JP5951410B2 - Driving force transmission device - Google Patents
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Description
本発明は、車両を推進させるための第1及び第2駆動輪に、車両用駆動源からの駆動力を伝達する駆動力伝達装置に関する。 The present invention relates to a driving force transmission device that transmits driving force from a vehicle driving source to first and second driving wheels for propelling a vehicle.
従来、この種の駆動力伝達装置として、例えば特許文献1に開示されたものが知られている。図17に示すように、この駆動力伝達装置は、差動装置ds、遊星歯車装置ps及び回転電機Mを備えている。差動装置dsは、ベベルギヤ式のものであり、左右のサイドギヤgl、grと、両サイドギヤgl、grと噛み合う複数のピニオンギヤpi(2つのみ図示)と、これらのピニオンギヤpiを回転自在に支持するデフケースdcを有している。デフケースdcは、車両の駆動源であるエンジンEに連結されている。また、デフケースdcには、ギヤ101が一体に設けられている。さらに、左サイドギヤglは、左駆動輪wlに連結された左出力軸slに、一体に取り付けられており、右サイドギヤgrは、右駆動輪wrに連結された右出力軸srに、一体に取り付けられている。
Conventionally, as this type of driving force transmission device, for example, a device disclosed in
また、遊星歯車装置psは、シングルピニオン型のものであり、サンギヤsと、リングギヤrと、両ギヤs、rと噛み合う複数のプラネタリギヤpl(2つのみ図示)と、これらのプラネタリギヤplを回転自在に支持するキャリアcを有している。サンギヤsには、ギヤ102が一体に設けられており、このギヤ102は、回転電機Mの出力軸に一体に設けられたギヤ103と噛み合っている。また、キャリアcは、左出力軸slに一体に取り付けられている。リングギヤrの外周部には、ギヤ104が一体に設けられている。
The planetary gear unit ps is of a single pinion type, and includes a sun gear s, a ring gear r, a plurality of planetary gears pl (only two shown) meshing with both gears s, r, and these planetary gears pl are rotatable. And a carrier c to be supported. The sun gear s is integrally provided with a
さらに、駆動力伝達装置には、アイドラ軸isが設けられており、このアイドラ軸isの両端部には、第1ギヤ105及び第2ギヤ106が一体に取り付けられている。第1ギヤ105は、上述したリングギヤrと一体のギヤ104と噛み合っており、第2ギヤ106は、前述したデフケースdcと一体のギヤ101と噛み合っている。サンギヤs、リングギヤr、ギヤ104及びギヤ101の歯数は、次のように設定されている。すなわち、車両の直進時で、左右の駆動輪wl、wrの回転数が互いに等しく、左右のサイドギヤgl、gr及びデフケースdcの回転数が互いに等しいときに、回転電機Mに連結されたサンギヤsが停止状態に保持されるように、各ギヤs、r、104及び101の歯数が設定されている。
Further, the drive force transmission device is provided with an idler shaft is, and a
以上の構成の従来の駆動力伝達装置では、エンジンEの駆動力が、差動装置dsのデフケースdcに伝達され、さらに左右のサイドギヤgl、gr及び左右の出力軸sl、srを介して、左右の駆動輪wl、wrに配分される。また、車両の左右の旋回中、回転電機Mの駆動力(以下「モータ駆動力」という)を制御することによって、左右の駆動輪wl、wrに配分される駆動力が変更される。以下、この点について説明する。 In the conventional driving force transmission device configured as described above, the driving force of the engine E is transmitted to the differential case dc of the differential device ds, and further, left and right via the left and right side gears gl and gr and the left and right output shafts sl and sr. Are distributed to the driving wheels wl and wr. Further, during the left and right turn of the vehicle, the driving force distributed to the left and right driving wheels wl and wr is changed by controlling the driving force of the rotating electrical machine M (hereinafter referred to as “motor driving force”). Hereinafter, this point will be described.
図18は、車両の右旋回時に回転電機Mのモータ駆動力を発生させたときにおける各種の回転要素の間の駆動力の伝達状況を示している。同図にハッチングを付した矢印付きの太い線で示すように、モータ駆動力は、ギヤ103及びギヤ102を介してサンギヤsに伝達され、後述するようにリングギヤrに伝達される駆動力と合成され、プラネタリギヤplを介してキャリアcに伝達されるとともに、さらに左出力軸slを介して左駆動輪wlに伝達される。それに伴い、デフケースdcに伝達された駆動力の一部が、ギヤ101、第2ギヤ106、アイドラ軸is、第1ギヤ105及びギヤ104を介して、リングギヤrに伝達される。以上により、車両の右旋回中、左駆動輪wlに配分される駆動力が、右駆動輪wrのそれよりも大きくなる。
FIG. 18 shows the transmission state of the driving force between the various rotating elements when the motor driving force of the rotating electrical machine M is generated when the vehicle turns right. As shown by the thick line with the hatched arrow in the figure, the motor driving force is transmitted to the sun gear s via the
また、図19は、車両の左旋回時に回転電機Mのモータ駆動力を発生させたときにおける各種の回転要素の間の駆動力の伝達状況を示している。同図にハッチングを付した矢印付きの太い線で示すように、モータ駆動力は、ギヤ103及びギヤ102を介してサンギヤsに伝達され、後述するようにキャリアcに伝達される駆動力と合成され、プラネタリギヤplを介してリングギヤrに伝達される。リングギヤrに伝達された駆動力は、ギヤ104、第1ギヤ105、アイドラ軸is、第2ギヤ106、及びギヤ101を介して、デフケースdcに伝達され、さらに、ピニオンギヤpi、左右のサイドギヤgl、gr及び左右の出力軸sl、srを介して、左右の駆動輪wl、wrに伝達される。それに伴い、左出力軸slに伝達される駆動力の一部が、キャリアcに伝達される。以上により、車両の左旋回中、右駆動輪wrに配分される駆動力が、左駆動輪wlのそれよりも大きくなる。
FIG. 19 shows a transmission state of the driving force between the various rotating elements when the motor driving force of the rotating electrical machine M is generated when the vehicle turns left. As shown by the hatched thick line with an arrow in the figure, the motor driving force is transmitted to the sun gear s via the
前述した図18に示すように、従来の駆動力伝達装置では、モータ駆動力の発生に伴い、左駆動輪wlには、ギヤ103、ギヤ102、サンギヤs及びプラネタリギヤplを介してキャリアcに伝達された駆動力と、リングギヤr及びプラネタリギヤplを介してキャリアcに伝達された駆動力を合成した駆動力が、左出力軸slを介して伝達される。この場合、左駆動輪wlへの駆動力の伝達に直接的に関連するギヤの噛合い数は、「ギヤ103とギヤ102の間の噛合い」と「サンギヤsとプラネタリギヤplの間の噛合い」と「プラネタリギヤplとリングギヤrの間の噛合い」で、計3つである。
As shown in FIG. 18 described above, in the conventional driving force transmission device, with the generation of the motor driving force, the left driving wheel wl is transmitted to the carrier c via the
また、モータ駆動力の発生に伴い、左右の駆動輪wl、wrには、ギヤ103、ギヤ102、サンギヤs、プラネタリギヤpl、リングギヤr、ギヤ104、第1ギヤ105、アイドラ軸is、第2ギヤ106、ギヤ101、デフケースdc、ピニオンギヤpi、左右のサイドギヤgl、gr及び左右の出力軸sl、srをそれぞれ介して、負の駆動力が伝達される。この場合、右駆動輪wrへの駆動力の伝達に直接的に関連するギヤの噛合い数は、「ギヤ103とギヤ102の間の噛合い」と「サンギヤsとプラネタリギヤplの間の噛合い」と「プラネタリギヤplとリングギヤrの間の噛合い」と「ギヤ104と第1ギヤ105の間の噛合い」と「第2ギヤ106とギヤ101の間の噛合い」と「ピニオンギヤpiと左サイドギヤglの間の噛合い」と「ピニオンギヤpiと右サイドギヤgrの間の噛合い」で、計7つである。
As the motor drive force is generated, the left and right drive wheels wl and wr include the
以上のように、従来の駆動力伝達装置では、遊星歯車装置psのキャリアcは、左駆動輪wlに直結されているのに対し、リングギヤrは、ギヤ104、アイドラ軸isの第1ギヤ105、第2ギヤ106及びギヤ101などを介して左右の駆動輪wl、wrに連結されている。このため、これらのギヤ104、105、106及び101などの噛合いの分、駆動力の伝達に直接的に関連するギヤの噛合い数が、左右の駆動輪wl、wrの間で大きく異なり、その差(|3−7|=4)が大きくなる。このことは、図18と図19の比較から明らかなように、図18に示す車両の右旋回時のみならず、図19に示す車両の左旋回時についても同様に当てはまる。また、以上のような構成は、従来の駆動力伝達装置において、車両の直進時にサンギヤs及び回転電機Mの回転数を値0に保持するために不可欠である。
As described above, in the conventional driving force transmission device, the carrier c of the planetary gear device ps is directly connected to the left driving wheel wl, whereas the ring gear r is the
従来の駆動力伝達装置では、上述したギヤの噛合い数の相違により、車両の左右の駆動輪wl、wrの間でギヤのバックラッシによる影響が互いに大きく異なることによって、回転電機Mを用いた左右の駆動輪wl、wrへの駆動力配分の応答性が、左右の駆動輪wl、wrの間で大きく異なってしまい、この駆動力配分を適切に行うことができないおそれがある。また、アイドラ軸isが設けられている分、駆動力伝達装置の大型化及び製造コストの増大を招いてしまう。 In the conventional driving force transmission device, the influence of the gear backlash differs greatly between the left and right drive wheels wl and wr due to the difference in the number of meshing gears described above. The responsiveness of driving force distribution to the driving wheels wl and wr of the left and right driving wheels wl and wr is greatly different between the right and left driving wheels wl and wr, and this driving force distribution may not be performed properly. Further, since the idler shaft is is provided, the driving force transmission device is increased in size and the manufacturing cost is increased.
本発明は、以上のような課題を解決するためになされたものであり、配分用駆動源を用いた第1及び第2駆動輪への駆動力配分の応答性を向上させることができるとともに、装置の小型化及び製造コストの削減を図ることができる駆動力伝達装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made to solve the above-described problems, and can improve the responsiveness of the driving force distribution to the first and second drive wheels using the distribution drive source, It is an object of the present invention to provide a driving force transmission device that can reduce the size of the device and reduce the manufacturing cost.
上記の目的を達成するために、請求項1に係る発明は、車両を推進させるための第1及び第2駆動輪(実施形態における(以下、本項において同じ)左右の駆動輪WL、WR)に、車両用駆動源(エンジン3、回転電機41、回転電機51)からの駆動力を伝達する駆動力伝達装置であって、互いの間で動力を伝達可能な第1回転要素(左サイドギヤGL)、第2回転要素(デフケースDC)及び第3回転要素(右サイドギヤGR)を有し、第1〜第3回転要素の回転数が共線図において単一の直線上にこの順で並ぶ共線関係を満たすように構成された第1差動装置(差動装置DS)と、第1回転要素に一体に回転自在に設けられた第1ギヤG1、G1’と、第2回転要素に一体に回転自在に設けられた第2ギヤG2、G2’と、を備え、第1回転要素は第1駆動輪(左駆動輪WL)に連結され、第2回転要素は車両用駆動源に連結されるとともに、第3回転要素は第2駆動輪(右駆動輪WR)に連結されており、互いの間で動力を伝達可能な第4回転要素(サンギヤS)、第5回転要素(キャリアC)及び第6回転要素(リングギヤR)を有し、第4〜第6回転要素の回転数が共線図において単一の直線上にこの順で並ぶ共線関係を満たすように構成された第2差動装置(遊星歯車装置PS)と、第4回転要素に、駆動力を出力可能に連結された配分用駆動源(回転電機11)と、第5回転要素に一体に回転自在に設けられ、第1及び第2ギヤG1、G1’、G2、G2’の一方と噛み合う第3ギヤG3、G3’と、第6回転要素に一体に回転自在に設けられ、第1及び第2ギヤG1、G1’、G2、G2’の他方と噛み合う第4ギヤG4、G4’と、をさらに備えることを特徴とする。
In order to achieve the above object, the invention according to
この構成によれば、第1差動装置の第1〜第3回転要素が互いの間で動力を伝達可能になっており、第1〜第3回転要素の回転数が、共線図において単一の直線上にこの順で並ぶ共線関係にある。また、第1回転要素は車両の第1駆動輪に、第2回転要素は車両用駆動源に、第3回転要素は車両の第2駆動輪に、それぞれ連結されている。したがって、車両用駆動源からの駆動力を、第1差動装置を介して第1及び第2駆動輪に伝達することができる。 According to this configuration, the first to third rotating elements of the first differential device can transmit power to each other, and the rotational speeds of the first to third rotating elements are simply shown in the collinear diagram. They are in a collinear relationship on a straight line in this order. The first rotation element is connected to the first drive wheel of the vehicle, the second rotation element is connected to the vehicle drive source, and the third rotation element is connected to the second drive wheel of the vehicle. Therefore, the driving force from the vehicle drive source can be transmitted to the first and second drive wheels via the first differential.
また、第1及び第2回転要素にはそれぞれ、第1及び第2ギヤが一体に回転自在に設けられている。さらに、第2差動装置が、第4〜第6回転要素の回転数が共線図において単一の直線上にこの順で並ぶ共線関係を満たすように、構成されている。また、第4回転要素には配分用駆動源が連結されており、第5回転要素には第3ギヤが、第6回転要素には第4ギヤが、それぞれ一体に回転自在に設けられている。さらに、第3ギヤが、第1及び第2ギヤの一方(以下「一方のギヤという」)と噛み合うとともに、第4ギヤが第1及び第2ギヤの他方(以下「他方のギヤ」という)と噛み合っている。これらの第2差動装置、配分用駆動源及び第1〜第4ギヤによって、第1及び第2駆動輪に配分される駆動力を変更可能な駆動力配分装置が構成される。以下、この点について説明する。 Moreover, the 1st and 2nd gear is each provided in the 1st and 2nd rotation element so that rotation is possible integrally. Further, the second differential device is configured so that the rotational speeds of the fourth to sixth rotating elements satisfy a collinear relationship arranged in this order on a single straight line in the collinear diagram. In addition, a distribution drive source is connected to the fourth rotation element, and a third gear is provided to the fifth rotation element, and a fourth gear is provided to the sixth rotation element so as to be integrally rotatable. . Furthermore, the third gear meshes with one of the first and second gears (hereinafter referred to as “one gear”), and the fourth gear engages with the other of the first and second gears (hereinafter referred to as “the other gear”). I'm engaged. The second differential device, the distribution drive source, and the first to fourth gears constitute a drive force distribution device that can change the drive force distributed to the first and second drive wheels. Hereinafter, this point will be described.
上述した駆動力伝達装置における各種の回転要素の間の連結関係から、これらの各種の回転要素の間の回転数の関係は、第3ギヤが第1ギヤに、第4ギヤが第2ギヤに、それぞれ噛み合っているときには例えば図20に示す共線図のように表される一方、これとは逆に第3ギヤが第2ギヤに、第4ギヤが第1ギヤに、それぞれ噛み合っているときには例えば図21に示す共線図のように表される。 From the connection relationship between the various rotating elements in the driving force transmission device described above, the relationship between the rotational speeds of these various rotating elements is that the third gear is the first gear and the fourth gear is the second gear. When the gears are engaged with each other, for example, the collinear chart shown in FIG. 20 is shown. On the contrary, when the third gear is engaged with the second gear and the fourth gear is engaged with the first gear, respectively. For example, it is represented as a collinear chart shown in FIG.
これらの図20及び図21から明らかなように、配分用駆動源の駆動力(以下「配分用駆動力」という)が第4回転要素に入力されると、第1差動装置からの駆動力が、第5及び第6回転要素の一方に入力されるとともに、第4回転要素に入力された駆動力と合成され、第5及び第6回転要素の他方を介して、第1又は第2駆動輪に伝達される。これにより、第1及び第2駆動輪に配分される駆動力が変更される。この場合、第5回転要素と第1差動装置の間のギヤの噛合い数は、「第3ギヤと一方のギヤの間の噛合い」で1つであり、第6回転要素と第1差動装置の間のギヤの噛合い数も、「第4ギヤと他方のギヤの間の噛合い」で1つである。これにより、前述した従来の場合と異なり、第1駆動輪への駆動力(負の駆動力を含む)の伝達に直接的に関連するギヤの噛合い数と、第2駆動輪への駆動力(負の駆動力を含む)の伝達に直接的に関連するギヤの噛合い数との差を、小さくすることができる。したがって、配分用駆動源を用いた第1及び第2駆動輪への駆動力配分の応答性を、向上させることができる。 As is apparent from FIGS. 20 and 21, when the driving force of the distribution drive source (hereinafter referred to as “distribution drive force”) is input to the fourth rotating element, the drive force from the first differential device. Is input to one of the fifth and sixth rotating elements, and combined with the driving force input to the fourth rotating element, the first or second driving is performed via the other of the fifth and sixth rotating elements. Transmitted to the wheel. Thereby, the driving force distributed to the first and second driving wheels is changed. In this case, the number of meshing gears between the fifth rotating element and the first differential gear is “1 meshing between the third gear and one gear”, which is one. The number of meshing gears between the differentials is also “one meshing between the fourth gear and the other gear”. Thus, unlike the conventional case described above, the number of gear meshes directly related to the transmission of the driving force (including negative driving force) to the first driving wheel and the driving force to the second driving wheel. The difference from the number of meshing gears directly related to transmission (including negative driving force) can be reduced. Therefore, it is possible to improve the response of the driving force distribution to the first and second drive wheels using the distribution drive source.
また、前述した従来のアイドラ軸isが不要なので、その分、装置の小型化及び製造コストの削減を図ることができる。 Further, since the above-described conventional idler shaft is is unnecessary, the apparatus can be reduced in size and the manufacturing cost can be reduced accordingly.
さらに、車両用駆動源から第1差動装置を介した駆動力の伝達により第1及び第2駆動輪を駆動しているときには、各種の回転要素が前述したように連結されているため、車両用駆動源の駆動力が配分用駆動源に無駄に伝達され、配分用駆動源を引きずる場合がある。本発明によれば、図20及び図21に示すように、第1及び第2駆動輪の回転数が互いに等しいときに、配分用駆動源が停止した状態に保持されるように、駆動力伝達装置を構成することができるので、上述した配分用駆動源の引きずりを防止でき、それにより、車両の操縦性を高めることができる。 Furthermore, when the first and second drive wheels are driven by transmission of driving force from the vehicle drive source via the first differential, the various rotating elements are connected as described above, so that the vehicle In some cases, the driving force of the distribution drive source is unnecessarily transmitted to the distribution drive source and drags the distribution drive source. According to the present invention, as shown in FIGS. 20 and 21, when the rotation speeds of the first and second drive wheels are equal to each other, the driving force is transmitted so that the distribution drive source is held in a stopped state. Since the device can be configured, the above-described distribution drive source can be prevented from being dragged, thereby improving the controllability of the vehicle.
また、図20及び図21に示すように、第5及び第6回転要素の一方(以下「一方の回転要素」という)を連結する対象として、第2回転要素が用いられる。本発明と異なり、この一方の回転要素を連結する対象として、第2駆動輪に連結された第3回転要素を用いた場合には、前述した配分用駆動源を用いた第1及び第2駆動輪への駆動力の配分中、一方の回転要素との間のトルクの授受が第2駆動輪に対して直接的に行われるため、それにより第1及び第2駆動輪の間のトルク差が比較的大きくなる。 As shown in FIGS. 20 and 21, the second rotating element is used as an object to which one of the fifth and sixth rotating elements (hereinafter referred to as “one rotating element”) is connected. Unlike the present invention, when the third rotating element connected to the second driving wheel is used as an object to which the one rotating element is connected, the first and second driving using the distribution driving source described above. During the distribution of the driving force to the wheels, torque is exchanged with one rotating element directly to the second driving wheel, so that the torque difference between the first and second driving wheels is reduced. It becomes relatively large.
本発明によれば、一方の回転要素を連結する対象として第2回転要素を用いるので、配分用駆動源を用いた第1及び第2駆動輪への駆動力の配分中、この一方の回転要素との間のトルクの授受を、第1及び第2駆動輪の双方に分割して行うことができる。これにより、同じ大きさの配分用駆動源の出力トルクに対して、第1及び第2駆動輪の間のトルク差を小さくできるので、第1及び第2駆動輪への駆動力の配分をよりきめ細かく行うことができる。 According to the present invention, since the second rotating element is used as an object to which one rotating element is connected, the one rotating element is distributed during the distribution of the driving force to the first and second driving wheels using the distributing drive source. The torque can be exchanged between the first and second drive wheels. As a result, the torque difference between the first and second drive wheels can be reduced with respect to the output torque of the distribution drive source having the same size, so that the drive force is more distributed to the first and second drive wheels. Can be done finely.
なお、図20及び図21は、第1〜第3回転要素が第1駆動輪、車両用駆動源及び第2駆動輪にそれぞれ直結されるとともに、第4回転要素が配分用駆動源に直結された場合の例であるが、あくまで例示であり、これらの回転要素は必ずしも互いに直結されている必要はなく、連結されてさえいればよい。 20 and 21, the first to third rotating elements are directly connected to the first driving wheel, the vehicle driving source, and the second driving wheel, respectively, and the fourth rotating element is directly connected to the distribution driving source. However, these rotating elements do not necessarily have to be directly connected to each other as long as they are connected.
請求項2に係る発明は、請求項1に記載の駆動力伝達装置において、第1及び第2駆動輪の回転数が互いに等しいときに第4回転要素が停止状態に保持されるように、第1〜第4ギヤG1、G1’、G2、G2’、G3、G3’、G4、G4’及び第2差動装置が構成されていることを特徴とする。 According to a second aspect of the present invention, in the driving force transmission device according to the first aspect, the fourth rotating element is held in a stopped state when the rotation speeds of the first and second drive wheels are equal to each other. The first to fourth gears G1, G1 ′, G2, G2 ′, G3, G3 ′, G4, G4 ′ and the second differential device are configured.
この構成によれば、第1及び第2駆動輪の回転数が互いに等しいときに第4回転要素が停止状態に保持されるように、第1〜第4ギヤ及び第2差動装置が構成されている。これにより、前述した図20及び図21を用いて説明したように、車両用駆動源による第1及び第2駆動輪の駆動中で、かつ両駆動輪の回転数が互いに等しいときに、第4回転要素が連結された配分用駆動源の引きずりを確実に防止することができる。 According to this configuration, the first to fourth gears and the second differential device are configured so that the fourth rotation element is held in the stopped state when the rotation speeds of the first and second drive wheels are equal to each other. ing. Thus, as described with reference to FIGS. 20 and 21 described above, when the first and second drive wheels are being driven by the vehicle drive source and the rotation speeds of both drive wheels are equal to each other, It is possible to reliably prevent the distribution drive source connected to the rotating element from being dragged.
請求項3に係る発明は、請求項1又は2に記載の駆動力伝達装置において、第2差動装置は、第4回転要素としてのサンギヤSと、サンギヤSの外周に設けられた第6回転要素としてのリングギヤRと、サンギヤS及びリングギヤRと噛み合うプラネタリギヤPLを回転自在に支持する第5回転要素としてのキャリアCとを有するシングルピニオン型の遊星歯車装置PSで構成され、サンギヤSの歯数をZSとし、リングギヤRの歯数をZRとし、第1及び第2ギヤG1、G1’、G2、G2’の一方の歯数をZGAとし、第1及び第2ギヤG1、G1’、G2、G2’の他方の歯数をZGBとし、第3ギヤG3、G3’の歯数をZG3とし、第4ギヤG4、G4’の歯数をZG4としたときに、ZG3/ZGA=(1+ZS/ZR)×(ZG4/ZGB)が成立するように、サンギヤの歯数ZS、リングギヤの歯数ZR、第1及び第2ギヤの一方の歯数ZGA、第1及び第2ギヤの他方の歯数ZGB、第3ギヤの歯数ZG3及び第4ギヤの歯数ZG4が設定されていることを特徴とする。 According to a third aspect of the present invention, in the driving force transmission device according to the first or second aspect, the second differential device includes a sun gear S as a fourth rotating element, and a sixth rotation provided on the outer periphery of the sun gear S. It comprises a single pinion type planetary gear unit PS having a ring gear R as an element and a carrier C as a fifth rotating element that rotatably supports a sun gear S and a planetary gear PL meshing with the ring gear R. Is ZS, the number of teeth of the ring gear R is ZR, the number of teeth of one of the first and second gears G1, G1 ′, G2, and G2 ′ is ZGA, and the first and second gears G1, G1 ′, G2, When the other number of teeth of G2 ′ is ZGB, the number of teeth of the third gear G3, G3 ′ is ZG3, and the number of teeth of the fourth gears G4, G4 ′ is ZG4, ZG3 / ZGA = (1 + ZS / ZR) ) X (Z 4 / ZGB), the number of teeth ZS of the sun gear, the number of teeth ZR of the ring gear, the number of teeth ZGA of the first and second gears, the number of teeth ZGB of the other of the first and second gears, the third The number of gear teeth ZG3 and the number of teeth ZG4 of the fourth gear are set.
この構成によれば、第2差動装置がシングルピニオン型の遊星歯車装置で構成されており、第4〜第6回転要素はそれぞれ、サンギヤ、キャリア及びリングギヤである。また、サンギヤの歯数をZSとし、リングギヤの歯数をZRとし、第1及び第2ギヤの一方の歯数をZGAとし、第3ギヤの歯数をZG3とし、第1及び第2ギヤの他方の歯数をZGBとし、第4ギヤの歯数をZG4としたときに、ZG3/ZGA=(1+ZS/ZR)×(ZG4/ZGB)が成立するように、これらのギヤの歯数ZS、ZR、ZGA、ZG3、ZGB及びZG4が設定されている。 According to this structure, the 2nd differential gear is comprised with the single pinion type planetary gear apparatus, and the 4th-6th rotation elements are a sun gear, a carrier, and a ring gear, respectively. The number of teeth of the sun gear is ZS, the number of teeth of the ring gear is ZR, the number of teeth of one of the first and second gears is ZGA, the number of teeth of the third gear is ZG3, and the number of teeth of the first and second gears is When the number of teeth of the other gear is ZGB and the number of teeth of the fourth gear is ZG4, the number of teeth ZS of these gears so that ZG3 / ZGA = (1 + ZS / ZR) × (ZG4 / ZGB) is satisfied. ZR, ZGA, ZG3, ZGB and ZG4 are set.
前述したように、第3ギヤが、一方のギヤ(第1及び第2ギヤの一方)と噛み合うとともに、第4ギヤが、他方のギヤ(第1及び第2ギヤの他方)と噛み合っている。このため、第3ギヤの回転数をNG3とし、一方のギヤの回転数をNGA、第4ギヤの回転数をNG4、他方のギヤの回転数をNGBとすると、これらの回転数の間には、次式(1)及び(2)が成立する。
NG3×ZG3=NGA×ZGA ……(1)
NG4×ZG4=NGB×ZGB ……(2)
As described above, the third gear meshes with one gear (one of the first and second gears), and the fourth gear meshes with the other gear (the other of the first and second gears). Therefore, if the rotation speed of the third gear is NG3, the rotation speed of one gear is NGA, the rotation speed of the fourth gear is NG4, and the rotation speed of the other gear is NGB, The following expressions (1) and (2) are established.
NG3 × ZG3 = NGA × ZGA (1)
NG4 × ZG4 = NGB × ZGB (2)
また、第1〜第3回転要素が、それらの回転数が互いに共線関係にあることと、第1及び第2回転要素が第1及び第2駆動輪にそれぞれ連結されていること、第1及び第2回転要素に、第1及び第2ギヤがそれぞれ一体に回転自在に設けられていることから、第1及び第2駆動輪の回転数が互いに等しいときには、一方のギヤの回転数NGAと他方のギヤの回転数NGBの間に、NGA=NGBが成立する。このことと、上記式(1)及び(2)から、次式(3)が成立する。
NG3(ZG3/ZGA)=NG4(ZG4/ZGB) ……(3)
Further, the first to third rotating elements have their rotational speeds collinear with each other, the first and second rotating elements are connected to the first and second drive wheels, respectively, Since the first and second gears are rotatably provided integrally with the second rotation element, respectively, when the rotation speeds of the first and second drive wheels are equal to each other, the rotation speed NGA of one gear is NGA = NGB is established between the rotational speed NGB of the other gear. From this and the above equations (1) and (2), the following equation (3) is established.
NG3 (ZG3 / ZGA) = NG4 (ZG4 / ZGB) (3)
また、第2差動装置がシングルピニオン型の遊星歯車装置であるので、キャリアの回転数をNCとし、リングギヤの回転数をNRとするとともに、サンギヤの回転数を値0とすると、両者NC及びNRの間には、次式(4)が成立する。
NR=(1+ZS/ZR)NC ……(4)
Further, since the second differential device is a single pinion type planetary gear device, assuming that the rotation speed of the carrier is NC, the rotation speed of the ring gear is NR, and the rotation speed of the sun gear is 0, both NC and The following equation (4) is established between NRs.
NR = (1 + ZS / ZR) NC (4)
さらに、第3ギヤが、第5回転要素すなわちキャリアに一体に回転自在に設けられているので、第3ギヤの回転数NG3とキャリアの回転数NCは、互いに等しい(NG3=NC)。また、第4ギヤが、第6回転要素すなわちリングギヤに一体に回転自在に設けられているので、第4ギヤの回転数NG4とリングギヤの回転数NRは、互いに等しい(NG4=NR)。これらのことと、上記式(3)及び(4)から、次式(5)が成立する。この式(5)は、前述した本発明における各ギヤの設定のための式と同じである。
ZG3/ZGA=(1+ZS/ZR)×(ZG4/ZGB) ……(5)
Further, since the third gear is provided so as to be rotatable integrally with the fifth rotation element, that is, the carrier, the rotation speed NG3 of the third gear and the rotation speed NC of the carrier are equal to each other (NG3 = NC). Further, since the fourth gear is provided so as to be integrally rotatable with the sixth rotation element, that is, the ring gear, the rotation speed NG4 of the fourth gear and the rotation speed NR of the ring gear are equal to each other (NG4 = NR). From these and the above equations (3) and (4), the following equation (5) is established. This equation (5) is the same as the equation for setting each gear in the present invention described above.
ZG3 / ZGA = (1 + ZS / ZR) × (ZG4 / ZGB) (5)
以上より、本発明によれば、第1及び第2駆動輪の回転数が互いに等しいときに、サンギヤの回転数を値0に、すなわちサンギヤ及びこれに連結された配分用駆動源を停止状態に保持できるので、配分用駆動源の引きずりを確実に防止できるという効果を、有効に得ることができる。 As described above, according to the present invention, when the rotation speeds of the first and second drive wheels are equal to each other, the rotation speed of the sun gear is set to 0, that is, the sun gear and the distribution drive source connected thereto are stopped. Since it can hold | maintain, the effect that the drag of the distribution drive source can be prevented reliably can be acquired effectively.
請求項4に係る発明は、請求項1ないし3のいずれかに記載の駆動力伝達装置において、配分用駆動源が回転電機11であることを特徴とする。
According to a fourth aspect of the present invention, in the driving force transmission device according to any one of the first to third aspects, the distribution drive source is the rotating
図20及び図21を用いて説明したように、第1及び第2駆動輪の回転数が互いに等しいときに、配分用駆動源が停止した状態に保持されるように、駆動力伝達装置を構成することができる。これにより、第1及び第2駆動輪の間で差回転が発生した時に、配分用駆動源の回転数を比較的低い状態に保持できる。本発明によれば、配分用駆動源は回転電機であるため、その回転数が比較的低いときに、より大きな出力トルクを発生するという特性を有する。以上により、第1及び第2駆動輪の間の差回転の発生時に、配分用駆動源のトルクを十分に発生させることができ、それにより、両駆動輪への駆動力配分を適切に行うことができる。 As described with reference to FIGS. 20 and 21, the driving force transmission device is configured so that the distribution drive source is held in a stopped state when the rotation speeds of the first and second drive wheels are equal to each other. can do. Thereby, when a differential rotation occurs between the first and second drive wheels, the number of rotations of the distribution drive source can be kept relatively low. According to the present invention, since the distribution drive source is a rotating electrical machine, it has a characteristic of generating a larger output torque when its rotational speed is relatively low. As described above, when the differential rotation between the first and second drive wheels occurs, the torque of the distribution drive source can be sufficiently generated, thereby appropriately distributing the drive force to both drive wheels. Can do.
以下、図面を参照しながら、本発明の好ましい実施形態を詳細に説明する。図1に示すように、第1実施形態による駆動力伝達装置は、内燃機関(以下「エンジン」という)3からの駆動力を車両の左右の駆動輪WL、WRに伝達するためのものであり、エンジン3と左右の駆動輪WL、WRに連結されている。エンジン3は、ガソリンエンジンであり、そのクランク軸(図示せず)には、変速機4が連結されている。変速機4は、エンジン3の駆動力(以下「エンジン駆動力」という)を変速した状態で出力軸4aから出力する。この出力軸4aには、スパーギヤ又はヘリカルギヤであるギヤ4bが一体に設けられている。
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. As shown in FIG. 1, the driving force transmission device according to the first embodiment is for transmitting a driving force from an internal combustion engine (hereinafter referred to as “engine”) 3 to left and right driving wheels WL, WR of the vehicle. The
駆動力伝達装置は、差動装置DS、遊星歯車装置PS及び回転電機11を備えている。差動装置DSは、変速機4で変速されたエンジン駆動力を左右の駆動輪WL、WRに伝達するためのものである。差動装置DSは、ベベルギヤ式のものであり、一対の左サイドギヤGL及び右サイドギヤGRと、両サイドギヤGL、GRと噛み合う複数のピニオンギヤPI(2つのみ図示)と、これらのピニオンギヤPIを回転自在に支持するデフケースDCを有している。周知のように、これらの左サイドギヤGL、デフケースDC及び右サイドギヤGRは、互いの間で動力を伝達可能で、それらの回転数が共線図において単一の直線上にこの順で並ぶ共線関係にある。また、左右のサイドギヤGL、GRの歯数は、互いに同じ値に設定されている。
The driving force transmission device includes a differential device DS, a planetary gear device PS, and a rotating
また、左サイドギヤGLは左出力軸SLに、右サイドギヤGRは右出力軸SRに、それぞれ一体に設けられている。これらの左右の出力軸SL及びSRは、軸受け(図示せず)に回転自在に支持されるとともに、左右の駆動輪WL及びWRにそれぞれ連結されている。また、左出力軸SLには、第1ギヤG1が一体に設けられており、第1ギヤG1及び左サイドギヤGLは、互いに一体に回転自在である。 The left side gear GL and the right side gear GR are integrally provided on the left output shaft SL and the right output shaft SR, respectively. These left and right output shafts SL and SR are rotatably supported by bearings (not shown) and are connected to left and right drive wheels WL and WR, respectively. Further, the left output shaft SL is integrally provided with a first gear G1, and the first gear G1 and the left side gear GL are rotatable together.
デフケースDCは、軸受け(図示せず)に回転自在に支持されている。デフケースDCには、フランジや中空の回転軸を介して第2ギヤG2とギヤ5が一体に取り付けられており、デフケースDC、第2ギヤG2及びギヤ5は、互いに一体に回転自在である。ギヤ5は、リング状のスパーギヤ又はヘリカルギヤであり、前述した変速機4のギヤ4bと噛み合っている。以上により、デフケースDCはエンジン3に連結されている。エンジン駆動力は、変速機4、ギヤ4a及びギヤ5を介してデフケースDCに伝達され、ピニオンギヤPIを介して左右のサイドギヤGL、GRに伝達され、さらに左右の出力軸SL、SRを介して左右の駆動輪WL、WRに伝達される。この場合の左右の駆動輪WL、WRへのトルクの配分比は、1:1である。
The differential case DC is rotatably supported by a bearing (not shown). A second gear G2 and a
前記遊星歯車装置PSは、回転電機11とともに左右の駆動輪WL、WRに配分される駆動力の配分比を変更する駆動力配分装置として機能する。具体的には、遊星歯車装置PSは、シングルピニオン型のものであり、サンギヤSと、サンギヤSの外周に設けられたリングギヤRと、両ギヤS、Rと噛み合う複数のプラネタリギヤPL(2つのみ図示)と、これらのプラネタリギヤPLを回転自在に支持するキャリアCを有している。周知のように、これらのサンギヤS、キャリアC及びリングギヤRは、互いの間で動力を伝達可能で、それらの回転数が共線図において単一の直線上にこの順で並ぶ共線関係にある。
The planetary gear device PS functions as a driving force distribution device that changes the distribution ratio of the driving force distributed to the left and right driving wheels WL and WR together with the rotating
サンギヤSは、回転電機11の後述する回転軸11aに一体に設けられており、回転軸11aと一体に回転自在である。キャリアCは、ドーナツ板状の基部Caと、基部Caの径方向の中央部に一体に設けられた、軸線方向に延びる支軸Cbで構成されている。この支軸Cbに、上記のプラネタリギヤPLが、軸受け(図示せず)を介して回転自在に支持されている。また、基部Caの中央部の孔には、回転電機11の回転軸11aが、軸受け(図示せず)を介して嵌合している。これにより、キャリアCは、回転軸11a及びこれと一体のサンギヤSと、相対的に回転自在である。また、基部Caの外周部には、第3ギヤG3が一体に設けられており、第3ギヤG3及びキャリアCは、互いに一体に回転自在である。また、第3ギヤG3は、前述した第1ギヤG1と噛み合っている。
The sun gear S is provided integrally with a
リングギヤRの外周部には、フランジや中空の回転軸を介して第4ギヤG4が取り付けられており、両者R、G4は互いに一体に回転自在である。また、第4ギヤG4は、前述した第2ギヤG2と噛み合っている。 A fourth gear G4 is attached to the outer peripheral portion of the ring gear R via a flange or a hollow rotating shaft, and both R and G4 are rotatable together. Further, the fourth gear G4 meshes with the second gear G2 described above.
回転電機11は、ACモータであり、複数の鉄芯やコイルなどで構成されたステータと、複数の磁石などで構成されたロータ(いずれも図示せず)を有している。このロータに、回転軸11aが一体に設けられている。回転電機11では、ステータに電力が供給されると、供給された電力は、動力に変換され、回転軸11aに出力される。また、回転軸11aに動力が入力されると、この動力は、電力に変換され(発電)、ステータに出力される。
The rotating
また、回転電機11のステータは、パワードライブユニット(以下「PDU」という)15を介して、充電・放電可能なバッテリ16に電気的に接続されており、バッテリ16との間で電気エネルギを授受可能である。このPDU15は、インバータなどの電気回路で構成されている。図2に示すように、PDU15には、後述するECU2が電気的に接続されている。このECU2は、PDU15を制御することによって、回転電機11に供給する電力と、回転電機11で発電する電力を制御する。
The stator of the rotating
以下、回転電機11に供給された電力を動力に変換し、回転軸11aから出力することを適宜「力行」という。また、回転軸11aに入力された動力を用いて回転電機11で発電し、この動力を電力に変換することを適宜「回生」という。
Hereinafter, converting electric power supplied to the rotating
以上の構成の駆動力伝達装置では、差動装置DSの左サイドギヤGL、デフケースDC及び右サイドギヤGRの回転数は、互いに共線関係にある。また、左サイドギヤGLには、左出力軸SLを介して左駆動輪WLが連結されるとともに、第1ギヤG1が一体に回転自在に設けられているので、三者GL、WL及びG1の回転数は互いに等しい。さらに、デフケースDCには、エンジン3が変速機4を介して連結されるとともに、第2ギヤG2が一体に回転自在に設けられているので、変速機4による変速などを無視すれば、三者DC、3及びG2の回転数は互いに等しい。また、右サイドギヤGRは、右出力軸SRを介して右駆動輪WRに連結されているので、両者GR、WRの回転数は互いに等しい。
In the driving force transmission device having the above-described configuration, the rotation speeds of the left side gear GL, the differential case DC, and the right side gear GR of the differential device DS are collinear with each other. In addition, the left drive gear WL is connected to the left side gear GL via the left output shaft SL, and the first gear G1 is provided so as to be integrally rotatable, so that the rotation of the three parties GL, WL and G1 can be performed. The numbers are equal to each other. Furthermore, since the
さらに、サンギヤS、キャリアC及びリングギヤRの回転数は、互いに共線関係にある。また、サンギヤSは、回転電機11の回転軸11aに一体に設けられているので、サンギヤSの回転数及び回転電機11の回転数は、互いに等しい。さらに、キャリアCには第3ギヤG3が一体に回転自在に設けられているので、両者C、G3の回転数は互いに等しく、また、リングギヤRには第4ギヤG4が一体に回転自在に設けられているので、両者R、G4の回転数は互いに等しい。また、第3ギヤG3は第1ギヤG1に、第4ギヤG4は第2ギヤG2に、それぞれ噛み合っている。以上から、駆動力伝達装置における各種の回転要素の間の回転数の関係は、例えば図3に示す共線図のように表される。
Further, the rotation speeds of the sun gear S, the carrier C, and the ring gear R are collinear with each other. Further, since the sun gear S is provided integrally with the
ここで、サンギヤSの歯数をZSとし、リングギヤRの歯数をZRとし、第1〜第4ギヤG1、G2、G3及びG4の歯数をそれぞれZG1、ZG2、ZG3及びZG4とする。これらのギヤの歯数ZS、ZR及びZG1〜ZG4は、左右の駆動輪WL、WRの回転数が互いに等しいときに、サンギヤS及び回転電機11が停止状態に保持されるように(回転数が値0になるように)設定されている。具体的には、これらのギヤの歯数ZS、ZR及びZG1〜ZG4は、次式(6)が成立するように設定されている。
ZG3/ZG1=(1+ZS/ZR)×(ZG4/ZG2) ……(6)
Here, the number of teeth of the sun gear S is ZS, the number of teeth of the ring gear R is ZR, and the number of teeth of the first to fourth gears G1, G2, G3, and G4 is ZG1, ZG2, ZG3, and ZG4, respectively. The gear teeth numbers ZS, ZR and ZG1 to ZG4 are set so that the sun gear S and the rotating
ZG3 / ZG1 = (1 + ZS / ZR) × (ZG4 / ZG2) (6)
また、図2に示すように、ECU2には、操舵角センサ21から車両のハンドル(図示せず)の操舵角θを表す検出信号が、車速センサ22から車両の車速VPを表す検出信号が、アクセル開度センサ23から車両のアクセルペダル(図示せず)の操作量(以下「アクセル開度」という)APを表す検出信号が、入力される。ECU2にはさらに、電流電圧センサ24から、バッテリ16に入出力される電流・電圧値を表す検出信号が入力される。ECU2は、電流電圧センサ24からの検出信号に基づいて、バッテリ16の充電状態を算出する。
As shown in FIG. 2, the
ECU2は、I/Oインターフェース、CPU、RAM及びROMなどから成るマイクロコンピュータで構成されている。ECU2は、上述した各種のセンサ21〜24からの検出信号に応じ、ROMに記憶された制御プログラムに従って、回転電機11を制御する。これにより、駆動力伝達装置の各種の動作が行われる。以下、車両の直進時及び左右の旋回時における駆動力伝達装置の動作について説明する。
The
・直進時
車両の直進時には、回転電機11が、力行及び回生をいずれも行わないように制御される。また、エンジン3のエンジン駆動力が、変速機4及び差動装置DSなどを介して、左右の駆動輪WL、WRに伝達される。これにより、左右の駆動輪WL、WRが正転方向に回転するように駆動されることによって、車両が前進する。この場合の左右の駆動輪WL、WRへのトルクの配分比は、前述したように1:1である。
When the vehicle is traveling straight, the rotating
また、前記式(6)を用いて説明したようにサンギヤギヤSの歯数ZS、リングギヤRの歯数ZR及び第1〜第4ギヤG1〜G4の歯数ZG1〜ZG4が設定されているので、車両の直進時、図3に示すように、サンギヤS及び回転電機11は停止状態に保持される(回転数が値0)。なお、図3におけるTEは、デフケースDCに伝達される変速後のエンジン3の出力トルク(以下「変速後エンジントルク」という)を、RlE及びRrEは、変速後エンジントルクTEの伝達に伴って左駆動輪WL及び右駆動輪WRにそれぞれ作用する反力トルクである。
Further, as described using the above formula (6), the number of teeth ZS of the sun gear gear S, the number of teeth ZR of the ring gear R, and the number of teeth ZG1 to ZG4 of the first to fourth gears G1 to G4 are set. When the vehicle travels straight, as shown in FIG. 3, the sun gear S and the rotating
・左旋回時
車両の左旋回時、図4に示すように、左駆動輪WLの回転数が右駆動輪WRの回転数よりも低くなる。それにより、左駆動輪WLに第1及び第3ギヤG1、G3を介して連結されたキャリアCの回転数が低下するとともに、それまで停止状態にあったサンギヤS及び回転電機11の回転軸11aが正転方向に回転する。右駆動輪WRに配分される駆動力を増大させる場合には、回転電機11で力行を行うとともに、バッテリ16から回転電機11に供給される電力を制御する。図5は、この場合における各種の回転要素の間の駆動力の伝達状況を示している。
When the vehicle turns left, as shown in FIG. 4, the rotation speed of the left drive wheel WL is lower than the rotation speed of the right drive wheel WR. As a result, the rotational speed of the carrier C connected to the left drive wheel WL via the first and third gears G1 and G3 decreases, and the sun gear S and the
図5にハッチングを付した矢印付きの太い線で示すように、車両の左旋回時には、車両の直進時の場合と同様、エンジン駆動力は、差動装置DSを介して左右の駆動輪WL、WRに伝達される。また、力行による回転電機11の駆動力(以下「モータ駆動力」という)は、サンギヤSに伝達され、後述するようにキャリアCに伝達される駆動力を反力として、プラネタリギヤPLを介してリングギヤRに伝達される。すなわち、サンギヤSに伝達されたモータ駆動力とキャリアCに伝達された駆動力を合成した駆動力が、リングギヤRに伝達される。
As shown by the thick line with the hatched arrows in FIG. 5, when the vehicle turns left, the engine driving force is transmitted to the left and right drive wheels WL through the differential device DS, as in the case of the vehicle going straight. Is transmitted to the WR. Further, the driving force of the rotating
また、リングギヤRに伝達された駆動力は、第4ギヤG4及び第2ギヤG2を介してデフケースDCに伝達され、ピニオンギヤPI、左右のサイドギヤGL、GR及び左右の出力軸SL、SRを介して、左右の駆動輪WL、WRに伝達される。それに伴い、左出力軸SLに伝達された駆動力の一部が、第1ギヤG1及び第3ギヤG3を介して、キャリアCに伝達される。以上により、車両の左旋回時、図5に示すように、右駆動輪WRに配分される駆動力が、左駆動輪WLのそれよりも大きくなる。 The driving force transmitted to the ring gear R is transmitted to the differential case DC via the fourth gear G4 and the second gear G2, and via the pinion gear PI, the left and right side gears GL, GR, and the left and right output shafts SL, SR. , Transmitted to the left and right drive wheels WL, WR. Accordingly, part of the driving force transmitted to the left output shaft SL is transmitted to the carrier C via the first gear G1 and the third gear G3. As described above, when the vehicle turns left, as shown in FIG. 5, the driving force distributed to the right driving wheel WR becomes larger than that of the left driving wheel WL.
また、図4は、車両の左旋回時における各種の回転要素の間のトルクの釣り合い関係を示しており、同図において、TMは、回転電機11の出力トルク(以下「モータトルク」という)であり、RC及びRRは、サンギヤSへのモータトルクTMの伝達に伴ってキャリアC及びリングギヤRにそれぞれ作用する反力トルクである。また、TCは、モータトルクTMの伝達に伴ってキャリアCから左出力軸SLに伝達されるトルクであり、この場合には負のトルクである。さらに、TRは、モータトルクTMの伝達に伴ってリングギヤRからデフケースDCに伝達されるトルクであり、この場合には正のトルクである。また、RlR及びRrRは、リングギヤRからデフケースDCへのトルクの伝達に伴って左右の駆動輪WL、WRに作用する反力トルクである。その他のパラメータは、図3と同じである。 FIG. 4 shows the balance of torque between the various rotary elements when the vehicle turns left. In the figure, TM is the output torque of the rotating electrical machine 11 (hereinafter referred to as “motor torque”). RC and RR are reaction torques acting on the carrier C and the ring gear R, respectively, as the motor torque TM is transmitted to the sun gear S. TC is a torque transmitted from the carrier C to the left output shaft SL along with the transmission of the motor torque TM, and in this case, a negative torque. Further, TR is a torque transmitted from the ring gear R to the differential case DC along with the transmission of the motor torque TM, and in this case, is a positive torque. RlR and RrR are reaction torques acting on the left and right drive wheels WL and WR as torque is transmitted from the ring gear R to the differential case DC. Other parameters are the same as in FIG.
車両の左旋回時、図4から明らかなように、左駆動輪WLに伝達されるトルク(以下「左駆動輪伝達トルク」という)は、RlE+RlR−TCで表されるとともに、右駆動輪WRに伝達されるトルク(以下「右駆動輪伝達トルク」という)は、RrE+RrRで表される。この場合、前述したようにデフケースDCに伝達されたトルクが1:1の配分比で左右の駆動輪WL、WRに配分されるため、RlE=RrE及びRlR=RrRが成立する。したがって、左右の駆動輪WL、WRの間のトルク差(以下「左右輪トルク差」という)は、|(RlE+RlR−TC)−(RrE+RrR)|=|TC|で表される。 As is apparent from FIG. 4, when the vehicle turns left, torque transmitted to the left driving wheel WL (hereinafter referred to as “left driving wheel transmission torque”) is expressed by RlE + RlR−TC and applied to the right driving wheel WR. The transmitted torque (hereinafter referred to as “right drive wheel transmission torque”) is represented by RrE + RrR. In this case, as described above, since the torque transmitted to the differential case DC is distributed to the left and right drive wheels WL and WR at a distribution ratio of 1: 1, RlE = RrE and RlR = RrR are established. Therefore, the torque difference between the left and right drive wheels WL and WR (hereinafter referred to as “left and right wheel torque difference”) is represented by | (RlE + RlR−TC) − (RrE + RrR) | = | TC |.
ここで、前述したようにTCは、サンギヤSへのモータトルクTMの伝達に伴ってキャリアCから左出力軸SLに作用する負のトルクである。このため、左右輪トルク差は、モータトルクTM、サンギヤSの歯数ZS、リングギヤRの歯数ZR、第3ギヤG3の歯数ZG3及び第1ギヤG1の歯数ZG1を用いて、|TC|=|(1+ZR/ZS)×(ZG1/ZG3)TM|で表される。したがって、回転電機11に供給される電力を介してモータトルクTMを制御することにより、左右輪トルク差を自由に制御でき、左右の駆動輪WL、WRへの駆動力の配分を自由に制御することができる。
Here, as described above, TC is a negative torque that acts on the left output shaft SL from the carrier C as the motor torque TM is transmitted to the sun gear S. For this reason, the difference between the left and right wheel torques is determined by using the motor torque TM, the number of teeth ZS of the sun gear S, the number of teeth ZR of the ring gear R, the number of teeth ZG3 of the third gear G3, and the number of teeth ZG1 of the first gear G1. | = | (1 + ZR / ZS) × (ZG1 / ZG3) TM | Therefore, by controlling the motor torque TM via the electric power supplied to the rotating
・右旋回時
車両の右旋回時、図6に示すように、左駆動輪WLの回転数が右駆動輪WRの回転数よりも高くなり、それにより、左駆動輪WLに連結されたキャリアCの回転数が上昇するとともに、それまで停止状態にあったサンギヤS及び回転電機11の回転軸11aが逆転方向に回転する。左駆動輪WLに配分される駆動力を増大させる場合には、回転電機11で力行を行うとともに、バッテリ16から回転電機11に供給される電力を制御する。図7は、この場合における各種の回転要素の間の駆動力の伝達状況を示している。
When the vehicle turns right, as shown in FIG. 6, the rotation speed of the left drive wheel WL is higher than the rotation speed of the right drive wheel WR, thereby being connected to the left drive wheel WL. As the rotational speed of the carrier C increases, the sun gear S and the
図7にハッチングを付した矢印付きの太い線で示すように、車両の右旋回時には、車両の直進時の場合と同様、エンジン駆動力は、差動装置DSを介して左右の駆動輪WL、WRに伝達される。また、モータ駆動力(力行による回転電機11の駆動力)は、サンギヤSに伝達され、後述するようにリングギヤRに伝達される駆動力を反力として、プラネタリギヤPLを介してキャリアCに伝達される。すなわち、サンギヤSに伝達されたモータ駆動力とリングギヤRに伝達された駆動力を合成した駆動力が、キャリアCに伝達される。
As indicated by the hatched thick line with arrows in FIG. 7, when the vehicle turns right, the engine driving force is transmitted to the left and right drive wheels WL via the differential device DS, as in the case of straight traveling of the vehicle. , Transmitted to WR. Further, the motor driving force (the driving force of the rotating
また、キャリアCに伝達された駆動力は、第3ギヤG3及び第1ギヤG1を介して左出力軸SLに伝達され、さらに左駆動輪WLに伝達される。それに伴い、デフケースDCに伝達された駆動力の一部が、第2ギヤG2及び第4ギヤG4を介して、リングギヤRに伝達される。以上により、車両の右旋回時、図7に示すように、左駆動輪WLに配分される駆動力が、右駆動輪WRのそれよりも大きくなる。 Further, the driving force transmitted to the carrier C is transmitted to the left output shaft SL via the third gear G3 and the first gear G1, and further transmitted to the left driving wheel WL. Accordingly, part of the driving force transmitted to the differential case DC is transmitted to the ring gear R via the second gear G2 and the fourth gear G4. As described above, when the vehicle turns right, as shown in FIG. 7, the driving force distributed to the left driving wheel WL becomes larger than that of the right driving wheel WR.
また、図6は、車両の右旋回時における各種の回転要素の間のトルクの釣り合い関係を示している。同図における各種のパラメータは、図4に示す左旋回時の場合と同様である。なお、図4の場合と異なり、TC、すなわちモータトルクTMの伝達に伴ってキャリアCから左出力軸SLに伝達されるトルクは、正のトルクであり、TR、すなわちモータトルクTMの伝達に伴ってリングギヤRからデフケースDCに伝達されるトルクは、負のトルクである。 FIG. 6 shows a torque balance relationship between various types of rotating elements when the vehicle turns right. The various parameters in the figure are the same as in the case of the left turn shown in FIG. Unlike the case of FIG. 4, TC, that is, the torque transmitted from the carrier C to the left output shaft SL along with the transmission of the motor torque TM is a positive torque, and TR, that is, along with the transmission of the motor torque TM. The torque transmitted from the ring gear R to the differential case DC is a negative torque.
車両の右旋回時、図6から明らかなように、左駆動輪伝達トルクは、RlE−RlR+TCで表されるとともに、右駆動輪伝達トルクは、RrE−RrRで表される。この場合にも、図4の場合と同様、RlE=RrE及びRlR=RrRが成立する。したがって、左右輪トルク差(左右の駆動輪WL、WRの間のトルク差)は、この場合にも、|(RlE−RlR+TC)−(RrE−RrR)|=|TC|=|(1+ZR/ZS)×(ZG1/ZG3)TM|で表される。したがって、回転電機11に供給される電力を介してモータトルクTMを制御することにより、左右輪トルク差を自由に制御でき、左右の駆動輪WL、WRへの駆動力の配分を自由に制御することができる。
As is apparent from FIG. 6, when the vehicle turns right, the left drive wheel transmission torque is represented by RlE−RlR + TC, and the right drive wheel transmission torque is represented by RrE−RrR. Also in this case, RlE = RrE and RlR = RrR hold as in the case of FIG. Therefore, the difference between the left and right wheel torques (torque difference between the left and right drive wheels WL and WR) is, in this case also, | (RlE−RlR + TC) − (RrE−RrR) | = | TC | = | (1 + ZR / ZS ) × (ZG1 / ZG3) TM |. Therefore, by controlling the motor torque TM via the electric power supplied to the rotating
なお、車両の左右の旋回時、回転電機11に供給される電力は、検出された操舵角θや、車速VP、アクセル開度AP、バッテリ16の充電状態などに応じて制御され、それにより、左右の駆動輪WL、WRに配分される駆動力が制御される。
When the vehicle turns left and right, the electric power supplied to the rotating
また、車両の左右の旋回時、回転電機11で力行を行わずに、回生を行ってもよく、その場合、回転電機11で回生される電力を制御することによって、左右の駆動輪WL、WRに配分される駆動力を制御することができる。左旋回時に回転電機11で回生を行った場合には、左駆動輪WLに配分される駆動力が右駆動輪WRのそれよりも大きくなり、右旋回時に回転電機11で回生を行った場合には、右駆動輪WRに配分される駆動力が左駆動輪WLのそれよりも大きくなる。
Further, when the vehicle turns left and right, regeneration may be performed without powering the rotating
また、第1実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は、次のとおりである。すなわち、第1実施形態における左右の駆動輪WL、WRが、本発明における第1及び第2駆動輪にそれぞれ相当するとともに、第1実施形態におけるエンジン3が、本発明における車両用駆動源に相当する。また、第1実施形態における差動装置DSが、本発明における第1差動装置に相当するとともに、第1実施形態における左サイドギヤGL、デフケースDC及び右サイドギヤGRが、本発明における第1回転要素、第2回転要素及び第3回転要素にそれぞれ相当する。
Moreover, the correspondence between the various elements in the first embodiment and the various elements in the present invention is as follows. That is, the left and right drive wheels WL and WR in the first embodiment correspond to the first and second drive wheels in the present invention, respectively, and the
さらに、第1実施形態における遊星歯車装置PSが、本発明における第2差動装置に相当するとともに、第1実施形態におけるサンギヤS、キャリアC及びリングギヤRが、本発明における第4回転要素、第5回転要素及び第6回転要素にそれぞれ相当する。また、第1実施形態における回転電機11が、本発明における配分用駆動源に相当する。
Further, the planetary gear device PS in the first embodiment corresponds to the second differential device in the present invention, and the sun gear S, the carrier C, and the ring gear R in the first embodiment are the fourth rotating element, This corresponds to the 5th rotation element and the 6th rotation element, respectively. The rotating
以上のように、第1実施形態によれば、差動装置DSの左右のサイドギヤGL及びGRが、左右の出力軸SL、SRを介して、左右の駆動輪WL及びWRにそれぞれ連結されており、デフケースDCがエンジン3に連結されている。また、第1及び第2ギヤG1、G2がそれぞれ、左サイドギヤGL及びデフケースDCに一体に回転自在に設けられている。さらに、遊星歯車装置PSのサンギヤSが回転電機11に連結されるとともに、キャリアC及びリングギヤRにはそれぞれ、第3及び第4ギヤG3、G4が一体に回転自在に設けられている。また、第1及び第3ギヤG1、G3が互いに噛み合うとともに、第2及び第4ギヤG2、G4が互いに噛み合っている。
As described above, according to the first embodiment, the left and right side gears GL and GR of the differential device DS are coupled to the left and right drive wheels WL and WR via the left and right output shafts SL and SR, respectively. The differential case DC is connected to the
また、図7を用いて説明したように、モータ駆動力の発生に伴い、左駆動輪WLには、サンギヤS及びプラネタリギヤPLを介してキャリアCに伝達された駆動力と、リングギヤR及びプラネタリギヤPLを介してキャリアCに伝達された駆動力を合成した駆動力が、第3ギヤG3、第1ギヤG1、及び左出力軸SLを介して伝達される。この場合、左駆動輪WLへの駆動力の伝達に直接的に関連するギヤの噛合い数(以下「左駆動輪用ギヤ噛合い数」という)は、「サンギヤSとプラネタリギヤPLの間の噛合い」と「リングギヤRとプラネタリギヤPLの間の噛合い」と「第3ギヤG3と第1ギヤG1の間の噛合い」で、計3つである。 Further, as described with reference to FIG. 7, with the generation of the motor driving force, the driving force transmitted to the carrier C via the sun gear S and the planetary gear PL, the ring gear R, and the planetary gear PL are transmitted to the left driving wheel WL. The driving force obtained by synthesizing the driving force transmitted to the carrier C through the first gear G3 is transmitted through the third gear G3, the first gear G1, and the left output shaft SL. In this case, the number of gear meshes directly related to transmission of the driving force to the left drive wheel WL (hereinafter referred to as “left gear mesh number”) is “mesh between the sun gear S and the planetary gear PL. "I", "meshing between the ring gear R and the planetary gear PL" and "meshing between the third gear G3 and the first gear G1".
さらに、モータ駆動力の発生に伴い、左右の駆動輪WL、WRには、サンギヤS、プラネタリギヤPL、リングギヤR、第4ギヤG4、第2ギヤG2、デフケースDC、ピニオンギヤPI、左右のサイドギヤGL、GR及び左右の出力軸SL、SRをそれぞれ介して、負の駆動力が伝達される。この場合、右駆動輪WRへの駆動力の伝達に直接的に関連するギヤの噛合い数(以下「右駆動輪用ギヤ噛合い数」という)は、「サンギヤSとプラネタリギヤPLの間の噛合い」と「プラネタリギヤPLとリングギヤRの間の噛合い」と「第4ギヤG4と第2ギヤG2の間の噛合い」と「ピニオンギヤPIと左サイドギヤGLの間の噛合い」と「ピニオンギヤPIと右サイドギヤGRの間の噛合い」で、計5つである。 Further, as the motor driving force is generated, the left and right driving wheels WL and WR include the sun gear S, planetary gear PL, ring gear R, fourth gear G4, second gear G2, differential case DC, pinion gear PI, left and right side gears GL, Negative driving force is transmitted through the GR and the left and right output shafts SL and SR, respectively. In this case, the meshing number of gears directly related to transmission of driving force to the right driving wheel WR (hereinafter referred to as “gearing number for right driving wheel”) is “meshing between the sun gear S and the planetary gear PL. ”,“ Meshing between planetary gear PL and ring gear R ”,“ meshing between fourth gear G4 and second gear G2 ”,“ meshing between pinion gear PI and left side gear GL ”and“ pinion gear PI ” Between the right side gear GR and the right side gear GR ”.
以上のように、第1実施形態によれば、キャリアCと差動装置DSの間のギヤの噛合い数は、「第3ギヤG3と第1ギヤG1の間の噛合い」で1つであり、リングギヤRと差動装置DSの間のギヤの噛合い数も、「第4ギヤG4と第2ギヤG2の間の噛合い」で1つである。これにより、前述した従来の場合と異なり、左駆動輪用ギヤ噛合い数と右駆動輪用ギヤ噛合い数の差を小さくすることができる。具体的には、上述したギヤの噛合い数から明らかなように、第1実施形態では、左駆動輪用ギヤ噛合い数と右駆動輪用ギヤ噛合い数の差は、|3−5|=「2」であるのに対し、前述したように従来の駆動力伝達装置では「4」である。このことは、図5と図7の比較から明らかなように、図7に示す車両の右旋回時のみならず、図5に示す車両の左旋回時についても同様に当てはまる。したがって、回転電機11を用いた左右の駆動輪WL、WRへの駆動力配分の応答性を、向上させることができる。
As described above, according to the first embodiment, the number of meshing gears between the carrier C and the differential device DS is “meshing between the third gear G3 and the first gear G1”. In addition, the number of meshes between the ring gear R and the differential device DS is also "one mesh between the fourth gear G4 and the second gear G2". Thus, unlike the conventional case described above, the difference between the number of left drive wheel gear meshes and the number of right drive wheel gear meshes can be reduced. Specifically, as is apparent from the number of gear engagements described above, in the first embodiment, the difference between the number of left drive wheel gear engagements and the right drive wheel gear engagement is | 3-5 | = “2”, whereas, as described above, in the conventional driving force transmission device, “4”. As is apparent from a comparison between FIG. 5 and FIG. 7, this applies not only when the vehicle turns right as shown in FIG. 7, but also when the vehicle turns left as shown in FIG. Therefore, it is possible to improve the responsiveness of the driving force distribution to the left and right drive wheels WL and WR using the rotating
また、前述した従来の場合と異なり、アイドラ軸isが不要なので、その分、装置の小型化及び製造コストの削減を図ることができる。 Further, unlike the conventional case described above, the idler shaft is is not required, so that the apparatus can be reduced in size and the manufacturing cost can be reduced accordingly.
さらに、エンジン3から差動装置DSを介した駆動力の伝達により左右の駆動輪WL、WRを駆動しているときには、各種の回転要素が前述したように連結されているため、エンジン駆動力が回転電機11に無駄に伝達され、回転電機11を引きずる場合がある。第1実施形態によれば、図3に示すように、車両の直進時で、左右の駆動輪WL、WRの回転数が互いに等しいときに、サンギヤS及び回転電機11が停止した状態に保持されるように、サンギヤSの歯数ZS、リングギヤRの歯数ZR及び第1ギヤG1〜第4ギヤG4の歯数ZG1〜ZG4が設定されているので(前記式(6))、上述した回転電機11の引きずりを防止でき、それにより、車両の操縦性を高めることができる。
Further, when the left and right drive wheels WL and WR are driven by transmission of driving force from the
なお、第3ギヤG3が第1ギヤG1と噛み合っていることから、請求項3の説明で述べた前記式(5)における一方のギヤの歯数ZGAには、第1ギヤG1の歯数ZG1が相当する。また、第4ギヤG4が第2ギヤG2と噛み合っていることから、式(5)における他方のギヤの歯数ZGBには、第2ギヤG2の歯数ZG2が相当する。以上から明らかなように、式(6)に基づく各ギヤの設定は、請求項3に係る発明における各ギヤの歯数の設定に相当する。
Since the third gear G3 is engaged with the first gear G1, the number of teeth ZGA of the first gear G1 is equal to the number of teeth ZGA of one gear in the equation (5) described in the explanation of
また、図3に示すように、第1実施形態では、リングギヤRを連結する対象として、デフケースDCが用いられる。第1実施形態と異なり、リングギヤRを連結する対象として、右駆動輪WRに連結された右サイドギヤGRを用いた場合には、回転電機11を用いた左右の駆動輪WL、WRへの駆動力の配分中、リングギヤRとの間のトルクの授受が右駆動輪WRに対して直接的に行われるため、それにより左右輪トルク差が比較的大きくなる。
As shown in FIG. 3, in the first embodiment, a differential case DC is used as an object to which the ring gear R is connected. Unlike the first embodiment, when the right side gear GR connected to the right drive wheel WR is used as an object to which the ring gear R is connected, the driving force to the left and right drive wheels WL and WR using the rotating
第1実施形態によれば、リングギヤRを連結する対象としてデフケースDCを用いるので、回転電機11を用いた左右の駆動輪WL、WRへの駆動力の配分中、このリングギヤRとの間のトルクの授受を、左右の駆動輪WL、WRに分割して行うことができる。これにより、同じ大きさのモータトルクTMに対して、左右輪トルク差を小さくできるので、左右の駆動輪WL、WRへの駆動力の配分をよりきめ細かく行うことができる。
According to the first embodiment, since the differential case DC is used as an object to which the ring gear R is connected, torque between the ring gear R and the right and left driving wheels WL and WR using the rotating
また、図8〜図10は、第1実施形態の第1〜第3変形例を示しており、これらの図8〜図10において、第1実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、これらの第1〜第3変形例について順に説明する。図8に示す第1変形例は、前述した変速機4の出力軸4aにプロペラシャフト31が連結されたタイプの車両に、駆動力伝達装置を適用した例である。プロペラシャフト31には、ギヤ31aが一体に設けられており、このギヤ31aは、ベベルギヤである。また、デフケースDCには、ギヤ5に代えて、ギヤ32が一体に設けられている。このギヤ32は、リング状のベベルギヤであり、上記のギヤ31aと噛み合っている。これらのギヤ31a及び32は、ハイポイドギヤを構成している。
8 to 10 show first to third modifications of the first embodiment. In these FIGS. 8 to 10, the same components as those of the first embodiment are denoted by the same reference numerals. doing. Hereinafter, these first to third modifications will be described in order. The first modification shown in FIG. 8 is an example in which the driving force transmission device is applied to a vehicle of the type in which the
図8に示すように、プロペラシャフト31と、回転電機11及び遊星歯車装置PSとが、両者11、PSの軸線方向において互いに部分的に重なるように配置されているので、それにより駆動力伝達装置のハウジング(図示せず)の凹凸を少なくでき、ひいては、駆動力伝達装置の搭載性を高めることができる。
As shown in FIG. 8, the
図9に示す第2変形例は、エンジン3に代えて回転電機41を駆動源とする車両に、駆動力伝達装置を適用した例である。回転電機41は、回転電機11と同様のACモータである。回転電機41の回転軸41aには、ギヤ41bが一体に設けられており、このギヤ41bは、第1ギヤ42aと噛み合っている。第1ギヤ42aは、アイドラ軸42の一端部に一体に設けられており、アイドラ軸42の他端部には、第2ギヤ42bが一体に設けられている。第2ギヤ42bは、前述したデフケースDCに設けられたギヤ5と噛み合っている。回転電機41の駆動力は、これらのギヤ41b及びギヤ5によって減速された状態で、デフケースDCに伝達され、さらに左右の駆動輪WL、WRに伝達される。なお、この第2変形例では、回転電機41が、本発明における車両用駆動源に相当する。
The second modification shown in FIG. 9 is an example in which the driving force transmission device is applied to a vehicle that uses the rotating
図9に示すように、回転電機41と遊星歯車装置PSは、その軸線方向において互いに部分的に重なるように配置されているので、それにより駆動力伝達装置のハウジング(図示せず)の凹凸を少なくでき、ひいては、駆動力伝達装置の搭載性を高めることができる。
As shown in FIG. 9, the rotating
図10に示す第3変形例は、第2変形例と同様、エンジン3に代えて回転電機51を駆動源とする車両に、駆動力伝達装置を適用した例である。回転電機51は、回転電機11と同様のACモータであり、中空の回転軸51aを有しており、この回転軸51aの内側には、右出力軸SRが相対的に回転自在に配置されている。また、回転軸51aには、ギヤ51bが一体に設けられており、このギヤ51bは、第1ギヤ52aと噛み合っている。
The third modification shown in FIG. 10 is an example in which the driving force transmission device is applied to a vehicle that uses the rotating
第1ギヤ52aは、アイドラ軸52の一端部に一体に設けられており、アイドラ軸52の他端部には、第2ギヤ52bが一体に設けられている。第2ギヤ52bは、前述したデフケースDCに設けられたギヤ5と噛み合っている。回転電機51の駆動力は、これらのギヤ51b及びギヤ5によって減速された状態で、デフケースDCに伝達され、さらに左右の駆動輪WL、WRに伝達される。なお、この第3変形例では、回転電機51が、本発明における車両用駆動源に相当する。
The
図10に示すように、アイドラ軸52と遊星歯車装置PSは、その軸線方向において互いに重なるように配置されているので、それにより駆動力伝達装置のハウジング(図示せず)の凹凸を少なくでき、ひいては、駆動力伝達装置の搭載性を高めることができる。
As shown in FIG. 10, the
次に、図11〜図16を参照しながら、本発明の第2実施形態による駆動力伝達装置について説明する。第2実施形態による駆動力伝達装置は、第1実施形態と比較して、第3及び第4ギヤG3’、G4’が、第1及び第2ギヤG1’、G2’ではなく、これとは逆に第2及び第1ギヤG2’、G1’にそれぞれ噛み合っていることが、異なっている。これらの図11〜図16において、第1実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第1実施形態と異なる点を中心に説明する。 Next, a driving force transmission device according to a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In the driving force transmission device according to the second embodiment, the third and fourth gears G3 ′ and G4 ′ are not the first and second gears G1 ′ and G2 ′ as compared with the first embodiment. Conversely, the second and first gears G2 ′ and G1 ′ are different from each other. In these FIGS. 11-16, the same code | symbol is attached | subjected about the same component as 1st Embodiment. Hereinafter, a description will be given focusing on differences from the first embodiment.
第1実施形態と同様、第1ギヤG1’は左出力軸SLと、第2ギヤG2’はデフケースDCと、それぞれ一体に回転自在に設けられている。また、キャリアCの基部Ccは、円板状に形成されており、基部Ccには、第3ギヤG3’が一体に設けられている。キャリアCは、第3ギヤG3’と一体に回転自在である。リングギヤRの外周部には、フランジや中空の回転軸を介して第4ギヤG4’が取り付けられており、両者R、G4’は一体に回転自在である。第3ギヤG3’は第2ギヤG2’に、第4ギヤG4’は第1ギヤG1’に、それぞれ噛み合っている。以上の構成から、第2実施形態による駆動力伝達装置における各種の回転要素の間の回転数の関係は、例えば図12に示す共線図のように表される。 Similar to the first embodiment, the first gear G1 'is provided integrally with the left output shaft SL, and the second gear G2' is provided integrally with the differential case DC so as to be rotatable. The base Cc of the carrier C is formed in a disc shape, and the third gear G3 'is integrally provided on the base Cc. The carrier C is rotatable integrally with the third gear G3 '. A fourth gear G4 'is attached to the outer peripheral portion of the ring gear R via a flange or a hollow rotating shaft, and both the R and G4' can be rotated together. The third gear G3 'meshes with the second gear G2', and the fourth gear G4 'meshes with the first gear G1'. From the above configuration, the rotational speed relationship between the various rotary elements in the driving force transmission apparatus according to the second embodiment is expressed as in a collinear chart shown in FIG. 12, for example.
第1実施形態と同様、サンギヤSの歯数をZSとし、リングギヤRの歯数をZR、第1〜第4ギヤG1’、G2’、G3’及びG4’の歯数をそれぞれZG1’、ZG2’、ZG3’及びZG4’とする。これらのギヤの歯数ZS、ZR及びZG1’〜ZG4’は、左右の駆動輪WL、WRの回転数が互いに等しいときに、サンギヤS及び回転電機11が停止状態に保持されるように(回転数が値0になるように)設定されている。具体的には、これらのギヤの歯数ZS、ZR及びZG1’〜ZG4’は、次式(7)が成立するように設定されている。
ZG3’/ZG2’=(1+ZS/ZR)×(ZG4’/ZG1’)……(7)
As in the first embodiment, the number of teeth of the sun gear S is ZS, the number of teeth of the ring gear R is ZR, and the number of teeth of the first to fourth gears G1 ′, G2 ′, G3 ′, and G4 ′ is ZG1 ′, ZG2, respectively. ', ZG3' and ZG4 '. The gear teeth numbers ZS, ZR and ZG1 ′ to ZG4 ′ are set so that the sun gear S and the rotating
ZG3 ′ / ZG2 ′ = (1 + ZS / ZR) × (ZG4 ′ / ZG1 ′) (7)
次に、車両の直進時及び左右の旋回時における駆動力伝達装置の動作について説明する。 Next, the operation of the driving force transmission device when the vehicle goes straight and when turning left and right will be described.
・直進時
第1実施形態と同様、回転電機11が、力行及び回生をいずれも行わないように制御される。また、エンジン駆動力が、変速機4及び差動装置DSなどを介して、左右の駆動輪WL、WRに伝達される。これにより、駆動輪WL、WRが正転方向に回転するように駆動されることによって、車両が前進する。
As in the first embodiment, the rotating
また、前記式(7)を用いて説明したようにサンギヤギヤSの歯数ZS、リングギヤRの歯数ZR及び第1〜第4ギヤG1’〜G4’の歯数ZG1’〜ZG4’が設定されているので、車両の直進時、図12に示すように、サンギヤS及び回転電機11は停止状態に保持される(回転数が値0)。なお、図12における各種のパラメータは、図3を用いて説明したとおりである。
Further, as described using the equation (7), the number of teeth ZS of the sun gear gear S, the number of teeth ZR of the ring gear R, and the number of teeth ZG1 ′ to ZG4 ′ of the first to fourth gears G1 ′ to G4 ′ are set. Therefore, when the vehicle travels straight, as shown in FIG. 12, the sun gear S and the rotating
・左旋回時
車両の左旋回時、図13に示すように、左駆動輪WLの回転数が右駆動輪WRの回転数よりも低くなる。それにより、左駆動輪WLに第1及び第4ギヤG1’、G4’を介して連結されたリングギヤRの回転数が低下するとともに、それまで停止状態にあったサンギヤS及び回転電機11の回転軸11aが逆転方向に回転する。右駆動輪WRに配分される駆動力を増大させる場合には、回転電機11で力行を行うとともに、バッテリ16から回転電機11に供給される電力を制御する。図14は、この場合における各種の回転要素の間の駆動力の伝達状況を示している。
When the vehicle is turning left, as shown in FIG. 13, the rotation speed of the left drive wheel WL is lower than the rotation speed of the right drive wheel WR. As a result, the rotational speed of the ring gear R connected to the left drive wheel WL via the first and fourth gears G1 ′ and G4 ′ decreases, and the sun gear S and the rotating
図14にハッチングを付した矢印付きの太い線で示すように、車両の左旋回時には、車両の直進時の場合と同様、エンジン駆動力は、差動装置DSを介して左右の駆動輪WL、WRに伝達される。また、モータ駆動力は、サンギヤSに伝達され、後述するようにリングギヤRに伝達される駆動力を反力として、プラネタリギヤPLを介してキャリアCに伝達される。すなわち、サンギヤSに伝達されたモータ駆動力とリングギヤRに伝達された駆動力を合成した駆動力が、キャリアCに伝達される。 As shown by the thick line with the hatched arrows in FIG. 14, when the vehicle turns left, the engine driving force is transmitted to the left and right drive wheels WL via the differential device DS, as in the case of the vehicle going straight. Is transmitted to the WR. Further, the motor driving force is transmitted to the sun gear S, and is transmitted to the carrier C through the planetary gear PL using the driving force transmitted to the ring gear R as a reaction force as will be described later. That is, a driving force obtained by combining the motor driving force transmitted to the sun gear S and the driving force transmitted to the ring gear R is transmitted to the carrier C.
また、キャリアCに伝達された駆動力は、第3ギヤG3’及び第2ギヤG2’を介してデフケースDCに伝達され、ピニオンギヤPI、左右のサイドギヤGL、GR及び左右の出力軸SL、SRを介して、左右の駆動輪WL、WRに伝達される。それに伴い、左出力軸SLに伝達された駆動力の一部が、第1ギヤG1’及び第4ギヤG4’を介して、リングギヤRに伝達される。以上により、車両の左旋回時、図14に示すように、右駆動輪WRに配分される駆動力が、左駆動輪WLのそれよりも大きくなる。 The driving force transmitted to the carrier C is transmitted to the differential case DC via the third gear G3 ′ and the second gear G2 ′, and the pinion gear PI, the left and right side gears GL and GR, and the left and right output shafts SL and SR are transmitted. Via the left and right drive wheels WL and WR. Accordingly, part of the driving force transmitted to the left output shaft SL is transmitted to the ring gear R via the first gear G1 'and the fourth gear G4'. As described above, when the vehicle turns left, as shown in FIG. 14, the driving force distributed to the right driving wheel WR becomes larger than that of the left driving wheel WL.
また、図13は、車両の左旋回時における各種の回転要素の間のトルクの釣り合い関係を示しており、同図において、TC’は、サンギヤSへのモータトルクTMの伝達に伴ってキャリアCからデフケースDCに伝達されるトルクであり、この場合、正のトルクである。さらに、TR’は、モータトルクTMの伝達に伴ってリングギヤRから左出力軸SLに伝達されるトルクであり、この場合、負のトルクである。また、RlC及びRrCは、キャリアCからデフケースDCへのトルクの伝達に伴って左右の駆動輪WL、WRに作用する反力トルクである。その他のパラメータは、図3と同様である。 FIG. 13 shows a torque balance relationship between various rotating elements when the vehicle turns to the left. In FIG. 13, TC ′ represents the carrier C as the motor torque TM is transmitted to the sun gear S. To the differential case DC, and in this case, a positive torque. Further, TR ′ is a torque transmitted from the ring gear R to the left output shaft SL along with the transmission of the motor torque TM, and in this case, a negative torque. RlC and RrC are reaction torques acting on the left and right drive wheels WL and WR as torque is transmitted from the carrier C to the differential case DC. Other parameters are the same as in FIG.
車両の左旋回時、図13から明らかなように、左駆動輪伝達トルクは、RlE+RlC−TR’で表されるとともに、右駆動輪伝達トルクは、RrE+RrCで表される。この場合、前述したようにデフケースDCに伝達されたトルクが1:1の配分比で左右の駆動輪WL、WRに配分されるため、RlE=RrE及びRlC=RrCが成立する。したがって、左右輪トルク差(左右の駆動輪WL、WRの間のトルク差)は、|(RlE+RlC−TR’)−(RrE+RrC)|=|TR’|で表される。 As is apparent from FIG. 13, when the vehicle turns left, the left drive wheel transmission torque is represented by RlE + R1C−TR ′, and the right drive wheel transmission torque is represented by RrE + RrC. In this case, as described above, since the torque transmitted to the differential case DC is distributed to the left and right drive wheels WL and WR at a distribution ratio of 1: 1, RlE = RrE and RlC = RrC are established. Therefore, the left-right wheel torque difference (torque difference between the left and right drive wheels WL, WR) is represented by | (RlE + RlC-TR ′) − (RrE + RrC) | = | TR ′ |.
ここで、上述したようにTR’は、モータトルクTMの伝達に伴ってリングギヤRから左出力軸SLに作用する負のトルクである。このため、左右輪トルク差は、モータトルクTM、サンギヤSの歯数ZS、リングギヤRの歯数ZR、第4ギヤG4’の歯数ZG4’及び第1ギヤG1’の歯数ZG1’を用いて、|TR’|=|(ZR/ZS)×(ZG1’/ZG4’)TM|で表される。したがって、回転電機11に供給される電力を介してモータトルクTMを制御することにより、左右輪トルク差を自由に制御でき、左右の駆動輪WL、WRへの駆動力の配分を自由に制御することができる。
Here, as described above, TR ′ is a negative torque that acts on the left output shaft SL from the ring gear R as the motor torque TM is transmitted. For this reason, the left and right wheel torque difference uses the motor torque TM, the number of teeth ZS of the sun gear S, the number of teeth ZR of the ring gear R, the number of teeth ZG4 ′ of the fourth gear G4 ′, and the number of teeth ZG1 ′ of the first gear G1 ′. | TR ′ | = | (ZR / ZS) × (ZG1 ′ / ZG4 ′) TM | Therefore, by controlling the motor torque TM via the electric power supplied to the rotating
・右旋回時
車両の右旋回時、図15に示すように、左駆動輪WLの回転数が右駆動輪WRの回転数よりも高くなり、それにより、左駆動輪WLに連結されたリングギヤRの回転数が上昇するとともに、それまで停止状態にあったサンギヤS及び回転電機11の回転軸11aが正転方向に回転する。左駆動輪WLに配分される駆動力を増大させる場合には、回転電機11で力行を行うとともに、バッテリ16から回転電機11に供給される電力を制御する。図16は、この場合における各種の回転要素の間の駆動力の伝達状況を示している。
When the vehicle turns right, as shown in FIG. 15, the rotation speed of the left drive wheel WL is higher than the rotation speed of the right drive wheel WR, thereby being connected to the left drive wheel WL. As the rotational speed of the ring gear R increases, the sun gear S and the
図16にハッチングを付した矢印付きの太い線で示すように、車両の右旋回時には、車両の直進時の場合と同様、エンジン駆動力は、差動装置DSを介して左右の駆動輪WL、WRに伝達される。また、モータ駆動力は、サンギヤSに伝達され、後述するようにキャリアCに伝達される駆動力を反力として、プラネタリギヤPLを介してリングギヤRに伝達される。すなわち、サンギヤSに伝達されたモータ駆動力とキャリアCに伝達された駆動力を合成した駆動力が、リングギヤRに伝達される。 As indicated by the hatched thick line with arrows in FIG. 16, when the vehicle turns right, the engine driving force is transmitted to the left and right drive wheels WL via the differential device DS, as in the case of straight traveling of the vehicle. , Transmitted to WR. Further, the motor driving force is transmitted to the sun gear S, and is transmitted to the ring gear R through the planetary gear PL using the driving force transmitted to the carrier C as a reaction force as will be described later. That is, a driving force obtained by combining the motor driving force transmitted to the sun gear S and the driving force transmitted to the carrier C is transmitted to the ring gear R.
また、リングギヤRに伝達された駆動力は、第4ギヤG4’及び第1ギヤG1’を介して左出力軸SLに伝達され、さらに左駆動輪WLに伝達される。それに伴い、デフケースDCに伝達された駆動力の一部が、第2ギヤG2’及び第3ギヤG3’を介して、キャリアCに伝達される。以上により、車両の右旋回時、図16に示すように、左駆動輪WLに配分される駆動力が、右駆動輪WRのそれよりも大きくなる。 The driving force transmitted to the ring gear R is transmitted to the left output shaft SL via the fourth gear G4 'and the first gear G1', and further transmitted to the left driving wheel WL. Accordingly, part of the driving force transmitted to the differential case DC is transmitted to the carrier C via the second gear G2 'and the third gear G3'. Thus, when the vehicle turns right, as shown in FIG. 16, the driving force distributed to the left driving wheel WL becomes larger than that of the right driving wheel WR.
また、図15は、車両の右旋回時における各種の回転要素の間のトルクの釣り合い関係を示している。同図における各種のパラメータは、図13に示す左旋回時の場合と同様である。なお、図13の場合と異なり、TC’、すなわちモータトルクTMの伝達に伴ってキャリアCからデフケースDCに伝達されるトルクは、負のトルクであり、TR’、すなわちモータトルクTMの伝達に伴ってリングギヤRから左出力軸SLに伝達されるトルクは、正のトルクである。 FIG. 15 shows a torque balance relationship between various types of rotating elements when the vehicle turns right. The various parameters in the figure are the same as in the case of the left turn shown in FIG. Unlike the case of FIG. 13, TC ′, that is, the torque transmitted from the carrier C to the differential case DC along with the transmission of the motor torque TM is a negative torque, and TR ′, that is, with the transmission of the motor torque TM. The torque transmitted from the ring gear R to the left output shaft SL is a positive torque.
車両の右旋回時、図15から明らかなように、左駆動輪伝達トルクは、RlE−RlC+TR’で表されるとともに、右駆動輪伝達トルクは、RrE−RrCで表される。この場合にも、図13の場合と同様、RlE=RrE及びRlC=RrCが成立する。したがって、左右輪トルク差は、この場合にも、|(RlE−RlC+TR’)−(RrE−RrC)|=|TR’|=|(ZR/ZS)×(ZG1’/ZG4’)TM|で表される。したがって、回転電機11に供給される電力を介してモータトルクTMを制御することにより、左右輪トルク差を自由に制御でき、左右の駆動輪WL、WRへの駆動力の配分を自由に制御することができる。
As is apparent from FIG. 15, when the vehicle turns right, the left drive wheel transmission torque is represented by RlE−R1C + TR ′, and the right drive wheel transmission torque is represented by RrE−RrC. Also in this case, RlE = RrE and RlC = RrC are established as in FIG. Therefore, the difference between the left and right wheel torques is also expressed by | (RlE−RlC + TR ′) − (RrE−RrC) | = | TR ′ | = | (ZR / ZS) × (ZG1 ′ / ZG4 ′) TM | expressed. Therefore, by controlling the motor torque TM via the electric power supplied to the rotating
なお、第1実施形態と同様、車両の左右の旋回時、回転電機11に供給される電力は、検出された操舵角θや、車速VP、アクセル開度AP、バッテリ16の充電状態などに応じて制御され、それにより、左右の駆動輪WL、WRに配分される駆動力が制御される。
As in the first embodiment, when the vehicle turns left and right, the electric power supplied to the rotating
また、車両の左右の旋回時、回転電機11で力行を行わずに、回生を行ってもよく、その場合、回転電機11で回生される電力を制御することによって、左右の駆動輪WL、WRに配分される駆動力を制御することができる。左旋回時に回転電機11で回生を行った場合には、左駆動輪WLに配分される駆動力が右駆動輪WRのそれよりも大きくなり、右旋回時に回転電機11で回生を行った場合には、右駆動輪WRに配分される駆動力が左駆動輪WLのそれよりも大きくなる。
Further, when the vehicle turns left and right, regeneration may be performed without powering the rotating
以上のように、第2実施形態によれば、差動装置DSの左右のサイドギヤGL及びGRが、左右の出力軸SL、SRを介して、左右の駆動輪WL及びWRにそれぞれ連結されており、デフケースDCがエンジン3に連結されている。また、第1及び第2ギヤG1’、G2’がそれぞれ、左サイドギヤGL及びデフケースDCに一体に回転自在に設けられている。さらに、遊星歯車装置PSのサンギヤSが回転電機11に連結されるとともに、キャリアC及びリングギヤRにはそれぞれ、第3及び第4ギヤG3’、G4’が一体に回転自在に設けられている。また、第1及び第4ギヤG1’、G4’が互いに噛み合っているとともに、第2及び第3ギヤG2’、G3’が互いに噛み合っている。
As described above, according to the second embodiment, the left and right side gears GL and GR of the differential device DS are connected to the left and right drive wheels WL and WR via the left and right output shafts SL and SR, respectively. The differential case DC is connected to the
また、図16を用いて説明したように、モータ駆動力の発生に伴い、左駆動輪WLには、サンギヤS、プラネタリギヤPL、リングギヤR、第4ギヤG4’、第1ギヤG1’、及び左出力軸SLを介して、駆動力が伝達される。このように、左駆動輪用ギヤ噛合い数(左駆動輪WLへの駆動力の伝達に直接的に関連するギヤの噛合い数)は、「サンギヤSとプラネタリギヤPLの間の噛合い」と「プラネタリギヤPLとリングギヤRの間の噛合い」と「第4ギヤG4’と第1ギヤG1’の間の噛合い」で、計3つである。 Further, as described with reference to FIG. 16, with the generation of the motor driving force, the left driving wheel WL includes the sun gear S, the planetary gear PL, the ring gear R, the fourth gear G4 ′, the first gear G1 ′, and the left A driving force is transmitted through the output shaft SL. Thus, the number of meshes for the left drive wheel (the number of meshes of the gear directly related to transmission of the driving force to the left drive wheel WL) is “mesh between the sun gear S and the planetary gear PL”. There are three in total, “meshing between planetary gear PL and ring gear R” and “meshing between fourth gear G4 ′ and first gear G1 ′”.
さらに、モータ駆動力の発生に伴い、左右の駆動輪WL、WRには、サンギヤS、プラネタリギヤPL、キャリアC、第3ギヤG3’、第2ギヤG2’、デフケースDC、ピニオンギヤPI、左右のサイドギヤGL、GR及び左右の出力軸SL、SRをそれぞれ介して、負の駆動力が伝達される。この場合、プラネタリギヤPLがサンギヤS及びリングギヤRの双方に噛み合っているので、サンギヤSからプラネタリギヤPLを介したキャリアCへの駆動力の伝達には、プラネタリギヤPLとリングギヤRの間の噛合いが関係する。以上から、右駆動輪用ギヤ噛合い数(右駆動輪WRへの駆動力の伝達に直接的に関連するギヤの噛合い数)は、「サンギヤSとプラネタリギヤPLの間の噛合い」と「プラネタリギヤPLとリングギヤRの間の噛合い」と「第3ギヤG3’と第2ギヤG2’の間の噛合い」と「ピニオンギヤPIと左サイドギヤGLの間の噛合い」と「ピニオンギヤPIと右サイドギヤGRの間の噛合い」で、計5つである。 Further, as the motor driving force is generated, the left and right driving wheels WL and WR include the sun gear S, the planetary gear PL, the carrier C, the third gear G3 ′, the second gear G2 ′, the differential case DC, the pinion gear PI, and the left and right side gears. Negative driving force is transmitted through GL, GR and left and right output shafts SL, SR, respectively. In this case, since the planetary gear PL is engaged with both the sun gear S and the ring gear R, the transmission between the sun gear S and the carrier C via the planetary gear PL is related to the engagement between the planetary gear PL and the ring gear R. To do. From the above, the gear meshing number for the right driving wheel (the gear meshing number directly related to transmission of the driving force to the right driving wheel WR) is “meshing between the sun gear S and the planetary gear PL” and “ "Meshing between planetary gear PL and ring gear R", "meshing between third gear G3 'and second gear G2'", "meshing between pinion gear PI and left side gear GL" and "pinion gear PI and right The total number of engagements between the side gears GR is five.
以上のように、第2実施形態によれば、キャリアCと差動装置DSの間のギヤの噛合い数は、「第3ギヤG3’と第2ギヤG2’の間の噛合い」で1つであり、リングギヤRと差動装置DSの間のギヤの噛合い数も、「第4ギヤG4’と第1ギヤG1’の間の噛合い」で1つである。これにより、前述した従来の場合と異なり、左駆動輪用ギヤ噛合い数と右駆動輪用ギヤ噛合い数の差を小さくすることができる。具体的には、第2実施形態では、左駆動輪用ギヤ噛合い数と右駆動輪用ギヤ噛合い数の差は、|3−5|=「2」であるのに対し、前述したように従来の駆動力伝達装置では「4」である。このことは、図14と図16の比較から明らかなように、図16に示す車両の右旋回時のみならず、図14に示す車両の左旋回時についても同様に当てはまる。したがって、回転電機11を用いた左右の駆動輪WL、WRへの駆動力配分の応答性を、向上させることができる。
As described above, according to the second embodiment, the number of gear meshes between the carrier C and the differential device DS is “mesh between the third gear G3 ′ and the second gear G2 ′”. The number of meshes between the ring gear R and the differential device DS is also “one mesh between the fourth gear G4 ′ and the first gear G1 ′”. Thus, unlike the conventional case described above, the difference between the number of left drive wheel gear meshes and the number of right drive wheel gear meshes can be reduced. Specifically, in the second embodiment, the difference between the number of gear engagement for the left driving wheel and the number of gear engagement for the right driving wheel is | 3-5 | = “2”, as described above. In the conventional driving force transmission device, it is “4”. As apparent from the comparison between FIG. 14 and FIG. 16, this applies not only when the vehicle turns right as shown in FIG. 16, but also when the vehicle turns left as shown in FIG. Therefore, it is possible to improve the responsiveness of the driving force distribution to the left and right drive wheels WL and WR using the rotating
また、第1実施形態と同様、従来のアイドラ軸isが不要なので、その分、装置の小型化及び製造コストの削減を図ることができる。 Further, as in the first embodiment, the conventional idler shaft is is unnecessary, so that the apparatus can be reduced in size and the manufacturing cost can be reduced accordingly.
さらに、エンジン3から差動装置DSを介した駆動力の伝達により左右の駆動輪WL、WRを駆動しているときには、各種の回転要素が前述したように連結されているため、エンジン駆動力が回転電機11に無駄に伝達され、回転電機11を引きずる場合がある。第2実施形態によれば、図12に示すように、車両の直進時で、左右の駆動輪WL、WRの回転数が互いに等しいときに、サンギヤS及び回転電機11が停止した状態に保持されるように、サンギヤSの歯数ZS、リングギヤRの歯数ZR及び第1ギヤG1’〜第4ギヤG4’の歯数ZG1’〜ZG4’が設定されているので(前記式(7))、上述した回転電機11の引きずりを防止でき、それにより、車両の操縦性を高めることができる。
Further, when the left and right drive wheels WL and WR are driven by transmission of driving force from the
なお、第3ギヤG3’が第2ギヤG2’と噛み合っていることから、請求項3の説明で述べた前記式(5)における一方のギヤの歯数ZGAには、第2ギヤG2’の歯数ZG2’が相当する。また、第4ギヤG4’が第1ギヤG1’と噛み合っていることから、式(5)における他方のギヤの歯数ZGBには、第1ギヤG1’の歯数ZG1’が相当する。以上から明らかなように、式(7)に基づく各ギヤの設定は、請求項3に係る発明における各ギヤの歯数の設定に相当する。
Since the third gear G3 ′ is in mesh with the second gear G2 ′, the number of teeth ZGA of one gear in the equation (5) described in the explanation of
また、図12に示すように、第2実施形態では、キャリアCを連結する対象として、デフケースDCが用いられる。第2実施形態と異なり、キャリアCを連結する対象として、右駆動輪WRに連結された右サイドギヤGRを用いた場合には、回転電機11を用いた左右の駆動輪WL、WRへの駆動力の配分中、キャリアCとの間のトルクの授受が右駆動輪WRに対して直接的に行われるため、左右輪トルク差が比較的大きくなる。
As shown in FIG. 12, in the second embodiment, a differential case DC is used as a target to which the carrier C is connected. Unlike the second embodiment, when the right side gear GR connected to the right drive wheel WR is used as an object to which the carrier C is connected, the driving force to the left and right drive wheels WL and WR using the rotating
第2実施形態によれば、キャリアCを連結する対象としてデフケースDCを用いるので、回転電機11を用いた左右の駆動輪WL、WRへの駆動力の配分中、このキャリアCとの間のトルクの授受を、左右の駆動輪WL、WRに分割して行うことができる。これにより、同じ大きさのモータトルクTMに対して、左右輪トルク差を小さくできるので、左右の駆動輪WL、WRへの駆動力の配分をよりきめ細かく行うことができる。
According to the second embodiment, since the differential case DC is used as an object to which the carrier C is connected, the torque between the carrier C and the right and left driving wheels WL and WR using the rotating
また、図4、図6、図13及び図15を用いて説明したように、左右輪トルク差は、第1実施形態ではキャリアCを介したトルクの授受により発生するのに対し、第2実施形態ではリングギヤRを介したトルクの授受により発生する。このため、第1実施形態における左右輪トルク差は、|TC|=|(1+ZR/ZS)×(ZG1/ZG3)TM|で表されるのに対し、第2実施形態における左右輪トルク差は、|TR’|=|(ZR/ZS)×(ZG1’/ZG4’)TM|で表され、第1実施形態のそれよりも小さくなる。したがって、第1実施形態と比較して、左右の駆動輪WL、WRへの駆動力の配分をよりきめ細かく行うことができる。 In addition, as described with reference to FIGS. 4, 6, 13 and 15, the difference between the left and right wheel torques is generated by transmission / reception of torque through the carrier C in the first embodiment, whereas in the second embodiment. In the form, the torque is transmitted and received through the ring gear R. Therefore, the left and right wheel torque difference in the first embodiment is represented by | TC | = | (1 + ZR / ZS) × (ZG1 / ZG3) TM |, whereas the left and right wheel torque difference in the second embodiment is , | TR ′ | = | (ZR / ZS) × (ZG1 ′ / ZG4 ′) TM |, which is smaller than that of the first embodiment. Therefore, as compared with the first embodiment, it is possible to finely distribute the driving force to the left and right driving wheels WL and WR.
なお、第2実施形態は、第1実施形態と同様、駆動力伝達装置を、変速機4の出力軸4aと一体のギヤ4bがデフケースDCと一体のギヤ5と噛み合うタイプの車両に適用した例であるが、第1実施形態の第1変形例(図8)と同様、出力軸4aにプロペラシャフト31が連結されたタイプの車両に適用してもよい。
In the second embodiment, similarly to the first embodiment, the driving force transmission device is applied to a vehicle of a type in which the
また、第2実施形態は、駆動力伝達装置を、駆動源としてエンジン3が搭載された車両に適用した例であるが、第1実施形態の第2及び第3変形例(図9及び図10)と同様、駆動源として回転電機41、51が搭載された車両に適用してもよい。
The second embodiment is an example in which the driving force transmission device is applied to a vehicle on which the
なお、本発明は、説明した第1及び第2実施形態(変形例を含む。以下、総称して「実施形態」という)に限定されることなく、種々の態様で実施することができる。例えば、実施形態では、本発明における第4回転要素としてサンギヤSを、第6回転要素としてリングギヤRを、それぞれ用いているが、これとは逆に、第4回転要素としてリングギヤRを、第6回転要素としてサンギヤSを、それぞれ用いてもよい。すなわち、リングギヤRを回転電機11に連結するとともに、サンギヤSに第4ギヤG4(G4’)を一体に回転自在に設けてもよい。
Note that the present invention is not limited to the first and second embodiments described (including modifications, and hereinafter collectively referred to as “embodiments”), and can be implemented in various modes. For example, in the embodiment, the sun gear S is used as the fourth rotating element and the ring gear R is used as the sixth rotating element in the present invention, but conversely, the ring gear R is used as the fourth rotating element. A sun gear S may be used as the rotating element. In other words, the ring gear R may be coupled to the rotating
また、実施形態では、サンギヤSを、回転電機11の回転軸11aに一体に設けているが、ギヤなどを介して回転軸11aに連結してもよい。このことは、左右の出力軸SL、SR及び左右の駆動輪WL、WRの間の連結についても同様に当てはまる。さらに、実施形態では、本発明における第1差動装置として、ベベルギヤ式の差動装置DSを用いているが、互いの間で動力を伝達可能で回転数が互いに共線関係にある第1〜第3回転要素を有する他の装置、例えばシングルピニオン型やダブルピニオン型の遊星歯車装置などを用いてもよい。このことは、第2差動装置についても同様である。すなわち、実施形態では、本発明における第2差動装置として、シングルピニオン型の遊星歯車装置PSを用いているが、例えばベベルギヤ式の差動装置やダブルピニオン型の遊星歯車装置などを用いてもよい。
In the embodiment, the sun gear S is provided integrally with the
また、実施形態では、本発明における配分用駆動源として、力行及び回生が可能に構成された回転電機11を用いているが、駆動力を出力可能な他の装置、例えば力行のみが可能な電動機や、油圧モータなどを用いてもよい。さらに、実施形態は、車両用駆動源として、ガソリンエンジンであるエンジン3又は回転電機41(51)が搭載された車両に、本発明を適用した例であるが、本発明はこれに限らず、ディーゼルエンジンや、CNGエンジン、外燃機関などが搭載された車両に適用してもよい。また、実施形態では、本発明における第1及び第2駆動輪は、左右の駆動輪WL、WRであるが、例えば前後輪駆動式の車両における前後の駆動輪でもよい。その他、本発明の趣旨の範囲内で、細部の構成を適宜、変更することが可能である。
In the embodiment, the rotating
WL 左駆動輪(第1駆動輪)
WR 右駆動輪(第2駆動輪)
3 エンジン(車両用駆動源)
DS 差動装置(第1差動装置)
GL 左サイドギヤ(第1回転要素)
DC デフケース(第2回転要素)
GR 右サイドギヤ(第3回転要素)
PS 遊星歯車装置(第2差動装置)
S サンギヤ(第4回転要素)
C キャリア(第5回転要素)
R リングギヤ(第6回転要素)
11 回転電機(配分用駆動源)
G1 第1ギヤ
G2 第2ギヤ
G3 第3ギヤ
G4 第4ギヤ
41 回転電機(車両用駆動源)
51 回転電機(車両用駆動源)
G1’ 第1ギヤ
G2’ 第2ギヤ
G3’ 第3ギヤ
G4’ 第4ギヤ
WL Left drive wheel (first drive wheel)
WR Right drive wheel (second drive wheel)
3 Engine (vehicle drive source)
DS differential (first differential)
GL Left side gear (first rotating element)
DC differential case (second rotating element)
GR Right side gear (third rotation element)
PS planetary gear unit (second differential)
S Sun gear (fourth rotating element)
C carrier (5th rotating element)
R ring gear (sixth rotating element)
11 Rotating machine (distribution drive source)
G1 1st gear G2 2nd gear G3 3rd gear
51 Rotating electric machine (vehicle drive source)
G1 'first gear G2' second gear G3 'third gear G4' fourth gear
Claims (4)
互いの間で動力を伝達可能な第1回転要素、第2回転要素及び第3回転要素を有し、前記第1〜第3回転要素の回転数が共線図において単一の直線上にこの順で並ぶ共線関係を満たすように構成された第1差動装置と、
前記第1回転要素に一体に回転自在に設けられた第1ギヤと、
前記第2回転要素に一体に回転自在に設けられた第2ギヤと、を備え、
前記第1回転要素は前記第1駆動輪に連結され、前記第2回転要素は前記車両用駆動源に連結されるとともに、前記第3回転要素は前記第2駆動輪に連結されており、
互いの間で動力を伝達可能な第4回転要素、第5回転要素及び第6回転要素を有し、前記第4〜第6回転要素の回転数が共線図において単一の直線上にこの順で並ぶ共線関係を満たすように構成された第2差動装置と、
前記第4回転要素に、駆動力を出力可能に連結された配分用駆動源と、
前記第5回転要素に一体に回転自在に設けられ、前記第1及び第2ギヤの一方と噛み合う第3ギヤと、
前記第6回転要素に一体に回転自在に設けられ、前記第1及び第2ギヤの他方と噛み合う第4ギヤと、をさらに備えることを特徴とする駆動力伝達装置。 A driving force transmission device for transmitting a driving force from a vehicle driving source to first and second driving wheels for propelling a vehicle,
The first rotating element, the second rotating element, and the third rotating element that can transmit power between each other, and the rotational speeds of the first to third rotating elements are arranged on a single straight line in the collinear diagram. A first differential configured to satisfy a collinear relationship arranged in order;
A first gear provided to be integrally rotatable with the first rotating element;
A second gear provided to be rotatable integrally with the second rotating element,
The first rotating element is connected to the first driving wheel, the second rotating element is connected to the vehicle drive source, and the third rotating element is connected to the second driving wheel,
A fourth rotating element, a fifth rotating element, and a sixth rotating element capable of transmitting power between each other, and the rotational speeds of the fourth to sixth rotating elements are arranged on a single straight line in a collinear diagram; A second differential configured to satisfy a collinear relationship arranged in order;
A distribution drive source coupled to the fourth rotation element so as to output a drive force;
A third gear provided integrally with the fifth rotation element so as to freely rotate, and meshing with one of the first and second gears;
A drive force transmission device, further comprising: a fourth gear that is integrally rotatable with the sixth rotation element and meshes with the other of the first and second gears.
前記サンギヤの歯数をZSとし、前記リングギヤの歯数をZRとし、前記第1及び第2ギヤの前記一方の歯数をZGAとし、前記第1及び第2ギヤの前記他方の歯数をZGBとし、前記第3ギヤの歯数をZG3とし、前記第4ギヤの歯数をZG4としたときに、ZG3/ZGA=(1+ZS/ZR)×(ZG4/ZGB)が成立するように、前記サンギヤの歯数ZS、前記リングギヤの歯数ZR、前記第1及び第2ギヤの前記一方の歯数ZGA、前記第1及び第2ギヤの前記他方の歯数ZGB、前記第3ギヤの歯数ZG3及び前記第4ギヤの歯数ZG4が設定されていることを特徴とする、請求項1又は2に記載の駆動力伝達装置。 The second differential device rotatably supports a sun gear as the fourth rotating element, a ring gear as the sixth rotating element provided on the outer periphery of the sun gear, and a planetary gear meshing with the sun gear and the ring gear. A single pinion type planetary gear device having a carrier as the fifth rotating element;
The number of teeth of the sun gear is ZS, the number of teeth of the ring gear is ZR, the number of teeth of the first and second gears is ZGA, and the number of teeth of the first and second gears is ZGB. When the number of teeth of the third gear is ZG3 and the number of teeth of the fourth gear is ZG4, the sun gear is set so that ZG3 / ZGA = (1 + ZS / ZR) × (ZG4 / ZGB) is established. Number of teeth ZS, number of teeth ZR of the ring gear, number of teeth ZGA of the first and second gears, number of teeth ZGB of the other of the first and second gears, number of teeth ZG3 of the third gear And the number of teeth ZG4 of the 4th gear is set up, The driving force transmission device according to claim 1 or 2 characterized by things.
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