WO2013183412A1 - 駆動力配分装置 - Google Patents

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WO2013183412A1
WO2013183412A1 PCT/JP2013/063516 JP2013063516W WO2013183412A1 WO 2013183412 A1 WO2013183412 A1 WO 2013183412A1 JP 2013063516 W JP2013063516 W JP 2013063516W WO 2013183412 A1 WO2013183412 A1 WO 2013183412A1
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WO
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roller
driving force
force distribution
distribution device
outer peripheral
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PCT/JP2013/063516
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English (en)
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Inventor
哲 高石
淳弘 森
三石　俊一
永悟 坂上
勝義 小川
Original Assignee
日産自動車株式会社
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K17/00—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles
    • B60K17/34—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles for driving both front and rear wheels, e.g. four wheel drive vehicles
    • B60K17/344—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles for driving both front and rear wheels, e.g. four wheel drive vehicles having a transfer gear
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H13/00—Gearing for conveying rotary motion with constant gear ratio by friction between rotary members
    • F16H13/10—Means for influencing the pressure between the members
    • F16H13/14—Means for influencing the pressure between the members for automatically varying the pressure mechanically

Definitions

  • the present invention relates to a driving force distribution device, and more particularly to a driving force distribution device used as a transfer for a four-wheel drive vehicle.
  • a traction transmission type device as described in Patent Document 1 is known.
  • the driving force distribution device described in this document includes a first roller mechanically coupled to the transmission system of the main driving wheel and a second roller mechanically coupled to the driving system of the driven wheel. By bringing the first roller and the second roller into contact with each other on the outer peripheral surfaces of them, a part of the torque to the main driving wheel can be distributed to the driven wheel and output.
  • Patent Document 1 discloses that the second roller is made to be radially relative to the first roller by turning the shaft portion of the second roller around the fixed axis of the housing with a motor or the like. Displace, Thus, a configuration has been proposed in which the radial pressing force between the first roller and the second roller, that is, the driving force distribution between the main driving wheel and the sub driving wheel can be controlled.
  • the outer periphery of the hollow crankshaft is rotatably provided around the fixed axis of the housing, and the shaft portion of the second roller is rotatably supported in the eccentric hollow hole of the hollow crankshaft.
  • the second roller is rotated by rotating the crankshaft around the fixed axis via a ring gear coaxially provided at the end of the crankshaft closer to the second roller, and the radial direction of the second roller relative to the first roller
  • a configuration is proposed in which the driving force distribution control between the main driving wheel and the sub driving wheel can be performed by adjusting the pressing force.
  • the first roller does not interfere with the ring gear for turning the second roller, which is disposed adjacent to both sides of the second roller in the axial direction.
  • the first roller may interfere with the ring gear for turning the second roller.
  • such interference does not occur even when the tolerances of such related parts are stacked. Therefore, the axial width of the second roller has to be reduced so that the second roller does not protrude from the first roller in the axial direction. For this reason, the contact length in the axial direction of the second roller with respect to the first roller is shortened, and the surface pressure between the rollers is accordingly increased, which is disadvantageous in terms of durability.
  • the present invention is for turning the second roller even when the tolerances of the related parts are piled up by another measure in place of the measure to limit the axial width of the second roller, in which the problem of the inter-roller surface pressure (durability) is inevitable. Proposed a driving force distribution device improved so that the first roller does not interfere with the rotating member (ring gear) Accordingly, it is an object of the present invention to avoid the interference of the first roller without causing a problem of the inter-roller surface pressure (durability).
  • the driving force distribution device is configured as follows. First of all, to explain the premise driving force distribution device, The first roller that rotates together with the main drive wheel transmission system and the second roller that rotates together with the sub drive wheel transmission system are brought into contact with each other so that power can be transmitted on the outer peripheral surfaces of the both, thereby distributing the driving force to the sub drive wheels.
  • a shaft member of the second roller is rotatably supported in an eccentric hollow hole of a crankshaft rotatable around a fixed axis of the housing, and a rotating member provided coaxially at the end of the crankshaft closer to the second roller
  • the second shaft is rotated by rotating the crankshaft around the fixed axis, and the radial pressing force of the second roller against the first roller is adjusted to adjust between the main driving wheel and the driven wheel. It controls the driving force distribution.
  • the driving force distribution device of the present invention is characterized by a configuration in which a device for making the outer diameter of the rotating member smaller than the outer peripheral surface diameter of the second roller is added to the above-described premise configuration.
  • the outer diameter of the rotating member that controls the turning of the second roller is smaller than the outer peripheral surface diameter of the second roller. Even when the tolerances of the related parts are stacked, the first roller does not interfere with the rotating member. In addition, since this countermeasure against interference does not depend on the restriction of the width of the first roller in the axial direction, the contact length in the axial direction of the second roller with respect to the first roller can be increased, and the surface pressure between the rollers can be reduced accordingly. This is advantageous in terms of durability.
  • FIG. 1 is a schematic plan view showing a power train of a four-wheel drive vehicle including a driving force distribution device according to an embodiment of the present invention when viewed from above the vehicle.
  • FIG. 2 is a longitudinal side view of the driving force distribution device in FIG.
  • FIG. 3 is a longitudinal front view showing a crankshaft used in the driving force distribution device shown in FIG.
  • FIG. 3 is an operation explanatory diagram of the driving force distribution device shown in FIG.
  • FIG. 2 is an operation explanatory diagram showing a separated state of the first roller and the second roller at a position where the crankshaft rotation angle is 0 ° of the reference point; b) is an operation explanatory diagram showing the contact state of the first roller and the second roller when the crankshaft rotation angle is 90 °, and (c) is the first roller when the crankshaft rotation angle is 180 °.
  • FIG. 6 is an operation explanatory view showing a contact state of the second roller.
  • FIG. 1 is a schematic plan view showing a power train of a four-wheel drive vehicle provided with a driving force distribution device 1 according to an embodiment of the present invention as a transfer as viewed from above the vehicle.
  • the four-wheel drive vehicle in FIG. 1 is a rear-wheel drive vehicle in which rotation from the engine 2 is transmitted to the left and right rear wheels 6L and 6R through the rear propeller shaft 4 and the rear final drive unit 5 after being shifted by the transmission 3.
  • As a base vehicle Part of the torque to the left and right rear wheels (main drive wheels) 6L and 6R is transmitted to the left and right front wheels (secondary drive wheels) 7L and 7R through the front propeller shaft 7 and the front final drive unit 8 sequentially by the driving force distribution device 1. By doing so, the vehicle can be driven by four-wheel drive.
  • the driving force distribution device 1 distributes and outputs a part of the torque to the left and right rear wheels (main driving wheels) 6L and 6R to the left and right front wheels (secondary driving wheels) 7L and 7R. (Main drive wheels) 6L, 6R and left and right front wheels (secondary drive wheels) 9L, 9R to determine the drive force distribution ratio.
  • this drive force distribution device 1 is as shown in FIG. Constitute.
  • reference numeral 11 denotes a housing of the driving force distribution device 1, and the input shaft 12 and the output shaft 13 are horizontally inclined in the housing 11 so that the respective rotation axes O 1 and O 2 intersect with each other.
  • the input shaft 12 is rotatably supported with respect to the housing 11 by ball bearings 14 and 15 at both ends thereof. Both ends of the input shaft 12 are protruded from the housing 11 under liquid-tight sealing by seal rings 25 and 26, respectively. 2, the left end of the input shaft 12 is drivingly coupled to the output shaft of the transmission 3 (see FIG. 1), and the right end is drivingly coupled to the rear final drive unit 5 via the rear propeller shaft 4 (see FIG. 1).
  • a pair of bearing supports 16, 17 are installed between the input / output shafts 12, 13, and the bearing supports 16, 17 are arranged in the middle of each bolt. (Not shown) is attached to the axially opposed inner wall of the housing 11. Roller bearings 21 and 22 are interposed between the bearing supports 16 and 17 and the input shaft 12 so that the input shaft 12 can be rotated with respect to the bearing supports 16 and 17. However, the input shaft 12 is rotatably supported in the housing 11. The bearing supports 16 and 17 may be suspended from the input shaft 12.
  • a first roller 31 is coaxially and integrally formed at a position in the axial direction of the input shaft 12 between the bearing supports 16 and 17 (between the roller bearings 21 and 22).
  • the second roller 32 is coaxially formed integrally with the first roller 31 so as to be in contact with the first oil roller 31 so that power can be transmitted through the hydraulic oil.
  • the outer peripheral surfaces 31a and 32a of the first roller 31 and the second roller 32 are conical tapered surfaces that can be in line contact with each other even when the input shaft 12 and the output shaft 13 are inclined as described above.
  • the output shaft 13 is pivotally supported with respect to the bearing supports 16 and 17 in the vicinity of both ends 13L and 13R, so that the output shaft 13 is pivotally supported in the housing 11 via the bearing supports 16 and 17.
  • the following eccentric support structure is used.
  • a hollow outer shaft type crankshaft 51L, 51R is loosely fitted between the output shaft 13 (13L, 13R) and the bearing supports 16, 17 through which the output shaft 13 (13L, 13R) passes.
  • the crankshaft 51L and the output shaft 13 (13L) protrude from the housing 11 at the left end in FIG. 2, respectively, and a seal ring 27 is interposed between the housing 11 and the crankshaft 51L at the protruding portion.
  • a seal ring 28 By interposing a seal ring 28 between (13L), the crankshaft 51L protruding from the housing 11 and the protruding portion of the output shaft 13 (13L) are liquid-tightly sealed.
  • the left end 13L of the output shaft 13 discharged from the housing 11 is drivingly coupled to the left and right front wheels 9L and 9R via the front propeller shaft 7 (see FIG. 1) and the front final drive unit 8.
  • roller shafts 52L and 52R are interposed between the hollow holes 51La and 51Ra (radius Ri) of the crankshafts 51L and 51R and the corresponding ends 13L and 13R of the output shaft 13, respectively, so that the output shaft 13 (13L and 13R) crankshafts 51L, hollow hole 51La of 51R, in 51Ra, supports that can freely rotate around these central axis O 2.
  • the hollow holes 51La and 51Ra (center axis O 2 ) of the crankshafts 51L and 51R are eccentric hollow holes eccentric to the outer peripheral portions 51Lb and 51Rb (center axis O 3 and radius Ro).
  • the central axis O 2 of the eccentric hollow holes 51La and 51Ra is offset from the central axis O 3 of the outer peripheral portions 51Lb and 51Rb by the eccentricity ⁇ between them.
  • the outer peripheral portions 51Lb and 51Rb of the crankshafts 51L and 51R are rotatably supported in bearing supports 16 and 17 on the corresponding side via roller bearings 53L and 53R, respectively. At this time, the crankshafts 51L and 51R, together with the second roller 32, are positioned in the axial direction by the thrust bearings 54L and 54R.
  • Ring gears 51Lc and 51Rc (corresponding to rotating members in the present invention) of the same specification are integrally provided at adjacent ends of the crankshafts 51L and 51R facing each other.
  • These ring gears 51Lc and 51Rc have an outer diameter, which is the tip circle diameter, smaller than the outer peripheral surface diameter of the second roller 32 (because of the conical surface, the minimum outer peripheral surface diameter at the right end in FIG. 2).
  • a common crankshaft drive pinion 55 is engaged with each of the ring gears 51Lc and 51Rc, and the crankshaft drive pinion 55 is coupled to the pinion shaft 56.
  • crankshaft drive pinion 55 when the crankshaft drive pinion 55 is engaged with the ring gears 51Lc and 51Rc, the rotational positions where the outer peripheral portions 51Lb and 51Rb of the crankshafts 51L and 51R are aligned in the circumferential direction and in phase with each other. In this state, the crankshaft drive pinion 55 is engaged with the ring gears 51Lc and 51Rc.
  • Both ends of the pinion shaft 56 are rotatably supported with respect to the housing 11 by bearings 56a and 56b.
  • An output shaft 35a of an inter-roller pressing force control motor 35 attached to the housing 11 is drivingly coupled to the exposed end surface of the pinion shaft 56 by serration fitting or the like.
  • the second roller 32 is rotated by the rotation axis O 2 (second roller 32) along the locus circle ⁇ in FIG. 3, but the first roller 31 will be described in detail later, as shown in FIGS. 4 (a) to 4 (c).
  • the rotation angle ⁇ of the crankshafts 51L and 51R increases, the radius L1 between the first roller 31 and the second roller 32 increases. It can be made smaller than the sum of the radius. Due to such a decrease in the distance L1 between the roller shafts, the radial pressing force of the second roller 32 against the first roller 31 (the transmission torque capacity between the rollers: traction transmission capacity) increases, and according to the degree of decrease in the distance L1 between the roller axes.
  • the inter-roller radial pressing force (inter-roller transmission torque capacity: traction transmission capacity), that is, the driving force distribution ratio can be arbitrarily controlled.
  • the second roller rotation axis O 2 is located immediately below the crankshaft rotation axis O 3 and the inter-axis distance L1 between the first roller 31 and the second roller 32 is
  • the distance L1 between the roller axes at the maximum bottom dead center is made larger than the sum of the radius of the first roller 31 and the radius of the second roller 32.
  • the transfer 1 controls the rotational position of the crankshafts 51L and 51R via the pinion 55 and the ring gears 51Lc and 51Rc by the motor 35, and the distance L1 between the roller axes (see FIG. 4) is set to the first roller 31 and the second roller 32. Since the rollers 31, 32 have a torque transfer capacity between the rollers according to the radial mutual pressing force, the left and right rear wheels 6L, 6R (main A part of the torque to the drive wheels) is directed from the first roller 31 to the output shaft 13 via the second roller 32, and the left and right front wheels 9L and 9R (secondary drive wheels) can also be driven.
  • the vehicle is capable of four-wheel drive running by driving all of the left and right rear wheels 6L and 6R (main drive wheels) and the left and right front wheels (secondary drive wheels) 9L and 9R.
  • the radial pressing reaction force between the first roller 31 and the second roller 32 during the transmission is received by the bearing supports 16 and 17 which are rotation support plates common to them, and does not reach the housing 11.
  • the radial pressing reaction force is 0 when the crankshaft rotation angle ⁇ is 0 ° to 90 °, and increases as ⁇ increases while the crankshaft rotation angle ⁇ is 90 ° to 180 °.
  • the maximum value is obtained when the crankshaft rotation angle ⁇ is 180 °.
  • the rotation angle ⁇ of the crankshafts 51L and 51R is 90 ° of the reference position as shown in FIG. 4 (b), and the first roller 31 and the second roller 32 are mutually connected.
  • Power is transmitted to the left and right front wheels (sub driven wheels) 9L and 9R with a traction transmission capacity corresponding to the offset amount OS between these rollers.
  • the distance L1 between the roller shafts further decreases, and the mutual overlap amount OL of the first roller 31 and the second roller 32 increases.
  • the first roller 31 and the second roller 32 increase the radial mutual pressing force.
  • the traction transmission capacity between these rollers can be increased.
  • the maximum overlap amount OL is the sum of the eccentric amount ⁇ between the second roller rotation axis O 2 and the crankshaft rotation axis O 3 and the offset amount OS described above with reference to FIG. 4B.
  • ⁇ increases, the traction transmission capacity between rollers can be continuously changed from 0 to the maximum value.
  • the capacity can be continuously changed from the maximum value to 0, and the traction transmission capacity between the rollers can be freely controlled by rotating the crankshafts 51L and 51R.
  • the outer diameter (tooth tip circle diameter) of the ring gears 51Lc and 51Rc that govern the turning of the second roller 32 is set to the outer peripheral surface diameter (due to the conical surface) of the second roller 32. Because it is smaller than the minimum outer peripheral surface diameter at the right end of Figure 2, The first roller 31 does not interfere with the ring gears 51Lc and 51Rc even if the tolerances of related parts are stacked at the time of assembly.
  • the width of the first roller 31 in the axial direction can be even sized to cover the ring gears 51Lc and 51Rc as shown in FIG.
  • the contact length in the axial direction of the second roller 32 with respect to the first roller 31 can be lengthened, and the surface pressure between the rollers 31 and 32 can be reduced correspondingly, which is very advantageous in terms of durability.
  • the outer peripheral surface 32a of the second roller 32 is a conical surface as in the present embodiment, the outer peripheral surface diameter (minimum outer peripheral surface) of the outer peripheral surface portion at the right end in FIG. Smaller than the diameter) Even when the outer peripheral surface 32a of the second roller 32 is a conical surface, the above-described interference prevention can be reliably achieved.

Abstract

　モータ35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、第2ローラ32を旋回させて第1ローラ31に押圧接触させると、入力軸12から出力軸13への駆動力配分を行い得る。リングギヤ51Lc,51Rcの外径（歯先円径）を第2ローラ32の外周面径（円錐面故に図2の右端における最少外周面径）よりも小さくし、組み立て時における関連部品の公差の積み重ねによっても、第1ローラ31がリングギヤ51Lc,51Rcと干渉することのないようにする。この干渉対策によれば、第1ローラ31の軸線方向幅をリングギヤ51Lc,51Rcに被さるような大きさにすることさえ可能で、ローラ間軸線方向接触長を長くし得て、ローラ31,32間の面圧を低下させることができる。

Description

駆動力配分装置
　本発明は、駆動力配分装置、特に四輪駆動車のトランスファーとして用いる駆動力配分装置に関するものである。
　駆動力配分装置としては従来より種々の型式のものが提案されているが、例えば特許文献1に記載のようなトラクション伝動式の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、主駆動輪の伝動系に機械的に結合された第1ローラと、従駆動輪の駆動系に機械的に結合された第2ローラとを具え、これら第1ローラおよび第2ローラを両者の外周面において相互に接触させることにより、主駆動輪へのトルクの一部を従駆動輪へ分配して出力させ得るようになしたものである。
　かかる駆動力配分装置にあっては、第1ローラおよび第2ローラ間における径方向押し付け力を加減することにより、これらローラ間のトルク伝達容量、従って主駆動輪および従駆動輪間の駆動力配分を制御することができる。
　この駆動力配分制御を行うための機構として特許文献1には、第2ローラの軸部をモータ等でハウジングの固定軸線周りに旋回させることにより第2ローラを第1ローラに対し径方向へ相対変位させ、
　これにより第1ローラおよび第2ローラ間の径方向押し付け力、つまり主駆動輪および従駆動輪間の駆動力配分を制御し得るようにした構成が提案されている。
　つまり、中空を成すクランクシャフトの外周をハウジングの上記固定軸線周りに回転可能に設け、該中空クランクシャフトの偏心中空孔内に第2ローラの軸部を回転自在に支承し、
　該クランクシャフトの第2ローラ寄り端部に同軸に設けたリングギヤを介して該クランクシャフトを上記固定軸線周りに回転させることにより第2ローラを旋回させて、第1ローラに対する第2ローラの径方向押し付け力を加減することで主駆動輪および従駆動輪間の駆動力配分制御が可能な構成を提案している。
特開２００９－１７３２６１号公報（図５）
　しかし上記駆動力配分装置にあっては、第2ローラの軸線方向両側に隣接配置されている第2ローラ旋回用のリングギヤに対し第1ローラが干渉することのないようにする必要がある。
　しかして、関連部品の組み立て時における公差が積み重なると、第1ローラが第2ローラ旋回用のリングギヤと干渉する虞があり、従来は、かかる関連部品の公差の積み重ね時も当該干渉が起きないようにするため、第2ローラが第1ローラから軸線方向にはみ出すことのないよう第2ローラの軸線方向幅を小さくせざるを得なかった。
　このため第1ローラに対する第2ローラの軸線方向接触長が短くなり、その分ローラ間の面圧が高くなって耐久性の点で不利であった。
　本発明は、上記ローラ間面圧（耐久性）の問題が不可避な、第2ローラの軸線方向幅を制限する対策に代わる別の対策により、関連部品の公差の積み重ねによっても第2ローラ旋回用の回転メンバ（リングギヤ）に対する第1ローラの干渉が起きることのないよう改良した駆動力配分装置を提案し、
　もって上記ローラ間面圧（耐久性）の問題を生ずることなく上記第1ローラの干渉を回避可能に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、これを以下のように構成する。
　先ず前提となる駆動力配分装置を説明するに、これは、
　主駆動輪伝動系と共に回転する第1ローラと、従駆動輪伝動系と共に回転する第2ローラとを、両者の外周面において動力伝達可能に接触させることにより従駆動輪への駆動力配分を行い、
　前記第2ローラの軸部を、ハウジングの固定軸線周りに回転可能なクランクシャフトの偏心中空孔内に回転自在に支承し、該クランクシャフトの第2ローラ寄り端部に同軸に設けた回転メンバを介して該クランクシャフトを前記固定軸線周りに回転させることにより第2ローラを旋回させて、第1ローラに対する第2ローラの径方向押し付け力を加減することで前記主駆動輪および従駆動輪間の駆動力配分を制御するものである。
　本発明の駆動力配分装置は、上記の前提構成に対し、前記回転メンバの外径を第2ローラの外周面径よりも小さくする工夫を付加した構成に特徴づけられる。
　かかる本発明の駆動力配分装置によれば、第2ローラの旋回を司る回転メンバの外径を第2ローラの外周面径よりも小さくしたことで、
　関連部品の公差の積み重ねによっても当該回転メンバに対する第1ローラの干渉が起きることがなくなる。
　また、この干渉対策が第1ローラの軸線方向幅の制限に頼らないことから、第1ローラに対する第2ローラの軸線方向接触長を長くし得て、その分ローラ間の面圧を低下させることができ、耐久性の点でも有利である。
本発明の一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。 図2に示す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。 図2に示す駆動力配分装置の動作説明図で、　(a)は、クランクシャフト回転角が基準点の0°である位置における第1ローラおよび第2ローラの離間状態を示す動作説明図、　(b)は、クランクシャフト回転角が90°である時における第1ローラおよび第2ローラの接触状態を示す動作説明図、　(c)は、クランクシャフト回転角が180°である時における第1ローラおよび第2ローラの接触状態を示す動作説明図である。
　1　駆動力配分装置（トランスファー）
　2　エンジン
　3　変速機
　4　リヤプロペラシャフト
　5　リヤファイナルドライブユニット
　6L,6R　左右後輪（主駆動輪）
　7　フロントプロペラシャフト
　8　フロントファイナルドライブユニット
　9L,9R　左右前輪（従駆動輪）
  11　ハウジング
　12　入力軸
　13　出力軸
　13L,13R　第2ローラ軸部
　16,17　ベアリングサポート
　31　第1ローラ
　32　第2ローラ
　35　ローラ間径方向押し付け力制御モータ
　51L,51R　クランクシャフト
　51La,51Ra　偏心中空孔
　51Lb,51Rb　外周部
　51Lc,51Rc　リングギヤ（第2ローラ旋回用回転メンバ）
　55　クランクシャフト駆動ピニオン
　56　ピニオンシャフト
　以下、この発明の実施例を添付の図面に基づいて説明する。
＜構成＞
　図1は、本発明の一実施例になる駆動力配分装置1をトランスファーとして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を順次経て左右後輪6L,6Rに伝達するようにした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により、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を順次経て左右前輪（従駆動輪）7L,7R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）7L,7R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間の駆動力配分比を決定するもので、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11は、駆動力配分装置1のハウジングを示し、このハウジング11内に入力軸12および出力軸13を、それぞれの回転軸線O1およびO2が交差するよう相互に傾斜させて横架する。
　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承する。
　入力軸12の両端をそれぞれ、シールリング25,26による液密封止下でハウジング11から突出させる。
　図2において入力軸12の左端を変速機3（図1参照）の出力軸に駆動結合し、右端は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に駆動結合する。
　入力軸12および出力軸13の両端近くにそれぞれ配して、これら入出力軸12,13間に一対のベアリングサポート16,17を架設し、これらベアリングサポート16,17をそれぞれの中程で、ボルト（図示せず）によりハウジング11の軸線方向対向内壁に取着する。
　ベアリングサポート16,17と入力軸12との間にはローラベアリング21,22を介在させ、これにより入力軸12をベアリングサポート16,17に対し回転自在となすことで、ベアリングサポート16,17を介しても入力軸12をハウジング11内に回転自在に支持する。
　なお、ベアリングサポート16,17は、入力軸12に宙吊りとしてもよい。
　ベアリングサポート16,17間（ローラベアリング21,22間）における入力軸12の軸線方向中程位置に第1ローラ31を同軸に一体成形する。
　この第1ローラ31に作動油を介して動力伝達可能に接触し得るよう配して、出力軸13の軸線方向中程位置に第2ローラ32を同軸に一体成形する。
　これら第1ローラ31および第2ローラ32の外周面31a,32aは、入力軸12および出力軸13の前記した傾斜によっても、相互に線接触し得るような円錐テーパ面とする。
　出力軸13は、両端13L,13Rの近くにおける前記のベアリングサポート16,17に対し旋回可能に支承することで、これらベアリングサポート16,17を介してハウジング11内に旋回可能に支持する。
　かように出力軸13（13L,13R）をベアリングサポート16,17に対し旋回可能に支承するに当たっては、以下のような偏心支承構造を用いる。
　出力軸13（13L,13R）と、これが貫通するベアリングサポート16,17との間にそれぞれ、中空アウターシャフト型式のクランクシャフト51L,51Rを遊嵌する。
　クランクシャフト51Lおよび出力軸13（13L）をそれぞれ図2の左端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27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（13L）間にシールリング28を介在させることにより、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（13L）の突出部をそれぞれ液密封止する。
　図2においてハウジング11から吐出する出力軸13の左端13Lは、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を介して左右前輪9L,9Rに駆動結合する。
　クランクシャフト51L,51Rの中空孔51La,51Ra（半径Ri）と、出力軸13の対応端部13L,13Rとの間にそれぞれローラベアリング52L,52Rを介在させて、出力軸13（13L,13R）をクランクシャフト51L,51Rの中空孔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の中空孔51La,51Ra（中心軸線O2）は図3に明示するごとく、外周部51Lb,51Rb（中心軸線O3、半径Ro）に対し偏心させた偏心中空孔とし、これら偏心中空孔51La,51Raの中心軸線O2は外周部51Lb,51Rbの中心軸線O3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の外周部51Lb,51Rbはそれぞれ、ローラベアリング53L,53Rを介して対応する側におけるベアリングサポート16,17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（本発明における回転メンバに相当）を一体に設ける。
　これらリングギヤ51Lc,51Rcは、その歯先円径である外径を第2ローラ32の外周面径（円錐面故に図2の右端における最少外周面径）よりも小さくする。
　そして当該リングギヤ51Lc,51Rcにそれぞれ、共通なクランクシャフト駆動ピニオン55を噛合させ、これらクランクシャフト駆動ピニオン55をピニオンシャフト56に結合する。
　なお、上記のごとくリングギヤ51Lc,51Rcにクランクシャフト駆動ピニオン55を噛合させるに当たっては、クランクシャフト51L,51Rを両者の外周部51Lb,51Rbが円周方向において相互に整列して同位相となる回転位置にした状態で、当該リングギヤ51Lc,51Rcに対するクランクシャフト駆動ピニオン55の噛合を行わせる。
　ピニオンシャフト56は、その両端を軸受56a,56bによりハウジング11に対し回転自在に支持する。
　図2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に貫通してこれから露出させ、
　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35の出力軸35aをセレーション嵌合などにより駆動結合する。
　よって、ローラ間径方向押し付け力制御モータ35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3に破線で示す軌跡円αに沿って中心軸線O３の周りに旋回する。
　図3の軌跡円αに沿った回転軸線O2（第2ローラ32）の旋回により第2ローラ32は、後で詳述するが図4(a)～(c)に示すごとく第1ローラ31に対し径方向へ接近し、これら第1ローラ31および第2ローラ32のローラ軸間距離L1をクランクシャフト51L,51Rの回転角θの増大につれ、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ができる。
　かかるローラ軸間距離L1の低下により、第1ローラ31に対する第2ローラ32の径方向押圧力（ローラ間伝達トルク容量：トラクション伝動容量）が大きくなり、ローラ軸間距離L1の低下度合いに応じてローラ間径方向押圧力（ローラ間伝達トルク容量：トラクション伝動容量）、つまり駆動力配分比を任意に制御することができる。
　なお図4(a)に示すように本実施例では、第2ローラ回転軸線O2がクランクシャフト回転軸線O3の直下に位置し、第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離L1が最大となる下死点でのローラ軸間距離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大きくする。
　これにより当該クランクシャフト回転角θ＝0°の下死点においては、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ることがなく、ローラ31,32間でトラクション伝動が行われないトラクション伝動容量＝0の状態を得ることができ、
　トラクション伝動容量を下死点での0と、図4(c)に示す上死点（θ＝180°）で得られる最大値との間で任意に制御することができる。
　なお本実施例では、クランクシャフト51L,51Rの回転角基準点をクランクシャフト回転角θ=0°の下死点であることとして説明を展開する。
＜駆動力配分作用＞
　図1～4につき上述したトランスファー1の駆動力配分作用を以下に説明する。
　変速機3（図1参照）からトランスファー1の入力軸12に達したトルクは、一方でこの入力軸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（ともに図1参照）を経て左右後輪6L,6R（主駆動輪）へ伝達される。
　他方でトランスファー1は、モータ35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（図4参照）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するとき、これらローラ31,32が径方向相互押圧力に応じたローラ間伝達トルク容量を持つことから、このトルク容量に応じて、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、左右前輪9L,9R（従駆動輪）をも駆動することができる。
　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、この伝動中における第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧反力は、これらに共通な回転支持板であるベアリングサポート16,17で受け止められ、ハウジング11に達することがない。
　そして径方向押圧反力は、クランクシャフト回転角θが0°～90°である間は0となり、クランクシャフト回転角θが90°～180°である間、θの増大に応じて増加し、クランクシャフト回転角θが180°になるとき最大値となる。
　かような四輪駆動走行中、クランクシャフト51L,51Rの回転角θが図4(b)に示すごとく基準位置の90°であって、第1ローラ31および第2ローラ32が相互に、この時のオフセット量OSに対応した径方向押圧力で押圧接触している場合、
　これらローラ間のオフセット量OSに対応したトラクション伝動容量で左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへの動力伝達が行われる。
　そして、クランクシャフト51L,51Rを図4(b)の基準位置から、図4(c)に示すクランクシャフト回転角θ＝180°の上死点に向け回転操作してクランクシャフト回転角θを増大させるにつれ、ローラ軸間距離L1が更に減少して第1ローラ31および第2ローラ32の相互オーバーラップ量OLが増大する結果、第1ローラ31および第2ローラ32は径方向相互押圧力を増大され、これらローラ間のトラクション伝動容量を増大させることができる。
　クランクシャフト51L,51Rが図4(c)の上死点位置に達すると、第1ローラ31および第2ローラ32は相互に、最大のオーバーラップ量OLに対応した径方向最大押圧力で径方向へ押し付けられて、これらの間のトラクション伝動容量を最大にすることができる。
　なお最大のオーバーラップ量OLは、第2ローラ回転軸線O2およびクランクシャフト回転軸線O3間の偏心量εと、図4(b)につき上記したオフセット量OSとの和値である。
　以上の説明から明らかなように、クランクシャフト51L,51Rをクランクシャフト回転角θ＝0°の回転位置から、クランクシャフト回転角θ＝180°の回転位置まで回転操作することにより、クランクシャフト回転角θの増大につれ、ローラ間トラクション伝動容量を0から最大値まで連続変化させることができる。
　また逆に、クランクシャフト51L,51Rをクランクシャフト回転角θ＝180°の回転位置から、θ＝0°の回転位置まで回転操作することにより、クランクシャフト回転角θの低下につれ、ローラ間トラクション伝動容量を最大値から0まで連続変化させることができ、ローラ間トラクション伝動容量をクランクシャフト51L,51Rの回転操作により自在に制御し得る。
＜効果＞
　上記した本実施例になる駆動力配分装置においては、第2ローラ32の前記した旋回を司るリングギヤ51Lc,51Rcの外径（歯先円径）を第2ローラ32の外周面径（円錐面故に図2の右端における最少外周面径）よりも小さくしたため、
　組み立て時における関連部品の公差の積み重ねによっても、第1ローラ31がリングギヤ51Lc,51Rcといささかも干渉することがない。
　また、この干渉対策が第1ローラ31の軸線方向幅の制限に頼らないことから、第1ローラ31の軸線方向幅を図2のごとくリングギヤ51Lc,51Rcに被さるような大きさにすることさえ可能で、第1ローラ31に対する第2ローラ32の軸線方向接触長を長くし得て、その分ローラ31,32間の面圧を低下させることができ、耐久性の点でも大いに有利である。
　なお本実施例のように第2ローラ32の外周面32aが円錐面である場合は、第2ローラ32の外周面32aのうち、図2の右端における外周面部分の外周面径（最少外周面径）よりも小さくしたため、
　第2ローラ32の外周面32aが円錐面である場合においても、上記の干渉防止を確実に達成することができる。

Claims (2)

  1. 　主駆動輪伝動系と共に回転する第1ローラと、従駆動輪伝動系と共に回転する第2ローラとを、両者の外周面において動力伝達可能に接触させることにより従駆動輪への駆動力配分を行い、
    　前記第2ローラの軸部を、ハウジングの固定軸線周りに回転可能なクランクシャフトの偏心中空孔内に回転自在に支承し、該クランクシャフトの第2ローラ寄り端部に同軸に設けた回転メンバを介して該クランクシャフトを前記固定軸線周りに回転させることにより第2ローラを旋回させて、第1ローラに対する第2ローラの径方向押し付け力を加減することで前記主駆動輪および従駆動輪間の駆動力配分を制御するようにした駆動力配分装置において、
    　前記回転メンバの外径を前記第2ローラの外周面径よりも小さくしたことを特徴とする駆動力配分装置。
  2. 　前記第2ローラの外周面径が、該第2ローラの軸線方向において異なるものである、請求項1に記載の駆動力配分装置において、
    　前記回転メンバの外径を前記第2ローラの最少外周面径よりも小さくしたことを特徴とする駆動力配分装置。
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Citations (4)

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JPS56109946A (en) * 1980-01-29 1981-08-31 Mitsubishi Electric Corp Roller type reduction gear
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