(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
駆動力の入力側の第１のサンギヤを第１のピニオンと噛合して第１の歯車列を形成し、左輪側と右輪側のどちらか一方の出力側の第２のサンギヤを上記第１のピニオンと一体の第２のピニオンと噛合して第２の歯車列を形成し、上記第１，第２のピニオンを他方の出力側のキャリヤで軸支して、上記第１の歯車列と上記第２の歯車列のギヤ噛合い点に作用する分離荷重を上記第１，第２のピニオンの軸支部分に作用させて得る摩擦力で、左右輪間で入力トルクに比例した差動制限トルクを発生する差動制限装置を備え、上記駆動力の入力側に左右輪間に差動がない条件で第１の回転部材に対し基準回転速度を発生させる第１の歯車を設け、上記一方の出力側と上記他方の出力側のどちらかに左右輪間に差動がない条件で上記基準回転速度とは異なる第２の回転速度で第２の回転部材を回転させる第２の歯車を設け、上記一方の出力側と上記他方の出力側のどちらかに左右輪間に差動がない条件で上記基準回転速度とは異なる第３の回転速度で第３の回転部材を回転させる第３の歯車を設け、上記第１の回転部材と上記第２の回転部材と上記第３の回転部材とを上記両出力側の回転軸芯と平行な同一回転軸芯上に配設するとともに、上記第１の回転部材と上記第２の回転部材が伝達容量可変なクラッチ機構と上記第１の回転部材と上記第３の回転部材が伝達容量可変なクラッチ機構の２組のクラッチ機構を上記各回転部材の回転軸芯上に一体に形成したことを特徴とする車両用左右駆動力配分装置。
【請求項２】
上記第１の歯車列と上記第２の歯車列のギヤ噛合い点に作用するスラスト荷重の差を上記第１，第２のピニオンの一方の端面に作用させて得る摩擦力と、上記第１の歯車列と上記第２の歯車列のギヤ噛合い点に作用する分離荷重と接線荷重の合成力を上記第１，第２のピニオンの軸支部分に作用させて得る摩擦力とで、左右輪間で入力トルクに比例した差動制限トルクを発生する差動制限装置を備えたことを特徴とする請求項１記載の車両用左右駆動力配分装置。
【請求項３】
上記２組のクラッチ機構を油圧多板クラッチと電磁クラッチと伝達容量可変型カップリングの少なくとも一つで形成したことを特徴とする請求項１又は請求項２記載の車両用左右駆動力配分装置。
【請求項４】
上記２組のクラッチ機構による伝達容量は、車両の走行状態と路面状況に応じて可変に設定することを特徴とする請求項１，２，３のいずれか一に記載の車両用左右駆動力配分装置。
【請求項５】
上記第２の歯車を上記一方の出力側に設け、上記第３の歯車を上記他方の出力側に設けて、左右輪間に差動がない条件での上記第２の回転部材の上記第２の回転速度と上記第３の回転部材の上記第３の回転速度とを、同じ値に設定したことを特徴とする請求項１，２，３，４のいずれか一に記載の車両用左右駆動力配分装置。
【請求項６】
上記第２の歯車と上記第３の歯車の両方を上記一方の出力側と上記他方の出力側のどちらかに設け、左右輪間の差動がない条件での上記第２の回転部材の上記第２の回転速度と上記第３の回転部材の上記第３の回転速度は、片側の回転速度を上記基準回転速度より大きな値に設定し、他側の回転速度を上記基準回転速度より小さな値に設定したことを特徴とする請求項１，２，３，４のいずれか一に記載の車両用左右駆動力配分装置。
【請求項７】
左右輪間の差動がない条件での上記第３の歯車の回転速度と上記第３の回転部材の第３の回転速度の比と、上記第１の歯車の回転速度と上記第１の回転部材の基準回転速度の比と、上記第２の歯車の回転速度と上記第２の回転部材の第２の回転速度の比との間のステップ比を一定に設定したことを特徴とする請求項６記載の車両用左右駆動力配分装置。
【請求項８】
上記２組のクラッチ機構は、所定の伝達容量差を設けて形成したことを特徴とする請求項７記載の車両用左右駆動力配分装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、４輪駆動車や２輪駆動車の差動装置に関し、詳しくは左右輪への駆動力配分比を可変に制御できる車両用左右駆動力配分装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
近年、凹凸が大きい路面や、急な斜面を横切るときや、スプリットμ路走行等での駆動力の確保および走行安定性や運動性能を向上させるため、様々な種類の差動制限装置が開発され実用化されている。さらに、最近では、左右輪のトルク配分を積極的に調整し、車両の旋回性を向上させる技術が提案されている。
【０００３】
例えば、特開平５−７７６５３号公報では、リングギヤがディファレンシャルケースの内周に形成され、サンギヤが第２の出力軸に取り付けられ、プラネタリギヤを軸支するキャリヤが第１の出力軸に取り付けられて構成されるダブルピニオン式の遊星歯車機構で形成された差動装置に左右の駆動力配分を調整する駆動力伝達制御機構を備えたものが示されており、上記駆動力伝達制御機構が、左右の出力軸に付設されて左右の出力軸の回転速度を変速する変速機構と、この変速機構によって変速されて、左右の出力軸と異なる速度で回転するように接続された駆動力伝達補助部材と、左右の駆動力配分を調整する多板クラッチ機構を備え、多板クラッチ機構と差動機構を同一ケーシング内に配設したものが示されている。上記多板クラッチ機構はクラッチ部とピストン部から分離構成され、クラッチ部がディファレンシャルケース内にピストン部がケース外に配置されている。
【０００４】
また、特開平５−３４５５３５号公報では、ダブルピニオン式の遊星歯車機構の差動機構で、左右輪への駆動力伝達制御機構が、左右輪への回転軸の間に介装されて、この回転軸のうち一方の回転軸の速度を増速して第１の中間軸に出力する増速機構と、一方の回転軸を減速して第２の中間軸に出力する減速機構とが一体化された増減速機構と、第１および第２の伝達トルク容量可変手段から構成され、第１と第２の伝達トルク容量可変手段がお互いに隣接して一体化されたものが示されている。伝達トルク容量可変手段は、電子制御油圧式多板クラッチにより構成されている。
【０００５】
さらに、特開平１−１８２１２７号公報では、入力軸により回転されるディファレンシャルケース内に固定したピニオン軸に、一対のピニオン（ベベルギヤ）を対向させて回転自在に設け、このピニオンに左右のサイドギヤ（ベベルギヤ）を噛合させて差動装置を構成し、ディファレンシャルケースと共に回転される中間軸の左輪側と右輪側とにそれぞれ油圧多板クラッチを設け、左輪側出力軸と中間軸および右輪側出力軸と中間軸をそれぞれの油圧多板クラッチを介して連結し、車両の運動状態に応じて左右輪のトルク伝達量を可変に制御するものが示されている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記特開平５−７７６５３号公報による技術では、ハイポイド・リングギヤの内径部に形成されたディファレンシャルケースに両側から油圧多板クラッチのドライブプレートとドリブンプレートを交互に重ね、その中央部にダブルピニオン式の差動装置を設け、また、ディファレンシャルケースの外側に左輪用と右輪用の出力軸と異なる速度で回転するように駆動力伝達補助部材と、左右の駆動力配分を調整する多板クラッチ機構をシリーズに配置しているため、左右輪方向の寸法が長大化してしまうといった問題がある。
【０００７】
そして、左右輪の出力軸が車輪方向に長大化するため、等速ジョイントを両側にもつドライブ軸の全長が短縮され、車体レイアウトからきまる車軸と出力軸の位置の違い、サスペンションストロークに応じた上下ストローク、車種の変化に応じた上下方向のズレ、車両のリバウンド等の動的な変化などによりドライブ軸のジョイント角度（屈曲角）が大きくなり、ドライブ軸の強度低下、伝達効率の低下、ジョイント部からの振動・騒音問題の原因になる可能性がある。
【０００８】
また、ディファレンシャルケースの両側に左右輪駆動力配分用の遊星歯車式の駆動力伝達補助部材を配置するため、装置全体が大型化、構造が複雑化、構成部品点数が増加など製造コストや質量増加の観点で好ましくない。
【０００９】
さらに、油圧多板クラッチのクラッチディスク外径サイズに制約が生じる構成になっており、クラッチ・トルク容量を増加させるにはクラッチ枚数を大幅に増加させるか、油圧ピストンの受圧面積を増加させるかの手段をとる必要がある。このため、高出力車では、トルク容量を増加させる必要があることから、装置全体が大型化、質量増加、コスト増加などを招き好ましくない。
【００１０】
また、左右方向の構造が左側遊星歯車と左ピストン、ディファレンシャルケース内の差動歯車と油圧多板クラッチ、右側の遊星歯車と右ピストンの３ブロックに分離されてしまうため、潤滑バランスや潤滑方法がむずかしいといった問題がある。
【００１１】
また、前記特開平５−３４５５３５号公報による技術では、左右の出力軸方向にダブルピニオン式差動装置、増速機構と減速機構を得る３列ピニオンが一体の複合遊星歯車、この複合遊星歯車の２つのサンギヤが２組の油圧多板クラッチに動力伝達可能に連結されて、しかも２組油圧多板クラッチが隣接して一体化されて、左右の出力軸方向に差動装置、３列ピニオンの複合遊星歯車式増減速機構、２組の油圧多板クラッチ等をシリーズに構成するため、左右駆動力配分装置の幅寸法が長大化し、上述の先行技術と同様の問題がある。
【００１２】
また、バイパスする駆動力は、差動歯車の左輪出力軸と右輪出力軸間に増・減速機構と油圧多板クラッチを介して移動する方式であり、多板クラッチの伝達トルク容量を有効に利用できる。しかしながら、ダブルピニオン式の差動装置が、大径を有するリングギヤ、大小ピニオン、サンギヤから構成されるため、ハイポイドギヤのリングギヤ内径部に収納するのにスペース的な制約から、ディファレンシャルケース（一方に差動歯車の入力要素であるリングギヤを形成、他方に軸受支持部材を形成）にハイポイド・リングギヤを３ピースでボルト締結している。このため、ハイポイド・リングギヤの直下にある軸受で支持する構成となり、左右の軸受容量のバランスが悪くなり耐久・信頼性、ギヤノイズ等の観点で不利である。
【００１３】
左右の出力軸方向にハイポイド・リングギヤの両端に軸受、複合遊星歯車の入力サンギヤの軸受、３連ピニオンの支持部、２組の油圧多板クラッチの油圧ピストンが収納される油圧室の壁、両端の出力軸を支持する軸受とオイルシール等の静止部材を設ける必要があり、剛性の高い壁を少なくとも５つ形成しなければならず、全体が複雑で、また、製造コスト、質量増加、潤滑バランス、旋回中のクラッチによる攪拌損失、等の点で不利である。加えて、差動装置全体のケースの分割構成が複雑になり、潤滑油のシール面が増加し、信頼性、製造コスト高、現行の生産部品との共用性が乏しい等の問題がある。
【００１４】
さらに、前記特開平１−１８２１２７号公報による技術では、駆動力を左右輪それぞれの側に独立して設けた油圧多板クラッチを介して配分する構成であり、中間軸の左右両側に油圧多板クラッチを設けなければならず、車両の左右方向寸法が長大化し、部品点数が多くなるといった問題がある。
【００１５】
本発明は上記事情に鑑みてなされたもので、左右の出力軸方向の長大化を防止し、左右輪とアクスル軸間に配置される自在継手の交差角を小さくすることができ、サスペンションの構成部材や排気系部材との干渉や整備時に隙間が確保できるなど車載性に優れ、構成部品点数も少なく小型・軽量で、従来の差動装置と装着互換性を有し、製造コスト上有利であり、また、差動制限機能も有し、バイパストルクの調整・設定も容易で制御精度が高く耐久・信頼性に優れた車両用左右駆動力配分装置を提供することを目的とする。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため請求項１記載の本発明による車両用左右駆動力配分装置は、駆動力の入力側の第１のサンギヤを第１のピニオンと噛合して第１の歯車列を形成し、左輪側と右輪側のどちらか一方の出力側の第２のサンギヤを上記第１のピニオンと一体の第２のピニオンと噛合して第２の歯車列を形成し、上記第１，第２のピニオンを他方の出力側のキャリヤで軸支して、上記第１の歯車列と上記第２の歯車列のギヤ噛合い点に作用する分離荷重を上記第１，第２のピニオンの軸支部分に作用させて得る摩擦力で、左右輪間で入力トルクに比例した差動制限トルクを発生する差動制限装置を備え、上記駆動力の入力側に左右輪間に差動がない条件で第１の回転部材に対し基準回転速度を発生させる第１の歯車を設け、上記一方の出力側と上記他方の出力側のどちらかに左右輪間に差動がない条件で上記基準回転速度とは異なる第２の回転速度で第２の回転部材を回転させる第２の歯車を設け、上記一方の出力側と上記他方の出力側のどちらかに左右輪間に差動がない条件で上記基準回転速度とは異なる第３の回転速度で第３の回転部材を回転させる第３の歯車を設け、上記第１の回転部材と上記第２の回転部材と上記第３の回転部材とを上記両出力側の回転軸芯と平行な同一回転軸芯上に配設するとともに、上記第１の回転部材と上記第２の回転部材が伝達容量可変なクラッチ機構と上記第１の回転部材と上記第３の回転部材が伝達容量可変なクラッチ機構の２組のクラッチ機構を上記各回転部材の回転軸芯上に一体に形成したものである。
【００１７】
また、請求項２記載の本発明による車両用左右駆動力配分装置は、上記請求項１記載の車両用左右駆動力配分装置において、上記第１の歯車列と上記第２の歯車列のギヤ噛合い点に作用するスラスト荷重の差を上記第１，第２のピニオンの一方の端面に作用させて得る摩擦力と、上記第１の歯車列と上記第２の歯車列のギヤ噛合い点に作用する分離荷重と接線荷重の合成力を上記第１，第２のピニオンの軸支部分に作用させて得る摩擦力とで、左右輪間で入力トルクに比例した差動制限トルクを発生する差動制限装置を備えたものである。
【００１８】
さらに、請求項３記載の本発明による車両用左右駆動力配分装置は、上記請求項１又は請求項２記載の車両用左右駆動力配分装置において、上記２組のクラッチ機構を油圧多板クラッチと電磁クラッチと伝達容量可変型カップリングの少なくとも一つで形成したものである。
【００１９】
また、請求項４記載の本発明による車両用左右駆動力配分装置は、上記請求項１，２，３のいずれか一に記載の車両用左右駆動力配分装置において、上記２組のクラッチ機構による伝達容量は、車両の走行状態と路面状況に応じて可変に設定するものである。
【００２０】
さらに、請求項５記載の本発明による車両用左右駆動力配分装置は、上記請求項１，２，３，４のいずれか一に記載の車両用左右駆動力配分装置において、上記第２の歯車を上記一方の出力側に設け、上記第３の歯車を上記他方の出力側に設けて、左右輪間に差動がない条件での上記第２の回転部材の上記第２の回転速度と上記第３の回転部材の上記第３の回転速度とを、同じ値に設定したものである。
【００２１】
また、請求項６記載の本発明による車両用左右駆動力配分装置は、上記請求項１，２，３，４のいずれか一に記載の車両用左右駆動力配分装置において、上記第２の歯車と上記第３の歯車の両方を上記一方の出力側と上記他方の出力側のどちらかに設け、左右輪間の差動がない条件での上記第２の回転部材の上記第２の回転速度と上記第３の回転部材の上記第３の回転速度は、片側の回転速度を上記基準回転速度より大きな値に設定し、他側の回転速度を上記基準回転速度より小さな値に設定したものである。
【００２２】
さらに、請求項７記載の本発明による車両用左右駆動力配分装置は、上記請求項６記載の車両用左右駆動力配分装置において、左右輪間の差動がない条件での上記第３の歯車の回転速度と上記第３の回転部材の第３の回転速度の比と、上記第１の歯車の回転速度と上記第１の回転部材の基準回転速度の比と、上記第２の歯車の回転速度と上記第２の回転部材の第２の回転速度の比との間のステップ比を一定に設定したものである。
【００２３】
また、請求項８記載の本発明による車両用左右駆動力配分装置は、上記請求項７記載の車両用左右駆動力配分装置において、上記２組のクラッチ機構は、所定の伝達容量差を設けて形成したものである。
【００２４】
上記請求項１記載の車両用左右駆動力配分装置は、駆動力が差動制限装置に入力されると、左輪側と右輪側のどちらか一方の出力側と他方の出力側とに動力配分され、例えば上記一方の出力側を左輪側、上記他方の出力側を右輪側として、左右輪に動力配分して走行する。そして、左輪と右輪が接地する路面の摩擦係数が左右で大きく異なるような場合で、左輪と右輪とが差動回転する際、第１の歯車列と第２の歯車列のギヤ噛合い点に作用する分離荷重が上記第１，第２のピニオンの軸支部分に作用して生じる摩擦力が入力トルクに比例して大きくなり、この摩擦力により、上記第１，第２のピニオンの回転と反対方向に差動制限トルクが発生する。この差動制限トルクは、左輪がスリップする場合は右輪側に、右輪の回転数が大きい場合は左輪側に、それぞれ移動しスリップを防止するようにトルク配分制御される。また、駆動力により、入力側に設けられた第１の歯車が回転され、第１の回転部材が基準回転速度で回転させられる。さらに、上記一方の出力側と上記他方の出力側のどちらかに設けた第２の歯車の回転により第２の回転部材が回転され、上記一方の出力側と上記他方の出力側のどちらかに設けた第３の歯車の回転により第３の回転部材が回転されている。これら各回転部材は、上記両出力側の回転軸芯と平行な同一回転軸芯上で回転され、各回転速度は左右輪間に差動がない条件で設定された値である。そして、上記第１の回転部材と上記第２の回転部材とを、上記各回転部材の回転軸芯上に一体に形成した２組のクラッチ機構の一方のクラッチ機構で伝達容量可変に連結することで、あるいは、上記第１の回転部材と上記第３の回転部材とを、他方のクラッチ機構で伝達容量可変に連結することで左右輪のトルク配分を行う。
【００２５】
また、上記請求項２記載の車両用左右駆動力配分装置は、請求項１記載の車両用左右駆動力配分装置において、差動制限装置は、第１の歯車列と第２の歯車列のギヤ噛合い点に作用するスラスト荷重の差を第１，第２のピニオンの一方の端面に作用させて得る摩擦力と、上記第１の歯車列と上記第２の歯車列のギヤ噛合い点に作用する分離荷重と接線荷重の合成力を上記第１，第２のピニオンの軸支部分に作用させて得る摩擦力とで、左右輪間で入力トルクに比例した差動制限トルクを発生する。
【００２６】
また、上記請求項３記載の車両用左右駆動力配分装置は、請求項１又は請求項２記載の車両用左右駆動力配分装置において、上記２組のクラッチ機構を油圧多板クラッチと電磁クラッチと伝達容量可変型カップリングの少なくとも一つで形成し、クラッチ機能を得る。
【００２７】
さらに、上記請求項４記載の車両用左右駆動力配分装置は、請求項１，２，３のいずれか一に記載の車両用左右駆動力配分装置において、上記２組のクラッチ機構による伝達容量は、車両の走行状態と路面状況に応じて可変に設定する。
【００２８】
また、上記請求項５記載の車両用左右駆動力配分装置は、請求項１，２，３，４のいずれか一に記載の車両用左右駆動力配分装置において、上記第２の歯車を上記一方の出力側に設け、上記第３の歯車を上記他方の出力側に設けて、左右輪間に差動がない条件での上記第２の回転部材の上記第２の回転速度と上記第３の回転部材の上記第３の回転速度とを、同じ値に設定し、左輪への出力側の回転部材をクラッチ機構で連結するか、あるいは、右輪への出力側の回転部材をクラッチ機構で連結してトルク配分する。
【００２９】
また、上記請求項６記載の車両用左右駆動力配分装置は、請求項１，２，３，４のいずれか一に記載の車両用左右駆動力配分装置において、上記第２の歯車と上記第３の歯車の両方を上記一方の出力側と上記他方の出力側のどちらかに設け、左右輪間の差動がない条件での上記第２の回転部材の上記第２の回転速度と上記第３の回転部材の上記第３の回転速度は、片側の回転速度を上記基準回転速度より大きな値に設定し、他側の回転速度を上記基準回転速度より小さな値に設定して、上記第２の歯車と上記第３の歯車の両方を有する側の第１の回転部材と第２の回転部材のクラッチ機構による連結、あるいは、第１の回転部材と第３の回転部材のクラッチ機構による連結で左右輪間のトルク配分を行う。
【００３０】
さらに、上記請求項７記載の車両用左右駆動力配分装置は、請求項６記載の車両用左右駆動力配分装置において、左右輪間の差動がない条件での上記第３の歯車の回転速度と上記第３の回転部材の第３の回転速度の比と、上記第１の歯車の回転速度と上記第１の回転部材の基準回転速度の比と、上記第２の歯車の回転速度と上記第２の回転部材の第２の回転速度の比との間のステップ比を一定に設定して確実、容易にトルク配分制御する。
【００３１】
また、上記請求項８記載の車両用左右駆動力配分装置は、請求項７記載の車両用左右駆動力配分装置において、上記２組のクラッチ機構は、所定の伝達容量差を設ける。
【００３２】
【発明の実施の形態】
以下、図面に基づいて本発明の実施の形態を説明する。
図１〜図１１は本発明の実施の形態１を示し、図１は４ＷＤ車の全体の概略構成を示す説明図、図２は後輪左右駆動力配分部の拡大断面図、図３はセンターディファレンシャル装置の差動機能説明のための各部の概略図、図４は第１のサンギヤを固定した際の動作説明図、図５は第２のサンギヤを固定した際の動作説明図、図６はセンターディファレンシャル装置の動力分配機能、差動制限機能説明のための各部の概略図、図７は各ギヤにより生じる荷重の説明図、図８は後輪側回転数よりも前輪側回転数の方が大きい場合の説明図、図９は後輪側回転数よりも前輪側回転数の方が小さい場合の説明図、図１０は左右駆動力配分の油圧制御装置の構成説明図、図１１は左右駆動力配分制御部の機能ブロック説明図である。尚、本発明の実施の形態１は、４ＷＤ（４輪駆動）車の前後輪に左右駆動力配分装置を設けるとともに、センターディファレンシャル装置は複合プラネタリギヤ式で構成したものである。
【００３３】
図１において、符号１は車両前部に配置されたエンジンを示し、、エンジン１による駆動力は、エンジン１後方の自動変速装置（トルクコンバータ等も含んで図示）２からトランスミッション出力軸２ａを経てセンターディファレンシャル装置３に伝達され、このセンターディファレンシャル装置３から、リヤドライブ軸４，プロペラシャフト５，ドライブピニオン６を介して終減速装置の後輪左右駆動力配分部７に入力される一方、トランスファドライブギヤ８，トランスファドリブンギヤ９，このトランスファドリブンギヤ９とともにフロントドライブ軸１０に設けたドライブピニオン１１を介して前輪左右駆動力配分部１２に入力されるように構成されている。ここで、上記自動変速装置２，センターディファレンシャル装置３，前輪左右駆動力配分部１２等は、一体にケース１３内に設けられている。
【００３４】
上記後輪左右駆動力配分部７に入力された駆動力は、左ドライブ軸１４，左アクスル軸１５を経て左後輪１６に、右ドライブ軸１７，右アクスル軸１８を経て右後輪１９に伝達されるようになっている。
【００３５】
また、上記前輪左右駆動力配分部１２に入力された駆動力は、左ドライブ軸２０を経て左前輪２１に、また、右ドライブ軸２２を経て右前輪２３に伝達されるようになっている。
【００３６】
上記エンジン１のインテークマニホールド２４に連通するスロットルボディー２５にはスロットルバルブ（図示せず）の開度（スロットル開度）を検出するスロットル開度センサ２６が設けられ、上記ケース１３には後輪出力軸回転数を車速として検出するための車速センサ２７が設けられている。
【００３７】
また、ステアリングホイール２８のステアリングコラムには操舵角θを検出する舵角センサ２９が設けられ、さらに、車両の前後方向の加速度を検出する前後加速度センサ３０、左右方向の加速度を検出する横加速度センサ３１が設けられている。
【００３８】
上記各センサは、前後の左右輪の駆動力配分を制御する左右駆動力配分制御部３２に接続されている。また、ＴＣＵ（トランスミッションコントロールユニット）あるいはＥＣＵ（エンジンコントロールユニット）等のコントロールユニット３３からギヤ位置信号が取り出され、上記左右駆動力配分制御部３２に入力するようになっている。
【００３９】
上記左右駆動力配分制御部３２は、各入力信号に基づき車両の走行状態と路面状況を判定し、上記後輪左右駆動力配分部７で行う最適な左右輪の駆動力配分量を求め後輪側の油圧制御装置３４に対し信号出力する一方、上記前輪左右駆動力配分部１２で行う最適な左右輪の駆動力配分量を求め前輪側の油圧制御装置３５に対し信号出力する部分に形成されている。
【００４０】
上記後輪側油圧制御装置３４と上記前輪側油圧制御装置３５は略同様の構造で、それぞれ上記左右駆動力配分制御部３２からの信号を受け、上記後輪側油圧制御装置３４は上記後輪左右駆動力配分部７に対して一対の油圧管路３６を通じて油圧を加えるように構成され、上記前輪側油圧制御装置３５は上記前輪左右駆動力配分部１２に対して一対の油圧管路３７を通じて油圧を加えるように構成されている。
【００４１】
上記センターディファレンシャル装置３は、上記ケース１３内後方に設けられており、回転自在に収納したキャリヤ３８の前方から上記トランスミッション出力軸２ａが回転自在に挿入される一方、後方からは上記リヤドライブ軸４が回転自在に挿入されている。
【００４２】
入力側の上記トランスミッション出力軸２ａの後端部には、大径の第１のサンギヤ３９が形成され、後輪への出力を行う上記リヤドライブ軸４の前端部には、小径の第２のサンギヤ４０が形成されており、上記キャリヤ３８内に上記第１のサンギヤ３９と上記第２のサンギヤ４０が格納されている。
【００４３】
そして、上記第１のサンギヤ３９が小径の第１のピニオン４１と噛合して第１の歯車列が形成され、上記第２のサンギヤ４０が大径の第２のピニオン４２と噛合して第２の歯車列が形成されている。
【００４４】
上記第１のピニオン４１と第２のピニオン４２は一体に形成されており、複数対（例えば３対）の上記ピニオンが、上記キャリヤ３８に固定したそれぞれのプラネタリピン４３に回転自在に軸支されている。
【００４５】
また、上記キャリヤ３８は、前端に上記トランスファドライブギヤ８が連結されて、このキャリヤ３８から前輪への出力を行うように構成されている。
【００４６】
すなわち、上記トランスミッション出力軸２ａからの駆動力は第１のサンギヤ３９に伝達され、上記第２のサンギヤ４０から上記リヤドライブ軸４へ出力するとともに、上記キャリヤ３８から上記トランスファドライブギヤ８，トランスファドリブンギヤ９を経て上記フロントドライブ軸１０へ出力する複合プラネタリギヤ式のセンターディファレンシャル装置に構成されている。
【００４７】
そしてかかる複合プラネタリギヤ式センターディファレンシャル装置は、上記第１，第２のサンギヤ３９，４０およびこれらサンギヤ３９，４０の周囲に複数個配置される上記第１，第２のピニオン４１，４２の歯数を適切に設定することで差動機能を有する。
【００４８】
また、上記第１，第２のサンギヤ３９，４０と上記第１，第２のピニオン４１，４２とのかみ合いピッチ円半径を適切に設定することで、基準トルク配分が前後５０：５０の等トルク配分、あるいは前後どちらかに偏重した不等トルク配分の機能を有する。
【００４９】
更に、上記第１，第２のサンギヤ３９，４０と上記第１，第２のピニオン４１，４２とを例えばはすば歯車にし、上記第１の歯車列と上記第２の歯車列のねじれ角を異にしてスラスト荷重を相殺させることなくスラスト荷重を残留させピニオン端面間に摩擦トルクを、上記第１，第２のピニオン４１，４２と上記プラネタリピン４３の表面に噛合いによる分離，接線荷重の合成力が作用し、摩擦トルクが生じるように設定して、入力トルクに比例した差動制限トルクを得られるようにすることで差動制限機能を有する。
【００５０】
次に、図３、図４、図５の各図を基に、上記センターディファレンシャル装置３の差動機能について説明する。
まず、図４のように第１のサンギヤ３９を固定すると半径ｒｓ2 の円周上で、
（円弧ＫＦ）＝（円弧ＣＦ）−（円弧ＣＫ）            …（１）
が成立し、図５のように第２のサンギヤ４０を固定すると半径ｒｓ1 の円周上で、
（円弧ＺＦ）＝（円弧ＢＦ）−（円弧ＢＺ）            …（２）
が成立する。
【００５１】
ここで、第１，第２のサンギヤ３９，４０の角速度ωｓ1 ，ωｓ2 、かみ合いピッチ円半径ｒｓ1 ，ｒｓ2 、第１，第２のピニオン４１，４２の角速度ωｐ1 ，ωｐ2 、かみ合いピッチ円半径ｒｐ1 ，ｒｐ2 、キャリヤ３８の角速度ωｃとすると、（１）式は、
ωｓ2 ・ｒｓ2 ＝−ωｐ2 ・ｒｐ2 ＋ωｃ・ｒｓ2           …（３）
になり、（２）式は、
ωｓ1 ・ｒｓ1 ＝−ωｐ1 ・ｒｐ1 ＋ωｃ・ｒｓ1           …（４）
になる。
【００５２】
そこで、第１，第２のピニオン４１，４２は一体であってωｐ1 ＝ωｐ2 であるから、上記（３），（４）式を整理すると、
ωｃ・（ｒｓ2 −ｒｓ1 ・ｒｐ2 ／ｒｐ1 ）
＝ωｓ2 ・ｒｓ2 −ωｓ1 ・ｒｓ1 ・ｒｐ2 ／ｒｐ1 …（５）
が成立する。
【００５３】
ここで、第１のサンギヤ３９の角速度ωｓ1 を入力回転数Ｎｉ、キャリヤ３８の角速度ωｃを前輪側回転数ＮＦ、第２のサンギヤ４０の角速度ωｓ2 を後輪側回転数ＮＢ，第１，第２のサンギヤ３９，４０のかみ合いピッチ円半径ｒｓ1 ，ｒｓ2 および第１，第２のピニオン４１，４２のかみ合いピッチ円半径ｒｐ1 ，ｒｐ2 を各歯数Ｚｓ1 ，Ｚｓ2 ，Ｚｐ1 ，Ｚｐ2 に置き換えると、上記（５）式は、
ＮＦ・（Ｚｓ2 −Ｚｓ1 ・Ｚｐ2 ／Ｚｐ1 ）
＝ＮＢ・Ｚｓ2 −Ｎｉ・Ｚｓ1 ・Ｚｐ2 ／Ｚｐ1   …（５）′
となる。
【００５４】
そして、上記各歯数を、Ｚｐ1 ＝２４，Ｚｐ2 ＝２４，Ｚｓ1 ＝３０，Ｚｓ2 ＝１５とすれば、
ＮＢ＋ＮＦ＝２Ｎｉ
の関係となり、Ｎｉ≠０の場合に、ＮＢ＞Ｎｉ＞ＮＦ，またはＮＦ＞Ｎｉ＞ＮＢが成立して、前輪側回転数ＮＦ，後輪側回転数ＮＢは共に回転方向が同一で差動が成立する。
【００５５】
次いで、図６，図７，図８，図９を基に等トルク配分機能について説明する。
第１のサンギヤ３９の入力トルクをＴｉ，そのかみ合いピッチ円半径をｒｓ１，キャリヤ３８の前輪側トルクをＴＦ，第１，第２のピニオン４１，４２のかみ合いピッチ円半径をｒｐ1 ，ｒｐ2 ，第２のサンギヤ４０の後輪側トルクをＴＢ，そのかみ合いピッチ円半径をｒｓ2 とすると、
Ｔｉ＝ＴＦ＋ＴＢ                        …（６）
ｒｓ1 ＋ｒｐ1 ＝ｒｓ2 ＋ｒｐ2                 …（７）
が成立する。
【００５６】
また第１のサンギヤ３９と第１のピニオン４１との噛合点に作用する接線方向荷重Ｐは、キャリヤ３８に作用する接線方向荷重Ｐ1 と、第２のサンギヤ４０と第２のピニオン４２との噛合点に作用する接線方向荷重Ｐ2 との和に等しい。
Ｐ＝Ｔｉ／ｒｓ1
Ｐ1 ＝ＴＦ／（ｒｓ1 ＋ｒｐ1 ）
Ｐ2 ＝ＴＢ／ｒｓ2
Ｔｉ／ｒｓ1 ＝｛（ＴＦ／（ｒｓ1 ＋ｒｐ1 ）｝＋ＴＢ／ｒｓ2   …（８）
上記（６），（７）式を上記（８）式に代入して整理すると、
ＴＦ＝（１−ｒｐ1 ・ｒｓ2 ／ｒｓ1 ・ｒｐ2 ）・Ｔｉ          …（９）
ＴＢ＝（ｒｐ1 ・ｒｓ2 ／ｒｓ1 ・ｒｐ2 ）・Ｔｉ            …（１０）
となる。このことから、第１，第２のサンギヤ３９，４０と第１，第２のピニオン４１，４２とのかみ合いピッチ円半径により、前輪側トルクＴＦおよび後輪側トルクＴＢの基準トルク配分を自由に設定し得ることがわかる。
【００５７】
そして、上記各かみ合いピッチ円半径ｒｓ1 ，ｒｓ2 ，ｒｐ1 ，ｒｐ2 を各歯車の歯数Ｚｓ1 ，Ｚｓ2 ，Ｚｐ1 ，Ｚｐ2 で置き換え、これら各歯数に前記各歯数を代入する（Ｚｐ1 ＝２４，Ｚｐ2 ＝２４，Ｚｓ1 ＝３０，Ｚｓ2 ＝１５）と、                  ＴＦ＝０．５・Ｔｉ
ＴＢ＝０．５・Ｔｉ
になる。従って前後輪トルク配分は、略５０対５０になり、充分に基準トルク配分を等トルク配分に設定し得る。
【００５８】
更に、差動制限機能について説明すると、上記第１，第２のサンギヤ３９，４０および上記第１，第２のピニオン４１，４２が所定のねじれ角を有するはすば歯車になっており、上記第１，第２のピニオン４１，４２のねじれ角を異にして、上記第１，第２のサンギヤ３９，４０との噛合い点に作用するスラスト荷重を相互にキャンセルすること無く上記プラネタリピン４３方向に作用させ、その両端面の部分で滑り摩擦力が発生する。さらに、第１の歯車列，第２の歯車列の噛合い点に作用する分離荷重と接線荷重との合成力を上記第１，第２のピニオン４１，４２，プラネタリピン４３の部分に作用させて、ころがり摩擦力が発生する。そしてこれらの摩擦力によりピニオン回転に対し反対方向の、入力トルクに比例した摩擦トルク，即ち差動制限トルクが生じる。
【００５９】
ここで、前輪側回転数ＮＦと後輪側回転数ＮＢとの大小関係によりピニオン回転方向が変化し、これに伴い差動制限トルクのかかり具合も変わる。これにより、ＮＦ＞ＮＢの旋回，前輪側スリップ時と、ＮＦ＜ＮＢの後輪側スリップ時には、差動制限トルクの作用の違いに応じて前後輪の動力配分が異なったものに自動的に制御されるのである。
【００６０】
そこで、図６，図７，図８を基にＮＦ＞ＮＢの場合について説明する。
この条件では、図８に示すように第１のサンギヤ３９の反時計方向に入力トルクＴｉが入力した場合に、第１，第２のピニオン４１，４２が同一方向に自転し、第２のサンギヤ４０とキャリヤ３８も同一方向に回転する。従って、ピニオン側の摩擦トルクＴｆは、ピニオンと反対の時計方向に作用する。
【００６１】
ここで、各部のトルク，半径を上述と同一に定める。また、第１の歯車列の第１のサンギヤ３９と第１のピニオン４１の歯面に作用する接線荷重Ｐ，分離荷重Ｆｓ1 ，スラスト荷重Ｆｔ1 、第２の歯車列の第２のサンギヤ４０と第２のピニオン４２の歯面に作用する接線荷重Ｐ2 ，分離荷重Ｆｓ2 ，スラスト荷重Ｆｔ2 とする。
【００６２】
また、上記プラネタリピン４３の側面との間の摩擦係数μ1 ，上記プラネタリピン４３の両端面側の部分での滑り摩擦係数μ２，摩擦トルクＴｆ，ピニオン内側半径ｒｅ，上記摩擦係数μ２を有して摩擦を生じる面の外側半径ｒｄ，接触面の数ｎ，第１のピニオン４１のモジュールｍ1 ，ねじれ角β1 ，圧力角α1 ，第２のピニオン４２のモジュールｍ2 ねじれ角β2 ，圧力角α2 とする。
【００６３】
すると、
Ｆｓ1 ＝Ｐ・ｔａｎα1 ／ｃｏｓβ1
Ｆｔ1 ＝Ｐ・ｔａｎβ1
が成立して、プラネタリピン４３側に作用する合成力Ｎｐ1 は以下のようになる。
0003892510.tif 000002
同様にして、
Ｆｓ2 ＝Ｐ2 ・ｔａｎα2 ／ｃｏｓβ2
Ｆｔ2 ＝Ｐ2 ・ｔａｎβ2
が成立して、プラネタリンピン４３側に作用する合成力Ｎｐ2 は以下のようになる。
0003892510.tif 000003
また、第１，第２のピニオン４１，４２内に生じる残留スラスト力ΔＦｔは以下のようになる。
0003892510.tif 000004
従って摩擦トルクＴｆは、２つの合成力Ｎｐ1 ，Ｎｐ2 による摩擦力、残留スラスト力ΔＦｔによる摩擦力との和で、以下のようになる。
0003892510.tif 000005
次いで、第１，第２のピニオン４１，４２でのトルクのバランス式は、以下のようになる。
Ｔｆ＋Ｐ・ｒｐ1 ＝Ｐ2 ・ｒｐ2                   …（１５）
また、上記（１０）式に摩擦トルクＴｆ分を加えると、以下のようになる。
0003892510.tif 000006
ここで、前述のように、上記各かみ合いピッチ円半径ｒｓ1 ，ｒｓ2 ，ｒｐ1 ，ｒｐ2 を各歯車の歯数Ｚｓ1 ，Ｚｓ2 ，Ｚｐ1 ，Ｚｐ2 で置き換え、これら各歯数に前記各歯数を代入する（Ｚｐ1 ＝２４，Ｚｐ2 ＝２４，Ｚｓ1 ＝３０，Ｚｓ2 ＝１５）と、上記（１６）式は、
ＴＢ＝０．５Ｔｉ＋０．６２５Ｔｆ                …（１７）
となる。
【００６４】
また、Ｔｉ＝ＴＦ＋ＴＢであり、これに上記（１６）式を代入して整理すると、以下のようになる。
0003892510.tif 000007
さらに、各歯数Ｚｓ1 ，Ｚｓ2 ，Ｚｐ1 ，Ｚｐ2 で置き換え、これら各歯数に前記各歯数を代入すると、上記（１８）式は、
ＴＦ＝０．５Ｔｉ−０．６２５Ｔｆ                …（１９）
となる。
【００６５】
ここで、μ1 ＝０，μ2 ＝０なら、Ｔｆ＝０であり、前後輪側トルクＴＦ，ＴＢの値は、上述の等トルク配分機能の場合の式と同一の基準トルク配分を示す。
【００６６】
こうして、かかる条件では、摩擦トルクＴｆに応じた差動制限トルクＴｆ・ｒｓ2 ／ｒｐ2 が発生することがわかる。そして前後輪側トルクＴＦ，ＴＢの配分が、差動制限トルクの分だけ、後輪側が大きく、前輪側が小さくなるように変化する。また、摩擦トルクＴｆが生じる合成力Ｎｐ1 ，Ｎｐ2 ，残留スラスト力ΔＦｔは入力トルクに比例するため、入力トルク比例式差動制限機能を有する。
【００６７】
一方、第１，第２のピニオン４１，４２のねじれ角β1 とβ2 との差により残留スラスト力ΔＦｔが変えられ、また、上記プラネタリピン４３の接触摩擦部分にニードルベアリングやブッシュ等を用いることにより、摩擦係数μ1 を変えることができる。このように、摩擦トルクＴｆとともに差動制限トルクの値を様々な値に定めることが可能になっている。
【００６８】
続いて、ＮＢ＞ＮＦの場合について説明する。この条件では、図９のようになり、第１，第２のピニオン４１，４２が第１のサンギヤ３９と反対の時計方向に自転しながら公転して、摩擦トルクＴｆは反時計方向に作用する。このため、第１，第２のピニオン４１，４２内のトルクのバランス式は以下のようになる。
Ｔｆ＋Ｐ2 ・ｒｓ2 ＝Ｐ・ｒｐ1               …（２０）
そして上述と同様に計算すると、前後輪側トルクＴＦ，ＴＢは以下のようになる。
0003892510.tif 000008
従ってこの条件でも同一の差動制限トルク、Ｔｆ・ｒｓ2 ／ｒｐ2 が発生する。一方、この場合は上述と逆に差動制限トルク分だけ後輪側が小さく、前輪側が大きくなるようにトルク配分されことになる。
【００６９】
次に、前記後輪左右駆動力配分部７について、図２を基に詳しく説明する。
上記後輪左右駆動力配分部７は、大きく分けて差動制限機構部４４と、歯車機構部４５と、クラッチ機構部４６とから主に構成されており、この後輪左右駆動力配分部７に駆動力を伝達する前記ドライブピニオン６と上記差動制限機構部４４は、ディファレンシャルキャリア４７内に収容され、上記クラッチ機構部４６は上記歯車機構部４５を介して上記ディファレンシャルキャリア４７側面に配設され、このディファレンシャルキャリア４７の後端部はカバー４８で覆われ、上記歯車機構部４５と上記クラッチ機構部４６はカバー４９で覆われている。
【００７０】
上記ドライブピニオン６は、前記プロペラシャフト５に接続する軸部６ａが、上記ディファレンシャルキャリア４７内に軸受で回転自在に支持されている。
【００７１】
まず、上記差動制限機構部４４について説明する。
前記左ドライブ軸１４は上記ディファレンシャルキャリヤ４７に取り付けられた左側サイドリテーナ５０を貫通して回転自在に設けられ、この左ドライブ軸１４と同軸上に、前記右ドライブ軸１７が上記ディファレンシャルキャリヤ４７の右側を貫通して回転自在に設けられている。
【００７２】
上記左ドライブ軸１４の外周には、左側ディファレンシャルケース５１Ｌが回転自在に嵌合され、上記左ドライブ軸１４と上記左側ディファレンシャルケース５１Ｌが、上記左側サイドリテーナ５０に軸受を介して回転自在に支持されている。
【００７３】
上記左側ディファレンシャルケース５１Ｌには、右側ディファレンシャルケース５１Ｒの一端部（左側端部）と、上記ドライブピニオン６と噛合されるクラウンギヤ５２が共に回転中心の芯合わせがなされ固定されており、上記右側ディファレンシャルケース５１Ｒの他端部５１Ｒａは円筒状に形成されて、キャリヤ５３の右側面に形成した筒部５３ａの外周に回転自在に嵌合されるとともに、上記歯車機構部４５における第１の歯車軸５４の外周にスプライン嵌合されて軸受を介して上記ディファレンシャルキャリア４７に支持されている。
【００７４】
また、上記キャリヤ５３の筒部５３ａの内側には、上記歯車機構部４５における第２の歯車軸５５がスプライン嵌合され、さらに、この第２の歯車軸５５の内側に上記右ドライブ軸１７が回転自在に嵌合されている。
【００７５】
すなわち、上記右側ディファレンシャルケース５１Ｒと上記第１の歯車軸５４の接続部と、上記キャリヤ５３と上記第２の歯車軸５５の接続部と、上記右ドライブ軸１７とは、それぞれが回転自在に上記ディファレンシャルキャリア４７に支持され、また、上記左側ディファレンシャルケース５１Ｌと上記右側ディファレンシャルケース５１Ｒとで構成され、上記クラウンギヤ５２が取り付けられたディファレンシャルケース５１が、上記ディファレンシャルキャリア４７内で回転自在に保持されている。
【００７６】
上記ディファレンシャルケース５１内には、上記キャリヤ５３が回転自在に配設されて、上記キャリヤ５３内には上記左ドライブ軸１４と上記右ドライブ軸１７が挿入されて、上記キャリヤ５３が上記左ドライブ軸１４の先端部にスプライン結合されている。
【００７７】
上記ディファレンシャルケース５１内で、上記左側ディファレンシャルケース５１Ｌの上記左ドライブ軸１４が挿通される部分には、大径の第１のサンギヤ５６がスプライン結合され、上記右ドライブ軸１７の先端部には小径の第２のサンギヤ５７がスプライン結合され、上記第１のサンギヤ５６が小径の第１のピニオン５８と噛合して第１の歯車列が形成され、上記第２のサンギヤ５７が大径の第２のピニオン５９と噛合して第２の歯車列が形成されている。
【００７８】
上記第１のピニオン５８と上記第２のピニオン５９はピニオン部材６０に一体に形成されており、複数（例えば３個）の上記ピニオン部材６０が、キャリヤ５３に固定したそれぞれのプラネタリピン６１に軸受を介して回転自在に軸支されている。上記ピニオン部材６０の両端には上記キャリア５３との間にスラスト荷重受け用のワッシャが介装されている。
【００７９】
すなわち、上記差動制限機構部４４は、上記ドライブピニオン６からの駆動力を、クラウンギヤ５２，ディファレンシャルケース５１を介して第１のサンギヤ５６に伝達し、上記第２のサンギヤ５７から上記右ドライブ軸１７へ出力する一方、上記キャリヤ５３から上記左ドライブ軸１４へ出力する複合プラネタリギヤ式の差動制限装置で構成されている。
【００８０】
上記差動制限機構部４４が形成する上記複合プラネタリギヤ式の差動制限装置では、上記第１，第２のサンギヤ５６，５７およびこれらサンギヤ５６，５７の周囲に複数個配置される上記第１，第２のピニオン５８，５９の歯数を適切に設定することで差動機能を有する。
【００８１】
また、上記第１，第２のサンギヤ５６，５７と上記第１，第２のピニオン５８，５９とのかみ合いピッチ円半径を適切に設定することで、基準トルク配分が左右５０：５０の等トルク配分の機能を有する。
【００８２】
更に、上記第１，第２のサンギヤ５６，５７と上記第１，第２のピニオン５８，５９とを例えばはすば歯車にし、上記第１の歯車列と上記第２の歯車列のねじれ角を異にしてスラスト荷重を相殺させることなくスラスト荷重を残留させピニオン端面間に摩擦トルクを、上記第１，第２のピニオン５８，５９と上記プラネタリピン６１の表面に噛合いによる分離，接線荷重の合成力が作用し、摩擦トルクが生じるように設定して、入力トルクに比例した差動制限トルクを得られるようにすることで差動制限機能を有する。
【００８３】
尚、上記差動制限機構部４４が形成する上記複合プラネタリギヤ式の差動制限装置のさらに詳しい説明は、前記センターディファレンシャル装置３での説明と略同様であるので省略する。
【００８４】
次に、上記歯車機構部４５について説明する。
上記ディファレンシャルケース５３と連結された上記第１の歯車軸５４は、上記ディファレンシャルキャリア４７の外側に延出されて軸受を介して上記ディファレンシャルキャリア４７に回転自在に支持され、上記キャリヤ５３との接続部とは逆の端部に、第１の歯車６２が形成されている。
【００８５】
また、上記キャリヤ５３と連結された上記第２の歯車軸５５は、上記第１の歯車軸５４内を回転自在に上記ディファレンシャルキャリア４７の外側に延出され、端部に上記第１の歯車６２の外側（右側）に隣接して配設された第２の歯車６３がスプライン結合されている。
【００８６】
さらに、上記第２の歯車６３の外側には、上記右ドライブ軸１７にスプライン結合された第３の歯車６４が設けられている。
【００８７】
そして、上記各第１，２，３の歯車６２，６３，６４は、それぞれ、上記第１，２，３の歯車６２，６３，６４の回転軸芯と平行な同一回転軸芯上に並設された第４，５，６の歯車６５，６６，６７と噛合されている。
【００８８】
すなわち、上記歯車機構部４５は、上記第１の歯車６２と上記第４の歯車６５による第１の歯車列と、上記第２の歯車６３と上記第５の歯車６６による第２の歯車列と、第３の歯車６４と第６の歯車６７による第３の歯車列の３つの歯車列から構成されている。
【００８９】
そして、上記各歯車列のそれぞれのギヤ比は、上記第１，２，３，４，５，６の歯車６２，６３，６４，６５，６６，６７の歯数をそれぞれｚ1 ，ｚ2 ，ｚ3 ，ｚ4 ，ｚ5 ，ｚ6 として、第１の歯車列は、ｚ4 ／ｚ1 ＝０．９、第２の歯車列は、ｚ5 ／ｚ2 ＝１、第３の歯車列は、ｚ6 ／ｚ3 ＝１に設定され、第１の歯車列のギヤ比だけが増速比に設定されている。
【００９０】
上記第４の歯車６５は、第４の歯車軸６８の一端側に一体に形成され、上記第４の歯車軸６８の一端部が軸受を介して上記ディファレンシャルキャリア４７の外側に回転自在に支持されて第１の回転部材となっており、他端部が上記カバー４９に回転自在に支持されている。また、上記第４の歯車軸６８の他端側には、上記第４の歯車６５側が開口した円筒状のクラッチドラム６９が固定されている。
【００９１】
また、上記第５の歯車６６は、第５の歯車軸７０の一端側に一体に形成されて第２の回転部材となっており、この第５の歯車軸７０は上記第４の歯車軸６８の外周に沿って上記クラッチドラム６９の底部６９ａまで延出して設けられている。上記第５の歯車軸７０の他端部には所定長さのクラッチハブ７１が設けられ、このクラッチハブ７１と上記クラッチドラム６９の間に複数プレート７２を交互に重ねて設け、第１の油圧多板クラッチ７３が形成されている。
【００９２】
さらに、上記第６の歯車６７は、第６の歯車軸７４の一端側に一体に形成されて第３の回転部材となっており、この第６の歯車軸７４は上記第５の歯車軸７０の外周に沿って上記第１の油圧多板クラッチ７３のプレート端面まで延出して設けられている。上記第６の歯車軸７４の他端部には所定長さのクラッチハブ７５が形成され、このクラッチハブ７５と上記クラッチドラム６９の間に複数プレート７６を交互に重ねて設けて第２の油圧多板クラッチ７７が形成されている。
【００９３】
上記第１の油圧多板クラッチ７３は、上記クラッチドラム底部６９ａから挿通された第１のピストン７８により押圧自在になっており、この第１のピストン７８を動作させる第１の油圧室７９は前記油圧管路３６の第１の油圧管路３６ａと連通されている。そして、上記第１のピストン７８を動作させるために、上記第１の油圧室７９に加えられる設定油圧は、前記左右駆動力配分制御部３２により制御された値で可変になっている。
【００９４】
同様に、上記第２の油圧多板クラッチ７７は、上記クラッチドラム底部６９ａから挿通された第２のピストン８０により押圧自在になっており、この第２のピストン８０を動作させる第２の油圧室８１は前記油圧管路３６の第２の油圧管路３６ｂと連通されている。そして、上記第２のピストン８０を動作させるために、上記第２の油圧室８１に加えられる設定油圧は、前記左右駆動力配分制御部３２により制御された値で可変になっている。
【００９５】
すなわち、上記クラッチ機構部４６は、上記２つのクラッチ７３，７７を一体に形成したものであり、前述したように上記歯車機構部４５のギヤ比等が設定されていることから、上記第１の油圧多板クラッチ７３を連結させると上記キャリヤ５３側の左ドライブ軸１４に駆動力が多く配分され、上記第２の油圧多板クラッチ７７を連結させると上記右ドライブ軸１７に駆動力が多く配分されるようになっている。ここで、上記各油圧多板クラッチ７３，７７を連結させる油圧値は上記左右駆動力配分制御部３２によって演算された値であり、この油圧値の大小によってトルク配分量が変化されるのである。
【００９６】
さらに、上記歯車機構部４５と上記クラッチ機構部４６で行われる駆動力配分について説明する。まず、上記右ドライブ軸１７に駆動力が多く配分されるようにして左旋回性能を向上させるには、上記右ドライブ軸１７側の第２の油圧多板クラッチ７７を設定油圧で連結する。上記キャリヤ５３側（左ドライブ軸１４側）に配分される駆動力と右ドライブ軸１７側に配分される駆動力は、上記差動制限機構部４４が動作しなければ、５０対５０の関係にあるので、後輪左右駆動力配分部７に入力される駆動力をＴＢとすると、それぞれＴＢ／２となる。また、上記第２の油圧多板クラッチ７７から上記右ドライブ軸１７に多く配分される駆動力は、第３の歯車列を経て配分されることになる。このため、上記第２の油圧多板クラッチ７７に関し、上記第２の油圧室８１に作動する油圧、摩擦面の動摩擦係数（摩擦面の相対回転速度で決まる動摩擦係数）、摩擦面の枚数（多板クラッチの枚数×２）、有効半径等により決定されるクラッチのスリップトルクをＴｋ２とすると、上記右ドライブ軸１７に配分される駆動力（右輪側駆動力）と上記キャリヤ５３側に配分される駆動力（左輪側駆動力）は、次式のようになる。
右輪側駆動力＝ＴＢ／２＋（Ｔｋ２／２×（ｚ3 ／ｚ6 ））×ＴＢ…（２５）
左輪側駆動力＝ＴＢ／２−（Ｔｋ２／２×（ｚ3 ／ｚ6 ））×ＴＢ…（２６）
そして、上記（２５），（２６）式に前記ギヤ比ｚ6 ／ｚ3 ＝１を代入して、
右輪側駆動力＝ＴＢ／２＋Ｔｋ２×（ＴＢ／２）        …（２５）'
左輪側駆動力＝ＴＢ／２−Ｔｋ２×（ＴＢ／２）        …（２６）'
となる。
【００９７】
また、上記キャリヤ５３側に駆動力が多く配分されるようにして右旋回性能を向上させるには、上記キャリヤ５３側の上記第１の油圧多板クラッチ７３を設定油圧で連結する。上記第１の油圧多板クラッチ７３から上記キャリヤ５３に多く配分される駆動力は、第２の歯車列を経て配分されることになる。このため、上記第１の油圧多板クラッチ７３に関し、上記第１の油圧室７９に作動する油圧、摩擦面の動摩擦係数（摩擦面の相対回転速度で決まる動摩擦係数）、摩擦面の枚数（多板クラッチの枚数×２）、有効半径等により決定されるクラッチのスリップトルクをＴｋ１とすると、上記右ドライブ軸１７に配分される駆動力（右輪側駆動力）と上記キャリヤ５３側に配分される駆動力（左輪側駆動力）は、次式のようになる。
右輪側駆動力＝ＴＢ／２−（Ｔｋ１／２×（ｚ2 ／ｚ5 ））×ＴＢ…（２７）
左輪側駆動力＝ＴＢ／２＋（Ｔｋ１／２×（ｚ2 ／ｚ5 ））×ＴＢ…（２８）
そして、上記（２７），（２８）式に前記ギヤ比ｚ5 ／ｚ2 ＝１を代入して、
右輪側駆動力＝ＴＢ／２＋Ｔｋ１×（ＴＢ／２）        …（２７）'
左輪側駆動力＝ＴＢ／２−Ｔｋ１×（ＴＢ／２）        …（２８）'
となる。
【００９８】
上記クラッチ機構部４６の２つのクラッチは、上述の油圧多板クラッチ以外に電磁クラッチや伝達容量可変なカップリングを用いても良い。
【００９９】
一方、前記前輪左右駆動力配分部１２は、駆動力が前記フロントドライブ軸１０，ドライブピニオン１１からクラウンギヤ５２に入力されるようになっており、その構造は上記後輪左右駆動力配分部７と略同様であるので説明は省略する。
【０１００】
次いで、前記後輪側油圧制御装置３４および前記前輪側油圧制御装置３５について、図１０を基に説明する。上記後輪側油圧制御装置３４は、制御油圧を油圧管路３６ａを通じて第１の油圧室７９に加える油圧経路と、油圧管路３６ｂを通じて第２の油圧室８１に加える油圧経路の一対の油圧経路を備えて構成され、上記前輪側油圧制御装置３５も略同様に構成されている。このため、制御油圧を油圧管路３６ａを通じて第１の油圧室７９に加える油圧経路についてのみ以下説明する。
【０１０１】
モータ８２により駆動されるオイルポンプ８３の吐出圧がレギュレータ弁８４で調圧され、所定の作動油圧と潤滑油圧を生じるようになっており、作動油圧の油路８５は、クラッチ制御弁８６，油圧管路３６ａを介して第１の油圧多板クラッチ７３の前記第１の油圧室７９側に連通されている。
【０１０２】
また、上記油路８５は、パイロット弁８７，油路８８によりデューティソレノイド弁８９，上記クラッチ制御弁８６の制御側に連通されている。
【０１０３】
そして、前記左右駆動力配分制御部３２からのデューティ信号は、上記デューティソレノイド弁８９に出力されてデューティ圧が生じ、このデューティ圧で上記クラッチ制御弁８６を動作することで、上記第１の油圧多板クラッチ７３のクラッチ油圧を制御するようになっている。
【０１０４】
また、上記左右駆動力配分制御部３２は、図１１に示すように、路面・走行状態判断部９０、油圧演算部９１、油圧設定部９２から主に構成されており、路面・走行状態に応じて、前後の左右輪間の最適な駆動力配分量を演算し、前後輪側の上記各油圧制御装置３５，３４に信号出力するようになっている。
【０１０５】
上記路面・走行状態判断部９０は、前記スロットル開度センサ２６，車速センサ２７，舵角センサ２９，前後加速度センサ３０，横加速度センサ３１、およびギヤ位置信号が入力され、これらの信号に基づき路面状況（低μ路走行状態か否か等）と走行状態（高速か低速か・急旋回か否か・高負荷か低負荷か（加速状態か）・スリップ状態の有無等）を、予めメモリしておいたマップ、計算式等により求め上記油圧演算部９１に出力するように形成されている。
【０１０６】
また、上記油圧演算部９１では、上記路面・走行状態判断部９０からの信号を基に、予めメモリしておいたマップ、計算式等により、動作させる油圧多板クラッチの選択と、それに付加する油圧値とを演算して、この選択・演算の結果を上記油圧設定部９２に出力するようになっている。
【０１０７】
そして、上記油圧設定部９２は、上記油圧演算部９１からの信号を、それぞれ該当する油圧制御装置に対して信号出力するように形成されている。
【０１０８】
次いで、上記構成の作用を説明する。
先ず、エンジン１による駆動力は、自動変速装置２からトランスミッション出力軸２ａを経てセンターディファレンシャル装置３の第１のサンギヤ３９に入力される。
【０１０９】
そして第１，第２のピニオン４１，４２から第２のサンギヤ４０と、第１，第２のピニオン４１，４２を支持するキャリヤ３８とに分配されて伝達し、上記第２のサンギヤ４０の動力は、リヤドライブ軸４を介して後輪側に伝達される。また、上記キャリヤ３８の動力は、トランスファドライブギヤ８，トランスファドリブンギヤ９，フロントドライブ軸１０を介して前輪側に伝達され４輪駆動で走行する。
【０１１０】
そこで、例えば前輪側回転数と後輪側回転数が等しいＮＦ＝ＮＢの直進走行では、センターディファレンシャル装置３において上記第２のサンギヤ４０と上記キャリヤ３８とが同一方向に等速回転することで、上記第１，第２のピニオン４１，４２は遊星回転しなくなり一体化して回転する。
【０１１１】
こうして、上記第１，第２のピニオン４１，４２と上記キャリヤ３８とが一体化することで両者の間には摩擦トルク等が生じない状態になり、上記第１のサンギヤ３９の入力トルクＴｉに対し上記キャリヤ３８の前輪側トルクＴＦ，上記第２のサンギヤ４０の後輪側トルクＴＢは、等トルク配分に歯車諸元が設定されていれば、この等トルク配分機能の歯車諸元による基準トルク配分，ＴＦ対ＴＢが略５０対５０のみに設定され、不等トルク配分に歯車諸元が設定されていれば、この不等トルク配分機能の歯車諸元による基準トルク配分に、ＴＦ対ＴＢが設定される。
【０１１２】
次に、前輪側回転数が後輪側回転数より大きくなるＮＦ＞ＮＢの旋回または前輪側スリップ時には、センターディファレンシャル装置３の上記第１，第２のピニオン４１，４２が遊星回転し、差動機能を有する歯車諸元により差動作用する。このため旋回時には、前後輪の回転数差が吸収されて、滑らかに旋回することになる。
【０１１３】
上記第１，第２のピニオン４１，４２の遊星回転に伴い、そのねじれ角の違いによるスラスト荷重が、上記第１，第２のピニオン４１，４２の一方の端面の部分に作用する。また、ギヤ噛合い点の分離，接線荷重の合成力が上記第１，第２のピニオン４１，４２，プラネタリピン４３の部分に作用して両者によりピニオン回転方向と反対の摩擦トルクと、これに基づく差動制限トルクが生じるようになる。
【０１１４】
そしてこの条件では、差動制限トルクがキャリア３８の回転を損うように作用することで、差動制限トルクが後輪側に移動して、トルク配分は基準トルク配分より後輪偏重になる。このため、旋回時の回頭性、操縦性が良くなり、また、直進時の前輪スリップ時にはスリップを防止するようになる。
【０１１５】
更に、後輪側回転数が前輪側輪回転数より大きいＮＢ＞ＮＦの後輪スリップ時には、センターディファレンシャル装置３の上記第１，第２のピニオン４１，４２が前後輪の回転数差により同様に遊星回転して摩擦トルクを発生する。
【０１１６】
ところでこの条件では、差動制限トルクがキャリヤ３８の回転を促すように作用して前輪側に移動するようになり、このため基準トルク配分より前輪側に多いトルク配分になって後輪スリップを防止する。
【０１１７】
ここで、上記遊星歯車機構による差動制限トルクは、入力トルクに対し比例的に生じるため、前後輪のトルクの大小に対して常に同じ割合になり、差動制限機能が常に一定の割合で発揮される。
【０１１８】
上述のようにセンターディファレンシャル装置３で分配された駆動力の一方の後輪側に分配された駆動力は、プロペラシャフト５，ドライブピニオン６を経て後輪左右駆動力配分部７に入力され、クラウンギヤ５２を通じてディファレンシャルケース５１に入力される。
【０１１９】
まず、差動制限機構部４４の機能について説明すると、上記ディファレンシャルケース５１に入力された駆動力は、第１のサンギヤ５６に入力され、第１，第２のピニオン５８，５９から第２のサンギヤ５７と、第１，第２のピニオン５８，５９を支持するキャリヤ５３とに分配されて伝達し、上記第２のサンギヤ５７の動力は、右ドライブ軸１７を介して右後輪１９に伝達される。また、上記キャリヤ５３の動力は左ドライブ軸１４を介して左後輪１６に伝達され駆動走行する。
【０１２０】
そこで、例えば左後輪回転数と右後輪回転数が等しいＮＬ＝ＮＲの直進走行では、上記第２のサンギヤ５７と上記キャリヤ５３とが同一方向に等速回転することで、上記第１，第２のピニオン５８，５９は遊星回転しなくなり一体化して回転する。
【０１２１】
こうして、上記第１，第２のピニオン５８，５９と上記キャリヤ５３とが一体化することで両者の間には摩擦トルク等が生じない状態になり、上記第１のサンギヤ５６の入力トルクに対し上記キャリヤ５３の左後輪トルク，上記第２のサンギヤ５７の右後輪トルクは、等トルク配分機能の歯車諸元による基準トルク配分が略５０対５０のみに設定される。
【０１２２】
次に、左後輪回転数が右後輪回転数より大きくなるＮＬ＞ＮＲの左後輪スリップ時には、上記第１，第２のピニオン５８，５９が遊星回転し、差動機能を有する歯車諸元により差動作用する。このため旋回時には、左右後輪の回転数差が吸収されて滑らかに旋回することになる。
【０１２３】
上記第１，第２のピニオン５８，５９の遊星回転に伴い、そのねじれ角の違いによるスラスト荷重が、上記第１，第２のピニオン５８，５９の一方の端面の部分に作用する。また、ギヤ噛合い点の分離，接線荷重の合成力が上記第１，第２のピニオン５８，５９，プラネタリピン６１の部分に作用して両者によりピニオン回転方向と反対の摩擦トルクと、これに基づく差動制限トルクが生じるようになる。
【０１２４】
そしてこの条件では、差動制限トルクがキャリア５３の回転を損うように作用することで、差動制限トルクが右後輪側に移動して、トルク配分は基準トルク配分より右後輪偏重になる。このため、直進時の左後輪スリップ時にはスリップを防止するようになる。
【０１２５】
更に、右後輪回転数が左後輪回転数より大きいＮＲ＞ＮＬの右後輪スリップ時には、上記第１，第２のピニオン５８，５９が左右後輪の回転数差により同様に遊星回転して摩擦トルクを発生する。
【０１２６】
ところでこの条件では、差動制限トルクがキャリヤ５３の回転を促すように作用して左後輪側に移動するようになり、このため基準トルク配分より左後輪に多いトルク配分になって右後輪スリップを防止する。
【０１２７】
ここで、上記遊星歯車機構による差動制限トルクは、入力トルクに対し比例的に生じるため、左右後輪のトルクの大小に対して常に同じ割合になり、差動制限機能が常に一定の割合で発揮される。
【０１２８】
次に、歯車機構部４５とクラッチ機構部４６について説明すると、上記ディファレンシャルケース５１が回転されると、このディファレンシャルケース５１に固定された第１の歯車軸５４が回転されて第１の歯車６２が回転され、この第１の歯車６１と噛合された第４の歯車６５が回転されて、第４の歯車軸６８とクラッチドラム６９が回転される。
【０１２９】
また、左輪出力側である上記キャリヤ５３の回転により、このキャリヤ５３に固定された第２の歯車軸５５が回転されて第２の歯車６３が回転され、この第２の歯車６３と噛合された第５の歯車６６が回転され、第５の歯車軸７０とクラッチハブ７１が回転される。
【０１３０】
さらに、上記右ドライブ軸１７の回転とともに第３の歯車６４が回転され、この第３の歯車６４と噛合された第６の歯車６７が回転され、第６の歯車軸７４，クラッチハブ７５が回転される。
【０１３１】
一方、後輪側油圧制御装置３４では、モータ８２によりオイルポンプ８３が駆動され、レギュレータ弁８４による作動油圧がデューティソレノイド弁８９とクラッチ制御弁８６とに導かれている。
【０１３２】
また、左右駆動力配分制御部３２では、、スロットル開度センサ２６，車速センサ２７，舵角センサ２９，前後加速度センサ３０，横加速度センサ３１、およびギヤ位置信号が入力処理され、前後の左右輪の最適な駆動力配分量が演算されている。
【０１３３】
そして、車両が右旋回状態で後輪側の左側に多く駆動力配分する場合、上記左右駆動力配分制御部３２から、上記後輪側油圧制御装置３４に対して、第１の油圧室７９側に演算した設定圧で油圧を加えるように信号が送られる。
【０１３４】
この結果、油圧管路３６ａを介して上記第１の油圧室７９に油圧が加えられ、第１のピストン７８が動作され、第１の油圧多板クラッチ７３が設定圧で連結され、上記ディファレンシャルケース５１からの駆動力は、上記第１の油圧多板クラッチ７３、第２の歯車６３を経て、上記キャリヤ５３、左ドライブ軸１４へと配分される。
【０１３５】
一方、車両が左旋回状態で後輪側の右側に多く駆動力配分する場合、上記左右駆動力配分制御部３２から、上記後輪側油圧制御装置３４に対して、第２の油圧室８１側に演算した設定圧で油圧を加えるように信号が送られる。
【０１３６】
この結果、油圧管路３６ｂを介して上記第２の油圧室８１に油圧が加えられ、第２のピストン８０が動作され、第２の油圧多板クラッチ７７が設定圧で連結され、上記ディファレンシ
ャルケース５１からの駆動力は、上記第２の油圧多板クラッチ７７、上記第３の歯車６４を経て、上記右ドライブ軸１７へと配分される。
【０１３７】
さらに、前記センターディファレンシャル装置３で分配された駆動力の他方の前輪側に分配された駆動力は、フロントドライブ軸１０，ドライブピニオン１１を経て前輪左右駆動力配分部１２に入力され、クラウンギヤ５２を通じてディファレンシャルケース５１に入力される。
【０１３８】
そして、上記前輪左右駆動力配分部１２も上記後輪左右駆動力配分部７と同様に、前輪側の差動機能を有して、上記左右駆動力配分制御部３２の信号が入力される前輪側の油圧制御装置３５からの制御油圧で、車両が右旋回状態で前輪側の左側に多く駆動力配分する場合には、油圧管路３７ａを介して上記第１の油圧室７９に油圧が加えられ、車両が左旋回状態で前輪側の右側に多く駆動力配分する場合には、油圧管路３７ｂを介して上記第２の油圧室８１に油圧が加えられる。
【０１３９】
以上のように本発明の実施の形態１によれば、左右駆動力配分装置は、左右輪方向の幅寸法の長大化が防止され、左右輪とアクスル軸間に配置される自在継手の交差角を小さくすることができ、耐久・信頼性を向上させることができる。
【０１４０】
また、左右駆動力配分装置は、構成部品点数も少なく、かつ従来のものを多く利用することができ、従来のものと互換性があり、コンパクトで、製造コストも低くすることができる。
【０１４１】
さらに、左右駆動力配分装置は、左右輪方向の幅寸法がコンパクトに構成されるため、サスペンションの構成部材や排気系部材との干渉や整備時に隙間が確保できるなど、車載性に優れる。
【０１４２】
また、左右駆動力配分装置は、ディファレンシャルケースから駆動力を両出力側にバイパスする構成になっているため、全体がコンパクトになる。
【０１４３】
さらに、左右駆動力配分装置は、３列の歯車列からなる駆動力配分機構を採用するため、ギヤ比の設定で駆動力配分が調整でき、車両の性格や狙いに容易に適合させることが可能である。
【０１４４】
また、左右駆動力配分装置の２組の油圧多板クラッチは、一体化された構造であり、軽量、コンパクトになる。
【０１４５】
また、差動制限機構部が歯車諸元（ねじれ角、圧力角等）やピニオンとキャリヤ、プラネタリピン等の回転摩擦面に作用する摩擦力でトルク感応型の差動制限機能を有することから、この差動制限機能と積極的な左右駆動力配分を兼ね備えた装置が実現される。
【０１４６】
また、センタディファレンシャル装置は、簡単な構造で部品点数も少なく、軽量コンパクトで、このため加工性、組立性に優れ、また動力伝達系の振動騒音に関しても有利になる。
【０１４７】
さらに、センタディファレンシャル装置と左右駆動力配分装置は共に軽量コンパクトであり、容易に一体にすることができ、軽量コンパクトな一体化ユニットが実現できる。
【０１４８】
また、センターディファレンシャル装置は、基準トルク配分を５０対５０の比率で前後輪に配分するように歯数を設定することができ、入力トルク比例式の差動制限トルクが前輪もしくは後輪へ走行状態や路面条件に応じて移動し、車両のスリップを防止して駆動力の確保や車両の尻振り等の挙動を防止し、走破性を向上させることができる。また、アクセル操作に対する車両の姿勢コントロールがしやすく、且つレスポンスも良くスポーティな走行を楽しむことができる。
【０１４９】
次に、図１２は本発明の実施の形態２による後輪左右駆動力配分部の拡大スケルトン図である。尚、本発明の実施の形態２は、前記発明の実施の形態１の後輪左右駆動力配分部のクラッチ機構部の位置を変更したものである。
【０１５０】
すなわち、図に示すように、第４の歯車６５の左側（ディファレンシャルケース５１側）に、上記第２の歯車６３に関する第１の油圧多板クラッチ７３を形成し、さらにその左側で上記第３の歯車６４に関する第２の油圧多板クラッチ７７を形成して２組一体のクラッチ機構部が構成されている。
【０１５１】
このように、クラッチ機構部の位置を変更することにより、左右駆動力配分部の左右方向長さをさらに短縮することが可能となる。
【０１５２】
次に、図１３は本発明の実施の形態３による後輪左右駆動力配分部の拡大スケルトン図である。尚、本発明の実施の形態３は、前記発明の実施の形態１の後輪左右駆動力配分部の歯車機構部の第１の歯車列のギヤ比を変更したものである。
【０１５３】
図に示す後輪左右駆動力配分部では、各歯車列のギヤ比が以下のように設定されている。、第１の歯車列は、ｚ4 ／ｚ1 ＝１／０．９、第２の歯車列は、ｚ5 ／ｚ2 ＝１、第３の歯車列は、ｚ6 ／ｚ3 ＝１で、第１の歯車列のギヤ比だけが減速比に設定されている。このため、各クラッチの連結による動作が、上記発明の実施の形態１の動作と逆に行われることになる。
【０１５４】
すなわち、車両が右旋回状態で後輪側の左側に多く駆動力配分する場合、上記左右駆動力配分制御部３２から、上記後輪側油圧制御装置３４に対して、第２の油圧室８１側に演算した設定圧で油圧を加えるように信号が送られる。
【０１５５】
この結果、油圧管路３６ｂを介して上記第２の油圧室８１に油圧が加えられ、第２のピストン８０が動作され、第２の油圧多板クラッチ７７が設定圧で連結され、上記ディファレンシャルケース５１からの駆動力は、右ドライブ軸１７側に少なくなり、上記キャリヤ５３側へ多く配分される。
【０１５６】
一方、車両が左旋回状態で後輪側の右側に多く駆動力配分する場合、上記左右駆動力配分制御部３２から、上記後輪側油圧制御装置３４に対して、第１の油圧室７９側に演算した設定圧で油圧を加えるように信号が送られる。
【０１５７】
この結果、油圧管路３６ａを介して上記第１の油圧室７９に油圧が加えられ、第１のピストン７８が動作され、第１の油圧多板クラッチ７３が設定圧で連結され、上記ディファレンシャルケース５１からの駆動力は、上記キャリヤ５３側に少なくなり、上記右ドライブ軸１７側へ多く配分される。
【０１５８】
次に、図１４は本発明の実施の形態４による後輪左右駆動力配分部の拡大スケルトン図である。尚、本発明の実施の形態４は、前記発明の実施の形態３の後輪左右駆動力配分部のクラッチ機構部の位置を変更したものである。
【０１５９】
すなわち、図に示すように、第４の歯車６５の左側（ディファレンシャルケース５１側）に、上記第２の歯車６３に関する第１の油圧多板クラッチ７３を形成し、さらにその左側で上記第３の歯車６４に関する第２の油圧多板クラッチ７７を形成して２組一体のクラッチ機構部が構成されている。
【０１６０】
このように、クラッチ機構部の位置を変更することにより、左右駆動力配分部の左右方向長さをさらに短縮することが可能となる。
【０１６１】
次に、図１５は本発明の実施の形態５による後輪左右駆動力配分部の拡大スケルトン図である。尚、本発明の実施の形態５は、前記発明の実施の形態２の歯車機構部を分離して形成するものである。
【０１６２】
すなわち、図に示すように、第２の歯車６３はキャリヤ５３に固定するのでははなく、左ドライブ軸１４に固定して構成される。このため、ディファレンシャルケース５１に対して、第１の歯車列と第３の歯車列が右側に、第２の歯車列が左側に分離して形成される。
【０１６３】
次に、図１６は本発明の実施の形態６による後輪左右駆動力配分部の拡大スケルトン図である。尚、本発明の実施の形態６は、前記発明の実施の形態４の歯車機構部を分離して形成するものである。
【０１６４】
すなわち、図に示すように、第２の歯車６３はキャリヤ５３に固定するのでははなく、左ドライブ軸１４に固定して構成される。このため、ディファレンシャルケース５１に対して、第１の歯車列と第３の歯車列が右側に、第２の歯車列が左側に分離して形成される。
【０１６５】
次に、図１７は本発明の実施の形態７による後輪左右駆動力配分部の拡大スケルトン図である。尚、本発明の実施の形態７は、駆動力配分を、一方の出力側に設けた２つの歯車列で行うようにしたものである。
【０１６６】
すなわち、図に示すように、ディファレンシャルケース５１には、第１の歯車６２が固定され、右ドライブ軸１７には、第２の歯車９５と第３の歯車９６とが固定され、これら第１，２，３の歯車はそれぞれ同一回転軸芯上の第４，５，６の歯車６５，９７，９８と噛合されている。
【０１６７】
上記第２の歯車９５は、上記第１の歯車６２より大径の歯車で、上記第３の歯車９６は上記第１の歯車６２より小径の歯車で形成されている。上記第１の歯車６２と上記第４の歯車６５で構成される第１の歯車列と、上記第２の歯車９５と上記第５の歯車９７で構成される第２の歯車列と、上記第３の歯車９６と上記第６の歯車９８で構成される第３の歯車列のギヤ比は、上記第１，２，３，４，５，６の歯車６２，９５，９６，６５，９７，９８の歯数をそれぞれｚ1 ，ｚ2 ，ｚ3 ，ｚ4 ，ｚ5 ，ｚ6 として、第１の歯車列は、ｚ4 ／ｚ1 ＝０．９、第２の歯車列は、ｚ5 ／ｚ2 ＝０．９×０．９、第３の歯車列は、ｚ6 ／ｚ3 ＝１に設定され、各ギヤ比を大きい順にならべると、１（第３の歯車列），０．９（第１の歯車列），０．９×０．９（第２の歯車列）で、ステップ比が０．９の一定になっている。尚、この値は他の値に設定しても良い。
【０１６８】
また、上記第１の歯車列と上記第２の歯車列間は、第１の油圧多板クラッチ９９で連結され動力伝達が可能に構成され、上記第１の歯車列と上記第３の歯車列間は、第２の油圧多板クラッチ１００で連結され動力伝達が可能に構成されている。
【０１６９】
上記２組一体の油圧多板クラッチの容量は、上記ギヤ比に応じて予め不等値に設定しても良く、一方の多板クラッチを小型にすることもできる。
【０１７０】
このように構成することにより、車両が右旋回状態で後輪側の左側に多く駆動力配分する場合、上記左右駆動力配分制御部３２から、上記後輪側油圧制御装置３４に対して、第１の油圧室７９側に演算した設定圧で油圧を加えるように信号が送られる。
【０１７１】
この結果、油圧管路３６ａを介して上記第１の油圧室７９に油圧が加えられ、第１のピストン７８が動作され、第１の油圧多板クラッチ７３が設定圧で連結され、上記ディファレンシャルケース５１からの駆動力は、右ドライブ軸１７側に少なくなり、上記キャリヤ５３側へ多く配分される。
【０１７２】
一方、車両が左旋回状態で後輪側の右側に多く駆動力配分する場合、上記左右駆動力配分制御部３２から、上記後輪側油圧制御装置３４に対して、第２の油圧室８１側に演算した設定圧で油圧を加えるように信号が送られる。
【０１７３】
この結果、油圧管路３６ｂを介して上記第２の油圧室８１に油圧が加えられ、第２のピストン８０が動作され、第２の油圧多板クラッチ７７が設定圧で連結され、上記ディファレンシャルケース５１からの駆動力は、上記右ドライブ軸１７側へ多く配分される。
【０１７４】
本発明の実施の形態７によっても、左右駆動力配分装置は、３列の歯車列のギヤ比を所定の関係に設定することで、２組の油圧多板クラッチのドライブプレートとドリブンプレートの相対回転差を同一にすることがてきるため、同じ摩擦特性（速度と動摩擦係数の関係）が得られる範囲を利用でき、制御精度を高くすることができる。
【０１７５】
以上の各発明の実施の形態に示すように、歯車機構部を構成する各歯車列の位置、クラッチ機構部の位置は様々に設定され、上記各発明の実施の形態に示す以外の位置であっても良い。また、上記各発明の実施の形態で説明する歯車機構部の各歯車列のギヤ比は、他の値に設定するものでも良い。
【０１７６】
上記各発明の実施の形態で説明した以外の車両、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）車，ＲＲ（リヤエンジン・リヤドライブ）車，４ＷＤ車の前後輪のどちらかの左右駆動力配分を行う車両等においても本発明は適用できる。
【０１７７】
また、４ＷＤ車に適用する場合のセンターディファレンシャル装置は、上記説明した以外のものであっても良い。
【０１７８】
【発明の効果】
以上説明したように本発明によれば、左右の出力軸方向の長大化を防止し、左右輪とアクスル軸間に配置される自在継手の交差角を小さくすることができ、サスペンションの構成部材や排気系部材との干渉や整備時に隙間が確保できるなど車載性に優れ、構成部品点数も少なく小型・軽量で、従来の差動装置と装着互換性を有し、製造コスト上有利であり、また、差動制限機能も有し、バイパストルクの調整・設定も容易で制御精度が高く耐久・信頼性に優れるという効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態１による４ＷＤ車の全体の概略構成を示す説明図
【図２】本発明の実施の形態１による後輪左右駆動力配分部の拡大断面図
【図３】本発明の実施の形態１によるセンターディファレンシャル装置の差動機能説明のための各部の概略図
【図４】本発明の実施の形態１による第１のサンギヤを固定した際の動作説明図
【図５】本発明の実施の形態１による第２のサンギヤを固定した際の動作説明図
【図６】本発明の実施の形態１によるセンターディファレンシャル装置の動力分配機能、差動制限機能説明のための各部の概略図
【図７】本発明の実施の形態１による各ギヤにより生じる荷重の説明図
【図８】本発明の実施の形態１による後輪側回転数よりも前輪側回転数の方が大きい場合の説明
【図９】本発明の実施の形態１による後輪側回転数よりも前輪側回転数の方が小さい場合の説明図
【図１０】本発明の実施の形態１による左右駆動力配分の油圧制御装置の構成説明図
【図１１】本発明の実施の形態１による左右駆動力配分制御部の機能ブロック説明図
【図１２】本発明の実施の形態２による後輪左右駆動力配分部の拡大スケルトン図
【図１３】本発明の実施の形態３による後輪左右駆動力配分部の拡大スケルトン図
【図１４】本発明の実施の形態４による後輪左右駆動力配分部の拡大スケルトン図
【図１５】本発明の実施の形態５による後輪左右駆動力配分部の拡大スケルトン図
【図１６】本発明の実施の形態６による後輪左右駆動力配分部の拡大スケルトン図
【図１７】本発明の実施の形態７による後輪左右駆動力配分部の拡大スケルトン図
【符号の説明】
１  エンジン
２  自動変速装置
３  センターディファレンシャル装置
４  リヤドライブ軸
５  プロペラシャフト
６  ドライブピニオン
７  後輪左右駆動力配分部
８  トランスファドライブギヤ
９  トランスファドリブンギヤ
１０  フロントドライブ軸
１１  ドライブピニオン
１２  前輪左右駆動力配分部
１４  左ドライブ軸
１６  左後輪
１７  右ドライブ軸
１９  右後輪
２０  左ドライブ軸
２１  左前輪
２２  右ドライブ軸
２３  右前輪
２６  スロットル開度センサ
２７  車速センサ
２９  舵角センサ
３０  前後加速度センサ
３１  横加速度センサ
３２  左右駆動力配分制御部
３４  後輪側油圧制御装置
３５  前輪側油圧制御装置
４４  差動制限機構部
４５  歯車機構部
４６  クラッチ機構部
５１  ディファレンシャルケース
５２  クラウンギヤ
５３  キャリヤ
５４  第１の歯車軸
５５  第２の歯車軸
５６  第１のサンギヤ
５７  第２のサンギヤ
５８  第１のピニオン
５９  第２のピニオン
６０  ピニオン部材
６１  プラネタリピン
６２  第１の歯車
６３  第２の歯車
６４  第３の歯車
６５  第４の歯車
６６  第５の歯車
６７  第６の歯車
６８  第４の歯車軸
６９  クラッチドラム
７０  第５の歯車軸
７１  クラッチハブ
７２  プレート
７３  第１の油圧多板クラッチ
７４  第６の歯車軸
７５  クラッチハブ
７６  プレート
７７  第２の油圧多板クラッチ
７８  第１のピストン
７９  第１の油圧室
８０  第２のピストン
８１  第２の油圧室
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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