JPH03135842A - ４輪駆動車の動力配分制御装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、複合プラネタリギヤ式センターディファレン
シャル装置を備えた４輪駆動車において、前後輪への動
力配分制御装置に関し、詳しくは、複合プラネタリギヤ
による入力トルク比例式の差動制限機能発生手段と、特
に直進、旋回走行時の差動制限トルクによる動力配分制
御に関する。

〔従来の技術〕

一般に４輪駆動車の前後輪の基準トルク配分は、駆動力
が最大に発揮されるように加速時の重心移動を加味した
動的重量配分により比例して設定される。このため、フ
ロントエンジン・フロントドライブ（Ｆ　Ｆ）ベースで
は前輪トルクＴＦと後輪トルクＴＲとが、ＴＰ：ＴＲ岬
５０　：　５０に設定され、フロントエンジン・リヤド
ライブ（ＦＲ）ベースではＴＰ　：　ＴＲ絢４０　：　
６０に設定される。

またセンターディファレンシャル装置は、これらの基準
トルク配分の状態により等分の場合はベベルギヤ式が、
不等分の場合はシンプルプラネタリギヤ式等が選択され
る。

ここでトルク配分が等分なセンターディファレンシャル
付４輪駆動車では、悪路での走破性が最大に発揮される
。しかし、低μ路等の悪路で容易にスリップが発生し、
このスリップ発生時にセンターディファレンシャル装置
に差動制限機能を追加すると、駆動力は確かに向上する
が、操縦性は特に向上するわけでなく、４輪のスリップ
発生条件が同一のため、高速旋回時等において４輪が同
時にスリップして操縦困難になる場合もある。そこでか
かるスリップ状態でも操縦安定性を確保するには、シン
プルプラネタリギヤ式センターディファレンシャル装置
を使用し、後輪偏重に基準トルク配分を設定する。これ
により、常に後輪を先にスリップさせ、ドライバのアク
セル操作で後輪にパワースライドを発生させ、車両のテ
ールを流しながら操縦する。

そこで従来、上記プラネタリギヤ式センターディファレ
ンシャル装置を備えた４輪駆動車に関しては、例えば特
開昭６３−１７６７２８号公報の先行技術がある。ここ
で、シンプルプラネタリギヤのセンターディファレンシ
ャル装置を有し、変速出力をキャリヤに入力し、サンギ
ヤとリングギヤの一方から前輪に、他方から後輪にそれ
ぞれトルクを、サンギヤとリングギヤのピッチ円径の違
いに応じ不等配分して分配する。また、サンギヤ。

リングギヤおよびキャリヤのいずれかの２つの要素の間
に差動制限用油圧多板クラッチを配設することが示され
ている。

ここで、油圧多板クラッチの差動制限装置は、電子制御
または油圧制御によりクラッチの油圧室に作動油圧を作
用し、ピストンによりクラッチのドライブプレートとド
リブンプレートを押圧する。

そしてこの両プレートの摩擦係合により、差動制限トル
クが生じるように構成されている。

一方、センターディファレンシャル装置の差動用ギヤ自
体の働きにより、電子や油圧の制御を不要にして差動制
限トルクが機械的に発生する手段が提案されており、こ
れに関し例えば特開昭６０−１５９４４４号公報の先行
技術がある。ここで、ウオームギヤとウオームホイール
等により噛合い構成し、４輪駆動車の左右輪または４輪
駆動車の前後輪の間に装着する。そして旋回時の差動を
許容し、ウオームギヤとウオームホイールとの噛合いに
伴う摩擦トルクが生じて差動制限機能を発揮することが
示されている。

〔発明が解決しようとする課題〕

ところで、上記先行技術の前者の油圧多板クラッチを用
いた差動制限装置にあっては、油圧多板クラッチとその
油圧制御系、および電磁ソレノイド弁を含む電子制御系
が必要になり、装置全体の構造、構成の複雑化、大型化
を招く。差動油圧をクラッチに導入して差動制限トルク
が生じるものであるから、タイムラグを必然的に生じ、
油圧回路長１回路構成等を最適化しないと応答性の悪化
により車両の運動性能を損う。更に、作動油圧が同じ場
合でもクラッチのドライブプレートとドリブンプレート
間に発生する摩擦係数のバラツキ等により差動制限トル
クの値が比較的大きく変化するため、各運転条件に応じ
て作動油圧を高精度に制御することが要求される。

また、先行技術の後者のウオームギヤとウオームホイー
ルとの噛合い機構を利用した差動制限方式にあっては、
ウオームギヤ構造をベースとするため、構造が複雑であ
り、組立や製造に高い精度が要求されて高価になる。ウ
オームギヤの噛合い部の摺動抵抗が大きいため、伝達効
率が悪い。更に、耐荷重性能の良好な潤滑油を使用しな
いと、歯面摩耗が大きいため、自動変速機油（ＡＴＦ）
使用の自動変速機ケース内に組付けることはできない等
の問題がある。

本発明は、かかる点に鑑みてなされたもので、その目的
とするところは、複合プラネタリギヤ式センターディフ
ァレンシャル装置を備えたものにおいて、複合プラネタ
リギヤ構成を利用して、ウオームギヤ構造のような不都
合が生じることなく、人力トルク比例式の差動制限機能
を充分に発揮することが可能な４輪駆動車の動力配分制
御装置を提供することにある。

また、本発明の他の［］的とするところは、差動回転中
に発生する差動制限トルクを利用して、直進および旋回
時に常に充分後輪偏重のトルク配分に保ち、ＦＲ的な操
縦性を確保することが可能な４輪駆動車の動力配分制御
装置を提供することにある。

〔課題を解決するための手段〕

上記目的を達成するため、本発明の４輪駆動車の動力配
分制御装置は、入力側の第１のサンギヤ。

一方の出力側の第２のサンギヤをピニオン部材の第１．
第２ピニオンに噛合せ、他方の出力側のキャリヤで上記
第１．第２のピニオンを軸支す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を備えた４輪駆動車に
おいて、第１列の上記第１のサンギヤと第１のピニオン
、第２列の上記第２のサンギヤと第２ピニオンをはすば
歯車にし、上記第１列と第２列のギヤ噛合い点に作用す
るスラスト荷重の差が、上記第１．第２のピニオンの一
方の端面に作用するようにねじれ角を設定し、上記第１
列と第２列のギヤ噛合い点に作用する分離、接線荷重の
合成力が、上記第１．第２のピニオンの軸受に作用する
ように構成し、上記第１゜第２のピニオンの一方の端面
と軸受の部分との摩擦力により、差動回転中に人力トル
クに比例した差動制限トルクが発生するように構成し、
上記センターディファレンシャル装置から前輪側と後輪
側への駆動系の各総減速比を不等に定めるものである。

〔作　　　用〕

上記構成に基づき、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により前後輪に動力配分して４輪駆
動走行し、旋回時に差動作用する。

そして差動回転中は、ピニオンのスラスト荷重で一方の
端面のスラストワッシャに摩擦力が、またピニオン軸受
に作用する荷重でそこに摩擦力が生じ、これらの摩擦力
により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、前輪回転数の方が大き
い場合に後輪側に、後輪回転数の方が所定の回転数比よ
り大きい場合に前輪側にそれぞれ移動し、前輪もしくは
後輪の駆動輪のスリップ等を防止するようにトルク配分
制御する。また、センターディファレンシャル装置から
前輪側駆動系の総減速比の方が、後輪側駆動系の総減速
比より大きく設定されることで、直進および旋回時に常
に前輪側が速く回転するように差動回転を許容し、差動
制限トルクを後輪側に移動して充分後輪側トルク配分の
大きいＦＲ的な操縦性が確保できる走行状態となる。

〔実　施　例〕

以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。

第１図において、本発明が適用される縦置きトランスア
クスル型の駆動系について述べると、トルクコンバータ
ケース１．ディファレンシャルケース２の後部にトラン
スミッションケース３が接合し、トランスミッションケ
ース３の後部にトランスファケース４が接合し、トラン
スミッションケース３の下部にはオイルパン５が取付け
られる。

符号１０はエンジンであり、このエンジンＩＯのクラン
ク軸ｌ【がトルクコンバータケースｌ内部のロックアツ
プクラッチ１２を備えたトルクコンバータ１３に連結し
、トルクコンバータ１３からの人力軸１４がトランスミ
ッションケース３内部の自動変速機３０に人力する。自
動変速機３０からの出力軸１５は人力軸１４と同軸上に
出力し、この出力軸１５がトランスファケース４内部の
センターディファレンシャル装置５０に同軸上に連結す
る。トランスミッションケース３内部において人、出力
軸１４．１５に対しフロントドライブ軸１６が平行配置
され、このフロントドライブ軸１６の後端はセンターデ
ィファレンシャル装置５０に一対のりダクションギャ１
７．　１８を介して連結し、フロントドライブ軸１６の
前端はディファレンシャルケース２内部のフロントディ
ファレンシャル装置１９を介して前輪に伝動構成される
。

一方、センターディファレンシャル装置５０からはリヤ
ドライブ軸２０へ出力し、このリヤドライブ軸２０はプ
ロペラ軸２１．リヤディファレンシャル装置２２等を介
して後輪に伝動構成される。

自動変速機３０は、フロントプラネタリギヤ３１゜リヤ
プラネタリギヤ３２を有し、これらのフロントプラネタ
リギヤ３１．　　リヤプラネタリギヤ３２に対し、ハイ
クラッチ３３．リバースクラッチ３４．ブレーキバンド
８５．フォワードクラッチ３６．オーバランニングクラ
ッチ３７．ローアンドリバースクラッチ３８゜ワンウェ
イクラッチ３９．４０が設けられ、これらを選択的に係
合することで前進４段後進１段の変速段を得る。また自
動変速機３０の前方には、オイルポンプ４１がトルクコ
ンバータのインペラスリーブ１３ａとドライブ輔４２と
を連結して常に駆動するように設けられ、オイルパン５
にはコントロールバルブボデー４３が収容される。そし
てコントロールバルブボデー４８により上述の各摩擦要
素に給排油し、選択的に係合するようになっている。

第２図において、センターディファレンシャル装置５０
の部分について述べる。

先ず、変速機出力軸１５とリヤドライブ軸２０はブツシ
ュ２３．スラストベアリング２４を介して同軸上に回転
自在に嵌合する。リダクションギヤ１７はブツシュ２３
を介して出力軸■５に回転自在に嵌合し、これらのりダ
クションギャ１７と出力軸１５とがトランスミッション
ケース３に対しボールベアリング２５で支持されており
、これらの出力軸１５．リヤドライブ軸２０およびリダ
クションギヤ１７の３者の間にセンターディファレンシ
ャル装置５０が同軸上に設けられる。

センターディファレンシャル装置５０は、入力側の出力
軸１５に大径の第１のサンギヤ５１が形成され、この第
１のサンギヤ５１に小径の第１のピニオン５２が噛合う
、出力側のリヤドライブ軸２０には小径の第２のサンギ
ヤ５３が形成され、この第２のサンギヤ３に大径の第２
のピニオン５４が噛合い、これら第１．第２のピニオン
５２．５４は単一のピニオン部材５５に形成されて一体
化しである。またキャリヤ５６の支持プレート５７が、
リヤドライブ軸２０にボールベアリング２５を介して取
付けられ、この支持プレート５７とリダクションギヤ１
７とが一体結合されると共に、両者の間にピニオン軸５
８が装架され、ピニオン軸５８に、例えばニードルベア
リング２６を介してピニオン部材５５が軸支される。一
方、ピニオン部材５５は、その両端がリダクションギヤ
１７゜支持プレート５７に対しスラストワッシャ２７を
介して支持されている。こうして、入力側の第１のサン
ギヤ５１に対し、第１．第２のピニオン５２．５４およ
び第２のサンギヤ５３を介して一方の出力側に、第１．
第２のピニオン５２．５４のキャリヤ５６を介して他方
の出力側に噛合い構成され、リングギヤの無い複合プラ
ネタリギヤを成す。

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５０は、第１．第２のサンギヤ５１．５３
および上記サンギヤの周囲に複数個配置される第１．第
２のピニオン５２．５４の歯数を適切に設定することで
、差動機能を有する。また、第１、第２のサンギヤ５１
．５３と第１．第２のピニオン５２．５４との噛合いピ
ッチ半径を適切に設定することで、基準トルク配分を後
輪偏重にした不等トルク配分機能を有する。更に、第１
．第２のサンギヤ５１．５３と第１．第２のピニオン５
２．５４とを例えばはすば歯車にし、第１列と第２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、スラストワッシャ２７と一体
化されたピニオン端面間に摩擦トルクを、かつ第１．第
２のピニオン５２．５４とピニオン軸５９の軸受に噛合
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することで、差動制限機能をＨする
。

そこで、第３図（ａ）ないしくＣ）の略図を用いて差動
機能について述べる。

先ず、第３図（ｂ）のように第１のサンギヤ５１を固定
すると半径ｒｓ２の円周上で、 が成立し、第３図（Ｃ）のように第２のサンギヤ５３を
固定すると半径ｒｓ１の円周上で、 が成立する。

ここで、第１．第２のサンギヤ５１．５３の角速度ωｓ
１．ωｓ２、半径ｒｓ１．ｒｓ２、第１．第２のピニオ
ン５２．５４の角速度ωｐ１．ωＰ２、半径ｒｐ１．ｒ
ｐ２、キャリヤ５６の角速度ωＣとすると、（１）式は ωｓ２’ｒｓ２ −−（ＩＪＩ）２　−　ｒｐ２　＋ωｃ　１１ｒｓ２　
　（３）になり、（２）式は ωＳ　１　　・　ｒｓｌ −−ωＰ１　６ｒｐ１＋ωｃ−ｒｓｌ　　（４）になる
。

そこで、第１．第２のピニオン５２．５４は一体であっ
てωｐ１−ωｐ２であるから、（３）　、　（４）式を
整理すると、 ωｃ（ｒｓ　２−　ｒｓ　１　　°ｒｌ）２／ｒｌ）１
　）　−ω５２ｘｒｓ２　−　ωｓ１　　　拳　ｒｓｌ
　　　−ｒｐ２／ｒｐ１が成立する。

ここで、第１のサンギヤ５■の角速度ωｓ１を入力回転
数Ｎｌ、キャリヤ５６の角速度ωＣを前輪回転数ＮＦ、
第２のサンギヤ５３の角速度ωｓ２を後輪回転数ＮＲ，
第１．第２のサンギヤ５１．５３の半径ｒｓ１．ｒｓ２
および第１．第２のピニオン５２゜５４の半径ｒｌ）１
．ｒｌ）２を各歯数Ｚｓ１．Ｚｓ２゜Ｚｐｌ、Ｚｎ２に
置き換えると、上式はＮＦ（Ｚｓ２−Ｚｓｌ　　・Ｚｎ
２　／Ｚｐ１　）−ＮＲｘＺｓ２−Ｎｉ　　−Ｚｓｌ　
　・ＺＩ）２／Ｚｌ）１になる。Ｚｐｌ−２１，Ｚｎ２
−２１．Ｚｓｌ　−３０、ＺＳ２−１８とすれば ３ＮＲ＋２ＮＩ’　−５ＮＩ になる。従って、Ｎｌ≠０の場合に、ＮＲ＞Ｎｉ＞ＮＦ
、またはＮＰ　＞Ｎｌ　＞ＮＲが成立して、前進後退時
に前輪回転数ＮＦ、後輪回転数Ｎｌ？は共に回転方向が
同一て差動が成立する。

次いで、第４図（ａ）　、　（ｂ）を用いて不等トルク
配分機能について述べる。

第１のサンギヤ５１の入力トルクをＴｌ、そのかみ合い
ピッチ半径をｒｓｌ、キャリヤ５６のフロント側トルク
をＴＰ、第１．第２のピニオン５２．５４のかみ合いピ
ッチ半径を’ｐｌ＋　　ｒｐ２、第２のサンギヤ５３の
リヤ側トルクをＴＲ，その噛合いピッチ半径をｒｓ２と
すると、 Ｔｊ　−ＴＦ　＋ＴＲ（５） ｒｓｌ　＋ｒｐ１−ｒｓ２　＋ｒｐ２　　　　　（６）
が成立する。また第１のサンギヤ５１と第１のピニオン
５２との噛合点に作用する接線方向荷重Ｐは、キャリヤ
５５に作用する接線方向荷重Ｐ１　と、第２のサンギヤ
５３と第２のピニオン５４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−Ｔｌ／ｒｓＩ Ｐｌ　−ＴＦ／　（ｒｓ　１　＋　ｒｐｌ　）Ｐ２−Ｔ
Ｒ／ｒｓ　２ ＴＩ／ｒｓ　１−１（ＴＰ／　（ｒｓ　１＋　ｒｐ　１
）１＋ＴＲ／ｒｓ２　　　　　　　　（７）（５）　、
　（８）式を（７）式に代入して整理すると、ＴＦ−（
１−ｒｐｌ　φｒｓ２／ｒｓ１　・ｒｐ２）Ｔｌ ＴＲ−（ｒｐｌ　　＊　ｒｓ２　／ｒｓ１　　°ｒｐ２
）ＴＩ となる。このことから、第１．第２のサンギヤ５１゜５
３と第１．第２のピニオン５２．５４との噛合いピッチ
半径により、フロント側トルクＴＦおよヒリャ側トルク
ＴＲのＪ＆準トルク配分を自由に設定し得ることがわか
る。

ここで、ｒｓ　１−２３．８２４ｎｏＩｌ、　　ｒｐ　
１−１６．６７６ｍｍ。

ｒｐ　２−２１．８０７ｆｆｌｆｆｌ、　　ｒｓ　２−
１８．［１９３ｎｎ＋にすると、ＴＦ−０，４◆Ｔｉ ＴＲ−０，８・ＴＩ になる。従って前後輪トルク配分は、 Ｔｆ’：ＴＲ絢４０　：　Ｇ。

になり、充分に後輪（２重の基準トルク配分に設定し得
る。

更に、差動制限機能について述べると、第１゜第２のサ
ンギヤ５１．５３および第１．第２のピニオン５２．５
４が所定のねじれ角を有するはすば歯車になっている。

そして第１．第２のピニオン５２．５４のねじれ角を異
にして、第１．第２のサンギヤ５１゜５３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
くピニオン軸５８方向に作用させ、スラストワッシャ２
７の部分で滑り摩擦力が発生する。また、第１列、第２
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
を第１．第２のピニオン５２．５４．　　ピニオン軸５
８．ニードルベアリング２６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摩擦トルク、即ち差動制限
トルクが生じるものである。

ここで、前輪回転数ＮＦと後輪回転数ＮＲ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　＞Ｎ
Ｒの旋回、前輪スリップ時と、ＮＦ＜ＮＲの後輪スリッ
プ時には、差動制限トルクの作用に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。

そこで、第４図（ａ）ないしくＣ）の略図を用いてＮＰ
　＞ＮＲの場合について述べる。

この条件では、第４図（Ｃ）のように第１のサンギヤ５
１に反時計方向に入力トルクＴ１が入力した場合に、第
１．第２のピニオン５２．５４が同一方向に自転し、第
２のサンギヤ５３とキャリヤ５６も同一方向に回転する
。従って、ピニオン側の摩擦トルクＴｒは、ピニオンと
反対の時計方向に作用する。

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列の第１のサンギヤ５１と第１のピニオン５２
の歯面に作用する接線荷重Ｐ１分分離型Ｆｓ１．スラス
ト荷重Ｆｔ１、第２列の第２のサンギヤ５３と第２のピ
ニオン５４の歯面に作用する接線荷重Ｐ２１分離荷重Ｆ
ｓ２．スラスト荷重ｔ”ｔ２とする。

また、ニードルベアリング２６のころがり摩擦係数μｍ
、スラストワッシャ２７の滑り摩擦係数μ２゜摩擦トル
クＴ「、ピニオン内側半径ｒｅ、スラストワッシャ外側
半径ｒ（１，接触面の数ｎとする。

第１のピニオン５２のモジュールｍ１　、ねじれ角β１
、圧力角α１．第２のピニオン５４のモジュールｍ２ね
じれ角β２．圧力角α２とする。

すると、 Ｆｓ　１−Ｐ　Ｑｔａｎα１　／ｃｏｓβ１Ｆｔ　１−
Ｐ　φｔａｎβ１ が成立して、ピニオン軸５８側に作用する合成力Ｎｐ１
　は以下のようになる。

Ｎｐ１−　（Ｐ２＋Ｆｓ１２）　１２ −　Ｐ　［Ｌ＋（Ｌａｎα１　／ｅｏｓβ１）２１１／
２同様にして、 Ｆｓ　２−Ｐ２−Ｌａｎα２　／ｃｏｓβ２Ｆｔ２−Ｂ
２”ｔａｎβ２ が成立して、ピニオン軸５８側に作用する合成力Ｎｐ２
は以下のようになる。

Ｎｐ２−（Ｐ２２＋Ｆｓ　２２）　１′”−Ｐ２　　（
１＋（Ｌａｎα２　／ｃｏｓβ２）　２１　　＋＝’２
また、第１．第２のピニオン５２．５４内に生じる残留
スラスト力ΔＦｔは以下のようになる。

ΔＦｔ　＝ＦＬ　２−Ｆｔ　１ −Ｐ２　”ｔａｎβ２−’Ｐ・ｇａｎβ１従って摩擦ト
ルクＴｆは、２つの合成力Ｎ１）１゜Ｎｐ２による摩擦
力と、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。

Ｔｒ　　−／ｌＺ１　　−　　ｒｅ　　”　　（Ｎｆ）
１　　＋Ｎ　ρ　２　　）十ΔＦｔ　・Ｂ２−ｎ　−２
／Ｌ　１（ｒｄ　’−ｒｅ　’　）／（ｒｄ　２−ｒｅ
　２）１次いで、第１．第２のピニオン５２．５４での
トルクのバランス式は、以下のようになる。

Ｔｒ＋Ｐ−ｒｌ）１−Ｐ２　’　ｒｅ２また、Ｐ−Ｔｉ
／ｒｓＩ Ｐｌ　＝ＴＰ／（ｒｓｌ　＋ｒｐ１　）−ＴＰ／（ｒｓ
　２　＋　ｒｐ　１　）Ｐ２−ＴＲ／ｒｓ　２ であり、これらを上式に代入して整理すると、以下のよ
うになる。

ＴＲ−Ｔｔ　　（ｒｐｌ　　１１ｒｓ２　／ｒｓ１−ｒ
ｅ２）＋Ｔｒ　−ｒｓ２　／ｒｐ２ また、ＴＩ　−ＴＦ　＋ＴＲであり、これに上式を代入
して整理すると、以下のようになる。

ＴＩ’　−ＴＩ　（１−ｒｐ　１　　・ｒｓ　２　／　
ｒｓ　１　　°ｒｐ２）Ｔｆ　　・　ｒｓ２／ｒｌ）２ ココテ、Ｘ１１−０．　　μ２−０ならＴｒ−０てあり
、前後輪トルクＴＦ、ＴＲの値は、上述の不等トルク配
分機能の場合の式と同一の基準トルク配分を示す。

こうして、かかる条件では、摩擦トルクＴ「に応じた差
動制限トルクＴ「・ｒＳ２／ｒｐ２が発生することがわ
かる。そして前後輪トルクＴＰ。

ＴＲの配分が、差動制限トルクの分だけ前者は小さく、
後者は大きくなるように変化する。また、摩擦トルクＴ
Ｉ’が生じる合成力Ｎｐ１．Ｎｐｚ。

残留スラスト力ΔＦＬは人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。

一方、第１．第２のピニオン５２．５４のねじれ角β１
とβ２との差により残留スラスト力八ＦＬが大きくなり
、また、ニードルベアリング５６の代りにブツシュや直
受けのプレーン軸受を用いることでピニオンとピニオン
軸５８間のころがり摩擦係数μｍ　も大きくなる。この
ため、摩擦トルクＴ「と共に差動制限トルクの値を大き
く定めることが可能になる。

続いて、Ｎｌ？　＞ＮＦの場合について述べる。

この条件では、第４図（ｄ）のようになり、第１゜第２
のピニオン５２．５４が第１のサンギヤ５■と反対の時
計方向に自転しながら公転して、摩擦トルクＴ「は反時
計方向に作用する。このため、第１゜第２のピニオン５
２．５４内のトルクのバランス式は、以下のようになる
。

Ｔｒ　＋Ｐ２　・ｒｓ２−Ｐ番ｒｐ１ そして上述と同様に計算すると、前後輪トルクＴＩ”、
Ｔｌ？は以下のようになる。

ＴＰ−ＴＩ（１−ｒｐｌ　　・ｒｓ２／ｒｓ１　　壷ｒ
ｐ２）＋ＴｒＩＩｒｓ２／ｒρ２ ＴＲ−ＴＩ　　（ｒｐｌ　−ｒｓｚ／ｒｓ１　舎ｒｐ２
）−Ｔｒ１１ｒＳ２／「ｐ２ 従ってこの条件でも同一の差動制限トルクＴｒ・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回転数Ｔｌ？は小さく、前輪回転
数ＴＰは大きくなるようにトルク配分されることになる
。

ところで、上述のセンターディファレンシャル装置５０
の差動制限トルクは差動回転中にのみ発生するため、直
進走行時には基準トルク配分のみとなり、ＦＲ的な操縦
性向上の効果に欠けることもある。この解決策としては
、直進走行で前後輪が等速回転する場合も、センターデ
ィファレンシャル装置５０において前輪側キャリヤ５６
が速く回転するよう差動回転を許容し、差動制限トルク
が生じてそれを後輪側に移動すればよい。

そこで、センターディファレンシャル装置５０から前輪
側駆動系の総減速比ｉＦ、後輪側駆動系の総減速比ｉＲ
を以下のように定める。ここでリダクションドライブギ
ヤ１７の歯数ＺＦ１．　　リダクションドリブンギヤ１
８の歯数ＺＰ２．　　フロントディファレンシャル装置
１９のドライブピニオン＋９ａの歯数ＺＦ３．ファイナ
ルギヤ１９ｂの歯数をＺＦ４とすると、 ｉｔ　−ＺＩ’　２　／ＺＩ’　１・ＺＦ　ａ　／Ｚｌ
’　３になる。また、リヤディファレンシャル装置２２
のドライブピニオン２２ａ上の歯数ＺＲ１，ファイナル
ギヤ２２ｂの歯数ＺＲ２とすると、 ｉＲ−ＺＲ２／ＺＲ１ になる。従って、ｉｆ＞ｉＲに設定する。

これにより、直進走行で前輪回転数ＮＦと後輪回転数Ｎ
ＲとがＮＦ−ＮＲの条件の場合は、ｉＦ／Ｎ？の分だけ
キャリヤ５６が増速されるが、旋回時にＮＰ　＞ＮＲの
条件になると、増速割合は（ｉ　Ｐ／ｉ　Ｒ）／（Ｎ　
Ｆ／Ｎ　Ｒ）になり、旋回半径に伴う回転数比ＮＦ／Ｎ
Ｈの増大に応じて増速が大きくなる。従って、直進時に
もＦＲ的操縦性向上効果が生じるために、前後輪のタイ
ヤ有効径のバラツキ、摩耗。

加速時の重心移動の変化に伴うタイヤ有効径の変化など
を考慮して、直進走行時に常に前輪回転数ＮＦ＞後輪回
転数ＮＲを与える回転数比ｅに対し、 ｉ　ｌ’／　ｆ　Ｒ≧ｅ に設定する。

一方、上記駆動系の総減速比ｉＰ、ｉＲの設定により、
後輪がスリップしてＮＲ＞ＮＰの場合には、ＮＲ／ＮＰ
　＞　ｉ　Ｉ’／　ｉ　Ｒの条件が成立した以降に差動
回転が切換わる。

次いで、かかる構成の４輪駆動車の作用を、第５図の特
性図を用いて述べる。

先ず、エンジン１０の動力はトルクコンバータ１３゜人
力軸１４を介して自動変速機３０に人力し、自動変速さ
れた動力が出力軸１５からセンターディファレンシャル
装置５０の第１のサンギヤ５１に人力する。

そして第１．第２のピニオン５２．５４から第２のサン
−４’　ヤ５３と、第１．第２のピニオン５２．５４を
支持するキャリヤ５６とに分配されて伝達し、第２のサ
ンギヤ５３の動力はリヤドライブ輔２０．プロペラ軸２
１、　　リヤディファレンシャル装置２２を介して後輪
に伝達する。また、キャリヤ５６の動力はりダクション
ギャ１７．　＋８．フロントドライブ軸１６．フロント
ディファレンシャル装置１９を介して前輪に伝達するの
であり、こうして４輪駆動走行する。

そこで、ＮＰ≠ＮＲの直進と旋回走行では、前輪側駆動
系の総減速比ＬＰが後輪側駆動系の総減速比ｉＲより大
きく設定され、更にタイヤのバラツキ、摩耗、有効径の
変化を加味した回転数比ｅより大きい値であることから
、センターディファレンシャル装置５０では常にキャリ
ヤ５６が増速される。このため、第１．第２のピニオン
５２．５４は第１のサンギヤ５１と同一方向に自転しな
がら公転してＮＦ　＞ＮＲの条件と同一になり、差動機
能を有する歯車諸元により差動作用し、旋回時の前後輪
の回転数差が吸収される。

一方、第１．第２のピニオン５２．５４の遊星回転に伴
い、そのねじれ角の違いによる相殺されないスラスト荷
重が、第１．第２のピニオン５２．５４の一方の端面の
スラストツブジャ２７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第１．第２のピニオ
ン５２．５４のニードルベアリング２６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。そ
してこの条件では、差動制限トルクがキャリヤ５６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、トルク配分は第５図の曲線１１のように
基準トルク配分の曲線ｆ！、０より更に後輪偏重になる
。こうして、不等トルク配分機能の歯型諸元による基準
トルク配分子Ｐ　：　ＴＲ”＝＝４０：　６０にのみの
場合に比べ、さらに後輪トルクＴｌ？の大きいＦＲ的走
行になり、回頭性、操縦性のよいスポーティな走りとハ
ンドリングの滑らかな性能が確保される。

更に低μ路では、後輪偏重のトルク配分で常に後輪がス
リップすることになり、ＮＩ？／ＮＦ　＞　ｉ　Ｆ／ｉ
Ｒの条件が成立した後輪スリップ時には、センターディ
ファレンシャル装置５０て第１．第２のピニオン５２．
５４が第１のサンギヤ５１と逆方向に自転した遊星回転
に切換わる。このため、差動制限トルクがキャリヤ５６
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、このため第５図の曲線１２のように基準トルク配分
より前輪に多いトルク配分になって、後輪スリップを防
屯する。

ここで、差動制限トルクは、人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χ・Ｉ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。

以上、本発明の実施例について述べたが、基準トルク配
分はベベルギヤ式の場合と路間−であってもよい。また
、油圧多板クラッチと併用して、その差動制限トルクも
加味してトルク配分制御することもできる。

また、縦置きトランスアクスルタイプの自動変速機を例
にして述べたが、横置きＦＦベースやＦＦベースの４輪
駆動車および手動変速機、無段変速機付の４輪駆動車に
も適用できることは勿論である。

〔発明の効果〕

以上述べてきたように、本発明によれば、４輪駆動車の
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
において、ねじれ角の設定。

噛合い部の歯面の荷重により差動制限機能も有する（１
が成であるから、つ十−ムギヤ構成に比べて構造等が簡
素化し、伝達効率がよく、はすば歯車の噛合い点におけ
る接触面圧が低く設定し得るので潤滑等の点でも有利で
ある。

さらに、差動制限機能は入力トルク比例式てあるため、
常に一定の割合で効果が生じ、かつアクセル操作により
車両の姿勢コントロールがし易い。

また、ギヤのねじれ角の差、ピニオン両端のスラストワ
ッシャやピニオン内の軸受型式の違いによる摩擦係数の
差により差動制限トルクを任意に設定し得る。

さらにまた、直進と旋回時に常に差動制限トルクを利用
して後輪偏重のトルク配分に制御し、ＦＲ的走行を確保
するので、回頭性、操縦性、操舵感等が向上する。

またさらに、前後輪側の総減速比を所定の値に定めて差
動回転するので、構造が簡単であり、旋回時にも確実に
差動機能、不等トルク配分機能が生じ得る。

そして、実施例のように基準トルク配分が後輪偏重の場
合は、ＦＲ的効果が特に大きくて好ましい。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の４輪駆動車の動力配分制御装置実施例
の概略を示すスケルトン図、 第２図はセンターディファレンシャル装置の部分の拡大
断面図、 第３図（ａ）ないしくｅ）はセンターディファレンシャ
ル装置の差動機能、不等トルク配分機能を説明する略図
、 第４図（ａ）ないしく（＋）は同差動制限機能を説明す
る略図、 第５図は前後輪のトルク配分制御の特性図である。 １７；　１８・・・リダクションギヤ、１９・・・フロ
ントディファレンシャル装置、２２・・・リヤディファ
レンシャル装置、２６・・・ニードルベアリング、２７
・・・スラストワッシャ、３０・・・自動変速機、５０
・・・センターディファレンシャル装置、５１・・・第
１のサンギヤ、５２・・第１のピニオン、５３・・・第
２のサンギヤ、５４・・・第２のピニオン、５６・・・
ピニオン部材

Claims (2)

【特許請求の範囲】
1. （１）入力側の第１のサンギヤ、一方の出力側の第２の
   サンギヤをピニオン部材の第１、第２ピニオンに噛合せ
   、他方の出力側のキャリヤで上記第１、第２のピニオン
   を軸支する複合プラネタリギヤ式センターディファレン
   シャル装置を備えた４輪駆動車において、 第１列の上記第１のサンギヤと第１のピニオン、第２列
   の上記第２のサンギヤと第２ピニオンをはすば歯車にし
   、 上記第１列と第２列のギヤ噛合い点に作用するスラスト
   荷重の差が、上記第１、第２のピニオンの一方の端面に
   作用するようにねじれ角を設定し、上記第１列と第２列
   のギヤ噛合い点に作用する分離、接線荷重の合成力が、
   上記第１、第２のピニオンの軸受に作用するように構成
   し、 上記第１、第２のピニオンの一方の端面と軸受の部分と
   の摩擦力により、差動回転中に入力トルクに比例した差
   動制限トルクが発生するように構成し、 上記センターディファレンシャル装置から前輪側と後輪
   側への駆動系の各総減速比を不等に定めることを特徴と
   する４輪駆動車の動力配分制御装置。
2. （２）前輪側駆動系の総減速比を後輪側駆動系の総減速
   比より大きく設定し、 上記前輪側駆動系の総減速比と後輪側駆動系の総減速比
   との比が、直進走行時に前輪回転数＞後輪回転数になる
   ような値に定めることを特徴とする請求項（１）記載の
   ４輪駆動車の動力配分制御装置。