WO2009081876A1

WO2009081876A1 - 駆動力配分装置

Info

Publication number: WO2009081876A1
Application number: PCT/JP2008/073231
Authority: WO
Inventors: Atsuhiro Mori; Takeshi Yamamoto
Original assignee: Nissan Motor Co., Ltd.
Priority date: 2007-12-26
Filing date: 2008-12-19
Publication date: 2009-07-02
Also published as: CN101909918A; JP5262588B2; ATE555330T1; JP2009173261A; EP2236341A4; EP2236341A1; EP2236341B1; US20100276246A1; US8820193B2

Abstract

　後輪へトルクを伝達する入力軸に第1ローラを一体成形し、前輪へトルクを向かわせる出力軸に第2ローラを一体成形する。ローラ31,32が相互に径方向へ押圧接触されるよう、ローラ軸間距離を、ローラの半径の和値よりも小さくして、入力軸から後輪へのトルクの一部を、ローラを経て出力軸より前輪へ向かわせる。ローラ間径方向押圧力を、この押圧力で決まる前輪トルク配分比最大状態での最大配分時最大ローラ伝達トルクが、前輪トルク配分比最大状態で最大入力が入力軸へ伝達された時の前輪最大配分トルクよりも小さくなるよう定めるべくローラ軸間距離を決定する。

Description

駆動力配分装置

　本発明は、四輪駆動車両のトランスファーとして有用な駆動力配分装置の改良提案に関するものである。

発明の背景

　駆動力配分装置としては従来、例えば特許文献1に記載のようなものが知られている。
　この文献に記載の駆動力配分装置は、遊星歯車組を用いた四輪駆動車両のトランスファーで、
　遊星歯車組のキャリアに変速機からのトルクを入力し、このトルクをキャリアから、サンギヤおよびリングギヤを経て主駆動輪および従駆動輪に分配出力することにより、主従駆動輪間の駆動力配分（トルク配分）を決定するものである。
特開２００５－３３７４４２号公報

発明の概要

　しかし、上記のものに代表されるように従来の駆動力配分装置は、遊星歯車組などの歯車組を用いて主従駆動輪間でのトルク配分を行うものであるため、
　主駆動輪へのトルク（主駆動輪トルク）と、従駆動輪へのトルク（従駆動輪トルク）の配分比が、歯車諸元（特許文献1の構成では、サンギヤ歯数およびリングギヤ歯数）で一義的に決まってしまう。

　従って、主駆動輪トルクと従駆動輪トルクの配分比が、全トルク域に亘って同じになり、駆動力配分装置への入力トルクが大きくなると、主駆動輪トルクが大きくなるのは勿論であるが、それに応じて従駆動輪トルクも、全トルク域に亘りトルクの配分比に応じて増大する。
　そのため、従駆動輪トルク配分比が最大kmaxである従駆動輪トルク配分最大状態のときに駆動力配分装置へ最大トルク（エンジントルクが最大で、且つ、変速機の変速比が最ローである時のトルク）Tinmaxが入力された場合、当該従駆動輪トルク配分最大のトルク配分比kmaxおよび最大入力トルクTinmaxに対応した大きなトルク（従駆動輪最大配分トルクTfkmax＝kmax×Tinmax）を従駆動輪へ向かわせる。

　しかし実用環境下において、かように大きなトルクを従駆動輪へ向かわせる必要はなく、不必要なほど大きなトルクを従駆動輪へ向かわせることとなる。
　さりとて、不必要なほどに大きなトルクが従駆動輪へ向かう可能性がある以上、当該大きなトルクにも抗し得るよう従駆動輪の駆動系を設計しなければならず、
　従来の駆動力配分装置を用いると、当該駆動系の強度を、実用上必要でないほどに大きいものにしなければならず、コスト上の無駄や、重量増を招くという問題を生ずる。

　本発明は、上記の実情に鑑み、ローラ間径方向押圧力で決まる従駆動輪トルク配分最大状態での最大配分時最大ローラ伝達トルクを制限し得るような駆動力配分装置を提案し、
　これにより、従駆動輪の駆動系強度を、実用上必要でないほど大きいものにする必要がないようにし、上記したコスト上および重量増に関する問題を解消することを目的とする。

　この目的のため、本発明による駆動力配分装置は、
　主駆動輪へのトルクの一部を従駆動輪へ分配して出力することにより、主従駆動輪間の駆動力配分を決定するようにした駆動力配分装置を基礎前提とし、これに対し、
　主駆動輪へのトルク伝達経路を成す回転部材と共に回転する第1ローラと、
　従駆動輪へのトルク伝達経路を成す回転部材と共に回転する第2ローラと、
　これら第1ローラおよび第2ローラを相互に径方向へ押圧接触させて、該第1ローラおよび第2ローラ間でのトルク伝達を可能にするローラ間径方向押圧部とを設けたものである。

　そして上記ローラ間径方向押圧部は、第1ローラおよび第2ローラ間の径方向押圧力を、該ローラ間径方向押圧力で決まる従駆動輪トルク配分最大状態での最大配分時最大ローラ伝達トルクが、該従駆動輪トルク配分最大状態のまま駆動力配分装置へ最大トルクを入力させたと仮定した時の従駆動輪最大配分トルクよりも小さくなるよう定めた。

本発明の第1実施例になる駆動力配分装置を具えた四輪駆動車両のパワートレーンを、車両上方から見て示す概略平面図である。図1における駆動力配分装置の縦断側面図である。本発明の第2実施例になる駆動力配分装置を示す、図2と同様な縦断側面図である。図3のIV-IV線上で断面とし、矢の方向に見て示す、第2ローラから出力軸への駆動力伝達部の縦断正面図である。本発明の第3実施例になる駆動力配分装置を示す、図3と同様な縦断側面図である。図5に示す第3実施例の駆動力配分装置で用いたクランクシャフトを示す縦断正面図である。本発明の第4実施例になる駆動力配分装置を示す、図5と同様な縦断側面図である。本発明の第5実施例になる駆動力配分装置を示す、図5と同様な縦断側面図である。第1乃至第5実施例になる駆動力配分装置の、入力トルクに対するローラ伝達トルク（従駆動輪トルク）の変化特性を示す特性線図である。図2に示す駆動力配分装置による前後輪駆動力配分特性を例示する特性線図である。

詳細な説明

　かかる本発明の駆動力配分装置によれば、
　主駆動輪へのトルクの一部が、第1ローラから第2ローラを経て従駆動輪に向かい、主従駆動輪の双方を駆動させ得るが、
　この際、ローラ間径方向押圧力で決まる従駆動輪トルク配分最大状態での最大配分時最大ローラ伝達トルクが、該従駆動輪トルク配分最大状態のまま駆動力配分装置へ最大トルクを入力させたと仮定した時の従駆動輪最大配分トルクよりも小さいため、以下の作用効果を奏し得る。

　つまり、最大配分時最大ローラ伝達トルクを越えて従駆動輪最大配分トルクに至るまでの大きなトルク、即ち実用環境下においては不要なほどに大きなトルクを従駆動輪へ向かわせることがなくなる。
　従って、当該大きなトルクに抗し得るよう従駆動輪の駆動系を設計する必要がなくなり、当該駆動系の強度を、実用上必要な範囲内の強度にしても差し支えないこととなって、コスト上の無駄や、重量増に関する前記の問題を解消することができる。

　以下、本発明の実施の形態を、図1,2に示す第1実施例、図3,4に示す第2実施例、図5,6に示す第3実施例、図7に示す第4実施例、および図8に示す第5実施例に基づき詳細に説明する。

[第1実施例]
　図1は、本発明の第1実施例になる駆動力配分装置1を具えた四輪駆動車両のパワートレーンを、車両上方から見て示す概略平面図である。
　図1の四輪駆動車両は、エンジン2からの回転を変速機3による変速後、リヤプロペラシャフト4およびリヤファイナルドライブユニット5を経て左右後輪6L,6Rに伝達される後輪駆動車をベース車両とし、
　左右後輪（主駆動輪）6L,6Rへのトルクの一部を、駆動力配分装置1より、フロントプロペラシャフト7およびフロントファイナルドライブユニット8を経て左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへ伝達することにより、四輪駆動走行が可能となるようにした車両である。

　駆動力配分装置1は、上記のごとく左右後輪（主駆動輪）6L,6Rへのトルクの一部を左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへ分配して出力することにより、左右後輪（主駆動輪）6L,6Rおよび左右前輪（従駆動輪）9L,9R間のトルク配分を決定するもので、本実施例においては、この駆動力配分装置1を図2に示すように構成する。

　図2において、ハウジング11内に入力軸12および出力軸13を相互に平行に配して横架する。
　入力軸12は、その両端におけるボールベアリング14,15によりハウジング11に対し回転自在に支持し、出力軸13は、その両端におけるボールベアリング16,17によりハウジング11に対し回転自在に支持する。
　入力軸12は更に、ハウジング11内に配したローラベアリング18,19によってもハウジング11に対し回転自在に支持するようにし、出力軸13は更に、ハウジング11内に配したローラベアリング21,22によってもハウジング11に対し回転自在に支持するようになす。

　このため、入出力軸12,13の同じ軸直角面内に位置するローラベアリング18,21を、共通のベアリングサポート23内に抱持し、このベアリングサポート23をボルト24等の任意の手段でハウジング11の対応する内側面に取着する。
　また、入出力軸12,13の同じ軸直角面内に位置するローラベアリング19,22を、共通のベアリングサポート25内に抱持し、このベアリングサポート25をボルト26等の任意の手段でハウジング11の対応する内側面に取着する。

　入力軸12の両端をそれぞれ、シールリング27,28による液密封止下でハウジング11から突出させ、該入力軸12の図中左端を変速機3（図1参照）の出力軸に結合し、図中右端をリヤプロペラシャフト4（図1参照）を介してリヤファイナルドライブユニット5に結合する。
　出力軸13の図中左端を、シールリング29による液密封止下でハウジング11から突出させ、該出力軸13の突出左端をフロントプロペラシャフト7（図1参照）を介してフロントファイナルドライブユニット8に結合する。

　入力軸12の軸線方向中程には、第1ローラ31を同心に一体成形して設け、出力軸13の軸線方向中程には、第2ローラ32を同心に一体成形して設け、これら第1ローラ31および第2ローラ32を共通の軸直角面内に配置する。
　そして第1ローラ31および第2ローラ32が相互に径方向へ押し付けられ、ローラ外周面同士が符号31a,32aで示す箇所において予圧下に押圧接触されるよう、
　第1ローラ31の回転軸線O₁と、第2ローラ32の回転軸線O₂との間における距離（第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離）L1を、第1ローラ31の半径と第2ローラ32の半径との和値よりも小さくする。

　つまり、ベアリングサポート23,25は、第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離L1を、第1ローラ31の半径と第2ローラ32の半径との和値よりも小さくすることで、第1ローラ31および第2ローラ32間に径方向押圧力を発生させている。
　この径方向押付力によって第1ローラ31および第2ローラ32間で伝達可能なトルク（ローラ伝達トルクTR）が決まる。
　ローラ伝達トルクTRは、径方向押付力に比例した値（第１ローラ31および第2ローラ32間の摩擦係数×径方向押付力）である。そして、このローラ伝達トルクTRが従駆動輪（左右前輪）トルクTfとなる。
　なお、第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離L1を決定するベアリングサポート23,25はそれぞれ、本発明におけるローラ間径方向押圧部（ローラ間径方向押圧手段）に相当する。

[トルク配分作用]
　上記した図1および図2に示す第1実施例の作用を以下に説明する。
　変速機3からの出力トルクは図2の左端から入力軸12へ入力され、一方では、この入力軸12からそのままリヤプロペラシャフト4およびリヤファイナルドライブユニット5を経て左右後輪6L,6R（主駆動輪）に伝達される。
　他方で駆動力配分装置1は、左右後輪6L,6Rへのトルクの一部を、第1ローラ31から、第1ローラ31および第2ローラ32間の摩擦接触箇所31a,32a、第2ローラ32を順次経て出力軸13に向かわせ、その後このトルクを、出力軸13の図2中左端から、フロントプロペラシャフト7およびフロントファイナルドライブユニット8を経て左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへ伝達する。
　これにより、車両は、左右後輪6L,6R（主駆動輪）および左右前輪（従駆動輪）9L,9Rの全てを駆動しての四輪駆動走行が可能である。

　ここで、駆動力配分装置1によるトルク配分について、図9を参照しつつ説明する。
　図9は、ローラ伝達トルクTR（従駆動輪[左右前輪]トルクTf）と変速機3から駆動力配分装置1に入力するトルク（駆動力配分装置入力トルク、変速機出力トルク）Tinとの関係を示す図である。
　本実施例では前記したごとく、後輪駆動車をベース車両として四輪駆動化したものであるため、左右前輪（従駆動輪）トルクTfが左右後輪（主駆動輪）トルクTrよりも大きくなるよう、例えば、左右前輪のトルク配分比kmaxを60（％）として、左右前輪のトルク配分比60（％）：左右後輪のトルク配分比40（％）のように定めると、前輪コーナリングフォースの最大値が不要に小さくなって車両の旋回性能を悪化させることになる。

　そこで本実施例においては、左右前輪トルクTfが左右後輪トルクTfを上回らないよう、左右前輪のトルク配分比kmaxを50（％）として、左右前輪のトルク配分比50（％）：左右後輪のトルク配分比50（％）にする。
　このように前後輪のトルク配分比を50：50にする場合、前後輪で回転差が生じないよう、第１ローラ31の直径D1、第２ローラ32の直径D2、リヤファイナルドライブユニット5のギヤ比ir、フロントファイナルドライブユニット8のギヤ比ifをD1×ir ＝D2×ifとする。本実施例では、D1＝D2, ir＝ifとしている。
　ここで、本実施例を適用せずに、第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧力（ローラ伝達トルクTR）が駆動力配分装置入力トルクTinの全トルク域でローラ間スリップを生ずることのない大きなものとなるようローラ軸間距離L1を決定すると、
　ローラ伝達トルクTRは、駆動力配分装置入力トルクTinに対し、図9の破線Aで示すような特性をもって変化する。

　しかし、図9に破線Aで示すように従駆動輪トルク配分比kmaxが全トルク域に亘って同じである場合、駆動力配分装置入力トルクTinが大きくなると、主駆動輪トルクTrが大きくなるのは勿論であるが、それに応じて従駆動輪トルクTfも、全トルク域に亘り従駆動輪トルク配分比kmaxに応じて増大し続ける。

　そのため、従駆動輪トルク配分比kmax＝50（％）で駆動力配分装置入力トルクTinの最大値Tinmax（エンジン2のトルクが最大で、且つ、変速機3の変速比が最ローである時のトルク）が入力された場合、
　従駆動輪（左右前輪）トルクTfは、従駆動輪トルク配分比kmax＝50（％）および駆動力配分装置入力トルクTinの最大値Tinmaxに対応した大きな従駆動輪最大配分トルクTfkmax＝kmax×Tinmaxを従駆動輪へ向かわせる。

　しかし実用環境下において、かように大きな従駆動輪最大配分トルクTfkmaxを従駆動輪へ向かわせる必要はなく、不必要なほど大きなトルクを従駆動輪へ向かわせることとなる。
　この場合、かかる不必要なほどに大きな従駆動輪最大配分トルクTfkmaxが従駆動輪へ向かう可能性があることから、当該大きなトルクにも抗し得るよう従駆動輪の駆動系を設計しなければならず、
　当該駆動系の強度を、実用上必要でないほどに大きいものにしなければならず、コスト上の無駄や、重量増を招くという問題を生ずる。

　そこで本実施例においては、第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧力を、従駆動輪トルク配分比kmax＝50（％）でのローラ伝達トルクの最大値（最大ローラ伝達トルク）Tfmaxが従動輪最大配分トルクTfkmaxよりも小さくなるよう定めるべく、第1ローラ31および第2ローラ32のローラ軸間距離L1を決定する。
　これにより、ローラ伝達トルクTRは、図9の実線Bのように、
　従駆動輪最大配分トルクTfkmax以下のトルク域では、従駆動輪トルク配分比kmax＝50（％）と駆動力配分装置入力トルクTinとを乗じた値（kmax×Tin）となり、
　従駆動輪最大配分トルクTfkmaxを上回るトルク域では、従駆動輪トルク配分最大状態kmax＝50（％）であってもローラ間スリップによって実質的な従駆動輪トルク配分比kが50（％）より小さくなり、最大配分時最大ローラ伝達トルクTfmaxに制限される。

　なお、本実施例では、第1ローラ31および第2ローラ32のローラ軸間距離L1が一定のため、従駆動輪トルク配分比kmax＝50（％）も一定値である。
　ゆえに、本実施例における従駆動輪トルク配分比kmax＝50（％）の状態が従駆動輪駆動力配分最大状態に相当し、最大ローラ伝達トルクTfmaxが最大配分時最大ローラ伝達トルクに相当する。
　また、従駆動輪最大配分トルクTfkmaxは、従駆動輪トルク配分比の最大値（従駆動輪最大配分時の従駆動輪トルク配分比）kmax＝50（％）と駆動力配分装置入力トルクの最大値Tinmaxとを乗じた値であり、
　従駆動輪トルク配分最大状態kmax＝50（％）のまま駆動力配分装置へ最大トルク（駆動力配分装置入力トルクTinの最大値）Tinmaxを入力させたと仮定したときの値に相当する。

　このようにすることで、実用環境下において従駆動輪へ向かわせる必要のないほど大きなトルクが従駆動輪に伝達されることがなくなり、かかる大きなトルクを考慮して従駆動輪の駆動系を設計する必要がなくなる。
　よって従駆動輪の駆動系を、実用上必要でないほど大きな強度に設計する必要がなく、コスト上の無駄や、重量増を招くという上記の問題を解消することができる。

　なお最大配分時最大ローラ伝達トルクTfmaxは、上記の趣旨に照らし、実用環境下において従駆動輪へ向かわせるべき最も大きなトルクを丁度伝達可能なトルク容量に対応させるのが良いのは言うまでもない。

　更に付言すると、駆動力配分装置1は、上記のごとく左右後輪（主駆動輪）6L,6Rへのトルクの一部を左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへ分配して出力することにより、左右後輪（主駆動輪）6L,6Rおよび左右前輪（従駆動輪）9L,9R間の駆動力配分を決定するに際し、
　前記した予圧による第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧力に応じたローラ伝達トルクTRの範囲を越える大きなトルクを第1ローラ31から第2ローラ32へ伝達させることがない。

　よって、左右前輪（従駆動輪）へのトルクの上限値を、図10にTdmaxで例示するごとく、第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧力に応じた値に設定し、左右後輪（主駆動輪）6L,6Rおよび左右前輪（従駆動輪）9L,9R間の駆動力配分特性を図10に実線Eで例示するようなものにすることができる。

　従って、駆動力配分装置1への入力トルクが大きくなっても、左右前輪（従駆動輪）へのトルクが上記の上限値Tdmaxを越えて大きくなることはなく、
　本実施例の駆動力配分装置1は、車両コンパクト化などの要求から左右前輪（従駆動輪）の駆動系を小型化せざるを得なくなった四輪駆動車両においても、左右前輪（従駆動輪）駆動系の強度不足を気にすることなく、当該四輪駆動車両の駆動力配分装置として用いることができる。

[第2実施例]
　図3は、本発明の第2実施例を示し、本実施例においては駆動力配分装置1の第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離L1を任意に設定することで第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧力を任意に設定し得るよう構成する。
　この目的のため、出力軸13を図2に示す実施例よりも短くして、図2におけると同様なボールベアリング16およびローラベアリング21のみでハウジング11に対し回転自在に支持する。

　図3中において、ハウジング11から突出する出力軸13の左端は、前記した実施例と同様にフロントプロペラシャフト7を介してフロントファイナルドライブユニット8に結合する。
　図3中において、ハウジング11内に位置する出力軸13の右端（内端）に対し同軸に、クランクシャフト41を突き合わせて配置する。

　該クランクシャフト41の図中左端を出力軸13の内端に、ニードルベアリング42を介して嵌合させることにより、クランクシャフト41の図中左端を、出力軸13を介しハウジング11に回転自在に支持すると共に、出力軸13およびクランクシャフト41を相対回転可能となす。

　クランクシャフト41の図中右端は、図2におけると同様なボールベアリング17およびローラベアリング22によりハウジング11に対し回転自在に支持する。
　そしてクランクシャフト41の図中右端は、シールリング43による液密封止下でハウジング11から外部に露出させる。

　クランクシャフト41は、両端回転支承部間に半径がRの偏心軸部41aを有し、この偏心軸部41aは、その軸心O₃をクランクシャフト41（出力軸13）の軸線O₂からεだけオフセットさせると共に、入力軸12上の第1ローラ31と同じ軸直角面内に位置させる。
　そして、クランクシャフト41の偏心軸部41a上にローラベアリング44を介し、第2ローラ32を回転自在に、しかし軸線方向位置決め状態で取り付ける。

　従って、第2ローラ32の回転軸線は偏心軸部41aの軸心O₃と同じになり、クランクシャフト41の回転位置制御により第2ローラ回転軸線O₃（偏心軸部41aの軸心）を、クランクシャフト回転軸線（出力軸回転軸線）O₂の周りに回転させることで、第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離L1を加減すれば、
　第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧力（第1,2ローラ間のローラ伝達トルクTR）を自在に制御することができる。

　そのため、ローラ間押し付け力制御モータ45をハウジング11に取着して設け、ハウジング11から露出しているクランクシャフト41の端面にモータ45の出力軸45aをセレーション嵌合などにより駆動結合する。
　本実施例においては、第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離L1を加減するクランクシャフト41およびローラ間押し付け力制御モータ45が、ベアリングサポート23,25と共働して、本発明におけるローラ間径方向押圧部を構成する。

　モータ45による制御下で第2ローラ32を第1ローラ31に向け径方向へ押し付けることで、これらローラ31,32の外周面同士が符号31a,32aで示す箇所において押圧接触し、この押圧接触部31a,32aを経て第1ローラ31から第2ローラ32へトルクを伝達することができる。
　これにより回転される第2ローラ32の回転を出力軸13へ伝達し得るようにするため、出力軸13の内端にフランジ部13aを一体成形して設け、該フランジ部13aの直径を第2ローラ32と軸線方向に対面する大きさにする。

　第2ローラ32と対面する出力軸フランジ部13aに、第2ローラ32へ向けて突出する複数個の駆動ピン46を固設し、これら駆動ピン46を図4に示すごとく同一円周上に等間隔に配置する。
　出力軸フランジ部13aと対面する第2ローラ32の端面には、駆動ピン46が個々に貫入して第2ローラ32から出力軸13（フランジ部13a）へのトルク伝達を可能にするための複数個の孔47を穿設する。
　そして、これら駆動ピン貫入孔47を図4に明示するごとく、駆動ピン46の直径よりも大径の円孔とし、その直径は、出力軸13の回転軸線O₂および第2ローラ32の回転軸線O₃間の偏心量εを吸収しつつ上記した第2ローラ32から出力軸13（フランジ部13a）へのトルク伝達を可能にするのに必要な直径とする。

　上記以外は、図2に示す第1実施例と同様に構成するため、対応する部分を同一符号で示すにとどめ、重複説明を避けた。

[トルク配分制御]
　上記した図3および図4に示す第2実施例のトルク配分制御を以下に説明する。
　変速機3から入力軸12へのトルクは、一方では図2に示す第1実施例と同様に、この入力軸12からそのままリヤプロペラシャフト4（図1参照）およびリヤファイナルドライブユニット5（図1参照）を経て左右後輪6L,6R（主駆動輪）に伝達される。

　他方で本実施例の駆動力配分装置1は、左右後輪6L,6Rへのトルクの一部を、第1ローラ31から、第1ローラ31および第2ローラ32間の摩擦接触箇所31a,32a、第2ローラ32、駆動ピン46、出力軸フランジ13aを順次経て出力軸13に向かわせ、
　その後このトルクを、出力軸13の図3中左端から、フロントプロペラシャフト7（図1参照）およびフロントファイナルドライブユニット8（図1参照）を経て左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへ伝達する。
　かくして車両は、左右後輪6L,6R（主駆動輪）および左右前輪（従駆動輪）9L,9Rの全てを駆動しての四輪駆動走行が可能である。

　この際本実施例においては、ローラ間押し付け力制御モータ45によりクランクシャフト41の軸線O₂周りにおける回転位置を制御することで、
　第2ローラ回転軸線O₃（偏心軸部41aの軸心）が、クランクシャフト回転軸線（出力軸回転軸線）O₂の周りに回転され、第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離L1を加減することができる。

　かように第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離L1を変更制御することで、第1ローラ31に対する第2ローラ32の径方向押圧力を変更制御することができ、結果として第1,2ローラ間のローラ伝達トルクTRを自在に制御することができる。

　かかる第1,2ローラ31,32間の径方向押圧力（ローラ伝達トルクTR）制御によれば、ローラ軸間距離L1を制御最小値から大きくするにつれ、すなわち、第1,2ローラ間の径方向押圧力（ローラ伝達トルクTR）を制御最大値から小さくするにつれ、
　従駆動輪トルク配分比を最大値kmax＝50（％）から小さくし、駆動力配分装置入力トルクTinに対するローラ伝達トルクTR（従駆動輪（左右前輪）トルクTf）の変化特性を、図9にkmax＝50（％）の実線Bで示すような特性（詳細は後述する）から、同図にｋ＝25（％）の実線Cで示すような特性を経て、同図にｋ＝0（％）の実線Dで示すような特性（二輪駆動状態）へと変化させることができる。
　ちなみに、図9にｋ＝0（％）の実線Dで示す特性は、ローラ軸間距離L1が第1,2ローラ31,32の半径の和値よりも大きくて（第1ローラ31と第2ローラ32とが非接触の状態）、これらローラ31,32間の径方向押圧力（ローラ伝達トルクTR）が０である時の特性である。

　逆に、ローラ軸間距離L1を制御最大値から制御最小値まで小さくするにつれ、すなわち、第1,2ローラ31,32間の径方向押圧力（ローラ伝達トルクTR）を０から制御最大値まで大きくするにつれ、
　駆動力配分装置入力トルクTinに対するローラ伝達トルクTR（従駆動輪（左右前輪）トルクTf）の変化特性を、図9にｋ＝0（％）の実線Dで示すような特性から、同図にｋ＝25（％）の実線Cで示すような特性を経て、同図にkmax＝50（％）の実線Bで示すような特性へと変化させることができる。

　ところで、ローラ軸間距離L1の制御最小値が、すなわち、ローラ間径方向押圧力（ローラ伝達トルクTR）の上記制御最大値が、従駆動輪トルク配分比を最大値（従駆動輪トルク配分最大状態）kmax＝50（％）にする値である。
　この径方向押圧力（ローラ伝達トルクTR）の上記制御最大値が、駆動力配分装置入力トルクTinの全トルク域でローラ間スリップを生ずることのない大きなものである場合（本実施例を適用しなかった場合）、
　ローラ伝達トルクTRは、駆動力配分装置入力トルクTinに対し、図9の破線Aで示すような特性をもって変化する。

　しかし、図9に破線Aで示すように従駆動輪トルク配分比kmaxがローラ伝達トルクTRを制限せず全トルク域に亘って同じである場合（本実施例を適用しなかった場合）、従駆動輪トルク配分最大状態kmax＝50（％）で駆動力配分装置入力トルクの最大値Tinmaxが入力されたとき、
　従駆動輪（左右前輪）トルクTfは、従駆動輪トルク配分比kmax＝50（％）および駆動力配分装置入力トルクTinの最大値Tinmaxに対応した大きな従駆動輪最大配分トルクTfkmax＝kmax×Tinmaxを従駆動輪へ向かわせる。

　このため、実用環境下ではこれほど大きな従駆動輪最大配分トルクTfkmaxを従駆動輪へ向かわせる必要がないにもかかわらず、これを考慮して従駆動輪の駆動系を、必要以上の高強度に設計しなければならず、コスト上の無駄や、重量増を招くという問題を生ずる。
　そこで本実施例においては、第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧力の制御最大値（ローラ軸間距離L1の制御最小値）を、
　当該ローラ間径方向押圧力の制御最大値（ローラ軸間距離L1の制御最小値）で決まる従駆動輪トルク配分比最大状態kmax＝50（％）でのローラ伝達トルクの最大値（最大配分時最大ローラ伝達トルク）Tfmaxが、図9に実線Bで例示するごとく、従駆動輪最大配分トルクTfkmaxよりも小さくなるよう決定する。

　これにより、ローラ伝達トルクTRは、ローラ間径方向押圧力を制御最大値（ローラ軸間距離L1を制御最小値）にしたとき、図9の実線Bのように、
　従駆動輪最大配分トルクTfkmax以下のトルク域では、従駆動輪トルク配分比の最大値（従駆動輪最大配分時の従駆動輪トルク配分比）kmax＝50（％）と駆動力配分装置入力トルクTinとを乗じた値（kmax×Tin）となり、
　従駆動輪最大配分トルクTfkmaxを上回るトルク域では、従駆動輪トルク配分最大状態kmax＝50（％）であってもローラ間スリップによって実質的な従駆動輪トルク配分比kが50（％）より小さくなり、最大配分時最大ローラ伝達トルクTfmaxに制限される。

　なお、従駆動輪最大配分トルクTfkmaxは、従駆動輪トルク配分比の最大値（従駆動輪最大配分時の従駆動輪トルク配分比）kmax＝50（％）と駆動力配分装置入力トルクの最大値Tinmaxとを乗じた値であり、従駆動輪トルク配分最大状態kmax＝50（％）のまま駆動力配分装置へ最大トルク（駆動力配分装置入力トルクTinの最大値）Tinmaxを入力させたと仮定したときの値に相当する。

　更に付言すると、本実施例の駆動力配分装置1は、上記のごとく左右後輪（主駆動輪）6L,6Rへのトルクの一部を左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへ分配して出力することにより、左右後輪（主駆動輪）6L,6Rおよび左右前輪（従駆動輪）9L,9R間の駆動力配分を決定するに際し、
　前記した第1ローラ31に対する第2ローラ32の径方向押圧力に応じたローラ伝達トルクTRの範囲を越えた大きなトルクを第1ローラ31から第2ローラ32へ伝達させることがない。

　よって、左右前輪（従駆動輪）へのトルクの上限値を図10にTdmaxで例示するごとく、第1ローラ31に対する第2ローラ32の径方向押圧力に応じた値に設定し、左右後輪（主駆動輪）6L,6Rおよび左右前輪（従駆動輪）9L,9R間の駆動力配分特性を図10に実線Eで例示するようなものにすることができる。
　従って、駆動力配分装置1への入力トルクが大きくなっても、左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへのトルクが上記の上限値Tdmaxを越えて大きくなることはなく、
　本実施例の駆動力配分装置1は、車両コンパクト化などの要求から左右前輪（従駆動輪）9L,9Rの駆動系を小型化せざるを得なくなった四輪駆動車両においても、左右前輪（従駆動輪）駆動系の強度不足を気にすることなく、当該四輪駆動車両の駆動力配分装置として用いることができる。

　なお上記諸々の作用効果を達成するのに本実施例のごとく、第2ローラ32の径方向変位により当該作用効果が奏し得られるようにする場合、
　同一車種において二輪駆動車と四輪駆動車の両方の設定がある際にも、主駆動輪（左右後輪6L,6R）側の要素部品を二輪駆動車と四輪駆動車の両方で共用することができ、四輪駆動車の場合は従駆動輪（左右前輪9L,9R）側の要素部品を追加するのみで駆動力配分装置1の構築が可能となる。
　従って、二輪駆動車用と四輪駆動車用とで駆動力配分装置1の部品を共用化することができ、これによるコスト低減が可能となる。

　また、上記第2ローラ32の径方向変位を生起させるに際し本実施例のように、
　第2ローラ32を、クランクシャフト41の偏心軸部41a上に回転自在に支持し、クランクシャフト41の回転変位により第2ローラ32の上記径方向変位を惹起させるように構成した場合、
　制御性が高く、且つ、制御精度も高いモータ45を用いて、クランクシャフト41を簡単に、しかも高精度に回転位置制御することができる。

　なお何れにしても本実施例において上記の作用効果を達成するためには、第2ローラ32の回転軸線O₃が最も入力軸12の回転軸線O₁に接近してローラ軸間距離L1が最小となった時におけるトルク上限値Tdmax（図10参照）が、左右前輪（従駆動輪）9L,9Rの駆動系に係わる強度に応じ、これよりも低くなるよう、入力軸12および出力軸13の軸間距離（回転軸線O₁,O₂間の距離）および偏心軸部41aの偏心量εを決定する必要があるのは言うまでもない。

　ところで、第2ローラ32の回転軸線O₃が最も入力軸12の回転軸線O₁から離れてローラ軸間距離L1が最大となった時、第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧力が丁度略ゼロになるようにしたり、第1ローラ31および第2ローラ32間に隙間が発生するようになすのがよい。

　前者のように第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離L1の最大値を、第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧力が丁度略ゼロになるようなものに決定する場合、
　左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへのトルク配分を運転状況に応じて完全に０にし、二輪駆動状態を得ることができる。

　また後者のように第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離L1の最大値を、第1ローラ31および第2ローラ32間に隙間が発生するように決定する場合、
　四輪駆動車の前輪または後輪を接地したままでのレッカー移動で前輪と後輪との間に差回転が発生しても、この差回転を第1ローラ31および第2ローラ32間の隙間で吸収することができ、駆動力配分装置1内で発熱や摩耗等の問題を生ずることがなく、前輪または後輪を接地したままでのレッカー移動が可能である。

　ちなみに従来の一般的な駆動力配分装置では、四輪駆動車の前輪または後輪を接地したままでのレッカー移動で前輪と後輪との間に差回転が発生すると、この前後輪間の差回転により駆動力伝達部に発熱を生じたり、摩耗する箇所が存在し、前輪または後輪を接地したままでのレッカー移動が不能である。

　なお上記では、後輪駆動車をベース車両とし、その前輪にトルクの一部を分配出力して前後輪トルク配分を決定するような駆動力配分装置について発明を展開したが、
　前輪駆動車をベース車両とし、その後輪にトルクの一部を分配出力して前後輪トルク配分を決定するような駆動力配分装置の場合も、本発明の上記した着想は同様に適用し得ること勿論である。

　かように前輪駆動車をベース車両とする場合、車両の旋回性能と操縦安定性の両立を実現すべく、前輪（主駆動輪）でコーナリングフォースを稼げるように、駆動力を積極的に後輪（従駆動輪）へ配分するのが好ましい。
　従ってこの場合、従駆動輪トルク配分最大状態が図9にkmax＝50（％）の破線Aで示すような特性よりも急勾配な（例えば、図示していないが従駆動輪トルク配分比kmax＝70（％）の）特性となるよう、前輪（主駆動輪）側の第１ローラの直径D1、後輪（副駆動輪）側の第２ローラの直径D2、フロントファイナルドライブユニットのギヤ比if、リヤファイナルドライブユニットのギヤ比irをD1×if ＞D2×irとする。

　かかる急勾配特性のもとで、第1ローラおよび第2ローラのローラ間径方向押圧力（ローラ伝達トルクTR）の制御最大値（ローラ軸間距離L1の制御最小値）を、
　当該ローラ間径方向押圧力（ローラ伝達トルクTR）の制御最大値で決まる従駆動輪トルク配分比最大状態（kmax＝70（％））での最大配分時最大ローラ伝達トルク（図9のTfmaxに対応するもの）が、同図のTfkmaxに対応する従駆動輪最大配分トルクよりも小さくなるよう決定することにより、
　前輪駆動車をベース車両とする場合においても、第2実施例におけると同様な作用効果を達成することができる。

　第2実施例においては図3につき前記したとおり、第2ローラ32を、クランクシャフト41の偏心軸部41a上に回転自在に支持し、クランクシャフト41の回転変位により第2ローラ32の径方向変位を惹起して、第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離L1の変更を行うため、
　第2ローラ32と出力軸13とを図4に示すような偏心継手で結合する必要があるが、クランクシャフト41を中実に構成して第2ローラ32に対し軸線方向に貫通させることができ、構成が簡単であると共に、ローラ間押し付け力制御モータ45に対するクランクシャフト41の結合が容易である。

[第3実施例]
　図5は本発明の第3実施例を示し、本実施例は、第2実施例の上記中実インナーシャフト型式のクランクシャフト41に代え、一対1組の中空アウターシャフト型式のクランクシャフト51L,51Rを用い、これらのクランクシャフト51L,51Rの回転変位により第2ローラ32の径方向変位を惹起して、第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離L1の変更を行うようにしたものである。

　このため、第2ローラ32を出力軸13に一体的に形成し、上記中空のクランクシャフト51L,51Rを、第2ローラ32の軸線方向両側に配置する。
　第2ローラ32の軸線方向両側から突出する出力軸13の両端にそれぞれ、クランクシャフト51L,51Rの中心孔51La,51Ra（半径Ri）を嵌合し、この嵌合部に軸受52L,52Rを介在させて出力軸13をクランクシャフト51L,51Rの中心孔51La,51Ra内で、これらの中心軸線O₂の周りに自由に回転し得るよう支持する。

　クランクシャフト51L,51Rには図6に明示するごとく、中心孔51La,51Ra（中心軸線O₂）に対し偏心した外周部51Lb,51Rb（半径Ro）を設定し、これら偏心外周部51Lb,51Rbの中心軸線O₃は中心孔51La,51Raの軸線O₂から、両者間の偏心分εだけオフセットしている。
　クランクシャフト51L,51Rの偏心外周部51Lb,51Rbはそれぞれ、軸受53L,53Rを介して対応する側におけるベアリングサポート23,25内に回転自在に支持し、
　この際、クランクシャフト51L,51Rをそれぞれ、第2ローラ32と共に、スラストベアリング54L,54Rで軸線方向に位置決めする。

　クランクシャフト51L,51Rの相互に向き合う隣接端にそれぞれ、同仕様のリングギヤ51Lc,51Rcを一体に設け、
　これらリングギヤ51Lc,51Rcに、共通のクランクシャフト駆動ピニオン55を噛合させる。
　なおこの噛合に当たっては、クランクシャフト51L,51Rを両者の偏心外周部51Lb,51Rbが円周方向において相互に整列する回転位置にした状態で、リングギヤ51Lc,51Rcにクランクシャフト駆動ピニオン55を噛合させる。

　クランクシャフト駆動ピニオン55はピニオンシャフト56に結合し、ピニオンシャフト56の両端を軸受56a,56bによりハウジング11に回転自在に支持する。
　図5の右側におけるピニオンシャフト56の右端をハウジング11の外に露出させ、
　該ピニオンシャフト56の露出端面には、ハウジング11に取着して設けたローラ間押し付け力制御モータ45の出力軸45aをセレーション嵌合などにより駆動結合する。

　よって、ローラ間押し付け力制御モータ45によりピニオン55およびリングギヤ51Lc,51Rcを介しクランクシャフト51L,51Rを回転位置制御するとき、出力軸13および第2ローラ32の回転軸線O₂が図6に破線で示す軌跡円に沿って旋回し、ローラ軸間距離L1の変更により第1ローラ31に対する第2ローラ32の径方向押圧力（ローラ間ローラ伝達トルクTR）を任意に制御することができる。
　従って、ローラ間押し付け力制御モータ45、ピニオン55およびクランクシャフト51L,51Rは、ベアリングサポート23,25と共に本発明におけるローラ間径方向押圧部を構成する。

　クランクシャフト51Lおよび出力軸13をそれぞれ図5の左側においてハウジング11から突出させ、該突出部においてハウジング11およびクランクシャフト51L間にシールリング57を介在させると共に、クランクシャフト51L および出力軸13間にシールリング58を介在させ、
　これらシールリング57,58により、ハウジング11から突出するクランクシャフト51Lおよび出力軸13の突出部をそれぞれ液密封止する。

　なおシールリング57,58の介在に際しては、これらシールリング57,58を位置させるクランクシャフト51Lの端部においてその内径と外径の中心を、出力軸13の支持位置と同様に偏心させ、
　クランクシャフト51Lの上記端部外径とハウジング11との間にシールリング57を介在させ、クランクシャフト51Lの上記端部内径と出力軸13との間にシールリング58を介在させる。
　かかるシール構造によれば、出力軸13の上記旋回によりその回転軸線O₂が旋回変位するにもかかわらず、出力軸13をハウジング11から突出する箇所において良好にシールすることができる。

[トルク配分制御]
　上記した図5および図6に示す第3実施例の駆動力配分制御を以下に説明する。
　変速機3から入力軸12へのトルクは、一方では図2に示す第1実施例および図3に示す第2実施例と同様、この入力軸12からそのままリヤプロペラシャフト4（図1参照）およびリヤファイナルドライブユニット5（図1参照）を経て左右後輪6L,6R（主駆動輪）に伝達される。

　他方で本実施例の駆動力配分装置1は、ローラ間押し付け力制御モータ45によりピニオン55およびリングギヤ51Lc,51Rcを介しクランクシャフト51L,51Rを回転位置制御して、ローラ軸間距離L1を第1ローラ31および第2ローラ32の半径の和値よりも小さくした結果、これらローラ31,32が径方向相互押圧力に応じたローラ伝達トルクTRを持っている場合、
　左右後輪6L,6R（主駆動輪）へのトルクの一部を、第1ローラ31から第2ローラ32を経て出力軸13に向かわせる。
　その後このトルクは、出力軸13の図5中左端から、フロントプロペラシャフト7（図1参照）およびフロントファイナルドライブユニット8（図1参照）を経て左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへ伝達する。
　かくして車両は、左右後輪6L,6R（主駆動輪）および左右前輪（従駆動輪）9L,9Rの全てを駆動しての四輪駆動走行が可能である。

　なお、ローラ間押し付け力制御モータ45によるローラ間径方向相互押圧力制御（ローラローラ伝達トルク制御）によって、出力軸13（その回転軸線O₂）が旋回変位するが、
　かから出力軸13（その回転軸線O₂）の旋回変位は、出力軸13およびフロントプロペラシャフト7間を結合する自在継手により吸収され得て、上記左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへのトルク伝達が阻害されることはない。

　本実施例においても、ローラ間押し付け力制御モータ45によりピニオン55およびリングギヤ51Lc,51Rcを介しクランクシャフト51L,51Rの軸線O₃周りにおける回転位置を制御することで、
　第2ローラ回転軸線O₂（出力軸13の軸線）が、クランクシャフト回転軸線O₃の周りに旋回され、第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離L1を加減することができる。
　そして、当該ローラ軸間距離L1の加減制御により、第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧力（ローラ伝達トルクTR）を変更制御することができる。

　かかる第1,2ローラ31,32間の径方向押圧力（ローラ伝達トルクTR）制御によれば、ローラ軸間距離L1を制御最大値から制御最小値まで小さくするにつれ、すなわち、第1,2ローラ間の径方向押圧力（ローラ伝達トルクTR）を０から制御最大値まで大きくするにつれ、
　駆動力配分装置入力トルクTinに対するローラ伝達トルクTR（従駆動輪（左右前輪）トルクTf）の変化特性を、図9にk＝0（％）の実線Dで示すような特性から、同図にk＝25（％）の実線Cで示すような特性を経て、同図にkmax＝50（％）の実線Bで示すような特性へと変化させることができる。

　しかし、ローラ軸間距離L1を制御最小値が、すなわち、ローラ間径方向押圧力（ローラ伝達トルクTR）の上記制御最大値が、従駆動輪トルク配分比を最大値（従駆動輪トルク配分最大状態）kmax＝50（％）にする値である。
　この径方向押圧力（ローラ伝達トルクTR）の上記制御最大値が、駆動力配分装置入力トルクTinの全トルク域でローラ間スリップを生ずることのない大きなものである場合（本実施例を適用しなかった場合）、
　実用環境下では不必要なほどに大きな従駆動輪最大配分トルクTfkmaxが左右前輪（従駆動輪）へ向かうことになり、これを考慮して左右前輪（従駆動輪）の駆動系を、必要以上の高強度に設計しなければならず、コスト上の無駄や、重量増を招くという問題を生ずる。

　そこで本実施例においても、第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧力の制御最大値（ローラ軸間距離L1の制御最小値）を、
　当該ローラ間径方向押圧力の制御最大値（ローラ軸間距離L1の制御最小値）で決まる従駆動輪トルク配分比最大状態kmax＝50（％）でのローラ伝達トルクの最大値（最大配分時最大ローラ伝達トルク）Tfmaxが、図9に実線Bで例示するごとく、従駆動輪最大配分トルクTfkmaxよりも小さくなるよう決定する。

　このようにすることで、実用環境下において従駆動輪へ向かわせる必要のないほど大きなトルクが従駆動輪に伝達されることがなくなり、かかる大きなトルクを考慮して従駆動輪の駆動系を設計する必要がなく、上記したコスト上の無駄や、重量増を招くという問題を解消することができる。

　本実施例においては、上記の作用効果に加えて以下の作用効果を奏し得る。
　つまり、第2ローラ32をクランクシャフト51L,51Rの中心孔51La,51Raで回転自在に軸承し、クランクシャフト51L,51Rの中心孔51La,51Raに対し偏心した偏心外周部51Lb,51Rbをハウジング11に固定のベアリングサポート23,25に対し回転自在に支持し、
　クランクシャフト51L,51Rの回転変位により第2ローラ32の径方向変位を惹起して、第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離L1（ローラ間径方向押圧力：ローラ伝達トルクTR）の変更制御を行う構成のため、
　クランクシャフト51L,51Rを、中心孔51La,51Raが存在する中空クランクシャフトに構成することができ、その軽量化を実現することができる。

　しかも当該構成によれば、従駆動輪に結合すべき出力軸13を第2ローラ32に同軸に結着し、この出力軸13をクランクシャフト51L,51Rの中心孔51La,51Ra内に回転自在に支承して、該クランクシャフト中心孔51La,51Raに対する第2ローラ32の軸承を行うことができ、
　出力軸13と第2ローラ32との結合に際し、第2実施例で必要であった図4に例示する偏心継手が不要となり、構造の簡易化、そして伝動効率の向上を実現することができる。

　また、クランクシャフト51L,51Rを一対1組として第2ローラ32の軸線方向両側に配設し、これらクランクシャフト51L,51Rを偏心外周部51Lb,51Rbが相互に整列した回転位置において、共通のクランクシャフト駆動ピニオン55に噛合させ、該クランクシャフト駆動ピニオン55を介し一対1組のクランクシャフト51L,51Rを一体回転させるよう構成したため、
　第2ローラ32の軸線方向両側において前記のローラ伝達トルク制御が行われることとなって、当該制御の精度を向上させることができる。
　また、この作用効果のためにクランクシャフト51L,51Rを一対1組としても、これらを共通の1個のモータ45により、しかも両者の回転位相を同じに保って回転させることができる。

[第4実施例]
　図7は本発明の第4実施例を示し、本実施例は図5に示す第3実施例に対し、以下の構成上の変更を行ったものである。
　つまり、クランクシャフト駆動ピニオン55のシャフト56を回転自在に支持するに際し、ハウジング11に直接支持するのではなく、クランクシャフト51L,51Rの偏心外周部51Lb,51Rbと同じく、ハウジング11に固設したベアリングサポート23,25に支持する。

　かかる構成によれば、クランクシャフト駆動ピニオンシャフト56の支持部材と、クランクシャフト偏心外周部51Lb,51Rbの支持部材とが同じ部材（ベアリングサポート23,25）であることとなり、
　ローラ間径方向押圧力（ローラ伝達トルクTR）大きく、ベアリングサポート23,25のローラ間方向の伸び量が大きくなっても、クランクシャフト51L,51Rおよびクランクシャフト駆動ピニオン55の相対変位が抑制されて、クランクシャフト51L,51Rに設けたリングギヤ51Lc,51Rcに対するクランクシャフト駆動ピニオン55の噛合状態が異常になる弊害を回避することができる。

[第5実施例]
　図8は本発明の第5実施例を示し、本実施例は図5に示す第3実施例に対し、以下の構成上の変更を行ったものである。
　つまり、第2ローラ32の外周を部分的に跨ぐよう一対1組のクランクシャフト51L,51R間に配設して連結部材59を設け、この連結部材59により一対1組のクランクシャフト51L,51Rを相互に結合させる。

　かようにクランクシャフト51L,51Rを相互に結合させた構成によれば、クランクシャフト51L,51Rに設けたリングギヤ51Lc,51Rcの精度誤差によるクランクシャフト51L,51Rの回転位相差を確実になくすことができ、
　第2ローラ32の軸線方向両側でローラ軸間距離L1が異なって、第2ローラ32が第1ローラ31に対し片当たりし、ローラ31,32の耐久性が低下するのを回避することができる。

Claims

　主駆動輪へのトルクの一部を従駆動輪へ分配して出力することにより、主従駆動輪間のトルク配分を決定するようにした駆動力配分装置において、
　主駆動輪へのトルク伝達経路を成す回転部材と共に回転する第1ローラと、
　従駆動輪へのトルク伝達経路を成す回転部材と共に回転する第2ローラと、
　これら第1ローラおよび第2ローラを相互に径方向へ押圧接触させて、該第1ローラおよび第2ローラ間でのトルク伝達を可能にするローラ間径方向押圧部とを具え、
　該ローラ間径方向押圧部は、第1ローラおよび第2ローラ間の径方向押圧力を、該ローラ間径方向押圧力で決まる従駆動輪トルク配分最大状態での最大配分時最大ローラ伝達トルクが、該従駆動輪トルク配分最大状態のまま駆動力配分装置へ最大トルクを入力させたと仮定した時の従駆動輪最大配分トルクよりも小さくなるよう定める駆動力配分装置。
　請求項1に記載の駆動力配分装置において、
　前記ローラ間径方向押圧部は、前記第1ローラおよび第2ローラの軸間距離を変更可能に構成し、該軸間距離の変更により前記ローラ間径方向押圧力を任意に設定し得るよう構成すると共に、
　該ローラ間径方向押圧力の最大値を、前記最大配分時最大ローラ伝達トルクが前記従駆動輪最大配分トルクよりも小さくなるようなローラ間径方向押圧力に定める駆動力配分装置。
　請求項2に記載の駆動力配分装置において、
　前記ローラ間径方向押圧部は、前記変更可能な第1ローラおよび第2ローラの軸間距離の最大値が、第1ローラおよび第2ローラ間の径方向押圧力を略ゼロにするような軸間距離となるよう構成した駆動力配分装置。
　請求項2に記載の駆動力配分装置において、
　前記ローラ間径方向押圧部は、前記変更可能な第1ローラおよび第2ローラの軸間距離の最大値が、第1ローラおよび第2ローラ間に隙間を発生させるような軸間距離となるよう構成した駆動力配分装置。
　請求項2乃至4のいずれか1項に記載の駆動力配分装置において、
　前記ローラ間径方向押圧部は、前記第1ローラおよび第2ローラの軸間距離の変更を、第2ローラの径方向変位により行うよう構成した駆動力配分装置。
　請求項5に記載の駆動力配分装置において、
　前記ローラ間径方向押圧部は、前記第2ローラを、クランクシャフトの偏心軸部上に回転自在に支持し、該クランクシャフトの回転変位により第2ローラの径方向変位を惹起して、前記第1ローラおよび第2ローラの軸間距離の変更を行うよう構成した駆動力配分装置。
　請求項5に記載の駆動力配分装置において、
　前記ローラ間径方向押圧部は、前記第2ローラをクランクシャフトの中心孔により回転自在に軸承し、該クランクシャフトの中心孔に対し偏心した偏心外周部を固定部に回転自在に支持し、該クランクシャフトの回転変位により第2ローラの径方向変位を惹起して、前記第1ローラおよび第2ローラの軸間距離の変更を行うよう構成した駆動力配分装置。
　請求項7に記載の駆動力配分装置において、
　前記従駆動輪に結合すべき出力軸を前記第2ローラに同軸に結着し、該出力軸を前記クランクシャフトの中心孔内に回転自在に支承して、該クランクシャフト中心孔に対する第2ローラの前記軸承を行うよう構成した駆動力配分装置。
　請求項7または8に記載の駆動力配分装置において、
　前記クランクシャフトを一対1組として前記第2ローラの軸線方向両側に配設し、これらクランクシャフトを前記偏心外周部が相互に整列した回転位置において、共通のクランクシャフト駆動ピニオンに噛合させ、該クランクシャフト駆動ピニオンを介し前記一対1組のクランクシャフトを前記偏心外周部整列状態で一体回転させるよう構成した駆動力配分装置。
　請求項9に記載の駆動力配分装置において、
　前記クランクシャフトの偏心外周部を前記固定部に回転自在に支持するベアリングサポートに対し前記クランクシャフト駆動ピニオンを支承した駆動力配分装置。
　請求項9または10に記載の駆動力配分装置において、
　前記第2ローラの外周を部分的に跨ぐよう前記一対1組のクランクシャフト間に配設して連結部材を設け、該連結部材により該一対1組のクランクシャフトを相互に結合させた駆動力配分装置。