(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
センタデファレンシャルと、このセンタデファレンシャルの差動を制限する差動制限機構とをそなえた４輪駆動車用駆動力配分装置において、上記センタデファレンシャルがラビニオ式遊星歯車機構を用いて構成されて、上記ラビニオ式遊星歯車機構のリングギヤがエンジンからの駆動力伝達部に接続され、上記ラビニオ式遊星歯車機構のピニオンギヤ及びスモールサンギヤのうちの一方のギヤが前輪側への駆動力伝達部に接続されるとともに他方のギヤが後輪側への駆動力伝達部に接続されて、上記差動制限機構が、上記ラビニオ式遊星歯車機構のラージサンギヤと非回転部との間に介設されていることを特徴とする、４輪駆動車用駆動力配分装置。
【請求項２】
センタデファレンシャルと、このセンタデファレンシャルの差動を制限する差動制限機構とをそなえた４輪駆動車用駆動力配分装置において、上記センタデファレンシャルがラビニオ式遊星歯車機構を用いて構成されて、上記ラビニオ式遊星歯車機構のピニオンギヤがエンジンからの駆動力伝達部に接続され、上記ラビニオ式遊星歯車機構のリングギヤ及びラージサンギヤのうちの一方のギヤが前輪側への駆動力伝達部に接続されるとともに他方のギヤが後輪側への駆動力伝達部に接続されて、上記差動制限機構が、上記ラビニオ式遊星歯車機構のスモールサンギヤと非回転部との間に介設されていることを特徴とする、４輪駆動車用駆動力配分装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、センタデファレンシャルにこのセンタデファレンシャルの差動を制限して前後輪への駆動力配分を調整しうる油圧式差動制限機構をそなえたものに用いて好適の、４輪駆動車用駆動力配分装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
４輪駆動車には、エンジンからの駆動力を前後輪へ配分するセンタデファレンシャル（以下、センタデフという）に差動制限機構を設けて、前後輪への駆動力配分を調整できるようにしたものが開発されており、かかる差動制限機構には、ビスカスカップリングユニット（ＶＣＵ）やハイドロリックカップリングユニット（ＨＣＵ）の他、油圧多板クラッチ機構を用いたものが開発されている。
【０００３】
また、遊星歯車機構（シンプソン式遊星歯車機構）を用いたセンタデフも開発されており、例えば図８は、差動制限用クラッチ機構付きの遊星歯車式センタデフを示す断面図であり、遊星歯車式差動装置１２は、サンギヤ１２１と、このサンギヤ１２１の外方に配置されたプラネタリギヤ１２２と、このプラネタリギヤ１２２の外方に配置されたリングギヤ１２３とをそなえ、自動変速機６の出力軸８の出力が、入力ギヤ１１３から連結部材１３１を介してプラネタリギヤ１２２を支持するキャリア１２５に入力され、サンギヤ１２１は前輪用出力軸２７および減速歯車機構（図示省略），前輪用差動歯車装置（図示省略）を介して前輪側車軸と連動し、リングギヤ１２３は後輪用出力軸２９およびベベルギヤ機構（図示省略）を介してプロペラシャフト（図示省略）更には後輪側車軸と連動するようになっている。
【０００４】
この遊星歯車式差動装置１２には、油圧式差動制限機構としての油圧多板クラッチ機構２８Ａが付設されており、この油圧多板クラッチ機構２８Ａは、ギヤ１２１（又はリングギヤ１２３）とキャリア１２５との間に介装され、自身の油圧室に作用される制御圧力によって摩擦力が変わり、サンギヤ１２１（又はリングギヤ１２３）とキャリヤ１２５との差動を拘束するようになっている。
【０００５】
油圧多板クラッチ機構２８Ａは、センタデフ１２の入力側であるキャリヤ１２５と前輪への出力側である前輪用出力軸２７との間に設けられ、多板クラッチ２８ａ，２８ｂと、多板クラッチ２８ａ，２８ｂを押圧する油圧ピストン１４１Ａ，１４２Ａと、これらのピストン１４１Ａ，１４２Ａを駆動するための油圧室１４７Ａ，１４８Ａと、油圧室１４７Ａ，１４８Ａ内の油圧に抗してピストン１４１Ａ，１４２Ａを後退させるリターンスプリング１５０とをそなえている。
【０００６】
また、油圧室１４７Ａ，１４８Ａ内に外部の油圧源（図示省略）から圧油を供給するために、油圧多板クラッチ機構２８Ａのケース１１６ｃから回転側のピストンケース１４５ａにかけて油通路１１７が形成されている。そして、油路１１７を通じて油圧室１４７Ａ，１４８Ａ内へ圧油を供給して油圧を上昇させると、この油圧によりピストン１４１Ａ，１４２Ａが前進して多板クラッチ２８ａ，２８ｂを押圧し、一方、油圧室１４７Ａ，１４８Ａ内の油圧を低下させると、リターンスプリング１５０によりピストン１４１Ａ，１４２Ａが後退して多板クラッチ２８ａ，２８ｂを離隔するようになっている。
【０００７】
また、油通路１１７は、固定側のケース１１６ｃから回転側のピストンケース１４５ａにかけて形成されているので、油通路１１７の途中には、回転シール１３３が必要となる。
【０００８】
なお、図８中、符号１１４ａ〜１１４ｄは軸受、１１５はトランスミッションケースの各部、１１６ａ〜１１６ｃはセンタデフケース、１２６はピニオンシャフト、１３０は連結部材、１３３はＯリング、１４３は仕切り壁、１４６はピストンケース１４５ａに一体結合され多板クラッチ２８ａ，２８ｂの一方のクラッチプレート２８ａを支持する支持部材である。
【０００９】
一方、図９に示すような油圧多板クラッチ機構２８Ｂも考えられてる。この油圧多板クラッチ機構２８Ｂは、油圧ピストン１４１Ｂ，１４２Ｂがボールベアリング１４０Ｂを仲介して接続されており、油圧ピストン１４１Ｂが回転しても油圧ピストン１４２Ｂは回転しないようになっている。そして、油圧室１４７Ｂは非回転の油圧ピストン１４２Ｂの後方に設けられており、油圧室１４７Ｂ自体も回転しないようになっている。なお、図９中、１２′は遊星歯車式差動装置、２７′は前輪用出力軸、２９′は後輪用出力軸、１１５′はトランスミッションケースの各部、１１６ａ′〜１１６ｃ′はセンタデフケース、１２１′はサンギヤ、１２２′はプラネタリギヤ、１２３′はリングギヤ、１２５′はキャリヤ、１２６′はピニオンシャフト、１３０′は連結部材である。
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上述の図８に示す油圧多板クラッチ機構２８Ａでは、駆動トルクの伝達時に油圧室１４７Ａ，１４８Ａが回転するので、油圧室１４７Ａ，１４８Ａ内の外周部分に、遠心油圧が生じてその分だけピストン１４１Ａ，１４２Ａの受圧面に加わる油圧は大きくなる。したがって、遠心油圧分だけリターンスプリング１５０の剛性も強く設定する必要があり、装置の大型化やコスト高騰を招くという問題点がある。
【００１１】
また、油通路１１７の途中に設ける回転シール１１７ａでは、必然的にオイル漏れが生じるので、油圧を供給するオイルポンプのポンプ容量を大きくする必要があり、これも装置の大型化やコスト高騰を招くという問題点がある。
【００１２】
一方、上述の図９に示す油圧多板クラッチ機構２８Ｂでは、油圧室１４７Ｂが回転しないので遠心油圧の悪影響がなくなり、回転シールが不要となることから、オイル漏れ対策としてのポンプ容量の増大も不要となるが、油圧ピストン１４１Ｂ，１４２Ｂがボールベアリング１４０Ｂを仲介して接続されているので、組付誤差が大きくなって製品精度が劣化しやすいという問題点や、多板クラッチの制御応答性が低下しやすいという問題点がある。
【００１３】
本発明は、上述の課題に鑑み創案されたもので、組付誤差の増大や制御応答性の劣化を招くことなく油圧室を回転しないようにして、製品精度や十分な制御応答性を確保しながら遠心油圧の悪影響の回避や油圧供給用オイルポンプの容量増加の抑制を行なえるようにした、４輪駆動車用駆動力配分装置を提供することを目的とする。
【００１４】
【課題を解決するための手段】
このため、本発明の４輪駆動車用駆動力配分装置は、以下のように構成されている。
【００１５】
つまり、本発明の請求項１の４輪駆動車用駆動力配分装置は、センタデファレンシャルと、このセンタデファレンシャルの差動を制限する差動制限機構とをそなえた４輪駆動車用駆動力配分装置において、上記センタデファレンシャルがラビニオ式遊星歯車機構を用いて構成されて、上記ラビニオ式遊星歯車機構のリングギヤがエンジンからの駆動力伝達部に接続され、上記ラビニオ式遊星歯車機構のピニオンギヤ及びスモールサンギヤのうちの一方のギヤが前輪側への駆動力伝達部に接続されるとともに他方のギヤが後輪側への駆動力伝達部に接続されて、上記差動制限機構が、上記ラビニオ式遊星歯車機構のラージサンギヤと非回転部との間に介設されていることを特徴としている。
【００１６】
本発明の請求項２の４輪駆動車用駆動力配分装置は、センタデファレンシャルと、このセンタデファレンシャルの差動を制限する差動制限機構とをそなえた４輪駆動車用駆動力配分装置において、上記センタデファレンシャルがラビニオ式遊星歯車機構を用いて構成されて、上記ラビニオ式遊星歯車機構のピニオンギヤがエンジンからの駆動力伝達部に接続され、上記ラビニオ式遊星歯車機構のリングギヤ及びラージサンギヤのうちの一方のギヤが前輪側への駆動力伝達部に接続されるとともに他方のギヤが後輪側への駆動力伝達部に接続されて、上記差動制限機構が、上記ラビニオ式遊星歯車機構のスモールサンギヤと非回転部との間に介設されていることを特徴としている。
【００１７】
【作用】
上述の本発明の請求項１及び請求項２の４輪駆動車用駆動力配分装置では、差動制限機構がラビニオ式遊星歯車機構を構成する歯車要素のうちの一つとセンタデファレンシャルの非回転部との間に介設されており、該歯車要素のうちの一つと該非回転部との係合状態を制御することにより上記センタデファレンシャルの差動制限を行なうので、差動制限機構の回転部分の回転速度を比較的低速なものにできる。
【００１８】
【実施例】
以下、図面により、本発明の実施例について説明すると、図１乃至図４は本発明の第１実施例としての４輪駆動車用駆動力配分装置を示すもので、図１はその模式的な構成図、図２はその４輪駆動車用駆動力配分装置をそなえた車両の駆動力伝達系の全体構成図、図３はそのセンタデフロック時の各ギヤの速度線図、図４はそのセンタデフが滑っている時の各ギヤの速度線図であり、図５乃至図７は本発明の第２実施例としての４輪駆動車用駆動力配分装置を示すもので、図５はその模式的な構成図、図６はそのセンタデフロック時の各ギヤの速度線図、図７はそのセンタデフフリー時の各ギヤの速度線図である。
【００１９】
まず、第１実施例について説明する。はじめに、図２を参照してこの４輪駆動車用駆動力配分装置をそなえた車両の駆動力伝達系の全体構成を説明する。
【００２０】
図２において、符号２はエンジンであって、このエンジン２の出力はトルクコンバータ４及び自動変速機６を介して出力軸８に伝達される。出力軸８の出力は、中間ギヤ１０を介して前輪と後輪とのエンジントルクを所要の状態に配分する差動制限装置（センタデファレンシャル、以下、センタデフと略す）１２に伝達されるようになっている。
【００２１】
このセンタデフ１２の出力は、一方において減速歯車機構１９，前輪用の差動歯車装置１４を介して車軸１７Ｌ，１７Ｒから左右の前輪１６、１８に伝達され、他方においてベベルギヤ機構１５，プロペラシャフト２０，ベベルギヤ機構２１，後輪用の差動歯車装置（リヤディファレンシャル）２２を介して車軸２５Ｌ，２５Ｒから左右の後輪２４，２６に伝達されるようになっている。
【００２２】
センタデフ１２には、その前輪側出力部と後輪側出力部との差動を拘束又は制限することで前輪と後輪とのエンジンの出力トルクの配分を変更しうる差動制限用油圧駆動式クラッチ機構としての油圧多板クラッチ２８が付設されている。
【００２３】
ここでは、センタデフ１２において、油圧多板クラッチ２８を完全フリーの状態からロックさせた状態まで適宜制御することにより、前輪側及び後輪側へ伝達されるトルクを、例えば前輪：後輪が約３２：６８程度から５０：５０の間で制御することができるようになっている。なお、完全フリー状態での前輪：後輪の値：約３２：６８は、遊星歯車の前輪側及び後輪側の入力歯車の歯数比等の設定により規定されるが、ここでは、油圧多板クラッチ２８の油圧室内の圧力がゼロで完全フリーの状態のときには約３２：６８となるように設定されている。
【００２４】
このように、後輪をベースとしたトルク配分から前後輪均一のトルク配分までの範囲でトルク制御を行なうのは、車両の操縦性と走行安定性とを兼ね備えるように考慮したものであり、例えば、旋回初期には気持ち良く曲がり始めるようにしながら、旋回後半では車両の挙動を安定させながら旋回を完了できるようにめるようにしたい。このためには、通常時は、後輪寄りのトルク配分として旋回の応答性を確保しながら、そのままでは走行安定性が損なわれるような場合に、その度合いに応じて前輪へのトルク配分を増加させるようにすればよい。後輪をベースとしたトルク配分から前後輪均一のトルク配分までの範囲でトルク制御を行な得るようにしているのである。
【００２５】
また、油圧室内の圧力が設定圧（９ｋｇ／ｃｍ２）とされて油圧多板クラッチ２８がロック状態にあって、差動制限が実質的にゼロとなると、前輪と後輪とのトルク配分は、前輪系と後輪系との負荷バランス等によって変化するが通常５０：５０となって直結状態となる。
【００２６】
符号３０はステアリングホイール３２の中立位置からの回転角度、即ちハンドル角θを検出するハンドル角センサ、３４ａ，３４ｂはそれぞれ車体の前部および後部に作用する横方向の加速度Ｇｙｆ，Ｇｙｒを検出する横加速度センサであり、この例では、２つの検出データＧｙｆ，Ｇｙｒを平均して横加速度データとしているが、車体の重心部付近に横加速度センサ３４を１つだけ設けて、この検出値を横加速度データとしてもよい。
【００２７】
符号３６は車体に作用する前後方向の加速度Ｇｘを検出する前後加速度センサ、３８はエンジン２のスロットル開度θｔを検出するスロットルポジションセンサ、３９はエンジン２のエンジンキースイッチ、４０，４２，４４，４６はそれぞれ左前輪１６，右前輪１８，左後輪２６，右後輪２８の回転速度を検出する車輪速センサであり、これらスイッチ及び各センサの出力はコントローラ４８に入力されている。
【００２８】
符号５０はアンチロックブレーキ装置であり、このアンチロックブレーキ装置５０はブレーキスイッチ５０Ａと連動して作動する。つまり、ブレーキペダル５１の踏込時にブレーキスイッチ５０Ａがオンとなると、これに連動してアンチロックブレーキの作動信号が出力されて、アンチロックブレーキ装置５０が作動する。また、アンチロックブレーキの作動信号が出力されるときには同時にその状態を示す信号がコントローラ４８に入力されるように構成されている。また、５２はコントローラ４８の制御信号に基づき点灯する警告灯である。
【００２９】
符号５４は油圧源であり、油タンクからの油を駆動し加圧するポンプを備えている。５６は油圧源５４と油圧多板クラッチ２８の油圧室との間に介装されてコントローラ４８からの制御信号により制御される圧力制御弁系（以下、圧力制御弁と略す）である。
【００３０】
なお、コントローラ４８は、図示しないが後述する制御に必要なＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、インタフェイス等を備えており、上述の各センサからの情報に基づいて、警告灯５２や圧力制御弁５６やリヤディファレンシャル２２を制御するようになっている。
【００３１】
ところで、上述のセンタデフ１２は、第１図に示すように、ラビニオ式遊星歯車機構を用いて構成されており、スモールサンギヤ２２１Ａと、ラージサンギヤ２２１Ｂと、スモールサンギヤ２２１Ａの外側に噛合するインナプラネタリギヤ２２２Ｂと、ラージサンギヤ２２１Ｂの外側及びインナプラネタリギヤ２２２Ｂの外側に噛合するアウタプラネタリギヤ２２２Ａと、これらのプラネタリギヤ２２２Ａ，２２２Ｂを支持するプラネットキャリア２２５と、アウタプラネタリギヤ２２２Ａの外方に噛合するリングギヤ２２３とをそなえている。
【００３２】
そして、エンジン２からの駆動力が、自動変速機６の出力軸８から入力ギヤ２１３を通じてリングギヤ２２３に入力されて、プラネタリギヤ２２２Ａ，２２２Ｂを介して、キャリア２２５から前輪用出力軸２７へ、スモールサンギヤ２２１Ａから後輪用出力軸２９へと出力されるようになっている。
【００３３】
つまり、リングギヤ２２３の回転を受けると、アウタプラネタリギヤ２２２Ａは公転及び自転を行ない、アウタプラネタリギヤ２２２Ａの公転に応じてキャリア２２５とともに前輪用出力軸２７が回転して、アウタプラネタリギヤ２２２Ａの自転に応じてインナプラネタリギヤ２２２Ｂを介してスモールサンギヤ２２１Ａとともに後輪用出力軸２９が回転するようになっている。
【００３４】
また、上述の差動制限用油圧駆動式クラッチ機構（油圧多板クラッチ）２８は、ラージサンギヤ２２１Ｂとトランスミッションケース１１５との間に介装されており、自身の油圧室に作用される制御圧力によって摩擦力が変わり、この摩擦力を付与することにより、ラージサンギヤ２２１Ｂの自転が拘束されて、アウタプラネタリギヤ２２２Ｂの自転が制限され、アウタプラネタリギヤ２２２Ｂの公転と自転とのバランス、つまり、前輪側と後輪側とへの駆動力配分が調整されるようになっている。
【００３５】
油圧多板クラッチ機構２８は、ラージサンギヤ２２１Ｂ側に装着された多数のディスクプレート２８ｂとトランスミッションケース１１５側に装着された多数のディスクプレート２８ａとが交互に並設されてなる多板クラッチと、これらの多板クラッチ２８ａ，２８ｂを押圧してその係合状態を調整する油圧駆動機構１４０とをそなえている。
【００３６】
油圧駆動機構１４０は、多板クラッチ２８ａ，２８ｂを押圧しうるように設けられた油圧ピストン１４１と、このピストン１４１を押圧するように隣接して設けられた油圧室１４７と、油圧室１４７に油圧源５４からの油圧を供給したり排出したりするための圧力制御弁５６と、ピストン１４１を油圧に抗して元の位置に戻すリターンスプリング１５０とをそなえている。
【００３７】
特に、油圧室１４７は、センタデフケース１１５側に設けられているので、油圧室１４７は常時回転しないようになっている。
【００３８】
そして、前述のようにコントローラ４８によって圧力制御弁５６が適宜切り換えられることで、油圧室１４７の内圧が調整されて、多板クラッチ２８ａ，２８ｂの結合状態が調整されるようになっている。
【００３９】
ところで、上述のセンタデフ１２では、定常走行時に、前輪１６，１８と後輪２４，２６とが同一回転速度になるように前後の終減速比を定める必要がある。このためには、前後輪が同一回転速度の時、油圧多板クラッチ（差動制限機構）２８の回転速度、つまり、ラージサンギヤ２２１Ｂの回転速度が０となるようにすればよい。
【００４０】
図３の速度線図に基づいて説明すると、図３において、ＲＧはリングギヤ２２３の回転数位置を、Ｃはキャリア２２５の回転数位置を、ＳＡはスモールサンギヤ２２１Ａの回転数位置を、ＳＢはラージサンギヤ２２１Ｂの回転数位置を示しており、Ｚ１  はスモールサンギヤ２２１Ａの歯数を、Ｚ２  はリングギヤ２２３の歯数を、Ｚ３  はラージサンギヤ２２１Ｂの歯数を示している。
【００４１】
ここで、Ｎｊ  をｊの回転数、Ｔｊ  をｊのトルク、ρｊ  をｊの終減速比とする。ただし、ｊ＝ｉ，１，２，１ｆ，２ｆ，ｂ，ｒ，ｆ，ｔであって、ｉは入力部を示す添字、１は出力１を示す添字、２は出力２を示す添字、１ｆは終減速後の出力１を示す添字、２ｆは終減速後の出力２を示す添字、ｂは差動制限部を示す添字、ｒはリヤデフギヤ部を示す添字、ｆはフロントデフギヤ部を示す添字、ｔはトランスファーギヤ部を示す添字である。
【００４２】
ラージサンギヤ２２１Ｂの回転速度が０となるためには、下式が成立する必要がある。
Ｎｂ  ＝０
Ｎ１ｆ＝Ｎ２ｆ
Ｎ１ｆ＝１／ρ１  ・Ｎ１  
Ｎ２ｆ＝１／ρ２  ・Ｎ２  
Ｎ２  ＝〔１／Ｚ３    ／（１／Ｚ２  ＋１／Ｚ３  ）〕・Ｎ  ｉ
Ｎ１  ＝〔（１／Ｚ１  ＋１／Ｚ３  ）／（１／Ｚ２  ＋１／Ｚ３  ）〕・Ｎ  ｉ
これらから、
ρ１  ＝（Ｚ３  ／Ｚ１  ＋１）ρ２                            ・・・（１．１）
となる。
【００４３】
ここで、出力１がリヤ側であるとすると、
ρ１  ＝ρｔ  ・ρｒ  
ρ２  ＝ρｆ  
となり、例えば、前後デフ比ρｆ  ，ρｒ  を同一にする場合には、トランスファー比ρｔ  を、
ρｒ  ＝ρｆ  より、
ρｔ  ＝（Ｚ３  ／Ｚ１  ＋１）                            ・・・・（１．２）
とすればよい。
【００４４】
また、前後輪のスリップ時の状態を速度線図に表現すると、図４に示すようになる。図４において、鎖線Ｌ１はリヤスリップの場合を示し、破線Ｌ２はフロントスリップの場合を示している。
【００４５】
つまり、リヤスリップ時には、鎖線Ｌ１に示すように、フロントは一定値のままであるから、リヤスリップによって、ＳＢつまりラージサンギヤ２２１Ｂは逆回転になる。しかし、このラージサンギヤ２２１Ｂの逆回転速度はリヤスリップ量に対して小さいものになる。
【００４６】
また、フロントスリップ時には、破線Ｌ２に示すように、リヤは一定値のままであるから、フロントスリップによって、ＳＢつまりラージサンギヤ２２１Ｂは正回転になり、しかも、このラージサンギヤ２２１Ｂの正回転速度はフロントスリップ量に対して大きいものになる。
【００４７】
この構成によるセンタデフでは、出力１の方がセンタデフフリー時のトルク配分は大きくなる。このため、この実施例では、出力１をリヤとしている。したがって、使用頻度の高いリヤスリップの場合に、ラージサンギヤ２２１Ｂの回転数Ｎｂ  が小さくて済む。
【００４８】
ところで、前後輪へのトルク配分について考察すると、
図３より、
Ｔｉ  ＋Ｔｂ  ＝Ｔ１  ＋Ｔ２  
（１／Ｚ１）・Ｔ１  −（１／Ｚ２）・Ｔｉ  ＋（１／Ｚ３）・Ｔｂ  ＝０
したがって、センタデフ出力軸上のトルクＴ１  ，Ｔ２  は、
Ｔ１  ＝（Ｚ１  ／Ｚ２）・Ｔｉ  −（Ｚ１  ／Ｚ３）・Ｔｂ  
Ｔ２  ＝［（Ｚ２  −Ｚ１）／Ｚ２］・Ｔｉ  ＋［（Ｚ１  ＋Ｚ３）／Ｚ３］・Ｔｂ  ・・・・（１．３）
【００４９】
前後の終減速比には、式（１．１）のような関係があるので、車軸上での前後のトルクは、
Ｔ１ｆ＝  ρ２  ・  （  Ｚ３  ／Ｚ１  ＋１）・Ｔ１  
Ｔ２ｆ＝    ρ２  ・  Ｔ  ２
となる。
【００５０】
これと、式（１．３）より、前後のトルク配分比は、
0003565566.tif 000002
ただし、このときセンタデフに減速比が生じるので、回転数については、
Ｎ２  ＝［  Ｚ２  ／  （Ｚ２  ＋Ｚ３）］  Ｎｉ  
したがって、
１／ρＣＤ＝Ｚ２  ／（Ｚ２  ＋Ｚ３  ）
とおくと、
ρＣＤ＝（Ｚ２  ＋Ｚ３  ）／Ｚ２                                            ・・・・（１．５）
となる。
【００５１】
よって、定常状態では、
Ｎ１ｆ＝Ｎ２ｆ＝（  １／ρ２）・（  １／ρＣＤ）・Ｎｉ                      ・・・・（１．６）
となる。
【００５２】
ここで、一例として、Ｚ１  ＝２６，Ｚ２  ＝７４，Ｚ３  ＝３４と設定すると、出力１のデフ比ρ１  は、式（１．１）より、
ρ１  ＝２．３０８ρ２  
前後デフ比を同一とするとトランスファー比ρｔ  は、式（１．２）より、
ρｔ  ＝２．３０８
センタデフの減速比ρＣＤは、式（１．５）より、
ρＣＤ＝１．４５９
そして、センタデフフリー時のトルク配分は、式（１．４）より、
Ｔ１ｆ：Ｔ２ｆ＝５６：４４
となる。
【００５３】
また、差動制限トルクの効率は、ベースに対して、
２×（Ｚ３  ＋Ｚ１  ）／Ｚ３  ＝３．５２
となる。
【００５４】
本発明の第１実施例としての４輪駆動車用駆動力配分装置は、上述のように構成されているので、以下のように作動する。
【００５５】
つまり、エンジン２から出力される駆動力は、自動変速機６の出力軸８から入力ギヤ２１３を通じてセンタデフ１２に入る。そして、センタデフ２８では、入力ギヤ２１３から入力された駆動力が、リングギヤ２２３から、アウタプラネタリギヤ２２２Ａに伝達されて、アウタプラネタリギヤ２２２Ａが公転及び自転を行ないながら、前輪側及び後輪側へ駆動力が配分される。
【００５６】
即ち、アウタプラネタリギヤ２２２Ｂの公転に応じてキャリア２２５から前輪用出力軸２７に駆動力が伝達されるとともに、アウタプラネタリギヤ２２２Ａの主として自転に応じてインナプラネタリギヤ２２２Ｂ及びスモールサンギヤ２２１Ａから後輪用出力軸２９に駆動力が伝達される。
【００５７】
このとき、油圧多板クラッチ２８の係合状態により、ラージサンギヤ２２１Ｂの自転が拘束され、アウタプラネタリギヤ２２２Ａの自転が制限されて、アウタプラネタリギヤ２２２Ｂの公転と自転とのバランス、即ち、前輪側と後輪側とへの駆動力配分が調整される。
【００５８】
つまり、コントローラ４８を通じて油圧室１４７内の油圧が調整されて、油圧室１４７内の油圧が高められると、多板クラッチ２８ａ，２８ｂの係合状態が強まって、ラージサンギヤ２２１Ｂ及びアウタプラネタリギヤ２２２Ｂの自転が制限され、アウタプラネタリギヤ２２２Ｂの公転と自転とのバランス、即ち、前輪側と後輪側とへの駆動力配分が調整されるのである。
【００５９】
逆に、コントローラ４８を通じて油圧室１４７内の油圧が低下されると、リターンスプリング１５０の付勢力によって、多板クラッチ２８ａ，２８ｂの係合状態が強まって、ラージサンギヤ２２１Ｂ及びアウタプラネタリギヤ２２２Ｂの自転の制限が解除され、前輪側と後輪側とへの駆動力配分が調整される。
【００６０】
ところで、ここでは出力１をリヤ側としているが、これについて説明すると、スモールサンギヤ２２１Ａとラージサンギヤ２２１Ｂの各歯数Ｚ１  ，Ｚ３  は、
Ｚ３  ＞Ｚ１  
の関係があり、２出力間の終減速比差は２以上となって、式（１．１）より、
ρ１  ＞２ρ２                                          ・・・・（３．１）
前述の定常時のトルク配分比を示す式（１．４）と上式（３．１）とから、出力１の方がトルク配分比を大きく設定しやすい。そこで、前述のように後輪をベースとしたトルク配分を実現するために、出力１をリヤ側としているのである。
【００６１】
このようにして、使用頻度の高いリヤスリップの場合に、ラージサンギヤ２２１Ｂの回転数Ｎｂ  が小さな範囲に収まるので、多板クラッチの係合圧を比較的低めの範囲で調整しながら前後輪への駆動力配分の制御を行なえるようになって、多板クラッチによる駆動力配分制御の性能向上や、磨耗損傷が低減されることによる耐久性の向上も行なえる利点がある。
【００６２】
次に、第２実施例について説明する。この実施例の４輪駆動車用駆動力配分装置をそなえた車両の駆動力伝達系の全体構成は、第１実施例のもの（図２参照）とほぼ同様に構成されるので、ここでは説明を省略する。
【００６３】
この実施例のセンタデフ１２′も、第１実施例と同様に、ラビニオ式遊星歯車機構を用いて構成されているが、このセンタデフ１２′では、第５図に示すように、エンジン２からの駆動力が、自動変速機６の出力軸８から入力ギヤ２１３を通じてキャリア２２５に入力されて、プラネタリギヤ２２２Ａ，２２２Ｂを介して、一方で、リングギヤ２２３から前輪用出力軸２７へ、他方でラージサンギヤ２２１Ｂから後輪用出力軸２９へと出力されるようになっている。
【００６５】
つまり、キャリア２２５が回転すると、アウタプラネタリギヤ２２２Ｂは公転及び自転を行ない、このアウタプラネタリギヤ２２２Ｂの公転及び自転に応じて、一方でリングギヤ２２３とともに前輪用出力軸２７が回転し、他方でラージサンギヤ２２１Ｂとともに後輪用出力軸２９が回転するようになっている。
【００６６】
そして、このセンタデフ１２に設けられる差動制限用油圧駆動式クラッチ機構（油圧多板クラッチ）２８は、インナプラネタリギヤ２２２Ａに噛合するスモールサンギヤ２２１Ａとセンタデフケース１１５との間に介装されている。
【００６７】
油圧多板クラッチ機構２８は、スモールサンギヤ２２１Ａ側に装着された多数のディスクプレート２８ｂと、センタデフケース１１５側に装着された多数のディスクプレート２８ａとが交互に並設されてなる多板クラッチと、これらの多板クラッチ２８ａ，２８ｂを押圧してその係合状態を調整する油圧駆動機構１４０とをそなえ、油圧駆動機構１４０は、第１実施例と同様に、油圧ピストン１４１と、油圧室１４７と、圧力制御弁５６と、リターンスプリング１５０とをそなえている。
【００６８】
したがって、油圧室１４７は、第１実施例と同様にセンタデフケース１１５側に設けられているので、油圧室１４７は常時回転しないようになっている。
【００６９】
そして、前述のようにコントローラ４８によって圧力制御弁５６が適宜切り換えられることで、油圧室１４７の内圧が調整されて、多板クラッチ２８ａ，２８ｂの結合状態が調整されるようになっている。
【００７０】
また、このセンタデフ１２′でも、センタデフロック時に、前輪１６，１８と後輪２４，２６とが同一回転速度になるように前後の終減速比を定める必要がある。このためには、前後輪が同一回転速度の時、油圧多板クラッチ（差動制限機構）２８の回転速度、つまり、スモールサンギヤ２２１Ａの回転速度が０となるようにすればよい。
【００７１】
図６の速度線図に基づいて説明すると、図６において、ＲＧ，Ｃ，ＳＡ，ＳＢ及びＺ１  ，Ｚ  ２，Ｚ３  はそれぞれ第１実施例の場合と同様なものを示しており、Ｎｊ  ，Ｔｊ  ，ρｊ  を第１実施例の場合と同様に設定すると、ラージサンギヤ２２１Ｂの回転速度が０となるための条件から、
ρ１  ＝［（１／Ｚ１−１／Ｚ２）／（  １／Ｚ１＋１／Ｚ３）］  ・ρ２      ・・・（２．１）
となる。
【００７２】
ここで、出力２がリヤ側であるとすると、
ρ２  ＝ρｔ  ・ρｒ  
ρ１  ＝ρｆ  
となり、例えば、前後デフ比ρｆ  ，ρｒ  を同一にする場合には、トランスファー比ρｔ  を、
ρｒ  ＝ρｆ  より、
ρｔ  ＝（１／Ｚ１  −１／Ｚ２  ）／（１／Ｚ１  ＋１／Ｚ３  ）    ・・・（２．２）
とすればよい。
【００７３】
また、前後輪のスリップ時の状態を速度線図に表現すると、図７に示すようになる。図７において、図４と同様に、鎖線Ｌ１はフロントスリップの場合を示し、破線Ｌ２はリヤスリップの場合を示している。
【００７４】
つまり、フロントスリップ時には、鎖線Ｌ１に示すように、リヤは一定値のままであるから、フロントスリップによって、ＳＡつまりスモールサンギヤ２２１Ａは正回転になり、しかも、このラージサンギヤ２２１Ｂの正回転速度はフロントスリップ量に対して大きいものになる。
【００７５】
また、リヤスリップ時には、破線Ｌ２に示すように、フロントは一定値のままであるから、リヤスリップによって、ＳＡつまりスモールサンギヤ２２１Ａは逆回転になるが、このラージサンギヤ２２１Ｂの逆回転速度はリヤスリップ量に対して小さいものになる。
【００７６】
ところで、前後輪へのトルク配分について考察すると、
図６より、
0003565566.tif 000003
【００７７】
ところで、前後の終減速比には、式（２．１）のような関係があるので、車軸上での前後のトルクＴ１ｆ，Ｔ２ｆの比は、
0003565566.tif 000004
このときセンタデフに減速比が生じるので、回転数については、
Ｎ２  ＝〔（Ｚ１  ＋Ｚ３  ）／Ｚ３  〕Ｎｉ  
したがって、
１／ρＣＤ＝（Ｚ１  ＋Ｚ３  ）／Ｚ３  
とおくと、
ρＣＤ＝Ｚ３  ／（Ｚ１  ＋Ｚ３  ）                          ・・・・（２  ．５）
となる。
【００７８】
よって、定常状態では、
Ｎ１ｆ＝Ｎ２ｆ＝（  １／ρ１）・（  １／ρＣＤ）・Ｎｉ                          ・・・・（２．６）
と、第  １実施例と同様になる。
【００７９】
ここで、一例として、Ｚ１  ＝１９，Ｚ２  ＝７４，Ｚ３  ＝３４と設定すると、出力１のデフ比ρ１  は、式（２．１）より、
ρ１  ＝０．４７４８ρ２  
前後デフ比を同一とするとトランスファー比ρｔ  は、式（２．２）より、
ρｔ  ＝０．４７４８
センタデフの減速比ρＣＤは、式（２．５）より、
ρＣＤ＝０．６４１５
そして、センタデフフリー時のトルク配分は、式（２．４）より、
Ｔ１ｆ：Ｔ２ｆ＝５１：４９
となる。
【００８０】
本発明の第２実施例としての４輪駆動車用駆動力配分装置は、上述のように構成されているので、エンジン２から出力される駆動力は、第２実施例と同様に自動変速機６の出力軸８から入力ギヤ２１３を通じてセンタデフ１２に入り、センタデフ２８を通じて前輪側及び後輪側へ駆動力が配分される。
【００８１】
つまり、アウタプラネタリギヤ２２２Ｂの公転に応じてキャリア２２５から前輪用出力軸２７に駆動力が伝達されるとともに、アウタプラネタリギヤ２２２Ａの主として自転に応じてインナプラネタリギヤ２２２Ｂ及びスモールサンギヤ２２１Ａから後輪用出力軸２９に駆動力が伝達される。
【００８２】
このとき、油圧多板クラッチ２８の係合状態により、ラージサンギヤ２２１Ｂの自転が拘束され、アウタプラネタリギヤ２２２Ａの自転が制限されて、アウタプラネタリギヤ２２２Ａの公転と自転とのバランス、即ち、前輪側と後輪側とへの駆動力配分が調整される。
【００８３】
つまり、コントローラ４８を通じて油圧室１４７内の油圧が調整されて、油圧室１４７内の油圧が高められると、多板クラッチ２８ａ，２８ｂの係合状態が強まって、スモールサンギヤ２２１Ａ及びインナプラネタリギヤ２２２Ｂの自転が制限され、アウタプラネタリギヤ２２２Ａの公転と自転とのバランス、即ち、前輪側と後輪側とへの駆動力配分が調整される。一方、コントローラ４８を通じて油圧室１４７内の油圧が低下されると、リターンスプリング１５０の付勢力によって、多板クラッチ２８ａ，２８ｂの係合状態が弱まって、スモールサンギヤ２２１Ａ及びインナプラネタリギヤ２２２Ｂの自転の制限が解除され、アウタプラネタリギヤ２２２Ａの公転と自転とのバランス、即ち、前輪側と後輪側とへの駆動力配分が調整される。
【００８４】
ところで、ここでは出力２をリヤ側としているが、これについて説明すると、スモールサンギヤ２２１Ａ，リングギヤ２２３，ラージサンギヤ２２１Ｂの各歯数Ｚ１  ，Ｚ２  ，Ｚ３  は、
Ｚ３  ≫Ｚ２  ≧Ｚ１  
の関係があり、例えば、Ｚ３  ＝Ｚ１  と仮定すると、式（２．１）にこれを代入して、
ρｔ  ＝１／２−Ｚ１  ／２Ｚ２                                                      ・・・・（３．１）
∴ρ１  ≦０．５ρ２                                    ・・・・（３．２）
前述の定常時のトルク配分比の式（２．４）と上式（３．２）に、Ｚ２  ≒２Ｚ３  を考慮すると、出力２の方がトルク配分比を大きく設定しやすい。そこで、この場合、後輪をベースとしたトルク配分を実現するためには、出力２をリヤ側とすべきである。
【００８５】
これにより、第１実施例と同様に、使用頻度の高いリヤスリップの場合にラージサンギヤ２２１Ｂの回転数Ｎｂ  が小さな範囲に収まり、多板クラッチの係合圧を比較的低めの範囲で調整しながら前後輪への駆動力配分の制御を行なえるようになって、多板クラッチによる駆動力配分制御の性能向上や、磨耗損傷が低減されることによる耐久性の向上も行なえる利点がある。
【００８６】
ところで、上述の各実施例では、油圧式差動制限機構として多板クラッチ機構０８を用いているが、油圧式差動制限機構としては、他に、ビスカス・カップリング・ユニット（ＶＣＵ）や、ハイドロリック・カップリング・ユニット（ＨＣＵ）が考えられ、上述の各実施例における多板クラッチ機構２８に代えてこのようなＶＣＵやＨＣＵを採用してもよい。
【００８７】
このようなＶＣＵやＨＣＵでは、差動制限を行なう部分に大きな回転数差が発生した方が制御を行ない易い。つまり、第１実施例におけるラージサンギヤ２２１Ｂ（図４のＳＡ参照）や第２実施例におけるスモールサンギヤ２２１Ａ（図７のＳＢ参照）に、大きな回転数が発生する方が制御上好ましい。
【００８８】
ところで、使用頻度の高いリヤスリップの場合を考えると、第１実施例では、出力２をリヤ側に設定する方がラージサンギヤ２２１Ｂ（ＳＡ）に大きな回転数が発生し易く、第２実施例では、出力１をリヤ側に設定する方がスモールサンギヤ２２１Ａ（ＳＢ）に大きな回転数が発生し易い。
【００８９】
そこで、油圧式差動制限機構としてＶＣＵやＨＣＵを採用する場合には、制御性能を考慮すると、第１実施例の場合では出力２をリヤ側に設定し、第２実施例の場合では出力１をリヤ側に設定するのがよい。
【００９０】
【発明の効果】
以上詳述したように、本発明の請求項１，請求項２の各４輪駆動車用駆動力配分装置によれば、差動制限機構の回転部分の回転速度を比較的低速なものにできるため、かかる差動制限機構を油圧制御する場合に、組付誤差の増大や制御応答性の劣化を招くことなく油圧室を回転しないようにでき、製品精度や十分な制御応答性を確保しながら遠心油圧の悪影響の回避や油圧供給用オイルポンプの容量増加の抑制を行なえるようになる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施例としての４輪駆動車用駆動力配分装置を示す模式的な構成図である。
【図２】本発明の第１実施例としての４輪駆動車用駆動力配分装置をそなえた車両の駆動力伝達系の全体構成図である。
【図３】本発明の第１実施例としての４輪駆動車用駆動力配分装置の定常走行時の各ギヤの速度線図である。
【図４】本発明の第１実施例としての４輪駆動車用駆動力配分装置のセンタデフが滑っている時の各ギヤの速度線図である。
【図５】本発明の第２実施例としての４輪駆動車用駆動力配分装置を示す模式的な構成図である。
【図６】本発明の第２実施例としての４輪駆動車用駆動力配分装置の定常走行時の各ギヤの速度線図である。
【図７】本発明の第２実施例としての４輪駆動車用駆動力配分装置のセンタデフが滑っている時の各ギヤの速度線図である。
【図８】従来の４輪駆動車用駆動力配分装置を示す模式的な構成図である。
【図９】従来の他の４輪駆動車用駆動力配分装置を示す模式的な構成図である。
【符号の説明】
２  エンジン
４  トルクコンバータ
６  自動変速機
８  出力軸
１０  中間ギヤ
１２  差動制限装置（センタデファレンシャル，センタデフ）
１９  減速歯車機構
１４  前輪用の差動歯車装置
１５  ベベルギヤ機構
１６、１８  前輪
１７Ｌ，１７Ｒ  車軸
２０  プロペラシャフト
２１  ベベルギヤ機構
２２  後輪用の差動歯車装置（リヤディファレンシャル）
２４，２６  後輪
２５Ｌ，２５Ｒ  車軸
２７  前輪用出力軸
２８  油圧式差動制限機構としての油圧多板クラッチ
２８ａ，２８ｂ  ディスクプレート
２９  後輪用出力軸
３０  ハンドル角センサ
３２  ステアリングホイール
３４ａ，３４ｂ  横加速度センサ
３６  前後加速度センサ
３８  スロットルポジションセンサ
３９  エンジン２のエンジンキースイッチ
４０，４２，４４，４６  車輪速センサ
４８  コントローラ
５０  アンチロックブレーキ装置
５０Ａ  ブレーキスイッチ
５１  ブレーキペダル
５２  警告灯
５４  油圧源
５６  圧力制御弁系（圧力制御弁）
１１５  センタデフケース
１４０  油圧駆動機構
１４１  油圧ピストン
１４７  油圧室
１５０  リターンスプリング
２２１Ａ  スモールサンギヤ
２２１Ｂ  ラージサンギヤ
２２２Ａ  アウタプラネタリギヤ
２２２Ｂ  インナプラネタリギヤ
２２３  リングギヤ
２２５  プラネットキャリア
Ｎ１    出力１部の回転数
Ｎ２    出力２部の回転数
Ｎｂ    差動制限部の回転数
Ｎ１ｆ  終減速後の出力１部の回転数
Ｎ２ｆ  終減速後の出力２部の回転数
Ｔ１    出力１部に伝達されるトルク
Ｔ２    出力２部に伝達されるトルク
Ｔｂ    差動制限部に伝達されるトルク
Ｚ１    スモールサンギヤ２２１Ａの歯数
Ｚ２    リングギヤ２２３の歯数
Ｚ３    ラージサンギヤ２２１Ｂの歯数Ｚ１  
ρ１    出力１部の終減速比
ρ２    出力２部の終減速比
ρｆ    フロントデフギヤ部の終減速比
ρｒ    リヤデフギヤ部の終減速比
ρｔ    トランスファーギヤ部の終減速比
【図１】
0003565566.tif 000005
【図２】
0003565566.tif 000006
【図３】
0003565566.tif 000007
【図４】
0003565566.tif 000008
【図５】
0003565566.tif 000009
【図６】
0003565566.tif 000010
【図７】
0003565566.tif 000011
【図８】
0003565566.tif 000012
【図９】
0003565566.tif 000013