪的驅動扭力加起來的總輸出驅動扭力T_w 為58.35Nm，這與純後輪傳動模式的總輸出扭力幾乎相等。

接下來說明的是，本發明實施例的兩種實作方式。第一種實作方式主要是將主動力源P及扭力分配器MTD分別配置在車輛的後軸及前軸。第二種實作方式主要是將主動力源P及扭力分配器MTD分別配置在車輛的前軸及後軸。有關扭力分配的運作原理、前後輪之間的扭力分配及扭力分配的運作情況已於本文實施方式中詳加敘述，在此不再贅述。

請參閱圖5，圖5是依照本發明實施例所繪示之車輛扭力分配系統的第一種實作方式的配置示意圖。車輛扭力分配系統2包括配置於車輛的第一軸A1（後軸）的主動力源P、配置於車輛的第二軸A2（前軸）的扭力分配器MTD（調節動力源DM及行星齒輪組PG）、耦接於第一軸A1及第二軸A2之間的傳動裝置TD、耦接於行星齒輪組PG與主動力源P之間的減速齒輪RG（圖未繪）、耦接於主動力源P的第一差速器F1、耦接於第一差速器F1的第一車輪W1（後輪）、耦接於環行齒輪R的第二差速器F2、耦接於第二差速器F2的第二車輪W2（前輪）。當車輛欲進行前後輪的扭力分配時，扭力分配器MTD須輸出調節扭力T_dm ，藉由這反轉的調節扭力T_dm 帶動行星齒輪組PG，將正轉的主動力源扭力T_p 的全部或部分，經由傳動裝置TD從車輛的第一軸A1傳遞至車輛的第二軸A2，並根據調節扭力T_dm 與主動力源扭力T_p 之間的扭力比例，來決定第一軸A1與第二軸A2之間扭力分配的比例，藉此達到快速且即時完成扭力分配的功能。

請參閱圖6，圖6是依照本發明實施例所繪示之車輛扭力分配系統的第二種實作方式的配置示意圖。車輛扭力分配系統3包括配置於車輛的第一軸A1（前軸）的主動力源P、配置於車輛的第二軸A2（後軸）的扭力分配器MTD（調節動力源DM及行星齒輪組PG）、耦接於第一軸A1及第二軸A2之間的傳動裝置TD、耦接於行星齒輪組PG與主動力源P之間的減速齒輪RG（圖未繪）、耦接於主動力源P的第一差速器F1、耦接於第一差速器F1的第一車輪W1（前輪）、耦接於環行齒輪R的第二差速器F2、耦接於第二差速器F2的第二車輪W2（後輪）。當車輛欲進行前後輪的扭力分配時，扭力分配器MTD須輸出調節扭力T_dm ，藉由這反轉的調節扭力T_dm 帶動行星齒輪組PG，將正轉的主動力源扭力T_p 的全部或部分，經由傳動裝置TD從車輛的第一軸A1傳遞至車輛的第二軸A2，並根據調節扭力T_dm 與主動力源扭力T_p 之間的扭力比例，來決定第一軸A1與第二軸A2之間扭力分配的比例，藉此達到快速且即時完成扭力分配的功能。

綜上所述，本發明實施例所提供的車輛扭力分配系統，通過扭力分配器藉由反轉的調節扭力帶動行星齒輪組，將正轉的主動力源扭力的全部或部分，經由傳動裝置從車輛的第一軸傳遞至車輛的第二軸，並根據調節扭力與主動力源扭力之間的扭力比例，來決定第一軸與第二軸之間扭力分配的比例，藉此達到快速且即時完成扭力分配的功能。

雖然本發明已以實施例揭露如上，然其並非用以限定本發明，本發明所屬技術領域中具有通常知識者，在不脫離本發明之精神和範圍內，當可作些許之更動與潤飾，因此本發明之保護範圍當視後附之申請專利範圍所界定者為準。

1、2、3:車輛扭力分配系統 A1:第一軸 A2:第二軸 C:行星架 DM:調節動力源 F1:第一差速器 F2:第二差速器 MTD:扭力分配器 P:主動力源 PG:行星齒輪組 R: 環行齒輪 RG:減速齒輪 R_w :車輪半徑 S:太陽齒輪 TD:傳動裝置 V:車速 W1:第一車輪 W2:第二車輪 Z_s :太陽齒數 Z_r :環行齒數 r_f1 :第一差速器減速比 r_f2 :第二差速器減速比 r_rg :減速齒輪減速比 k:行星齒輪組的基本比例 T_p :正轉的主動力源扭力 T_{p_f1} :第一主扭力 T_{p_mtd} :第二主扭力 T_dm :反轉的調節扭力 T_rg :減速齒輪扭力 T_f2 :第二差速器扭力 T_w1 :第一車輪的驅動扭力 T_w2 :第二車輪的驅動扭力 W_p :主動力源轉速 W_dm :調節動力源轉速 W_rg :減速齒輪轉速 W_f2 :第二差速器轉速 W_w1 :第一車輪轉速 W_w2 :第二車輪轉速

:調節動力源和主動力源之間的扭力比例

:四輪傳動的比例

圖1是依照本發明實施例所繪示之車輛扭力分配系統的配置示意圖。圖2是依照本發明實施例所繪示之扭力分配器的原理配置示意圖。圖3A是依照本發明實施例所繪示之主動力源的扭力關係示意圖。圖3B是依照本發明實施例所繪示之主動力源與行星齒輪組及減速齒輪之間的扭力關係示意圖。圖4是依照本發明實施例所繪示之扭力分配器的轉速關係示意圖。圖5是依照本發明實施例所繪示之車輛扭力分配系統的第一種實作方式的配置示意圖。圖6是依照本發明實施例所繪示之車輛扭力分配系統的第二種實作方式的配置示意圖。

1:車輛扭力分配系統

P:主動力源

TD:傳動裝置

MTD:扭力分配器

A1:第一軸

A2:第二軸

F1:第一差速器

F2:第二差速器

W1:第一車輪

W2:第二車輪

Claims

一種車輛扭力分配系統，包括：一主動力源，配置於該車輛的一第一軸，該主動力源輸出一正轉的主動力源扭力；以及一扭力分配器，配置於該車輛的一第二軸，該扭力分配器耦接於該主動力源，且輸出一反轉的調節扭力；其中該扭力分配器藉由該反轉的調節扭力將該正轉的主動力源扭力的全部或部分傳遞至該車輛的該第二軸。
如請求項1所述之車輛扭力分配系統，更包括一傳動裝置，耦接於該第一軸及該第二軸之間。
如請求項2所述之車輛扭力分配系統，其中該扭力分配器包括一行星齒輪組及一耦接於該行星齒輪組的調節動力源，該調節動力源用以輸出該反轉的調節扭力以帶動該行星齒輪組來傳遞該正轉的主動力源扭力的全部或部分至該車輛的該第二軸。
如請求項3所述之車輛扭力分配系統，更包括一減速齒輪，耦接於該行星齒輪組與該主動力源之間，該主動力源通過該減速齒輪將該正轉的主動力源扭力的全部或部分傳遞至該行星齒輪組，其中該減速齒輪具有一減速齒輪減速比。
如請求項4所述之車輛扭力分配系統，其中該行星齒輪組包括：一太陽齒輪，具有一太陽齒數，該太陽齒輪耦接於該調節動力源；一行星架，耦接於該太陽齒輪及耦接於該減速齒輪；以及一環形齒輪，具有一環形齒數，該環形齒輪耦接於該行星架。
如請求項5所述之車輛扭力分配系統，更包括一耦接於該主動力源的第一差速器及一耦接於該第一差速器的一第一車輪，且該第一差速器具有一第一差速器減速比，其中該主動力源通過該第一差速器將該正轉的主動力源扭力的全部或部分傳遞至該第一車輪。
如請求項6所述之車輛扭力分配系統，更包括一耦接於該環形齒輪的第二差速器及一耦接於該第二差速器的一第二車輪，且該第二差速器具有一第二差速器減速比，其中該主動力源通過該第二差速器將該正轉的主動力源扭力的全部或部分傳遞至該第二車輪。
如請求項7所述之車輛扭力分配系統，其中該第一差速器減速比與該第二差速器減速比的減速必須滿足下列條件：
，其中
，
代表該第一差速器減速比，
代表該第二差速器減速比，
代表該減速齒輪減速比，k代表該行星齒輪組的基本比例，
代表該環形齒數，
代表該太陽齒數。
如請求項8所述之車輛扭力分配系統，其中該第一車輪的驅動扭力是根據下列公式獲得，
，該第二車輪的驅動扭力是根據下列公式獲得，
，其中
，
代表該調節動力源與該主動力源之間的扭力比例，T_dm 代表該反轉的調節扭力，T_p 代表該正轉的主動力源扭力，T_w1 代表該第一車輪的驅動扭力，T_w2 代表該第二車輪的驅動扭力。
如請求項9所述之車輛扭力分配系統，其中該正轉的主動力源扭力與該反轉的調節扭力之間的變化量必須滿足下列條件：
。