WO2014024540A1 - 駆動力配分装置 - Google Patents

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WO2014024540A1
WO2014024540A1 PCT/JP2013/064166 JP2013064166W WO2014024540A1 WO 2014024540 A1 WO2014024540 A1 WO 2014024540A1 JP 2013064166 W JP2013064166 W JP 2013064166W WO 2014024540 A1 WO2014024540 A1 WO 2014024540A1
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WO
WIPO (PCT)
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roller
crankshaft
axial
driving force
disk member
Prior art date
Application number
PCT/JP2013/064166
Other languages
English (en)
French (fr)
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
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Priority claimed from JP2012176594A external-priority patent/JP2015206372A/ja
Priority claimed from JP2012179157A external-priority patent/JP2015205521A/ja
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    • BPERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60VEHICLES IN GENERAL
    • B60KARRANGEMENT 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
    • B60K17/00Arrangement or mounting of transmissions in vehicles
    • B60K17/34Arrangement or mounting of transmissions in vehicles for driving both front and rear wheels, e.g. four wheel drive vehicles
    • B60K17/344Arrangement or mounting of transmissions in vehicles for driving both front and rear wheels, e.g. four wheel drive vehicles having a transfer gear
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16HGEARING
    • F16H13/00Gearing for conveying rotary motion with constant gear ratio by friction between rotary members
    • F16H13/02Gearing for conveying rotary motion with constant gear ratio by friction between rotary members without members having orbital motion

Definitions

  • the present invention relates to a driving force distribution device, and more particularly to a driving force distribution device useful as a transfer for a four-wheel drive vehicle.
  • 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.
  • a part of the torque to the main driving wheel can be distributed to the driven wheel and output.
  • the torque transmission capacity between these rollers can be controlled.
  • Patent Document 1 discloses that the second roller is made to be relative to the first roller in the radial direction by turning the shaft portion of the second roller around the fixed axis of the housing with a motor or the like.
  • a configuration has been proposed in which the displacement can be controlled to control the radial pressing force between the first roller and the second roller, that is, the distribution of the driving force between the main driving wheel and the sub driving wheel. That is, 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 first roller and the second roller are in contact with each other in the entire axial direction in order to secure a contact area between the first roller and the second roller.
  • the axial positions of the first roller and the second roller deviate, the pressing area of the second roller against the first roller decreases, the surface pressure increases, and the first roller and the second roller wear out early. There was a problem.
  • the present invention has been made by paying attention to the above problems, and the object of the present invention is to provide a second roller with respect to the first roller even if the first roller and the second roller are displaced in the axial direction. It aims at providing the driving force distribution apparatus which can ensure a pressing area.
  • the driving force distribution device is formed such that the axial length of the second roller is longer than the axial length of the first roller.
  • 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. It is a vertical side view of the driving force distribution apparatus in FIG. It is a longitudinal front view which shows the crankshaft used with the driving force distribution apparatus shown in FIG. It is operation
  • 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 shown 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. Is the base vehicle.
  • 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) 9L and 9R.
  • Main driving wheels 6L and 6R
  • left and right front wheels 9L, 9R
  • 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
  • the input shaft 12 and the output shaft 13 are horizontally tilted in the housing 11 so that the respective rotation axes O1 and O2 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.
  • the left end of the input shaft 12 is drivingly coupled to the output shaft of the transmission 3 (see FIG. 1)
  • 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.
  • the bearing supports 16 and 17 may not be fixed to the housing 11.
  • the bearing supports 16 and 17 include input shaft through holes 16a and 17a through which the input shaft 12 passes, output shaft through holes 16c and 17c through which the output shaft 13 and the crankshafts 51L and 51R pass, and input shaft through holes 16a, It has vertical walls 16b and 17b connecting between 17a and the output shaft through holes 16c and 17c, and has a substantially glasses shape when viewed from the front in the axial direction. 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 first cylindrical member 31e is provided in the middle of the input shaft 12 in the axial direction.
  • the first cylindrical member 31e is formed in a cylindrical shape, and is fixed so that the input shaft 12 is inserted into the inner periphery and rotates integrally with the input shaft 12.
  • a first disk member 31d is provided on the outer periphery of the first cylindrical member 31e, and the outer periphery of the first disk member 31d projects radially outward from between the bearing supports 16,17.
  • the first disk member 31d is formed in a disk shape having a through hole in the axial center, and the axial length is shorter than that of the first cylindrical member 31e.
  • the first roller 31 is provided on the outer periphery of the first disk member 31d.
  • the first roller 31 is formed in a barrel shape whose outer periphery is curved in the axial direction, and a through hole is formed in the axial center portion.
  • the length of the first roller 31 in the axial direction is longer than that of the first disk member 31d.
  • the first disk member 31d is inserted into the inner periphery, and the first disk member 31d is located near the center of the first roller 31. It is fixed integrally. That is, the first roller 31 is fixed so as to rotate integrally with the input shaft 12 coaxially.
  • the inner diameter of the first roller 31 is equally formed over the entire axial direction.
  • the outer diameter of the first roller 31 is formed at a middle height near the center, and the diameter on one end side (the side on which the input shaft 12 and the output shaft 13 open) is made larger than the diameter on the other end side.
  • the angle of the line connecting the one end side and the other end side of the outer diameter of the first roller 31 is formed to be about half of the angle formed by the input shaft 12 and the output shaft 13.
  • the first cylindrical member 31e, the first disk member 31d, and the first roller 31 are formed separately, but these may be formed integrally.
  • a second cylindrical member 32e is provided in the middle of the output shaft 13 in the axial direction.
  • the second cylindrical member 32e is formed in a cylindrical shape, and is fixed so that the output shaft 13 is inserted into the inner periphery and rotates integrally with the output shaft 13.
  • a second disk member 32d is provided on the outer periphery of the second cylindrical member 32e, and the outer periphery of the second disk member 32d protrudes radially outward from between the crankshafts 51L and 51R.
  • the second disk member 32d is formed in a disk shape having a through hole at the center, and the axial length is shorter than that of the second cylindrical member 32e.
  • a second roller 32 is provided on the outer periphery of the second disk member 32d.
  • the second roller 32 is formed in a truncated cone shape having a through hole in the axial center.
  • the length of the second roller 32 in the axial direction is longer than that of the second disk member 32d.
  • the second disk member 32d is inserted into the inner periphery, and the second disk member 32d is located near the center of the second roller 32. It is fixed integrally. That is, the second roller 32 is fixed so as to rotate integrally with the output shaft 13 coaxially.
  • the inner diameter of the second roller 32 is equally formed over the entire axial direction.
  • the outer diameter of the second roller 32 is formed such that the diameter on one end side (the side on which the input shaft 12 and the output shaft 13 are opened) is larger than the diameter on the other end side.
  • the angle of the line connecting the one end side and the other end side of the outer diameter of the second roller 32 is formed to be about half of the angle formed by the input shaft 12 and the output shaft 13.
  • the second cylindrical member 32e, the second disk member 32d, and the second roller 32 are formed separately, but they may be formed integrally.
  • the axial lengths of the outer peripheral surfaces 31 a and 32 a of the first roller 31 and the second roller 32 are formed longer than the axial length of the pressing surface of the second roller 32 against the first roller 31.
  • the axial length of the surface 32a is longer than the axial length of the outer peripheral surface 31a of the first roller 31.
  • a holding groove 31b is formed by both side surfaces in the axial direction of the first disk member 31d, the outer peripheral surface of the first cylindrical member 31e, and the inner peripheral surface of the first roller 31. Thrust bearings 31cL and 31cR are held in the holding groove 31b. Has been. Further, a holding groove 32b is formed by both side surfaces in the axial direction of the second disk member 32d, the outer peripheral surface of the second cylindrical member 32e, and the inner peripheral surface of the second roller 32. Thrust bearings 32cL and 32cR are formed in the holding groove 32b. Is held. The thrust bearings 31cL and 31cR contact the side walls 16a1 and 17a1 of the bearing supports 16 and 17, thereby positioning the first roller 31 in the axial direction. On the other hand, the thrust bearings 32cL and 32cR position the second roller 32 in the axial direction by abutting against roller side abutting portions 51Ld and 51Rd of crankshafts 51L and 51R, which will be described later.
  • the output shaft 13 is pivotally supported on 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 output shaft 13 (13L, 13R) is rotatably supported with respect to the bearing supports 16, 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 the seal ring 27 is interposed between the housing 11 and the crankshaft 51L at the protruding portion.
  • 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.
  • the 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) Are supported in the hollow holes 51La and 51Ra of the crankshafts 51L and 51R so as to freely rotate around the central axis O2.
  • the hollow holes 51La and 51Ra (center axis O2) of the crankshafts 51L and 51R are eccentric hollow holes eccentric to the outer peripheral portions 51Lb and 51Rb (center axis O3, radius Ro).
  • the central axis O2 of the holes 51La and 51Ra is offset from the central axis O3 of the outer peripheral portions 51Lb and 51Rb by an eccentricity ⁇ between them.
  • the outer peripheries 51Lb and 51Rb of the crankshafts 51L and 51R are rotatable to the inner periphery of the output shaft through holes 16c and 17c of the bearing supports 16 and 17 on the corresponding side via roller bearings 53L and 53R, which are radial bearings, respectively.
  • roller bearings 53L and 53R which are radial bearings, respectively.
  • the roller side contact portions 51Ld and 51Rd of the crankshafts 51L and 51R are rotatably supported by the thrust bearings 32cL and 32cR.
  • thrust bearings 32cL, 32cR and axial bearings 54L, 54R are disposed on the outer side in the axial direction.
  • the thrust bearings 54L, 54R are in contact with the spacers 60L, 60R in a rotatable manner, and ring gears 51Lc, 51Rc described later.
  • the crankshafts 51L and 51R are rotatably supported by contacting with each other.
  • the spacers 60L and 60R are in contact with the wall surfaces 16b1 and 17b1 of the vertical walls 16b and 17b facing the second roller 32 and are on the inner diameter side of the inner peripheral surfaces of the output shaft through holes 16c and 17c.
  • First spacer portions 61L and 61R extending to a position not in contact with 51R, and second spacer portions 62L and 62R (extending portions) extending so as to be inserted into the output shaft through holes 16c and 17c are provided. .
  • the spacers 60L and 60R are positioned in the radial direction by abutting between the outer periphery of the second spacer portions 62L and 62R and the inner peripheral surfaces of the output shaft through holes 16c and 17c, and roller bearings 53L and 53R. And mutual interference between the thrust bearings 54R and 54L.
  • the first spacer portions 61L and 61R are extended to the inner diameter side, and the thrust bearings 54R and 54L are provided along the radial length of the first spacer portions 61L and 61R. It is possible to increase the bearing capacity without incurring any increase in the size. Further, even if the clearance between the crankshaft 51L, 51R and the inner periphery of the output shaft through holes 16c, 17c of the bearing support 16, 17 is increased by increasing the size of the roller bearings 53L, 53R, the first spacer portion 61L, The thrust bearings 54L and 54R can be received on the inner diameter side by 61R, and an increase in the radial direction can be avoided.
  • the crankshafts 51L and 51R rotate relative to the bearing supports 16 and 17, while the spacers 60L and 60R do not rotate relative to the bearing supports 16 and 17. Therefore, a sliding location can be reduced by performing positioning using non-rotating members.
  • Ring gears 51Lc and 51Rc of the same specification are integrally provided at adjacent ends of the crankshafts 51L and 51R that face each other, and a common crankshaft drive pinion 55 is engaged with the ring gears 51Lc and 51Rc, respectively. 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.
  • the both ends of the pinion shaft 56 are rotatably supported with respect to the housing 11 by bearings 56a and 56b.
  • the right end of the pinion shaft 56 on the right side of FIG. 2 penetrates through the housing 11 and is exposed from this, and the exposed end surface of the pinion shaft 56 is an output shaft of the inter-roller pressing force control motor 35 attached to the housing 11.
  • 35a is drive-coupled by serration fitting or the like. Therefore, when the rotational positions of the crankshafts 51L and 51R are controlled by the inter-roller radial pressing force control motor 35 via the pinion 55 and the ring gears 51Lc and 51Rc, the rotational axis O2 of the output shaft 13 and the second roller 32 is shown in FIG. It turns around the central axis O3 along a locus circle ⁇ indicated by a broken line.
  • the second roller 32 moves to the first roller 31 as shown in FIGS. 4 (a) to 4 (c) by turning the rotational axis O2 (second roller 32) along the locus circle ⁇ in FIG.
  • the distance between the roller axes L1 of the first roller 31 and the second roller 32 approaches the radial direction, and the radius of the first roller 31 and the radius of the second roller 32 increase as the rotation angle ⁇ of the crankshafts 51L and 51R increases. It can be made smaller than the sum value.
  • the radial pressing force of the second roller 32 against the first roller 31 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 O2 is located immediately below the crankshaft rotation axis O3, and the distance L1 between the first roller 31 and the second roller 32 is the maximum.
  • the distance L1 between the roller shafts at the 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 first roller 31 and the second roller 32 have a roller shaft distance L1 (see FIG. 4). 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 this 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. 4B, and the first roller 31 and the second roller 32 are mutually connected.
  • the power to the left and right front wheels (sub driven wheels) 9L, 9R with the traction transmission capacity corresponding to the offset amount OS between these rollers Transmission takes place.
  • 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 O2 and the crankshaft rotation axis O3 and the offset amount OS described above with reference to FIG.
  • 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 ring gears 51Lc and 51Rc of the crankshafts 51L and 51R are provided outside the axial ends of the contact surfaces of the first roller 31 and the second roller 32. It is necessary to form the first roller 31 and the second roller 32 so as not to interfere.
  • the elements that determine the axial relative positions of the first roller 31 and the crankshafts 51L and 51R are the first roller 31, thrust bearings 31cL and 31cR, bearing supports 16 and 17, and thrust bearings.
  • the elements that determine the relative position in the axial direction between the second roller 32 and the crankshafts 51L and 51R are the five elements of the second roller 32, thrust bearings 32cL and 32cR, and ring gears 51Lc and 51Rc. .
  • the axial length of the outer peripheral surface 31a of the first roller 31 is determined in consideration of the accumulated tolerance of the nine elements.
  • the axial length of the outer peripheral surface 32a of the second roller 32 is taken into account only by accumulating the tolerances of the five elements. Can be determined.
  • the first roller 31 is formed such that the axial length of the second roller 32 is longer than the axial length of the first roller 31 than the axial length of the second roller 32.
  • the pressing area of the second roller 32 against the roller 31 can be set large, and the pressing area of the second roller 32 against the first roller 31 can be reduced even when the axial position of the first roller and the second roller is shifted. Can be suppressed.
  • the axial lengths of the first disc member 31d and the second disc member 32d are used to suppress the overall weight increase while securing the axial lengths of the first roller 31 and the second roller 32.
  • the axial lengths of the first roller 31 and the second roller 32 need to be shorter.
  • the first roller 31 and the second roller 32, the first disk member 31d, and the second disk member 32d are secured in the vicinity of the central portion in the axial direction of the first roller 31 and the second roller 32 from the viewpoint of securing the strength of the joint. It is desirable to join the first disk member 31d and the second disk member 32d.
  • the first roller 31 is disposed on the outer peripheral side of the thrust bearings 31cL and 31cR
  • the second roller 32 is disposed on the outer peripheral side of the thrust bearings 32cL and 32cR.
  • the rotation axis O1 of the input shaft 12 and the rotation axis O2 of the output shaft 13 are inclined with respect to each other, in order to increase the pressing area of the second roller 32 against the first roller 31, the first roller 31
  • the outer peripheral surface 31a of the second roller 32 and the outer peripheral surface 32a of the second roller 32 need to be inclined according to the angle formed by the rotational axis O1 of the input shaft 12 and the rotational axis O2 of the output shaft 13.
  • the inner circumferences of the first roller 31 and the second roller 32 are also formed at an angle inclined in the axial direction.
  • the groove widths of the holding grooves 31b, 32b on both side surfaces of the first disk member 31d and the second disk member 32d are different, and the thrust bearings 31cL, 31cR, 32cL, 32cR held there are arranged in the radial direction. It is necessary to arrange things with different widths. That is, it is necessary to use different thrust bearings 31cL, 31cR, 32cL, 32cR on both sides of the first disk member 31d and the second disk member 32d, which leads to an increase in the number of parts, deterioration in production efficiency, and an increase in cost.
  • the inner diameters of the first roller 31 and the second roller 32 are equally formed over the entire axial direction.
  • the thrust bearings 31cL and 31cR having the same diameter can be used at both axial ends of the first disk member 31d, and the thrust bearings 32cL and 32cR having the same diameter can be used at both axial ends of the second disk member 32d.
  • the increase in the number of points, the deterioration of production efficiency, and the increase in cost can be suppressed.
  • crankshafts 51L and 51R are rotatably supported in the eccentric hollow holes, and the second roller 32 is swung by the rotation of the crankshafts 51L and 51R around the fixed axis O2, so that the second roller 32 with respect to the first roller 31 is rotated.
  • the driving force distribution device that controls the driving force distribution between the left and right rear wheels 6L, 6R (main driving wheels) and the left and right front wheels 7L, 7R by adjusting the radial pressing force of the second roller 32, Ring gears 51Lc, 51 protruding in the radial direction of the crankshafts 51L, 51R
  • the crankshafts 51L and 51R are rotated around the fixed axis, and the axial length of the second roller 32 that applies a pressing force to the first roller is set to the axis of the first roller 31. It was formed to be longer than the length in the direction. Therefore, the pressing area of the second roller 32 against the first roller 31 can be set large, and the pressing of the second roller 32 against the first roller 31 against the axial displacement of the first roller and the second roller. Reduction of the area can be suppressed.
  • the input shaft 12 that rotates together with the left and right rear wheels 6L and 6R that are the main drive wheel transmission system, and a disk member that is coaxially provided on the outer periphery of the input shaft 12 and has an outer diameter larger than the diameter of the input shaft 12
  • the first disk member 31d is a cylindrical member having an axial length longer than the axial length of the first disk member 31d, and the first disk member 31d is located at the inner periphery in the axially middle position.
  • the first roller 31 is inserted and fixed on the same axis, the outer diameter of one axial end is larger than the outer diameter of the other axial end, and the inner diameter is the same at both axial ends.
  • the second disk member 32d is a disk member whose diameter is larger than the diameter of the output shaft 13, and the cylindrical part whose axial length is longer than the axial length of the second disk member 32d. In the middle position in the axial direction, the second disk member 32d is inserted into the inner periphery and fixed coaxially, and the outer diameter at one axial end is made larger than the outer diameter at the other axial end.
  • the second roller 32 having the same inner diameter at both ends in the axial direction and the output shaft 13 are rotatably supported on the rotating shaft of the second roller 32, and the rotating shaft of the second roller 32 is supported by the second roller.
  • the crankshafts 51L and 51R that are rotatably supported around the eccentric axis offset from the rotation axis of 32 and the crankshafts 51L and 51R are rotated to rotate the rotation axis of the second roller 32 around the eccentric axis.
  • a motor 35 that distributes driving force to the driven wheels by bringing the outer peripheral surfaces of the first roller 31 and the second roller 32 into frictional contact with each other or traction contact via hydraulic oil, an input shaft 12, and an output shaft 13 , Housing for housing the crankshafts 51L, 51R 11, bearing supports 16, 17 provided between the housing 11 and the input shaft 12, and provided between the bearing supports 16, 17 and both side surfaces of the first disk member 31 d in the axial direction.
  • thrust bearings 31cL and 31cR first thrust bearings
  • Thrust bearings 32cL and 32cR second thrust bearings
  • thrust bearings 31cL and 31cR having the same diameter can be used at both axial ends of the first disk member 31d
  • thrust bearings 32cL and 32cR having the same diameter can be used at both axial ends of the second disk member 32d.
  • the present invention is not limited to the configuration of the above embodiment, and may have other configurations.
  • the axial lengths of the outer peripheral surfaces 31a and 32a of the first roller 31 and the second roller 32 are formed longer than the axial lengths of the contact surfaces of the first roller 31 and the second roller 32.
  • the axial length of the outer peripheral surface 31 a of the first roller 31 may be the same as the axial length of the contact surfaces of the first roller 31 and the second roller 32.

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Abstract

 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が可能であり、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前記固定軸線周りの回転により第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を制御する駆動力配分装置において、第2ローラの軸方向両側において前記クランクシャフトの径方向に突出したリングギヤと噛み合うピニオンをモータにより回転させることにより、クランクシャフトを固定軸線周りに回転させ第1ローラに押し付け力を加える第2ローラの軸方向長さを第1ローラの軸方向長さよりも長くなるように形成した。

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有用な駆動力配分装置に関するものである。
 従来の駆動力配分装置としては、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、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上記固定軸線周りの回転により第2ローラを当該固定軸線周りに旋回させて、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2012-11794号公報
 上記特許文献1に記載された技術では、第1ローラと第2ローラの接触面積を確保するために、第1ローラと第2ローラとは軸方向全体にわたって接触している。しかし、第1ローラと第2ローラとの軸方向位置がずれてしまうと、第1ローラに対する第2ローラの押し付け面積が小さくなり面圧が上昇し、第1ローラおよび第2ローラの摩耗が早期化する問題があった。
 本発明は、本発明は上記問題に着目してなされたもので、その目的とするところは、第1ローラと第2ローラの軸方向位置がずれたとしても、第1ローラに対する第2ローラの押し付け面積を確保することができる駆動力配分装置を提供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、第2ローラの軸方向長さを第1ローラの軸方向長さよりも長くなるように形成した。
 よって、第1ローラと第2ローラの軸方向位置がずれたとしても、第1ローラに対する第2ローラの押し付け面積を確保することができる。
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
 31cL スラストベアリング(第1スラスト軸受)
 31cR スラストベアリング(第1スラスト軸受)
 31d 第1円盤部材
 32 第2ローラ
 32cL スラストベアリング(第2スラスト軸受)
 32cR スラストベアリング(第2スラスト軸受)
 32d 第2円盤部材
 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
 51Ld 径方向油孔
 53L,53R ローラベアリング(ラジアルベアリング)
 54L,54R スラストベアリング
 55 クランクシャフト駆動ピニオン
 56 ピニオンシャフト
 60L,60R スペーサ
 以下、本発明の実施の形態を、図示の実施例に基づき詳細に説明する。
<実施例の構成>
  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する。そして、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)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。ここで、ベアリングサポート16,17はハウジング11に固定しなくてもよい。このベアリングサポート16,17は、入力軸12が貫通する入力軸貫通孔16a,17aと、出力軸13及びクランクシャフト51L,51Rが貫通する出力軸貫通孔16c,17cと、入力軸貫通孔16a,17aと出力軸貫通孔16c,17cとの間をつなぐ縦壁16b,17bとを有し、軸方向正面視において略メガネ形状である。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。
 入力軸12の軸線方向中程位置に第1円筒部材31eが設けられている。第1円筒部材31eは円筒状に形成されており、内周に入力軸12が挿入されて入力軸12と一体に回転するように固定されている。第1円筒部材31eの外周には第1円盤部材31dが設けられ、第1円盤部材31dの外周はベアリングサポート16,17間から径方向外側に突出している。第1円盤部材31dは軸心部に貫通孔を有する円盤状に形成されており、軸方向長さは第1円筒部材31eよりも短く形成されている。
 第1円盤部材31dの外周には、第1ローラ31が設けられている。第1ローラ31は外周を軸方向に向かってクラウニングによる曲面処理された樽状に形成されており、軸心部には貫通孔が形成されている。第1ローラ31の軸方向長さは第1円盤部材31dよりも長く形成されており、内周に第1円盤部材31dが挿入され、第1ローラ31の中央部付近において第1円盤部材31dと一体に固定されている。すなわち、第1ローラ31は入力軸12と同軸上で一体に回転するように固定されている。
 第1ローラ31の内径は軸方向全体にわたって等しく形成されている。一方、第1ローラ31の外径は中央付近が中高に形成されるとともに、一端側(入力軸12と出力軸13とが開く側)の径を他端側の径よりも大きく形成している。第1ローラ31の外径の一端側と他端側とを結ぶ線の角度は、入力軸12と出力軸13とが成す角度の約半分となるように形成されている。本実施例では、第1円筒部材31e、第1円盤部材31d、第1ローラ31を別体に形成しているが、これらを一体に形成するようにしてもよい。
 出力軸13の軸線方向中程位置に第2円筒部材32eが設けられている。第2円筒部材32eは円筒状に形成されており、内周に出力軸13が挿入されて出力軸13と一体に回転するように固定されている。第2円筒部材32eの外周には第2円盤部材32dが設けられ、第2円盤部材32dの外周はクランクシャフト51L,51R間から径方向外側に突出している。第2円盤部材32dは中心部に貫通孔を有する円盤状に形成されており、軸方向長さは第2円筒部材32eよりも短く形成されている。
 第2円盤部材32dの外周には、第2ローラ32が設けられている。第2ローラ32は軸心部に貫通孔を有する円錐台形状形成されている。第2ローラ32の軸方向長さは第2円盤部材32dよりも長く形成されており、内周に第2円盤部材32dが挿入され、第2ローラ32の中央部付近において第2円盤部材32dと一体に固定されている。すなわち、第2ローラ32は出力軸13と同軸上で一体に回転するように固定されている。
 第2ローラ32の内径は軸方向全体にわたって等しく形成されている。一方、第2ローラ32の外径は一端側(入力軸12と出力軸13とが開く側)の径を他端側の径よりも大きく形成している。第2ローラ32の外径の一端側と他端側とを結ぶ線の角度は、入力軸12と出力軸13とが成す角度の約半分となるように形成されている。本実施例では、第2円筒部材32e、第2円盤部材32d、第2ローラ32を別体に形成しているが、これらを一体に形成するようにしてもよい。
 第1ローラ31および第2ローラ32の外周面31a,32aの軸方向長さは、第1ローラ31に対する第2ローラ32の押し付け面の軸方向長さよりも長く形成され、第2ローラ32の外周面32aの軸方向長さは、第1ローラ31の外周面31aの軸方向長さより長く形成されている。
 第1円盤部材31dの軸方向両側面、第1円筒部材31eの外周面、第1ローラ31の内周面によって保持溝31bが形成されており、この保持溝31bにスラストベアリング31cL,31cRが保持されている。また、第2円盤部材32dの軸方向両側面、第2円筒部材32eの外周面、第2ローラ32の内周面によって保持溝32bが形成されており、この保持溝32bにスラストベアリング32cL,32cRが保持されている。スラストベアリング31cL,31cRはベアリングサポート16,17の側壁16a1,17a1と当接することで第1ローラ31の軸方向位置決めを行う。一方、スラストベアリング32cL,32cRは、後述するクランクシャフト51L,51Rのローラ側当接部51Ld,51Rdと当接することで第2ローラ32の軸方向位置決めを行う。
 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、ラジアルベアリングであるローラベアリング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の出力軸貫通孔16c,17cの内周に回転自在に支持する。また、クランクシャフト51L,51Rのローラ側当接部51Ld,51Rdがスラストベアリング32cL,32cRにより回転自在に支持される。更に、このスラストベアリング32cL,32cRと軸方向外側に配置されたスラストベアリング54L,54Rを有し、このスラストベアリング54L,54Rはスペーサ60L,60Rと回転自在に当接すると共に後述するリングギヤ51Lc,51Rcと回転自在に当接し、これによりクランクシャフト51L,51Rを回転自在に支持する。
 スペーサ60L,60Rは、縦壁16b,17bの第2ローラ32側に面した壁面16b1,17b1と当接すると共に出力軸貫通孔16c,17cの内周面よりも内径側であってクランクシャフト51L,51Rに接触しない位置まで延在された第1スペーサ部61L,61Rと、出力軸貫通孔16c,17c内に挿入可能に延在された第2スペーサ部62L,62R(延在部)とを有する。
そして、この第2スペーサ部62L,62Rの外周と、出力軸貫通孔16c,17cの内周面との間で当接させてスペーサ60L,60Rの径方向位置決めを行うと共に、ローラベアリング53L,53Rとスラストベアリング54R,54Lとの相互干渉を回避する。
 このように、第1スペーサ部61L,61Rを内径側に延在させ、この第1スペーサ部61L,61Rの径方向長さに沿ってスラストベアリング54R,54Lを設けたため、径方向外側への大型化を招くことなくベアリング容量の増大を図ることができる。また、ローラベアリング53L,53Rを大型化することで仮にクランクシャフト51L,51Rとベアリングサポート16,17の出力軸貫通孔16c,17c内周との隙間が増大したとしても、第1スペーサ部61L,61Rによりスラストベアリング54L,54Rを内径側において受け止めることができ、径方向の大型化を回避することができる。
 また、第2スペーサ部62L,62Rの外周において径方向位置決めを行うため、スペーサ60L,60Rとクランクシャフト51L,51Rとの接触を回避することができ、摺動抵抗の増大による摩擦損失を抑制することができる。すなわち、クランクシャフト51L,51Rはベアリングサポート16,17に対して相対回転する一方、スペーサ60L,60Rはベアリングサポート16,17に対して回転することはない。よって、非回転部材同士を用いて位置決めを行うことで摺動箇所を低減することができる。
 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~図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。
 この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し付けられて摩擦接触している場合、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。
 <ローラとリングギヤとの干渉と公差の関係>
  第1ローラ31と第2ローラ32の摩耗を抑制するためには、第1ローラ31に対する第2ローラ32の押し付け面積を大きくして面圧を小さくする必要がある。第1ローラ31に対する第2ローラ32の押し付け面積を大きくする1つの方法としては、第1ローラ31と第2ローラ32の径の大きさを大きくすることが考えられる。しかし、この方法では入力軸12と出力軸13との軸間距離が大きくなり、駆動力配分装置1が大型化する問題がある。第1ローラ31に対する第2ローラ32の押し付け面積を大きくする別の方法として、第1ローラ31または第2ローラ32の軸方向長さ、もしくは第1ローラ31および第2ローラ32の軸方向長さを長くすることが考えられる。これは第1ローラ31と第2ローラ32との間に軸方向のずれが生じたとしても第1ローラ31に対する第2ローラ32の押し付け面積を確保することの観点でも望ましい。
  しかし、図2に示すように第1ローラ31と第2ローラ32の接触面の軸方向両端外側にはクランクシャフト51L,51Rのリングギヤ51Lc,51Rcが設けられているため、リングギヤ51Lc,51Rcとが干渉しないように第1ローラ31および第2ローラ32を形成する必要がある。
 ここで、第1ローラ31とクランクシャフト51L,51R(リングギヤ51Lc,51Rc)との軸方向の相対位置を決める要素は、第1ローラ31、スラストベアリング31cL,31cR、ベアリングサポート16,17、スラストベアリング54L,54R、リングギヤ51Lc,51Rcの9要素である。一方、第2ローラ32とクランクシャフト51L,51R(リングギヤ51Lc,51Rc)との軸方向の相対位置を決める要素は、第2ローラ32、スラストベアリング32cL,32cR、リングギヤ51Lc,51Rcの5要素である。つまり、第1ローラ31がリングギヤ51Lc,51Rcと干渉しないようにするためには、前記9要素の公差を積み上げた分を考慮して第1ローラ31の外周面31aの軸方向長さを決定する必要があるが、第2ローラ32がリングギヤ51Lc,51Rcと干渉しないようにするためには、前記5要素の公差を積み上げた分のみを考慮して第2ローラ32の外周面32aの軸方向長さを決定することができる。
 すなわち、第1ローラ31の軸方向長さを第2ローラ32の軸方向長さよりも、第2ローラ32の軸方向長さを第1ローラ31の軸方向長さよりも長く形成したほうが、第1ローラ31に対する第2ローラ32の押し付け面積を大きく設定することができ、また第1ローラと第2ローラの軸方向位置のずれに対しても第1ローラ31に対する第2ローラ32の押し付け面積の縮小化を抑制することができる。
 <ローラの押し付け面積の確保>
  前述のように、第1ローラ31と第2ローラ32の軸方向長さを確保しつつ、全体の重量増加を抑制するためは、第1円盤部材31d、第2円盤部材32dの軸方向長さを、第1ローラ31と第2ローラ32の軸方向長さはよりも短く形成する必要がある。そして、第1ローラ31、第2ローラ32と第1円盤部材31d、第2円盤部材32dの接合部の強度確保の点から、第1ローラ31、第2ローラ32の軸方向中央部付近において第1円盤部材31d、第2円盤部材32dを接合することが望ましい。このような構造にすると、スラストベアリング31cL,31cRの外周側には第1ローラ31が配置され、スラストベアリング32cL,32cRの外周側には第2ローラ32が配置されていることとなる。
 さらに、入力軸12の回転軸線O1と出力軸13の回転軸線O2とは相互に傾斜しているため、第1ローラ31に対する第2ローラ32の押し付け面積を大きくするためには、第1ローラ31の外周面31aと第2ローラ32の外周面32aは、入力軸12の回転軸線O1と出力軸13の回転軸線O2とが成す角度に応じて傾斜させる必要がある。
  第1ローラ31、第2ローラの強度を確保しつつ軽量化を図ることを考えると、第1ローラ31、第2ローラ32の肉厚は軸方向において均一に形成する方が良いが、そうすると第1ローラ31、第2ローラ32の内周も軸方向に傾斜した角度に形成することとなる。この場合、第1円盤部材31d、第2円盤部材32dの両側面の保持溝31b,32bの溝幅が異なることになり、そこに保持されるスラストベアリング31cL,31cR,32cL,32cRの径方向の幅が異なるものを配置する必要がでてくる。つまり、第1円盤部材31d、第2円盤部材32dの両側で異なるスラストベアリング31cL,31cR,32cL,32cRを用いる必要があり、部品点数の増大、生産効率の悪化、コストの増加などにつながる。
  本実施例においては、第1ローラ31、第2ローラ32の内径を軸方向全体にわたって等しく形成している。これにより、第1円盤部材31dの軸方向両端側で同じ径のスラストベアリング31cL,31cRを、第2円盤部材32dの軸方向両端側で同じ径のスラストベアリング32cL,32cRを用いることができ、部品点数の増大、生産効率の悪化、コストの増加を抑制することができる。
 以上説明したように、本実施例にあっては下記に列挙する作用効果が得られる。
(1)主駆動輪伝動系である左右後輪6L,6Rと共に回転する第1ローラ31と、従駆動輪伝動系である左右前輪9L,9Rと共に回転する第2ローラ32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左右前輪7L,7R(従駆動輪)への駆動力配分が可能であり、第2ローラ32の軸部を、ハウジング11の固定軸線O2周りに回転可能なクランクシャフト51L,51R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51L,51Rの前記固定軸線O2周りの回転により第2ローラ32を旋回させて、第1ローラ31に対する第2ローラ32の径方向押し付け力を加減することで左右後輪6L,6R(主駆動輪)および左右前輪7L,7R間の駆動力配分を制御する駆動力配分装置において、第2ローラ32の軸方向両側においてクランクシャフト51L,51Rの径方向に突出したリングギヤ51Lc,51Rcと噛み合うピニオン55をモータ35により回転させることにより、クランクシャフト51L,51Rを固定軸線周りに回転させ第1ローラに押し付け力を加える第2ローラ32の軸方向長さを第1ローラ31の軸方向長さよりも長くなるように形成した。
  よって、第1ローラ31に対する第2ローラ32の押し付け面積を大きく設定することができ、また第1ローラと第2ローラの軸方向位置のずれに対して第1ローラ31に対する第2ローラ32の押し付け面積の縮小化を抑制することができる。
 (2)主駆動輪伝達系である左右後輪6L,6Rと共に回転する入力軸12と、入力軸12の外周に同軸上に設け、外径が入力軸12の径よりも大径な円盤部材である第1円盤部材31dと、軸方向長さを第1円盤部材31dの軸方向長さよりも長く形成した筒状部材であって、軸方向中程位置において第1円盤部材31dを内周に挿入して同軸上に固定し、軸方向一端の外径を軸方向他端の外径よりも大径に形成するとともに、軸方向両端の内径を同じに形成した第1ローラ31と、従駆動輪伝達系である左右前輪9L,9Rと共に回転し、入力軸12の軸に対して斜めに交わる軸上に設けた出力軸13と、出力軸13の外周であって同軸上に設け、外径が出力軸13の径よりも大径な円盤部材である第2円盤部材32dと、軸方向長さを第2円盤部材32dの軸方向長さよりも長く形成した筒状部材であって、軸方向中程位置において第2円盤部材32dを内周に挿入して同軸上に固定し、軸方向一端の外径を軸方向他端の外径よりも大径に形成するとともに、軸方向両端の内径を同じに形成した第2ローラ32と、出力軸13を、第2ローラ32の回転軸上で回転自在に支持するとともに、第2ローラ32の回転軸を該第2ローラ32の回転軸からオフセットした偏心軸線周りに回動可能に支持するクランクシャフト51L,51Rと、クランクシャフト51L,51Rを回転させて、第2ローラ32の回転軸を偏心軸線周りに旋回させ、第1ローラ31と第2ローラ32の外周面を互いに摩擦接触または作動油を介したトラクション接触させることにより従駆動輪への駆動力配分を行うモータ35(アクチュエータ)と、入力軸12、出力軸13、クランクシャフト51L,51Rを収容するハウジング11と、該ハウジング11と入力軸12との間に設けたベアリングサポート16,17と、ベアリングサポート16,17と第1円盤部材31dの軸方向両側面との間に設け、入力軸12のスラスト方向の力を受けるスラストベアリング31cL,31cR(第1スラスト軸受)と、クランクシャフト51L,51Rと第2円盤部材32dの軸方向両側面との間に設け、出力軸13のスラスト方向の力を受けるスラストベアリング32cL,32cR(第2スラスト軸受)と、を設けた。
  よって、第1ローラ31と第2ローラ32の軸方向位置がずれたとしても、第1ローラ31に対する第2ローラ32の押し付け面積を確保することができる。また、第1円盤部材31dの軸方向両端側で同じ径のスラストベアリング31cL,31cRを、第2円盤部材32dの軸方向両端側で同じ径のスラストベアリング32cL,32cRを用いることができ、部品点数の増大、生産効率の悪化、コストの増加を抑制することができる。
 以上、本発明は上記実施例の構成に限らず、他の構成であっても構わない。例えば、本実施例では第1ローラ31および第2ローラ32の外周面31a,32aの軸方向長さを、第1ローラ31および第2ローラ32の接触面の軸方向長さよりも長く形成しているが、第1ローラ31の外周面31aの軸方向長さは第1ローラ31および第2ローラ32の接触面の軸方向長さと同じであっても良い。

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が可能であり、
     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前記固定軸線周りの回転により第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駆動力配分装置において、
     前記第2ローラの軸方向両側において前記クランクシャフトの径方向に突出したリングギヤと噛み合うピニオンをモータにより回転させることにより、前記クランクシャフトを前記固定軸線周りに回転させ前記第1ローラに押し付け力を加える前記第2ローラの軸方向長さを前記第1ローラの軸方向長さよりも長くなるように形成したことを特徴とする駆動力配分装置。
  2.  請求項1に記載の駆動力配分装置において、
     前記主駆動輪伝達系と共に回転する入力軸と、
     前記入力軸の外周に同軸上に設け、外径が前記入力軸の径よりも大径な円盤部材である第1円盤部材と、
     前記従駆動輪伝達系と共に回転し、前記入力軸の軸に対して斜めに交わる軸上に設けた出力軸と、
     前記出力軸の外周であって同軸上に設け、外径が前記出力軸の径よりも大径な円盤部材である第2円盤部材と、
     前記ハウジングと前記入力軸との間に設けたベアリングサポートと、
     前記ベアリングサポートと前記第1円盤部材の軸方向両側面との間に設け、前記入力軸のスラスト方向の力を受ける第1スラスト軸受と、
     前記クランクシャフトと前記第2円盤部材の軸方向両側面との間に設け、前記出力軸のスラスト方向の力を受ける第2スラスト軸受と、
    を備え、
     前記第1ローラを、軸方向長さを前記第1円盤部材の軸方向長さよりも長く形成した筒状部材であって、軸方向中程位置において前記第1円盤部材を内周に挿入して同軸上に固定し、軸方向一端の外径を軸方向他端の外径よりも大径に形成するとともに、軸方向両端の内径を同じに形成し、
     前記第2ローラを、軸方向長さを前記第2円盤部材の軸方向長さよりも長く形成した筒状部材であって、軸方向中程位置において前記第2円盤部材を内周に挿入して同軸上に固定し、軸方向一端の外径を軸方向他端の外径よりも大径に形成するとともに、軸方向両端の内径を同じに形成し、
     前記クランクシャフトは、前記出力軸を、前記第2ローラの回転軸上で回転自在に支持するとともに、前記第2ローラの回転軸を該第2ローラの回転軸からオフセットした偏心軸線周りに回動可能に支持し、
     前記モータは、前記クランクシャフトを回転させて、前記第2ローラの回転軸を前記偏心軸線周りに旋回させ、前記第1ローラと前記第2ローラの外周面を互いに摩擦接触または作動油を介したトラクション接触させることにより従駆動輪への駆動力配分を行い、
     前記ハウジングは、前記入力軸、前記出力軸、前記クランクシャフトを収容したことを特徴とする駆動力配分装置。
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* Cited by examiner, † Cited by third party
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JP2009173261A (ja) * 2007-12-26 2009-08-06 Nissan Motor Co Ltd 駆動力配分装置
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