JPH05131855A - Lateral driving force regulating device for vehicle - Google Patents

Lateral driving force regulating device for vehicle

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JPH05131855A
JPH05131855A JP32112391A JP32112391A JPH05131855A JP H05131855 A JPH05131855 A JP H05131855A JP 32112391 A JP32112391 A JP 32112391A JP 32112391 A JP32112391 A JP 32112391A JP H05131855 A JPH05131855 A JP H05131855A
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driving force
shaft
torque
wheel
rotary shaft
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Kaoru Sawase
薫 澤瀬
Keiji Isoda
桂司 礒田
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Mitsubishi Motors Corp
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Abstract

PURPOSE:To perform torque distribution between lateral wheels without causing large torque loss or energy loss regarding a vehicular lateral driving force regulating device suitably used for driving force distribution between lateral driving wheels or non-driving wheels (wheels other than the driving wheels) in an automobile. CONSTITUTION:Driving force transmission control mechanism 90B for giving/ receiving driving force between a left wheel rotating shaft 13 and a right wheel rotating shaft 14 so as to regulate the driving force of lateral wheels is provided between the left and right wheel rotating shafts 13, 14. This driving force transmission control mechanism 90B is formed of speed change mechanism 96 connected to one rotating shaft 14 side between the left and right rotating shafts so as to change and output the rotating speed of the rotating shaft 14 side, and power transmission means 97, 98 interposed between the other rotating shaft 13 side and the output parts 97C, 98C of the speed change mechanism 96 so as to transmit driving force between the left and right rotating shafts 13, 14 at the engaged time.

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】本発明は、四輪駆動式又は二輪駆
動式の自動車における左右の駆動輪への駆動力配分、又
は、二輪駆動式の自動車における左右の否駆動輪（駆動
輪ではない車輪）間での動力の授受による駆動力配分に
用いて好適の、車両用左右駆動力調整装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to distribution of driving force to left and right drive wheels in a four-wheel drive type or two-wheel drive type automobile, or left and right non-drive wheels (not drive wheels) in a two-wheel drive type automobile. The present invention relates to a vehicle left-right driving force adjusting device that is suitable for use in driving force distribution by transmitting and receiving power between wheels.

【０００２】[0002]

【従来の技術】近年、四輪駆動式自動車（以下、四輪駆
動車という）の開発が盛んに行なわれているが、前後輪
間のトルク配分（駆動力配分）を積極的に調整できるよ
うにした、フルタイム四輪駆動方式の自動車の開発も種
々行なわれている。2. Description of the Related Art In recent years, four-wheel drive type automobiles (hereinafter referred to as four-wheel drive vehicles) have been actively developed, but torque distribution (driving force distribution) between front and rear wheels can be positively adjusted. Various types of full-time four-wheel drive type automobiles have also been developed.

【０００３】一方、自動車において、左右輪に伝達され
るトルク配分機構を広義にとらえると従来のノーマルデ
ィファレンシャル装置や電子制御式を含むＬＳＤ（リミ
テッドスリップデフ）が考えられるが、これらはトルク
配分を積極的に調整するものでなく、左右輪のトルクを
自由自在に配分できるものではない。On the other hand, in an automobile, when the torque distribution mechanism transmitted to the left and right wheels is broadly considered, a conventional normal differential device and an LSD (limited slip differential) including an electronically controlled type are conceivable. However, these actively distribute torque. It is not intended to be adjusted manually, and the torque of the left and right wheels cannot be freely distributed.

【０００４】[0004]

【発明が解決しようとする課題】ところで、前後輪間の
トルク配分調整装置と並んで、左右輪間のトルク配分を
調整できる装置の開発も期待されている。この場合、四
輪駆動車における左右の駆動輪間のみならず、二輪駆動
車における左右の駆動輪間のトルク配分調整も対照とな
る。By the way, along with the torque distribution adjusting device between the front and rear wheels, it is also expected to develop a device that can adjust the torque distribution between the left and right wheels. In this case, the torque distribution adjustment not only between the left and right drive wheels of the four-wheel drive vehicle but also between the left and right drive wheels of the two-wheel drive vehicle is a reference.

【０００５】さらには、トルク配分を、エンジンの出力
トルクの配分のみならず左右の回転軸輪間での動力の授
受によって生じるトルクの伝達状態まで含めるように、
大きくとらえると、二輪駆動車における左右の否駆動輪
（駆動輪ではない車輪）間でトルク配分調整を行なうこ
とも考えられる。Further, the torque distribution includes not only the distribution of the output torque of the engine but also the transmission state of the torque generated by the transfer of power between the left and right rotary shaft wheels.
Considering largely, it may be considered to adjust the torque distribution between the left and right drive wheels (wheels that are not drive wheels) in the two-wheel drive vehicle.

【０００６】つまり、左右の否駆動輪はいずれもエンジ
ンから駆動力を受けないが、これらの否駆動輪のうちの
一方の否駆動輪から他方の否駆動輪へ動力を伝達する状
態を実現できれば、一方の否駆動輪側では制動力が生じ
るが他方の否駆動輪側では駆動力が発生するようにな
る。したがって、左右の否駆動輪間でもトルク配分（負
の駆動力、つまり、制動力も含む）の調整が可能とな
る。In other words, the left and right non-driving wheels receive no driving force from the engine, but if a state in which power is transmitted from one of the non-driving wheels to the other non-driving wheel can be realized. The braking force is generated on one non-driving wheel side, but the driving force is generated on the other non-driving wheel side. Therefore, it is possible to adjust the torque distribution (including the negative driving force, that is, the braking force) between the left and right drive wheels.

【０００７】さらに、かかる車両用左右駆動力調整装置
としては、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、トルク配分を行なえるものが望ましい。Further, it is desirable that such a vehicle left-right driving force adjusting device be capable of torque distribution without causing a large torque loss or energy loss.

【０００８】本発明は、このような課題に鑑み創案され
たもので、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、左右輪間でのトルク配分を行なえるようにし
た、車両用左右駆動力調整装置を提供することを目的と
する。The present invention was devised in view of the above-mentioned problems, and the left-right driving force adjustment for a vehicle is made so that the torque can be distributed between the left and right wheels without causing a large torque loss and energy loss. The purpose is to provide a device.

【０００９】[0009]

【課題を解決するための手段】このため、請求項１にか
かる本発明の車両用左右駆動力調整装置は、車両におけ
る左輪回転軸と右輪回転軸との間に、上記の左右の各回
転軸間で駆動力を授受することで上記の左右輪の駆動力
を調整しうる駆動力伝達制御機構をそなえ、上記駆動力
伝達制御機構が、上記の左右の各回転軸のうちの一方の
回転軸側に連結されてこの一方の回転軸側の回転速度を
変速して出力しうる変速機構と、上記の左右の各回転軸
のうちの他方の回転軸側と上記変速機構の出力部側との
間に介装されて係合時に上記の左右の各回転軸間で駆動
力の伝達を行ないうる動力伝達手段とから構成されてい
ることを特徴としている。Therefore, according to the first aspect of the present invention, there is provided the vehicle left-right driving force adjusting apparatus, wherein the left-right rotating shaft and the right-wheel rotating shaft of the vehicle are rotated between the left and right rotating shafts. It has a driving force transmission control mechanism that can adjust the driving force of the left and right wheels by exchanging driving force between the shafts, and the driving force transmission control mechanism can rotate one of the left and right rotating shafts. A transmission mechanism connected to the shaft side and capable of changing and outputting the rotation speed of the one rotation shaft side; the other rotation shaft side of the left and right rotation shafts; and the output section side of the transmission mechanism. It is characterized in that it is constituted by a power transmission means that is interposed between the two and that can transmit the driving force between the left and right rotary shafts when engaged.

【００１０】この場合、上記の左輪回転軸及び右輪回転
軸を共にエンジン出力を与えられて回転する駆動輪に設
定するか、または、上記の左輪回転軸及び右輪回転軸を
共にエンジン出力を与えられない否駆動輪に設定するこ
とができる。In this case, either the left wheel rotating shaft or the right wheel rotating shaft is set as a drive wheel that is rotated by being given an engine output, or the left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft are both set to the engine output. It can be set to drive wheels not given.

【００１１】また、請求項２にかかる本発明の車両用左
右駆動力調整装置は、車両における左輪回転軸と右輪回
転軸との間に、上記の左右の各回転軸間で駆動力を授受
することで上記の左右輪の駆動力を調整しうる駆動力伝
達制御機構をそなえ、上記駆動力伝達制御機構が、上記
の左右の各回転軸のうちの一方の回転軸側に連結されて
この一方の回転軸側の回転速度を変速して出力しうる第
１の変速機構と、上記の左右の各回転軸のうちの他方の
回転軸側と上記第１の変速機構の出力部側との間に介装
されて係合時に上記の左右の各回転軸の間で駆動力の伝
達を行ないうる第１の動力伝達手段と、上記の左右の各
回転軸のうちの他方の回転軸側に連結されてこの他方の
回転軸側の回転速度を変速して出力しうる第２の変速機
構と、上記の左右の各回転軸のうちの一方の回転軸側と
上記第２の変速機構の出力部側との間に介装されて係合
時に上記の左右の各回転軸間で駆動力の伝達を行ないう
る第２の動力伝達手段とから構成されていることを特徴
としている。According to a second aspect of the present invention, there is provided a vehicle left / right driving force adjusting device for transmitting / receiving a driving force between the left and right rotating shafts of the vehicle between the left and right rotating shafts. By providing a drive force transmission control mechanism capable of adjusting the drive force of the left and right wheels, and the drive force transmission control mechanism is connected to one of the left and right rotary shafts, and A first speed change mechanism capable of changing and outputting the rotation speed of one of the rotary shafts; a rotary shaft side of the other of the left and right rotary shafts and an output section side of the first speed change mechanism. A first power transmission means that is interposed between the first and second rotary shafts and is capable of transmitting a driving force between the left and right rotary shafts, and the other of the left and right rotary shafts. A second speed change mechanism that is connected and can change and output the rotation speed of the other rotation shaft side, and the above-mentioned left and right A first rotary shaft that is interposed between one of the rotary shafts and the output side of the second speed change mechanism so that the driving force can be transmitted between the left and right rotary shafts when engaged. It is characterized in that it is composed of two power transmission means.

【００１２】この場合も、上記の左輪回転軸及び右輪回
転軸を共にエンジン出力を与えられて回転する駆動輪に
設定するか、または、上記の左輪回転軸及び右輪回転軸
を共にエンジン出力を与えられない否駆動輪に設定する
ことができる。Also in this case, either the left wheel rotary shaft or the right wheel rotary shaft is set as a drive wheel that is rotated by being given an engine output, or the left wheel rotary shaft and the right wheel rotary shaft are both output. Can be set to drive wheels that are not given.

【００１３】さらに、請求項３にかかる本発明の車両用
左右駆動力調整装置は、車両における左輪回転軸と右輪
回転軸との間に、上記の左右の各回転軸間で駆動力を授
受することで上記の左右輪の駆動力を調整しうる駆動力
伝達制御機構をそなえ、上記駆動力伝達制御機構が、上
記の左右の各回転軸のうちの一方の回転軸側に連結され
てこの一方の回転軸側の回転速度を加速又は減速して出
力しうる変速機構と、上記変速機構に付設されて該変速
機構を加速側又は減速側に切り替えうる切替機構と、上
記の左右の各回転軸のうちの他方の回転軸側と上記変速
機構の出力部側との間に介装されて係合時に上記の左右
の各回転軸間で駆動力の伝達を行ないうる動力伝達手段
とから構成されていることを特徴としている。Further, according to a third aspect of the present invention, there is provided a vehicle left / right driving force adjusting device for transmitting / receiving a driving force between the left and right rotating shafts of the vehicle between the left and right rotating shafts. By providing a drive force transmission control mechanism capable of adjusting the drive force of the left and right wheels, and the drive force transmission control mechanism is connected to one of the left and right rotary shafts, and A speed change mechanism capable of accelerating or decelerating the rotational speed of one of the rotary shafts and outputting the speed, a switching mechanism attached to the speed change mechanism and capable of switching the speed change mechanism to the acceleration side or the deceleration side, and the left and right rotations described above. And a power transmission unit that is interposed between the other rotation shaft side of the shafts and the output unit side of the transmission mechanism and can transmit driving force between the left and right rotation shafts when engaged. It is characterized by being.

【００１４】この場合も、上記の左輪回転軸及び右輪回
転軸を共にエンジン出力を与えられて回転する駆動輪に
設定するか、または、上記の左輪回転軸及び右輪回転軸
を共にエンジン出力を与えられない否駆動輪に設定する
ことができる。Also in this case, either the left wheel rotating shaft or the right wheel rotating shaft is set as a drive wheel which is rotated by receiving the engine output, or the left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft are both output. Can be set to drive wheels that are not given.

【００１５】さらに、請求項６にかかる本発明の車両用
左右駆動力調整装置は、車両における左輪回転軸と右輪
回転軸との間に、エンジンからの駆動力を入力される入
力部と、上記の左右の回転軸間の差動を許容しつつ上記
の入力部から入力された駆動力を上記の左右の各回転軸
に伝達する差動機構と、上記の駆動力の伝達状態を制御
して上記の左右輪への駆動力配分を調整しうる駆動力伝
達制御機構とをそなえ、上記駆動力伝達制御機構が、上
記回転軸側に連結されてこの回転軸側の回転速度を変速
して出力しうる変速機構と、上記の変速機構の出力部側
と上記入力部側との間に介装されて係合時に上記回転軸
側と上記入力部側との間で駆動力の伝達を行ないうる動
力伝達手段とから構成されていることを特徴としてい
る。Further, according to a sixth aspect of the present invention, there is provided a vehicle left-right driving force adjusting device, which has an input section between a left wheel rotating shaft and a right wheel rotating shaft of a vehicle, to which a driving force from an engine is inputted. A differential mechanism that transmits the driving force input from the input unit to each of the left and right rotating shafts while allowing a differential between the left and right rotating shafts, and controls the transmission state of the driving force. And a drive force transmission control mechanism capable of adjusting the distribution of the drive force to the left and right wheels, and the drive force transmission control mechanism is connected to the rotary shaft side to change the rotational speed of the rotary shaft side. The transmission mechanism capable of outputting, and interposed between the output side and the input side of the transmission, transmits the driving force between the rotary shaft side and the input side when engaged. It is characterized in that it is configured by a power transmission means.

【００１６】そして、請求項７にかかる本発明の車両用
左右駆動力調整装置は、車両における左輪回転軸と右輪
回転軸との間に、エンジンからの駆動力を入力される入
力部と、上記の左右の回転軸間の差動を許容しつつ上記
の入力部から入力された駆動力を上記の左右の各回転軸
に伝達する差動機構と、上記の駆動力の伝達状態を制御
して上記の左右輪への駆動力配分を調整しうる駆動力伝
達制御機構とをそなえ、上記駆動力伝達制御機構が、上
記の入力部側に連結されて該入力部側の回転速度を変速
して出力しうる変速機構と、上記の変速機構の出力部側
と上記回転軸側との間に介装されて係合時に上記回転軸
側と上記入力部側との間で駆動力の伝達を行ないうる動
力伝達手段とから構成されていることを特徴としてい
る。According to a seventh aspect of the present invention, there is provided a vehicle left / right driving force adjusting device, which has an input section between a left wheel rotating shaft and a right wheel rotating shaft of a vehicle, to which a driving force from an engine is inputted. A differential mechanism that transmits the driving force input from the input unit to each of the left and right rotating shafts while allowing a differential between the left and right rotating shafts, and controls the transmission state of the driving force. And a driving force transmission control mechanism capable of adjusting the distribution of the driving force to the left and right wheels, and the driving force transmission control mechanism is connected to the input portion side to change the rotational speed of the input portion side. The transmission mechanism that can output the driving force is interposed between the output portion side of the transmission mechanism and the rotary shaft side to transmit the driving force between the rotary shaft side and the input portion side when engaged. It is characterized in that it is composed of a power transmission means capable of performing.

【００１７】[0017]

【作用】上述の請求項１にかかる本発明の車両用左右駆
動力調整装置では、駆動力伝達制御機構により、車両の
左輪回転軸側と右輪回転軸側との間で駆動力の授受が行
なわれる。つまり、左右の各回転軸のうちの一方の回転
軸側の回転速度が変速機構により変速され、この変速機
構の出力部側と左右の各回転軸のうちの他方の回転軸側
との間に速度差が生じ、動力伝達手段を係合させること
で上記の左右の各回転軸間で駆動力の授受が行なわれ
る。即ち、動力伝達手段を係合させると、左右の各回転
軸のうちの他方の回転軸側と変速機構の出力部側とのう
ちの高速側から低速側に駆動力が伝達されて、高速側の
回転軸では駆動力が減少し、この駆動力の減少に対応し
て低速側の回転軸では駆動力が増加する。これにより、
左右の駆動力が調整される。In the above-mentioned vehicle left-right driving force adjusting apparatus according to the first aspect of the present invention, the driving force is transmitted and received between the left wheel rotating shaft side and the right wheel rotating shaft side of the vehicle by the driving force transmission control mechanism. Done. That is, the rotational speed of one of the left and right rotary shafts is changed by the speed change mechanism, and the rotational speed between the output side of the speed change mechanism and the other rotary shaft side of the left and right rotary shafts is increased. Due to the speed difference, the driving force is transmitted and received between the left and right rotary shafts by engaging the power transmission means. That is, when the power transmission means is engaged, the driving force is transmitted from the high speed side of the other rotary shaft side of the left and right rotary shafts and the low speed side of the output portion side of the transmission mechanism to the high speed side. The driving force decreases on the rotating shaft of, and the driving force increases on the rotating shaft on the low speed side corresponding to the decrease of the driving force. This allows
The left and right driving forces are adjusted.

【００１８】また、請求項２にかかる本発明の車両用左
右駆動力調整装置では、駆動力伝達制御機構により、車
両の左輪回転軸と右輪回転軸との間で駆動力の授受が行
なわれる。つまり、左右の各回転軸のうちの一方の回転
軸側の回転速度が第１の変速機構により変速され、この
第１の変速機構の出力部側と左右の各回転軸のうちの他
方の回転軸側との間に速度差が生じて、第１の動力伝達
手段を係合させることで上記の左右の各回転軸間で駆動
力の伝達が行なわれる。また、左右の各回転軸のうちの
他方の回転軸側の回転速度が第２の変速機構により変速
され、この第２の変速機構の出力部側と左右の各回転軸
のうちの一方の回転軸側との間に速度差が生じて、第２
の動力伝達手段を係合させることで上記の左右の各回転
軸間で駆動力の伝達が行なわれる。即ち、第１の動力伝
達手段を係合させると、左右の各回転軸のうちの他方の
回転軸側と第１の変速機構の出力部側とのうちの高速側
から低速側に駆動力が伝達されて、高速側の回転軸では
駆動力が減少し、この駆動力の減少に対応して低速側の
回転軸では駆動力が増加する。これにより、左右の駆動
力配分が調整される。又、第２の動力伝達手段を係合さ
せると、左右の各回転軸のうちの一方の回転軸側と第２
の変速機構の出力部側とのうちの高速側から低速側に駆
動力が伝達されて、高速側の回転軸では駆動力が減少
し、この駆動力の減少に対応して低速側の回転軸では駆
動力が増加する。これにより、左右の駆動力が調整され
る。Further, in the vehicle lateral drive force adjusting device according to the second aspect of the present invention, the drive force is transmitted and received between the left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft of the vehicle by the drive force transmission control mechanism. .. That is, the rotation speed of one of the left and right rotary shafts is changed by the first speed change mechanism, and the rotation speed of the other of the output section side and the left and right rotary shafts of the first speed change mechanism is changed. A speed difference is generated between the shaft side and the first power transmission means, so that the driving force is transmitted between the left and right rotary shafts. Further, the rotation speed of the other rotation shaft side of the left and right rotation shafts is changed by the second speed change mechanism, and the rotation speed of one of the output unit side of the second speed change mechanism and the left and right rotation shafts is changed. There is a speed difference between the shaft side and
The driving force is transmitted between the left and right rotary shafts by engaging the power transmission means of. That is, when the first power transmission means is engaged, the driving force is applied from the high speed side to the low speed side of the other rotating shaft side of the left and right rotating shafts and the output side of the first speed change mechanism. After being transmitted, the driving force is reduced on the rotating shaft on the high speed side, and the driving force is increased on the rotating shaft on the low speed side in response to the reduction of the driving force. As a result, the left and right driving force distribution is adjusted. Further, when the second power transmission means is engaged, one of the left and right rotary shafts is connected to the second rotary shaft side.
The driving force is transmitted from the high-speed side to the low-speed side of the output side of the transmission mechanism, the driving force decreases on the high-speed side rotating shaft, and the low-speed side rotating shaft responds to this decrease in the driving force. Then, the driving force increases. As a result, the left and right driving forces are adjusted.

【００１９】さらに、請求項３にかかる本発明の車両用
左右駆動力調整装置では、駆動力伝達制御機構により、
車両の左輪回転軸と右輪回転軸との間で駆動力の授受が
行なわれる。つまり、左右の各回転軸のうちの一方の回
転軸側の回転速度が変速機構により変速され、この変速
機構の出力部側と左右の各回転軸のうちの他方の回転軸
側との間に速度差が生じて、動力伝達手段を係合させる
ことで上記の左右の各回転軸間で駆動力の伝達が行なわ
れる。即ち、変速機構に付設された切替機構を加速側に
切り替えて動力伝達手段を係合させると、変速機構の出
力部側が左右の各回転軸のうちの他方の回転軸側よりも
高速になり、この高速側である変速機構の出力部側即ち
一方の回転軸側から、低速側である他方の回転軸側に駆
動力が伝達されて、高速側である一方の回転軸側では駆
動力が減少し、この駆動力の減少に対応して低速側であ
る他方の回転軸側では駆動力が増加する。これにより、
左右の駆動力が調整される。また、切替機構を減速側に
切り替えて動力伝達手段を係合させると、変速機構の出
力部側が左右の各回転軸のうちの他方の回転軸側よりも
低速になり、高速側である他方の回転軸側から、低速側
である変速機構の出力部側即ち一方の回転軸側に駆動力
が伝達されて、高速側である他方の回転軸側では駆動力
が減少し、この駆動力の減少に対応して低速側である一
方の回転軸側では駆動力が増加する。これにより、左右
の駆動力が調整される。Further, in the vehicle lateral drive force adjusting device of the present invention according to claim 3, the drive force transmission control mechanism allows:
The driving force is transmitted and received between the left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft of the vehicle. That is, the rotational speed of one of the left and right rotary shafts is changed by the speed change mechanism, and the rotational speed between the output side of the speed change mechanism and the other rotary shaft side of the left and right rotary shafts is increased. Due to the speed difference, the driving force is transmitted between the left and right rotary shafts by engaging the power transmission means. That is, when the switching mechanism attached to the speed change mechanism is switched to the acceleration side and the power transmission means is engaged, the output side of the speed change mechanism becomes faster than the other rotary shaft side of the left and right rotary shafts. The driving force is transmitted from the output side of the speed change mechanism on the high speed side, that is, on one rotating shaft side to the other rotating shaft side on the low speed side, and the driving force decreases on one rotating shaft side on the high speed side. However, in response to the decrease in the driving force, the driving force increases on the other rotating shaft side, which is the low speed side. This allows
The left and right driving forces are adjusted. Further, when the switching mechanism is switched to the deceleration side and the power transmission means is engaged, the output side of the speed change mechanism becomes slower than the other rotary shaft side of the left and right rotary shafts and the other of the high speed side The driving force is transmitted from the rotating shaft side to the output side of the speed change mechanism that is the low speed side, that is, one rotating shaft side, and the driving force decreases on the other rotating shaft side that is the high speed side. Corresponding to the above, the driving force increases on the one rotating shaft side which is the low speed side. As a result, the left and right driving forces are adjusted.

【００２０】さらに、請求項６にかかる本発明の車両用
左右駆動力調整装置では、入力軸の駆動力が差動機構を
介して左輪回転軸及び右輪回転軸のそれぞれに伝達され
るが、このとき上記の左右の各回転軸に出力される駆動
力の配分状態が駆動力伝達制御機構により調整される。
つまり、駆動力伝達制御機構では、変速機構により、回
転軸側の部材が変速され、この変速機構の出力部側と上
記入力部側との間に速度差が生じて、動力伝達手段を係
合させることで上記回転軸側と上記入力部側との間でで
駆動力の伝達が行なわれる。即ち、動力伝達手段を係合
させると、変速機構の出力部側と入力部側とのうちの高
速側から低速側に駆動力が伝達されて、高速側の回転軸
では駆動力が減少し、この駆動力の減少に対応して低速
側の回転軸では駆動力が増加する。これにより、左右の
駆動力配分が調整される。Further, in the vehicle lateral drive force adjusting device of the present invention according to claim 6, the drive force of the input shaft is transmitted to each of the left wheel rotary shaft and the right wheel rotary shaft through the differential mechanism. At this time, the distribution state of the driving force output to the left and right rotating shafts is adjusted by the driving force transmission control mechanism.
In other words, in the driving force transmission control mechanism, the speed change mechanism shifts the member on the rotating shaft side, and a speed difference occurs between the output side and the input side of the speed change mechanism to engage the power transmission means. By doing so, the driving force is transmitted between the rotating shaft side and the input section side. That is, when the power transmission means is engaged, the driving force is transmitted from the high speed side of the output portion side and the input portion side of the speed change mechanism to the low speed side, and the driving force decreases at the high speed side rotating shaft, Corresponding to this decrease in driving force, the driving force increases on the rotating shaft on the low speed side. As a result, the left and right driving force distribution is adjusted.

【００２１】そして、請求項７にかかる本発明の車両用
左右駆動力調整装置では、入力軸の駆動力が差動機構を
介して左輪回転軸及び右輪回転軸のそれぞれに伝達され
るが、このとき上記の左右の各回転軸に出力される駆動
力の配分状態が駆動力伝達制御機構により調整される。
つまり、駆動力伝達制御機構では、変速機構により、入
力部側の部材が変速され、この変速機構の出力部側と上
記回転軸側との間に速度差が生じて、動力伝達手段を係
合させることで上記回転軸側と上記入力部側との間でで
駆動力の伝達が行なわれる。即ち、動力伝達手段を係合
させると、変速機構の出力部側と回転軸側とのうちの高
速側から低速側に駆動力が伝達されて、高速側の回転軸
では駆動力が減少し、この駆動力の減少に対応して低速
側の回転軸では駆動力が増加する。これにより、左右の
駆動力配分が調整される。In the vehicle lateral drive force adjusting device of the present invention according to claim 7, the drive force of the input shaft is transmitted to each of the left wheel rotary shaft and the right wheel rotary shaft through the differential mechanism. At this time, the distribution state of the driving force output to the left and right rotating shafts is adjusted by the driving force transmission control mechanism.
That is, in the driving force transmission control mechanism, the speed change mechanism shifts the member on the input side, and a speed difference occurs between the output side of the speed change mechanism and the rotary shaft side to engage the power transmission means. By doing so, the driving force is transmitted between the rotating shaft side and the input section side. That is, when the power transmission means is engaged, the driving force is transmitted from the high speed side to the low speed side of the output part side and the rotary shaft side of the speed change mechanism, and the driving force is reduced at the high speed side rotary shaft, Corresponding to this decrease in driving force, the driving force increases on the rotating shaft on the low speed side. As a result, the left and right driving force distribution is adjusted.

【００２２】[0022]

【実施例】以下、図面により、本発明の実施例について
説明すると、図１〜４は本発明の第１実施例としての車
両用左右駆動力調整装置を示すもので、図１はその模式
的な要部構成図、図２はそのトルク伝達を説明する速度
線図、図３はそのトルク伝達の一例を説明する速度線
図、図４はその装置をそなえた自動車の駆動系を示す模
式的な構成図であり、図５〜７は本発明の第２実施例と
しての車両用左右駆動力調整装置を示すもので、図５は
その模式的な要部構成図、図６はそのトルク伝達を説明
する速度線図、図７はそのトルク伝達の一例を説明する
速度線図であり、図８〜１０は本発明の第３実施例とし
ての車両用左右駆動力調整装置を示すもので、図８はそ
の模式的な要部構成図、図９はそのトルク伝達を説明す
る速度線図、図１０はそのトルク伝達の一例を説明する
速度線図であり、図１１〜１３は本発明の第４実施例と
しての車両用左右駆動力調整装置を示すもので、図１１
はその模式的な要部構成図、図１２はそのトルク伝達を
説明する速度線図、図１３はそのトルク伝達の一例を説
明する速度線図であり、図１４は本発明の第５実施例と
しての車両用左右駆動力調整装置を示す模式的な要部構
成図であり、図１５は本発明の第６実施例としての車両
用左右駆動力調整装置を示す模式的な要部構成図であ
り、図１６は本発明の第７実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な要部構成図であり、図１７
は本発明の第８実施例としての車両用左右駆動力調整装
置を示す模式的な要部構成図であり、図１８，１９は本
発明の第９実施例としての車両用左右駆動力調整装置を
示すもので、図１８はその模式的な全体構成図、図１９
はその模式的な要部構成図であり、図２０，２１は本発
明の第１０実施例としての車両用左右駆動力調整装置を
示すもので、図２１はその模式的な全体構成図、図２１
はその模式的な要部構成図であり、図２２，２３は本発
明の第１１実施例としての車両用左右駆動力調整装置を
示すもので、図２２はその模式的な全体構成図、図２３
はその模式的な要部構成図であり、図２４，２５は本発
明の第１２実施例としての車両用左右駆動力調整装置を
示すもので、図２４はその模式的な全体構成図、図２５
はその模式的な要部構成図であり、図２６は本発明の案
出過程で考えられた車両用左右駆動力調整装置を示す模
式的な要部構成図である。なお、図中、同符号は同様な
ものを示し、また、図２，３，６，７，９，１０，１
２，１３の縦軸は回転速度を示す。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS An embodiment of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIGS. 1 to 4 show a vehicle lateral drive force adjusting device as a first embodiment of the present invention, and FIG. FIG. 2 is a speed diagram for explaining the torque transmission, FIG. 3 is a speed diagram for explaining an example of the torque transmission, and FIG. 4 is a schematic diagram showing a drive system of an automobile equipped with the device. 5 to 7 show a vehicle left / right driving force adjusting device as a second embodiment of the present invention, FIG. 5 is a schematic diagram of the essential parts thereof, and FIG. 6 is a torque transmission thereof. FIG. 7 is a velocity diagram for explaining an example of the torque transmission thereof, and FIGS. 8-10 show a vehicle lateral drive force adjusting device as a third embodiment of the present invention. FIG. 8 is a schematic configuration diagram of relevant parts, FIG. 9 is a velocity diagram for explaining the torque transmission, and FIG. As a speed diagram for explaining an example of torque transmission, 11-13 shows a lateral driving force control apparatus for vehicles according to the fourth embodiment of the present invention, FIG. 11
FIG. 12 is a schematic configuration diagram of relevant parts, FIG. 12 is a velocity diagram for explaining the torque transmission, FIG. 13 is a velocity diagram for explaining an example of the torque transmission, and FIG. 14 is a fifth embodiment of the present invention. FIG. 15 is a schematic configuration diagram of a left and right driving force adjusting device for a vehicle as an example, and FIG. 15 is a schematic configuration diagram of a left and right driving force adjusting device for a vehicle as a sixth embodiment of the present invention. FIG. 16 is a schematic configuration diagram of a left and right driving force adjusting device for a vehicle as a seventh embodiment of the present invention, and FIG.
FIG. 18 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting apparatus as an eighth embodiment of the present invention, and FIGS. 18 and 19 are vehicle left / right driving force adjusting apparatus as a ninth embodiment of the present invention. FIG. 18 is a schematic overall configuration diagram thereof, and FIG.
20 and 21 show a vehicle left / right driving force adjusting device as a tenth embodiment of the present invention, and FIG. 21 is a schematic overall structure diagram, FIG. 21
22 and 23 show a vehicle left / right driving force adjusting device as an eleventh embodiment of the present invention, and FIG. 22 is a schematic overall configuration diagram, FIG. 23
FIG. 24 is a schematic diagram of the essential part of the vehicle, and FIGS. 24 and 25 show a vehicle left / right driving force adjusting device as a twelfth embodiment of the present invention. FIG. 25
FIG. 26 is a schematic configuration diagram of main parts thereof, and FIG. 26 is a schematic configuration diagram of main parts of a vehicle left-right driving force adjusting device considered in the devising process of the present invention. In addition, in the drawings, the same reference numerals indicate the same components, and the same reference numerals are used in FIGS. 2, 3, 6, 7, 9, 10, 1.
The vertical axes of 2 and 13 indicate the rotation speed.

【００２３】まず、第１実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系は、図４に示すよう
に、エンジン１からの駆動力をトランスミッション２を
介して遊星歯車で構成されたセンタデフ３で受けて、セ
ンタデフ３から、前輪側と後輪側とに伝達するようにな
っている。First, the first embodiment will be explained. As shown in FIG. 4, a drive system of an automobile equipped with this device, as shown in FIG. 4, is a center differential composed of planetary gears through a drive force from an engine 1 via a transmission 2. 3 is received and transmitted from the center differential 3 to the front wheel side and the rear wheel side.

【００２４】特に、このセンタデフ３には、前後輪の差
動を適当に制限しうるセンタデフ差動制限機構５が設け
られている。この差動制限機構５は、ここでは油圧式の
多板クラッチにより構成され、供給油圧に応じて前後輪
の差動を制限しながら、前後輪への駆動力配分を制御で
きるようになっており、前後輪間の駆動力配分を制御す
る装置となっている。In particular, the center differential 3 is provided with a center differential differential limiting mechanism 5 capable of appropriately limiting the differential between the front and rear wheels. The differential limiting mechanism 5 is composed of a hydraulic multi-plate clutch here, and can control the distribution of the driving force to the front and rear wheels while limiting the differential between the front and rear wheels according to the supplied hydraulic pressure. , A device for controlling the distribution of the driving force between the front and rear wheels.

【００２５】このようにして、センタデフ３から配分さ
れた駆動力の一方は、フロントデフ４を通じて左右の前
輪２５，２６に伝達されるようになっている。一方、セ
ンタデフ３から配分された駆動力の他方は、プロペラシ
ャフト６を介してリヤデフ８に伝達され、このリヤデフ
８を通じて左右の後輪１５，１６に伝達されるようにな
っている。なお、符号７はドライブピニオン及びリング
ギヤからなるベベルギヤ機構である。In this way, one of the driving forces distributed from the center differential 3 is transmitted to the left and right front wheels 25, 26 through the front differential 4. On the other hand, the other of the driving force distributed from the center differential 3 is transmitted to the rear differential 8 via the propeller shaft 6 and is transmitted to the left and right rear wheels 15 and 16 through the rear differential 8. Reference numeral 7 is a bevel gear mechanism including a drive pinion and a ring gear.

【００２６】リヤデフ８部分には、変速機構１０と動力
伝達手段としての多板クラッチ機構１２とからなる駆動
力伝達制御機構９Ａ（以下、駆動力伝達制御機構を広義
に示す場合は符号９とする）が設けられ、リヤデフ８及
び駆動力伝達制御機構９Ａから車両用左右駆動力調整装
置が構成される。なお、この多板クラッチ機構１２は油
圧式のもので、油圧を調整されることで左右輪への駆動
力配分を制御できるようになっている。A drive force transmission control mechanism 9A comprising a transmission mechanism 10 and a multi-plate clutch mechanism 12 as a power transmission means is provided at the rear differential 8 portion (hereinafter, the drive force transmission control mechanism is denoted by reference numeral 9 in a broad sense). ) Is provided, and the rear diff 8 and the driving force transmission control mechanism 9A constitute a lateral driving force adjusting device for a vehicle. The multi-plate clutch mechanism 12 is of a hydraulic type, and the distribution of the driving force to the left and right wheels can be controlled by adjusting the hydraulic pressure.

【００２７】そして、この駆動力伝達制御機構９Ａの多
板クラッチ機構１２の油圧系は、前述の前後駆動力調整
装置の多板クラッチ機構５の油圧系とともに、コントロ
ールユニット１８によって制御されるようになってい
る。The hydraulic system of the multiple disc clutch mechanism 12 of the driving force transmission control mechanism 9A is controlled by the control unit 18 together with the hydraulic system of the multiple disc clutch mechanism 5 of the front-rear driving force adjusting device. Is becoming

【００２８】つまり、多板クラッチ機構１２の油圧系及
び多板クラッチ機構５の油圧系は、各クラッチ機構にそ
れぞれ付設された図示しない油圧室と、油圧源を構成す
る電動ポンプ２４及びアキュムレータ２３と、この油圧
を上記の油圧室に所要量だけ供給させるクラッチ油圧制
御バルブ１７とからなっている。そして、クラッチ油圧
制御バルブ１７の開度をコントロールユニット１８によ
って制御されるようになっている。That is, the hydraulic system of the multi-plate clutch mechanism 12 and the hydraulic system of the multi-plate clutch mechanism 5 include an unillustrated hydraulic chamber attached to each clutch mechanism, an electric pump 24 and an accumulator 23 constituting a hydraulic source. A clutch hydraulic pressure control valve 17 for supplying a required amount of this hydraulic pressure to the hydraulic chamber. The opening of the clutch hydraulic pressure control valve 17 is controlled by the control unit 18.

【００２９】なお、コントロールユニット１８では、車
輪速センサ１９，ハンドル角センサ２０，ヨーレイトセ
ンサ２１，加速度センサ（又は加速度演算手段）２２な
どからの情報に基づいて、クラッチ油圧制御バルブ１７
の開度を制御する。In the control unit 18, the clutch hydraulic pressure control valve 17 is based on information from the wheel speed sensor 19, the steering wheel angle sensor 20, the yaw rate sensor 21, the acceleration sensor (or acceleration calculation means) 22, and the like.
Control the opening.

【００３０】ここで、この車両用左右駆動力調整装置の
要部を説明すると、図１に示すように、プロペラシャフ
ト６の後端に設けられて回転駆動力（以下、駆動力又は
トルクという）を入力される入力軸６Ａと、入力軸６Ａ
から入力された駆動力を出力する左輪回転軸（左後輪１
５の駆動軸）１３と右輪回転軸（右後輪１６の駆動軸）
１４とが設けられており、左輪回転軸１３と右輪回転軸
１４と入力軸６Ａとの間に車両用左右駆動力調整装置が
介装されている。The main part of the vehicle left-right driving force adjusting device will be described below. As shown in FIG. 1, a rotational driving force (hereinafter referred to as driving force or torque) is provided at the rear end of the propeller shaft 6. Input shaft 6A for inputting
The left wheel rotating shaft that outputs the driving force input from (left rear wheel 1
5 drive shaft) 13 and right wheel rotation shaft (right rear wheel 16 drive shaft)
14 is provided, and the vehicle left-right driving force adjusting device is interposed between the left wheel rotating shaft 13, the right wheel rotating shaft 14, and the input shaft 6A.

【００３１】そして、この車両用左右駆動力調整装置の
駆動力伝達制御機構９Ａは、次のような構成により、左
輪回転軸１３と右輪回転軸１４との差動を許容し１が
ら、左輪回転軸１３と右輪回転軸１４とに伝達される駆
動力を所要の比率に配分できるようになっている。The drive force transmission control mechanism 9A of the vehicle left / right drive force adjusting device is configured as follows to allow the differential between the left wheel rotary shaft 13 and the right wheel rotary shaft 14 to move the left wheel left. The driving force transmitted to the rotary shaft 13 and the right wheel rotary shaft 14 can be distributed in a required ratio.

【００３２】すなわち、左輪回転軸１３と入力軸６Ａと
の間及び右輪回転軸１４と入力軸６Ａとの間に、それぞ
れ変速機構１０と多板クラッチ機構１２とが介装されて
おり、左輪回転軸１３又は右輪回転軸１４の回転速度
が、変速機構１０により増速されて駆動力伝達補助部材
としての中空軸１１に伝えられる。That is, the speed change mechanism 10 and the multi-disc clutch mechanism 12 are interposed between the left wheel rotating shaft 13 and the input shaft 6A and between the right wheel rotating shaft 14 and the input shaft 6A, respectively. The rotation speed of the rotary shaft 13 or the right wheel rotary shaft 14 is increased by the speed change mechanism 10 and transmitted to the hollow shaft 11 as a driving force transmission assisting member.

【００３３】そして、多板クラッチ機構１２は、この中
空軸１１と入力軸６Ａ側のデファレンシャルケース（以
下、デフケースと略す）８Ａとの間に介装されており、
この多板クラッチ機構１２を係合させることで、高速側
のデフケース８Ａから低速側の中空軸１１へ駆動力が送
給されるようになっている。これは、対向して配設され
たクラッチ板における一般的な特性として、トルクの伝
達が、速度の速い方から遅い方へ行なわれるためであ
る。The multi-disc clutch mechanism 12 is interposed between the hollow shaft 11 and a differential case (hereinafter referred to as a differential case) 8A on the input shaft 6A side.
By engaging the multi-plate clutch mechanism 12, the driving force is supplied from the high speed side differential case 8A to the low speed side hollow shaft 11. This is because, as a general characteristic of the clutch plates arranged to face each other, torque is transmitted from a higher speed to a lower speed.

【００３４】したがって、例えば、右輪回転軸１４と入
力軸６Ａとの間の多板クラッチ機構１２が係合される
と、右輪回転軸１４へ配分される駆動力は入力軸６Ａ側
からのルートで増加又は減少されて、この分だけ、左輪
回転軸１３へ配分される駆動力が減少又は増加する。Therefore, for example, when the multiple disc clutch mechanism 12 between the right wheel rotary shaft 14 and the input shaft 6A is engaged, the driving force distributed to the right wheel rotary shaft 14 is applied from the input shaft 6A side. It is increased or decreased along the route, and the driving force distributed to the left wheel rotation shaft 13 is decreased or increased by this amount.

【００３５】上述の変速機構１０は、２つのプラネタリ
ギヤ機構を直列的に結合してなるいわゆるダブルプラネ
タリギヤ機構で構成されており、右輪回転軸１４に設け
られた変速機構１０を例に説明すると次のようになる。The above-mentioned speed change mechanism 10 is constituted by a so-called double planetary gear mechanism in which two planetary gear mechanisms are connected in series. The speed change mechanism 10 provided on the right wheel rotary shaft 14 will be described as an example. become that way.

【００３６】すなわち、右輪回転軸１４には第１のサン
ギヤ１０Ａが固着されており、この第１のサンギヤ１０
Ａは、その外周において第１のプラネタリギヤ（プラネ
タリピニオン）１０Ｂに噛合している。また、第１のプ
ラネタリギヤ１０Ｂは、第２のプラネタリギヤ１０Ｄと
一体に固着され、共にキャリヤに設けられたピニオンシ
ャフト１０Ｃを通じて、ケーシング（固定部）に固着さ
れて回転しないキャリア１０Ｆに枢支されている。これ
により、第１のプラネタリギヤ１０Ｂと第２のプラネタ
リギヤ１０Ｄとが、ピニオンシャフト１０Ｃを中心とし
て同一の回転を行なうようになっている。That is, the first sun gear 10A is fixedly attached to the right wheel rotary shaft 14, and the first sun gear 10A is fixed.
A is meshed with the first planetary gear (planetary pinion) 10B on the outer periphery thereof. Further, the first planetary gear 10B is integrally fixed to the second planetary gear 10D, and is pivotally supported on the non-rotating carrier 10F fixed to the casing (fixed portion) through the pinion shaft 10C provided on the carrier. .. As a result, the first planetary gear 10B and the second planetary gear 10D perform the same rotation about the pinion shaft 10C.

【００３７】さらに、第２のプラネタリギヤ１０Ｄは、
右輪回転軸１４に枢支された第２のサンギヤ１０Ｅに噛
合しており、第２のサンギヤ１０Ｅは、中空軸１１を介
して多板クラッチ機構１２のクラッチ板１２Ａに連結さ
れている。また、多板クラッチ機構１２の他方のクラッ
チ板１２Ｂは、入力軸６Ａにより駆動されるデフケース
８Ａに連結されている。Further, the second planetary gear 10D is
The second sun gear 10E is meshed with the second sun gear 10E pivotally supported by the right wheel rotation shaft 14, and the second sun gear 10E is connected to the clutch plate 12A of the multi-plate clutch mechanism 12 via the hollow shaft 11. The other clutch plate 12B of the multi-plate clutch mechanism 12 is connected to the differential case 8A driven by the input shaft 6A.

【００３８】そして、この実施例の構造では、第１のサ
ンギヤ１０Ａが第２のサンギヤ１０Ｅよりも小さい径に
形成されているので、第２のサンギヤ１０Ｅの回転速度
は第１のサンギヤ１０Ａよりも小さくなり、この変速機
構１０は減速機構としてはたらくようになっている。し
たがって、クラッチ板１２Ａの回転速度がクラッチ板１
２Ｂよりも小さく、多板クラッチ機構１２を係合させた
場合には、この係合状態に応じた量のトルクが、入力軸
６Ａ側から右輪回転軸１４側へ送給されるようになって
いる。In the structure of this embodiment, since the first sun gear 10A is formed to have a smaller diameter than the second sun gear 10E, the rotation speed of the second sun gear 10E is higher than that of the first sun gear 10A. The size of the transmission mechanism 10 is reduced, and the transmission mechanism 10 functions as a speed reduction mechanism. Therefore, the rotational speed of the clutch plate 12A is
When it is smaller than 2B and the multi-plate clutch mechanism 12 is engaged, the amount of torque corresponding to the engaged state is supplied from the input shaft 6A side to the right wheel rotary shaft 14 side. ing.

【００３９】一方、左輪回転軸１３にそなえられる変速
機構１０及び多板クラッチ機構１２も、同様に構成され
ており、入力軸６Ａからの駆動トルクを左輪回転軸１３
により多く配分したい場合には、その配分したい程度
（配分比）に応じて左輪回転軸１３側の多板クラッチ機
構１２を適当に係合し、右輪回転軸１４により多く配分
したい場合には、その配分比に応じて右輪回転軸１４側
の多板クラッチ機構１２を適当に係合する。On the other hand, the transmission mechanism 10 and the multi-disc clutch mechanism 12 provided for the left wheel rotating shaft 13 are also constructed in the same manner, and drive torque from the input shaft 6A is transferred to the left wheel rotating shaft 13.
If more distribution is desired, the multi-plate clutch mechanism 12 on the left wheel rotation shaft 13 side is appropriately engaged according to the degree of distribution (distribution ratio), and if more distribution is desired for the right wheel rotation shaft 14, The multi-plate clutch mechanism 12 on the right wheel rotary shaft 14 side is appropriately engaged according to the distribution ratio.

【００４０】このとき、多板クラッチ機構１２が油圧駆
動式であるから、油圧の大きさを調整することで多板ク
ラッチ機構１２の係合状態を制御でき、入力軸６Ａから
左輪回転軸１３又は右輪回転軸１４への駆動力の送給量
（つまりは駆動力の左右配分比）を適当な精度で調整す
ることができるようになっている。At this time, since the multi-plate clutch mechanism 12 is of a hydraulic drive type, the engagement state of the multi-plate clutch mechanism 12 can be controlled by adjusting the magnitude of hydraulic pressure, and the input shaft 6A to the left wheel rotary shaft 13 or The feed amount of the driving force to the right wheel rotating shaft 14 (that is, the left / right distribution ratio of the driving force) can be adjusted with appropriate accuracy.

【００４１】なお、左右の多板クラッチ機構１２が共に
完全係合することのないように設定されており、左右の
多板クラッチ機構１２のうち一方が完全係合したら他方
の多板クラッチ機構１２は滑りを生じるようになってい
る。The left and right multi-plate clutch mechanisms 12 are set so as not to be completely engaged, and when one of the left and right multi-plate clutch mechanisms 12 is completely engaged, the other multi-plate clutch mechanism 12 is set. Is slippery.

【００４２】本発明の第１実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、ブ
レーキ等のエネルギーロスを用いてトルク配分を調整す
るのでなく、一方のトルクの所要量を他方に転送するこ
とによりトルク配分が調整されるため、大きなトルクロ
スやエネルギロスを招来することなく、所望のトルク配
分を得ることができる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the first embodiment of the present invention is constructed as described above, one torque is not adjusted by adjusting the torque distribution by using the energy loss of the brake or the like. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount to the other, the desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss.

【００４３】ここで、図２，３を参照して、この車両用
左右駆動力調整装置のクラッチ容量及びエネルギロスに
ついて考察する。Now, with reference to FIGS. 2 and 3, the clutch capacity and energy loss of this vehicle left / right driving force adjusting apparatus will be considered.

【００４４】図２，３において、ｌを付した符号は左輪
に関し、ｒを付した符号は右輪に関している。そして、
Ｃｌ，Ｃｒはキャリア１０Ｆの回転速度でここではキャ
リア１０Ｆは回転しないので０になっている。Ｓ１ｌ，
Ｓ１ｒは第２のサンギヤ１０Ｅの回転速度で、Ｓ２ｌ，
Ｓ２ｒは第１のサンギヤ１０Ａの回転速度であり、第１
のサンギヤ１０Ａは第２のサンギヤ１０Ｅよりも小径な
ので、回転速度Ｓ２ｌ，Ｓ２ｒは回転速度Ｓ１ｌ，Ｓ１
ｒよりも大きい。そして、ＤＣはデフケース８Ａの回転
速度である。In FIGS. 2 and 3, the reference numeral with l is for the left wheel, and the reference numeral with r is for the right wheel. And
Cl and Cr are rotation speeds of the carrier 10F, and are 0 because the carrier 10F does not rotate here. S1l,
S1r is the rotation speed of the second sun gear 10E, and S2l,
S2r is the rotation speed of the first sun gear 10A,
Since the sun gear 10A has a smaller diameter than the second sun gear 10E, the rotational speeds S2l and S2r are the rotational speeds S1l and S1.
greater than r. DC is the rotational speed of the differential case 8A.

【００４５】また、Ｚ1 は第２のサンギヤ１０Ｅの歯
数、Ｚ2 は第１のサンギヤ１０Ａの歯数であり、Ｔi は
デフケース８Ａへの入力トルク、Ｔｌ，Ｔｒはそれぞれ
左側輪及び右側輪への配分トルク（等配分トルク）、Ｔ
ｃ１は右輪側の駆動力伝達制御機構９Ａの多板クラッチ
機構１２を係合したときの右輪側への増分トルク、Ｔｃ
２は左輪側の駆動力伝達制御機構９Ａの多板クラッチ機
構１２を係合したときの左輪側への増分トルクである。Further, Z 1 is the number of teeth of the second sun gear 10E, Z 2 is the number of teeth of the first sun gear 10A, T i is the input torque to the differential case 8A, and Tl and Tr are the left and right wheels, respectively. Distribution torque to wheels (equal distribution torque), T
c1 is an incremental torque to the right wheel side when the multi-disc clutch mechanism 12 of the driving force transmission control mechanism 9A on the right wheel side is engaged, Tc
Reference numeral 2 is an incremental torque to the left wheel side when the multi-plate clutch mechanism 12 of the drive force transmission control mechanism 9A on the left wheel side is engaged.

【００４６】さらに、図２は左右輪が等速で回転してい
る状態を示し、図３は右輪側の駆動力伝達制御機構９Ａ
の多板クラッチ機構１２が完全係合されて、右輪側に多
板クラッチ機構１２を介して駆動力が付加され右輪側の
回転速度が増速されている一方で、これに応じて、左輪
側への駆動力が削減され左輪側の回転速度が減速されて
いる状態を示している。Further, FIG. 2 shows a state where the left and right wheels are rotating at a constant speed, and FIG. 3 shows a driving force transmission control mechanism 9A on the right wheel side.
While the multi-disc clutch mechanism 12 is completely engaged, the driving force is applied to the right wheel side through the multi-disc clutch mechanism 12 and the rotation speed on the right wheel side is increased, while in response thereto, The driving force to the left wheel side is reduced and the rotation speed on the left wheel side is reduced.

【００４７】まず、Ｓmax （制御可能な左右回転差範
囲）を実現するための、プラネタリの設定速度比を導
く。First, a planetary set speed ratio for realizing Smax (controllable left / right rotation difference range) is derived.

【００４８】このＳmax の状態は、図３に示され、多板
クラッチ機構１２が完全係合されると、デフケース８Ａ
の回転速度ＤＣと第２のサンギヤ１０Ｅの回転速度Ｓ１
ｒとが等しくなる。This state of Smax is shown in FIG. 3, and when the multi-plate clutch mechanism 12 is completely engaged, the differential case 8A.
Rotation speed DC of the second sun gear 10E and the rotation speed S1 of the second sun gear 10E
is equal to r.

【００４９】したがって、図３より、 １／Ｚ1 : １／Ｚ2 ＝１：１＋Ｓmax ∴Ｚ2 ／Ｚ1 ＝１／（１＋Ｓmax ） ・・・・（２．１）Therefore, from FIG. 3, 1 / Z 1 : 1 / Z 2 = 1: 1 + Smax ∴Z 2 / Z 1 = 1 / (1 + Smax) ... (2.1)

【００５０】次に、ΔＴ（右輪側への駆動力の増分）に
必要なカップリングトルクＴｃを導くと、デフギヤ部の
トルクの釣り合い式［右輪のカップリング（多板クラッ
チ機構１２）を伝達状態とする］より、 Ｔｉ−Ｔｃ＝Ｔｌ＋［Ｔｒ−（Ｚ2 ／Ｚ1 ）Ｔｃ］ ∴Ｔｌ＝Ｔｒ−（Ｚ2 ／Ｚ1 ）Ｔｃ ・・・・（２．２） 式（２．１），（２．２）より、左右輪の駆動トルク
は、 Ｔｒ＝（１／２）Ｔｉ＋［（１−Ｓmax ）／２（１＋Ｓmax ）］Ｔｃ Ｔｌ＝（１／２）Ｔｉ−（１／２）Ｔｃ ・・・・（２．３） よって、 ΔＴ＝｜Ｔｒ−Ｔｌ｜＝［１／（１＋Ｓmax ）］Ｔｃ これより、ΔＴに必要なカップリングトルクＴｃは Ｔｃ＝（１＋Ｓmax ）ΔＴ ・・・・（２．４）Next, when the coupling torque Tc required for ΔT (increase in the driving force to the right wheel side) is introduced, the torque balance equation of the differential gear section [the coupling of the right wheel (multi-disc clutch mechanism 12) [Transmission state], Ti−Tc = Tl + [Tr− (Z 2 / Z 1 ) Tc] ∴Tl = Tr− (Z 2 / Z 1 ) Tc ... (2.2) Formula (2. From 1) and (2.2), the driving torque of the left and right wheels is Tr = (1/2) Ti + [(1-Smax) / 2 (1 + Smax)] Tc Tl = (1/2) Ti- (1 / 2) Tc ... (2.3) Therefore, ΔT = | Tr−Tl | = [1 / (1 + Smax)] Tc From this, the coupling torque Tc required for ΔT is Tc = (1 + Smax) ΔT.・ ・ (2.4)

【００５１】次に、単位時間当たりのエネルギロス（つ
まり、クラッチの吸収エネルギ）ΔＥ′を求める。ここ
で、 ｜Ｓ｜＜Ｓmax とすると、カップリング部のスリップ速度比Ｓｃは、 １／Ｚ1 : １／Ｚ2 ＝ｘ：１＋Ｓ ∴ｘ＝（Ｚ2 ／Ｚ1 ）・（１＋Ｓ） ＝（１＋Ｓ）／（１＋Ｓmax ） ・・・・（２．５） よって、 Ｓｃ＝１−（１＋Ｓ）／（１＋Ｓmax ） ＝（Ｓmax −Ｓ）／（１＋Ｓmax ） ・・・・（２．６） これより、単位時間当たりのエネルギロスΔＥ′（＝ｄ
ΔＥ／ｄｔ）は、 ΔＥ′＝Ｔｃ・Ｓｃ・ωDC （kgfm／s ） ・・・・（２．７） ただし、ωDC：デフケースの回転数（rad ／s ） 例えば、ωDC＝（1000×Ｖ×２π）／（3600×２π×
ｒ） Ｖ：車速（km／s ） ｒ：タイヤ径（ｍ） ∴ΔＥ′＝（１＋Ｓmax ）ΔＴ・［（Ｓmax −Ｓ）／（１＋Ｓmax ）］・ωDC ＝（Ｓmax −Ｓ）・ΔＴ・ωDC ・・・・（２．８）Next, the energy loss per unit time (that is, the absorbed energy of the clutch) ΔE 'is obtained. Here, assuming that | S | <Smax, the slip speed ratio Sc of the coupling portion is 1 / Z 1 : 1 / Z 2 = x: 1 + S ∴x = (Z 2 / Z 1 ) · (1 + S) = ( 1 + S) / (1 + Smax) ... (2.5) Therefore, Sc = 1- (1 + S) / (1 + Smax) = (Smax-S) / (1 + Smax) ... (2.6) From this, Energy loss ΔE '(= d per unit time)
ΔE / dt) is ΔE ′ = Tc · Sc · ω DC (kgfm / s) ··· (2.7) where ω DC is the number of rotations of the differential case (rad / s) For example, ω DC = (1000 × V × 2π) / (3600 × 2π ×
r) V: vehicle speed (km / s) r: tire diameter (m) ∴ΔE '= (1 + Smax) ΔT · [(Smax -S) / (1 + Smax)] · ω DC = (Smax -S) · ΔT · ω DC ... (2.8)

【００５２】以上の式（２．３），（２．８）から、例
えば０＜Ｓ＜Ｓmaxのとき、即ち、左旋回のときには、
右側のクラッチ１２を接続すればよく、このとき、回頭
方向のモーメントを発生させる場合のエネルギロスΔ
Ｅ′は比較的少なくて済む。From the above equations (2.3) and (2.8), for example, when 0 <S <Smax, that is, when turning left,
It suffices to connect the clutch 12 on the right side, and at this time, the energy loss Δ when a moment in the turning direction is generated
E'can be relatively small.

【００５３】なお、この実施例では、動力伝達手段とし
て油圧式の多板クラッチ機構１２が設けられているが、
動力伝達手段としては、多板クラッチ機構の他に、摩擦
クラッチや、ＶＣＵ（ビスカスカップリングユニット）
や、ＨＣＵ（ハイドーリックカップリングユニット）等
の他のカップリングを用いることもできる。In this embodiment, the hydraulic multi-plate clutch mechanism 12 is provided as the power transmission means.
As the power transmission means, in addition to the multi-disc clutch mechanism, a friction clutch and a VCU (Viscous Coupling Unit)
Alternatively, other couplings such as HCU (hydric coupling unit) can be used.

【００５４】摩擦クラッチの場合、多板クラッチ機構と
同様に油圧等で係合力を調整するものが考えられ、特
に、この摩擦クラッチでは、トルク伝達方向が一方向の
ものを所要の方向（それぞれのトルク伝達方向）向けて
設置することが考えられる。In the case of a friction clutch, it is conceivable that the engaging force is adjusted by hydraulic pressure or the like as in the multi-disc clutch mechanism. In particular, in this friction clutch, the one in which the torque transmission direction is one direction It may be possible to install it in the direction of torque transmission.

【００５５】また、このＶＣＵやＨＣＵには、従来型の
動力伝達特性が一定のものも考えられるが、動力伝達特
性を調整できるようにしたものが適している。そして、
これらの係合力調整や動力伝達特性の調整は、油圧によ
る他に、電磁力等の他の駆動系を用いることも考えられ
る。The VCU or HCU may have a conventional power transmission characteristic which is constant, but a power transmission characteristic which can be adjusted is suitable. And
In order to adjust the engagement force and the power transmission characteristic, it is conceivable to use other drive system such as electromagnetic force in addition to hydraulic pressure.

【００５６】次に、第２実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系の全体構成は、図４に
示す第１実施例のものとほぼ同様であるので、ここでは
説明を省略する。Next, the second embodiment will be described. Since the entire structure of the drive system of an automobile equipped with this device is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. 4, its explanation is omitted here. To do.

【００５７】この駆動力伝達制御機構９Ｂでは、図５に
示すように、変速機構３０が第１実施例のものと異なっ
ており、第１のサンギヤ３０Ａが第２のサンギヤ３０Ｅ
よりも大きい径に形成されているので、第２のサンギヤ
３０Ｅの回転速度は第１のサンギヤ３０Ａよりも大きく
なり、この変速機構３０は増速機構としてはたらくよう
になっている。したがって、クラッチ板１２Ａの回転速
度がクラッチ板１２Ｂよりも大きく、多板クラッチ機構
１２を係合させた場合には、この係合状態に応じた量の
トルクが、右輪回転軸１４側から入力軸６Ａ側へ送給
（返送）されるようになっている。In this driving force transmission control mechanism 9B, as shown in FIG. 5, the speed change mechanism 30 is different from that of the first embodiment, and the first sun gear 30A is the second sun gear 30E.
Since the diameter of the second sun gear 30E is larger than that of the first sun gear 30A, the speed change mechanism 30 functions as a speed increasing mechanism. Therefore, when the rotational speed of the clutch plate 12A is higher than that of the clutch plate 12B and the multi-plate clutch mechanism 12 is engaged, a torque corresponding to the engaged state is input from the right wheel rotary shaft 14 side. It is adapted to be fed (returned) to the shaft 6A side.

【００５８】一方、左輪回転軸１３にそなえられる変速
機構３０及び多板クラッチ機構１２も、同様に構成され
ており、入力軸６Ａからの駆動トルクを左輪回転軸１３
により多く配分したい場合には、その配分したい程度
（配分比）に応じて右輪回転軸１４側の多板クラッチ機
構１２を適当に係合し、右輪回転軸１４により多く配分
したい場合には、その配分比に応じて左輪回転軸１３側
の多板クラッチ機構１２を適当に係合する。On the other hand, the transmission mechanism 30 and the multi-disc clutch mechanism 12 provided for the left wheel rotary shaft 13 are also constructed in the same manner, and drive torque from the input shaft 6A is transferred to the left wheel rotary shaft 13.
If more distribution is desired, the multi-disc clutch mechanism 12 on the right wheel rotary shaft 14 side is appropriately engaged according to the degree of distribution (distribution ratio), and more distribution is desired for the right wheel rotary shaft 14. , The multi-disc clutch mechanism 12 on the left wheel rotary shaft 13 side is appropriately engaged according to the distribution ratio.

【００５９】このとき、第１実施例と同様に、多板クラ
ッチ機構１２が油圧駆動式であるから、油圧の大きさを
調整することで多板クラッチ機構１２の係合状態を制御
でき、入力軸６Ａから左輪回転軸１３又は右輪回転軸１
４への駆動力の送給量（つまりは駆動力の左右配分比）
を適当な精度で調整することができるようになってい
る。At this time, as in the first embodiment, since the multi-disc clutch mechanism 12 is of the hydraulic drive type, the engagement state of the multi-disc clutch mechanism 12 can be controlled by adjusting the magnitude of the hydraulic pressure. From the shaft 6A to the left wheel rotary shaft 13 or the right wheel rotary shaft 1
Amount of supply of driving force to 4 (that is, left / right distribution ratio of driving force)
Can be adjusted with an appropriate precision.

【００６０】また、第１実施例と同様に、左右の多板ク
ラッチ機構１２が共に完全係合することのないように設
定されており、左右の多板クラッチ機構１２のうち一方
が完全係合したら他方の多板クラッチ機構１２は滑りを
生じるようになっている。Further, similarly to the first embodiment, the left and right multi-plate clutch mechanisms 12 are set so as not to be completely engaged, and one of the left and right multi-plate clutch mechanisms 12 is completely engaged. Then, the other multi-disc clutch mechanism 12 is adapted to slip.

【００６１】本発明の第２実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、第
２実施例と同様に、ブレーキ等のエネルギーロスを用い
てトルク配分を調整するのでなく、一方のトルクの所要
量を他方に転送することによりトルク配分が調整される
ため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来すること
なく、所望のトルク配分を得ることができる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the second embodiment of the present invention is configured as described above, torque distribution is performed by using energy loss of the brake or the like as in the second embodiment. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting it, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss.

【００６２】ここで、図６，７を参照して、この車両用
左右駆動力調整装置のクラッチ容量及びエネルギロスに
ついて考察する。Now, with reference to FIGS. 6 and 7, the clutch capacity and energy loss of this vehicle left / right driving force adjusting apparatus will be considered.

【００６３】図６，７において、ｌを付した符号は左輪
に関し、ｒを付した符号は右輪に関している。そして、
Ｃｌ，Ｃｒはキャリア３０Ｆの回転速度でここではキャ
リア３０Ｆは回転しないので０になっている。Ｓ１ｌ，
Ｓ１ｒは第１のサンギヤ３０Ａの回転速度で、Ｓ２ｌ，
Ｓ２ｒは第２のサンギヤ３０Ｅの回転速度であり、第１
のサンギヤ３０Ａは第２のサンギヤ３０Ｅよりも大径な
ので、回転速度Ｓ１ｌ，Ｓ１ｒは回転速度Ｓ２ｌ，Ｓ２
ｒよりも大きい。そして、ＤＣはデフケース８Ａの回転
速度である。In FIGS. 6 and 7, the reference numeral with l is for the left wheel, and the reference numeral with r is for the right wheel. And
Cl and Cr are rotation speeds of the carrier 30F, and are 0 because the carrier 30F does not rotate here. S1l,
S1r is the rotational speed of the first sun gear 30A, and S2l,
S2r is the rotation speed of the second sun gear 30E,
Since the sun gear 30A has a larger diameter than the second sun gear 30E, the rotation speeds S1l and S1r are equal to the rotation speeds S2l and S2.
greater than r. DC is the rotational speed of the differential case 8A.

【００６４】また、Ｚ1 は第１のサンギヤ３０Ａの歯
数、Ｚ2 は第２のサンギヤ３０Ｅの歯数であり、Ｔi は
デフケース８Ａへの入力トルク、Ｔｌ，Ｔｒはそれぞれ
左側輪及び右側輪への配分トルク（等配分トルク）、Ｔ
ｃ１は右輪側の駆動力伝達制御機構９Ｂの多板クラッチ
機構１２を係合したときの右輪側からの減少トルク、Ｔ
ｃ２は左輪側の駆動力伝達制御機構９Ｂの多板クラッチ
機構１２を係合したときの左輪側からの減少トルクであ
る。Z 1 is the number of teeth of the first sun gear 30A, Z 2 is the number of teeth of the second sun gear 30E, T i is the input torque to the differential case 8A, and Tl and Tr are the left wheel and the right wheel, respectively. Distribution torque to wheels (equal distribution torque), T
c1 is a reduction torque from the right wheel side when the multi-disc clutch mechanism 12 of the driving force transmission control mechanism 9B on the right wheel side is engaged, T
c2 is a reduction torque from the left wheel side when the multi-disc clutch mechanism 12 of the left wheel side driving force transmission control mechanism 9B is engaged.

【００６５】さらに、図６は左右輪が等速で回転してい
る状態を示し、図７は右輪側の駆動力伝達制御機構９Ｂ
の多板クラッチ機構１２が完全係合されて、右輪側から
多板クラッチ機構１２を介して駆動力が返送され右輪側
の回転速度が減速されている一方で、これに応じて、左
輪側への駆動力が付加され左輪側の回転速度が増速され
ている状態を示している。Further, FIG. 6 shows a state in which the left and right wheels are rotating at a constant speed, and FIG. 7 shows the driving force transmission control mechanism 9B on the right wheel side.
The multi-disc clutch mechanism 12 is completely engaged, the driving force is returned from the right wheel via the multi-disc clutch mechanism 12, and the rotation speed on the right wheel side is decelerated, while the left wheel is accordingly responsive. It shows a state in which the driving force to the side is added and the rotational speed on the left wheel side is increased.

【００６６】まず、Ｓmax （制御可能な左右回転差範
囲）を実現するための、プラネタリの設定速度比を導
く。First, a planetary set speed ratio for realizing Smax (controllable left / right rotation difference range) is derived.

【００６７】このＳmax の状態は、図７に示され、多板
クラッチ機構１２が完全係合されると、デフケース８Ａ
の回転速度ＤＣと第２のサンギヤ３０Ｅの回転速度Ｓ２
ｒとが等しくなる。This state of Smax is shown in FIG. 7, and when the multi-plate clutch mechanism 12 is completely engaged, the differential case 8A.
Rotation speed DC of the second sun gear 30E and the rotation speed S2 of the second sun gear 30E
is equal to r.

【００６８】したがって、図７より、 １／Ｚ1 : １／Ｚ2 ＝１−Ｓmax ：１ ∴Ｚ2 ／Ｚ1 ＝１−Ｓmax ・・・・（２．９）Therefore, from FIG. 7, 1 / Z 1 : 1 / Z 2 = 1-Smax: 1 ∴Z 2 / Z 1 = 1-Smax ... (2.9)

【００６９】次に、ΔＴ（右輪側からの駆動力の減少
分）に必要なカップリングトルクＴｃを導くと、デフギ
ヤ部のトルクの釣り合い式［右輪のカップリング（多板
クラッチ機構１２）を伝達状態とする］より、 Ｔｉ＋Ｔｃ＝Ｔｌ＋［Ｔｒ＋（Ｚ2 ／Ｚ1 ）Ｔｃ］ ∴Ｔｌ＝Ｔｒ＋（Ｚ2 ／Ｚ1 ）Ｔｃ ・・・・（２．１０） 式（２．９），（２．１０）より、左右輪の駆動トルク
は、 Ｔｒ＝（１／２）Ｔｉ−［（１＋Ｓmax ）／２（１−Ｓmax ）］Ｔｃ Ｔｌ＝（１／２）Ｔｉ＋（１／２）Ｔｃ ・・・・（２．１１） よって、 ΔＴ＝｜Ｔｒ−Ｔｌ｜＝［１／（１−Ｓmax ）］Ｔｃ これより、ΔＴに必要なカップリングトルクＴｃは Ｔｃ＝（１−Ｓmax ）ΔＴ ・・・・（２．１２）Next, when the coupling torque Tc required for ΔT (the amount of reduction of the driving force from the right wheel side) is introduced, the torque balance equation of the differential gear section [the coupling of the right wheel (multi-disc clutch mechanism 12)] Is set as a transmission state], Ti + Tc = Tl + [Tr + (Z 2 / Z 1 ) Tc] ∴Tl = Tr + (Z 2 / Z 1 ) Tc (2.10) Equation (2.9), From (2.10), the driving torque of the left and right wheels is Tr = (1/2) Ti-[(1 + Smax) / 2 (1-Smax)] Tc Tl = (1/2) Ti + (1/2) Tc .. (2.11) Therefore, .DELTA.T = | Tr-Tl | = [1 / (1-Smax)] Tc From this, the coupling torque Tc required for .DELTA.T is Tc = (1-Smax) .DELTA.T. ... (2.12)

【００７０】次に、単位時間当たりのエネルギロス（つ
まり、クラッチの吸収エネルギ）ΔＥ′を求める。ここ
で、 ｜Ｓ｜＜Ｓmax とすると、カップリング部のスリップ速度比Ｓｃは、 １／Ｚ1 : １／Ｚ2 ＝１＋Ｓ：ｘ ∴ｘ＝（Ｚ1 ／Ｚ2 ）・（１＋Ｓ） ＝（１＋Ｓ）／（１−Ｓmax ） ・・・・（２．１３） よって、 Ｓｃ＝（１＋Ｓ）／（１−Ｓmax ）−１ ＝（Ｓ＋Ｓmax ）／（１−Ｓmax ） ・・・・（２．１４） これより、単位時間当たりのエネルギロスΔＥ′（＝ｄ
ΔＥ／ｄｔ）は、 ΔＥ′＝Ｔｃ・Ｓｃ・ωDC ＝（Ｓ＋Ｓmax ）・ΔＴ・ωDC ・・・・（２．１５）Next, the energy loss per unit time (that is, the absorbed energy of the clutch) ΔE 'is obtained. Here, assuming that | S | <Smax, the slip speed ratio Sc of the coupling portion is: 1 / Z 1 : 1 / Z 2 = 1 + S: x ∴x = (Z 1 / Z 2 ) · (1 + S) = ( 1 + S) / (1-Smax) ... (2.13) Therefore, Sc = (1 + S) / (1-Smax) -1 = (S + Smax) / (1-Smax) ... (2.14) ) From this, the energy loss per unit time ΔE '(= d
ΔE / dt) is ΔE ′ = Tc · Sc · ω DC = (S + Smax) · ΔT · ω DC ... (2.15)

【００７１】以上の結果から、この車両用左右駆動力調
整装置は、式（２．４）（２．１３）を対比させると、
クラッチ容量的には第１実施例のもの（図３参照）より
も有利である。From the above results, this vehicle left / right driving force adjusting device, when comparing equations (2.4) and (2.13),
The clutch capacity is more advantageous than that of the first embodiment (see FIG. 3).

【００７２】一方、式（２．３），（２．８），（２．
１１），（２．１５）から、Ｓmaxの方向性を考慮する
と、第１実施例で説明した場合と同一の走行状態で且つ
同一の制御状態でのエネルギロスΔＥ′は、第１実施例
の場合と等しくなり、回頭方向のモーメントを発生させ
るためのエネルギロスΔＥ′は比較的少なくて済むこと
になる。On the other hand, equations (2.3), (2.8), (2.
11) and (2.15), considering the directionality of Smax, the energy loss ΔE 'in the same traveling state and the same control state as the case described in the first embodiment is equal to that in the first embodiment. The energy loss ΔE 'for generating the moment in the turning direction is relatively small.

【００７３】なお、式（２．３），（２．１１）より、
第１実施例（図３参照）及び第２実施例（図６参照）の
場合とも、非制御時（つまり、Ｔｒ＝Ｔｌ）に対するト
ルクの変化量については、（減少側のトルク変化量）＞
（増加側のトルク変化量）となっている。From equations (2.3) and (2.11),
In both the first embodiment (see FIG. 3) and the second embodiment (see FIG. 6), the torque change amount with respect to the non-controlled state (that is, Tr = Tl) is (torque change amount on the decreasing side)>
(The amount of torque change on the increasing side).

【００７４】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、動力伝達手段として、多板クラッチ機構の他に、摩
擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ等の他のカップリングを用
いることもでき、これらの駆動系も、油圧駆動の他に、
電磁力駆動等を用いることも考えられる。In this embodiment, as in the first embodiment, a friction clutch or another coupling such as VCU or HCU can be used as the power transmission means in addition to the multi-disc clutch mechanism. In addition to hydraulic drive, the drive system of
It is also conceivable to use electromagnetic drive or the like.

【００７５】次に、第３実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系の全体構成は、図４に
示す第１実施例のものとほぼ同様であるので、ここでは
説明を省略する。Next, a description will be given of the third embodiment. Since the entire structure of the drive system of an automobile equipped with this device is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. 4, its explanation is omitted here. To do.

【００７６】この駆動力伝達制御機構９Ｃでは、図８に
示すように、変速機構３１及び多板クラッチ機構４２が
第１及び第２実施例のものと異なっている。ここでも、
右側の装置について説明する。In this driving force transmission control mechanism 9C, as shown in FIG. 8, the speed change mechanism 31 and the multiple disc clutch mechanism 42 are different from those of the first and second embodiments. even here,
The device on the right side will be described.

【００７７】変速機構３１は、入力軸６Ａ側のデフケー
ス８の左右側部にそれぞれ設けられ、２組の直列な遊星
歯車機構からなり、第１のサンギヤ３１Ａと第２のサン
ギヤ３１Ｅと第１のプラネタリギヤ３１Ｂと第２のプラ
ネタリギヤ３１Ｄとピニオンシャフト３１Ｃとプラネタ
リキャリア３１Ｆとからなり、第１のサンギヤ３１Ａの
プレート部分は駆動力伝達補助部材４１になっている。The speed change mechanism 31 is provided on each of the left and right side portions of the differential case 8 on the input shaft 6A side and comprises two sets of planetary gear mechanisms in series. The first sun gear 31A, the second sun gear 31E, and the first sun gear 31E. It comprises a planetary gear 31B, a second planetary gear 31D, a pinion shaft 31C and a planetary carrier 31F, and the plate portion of the first sun gear 31A serves as a driving force transmission auxiliary member 41.

【００７８】そして、この駆動力伝達補助部材４１と右
輪回転軸１４との間に、多板クラッチ機構４２が介設さ
れる。この多板クラッチ機構４２は、回転軸１４側のク
ラッチ板４２Ｂと駆動力伝達補助部材４１側のクラッチ
板４２Ｂとが交互に重合してなり、図示しない油圧系か
ら供給される油圧に応じて、その係合状態を調整され
る。A multi-plate clutch mechanism 42 is provided between the driving force transmission assisting member 41 and the right wheel rotary shaft 14. In this multi-disc clutch mechanism 42, a clutch disc 42B on the rotating shaft 14 side and a clutch disc 42B on the driving force transmission assisting member 41 side are alternately superposed, and in accordance with a hydraulic pressure supplied from a hydraulic system (not shown), The engagement state is adjusted.

【００７９】このため、多板クラッチ機構４２が係合す
ると、回転軸１４側から、多板クラッチ機構４２，第１
のサンギヤ３１Ａ，第１のプラネタリギヤ３１Ｂ，第２
のプラネタリギヤ３１Ｄ，第２のサンギヤ３１Ｅを経
て、入力軸６Ａ側のデフケース８へ至る駆動力の伝達路
が形成される。Therefore, when the multi-disc clutch mechanism 42 is engaged, the multi-disc clutch mechanism 42, the first disc
Sun gear 31A, first planetary gear 31B, second
A drive force transmission path is formed through the planetary gear 31D and the second sun gear 31E to reach the differential case 8 on the input shaft 6A side.

【００８０】ここでは、第１のサンギヤ３１Ａが第２の
サンギヤ３１Ｅよりも大きい径に形成されているので、
第２のサンギヤ３１Ｅの回転速度は第１のサンギヤ３１
Ａより大きくなり、この変速機構３１は駆動力伝達補助
部材４１を入力軸６Ａ側よりも減速する減速機構として
はたらくようになっている。Here, since the first sun gear 31A is formed to have a larger diameter than the second sun gear 31E,
The rotation speed of the second sun gear 31E is the same as that of the first sun gear 31.
The speed change mechanism 31 serves as a speed reduction mechanism that reduces the speed of the driving force transmission assisting member 41 more than the input shaft 6A side.

【００８１】したがって、クラッチ板４２Ａの回転速度
がクラッチ板４２Ｂよりも大きく、多板クラッチ機構４
２を係合させた場合には、この係合状態に応じた量のト
ルクが、右輪回転軸１４側から入力軸６Ａ側へ送給（返
送）されるようになっている。Therefore, the rotation speed of the clutch plate 42A is higher than that of the clutch plate 42B, and the multi-plate clutch mechanism 4 is
When 2 is engaged, an amount of torque corresponding to the engaged state is sent (returned) from the right wheel rotary shaft 14 side to the input shaft 6A side.

【００８２】一方、左輪回転軸１３にそなえられる変速
機構３１及び多板クラッチ機構４２も、同様に構成され
ており、入力軸６Ａからの駆動トルクを左輪回転軸１３
により多く配分したい場合には、その配分したい程度
（配分比）に応じて右輪回転軸１４側の多板クラッチ機
構４２を適当に係合し、右輪回転軸１４により多く配分
したい場合には、その配分比に応じて左輪回転軸１３側
の多板クラッチ機構４２を適当に係合する。On the other hand, the transmission mechanism 31 and the multi-plate clutch mechanism 42 provided for the left wheel rotary shaft 13 are also constructed in the same manner, and drive torque from the input shaft 6A is transferred to the left wheel rotary shaft 13.
If more distribution is desired, the multi-plate clutch mechanism 42 on the right wheel rotary shaft 14 side is appropriately engaged according to the degree of distribution (distribution ratio), and if more distribution is desired for the right wheel rotary shaft 14. The multi-plate clutch mechanism 42 on the left wheel rotary shaft 13 side is appropriately engaged according to the distribution ratio.

【００８３】このとき、多板クラッチ機構４２が油圧駆
動式であるから、油圧の大きさを調整することで多板ク
ラッチ機構４２の係合状態を制御でき、入力軸６Ａから
左輪回転軸１３又は右輪回転軸１４への駆動力の送給量
（つまりは駆動力の左右配分比）を適当な精度で調整す
ることができるようになっている。At this time, since the multi-plate clutch mechanism 42 is a hydraulic drive type, the engagement state of the multi-plate clutch mechanism 42 can be controlled by adjusting the magnitude of hydraulic pressure, and the input shaft 6A to the left wheel rotary shaft 13 or The feed amount of the driving force to the right wheel rotating shaft 14 (that is, the left / right distribution ratio of the driving force) can be adjusted with appropriate accuracy.

【００８４】また、左右の多板クラッチ機構４２が共に
完全係合することのないように設定されており、左右の
多板クラッチ機構４２のうち一方が完全係合したら他方
の多板クラッチ機構４２は滑りを生じるようになってい
る。The left and right multi-plate clutch mechanisms 42 are set so as not to be completely engaged with each other. When one of the left and right multi-plate clutch mechanisms 42 is completely engaged, the other multi-plate clutch mechanism 42 is set. Is slippery.

【００８５】本発明の第３実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、第
１，２実施例と同様に、ブレーキ等のエネルギーロスを
用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のトルクの
所要量を他方に転送することによりトルク配分が調整さ
れるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、所望のトルク配分を得ることができる。Since the vehicle left-right driving force adjusting apparatus as the third embodiment of the present invention is constructed as described above, the torque is adjusted by using the energy loss of the brake or the like as in the first and second embodiments. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the distribution, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss.

【００８６】ここで、図９，１０を参照して、この車両
用左右駆動力調整装置のクラッチ容量及びエネルギロス
について考察する。Now, with reference to FIGS. 9 and 10, the clutch capacity and energy loss of this vehicle left / right driving force adjusting apparatus will be considered.

【００８７】図９，１０において、ｌを付した符号は左
輪に関し、ｒを付した符号は右輪に関している。そし
て、Ｃｌ，Ｃｒはキャリア３１Ｆの回転速度でここでは
キャリア３１Ｆは回転しないので０になっている。Ｓ１
ｌ，Ｓ１ｒは第１のサンギヤ３１Ａの回転速度で、Ｓ２
ｌ，Ｓ２ｒは第２のサンギヤ３１Ｅの回転速度であり、
第１のサンギヤ３１Ａは第２のサンギヤ３１Ｅよりも大
径なので、回転速度Ｓ１ｌ，Ｓ１ｒは回転速度Ｓ２ｌ，
Ｓ２ｒよりも小さい。In FIGS. 9 and 10, the reference numeral with l is for the left wheel, and the reference numeral with r is for the right wheel. Cl and Cr are rotational speeds of the carrier 31F, and are 0 because the carrier 31F does not rotate here. S1
l and S1r are the rotational speeds of the first sun gear 31A, S2
l and S2r are rotational speeds of the second sun gear 31E,
Since the first sun gear 31A has a larger diameter than the second sun gear 31E, the rotation speeds S1l and S1r are equal to the rotation speed S2l,
It is smaller than S2r.

【００８８】また、Ｚ1 は第１のサンギヤ３１Ａの歯
数、Ｚ2 は第２のサンギヤ３１Ｅの歯数Ｄであり、Ｔi
はデフケース８Ａへの入力トルク、Ｔｌ，Ｔｒはそれぞ
れ左側輪及び右側輪への配分トルク（等配分トルク）、
Ｔｃ１は右輪側の駆動力伝達制御機構９Ｃの多板クラッ
チ機構４２を係合したときの右輪側からの減少トルク、
Ｔｃ２は左輪側の駆動力伝達制御機構９Ｃの多板クラッ
チ機構４２を係合したときの左輪側からの減少トルクで
ある。Z 1 is the number of teeth of the first sun gear 31A, Z 2 is the number of teeth D of the second sun gear 31E, and T i
Is input torque to the differential case 8A, Tl and Tr are distribution torques (equal distribution torques) to the left and right wheels, respectively.
Tc1 is a reduction torque from the right wheel side when the multi-plate clutch mechanism 42 of the driving force transmission control mechanism 9C on the right wheel side is engaged,
Tc2 is a reduction torque from the left wheel side when the multi-plate clutch mechanism 42 of the left wheel side driving force transmission control mechanism 9C is engaged.

【００８９】さらに、図９は左右輪が等速で回転してい
る状態を示し、図１０は右輪側の駆動力伝達制御機構９
Ｃの多板クラッチ機構４２が完全係合されて、右輪側か
ら多板クラッチ機構４２を介して駆動力が返送され右輪
側の回転速度が減速されている一方で、これに応じて、
左輪側への駆動力が付加され左輪側の回転速度が増速さ
れている状態を示している。Further, FIG. 9 shows a state in which the left and right wheels are rotating at a constant speed, and FIG. 10 shows the driving force transmission control mechanism 9 on the right wheel side.
While the C multi-plate clutch mechanism 42 is completely engaged, the driving force is returned from the right wheel side through the multi-plate clutch mechanism 42, and the rotation speed on the right wheel side is decelerated.
It shows a state where the driving force is applied to the left wheel side and the rotational speed on the left wheel side is increased.

【００９０】まず、Ｓmax （制御可能な左右回転差範
囲）を実現するための、プラネタリの設定速度比を導
く。First, a planetary set speed ratio for realizing Smax (controllable left / right rotation difference range) is derived.

【００９１】このＳmax の状態は、図１０に示され、多
板クラッチ機構４２が完全係合されると、デフケース８
Ａの回転速度ＤＣと第２のサンギヤ３１Ｅの回転速度Ｓ
２ｒとが等しくなる。This state of Smax is shown in FIG. 10, and when the multiple disc clutch mechanism 42 is completely engaged, the differential case 8
The rotation speed DC of A and the rotation speed S of the second sun gear 31E
2r becomes equal.

【００９２】したがって、図１０より、 １／Ｚ1 : １／Ｚ2 ＝１−Ｓmax ：１ ∴Ｚ2 ／Ｚ1 ＝１−Ｓmax ・・・・（２．１６）Therefore, from FIG. 10, 1 / Z 1 : 1 / Z 2 = 1-Smax: 1 ∴Z 2 / Z 1 = 1-Smax ... (2.16)

【００９３】次に、ΔＴ（右輪側からの駆動力の減少
分）に必要なカップリングトルクＴｃを導くと、デフギ
ヤ部のトルクの釣り合い式［右輪のカップリング（多板
クラッチ機構４２）を伝達状態とする］より、 Ｔｉ＋（Ｚ2 ／Ｚ1 ）Ｔｃ＝Ｔｌ＋［Ｔｒ＋Ｔｃ］ ∴Ｔｌ＝Ｔｒ＋Ｔｃ ・・・・（２．１７） 式（２．１６），（２．１７）より、左右輪の駆動トル
クは、 Ｔｒ＝（１／２）Ｔｉ−［（１＋Ｓmax ）／２］Ｔｃ Ｔｌ＝（１／２）Ｔｉ＋［（１−Ｓmax ）／２］Ｔｃ・・・・（２．１８） よって、 ΔＴ＝｜Ｔｒ−Ｔｌ｜＝Ｔｃ これより、ΔＴに必要なカップリングトルクＴｃは Ｔｃ＝ΔＴ ・・・・（２．１９）Next, when the coupling torque Tc required for ΔT (the amount of reduction of the driving force from the right wheel side) is introduced, the torque balance equation of the differential gear section [the coupling of the right wheel (multi-disc clutch mechanism 42) Is the transmission state], Ti + (Z 2 / Z 1 ) Tc = Tl + [Tr + Tc] ∴Tl = Tr + Tc (2.17) From equations (2.16) and (2.17), The driving torque of the wheel is Tr = (1/2) Ti-[(1 + Smax) / 2] Tc Tl = (1/2) Ti + [(1-Smax) / 2] Tc ... (2.18) Therefore, ΔT = | Tr−Tl | = Tc From this, the coupling torque Tc required for ΔT is Tc = ΔT ... (2.19)

【００９４】次に、単位時間当たりのエネルギロス（つ
まり、クラッチの吸収エネルギ）ΔＥ′を求める。ここ
で、 ｜Ｓ｜＜Ｓmax とすると、カップリング部のスリップ速度比Ｓｃは、 １／Ｚ1 : １／Ｚ2 ＝ｘ：１ ∴ｘ＝（Ｚ2 ／Ｚ1 ）＝１−Ｓmax ・・・・（２．２０） よって、 Ｓｃ＝（１＋Ｓ）−（１−Ｓmax ）＝Ｓ＋Ｓmax ・・・・（２．２１） これより、単位時間当たりのエネルギロスΔＥ′（＝ｄ
ΔＥ／ｄｔ）は、 ΔＥ′＝Ｔｃ・Ｓｃ・ωDC ＝（Ｓ＋Ｓmax ）・ΔＴ・ωDC ・・・・（２．２２）Next, the energy loss per unit time (that is, the absorbed energy of the clutch) ΔE 'is obtained. Here, assuming that | S | <Smax, the slip speed ratio Sc of the coupling part is 1 / Z 1 : 1 / Z 2 = x: 1 ∴x = (Z 2 / Z 1 ) = 1-Smax .. (2.20) Therefore, Sc = (1 + S)-(1-Smax) = S + Smax ... (2.21) From this, the energy loss per unit time ΔE '(= d
ΔE / dt) is ΔE ′ = Tc · Sc · ω DC = (S + Smax) · ΔT · ω DC ... (2.22)

【００９５】以上の結果から、この車両用左右駆動力調
整装置は、クラッチ容量的には、第１実施例のもの（図
３参照）よりは有利で、第２実施例のもの（図７参照）
よりは不利となる。From the above results, this vehicle left / right driving force adjusting device is more advantageous than the first embodiment (see FIG. 3) in terms of clutch capacity, and the second embodiment (see FIG. 7). )
Is more disadvantageous.

【００９６】また、エネルギロスΔＥ′は、第１，２実
施例の場合と等しくなり、回頭方向のモーメントを発生
させるためのエネルギロスΔＥ′は比較的少なくて済む
ことになる。Further, the energy loss ΔE 'is equal to that in the first and second embodiments, and the energy loss ΔE' for generating the moment in the turning direction is relatively small.

【００９７】さらに、第１実施例（図３参照）及び第２
実施例（図６参照）の場合と同様に、非制御時（つま
り、Ｔｒ＝Ｔｌ）に対するトルクの変化量については、
（減少側のトルク変化量）＞（増加側のトルク変化量）
となっている。Furthermore, the first embodiment (see FIG. 3) and the second embodiment
Similar to the case of the embodiment (see FIG. 6), the amount of change in torque with respect to the non-controlled state (that is, Tr = Tl)
(Decrease torque change amount)> (Increase torque change amount)
Has become.

【００９８】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、動力伝達手段として、多板クラッチ機構の他に、摩
擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ等の他のカップリングを用
いることもでき、これらの駆動系も、油圧駆動の他に、
電磁力駆動等を用いることも考えられる。Also in this embodiment, as in the first embodiment, a friction clutch or another coupling such as VCU or HCU can be used as the power transmission means in addition to the multi-disc clutch mechanism. In addition to hydraulic drive, the drive system of
It is also conceivable to use electromagnetic drive or the like.

【００９９】次に、第４実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系の全体構成は、図４に
示す第１実施例のものとほぼ同様であるので、ここでは
説明を省略する。Next, a description will be given of the fourth embodiment. Since the entire structure of the drive system of an automobile equipped with this device is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. 4, its explanation is omitted here. To do.

【０１００】この駆動力伝達制御機構９Ｄでは、図１１
に示すように、第３実施例とほぼ同様に変速機構３２及
び多板クラッチ機構４２を配置しているが、ここでは、
第１のサンギヤ３１Ａが第２のサンギヤ３１Ｅよりも小
さい径に形成されている。このため、第２のサンギヤ３
１Ｅの回転速度は第１のサンギヤ３１Ａよりも小さくな
り、この変速機構３２は駆動力伝達補助部材４１を入力
軸６Ａ側よりも増速する増速機構としてはたらくように
なっている。In this driving force transmission control mechanism 9D, as shown in FIG.
As shown in, the transmission mechanism 32 and the multi-disc clutch mechanism 42 are arranged almost similarly to the third embodiment, but here,
The first sun gear 31A has a diameter smaller than that of the second sun gear 31E. Therefore, the second sun gear 3
The rotation speed of 1E is lower than that of the first sun gear 31A, and the speed change mechanism 32 functions as a speed increasing mechanism that speeds up the driving force transmission assisting member 41 more than the input shaft 6A side.

【０１０１】したがって、クラッチ板４２Ａの回転速度
がクラッチ板４２Ｂよりも小さく、多板クラッチ機構４
２を係合させた場合には、この係合状態に応じた量のト
ルクが、入力軸６Ａ側から右輪回転軸１４側へ送給され
るようになっている。Therefore, the rotation speed of the clutch plate 42A is lower than that of the clutch plate 42B, and the multi-plate clutch mechanism 4 is
When 2 is engaged, a torque corresponding to the engaged state is supplied from the input shaft 6A side to the right wheel rotary shaft 14 side.

【０１０２】一方、左輪回転軸１３にそなえられる変速
機構３２及び多板クラッチ機構４２も、同様に構成され
ており、入力軸６Ａからの駆動トルクを左輪回転軸１３
により多く配分したい場合には、その配分したい程度
（配分比）に応じて左輪回転軸１３側の多板クラッチ機
構４２を適当に係合し、右輪回転軸１４により多く配分
したい場合には、その配分比に応じて右輪回転軸１４側
の多板クラッチ機構４２を適当に係合する。On the other hand, the transmission mechanism 32 and the multi-disc clutch mechanism 42 provided for the left wheel rotary shaft 13 are also constructed in the same manner, and drive torque from the input shaft 6A is transferred to the left wheel rotary shaft 13.
If more distribution is desired, the multi-plate clutch mechanism 42 on the left wheel rotary shaft 13 side is appropriately engaged according to the degree of distribution (distribution ratio), and more distribution is desired for the right wheel rotary shaft 14, The multi-disc clutch mechanism 42 on the right wheel rotary shaft 14 side is appropriately engaged according to the distribution ratio.

【０１０３】なお、多板クラッチ機構４２が油圧駆動式
であるから、油圧の大きさを調整することで多板クラッ
チ機構４２の係合状態を制御でき、入力軸６Ａから左輪
回転軸１３又は右輪回転軸１４への駆動力の送給量（つ
まりは駆動力の左右配分比）を適当な精度で調整するこ
とができるようになっている。Since the multi-disc clutch mechanism 42 is hydraulically driven, the engagement state of the multi-disc clutch mechanism 42 can be controlled by adjusting the magnitude of hydraulic pressure, and the input shaft 6A can rotate the left wheel rotary shaft 13 or the right wheel shaft 13. The feed amount of the driving force to the wheel rotation shaft 14 (that is, the left / right distribution ratio of the driving force) can be adjusted with appropriate accuracy.

【０１０４】また、左右の多板クラッチ機構４２が共に
完全係合することのないように設定されており、左右の
多板クラッチ機構４２のうち一方が完全係合したら他方
の多板クラッチ機構４２は滑りを生じるようになってい
る。Further, the left and right multi-plate clutch mechanisms 42 are set so as not to be completely engaged with each other. When one of the left and right multi-plate clutch mechanisms 42 is completely engaged, the other multi-plate clutch mechanism 42 is set. Is slippery.

【０１０５】本発明の第４実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、第
１〜３実施例と同様に、ブレーキ等のエネルギーロスを
用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のトルクの
所要量を他方に転送することによりトルク配分が調整さ
れるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、所望のトルク配分を得ることができる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the fourth embodiment of the present invention is constructed as described above, the torque is adjusted by using the energy loss of the brake or the like as in the first to third embodiments. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the distribution, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss.

【０１０６】ここで、図１２，１３を参照して、この車
両用左右駆動力調整装置のクラッチ容量及びエネルギロ
スについて考察する。Now, with reference to FIGS. 12 and 13, the clutch capacity and energy loss of this vehicle left / right driving force adjusting apparatus will be considered.

【０１０７】図１２，１３において、ｌを付した符号は
左輪に関し、ｒを付した符号は右輪に関している。そし
て、Ｃｌ，Ｃｒはキャリア３１Ｆの回転速度でここでは
キャリア３１Ｆは回転しないので０になっている。Ｓ１
ｌ，Ｓ１ｒは第２のサンギヤ３１Ｅの回転速度で、Ｓ２
ｌ，Ｓ２ｒは第１のサンギヤ３１Ａの回転速度であり、
第１のサンギヤ３１Ａは第２のサンギヤ３１Ｅよりも小
径なので、回転速度Ｓ２ｌ，Ｓ２ｒは回転速度Ｓ１ｌ，
Ｓ１ｒよりも大きい。In FIGS. 12 and 13, the reference numeral with l is for the left wheel, and the reference numeral with r is for the right wheel. Cl and Cr are rotational speeds of the carrier 31F, and are 0 because the carrier 31F does not rotate here. S1
l and S1r are the rotational speeds of the second sun gear 31E, S2
l and S2r are rotational speeds of the first sun gear 31A,
Since the first sun gear 31A has a smaller diameter than the second sun gear 31E, the rotation speeds S2l and S2r are
It is larger than S1r.

【０１０８】また、Ｚ1 は第２のサンギヤ３１Ｅの歯
数、Ｚ2 は第１のサンギヤ３１Ａの歯数であり、Ｔi は
デフケース８Ａへの入力トルク、Ｔｌ，Ｔｒはそれぞれ
左側輪及び右側輪への配分トルク（等配分トルク）、Ｔ
ｃ１は右輪側の駆動力伝達制御機構９Ｄの多板クラッチ
機構４２を係合したときの右輪側からの減少トルク、Ｔ
ｃ２は左輪側の駆動力伝達制御機構９Ｄの多板クラッチ
機構４２を係合したときの左輪側からの減少トルクであ
る。Z 1 is the number of teeth of the second sun gear 31E, Z 2 is the number of teeth of the first sun gear 31A, T i is the input torque to the differential case 8A, and Tl and Tr are the left wheel and the right wheel, respectively. Distribution torque to wheels (equal distribution torque), T
c1 is a reduction torque from the right wheel side when the multi-plate clutch mechanism 42 of the driving force transmission control mechanism 9D on the right wheel side is engaged, T
c2 is a reduction torque from the left wheel side when the multi-plate clutch mechanism 42 of the driving force transmission control mechanism 9D on the left wheel side is engaged.

【０１０９】さらに、図１２は左右輪が等速で回転して
いる状態を示し、図１３は右輪側の駆動力伝達制御機構
９Ｄの多板クラッチ機構４２が完全係合されて、右輪側
から多板クラッチ機構４２を介して駆動力が返送され右
輪側の回転速度が減速されている一方で、これに応じ
て、左輪側への駆動力が付加され左輪側の回転速度が増
速されている状態を示している。Further, FIG. 12 shows a state in which the left and right wheels are rotating at a constant speed, and FIG. 13 shows that the multi-plate clutch mechanism 42 of the driving force transmission control mechanism 9D on the right wheel side is completely engaged and the right wheel is rotated. While the driving force is returned from the side through the multi-plate clutch mechanism 42 and the rotation speed on the right wheel side is reduced, the driving force to the left wheel side is added and the rotation speed on the left wheel side is increased accordingly. It shows the state of being accelerated.

【０１１０】まず、Ｓmax （制御可能な左右回転差範
囲）を実現するための、プラネタリの設定速度比を導
く。First, a planetary set speed ratio for realizing Smax (controllable left / right rotation difference range) is derived.

【０１１１】このＳmax の状態は、図１３に示され、多
板クラッチ機構４２が完全係合されると、デフケース８
Ａの回転速度ＤＣと第２のサンギヤ３１Ｅの回転速度Ｓ
２ｒとが等しくなる。This state of Smax is shown in FIG. 13, and when the multiple disc clutch mechanism 42 is completely engaged, the differential case 8
The rotation speed DC of A and the rotation speed S of the second sun gear 31E
2r becomes equal.

【０１１２】したがって、図１３より、 １／Ｚ1 : １／Ｚ2 ＝１：１＋Ｓmax ∴Ｚ2 ／Ｚ1 ＝１／１＋Ｓmax ・・・・（２．２３）Therefore, from FIG. 13, 1 / Z 1 : 1 / Z 2 = 1: 1 + Smax ∴Z 2 / Z 1 = 1/1 + Smax ... (2.23)

【０１１３】次に、ΔＴ（右輪側からの駆動力の減少
分）に必要なカップリングトルクＴｃを導くと、デフギ
ヤ部のトルクの釣り合い式［右輪のカップリング（多板
クラッチ機構４２）を伝達状態とする］より、 Ｔｉ＋（Ｚ1 ／Ｚ2 ）Ｔｃ＝Ｔｌ＋［Ｔｒ−Ｔｃ］ ∴Ｔｌ＝Ｔｒ−Ｔｃ ・・・・（２．２４） 式（２．２３），（２．２４）より、左右輪の駆動トル
クは、 Ｔｒ＝（１／２）Ｔｉ＋［（１−Ｓmax ）／２］Ｔｃ Ｔｌ＝（１／２）Ｔｉ−［（１＋Ｓmax ）／２］Ｔｃ・・・・（２．２５） よって、 ΔＴ＝｜Ｔｒ−Ｔｌ｜＝Ｔｃ これより、ΔＴに必要なカップリングトルクＴｃは Ｔｃ＝ΔＴ ・・・・（２．２６）Next, when the coupling torque Tc required for ΔT (the amount of reduction of the driving force from the right wheel side) is introduced, the torque balance equation of the differential gear section [the coupling of the right wheel (multi-disc clutch mechanism 42)] is obtained. Is set as a transmission state], Ti + (Z 1 / Z 2 ) Tc = Tl + [Tr−Tc] ∴Tl = Tr−Tc (2.24) Equations (2.23), (2.24) ), The driving torque of the left and right wheels is Tr = (1/2) Ti + [(1-Smax) / 2] Tc Tl = (1/2) Ti-[(1 + Smax) / 2] Tc ... ( 2.25) Therefore, ΔT = | Tr−Tl | = Tc From this, the coupling torque Tc required for ΔT is Tc = ΔT ... (2.26)

【０１１４】次に、単位時間当たりのエネルギロス（つ
まり、クラッチの吸収エネルギ）ΔＥ′を求める。ここ
で、 ｜Ｓ｜＜Ｓmax とすると、カップリング部のスリップ速度比Ｓｃは、 １／Ｚ1 : １／Ｚ2 ＝１：ｘ ∴ｘ＝（Ｚ1 ／Ｚ2 ）＝１；Ｓmax ・・・・（２．２７） よって、 Ｓｃ＝１＋Ｓmax −（１＋Ｓ）＝Ｓmax −Ｓ ・・・・（２．２８） これより、単位時間当たりのエネルギロスΔＥ′（＝ｄ
ΔＥ／ｄｔ）は、 ΔＥ′＝Ｔｃ・Ｓｃ・ωDC ＝（Ｓmax −Ｓ）・ΔＴ・ωDC ・・・・（２．２９）Next, the energy loss per unit time (that is, the absorbed energy of the clutch) ΔE 'is obtained. Here, if | S | <Smax, the slip speed ratio Sc of the coupling part is: 1 / Z 1 : 1 / Z 2 = 1: x ∴x = (Z 1 / Z 2 ) = 1; Smax .. (2.27) Therefore, Sc = 1 + Smax- (1 + S) = Smax-S ... (2.28) From this, the energy loss per unit time .DELTA.E '(= d
ΔE / dt) is ΔE ′ = Tc · Sc · ω DC = (Smax −S) · ΔT · ω DC ... (2.29)

【０１１５】以上の結果から、この車両用左右駆動力調
整装置は、クラッチ容量的には、第３実施例（図１０参
照）と同様で、第１実施例のもの（図３参照）よりは有
利で、第２実施例のもの（図７参照）よりは不利とな
る。From the above results, this vehicle left / right driving force adjusting device has the same clutch capacity as that of the third embodiment (see FIG. 10), and is better than that of the first embodiment (see FIG. 3). It is advantageous and less advantageous than that of the second embodiment (see FIG. 7).

【０１１６】また、エネルギロスΔＥ′は、第１〜３実
施例の場合と等しくなり、回頭方向のモーメントを発生
させるためのエネルギロスΔＥ′は比較的少なくて済む
ことになる。Further, the energy loss ΔE 'is equal to that in the first to third embodiments, and the energy loss ΔE' for generating the moment in the turning direction is relatively small.

【０１１７】さらに、第１実施例（図３参照），第２実
施例（図６参照）及び第３実施例（図１０参照）の場合
と同様に、非制御時（つまり、Ｔｒ＝Ｔｌ）に対するト
ルクの変化量については、（減少側のトルク変化量）＞
（増加側のトルク変化量）となっている。Further, as in the case of the first embodiment (see FIG. 3), the second embodiment (see FIG. 6) and the third embodiment (see FIG. 10), at the time of non-control (that is, Tr = Tl). For the amount of change in torque with respect to (the amount of change in torque on the decreasing side)>
(The amount of torque change on the increasing side).

【０１１８】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、動力伝達手段として、多板クラッチ機構の他に、摩
擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ等の他のカップリングを用
いることもでき、これらの駆動系も、油圧駆動の他に、
電磁力駆動等を用いることも考えられる。In this embodiment, as in the first embodiment, a friction clutch or another coupling such as VCU or HCU can be used as the power transmission means in addition to the multi-disc clutch mechanism. In addition to hydraulic drive, the drive system of
It is also conceivable to use electromagnetic drive or the like.

【０１１９】次に、第５実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系の全体構成は、図４に
示す第１実施例のものとほぼ同様であるので、ここでは
説明を省略する。Next, a description will be given of the fifth embodiment. Since the entire structure of the drive system of an automobile equipped with this device is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. 4, its explanation is omitted here. To do.

【０１２０】この車両用左右駆動力調整装置にそなえら
れる駆動力伝達制御機構９Ｅでは、図１４に示すよう
に、回転軸１３，１４と並行に軸（カウンタシャフト）
５１が設けられ、この軸５１には、中径の歯車５２と大
径の歯車５３と小径の歯車５４とがそなえられ、一方の
回転軸１３には、中径の歯車５２と噛合する中径の歯車
５９がそなえられ、他方の回転軸１４には、大径の歯車
５３と噛合する小径の歯車５５と小径の歯車５４と噛合
する大径の歯車５６とが設けられる。As shown in FIG. 14, in the driving force transmission control mechanism 9E provided in this vehicle left-right driving force adjusting device, a shaft (counter shaft) is provided in parallel with the rotating shafts 13 and 14.
51 is provided, and this shaft 51 is provided with a medium-diameter gear 52, a large-diameter gear 53, and a small-diameter gear 54. Gear 59 is provided, and the other rotating shaft 14 is provided with a small diameter gear 55 that meshes with the large diameter gear 53 and a large diameter gear 56 that meshes with the small diameter gear 54.

【０１２１】そして、回転軸１４と小径の歯車５５との
間及び回転軸１４と大径の歯車５６との間には、それぞ
れ、油圧式の多板クラッチ５７，５８が介装されてい
る。なお、多板クラッチ５７，５８を軸５１上に設けて
もよい。Hydraulic multi-plate clutches 57 and 58 are provided between the rotary shaft 14 and the small diameter gear 55 and between the rotary shaft 14 and the large diameter gear 56, respectively. The multi-plate clutches 57 and 58 may be provided on the shaft 51.

【０１２２】これにより、軸５１は回転軸１３と等速で
回転するが、回転軸１４の小径の歯車５５は、これらの
軸５１や回転軸１３よりも高速で回転し、回転軸１４の
大径の歯車５６は、これらの軸５１や回転軸１３よりも
低速で回転する。As a result, the shaft 51 rotates at the same speed as the rotating shaft 13, but the small-diameter gear 55 of the rotating shaft 14 rotates at a higher speed than the rotating shaft 13 and the rotating shaft 13, and the large diameter of the rotating shaft 14. The diameter gear 56 rotates at a lower speed than the shaft 51 and the rotary shaft 13.

【０１２３】したがって、多板クラッチ５７を係合する
と、回転軸１４よりも高速の小径の歯車５５側から回転
軸１４側へトルクが伝達され、この分だけ回転軸１３側
へのトルクが減少する。Therefore, when the multi-plate clutch 57 is engaged, torque is transmitted from the small diameter gear 55 side, which is faster than the rotary shaft 14, to the rotary shaft 14 side, and the torque to the rotary shaft 13 side is reduced accordingly. ..

【０１２４】また、多板クラッチ５８を係合すると、回
転軸１４側から回転軸１４よりも低速の大径の歯車５６
側へトルクが返送され、この分だけ回転軸１３側へのト
ルクが増加する。When the multi-plate clutch 58 is engaged, the large-diameter gear 56, which is slower than the rotary shaft 14 from the rotary shaft 14 side.
The torque is returned to the side, and the torque to the side of the rotary shaft 13 increases by this amount.

【０１２５】そして、多板クラッチ機構５７，５８が油
圧駆動式であるから、油圧の大きさを調整することで多
板クラッチ機構５７，５８の係合状態を制御でき、入力
軸６Ａから左輪回転軸１３又は右輪回転軸１４への駆動
力の送給量（つまりは駆動力の左右配分比）を適当な精
度で調整することができるようになっている。Since the multi-plate clutch mechanisms 57, 58 are hydraulically driven, the engagement state of the multi-plate clutch mechanisms 57, 58 can be controlled by adjusting the magnitude of hydraulic pressure, and the input shaft 6A can rotate the left wheel. The feed amount of the driving force to the shaft 13 or the right wheel rotating shaft 14 (that is, the left / right distribution ratio of the driving force) can be adjusted with appropriate accuracy.

【０１２６】また、２つの多板クラッチ機構５７，５８
が共に完全係合することのないように設定されており、
２つの多板クラッチ機構５７，５８のうち一方が完全係
合したら他方は滑りを生じるようになっている。Further, the two multi-plate clutch mechanisms 57, 58
Are set so that they do not completely engage with each other,
When one of the two multi-plate clutch mechanisms 57 and 58 is completely engaged, the other one slips.

【０１２７】本発明の第５実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、第
１〜４実施例と同様に、ブレーキ等のエネルギーロスを
用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のトルクの
所要量を他方に転送することによりトルク配分が調整さ
れるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、所望のトルク配分を得ることができる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the fifth embodiment of the present invention is constructed as described above, the torque is adjusted by using the energy loss of the brake or the like as in the first to fourth embodiments. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the distribution, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss.

【０１２８】ここで、この車両用左右駆動力調整装置の
クラッチ容量及びエネルギロスについて考察する。Here, the clutch capacity and energy loss of this vehicle left / right driving force adjusting apparatus will be considered.

【０１２９】まず、簡単のために、ギヤ５３の歯数Ｚ1
と、ギヤ５５の歯数Ｚ2 と、ギヤ５６の歯数Ｚ3 と、ギ
ヤ５４の歯数Ｚ4 と、ギヤ５２及び５９の歯数Ｚ5 との
間に、下式が成立するものとする。 Ｚ1 ＞Ｚ2 ，Ｚ3 ＞Ｚ4 ギヤ比の設定は、Ｓmax の条件から、 （１−Ｓmax ）（Ｚ1 ／Ｚ2 ）＝１＋Ｓmax ∴Ｚ1 ／Ｚ2 ＝（１＋Ｓmax ）／（１−Ｓmax ） （１＋Ｓmax ）（Ｚ4 ／Ｚ3 ）＝１−Ｓmax ∴Ｚ4 ／Ｚ3 ＝（１−Ｓmax ）／（１＋Ｓmax ） ∴Ｚ1 ／Ｚ2 ＝Ｚ3 ／Ｚ4 ＝（１＋Ｓmax ）／（１−Ｓmax ） ・・・・（２．３０）First, for simplicity, the number of teeth of the gear 53 Z 1
And the number of teeth Z 2 of the gear 55, the number of teeth Z 3 of the gear 56, the number of teeth Z 4 of the gear 54, and the number of teeth Z 5 of the gears 52 and 59, the following formula is established. To do. Z 1> Z 2, Z 3 > Z 4 setting of the gear ratio, the conditions of Smax, (1-Smax) ( Z 1 / Z 2) = 1 + Smax ∴Z 1 / Z 2 = (1 + Smax) / (1- Smax) (1 + Smax) ( Z 4 / Z 3) = 1-Smax ∴Z 4 / Z 3 = (1-Smax) / (1 + Smax) ∴Z 1 / Z 2 = Z 3 / Z 4 = (1 + Smax) / ( 1-Smax) ... (2.30)

【０１３０】次に、ΔＴ（右輪側への駆動力の増分）に
必要なカップリングトルクＴｃを導くと、 多板クラッチ機構５７のカップリングＣ１を伝達状態
とし、多板クラッチ機構５７のカップリングトルクをＴ
ｃ１とすると、 Ｔｒ＝（１／２）Ｔｉ＋Ｔｃ１ Ｔｌ＝（１／２）Ｔｉ−（Ｚ1 ／Ｚ2 ）Ｔｃ１ ・・・・（２．３１） 式（２．３０），（２．３１）より、左右輪の駆動トル
クは、 ΔＴ＝｜Ｔｒ−Ｔｌ｜＝［２／（１−Ｓmax ）］Ｔｃ１ よって、 Ｔｃｌ＝［（１−Ｓmax ）／２］ΔＴ ・・・・（２．３２） 多板クラッチ機構５８のカップリングＣ２を伝達状態
とし、多板クラッチ機構５８のカップリングトルクをＴ
ｃ２とすると、 Ｔｒ＝（１／２）Ｔｉ−Ｔｃ２ Ｔｌ＝（１／２）Ｔｉ＋（Ｚ4 ／Ｚ3 ）Ｔｃ２ ・・・・（２．３３） よって、 Ｔｃ２＝［（１＋Ｓmax ）／２］ΔＴ ・・・・（２．３４）Next, when the coupling torque Tc required for ΔT (increase in driving force to the right wheel side) is introduced, the coupling C1 of the multi-disc clutch mechanism 57 is brought into the transmission state, and the cup of the multi-disc clutch mechanism 57 is moved. Ring torque is T
When c1, Tr = (1/2) Ti + Tc1 Tl = (1/2) Ti- (Z 1 / Z 2) Tc1 ···· (2.31) Equation (2.30), (2.31) Therefore, the driving torque of the left and right wheels is ΔT = | Tr−Tl | = [2 / (1−Smax)] Tc1 Therefore, Tcl = [(1−Smax) / 2] ΔT ... (2.32) The coupling C2 of the multi-plate clutch mechanism 58 is set to the transmission state, and the coupling torque of the multi-plate clutch mechanism 58 is set to T.
When c2, Tr = (1/2) Ti -Tc2 Tl = (1/2) Ti + (Z 4 / Z 3) Tc2 ···· (2.33) Thus, Tc2 = [(1 + Smax ) / 2] ΔT ... (2.34)

【０１３１】次に、単位時間当たりのエネルギロス（つ
まり、クラッチの吸収エネルギ）ΔＥ１′，ΔＥ２′を
求める。ここで、 ｜Ｓ｜＜Ｓmax とすると、各カップリング部Ｃ１，Ｃ２のスリップ速度
比Ｓｃ１，Ｓｃ２は、 Ｓｃ１＝（Ｚ1 ／Ｚ2 ）（１−Ｓ）−（１＋Ｓ） ＝２（Ｓmax −Ｓ）／（１−Ｓmax ） ・・・・（２．３５） Ｓｃ２＝（Ｚ4 ／Ｚ3 ）（１−Ｓ）−（１＋Ｓ） ＝２（Ｓmax ＋Ｓ）／（１＋Ｓmax ） ・・・・（２．３６） これより、単位時間当たりのエネルギロスΔＥ１′（＝
ｄΔＥ１／ｄｔ）およびΔＥ２′（＝ｄΔＥ２／ｄｔ）
は、 ΔＥ１′＝Ｔｃ１・Ｓｃ１・ωDC （kgfm／s ） ＝（Ｓmax −Ｓ）・ΔＴ・ωDC ・・・・（２．３７） ΔＥ２′＝Ｔｃ２・Ｓｃ２・ωDC （kgfm／s ） ＝（Ｓmax ＋Ｓ）・ΔＴ・ωDC ・・・・（２．３８）Next, the energy loss per unit time (that is, the absorbed energy of the clutch) ΔE1 ′, ΔE2 ′ is obtained. Here, | S | <When Smax, the slip speed ratio Sc1, Sc2 of the coupling portions C1, C2 is, Sc1 = (Z 1 / Z 2) (1-S) - (1 + S) = 2 (Smax - S) / (1-Smax) ···· (2.35) Sc2 = (Z 4 / Z 3) (1-S) - (1 + S) = 2 (Smax + S) / (1 + Smax) ···· ( 2.36) From this, the energy loss per unit time ΔE1 ′ (=
dΔE1 / dt) and ΔE2 ′ (= dΔE2 / dt)
Is ΔE1 ′ = Tc1 · Sc1 · ω DC (kgfm / s) = (Smax −S) · ΔT · ω DC ... (2.37) ΔE2 ′ = Tc2 · Sc2 · ω DC (kgfm / s) = (Smax + S) ・ ΔT ・ ω DC・ ・ ・ ・ (2.38)

【０１３２】以上の結果から、この車両用左右駆動力調
整装置は、クラッチ容量的には第１〜４実施例のプラネ
タリギヤ式のものの半分で済み、エネルギロスΔＥ′
は、第１〜４実施例の場合と等しくなり、回頭方向のモ
ーメントを発生させるためのエネルギロスΔＥ′は比較
的少なくて済むことになる。また、クラッチサイズはプ
ラネタリギヤ式と同サイズのものが必要である。From the above results, this vehicle left / right driving force adjusting device requires only half of the clutch capacity of the planetary gear type of the first to fourth embodiments, and the energy loss ΔE '.
Is the same as in the first to fourth embodiments, and the energy loss ΔE 'for generating the moment in the turning direction is relatively small. The clutch size must be the same as the planetary gear type.

【０１３３】なお、トルクの変化量についても、プラネ
タリギヤ式と同様であり、（減少側のトルク変化量）＞
（増加側のトルク変化量）となっている。また、この装
置では、左右用でクラッチの必要に容量が異なることに
なる。The amount of change in torque is also the same as in the planetary gear system, and (the amount of change in torque on the decreasing side)>
(The amount of torque change on the increasing side). Further, in this device, the capacities required for the left and right clutches are different.

【０１３４】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、動力伝達手段として、多板クラッチ機構の他に、摩
擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ等の他のカップリングを用
いることもでき、これらの駆動系も、油圧駆動の他に、
電磁力駆動等を用いることも考えられる。Also in this embodiment, as in the first embodiment, a friction clutch or another coupling such as VCU or HCU can be used as the power transmission means in addition to the multi-disc clutch mechanism. In addition to hydraulic drive, the drive system of
It is also conceivable to use electromagnetic drive or the like.

【０１３５】次に、第６実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系の全体構成は、図４に
示す第１実施例のものとほぼ同様であるので、ここでは
説明を省略する。Next, the sixth embodiment will be described. Since the entire structure of the drive system of an automobile equipped with this device is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. 4, its explanation is omitted here. To do.

【０１３６】この実施例では、図１５に示すように、第
１実施例（図１参照）と同様に、回転駆動力を入力され
る入力軸６Ａと、入力軸６Ａから入力された駆動力を出
力する左輪回転軸１３及び右輪回転軸１４とが設けられ
ており、これらの回転軸十三，１４と入力軸６Ａとの間
に車両用左右駆動力調整装置が介装されている。In this embodiment, as shown in FIG. 15, similarly to the first embodiment (see FIG. 1), the input shaft 6A to which the rotational driving force is input and the driving force input from the input shaft 6A are A left wheel rotating shaft 13 and a right wheel rotating shaft 14 for outputting are provided, and a vehicle left-right driving force adjusting device is interposed between these rotating shafts 13 and 14 and the input shaft 6A.

【０１３７】そして、この車両用左右駆動力調整装置の
駆動力伝達制御機構９Ｆは、次のような構成により、左
輪回転軸１３と右輪回転軸１４との差動を許容しなが
ら、左輪回転軸１３と右輪回転軸１４とに伝達される駆
動力を所要の比率に配分できるようになっている。The driving force transmission control mechanism 9F of the vehicle left-right driving force adjusting device has the following structure, while allowing the differential between the left wheel rotating shaft 13 and the right wheel rotating shaft 14 while allowing the left wheel rotating. The driving force transmitted to the shaft 13 and the right wheel rotating shaft 14 can be distributed in a required ratio.

【０１３８】すなわち、左輪回転軸１３と入力軸６Ａと
の間及び右輪回転軸１４と入力軸６Ａとの間に、それぞ
れ変速機構６０と多板クラッチ機構１２とが介装されて
おり、左輪回転軸１３又は右輪回転軸１４の回転速度
が、変速機構６０により減速されて変速機構の出力部
（駆動力伝達補助部材）としての中空軸１１に出力され
るようになっている。That is, the speed change mechanism 60 and the multi-disc clutch mechanism 12 are provided between the left wheel rotary shaft 13 and the input shaft 6A and between the right wheel rotary shaft 14 and the input shaft 6A, respectively. The rotation speed of the rotary shaft 13 or the right wheel rotary shaft 14 is reduced by the speed change mechanism 60 and is output to the hollow shaft 11 as an output portion (driving force transmission auxiliary member) of the speed change mechanism.

【０１３９】多板クラッチ機構１２は、この中空軸１１
と入力軸６Ａ側のデファレンシャルケース（以下、デフ
ケースと略す）８Ａとの間に介装されており、この多板
クラッチ機構１２を係合させることで、高速側のデフケ
ース８Ａから低速側の中空軸１１へ駆動力が送給される
ようになっている。これは、対向して配設されたクラッ
チ板における一般的な特性として、トルクの伝達が、速
度の速い方から遅い方へ行なわれるためである。The multi-disc clutch mechanism 12 includes the hollow shaft 11
And a differential case (hereinafter abbreviated as differential case) 8A on the side of the input shaft 6A. The multi-disc clutch mechanism 12 is engaged to engage the differential case 8A on the high speed side with the hollow shaft on the low speed side. The driving force is sent to 11. This is because, as a general characteristic of the clutch plates arranged to face each other, torque is transmitted from a higher speed to a lower speed.

【０１４０】したがって、例えば、右輪回転軸１４と入
力軸６Ａとの間の多板クラッチ機構１２が係合される
と、右輪回転軸１４へ配分される駆動力は、多板クラッ
チ機構１２を介して入力軸６Ａ側からの直接ルートで増
加されて、この分だけ、左輪回転軸１３へ配分される駆
動力が増加する。Therefore, for example, when the multi-disc clutch mechanism 12 between the right wheel rotary shaft 14 and the input shaft 6A is engaged, the driving force distributed to the right wheel rotary shaft 14 is applied to the multi-disc clutch mechanism 12. The driving force is increased by a direct route from the input shaft 6A side via the, and the driving force distributed to the left wheel rotation shaft 13 is increased by this amount.

【０１４１】上述の変速機構６０は、１つのプラネタリ
ギヤ機構で構成されており、右輪回転軸１４に設けられ
た変速機構６０を例に説明すると次のようになる。The above-described speed change mechanism 60 is composed of one planetary gear mechanism. The speed change mechanism 60 provided on the right wheel rotary shaft 14 will be described below as an example.

【０１４２】すなわち、右輪回転軸１４にはサンギヤ６
０Ａが固着されており、このサンギヤ６０Ａは、その外
周においてプラネタリギヤ（プラネタリピニオン）６０
Ｂに噛合している。プラネタリギヤ６０Ｂを枢支するピ
ニオンシャフト６０Ｃは中空軸１１に軸支され、中空軸
１１がプラネタリギヤ機構のキャリヤとして機能するよ
うになっている。また、プラネタリギヤ６０Ｂは、駆動
力伝達制御機構９Ｆのケース等に回転しないように固定
されたリングギヤ６０Ｄに噛合している。That is, the sun gear 6 is attached to the right wheel rotating shaft 14.
The sun gear 60A has a planetary gear (planetary pinion) 60 on its outer periphery.
It meshes with B. The pinion shaft 60C pivotally supporting the planetary gear 60B is pivotally supported by the hollow shaft 11, and the hollow shaft 11 functions as a carrier of the planetary gear mechanism. The planetary gear 60B meshes with a ring gear 60D that is fixed to the case of the driving force transmission control mechanism 9F so as not to rotate.

【０１４３】このようなプラネタリギヤ機構では、プラ
ネタリギヤ６０Ｂの公転速度は、サンギヤ６０Ａの回転
速度よりも小さいので、中空軸（つまり、変速機構６０
の出力部）１１は、右輪回転軸１４よりも低速で回転す
る。したがって、変速機構６０は、減速機構として機能
するようになっている。In such a planetary gear mechanism, since the revolution speed of the planetary gear 60B is lower than the rotation speed of the sun gear 60A, the hollow shaft (that is, the speed change mechanism 60).
The output part 11 of FIG. 11 rotates at a lower speed than the right wheel rotary shaft 14. Therefore, the speed change mechanism 60 functions as a speed reduction mechanism.

【０１４４】このため、クラッチ板１２Ａの回転速度が
クラッチ板１２Ｂよりも小さく、多板クラッチ機構１２
を係合させた場合には、この係合状態に応じた量のトル
クが、入力軸６Ａ側から右輪回転軸１４側へ送給される
ようになっている。Therefore, the rotation speed of the clutch plate 12A is lower than that of the clutch plate 12B, and the multi-plate clutch mechanism 12 is
When is engaged, a torque corresponding to the engaged state is supplied from the input shaft 6A side to the right wheel rotary shaft 14 side.

【０１４５】一方、左輪回転軸１３にそなえられる変速
機構６０及び多板クラッチ機構１２も、同様に構成され
ており、入力軸６Ａからの駆動トルクを左輪回転軸１３
により多く配分したい場合には、その配分したい程度
（配分比）に応じて左輪回転軸１３側の多板クラッチ機
構１２を適当に係合し、右輪回転軸１４により多く配分
したい場合には、その配分比に応じて右輪回転軸１４側
の多板クラッチ機構１２を適当に係合する。On the other hand, the transmission mechanism 60 and the multi-disc clutch mechanism 12 provided for the left wheel rotary shaft 13 are also constructed in the same manner, and drive torque from the input shaft 6A is transferred to the left wheel rotary shaft 13.
If more distribution is desired, the multi-plate clutch mechanism 12 on the left wheel rotation shaft 13 side is appropriately engaged according to the degree of distribution (distribution ratio), and if more distribution is desired for the right wheel rotation shaft 14, The multi-plate clutch mechanism 12 on the right wheel rotary shaft 14 side is appropriately engaged according to the distribution ratio.

【０１４６】このとき、多板クラッチ機構１２が油圧駆
動式であるから、油圧の大きさを調整することで多板ク
ラッチ機構１２の係合状態を制御でき、入力軸６Ａから
左輪回転軸１３又は右輪回転軸１４への駆動力の送給量
（つまりは駆動力の左右配分比）を適当な精度で調整す
ることができるようになっている。At this time, since the multi-plate clutch mechanism 12 is hydraulically driven, the engagement state of the multi-plate clutch mechanism 12 can be controlled by adjusting the magnitude of the hydraulic pressure, and the input shaft 6A to the left wheel rotary shaft 13 or The feed amount of the driving force to the right wheel rotating shaft 14 (that is, the left / right distribution ratio of the driving force) can be adjusted with appropriate accuracy.

【０１４７】なお、左右の多板クラッチ機構１２が同時
に完全係合することのないように設定されており、左右
の多板クラッチ機構１２のうち一方が完全係合したら他
方の多板クラッチ機構１２は滑りを生じるようになって
いる。The left and right multi-plate clutch mechanisms 12 are set so as not to be completely engaged at the same time. When one of the left and right multi-plate clutch mechanisms 12 is completely engaged, the other multi-plate clutch mechanism 12 is set. Is slippery.

【０１４８】本発明の第６実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、第
１〜５実施例と同様に、ブレーキ等のエネルギーロスを
用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のトルクの
所要量を他方に転送することによりトルク配分が調整さ
れるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、所望のトルク配分を得ることができる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the sixth embodiment of the present invention is constructed as described above, the torque is adjusted by using the energy loss of the brake or the like as in the first to fifth embodiments. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the distribution, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss.

【０１４９】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、動力伝達手段として、多板クラッチ機構の他に、摩
擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ等の他のカップリングを用
いることもでき、これらの駆動系も、油圧駆動の他に、
電磁力駆動等を用いることも考えられる。Also in this embodiment, as in the first embodiment, a friction clutch or another coupling such as VCU or HCU can be used as the power transmission means in addition to the multi-disc clutch mechanism. In addition to hydraulic drive, the drive system of
It is also conceivable to use electromagnetic drive or the like.

【０１５０】次に、第７実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系の全体構成は、図４に
示す第１実施例のものとほぼ同様であるので、ここでは
説明を省略する。Next, a description will be given of the seventh embodiment. Since the overall structure of the drive system of an automobile equipped with this device is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. 4, its explanation is omitted here. To do.

【０１５１】この実施例では、図１６に示すように、第
１実施例（図１参照）と同様に、入力軸６Ａと第１及び
右輪回転軸１３，１４とが設けられており、左輪回転軸
１３と右輪回転軸１４と入力軸６Ａとの間に車両用左右
駆動力調整装置が介装されている。In this embodiment, as shown in FIG. 16, similarly to the first embodiment (see FIG. 1), the input shaft 6A and the first and right wheel rotary shafts 13 and 14 are provided, and the left wheel is provided. A vehicle left / right driving force adjusting device is interposed between the rotary shaft 13, the right wheel rotary shaft 14, and the input shaft 6A.

【０１５２】そして、この車両用左右駆動力調整装置の
駆動力伝達制御機構９Ｇは、第６実施例（図１５参照）
と同様の変速機構６０をそなえているが、この変速機構
６０は入力軸６Ａ側に連結されており、入力軸６Ａ側の
回転を増速して回転軸１３，１４の側に出力するように
なっている。The driving force transmission control mechanism 9G of this vehicle left / right driving force adjusting device is the sixth embodiment (see FIG. 15).
The transmission mechanism 60 is similar to the transmission mechanism 60, but the transmission mechanism 60 is connected to the input shaft 6A side so that the rotation on the input shaft 6A side is accelerated and output to the rotation shafts 13 and 14 side. Is becoming

【０１５３】そして、第６実施例における多板クラッチ
機構１２に代えて、例えば摩擦クラッチ等のカップリン
グ６１が、変速機構６０の出力部６０Ａと回転軸１３，
１４との間に介装されている。摩擦クラッチの場合に
は、トルク伝達方向が一方向のものを所要の方向（それ
ぞれのトルク伝達方向）向けて設置する。In place of the multi-plate clutch mechanism 12 in the sixth embodiment, a coupling 61 such as a friction clutch is provided in the output portion 60A of the speed change mechanism 60 and the rotary shaft 13,
It is interposed between 14 and. In the case of a friction clutch, one having a torque transmission direction is installed in a desired direction (each torque transmission direction).

【０１５４】変速機構６０は、１つのプラネタリギヤ機
構で構成されており、右輪回転軸１４に設けられた変速
機構６０を例に説明すると、カップリング６１の一方
（入力側）にサンギヤ６０Ａが固着され、サンギヤ６０
Ａは、その外周においてプラネタリギヤ（プラネタリピ
ニオン）６０Ｂに噛合している。そして、プラネタリギ
ヤ６０Ｂを枢支するピニオンシャフト６０Ｃはデフケー
ス８Ａから延設されたキャリヤ６０Ｅに軸支されてい
る。また、プラネタリギヤ６０Ｂは、駆動力伝達制御機
構９Ｇのケース等に回転しないように固定されたリング
ギヤ６０Ｄに噛合している。The speed change mechanism 60 is composed of one planetary gear mechanism. When the speed change mechanism 60 provided on the right wheel rotary shaft 14 is taken as an example, the sun gear 60A is fixed to one side (input side) of the coupling 61. Sun Gear 60
A is meshed with a planetary gear (planetary pinion) 60B on the outer periphery thereof. The pinion shaft 60C pivotally supporting the planetary gear 60B is pivotally supported by a carrier 60E extending from the differential case 8A. The planetary gear 60B meshes with a ring gear 60D that is fixed to the case of the driving force transmission control mechanism 9G so as not to rotate.

【０１５５】このようなプラネタリギヤ機構では、プラ
ネタリギヤ６０Ｂの公転速度は、サンギヤ６０Ａの回転
速度よりも小さいので、サンギヤ６０Ａ側（つまり、変
速機構６０の出力部）は、中空軸１１よりも高速で回転
する。したがって、変速機構６０は、増速機構として機
能するようになっている。In such a planetary gear mechanism, since the revolution speed of the planetary gear 60B is lower than the rotation speed of the sun gear 60A, the sun gear 60A side (that is, the output portion of the speed change mechanism 60) rotates faster than the hollow shaft 11. To do. Therefore, the speed change mechanism 60 functions as a speed increasing mechanism.

【０１５６】このため、カップリング６１を係合させた
場合には、この係合状態に応じた量のトルクが、右輪回
転軸１４側から入力軸６Ａ側へ送給されるようになって
いる。Therefore, when the coupling 61 is engaged, a torque corresponding to the engaged state is sent from the right wheel rotary shaft 14 side to the input shaft 6A side. There is.

【０１５７】一方、左輪回転軸１３にそなえられる変速
機構６０及びカップリング６１も同様に構成されてお
り、入力軸６Ａからの駆動トルクを左輪回転軸１３によ
り多く配分したい場合には、その配分したい程度（配分
比）に応じて右輪回転軸１４側のカップリング６１を適
当に係合し、右輪回転軸１４により多く配分したい場合
には、その配分比に応じて左輪回転軸１３側のカップリ
ング６１を適当に係合する。On the other hand, the transmission mechanism 60 and the coupling 61 provided for the left wheel rotary shaft 13 are also constructed in the same manner, and if the drive torque from the input shaft 6A is to be distributed more to the left wheel rotary shaft 13, it is desired to distribute it. When it is desired to appropriately engage the coupling 61 on the right wheel rotary shaft 14 side in accordance with the degree (distribution ratio) and to distribute more to the right wheel rotary shaft 14, the left wheel rotary shaft 13 side according to the distribution ratio. Engage coupling 61 appropriately.

【０１５８】このとき、カップリング６１の係合状態を
制御することで、入力軸６Ａから左輪回転軸１３又は右
輪回転軸１４への駆動力の送給量（つまりは駆動力の左
右配分比）を適当な精度で調整することができるように
なっている。At this time, by controlling the engagement state of the coupling 61, the feed amount of the driving force from the input shaft 6A to the left wheel rotating shaft 13 or the right wheel rotating shaft 14 (that is, the left / right distribution ratio of the driving force). ) Can be adjusted with an appropriate precision.

【０１５９】なお、ここでも、左右のカップリング６１
が同時に完全係合することのないように設定されてお
り、左右のカップリング６１のうち一方が完全係合した
ら他方は滑りを生じるようになっている。Incidentally, the left and right couplings 61 are also used here.
Are set so as not to be completely engaged at the same time, and when one of the left and right couplings 61 is completely engaged, the other is slipped.

【０１６０】本発明の第７実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、第
１〜６実施例と同様に、ブレーキ等のエネルギーロスを
用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のトルクの
所要量を他方に転送することによりトルク配分が調整さ
れるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、所望のトルク配分を得ることができる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the seventh embodiment of the present invention is configured as described above, the torque is adjusted by using the energy loss of the brake or the like as in the first to sixth embodiments. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the distribution, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss.

【０１６１】なお、この実施例でも、動力伝達手段とし
て、摩擦クラッチの他に、多板クラッチ機構やＶＣＵや
ＨＣＵ等の他のカップリングを用いることもでき、これ
らの駆動系も、油圧駆動の他に、電磁力駆動等を用いる
ことも考えられる。Also in this embodiment, a multi-disc clutch mechanism or another coupling such as VCU or HCU can be used as the power transmission means in addition to the friction clutch, and these drive systems are also hydraulically driven. Besides, it is also possible to use electromagnetic force drive or the like.

【０１６２】次に、第８実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系の全体構成は、図４に
示す第１実施例のものとほぼ同様であるので、ここでは
説明を省略する。Next, the eighth embodiment will be described. Since the entire structure of the drive system of an automobile equipped with this device is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. 4, its explanation is omitted here. To do.

【０１６３】この実施例では、図１７に示すように、第
１実施例（図１参照）と同様に、回転駆動力を入力され
る入力軸６Ａと、入力軸６Ａから入力された駆動力を出
力する左輪回転軸１３及び右輪回転軸１４とが設けられ
ており、回転軸１３，１４と入力軸６Ａとの間に車両用
左右駆動力調整装置が介装されている。In this embodiment, as shown in FIG. 17, similarly to the first embodiment (see FIG. 1), the input shaft 6A to which the rotational driving force is input and the driving force input from the input shaft 6A are A left wheel rotating shaft 13 and a right wheel rotating shaft 14 for output are provided, and a vehicle left-right driving force adjusting device is interposed between the rotating shafts 13 and 14 and the input shaft 6A.

【０１６４】そして、この車両用左右駆動力調整装置の
駆動力伝達制御機構９Ｈは、次のような構成により、左
輪回転軸１３と右輪回転軸１４との差動を許容しなが
ら、左輪回転軸１３と右輪回転軸１４とに伝達される駆
動力を所要の比率に配分できるようになっている。The driving force transmission control mechanism 9H of the vehicle left-right driving force adjusting device has the following structure, while allowing the differential between the left wheel rotating shaft 13 and the right wheel rotating shaft 14 while allowing the left wheel rotating. The driving force transmitted to the shaft 13 and the right wheel rotating shaft 14 can be distributed in a required ratio.

【０１６５】すなわち、左輪回転軸１３と入力軸６Ａと
の間及び右輪回転軸１４と入力軸６Ａとの間に、それぞ
れ変速機構６２と多板クラッチ機構１２とが介装されて
いるが、この変速機構６２は、回転速度を出力部で増速
して出力することと減速して出力することができ、増速
して出力する状態（増速出力状態）と減速して出力する
状態（減速出力状態）とを切り替える切替機構６３が付
設されている。このため、変速機構６２及び多板クラッ
チ機構１２は一方の出力軸側（ここでは、左輪回転軸１
３の側）にそれぞれ１つだけ設けられている。That is, the speed change mechanism 62 and the multiple disc clutch mechanism 12 are interposed between the left wheel rotary shaft 13 and the input shaft 6A and between the right wheel rotary shaft 14 and the input shaft 6A, respectively. The speed change mechanism 62 can accelerate and output the rotation speed at the output portion and can reduce and output the rotation speed. A state in which the rotation speed is increased and output (acceleration output state) and a state in which the rotation speed is reduced and output ( A switching mechanism 63 for switching between the deceleration output state) is provided. For this reason, the transmission mechanism 62 and the multi-disc clutch mechanism 12 have one output shaft side (here, the left wheel rotation shaft 1
3 side), only one is provided for each.

【０１６６】上述の変速機構６２は、互いに直列に結合
された３組のプラネタリギヤ機構で構成されている。す
なわち、左輪回転軸１３の側には、大径のサンギヤ６２
Ａと小径のサンギヤ６２Ｄとがそなえられ、これらのサ
ンギヤ６２Ａ，６２Ｄは、それぞれその外周においてプ
ラネタリギヤ（プラネタリピニオン）６２Ｂ，６２Ｅに
噛合している。The above-mentioned speed change mechanism 62 is composed of three sets of planetary gear mechanisms connected in series with each other. That is, the large-diameter sun gear 62 is provided on the left wheel rotation shaft 13 side.
A and a small-diameter sun gear 62D are provided, and these sun gears 62A and 62D mesh with planetary gears (planetary pinion) 62B and 62E on their outer circumferences, respectively.

【０１６７】これらのプラネタリギヤ６２Ｂ，６２Ｅは
共通のキャリヤ（固定部）に軸支されたピニオンシャフ
ト６２Ｃに一体回転するように装備されており、サンギ
ヤ６２Ａ，６２Ｄの径の関係とは逆に、プラネタリギヤ
６２Ｂは、プラネタリギヤ６２Ｅよりも小径に設定され
ている。These planetary gears 62B and 62E are equipped so as to rotate integrally with a pinion shaft 62C which is pivotally supported by a common carrier (fixed portion). The diameter of 62B is set to be smaller than that of the planetary gear 62E.

【０１６８】さらに、このピニオンシャフト６２Ｃに
は、もう１つのプラネタリギヤ６２Ｆが一体回転するよ
うに装備され、このプラネタリギヤ６２Ｆに、中空軸１
１に固着されているもう１つのサンギヤ６２Ｇが噛合し
ている。なお、サンギヤ６２Ｇの径はサンギヤ６２Ａの
径よりも小さく且つサンギヤ６２Ｄの径よりも大きく設
定され、プラネタリギヤ６２Ｆの径はプラネタリギヤ６
２Ｂの径よりも大きくプラネタリギヤ６２Ｅの径よりも
小さく設定されている。Further, the pinion shaft 62C is equipped with another planetary gear 62F so as to rotate integrally with the pinion shaft 62C.
The other sun gear 62G fixed to No. 1 is meshed. The diameter of the sun gear 62G is set smaller than the diameter of the sun gear 62A and larger than the diameter of the sun gear 62D, and the diameter of the planetary gear 62F is set to the planetary gear 6.
It is set to be larger than the diameter of 2B and smaller than the diameter of the planetary gear 62E.

【０１６９】そして、サンギヤ６２Ａ，６２Ｄと左輪回
転軸１３との間に、切替機構６３が設けられている。こ
の切替機構６３は、電磁式アクチュエータ（ソレノイ
ド）６３Ａと、このアクチュエータ６３Ａで駆動される
スライドレバー６３Ｂと、このスライドレバー６３Ｂで
駆動される連結部材６３Ｃと、左輪回転軸１３に設けら
れたハブ６４と、サンギヤ６２Ａの内周に設けられたハ
ブ６５と、サンギヤ６２Ｄの内周に設けられたハブ６６
とから構成される。なお、電磁式アクチュエータ６３Ａ
は、コントロールユニット１８によって作動を制御され
るようになっている。A switching mechanism 63 is provided between the sun gears 62A and 62D and the left wheel rotary shaft 13. The switching mechanism 63 includes an electromagnetic actuator (solenoid) 63A, a slide lever 63B driven by the actuator 63A, a connecting member 63C driven by the slide lever 63B, and a hub 64 provided on the left wheel rotary shaft 13. A hub 65 provided on the inner circumference of the sun gear 62A, and a hub 66 provided on the inner circumference of the sun gear 62D.
Composed of and. The electromagnetic actuator 63A
Is controlled by the control unit 18.

【０１７０】連結部材６３Ｃは、その内周でハブ６４と
セレーション結合してこのハブ６４と常時一体に回転す
るようになっており、連結部材６３Ｃの軸方向位置に対
応して、その内周でハブ６５又はハブ６６とセレーショ
ン結合して一体に回転しうるようになっている。The connecting member 63C is adapted to be serrated with the hub 64 at its inner circumference so as to rotate integrally with the hub 64 at all times. The inner circumference of the connecting member 63C corresponds to the axial position of the connecting member 63C. The hub 65 or the hub 66 is connected to the hub by serration so that they can rotate integrally.

【０１７１】つまり、連結部材６３Ｃが、スライドレバ
ー６３Ｂで後進状態（図１７中、左方に移動した状態）
に駆動されると、その外周がハブ６５とセレーション結
合してこのハブ６５と一体に回転し、スライドレバー６
３Ｂで前進状態（図１７中、右方に移動した状態）に駆
動されると、その外周がハブ６６とセレーション結合し
てこのハブ６６と一体に回転するようになっている。That is, the connecting member 63C is in the backward movement state by the slide lever 63B (the state in which it is moved leftward in FIG. 17).
When driven by the slide lever 6, the outer periphery of the slide lever 6 is serrated with the hub 65 to rotate integrally with the hub 65.
When driven to the forward position (moved to the right in FIG. 17) in 3B, the outer periphery of the drive shaft is serrated with the hub 66 and rotates integrally with the hub 66.

【０１７２】したがって、連結部材６３Ｃが後進状態の
ときには、左輪回転軸１３がハブ６４，連結部材６３
Ｃ，ハブ６５を介してサンギヤ６２Ａと連結して、左輪
回転軸１３の回転は、サンギヤ６２Ａ，プラネタリギヤ
６２Ｂ，ピニオンシャフト６２Ｃからプラネタリギヤ６
２Ｆ，サンギヤ６２Ｇを通じて中空軸１１に出力され
る。そして、サンギヤ６２Ｇの径がサンギヤ６２Ａの径
よりも小さく且つプラネタリギヤ６２Ｆの径がプラネタ
リギヤ６２Ｂの径よりも大きいので、サンギヤ６２Ｇは
サンギヤ６２Ａよりも高速で回転する。即ち、中空軸１
１は左輪回転軸１３よりも高速で回転することになり、
変速機構６２は増速機構として機能するようになってい
る。Therefore, when the connecting member 63C is in the reverse drive state, the left wheel rotary shaft 13 is connected to the hub 64 and the connecting member 63.
The left wheel rotary shaft 13 is connected to the sun gear 62A via the C and the hub 65 so that the rotation of the left wheel rotary shaft 13 is changed from the sun gear 62A, the planetary gear 62B, the pinion shaft 62C to the planetary gear 6A.
It is output to the hollow shaft 11 through 2F and the sun gear 62G. Since the diameter of the sun gear 62G is smaller than the diameter of the sun gear 62A and the diameter of the planetary gear 62F is larger than the diameter of the planetary gear 62B, the sun gear 62G rotates faster than the sun gear 62A. That is, the hollow shaft 1
1 will rotate faster than the left wheel rotating shaft 13,
The transmission mechanism 62 functions as a speed increasing mechanism.

【０１７３】また、連結部材６３Ｃが前進状態のときに
は、左輪回転軸１３がハブ６４，連結部材６３Ｃ，ハブ
６６を介してサンギヤ６２Ｄと連結して、左輪回転軸１
３の回転は、サンギヤ６２Ｄ，プラネタリギヤ６２Ｅ，
ピニオンシャフト６２Ｃからプラネタリギヤ６２Ｆ，サ
ンギヤ６２Ｇを通じて中空軸１１に出力される。そし
て、サンギヤ６２Ｇの径がサンギヤ６２Ｄの径よりも大
きく且つプラネタリギヤ６２Ｆの径がプラネタリギヤ６
２Ｅの径よりも小さいので、サンギヤ６２Ｇはサンギヤ
６２Ｄよりも低速で回転する。即ち、中空軸１１は左輪
回転軸１３よりも低速で回転することになり、変速機構
６２は減速機構として機能するようになっている。When the connecting member 63C is in the forward state, the left wheel rotating shaft 13 is connected to the sun gear 62D via the hub 64, the connecting member 63C and the hub 66.
The rotation of 3 is performed by the sun gear 62D, the planetary gear 62E,
Output from the pinion shaft 62C to the hollow shaft 11 through the planetary gear 62F and the sun gear 62G. The diameter of the sun gear 62G is larger than the diameter of the sun gear 62D, and the diameter of the planetary gear 62F is the planetary gear 6.
Since it is smaller than the diameter of 2E, the sun gear 62G rotates at a lower speed than the sun gear 62D. That is, the hollow shaft 11 rotates at a lower speed than the left wheel rotary shaft 13, and the speed change mechanism 62 functions as a speed reduction mechanism.

【０１７４】そして、多板クラッチ機構１２は、この中
空軸１１と入力軸６Ａ側のデフケース８Ａとの間に介装
されており、この多板クラッチ機構１２を係合させるこ
とで、デフケース８Ａと中空軸１１との間で駆動力の授
受が行なわれるようになっている。The multi-disc clutch mechanism 12 is interposed between the hollow shaft 11 and the differential case 8A on the input shaft 6A side. By engaging the multi-disc clutch mechanism 12, the multi-disc clutch mechanism 12 is separated from the differential case 8A. The driving force is exchanged with the hollow shaft 11.

【０１７５】したがって、例えば、連結部材６３Ｃを後
進状態とすると、変速機構６２の出力部としての中空軸
１１は左輪回転軸１３よりも高速で回転して、比較的高
速の中空軸１１側からデフケース８Ａ側へと駆動力が返
送され、この分だけ、左輪回転軸１３側へ配分される駆
動力が減少して、逆に、右輪回転軸１４側へ配分される
駆動力は、この分だけ増加する。Therefore, for example, when the connecting member 63C is in the reverse drive state, the hollow shaft 11 as the output part of the speed change mechanism 62 rotates at a higher speed than the left wheel rotating shaft 13, and the diff case from the relatively high speed hollow shaft 11 side. The driving force is returned to the 8A side, and the driving force distributed to the left wheel rotating shaft 13 side decreases by this amount, and conversely, the driving force distributed to the right wheel rotating shaft 14 side corresponds to this amount. To increase.

【０１７６】また、例えば、連結部材６３Ｃを前進状態
とすると、変速機構６２の出力部としての中空軸１１は
左輪回転軸１３よりも低速で回転して、比較的高速のデ
フケース８Ａ側から中空軸１１側へと駆動力が返送さ
れ、この分だけ、左輪回転軸１３側へ配分される駆動力
が増加して、逆に、右輪回転軸１４側へ配分される駆動
力は、この分だけ減少する。Further, for example, when the connecting member 63C is moved forward, the hollow shaft 11 as the output portion of the speed change mechanism 62 rotates at a lower speed than the left wheel rotary shaft 13, and the hollow shaft 11 moves from the side of the differential case 8A at a relatively high speed. The driving force is returned to the 11 side, the driving force distributed to the left wheel rotating shaft 13 side increases by this amount, and conversely, the driving force distributed to the right wheel rotating shaft 14 side is this amount. Decrease.

【０１７７】本発明の第８実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、第
１〜７実施例と同様に、ブレーキ等のエネルギーロスを
用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のトルクの
所要量を他方に転送することによりトルク配分が調整さ
れるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、所望のトルク配分を得ることができる。Since the vehicle lateral drive force adjusting device as the eighth embodiment of the present invention is constructed as described above, the torque is adjusted by using the energy loss of the brake or the like as in the first to seventh embodiments. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the distribution, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss.

【０１７８】さらに、変速機構６２及び多板クラッチ機
構１２はそれぞれ１つだけ設ければよいので、スペース
上やコスト上で有利になる。Further, since only one transmission mechanism 62 and one multi-plate clutch mechanism 12 need to be provided, respectively, it is advantageous in terms of space and cost.

【０１７９】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、動力伝達手段として、多板クラッチ機構の他に、摩
擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ等の他のカップリングを用
いることもでき、これらの駆動系も、油圧駆動の他に、
電磁力駆動等を用いることも考えられる。In this embodiment, like the first embodiment, a friction clutch or another coupling such as VCU or HCU can be used as the power transmission means in addition to the multi-disc clutch mechanism. In addition to hydraulic drive, the drive system of
It is also conceivable to use electromagnetic drive or the like.

【０１８０】次に、第９実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系の全体構成は、図４に
示す第１実施例のものとほぼ同様であるので、ここでは
説明を省略する。Next, the ninth embodiment will be described. Since the entire structure of the drive system of an automobile equipped with this device is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. 4, its explanation is omitted here. To do.

【０１８１】この実施例では、図１８に示すように、第
１実施例（図１参照）と同様に、回転駆動力を入力され
る入力軸６Ａと、入力軸６Ａから入力された駆動力を出
力する左輪回転軸１３及び右輪回転軸１４とが設けられ
ており、回転軸１３，１４との間に車両用左右駆動力調
整装置が介装されている。In this embodiment, as shown in FIG. 18, similarly to the first embodiment (see FIG. 1), the input shaft 6A to which the rotational driving force is input and the driving force input from the input shaft 6A are A left wheel rotating shaft 13 and a right wheel rotating shaft 14 for outputting are provided, and a vehicle left-right driving force adjusting device is interposed between the rotating shafts 13 and 14.

【０１８２】そして、この車両用左右駆動力調整装置の
駆動力伝達制御機構９Ｉは、次のような構成により、左
輪回転軸１３と右輪回転軸１４との差動を許容しなが
ら、左輪回転軸１３と右輪回転軸１４とに伝達される駆
動力を所要の比率に配分できるようになっている。The driving force transmission control mechanism 9I of the vehicle left / right driving force adjusting device has the following structure, while allowing the differential between the left wheel rotating shaft 13 and the right wheel rotating shaft 14 while rotating the left wheel. The driving force transmitted to the shaft 13 and the right wheel rotating shaft 14 can be distributed in a required ratio.

【０１８３】すなわち、左輪回転軸１３と右輪回転軸１
４との間に、それぞれ変速機構９９と多板クラッチ機構
１２とが介装されており、この変速機構９９は、右輪回
転軸１４の回転速度を増速して出力することと減速して
出力することができ、増速して出力する状態（増速出力
状態）と減速して出力する状態（減速出力状態）とを切
り替える切替機構１０１が付設されている。このため、
変速機構９９及び多板クラッチ機構１２はそれぞれ１つ
だけ設けられている。That is, the left wheel rotary shaft 13 and the right wheel rotary shaft 1
4, a transmission mechanism 99 and a multi-disc clutch mechanism 12 are respectively interposed, and the transmission mechanism 99 accelerates and outputs the rotational speed of the right wheel rotary shaft 14 and decelerates it. A switching mechanism 101 is provided that switches between a state in which output is possible and output is increased (acceleration output state) and a state in which deceleration is output (deceleration output state). For this reason,
Only one transmission mechanism 99 and one multi-plate clutch mechanism 12 are provided.

【０１８４】上述の変速機構９９は、左輪回転軸１３と
これと平行な軸（カウンタシャフト）９９Ｃとの間にそ
れぞれ設けられた３組のギヤ機構で構成されている。す
なわち、カウンタシャフト９９Ｃの側には、小径のギヤ
９９Ａと大径のギヤ９９Ｂとがそなえられ、左輪回転軸
１３には、大径のギヤ１４Ａと小径のギヤ１４Ｂとがそ
なえられ、ギヤ９９Ａとギヤ１４Ａとが噛合し、ギヤ９
９Ｂとギヤ１４Ｂとが噛合している。ただし、ギヤ９９
Ａ，９９Ｂは、カウンタシャフト９９Ｃと切替機構１０
１を介して接続され、切替機構１０１の状態に応じて、
カウンタシャフト９９Ｃに対して相対回転したり、一体
回転しうるようになっている。The above-described speed change mechanism 99 is composed of three sets of gear mechanisms provided between the left wheel rotation shaft 13 and a shaft (counter shaft) 99C parallel thereto. That is, the counter shaft 99C side is provided with a small diameter gear 99A and a large diameter gear 99B, and the left wheel rotating shaft 13 is provided with a large diameter gear 14A and a small diameter gear 14B. Gear 14A meshes with gear 9
9B and the gear 14B are in mesh with each other. However, gear 99
A and 99B are the counter shaft 99C and the switching mechanism 10
1 via the switching mechanism 101, depending on the state of the switching mechanism 101,
It can rotate relative to the counter shaft 99C or can rotate integrally.

【０１８５】さらに、カウンタシャフト９９Ｃの左輪側
端部には中径のギヤ９９Ｄがそなえられ、左輪回転軸１
３の側には中径のギヤ１００Ｃがそなえられ、これらの
ギヤ９９Ｄ，１００Ｃが噛合している。そして、ギヤ１
００Ｃと左輪回転軸１３との間に多板クラッチ機構１２
が介装されている。Further, an intermediate diameter gear 99D is provided at the left wheel side end of the counter shaft 99C, and the left wheel rotating shaft 1
A gear 100C having a medium diameter is provided on the 3 side, and these gears 99D and 100C are meshed with each other. And gear 1
00C and the left wheel rotary shaft 13 between the multi-disc clutch mechanism 12
Is installed.

【０１８６】また、上述の切替機構１０１は、電磁式ア
クチュエータ（ソレノイド）１０１Ａと、このアクチュ
エータ１０１Ａで駆動されるスライドレバー１０１Ｂ
と、このスライドレバー１０１Ｂで駆動される連結部材
１０１Ｃと、カウンタシャフト９９Ｃに設けられたハブ
６７と、ギヤ９９Ａに結合されたハブ６８と、サンギヤ
９９Ｂに結合されたハブ６９とから構成される。なお、
電磁式アクチュエータ１０１Ａは、コントロールユニッ
ト１８によって作動を制御されるようになっている。The switching mechanism 101 described above includes an electromagnetic actuator (solenoid) 101A and a slide lever 101B driven by the actuator 101A.
A connecting member 101C driven by the slide lever 101B, a hub 67 provided on the counter shaft 99C, a hub 68 connected to the gear 99A, and a hub 69 connected to the sun gear 99B. In addition,
The operation of the electromagnetic actuator 101A is controlled by the control unit 18.

【０１８７】連結部材１０１Ｃは、ハブ６７とハブ６８
とにセレーション結合してこのハブ６７とハブ６８とを
一体に回転する態位と、ハブ６７とハブ６９とにセレー
ション結合してこのハブ６７とハブ６９とを一体に回転
する態位とをとりうるようになっている。The connecting member 101C includes a hub 67 and a hub 68.
And a position in which the hub 67 and the hub 68 rotate integrally with each other by serration connection, and a position in which the hub 67 and the hub 69 perform serration connection between the hub 67 and the hub 69 integrally rotate. It's getting better.

【０１８８】つまり、連結部材１０１Ｃが、スライドレ
バー１０１Ｂで後進状態（図１８中、左方に移動した状
態）に駆動されると、連結部材１０１Ｃを通じてハブ６
７とハブ６８とが一体に回転するようになり、スライド
レバー１０１Ｂで前進状態（図１７中、右方に移動した
状態）に駆動されると、連結部材１０１Ｃを通じてハブ
６７とハブ６９とが一体に回転するようになっている。That is, when the connecting member 101C is driven by the slide lever 101B to the reverse position (moved to the left in FIG. 18), the hub 6 is moved through the connecting member 101C.
7 and the hub 68 rotate integrally, and when driven by the slide lever 101B to the forward state (moved to the right in FIG. 17), the hub 67 and the hub 69 are integrated through the connecting member 101C. It is designed to rotate.

【０１８９】したがって、連結部材１０１Ｃが後進状態
のときには、右輪回転軸１４の回転が、ギヤ１４Ａ，９
９Ａ，ハブ６７，連結部材１０１Ｃ，ハブ６８を介して
カウンタシャフト９９Ｃに伝達され、さらに、ギヤ９９
Ｅ，１００Ｃを介して多板クラッチ機構１２に伝達され
るようになっている。このときには、ギヤ１４Ａ，９９
Ａ，９９Ｅ，１００Ｃの大きさ（歯数）の関係で、ギヤ
１００Ｃは右輪回転軸１４よりも高速で回転する。つま
り、右輪回転軸１４の回転は増速されてギヤ１００Ｃに
出力される。Therefore, when the connecting member 101C is in the reverse drive state, the rotation of the right wheel rotary shaft 14 is changed to the gears 14A, 9A.
9A, the hub 67, the connecting member 101C, and the hub 68, and is transmitted to the counter shaft 99C.
It is adapted to be transmitted to the multi-disc clutch mechanism 12 via E and 100C. At this time, the gears 14A, 99
Due to the size (number of teeth) of A, 99E, and 100C, the gear 100C rotates at a higher speed than the right wheel rotation shaft 14. That is, the rotation of the right wheel rotation shaft 14 is accelerated and output to the gear 100C.

【０１９０】また、連結部材１０１Ｃが前進状態のとき
には、右輪回転軸１４の回転が、ギヤ１４Ｂ，９９Ｂ，
ハブ６７，連結部材１０１Ｃ，ハブ６９を介してカウン
タシャフト９９Ｃに伝達され、さらに、ギヤ９９Ｅ，１
００Ｃを介して多板クラッチ機構１２に伝達されるよう
になっている。このときには、ギヤ１４Ｂ，９９Ｂ，９
９Ｅ，１００Ｃの大きさ（歯数）の関係で、ギヤ１００
Ｃは右輪回転軸１４よりも低速で回転する。つまり、右
輪回転軸１４の回転は減速されてギヤ１００Ｃに出力さ
れる。Further, when the connecting member 101C is in the forward movement state, the rotation of the right wheel rotary shaft 14 is changed by the gears 14B, 99B,
It is transmitted to the counter shaft 99C via the hub 67, the connecting member 101C, and the hub 69.
It is adapted to be transmitted to the multi-disc clutch mechanism 12 via 00C. At this time, the gears 14B, 99B, 9
Due to the size (number of teeth) of 9E and 100C, the gear 100
C rotates at a lower speed than the right wheel rotation shaft 14. That is, the rotation of the right wheel rotary shaft 14 is decelerated and output to the gear 100C.

【０１９１】つまり、連結部材１０１Ｃが後進状態のと
きに多板クラッチ機構１２を係合させると、増速された
ギヤ１００Ｃの側のクラッチプレートの方が、左輪回転
軸１３の側のクラッチプレートよりも高速回転するの
で、右輪回転軸１４側から左輪回転軸１３側にトルクが
伝達される。That is, when the multi-plate clutch mechanism 12 is engaged when the connecting member 101C is in the reverse drive state, the clutch plate on the side of the gear 100C, which has been accelerated, is more than the clutch plate on the side of the left wheel rotary shaft 13. Since it also rotates at high speed, torque is transmitted from the right wheel rotary shaft 14 side to the left wheel rotary shaft 13 side.

【０１９２】また、連結部材１０１Ｃが前進状態のとき
に多板クラッチ機構１２を係合させると、減速されたギ
ヤ１００Ｃの側のクラッチプレートの方が、左輪回転軸
１３の側のクラッチプレートよりも低速回転するので、
左輪回転軸１３側から右輪回転軸１４側にトルクが伝達
される。Further, when the multi-plate clutch mechanism 12 is engaged when the connecting member 101C is in the forward drive state, the clutch plate on the side of the reduced gear 100C is closer to the clutch plate on the side of the left wheel rotary shaft 13. Because it rotates at a low speed,
Torque is transmitted from the left wheel rotary shaft 13 side to the right wheel rotary shaft 14 side.

【０１９３】本発明の第９実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、第
１〜８実施例と同様に、ブレーキ等のエネルギーロスを
用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のトルクの
所要量を他方に転送することによりトルク配分が調整さ
れるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、所望のトルク配分を得ることができる。さら
に、変速機構９９及び多板クラッチ機構１２はそれぞれ
１つだけ設ければよいので、スペース上やコスト上で有
利になる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the ninth embodiment of the present invention is constructed as described above, the torque is adjusted by using the energy loss of the brake or the like as in the first to eighth embodiments. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the distribution, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss. Furthermore, since it is necessary to provide only one each of the transmission mechanism 99 and the multi-plate clutch mechanism 12, it is advantageous in terms of space and cost.

【０１９４】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、動力伝達手段として、多板クラッチ機構の他に、摩
擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ等の他のカップリングを用
いることもでき、これらの駆動系も、油圧駆動の他に、
電磁力駆動等を用いることも考えられる。In this embodiment, as in the first embodiment, a friction clutch or another coupling such as VCU or HCU can be used as the power transmission means in addition to the multi-disc clutch mechanism. In addition to hydraulic drive, the drive system of
It is also conceivable to use electromagnetic drive or the like.

【０１９５】次に、第１０実施例について説明すると、
図１９に示すように、この車両用左右駆動力調整装置を
そなえた自動車は前輪駆動車であって、本装置は否駆動
輪（エンジン出力を与えられない車輪）である後輪１
５，１６の側に設けられ、その駆動力伝達制御機構９０
Ａは、後輪１５，１６の回転軸１３，１４の間に設け
ら、第１実施例の駆動力伝達制御機構９Ａを否駆動輪に
適用したものである。Next, the tenth embodiment will be described.
As shown in FIG. 19, a vehicle equipped with this vehicle left-right driving force adjusting device is a front-wheel drive vehicle, and this device is a rear-wheel 1 which is a non-driving wheel (wheel to which engine output is not given)
5, 16 are provided on the side of the driving force transmission control mechanism 90.
Reference character A is provided between the rotary shafts 13 and 14 of the rear wheels 15 and 16, and the drive force transmission control mechanism 9A of the first embodiment is applied to the non-drive wheels.

【０１９６】つまり、図１９，２０に示すように、後輪
１５，１６の回転軸１３，１４は、互いに独立している
が、右輪回転軸１４側には変速機構９１が設けられ、左
輪回転軸１３側には変速機構９２が設けられており、変
速機構９１の出力部と左輪回転軸１３との間には油圧式
多板クラッチ機構９３が介装され、変速機構９２の出力
部と左輪回転軸１４と連動して等速回転する中空軸９５
との間には第１実施例と同様にコントローラ１８で制御
される油圧式多板クラッチ機構９４が介装されている。
なお、９３Ａ，９３Ｂ，９４Ａ，９４Ｂはクラッチプレ
ートである。That is, as shown in FIGS. 19 and 20, the rotary shafts 13 and 14 of the rear wheels 15 and 16 are independent of each other, but the transmission mechanism 91 is provided on the right wheel rotary shaft 14 side, and the left wheel is provided. A speed change mechanism 92 is provided on the rotary shaft 13 side, and a hydraulic multi-plate clutch mechanism 93 is interposed between the output part of the speed change mechanism 91 and the left wheel rotary shaft 13, and is connected to the output part of the speed change mechanism 92. Hollow shaft 95 that rotates at a constant speed in conjunction with the left wheel rotating shaft 14
A hydraulic multi-plate clutch mechanism 94 controlled by the controller 18 is interposed between the and, as in the first embodiment.
Note that 93A, 93B, 94A, 94B are clutch plates.

【０１９７】このうち、変速機構９１は、右輪回転軸１
４に一体回転するように取り付けられたサンギヤ９１Ａ
と、サンギヤ９１Ａと噛合するプラネタリギヤ９１Ｂ
と、このプラネタリギヤ９１Ｂを枢支するプラネタリシ
ャフト９１Ｃに設置されプラネタリギヤ９１Ｂと一体回
転するプラネタリギヤ９１Ｄと、プラネタリギヤ９１Ｄ
と噛合するサンギヤ９３Ｃとから構成される。Of these, the speed change mechanism 91 is the right wheel rotating shaft 1
Sun gear 91A attached to 4 to rotate integrally
And a planetary gear 91B that meshes with the sun gear 91A
And a planetary gear 91D that is installed on a planetary shaft 91C that pivotally supports this planetary gear 91B and that rotates integrally with the planetary gear 91B, and a planetary gear 91D.
And a sun gear 93C that meshes with.

【０１９８】そして、サンギヤ９３Ｃはサンギヤ９１Ａ
よりも大径に設定され、プラネタリギヤ９１Ｄはプラネ
タリギヤ９１Ｂよりも大径に設定され小径に設定されて
いるので、サンギヤ９３Ｃはサンギヤ９１Ａよりも低速
で回転する。したがって、変速機構９１は、右輪回転軸
１４の回転を減速してサンギヤ９３Ｃの回転として出力
するようになっている。The sun gear 93C is the sun gear 91A.
Since the planetary gear 91D is set to have a larger diameter than the planetary gear 91B and the planetary gear 91D is set to have a smaller diameter than the planetary gear 91B, the sun gear 93C rotates at a lower speed than the sun gear 91A. Therefore, the speed change mechanism 91 decelerates the rotation of the right wheel rotary shaft 14 and outputs it as the rotation of the sun gear 93C.

【０１９９】このため、油圧式多板クラッチ機構９３が
係合すると、減速されたサンギヤ９３Ｃ側のクラッチプ
レート９３Ａよりも左輪回転軸１３側のクラッチプレー
ト９３Ｂの方が回転が速いので、左輪回転軸１３側から
サンギヤ９３Ｃ側つまり右輪回転軸１４側へ駆動力が伝
達される。Therefore, when the hydraulic multi-plate clutch mechanism 93 is engaged, the clutch plate 93B on the left wheel rotation shaft 13 side rotates faster than the decelerated clutch plate 93A on the sun gear 93C side. The driving force is transmitted from the 13 side to the sun gear 93C side, that is, the right wheel rotating shaft 14 side.

【０２００】この場合、左輪回転軸１３及び右輪回転軸
１４は共に否駆動輪の回転軸なのでエンジンからの駆動
力は供給されないが、左輪回転軸１３は路面から受ける
回転反力を右輪回転軸１４へ与えることになる。つま
り、左輪回転軸１３に連結された左輪１５は路面に制動
力を与えこの一方で路面から回転反力を受け、右輪回転
軸１４に連結された右輪１６は左輪回転軸１３側から受
けた駆動力を路面に与えるようになる。制動力は負の駆
動力と考えられるので、否駆動輪でありながら、左輪回
転軸１３と右輪回転軸１４との駆動力配分が調整される
ことになる。In this case, since the left wheel rotary shaft 13 and the right wheel rotary shaft 14 are both non-driving wheel rotary shafts, the driving force from the engine is not supplied, but the left wheel rotary shaft 13 rotates the reaction force received from the road surface into the right wheel. It will be given to the shaft 14. That is, the left wheel 15 connected to the left wheel rotating shaft 13 gives a braking force to the road surface, while receiving a rotational reaction force from the road surface, and the right wheel 16 connected to the right wheel rotating shaft 14 receives from the left wheel rotating shaft 13 side. It gives the driving force to the road surface. Since the braking force is considered to be a negative driving force, the driving force distribution between the left wheel rotating shaft 13 and the right wheel rotating shaft 14 is adjusted even though the driving wheels are non-driving wheels.

【０２０１】また、変速機構９２は、左輪回転軸１４に
一体回転するように取り付けられたサンギヤ９２Ａと、
サンギヤ９２Ａと噛合するプラネタリギヤ９２Ｂと、こ
のプラネタリギヤ９２Ｂを枢支するプラネタリシャフト
９２Ｃに設置されプラネタリギヤ９２Ｂと一体回転する
プラネタリギヤ９２Ｄと、プラネタリギヤ９２Ｄと噛合
するサンギヤ９４Ｃとから構成される。Further, the speed change mechanism 92 includes a sun gear 92A attached to the left wheel rotary shaft 14 so as to rotate integrally therewith,
A planetary gear 92B that meshes with the sun gear 92A, a planetary gear 92D that is installed on a planetary shaft 92C that pivotally supports the planetary gear 92B and rotates integrally with the planetary gear 92B, and a sun gear 94C that meshes with the planetary gear 92D.

【０２０２】そして、サンギヤ９４Ｃはサンギヤ９２Ａ
よりも大径に設定され、プラネタリギヤ９２Ｄはプラネ
タリギヤ９２Ｂよりも大径に設定され小径に設定されて
いるので、サンギヤ９４Ｃはサンギヤ９２Ａよりも低速
で回転する。したがって、変速機構９２は、左輪回転軸
１３の回転を減速してサンギヤ９４Ｃの回転として出力
するようになっている。The sun gear 94C is the sun gear 92A.
Since the planetary gear 92D is set to have a larger diameter than the planetary gear 92B and the planetary gear 92D is set to have a smaller diameter than the planetary gear 92B, the sun gear 94C rotates at a lower speed than the sun gear 92A. Therefore, the speed change mechanism 92 decelerates the rotation of the left wheel rotation shaft 13 and outputs it as the rotation of the sun gear 94C.

【０２０３】また、油圧式多板クラッチ機構９４の一方
のクラッチプレート９４Ｂの取り付けられる中空軸９５
は、これと一体回転するサンギヤ９５Ａ，このサンギヤ
９５Ａと噛合してプラネタリシャフト９１Ｃに取り付け
られたプラネタリギヤ９１Ｅ，プラネタリシャフト９１
Ｃ，プラネタリギヤ９１Ｂ及びサンギヤ９１Ａを介し
て、右輪回転軸１４と連係されている。A hollow shaft 95 to which one clutch plate 94B of the hydraulic multi-plate clutch mechanism 94 is attached.
Is a sun gear 95A that rotates integrally therewith, a planetary gear 91E engaged with the sun gear 95A and attached to the planetary shaft 91C, and a planetary shaft 91.
C, the planetary gear 91B, and the sun gear 91A are linked with the right wheel rotating shaft 14.

【０２０４】そして、サンギヤ９５Ａがサンギヤ９１Ａ
と同径に設定され、プラネタリギヤ９１Ｅがプラネタリ
ギヤ９１Ｂと同径に設定されているので、中空軸９５
は、常に右輪回転軸１４と等しい速度で連動するように
なっている。The sun gear 95A is replaced by the sun gear 91A.
Since the planetary gear 91E is set to have the same diameter as the planetary gear 91B, the hollow shaft 95
Are always linked at the same speed as the right wheel rotation shaft 14.

【０２０５】このため、油圧式多板クラッチ機構９４が
係合すると、減速されたサンギヤ９４Ｃ側のクラッチプ
レート９４Ａよりも中空軸９５側（つまり、右輪回転軸
１４側）のクラッチプレート９４Ｂの方が回転が速いの
で、右輪回転軸１４側から左輪回転軸１３側へ駆動力が
伝達される。For this reason, when the hydraulic multi-plate clutch mechanism 94 is engaged, the clutch plate 94B on the hollow shaft 95 side (that is, on the right wheel rotating shaft 14 side) is closer to the clutch plate 94B than the decelerated sun gear 94C side clutch plate 94A. , The driving force is transmitted from the right wheel rotary shaft 14 side to the left wheel rotary shaft 13 side.

【０２０６】この場合にも、左輪回転軸１３及び右輪回
転軸１４は共に否駆動輪の回転軸なのでエンジンからの
駆動力は供給されないが、右輪回転軸１４は路面から受
ける回転反力を左輪回転軸１３へ与えることになる。つ
まり、右輪回転軸１４に連結された右輪１６は路面に制
動力を与えこの一方で路面から回転反力を受け、左輪回
転軸１３に連結された左輪１５は右輪回転軸１４側から
受けた駆動力を路面に与えるようになり、否駆動輪であ
りながら、左輪回転軸１３と右輪回転軸１４との駆動力
配分が調整されることになる。Also in this case, since the left wheel rotary shaft 13 and the right wheel rotary shaft 14 are both non-driving wheel rotary shafts, the driving force from the engine is not supplied, but the right wheel rotary shaft 14 receives the rotational reaction force received from the road surface. It is applied to the left wheel rotating shaft 13. That is, the right wheel 16 connected to the right wheel rotating shaft 14 gives a braking force to the road surface, while receiving a rotational reaction force from the road surface, the left wheel 15 connected to the left wheel rotating shaft 13 receives the right wheel rotating shaft 14 from the right wheel rotating shaft 14 side. The received driving force is applied to the road surface, and the driving force distribution between the left wheel rotating shaft 13 and the right wheel rotating shaft 14 is adjusted even though the driving wheels are non-driving wheels.

【０２０７】本発明の第１０実施例としての車両用左右
駆動力調整装置は、上述のように構成されているので、
エンジンからの駆動力を受けない否駆動輪でありなが
ら、左右駆動力配分を調整できるようになり、かかる調
整を利用して、例えば、車両の旋回性能を向上させた
り、走行安定性を向上させたりできるようになる。The vehicle lateral drive force adjusting device as the tenth embodiment of the present invention is constructed as described above,
Even if it is a drive wheel that does not receive the drive force from the engine, it becomes possible to adjust the left and right drive force distribution.By using such adjustment, for example, the turning performance of the vehicle is improved or the running stability is improved. You will be able to.

【０２０８】また、この場合も、ブレーキ等のエネルギ
ーロスを用いてトルク配分を調整するのでなく、一方の
トルクの所要量を他方に転送することによりトルク配分
が調整されるため、大きなトルクロスやエネルギロスを
招来することなく、所望のトルク配分を得ることができ
る。Also in this case, the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the torque distribution by using the energy loss of the brake or the like. A desired torque distribution can be obtained without causing a loss.

【０２０９】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、動力伝達手段として、多板クラッチ機構の他に、摩
擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ等の他のカップリングを用
いることもでき、これらの駆動系も、油圧駆動の他に、
電磁力駆動等を用いることも考えられる。Also in this embodiment, similarly to the first embodiment, a friction clutch or another coupling such as VCU or HCU can be used as the power transmission means in addition to the multi-disc clutch mechanism. In addition to hydraulic drive, the drive system of
It is also conceivable to use electromagnetic drive or the like.

【０２１０】次に、第１１実施例について説明すると、
図２１に示すように、この車両用左右駆動力調整装置を
そなえた自動車も前輪駆動車であって、本装置は否駆動
輪である後輪１５，１６の側に設けられ、その駆動力伝
達制御機構９０Ｂは、後輪１５，１６の回転軸１３，１
４の間に設けられており、第５実施例の機構９Ｅを否駆
動輪に適用したものである。The eleventh embodiment will be described below.
As shown in FIG. 21, a vehicle equipped with this vehicle left-right driving force adjusting device is also a front-wheel drive vehicle, and this device is provided on the side of rear wheels 15 and 16 which are non-driving wheels, and the driving force transmission thereof is performed. The control mechanism 90B includes the rotary shafts 13 and 1 of the rear wheels 15 and 16.
The mechanism 9E of the fifth embodiment is applied to the non-driving wheels.

【０２１１】つまり、図２１，２２に示すように、後輪
１５，１６の回転軸１３，１４は、互いに独立している
が、これらの回転軸１３，１４間には変速機構９６が設
けられ、左輪回転軸１３側には、変速機構９６の増速出
力部との間に油圧式多板クラッチ機構９７が設けられ、
変速機構９６の減速出力部との間に油圧式多板クラッチ
機構９８が設けられている。That is, as shown in FIGS. 21 and 22, the rotary shafts 13 and 14 of the rear wheels 15 and 16 are independent of each other, but the speed change mechanism 96 is provided between the rotary shafts 13 and 14. A hydraulic multi-plate clutch mechanism 97 is provided on the left wheel rotary shaft 13 side between the speed increasing output portion of the speed change mechanism 96,
A hydraulic multi-plate clutch mechanism 98 is provided between the speed change mechanism 96 and the deceleration output portion.

【０２１２】変速機構９６は、右輪回転軸１４に設けら
れたギヤ１４Ａと、回転軸１３，１４と平行に設置され
た軸（カウンタシャフト）９６Ｂと、このカウンタシャ
フト９６Ｂに設けられてギヤ１４Ａと噛合するギヤ９６
Ａと、油圧式多板クラッチ機構９７を介して左輪回転軸
１３側に設けられたギヤ９７Ｃと、油圧式多板クラッチ
機構９８を介して左輪回転軸１３側に設けられたギヤ９
８Ｃと、カウンタシャフト９６Ｂに設けられてギヤ９７
Ｃと噛合するギヤ９６Ｃと、カウンタシャフト９６Ｂに
設けられてギヤ９８Ｃと噛合するギヤ９６Ｄとから構成
される。The speed change mechanism 96 includes a gear 14A provided on the right wheel rotary shaft 14, a shaft (counter shaft) 96B installed parallel to the rotary shafts 13 and 14, and a gear 14A provided on the counter shaft 96B. Gear 96 meshing with
A, a gear 97C provided on the left wheel rotary shaft 13 side via a hydraulic multi-plate clutch mechanism 97, and a gear 9C provided on the left wheel rotary shaft 13 side via a hydraulic multi-plate clutch mechanism 98.
8C and the gear 97 provided on the counter shaft 96B.
A gear 96C meshing with C and a gear 96D provided on the counter shaft 96B and meshing with the gear 98C are configured.

【０２１３】そして、ギヤ９７Ｃはギヤ１４Ａよりも小
径に、ギヤ９８Ｃはギヤ１４Ａよりも大径に設定され、
ギヤ９６Ｃはギヤ９６Ａよりも大径に、ギヤ９６Ｄはギ
ヤ９６Ａよりも小径に設定されている。The gear 97C is set to have a smaller diameter than the gear 14A, and the gear 98C is set to have a larger diameter than the gear 14A.
The gear 96C has a larger diameter than the gear 96A, and the gear 96D has a smaller diameter than the gear 96A.

【０２１４】したがって、ギヤ９７Ｃは、ギヤ１４Ａ，
ギヤ９６Ａ，ギヤ９６Ｃ，ギヤ９７Ｃのルートで回転力
を伝達されて、ギヤ１４Ａよりも高速で回転し、このギ
ヤ９７Ｃが変速機構９６の増速出力部となっている。ま
た、ギヤ９８Ｃは、ギヤ１４Ａ，ギヤ９６Ａ，ギヤ９６
Ｄ，ギヤ９８Ｃのルートで回転力を伝達されて、ギヤ１
４Ａよりも低速で回転し、このギヤ９８Ｃが変速機構９
６の減速出力部となっている。Therefore, the gear 97C includes the gear 14A,
Rotational force is transmitted through the route of the gear 96A, the gear 96C, and the gear 97C, and the gear 97C rotates at a higher speed than the gear 14A. This gear 97C serves as a speed increasing output portion of the speed change mechanism 96. Further, the gear 98C includes the gear 14A, the gear 96A, and the gear 96.
Rotational force is transmitted by the route of D and gear 98C, and gear 1
It rotates at a speed slower than 4A, and this gear 98C changes gears 9C.
6 deceleration output section.

【０２１５】このため、油圧式多板クラッチ機構９７が
係合すると、増速されたギヤ９７Ｃ側のクラッチプレー
ト９７Ｂよりも左輪回転軸１３側のクラッチプレート９
７Ａの方が回転が遅いので、右輪回転軸１４側から左輪
回転軸１３側へ駆動力が伝達される。Therefore, when the hydraulic multi-plate clutch mechanism 97 is engaged, the clutch plate 9 on the left wheel rotation shaft 13 side is more than the clutch plate 97B on the gear 97C side, which has been accelerated.
Since 7A rotates slower, the driving force is transmitted from the right wheel rotating shaft 14 side to the left wheel rotating shaft 13 side.

【０２１６】逆に、油圧式多板クラッチ機構９８が係合
すると、減速されたギヤ９８Ｃ側のクラッチプレート９
８Ｂよりも左輪回転軸１３側のクラッチプレート９８Ａ
の方が回転が速いので、左輪回転軸１３側から右輪回転
軸１４側へ駆動力が伝達される。On the contrary, when the hydraulic multi-plate clutch mechanism 98 is engaged, the clutch plate 9 on the reduced gear 98C side is engaged.
Clutch plate 98A closer to the left wheel rotary shaft 13 than 8B
Since the rotation is faster, the driving force is transmitted from the left wheel rotary shaft 13 side to the right wheel rotary shaft 14 side.

【０２１７】この場合も、左輪回転軸１３及び右輪回転
軸１４は共に否駆動輪の回転軸なのでエンジンからの駆
動力は供給されないが、駆動力を与える側の回転軸１３
又は１４は路面から受ける回転反力を一方の回転軸１４
又は１３へ与えることになる。つまり、駆動力を与える
側の回転軸１３又は１４に連結された車輪１５又は１６
は路面に制動力を与えこの一方で路面から回転反力を受
け、駆動力を受ける側の回転軸１４又は１３に連結され
た右輪１６又は１５はこの回転反力を受けて駆動力とし
て路面に伝えるようになる。Also in this case, since the left wheel rotary shaft 13 and the right wheel rotary shaft 14 are both non-driving wheel rotary shafts, the driving force from the engine is not supplied, but the rotary shaft 13 on the side of giving the driving force.
Or, 14 is one of the rotary shafts 14 that receives the rotational reaction force received from the road surface.
Or it will be given to 13. That is, the wheels 15 or 16 connected to the rotating shaft 13 or 14 on the side that gives the driving force.
Applies a braking force to the road surface while receiving a rotational reaction force from the road surface, and the right wheel 16 or 15 connected to the rotating shaft 14 or 13 on the side receiving the driving force receives this rotational reaction force and receives the driving force as a driving force on the road surface. Will be told to.

【０２１８】本発明の第１１実施例としての車両用左右
駆動力調整装置は、上述のように構成されているので、
エンジンからの駆動力を受けない否駆動輪でありなが
ら、左右駆動力配分を調整できるようになり、かかる調
整を利用して、例えば、車両の旋回性能を向上させた
り、走行安定性を向上させたりできるようになる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the 11th embodiment of the present invention is constructed as described above,
Even if it is a drive wheel that does not receive the drive force from the engine, it becomes possible to adjust the left and right drive force distribution.By using such adjustment, for example, the turning performance of the vehicle is improved or the running stability is improved. You will be able to.

【０２１９】また、この場合も、ブレーキ等のエネルギ
ーロスを用いてトルク配分を調整するのでなく、一方の
トルクの所要量を他方に転送することによりトルク配分
が調整されるため、大きなトルクロスやエネルギロスを
招来することなく、所望のトルク配分を得ることができ
る。Also in this case, the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the torque distribution by using the energy loss of the brake or the like. A desired torque distribution can be obtained without causing a loss.

【０２２０】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、動力伝達手段として、多板クラッチ機構の他に、摩
擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ等の他のカップリングを用
いることもでき、これらの駆動系も、油圧駆動の他に、
電磁力駆動等を用いることも考えられる。In this embodiment as well, as in the first embodiment, a friction clutch or another coupling such as VCU or HCU can be used as the power transmission means in addition to the multi-disc clutch mechanism. In addition to hydraulic drive, the drive system of
It is also conceivable to use electromagnetic drive or the like.

【０２２１】次に、第１２実施例について説明すると、
図２３に示すように、この車両用左右駆動力調整装置を
そなえた自動車も前輪駆動車であって、本装置は否駆動
輪である後輪１５，１６の側に設けられ、その駆動力伝
達制御機構９０Ｃは、後輪１５，１６の回転軸１３，１
４の間に設けられており、第９実施例の機構９Ｉを否駆
動輪に適用したものである。Next, the twelfth embodiment will be described.
As shown in FIG. 23, a vehicle equipped with this vehicle left / right driving force adjusting device is also a front-wheel drive vehicle, and this device is provided on the side of rear wheels 15 and 16 which are non-driving wheels, and the driving force transmission thereof is performed. The control mechanism 90C includes the rotary shafts 13 and 1 of the rear wheels 15 and 16.
The mechanism 9I of the ninth embodiment is applied to the non-driving wheels.

【０２２２】つまり、図２３，２４に示すように、後輪
１５，１６の回転軸１３，１４は、互いに独立している
が、これらの左輪回転軸１３と右輪回転軸１４との間に
は、変速機構９９と多板クラッチ機構１２とが介装され
ており、この変速機構９９は、右輪回転軸１４の回転速
度を増速して出力することと減速して出力することがで
き、増速して出力する状態（増速出力状態）と減速して
出力する状態（減速出力状態）とを切り替える切替機構
１０１が付設されている。このため、変速機構９９及び
多板クラッチ機構１２はそれぞれ１つだけ設けられてい
る。That is, as shown in FIGS. 23 and 24, the rotary shafts 13 and 14 of the rear wheels 15 and 16 are independent of each other, but between the rotary shaft 13 of the left wheel and the rotary shaft 14 of the right wheel. Includes a transmission mechanism 99 and a multi-disc clutch mechanism 12. The transmission mechanism 99 can increase and output the rotational speed of the right wheel rotary shaft 14 and can output it after decelerating. A switching mechanism 101 for switching between a state in which the speed is increased and output (acceleration output state) and a state in which the speed is reduced and output (deceleration output state) are additionally provided. Therefore, only one transmission mechanism 99 and one multi-plate clutch mechanism 12 are provided.

【０２２３】上述の変速機構９９は、左輪回転軸１３と
これと平行な軸（カウンタシャフト）９９Ｃとの間にそ
れぞれ設けられた３組のギヤ機構で構成されている。す
なわち、カウンタシャフト９９Ｃの側には、小径のギヤ
９９Ａと大径のギヤ９９Ｂとがそなえられ、左輪回転軸
１３には、大径のギヤ１４Ａと小径のギヤ１４Ｂとがそ
なえられ、ギヤ９９Ａとギヤ１４Ａとが噛合し、ギヤ９
９Ｂとギヤ１４Ｂとが噛合している。The above-described speed change mechanism 99 is composed of three sets of gear mechanisms provided between the left wheel rotary shaft 13 and a shaft (counter shaft) 99C parallel thereto. That is, the counter shaft 99C side is provided with a small diameter gear 99A and a large diameter gear 99B, and the left wheel rotating shaft 13 is provided with a large diameter gear 14A and a small diameter gear 14B. Gear 14A meshes with gear 9
9B and the gear 14B are in mesh with each other.

【０２２４】ただし、ギヤ９９Ａ，９９Ｂは、カウンタ
シャフト９９Ｃと切替機構１０１を介して接続され、切
替機構１０１の状態に応じて、カウンタシャフト９９Ｃ
に対して相対回転したり、一体回転しうるようになって
いる。However, the gears 99A and 99B are connected to the counter shaft 99C via the switching mechanism 101, and depending on the state of the switching mechanism 101, the counter shaft 99C.
It can rotate relative to or can rotate integrally.

【０２２５】さらに、カウンタシャフト９９Ｃの側には
中径のギヤ９９Ｅがそなえられ、左輪回転軸１３の側に
は中径のギヤ１００Ｃがそなえられ、これらのギヤ９９
Ｅ，１００Ｃが噛合している。そして、ギヤ１００Ｃと
左輪回転軸１３との間に多板クラッチ機構１２が介装さ
れている。Further, the counter shaft 99C side is provided with a medium diameter gear 99E, and the left wheel rotary shaft 13 side is provided with a medium diameter gear 100C.
E and 100C are meshed. The multi-plate clutch mechanism 12 is interposed between the gear 100C and the left wheel rotary shaft 13.

【０２２６】また、上述の切替機構１０１は、電磁式ア
クチュエータ（ソレノイド）１０１Ａと、このアクチュ
エータ１０１Ａで駆動されるスライドレバー１０１Ｂ
と、このスライドレバー１０１Ｂで駆動される連結部材
１０１Ｃと、カウンタシャフト９９Ｃに設けられたハブ
６７と、ギヤ９９Ａに結合されたハブ６８と、サンギヤ
９９Ｂに結合されたハブ６９とから構成される。なお、
電磁式アクチュエータ１０１Ａは、コントロールユニッ
ト１８によって作動を制御されるようになっている。The switching mechanism 101 described above includes an electromagnetic actuator (solenoid) 101A and a slide lever 101B driven by the actuator 101A.
A connecting member 101C driven by the slide lever 101B, a hub 67 provided on the counter shaft 99C, a hub 68 connected to the gear 99A, and a hub 69 connected to the sun gear 99B. In addition,
The operation of the electromagnetic actuator 101A is controlled by the control unit 18.

【０２２７】連結部材１０１Ｃは、ハブ６７とハブ６８
とにセレーション結合してこのハブ６７とハブ６８とを
一体に回転する態位と、ハブ６７とハブ６９とにセレー
ション結合してこのハブ６７とハブ６９とを一体に回転
する態位とをとりうるようになっている。The connecting member 101C includes a hub 67 and a hub 68.
And a position in which the hub 67 and the hub 68 rotate integrally with each other by serration connection, and a position in which the hub 67 and the hub 69 perform serration connection between the hub 67 and the hub 69 integrally rotate. It's getting better.

【０２２８】つまり、連結部材１０１Ｃが、スライドレ
バー１０１Ｂで後進状態（図１８中、左方に移動した状
態）に駆動されると、連結部材１０１Ｃを通じてハブ６
７とハブ６８とが一体に回転するようになり、スライド
レバー１０１Ｂで前進状態（図１７中、右方に移動した
状態）に駆動されると、連結部材１０１Ｃを通じてハブ
６７とハブ６９とが一体に回転するようになっている。That is, when the connecting member 101C is driven by the slide lever 101B to the reverse position (moved to the left in FIG. 18), the hub 6 is moved through the connecting member 101C.
7 and the hub 68 rotate integrally, and when driven by the slide lever 101B to the forward state (moved to the right in FIG. 17), the hub 67 and the hub 69 are integrated through the connecting member 101C. It is designed to rotate.

【０２２９】したがって、連結部材１０１Ｃが後進状態
のときには、右輪回転軸１４の回転が、ギヤ１４Ａ，９
９Ａ，ハブ６７，連結部材１０１Ｃ，ハブ６８を介して
カウンタシャフト９９Ｃに伝達され、さらに、ギヤ９９
Ｅ，１００Ｃを介して多板クラッチ機構１２に伝達され
るようになっている。このときには、ギヤ１４Ａ，９９
Ａ，９９Ｅ，１００Ｃの大きさ（歯数）の関係で、ギヤ
１００Ｃは右輪回転軸１４よりも高速で回転する。つま
り、右輪回転軸１４の回転は増速されてギヤ１００Ｃに
出力される。Therefore, when the connecting member 101C is in the reverse drive state, the rotation of the right wheel rotary shaft 14 is changed to the gears 14A and 9A.
9A, the hub 67, the connecting member 101C, and the hub 68, and is transmitted to the counter shaft 99C.
It is adapted to be transmitted to the multi-disc clutch mechanism 12 via E and 100C. At this time, the gears 14A, 99
Due to the size (number of teeth) of A, 99E, and 100C, the gear 100C rotates at a higher speed than the right wheel rotation shaft 14. That is, the rotation of the right wheel rotation shaft 14 is accelerated and output to the gear 100C.

【０２３０】また、連結部材１０１Ｃが前進状態のとき
には、右輪回転軸１４の回転が、ギヤ１４Ｂ，９９Ｂ，
ハブ６７，連結部材１０１Ｃ，ハブ６９を介してカウン
タシャフト９９Ｃに伝達され、さらに、ギヤ９９Ｅ，１
００Ｃを介して多板クラッチ機構１２に伝達されるよう
になっている。このときには、ギヤ１４Ｂ，９９Ｂ，９
９Ｅ，１００Ｃの大きさ（歯数）の関係で、ギヤ１００
Ｃは右輪回転軸１４よりも低速で回転する。つまり、右
輪回転軸１４の回転は減速されてギヤ１００Ｃに出力さ
れる。Further, when the connecting member 101C is in the forward movement state, the rotation of the right wheel rotary shaft 14 is changed to the gears 14B, 99B,
It is transmitted to the counter shaft 99C via the hub 67, the connecting member 101C, and the hub 69.
It is adapted to be transmitted to the multi-disc clutch mechanism 12 via 00C. At this time, the gears 14B, 99B, 9
Due to the size (number of teeth) of 9E and 100C, the gear 100
C rotates at a lower speed than the right wheel rotation shaft 14. That is, the rotation of the right wheel rotary shaft 14 is decelerated and output to the gear 100C.

【０２３１】つまり、連結部材１０１Ｃが後進状態のと
きに多板クラッチ機構１２を係合させると、増速された
ギヤ１００Ｃの側のクラッチプレートの方が、左輪回転
軸１３の側のクラッチプレートよりも高速回転するの
で、右輪回転軸１４側から左輪回転軸１３側にトルクが
伝達される。That is, when the multi-plate clutch mechanism 12 is engaged when the connecting member 101C is in the reverse drive state, the clutch plate on the side of the speed-enhanced gear 100C is more than the clutch plate on the side of the left wheel rotary shaft 13. Since it also rotates at high speed, torque is transmitted from the right wheel rotary shaft 14 side to the left wheel rotary shaft 13 side.

【０２３２】また、連結部材１０１Ｃが前進状態のとき
に多板クラッチ機構１２を係合させると、減速されたギ
ヤ１００Ｃの側のクラッチプレートの方が、左輪回転軸
１３の側のクラッチプレートよりも低速回転するので、
左輪回転軸１３側から右輪回転軸１４側にトルクが伝達
される。Further, when the multi-plate clutch mechanism 12 is engaged when the connecting member 101C is in the forward drive state, the clutch plate on the side of the reduced gear 100C is closer to the clutch plate on the side of the left wheel rotary shaft 13. Because it rotates at a low speed,
Torque is transmitted from the left wheel rotary shaft 13 side to the right wheel rotary shaft 14 side.

【０２３３】本発明の第１２実施例としての車両用左右
駆動力調整装置は、上述のように構成されているので、
エンジンからの駆動力を受けない否駆動輪でありなが
ら、左右駆動力配分を調整できるようになり、かかる調
整を利用して、例えば、車両の旋回性能を向上させた
り、走行安定性を向上させたりできるようになる。さら
に、変速機構９９及び多板クラッチ機構１２はそれぞれ
１つだけ設ければよいので、スペース上やコスト上で有
利になる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the 12th embodiment of the present invention is constructed as described above,
Even if it is a drive wheel that does not receive the drive force from the engine, it becomes possible to adjust the left and right drive force distribution.By using such adjustment, for example, the turning performance of the vehicle is improved or the running stability is improved. You will be able to. Furthermore, since it is necessary to provide only one each of the transmission mechanism 99 and the multi-plate clutch mechanism 12, it is advantageous in terms of space and cost.

【０２３４】また、この場合も、ブレーキ等のエネルギ
ーロスを用いてトルク配分を調整するのでなく、一方の
トルクの所要量を他方に転送することによりトルク配分
が調整されるため、大きなトルクロスやエネルギロスを
招来することなく、所望のトルク配分を得ることができ
る。Also in this case, the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the torque distribution by using the energy loss of the brake or the like. A desired torque distribution can be obtained without causing a loss.

【０２３５】次に、第１３実施例について説明すると、
図２５に示すように、この車両用左右駆動力調整装置を
そなえた自動車も前輪駆動車であって、本装置は否駆動
輪である後輪１５，１６の側に設けられ、その駆動力伝
達制御機構９０Ｄは、後輪１５，１６の回転軸１３，１
４の間に設けられており、第８実施例の機構９Ｈを否駆
動輪に適用したものである。Next, the thirteenth embodiment will be explained.
As shown in FIG. 25, a vehicle equipped with this vehicle left-right driving force adjusting device is also a front-wheel drive vehicle, and this device is provided on the side of rear wheels 15 and 16 which are non-driving wheels and transmits the driving force. The control mechanism 90D includes the rotary shafts 13 and 1 of the rear wheels 15 and 16.
The mechanism 9H of the eighth embodiment is applied to the non-driving wheels.

【０２３６】つまり、図２５，２６に示すように、後輪
１５，１６の回転軸１３，１４は、互いに独立している
が、これらの左輪回転軸１３と右輪回転軸１４との間に
は、変速機構６２と多板クラッチ機構１２とが介装され
ている。この変速機構６２は、回転速度を増速して出力
部で出力することと減速して出力することができ、増速
して出力する状態（増速出力状態）と減速して出力する
状態（減速出力状態）とを切り替える切替機構６３が付
設されている。このため、変速機構６２及び多板クラッ
チ機構１２は一方の出力軸側（ここでは、左輪回転軸１
３の側）にそれぞれ１つだけ設けられている。That is, as shown in FIGS. 25 and 26, the rotating shafts 13 and 14 of the rear wheels 15 and 16 are independent of each other, but between the rotating shaft 13 of the left wheel and the rotating shaft 14 of the right wheel. The transmission mechanism 62 and the multi-plate clutch mechanism 12 are interposed between. The speed change mechanism 62 can increase and output the rotational speed at the output portion and can output the output after decelerating the rotational speed. A state in which the rotational speed is increased and output (accelerated output state) and a state in which the rotational speed is decelerated and output ( A switching mechanism 63 for switching between the deceleration output state) is provided. For this reason, the transmission mechanism 62 and the multi-disc clutch mechanism 12 have one output shaft side (here, the left wheel rotation shaft 1
3 side), only one is provided for each.

【０２３７】上述の変速機構６２は、互いに直列に結合
された３組のプラネタリギヤ機構で構成されている。す
なわち、左輪回転軸１３の側には、大径のサンギヤ６２
Ａと小径のサンギヤ６２Ｄとがそなえられ、これらのサ
ンギヤ６２Ａ，６２Ｄは、それぞれその外周においてプ
ラネタリギヤ（プラネタリピニオン）６２Ｂ，６２Ｅに
噛合している。The above-described speed change mechanism 62 is composed of three sets of planetary gear mechanisms connected in series with each other. That is, the large-diameter sun gear 62 is provided on the left wheel rotation shaft 13 side.
A and a small-diameter sun gear 62D are provided, and these sun gears 62A and 62D mesh with planetary gears (planetary pinion) 62B and 62E on their outer circumferences, respectively.

【０２３８】これらのプラネタリギヤ６２Ｂ，６２Ｅは
共通のキャリヤ（固定部）に軸支されたピニオンシャフ
ト６２Ｃに一体回転するように装備されており、サンギ
ヤ６２Ａ，６２Ｄの径の関係とは逆に、プラネタリギヤ
６２Ｂは、プラネタリギヤ６２Ｅよりも小径に設定され
ている。These planetary gears 62B and 62E are equipped so as to rotate integrally with a pinion shaft 62C that is pivotally supported by a common carrier (fixed portion). The diameter of 62B is set to be smaller than that of the planetary gear 62E.

【０２３９】さらに、このピニオンシャフト６２Ｃに
は、もう１つのプラネタリギヤ６２Ｆが一体回転するよ
うに装備され、このプラネタリギヤ６２Ｆに、中空軸１
１に固着されているもう１つのサンギヤ６２Ｇが噛合し
ている。なお、サンギヤ６２Ｇの径はサンギヤ６２Ａの
径よりも小さく且つサンギヤ６２Ｄの径よりも大きく設
定され、プラネタリギヤ６２Ｆの径はプラネタリギヤ６
２Ｂの径よりも大きくプラネタリギヤ６２Ｅの径よりも
小さく設定されている。Further, the pinion shaft 62C is equipped with another planetary gear 62F so as to rotate integrally therewith, and the planetary gear 62F is attached to the hollow shaft 1C.
The other sun gear 62G fixed to No. 1 is meshed. The diameter of the sun gear 62G is set smaller than the diameter of the sun gear 62A and larger than the diameter of the sun gear 62D, and the diameter of the planetary gear 62F is set to the planetary gear 6.
It is set to be larger than the diameter of 2B and smaller than the diameter of the planetary gear 62E.

【０２４０】そして、サンギヤ６２Ａ，６２Ｄと左輪回
転軸１３との間に、切替機構６３が設けられている。こ
の切替機構６３は、電磁式アクチュエータ（ソレノイ
ド）６３Ａと、このアクチュエータ６３Ａで駆動される
スライドレバー６３Ｂと、このスライドレバー６３Ｂで
駆動される連結部材６３Ｃと、左輪回転軸１３に設けら
れたハブ６４と、サンギヤ６２Ａの内周に設けられたハ
ブ６５と、サンギヤ６２Ｄの内周に設けられたハブ６６
とから構成される。なお、電磁式アクチュエータ６３Ａ
は、コントロールユニット１８によって作動を制御され
るようになっている。A switching mechanism 63 is provided between the sun gears 62A and 62D and the left wheel rotary shaft 13. The switching mechanism 63 includes an electromagnetic actuator (solenoid) 63A, a slide lever 63B driven by the actuator 63A, a connecting member 63C driven by the slide lever 63B, and a hub 64 provided on the left wheel rotary shaft 13. A hub 65 provided on the inner circumference of the sun gear 62A, and a hub 66 provided on the inner circumference of the sun gear 62D.
Composed of and. The electromagnetic actuator 63A
Is controlled by the control unit 18.

【０２４１】連結部材６３Ｃは、その内周でハブ６４と
セレーション結合してこのハブ６４と常時一体に回転す
るようになっており、連結部材６３Ｃの軸方向位置に対
応して、その内周でハブ６５又はハブ６６とセレーショ
ン結合して一体に回転しうるようになっている。The connecting member 63C is adapted to be serrated and connected to the hub 64 at its inner periphery so as to rotate integrally with the hub 64 at all times. The connecting member 63C has an inner periphery corresponding to the axial position of the connecting member 63C. The hub 65 or the hub 66 is connected to the hub by serration so that they can rotate integrally.

【０２４２】つまり、連結部材６３Ｃが、スライドレバ
ー６３Ｂで後進状態（図１７中、左方に移動した状態）
に駆動されると、その外周がハブ６５とセレーション結
合してこのハブ６５と一体に回転し、スライドレバー６
３Ｂで前進状態（図１７中、右方に移動した状態）に駆
動されると、その外周がハブ６６とセレーション結合し
てこのハブ６６と一体に回転するようになっている。That is, the connecting member 63C is in the backward movement state by the slide lever 63B (the state of being moved leftward in FIG. 17).
When driven by the slide lever 6, the outer periphery of the slide lever 6 is serrated with the hub 65 to rotate integrally with the hub 65.
When driven to the forward position (moved to the right in FIG. 17) in 3B, the outer periphery of the drive shaft is serrated with the hub 66 and rotates integrally with the hub 66.

【０２４３】したがって、連結部材６３Ｃが後進状態の
ときには、左輪回転軸１３がハブ６４，連結部材６３
Ｃ，ハブ６５を介してサンギヤ６２Ａと連結して、左輪
回転軸１３の回転は、サンギヤ６２Ａ，プラネタリギヤ
６２Ｂ，ピニオンシャフト６２Ｃからプラネタリギヤ６
２Ｆ，サンギヤ６２Ｇを通じて中空軸１１に出力され
る。そして、サンギヤ６２Ｇの径がサンギヤ６２Ａの径
よりも小さく且つプラネタリギヤ６２Ｆの径がプラネタ
リギヤ６２Ｂの径よりも大きいので、サンギヤ６２Ｇは
サンギヤ６２Ａよりも高速で回転する。即ち、中空軸１
１は左輪回転軸１３よりも高速で回転することになり、
変速機構６２は増速機構として機能するようになってい
る。Therefore, when the connecting member 63C is in the reverse drive state, the left wheel rotating shaft 13 is connected to the hub 64 and the connecting member 63.
The left wheel rotary shaft 13 is connected to the sun gear 62A via the C and the hub 65 so that the rotation of the left wheel rotary shaft 13 is changed from the sun gear 62A, the planetary gear 62B, the pinion shaft 62C to the planetary gear 6A.
It is output to the hollow shaft 11 through 2F and the sun gear 62G. Since the diameter of the sun gear 62G is smaller than the diameter of the sun gear 62A and the diameter of the planetary gear 62F is larger than the diameter of the planetary gear 62B, the sun gear 62G rotates faster than the sun gear 62A. That is, the hollow shaft 1
1 will rotate faster than the left wheel rotating shaft 13,
The transmission mechanism 62 functions as a speed increasing mechanism.

【０２４４】また、連結部材６３Ｃが前進状態のときに
は、左輪回転軸１３がハブ６４，連結部材６３Ｃ，ハブ
６６を介してサンギヤ６２Ｄと連結して、左輪回転軸１
３の回転は、サンギヤ６２Ｄ，プラネタリギヤ６２Ｅ，
ピニオンシャフト６２Ｃからプラネタリギヤ６２Ｆ，サ
ンギヤ６２Ｇを通じて中空軸１１に出力される。そし
て、サンギヤ６２Ｇの径がサンギヤ６２Ｄの径よりも大
きく且つプラネタリギヤ６２Ｆの径がプラネタリギヤ６
２Ｅの径よりも小さいので、サンギヤ６２Ｇはサンギヤ
６２Ｄよりも低速で回転する。即ち、中空軸１１は左輪
回転軸１３よりも低速で回転することになり、変速機構
６２は減速機構として機能するようになっている。When the connecting member 63C is in the forward movement state, the left wheel rotating shaft 13 is connected to the sun gear 62D via the hub 64, the connecting member 63C and the hub 66.
The rotation of 3 is performed by the sun gear 62D, the planetary gear 62E,
Output from the pinion shaft 62C to the hollow shaft 11 through the planetary gear 62F and the sun gear 62G. The diameter of the sun gear 62G is larger than the diameter of the sun gear 62D, and the diameter of the planetary gear 62F is the planetary gear 6.
Since it is smaller than the diameter of 2E, the sun gear 62G rotates at a lower speed than the sun gear 62D. That is, the hollow shaft 11 rotates at a lower speed than the left wheel rotary shaft 13, and the speed change mechanism 62 functions as a speed reduction mechanism.

【０２４５】そして、多板クラッチ機構１２は、この中
空軸１１と入力軸６Ａ側のデフケース８Ａとの間に介装
されており、この多板クラッチ機構１２を係合させるこ
とで、デフケース８Ａと中空軸１１との間で駆動力の授
受が行なわれるようになっている。The multi-disc clutch mechanism 12 is interposed between the hollow shaft 11 and the differential case 8A on the input shaft 6A side. By engaging the multi-disc clutch mechanism 12, the multi-disc clutch mechanism 12 is separated from the differential case 8A. The driving force is exchanged with the hollow shaft 11.

【０２４６】したがって、例えば、連結部材６３Ｃを後
進状態とすると、変速機構６２の出力部としての中空軸
１１は左輪回転軸１３よりも高速で回転して、比較的高
速の中空軸１１側からデフケース８Ａ側へと駆動力が返
送され、この分だけ、左輪回転軸１３側へ配分される駆
動力が減少して、逆に、右輪回転軸１４側へ配分される
駆動力は、この分だけ増加する。Therefore, for example, when the connecting member 63C is set in the reverse drive state, the hollow shaft 11 as the output part of the speed change mechanism 62 rotates at a higher speed than the left wheel rotating shaft 13, and the diff case from the relatively high speed hollow shaft 11 side. The driving force is returned to the 8A side, and the driving force distributed to the left wheel rotating shaft 13 side decreases by this amount, and conversely, the driving force distributed to the right wheel rotating shaft 14 side corresponds to this amount. To increase.

【０２４７】また、例えば、連結部材６３Ｃを前進状態
とすると、変速機構６２の出力部としての中空軸１１は
左輪回転軸１３よりも低速で回転して、比較的高速のデ
フケース８Ａ側から中空軸１１側へと駆動力が返送さ
れ、この分だけ、左輪回転軸１３側へ配分される駆動力
が増加して、逆に、右輪回転軸１４側へ配分される駆動
力は、この分だけ減少する。Further, for example, when the connecting member 63C is moved forward, the hollow shaft 11 as the output portion of the speed change mechanism 62 rotates at a lower speed than the left wheel rotating shaft 13, and the hollow shaft 11 moves from the side of the differential case 8A at a relatively high speed. The driving force is returned to the 11 side, the driving force distributed to the left wheel rotating shaft 13 side increases by this amount, and conversely, the driving force distributed to the right wheel rotating shaft 14 side is this amount. Decrease.

【０２４８】本発明の第１３実施例としての車両用左右
駆動力調整装置は、上述のように構成されているので、
エンジンからの駆動力を受けない否駆動輪でありなが
ら、左右駆動力配分を調整できるようになり、かかる調
整を利用して、例えば、車両の旋回性能を向上させた
り、走行安定性を向上させたりできるようになる。さら
に、変速機構６２及び多板クラッチ機構１２はそれぞれ
１つだけ設ければよいので、スペース上やコスト上で有
利になる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the 13th embodiment of the present invention is constructed as described above,
Even if it is a drive wheel that does not receive the drive force from the engine, it becomes possible to adjust the left and right drive force distribution.By using such adjustment, for example, the turning performance of the vehicle is improved or the running stability is improved. You will be able to. Furthermore, since only one transmission mechanism 62 and one multi-plate clutch mechanism 12 need be provided, respectively, it is advantageous in terms of space and cost.

【０２４９】また、この場合も、ブレーキ等のエネルギ
ーロスを用いてトルク配分を調整するのでなく、一方の
トルクの所要量を他方に転送することによりトルク配分
が調整されるため、大きなトルクロスやエネルギロスを
招来することなく、所望のトルク配分を得ることができ
る。Also in this case, the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the torque distribution by using the energy loss of the brake or the like. A desired torque distribution can be obtained without causing a loss.

【０２５０】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、動力伝達手段として、多板クラッチ機構の他に、摩
擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ等の他のカップリングを用
いることもでき、これらの駆動系も、油圧駆動の他に、
電磁力駆動等を用いることも考えられる。Also in this embodiment, as in the first embodiment, a friction clutch or another coupling such as VCU or HCU can be used as the power transmission means in addition to the multi-disc clutch mechanism. In addition to hydraulic drive, the drive system of
It is also conceivable to use electromagnetic drive or the like.

【０２５１】ここで、この車両用左右駆動力調整装置の
案出時に提案された他の車両用左右駆動力調整装置を参
照のために説明する。Here, another vehicle left / right driving force adjusting apparatus proposed at the time of devising this vehicle left / right driving force adjusting apparatus will be described for reference.

【０２５２】図２７は、ブレーキ式の車両用左右駆動力
調整装置４０であり、回転軸１４に一体回転するように
設置されたディスク４４と、固定側に設けられて、この
ディスク４４を把持することでディスク４４とともに回
転軸１４を制動するブレーキシュー４３とをそなえ、ブ
レーキシュー４３による把持力を制御できるようになっ
ている。FIG. 27 shows a brake type left-right driving force adjusting device 40 for a vehicle, which is a disc 44 installed so as to rotate integrally with the rotary shaft 14 and a fixed side which holds the disc 44. As a result, the disc 44 and the brake shoe 43 for braking the rotary shaft 14 are provided, and the gripping force by the brake shoe 43 can be controlled.

【０２５３】かかる装置４０は他方の回転軸１３にも設
けられ、ブレーキを作動させた側の回転軸１３又は１４
への駆動トルクがブレーキに応じて減少する一方で、ブ
レーキを作動させない側の回転軸１３又は１４への駆動
トルクは変わらないので、左右駆動力の配分が調整され
るようになっている。Such a device 40 is also provided on the other rotary shaft 13, and the rotary shaft 13 or 14 on the side where the brake is actuated.
While the driving torque to the rotating shafts 13 and 14 on the side that does not actuate the brake does not change while the driving torque to the driving force decreases depending on the brake, the distribution of the left-right driving force is adjusted.

【０２５４】ここで、右側の回転軸１４にブレーキ式駆
動力調整装置４０をそなえた場合ついて、入力トルクを
Ｔｉ、左側輪への配分トルクをＴｌ、右側輪への配分ト
ルクをＴｒ、ブレーキ４３，４４の容量（ブレーキ容
量）をＴｂとすると、 Ｔｉ＝Ｔｌ＋Ｔｒ＋Ｔｂ Ｔｌ＝Ｔｒ＋Ｔｂ ・・・・（２．３９） ∴Ｔｌ＝（１／２）Ｔｉ Ｔｒ＝（１／２）Ｔｉ−Ｔｂ ・・・・（２．４０） ∴ΔＴ＝Ｔｌ−Ｔｒ＝Ｔｂ ・・・・（２．４１） よって、ブレーキ容量Ｔｂは、 Ｔｂ＝ΔＴ ・・・・（２．４２） 単位時間当たりのエネルギロスΔＥ′（＝ｄΔＥ／ｄ
ｔ）は、 ΔＥ′＝Ｔｃ・Ｓｃ・ωDC ＝（１＋Ｓ）・ΔＴ・ωDC ・・・・（２．４３）Here, regarding the case where the brake type driving force adjusting device 40 is provided on the right rotating shaft 14, the input torque is Ti, the torque distributed to the left wheel is Tl, the torque distributed to the right wheel is Tr, and the brake 43. , 44, where Tb is the capacity (brake capacity), Ti = Tl + Tr + Tb Tl = Tr + Tb ... (2.39) ∴Tl = (1/2) Ti Tr = (1/2) Ti-Tb ...・ (2.40) ∴ΔT = T1-Tr = Tb ・ ・ ・ ・ (2.41) Therefore, the brake capacity Tb is Tb = ΔT ・ ・ ・ ・ (2.42) Energy loss ΔE ′ per unit time (= DΔE / d
t) is ΔE ′ = Tc · Sc · ω DC = (1 + S) · ΔT · ω DC ... ・ (2.43)

【０２５５】以上の結果から、トルク配分が減少側のト
ルク変化のみのため、エネルギロスΔＥ′が大きいが、
回頭方向のモーメントを発生させる場合にはエネルギロ
スが少なくて済むことがわかる。From the above results, the energy loss ΔE 'is large because the torque distribution is only the torque change on the decreasing side.
It can be seen that energy loss can be reduced when a moment in the turning direction is generated.

【０２５６】なお、上述の各実施例では、車両用左右駆
動力調整装置を後輪に装備しているが、かかる左右駆動
力調整装置は勿論前輪にも適用できる。特に、上述の第
１〜９実施例では、車両用左右駆動力調整装置を四輪駆
動車の後輪の駆動系に装備しているが、かかる左右駆動
力調整装置を四輪駆動車の前輪の駆動系や、後輪駆動車
の後輪の駆動系や、前輪駆動車の前輪の駆動系等に適用
できる。また、上述の第１０〜１３実施例では、車両用
左右駆動力調整装置を前輪駆動車の否駆動輪である後輪
に装備しているが、かかる左右駆動力調整装置を後輪駆
動車の否駆動輪である前輪にも適用できる。In each of the embodiments described above, the vehicle left / right driving force adjusting device is mounted on the rear wheels, but such a left / right driving force adjusting device can of course be applied to the front wheels. In particular, in the above-described first to ninth embodiments, the vehicle left / right driving force adjusting device is provided in the drive system of the rear wheels of the four-wheel drive vehicle. Can be applied to the drive system for the vehicle, the drive system for the rear wheels of the rear-wheel drive vehicle, the drive system for the front wheels of the front-wheel drive vehicle, and the like. In the tenth to thirteenth embodiments described above, the vehicle left / right driving force adjusting device is mounted on the rear wheels which are the non-driving wheels of the front wheel driving vehicle. It can also be applied to front wheels that are non-driving wheels.

【０２５７】[0257]

【発明の効果】以上詳述したように、請求項１にかかる
本発明の車両用左右駆動力調整装置によれば、車両にお
ける左輪回転軸と右輪回転軸との間に、上記の左右の各
回転軸間で駆動力を授受することで上記の左右輪の駆動
力を調整しうる駆動力伝達制御機構をそなえ、上記駆動
力伝達制御機構が、上記の左右の各回転軸のうちの一方
の回転軸側に連結されてこの一方の回転軸側の回転速度
を変速して出力しうる変速機構と、上記の左右の各回転
軸のうちの他方の回転軸側と上記変速機構の出力部側と
の間に介装されて係合時に上記の左右の各回転軸間で駆
動力の伝達を行ないうる動力伝達手段とから構成される
ことにより、ブレーキ等のエネルギーロスを用いてトル
ク配分を調整するのでなく、一方のトルクの所要量を他
方に転送することによりトルク配分が調整されるため、
大きなトルクロスやエネルギロスを招来することなく、
所望のトルク配分を得ることができる。As described in detail above, according to the vehicle left / right driving force adjusting device of the present invention, the above-mentioned left / right driving force adjusting device is provided between the left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft of the vehicle. It has a drive force transmission control mechanism capable of adjusting the drive force of the left and right wheels by exchanging drive force between the rotary shafts, and the drive force transmission control mechanism is one of the left and right rotary shafts. A transmission mechanism that is connected to the rotation shaft side of the above-mentioned rotation shaft and can change and output the rotation speed of the one rotation shaft side, and the other rotation shaft side of the left and right rotation shafts and the output portion of the transmission mechanism. The torque distribution using the energy loss of the brake or the like is achieved by being constituted by the power transmission means which is interposed between the above-mentioned right and left sides and can transmit the driving force between the left and right rotary shafts when engaged. Transferring torque requirements of one to the other, rather than adjusting Since more torque distribution is adjusted,
Without causing a big torque loss and energy loss,
A desired torque distribution can be obtained.

【０２５８】また、請求項２にかかる本発明の車両用左
右駆動力調整装置によれば、車両における左輪回転軸と
右輪回転軸との間に、上記の左右の各回転軸間で駆動力
を授受することで上記の左右輪の駆動力を調整しうる駆
動力伝達制御機構をそなえ、上記駆動力伝達制御機構
が、上記の左右の各回転軸のうちの一方の回転軸側に連
結されてこの一方の回転軸側の回転速度を変速して出力
しうる第１の変速機構と、上記の左右の各回転軸のうち
の他方の回転軸側と上記第１の変速機構の出力部側との
間に介装されて係合時に上記の左右の各回転軸の間で駆
動力の伝達を行ないうる第１の動力伝達手段と、上記の
左右の各回転軸のうちの他方の回転軸側に連結されてこ
の他方の回転軸側の回転速度を変速して出力しうる第２
の変速機構と、上記の左右の各回転軸のうちの一方の回
転軸側と上記第２の変速機構の出力部側との間に介装さ
れて係合時に上記の左右の各回転軸間で駆動力の伝達を
行ないうる第２の動力伝達手段とから構成されることに
より、ブレーキ等のエネルギーロスを用いてトルク配分
を調整するのでなく、一方のトルクの所要量を他方に転
送することによりトルク配分が調整されるため、大きな
トルクロスやエネルギロスを招来することなく、所望の
トルク配分を得ることができ、特に、左右の何れの方向
へもトルク配分を調整でき、ステア特性等の制御にも利
用しうる。Further, according to the vehicle left / right driving force adjusting apparatus of the present invention, the driving force between the left and right rotating shafts of the vehicle is provided between the left and right rotating shafts. By providing a drive force transmission control mechanism capable of adjusting the drive force of the left and right wheels, and the drive force transmission control mechanism is connected to one of the left and right rotary shafts. A first speed change mechanism capable of changing and outputting the rotation speed of one of the levers, and the other rotary shaft side of the left and right rotary shafts and the output section side of the first speed change mechanism. A first power transmission means that is interposed between the above-mentioned left and right rotary shafts and can transmit a driving force between the above-mentioned left and right rotary shafts when engaged, and the other rotary shaft of the above-mentioned left and right rotary shafts. And a second rotary shaft connected to the second rotary shaft and capable of changing and outputting the rotational speed of the other rotary shaft.
Between the left and right rotary shafts, which are interposed between one of the left and right rotary shafts and the output side of the second speed change mechanism when engaged. With the second power transmission means capable of transmitting the driving force by means of, the torque distribution is not adjusted by using the energy loss of the brake or the like, but the required amount of one torque is transferred to the other. Since the torque distribution is adjusted by, the desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss. In particular, the torque distribution can be adjusted in any of the left and right directions, and the steering characteristics and the like can be controlled. It can also be used for

【０２５９】また、請求項３にかかる本発明の車両用左
右駆動力調整装置によれば、車両における左輪回転軸と
右輪回転軸との間に、上記の左右の各回転軸間で駆動力
を授受することで上記の左右輪の駆動力を調整しうる駆
動力伝達制御機構をそなえ、上記駆動力伝達制御機構
が、上記の左右の各回転軸のうちの一方の回転軸側に連
結されてこの一方の回転軸側の回転速度を加速又は減速
して出力しうる変速機構と、上記変速機構に付設されて
該変速機構を加速側又は減速側に切り替えうる切替機構
と、上記の左右の各回転軸のうちの他方の回転軸側と上
記変速機構の出力部側との間に介装されて係合時に上記
の左右の各回転軸間で駆動力の伝達を行ないうる動力伝
達手段とから構成されることにより、ブレーキ等のエネ
ルギーロスを用いてトルク配分を調整するのでなく、一
方のトルクの所要量を他方に転送することによりトルク
配分が調整されるため、大きなトルクロスやエネルギロ
スを招来することなく、所望のトルク配分を得ることが
でき、特に、簡素な構成で、左右の何れの方向へもトル
ク配分を調整でき、ステア特性等の制御にも利用しう
る。According to the vehicle lateral drive force adjusting device of the present invention, the driving force between the left and right rotary shafts of the vehicle is provided between the left and right rotary shafts of the vehicle. By providing a drive force transmission control mechanism capable of adjusting the drive force of the left and right wheels, and the drive force transmission control mechanism is connected to one of the left and right rotary shafts. A speed change mechanism capable of accelerating or decelerating the rotational speed of one of the levers and outputting the speed, a switching mechanism attached to the speed change mechanism for switching the speed change mechanism to the acceleration side or the deceleration side, and And a power transmission means that is interposed between the other rotation shaft side of the respective rotation shafts and the output portion side of the speed change mechanism and that can transmit a driving force between the left and right rotation shafts when engaged. By using the energy loss of the brake etc. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the torque distribution, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss. In particular, with a simple configuration, the torque distribution can be adjusted in either the left or right direction, and the torque distribution can be used for controlling the steer characteristic or the like.

【０２６０】また、上記の左輪回転軸及び右輪回転軸が
共にエンジン出力を与えられない否駆動輪である場合に
も適用でき、否駆動輪でありながら、左右駆動力配分を
調整できるようになり、かかる調整を利用して、例え
ば、車両の旋回性能を向上させたり、走行安定性を向上
させたりできるようになる。Further, the invention can be applied to the case where both the left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft are non-driving wheels to which no engine output is given, and the left-right driving force distribution can be adjusted even if they are non-driving wheels. By using such adjustment, it becomes possible to improve the turning performance of the vehicle and the running stability, for example.

【０２６１】さらに、請求項６にかかる本発明の車両用
左右駆動力調整装置によれば、車両における左輪回転軸
と右輪回転軸との間に、エンジンからの駆動力を入力さ
れる入力部と、上記の左右の回転軸間の差動を許容しつ
つ上記の入力部から入力された駆動力を上記の左右の各
回転軸に伝達する差動機構と、上記の駆動力の伝達状態
を制御して上記の左右輪への駆動力配分を調整しうる駆
動力伝達制御機構とをそなえ、上記駆動力伝達制御機構
が、上記回転軸側に連結されてこの回転軸側の回転速度
を変速して出力しうる変速機構と、上記の変速機構の出
力部側と上記入力部側との間に介装されて係合時に上記
回転軸側と上記入力部側との間で駆動力の伝達を行ない
うる動力伝達手段とから構成されることにより、ブレー
キ等のエネルギーロスを用いてトルク配分を調整するの
でなく、一方のトルクの所要量を他方に転送することに
よりトルク配分が調整されるため、大きなトルクロスや
エネルギロスを招来することなく、所望のトルク配分を
得ることができる。Further, according to the vehicle left / right driving force adjusting apparatus of the present invention, the input unit for inputting the driving force from the engine between the left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft of the vehicle. And a differential mechanism that transmits the driving force input from the input section to each of the left and right rotating shafts while allowing the differential between the left and right rotating shafts, and the transmission state of the driving force. A driving force transmission control mechanism capable of controlling and adjusting the distribution of the driving force to the left and right wheels. The driving force transmission control mechanism is connected to the rotary shaft side to change the rotational speed of the rotary shaft side. And a transmission mechanism that can output the driving force between the rotation shaft side and the input portion side when the transmission mechanism is interposed between the output portion side and the input portion side of the transmission mechanism. The energy of the brake etc. The torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other, instead of adjusting the torque distribution using the torque, so that the desired torque distribution is obtained without causing a large torque loss or energy loss. be able to.

【０２６２】さらに、請求項７にかかる本発明の車両用
左右駆動力調整装置によれば、車両における左輪回転軸
と右輪回転軸との間に、エンジンからの駆動力を入力さ
れる入力部と、上記の左右の回転軸間の差動を許容しつ
つ上記の入力部から入力された駆動力を上記の左右の各
回転軸に伝達する差動機構と、上記の駆動力の伝達状態
を制御して上記の左右輪への駆動力配分を調整しうる駆
動力伝達制御機構とをそなえ、上記駆動力伝達制御機構
が、上記の入力部側に連結されて該入力部側の回転速度
を変速して出力しうる変速機構と、上記の変速機構の出
力部側と上記回転軸側との間に介装されて係合時に上記
回転軸側と上記入力部側との間で駆動力の伝達を行ない
うる動力伝達手段とから構成されることにより、ブレー
キ等のエネルギーロスを用いてトルク配分を調整するの
でなく、一方のトルクの所要量を他方に転送することに
よりトルク配分が調整されるため、大きなトルクロスや
エネルギロスを招来することなく、所望のトルク配分を
得ることができる。Further, according to the vehicle left / right driving force adjusting apparatus of the present invention, the input section for receiving the driving force from the engine between the left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft of the vehicle. And a differential mechanism that transmits the driving force input from the input section to each of the left and right rotating shafts while allowing the differential between the left and right rotating shafts, and the transmission state of the driving force. A driving force transmission control mechanism capable of controlling and adjusting the distribution of the driving force to the left and right wheels, wherein the driving force transmission control mechanism is connected to the input portion side to control the rotational speed of the input portion side. A speed change mechanism capable of changing speed and output, and interposed between the output side of the speed change mechanism and the rotary shaft side, the drive force of the driving force is applied between the rotary shaft side and the input side when engaged. The energy of the brake etc. is composed by the power transmission means that can transmit the power. The torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other, instead of adjusting the torque distribution using the torque, so that the desired torque distribution is obtained without causing a large torque loss or energy loss. be able to.

【０２６３】さらに、上記の各装置を四輪駆動車に適用
することで、前後輪間のトルク配分調整に加えて、左右
輪間のトルク配分を調整できるようになり、４輪のトル
クをそれぞれ制御できるようになり、車両の種々の性能
向上に寄与しうる。Further, by applying each of the above devices to a four-wheel drive vehicle, it becomes possible to adjust the torque distribution between the left and right wheels in addition to the torque distribution adjustment between the front and rear wheels. It becomes possible to control, and it can contribute to various performance improvement of a vehicle.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

【図１】本発明の第１実施例としての車両用左右駆動力
調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as a first embodiment of the present invention.

【図２】本発明の第１実施例としての車両用左右駆動力
調整装置のトルク伝達を説明する速度線図である。FIG. 2 is a velocity diagram for explaining torque transmission of the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the first embodiment of the present invention.

【図３】本発明の第１実施例としての車両用左右駆動力
調整装置のトルク伝達の一例を説明する速度線図であ
る。FIG. 3 is a velocity diagram illustrating an example of torque transmission of the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the first embodiment of the present invention.

【図４】本発明の第１実施例としての車両用左右駆動力
調整装置をそなえた自動車の駆動系を示す模式的な構成
図である。FIG. 4 is a schematic configuration diagram showing a drive system of an automobile having a vehicle left-right driving force adjusting device as a first embodiment of the present invention.

【図５】本発明の第２実施例としての車両用左右駆動力
調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 5 is a schematic configuration diagram of a left and right driving force adjusting device for a vehicle as a second embodiment of the present invention.

【図６】本発明の第２実施例としての車両用左右駆動力
調整装置のトルク伝達を説明する速度線図である。FIG. 6 is a velocity diagram illustrating torque transmission of a vehicle left / right driving force adjusting device as a second embodiment of the present invention.

【図７】本発明の第２実施例としての車両用左右駆動力
調整装置のトルク伝達の一例を説明する速度線図であ
る。FIG. 7 is a velocity diagram illustrating an example of torque transmission of the vehicle left-right driving force adjusting device as the second embodiment of the present invention.

【図８】本発明の第３実施例としての車両用左右駆動力
調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 8 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as a third embodiment of the present invention.

【図９】本発明の第３実施例としての車両用左右駆動力
調整装置のトルク伝達を説明する速度線図である。FIG. 9 is a velocity diagram for explaining torque transmission of the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the third embodiment of the present invention.

【図１０】本発明の第３実施例としての車両用左右駆動
力調整装置のトルク伝達の一例を説明する速度線図であ
る。FIG. 10 is a velocity diagram illustrating an example of torque transmission of a vehicle left / right driving force adjustment device as a third embodiment of the present invention.

【図１１】本発明の第４実施例としての車両用左右駆動
力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 11 is a schematic configuration diagram of a left and right driving force adjusting device for a vehicle as a fourth embodiment of the present invention.

【図１２】本発明の第４実施例としての車両用左右駆動
力調整装置のトルク伝達を説明する速度線図である。FIG. 12 is a velocity diagram illustrating torque transmission of a vehicle left / right driving force adjustment device as a fourth embodiment of the present invention.

【図１３】本発明の第４実施例としての車両用左右駆動
力調整装置のトルク伝達の一例を説明する速度線図であ
る。FIG. 13 is a velocity diagram illustrating an example of torque transmission of a vehicle left / right driving force adjusting device as a fourth embodiment of the present invention.

【図１４】本発明の第５実施例としての車両用左右駆動
力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 14 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as a fifth embodiment of the present invention.

【図１５】本発明の第６実施例としての車両用左右駆動
力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 15 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as a sixth embodiment of the present invention.

【図１６】本発明の第７実施例としての車両用左右駆動
力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 16 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting apparatus as a seventh embodiment of the present invention.

【図１７】本発明の第８実施例としての車両用左右駆動
力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 17 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as an eighth embodiment of the present invention.

【図１８】本発明の第９実施例としての車両用左右駆動
力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 18 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting apparatus as a ninth embodiment of the present invention.

【図１９】本発明の第１０実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な全体構成図である。FIG. 19 is a schematic overall configuration diagram showing a vehicle left / right driving force adjusting apparatus as a tenth embodiment of the present invention.

【図２０】本発明の第１０実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 20 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as a tenth embodiment of the present invention.

【図２１】本発明の第１１実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な全体構成図である。FIG. 21 is a schematic overall configuration diagram showing a vehicle lateral drive force adjusting device as an eleventh embodiment of the present invention.

【図２２】本発明の第１１実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 22 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as an eleventh embodiment of the present invention.

【図２３】本発明の第１２実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な全体構成図である。FIG. 23 is a schematic overall configuration diagram showing a vehicle left / right driving force adjusting apparatus as a twelfth embodiment of the present invention.

【図２４】本発明の第１２実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 24 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as a twelfth embodiment of the present invention.

【図２５】本発明の第１３実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な全体構成図である。FIG. 25 is a schematic overall configuration diagram showing a vehicle left-right driving force adjusting device as a thirteenth embodiment of the present invention.

【図２６】本発明の第１３実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 26 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as a thirteenth embodiment of the present invention.

【図２７】本発明の案出過程で考えられた車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 27 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device considered in the devising process of the present invention.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１ エンジン ２ トランスミッション ３ センタデフ ４ フロントデフ ５ センタデフ差動制限機構 ６ プロペラシャフト ６Ａ 入力軸 ７ ベベルギヤ機構 ８ リヤデフ ８Ａ デファレンシャルケース（デフケース） ９，９Ａ〜９Ｉ 駆動力伝達制御機構 １０ 変速機構 １０Ａ 第１のサンギヤ １０Ｂ 第１のプラネタリギヤ（プラネタリピニオン） １０Ｄ 第２のプラネタリギヤ １０Ｃ ピニオンシャフト １０Ｆ プラネタリキャリア １０Ｅ 第２のサンギヤ １１ 駆動力伝達補助部材としての中空軸 １２ 動力伝達手段としての多板クラッチ機構 １２Ａ，１２Ｂ クラッチ板 １３ 左輪回転軸 １４ 右輪回転軸 １４Ａ，１４Ｂ ギヤ １５ 左後輪 １６ 右後輪 １７ クラッチ油圧制御バルブ １８ コントロールユニット １９ 車輪速センサ ２０ ハンドル角センサ ２１ ヨーレイトセンサ ２２ 加速度センサ（又は加速度演算手段） ２３ アキュムレータ ２４ 電動ポンプ ２５ 左前輪 ２６ 右前輪 ３０，３１，３２ 変速機構 ３０Ａ，３１Ａ，３２Ａ 第１のサンギヤ ３０Ｂ，３１Ｂ，３２Ｂ 第１のプラネタリギヤ（プラ
ネタリピニオン） ３０Ｄ，３１Ｄ，３２Ｄ 第２のプラネタリギヤ ３０Ｃ，３１Ｃ，３２Ｃ ピニオンシャフト ３０Ｆ，３１Ｆ，３２Ｆ プラネタリキャリア ３０Ｅ，３１Ｅ，３２Ｅ 第２のサンギヤ ４１ 駆動力伝達補助部材 ４２ 動力伝達手段としての多板クラッチ機構 ４２Ａ，４２Ｂ クラッチ板 ５１ 軸（カウンタシャフト） ５２〜５６，５９ 歯車 ５７，５８ 動力伝達手段としての多板クラッチ機構 ６０ 変速機構 ６０Ａ サンギヤ ６０Ｂ プラネタリギヤ（プラネタリピニオン） ６０Ｃ ピニオンシャフト ６０Ｄ リングギヤ ６１ 摩擦クラッチ等のカップリング ６２ 変速機構 ６２Ａ，６２Ｄ サンギヤ ６２Ｂ，６２Ｅ，６２Ｆ プラネタリギヤ（プラネタリ
ピニオン） ６２Ｃ ピニオンシャフト ６３ 切替機構 ６３Ａ 電磁式アクチュエータ（ソレノイド） ６３Ｂ スライドレバー ６３Ｃ 連結部材 ６４，６５，６６，６７，６８，６９ ハブ ９０Ａ〜９０Ｄ 駆動力伝達制御機構 ９１，９２ 変速機構 ９１Ａ，９２Ａ ササンギヤ ９１Ｂ，９２Ｂ プラネタリギヤ ９１Ｃ，９２Ｃ プラネタリシャフト ９１Ｄ，９２Ｄ プラネタリギヤ ９３，９４ 動力伝達手段としての多板クラッチ機構 ９３Ａ，９３Ｂ，９４Ａ，９４Ｂ クラッチプレート ９３Ｃ，９４Ｃ サンギヤ ９５ 中空軸 ９６ 変速機構 ９６Ａ，９６Ｃ，９６Ｄ，９７Ｃ，９８Ｃ ギヤ ９６Ｂ 軸（カウンタシャフト） ９７，９８ 動力伝達手段としての多板クラッチ機構 ９７Ａ，９７Ｂ，９８Ａ，９８Ｂ クラッチプレート ９９ 変速機構 ９９Ｃ 軸（カウンタシャフト） ９９Ａ，９９Ｂ，９９Ｄ ギヤ １００Ｃ ギヤ １０１ 切替機構 １０１Ａ 電磁式アクチュエータ（ソレノイド） １０１Ｂ スライドレバー １０１Ｃ 連結部材DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 engine 2 transmission 3 center differential 4 front differential 5 center differential differential limiting mechanism 6 propeller shaft 6A input shaft 7 bevel gear mechanism 8 rear differential 8A differential case (differential case) 9, 9A to 9I drive force transmission control mechanism 10 speed change mechanism 10A first sun gear 10B 1st planetary gear (planetary pinion) 10D 2nd planetary gear 10C Pinion shaft 10F Planetary carrier 10E 2nd sun gear 11 Hollow shaft 12 as driving force transmission auxiliary member 12 Multi-plate clutch mechanism as power transmission means 12A, 12B Clutch plate 13 Left Wheel Rotating Shaft 14 Right Wheel Rotating Shaft 14A, 14B Gear 15 Left Rear Wheel 16 Right Rear Wheel 17 Clutch Hydraulic Control Valve 18 Control Unit 19 Wheel Speed Sensor 20 Handle Angle 21 yaw rate sensor 22 acceleration sensor (or acceleration calculation means) 23 accumulator 24 electric pump 25 left front wheel 26 right front wheel 30, 31, 32 transmission mechanism 30A, 31A, 32A first sun gear 30B, 31B, 32B first planetary gear ( Planetary pinion) 30D, 31D, 32D Second planetary gear 30C, 31C, 32C Pinion shaft 30F, 31F, 32F Planetary carrier 30E, 31E, 32E Second sun gear 41 Driving force transmission auxiliary member 42 Multiple disc clutch as power transmission means Mechanism 42A, 42B Clutch plate 51 Shaft (counter shaft) 52 to 56, 59 Gear 57, 58 Multi-plate clutch mechanism as power transmission means 60 Speed change mechanism 60A Sun gear 60B Planetary gear (planetary pinion) 60C Pinion shaft 60D Ring gear 61 Coupling such as friction clutch 62 Transmission mechanism 62A, 62D Sun gear 62B, 62E, 62F Planetary gear (planetary pinion) 62C Pinion shaft 63 Switching mechanism 63A Electromagnetic actuator (solenoid) 63B Slide lever 63C Connecting member 64, 65,66,67,68,69 Hub 90A-90D Drive force transmission control mechanism 91,92 Transmission mechanism 91A, 92A Sassan gear 91B, 92B Planetary gear 91C, 92C Planetary shaft 91D, 92D Planetary gear 93, 94 Multi-plate as a power transmission means Clutch mechanism 93A, 93B, 94A, 94B Clutch plate 93C, 94C Sun gear 95 Hollow shaft 96 Transmission mechanism 96A, 96C, 96D, 97 C, 98C gear 96B shaft (counter shaft) 97, 98 multi-plate clutch mechanism as power transmission means 97A, 97B, 98A, 98B clutch plate 99 transmission mechanism 99C shaft (counter shaft) 99A, 99B, 99D gear 100C gear 101 switching Mechanism 101A Electromagnetic actuator (solenoid) 101B Slide lever 101C Connecting member

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【手続補正書】[Procedure amendment]

【提出日】平成４年１０月２３日[Submission date] October 23, 1992

【手続補正１】[Procedure Amendment 1]

【補正対象書類名】明細書[Document name to be amended] Statement

【補正対象項目名】全文[Name of item to be corrected] Full text

【補正方法】変更[Correction method] Change

【補正内容】[Correction content]

【書類名】 明細書[Document name] Statement

【発明の名称】 車両用左右駆動力調整装置Title of the invention Left-right driving force adjusting device for vehicle

【特許請求の範囲】[Claims]

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】本発明は、四輪駆動式又は二輪駆
動式の自動車における左右の駆動輪への駆動力配分、又
は、二輪駆動式の自動車における左右の否駆動輪（駆動
輪ではない車輪）間での動力の授受による駆動力配分に
用いて好適の、車両用左右駆動力調整装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to distribution of driving force to left and right drive wheels in a four-wheel drive type or two-wheel drive type automobile, or left and right non-drive wheels (not drive wheels) in a two-wheel drive type automobile. The present invention relates to a vehicle left-right driving force adjusting device that is suitable for use in driving force distribution by transmitting and receiving power between wheels.

【０００２】[0002]

【従来の技術】近年、四輪駆動式自動車（以下、四輪駆
動車という）の開発が盛んに行なわれているが、前後輪
間のトルク配分（駆動力配分）を積極的に調整できるよ
うにした、フルタイム四輪駆動方式の自動車の開発も種
々行なわれている。2. Description of the Related Art In recent years, four-wheel drive type automobiles (hereinafter referred to as four-wheel drive vehicles) have been actively developed, but torque distribution (driving force distribution) between front and rear wheels can be positively adjusted. Various types of full-time four-wheel drive type automobiles have also been developed.

【０００３】一方、自動車において、左右輪に伝達され
るトルク配分機構を広義にとらえると従来のノーマルデ
ィファレンシャル装置や電子制御式を含むＬＳＤ（リミ
テッドスリップデフ）が考えられるが、これらはトルク
配分を積極的に調整するものでなく、左右輪のトルクを
自由自在に配分できるものではない。On the other hand, in an automobile, when the torque distribution mechanism transmitted to the left and right wheels is broadly considered, a conventional normal differential device and an LSD (limited slip differential) including an electronically controlled type are conceivable. However, these actively distribute torque. It is not intended to be adjusted manually, and the torque of the left and right wheels cannot be freely distributed.

【０００４】[0004]

【発明が解決しようとする課題】ところで、前後輪間の
トルク配分調整装置と並んで、左右輪間のトルク配分を
調整できる装置の開発も期待されている。この場合、四
輪駆動車における左右の駆動輪間のみならず、二輪駆動
車における左右の駆動輪間のトルク配分調整も対照とな
る。By the way, along with the torque distribution adjusting device between the front and rear wheels, it is also expected to develop a device that can adjust the torque distribution between the left and right wheels. In this case, the torque distribution adjustment not only between the left and right drive wheels of the four-wheel drive vehicle but also between the left and right drive wheels of the two-wheel drive vehicle is a reference.

【０００５】さらには、トルク配分を、エンジンの出力
トルクの配分のみならず左右の回転軸輪間での動力の授
受によって生じるトルクの伝達状態まで含めるように、
大きくとらえると、二輪駆動車における左右の否駆動輪
（駆動輪ではない車輪）間でトルク配分調整を行なうこ
とも考えられる。Further, the torque distribution includes not only the distribution of the output torque of the engine but also the transmission state of the torque generated by the transfer of power between the left and right rotary shaft wheels.
Considering largely, it may be considered to adjust the torque distribution between the left and right drive wheels (wheels that are not drive wheels) in the two-wheel drive vehicle.

【０００６】つまり、左右の否駆動輪はいずれもエンジ
ンから駆動力を受けないが、これらの否駆動輪のうちの
一方の否駆動輪から他方の否駆動輪へ動力を伝達する状
態を実現できれば、一方の否駆動輪側では制動力が生じ
るが他方の否駆動輪側では駆動力が発生するようにな
る。したがって、左右の否駆動輪間でもトルク配分（負
の駆動力、つまり、制動力も含む）の調整が可能とな
る。In other words, the left and right non-driving wheels receive no driving force from the engine, but if a state in which power is transmitted from one of the non-driving wheels to the other non-driving wheel can be realized. The braking force is generated on one non-driving wheel side, but the driving force is generated on the other non-driving wheel side. Therefore, it is possible to adjust the torque distribution (including the negative driving force, that is, the braking force) between the left and right drive wheels.

【０００７】さらに、かかる車両用左右駆動力調整装置
としては、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、トルク配分を行なえるものが望ましい。Further, it is desirable that such a vehicle left-right driving force adjusting device be capable of torque distribution without causing a large torque loss or energy loss.

【０００８】本発明は、このような課題に鑑み創案され
たもので、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、左右輪間でのトルク配分を行なえるようにし
た、車両用左右駆動力調整装置を提供することを目的と
する。The present invention was devised in view of the above-mentioned problems, and the left-right driving force adjustment for a vehicle is made so that the torque can be distributed between the left and right wheels without causing a large torque loss and energy loss. The purpose is to provide a device.

【０００９】[0009]

【課題を解決するための手段】このため、請求項１にか
かる本発明の車両用左右駆動力調整装置は、車両におけ
る左輪回転軸と右輪回転軸との間に、上記の左右の各回
転軸間で駆動力を授受することで上記の左右輪の駆動力
を調整しうる駆動力伝達制御機構をそなえ、上記駆動力
伝達制御機構が、上記の左右の各回転軸のうちの一方の
回転軸側に連結されてこの一方の回転軸側の回転速度を
一定の変速比で変速して出力しうる変速機構と、上記の
左右の各回転軸のうちの他方の回転軸側と上記変速機構
の出力部側との間に介装されて係合時に上記の左右の各
回転軸間で駆動力の伝達を行ないうる伝達容量可変制御
式トルク伝達機構とから構成されていることを特徴とし
ている。Therefore, according to the first aspect of the present invention, there is provided the vehicle left-right driving force adjusting apparatus, wherein the left-right rotating shaft and the right-wheel rotating shaft of the vehicle are rotated between the left and right rotating shafts. It has a driving force transmission control mechanism that can adjust the driving force of the left and right wheels by exchanging driving force between the shafts, and the driving force transmission control mechanism can rotate one of the left and right rotating shafts. It is connected to the shaft side and the rotation speed of this one rotation shaft side
A transmission mechanism that is capable of shifting and outputting at a constant transmission ratio, and is interposed between the other rotation shaft side of the left and right rotation shafts described above and the output portion side of the transmission mechanism described above when engaged. Variable transmission capacity control that can transmit driving force between the left and right rotary shafts
And a torque transmission mechanism .

【００１０】この場合、上記の左輪回転軸及び右輪回転
軸を共にエンジン出力を与えられて回転する駆動輪に設
定するか、または、上記の左輪回転軸及び右輪回転軸を
共にエンジン出力を与えられない否駆動輪に設定するこ
とができる。In this case, either the left wheel rotating shaft or the right wheel rotating shaft is set as a drive wheel that is rotated by being given an engine output, or the left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft are both set to the engine output. It can be set to drive wheels not given.

【００１１】また、請求項２にかかる本発明の車両用左
右駆動力調整装置は、車両における左輪回転軸と右輪回
転軸との間に、上記の左右の各回転軸間で駆動力を授受
することで上記の左右輪の駆動力を調整しうる駆動力伝
達制御機構をそなえ、上記駆動力伝達制御機構が、上記
の左右の各回転軸のうちの一方の回転軸側に連結されて
この一方の回転軸側の回転速度を一定の変速比で変速し
て出力しうる第１の変速機構と、上記の左右の各回転軸
のうちの他方の回転軸側と上記第１の変速機構の出力部
側との間に介装されて係合時に上記の左右の各回転軸の
間で駆動力の伝達を行ないうる第１の伝達容量可変制御
式トルク伝達機構と、上記の左右の各回転軸のうちの他
方の回転軸側に連結されてこの他方の回転軸側の回転速
度を一定の変速比で変速して出力しうる第２の変速機構
と、上記の左右の各回転軸のうちの一方の回転軸側と上
記第２の変速機構の出力部側との間に介装されて係合時
に上記の左右の各回転軸間で駆動力の伝達を行ないうる
第２の伝達容量可変制御式トルク伝達機構とから構成さ
れていることを特徴としている。According to a second aspect of the present invention, there is provided a vehicle left / right driving force adjusting device for transmitting / receiving a driving force between the left and right rotating shafts of the vehicle between the left and right rotating shafts. By providing a drive force transmission control mechanism capable of adjusting the drive force of the left and right wheels, and the drive force transmission control mechanism is connected to one of the left and right rotary shafts, and A first speed change mechanism capable of changing the rotational speed of one of the rotary shafts at a constant speed ratio and outputting the same, and the other rotary shaft side of the left and right rotary shafts and the first speed change mechanism. A first transmission capacity variable control which is interposed between the output unit side and can transmit the driving force between the left and right rotary shafts when engaged.
Second speed change gear connected to the rotary torque transmission mechanism and the other rotary shaft side of the left and right rotary shafts and capable of changing the rotational speed of the other rotary shaft side at a constant speed ratio and outputting the same. The mechanism is interposed between one of the left and right rotary shafts and the output side of the second speed change mechanism, and is driven between the left and right rotary shafts when engaged. It is characterized by comprising a second transmission capacity variable control type torque transmission mechanism capable of transmitting force.

【００１２】この場合も、上記の左輪回転軸及び右輪回
転軸を共にエンジン出力を与えられて回転する駆動輪に
設定するか、または、上記の左輪回転軸及び右輪回転軸
を共にエンジン出力を与えられない否駆動輪に設定する
ことができる。Also in this case, either the left wheel rotary shaft or the right wheel rotary shaft is set as a drive wheel that is rotated by being given an engine output, or the left wheel rotary shaft and the right wheel rotary shaft are both output. Can be set to drive wheels that are not given.

【００１３】さらに、請求項３にかかる本発明の車両用
左右駆動力調整装置は、車両における左輪回転軸と右輪
回転軸との間に、上記の左右の各回転軸間で駆動力を授
受することで上記の左右輪の駆動力を調整しうる駆動力
伝達制御機構をそなえ、上記駆動力伝達制御機構が、上
記の左右の各回転軸のうちの一方の回転軸側に連結され
てこの一方の回転軸側の回転速度を加速又は減速して出
力しうる変速機構と、上記変速機構に付設されて該変速
機構を加速側又は減速側に切り替えうる切替機構と、上
記の左右の各回転軸のうちの他方の回転軸側と上記変速
機構の出力部側との間に介装されて係合時に上記の左右
の各回転軸間で駆動力の伝達を行ないうる伝達容量可変
制御式トルク伝達機構とから構成されていることを特徴
としている。Further, according to a third aspect of the present invention, there is provided a vehicle left / right driving force adjusting device for transmitting / receiving a driving force between the left and right rotating shafts of the vehicle between the left and right rotating shafts. By providing a drive force transmission control mechanism capable of adjusting the drive force of the left and right wheels, and the drive force transmission control mechanism is connected to one of the left and right rotary shafts, and A speed change mechanism capable of accelerating or decelerating the rotational speed of one of the rotary shafts and outputting the speed, a switching mechanism attached to the speed change mechanism and capable of switching the speed change mechanism to the acceleration side or the deceleration side, and the left and right rotations described above. Variable transmission capacity that is interposed between the other rotary shaft side of the shafts and the output side of the speed change mechanism, and can transmit driving force between the left and right rotary shafts when engaged.
It is characterized by comprising a control type torque transmission mechanism .

【００１４】この場合も、上記の左輪回転軸及び右輪回
転軸を共にエンジン出力を与えられて回転する駆動輪に
設定するか、または、上記の左輪回転軸及び右輪回転軸
を共にエンジン出力を与えられない否駆動輪に設定する
ことができる。Also in this case, either the left wheel rotating shaft or the right wheel rotating shaft is set as a drive wheel which is rotated by receiving the engine output, or the left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft are both output. Can be set to drive wheels that are not given.

【００１５】さらに、請求項６にかかる本発明の車両用
左右駆動力調整装置は、車両における左輪回転軸と右輪
回転軸との間に、エンジンからの駆動力を入力される入
力部と、上記の左右の回転軸間の差動を許容しつつ上記
の入力部から入力された駆動力を上記の左右の各回転軸
に伝達する差動機構と、上記の駆動力の伝達状態を制御
して上記の左右輪への駆動力配分を調整しうる駆動力伝
達制御機構とをそなえ、上記駆動力伝達制御機構が、上
記回転軸側に連結されてこの回転軸側の回転速度を一定
の変速比で変速して出力しうる変速機構と、上記の変速
機構の出力部側と上記入力部側との間に介装されて係合
時に上記回転軸側と上記入力部側との間で駆動力の伝達
を行ないうる伝達容量可変制御式トルク伝達機構とから
構成されていることを特徴としている。Further, according to a sixth aspect of the present invention, there is provided a vehicle left-right driving force adjusting device, which has an input section between a left wheel rotating shaft and a right wheel rotating shaft of a vehicle, to which a driving force from an engine is inputted. A differential mechanism that transmits the driving force input from the input unit to each of the left and right rotating shafts while allowing a differential between the left and right rotating shafts, and controls the transmission state of the driving force. And a driving force transmission control mechanism capable of adjusting the distribution of the driving force to the left and right wheels, and the driving force transmission control mechanism is connected to the rotary shaft side so that the rotation speed on the rotary shaft side is constant.
A transmission mechanism capable of shifting and outputting at a gear ratio of, and between the rotation shaft side and the input portion side when interposed between the output side and the input side of the transmission mechanism. It is characterized in that it is constituted by a transmission capacity variable control type torque transmission mechanism capable of transmitting the driving force.

【００１６】そして、請求項７にかかる本発明の車両用
左右駆動力調整装置は、車両における左輪回転軸と右輪
回転軸との間に、エンジンからの駆動力を入力される入
力部と、上記の左右の回転軸間の差動を許容しつつ上記
の入力部から入力された駆動力を上記の左右の各回転軸
に伝達する差動機構と、上記の駆動力の伝達状態を制御
して上記の左右輪への駆動力配分を調整しうる駆動力伝
達制御機構とをそなえ、上記駆動力伝達制御機構が、上
記の入力部側に連結されて該入力部側の回転速度を一定
の変速比で変速して出力しうる変速機構と、上記の変速
機構の出力部側と上記回転軸側との間に介装されて係合
時に上記回転軸側と上記入力部側との間で駆動力の伝達
を行ないうる伝達容量可変制御式トルク伝達機構とから
構成されていることを特徴としている。According to a seventh aspect of the present invention, there is provided a vehicle left / right driving force adjusting device, which has an input section between a left wheel rotating shaft and a right wheel rotating shaft of a vehicle, to which a driving force from an engine is inputted. A differential mechanism that transmits the driving force input from the input unit to each of the left and right rotating shafts while allowing a differential between the left and right rotating shafts, and controls the transmission state of the driving force. And a driving force transmission control mechanism capable of adjusting the distribution of the driving force to the left and right wheels, and the driving force transmission control mechanism is connected to the input portion side to maintain a constant rotation speed on the input portion side.
A transmission mechanism capable of shifting and outputting at a gear ratio of, and between the rotation shaft side and the input portion side when interposed between the output portion side of the transmission mechanism and the rotation shaft side. It is characterized in that it is constituted by a transmission capacity variable control type torque transmission mechanism capable of transmitting the driving force.

【００１７】[0017]

【作用】上述の請求項１にかかる本発明の車両用左右駆
動力調整装置では、駆動力伝達制御機構により、車両の
左輪回転軸側と右輪回転軸側との間で駆動力の授受が行
なわれる。つまり、左右の各回転軸のうちの一方の回転
軸側の回転速度が変速機構により一定の変速比で変速さ
れ、この変速機構の出力部側と左右の各回転軸のうちの
他方の回転軸側との間に速度差が生じ、伝達容量可変制
御式トルク伝達機構を係合させることで上記の左右の各
回転軸間で駆動力の授受が行なわれる。即ち、伝達容量
可変制御式トルク伝達機構を係合させると、左右の各回
転軸のうちの他方の回転軸側と変速機構の出力部側との
うちの高速側から低速側に駆動力が伝達されて、高速側
の回転軸では駆動力が減少し、この駆動力の減少に対応
して低速側の回転軸では駆動力が増加する。これによ
り、左右の駆動力が調整される。In the above-mentioned vehicle left-right driving force adjusting apparatus according to the first aspect of the present invention, the driving force is transmitted and received between the left wheel rotating shaft side and the right wheel rotating shaft side of the vehicle by the driving force transmission control mechanism. Done. That is, the rotation speed of one of the left and right rotary shafts is changed by the speed change mechanism at a constant gear ratio, and the output unit side of the speed change mechanism and the other rotary shaft of the left and right rotary shafts. resulting speed difference between the sides, transmission capacity variable system
By engaging the control type torque transmission mechanism , the driving force is transmitted and received between the left and right rotary shafts. That is, the transmission capacity
When the variable control torque transmission mechanism is engaged, the driving force is transmitted from the high speed side of the other rotary shaft side of the left and right rotary shafts and the low speed side of the output side of the speed change mechanism to the high speed side. The driving force decreases on the rotating shaft on the side, and the driving force increases on the rotating shaft on the low speed side corresponding to the decrease in the driving force. As a result, the left and right driving forces are adjusted.

【００１８】また、請求項２にかかる本発明の車両用左
右駆動力調整装置では、駆動力伝達制御機構により、車
両の左輪回転軸と右輪回転軸との間で駆動力の授受が行
なわれる。つまり、左右の各回転軸のうちの一方の回転
軸側の回転速度が第１の変速機構により一定の変速比で
変速され、この第１の変速機構の出力部側と左右の各回
転軸のうちの他方の回転軸側との間に速度差が生じて、
第１の伝達容量可変制御式トルク伝達機構を係合させる
ことで上記の左右の各回転軸間で駆動力の伝達が行なわ
れる。また、左右の各回転軸のうちの他方の回転軸側の
回転速度が第２の変速機構により一定の変速比で変速さ
れ、この第２の変速機構の出力部側と左右の各回転軸の
うちの一方の回転軸側との間に速度差が生じて、第２の
伝達容量可変制御式トルク伝達機構を係合させることで
上記の左右の各回転軸間で駆動力の伝達が行なわれる。
即ち、第１の伝達容量可変制御式トルク伝達機構を係合
させると、左右の各回転軸のうちの他方の回転軸側と第
１の変速機構の出力部側とのうちの高速側から低速側に
駆動力が伝達されて、高速側の回転軸では駆動力が減少
し、この駆動力の減少に対応して低速側の回転軸では駆
動力が増加する。これにより、左右の駆動力配分が調整
される。又、第２の伝達容量可変制御式トルク伝達機構
を係合させると、左右の各回転軸のうちの一方の回転軸
側と第２の変速機構の出力部側とのうちの高速側から低
速側に駆動力が伝達されて、高速側の回転軸では駆動力
が減少し、この駆動力の減少に対応して低速側の回転軸
では駆動力が増加する。これにより、左右の駆動力が調
整される。Further, in the vehicle lateral drive force adjusting device according to the second aspect of the present invention, the drive force is transmitted and received between the left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft of the vehicle by the drive force transmission control mechanism. .. That is, the rotation speed of one of the left and right rotary shafts is changed by the first speed change mechanism at a constant speed change ratio, and the rotational speed between the output side and the left and right sides of the first speed change mechanism is changed. A speed difference occurs between the other rotary shaft side of each rotary shaft,
By engaging the first transmission capacity variable control type torque transmission mechanism , the driving force is transmitted between the left and right rotating shafts. Further, the rotation speed of the other rotary shaft of the left and right rotary shafts is changed by the second speed change mechanism at a constant speed ratio, and the rotation speed of the output part side of the second speed change mechanism and the left and right rotary shafts are changed. A speed difference is generated between one of the rotary shafts, and the second
By engaging the transmission capacity variable control type torque transmission mechanism , the driving force is transmitted between the left and right rotating shafts.
That is, when the first transmission capacity variable control type torque transmission mechanism is engaged, from the high speed side to the low speed side of the other rotary shaft side of the left and right rotary shafts and the output side of the first speed change mechanism. The driving force is transmitted to the side, the driving force decreases on the rotating shaft on the high speed side, and the driving force increases on the rotating shaft on the low speed side corresponding to the decrease in the driving force. As a result, the left and right driving force distribution is adjusted. Further, when the second transmission capacity variable control type torque transmission mechanism is engaged, one of the left and right rotation shafts of one rotation shaft side and the output portion side of the second transmission mechanism is connected. The driving force is transmitted from the high speed side to the low speed side, the driving force decreases on the rotating shaft on the high speed side, and the driving force increases on the rotating shaft on the low speed side in response to the decrease in the driving force. As a result, the left and right driving forces are adjusted.

【００１９】さらに、請求項３にかかる本発明の車両用
左右駆動力調整装置では、駆動力伝達制御機構により、
車両の左輪回転軸と右輪回転軸との間で駆動力の授受が
行なわれる。つまり、左右の各回転軸のうちの一方の回
転軸側の回転速度が変速機構により一定の変速比で変速
され、この変速機構の出力部側と左右の各回転軸のうち
の他方の回転軸側との間に速度差が生じて、伝達容量可
変制御式トルク伝達機構を係合させることで上記の左右
の各回転軸間で駆動力の伝達が行なわれる。即ち、変速
機構に付設された切替機構を加速側に切り替えて伝達容
量可変制御式トルク伝達機構を係合させると、変速機構
の出力部側が左右の各回転軸のうちの他方の回転軸側よ
りも高速になり、この高速側である変速機構の出力部側
即ち一方の回転軸側から、低速側である他方の回転軸側
に駆動力が伝達されて、高速側である一方の回転軸側で
は駆動力が減少し、この駆動力の減少に対応して低速側
である他方の回転軸側では駆動力が増加する。これによ
り、左右の駆動力が調整される。また、切替機構を減速
側に切り替えて伝達容量可変制御式トルク伝達機構を係
合させると、変速機構の出力部側が左右の各回転軸のう
ちの他方の回転軸側よりも低速になり、高速側である他
方の回転軸側から、低速側である変速機構の出力部側即
ち一方の回転軸側に駆動力が伝達されて、高速側である
他方の回転軸側では駆動力が減少し、この駆動力の減少
に対応して低速側である一方の回転軸側では駆動力が増
加する。これにより、左右の駆動力が調整される。Further, in the vehicle lateral drive force adjusting device of the present invention according to claim 3, the drive force transmission control mechanism allows:
The driving force is transmitted and received between the left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft of the vehicle. That is, the rotation speed of one of the left and right rotary shafts is changed by the speed change mechanism at a constant gear ratio, and the output unit side of the speed change mechanism and the other rotary shaft of the left and right rotary shafts. and speed difference between the side occurs, transmission capacity Friendly
By engaging the variable control torque transmission mechanism , the driving force is transmitted between the left and right rotary shafts. In other words, the switching mechanism attached to the speed change mechanism is switched to the acceleration side to transmit the transmission capacity.
When the variable amount control type torque transmission mechanism is engaged, the output side of the speed change mechanism becomes faster than the other rotary shaft side of the left and right rotary shafts, and the output side of the speed change mechanism, which is the high speed side, The driving force is transmitted from one rotating shaft side to the other rotating shaft side that is the low speed side, and the driving force decreases on the one rotating shaft side that is the high speed side. The driving force increases on the side of the other rotary shaft that is the side. As a result, the left and right driving forces are adjusted. Also, when the switching mechanism is switched to the deceleration side and the variable transmission displacement control type torque transmission mechanism is engaged, the output side of the speed change mechanism becomes slower than the other rotary shaft side of the left and right rotary shafts, and the high speed The driving force is transmitted from the other rotating shaft side that is the side to the output unit side of the transmission mechanism that is the low speed side, that is, the one rotating shaft side, and the driving force decreases on the other rotating shaft side that is the high speed side, Corresponding to the decrease in the driving force, the driving force increases on the one rotating shaft side which is the low speed side. As a result, the left and right driving forces are adjusted.

【００２０】さらに、請求項６にかかる本発明の車両用
左右駆動力調整装置では、入力軸の駆動力が差動機構を
介して左輪回転軸及び右輪回転軸のそれぞれに伝達され
るが、このとき上記の左右の各回転軸に出力される駆動
力の配分状態が駆動力伝達制御機構により調整される。
つまり、駆動力伝達制御機構では、変速機構により、回
転軸側の部材が一定の変速比で変速され、この変速機構
の出力部側と上記入力部側との間に速度差が生じて、伝
達容量可変制御式トルク伝達機構を係合させることで上
記回転軸側と上記入力部側との間でで駆動力の伝達が行
なわれる。即ち、伝達容量可変制御式トルク伝達機構を
係合させると、変速機構の出力部側と入力部側とのうち
の高速側から低速側に駆動力が伝達されて、高速側の回
転軸では駆動力が減少し、この駆動力の減少に対応して
低速側の回転軸では駆動力が増加する。これにより、左
右の駆動力配分が調整される。Further, in the vehicle lateral drive force adjusting device of the present invention according to claim 6, the drive force of the input shaft is transmitted to each of the left wheel rotary shaft and the right wheel rotary shaft through the differential mechanism. At this time, the distribution state of the driving force output to the left and right rotating shafts is adjusted by the driving force transmission control mechanism.
That is, in the driving force transmission control mechanism, the transmission mechanism, members of the rotating shaft side is shifting at a constant speed ratio, and the speed difference between the output side and the input side of the transmission mechanism occurs, Den
The driving force is transmitted between the rotary shaft side and the input portion side by engaging the ultimate capacity variable control type torque transmission mechanism . That is, when the transmission capacity variable control type torque transmission mechanism is engaged, the driving force is transmitted from the high speed side of the output side and the input side of the speed change mechanism to the low speed side, and the drive shaft is driven at the high speed side rotating shaft. The force decreases, and the drive force increases on the rotation shaft on the low speed side corresponding to the decrease in the drive force. As a result, the left and right driving force distribution is adjusted.

【００２１】そして、請求項７にかかる本発明の車両用
左右駆動力調整装置では、入力軸の駆動力が差動機構を
介して左輪回転軸及び右輪回転軸のそれぞれに伝達され
るが、このとき上記の左右の各回転軸に出力される駆動
力の配分状態が駆動力伝達制御機構により調整される。
つまり、駆動力伝達制御機構では、変速機構により、入
力部側の部材が一定の変速比で変速され、この変速機構
の出力部側と上記回転軸側との間に速度差が生じて、伝
達容量可変制御式トルク伝達機構を係合させることで上
記回転軸側と上記入力部側との間でで駆動力の伝達が行
なわれる。即ち、伝達容量可変制御式トルク伝達機構を
係合させると、変速機構の出力部側と回転軸側とのうち
の高速側から低速側に駆動力が伝達されて、高速側の回
転軸では駆動力が減少し、この駆動力の減少に対応して
低速側の回転軸では駆動力が増加する。これにより、左
右の駆動力配分が調整される。In the vehicle lateral drive force adjusting device of the present invention according to claim 7, the drive force of the input shaft is transmitted to each of the left wheel rotary shaft and the right wheel rotary shaft through the differential mechanism. At this time, the distribution state of the driving force output to the left and right rotating shafts is adjusted by the driving force transmission control mechanism.
That is, in the driving force transmission control mechanism, the transmission mechanism, members of the input portion side is shifting at a constant speed ratio, and the speed difference between the output side and the rotation shaft side of the transmission mechanism occurs, Den
The driving force is transmitted between the rotary shaft side and the input portion side by engaging the ultimate capacity variable control type torque transmission mechanism . That is, when the transmission capacity variable control type torque transmission mechanism is engaged, the driving force is transmitted from the high speed side to the low speed side of the output section side and the rotary shaft side of the speed change mechanism, and the drive shaft is driven at the high speed side rotary shaft. The force decreases, and the drive force increases on the rotation shaft on the low speed side corresponding to the decrease in the drive force. As a result, the left and right driving force distribution is adjusted.

【００２２】[0022]

【実施例】以下、図面により、本発明の実施例について
説明すると、図１〜４は本発明の第１実施例としての車
両用左右駆動力調整装置を示すもので、図１はその模式
的な要部構成図、図２はそのトルク伝達を説明する速度
線図、図３はそのトルク伝達の一例を説明する速度線
図、図４はその装置をそなえた自動車の駆動系を示す模
式的な構成図であり、図５〜７は本発明の第２実施例と
しての車両用左右駆動力調整装置を示すもので、図５は
その模式的な要部構成図、図６はそのトルク伝達を説明
する速度線図、図７はそのトルク伝達の一例を説明する
速度線図であり、図８〜１０は本発明の第３実施例とし
ての車両用左右駆動力調整装置を示すもので、図８はそ
の模式的な要部構成図、図９はそのトルク伝達を説明す
る速度線図、図１０はそのトルク伝達の一例を説明する
速度線図であり、図１１〜１３は本発明の第４実施例と
しての車両用左右駆動力調整装置を示すもので、図１１
はその模式的な要部構成図、図１２はそのトルク伝達を
説明する速度線図、図１３はそのトルク伝達の一例を説
明する速度線図であり、図１４は本発明の第５実施例と
しての車両用左右駆動力調整装置を示す模式的な要部構
成図であり、図１５は本発明の第６実施例としての車両
用左右駆動力調整装置を示す模式的な要部構成図であ
り、図１６は本発明の第７実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な要部構成図であり、図１７
は本発明の第８実施例としての車両用左右駆動力調整装
置を示す模式的な要部構成図であり、図１８は本発明の
第９実施例としての車両用左右駆動力調整装置を示す模
式的な全体構成図であり、図１９，２０は本発明の第１
０実施例としての車両用左右駆動力調整装置を示すもの
で、図１９はその模式的な全体構成図、図２０はその模
式的な要部構成図であり、図２１，２２は本発明の第１
１実施例としての車両用左右駆動力調整装置を示すもの
で、図２１はその模式的な全体構成図、図２２はその模
式的な要部構成図であり、図２３，２４は本発明の第１
２実施例としての車両用左右駆動力調整装置を示すもの
で、図２３はその模式的な全体構成図、図２４はその模
式的な要部構成図であり、図２５，２６は本発明の第１
３実施例としての車両用左右駆動力調整装置を示すもの
で、図２５はその模式的な全体構成図、図２６はその模
式的な要部構成図であり、図２７は本発明の案出過程で
考えられた車両用左右駆動力調整装置を示す模式的な要
部構成図である。なお、図中、同符号は同様なものを示
し、また、図２，３，６，７，９，１０，１２，１３の
縦軸は回転速度を示す。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS An embodiment of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIGS. 1 to 4 show a vehicle lateral drive force adjusting device as a first embodiment of the present invention, and FIG. FIG. 2 is a speed diagram for explaining the torque transmission, FIG. 3 is a speed diagram for explaining an example of the torque transmission, and FIG. 4 is a schematic diagram showing a drive system of an automobile equipped with the device. 5 to 7 show a vehicle left / right driving force adjusting device as a second embodiment of the present invention, FIG. 5 is a schematic diagram of the essential parts thereof, and FIG. 6 is a torque transmission thereof. FIG. 7 is a velocity diagram for explaining an example of the torque transmission thereof, and FIGS. 8-10 show a vehicle lateral drive force adjusting device as a third embodiment of the present invention. FIG. 8 is a schematic configuration diagram of relevant parts, FIG. 9 is a velocity diagram for explaining the torque transmission, and FIG. As a speed diagram for explaining an example of torque transmission, 11-13 shows a lateral driving force control apparatus for vehicles according to the fourth embodiment of the present invention, FIG. 11
FIG. 12 is a schematic configuration diagram of relevant parts, FIG. 12 is a velocity diagram for explaining the torque transmission, FIG. 13 is a velocity diagram for explaining an example of the torque transmission, and FIG. 14 is a fifth embodiment of the present invention. FIG. 15 is a schematic configuration diagram of a left and right driving force adjusting device for a vehicle as an example, and FIG. 15 is a schematic configuration diagram of a left and right driving force adjusting device for a vehicle as a sixth embodiment of the present invention. FIG. 16 is a schematic configuration diagram of a left and right driving force adjusting device for a vehicle as a seventh embodiment of the present invention, and FIG.
FIG. 18 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as an eighth embodiment of the present invention. FIG. 18 shows a vehicle left / right driving force adjusting device as a ninth embodiment of the present invention. shows a diagrammatic <br/> typical overall configuration diagram to, 19, 20 the first of the present invention
0 indicates the left and right driving force control apparatus for vehicles as an embodiment, FIG. 19 is the schematic overall configuration diagram, Fig. 20 is its schematic block diagram illustrating the principal components, 21 and 22 are of the present invention First
Shows a right-left driving force control apparatus for vehicles as an embodiment, FIG. 21 is the schematic overall configuration diagram, Fig. 22 is its schematic block diagram illustrating the principal components, 23 and 24 are of the present invention First
FIG. 23 shows a vehicle left / right driving force adjusting device as a second embodiment. FIG. 23 is a schematic overall configuration diagram thereof, FIG. 24 is a schematic configuration diagram of essential parts thereof, and FIGS. First
3 shows a vehicle lateral drive force adjusting device as an example
FIG. 25 is a schematic overall configuration diagram thereof, and FIG. 26 is a model thereof.
FIG. 27 is a schematic main- part configuration diagram, and FIG. 27 is a schematic main-part configuration diagram showing a vehicle left-right driving force adjustment device conceived in the devising process of the present invention. In addition, in the drawings, the same symbols indicate the same things, and the vertical axis of FIGS. 2, 3, 6, 7, 9, 10, 12, and 13 indicates the rotation speed.

【００２３】まず、第１実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系は、図４に示すよう
に、エンジン１からの駆動力をトランスミッション２を
介して遊星歯車で構成されたセンタデフ３で受けて、セ
ンタデフ３から、前輪側と後輪側とに伝達するようにな
っている。First, the first embodiment will be explained. As shown in FIG. 4, a drive system of an automobile equipped with this device, as shown in FIG. 4, is a center differential composed of planetary gears through a drive force from an engine 1 via a transmission 2. 3 is received and transmitted from the center differential 3 to the front wheel side and the rear wheel side.

【００２４】特に、このセンタデフ３には、前後輪の差
動を適当に制限しうるセンタデフ差動制限機構５が設け
られている。この差動制限機構５は、ここでは油圧式の
多板クラッチにより構成され、供給油圧に応じて前後輪
の差動を制限しながら、前後輪への駆動力配分を制御で
きるようになっており、前後輪間の駆動力配分を制御す
る装置となっている。In particular, the center differential 3 is provided with a center differential differential limiting mechanism 5 capable of appropriately limiting the differential between the front and rear wheels. The differential limiting mechanism 5 is composed of a hydraulic multi-plate clutch here, and can control the distribution of the driving force to the front and rear wheels while limiting the differential between the front and rear wheels according to the supplied hydraulic pressure. , A device for controlling the distribution of the driving force between the front and rear wheels.

【００２５】このようにして、センタデフ３から配分さ
れた駆動力の一方は、フロントデフ４を通じて左右の前
輪２５，２６に伝達されるようになっている。一方、セ
ンタデフ３から配分された駆動力の他方は、プロペラシ
ャフト６を介してリヤデフ８に伝達され、このリヤデフ
８を通じて左右の後輪１５，１６に伝達されるようにな
っている。なお、符号７はドライブピニオン及びリング
ギヤからなるベベルギヤ機構である。In this way, one of the driving forces distributed from the center differential 3 is transmitted to the left and right front wheels 25, 26 through the front differential 4. On the other hand, the other of the driving force distributed from the center differential 3 is transmitted to the rear differential 8 via the propeller shaft 6 and is transmitted to the left and right rear wheels 15 and 16 through the rear differential 8. Reference numeral 7 is a bevel gear mechanism including a drive pinion and a ring gear.

【００２６】リヤデフ８部分には、変速機構１０と伝達
容量可変制御式トルク伝達機構（又はトルク伝達機構）
としての多板クラッチ機構１２とからなる駆動力伝達制
御機構９Ａ（以下、駆動力伝達制御機構を広義に示す場
合は符号９とする）が設けられ、リヤデフ（差動機構）
８及び駆動力伝達制御機構９Ａから車両用左右駆動力調
整装置が構成される。なお、この差動機構８としてここ
ではベベルギヤ式のものが用いられているが、差動機構
８は、２つの駆動軸間の差動を許容しつつエンジンから
入力された駆動力をこれらの各駆動軸に伝達できるもの
であればよく、例えば遊星歯車式のものなど歯車機構あ
るいはローラ機構等からなる他の公知の差動機構を適用
することができるのは勿論のことである。また、この多
板クラッチ機構１２は油圧式のもので、油圧を調整され
ることで左右輪への駆動力配分を制御できるようになっ
ている。A transmission mechanism 10 is transmitted to the rear differential 8 portion.
Variable capacity control type torque transmission mechanism (or torque transmission mechanism)
Is provided with a multi-plate clutch mechanism 12 as a drive force transmission control mechanism 9A (hereinafter, the drive force transmission control mechanism will be referred to as 9 in a broad sense), and a rear differential (differential mechanism).
8 and the driving force transmission control mechanism 9A constitute a vehicle lateral driving force adjusting device. In addition, here as this differential mechanism 8
Bevel gear type is used in
8 from the engine while allowing the differential between the two drive shafts
What can transmit the input driving force to each of these drive shafts
However, for example, a planetary gear type gear mechanism
Other known differential mechanism consisting of rui or roller mechanism is applied
Of course, it can be done. Further, the multi-plate clutch mechanism 12 is of a hydraulic type, and by adjusting the hydraulic pressure, the distribution of the driving force to the left and right wheels can be controlled.

【００２７】そして、この駆動力伝達制御機構９Ａの多
板クラッチ機構１２の油圧系は、前述の前後駆動力調整
装置の多板クラッチ機構５の油圧系とともに、コントロ
ールユニット１８によって制御されるようになってい
る。The hydraulic system of the multiple disc clutch mechanism 12 of the driving force transmission control mechanism 9A is controlled by the control unit 18 together with the hydraulic system of the multiple disc clutch mechanism 5 of the front-rear driving force adjusting device. Is becoming

【００２８】つまり、多板クラッチ機構１２の油圧系及
び多板クラッチ機構５の油圧系は、各クラッチ機構にそ
れぞれ付設された図示しない油圧室と、油圧源を構成す
る電動ポンプ２４及びアキュムレータ２３と、この油圧
を上記の油圧室に所要量だけ供給させるクラッチ油圧制
御バルブ１７とからなっている。そして、クラッチ油圧
制御バルブ１７の開度をコントロールユニット１８によ
って制御されるようになっている。That is, the hydraulic system of the multi-plate clutch mechanism 12 and the hydraulic system of the multi-plate clutch mechanism 5 include an unillustrated hydraulic chamber attached to each clutch mechanism, an electric pump 24 and an accumulator 23 constituting a hydraulic source. A clutch hydraulic pressure control valve 17 for supplying a required amount of this hydraulic pressure to the hydraulic chamber. The opening of the clutch hydraulic pressure control valve 17 is controlled by the control unit 18.

【００２９】なお、コントロールユニット１８では、車
輪速センサ１９，ハンドル角センサ２０，ヨーレイトセ
ンサ２１，加速度センサ（又は加速度演算手段）２２な
どからの情報に基づいて、クラッチ油圧制御バルブ１７
の開度を制御する。In the control unit 18, the clutch hydraulic pressure control valve 17 is based on information from the wheel speed sensor 19, the steering wheel angle sensor 20, the yaw rate sensor 21, the acceleration sensor (or acceleration calculation means) 22, and the like.
Control the opening.

【００３０】ここで、この車両用左右駆動力調整装置の
要部を説明すると、図１に示すように、プロペラシャフ
ト６の後端に設けられて回転駆動力（以下、駆動力又は
トルクという）を入力される入力軸６Ａと、入力軸６Ａ
から入力された駆動力を出力する左輪回転軸（左後輪１
５の駆動軸）１３と右輪回転軸（右後輪１６の駆動軸）
１４とが設けられており、左輪回転軸１３と右輪回転軸
１４と入力軸６Ａとの間に車両用左右駆動力調整装置が
介装されている。The main part of the vehicle left-right driving force adjusting device will be described below. As shown in FIG. 1, a rotational driving force (hereinafter referred to as driving force or torque) is provided at the rear end of the propeller shaft 6. Input shaft 6A for inputting
The left wheel rotating shaft that outputs the driving force input from (left rear wheel 1
5 drive shaft) 13 and right wheel rotation shaft (right rear wheel 16 drive shaft)
14 is provided, and the vehicle left-right driving force adjusting device is interposed between the left wheel rotating shaft 13, the right wheel rotating shaft 14, and the input shaft 6A.

【００３１】そして、この車両用左右駆動力調整装置の
駆動力伝達制御機構９Ａは、次のような構成により、左
輪回転軸１３と右輪回転軸１４との差動を許容しなが
ら、左輪回転軸１３と右輪回転軸１４とに伝達される駆
動力を所要の比率に配分できるようになっている。[0031] Then, the driving force transmission control mechanism 9A of the vehicle right-left driving force adjusting apparatus, the following configuration that is similar to permit differential between the left-wheel rotational axis 13 and the right-wheel axle 14 <br Further, the driving force transmitted to the left wheel rotating shaft 13 and the right wheel rotating shaft 14 can be distributed in a required ratio.

【００３２】すなわち、左輪回転軸１３と入力軸６Ａと
の間及び右輪回転軸１４と入力軸６Ａとの間に、それぞ
れ変速機構１０と多板クラッチ機構１２とが介装されて
おり、左輪回転軸１３又は右輪回転軸１４の回転速度
が、変速機構１０により変速（この例では、減速）され
て駆動力伝達補助部材としての中空軸１１に伝えられ
る。That is, the speed change mechanism 10 and the multi-disc clutch mechanism 12 are interposed between the left wheel rotating shaft 13 and the input shaft 6A and between the right wheel rotating shaft 14 and the input shaft 6A, respectively. The rotation speed of the rotary shaft 13 or the right-wheel rotary shaft 14 is changed (decelerated in this example) by the speed change mechanism 10 and transmitted to the hollow shaft 11 as a driving force transmission auxiliary member.

【００３３】そして、多板クラッチ機構１２は、この中
空軸１１と入力軸６Ａ側のデファレンシャルケース（以
下、デフケースと略す）８Ａとの間に介装されており、
この多板クラッチ機構１２を係合させることで、デフケ
ース８Ａ及び中空軸１１のうちの高速回転している方の
部材から低速回転している方の部材へと、駆動力が送給
されるようになっている。これは、対向して配設された
クラッチ板における一般的な特性として、トルクの伝達
が、速度の速い方から遅い方へ行なわれるためである。
なお、この例の場合には、左右の回転軸１３，１４の間
の差動が大きくてデフケース８Ａよりも回転軸１３又は
１４が所定比（変速機構１０の減速比に対応する比）以
上に高速にならない限りは、デフケース８Ａが高速側と
なり中空軸１１が低速側となって、デフケース８Ａから
中空軸１１へと駆動力が送給されるようになっている。 The multi-disc clutch mechanism 12 is interposed between the hollow shaft 11 and a differential case (hereinafter referred to as a differential case) 8A on the input shaft 6A side.
By engaging the multi-plate clutch mechanism 12, the differential casing
Of the rotating shaft 8A and the hollow shaft 11
Driving force is sent from one member to the one that rotates at low speed.
It is supposed to be done. This is because, as a general characteristic of the clutch plates arranged to face each other, torque is transmitted from a higher speed to a lower speed.
In the case of this example, between the left and right rotary shafts 13 and 14.
Of the rotary shaft 13 or the differential case is larger than that of the differential case 8A.
14 is a predetermined ratio (a ratio corresponding to the reduction ratio of the transmission mechanism 10) or less
Unless the speed is high, the differential case 8A is on the high speed side.
Since the hollow shaft 11 is on the low speed side, the differential case 8A
Driving force is supplied to the hollow shaft 11.

【００３４】したがって、例えば右輪回転軸１４と入力
軸６Ａとの間の多板クラッチ機構１２が係合されると、
右輪回転軸１４へ配分される駆動力は入力軸６Ａ側から
のルートで増加又は減少（この例では主として減少）さ
れて、この分だけ、左輪回転軸１３へ配分される駆動力
が減少又は増加（この例では主として増加）する。Therefore, for example, when the multi-disc clutch mechanism 12 between the right wheel rotary shaft 14 and the input shaft 6A is engaged,
The driving force distributed to the right wheel rotary shaft 14 is increased or decreased (mainly decreased in this example) along the route from the input shaft 6A side, and the driving force distributed to the left wheel rotary shaft 13 is decreased or reduced by this amount. Increase (mainly increase in this example) .

【００３５】上述のこの実施例の変速機構１０は、２つ
のプラネタリギヤ機構を直列的に結合してなるいわゆる
ダブルプラネタリギヤ機構で構成されているが、この変
速機構１０自体は、入力された回転速度を一定の変速比
で加速又は減速して出力する機構であればよく、例えば
ベルトやチェーン等を用いた機構なども考えられ、ギヤ
機構に限定されるものではない。このギヤ機構式の変速
機構１０を、右輪回転軸１４に設けられたものを例に説
明すると次のようになる。The shifting mechanism 10 of this embodiment described above is configured by a so-called double planetary gear mechanism composed of two planetary gear mechanisms coupled to serially, this variant
The speed mechanism 10 itself changes the input rotation speed to a constant gear ratio.
Any mechanism that accelerates or decelerates with and outputs the
Mechanisms such as belts and chains are also conceivable.
It is not limited to the mechanism. This gear mechanism type gear shifting
The mechanism 10 will be described below by taking the one provided on the right wheel rotation shaft 14 as an example.

【００３６】すなわち、右輪回転軸１４には第１のサン
ギヤ１０Ａが固着されており、この第１のサンギヤ１０
Ａは、その外周において第１のプラネタリギヤ（プラネ
タリピニオン）１０Ｂに噛合している。また、第１のプ
ラネタリギヤ１０Ｂは、第２のプラネタリギヤ１０Ｄと
一体に固着され、共にキャリヤに設けられたピニオンシ
ャフト１０Ｃを通じて、ケーシング（固定部）に固着さ
れて回転しないキャリア１０Ｆに枢支されている。これ
により、第１のプラネタリギヤ１０Ｂと第２のプラネタ
リギヤ１０Ｄとが、ピニオンシャフト１０Ｃを中心とし
て同一の回転を行なうようになっている。That is, the first sun gear 10A is fixedly attached to the right wheel rotary shaft 14, and the first sun gear 10A is fixed.
A is meshed with the first planetary gear (planetary pinion) 10B on the outer periphery thereof. Further, the first planetary gear 10B is integrally fixed to the second planetary gear 10D, and is pivotally supported on the non-rotating carrier 10F fixed to the casing (fixed portion) through the pinion shaft 10C provided on the carrier. .. As a result, the first planetary gear 10B and the second planetary gear 10D perform the same rotation about the pinion shaft 10C.

【００３７】さらに、第２のプラネタリギヤ１０Ｄは、
右輪回転軸１４に枢支された第２のサンギヤ１０Ｅに噛
合しており、第２のサンギヤ１０Ｅは、中空軸１１を介
して多板クラッチ機構１２のクラッチ板１２Ａに連結さ
れている。また、多板クラッチ機構１２の他方のクラッ
チ板１２Ｂは、入力軸６Ａにより駆動されるデフケース
８Ａに連結されている。Further, the second planetary gear 10D is
The second sun gear 10E is meshed with the second sun gear 10E pivotally supported by the right wheel rotation shaft 14, and the second sun gear 10E is connected to the clutch plate 12A of the multi-plate clutch mechanism 12 via the hollow shaft 11. The other clutch plate 12B of the multi-plate clutch mechanism 12 is connected to the differential case 8A driven by the input shaft 6A.

【００３８】そして、この実施例の構造では、第１のサ
ンギヤ１０Ａが第２のサンギヤ１０Ｅよりも小さい径に
形成されているので、第２のサンギヤ１０Ｅの回転速度
は第１のサンギヤ１０Ａよりも小さくなり、この変速機
構１０は減速機構としてはたらくようになっている。し
たがって、クラッチ板１２Ａの回転速度がクラッチ板１
２Ｂよりも小さく、右輪側の多板クラッチ機構１２を係
合させた場合には、この係合状態に応じた量のトルク
が、入力軸６Ａ側から右輪回転軸１４側へ送給されるよ
うになっている。In the structure of this embodiment, since the first sun gear 10A is formed to have a smaller diameter than the second sun gear 10E, the rotation speed of the second sun gear 10E is higher than that of the first sun gear 10A. The size of the transmission mechanism 10 is reduced, and the transmission mechanism 10 functions as a speed reduction mechanism. Therefore, the rotational speed of the clutch plate 12A is
When the multi-plate clutch mechanism 12 on the right wheel side , which is smaller than 2B, is engaged, a torque corresponding to this engagement state is sent from the input shaft 6A side to the right wheel rotating shaft 14 side. It has become so.

【００３９】一方、左輪回転軸１３にそなえられる変速
機構１０及び多板クラッチ機構１２も、同様に構成され
ており、入力軸６Ａからの駆動トルクを左輪回転軸１３
により多く配分したい場合には、その配分したい程度
（配分比）に応じて左輪回転軸１３側の多板クラッチ機
構１２を適当に係合し、右輪回転軸１４により多く配分
したい場合には、その配分比に応じて右輪回転軸１４側
の多板クラッチ機構１２を適当に係合する。On the other hand, the transmission mechanism 10 and the multi-disc clutch mechanism 12 provided for the left wheel rotating shaft 13 are also constructed in the same manner, and drive torque from the input shaft 6A is transferred to the left wheel rotating shaft 13.
If more distribution is desired, the multi-plate clutch mechanism 12 on the left wheel rotation shaft 13 side is appropriately engaged according to the degree of distribution (distribution ratio), and if more distribution is desired for the right wheel rotation shaft 14, The multi-plate clutch mechanism 12 on the right wheel rotary shaft 14 side is appropriately engaged according to the distribution ratio.

【００４０】このとき、多板クラッチ機構１２が油圧駆
動式であるから、油圧の大きさを調整することで多板ク
ラッチ機構１２の係合状態を制御でき、入力軸６Ａから
左輪回転軸１３又は右輪回転軸１４への駆動力の送給量
（つまりは駆動力の左右配分比）を適当な精度で調整す
ることができるようになっている。At this time, since the multi-plate clutch mechanism 12 is of a hydraulic drive type, the engagement state of the multi-plate clutch mechanism 12 can be controlled by adjusting the magnitude of hydraulic pressure, and the input shaft 6A to the left wheel rotary shaft 13 or The feed amount of the driving force to the right wheel rotating shaft 14 (that is, the left / right distribution ratio of the driving force) can be adjusted with appropriate accuracy.

【００４１】なお、左右の多板クラッチ機構１２が共に
完全係合することのないように設定されており、左右の
多板クラッチ機構１２のうち一方が完全係合したら他方
の多板クラッチ機構１２は滑りを生じるようになってい
る。The left and right multi-plate clutch mechanisms 12 are set so as not to be completely engaged, and when one of the left and right multi-plate clutch mechanisms 12 is completely engaged, the other multi-plate clutch mechanism 12 is set. Is slippery.

【００４２】本発明の第１実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、ブ
レーキ等のエネルギーロスを用いてトルク配分を調整す
るのでなく、一方のトルクの所要量を他方に転送するこ
とによりトルク配分が調整されるため、大きなトルクロ
スやエネルギロスを招来することなく、所望のトルク配
分を得ることができる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the first embodiment of the present invention is constructed as described above, one torque is not adjusted by adjusting the torque distribution by using the energy loss of the brake or the like. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount to the other, the desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss.

【００４３】ここで、図２，３を参照して、この車両用
左右駆動力調整装置のクラッチ容量及びエネルギロスに
ついて考察する。Now, with reference to FIGS. 2 and 3, the clutch capacity and energy loss of this vehicle left / right driving force adjusting apparatus will be considered.

【００４４】図２，３において、ｌを付した符号は左輪
に関し、ｒを付した符号は右輪に関している。そして、
Ｃｌ，Ｃｒはキャリア１０Ｆの回転速度でここではキャ
リア１０Ｆは回転しないので０になっている。Ｓ１ｌ，
Ｓ１ｒは第２のサンギヤ１０Ｅの回転速度で、Ｓ２ｌ，
Ｓ２ｒは第１のサンギヤ１０Ａの回転速度であり、第１
のサンギヤ１０Ａは第２のサンギヤ１０Ｅよりも小径な
ので、回転速度Ｓ２ｌ，Ｓ２ｒは回転速度Ｓ１ｌ，Ｓ１
ｒよりも大きい。そして、ＤＣはデフケース８Ａの回転
速度である。In FIGS. 2 and 3, the reference numeral with l is for the left wheel, and the reference numeral with r is for the right wheel. And
Cl and Cr are rotation speeds of the carrier 10F, and are 0 because the carrier 10F does not rotate here. S1l,
S1r is the rotation speed of the second sun gear 10E, and S2l,
S2r is the rotation speed of the first sun gear 10A,
Since the sun gear 10A has a smaller diameter than the second sun gear 10E, the rotational speeds S2l and S2r are the rotational speeds S1l and S1.
greater than r. DC is the rotational speed of the differential case 8A.

【００４５】また、Ｚ1 は第２のサンギヤ１０Ｅの歯
数、Ｚ2 は第１のサンギヤ１０Ａの歯数、Ｚ3 はプラネ
タリギヤ１０Ｄの歯数、Ｚ4 はプラネタリギヤ１０Ｂの
歯数であり、Ｔi はデフケース８Ａへの入力トルク、Ｔ
ｌ，Ｔｒはそれぞれ左側輪及び右側輪への配分トルク、
Ｔｃ１は右輪側の駆動力伝達制御機構９Ａの多板クラッ
チ機構１２を係合したときの右方向への伝達トルク、Ｔ
ｃ２は左輪側の駆動力伝達制御機構９Ａの多板クラッチ
機構１２を係合したときの左方向への伝達トルクであ
る。Further, Z 1 is the number of teeth of the second sun gear 10E, Z 2 is the number of teeth of the first sun gear 10A, and Z 3 is the planet.
The number of teeth of the planetary gear 10D, Z 4 is the number of teeth of the planetary gear 10B.
Is the number of teeth , T i is the input torque to the differential case 8A, T i
l, Tr is allocated torque to the respective left wheels and right wheels,
Tc1 is the torque transmitted to the right direction when engaging the multi-plate clutch mechanism 12 of the driving force transmission control mechanism 9A of the right wheel side, T
c2 is the torque transmitted to the left direction when engaging the multi-plate clutch mechanism 12 of the driving force transmission control mechanism 9A of the left wheel side.

【００４６】さらに、図２は左右輪が等速で回転してい
る状態を示し、図３は右輪側の駆動力伝達制御機構９Ａ
の多板クラッチ機構１２が完全係合されて、右輪側が多
板クラッチ機構１２によって回転拘束され右輪側の回転
速度が増速されている一方で、これに応じて、左輪側の
回転速度が減速されている状態を示している。Further, FIG. 2 shows a state where the left and right wheels are rotating at a constant speed, and FIG. 3 shows a driving force transmission control mechanism 9A on the right wheel side.
Multi-plate clutch mechanism 12 is fully engaged in by the right wheel side multi-plate clutch mechanism 12 while the rotational speed of the rotating constrained right wheel side is accelerated, in response to this, the left wheel side The state where the rotation speed is reduced is shown.

【００４７】まず、Ｓmax （制御可能な左右回転差範
囲）を実現するための、プラネタリギヤ機構の設定速度
比を導く。[0047] First, in order to realize the Smax (controllable lateral rotation difference range) leads to a set speed ratio of the planetary gear mechanism.

【００４８】このＳmax の状態は、図３に示され、多板
クラッチ機構１２が完全係合されると、デフケース８Ａ
の回転速度ＤＣと第２のサンギヤ１０Ｅの回転速度Ｓ１
ｒとが等しくなる。This state of Smax is shown in FIG. 3, and when the multi-plate clutch mechanism 12 is completely engaged, the differential case 8A.
Rotation speed DC of the second sun gear 10E and the rotation speed S1 of the second sun gear 10E
is equal to r.

【００４９】したがって、図３より、 Ｚ3 ／Ｚ1 ：Ｚ4 ／Ｚ2 ＝１：１＋Ｓmax ∴Ｚ 2 Ｚ3 ／Ｚ 1 Ｚ4 ＝１／（１＋Ｓmax ） ・・・・（２．１）Therefore, from FIG. 3, Z 3 / Z 1 : Z 4 / Z 2 = 1: 1 + Smax ∴Z 2 Z 3 / Z 1 Z 4 = 1 / (1 + Smax) ... (2.1)

【００５０】次に、ΔＴ（右輪側への駆動力の増分）に
必要なカップリングトルクＴｃを導くと、デフギヤ部の
トルクの釣り合い式［右輪のカップリング（多板クラッ
チ機構１２）を伝達状態とする］より、 Ｔｉ−Ｔｃ＝Ｔｌ＋［Ｔｒ−（Ｚ 2 Ｚ3 ／Ｚ 1 Ｚ4 ）Ｔｃ］ Ｔｌ＝Ｔｒ−（Ｚ 2 Ｚ3 ／Ｚ 1 Ｚ4 ）Ｔｃ ・・・・（２．２） 式（２．１），（２．２）より、左右輪の駆動トルク
は、 Ｔｒ＝（１／２）Ｔｉ＋［（１−Ｓmax ）／２（１＋Ｓmax ）］Ｔｃ Ｔｌ＝（１／２）Ｔｉ−（１／２）Ｔｃ ・・・・（２．３） よって、 ΔＴ＝｜Ｔｒ−Ｔｌ｜＝［１／（１＋Ｓmax ）］Ｔｃ これより、ΔＴに必要なカップリングトルクＴｃは Ｔｃ＝（１＋Ｓmax ）ΔＴ ・・・・（２．４）Next, when the coupling torque Tc required for ΔT (increase in the driving force to the right wheel side) is introduced, the torque balance equation of the differential gear section [the coupling of the right wheel (multi-disc clutch mechanism 12) Ti-Tc = Tl + [Tr− (Z 2 Z 3 / Z 1 Z 4 ) Tc] Tl = Tr- (Z 2 Z 3 / Z 1 Z 4) Tc ···· (2.2) Formula (2.1) and (2.2), the driving torque of the left and right wheels, Tr = (1 / 2) Ti + [(1-Smax) / 2 (1 + Smax)] Tc Tl = (1/2) Ti- (1/2) Tc ... (2.3) Therefore, ΔT = | Tr-Tl | = [1 / (1 + Smax)] Tc From this, the coupling torque Tc required for ΔT is Tc = (1 + Smax) ΔT ... (2.4)

【００５１】次に、単位時間当たりのエネルギロス（つ
まり、クラッチの吸収エネルギ）ΔＥ′を求める。ここ
で、 ｜Ｓ｜＜Ｓmax とすると、カップリング部のスリップ速度比Ｓｃは、 Ｚ3 ／Ｚ1 : Ｚ4 ／Ｚ2 ＝ｘ：１＋Ｓ ∴ｘ＝（Ｚ 2 Ｚ3 ／Ｚ 1 Ｚ4 ）・（１＋Ｓ） ＝（１＋Ｓ）／（１＋Ｓmax ） ・・・・（２．５） よって、 Ｓｃ＝１−（１＋Ｓ）／（１＋Ｓmax ） ＝（Ｓmax −Ｓ）／（１＋Ｓmax ） ・・・・（２．６） これより、単位時間当たりのエネルギロスΔＥ′（＝ｄ
ΔＥ／ｄｔ）は、 ΔＥ′＝Ｔｃ・Ｓｃ・ωDC （kgfm／s ） ・・・・（２．７） ただし、ωDC：デフケースの回転数（rad ／s ） 例えば、ωDC＝（1000×Ｖ×２π）／（3600×２π×
ｒ） Ｖ：車速（km／s ） ｒ：タイヤ径（ｍ） ∴ΔＥ′＝（１＋Ｓmax ）ΔＴ・［（Ｓmax −Ｓ）／（１＋Ｓmax ）］・ωDC ＝（Ｓmax −Ｓ）・ΔＴ・ωDC ・・・・（２．８）Next, the energy loss per unit time (that is, the absorbed energy of the clutch) ΔE 'is obtained. Here, if | S | <Smax, the slip speed ratio Sc of the coupling part is Z 3 / Z 1 : Z 4 / Z 2 = x: 1 + S ∴x = (Z 2 Z 3 / Z 1 Z 4 ). (1 + S) = (1 + S) / (1 + Smax) ... (2.5) Therefore, Sc = 1- (1 + S) / (1 + Smax) = (Smax-S) / (1 + Smax) ... (2) .6) From this, energy loss per unit time ΔE '(= d
ΔE / dt) is ΔE ′ = Tc · Sc · ω DC (kgfm / s) ··· (2.7) where ω DC is the number of rotations of the differential case (rad / s) For example, ω DC = (1000 × V × 2π) / (3600 × 2π ×
r) V: vehicle speed (km / s) r: tire diameter (m) ∴ΔE '= (1 + Smax) ΔT · [(Smax -S) / (1 + Smax)] · ω DC = (Smax -S) · ΔT · ω DC ... (2.8)

【００５２】以上の式（２．３），（２．８）から、例
えば０＜Ｓ＜Ｓmaxのとき、即ち、左旋回のときには、
右側のクラッチ１２を接続すればよく、このとき、回頭
方向のモーメントを発生させる場合のエネルギロスΔ
Ｅ′は比較的少なくて済む。From the above equations (2.3) and (2.8), for example, when 0 <S <Smax, that is, when turning left,
It suffices to connect the clutch 12 on the right side, and at this time, the energy loss Δ when a moment in the turning direction is generated
E'can be relatively small.

【００５３】なお、この実施例では、伝達容量可変制御
式トルク伝達機構として油圧式の多板クラッチ機構１２
が設けられているが、伝達容量可変制御式トルク伝達機
構としては、伝達トルク容量が可変制御できるトルク伝
達機構であればよく、この例の機構のほかに、電磁式多
板クラッチ機構等の他の多板クラッチ機構や、これらの
多板クラッチ機構の他に、油圧式又は電磁式の摩擦クラ
ッチや、油圧式又は電磁式の制御可能なＶＣＵ（ビスカ
スカップリングユニット）や、油圧式又は電磁式の制御
可能なＨＣＵ（ハイドーリックカップリングユニット＝
差動ポンプ式油圧カップリング）、さらには、電磁流体
式あるいは電磁粉体式クラッチ等の他のカップリングを
用いることもできる。In this embodiment, the transmission capacity variable control is performed.
Hydraulic multi-disc clutch mechanism 12 as a torque transmission mechanism
The transmission capacity variable control type torque transmission machine
The structure is such that the torque transmission capacity can be variably controlled.
It is sufficient if it is a reach mechanism, and in addition to the mechanism of this example,
In addition to other multi-plate clutch mechanisms such as a plate clutch mechanism and these multi-plate clutch mechanisms, hydraulic or electromagnetic friction clutches and hydraulic or electromagnetic controllable VCUs (viscus cups) Ring unit), hydraulic or electromagnetic control
Possible HCU (Hydric coupling unit =
Differential Hydraulic coupling), and further, magnetohydrodynamic
Other couplings, such as electromechanical or electromagnetic powder clutches, can also be used.

【００５４】摩擦クラッチの場合、多板クラッチ機構と
同様に油圧等で係合力を調整するものが考えられ、特
に、この摩擦クラッチでは、トルク伝達方向が一方向の
ものを所要の方向（それぞれのトルク伝達方向）向けて
設置することが考えられる。In the case of a friction clutch, it is conceivable that the engaging force is adjusted by hydraulic pressure or the like as in the multi-disc clutch mechanism. In particular, in this friction clutch, the one in which the torque transmission direction is one direction It may be possible to install it in the direction of torque transmission.

【００５５】また、このＶＣＵやＨＣＵには、従来型の
動力伝達特性が一定のものも考えられるが、動力伝達特
性を調整できるようにしたものが適している。そして、
これらの係合力調整や動力伝達特性の調整は、油圧によ
る他に、電磁力等の他の駆動系を用いることも考えられ
る。The VCU or HCU may have a conventional power transmission characteristic which is constant, but a power transmission characteristic which can be adjusted is suitable. And
In order to adjust the engagement force and the power transmission characteristic, it is conceivable to use other drive system such as electromagnetic force in addition to hydraulic pressure.

【００５６】次に、第２実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系の全体構成は、図４に
示す第１実施例のものとほぼ同様であるので、ここでは
説明を省略する。Next, the second embodiment will be described. Since the entire structure of the drive system of an automobile equipped with this device is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. 4, its explanation is omitted here. To do.

【００５７】この駆動力伝達制御機構９Ｂでは、図５に
示すように、変速機構３０が第１実施例のものと異なっ
ており、第１のサンギヤ３０Ａが第２のサンギヤ３０Ｅ
よりも大きい径に形成されているので、第２のサンギヤ
３０Ｅの回転速度は第１のサンギヤ３０Ａよりも大きく
なり、この変速機構３０は増速機構としてはたらくよう
になっている。したがって、通常走行時には、クラッチ
板１２Ａの回転速度がクラッチ板１２Ｂよりも大きくな
って、多板クラッチ機構１２を係合させた場合には、こ
の係合状態に応じた量のトルクが、右輪回転軸１４側か
ら入力軸６Ａ側へ送給（返送）されるようになってい
る。In this driving force transmission control mechanism 9B, as shown in FIG. 5, the speed change mechanism 30 is different from that of the first embodiment, and the first sun gear 30A is the second sun gear 30E.
Since the diameter of the second sun gear 30E is larger than that of the first sun gear 30A, the speed change mechanism 30 functions as a speed increasing mechanism. Therefore, during normal running, it greater than the rotational speed of the clutch plate 12A the clutch plate 12B
What, in the case of the multi-plate clutch mechanism 12 is engaged, as the torque in an amount corresponding to the engaged state, are fed (returned) from the right-wheel axle 14 side to the input shaft 6A side Is becoming

【００５８】一方、左輪回転軸１３にそなえられる変速
機構３０及び多板クラッチ機構１２も、同様に構成され
ており、入力軸６Ａからの駆動トルクを左輪回転軸１３
により多く配分したい場合には、その配分したい程度
（配分比）に応じて右輪回転軸１４側の多板クラッチ機
構１２を適当に係合し、右輪回転軸１４により多く配分
したい場合には、その配分比に応じて左輪回転軸１３側
の多板クラッチ機構１２を適当に係合する。On the other hand, the transmission mechanism 30 and the multi-disc clutch mechanism 12 provided for the left wheel rotary shaft 13 are also constructed in the same manner, and drive torque from the input shaft 6A is transferred to the left wheel rotary shaft 13.
If more distribution is desired, the multi-disc clutch mechanism 12 on the right wheel rotary shaft 14 side is appropriately engaged according to the degree of distribution (distribution ratio), and more distribution is desired for the right wheel rotary shaft 14. , The multi-disc clutch mechanism 12 on the left wheel rotary shaft 13 side is appropriately engaged according to the distribution ratio.

【００５９】このとき、第１実施例と同様に、多板クラ
ッチ機構１２が油圧駆動式であるから、油圧の大きさを
調整することで多板クラッチ機構１２の係合状態を制御
でき、入力軸６Ａから左輪回転軸１３又は右輪回転軸１
４への駆動力の送給量（つまりは駆動力の左右配分比）
を適当な精度で調整することができるようになってい
る。At this time, as in the first embodiment, since the multi-disc clutch mechanism 12 is of the hydraulic drive type, the engagement state of the multi-disc clutch mechanism 12 can be controlled by adjusting the magnitude of the hydraulic pressure. From the shaft 6A to the left wheel rotary shaft 13 or the right wheel rotary shaft 1
Amount of supply of driving force to 4 (that is, left / right distribution ratio of driving force)
Can be adjusted with an appropriate precision.

【００６０】また、第１実施例と同様に、左右の多板ク
ラッチ機構１２が共に完全係合することのないように設
定されており、左右の多板クラッチ機構１２のうち一方
が完全係合したら他方の多板クラッチ機構１２は滑りを
生じるようになっている。Further, similarly to the first embodiment, the left and right multi-plate clutch mechanisms 12 are set so as not to be completely engaged, and one of the left and right multi-plate clutch mechanisms 12 is completely engaged. Then, the other multi-disc clutch mechanism 12 is adapted to slip.

【００６１】本発明の第２実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、第
１実施例と同様に、ブレーキ等のエネルギーロスを用い
てトルク配分を調整するのでなく、一方のトルクの所要
量を他方に転送することによりトルク配分が調整される
ため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来すること
なく、所望のトルク配分を得ることができる。Since the vehicle left-right driving force adjusting apparatus as the second embodiment of the present invention is constructed as described above,
Similar to the first embodiment, the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the torque distribution by using the energy loss of the brake or the like, so that a large torque loss or energy loss is prevented. A desired torque distribution can be obtained without inviting.

【００６２】ここで、図６，７を参照して、この車両用
左右駆動力調整装置のクラッチ容量及びエネルギロスに
ついて考察する。Now, with reference to FIGS. 6 and 7, the clutch capacity and energy loss of this vehicle left / right driving force adjusting apparatus will be considered.

【００６３】図６，７において、ｌを付した符号は左輪
に関し、ｒを付した符号は右輪に関している。そして、
Ｃｌ，Ｃｒはキャリア３０Ｆの回転速度でここではキャ
リア３０Ｆは回転しないので０になっている。Ｓ１ｌ，
Ｓ１ｒは第１のサンギヤ３０Ａの回転速度で、Ｓ２ｌ，
Ｓ２ｒは第２のサンギヤ３０Ｅの回転速度であり、第１
のサンギヤ３０Ａは第２のサンギヤ３０Ｅよりも大径な
ので、回転速度Ｓ１ｌ，Ｓ１ｒは回転速度Ｓ２ｌ，Ｓ２
ｒよりも小さい。そして、ＤＣはデフケース８Ａの回転
速度である。In FIGS. 6 and 7, the reference numeral with l is for the left wheel, and the reference numeral with r is for the right wheel. And
Cl and Cr are rotation speeds of the carrier 30F, and are 0 because the carrier 30F does not rotate here. S1l,
S1r is the rotational speed of the first sun gear 30A, and S2l,
S2r is the rotation speed of the second sun gear 30E,
Since the sun gear 30A has a larger diameter than the second sun gear 30E, the rotation speeds S1l and S1r are equal to the rotation speeds S2l and S2.
smaller than r. DC is the rotational speed of the differential case 8A.

【００６４】また、Ｚ1 は第１のサンギヤ３０Ａの歯
数、Ｚ2 は第２のサンギヤ３０Ｅの歯数、Ｚ3 はプラネ
タリギヤ３０Ｂの歯数、Ｚ4 はプラネタリギヤ３０Ｄの
歯数であり、Ｔi はデフケース８Ａへの入力トルク、Ｔ
ｌ，Ｔｒはそれぞれ左側輪及び右側輪への配分トルク、
Ｔｃ１は右輪側の駆動力伝達制御機構９Ｂの多板クラッ
チ機構１２を係合したときの左方向への伝達トルク、Ｔ
ｃ２は左輪側の駆動力伝達制御機構９Ｂの多板クラッチ
機構１２を係合したときの右方向への伝達トルクであ
る。Z 1 is the number of teeth of the first sun gear 30A, Z 2 is the number of teeth of the second sun gear 30E, and Z 3 is the planet.
The number of teeth of the planetary gear 30B, Z 4 is the number of teeth of the planetary gear 30D.
Is the number of teeth , T i is the input torque to the differential case 8A, T i
l, Tr is allocated torque to the respective left wheels and right wheels,
Tc1 is a transmission torque to the left when the multi-disc clutch mechanism 12 of the driving force transmission control mechanism 9B on the right wheel side is engaged, T
c2 is a transmission torque to the right when the multi-plate clutch mechanism 12 of the driving force transmission control mechanism 9B on the left wheel side is engaged.

【００６５】さらに、図６は左右輪が等速で回転してい
る状態を示し、図７は右輪側の駆動力伝達制御機構９Ｂ
の多板クラッチ機構１２が完全係合されて、右輪側が多
板クラッチ機構１２によって回転拘束され右輪側の回転
速度が減速されている一方で、これに応じて、左輪側の
回転速度が増速されている状態を示している。Further, FIG. 6 shows a state in which the left and right wheels are rotating at a constant speed, and FIG. 7 shows the driving force transmission control mechanism 9B on the right wheel side.
While the multi-disc clutch mechanism 12 is completely engaged, the right wheel side is rotationally restrained by the multi-disc clutch mechanism 12 and the rotation speed on the right wheel side is reduced, while the rotation speed on the left wheel side is correspondingly reduced. The state is shown to be accelerated.

【００６６】まず、Ｓmax （制御可能な左右回転差範
囲）を実現するための、プラネタリの設定速度比を導
く。First, a planetary set speed ratio for realizing Smax (controllable left / right rotation difference range) is derived.

【００６７】このＳmax の状態は、図７に示され、多板
クラッチ機構１２が完全係合されると、デフケース８Ａ
の回転速度ＤＣと第２のサンギヤ３０Ｅの回転速度Ｓ２
ｒとが等しくなる。This state of Smax is shown in FIG. 7, and when the multi-plate clutch mechanism 12 is completely engaged, the differential case 8A.
Rotation speed DC of the second sun gear 30E and the rotation speed S2 of the second sun gear 30E
is equal to r.

【００６８】したがって、図７より、 Ｚ3 ／Ｚ1 : Ｚ4 ／Ｚ2 ＝１−Ｓmax ：１ ∴Ｚ 2 Ｚ3 ／Ｚ 1 Ｚ4 ＝１−Ｓmax ・・・・（２．９）Therefore, from FIG. 7, Z 3 / Z 1 : Z 4 / Z 2 = 1-Smax: 1 ∴Z 2 Z 3 / Z 1 Z 4 = 1-Smax ... (2.9)

【００６９】次に、ΔＴ（右輪側からの駆動力の減少
分）に必要なカップリングトルクＴｃを導くと、デフギ
ヤ部のトルクの釣り合い式［右輪のカップリング（多板
クラッチ機構１２）を伝達状態とする］より、 Ｔｉ＋Ｔｃ＝Ｔｌ＋［Ｔｒ＋（Ｚ1 Ｚ4 ／Ｚ2 Ｚ3 ）Ｔｃ］ ∴Ｔｌ＝Ｔｒ＋（Ｚ1 Ｚ4 ／Ｚ2 Ｚ3 ）Ｔｃ ・・・・（２．１０） 式（２．９），（２．１０）より、左右輪の駆動トルク
は、 Ｔｒ＝（１／２）Ｔｉ−［（１＋Ｓmax ）／２（１−Ｓmax ）］Ｔｃ Ｔｌ＝（１／２）Ｔｉ＋（１／２）Ｔｃ ・・・・（２．１１） よって、 ΔＴ＝｜Ｔｒ−Ｔｌ｜＝［１／（１−Ｓmax ）］Ｔｃ これより、ΔＴに必要なカップリングトルクＴｃは Ｔｃ＝（１−Ｓmax ）ΔＴ ・・・・（２．１２）Next, when the coupling torque Tc required for ΔT (the amount of reduction of the driving force from the right wheel side) is introduced, the torque balance equation of the differential gear section [the coupling of the right wheel (multi-disc clutch mechanism 12)] Is set as a transmission state], Ti + Tc = Tl + [Tr + ( Z 1 Z 4 / Z 2 Z 3 ) Tc] ∴Tl = Tr + ( Z 1 Z 4 / Z 2 Z 3 ) Tc ... (2.10. From equations (2.9) and (2.10), the driving torque of the left and right wheels is Tr = (1/2) Ti-[(1 + Smax) / 2 (1-Smax)] Tc Tl = (1/2 ) Ti + (1/2) Tc ... (2.11) Therefore, ΔT = | Tr−Tl | = [1 / (1-Smax)] Tc From this, the coupling torque Tc required for ΔT is Tc. = (1-Smax) ΔT (2.12)

【００７０】次に、単位時間当たりのエネルギロス（つ
まり、クラッチの吸収エネルギ）ΔＥ′を求める。ここ
で、 ｜Ｓ｜＜Ｓmax とすると、カップリング部のスリップ速度比Ｓｃは、 Ｚ3 ／Ｚ1 : Ｚ4 ／Ｚ2 ＝１＋Ｓ：ｘ ∴ｘ＝（Ｚ 1 Ｚ4 ／Ｚ 2 Ｚ3 ）・（１＋Ｓ） ＝（１＋Ｓ）／（１−Ｓmax ） ・・・・（２．１３） よって、 Ｓｃ＝（１＋Ｓ）／（１−Ｓmax ）−１ ＝（Ｓ＋Ｓmax ）／（１−Ｓmax ） ・・・・（２．１４） これより、単位時間当たりのエネルギロスΔＥ′（＝ｄ
ΔＥ／ｄｔ）は、 ΔＥ′＝Ｔｃ・Ｓｃ・ωDC ＝（Ｓ＋Ｓmax ）・ΔＴ・ωDC ・・・・（２．１５）Next, the energy loss per unit time (that is, the absorbed energy of the clutch) ΔE 'is obtained. Here, if | S | <Smax, the slip speed ratio Sc of the coupling part is Z 3 / Z 1 : Z 4 / Z 2 = 1 + S: x ∴x = (Z 1 Z 4 / Z 2 Z 3 ) (1 + S) = (1 + S) / (1-Smax) ... (2.13) Therefore, Sc = (1 + S) / (1-Smax) -1 = (S + Smax) / (1-Smax) .. .. (2.14) From this, the energy loss per unit time ΔE '(= d
ΔE / dt) is ΔE ′ = Tc · Sc · ω DC = (S + Smax) · ΔT · ω DC ... (2.15)

【００７１】以上の結果から、この車両用左右駆動力調
整装置は、式（２．４）（２．１２）を対比させると、
クラッチ容量的には第１実施例のもの（図３参照）より
も有利である。[0071] From the above results, the left and right driving force control apparatus for vehicles is, when contrasted with the formula (2.4) (2.1 2),
The clutch capacity is more advantageous than that of the first embodiment (see FIG. 3).

【００７２】一方、式（２．３），（２．８），（２．
１１），（２．１５）から、Ｓmaxの方向性を考慮する
と、第１実施例で説明した場合と同一の走行状態で且つ
同一の制御状態でのエネルギロスΔＥ′は、第１実施例
の場合と等しくなり、回頭方向のモーメントを発生させ
るためのエネルギロスΔＥ′は比較的少なくて済むこと
になる。On the other hand, equations (2.3), (2.8), (2.
11) and (2.15), considering the directionality of Smax, the energy loss ΔE 'in the same traveling state and the same control state as the case described in the first embodiment is equal to that in the first embodiment. The energy loss ΔE 'for generating the moment in the turning direction is relatively small.

【００７３】なお、式（２．３），（２．１１）より、
第１実施例（図３参照）及び第２実施例（図６参照）の
場合とも、非制御時（つまり、Ｔｒ＝Ｔｌ）に対するト
ルクの変化量については、（減少側のトルク変化量）＞
（増加側のトルク変化量）となっている。From equations (2.3) and (2.11),
In both the first embodiment (see FIG. 3) and the second embodiment (see FIG. 6), the torque change amount with respect to the non-controlled state (that is, Tr = Tl) is (torque change amount on the decreasing side)>
(The amount of torque change on the increasing side).

【００７４】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、伝達容量可変制御式トルク伝達機構として、油圧式
や電磁式の多板クラッチ機構の他に、油圧式や電磁式の
摩擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ、さらには、電磁流体式
あるいは電磁粉体式クラッチ等の他のカップリングを用
いることもできる。 In this embodiment as well, as in the first embodiment, the transmission capacity variable control type torque transmission mechanism is a hydraulic type.
And electromagnetic type multi-disc clutch mechanism, hydraulic type and electromagnetic type friction clutches, VCU and HCU , and also electromagnetic fluid type
Or Ru can also be used other coupling such as an electromagnetic powder clutch.

【００７５】次に、第３実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系の全体構成は、図４に
示す第１実施例のものとほぼ同様であるので、ここでは
説明を省略する。Next, a description will be given of the third embodiment. Since the entire structure of the drive system of an automobile equipped with this device is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. 4, its explanation is omitted here. To do.

【００７６】この駆動力伝達制御機構９Ｃでは、図８に
示すように、変速機構３１及び多板クラッチ機構４２が
第１及び第２実施例のものと異なっている。ここでも、
右側の装置について説明する。In this driving force transmission control mechanism 9C, as shown in FIG. 8, the speed change mechanism 31 and the multiple disc clutch mechanism 42 are different from those of the first and second embodiments. even here,
The device on the right side will be described.

【００７７】変速機構３１は、入力軸６Ａ側のデフケー
ス８Ａの左右側部にそれぞれ設けられ、２組の直列な遊
星歯車機構からなり、第１のサンギヤ３１Ａと第２のサ
ンギヤ３１Ｅと第１のプラネタリギヤ３１Ｂと第２のプ
ラネタリギヤ３１Ｄとピニオンシャフト３１Ｃとプラネ
タリキャリア３１Ｆとからなり、第１のサンギヤ３１Ａ
のプレート部分は駆動力伝達補助部材４１になってい
る。[0077] transmission mechanism 31 includes an input shaft 6A side respectively disposed on left and right sides of the differential case 8 A of a two pairs of series planetary gear mechanisms, a first sun gear 31A and the second sun gear 31E first Of the planetary gear 31B, the second planetary gear 31D, the pinion shaft 31C, and the planetary carrier 31F, and the first sun gear 31A.
The plate portion of is a driving force transmission assisting member 41.

【００７８】そして、この駆動力伝達補助部材４１と右
輪回転軸１４との間に、多板クラッチ機構４２が介設さ
れる。この多板クラッチ機構４２は、回転軸１４側のク
ラッチ板４２Ｂと駆動力伝達補助部材４１側のクラッチ
板４２Ｂとが交互に重合してなり、図示しない油圧系か
ら供給される油圧に応じて、その係合状態を調整され
る。A multi-plate clutch mechanism 42 is provided between the driving force transmission assisting member 41 and the right wheel rotary shaft 14. In this multi-disc clutch mechanism 42, a clutch disc 42B on the rotating shaft 14 side and a clutch disc 42B on the driving force transmission assisting member 41 side are alternately superposed, and in accordance with a hydraulic pressure supplied from a hydraulic system (not shown), The engagement state is adjusted.

【００７９】このため、多板クラッチ機構４２が係合す
ると、回転軸１４側から、多板クラッチ機構４２，第１
のサンギヤ３１Ａ，第１のプラネタリギヤ３１Ｂ，第２
のプラネタリギヤ３１Ｄ，第２のサンギヤ３１Ｅを経
て、入力軸６Ａ側のデフケース８Ａへ至る駆動力の伝達
路が形成される。Therefore, when the multi-disc clutch mechanism 42 is engaged, the multi-disc clutch mechanism 42, the first disc
Sun gear 31A, first planetary gear 31B, second
A transmission path for driving force is formed through the planetary gear 31D and the second sun gear 31E to reach the differential case 8A on the input shaft 6A side.

【００８０】ここでは、第１のサンギヤ３１Ａが第２の
サンギヤ３１Ｅよりも大きい径に形成されているので、
第２のサンギヤ３１Ｅの回転速度は第１のサンギヤ３１
Ａより大きくなり、この変速機構３１は駆動力伝達補助
部材４１を入力軸６Ａ側よりも減速する減速機構として
はたらくようになっている。Here, since the first sun gear 31A is formed to have a larger diameter than the second sun gear 31E,
The rotation speed of the second sun gear 31E is the same as that of the first sun gear 31.
The speed change mechanism 31 serves as a speed reduction mechanism that reduces the speed of the driving force transmission assisting member 41 more than the input shaft 6A side.

【００８１】したがって、クラッチ板４２Ａの回転速度
がクラッチ板４２Ｂよりも大きく、多板クラッチ機構４
２を係合させた場合には、この係合状態に応じた量のト
ルクが、右輪回転軸１４側から入力軸６Ａ側へ送給（返
送）されるようになっている。Therefore, the rotation speed of the clutch plate 42A is higher than that of the clutch plate 42B, and the multi-plate clutch mechanism 4 is
When 2 is engaged, an amount of torque corresponding to the engaged state is sent (returned) from the right wheel rotary shaft 14 side to the input shaft 6A side.

【００８２】一方、左輪回転軸１３にそなえられる変速
機構３１及び多板クラッチ機構４２も、同様に構成され
ており、入力軸６Ａからの駆動トルクを左輪回転軸１３
により多く配分したい場合には、その配分したい程度
（配分比）に応じて右輪回転軸１４側の多板クラッチ機
構４２を適当に係合し、右輪回転軸１４により多く配分
したい場合には、その配分比に応じて左輪回転軸１３側
の多板クラッチ機構４２を適当に係合する。On the other hand, the transmission mechanism 31 and the multi-plate clutch mechanism 42 provided for the left wheel rotary shaft 13 are also constructed in the same manner, and drive torque from the input shaft 6A is transferred to the left wheel rotary shaft 13.
If more distribution is desired, the multi-plate clutch mechanism 42 on the right wheel rotary shaft 14 side is appropriately engaged according to the degree of distribution (distribution ratio), and if more distribution is desired for the right wheel rotary shaft 14. The multi-plate clutch mechanism 42 on the left wheel rotary shaft 13 side is appropriately engaged according to the distribution ratio.

【００８３】このとき、多板クラッチ機構４２が油圧駆
動式であるから、油圧の大きさを調整することで多板ク
ラッチ機構４２の係合状態を制御でき、入力軸６Ａから
左輪回転軸１３又は右輪回転軸１４への駆動力の送給量
（つまりは駆動力の左右配分比）を適当な精度で調整す
ることができるようになっている。At this time, since the multi-plate clutch mechanism 42 is a hydraulic drive type, the engagement state of the multi-plate clutch mechanism 42 can be controlled by adjusting the magnitude of hydraulic pressure, and the input shaft 6A to the left wheel rotary shaft 13 or The feed amount of the driving force to the right wheel rotating shaft 14 (that is, the left / right distribution ratio of the driving force) can be adjusted with appropriate accuracy.

【００８４】また、左右の多板クラッチ機構４２が共に
完全係合することのないように設定されており、左右の
多板クラッチ機構４２のうち一方が完全係合したら他方
の多板クラッチ機構４２は滑りを生じるようになってい
る。The left and right multi-plate clutch mechanisms 42 are set so as not to be completely engaged with each other. When one of the left and right multi-plate clutch mechanisms 42 is completely engaged, the other multi-plate clutch mechanism 42 is set. Is slippery.

【００８５】本発明の第３実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、第
１，２実施例と同様に、ブレーキ等のエネルギーロスを
用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のトルクの
所要量を他方に転送することによりトルク配分が調整さ
れるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、所望のトルク配分を得ることができる。Since the vehicle left-right driving force adjusting apparatus as the third embodiment of the present invention is constructed as described above, the torque is adjusted by using the energy loss of the brake or the like as in the first and second embodiments. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the distribution, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss.

【００８６】ここで、図９，１０を参照して、この車両
用左右駆動力調整装置のクラッチ容量及びエネルギロス
について考察する。Now, with reference to FIGS. 9 and 10, the clutch capacity and energy loss of this vehicle left / right driving force adjusting apparatus will be considered.

【００８７】図９，１０において、ｌを付した符号は左
輪に関し、ｒを付した符号は右輪に関している。そし
て、Ｃｌ，Ｃｒはキャリア３１Ｆの回転速度でここでは
キャリア３１Ｆは回転しないので０になっている。Ｓ１
ｌ，Ｓ１ｒは第１のサンギヤ３１Ａの回転速度で、Ｓ２
ｌ，Ｓ２ｒは第２のサンギヤ３１Ｅの回転速度であり、
第１のサンギヤ３１Ａは第２のサンギヤ３１Ｅよりも大
径なので、回転速度Ｓ１ｌ，Ｓ１ｒは回転速度Ｓ２ｌ，
Ｓ２ｒよりも小さい。In FIGS. 9 and 10, the reference numeral with l is for the left wheel, and the reference numeral with r is for the right wheel. Cl and Cr are rotational speeds of the carrier 31F, and are 0 because the carrier 31F does not rotate here. S1
l and S1r are the rotational speeds of the first sun gear 31A, S2
l and S2r are rotational speeds of the second sun gear 31E,
Since the first sun gear 31A has a larger diameter than the second sun gear 31E, the rotation speeds S1l and S1r are equal to the rotation speed S2l,
It is smaller than S2r.

【００８８】また、Ｚ1 は第１のサンギヤ３１Ａの歯
数、Ｚ2 は第２のサンギヤ３１Ｅの歯数、Ｚ3 はプラネ
タリギヤ３１Ｂの歯数、Ｚ4 はプラネタリギヤ３１Ｄの
歯数であり、Ｔi はデフケース８Ａへの入力トルク、Ｔ
ｌ，Ｔｒはそれぞれ左側輪及び右側輪への配分トルク、
Ｔｃ１は右輪側の駆動力伝達制御機構９Ｃの多板クラッ
チ機構４２を係合したときの左方向への伝達トルク、Ｔ
ｃ２は左輪側の駆動力伝達制御機構９Ｃの多板クラッチ
機構４２を係合したときの右方向への伝達トルクであ
る。Z 1 is the number of teeth of the first sun gear 31A, Z 2 is the number of teeth of the second sun gear 31E, and Z 3 is the planet.
The number of teeth of the planetary gear 31B, Z 4 is the number of teeth of the planetary gear 31D.
Is the number of teeth , T i is the input torque to the differential case 8A, T i
l, Tr is allocated torque to the respective left wheels and right wheels,
Tc1 is a transmission torque to the left when the multi-disc clutch mechanism 42 of the driving force transmission control mechanism 9C on the right wheel side is engaged, and Tc1
c2 is a transmission torque to the right when the multi-plate clutch mechanism 42 of the driving force transmission control mechanism 9C on the left wheel side is engaged.

【００８９】さらに、図９は左右輪が等速で回転してい
る状態を示し、図１０は右輪側の駆動力伝達制御機構９
Ｃの多板クラッチ機構４２が完全係合されて、右輪側が
多板クラッチ機構４２によって回転拘束され右輪側の回
転速度が減速されている一方で、これに応じて、左輪側
の回転速度が増速されている状態を示している。Further, FIG. 9 shows a state in which the left and right wheels are rotating at a constant speed, and FIG. 10 shows the driving force transmission control mechanism 9 on the right wheel side.
When the C multi-plate clutch mechanism 42 is completely engaged, the right wheel side is
While the rotation speed is restrained by the multi-disc clutch mechanism 42 and the rotation speed on the right wheel side is reduced, the rotation speed on the left wheel side is correspondingly increased.

【００９０】まず、Ｓmax （制御可能な左右回転差範
囲）を実現するための、プラネタリの設定速度比を導
く。First, a planetary set speed ratio for realizing Smax (controllable left / right rotation difference range) is derived.

【００９１】このＳmax の状態は、図１０に示され、多
板クラッチ機構４２が完全係合されると、出力軸１４の
回転速度と第１のサンギヤ３１Ａの回転速度Ｓ１ｒとが
等しくなる。This state of Smax is shown in FIG. 10, and when the multi-plate clutch mechanism 42 is completely engaged, the output shaft 14 is driven .
The rotation speed becomes equal to the rotation speed S1r of the first sun gear 31A .

【００９２】したがって、図１０より、 Ｚ3 ／Ｚ1 : Ｚ4 ／Ｚ2 ＝１−Ｓmax ：１ ∴Ｚ 2 Ｚ3 ／Ｚ 1 Ｚ4 ＝１−Ｓmax ・・・・（２．１６）Therefore, from FIG. 10, Z 3 / Z 1 : Z 4 / Z 2 = 1-Smax: 1 ∴Z 2 Z 3 / Z 1 Z 4 = 1-Smax ... (2.16)

【００９３】次に、ΔＴ（右輪側からの駆動力の減少
分）に必要なカップリングトルクＴｃを導くと、デフギ
ヤ部のトルクの釣り合い式［右輪のカップリング（多板
クラッチ機構４２）を伝達状態とする］より、 Ｔｉ＋（Ｚ 2 Ｚ3 ／Ｚ 1 Ｚ4 ）Ｔｃ＝Ｔｌ＋［Ｔｒ＋Ｔｃ］ Ｔｌ＝Ｔｒ＋Ｔｃ ・・・・（２．１７） 式（２．１６），（２．１７）より、左右輪の駆動トル
クは、 Ｔｒ＝（１／２）Ｔｉ−［（１＋Ｓmax ）／２］Ｔｃ Ｔｌ＝（１／２）Ｔｉ＋［（１−Ｓmax ）／２］Ｔｃ・・・・（２．１８） よって、 ΔＴ＝｜Ｔｒ−Ｔｌ｜＝Ｔｃ これより、ΔＴに必要なカップリングトルクＴｃは Ｔｃ＝ΔＴ ・・・・（２．１９）Next, when the coupling torque Tc required for ΔT (the amount of reduction of the driving force from the right wheel side) is introduced, the torque balance equation of the differential gear section [the coupling of the right wheel (multi-disc clutch mechanism 42) In the transmission state], Ti + (Z 2 Z 3 / Z 1 Z 4 ) Tc = Tl + [Tr + Tc] Tl = Tr + Tc (2.17) Equations (2.16) and (2.17) Therefore, the driving torques of the left and right wheels are: Tr = (1/2) Ti-[(1 + Smax) / 2] Tc Tl = (1/2) Ti + [(1-Smax) / 2] Tc ... (2 .18) Therefore, ΔT = | Tr−Tl | = Tc From this, the coupling torque Tc required for ΔT is Tc = ΔT ... (2.19)

【００９４】次に、単位時間当たりのエネルギロス（つ
まり、クラッチの吸収エネルギ）ΔＥ′を求める。ここ
で、 ｜Ｓ｜＜Ｓmax とすると、カップリング部のスリップ速度比Ｓｃは、 Ｚ3 ／Ｚ1 : Ｚ4 ／Ｚ2 ＝ｘ：１ ∴ｘ＝（Ｚ 2 Ｚ3 ／Ｚ 1 Ｚ4 ）＝１−Ｓmax ・・・・（２．２０） よって、 Ｓｃ＝（１＋Ｓ）−（１−Ｓmax ）＝Ｓ＋Ｓmax ・・・・（２．２１） これより、単位時間当たりのエネルギロスΔＥ′（＝ｄ
ΔＥ／ｄｔ）は、 ΔＥ′＝Ｔｃ・Ｓｃ・ωDC ＝（Ｓ＋Ｓmax ）・ΔＴ・ωDC ・・・・（２．２２）Next, the energy loss per unit time (that is, the absorbed energy of the clutch) ΔE 'is obtained. Here, if | S | <Smax, the slip speed ratio Sc of the coupling portion is Z 3 / Z 1 : Z 4 / Z 2 = x: 1 ∴x = (Z 2 Z 3 / Z 1 Z 4 ). = 1-Smax ... (2.20) Therefore, Sc = (1 + S)-(1-Smax) = S + Smax ... (2.21) From this, the energy loss per unit time ΔE '(= d
ΔE / dt) is ΔE ′ = Tc · Sc · ω DC = (S + Smax) · ΔT · ω DC ... (2.22)

【００９５】以上の結果から、この車両用左右駆動力調
整装置は、クラッチ容量的には、第１実施例のもの（図
３参照）よりは有利で、第２実施例のもの（図７参照）
よりは不利となる。From the above results, this vehicle left / right driving force adjusting device is more advantageous than the first embodiment (see FIG. 3) in terms of clutch capacity, and the second embodiment (see FIG. 7). )
Is more disadvantageous.

【００９６】また、エネルギロスΔＥ′は、第１，２実
施例の場合と等しくなり、回頭方向のモーメントを発生
させるためのエネルギロスΔＥ′は比較的少なくて済む
ことになる。Further, the energy loss ΔE 'is equal to that in the first and second embodiments, and the energy loss ΔE' for generating the moment in the turning direction is relatively small.

【００９７】さらに、第１実施例（図３参照）及び第２
実施例（図６参照）の場合と同様に、非制御時（つま
り、Ｔｒ＝Ｔｌ）に対するトルクの変化量については、
（減少側のトルク変化量）＞（増加側のトルク変化量）
となっている。Furthermore, the first embodiment (see FIG. 3) and the second embodiment
Similar to the case of the embodiment (see FIG. 6), the amount of change in torque with respect to the non-controlled state (that is, Tr = Tl)
(Decrease torque change amount)> (Increase torque change amount)
Has become.

【００９８】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、伝達容量可変制御式トルク伝達機構として、油圧式
や電磁式の多板クラッチ機構の他に、油圧式や電磁式の
摩擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ、さらには、電磁流体式
あるいは電磁粉体式クラッチ等の他のカップリングを用
いることもできる。 In this embodiment as well, as in the first embodiment, the variable transmission capacity control type torque transmission mechanism is a hydraulic type.
And electromagnetic type multi-disc clutch mechanism, hydraulic type and electromagnetic type friction clutches, VCU and HCU , and also electromagnetic fluid type
Or Ru can also be used other coupling such as an electromagnetic powder clutch.

【００９９】次に、第４実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系の全体構成は、図４に
示す第１実施例のものとほぼ同様であるので、ここでは
説明を省略する。Next, a description will be given of the fourth embodiment. Since the entire structure of the drive system of an automobile equipped with this device is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. 4, its explanation is omitted here. To do.

【０１００】この駆動力伝達制御機構９Ｄでは、図１１
に示すように、第３実施例とほぼ同様に変速機構３２及
び多板クラッチ機構４２を配置しているが、ここでは、
第１のサンギヤ３２Ａが第２のサンギヤ３２Ｅよりも小
さい径に形成されている。このため、第２のサンギヤ３
２Ｅの回転速度は第１のサンギヤ３２Ａよりも小さくな
り、この変速機構３２は駆動力伝達補助部材４１を入力
軸６Ａ側よりも増速する増速機構としてはたらくように
なっている。In this driving force transmission control mechanism 9D, as shown in FIG.
As shown in, the transmission mechanism 32 and the multi-disc clutch mechanism 42 are arranged almost similarly to the third embodiment, but here,
The first sun gear 32 A is formed in a smaller diameter than the second sun gear 32 E. Therefore, the second sun gear 3
The rotation speed of 2 E is lower than that of the first sun gear 32 A, and the speed change mechanism 32 functions as a speed increasing mechanism that speeds up the driving force transmission assisting member 41 more than the input shaft 6 A side.

【０１０１】したがって、クラッチ板４２Ａの回転速度
がクラッチ板４２Ｂよりも小さく、多板クラッチ機構４
２を係合させた場合には、この係合状態に応じた量のト
ルクが、入力軸６Ａ側から右輪回転軸１４側へ送給され
るようになっている。Therefore, the rotation speed of the clutch plate 42A is lower than that of the clutch plate 42B, and the multi-plate clutch mechanism 4 is
When 2 is engaged, a torque corresponding to the engaged state is supplied from the input shaft 6A side to the right wheel rotary shaft 14 side.

【０１０２】一方、左輪回転軸１３にそなえられる変速
機構３２及び多板クラッチ機構４２も、同様に構成され
ており、入力軸６Ａからの駆動トルクを左輪回転軸１３
により多く配分したい場合には、その配分したい程度
（配分比）に応じて左輪回転軸１３側の多板クラッチ機
構４２を適当に係合し、右輪回転軸１４により多く配分
したい場合には、その配分比に応じて右輪回転軸１４側
の多板クラッチ機構４２を適当に係合する。On the other hand, the transmission mechanism 32 and the multi-disc clutch mechanism 42 provided for the left wheel rotary shaft 13 are also constructed in the same manner, and drive torque from the input shaft 6A is transferred to the left wheel rotary shaft 13.
If more distribution is desired, the multi-plate clutch mechanism 42 on the left wheel rotary shaft 13 side is appropriately engaged according to the degree of distribution (distribution ratio), and more distribution is desired for the right wheel rotary shaft 14, The multi-disc clutch mechanism 42 on the right wheel rotary shaft 14 side is appropriately engaged according to the distribution ratio.

【０１０３】なお、多板クラッチ機構４２が油圧駆動式
であるから、油圧の大きさを調整することで多板クラッ
チ機構４２の係合状態を制御でき、入力軸６Ａから左輪
回転軸１３又は右輪回転軸１４への駆動力の送給量（つ
まりは駆動力の左右配分比）を適当な精度で調整するこ
とができるようになっている。Since the multi-disc clutch mechanism 42 is hydraulically driven, the engagement state of the multi-disc clutch mechanism 42 can be controlled by adjusting the magnitude of hydraulic pressure, and the input shaft 6A can rotate the left wheel rotary shaft 13 or the right wheel shaft 13. The feed amount of the driving force to the wheel rotation shaft 14 (that is, the left / right distribution ratio of the driving force) can be adjusted with appropriate accuracy.

【０１０４】また、左右の多板クラッチ機構４２が共に
完全係合することのないように設定されており、左右の
多板クラッチ機構４２のうち一方が完全係合したら他方
の多板クラッチ機構４２は滑りを生じるようになってい
る。Further, the left and right multi-plate clutch mechanisms 42 are set so as not to be completely engaged with each other. When one of the left and right multi-plate clutch mechanisms 42 is completely engaged, the other multi-plate clutch mechanism 42 is set. Is slippery.

【０１０５】本発明の第４実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、第
１〜３実施例と同様に、ブレーキ等のエネルギーロスを
用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のトルクの
所要量を他方に転送することによりトルク配分が調整さ
れるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、所望のトルク配分を得ることができる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the fourth embodiment of the present invention is constructed as described above, the torque is adjusted by using the energy loss of the brake or the like as in the first to third embodiments. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the distribution, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss.

【０１０６】ここで、図１２，１３を参照して、この車
両用左右駆動力調整装置のクラッチ容量及びエネルギロ
スについて考察する。Now, with reference to FIGS. 12 and 13, the clutch capacity and energy loss of this vehicle left / right driving force adjusting apparatus will be considered.

【０１０７】図１２，１３において、ｌを付した符号は
左輪に関し、ｒを付した符号は右輪に関している。そし
て、Ｃｌ，Ｃｒはキャリア３２Ｆの回転速度でここでは
キャリア３２Ｆは回転しないので０になっている。Ｓ１
ｌ，Ｓ１ｒは第２のサンギヤ３２Ｅの回転速度で、Ｓ２
ｌ，Ｓ２ｒは第１のサンギヤ３２Ａの回転速度であり、
第１のサンギヤ３２Ａは第２のサンギヤ３２Ｅよりも小
径なので、回転速度Ｓ２ｌ，Ｓ２ｒは回転速度Ｓ１ｌ，
Ｓ１ｒよりも大きい。In FIGS. 12 and 13, the reference numeral with l is for the left wheel, and the reference numeral with r is for the right wheel. Then, Cl, Cr in this case at a rotational speed of the carrier 3 2 F is the carrier 3 2 F is turned 0 does not rotate. S1
l and S1r are the rotational speeds of the second sun gear 3 2 E and S2
l, S2r is the rotation speed of the first sun gear 3 2 A,
Since the first sun gear 3 2 A has a smaller diameter than the second sun gear 3 2 E, the rotation speeds S2l and S2r are the rotation speeds S1l and
It is larger than S1r.

【０１０８】また、Ｚ1 は第２のサンギヤ３２Ｅの歯
数、Ｚ2 は第１のサンギヤ３２Ａの歯数、Ｚ3 はプラネ
タリギヤ３２Ｃの歯数、Ｚ4 はプラネタリギヤ３２Ｂの
歯数であり、Ｔi はデフケース８Ａへの入力トルク、Ｔ
ｌ，Ｔｒはそれぞれ左側輪及び右側輪への配分トルク、
Ｔｃ１は右輪側の駆動力伝達制御機構９Ｄの多板クラッ
チ機構４２を係合したときの左方向への伝達トルク、Ｔ
ｃ２は左輪側の駆動力伝達制御機構９Ｄの多板クラッチ
機構４２を係合したときの右方向への伝達トルクであ
る。Z 1 is the number of teeth of the second sun gear 3 2 E, Z 2 is the number of teeth of the first sun gear 3 2 A, and Z 3 is the planet.
Tarigiya 32C number of teeth of, Z 4 is a planetary gear 32B
Is the number of teeth , T i is the input torque to the differential case 8A, T i
l, Tr is allocated torque to the respective left wheels and right wheels,
Tc1 is a transmission torque to the left when the multiple disc clutch mechanism 42 of the driving force transmission control mechanism 9D on the right wheel side is engaged, and Tc1
c2 is a transmission torque to the right when the multi-disc clutch mechanism 42 of the driving force transmission control mechanism 9D on the left wheel side is engaged.

【０１０９】さらに、図１２は左右輪が等速で回転して
いる状態を示し、図１３は右輪側の駆動力伝達制御機構
９Ｄの多板クラッチ機構４２が完全係合されて、右輪側
が多板クラッチ機構４２により回転拘束され右輪側の回
転速度が減速されている一方で、これに応じて、左輪側
の回転速度が増速されている状態を示している。Further, FIG. 12 shows a state in which the left and right wheels are rotating at a constant speed, and FIG. 13 shows that the multi-plate clutch mechanism 42 of the driving force transmission control mechanism 9D on the right wheel side is completely engaged and the right wheel is rotated. ~ side
Shows that the rotation speed of the left wheel is increased while the rotation speed of the right wheel is reduced by the multi-plate clutch mechanism 42 being rotationally restrained .

【０１１０】まず、Ｓmax （制御可能な左右回転差範
囲）を実現するための、プラネタリの設定速度比を導
く。First, a planetary set speed ratio for realizing Smax (controllable left / right rotation difference range) is derived.

【０１１１】このＳmax の状態は、図１３に示され、多
板クラッチ機構４２が完全係合されると、デフケース８
Ａの回転速度ＤＣと第２のサンギヤ３１Ｅの回転速度Ｓ
２ｒとが等しくなる。This state of Smax is shown in FIG. 13, and when the multiple disc clutch mechanism 42 is completely engaged, the differential case 8
The rotation speed DC of A and the rotation speed S of the second sun gear 31E
2r becomes equal.

【０１１２】したがって、図１３より、 Ｚ3 ／Ｚ1 : Ｚ4 ／Ｚ2 ＝１：１＋Ｓmax ∴Ｚ 2 Ｚ3 ／Ｚ 1 Ｚ4 ＝１／１＋Ｓmax ・・・・（２．２３）Therefore, from FIG. 13, Z 3 / Z 1 : Z 4 / Z 2 = 1: 1 + Smax ∴Z 2 Z 3 / Z 1 Z 4 = 1/1 + Smax ... (2.23)

【０１１３】次に、ΔＴ（右輪側からの駆動力の減少
分）に必要なカップリングトルクＴｃを導くと、デフギ
ヤ部のトルクの釣り合い式［右輪のカップリング（多板
クラッチ機構４２）を伝達状態とする］より、 Ｔｉ＋（Ｚ 1 Ｚ4 ／Ｚ 2 Ｚ3 ）Ｔｃ＝Ｔｌ＋［Ｔｒ−Ｔｃ］ Ｔｌ＝Ｔｒ−Ｔｃ ・・・・（２．２４） 式（２．２３），（２．２４）より、左右輪の駆動トル
クは、 Ｔｒ＝（１／２）Ｔｉ＋［（１−Ｓmax ）／２］Ｔｃ Ｔｌ＝（１／２）Ｔｉ−［（１＋Ｓmax ）／２］Ｔｃ・・・・（２．２５） よって、 ΔＴ＝｜Ｔｒ−Ｔｌ｜＝Ｔｃ これより、ΔＴに必要なカップリングトルクＴｃは Ｔｃ＝ΔＴ ・・・・（２．２６）Next, when the coupling torque Tc required for ΔT (the amount of reduction of the driving force from the right wheel side) is introduced, the torque balance equation of the differential gear section [the coupling of the right wheel (multi-disc clutch mechanism 42)] is obtained. Is set as a transmission state], Ti + (Z 1 Z 4 / Z 2 Z 3 ) Tc = Tl + [Tr−Tc] Tl = Tr−Tc (2.24) Equation (2.23), ( From 2.24), the driving torque of the left and right wheels is Tr = (1/2) Ti + [(1-Smax) / 2] Tc Tl = (1/2) Ti-[(1 + Smax) / 2] Tc. .. (2.25) Therefore, ΔT = | Tr−Tl | = Tc From this, the coupling torque Tc required for ΔT is Tc = ΔT ... (2.26)

【０１１４】次に、単位時間当たりのエネルギロス（つ
まり、クラッチの吸収エネルギ）ΔＥ′を求める。ここ
で、 ｜Ｓ｜＜Ｓmax とすると、カップリング部のスリップ速度比Ｓｃは、 Ｚ3 ／Ｚ1 : Ｚ4 ／Ｚ2 ＝１：ｘ ∴ｘ＝（Ｚ 1 Ｚ4 ／Ｚ 2 Ｚ3 ）＝１＋Ｓmax ・・・・（２．２７） よって、 Ｓｃ＝１＋Ｓmax −（１＋Ｓ）＝Ｓmax −Ｓ ・・・・（２．２８） これより、単位時間当たりのエネルギロスΔＥ′（＝ｄ
ΔＥ／ｄｔ）は、 ΔＥ′＝Ｔｃ・Ｓｃ・ωDC ＝（Ｓmax −Ｓ）・ΔＴ・ωDC ・・・・（２．２９）Next, the energy loss per unit time (that is, the absorbed energy of the clutch) ΔE 'is obtained. Here, if | S | <Smax, the slip speed ratio Sc of the coupling part is Z 3 / Z 1 : Z 4 / Z 2 = 1: x ∴x = (Z 1 Z 4 / Z 2 Z 3 ). = 1 + Smax ... (2.27) Therefore, Sc = 1 + Smax- (1 + S) = Smax-S ... (2.28) From this, energy loss per unit time ΔE '(= d
ΔE / dt) is ΔE ′ = Tc · Sc · ω DC = (Smax −S) · ΔT · ω DC ... (2.29)

【０１１５】以上の結果から、この車両用左右駆動力調
整装置は、クラッチ容量的には、第３実施例（図１０参
照）と同様で、第１実施例のもの（図３参照）よりは有
利で、第２実施例のもの（図７参照）よりは不利とな
る。From the above results, this vehicle left / right driving force adjusting device has the same clutch capacity as that of the third embodiment (see FIG. 10), and is better than that of the first embodiment (see FIG. 3). It is advantageous and less advantageous than that of the second embodiment (see FIG. 7).

【０１１６】また、エネルギロスΔＥ′は、第１〜３実
施例の場合と等しくなり、回頭方向のモーメントを発生
させるためのエネルギロスΔＥ′は比較的少なくて済む
ことになる。Further, the energy loss ΔE 'is equal to that in the first to third embodiments, and the energy loss ΔE' for generating the moment in the turning direction is relatively small.

【０１１７】さらに、第１実施例（図３参照），第２実
施例（図６参照）及び第３実施例（図１０参照）の場合
と同様に、非制御時（つまり、Ｔｒ＝Ｔｌ）に対するト
ルクの変化量については、（減少側のトルク変化量）＞
（増加側のトルク変化量）となっている。Further, as in the case of the first embodiment (see FIG. 3), the second embodiment (see FIG. 6) and the third embodiment (see FIG. 10), at the time of non-control (that is, Tr = Tl). For the amount of change in torque with respect to (the amount of change in torque on the decreasing side)>
(The amount of torque change on the increasing side).

【０１１８】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、伝達容量可変制御式トルク伝達機構として、油圧式
や電磁式の多板クラッチ機構の他に、油圧式や電磁式の
摩擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ、さらには、電磁流体式
あるいは電磁粉体式クラッチ等の他のカップリングを用
いることもできる。 In this embodiment as well, as in the first embodiment, the transmission capacity variable control type torque transmission mechanism is a hydraulic type.
And electromagnetic type multi-disc clutch mechanism, hydraulic type and electromagnetic type friction clutches, VCU and HCU , and also electromagnetic fluid type
Or Ru can also be used other coupling such as an electromagnetic powder clutch.

【０１１９】次に、第５実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系の全体構成は、図４に
示す第１実施例のものとほぼ同様であるので、ここでは
説明を省略する。Next, a description will be given of the fifth embodiment. Since the entire structure of the drive system of an automobile equipped with this device is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. 4, its explanation is omitted here. To do.

【０１２０】この車両用左右駆動力調整装置にそなえら
れる駆動力伝達制御機構９Ｅでは、図１４に示すよう
に、回転軸１３，１４と並行に軸（カウンタシャフト）
５１が設けられ、この軸５１には、中径の歯車５２と大
径の歯車５３と小径の歯車５４とがそなえられ、一方の
回転軸１３には、中径の歯車５２と噛合する中径の歯車
５９がそなえられ、他方の回転軸１４には、大径の歯車
５３と噛合する小径の歯車５５と小径の歯車５４と噛合
する大径の歯車５６とが設けられる。これらの歯車５
９，５２，５３，５５の組み合わせで、変速機構として
の増速機構が構成され、歯車５９，５２，５４，５６の
組み合わせで、変速機構としての減速機構が構成され
る。 As shown in FIG. 14, in the driving force transmission control mechanism 9E provided in this vehicle left-right driving force adjusting device, a shaft (counter shaft) is provided in parallel with the rotating shafts 13 and 14.
51 is provided, and this shaft 51 is provided with a medium-diameter gear 52, a large-diameter gear 53, and a small-diameter gear 54. Gear 59 is provided, and the other rotating shaft 14 is provided with a small diameter gear 55 that meshes with the large diameter gear 53 and a large diameter gear 56 that meshes with the small diameter gear 54. These gears 5
By combining 9,52,53,55, as a transmission mechanism
Of the gears 59, 52, 54, 56
The combination forms a speed reduction mechanism as a speed change mechanism.
It

【０１２１】そして、回転軸１４と小径の歯車５５との
間及び回転軸１４と大径の歯車５６との間には、それぞ
れ、油圧式の多板クラッチ５７，５８が介装されてい
る。なお、多板クラッチ５７，５８を軸５１上に設けて
もよい。Hydraulic multi-plate clutches 57 and 58 are provided between the rotary shaft 14 and the small diameter gear 55 and between the rotary shaft 14 and the large diameter gear 56, respectively. The multi-plate clutches 57 and 58 may be provided on the shaft 51.

【０１２２】これにより、軸５１は回転軸１３と等速で
回転するが、回転軸１４の小径の歯車５５は、これらの
軸５１や回転軸１３よりも高速で回転し、左右輪で差動
があまり生じない通常走行時には回転軸１４よりも高速
で回転する。また、回転軸１４の大径の歯車５６は、こ
れらの軸５１や回転軸１３よりも低速で回転し、左右輪
で差動があまり生じない通常走行時には回転軸１４より
も低速で回転する。As a result, the shaft 51 rotates at the same speed as the rotary shaft 13, but the small-diameter gear 55 of the rotary shaft 14 rotates at a higher speed than the shaft 51 and the rotary shaft 13, and the left and right wheels are differentiated.
Is faster than the rotating shaft 14 during normal running
To rotate. The large-diameter gear 56 of the rotary shaft 14 rotates at a lower speed than the shaft 51 and the rotary shaft 13 , and the left and right wheels are rotated.
In normal running where there is not much differential in
Also rotates at low speed .

【０１２３】したがって、多板クラッチ５７を係合する
と、回転軸１４よりも高速の小径の歯車５５側から回転
軸１４側へトルクが伝達され、この分だけ回転軸１３側
へのトルクが減少する。Therefore, when the multi-plate clutch 57 is engaged, torque is transmitted from the small diameter gear 55 side, which is faster than the rotary shaft 14, to the rotary shaft 14 side, and the torque to the rotary shaft 13 side is reduced accordingly. ..

【０１２４】また、多板クラッチ５８を係合すると、回
転軸１４側から回転軸１４よりも低速の大径の歯車５６
側へトルクが返送され、この分だけ回転軸１３側へのト
ルクが増加する。When the multi-plate clutch 58 is engaged, the large-diameter gear 56, which is slower than the rotary shaft 14 from the rotary shaft 14 side.
The torque is returned to the side, and the torque to the side of the rotary shaft 13 increases by this amount.

【０１２５】そして、多板クラッチ機構５７，５８が油
圧駆動式であるから、油圧の大きさを調整することで多
板クラッチ機構５７，５８の係合状態を制御でき、入力
軸６Ａから左輪回転軸１３又は右輪回転軸１４への駆動
力の送給量（つまりは駆動力の左右配分比）を適当な精
度で調整することができるようになっている。Since the multi-plate clutch mechanisms 57, 58 are hydraulically driven, the engagement state of the multi-plate clutch mechanisms 57, 58 can be controlled by adjusting the magnitude of hydraulic pressure, and the input shaft 6A can rotate the left wheel. The feed amount of the driving force to the shaft 13 or the right wheel rotating shaft 14 (that is, the left / right distribution ratio of the driving force) can be adjusted with appropriate accuracy.

【０１２６】また、２つの多板クラッチ機構５７，５８
が共に完全係合することのないように設定されており、
２つの多板クラッチ機構５７，５８のうち一方が完全係
合したら他方は滑りを生じるようになっている。Further, the two multi-plate clutch mechanisms 57, 58
Are set so that they do not completely engage with each other,
When one of the two multi-plate clutch mechanisms 57 and 58 is completely engaged, the other one slips.

【０１２７】本発明の第５実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、第
１〜４実施例と同様に、ブレーキ等のエネルギーロスを
用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のトルクの
所要量を他方に転送することによりトルク配分が調整さ
れるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、所望のトルク配分を得ることができる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the fifth embodiment of the present invention is constructed as described above, the torque is adjusted by using the energy loss of the brake or the like as in the first to fourth embodiments. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the distribution, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss.

【０１２８】ここで、この車両用左右駆動力調整装置の
クラッチ容量及びエネルギロスについて考察する。Here, the clutch capacity and energy loss of this vehicle left / right driving force adjusting apparatus will be considered.

【０１２９】まず、簡単のために、ギヤ５３の歯数Ｚ1
と、ギヤ５５の歯数Ｚ2 と、ギヤ５６の歯数Ｚ3 と、ギ
ヤ５４の歯数Ｚ4 と、ギヤ５２及び５９の歯数Ｚ5 との
間に、下式が成立するものとする。 Ｚ1 ＞Ｚ2 ，Ｚ3 ＞Ｚ4 ギヤ比の設定は、Ｓmax の条件から、 （１−Ｓmax ）（Ｚ1 ／Ｚ2 ）＝１＋Ｓmax ∴Ｚ1 ／Ｚ2 ＝（１＋Ｓmax ）／（１−Ｓmax ） （１＋Ｓmax ）（Ｚ4 ／Ｚ3 ）＝１−Ｓmax ∴Ｚ4 ／Ｚ3 ＝（１−Ｓmax ）／（１＋Ｓmax ） ∴Ｚ1 ／Ｚ2 ＝Ｚ3 ／Ｚ4 ＝（１＋Ｓmax ）／（１−Ｓmax ） ・・・・（２．３０）First, for simplicity, the number of teeth of the gear 53 Z 1
And the number of teeth Z 2 of the gear 55, the number of teeth Z 3 of the gear 56, the number of teeth Z 4 of the gear 54, and the number of teeth Z 5 of the gears 52 and 59, the following formula is established. To do. Z 1> Z 2, Z 3 > Z 4 setting of the gear ratio, the conditions of Smax, (1-Smax) ( Z 1 / Z 2) = 1 + Smax ∴Z 1 / Z 2 = (1 + Smax) / (1- Smax) (1 + Smax) ( Z 4 / Z 3) = 1-Smax ∴Z 4 / Z 3 = (1-Smax) / (1 + Smax) ∴Z 1 / Z 2 = Z 3 / Z 4 = (1 + Smax) / ( 1-Smax) ... (2.30)

【０１３０】次に、ΔＴ（右輪側への駆動力の増分）に
必要なカップリングトルクＴｃを導くと、 多板クラッチ機構５７のカップリングＣ１を伝達状態
とし、多板クラッチ機構５７のカップリングトルクをＴ
ｃ１とすると、 Ｔｒ＝（１／２）Ｔｉ＋Ｔｃ１ Ｔｌ＝（１／２）Ｔｉ−（Ｚ1 ／Ｚ2 ）Ｔｃ１ ・・・・（２．３１） 式（２．３０），（２．３１）より、左右輪の駆動トル
クは、 ΔＴ＝｜Ｔｒ−Ｔｌ｜＝［２／（１−Ｓmax ）］Ｔｃ１ よって、 Ｔｃｌ＝［（１−Ｓmax ）／２］ΔＴ ・・・・（２．３２） 多板クラッチ機構５８のカップリングＣ２を伝達状態
とし、多板クラッチ機構５８のカップリングトルクをＴ
ｃ２とすると、 Ｔｒ＝（１／２）Ｔｉ−Ｔｃ２ Ｔｌ＝（１／２）Ｔｉ＋（Ｚ4 ／Ｚ3 ）Ｔｃ２ ・・・・（２．３３） よって、 Ｔｃ２＝［（１＋Ｓmax ）／２］ΔＴ ・・・・（２．３４）Next, when the coupling torque Tc required for ΔT (increase in driving force to the right wheel side) is introduced, the coupling C1 of the multi-disc clutch mechanism 57 is brought into the transmission state, and the cup of the multi-disc clutch mechanism 57 is moved. Ring torque is T
When c1, Tr = (1/2) Ti + Tc1 Tl = (1/2) Ti- (Z 1 / Z 2) Tc1 ···· (2.31) Equation (2.30), (2.31) Therefore, the driving torque of the left and right wheels is ΔT = | Tr−Tl | = [2 / (1−Smax)] Tc1 Therefore, Tcl = [(1−Smax) / 2] ΔT ... (2.32) The coupling C2 of the multi-plate clutch mechanism 58 is set to the transmission state, and the coupling torque of the multi-plate clutch mechanism 58 is set to T.
When c2, Tr = (1/2) Ti -Tc2 Tl = (1/2) Ti + (Z 4 / Z 3) Tc2 ···· (2.33) Thus, Tc2 = [(1 + Smax ) / 2] ΔT ... (2.34)

【０１３１】次に、単位時間当たりのエネルギロス（つ
まり、クラッチの吸収エネルギ）ΔＥ１′，ΔＥ２′を
求める。ここで、 ｜Ｓ｜＜Ｓmax とすると、各カップリング部Ｃ１，Ｃ２のスリップ速度
比Ｓｃ１，Ｓｃ２は、 Ｓｃ１＝（Ｚ1 ／Ｚ2 ）（１−Ｓ）−（１＋Ｓ） ＝２（Ｓmax −Ｓ）／（１−Ｓmax ） ・・・・（２．３５） Ｓｃ２＝（Ｚ4 ／Ｚ3 ）（１−Ｓ）−（１＋Ｓ） ＝２（Ｓmax ＋Ｓ）／（１＋Ｓmax ） ・・・・（２．３６） これより、単位時間当たりのエネルギロスΔＥ１′（＝
ｄΔＥ１／ｄｔ）およびΔＥ２′（＝ｄΔＥ２／ｄｔ）
は、 ΔＥ１′＝Ｔｃ１・Ｓｃ１・ωDC （kgfm／s ） ＝（Ｓmax −Ｓ）・ΔＴ・ωDC ・・・・（２．３７） ΔＥ２′＝Ｔｃ２・Ｓｃ２・ωDC （kgfm／s ） ＝（Ｓmax ＋Ｓ）・ΔＴ・ωDC ・・・・（２．３８）Next, the energy loss per unit time (that is, the absorbed energy of the clutch) ΔE1 ′, ΔE2 ′ is obtained. Here, | S | <When Smax, the slip speed ratio Sc1, Sc2 of the coupling portions C1, C2 is, Sc1 = (Z 1 / Z 2) (1-S) - (1 + S) = 2 (Smax - S) / (1-Smax) ···· (2.35) Sc2 = (Z 4 / Z 3) (1-S) - (1 + S) = 2 (Smax + S) / (1 + Smax) ···· ( 2.36) From this, the energy loss per unit time ΔE1 ′ (=
dΔE1 / dt) and ΔE2 ′ (= dΔE2 / dt)
Is ΔE1 ′ = Tc1 · Sc1 · ω DC (kgfm / s) = (Smax −S) · ΔT · ω DC ... (2.37) ΔE2 ′ = Tc2 · Sc2 · ω DC (kgfm / s) = (Smax + S) ・ ΔT ・ ω DC・ ・ ・ ・ (2.38)

【０１３２】以上の結果から、この車両用左右駆動力調
整装置は、クラッチ容量的には第１〜４実施例のプラネ
タリギヤ式のものの半分で済み、エネルギロスΔＥ′
は、第１〜４実施例の場合と等しくなり、回頭方向のモ
ーメントを発生させるためのエネルギロスΔＥ′は比較
的少なくて済むことになる。また、クラッチサイズはプ
ラネタリギヤ式と同サイズのものが必要である。From the above results, this vehicle left / right driving force adjusting device requires only half of the clutch capacity of the planetary gear type of the first to fourth embodiments, and the energy loss ΔE '.
Is the same as in the first to fourth embodiments, and the energy loss ΔE 'for generating the moment in the turning direction is relatively small. The clutch size must be the same as the planetary gear type.

【０１３３】なお、トルクの変化量についても、プラネ
タリギヤ式と同様であり、（減少側のトルク変化量）＞
（増加側のトルク変化量）となっている。また、この装
置では、左右用でクラッチに必要な容量が異なることに
なる。The amount of change in torque is also the same as in the planetary gear system, and (the amount of change in torque on the decreasing side)>
(The amount of torque change on the increasing side). Further, in this apparatus, so that the capacity required for the clutch for the right and left are different.

【０１３４】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、伝達容量可変制御式トルク伝達機構として、油圧式
や電磁式の多板クラッチ機構の他に、油圧式や電磁式の
摩擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ、さらには、電磁流体式
あるいは電磁粉体式クラッチ等の他のカップリングを用
いることもできる。 In this embodiment as well, as in the first embodiment, the transmission capacity variable control type torque transmission mechanism is a hydraulic type.
And electromagnetic type multi-disc clutch mechanism, hydraulic type and electromagnetic type friction clutches, VCU and HCU , and also electromagnetic fluid type
Or Ru can also be used other coupling such as an electromagnetic powder clutch.

【０１３５】次に、第６実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系の全体構成は、図４に
示す第１実施例のものとほぼ同様であるので、ここでは
説明を省略する。Next, the sixth embodiment will be described. Since the entire structure of the drive system of an automobile equipped with this device is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. 4, its explanation is omitted here. To do.

【０１３６】この実施例では、図１５に示すように、第
１実施例（図１参照）と同様に、回転駆動力を入力され
る入力軸６Ａと、入力軸６Ａから入力された駆動力を出
力する左輪回転軸１３及び右輪回転軸１４とが設けられ
ており、これらの回転軸１３，１４と入力軸６Ａとの間
に車両用左右駆動力調整装置が介装されている。In this embodiment, as shown in FIG. 15, similarly to the first embodiment (see FIG. 1), the input shaft 6A to which the rotational driving force is input and the driving force input from the input shaft 6A are A left wheel rotating shaft 13 and a right wheel rotating shaft 14 for output are provided, and a vehicle left-right driving force adjusting device is interposed between these rotating shafts 13 and 14 and the input shaft 6A.

【０１３７】そして、この車両用左右駆動力調整装置の
駆動力伝達制御機構９Ｆは、次のような構成により、左
輪回転軸１３と右輪回転軸１４との差動を許容しなが
ら、左輪回転軸１３と右輪回転軸１４とに伝達される駆
動力を所要の比率に配分できるようになっている。The driving force transmission control mechanism 9F of the vehicle left-right driving force adjusting device has the following structure, while allowing the differential between the left wheel rotating shaft 13 and the right wheel rotating shaft 14 while allowing the left wheel rotating. The driving force transmitted to the shaft 13 and the right wheel rotating shaft 14 can be distributed in a required ratio.

【０１３８】すなわち、左輪回転軸１３と入力軸６Ａと
の間及び右輪回転軸１４と入力軸６Ａとの間に、それぞ
れ変速機構６０と多板クラッチ機構１２とが介装されて
おり、左輪回転軸１３又は右輪回転軸１４の回転速度
が、変速機構６０により減速されて変速機構の出力部
（駆動力伝達補助部材）としての中空軸１１に出力され
るようになっている。That is, the speed change mechanism 60 and the multi-disc clutch mechanism 12 are provided between the left wheel rotary shaft 13 and the input shaft 6A and between the right wheel rotary shaft 14 and the input shaft 6A, respectively. The rotation speed of the rotary shaft 13 or the right wheel rotary shaft 14 is reduced by the speed change mechanism 60 and is output to the hollow shaft 11 as an output portion (driving force transmission auxiliary member) of the speed change mechanism.

【０１３９】多板クラッチ機構１２は、この中空軸１１
と入力軸６Ａ側のデファレンシャルケース（以下、デフ
ケースと略す）８Ａとの間に介装されており、この多板
クラッチ機構１２を係合させることで、高速側のデフケ
ース８Ａから低速側の中空軸１１へ駆動力が送給される
ようになっている。これは、対向して配設されたクラッ
チ板における一般的な特性として、トルクの伝達が、速
度の速い方から遅い方へ行なわれるためである。The multi-disc clutch mechanism 12 includes the hollow shaft 11
And a differential case (hereinafter abbreviated as differential case) 8A on the side of the input shaft 6A. The multi-disc clutch mechanism 12 is engaged to engage the differential case 8A on the high speed side with the hollow shaft on the low speed side. The driving force is sent to 11. This is because, as a general characteristic of the clutch plates arranged to face each other, torque is transmitted from a higher speed to a lower speed.

【０１４０】したがって、例えば、右輪回転軸１４と入
力軸６Ａとの間の多板クラッチ機構１２が係合される
と、右輪回転軸１４へ配分される駆動力は、多板クラッ
チ機構１２を介して入力軸６Ａ側からの直接ルートで増
加されて、この分だけ、左輪回転軸１３へ配分される駆
動力が増加する。Therefore, for example, when the multi-disc clutch mechanism 12 between the right wheel rotary shaft 14 and the input shaft 6A is engaged, the driving force distributed to the right wheel rotary shaft 14 is applied to the multi-disc clutch mechanism 12. The driving force is increased by a direct route from the input shaft 6A side via the, and the driving force distributed to the left wheel rotation shaft 13 is increased by this amount.

【０１４１】上述の変速機構６０は、１つのプラネタリ
ギヤ機構で構成されており、右輪回転軸１４に設けられ
た変速機構６０を例に説明すると次のようになる。The above-described speed change mechanism 60 is composed of one planetary gear mechanism. The speed change mechanism 60 provided on the right wheel rotary shaft 14 will be described below as an example.

【０１４２】すなわち、右輪回転軸１４にはサンギヤ６
０Ａが固着されており、このサンギヤ６０Ａは、その外
周においてプラネタリギヤ（プラネタリピニオン）６０
Ｂに噛合している。プラネタリギヤ６０Ｂを枢支するピ
ニオンシャフト６０Ｃは中空軸１１に軸支され、中空軸
１１がプラネタリギヤ機構のキャリヤとして機能するよ
うになっている。また、プラネタリギヤ６０Ｂは、駆動
力伝達制御機構９Ｆのケース等に回転しないように固定
されたリングギヤ６０Ｄに噛合している。That is, the sun gear 6 is attached to the right wheel rotating shaft 14.
The sun gear 60A has a planetary gear (planetary pinion) 60 on its outer periphery.
It meshes with B. The pinion shaft 60C pivotally supporting the planetary gear 60B is pivotally supported by the hollow shaft 11, and the hollow shaft 11 functions as a carrier of the planetary gear mechanism. The planetary gear 60B meshes with a ring gear 60D that is fixed to the case of the driving force transmission control mechanism 9F so as not to rotate.

【０１４３】このようなプラネタリギヤ機構では、プラ
ネタリギヤ６０Ｂの公転速度は、サンギヤ６０Ａの回転
速度よりも小さいので、中空軸（つまり、変速機構６０
の出力部）１１は、右輪回転軸１４よりも低速で回転す
る。したがって、変速機構６０は、減速機構として機能
するようになっている。In such a planetary gear mechanism, since the revolution speed of the planetary gear 60B is lower than the rotation speed of the sun gear 60A, the hollow shaft (that is, the speed change mechanism 60).
The output part 11 of FIG. 11 rotates at a lower speed than the right wheel rotary shaft 14. Therefore, the speed change mechanism 60 functions as a speed reduction mechanism.

【０１４４】このため、クラッチ板１２Ａの回転速度が
クラッチ板１２Ｂよりも小さく、多板クラッチ機構１２
を係合させた場合には、この係合状態に応じた量のトル
クが、入力軸６Ａ側から右輪回転軸１４側へ送給される
ようになっている。Therefore, the rotation speed of the clutch plate 12A is lower than that of the clutch plate 12B, and the multi-plate clutch mechanism 12 is
When is engaged, a torque corresponding to the engaged state is supplied from the input shaft 6A side to the right wheel rotary shaft 14 side.

【０１４５】一方、左輪回転軸１３にそなえられる変速
機構６０及び多板クラッチ機構１２も、同様に構成され
ており、入力軸６Ａからの駆動トルクを左輪回転軸１３
により多く配分したい場合には、その配分したい程度
（配分比）に応じて左輪回転軸１３側の多板クラッチ機
構１２を適当に係合し、右輪回転軸１４により多く配分
したい場合には、その配分比に応じて右輪回転軸１４側
の多板クラッチ機構１２を適当に係合する。On the other hand, the transmission mechanism 60 and the multi-disc clutch mechanism 12 provided for the left wheel rotary shaft 13 are also constructed in the same manner, and drive torque from the input shaft 6A is transferred to the left wheel rotary shaft 13.
If more distribution is desired, the multi-plate clutch mechanism 12 on the left wheel rotation shaft 13 side is appropriately engaged according to the degree of distribution (distribution ratio), and if more distribution is desired for the right wheel rotation shaft 14, The multi-plate clutch mechanism 12 on the right wheel rotary shaft 14 side is appropriately engaged according to the distribution ratio.

【０１４６】このとき、多板クラッチ機構１２が油圧駆
動式であるから、油圧の大きさを調整することで多板ク
ラッチ機構１２の係合状態を制御でき、入力軸６Ａから
左輪回転軸１３又は右輪回転軸１４への駆動力の送給量
（つまりは駆動力の左右配分比）を適当な精度で調整す
ることができるようになっている。At this time, since the multi-plate clutch mechanism 12 is hydraulically driven, the engagement state of the multi-plate clutch mechanism 12 can be controlled by adjusting the magnitude of the hydraulic pressure, and the input shaft 6A to the left wheel rotary shaft 13 or The feed amount of the driving force to the right wheel rotating shaft 14 (that is, the left / right distribution ratio of the driving force) can be adjusted with appropriate accuracy.

【０１４７】なお、左右の多板クラッチ機構１２が同時
に完全係合することのないように設定されており、左右
の多板クラッチ機構１２のうち一方が完全係合したら他
方の多板クラッチ機構１２は滑りを生じるようになって
いる。The left and right multi-plate clutch mechanisms 12 are set so as not to be completely engaged at the same time. When one of the left and right multi-plate clutch mechanisms 12 is completely engaged, the other multi-plate clutch mechanism 12 is set. Is slippery.

【０１４８】本発明の第６実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、第
１〜５実施例と同様に、ブレーキ等のエネルギーロスを
用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のトルクの
所要量を他方に転送することによりトルク配分が調整さ
れるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、所望のトルク配分を得ることができる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the sixth embodiment of the present invention is constructed as described above, the torque is adjusted by using the energy loss of the brake or the like as in the first to fifth embodiments. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the distribution, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss.

【０１４９】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、伝達容量可変制御式トルク伝達機構として、油圧式
や電磁式の多板クラッチ機構の他に、油圧式や電磁式の
摩擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ、さらには、電磁流体式
あるいは電磁粉体式クラッチ等の他のカップリングを用
いることもできる。 In this embodiment as well, as in the first embodiment, the transmission capacity variable control type torque transmission mechanism is a hydraulic type.
And electromagnetic type multi-disc clutch mechanism, hydraulic type and electromagnetic type friction clutches, VCU and HCU , and also electromagnetic fluid type
Or Ru can also be used other coupling such as an electromagnetic powder clutch.

【０１５０】次に、第７実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系の全体構成は、図４に
示す第１実施例のものとほぼ同様であるので、ここでは
説明を省略する。Next, a description will be given of the seventh embodiment. Since the overall structure of the drive system of an automobile equipped with this device is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. 4, its explanation is omitted here. To do.

【０１５１】この実施例では、図１６に示すように、第
１実施例（図１参照）と同様に、入力軸６Ａと第１及び
右輪回転軸１３，１４とが設けられており、左輪回転軸
１３と右輪回転軸１４と入力軸６Ａとの間に車両用左右
駆動力調整装置が介装されている。In this embodiment, as shown in FIG. 16, similarly to the first embodiment (see FIG. 1), the input shaft 6A and the first and right wheel rotary shafts 13 and 14 are provided, and the left wheel is provided. A vehicle left / right driving force adjusting device is interposed between the rotary shaft 13, the right wheel rotary shaft 14, and the input shaft 6A.

【０１５２】そして、この車両用左右駆動力調整装置の
駆動力伝達制御機構９Ｇは、第６実施例（図１５参照）
と同様の変速機構６０をそなえているが、この変速機構
６０は入力軸６Ａ側に連結されており、入力軸６Ａ側の
回転を増速して回転軸１３，１４の側に出力するように
なっている。The driving force transmission control mechanism 9G of this vehicle left / right driving force adjusting device is the sixth embodiment (see FIG. 15).
The transmission mechanism 60 is similar to the transmission mechanism 60, but the transmission mechanism 60 is connected to the input shaft 6A side so that the rotation on the input shaft 6A side is accelerated and output to the rotation shafts 13 and 14 side. Is becoming

【０１５３】そして、第６実施例における多板クラッチ
機構１２に代えて、例えば摩擦クラッチ等のカップリン
グ６１が、変速機構６０の出力部６０Ａと回転軸１３，
１４との間に介装されている。摩擦クラッチの場合に
は、トルク伝達方向が一方向のものを所要の方向（それ
ぞれのトルク伝達方向）向けて設置する。In place of the multi-plate clutch mechanism 12 in the sixth embodiment, a coupling 61 such as a friction clutch is provided in the output portion 60A of the speed change mechanism 60 and the rotary shaft 13,
It is interposed between 14 and. In the case of a friction clutch, one having a torque transmission direction is installed in a desired direction (each torque transmission direction).

【０１５４】変速機構６０は、１つのプラネタリギヤ機
構で構成されており、右輪回転軸１４に設けられた変速
機構６０を例に説明すると、カップリング６１の一方
（入力側）にサンギヤ６０Ａが固着され、サンギヤ６０
Ａは、その外周においてプラネタリギヤ（プラネタリピ
ニオン）６０Ｂに噛合している。そして、プラネタリギ
ヤ６０Ｂを枢支するピニオンシャフト６０Ｃはデフケー
ス８Ａから延設されたキャリヤ６０Ｅに軸支されてい
る。また、プラネタリギヤ６０Ｂは、駆動力伝達制御機
構９Ｇのケース等に回転しないように固定されたリング
ギヤ６０Ｄに噛合している。The speed change mechanism 60 is composed of one planetary gear mechanism. When the speed change mechanism 60 provided on the right wheel rotary shaft 14 is taken as an example, the sun gear 60A is fixed to one side (input side) of the coupling 61. Sun Gear 60
A is meshed with a planetary gear (planetary pinion) 60B on the outer periphery thereof. The pinion shaft 60C pivotally supporting the planetary gear 60B is pivotally supported by a carrier 60E extending from the differential case 8A. The planetary gear 60B meshes with a ring gear 60D that is fixed to the case of the driving force transmission control mechanism 9G so as not to rotate.

【０１５５】このようなプラネタリギヤ機構では、プラ
ネタリギヤ６０Ｂの公転速度は、サンギヤ６０Ａの回転
速度よりも小さいので、サンギヤ６０Ａ側（つまり、変
速機構６０の出力部）は、中空軸１１よりも高速で回転
する。したがって、変速機構６０は、増速機構として機
能するようになっている。In such a planetary gear mechanism, since the revolution speed of the planetary gear 60B is lower than the rotation speed of the sun gear 60A, the sun gear 60A side (that is, the output portion of the speed change mechanism 60) rotates faster than the hollow shaft 11. To do. Therefore, the speed change mechanism 60 functions as a speed increasing mechanism.

【０１５６】このため、カップリング６１を係合させた
場合には、この係合状態に応じた量のトルクが、入力軸
６Ａ側から右輪回転軸１４側へ送給されるようになって
いる。Therefore, when the coupling 61 is engaged, a torque corresponding to the engaged state is applied to the input shaft.
It is configured to be fed from the 6A side to the right wheel rotary shaft 14 side .

【０１５７】一方、左輪回転軸１３にそなえられる変速
機構６０及びカップリング６１も同様に構成されてお
り、入力軸６Ａからの駆動トルクを左輪回転軸１３によ
り多く配分したい場合には、その配分したい程度（配分
比）に応じて左輪回転軸１３側のカップリング６１を適
当に係合し、右輪回転軸１４により多く配分したい場合
には、その配分比に応じて右輪回転軸１４側のカップリ
ング６１を適当に係合する。On the other hand, the transmission mechanism 60 and the coupling 61 provided for the left wheel rotary shaft 13 are also constructed in the same manner, and if the drive torque from the input shaft 6A is to be distributed more to the left wheel rotary shaft 13, it is desired to distribute it. When it is desired to appropriately engage the coupling 61 on the left wheel rotary shaft 13 side in accordance with the degree (distribution ratio) and distribute more to the right wheel rotary shaft 14, the right wheel rotary shaft 14 side according to the distribution ratio. Engage coupling 61 appropriately.

【０１５８】このとき、カップリング６１の係合状態を
制御することで、入力軸６Ａから左輪回転軸１３又は右
輪回転軸１４への駆動力の送給量（つまりは駆動力の左
右配分比）を適当な精度で調整することができるように
なっている。At this time, by controlling the engagement state of the coupling 61, the feed amount of the driving force from the input shaft 6A to the left wheel rotating shaft 13 or the right wheel rotating shaft 14 (that is, the left / right distribution ratio of the driving force). ) Can be adjusted with an appropriate precision.

【０１５９】なお、ここでも、左右のカップリング６１
が同時に完全係合することのないように設定されてお
り、左右のカップリング６１のうち一方が完全係合した
ら他方は滑りを生じるようになっている。Incidentally, the left and right couplings 61 are also used here.
Are set so as not to be completely engaged at the same time, and when one of the left and right couplings 61 is completely engaged, the other is slipped.

【０１６０】本発明の第７実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、第
１〜６実施例と同様に、ブレーキ等のエネルギーロスを
用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のトルクの
所要量を他方に転送することによりトルク配分が調整さ
れるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、所望のトルク配分を得ることができる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the seventh embodiment of the present invention is configured as described above, the torque is adjusted by using the energy loss of the brake or the like as in the first to sixth embodiments. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the distribution, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss.

【０１６１】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、伝達容量可変制御式トルク伝達機構として、油圧式
や電磁式の多板クラッチ機構の他に、油圧式や電磁式の
摩擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ、さらには、電磁流体式
あるいは電磁粉体式クラッチ等の他のカップリングを用
いることもできる。 In this embodiment as well, as in the first embodiment, the transmission capacity variable control type torque transmission mechanism is a hydraulic type.
And electromagnetic type multi-disc clutch mechanism, hydraulic type and electromagnetic type friction clutches, VCU and HCU , and also electromagnetic fluid type
Or Ru can also be used other coupling such as an electromagnetic powder clutch.

【０１６２】次に、第８実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系の全体構成は、図４に
示す第１実施例のものとほぼ同様であるので、ここでは
説明を省略する。Next, the eighth embodiment will be described. Since the entire structure of the drive system of an automobile equipped with this device is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. 4, its explanation is omitted here. To do.

【０１６３】この実施例では、図１７に示すように、第
１実施例（図１参照）と同様に、回転駆動力を入力され
る入力軸６Ａと、入力軸６Ａから入力された駆動力を出
力する左輪回転軸１３及び右輪回転軸１４とが設けられ
ており、回転軸１３，１４と入力軸６Ａとの間に車両用
左右駆動力調整装置が介装されている。In this embodiment, as shown in FIG. 17, similarly to the first embodiment (see FIG. 1), the input shaft 6A to which the rotational driving force is input and the driving force input from the input shaft 6A are A left wheel rotating shaft 13 and a right wheel rotating shaft 14 for output are provided, and a vehicle left-right driving force adjusting device is interposed between the rotating shafts 13 and 14 and the input shaft 6A.

【０１６４】そして、この車両用左右駆動力調整装置の
駆動力伝達制御機構９Ｈは、次のような構成により、左
輪回転軸１３と右輪回転軸１４との差動を許容しなが
ら、左輪回転軸１３と右輪回転軸１４とに伝達される駆
動力を所要の比率に配分できるようになっている。The driving force transmission control mechanism 9H of the vehicle left-right driving force adjusting device has the following structure, while allowing the differential between the left wheel rotating shaft 13 and the right wheel rotating shaft 14 while allowing the left wheel rotating. The driving force transmitted to the shaft 13 and the right wheel rotating shaft 14 can be distributed in a required ratio.

【０１６５】すなわち、左輪回転軸１３と入力軸６Ａと
の間及び右輪回転軸１４と入力軸６Ａとの間に、それぞ
れ変速機構６２と多板クラッチ機構１２とが介装されて
いるが、この変速機構６２は、回転速度を出力部で増速
して出力することと減速して出力することができ、増速
して出力する状態（増速出力状態）と減速して出力する
状態（減速出力状態）とを切り替える切替機構６３が付
設されている。このため、変速機構６２及び多板クラッ
チ機構１２は一方の出力軸側（ここでは、左輪回転軸１
３の側）にそれぞれ１つだけ設けられている。That is, the speed change mechanism 62 and the multiple disc clutch mechanism 12 are interposed between the left wheel rotary shaft 13 and the input shaft 6A and between the right wheel rotary shaft 14 and the input shaft 6A, respectively. The speed change mechanism 62 can accelerate and output the rotation speed at the output portion and can reduce and output the rotation speed. A state in which the rotation speed is increased and output (acceleration output state) and a state in which the rotation speed is reduced and output ( A switching mechanism 63 for switching between the deceleration output state) is provided. For this reason, the transmission mechanism 62 and the multi-disc clutch mechanism 12 have one output shaft side (here, the left wheel rotation shaft 1
3 side), only one is provided for each.

【０１６６】上述の変速機構６２は、互いに直列に結合
された３組のプラネタリギヤ機構で構成されている。す
なわち、左輪回転軸１３の側には、大径のサンギヤ６２
Ａと小径のサンギヤ６２Ｄとがそなえられ、これらのサ
ンギヤ６２Ａ，６２Ｄは、それぞれその外周においてプ
ラネタリギヤ（プラネタリピニオン）６２Ｂ，６２Ｅに
噛合している。The above-mentioned speed change mechanism 62 is composed of three sets of planetary gear mechanisms connected in series with each other. That is, the large-diameter sun gear 62 is provided on the left wheel rotation shaft 13 side.
A and a small-diameter sun gear 62D are provided, and these sun gears 62A and 62D mesh with planetary gears (planetary pinion) 62B and 62E on their outer circumferences, respectively.

【０１６７】これらのプラネタリギヤ６２Ｂ，６２Ｅは
共通のキャリヤ（固定部）に軸支されたピニオンシャフ
ト６２Ｃに一体回転するように装備されており、サンギ
ヤ６２Ａ，６２Ｄの径の関係とは逆に、プラネタリギヤ
６２Ｂは、プラネタリギヤ６２Ｅよりも小径に設定され
ている。These planetary gears 62B and 62E are equipped so as to rotate integrally with a pinion shaft 62C which is pivotally supported by a common carrier (fixed portion). The diameter of 62B is set to be smaller than that of the planetary gear 62E.

【０１６８】さらに、このピニオンシャフト６２Ｃに
は、もう１つのプラネタリギヤ６２Ｆが一体回転するよ
うに装備され、このプラネタリギヤ６２Ｆに、中空軸１
１に固着されているもう１つのサンギヤ６２Ｇが噛合し
ている。なお、サンギヤ６２Ｇの径はサンギヤ６２Ａの
径よりも小さく且つサンギヤ６２Ｄの径よりも大きく設
定され、プラネタリギヤ６２Ｆの径はプラネタリギヤ６
２Ｂの径よりも大きくプラネタリギヤ６２Ｅの径よりも
小さく設定されている。Further, the pinion shaft 62C is equipped with another planetary gear 62F so as to rotate integrally with the pinion shaft 62C.
The other sun gear 62G fixed to No. 1 is meshed. The diameter of the sun gear 62G is set smaller than the diameter of the sun gear 62A and larger than the diameter of the sun gear 62D, and the diameter of the planetary gear 62F is set to the planetary gear 6.
It is set to be larger than the diameter of 2B and smaller than the diameter of the planetary gear 62E.

【０１６９】そして、サンギヤ６２Ａ，６２Ｄと左輪回
転軸１３との間に、切替機構６３が設けられている。こ
の切替機構６３は、電磁式アクチュエータ（ソレノイ
ド）６３Ａと、このアクチュエータ６３Ａで駆動される
スライドレバー６３Ｂと、このスライドレバー６３Ｂで
駆動される連結部材６３Ｃと、左輪回転軸１３に設けら
れたハブ６４と、サンギヤ６２Ａの内周に設けられたハ
ブ６５と、サンギヤ６２Ｄの内周に設けられたハブ６６
とから構成される。なお、電磁式アクチュエータ６３Ａ
は、コントロールユニット１８によって作動を制御され
るようになっている。A switching mechanism 63 is provided between the sun gears 62A and 62D and the left wheel rotary shaft 13. The switching mechanism 63 includes an electromagnetic actuator (solenoid) 63A, a slide lever 63B driven by the actuator 63A, a connecting member 63C driven by the slide lever 63B, and a hub 64 provided on the left wheel rotary shaft 13. A hub 65 provided on the inner circumference of the sun gear 62A, and a hub 66 provided on the inner circumference of the sun gear 62D.
Composed of and. The electromagnetic actuator 63A
Is controlled by the control unit 18.

【０１７０】連結部材６３Ｃは、その内周でハブ６４と
セレーション結合してこのハブ６４と常時一体に回転す
るようになっており、連結部材６３Ｃの軸方向位置に対
応して、その内周でハブ６５又はハブ６６とセレーショ
ン結合して一体に回転しうるようになっている。The connecting member 63C is adapted to be serrated with the hub 64 at its inner circumference so as to rotate integrally with the hub 64 at all times. The inner circumference of the connecting member 63C corresponds to the axial position of the connecting member 63C. The hub 65 or the hub 66 is connected to the hub by serration so that they can rotate integrally.

【０１７１】つまり、連結部材６３Ｃが、スライドレバ
ー６３Ｂで後進状態（図１７中、左方に移動した状態）
に駆動されると、その外周がハブ６５とセレーション結
合してこのハブ６５と一体に回転し、スライドレバー６
３Ｂで前進状態（図１７中、右方に移動した状態）に駆
動されると、その外周がハブ６６とセレーション結合し
てこのハブ６６と一体に回転するようになっている。That is, the connecting member 63C is in the backward movement state by the slide lever 63B (the state in which it is moved leftward in FIG. 17).
When driven by the slide lever 6, the outer periphery of the slide lever 6 is serrated with the hub 65 to rotate integrally with the hub 65.
When driven to the forward position (moved to the right in FIG. 17) in 3B, the outer periphery of the drive shaft is serrated with the hub 66 and rotates integrally with the hub 66.

【０１７２】したがって、連結部材６３Ｃが後進状態の
ときには、左輪回転軸１３がハブ６４，連結部材６３
Ｃ，ハブ６５を介してサンギヤ６２Ａと連結して、左輪
回転軸１３の回転は、サンギヤ６２Ａ，プラネタリギヤ
６２Ｂ，ピニオンシャフト６２Ｃからプラネタリギヤ６
２Ｆ，サンギヤ６２Ｇを通じて中空軸１１に出力され
る。そして、サンギヤ６２Ｇの径がサンギヤ６２Ａの径
よりも小さく且つプラネタリギヤ６２Ｆの径がプラネタ
リギヤ６２Ｂの径よりも大きいので、サンギヤ６２Ｇは
サンギヤ６２Ａよりも高速で回転する。即ち、中空軸１
１は左輪回転軸１３よりも高速で回転することになり、
変速機構６２は増速機構として機能するようになってい
る。Therefore, when the connecting member 63C is in the reverse drive state, the left wheel rotary shaft 13 is connected to the hub 64 and the connecting member 63.
The left wheel rotary shaft 13 is connected to the sun gear 62A via the C and the hub 65 so that the rotation of the left wheel rotary shaft 13 is changed from the sun gear 62A, the planetary gear 62B, the pinion shaft 62C to the planetary gear 6A.
It is output to the hollow shaft 11 through 2F and the sun gear 62G. Since the diameter of the sun gear 62G is smaller than the diameter of the sun gear 62A and the diameter of the planetary gear 62F is larger than the diameter of the planetary gear 62B, the sun gear 62G rotates faster than the sun gear 62A. That is, the hollow shaft 1
1 will rotate faster than the left wheel rotating shaft 13,
The transmission mechanism 62 functions as a speed increasing mechanism.

【０１７３】また、連結部材６３Ｃが前進状態のときに
は、左輪回転軸１３がハブ６４，連結部材６３Ｃ，ハブ
６６を介してサンギヤ６２Ｄと連結して、左輪回転軸１
３の回転は、サンギヤ６２Ｄ，プラネタリギヤ６２Ｅ，
ピニオンシャフト６２Ｃからプラネタリギヤ６２Ｆ，サ
ンギヤ６２Ｇを通じて中空軸１１に出力される。そし
て、サンギヤ６２Ｇの径がサンギヤ６２Ｄの径よりも大
きく且つプラネタリギヤ６２Ｆの径がプラネタリギヤ６
２Ｅの径よりも小さいので、サンギヤ６２Ｇはサンギヤ
６２Ｄよりも低速で回転する。即ち、中空軸１１は左輪
回転軸１３よりも低速で回転することになり、変速機構
６２は減速機構として機能するようになっている。When the connecting member 63C is in the forward state, the left wheel rotating shaft 13 is connected to the sun gear 62D via the hub 64, the connecting member 63C and the hub 66.
The rotation of 3 is performed by the sun gear 62D, the planetary gear 62E,
Output from the pinion shaft 62C to the hollow shaft 11 through the planetary gear 62F and the sun gear 62G. The diameter of the sun gear 62G is larger than the diameter of the sun gear 62D, and the diameter of the planetary gear 62F is the planetary gear 6.
Since it is smaller than the diameter of 2E, the sun gear 62G rotates at a lower speed than the sun gear 62D. That is, the hollow shaft 11 rotates at a lower speed than the left wheel rotary shaft 13, and the speed change mechanism 62 functions as a speed reduction mechanism.

【０１７４】そして、多板クラッチ機構１２は、この中
空軸１１と入力軸６Ａ側のデフケース８Ａとの間に介装
されており、この多板クラッチ機構１２を係合させるこ
とで、デフケース８Ａと中空軸１１との間で駆動力の授
受が行なわれるようになっている。The multi-disc clutch mechanism 12 is interposed between the hollow shaft 11 and the differential case 8A on the input shaft 6A side. By engaging the multi-disc clutch mechanism 12, the multi-disc clutch mechanism 12 is separated from the differential case 8A. The driving force is exchanged with the hollow shaft 11.

【０１７５】したがって、例えば、連結部材６３Ｃを後
進状態とすると、変速機構６２の出力部としての中空軸
１１は左輪回転軸１３よりも高速で回転して、比較的高
速の中空軸１１側からデフケース８Ａ側へと駆動力が返
送され、この分だけ、左輪回転軸１３側へ配分される駆
動力が減少して、逆に、右輪回転軸１４側へ配分される
駆動力は、この分だけ増加する。Therefore, for example, when the connecting member 63C is in the reverse drive state, the hollow shaft 11 as the output part of the speed change mechanism 62 rotates at a higher speed than the left wheel rotating shaft 13, and the diff case from the relatively high speed hollow shaft 11 side. The driving force is returned to the 8A side, and the driving force distributed to the left wheel rotating shaft 13 side decreases by this amount, and conversely, the driving force distributed to the right wheel rotating shaft 14 side corresponds to this amount. To increase.

【０１７６】また、例えば、連結部材６３Ｃを前進状態
とすると、変速機構６２の出力部としての中空軸１１は
左輪回転軸１３よりも低速で回転して、比較的高速のデ
フケース８Ａ側から中空軸１１側へと駆動力が返送さ
れ、この分だけ、左輪回転軸１３側へ配分される駆動力
が増加して、逆に、右輪回転軸１４側へ配分される駆動
力は、この分だけ減少する。Further, for example, when the connecting member 63C is moved forward, the hollow shaft 11 as the output portion of the speed change mechanism 62 rotates at a lower speed than the left wheel rotary shaft 13, and the hollow shaft 11 moves from the side of the differential case 8A at a relatively high speed. The driving force is returned to the 11 side, the driving force distributed to the left wheel rotating shaft 13 side increases by this amount, and conversely, the driving force distributed to the right wheel rotating shaft 14 side is this amount. Decrease.

【０１７７】本発明の第８実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、第
１〜７実施例と同様に、ブレーキ等のエネルギーロスを
用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のトルクの
所要量を他方に転送することによりトルク配分が調整さ
れるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、所望のトルク配分を得ることができる。Since the vehicle lateral drive force adjusting device as the eighth embodiment of the present invention is constructed as described above, the torque is adjusted by using the energy loss of the brake or the like as in the first to seventh embodiments. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the distribution, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss.

【０１７８】さらに、変速機構６２及び多板クラッチ機
構１２はそれぞれ１つだけ設ければよいので、スペース
上やコスト上で有利になる。Further, since only one transmission mechanism 62 and one multi-plate clutch mechanism 12 need to be provided, respectively, it is advantageous in terms of space and cost.

【０１７９】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、伝達容量可変制御式トルク伝達機構として、油圧式
や電磁式の多板クラッチ機構の他に、油圧式や電磁式の
摩擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ、さらには、電磁流体式
あるいは電磁粉体式クラッチ等の他のカップリングを用
いることもできる。 In this embodiment as well, as in the first embodiment, the transmission capacity variable control type torque transmission mechanism is a hydraulic type.
And electromagnetic type multi-disc clutch mechanism, hydraulic type and electromagnetic type friction clutches, VCU and HCU , and also electromagnetic fluid type
Or Ru can also be used other coupling such as an electromagnetic powder clutch.

【０１８０】次に、第９実施例について説明すると、こ
の装置をそなえた自動車の駆動系の全体構成は、図４に
示す第１実施例のものとほぼ同様であるので、ここでは
説明を省略する。Next, the ninth embodiment will be described. Since the entire structure of the drive system of an automobile equipped with this device is almost the same as that of the first embodiment shown in FIG. 4, its explanation is omitted here. To do.

【０１８１】この実施例では、図１８に示すように、第
１実施例（図１参照）と同様に、回転駆動力を入力され
る入力軸６Ａと、入力軸６Ａから入力された駆動力を出
力する左輪回転軸１３及び右輪回転軸１４とが設けられ
ており、回転軸１３，１４との間に車両用左右駆動力調
整装置が介装されている。In this embodiment, as shown in FIG. 18, similarly to the first embodiment (see FIG. 1), the input shaft 6A to which the rotational driving force is input and the driving force input from the input shaft 6A are A left wheel rotating shaft 13 and a right wheel rotating shaft 14 for outputting are provided, and a vehicle left-right driving force adjusting device is interposed between the rotating shafts 13 and 14.

【０１８２】そして、この車両用左右駆動力調整装置の
駆動力伝達制御機構９Ｉは、次のような構成により、左
輪回転軸１３と右輪回転軸１４との差動を許容しなが
ら、左輪回転軸１３と右輪回転軸１４とに伝達される駆
動力を所要の比率に配分できるようになっている。The driving force transmission control mechanism 9I of the vehicle left / right driving force adjusting device has the following structure, while allowing the differential between the left wheel rotating shaft 13 and the right wheel rotating shaft 14 while rotating the left wheel. The driving force transmitted to the shaft 13 and the right wheel rotating shaft 14 can be distributed in a required ratio.

【０１８３】すなわち、左輪回転軸１３と右輪回転軸１
４との間に、それぞれ変速機構９９と多板クラッチ機構
１２とが介装されており、この変速機構９９は、右輪回
転軸１４の回転速度を増速して出力することと減速して
出力することができ、増速して出力する状態（増速出力
状態）と減速して出力する状態（減速出力状態）とを切
り替える切替機構１０１が付設されている。このため、
変速機構９９及び多板クラッチ機構１２はそれぞれ１つ
だけ設けられている。That is, the left wheel rotary shaft 13 and the right wheel rotary shaft 1
4, a transmission mechanism 99 and a multi-disc clutch mechanism 12 are respectively interposed, and the transmission mechanism 99 accelerates and outputs the rotational speed of the right wheel rotary shaft 14 and decelerates it. A switching mechanism 101 is provided that switches between a state in which output is possible and output is increased (acceleration output state) and a state in which deceleration is output (deceleration output state). For this reason,
Only one transmission mechanism 99 and one multi-plate clutch mechanism 12 are provided.

【０１８４】上述の変速機構９９は、左輪回転軸１３と
これと平行な軸（カウンタシャフト）９９Ｃとの間にそ
れぞれ設けられた３組のギヤ機構で構成されている。す
なわち、カウンタシャフト９９Ｃの側には、小径のギヤ
９９Ａと大径のギヤ９９Ｂとがそなえられ、左輪回転軸
１３には、大径のギヤ１４Ａと小径のギヤ１４Ｂとがそ
なえられ、ギヤ９９Ａとギヤ１４Ａとが噛合し、ギヤ９
９Ｂとギヤ１４Ｂとが噛合している。ただし、ギヤ９９
Ａ，９９Ｂは、カウンタシャフト９９Ｃと切替機構１０
１を介して接続され、切替機構１０１の状態に応じて、
カウンタシャフト９９Ｃに対して相対回転したり、一体
回転しうるようになっている。The above-described speed change mechanism 99 is composed of three sets of gear mechanisms provided between the left wheel rotation shaft 13 and a shaft (counter shaft) 99C parallel thereto. That is, the counter shaft 99C side is provided with a small diameter gear 99A and a large diameter gear 99B, and the left wheel rotating shaft 13 is provided with a large diameter gear 14A and a small diameter gear 14B. Gear 14A meshes with gear 9
9B and the gear 14B are in mesh with each other. However, gear 99
A and 99B are the counter shaft 99C and the switching mechanism 10
1 via the switching mechanism 101, depending on the state of the switching mechanism 101,
It can rotate relative to the counter shaft 99C or can rotate integrally.

【０１８５】さらに、カウンタシャフト９９Ｃの左輪側
端部には中径のギヤ９９Ｄがそなえられ、左輪回転軸１
３の側には中径のギヤ１００Ｃがそなえられ、これらの
ギヤ９９Ｄ，１００Ｃが噛合している。そして、ギヤ１
００Ｃと左輪回転軸１３との間に多板クラッチ機構１２
が介装されている。Further, an intermediate diameter gear 99D is provided at the left wheel side end of the counter shaft 99C, and the left wheel rotating shaft 1
A gear 100C having a medium diameter is provided on the 3 side, and these gears 99D and 100C are meshed with each other. And gear 1
00C and the left wheel rotary shaft 13 between the multi-disc clutch mechanism 12
Is installed.

【０１８６】また、上述の切替機構１０１は、電磁式ア
クチュエータ（ソレノイド）１０１Ａと、このアクチュ
エータ１０１Ａで駆動されるスライドレバー１０１Ｂ
と、このスライドレバー１０１Ｂで駆動される連結部材
１０１Ｃと、カウンタシャフト９９Ｃに設けられたハブ
６７と、ギヤ９９Ａに結合されたハブ６８と、サンギヤ
９９Ｂに結合されたハブ６９とから構成される。なお、
電磁式アクチュエータ１０１Ａは、コントロールユニッ
ト１８によって作動を制御されるようになっている。The switching mechanism 101 described above includes an electromagnetic actuator (solenoid) 101A and a slide lever 101B driven by the actuator 101A.
A connecting member 101C driven by the slide lever 101B, a hub 67 provided on the counter shaft 99C, a hub 68 connected to the gear 99A, and a hub 69 connected to the sun gear 99B. In addition,
The operation of the electromagnetic actuator 101A is controlled by the control unit 18.

【０１８７】連結部材１０１Ｃは、ハブ６７とハブ６８
とにセレーション結合してこのハブ６７とハブ６８とを
一体に回転する態位と、ハブ６７とハブ６９とにセレー
ション結合してこのハブ６７とハブ６９とを一体に回転
する態位とをとりうるようになっている。The connecting member 101C includes a hub 67 and a hub 68.
And a position in which the hub 67 and the hub 68 rotate integrally with each other by serration connection, and a position in which the hub 67 and the hub 69 perform serration connection between the hub 67 and the hub 69 integrally rotate. It's getting better.

【０１８８】つまり、連結部材１０１Ｃが、スライドレ
バー１０１Ｂで後進状態（図１８中、左方に移動した状
態）に駆動されると、連結部材１０１Ｃを通じてハブ６
７とハブ６８とが一体に回転するようになり、スライド
レバー１０１Ｂで前進状態（図１７中、右方に移動した
状態）に駆動されると、連結部材１０１Ｃを通じてハブ
６７とハブ６９とが一体に回転するようになっている。That is, when the connecting member 101C is driven by the slide lever 101B to the reverse position (moved to the left in FIG. 18), the hub 6 is moved through the connecting member 101C.
7 and the hub 68 rotate integrally, and when driven by the slide lever 101B to the forward state (moved to the right in FIG. 17), the hub 67 and the hub 69 are integrated through the connecting member 101C. It is designed to rotate.

【０１８９】したがって、連結部材１０１Ｃが後進状態
のときには、右輪回転軸１４の回転が、ギヤ１４Ａ，９
９Ａ，ハブ６７，連結部材１０１Ｃ，ハブ６８を介して
カウンタシャフト９９Ｃに伝達され、さらに、ギヤ９９
Ｅ，１００Ｃを介して多板クラッチ機構１２に伝達され
るようになっている。このときには、ギヤ１４Ａ，９９
Ａ，９９Ｅ，１００Ｃの大きさ（歯数）の関係で、ギヤ
１００Ｃは右輪回転軸１４よりも高速で回転する。つま
り、右輪回転軸１４の回転は増速されてギヤ１００Ｃに
出力される。Therefore, when the connecting member 101C is in the reverse drive state, the rotation of the right wheel rotary shaft 14 is changed to the gears 14A, 9A.
9A, the hub 67, the connecting member 101C, and the hub 68, and is transmitted to the counter shaft 99C.
It is adapted to be transmitted to the multi-disc clutch mechanism 12 via E and 100C. At this time, the gears 14A, 99
Due to the size (number of teeth) of A, 99E, and 100C, the gear 100C rotates at a higher speed than the right wheel rotation shaft 14. That is, the rotation of the right wheel rotation shaft 14 is accelerated and output to the gear 100C.

【０１９０】また、連結部材１０１Ｃが前進状態のとき
には、右輪回転軸１４の回転が、ギヤ１４Ｂ，９９Ｂ，
ハブ６７，連結部材１０１Ｃ，ハブ６９を介してカウン
タシャフト９９Ｃに伝達され、さらに、ギヤ９９Ｅ，１
００Ｃを介して多板クラッチ機構１２に伝達されるよう
になっている。このときには、ギヤ１４Ｂ，９９Ｂ，９
９Ｅ，１００Ｃの大きさ（歯数）の関係で、ギヤ１００
Ｃは右輪回転軸１４よりも低速で回転する。つまり、右
輪回転軸１４の回転は減速されてギヤ１００Ｃに出力さ
れる。Further, when the connecting member 101C is in the forward movement state, the rotation of the right wheel rotary shaft 14 is changed by the gears 14B, 99B,
It is transmitted to the counter shaft 99C via the hub 67, the connecting member 101C, and the hub 69.
It is adapted to be transmitted to the multi-disc clutch mechanism 12 via 00C. At this time, the gears 14B, 99B, 9
Due to the size (number of teeth) of 9E and 100C, the gear 100
C rotates at a lower speed than the right wheel rotation shaft 14. That is, the rotation of the right wheel rotary shaft 14 is decelerated and output to the gear 100C.

【０１９１】つまり、連結部材１０１Ｃが後進状態のと
きに多板クラッチ機構１２を係合させると、増速された
ギヤ１００Ｃの側のクラッチプレートの方が、左輪回転
軸１３の側のクラッチプレートよりも高速回転するの
で、右輪回転軸１４側から左輪回転軸１３側にトルクが
伝達される。That is, when the multi-plate clutch mechanism 12 is engaged when the connecting member 101C is in the reverse drive state, the clutch plate on the side of the gear 100C, which has been accelerated, is more than the clutch plate on the side of the left wheel rotary shaft 13. Since it also rotates at high speed, torque is transmitted from the right wheel rotary shaft 14 side to the left wheel rotary shaft 13 side.

【０１９２】また、連結部材１０１Ｃが前進状態のとき
に多板クラッチ機構１２を係合させると、減速されたギ
ヤ１００Ｃの側のクラッチプレートの方が、左輪回転軸
１３の側のクラッチプレートよりも低速回転するので、
左輪回転軸１３側から右輪回転軸１４側にトルクが伝達
される。Further, when the multi-plate clutch mechanism 12 is engaged when the connecting member 101C is in the forward drive state, the clutch plate on the side of the reduced gear 100C is closer to the clutch plate on the side of the left wheel rotary shaft 13. Because it rotates at a low speed,
Torque is transmitted from the left wheel rotary shaft 13 side to the right wheel rotary shaft 14 side.

【０１９３】本発明の第９実施例としての車両用左右駆
動力調整装置は、上述のように構成されているので、第
１〜８実施例と同様に、ブレーキ等のエネルギーロスを
用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のトルクの
所要量を他方に転送することによりトルク配分が調整さ
れるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来する
ことなく、所望のトルク配分を得ることができる。さら
に、変速機構９９及び多板クラッチ機構１２はそれぞれ
１つだけ設ければよいので、スペース上やコスト上で有
利になる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the ninth embodiment of the present invention is constructed as described above, the torque is adjusted by using the energy loss of the brake or the like as in the first to eighth embodiments. Since the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the distribution, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss. Furthermore, since it is necessary to provide only one each of the transmission mechanism 99 and the multi-plate clutch mechanism 12, it is advantageous in terms of space and cost.

【０１９４】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、伝達容量可変制御式トルク伝達機構として、油圧式
や電磁式の多板クラッチ機構の他に、油圧式や電磁式の
摩擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ、さらには、電磁流体式
あるいは電磁粉体式クラッチ等の他のカップリングを用
いることもできる。 In this embodiment as well, as in the first embodiment, the transmission capacity variable control type torque transmission mechanism is a hydraulic type.
And electromagnetic type multi-disc clutch mechanism, hydraulic type and electromagnetic type friction clutches, VCU and HCU , and also electromagnetic fluid type
Or Ru can also be used other coupling such as an electromagnetic powder clutch.

【０１９５】次に、第１０実施例について説明すると、
図１９に示すように、この車両用左右駆動力調整装置を
そなえた自動車は前輪駆動車であって、本装置は否駆動
輪（エンジン出力を与えられない車輪）である後輪１
５，１６の側に設けられ、その駆動力伝達制御機構９０
Ａは、後輪１５，１６の回転軸１３，１４の間に設け
ら、第１実施例の駆動力伝達制御機構９Ａを否駆動輪に
適用したものである。Next, the tenth embodiment will be described.
As shown in FIG. 19, a vehicle equipped with this vehicle left-right driving force adjusting device is a front-wheel drive vehicle, and this device is a rear-wheel 1 which is a non-driving wheel (wheel to which engine output is not given)
5, 16 are provided on the side of the driving force transmission control mechanism 90.
Reference character A is provided between the rotary shafts 13 and 14 of the rear wheels 15 and 16, and the drive force transmission control mechanism 9A of the first embodiment is applied to the non-drive wheels.

【０１９６】つまり、図１９，２０に示すように、後輪
１５，１６の回転軸１３，１４は、互いに独立している
が、右輪回転軸１４側には変速機構９１が設けられ、左
輪回転軸１３側には変速機構９２が設けられており、変
速機構９１の出力部と左輪回転軸１３との間には油圧式
多板クラッチ機構９３が介装され、変速機構９２の出力
部と左輪回転軸１４と連動して等速回転する中空軸９５
との間には第１実施例と同様にコントローラ１８で制御
される油圧式多板クラッチ機構９４が介装されている。
なお、９３Ａ，９３Ｂ，９４Ａ，９４Ｂはクラッチプレ
ートである。That is, as shown in FIGS. 19 and 20, the rotary shafts 13 and 14 of the rear wheels 15 and 16 are independent of each other, but the transmission mechanism 91 is provided on the right wheel rotary shaft 14 side, and the left wheel is provided. A speed change mechanism 92 is provided on the rotary shaft 13 side, and a hydraulic multi-plate clutch mechanism 93 is interposed between the output part of the speed change mechanism 91 and the left wheel rotary shaft 13, and is connected to the output part of the speed change mechanism 92. Hollow shaft 95 that rotates at a constant speed in conjunction with the left wheel rotating shaft 14
A hydraulic multi-plate clutch mechanism 94 controlled by the controller 18 is interposed between the and, as in the first embodiment.
Note that 93A, 93B, 94A, 94B are clutch plates.

【０１９７】このうち、変速機構９１は、右輪回転軸１
４に一体回転するように取り付けられたサンギヤ９１Ａ
と、サンギヤ９１Ａと噛合するプラネタリギヤ９１Ｂ
と、このプラネタリギヤ９１Ｂを枢支するプラネタリシ
ャフト９１Ｃに設置されプラネタリギヤ９１Ｂと一体回
転するプラネタリギヤ９１Ｄと、プラネタリギヤ９１Ｄ
と噛合するサンギヤ９３Ｃとから構成される。Of these, the speed change mechanism 91 is the right wheel rotating shaft 1
Sun gear 91A attached to 4 to rotate integrally
And a planetary gear 91B that meshes with the sun gear 91A
And a planetary gear 91D that is installed on a planetary shaft 91C that pivotally supports this planetary gear 91B and that rotates integrally with the planetary gear 91B, and a planetary gear 91D.
And a sun gear 93C that meshes with.

【０１９８】そして、サンギヤ９３Ｃはサンギヤ９１Ａ
よりも大径に設定され、プラネタリギヤ９１Ｄはプラネ
タリギヤ９１Ｂよりも大径に設定され小径に設定されて
いるので、サンギヤ９３Ｃはサンギヤ９１Ａよりも低速
で回転する。したがって、変速機構９１は、右輪回転軸
１４の回転を減速してサンギヤ９３Ｃの回転として出力
するようになっている。The sun gear 93C is the sun gear 91A.
Since the planetary gear 91D is set to have a larger diameter than the planetary gear 91B and the planetary gear 91D is set to have a smaller diameter than the planetary gear 91B, the sun gear 93C rotates at a lower speed than the sun gear 91A. Therefore, the speed change mechanism 91 decelerates the rotation of the right wheel rotary shaft 14 and outputs it as the rotation of the sun gear 93C.

【０１９９】このため、油圧式多板クラッチ機構９３が
係合すると、減速されたサンギヤ９３Ｃ側のクラッチプ
レート９３Ａよりも左輪回転軸１３側のクラッチプレー
ト９３Ｂの方が回転が速いので、左輪回転軸１３側から
サンギヤ９３Ｃ側つまり右輪回転軸１４側へ駆動力が伝
達される。Therefore, when the hydraulic multi-plate clutch mechanism 93 is engaged, the clutch plate 93B on the left wheel rotation shaft 13 side rotates faster than the decelerated clutch plate 93A on the sun gear 93C side. The driving force is transmitted from the 13 side to the sun gear 93C side, that is, the right wheel rotating shaft 14 side.

【０２００】この場合、左輪回転軸１３及び右輪回転軸
１４は共に否駆動輪の回転軸なのでエンジンからの駆動
力は供給されないが、左輪回転軸１３は路面から受ける
回転反力を右輪回転軸１４へ与えることになる。つま
り、左輪回転軸１３に連結された左輪１５は路面に制動
力を与えこの一方で路面から回転反力を受け、右輪回転
軸１４に連結された右輪１６は左輪回転軸１３側から受
けた駆動力を路面に与えるようになる。制動力は負の駆
動力と考えられるので、否駆動輪でありながら、左輪回
転軸１３と右輪回転軸１４との駆動力配分が調整される
ことになる。In this case, since the left wheel rotary shaft 13 and the right wheel rotary shaft 14 are both non-driving wheel rotary shafts, the driving force from the engine is not supplied, but the left wheel rotary shaft 13 rotates the reaction force received from the road surface into the right wheel. It will be given to the shaft 14. That is, the left wheel 15 connected to the left wheel rotating shaft 13 gives a braking force to the road surface, while receiving a rotational reaction force from the road surface, and the right wheel 16 connected to the right wheel rotating shaft 14 receives from the left wheel rotating shaft 13 side. It gives the driving force to the road surface. Since the braking force is considered to be a negative driving force, the driving force distribution between the left wheel rotating shaft 13 and the right wheel rotating shaft 14 is adjusted even though the driving wheels are non-driving wheels.

【０２０１】また、変速機構９２は、左輪回転軸１４に
一体回転するように取り付けられたサンギヤ９２Ａと、
サンギヤ９２Ａと噛合するプラネタリギヤ９２Ｂと、こ
のプラネタリギヤ９２Ｂを枢支するプラネタリシャフト
９２Ｃに設置されプラネタリギヤ９２Ｂと一体回転する
プラネタリギヤ９２Ｄと、プラネタリギヤ９２Ｄと噛合
するサンギヤ９４Ｃとから構成される。Further, the speed change mechanism 92 includes a sun gear 92A attached to the left wheel rotary shaft 14 so as to rotate integrally therewith,
A planetary gear 92B that meshes with the sun gear 92A, a planetary gear 92D that is installed on a planetary shaft 92C that pivotally supports the planetary gear 92B and rotates integrally with the planetary gear 92B, and a sun gear 94C that meshes with the planetary gear 92D.

【０２０２】そして、サンギヤ９４Ｃはサンギヤ９２Ａ
よりも大径に設定され、プラネタリギヤ９２Ｄはプラネ
タリギヤ９２Ｂよりも大径に設定され小径に設定されて
いるので、サンギヤ９４Ｃはサンギヤ９２Ａよりも低速
で回転する。したがって、変速機構９２は、左輪回転軸
１３の回転を減速してサンギヤ９４Ｃの回転として出力
するようになっている。The sun gear 94C is the sun gear 92A.
Since the planetary gear 92D is set to have a larger diameter than the planetary gear 92B and the planetary gear 92D is set to have a smaller diameter than the planetary gear 92B, the sun gear 94C rotates at a lower speed than the sun gear 92A. Therefore, the speed change mechanism 92 decelerates the rotation of the left wheel rotation shaft 13 and outputs it as the rotation of the sun gear 94C.

【０２０３】また、油圧式多板クラッチ機構９４の一方
のクラッチプレート９４Ｂの取り付けられる中空軸９５
は、これと一体回転するサンギヤ９５Ａ，このサンギヤ
９５Ａと噛合してプラネタリシャフト９１Ｃに取り付け
られたプラネタリギヤ９１Ｅ，プラネタリシャフト９１
Ｃ，プラネタリギヤ９１Ｂ及びサンギヤ９１Ａを介し
て、右輪回転軸１４と連係されている。A hollow shaft 95 to which one clutch plate 94B of the hydraulic multi-plate clutch mechanism 94 is attached.
Is a sun gear 95A that rotates integrally therewith, a planetary gear 91E engaged with the sun gear 95A and attached to the planetary shaft 91C, and a planetary shaft 91.
C, the planetary gear 91B, and the sun gear 91A are linked with the right wheel rotating shaft 14.

【０２０４】そして、サンギヤ９５Ａがサンギヤ９１Ａ
と同径に設定され、プラネタリギヤ９１Ｅがプラネタリ
ギヤ９１Ｂと同径に設定されているので、中空軸９５
は、常に右輪回転軸１４と等しい速度で連動するように
なっている。The sun gear 95A is replaced by the sun gear 91A.
Since the planetary gear 91E is set to have the same diameter as the planetary gear 91B, the hollow shaft 95
Are always linked at the same speed as the right wheel rotation shaft 14.

【０２０５】このため、油圧式多板クラッチ機構９４が
係合すると、減速されたサンギヤ９４Ｃ側のクラッチプ
レート９４Ａよりも中空軸９５側（つまり、右輪回転軸
１４側）のクラッチプレート９４Ｂの方が回転が速いの
で、右輪回転軸１４側から左輪回転軸１３側へ駆動力が
伝達される。For this reason, when the hydraulic multi-plate clutch mechanism 94 is engaged, the clutch plate 94B on the hollow shaft 95 side (that is, on the right wheel rotating shaft 14 side) is closer to the clutch plate 94B than the decelerated sun gear 94C side clutch plate 94A. , The driving force is transmitted from the right wheel rotary shaft 14 side to the left wheel rotary shaft 13 side.

【０２０６】この場合にも、左輪回転軸１３及び右輪回
転軸１４は共に否駆動輪の回転軸なのでエンジンからの
駆動力は供給されないが、右輪回転軸１４は路面から受
ける回転反力を左輪回転軸１３へ与えることになる。つ
まり、右輪回転軸１４に連結された右輪１６は路面に制
動力を与えこの一方で路面から回転反力を受け、左輪回
転軸１３に連結された左輪１５は右輪回転軸１４側から
受けた駆動力を路面に与えるようになり、否駆動輪であ
りながら、左輪回転軸１３と右輪回転軸１４との駆動力
配分が調整されることになる。Also in this case, since the left wheel rotary shaft 13 and the right wheel rotary shaft 14 are both non-driving wheel rotary shafts, the driving force from the engine is not supplied, but the right wheel rotary shaft 14 receives the rotational reaction force received from the road surface. It is applied to the left wheel rotating shaft 13. That is, the right wheel 16 connected to the right wheel rotating shaft 14 gives a braking force to the road surface, while receiving a rotational reaction force from the road surface, the left wheel 15 connected to the left wheel rotating shaft 13 receives the right wheel rotating shaft 14 from the right wheel rotating shaft 14 side. The received driving force is applied to the road surface, and the driving force distribution between the left wheel rotating shaft 13 and the right wheel rotating shaft 14 is adjusted even though the driving wheels are non-driving wheels.

【０２０７】本発明の第１０実施例としての車両用左右
駆動力調整装置は、上述のように構成されているので、
エンジンからの駆動力を受けない否駆動輪でありなが
ら、左右駆動力配分を調整できるようになり、かかる調
整を利用して、例えば、車両の旋回性能を向上させた
り、走行安定性を向上させたりできるようになる。The vehicle lateral drive force adjusting device as the tenth embodiment of the present invention is constructed as described above,
Even if it is a drive wheel that does not receive the drive force from the engine, it becomes possible to adjust the left and right drive force distribution.By using such adjustment, for example, the turning performance of the vehicle is improved or the running stability is improved. You will be able to.

【０２０８】また、この場合も、ブレーキ等のエネルギ
ーロスを用いてトルク配分を調整するのでなく、一方の
トルクの所要量を他方に転送することによりトルク配分
が調整されるため、大きなトルクロスやエネルギロスを
招来することなく、所望のトルク配分を得ることができ
る。Also in this case, the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the torque distribution by using the energy loss of the brake or the like. A desired torque distribution can be obtained without causing a loss.

【０２０９】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、伝達容量可変制御式トルク伝達機構として、油圧式
や電磁式の多板クラッチ機構の他に、油圧式や電磁式の
摩擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ、さらには、電磁流体式
あるいは電磁粉体式クラッチ等の他のカップリングを用
いることもできる。 In this embodiment as well, as in the first embodiment, the transmission capacity variable control type torque transmission mechanism is a hydraulic type.
And electromagnetic type multi-disc clutch mechanism, hydraulic type and electromagnetic type friction clutches, VCU and HCU , and also electromagnetic fluid type
Or Ru can also be used other coupling such as an electromagnetic powder clutch.

【０２１０】次に、第１１実施例について説明すると、
図２１に示すように、この車両用左右駆動力調整装置を
そなえた自動車も前輪駆動車であって、本装置は否駆動
輪である後輪１５，１６の側に設けられ、その駆動力伝
達制御機構９０Ｂは、後輪１５，１６の回転軸１３，１
４の間に設けられており、第５実施例の機構９Ｅを否駆
動輪に適用したものである。The eleventh embodiment will be described below.
As shown in FIG. 21, a vehicle equipped with this vehicle left-right driving force adjusting device is also a front-wheel drive vehicle, and this device is provided on the side of rear wheels 15 and 16 which are non-driving wheels, and the driving force transmission thereof is performed. The control mechanism 90B includes the rotary shafts 13 and 1 of the rear wheels 15 and 16.
The mechanism 9E of the fifth embodiment is applied to the non-driving wheels.

【０２１１】つまり、図２１，２２に示すように、後輪
１５，１６の回転軸１３，１４は、互いに独立している
が、これらの回転軸１３，１４間には変速機構９６が設
けられ、左輪回転軸１３側には、変速機構９６の増速出
力部との間に油圧式多板クラッチ機構９７が設けられ、
変速機構９６の減速出力部との間に油圧式多板クラッチ
機構９８が設けられている。That is, as shown in FIGS. 21 and 22, the rotary shafts 13 and 14 of the rear wheels 15 and 16 are independent of each other, but the speed change mechanism 96 is provided between the rotary shafts 13 and 14. A hydraulic multi-plate clutch mechanism 97 is provided on the left wheel rotary shaft 13 side between the speed increasing output portion of the speed change mechanism 96,
A hydraulic multi-plate clutch mechanism 98 is provided between the speed change mechanism 96 and the deceleration output portion.

【０２１２】変速機構９６は、右輪回転軸１４に設けら
れたギヤ１４Ａと、回転軸１３，１４と平行に設置され
た軸（カウンタシャフト）９６Ｂと、このカウンタシャ
フト９６Ｂに設けられてギヤ１４Ａと噛合するギヤ９６
Ａと、油圧式多板クラッチ機構９７を介して左輪回転軸
１３側に設けられたギヤ９７Ｃと、油圧式多板クラッチ
機構９８を介して左輪回転軸１３側に設けられたギヤ９
８Ｃと、カウンタシャフト９６Ｂに設けられてギヤ９７
Ｃと噛合するギヤ９６Ｃと、カウンタシャフト９６Ｂに
設けられてギヤ９８Ｃと噛合するギヤ９６Ｄとから構成
される。The speed change mechanism 96 includes a gear 14A provided on the right wheel rotary shaft 14, a shaft (counter shaft) 96B installed parallel to the rotary shafts 13 and 14, and a gear 14A provided on the counter shaft 96B. Gear 96 meshing with
A, a gear 97C provided on the left wheel rotary shaft 13 side via a hydraulic multi-plate clutch mechanism 97, and a gear 9C provided on the left wheel rotary shaft 13 side via a hydraulic multi-plate clutch mechanism 98.
8C and the gear 97 provided on the counter shaft 96B.
A gear 96C meshing with C and a gear 96D provided on the counter shaft 96B and meshing with the gear 98C are configured.

【０２１３】そして、ギヤ９７Ｃはギヤ１４Ａよりも小
径に、ギヤ９８Ｃはギヤ１４Ａよりも大径に設定され、
ギヤ９６Ｃはギヤ９６Ａよりも大径に、ギヤ９６Ｄはギ
ヤ９６Ａよりも小径に設定されている。The gear 97C is set to have a smaller diameter than the gear 14A, and the gear 98C is set to have a larger diameter than the gear 14A.
The gear 96C has a larger diameter than the gear 96A, and the gear 96D has a smaller diameter than the gear 96A.

【０２１４】したがって、ギヤ９７Ｃは、ギヤ１４Ａ，
ギヤ９６Ａ，ギヤ９６Ｃ，ギヤ９７Ｃのルートで回転力
を伝達されて、ギヤ１４Ａよりも高速で回転し、このギ
ヤ９７Ｃが変速機構９６の増速出力部となっている。ま
た、ギヤ９８Ｃは、ギヤ１４Ａ，ギヤ９６Ａ，ギヤ９６
Ｄ，ギヤ９８Ｃのルートで回転力を伝達されて、ギヤ１
４Ａよりも低速で回転し、このギヤ９８Ｃが変速機構９
６の減速出力部となっている。Therefore, the gear 97C includes the gear 14A,
Rotational force is transmitted through the route of the gear 96A, the gear 96C, and the gear 97C, and the gear 97C rotates at a higher speed than the gear 14A. This gear 97C serves as a speed increasing output portion of the speed change mechanism 96. Further, the gear 98C includes the gear 14A, the gear 96A, and the gear 96.
Rotational force is transmitted by the route of D and gear 98C, and gear 1
It rotates at a speed slower than 4A, and this gear 98C changes gears 9C.
6 deceleration output section.

【０２１５】このため、油圧式多板クラッチ機構９７が
係合すると、増速されたギヤ９７Ｃ側のクラッチプレー
ト９７Ｂよりも左輪回転軸１３側のクラッチプレート９
７Ａの方が回転が遅いので、右輪回転軸１４側から左輪
回転軸１３側へ駆動力が伝達される。Therefore, when the hydraulic multi-plate clutch mechanism 97 is engaged, the clutch plate 9 on the left wheel rotation shaft 13 side is more than the clutch plate 97B on the gear 97C side, which has been accelerated.
Since 7A rotates slower, the driving force is transmitted from the right wheel rotating shaft 14 side to the left wheel rotating shaft 13 side.

【０２１６】逆に、油圧式多板クラッチ機構９８が係合
すると、減速されたギヤ９８Ｃ側のクラッチプレート９
８Ｂよりも左輪回転軸１３側のクラッチプレート９８Ａ
の方が回転が速いので、左輪回転軸１３側から右輪回転
軸１４側へ駆動力が伝達される。On the contrary, when the hydraulic multi-plate clutch mechanism 98 is engaged, the clutch plate 9 on the reduced gear 98C side is engaged.
Clutch plate 98A closer to the left wheel rotary shaft 13 than 8B
Since the rotation is faster, the driving force is transmitted from the left wheel rotary shaft 13 side to the right wheel rotary shaft 14 side.

【０２１７】この場合も、左輪回転軸１３及び右輪回転
軸１４は共に否駆動輪の回転軸なのでエンジンからの駆
動力は供給されないが、駆動力を与える側の回転軸１３
又は１４は路面から受ける回転反力を一方の回転軸１４
又は１３へ与えることになる。つまり、駆動力を与える
側の回転軸１３又は１４に連結された車輪１５又は１６
は路面に制動力を与えこの一方で路面から回転反力を受
け、駆動力を受ける側の回転軸１４又は１３に連結され
た右輪１６又は１５はこの回転反力を受けて駆動力とし
て路面に伝えるようになる。Also in this case, since the left wheel rotary shaft 13 and the right wheel rotary shaft 14 are both non-driving wheel rotary shafts, the driving force from the engine is not supplied, but the rotary shaft 13 on the side of giving the driving force.
Or, 14 is one of the rotary shafts 14 that receives the rotational reaction force received from the road surface.
Or it will be given to 13. That is, the wheels 15 or 16 connected to the rotating shaft 13 or 14 on the side that gives the driving force.
Applies a braking force to the road surface while receiving a rotational reaction force from the road surface, and the right wheel 16 or 15 connected to the rotating shaft 14 or 13 on the side receiving the driving force receives this rotational reaction force and receives the driving force as a driving force on the road surface. Will be told to.

【０２１８】本発明の第１１実施例としての車両用左右
駆動力調整装置は、上述のように構成されているので、
エンジンからの駆動力を受けない否駆動輪でありなが
ら、左右駆動力配分を調整できるようになり、かかる調
整を利用して、例えば、車両の旋回性能を向上させた
り、走行安定性を向上させたりできるようになる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the 11th embodiment of the present invention is constructed as described above,
Even if it is a drive wheel that does not receive the drive force from the engine, it becomes possible to adjust the left and right drive force distribution.By using such adjustment, for example, the turning performance of the vehicle is improved or the running stability is improved. You will be able to.

【０２１９】また、この場合も、ブレーキ等のエネルギ
ーロスを用いてトルク配分を調整するのでなく、一方の
トルクの所要量を他方に転送することによりトルク配分
が調整されるため、大きなトルクロスやエネルギロスを
招来することなく、所望のトルク配分を得ることができ
る。Also in this case, the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the torque distribution by using the energy loss of the brake or the like. A desired torque distribution can be obtained without causing a loss.

【０２２０】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、伝達容量可変制御式トルク伝達機構として、油圧式
や電磁式の多板クラッチ機構の他に、油圧式や電磁式の
摩擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ、さらには、電磁流体式
あるいは電磁粉体式クラッチ等の他のカップリングを用
いることもできる。 In this embodiment as well, as in the first embodiment, the transmission capacity variable control type torque transmission mechanism is a hydraulic type.
And electromagnetic type multi-disc clutch mechanism, hydraulic type and electromagnetic type friction clutches, VCU and HCU , and also electromagnetic fluid type
Or Ru can also be used other coupling such as an electromagnetic powder clutch.

【０２２１】次に、第１２実施例について説明すると、
図２３に示すように、この車両用左右駆動力調整装置を
そなえた自動車も前輪駆動車であって、本装置は否駆動
輪である後輪１５，１６の側に設けられ、その駆動力伝
達制御機構９０Ｃは、後輪１５，１６の回転軸１３，１
４の間に設けられており、第９実施例の機構９Ｉを否駆
動輪に適用したものである。Next, the twelfth embodiment will be described.
As shown in FIG. 23, a vehicle equipped with this vehicle left / right driving force adjusting device is also a front-wheel drive vehicle, and this device is provided on the side of rear wheels 15 and 16 which are non-driving wheels, and the driving force transmission thereof is performed. The control mechanism 90C includes the rotary shafts 13 and 1 of the rear wheels 15 and 16.
The mechanism 9I of the ninth embodiment is applied to the non-driving wheels.

【０２２２】つまり、図２３，２４に示すように、後輪
１５，１６の回転軸１３，１４は、互いに独立している
が、これらの左輪回転軸１３と右輪回転軸１４との間に
は、変速機構９９と多板クラッチ機構１２とが介装され
ており、この変速機構９９は、右輪回転軸１４の回転速
度を増速して出力することと減速して出力することがで
き、増速して出力する状態（増速出力状態）と減速して
出力する状態（減速出力状態）とを切り替える切替機構
１０１が付設されている。このため、変速機構９９及び
多板クラッチ機構１２はそれぞれ１つだけ設けられてい
る。That is, as shown in FIGS. 23 and 24, the rotary shafts 13 and 14 of the rear wheels 15 and 16 are independent of each other, but between the rotary shaft 13 of the left wheel and the rotary shaft 14 of the right wheel. Includes a transmission mechanism 99 and a multi-disc clutch mechanism 12. The transmission mechanism 99 can increase and output the rotational speed of the right wheel rotary shaft 14 and can output it after decelerating. A switching mechanism 101 for switching between a state in which the speed is increased and output (acceleration output state) and a state in which the speed is reduced and output (deceleration output state) are additionally provided. Therefore, only one transmission mechanism 99 and one multi-plate clutch mechanism 12 are provided.

【０２２３】上述の変速機構９９は、左輪回転軸１３と
これと平行な軸（カウンタシャフト）９９Ｃとの間にそ
れぞれ設けられた３組のギヤ機構で構成されている。す
なわち、カウンタシャフト９９Ｃの側には、小径のギヤ
９９Ａと大径のギヤ９９Ｂとがそなえられ、左輪回転軸
１３には、大径のギヤ１４Ａと小径のギヤ１４Ｂとがそ
なえられ、ギヤ９９Ａとギヤ１４Ａとが噛合し、ギヤ９
９Ｂとギヤ１４Ｂとが噛合している。The above-described speed change mechanism 99 is composed of three sets of gear mechanisms provided between the left wheel rotary shaft 13 and a shaft (counter shaft) 99C parallel thereto. That is, the counter shaft 99C side is provided with a small diameter gear 99A and a large diameter gear 99B, and the left wheel rotating shaft 13 is provided with a large diameter gear 14A and a small diameter gear 14B. Gear 14A meshes with gear 9
9B and the gear 14B are in mesh with each other.

【０２２４】ただし、ギヤ９９Ａ，９９Ｂは、カウンタ
シャフト９９Ｃと切替機構１０１を介して接続され、切
替機構１０１の状態に応じて、カウンタシャフト９９Ｃ
に対して相対回転したり、一体回転しうるようになって
いる。However, the gears 99A and 99B are connected to the counter shaft 99C via the switching mechanism 101, and depending on the state of the switching mechanism 101, the counter shaft 99C.
It can rotate relative to or can rotate integrally.

【０２２５】さらに、カウンタシャフト９９Ｃの側には
中径のギヤ９９Ｅがそなえられ、左輪回転軸１３の側に
は中径のギヤ１００Ｃがそなえられ、これらのギヤ９９
Ｅ，１００Ｃが噛合している。そして、ギヤ１００Ｃと
左輪回転軸１３との間に多板クラッチ機構１２が介装さ
れている。Further, the counter shaft 99C side is provided with a medium diameter gear 99E, and the left wheel rotary shaft 13 side is provided with a medium diameter gear 100C.
E and 100C are meshed. The multi-plate clutch mechanism 12 is interposed between the gear 100C and the left wheel rotary shaft 13.

【０２２６】また、上述の切替機構１０１は、電磁式ア
クチュエータ（ソレノイド）１０１Ａと、このアクチュ
エータ１０１Ａで駆動されるスライドレバー１０１Ｂ
と、このスライドレバー１０１Ｂで駆動される連結部材
１０１Ｃと、カウンタシャフト９９Ｃに設けられたハブ
６７と、ギヤ９９Ａに結合されたハブ６８と、サンギヤ
９９Ｂに結合されたハブ６９とから構成される。なお、
電磁式アクチュエータ１０１Ａは、コントロールユニッ
ト１８によって作動を制御されるようになっている。The switching mechanism 101 described above includes an electromagnetic actuator (solenoid) 101A and a slide lever 101B driven by the actuator 101A.
A connecting member 101C driven by the slide lever 101B, a hub 67 provided on the counter shaft 99C, a hub 68 connected to the gear 99A, and a hub 69 connected to the sun gear 99B. In addition,
The operation of the electromagnetic actuator 101A is controlled by the control unit 18.

【０２２７】連結部材１０１Ｃは、ハブ６７とハブ６８
とにセレーション結合してこのハブ６７とハブ６８とを
一体に回転する態位と、ハブ６７とハブ６９とにセレー
ション結合してこのハブ６７とハブ６９とを一体に回転
する態位とをとりうるようになっている。The connecting member 101C includes a hub 67 and a hub 68.
And a position in which the hub 67 and the hub 68 rotate integrally with each other by serration connection, and a position in which the hub 67 and the hub 69 perform serration connection between the hub 67 and the hub 69 integrally rotate. It's getting better.

【０２２８】つまり、連結部材１０１Ｃが、スライドレ
バー１０１Ｂで後進状態（図１８中、左方に移動した状
態）に駆動されると、連結部材１０１Ｃを通じてハブ６
７とハブ６８とが一体に回転するようになり、スライド
レバー１０１Ｂで前進状態（図１７中、右方に移動した
状態）に駆動されると、連結部材１０１Ｃを通じてハブ
６７とハブ６９とが一体に回転するようになっている。That is, when the connecting member 101C is driven by the slide lever 101B to the reverse position (moved to the left in FIG. 18), the hub 6 is moved through the connecting member 101C.
7 and the hub 68 rotate integrally, and when driven by the slide lever 101B to the forward state (moved to the right in FIG. 17), the hub 67 and the hub 69 are integrated through the connecting member 101C. It is designed to rotate.

【０２２９】したがって、連結部材１０１Ｃが後進状態
のときには、右輪回転軸１４の回転が、ギヤ１４Ａ，９
９Ａ，ハブ６７，連結部材１０１Ｃ，ハブ６８を介して
カウンタシャフト９９Ｃに伝達され、さらに、ギヤ９９
Ｅ，１００Ｃを介して多板クラッチ機構１２に伝達され
るようになっている。このときには、ギヤ１４Ａ，９９
Ａ，９９Ｅ，１００Ｃの大きさ（歯数）の関係で、ギヤ
１００Ｃは右輪回転軸１４よりも高速で回転する。つま
り、右輪回転軸１４の回転は増速されてギヤ１００Ｃに
出力される。Therefore, when the connecting member 101C is in the reverse drive state, the rotation of the right wheel rotary shaft 14 is changed to the gears 14A and 9A.
9A, the hub 67, the connecting member 101C, and the hub 68, and is transmitted to the counter shaft 99C.
It is adapted to be transmitted to the multi-disc clutch mechanism 12 via E and 100C. At this time, the gears 14A, 99
Due to the size (number of teeth) of A, 99E, and 100C, the gear 100C rotates at a higher speed than the right wheel rotation shaft 14. That is, the rotation of the right wheel rotation shaft 14 is accelerated and output to the gear 100C.

【０２３０】また、連結部材１０１Ｃが前進状態のとき
には、右輪回転軸１４の回転が、ギヤ１４Ｂ，９９Ｂ，
ハブ６７，連結部材１０１Ｃ，ハブ６９を介してカウン
タシャフト９９Ｃに伝達され、さらに、ギヤ９９Ｅ，１
００Ｃを介して多板クラッチ機構１２に伝達されるよう
になっている。このときには、ギヤ１４Ｂ，９９Ｂ，９
９Ｅ，１００Ｃの大きさ（歯数）の関係で、ギヤ１００
Ｃは右輪回転軸１４よりも低速で回転する。つまり、右
輪回転軸１４の回転は減速されてギヤ１００Ｃに出力さ
れる。Further, when the connecting member 101C is in the forward movement state, the rotation of the right wheel rotary shaft 14 is changed to the gears 14B, 99B,
It is transmitted to the counter shaft 99C via the hub 67, the connecting member 101C, and the hub 69.
It is adapted to be transmitted to the multi-disc clutch mechanism 12 via 00C. At this time, the gears 14B, 99B, 9
Due to the size (number of teeth) of 9E and 100C, the gear 100
C rotates at a lower speed than the right wheel rotation shaft 14. That is, the rotation of the right wheel rotary shaft 14 is decelerated and output to the gear 100C.

【０２３１】つまり、連結部材１０１Ｃが後進状態のと
きに多板クラッチ機構１２を係合させると、増速された
ギヤ１００Ｃの側のクラッチプレートの方が、左輪回転
軸１３の側のクラッチプレートよりも高速回転するの
で、右輪回転軸１４側から左輪回転軸１３側にトルクが
伝達される。That is, when the multi-plate clutch mechanism 12 is engaged when the connecting member 101C is in the reverse drive state, the clutch plate on the side of the speed-enhanced gear 100C is more than the clutch plate on the side of the left wheel rotary shaft 13. Since it also rotates at high speed, torque is transmitted from the right wheel rotary shaft 14 side to the left wheel rotary shaft 13 side.

【０２３２】また、連結部材１０１Ｃが前進状態のとき
に多板クラッチ機構１２を係合させると、減速されたギ
ヤ１００Ｃの側のクラッチプレートの方が、左輪回転軸
１３の側のクラッチプレートよりも低速回転するので、
左輪回転軸１３側から右輪回転軸１４側にトルクが伝達
される。Further, when the multi-plate clutch mechanism 12 is engaged when the connecting member 101C is in the forward drive state, the clutch plate on the side of the reduced gear 100C is closer to the clutch plate on the side of the left wheel rotary shaft 13. Because it rotates at a low speed,
Torque is transmitted from the left wheel rotary shaft 13 side to the right wheel rotary shaft 14 side.

【０２３３】本発明の第１２実施例としての車両用左右
駆動力調整装置は、上述のように構成されているので、
エンジンからの駆動力を受けない否駆動輪でありなが
ら、左右駆動力配分を調整できるようになり、かかる調
整を利用して、例えば、車両の旋回性能を向上させた
り、走行安定性を向上させたりできるようになる。さら
に、変速機構９９及び多板クラッチ機構１２はそれぞれ
１つだけ設ければよいので、スペース上やコスト上で有
利になる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the 12th embodiment of the present invention is constructed as described above,
Even if it is a drive wheel that does not receive the drive force from the engine, it becomes possible to adjust the left and right drive force distribution.By using such adjustment, for example, the turning performance of the vehicle is improved or the running stability is improved. You will be able to. Furthermore, since it is necessary to provide only one each of the transmission mechanism 99 and the multi-plate clutch mechanism 12, it is advantageous in terms of space and cost.

【０２３４】また、この場合も、ブレーキ等のエネルギ
ーロスを用いてトルク配分を調整するのでなく、一方の
トルクの所要量を他方に転送することによりトルク配分
が調整されるため、大きなトルクロスやエネルギロスを
招来することなく、所望のトルク配分を得ることができ
る。なお、この実施例でも、第１実施例と同様に、伝達
容量可変制御式トルク伝達機構として、油圧式や電磁式
の多板クラッチ機構の他に、油圧式や電磁式の摩擦クラ
ッチやＶＣＵやＨＣＵ、さらには、電磁流体式あるいは
電磁粉体式クラッチ等の他のカップリングを用いること
もできる。 Also in this case, the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the torque distribution by using the energy loss of the brake or the like. A desired torque distribution can be obtained without causing a loss. In addition, in this embodiment, as in the first embodiment, the transmission is performed.
Variable capacity control type torque transmission mechanism such as hydraulic type or electromagnetic type
In addition to the multi-disc clutch mechanism of
Switch, VCU, HCU, or even a magnetohydrodynamic type or
Use other couplings such as electromagnetic powder clutches
You can also

【０２３５】次に、第１３実施例について説明すると、
図２５に示すように、この車両用左右駆動力調整装置を
そなえた自動車も前輪駆動車であって、本装置は否駆動
輪である後輪１５，１６の側に設けられ、その駆動力伝
達制御機構９０Ｄは、後輪１５，１６の回転軸１３，１
４の間に設けられており、第８実施例の機構９Ｈを否駆
動輪に適用したものである。Next, the thirteenth embodiment will be explained.
As shown in FIG. 25, a vehicle equipped with this vehicle left-right driving force adjusting device is also a front-wheel drive vehicle, and this device is provided on the side of rear wheels 15 and 16 which are non-driving wheels and transmits the driving force. The control mechanism 90D includes the rotary shafts 13 and 1 of the rear wheels 15 and 16.
The mechanism 9H of the eighth embodiment is applied to the non-driving wheels.

【０２３６】つまり、図２５，２６に示すように、後輪
１５，１６の回転軸１３，１４は、互いに独立している
が、これらの左輪回転軸１３と右輪回転軸１４との間に
は、変速機構６２と多板クラッチ機構１２とが介装され
ている。この変速機構６２は、回転速度を増速して出力
部で出力することと減速して出力することができ、増速
して出力する状態（増速出力状態）と減速して出力する
状態（減速出力状態）とを切り替える切替機構６３が付
設されている。このため、変速機構６２及び多板クラッ
チ機構１２は一方の出力軸側（ここでは、左輪回転軸１
３の側）にそれぞれ１つだけ設けられている。That is, as shown in FIGS. 25 and 26, the rotating shafts 13 and 14 of the rear wheels 15 and 16 are independent of each other, but between the rotating shaft 13 of the left wheel and the rotating shaft 14 of the right wheel. The transmission mechanism 62 and the multi-plate clutch mechanism 12 are interposed between. The speed change mechanism 62 can increase and output the rotational speed at the output portion and can output the output after decelerating the rotational speed. A state in which the rotational speed is increased and output (accelerated output state) and a state in which the rotational speed is decelerated and output ( A switching mechanism 63 for switching between the deceleration output state) is provided. For this reason, the transmission mechanism 62 and the multi-disc clutch mechanism 12 have one output shaft side (here, the left wheel rotation shaft 1
3 side), only one is provided for each.

【０２３７】上述の変速機構６２は、互いに直列に結合
された３組のプラネタリギヤ機構で構成されている。す
なわち、左輪回転軸１３の側には、大径のサンギヤ６２
Ａと小径のサンギヤ６２Ｄとがそなえられ、これらのサ
ンギヤ６２Ａ，６２Ｄは、それぞれその外周においてプ
ラネタリギヤ（プラネタリピニオン）６２Ｂ，６２Ｅに
噛合している。The above-described speed change mechanism 62 is composed of three sets of planetary gear mechanisms connected in series with each other. That is, the large-diameter sun gear 62 is provided on the left wheel rotation shaft 13 side.
A and a small-diameter sun gear 62D are provided, and these sun gears 62A and 62D mesh with planetary gears (planetary pinion) 62B and 62E on their outer circumferences, respectively.

【０２３８】これらのプラネタリギヤ６２Ｂ，６２Ｅは
共通のキャリヤ（固定部）に軸支されたピニオンシャフ
ト６２Ｃに一体回転するように装備されており、サンギ
ヤ６２Ａ，６２Ｄの径の関係とは逆に、プラネタリギヤ
６２Ｂは、プラネタリギヤ６２Ｅよりも小径に設定され
ている。These planetary gears 62B and 62E are equipped so as to rotate integrally with a pinion shaft 62C that is pivotally supported by a common carrier (fixed portion). The diameter of 62B is set to be smaller than that of the planetary gear 62E.

【０２３９】さらに、このピニオンシャフト６２Ｃに
は、もう１つのプラネタリギヤ６２Ｆが一体回転するよ
うに装備され、このプラネタリギヤ６２Ｆに、中空軸１
１に固着されているもう１つのサンギヤ６２Ｇが噛合し
ている。なお、サンギヤ６２Ｇの径はサンギヤ６２Ａの
径よりも小さく且つサンギヤ６２Ｄの径よりも大きく設
定され、プラネタリギヤ６２Ｆの径はプラネタリギヤ６
２Ｂの径よりも大きくプラネタリギヤ６２Ｅの径よりも
小さく設定されている。Further, the pinion shaft 62C is equipped with another planetary gear 62F so as to rotate integrally therewith, and the planetary gear 62F is attached to the hollow shaft 1C.
The other sun gear 62G fixed to No. 1 is meshed. The diameter of the sun gear 62G is set smaller than the diameter of the sun gear 62A and larger than the diameter of the sun gear 62D, and the diameter of the planetary gear 62F is set to the planetary gear 6.
It is set to be larger than the diameter of 2B and smaller than the diameter of the planetary gear 62E.

【０２４０】そして、サンギヤ６２Ａ，６２Ｄと左輪回
転軸１３との間に、切替機構６３が設けられている。こ
の切替機構６３は、電磁式アクチュエータ（ソレノイ
ド）６３Ａと、このアクチュエータ６３Ａで駆動される
スライドレバー６３Ｂと、このスライドレバー６３Ｂで
駆動される連結部材６３Ｃと、左輪回転軸１３に設けら
れたハブ６４と、サンギヤ６２Ａの内周に設けられたハ
ブ６５と、サンギヤ６２Ｄの内周に設けられたハブ６６
とから構成される。なお、電磁式アクチュエータ６３Ａ
は、コントロールユニット１８によって作動を制御され
るようになっている。A switching mechanism 63 is provided between the sun gears 62A and 62D and the left wheel rotary shaft 13. The switching mechanism 63 includes an electromagnetic actuator (solenoid) 63A, a slide lever 63B driven by the actuator 63A, a connecting member 63C driven by the slide lever 63B, and a hub 64 provided on the left wheel rotary shaft 13. A hub 65 provided on the inner circumference of the sun gear 62A, and a hub 66 provided on the inner circumference of the sun gear 62D.
Composed of and. The electromagnetic actuator 63A
Is controlled by the control unit 18.

【０２４１】連結部材６３Ｃは、その内周でハブ６４と
セレーション結合してこのハブ６４と常時一体に回転す
るようになっており、連結部材６３Ｃの軸方向位置に対
応して、その内周でハブ６５又はハブ６６とセレーショ
ン結合して一体に回転しうるようになっている。The connecting member 63C is adapted to be serrated and connected to the hub 64 at its inner periphery so as to rotate integrally with the hub 64 at all times. The connecting member 63C has an inner periphery corresponding to the axial position of the connecting member 63C. The hub 65 or the hub 66 is connected to the hub by serration so that they can rotate integrally.

【０２４２】つまり、連結部材６３Ｃが、スライドレバ
ー６３Ｂで後進状態（図１７中、左方に移動した状態）
に駆動されると、その外周がハブ６５とセレーション結
合してこのハブ６５と一体に回転し、スライドレバー６
３Ｂで前進状態（図１７中、右方に移動した状態）に駆
動されると、その外周がハブ６６とセレーション結合し
てこのハブ６６と一体に回転するようになっている。That is, the connecting member 63C is in the backward movement state by the slide lever 63B (the state of being moved leftward in FIG. 17).
When driven by the slide lever 6, the outer periphery of the slide lever 6 is serrated with the hub 65 to rotate integrally with the hub 65.
When driven to the forward position (moved to the right in FIG. 17) in 3B, the outer periphery of the drive shaft is serrated with the hub 66 and rotates integrally with the hub 66.

【０２４３】したがって、連結部材６３Ｃが後進状態の
ときには、左輪回転軸１３がハブ６４，連結部材６３
Ｃ，ハブ６５を介してサンギヤ６２Ａと連結して、左輪
回転軸１３の回転は、サンギヤ６２Ａ，プラネタリギヤ
６２Ｂ，ピニオンシャフト６２Ｃからプラネタリギヤ６
２Ｆ，サンギヤ６２Ｇを通じて中空軸１１に出力され
る。そして、サンギヤ６２Ｇの径がサンギヤ６２Ａの径
よりも小さく且つプラネタリギヤ６２Ｆの径がプラネタ
リギヤ６２Ｂの径よりも大きいので、サンギヤ６２Ｇは
サンギヤ６２Ａよりも高速で回転する。即ち、中空軸１
１は左輪回転軸１３よりも高速で回転することになり、
変速機構６２は増速機構として機能するようになってい
る。Therefore, when the connecting member 63C is in the reverse drive state, the left wheel rotating shaft 13 is connected to the hub 64 and the connecting member 63.
The left wheel rotary shaft 13 is connected to the sun gear 62A via the C and the hub 65 so that the rotation of the left wheel rotary shaft 13 is changed from the sun gear 62A, the planetary gear 62B, the pinion shaft 62C to the planetary gear 6A.
It is output to the hollow shaft 11 through 2F and the sun gear 62G. Since the diameter of the sun gear 62G is smaller than the diameter of the sun gear 62A and the diameter of the planetary gear 62F is larger than the diameter of the planetary gear 62B, the sun gear 62G rotates faster than the sun gear 62A. That is, the hollow shaft 1
1 will rotate faster than the left wheel rotating shaft 13,
The transmission mechanism 62 functions as a speed increasing mechanism.

【０２４４】また、連結部材６３Ｃが前進状態のときに
は、左輪回転軸１３がハブ６４，連結部材６３Ｃ，ハブ
６６を介してサンギヤ６２Ｄと連結して、左輪回転軸１
３の回転は、サンギヤ６２Ｄ，プラネタリギヤ６２Ｅ，
ピニオンシャフト６２Ｃからプラネタリギヤ６２Ｆ，サ
ンギヤ６２Ｇを通じて中空軸１１に出力される。そし
て、サンギヤ６２Ｇの径がサンギヤ６２Ｄの径よりも大
きく且つプラネタリギヤ６２Ｆの径がプラネタリギヤ６
２Ｅの径よりも小さいので、サンギヤ６２Ｇはサンギヤ
６２Ｄよりも低速で回転する。即ち、中空軸１１は左輪
回転軸１３よりも低速で回転することになり、変速機構
６２は減速機構として機能するようになっている。When the connecting member 63C is in the forward movement state, the left wheel rotating shaft 13 is connected to the sun gear 62D via the hub 64, the connecting member 63C and the hub 66.
The rotation of 3 is performed by the sun gear 62D, the planetary gear 62E,
Output from the pinion shaft 62C to the hollow shaft 11 through the planetary gear 62F and the sun gear 62G. The diameter of the sun gear 62G is larger than the diameter of the sun gear 62D, and the diameter of the planetary gear 62F is the planetary gear 6.
Since it is smaller than the diameter of 2E, the sun gear 62G rotates at a lower speed than the sun gear 62D. That is, the hollow shaft 11 rotates at a lower speed than the left wheel rotary shaft 13, and the speed change mechanism 62 functions as a speed reduction mechanism.

【０２４５】そして、多板クラッチ機構１２は、この中
空軸１１と入力軸６Ａ側のデフケース８Ａとの間に介装
されており、この多板クラッチ機構１２を係合させるこ
とで、デフケース８Ａと中空軸１１との間で駆動力の授
受が行なわれるようになっている。The multi-disc clutch mechanism 12 is interposed between the hollow shaft 11 and the differential case 8A on the input shaft 6A side. By engaging the multi-disc clutch mechanism 12, the multi-disc clutch mechanism 12 is separated from the differential case 8A. The driving force is exchanged with the hollow shaft 11.

【０２４６】したがって、例えば、連結部材６３Ｃを後
進状態とすると、変速機構６２の出力部としての中空軸
１１は左輪回転軸１３よりも高速で回転して、比較的高
速の中空軸１１側からデフケース８Ａ側へと駆動力が返
送され、この分だけ、左輪回転軸１３側へ配分される駆
動力が減少して、逆に、右輪回転軸１４側へ配分される
駆動力は、この分だけ増加する。Therefore, for example, when the connecting member 63C is set in the reverse drive state, the hollow shaft 11 as the output part of the speed change mechanism 62 rotates at a higher speed than the left wheel rotating shaft 13, and the diff case from the relatively high speed hollow shaft 11 side. The driving force is returned to the 8A side, and the driving force distributed to the left wheel rotating shaft 13 side decreases by this amount, and conversely, the driving force distributed to the right wheel rotating shaft 14 side corresponds to this amount. To increase.

【０２４７】また、例えば、連結部材６３Ｃを前進状態
とすると、変速機構６２の出力部としての中空軸１１は
左輪回転軸１３よりも低速で回転して、比較的高速のデ
フケース８Ａ側から中空軸１１側へと駆動力が返送さ
れ、この分だけ、左輪回転軸１３側へ配分される駆動力
が増加して、逆に、右輪回転軸１４側へ配分される駆動
力は、この分だけ減少する。Further, for example, when the connecting member 63C is moved forward, the hollow shaft 11 as the output portion of the speed change mechanism 62 rotates at a lower speed than the left wheel rotating shaft 13, and the hollow shaft 11 moves from the side of the differential case 8A at a relatively high speed. The driving force is returned to the 11 side, the driving force distributed to the left wheel rotating shaft 13 side increases by this amount, and conversely, the driving force distributed to the right wheel rotating shaft 14 side is this amount. Decrease.

【０２４８】本発明の第１３実施例としての車両用左右
駆動力調整装置は、上述のように構成されているので、
エンジンからの駆動力を受けない否駆動輪でありなが
ら、左右駆動力配分を調整できるようになり、かかる調
整を利用して、例えば、車両の旋回性能を向上させた
り、走行安定性を向上させたりできるようになる。さら
に、変速機構６２及び多板クラッチ機構１２はそれぞれ
１つだけ設ければよいので、スペース上やコスト上で有
利になる。Since the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the 13th embodiment of the present invention is constructed as described above,
Even if it is a drive wheel that does not receive the drive force from the engine, it becomes possible to adjust the left and right drive force distribution.By using such adjustment, for example, the turning performance of the vehicle is improved or the running stability is improved. You will be able to. Furthermore, since only one transmission mechanism 62 and one multi-plate clutch mechanism 12 need be provided, respectively, it is advantageous in terms of space and cost.

【０２４９】また、この場合も、ブレーキ等のエネルギ
ーロスを用いてトルク配分を調整するのでなく、一方の
トルクの所要量を他方に転送することによりトルク配分
が調整されるため、大きなトルクロスやエネルギロスを
招来することなく、所望のトルク配分を得ることができ
る。Also in this case, the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the torque distribution by using the energy loss of the brake or the like. A desired torque distribution can be obtained without causing a loss.

【０２５０】なお、この実施例でも、第１実施例と同様
に、伝達容量可変制御式トルク伝達機構として、多板ク
ラッチ機構の他に、摩擦クラッチやＶＣＵやＨＣＵ等の
他のカップリングを用いることもでき、これらの駆動系
も、油圧駆動の他に、電磁力駆動等を用いることも考え
られる。Also in this embodiment, as in the first embodiment, as the transmission capacity variable control type torque transmission mechanism , in addition to the multi-disc clutch mechanism, another coupling such as a friction clutch or VCU or HCU is used. It is also possible to use an electromagnetic force drive or the like for these drive systems in addition to the hydraulic drive.

【０２５１】ここで、この車両用左右駆動力調整装置の
案出過程で提案された他の車両用左右駆動力調整装置を
参照のために説明する。Here, another vehicle left / right driving force adjusting apparatus proposed in the process of devising this vehicle left / right driving force adjusting apparatus will be described for reference.

【０２５２】図２７は、ブレーキ式の車両用左右駆動力
調整装置４０であり、回転軸１４に一体回転するように
設置されたディスク４４と、固定側に設けられて、この
ディスク４４を把持することでディスク４４とともに回
転軸１４を制動するブレーキシュー４３とをそなえ、ブ
レーキシュー４３による把持力を制御できるようになっ
ている。FIG. 27 shows a brake type left-right driving force adjusting device 40 for a vehicle, which is a disc 44 installed so as to rotate integrally with the rotary shaft 14 and a fixed side which holds the disc 44. As a result, the disc 44 and the brake shoe 43 for braking the rotary shaft 14 are provided, and the gripping force by the brake shoe 43 can be controlled.

【０２５３】かかる装置４０は他方の回転軸１３にも設
けられ、ブレーキを作動させた側の回転軸１３又は１４
への駆動トルクがブレーキに応じて減少する一方で、ブ
レーキを作動させない側の回転軸１３又は１４への駆動
トルクは変わらないので、左右駆動力の配分が調整され
るようになっている。Such a device 40 is also provided on the other rotary shaft 13, and the rotary shaft 13 or 14 on the side where the brake is actuated.
While the driving torque to the rotating shafts 13 and 14 on the side that does not actuate the brake does not change while the driving torque to the driving force decreases depending on the brake, the distribution of the left-right driving force is adjusted.

【０２５４】ここで、右側の回転軸１４にブレーキ式駆
動力調整装置４０をそなえた場合ついて、入力トルクを
Ｔｉ、左側輪への配分トルクをＴｌ、右側輪への配分ト
ルクをＴｒ、ブレーキ４３，４４の容量（ブレーキ容
量）をＴｂとすると、 Ｔｉ＝Ｔｌ＋Ｔｒ＋Ｔｂ Ｔｌ＝Ｔｒ＋Ｔｂ ・・・・（２．３９） ∴Ｔｌ＝（１／２）Ｔｉ Ｔｒ＝（１／２）Ｔｉ−Ｔｂ ・・・・（２．４０） ∴ΔＴ＝Ｔｌ−Ｔｒ＝Ｔｂ ・・・・（２．４１） よって、ブレーキ容量Ｔｂは、 Ｔｂ＝ΔＴ ・・・・（２．４２） 単位時間当たりのエネルギロスΔＥ′（＝ｄΔＥ／ｄ
ｔ）は、 ΔＥ′＝Ｔｃ・Ｓｃ・ωDC ＝（１＋Ｓ）・ΔＴ・ωDC ・・・・（２．４３）Here, regarding the case where the brake type driving force adjusting device 40 is provided on the right rotating shaft 14, the input torque is Ti, the torque distributed to the left wheel is Tl, the torque distributed to the right wheel is Tr, and the brake 43. , 44, where Tb is the capacity (brake capacity), Ti = Tl + Tr + Tb Tl = Tr + Tb ... (2.39) ∴Tl = (1/2) Ti Tr = (1/2) Ti-Tb ...・ (2.40) ∴ΔT = T1-Tr = Tb ・ ・ ・ ・ (2.41) Therefore, the brake capacity Tb is Tb = ΔT ・ ・ ・ ・ (2.42) Energy loss ΔE ′ per unit time (= DΔE / d
t) is ΔE ′ = Tc · Sc · ω DC = (1 + S) · ΔT · ω DC ... ・ (2.43)

【０２５５】以上の結果から、ブレーキ式の車両用左右
駆動力配分装置は、本装置に比べて、トルク配分が減少
側のトルク変化のみのため、エネルギロスΔＥ′が大き
いことがわかる。From the above results, it is understood that the left and right drive force distribution device for a vehicle of the brake type has a large energy loss ΔE 'as compared with the present device because the torque distribution is only the torque change on the decreasing side.

【０２５６】なお、上述の各実施例では、車両用左右駆
動力調整装置を後輪に装備しているが、かかる左右駆動
力調整装置は勿論前輪にも適用できる。特に、上述の第
１〜９実施例では、車両用左右駆動力調整装置を四輪駆
動車の後輪の駆動系に装備しているが、かかる左右駆動
力調整装置を四輪駆動車の前輪の駆動系や、後輪駆動車
の後輪の駆動系や、前輪駆動車の前輪の駆動系等に適用
できる。また、上述の第１０〜１３実施例では、車両用
左右駆動力調整装置を前輪駆動車の否駆動輪である後輪
に装備しているが、かかる左右駆動力調整装置を後輪駆
動車の否駆動輪である前輪にも適用できる。In each of the embodiments described above, the vehicle left / right driving force adjusting device is mounted on the rear wheels, but such a left / right driving force adjusting device can of course be applied to the front wheels. In particular, in the above-described first to ninth embodiments, the vehicle left / right driving force adjusting device is provided in the drive system of the rear wheels of the four-wheel drive vehicle. Can be applied to the drive system for the vehicle, the drive system for the rear wheels of the rear-wheel drive vehicle, the drive system for the front wheels of the front-wheel drive vehicle, and the like. In the tenth to thirteenth embodiments described above, the vehicle left / right driving force adjusting device is mounted on the rear wheels which are the non-driving wheels of the front wheel driving vehicle. It can also be applied to front wheels that are non-driving wheels.

【０２５７】[0257]

【発明の効果】以上詳述したように、請求項１にかかる
本発明の車両用左右駆動力調整装置によれば、車両にお
ける左輪回転軸と右輪回転軸との間に、上記の左右の各
回転軸間で駆動力を授受することで上記の左右輪の駆動
力を調整しうる駆動力伝達制御機構をそなえ、上記駆動
力伝達制御機構が、上記の左右の各回転軸のうちの一方
の回転軸側に連結されてこの一方の回転軸側の回転速度
を一定の変速比で変速して出力しうる変速機構と、上記
の左右の各回転軸のうちの他方の回転軸側と上記変速機
構の出力部側との間に介装されて係合時に上記の左右の
各回転軸間で駆動力の伝達を行ないうる伝達容量可変制
御式トルク伝達機構とから構成されることにより、ブレ
ーキ等のエネルギーロスを用いてトルク配分を調整する
のでなく、一方のトルクの所要量を他方に転送すること
によりトルク配分が調整されるため、大きなトルクロス
やエネルギロスを招来することなく、所望のトルク配分
を得ることができる。As described in detail above, according to the vehicle left / right driving force adjusting device of the present invention, the above-mentioned left / right driving force adjusting device is provided between the left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft of the vehicle. It has a drive force transmission control mechanism capable of adjusting the drive force of the left and right wheels by exchanging drive force between the rotary shafts, and the drive force transmission control mechanism is one of the left and right rotary shafts. A speed change mechanism that is connected to the rotary shaft side of the above-mentioned rotary shaft side and can output the rotational speed of the one rotary shaft side by changing the rotary speed of the one rotary shaft side at a constant gear ratio ; A transmission capacity variable control that is interposed between the output side of the speed change mechanism and can transmit the driving force between the left and right rotary shafts when engaged.
Since it is configured with a control torque transmission mechanism , the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the torque distribution by using the energy loss of the brake or the like. A desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss.

【０２５８】また、請求項２にかかる本発明の車両用左
右駆動力調整装置によれば、車両における左輪回転軸と
右輪回転軸との間に、上記の左右の各回転軸間で駆動力
を授受することで上記の左右輪の駆動力を調整しうる駆
動力伝達制御機構をそなえ、上記駆動力伝達制御機構
が、上記の左右の各回転軸のうちの一方の回転軸側に連
結されてこの一方の回転軸側の回転速度を一定の変速比
で変速して出力しうる第１の変速機構と、上記の左右の
各回転軸のうちの他方の回転軸側と上記第１の変速機構
の出力部側との間に介装されて係合時に上記の左右の各
回転軸の間で駆動力の伝達を行ないうる第１の伝達容量
可変制御式トルク伝達機構と、上記の左右の各回転軸の
うちの他方の回転軸側に連結されてこの他方の回転軸側
の回転速度を一定の変速比で変速して出力しうる第２の
変速機構と、上記の左右の各回転軸のうちの一方の回転
軸側と上記第２の変速機構の出力部側との間に介装され
て係合時に上記の左右の各回転軸間で駆動力の伝達を行
ないうる第２の伝達容量可変制御式トルク伝達機構とか
ら構成されることにより、ブレーキ等のエネルギーロス
を用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のトルク
の所要量を他方に転送することによりトルク配分が調整
されるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来す
ることなく、所望のトルク配分を得ることができ、特
に、左右の何れの方向へもトルク配分を調整でき、ステ
ア特性等の制御にも利用しうる。Further, according to the vehicle left / right driving force adjusting apparatus of the present invention, the driving force between the left and right rotating shafts of the vehicle is provided between the left and right rotating shafts. By providing a drive force transmission control mechanism capable of adjusting the drive force of the left and right wheels, and the drive force transmission control mechanism is connected to one of the left and right rotary shafts. The rotation speed of one of the levers is set to a constant gear ratio.
And a first transmission mechanism capable of shifting and outputting with the first rotation mechanism and the other rotation shaft side of the left and right rotation shafts and the output portion side of the first transmission mechanism interposed and engaged. The first transmission capacity that can sometimes transmit the driving force between the left and right rotating shafts.
A variable control type torque transmission mechanism is connected to the other rotating shaft side of the left and right rotating shafts, and the rotational speed of the other rotating shaft side can be changed at a constant gear ratio and output. Between the left and right rotary shafts, which are interposed between one of the left and right rotary shafts and the output side of the second speed change mechanism when engaged. By configuring the second transmission capacity variable control type torque transmission mechanism capable of transmitting the driving force by means of, the torque distribution is not adjusted by using the energy loss of the brake or the like, but the required amount of one torque is adjusted. Since the torque distribution is adjusted by transferring the torque to the other side, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss, and in particular, the torque distribution can be adjusted in any of the left and right directions. For controlling steering characteristics, etc. You can use.

【０２５９】また、請求項３にかかる本発明の車両用左
右駆動力調整装置によれば、車両における左輪回転軸と
右輪回転軸との間に、上記の左右の各回転軸間で駆動力
を授受することで上記の左右輪の駆動力を調整しうる駆
動力伝達制御機構をそなえ、上記駆動力伝達制御機構
が、上記の左右の各回転軸のうちの一方の回転軸側に連
結されてこの一方の回転軸側の回転速度を加速又は減速
して出力しうる変速機構と、上記変速機構に付設されて
該変速機構を加速側又は減速側に切り替えうる切替機構
と、上記の左右の各回転軸のうちの他方の回転軸側と上
記変速機構の出力部側との間に介装されて係合時に上記
の左右の各回転軸間で駆動力の伝達を行ないうる伝達容
量可変制御式トルク伝達機構とから構成されることによ
り、ブレーキ等のエネルギーロスを用いてトルク配分を
調整するのでなく、一方のトルクの所要量を他方に転送
することによりトルク配分が調整されるため、大きなト
ルクロスやエネルギロスを招来することなく、所望のト
ルク配分を得ることができ、特に、簡素な構成で、左右
の何れの方向へもトルク配分を調整でき、ステア特性等
の制御にも利用しうる。According to the vehicle lateral drive force adjusting device of the present invention, the driving force between the left and right rotary shafts of the vehicle is provided between the left and right rotary shafts of the vehicle. By providing a drive force transmission control mechanism capable of adjusting the drive force of the left and right wheels, and the drive force transmission control mechanism is connected to one of the left and right rotary shafts. A speed change mechanism capable of accelerating or decelerating the rotational speed of one of the levers and outputting the speed, a switching mechanism attached to the speed change mechanism for switching the speed change mechanism to the acceleration side or the deceleration side, and A transmission capacity that is interposed between the other rotation shaft side of the respective rotation shafts and the output portion side of the speed change mechanism and can transmit the driving force between the left and right rotation shafts when engaged.
With the variable amount control type torque transmission mechanism , the torque distribution is adjusted by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the torque distribution by using the energy loss of the brake or the like. Therefore, a desired torque distribution can be obtained without causing a large torque loss or energy loss, and in particular, the torque distribution can be adjusted in any of the left and right directions with a simple configuration, and the steering characteristics can be controlled. Available.

【０２６０】また、上記の左輪回転軸及び右輪回転軸が
共にエンジン出力を与えられない否駆動輪である場合に
も適用でき、否駆動輪でありながら、左右駆動力配分を
調整できるようになり、かかる調整を利用して、例え
ば、車両の旋回性能を向上させたり、走行安定性を向上
させたりできるようになる。Further, the invention can be applied to the case where both the left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft are non-driving wheels to which no engine output is given, and the left-right driving force distribution can be adjusted even if they are non-driving wheels. By using such adjustment, it becomes possible to improve the turning performance of the vehicle and the running stability, for example.

【０２６１】さらに、請求項６にかかる本発明の車両用
左右駆動力調整装置によれば、車両における左輪回転軸
と右輪回転軸との間に、エンジンからの駆動力を入力さ
れる入力部と、上記の左右の回転軸間の差動を許容しつ
つ上記の入力部から入力された駆動力を上記の左右の各
回転軸に伝達する差動機構と、上記の駆動力の伝達状態
を制御して上記の左右輪への駆動力配分を調整しうる駆
動力伝達制御機構とをそなえ、上記駆動力伝達制御機構
が、上記回転軸側に連結されてこの回転軸側の回転速度
を一定の変速比で変速して出力しうる変速機構と、上記
の変速機構の出力部側と上記入力部側との間に介装され
て係合時に上記回転軸側と上記入力部側との間で駆動力
の伝達を行ないうる伝達容量可変制御式トルク伝達機構
とから構成されることにより、ブレーキ等のエネルギー
ロスを用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のト
ルクの所要量を他方に転送することによりトルク配分が
調整されるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招
来することなく、所望のトルク配分を得ることができ
る。Further, according to the vehicle left / right driving force adjusting apparatus of the present invention, the input unit for inputting the driving force from the engine between the left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft of the vehicle. And a differential mechanism that transmits the driving force input from the input section to each of the left and right rotating shafts while allowing the differential between the left and right rotating shafts, and the transmission state of the driving force. And a driving force transmission control mechanism capable of controlling the distribution of the driving force to the left and right wheels, and the driving force transmission control mechanism is connected to the rotation shaft side to keep the rotation speed on the rotation shaft side constant. A transmission mechanism capable of shifting and outputting at a gear ratio of, and between the rotation shaft side and the input portion side when interposed between the output side and the input side of the transmission mechanism. in it is comprised of a transmission capacity variable control type torque transmission mechanism <br/> capable of carrying out the transmission of the driving force By adjusting the torque distribution by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the torque distribution by using the energy loss of the brake or the like, a large torque loss or energy loss may be caused. Without, it is possible to obtain a desired torque distribution.

【０２６２】さらに、請求項７にかかる本発明の車両用
左右駆動力調整装置によれば、車両における左輪回転軸
と右輪回転軸との間に、エンジンからの駆動力を入力さ
れる入力部と、上記の左右の回転軸間の差動を許容しつ
つ上記の入力部から入力された駆動力を上記の左右の各
回転軸に伝達する差動機構と、上記の駆動力の伝達状態
を制御して上記の左右輪への駆動力配分を調整しうる駆
動力伝達制御機構とをそなえ、上記駆動力伝達制御機構
が、上記の入力部側に連結されて該入力部側の回転速度
を一定の変速比で変速して出力しうる変速機構と、上記
の変速機構の出力部側と上記回転軸側との間に介装され
て係合時に上記回転軸側と上記入力部側との間で駆動力
の伝達を行ないうる伝達容量可変制御式トルク伝達機構
とから構成されることにより、ブレーキ等のエネルギー
ロスを用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のト
ルクの所要量を他方に転送することによりトルク配分が
調整されるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招
来することなく、所望のトルク配分を得ることができ
る。Further, according to the vehicle left / right driving force adjusting apparatus of the present invention, the input section for receiving the driving force from the engine between the left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft of the vehicle. And a differential mechanism that transmits the driving force input from the input section to each of the left and right rotating shafts while allowing the differential between the left and right rotating shafts, and the transmission state of the driving force. A driving force transmission control mechanism capable of controlling and adjusting the distribution of the driving force to the left and right wheels, wherein the driving force transmission control mechanism is connected to the input portion side to control the rotational speed of the input portion side. A transmission mechanism capable of shifting and outputting at a constant transmission ratio, and a transmission mechanism that is interposed between the output portion side of the transmission mechanism and the rotation shaft side and that is engaged with the rotation shaft side and the input portion side. is composed of the driving force transmitted to perform may transfer capacity variable control type torque transmission mechanism <br/> between By adjusting the torque distribution by transferring the required amount of one torque to the other instead of adjusting the torque distribution by using the energy loss of the brake or the like, a large torque loss or energy loss may be caused. Without, it is possible to obtain a desired torque distribution.

【０２６３】さらに、上記の各装置を四輪駆動車に適用
することで、前後輪間のトルク配分調整に加えて、左右
輪間のトルク配分を調整できるようになり、４輪のトル
クをそれぞれ制御できるようになり、車両の種々の性能
向上に寄与しうる。Further, by applying each of the above devices to a four-wheel drive vehicle, it becomes possible to adjust the torque distribution between the left and right wheels in addition to the torque distribution adjustment between the front and rear wheels. It becomes possible to control, and it can contribute to various performance improvement of a vehicle.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

【図１】本発明の第１実施例としての車両用左右駆動力
調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as a first embodiment of the present invention.

【図２】本発明の第１実施例としての車両用左右駆動力
調整装置のトルク伝達を説明する速度線図である。FIG. 2 is a velocity diagram for explaining torque transmission of the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the first embodiment of the present invention.

【図３】本発明の第１実施例としての車両用左右駆動力
調整装置のトルク伝達の一例を説明する速度線図であ
る。FIG. 3 is a velocity diagram illustrating an example of torque transmission of the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the first embodiment of the present invention.

【図４】本発明の第１実施例としての車両用左右駆動力
調整装置をそなえた自動車の駆動系を示す模式的な構成
図である。FIG. 4 is a schematic configuration diagram showing a drive system of an automobile having a vehicle left-right driving force adjusting device as a first embodiment of the present invention.

【図５】本発明の第２実施例としての車両用左右駆動力
調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 5 is a schematic configuration diagram of a left and right driving force adjusting device for a vehicle as a second embodiment of the present invention.

【図６】本発明の第２実施例としての車両用左右駆動力
調整装置のトルク伝達を説明する速度線図である。FIG. 6 is a velocity diagram illustrating torque transmission of a vehicle left / right driving force adjusting device as a second embodiment of the present invention.

【図７】本発明の第２実施例としての車両用左右駆動力
調整装置のトルク伝達の一例を説明する速度線図であ
る。FIG. 7 is a velocity diagram illustrating an example of torque transmission of the vehicle left-right driving force adjusting device as the second embodiment of the present invention.

【図８】本発明の第３実施例としての車両用左右駆動力
調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 8 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as a third embodiment of the present invention.

【図９】本発明の第３実施例としての車両用左右駆動力
調整装置のトルク伝達を説明する速度線図である。FIG. 9 is a velocity diagram for explaining torque transmission of the vehicle left / right driving force adjusting apparatus as the third embodiment of the present invention.

【図１０】本発明の第３実施例としての車両用左右駆動
力調整装置のトルク伝達の一例を説明する速度線図であ
る。FIG. 10 is a velocity diagram illustrating an example of torque transmission of a vehicle left / right driving force adjustment device as a third embodiment of the present invention.

【図１１】本発明の第４実施例としての車両用左右駆動
力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 11 is a schematic configuration diagram of a left and right driving force adjusting device for a vehicle as a fourth embodiment of the present invention.

【図１２】本発明の第４実施例としての車両用左右駆動
力調整装置のトルク伝達を説明する速度線図である。FIG. 12 is a velocity diagram illustrating torque transmission of a vehicle left / right driving force adjustment device as a fourth embodiment of the present invention.

【図１３】本発明の第４実施例としての車両用左右駆動
力調整装置のトルク伝達の一例を説明する速度線図であ
る。FIG. 13 is a velocity diagram illustrating an example of torque transmission of a vehicle left / right driving force adjusting device as a fourth embodiment of the present invention.

【図１４】本発明の第５実施例としての車両用左右駆動
力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 14 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as a fifth embodiment of the present invention.

【図１５】本発明の第６実施例としての車両用左右駆動
力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 15 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as a sixth embodiment of the present invention.

【図１６】本発明の第７実施例としての車両用左右駆動
力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 16 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting apparatus as a seventh embodiment of the present invention.

【図１７】本発明の第８実施例としての車両用左右駆動
力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 17 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as an eighth embodiment of the present invention.

【図１８】本発明の第９実施例としての車両用左右駆動
力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 18 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting apparatus as a ninth embodiment of the present invention.

【図１９】本発明の第１０実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な全体構成図である。FIG. 19 is a schematic overall configuration diagram showing a vehicle left / right driving force adjusting apparatus as a tenth embodiment of the present invention.

【図２０】本発明の第１０実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 20 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as a tenth embodiment of the present invention.

【図２１】本発明の第１１実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な全体構成図である。FIG. 21 is a schematic overall configuration diagram showing a vehicle lateral drive force adjusting device as an eleventh embodiment of the present invention.

【図２２】本発明の第１１実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 22 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as an eleventh embodiment of the present invention.

【図２３】本発明の第１２実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な全体構成図である。FIG. 23 is a schematic overall configuration diagram showing a vehicle left / right driving force adjusting apparatus as a twelfth embodiment of the present invention.

【図２４】本発明の第１２実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 24 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as a twelfth embodiment of the present invention.

【図２５】本発明の第１３実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な全体構成図である。FIG. 25 is a schematic overall configuration diagram showing a vehicle left-right driving force adjusting device as a thirteenth embodiment of the present invention.

【図２６】本発明の第１３実施例としての車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 26 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device as a thirteenth embodiment of the present invention.

【図２７】本発明の案出過程で考えられた車両用左右駆
動力調整装置を示す模式的な要部構成図である。FIG. 27 is a schematic configuration diagram of a vehicle left / right driving force adjusting device considered in the devising process of the present invention.

【符号の説明】 １ エンジン ２ トランスミッション ３ センタデフ ４ フロントデフ ５ センタデフ差動制限機構 ６ プロペラシャフト ６Ａ 入力軸 ７ ベベルギヤ機構 ８ リヤデフ ８Ａ デファレンシャルケース（デフケース） ９，９Ａ〜９Ｉ 駆動力伝達制御機構 １０ 変速機構 １０Ａ 第１のサンギヤ １０Ｂ 第１のプラネタリギヤ（プラネタリピニオン） １０Ｄ 第２のプラネタリギヤ １０Ｃ ピニオンシャフト １０Ｆ プラネタリキャリア １０Ｅ 第２のサンギヤ １１ 駆動力伝達補助部材としての中空軸 １２ 伝達容量可変制御式トルク伝達機構としての多板
クラッチ機構 １２Ａ，１２Ｂ クラッチ板 １３ 左輪回転軸 １４ 右輪回転軸 １４Ａ，１４Ｂ ギヤ １５ 左後輪 １６ 右後輪 １７ クラッチ油圧制御バルブ １８ コントロールユニット １９ 車輪速センサ ２０ ハンドル角センサ ２１ ヨーレイトセンサ ２２ 加速度センサ（又は加速度演算手段） ２３ アキュムレータ ２４ 電動ポンプ ２５ 左前輪 ２６ 右前輪 ３０，３１，３２ 変速機構 ３０Ａ，３１Ａ，３２Ａ 第１のサンギヤ ３０Ｂ，３１Ｂ，３２Ｂ 第１のプラネタリギヤ（プラ
ネタリピニオン） ３０Ｄ，３１Ｄ，３２Ｄ 第２のプラネタリギヤ ３０Ｃ，３１Ｃ，３２Ｃ ピニオンシャフト ３０Ｆ，３１Ｆ，３２Ｆ プラネタリキャリア ３０Ｅ，３１Ｅ，３２Ｅ 第２のサンギヤ ４１ 駆動力伝達補助部材 ４２ 伝達容量可変制御式トルク伝達機構としての多板
クラッチ機構 ４２Ａ，４２Ｂ クラッチ板 ５１ 軸（カウンタシャフト） ５２〜５６，５９ 歯車 ５７，５８ 伝達容量可変制御式トルク伝達機構として
の多板クラッチ機構 ６０ 変速機構 ６０Ａ サンギヤ ６０Ｂ プラネタリギヤ（プラネタリピニオン） ６０Ｃ ピニオンシャフト ６０Ｄ リングギヤ ６１ 摩擦クラッチ等のカップリング ６２ 変速機構 ６２Ａ，６２Ｄ サンギヤ ６２Ｂ，６２Ｅ，６２Ｆ プラネタリギヤ（プラネタリ
ピニオン） ６２Ｃ ピニオンシャフト ６３ 切替機構 ６３Ａ 電磁式アクチュエータ（ソレノイド） ６３Ｂ スライドレバー ６３Ｃ 連結部材 ６４，６５，６６，６７，６８，６９ ハブ ９０Ａ〜９０Ｄ 駆動力伝達制御機構 ９１，９２ 変速機構 ９１Ａ，９２Ａ ササンギヤ ９１Ｂ，９２Ｂ プラネタリギヤ ９１Ｃ，９２Ｃ プラネタリシャフト ９１Ｄ，９２Ｄ プラネタリギヤ ９３，９４ 伝達容量可変制御式トルク伝達機構として
の多板クラッチ機構 ９３Ａ，９３Ｂ，９４Ａ，９４Ｂ クラッチプレート ９３Ｃ，９４Ｃ サンギヤ ９５ 中空軸 ９６ 変速機構 ９６Ａ，９６Ｃ，９６Ｄ，９７Ｃ，９８Ｃ ギヤ ９６Ｂ 軸（カウンタシャフト） ９７，９８ 伝達容量可変制御式トルク伝達機構として
の多板クラッチ機構 ９７Ａ，９７Ｂ，９８Ａ，９８Ｂ クラッチプレート ９９ 変速機構 ９９Ｃ 軸（カウンタシャフト） ９９Ａ，９９Ｂ，９９Ｄ ギヤ １００Ｃ ギヤ １０１ 切替機構 １０１Ａ 電磁式アクチュエータ（ソレノイド） １０１Ｂ スライドレバー １０１Ｃ 連結部材[Description of symbols] 1 engine 2 transmission 3 center differential 4 front differential 5 center differential differential limiting mechanism 6 propeller shaft 6A input shaft 7 bevel gear mechanism 8 rear differential 8A differential case (differential case) 9, 9A to 9I drive force transmission control mechanism 10 speed change mechanism 10A 1st sun gear 10B 1st planetary gear (planetary pinion) 10D 2nd planetary gear 10C Pinion shaft 10F Planetary carrier 10E 2nd sun gear 11 Hollow shaft 12 as a driving force transmission auxiliary member 12 As a transmission capacity variable control type torque transmission mechanism Multi-disc clutch mechanism 12A, 12B Clutch plate 13 Left wheel rotating shaft 14 Right wheel rotating shaft 14A, 14B Gear 15 Left rear wheel 16 Right rear wheel 17 Clutch hydraulic control valve 18 Control unit 9 wheel speed sensor 20 steering wheel angle sensor 21 yaw rate sensor 22 acceleration sensor (or acceleration calculation means) 23 accumulator 24 electric pump 25 left front wheel 26 right front wheel 30, 31, 32 speed change mechanism 30A, 31A, 32A first sun gear 30B, 31B , 32B First planetary gear (planetary pinion) 30D, 31D, 32D Second planetary gear 30C, 31C, 32C Pinion shaft 30F, 31F, 32F Planetary carrier 30E, 31E, 32E Second sun gear 41 Driving force transmission auxiliary member 42 Transmission Multi-disc clutch mechanism as variable displacement control type torque transmission mechanism 42A, 42B Clutch plate 51 Shaft (counter shaft) 52 to 56, 59 Gear wheel 57, 58 Multi-disc clutch as transmission variable volume control type torque transmission mechanism Structure 60 Transmission mechanism 60A Sun gear 60B Planetary gear (planetary pinion) 60C Pinion shaft 60D Ring gear 61 Coupling such as friction clutch 62 Transmission mechanism 62A, 62D Sun gear 62B, 62E, 62F Planetary gear (planetary pinion) 63C Electromagnetic switching mechanism 63C Pinion shaft Actuator (solenoid) 63B Slide lever 63C Connecting member 64, 65, 66, 67, 68, 69 Hub 90A to 90D Driving force transmission control mechanism 91, 92 Transmission mechanism 91A, 92A Sassan gear 91B, 92B Planetary gear 91C, 92C Planetary shaft 91D, 92D Planetary gear 93,94 Multi-disc clutch mechanism 93A, 93B, 94A, 94 as a variable transmission capacity control type torque transmission mechanism Clutch plate 93C, 94C Sun gear 95 Hollow shaft 96 Transmission mechanism 96A, 96C, 96D, 97C, 98C Gear 96B Shaft (counter shaft) 97, 98 Multi-plate clutch mechanism 97A, 97B, 98A as variable transmission capacity control type torque transmission mechanism , 98B Clutch plate 99 Transmission mechanism 99C Shaft (counter shaft) 99A, 99B, 99D Gear 100C Gear 101 Switching mechanism 101A Electromagnetic actuator (solenoid) 101B Slide lever 101C Connecting member

【手続補正２】[Procedure Amendment 2]

【補正対象書類名】図面[Document name to be corrected] Drawing

【補正対象項目名】図４[Name of item to be corrected] Fig. 4

【補正方法】変更[Correction method] Change

【補正内容】[Correction content]

【図４】 [Figure 4]

【手続補正３】[Procedure 3]

【補正対象書類名】図面[Document name to be corrected] Drawing

【補正対象項目名】図５[Name of item to be corrected] Figure 5

【補正方法】変更[Correction method] Change

【補正内容】[Correction content]

【図５】 [Figure 5]

【手続補正４】[Procedure amendment 4]

【補正対象書類名】図面[Document name to be corrected] Drawing

【補正対象項目名】図６[Name of item to be corrected] Figure 6

【補正方法】変更[Correction method] Change

【補正内容】[Correction content]

【図６】 [Figure 6]

【手続補正５】[Procedure Amendment 5]

【補正対象書類名】図面[Document name to be corrected] Drawing

【補正対象項目名】図８[Correction target item name] Figure 8

【補正方法】変更[Correction method] Change

【補正内容】[Correction content]

【図８】 [Figure 8]

【手続補正６】[Procedure correction 6]

【補正対象書類名】図面[Document name to be corrected] Drawing

【補正対象項目名】図９[Correction target item name] Figure 9

【補正方法】変更[Correction method] Change

【補正内容】[Correction content]

【図９】 [Figure 9]

【手続補正７】[Procedure Amendment 7]

【補正対象書類名】図面[Document name to be corrected] Drawing

【補正対象項目名】図１０[Name of item to be corrected] Fig. 10

【補正方法】変更[Correction method] Change

【補正内容】[Correction content]

【図１０】 [Figure 10]

【手続補正８】[Procedure Amendment 8]

【補正対象書類名】図面[Document name to be corrected] Drawing

【補正対象項目名】図１１[Name of item to be corrected] Fig. 11

【補正方法】変更[Correction method] Change

【補正内容】[Correction content]

【図１１】 FIG. 11

【手続補正９】[Procedure Amendment 9]

【補正対象書類名】図面[Document name to be corrected] Drawing

【補正対象項目名】図１２[Correction target item name] Figure 12

【補正方法】変更[Correction method] Change

【補正内容】[Correction content]

【図１２】 [Fig. 12]

Claims (8)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 車両における左輪回転軸と右輪回転軸と
の間に、上記の左右の各回転軸間で駆動力を授受するこ
とで上記の左右輪の駆動力を調整しうる駆動力伝達制御
機構をそなえ、上記駆動力伝達制御機構が、上記の左右
の各回転軸のうちの一方の回転軸側に連結されてこの一
方の回転軸側の回転速度を変速して出力しうる変速機構
と、上記の左右の各回転軸のうちの他方の回転軸側と上
記変速機構の出力部側との間に介装されて係合時に上記
の左右の各回転軸間で駆動力の伝達を行ないうる動力伝
達手段とから構成されていることを特徴とする、車両用
左右駆動力調整装置。1. A drive force transmission capable of adjusting the drive force of the left and right wheels by transmitting and receiving drive force between the left and right rotary shafts of a left wheel rotary shaft and a right wheel rotary shaft of a vehicle. A speed change mechanism having a control mechanism, wherein the drive force transmission control mechanism is connected to one of the left and right rotary shafts and is capable of changing and outputting the rotational speed of the one rotary shaft. And is interposed between the other rotary shaft side of the left and right rotary shafts and the output side of the speed change mechanism to transmit the driving force between the left and right rotary shafts when engaged. A left-right driving force adjusting device for a vehicle, comprising a power transmission means capable of performing the operation. 【請求項２】 車両における左輪回転軸と右輪回転軸と
の間に、上記の左右の各回転軸間で駆動力を授受するこ
とで上記の左右輪の駆動力を調整しうる駆動力伝達制御
機構をそなえ、上記駆動力伝達制御機構が、上記の左右
の各回転軸のうちの一方の回転軸側に連結されてこの一
方の回転軸側の回転速度を変速して出力しうる第１の変
速機構と、上記の左右の各回転軸のうちの他方の回転軸
側と上記第１の変速機構の出力部側との間に介装されて
係合時に上記の左右の各回転軸の間で駆動力の伝達を行
ないうる第１の動力伝達手段と、上記の左右の各回転軸
のうちの他方の回転軸側に連結されてこの他方の回転軸
側の回転速度を変速して出力しうる第２の変速機構と、
上記の左右の各回転軸のうちの一方の回転軸側と上記第
２の変速機構の出力部側との間に介装されて係合時に上
記の左右の各回転軸間で駆動力の伝達を行ないうる第２
の動力伝達手段とから構成されていることを特徴とす
る、車両用左右駆動力調整装置。2. A drive force transmission capable of adjusting the drive force of the left and right wheels by exchanging drive force between the left and right rotary shafts between a left wheel rotary shaft and a right wheel rotary shaft of a vehicle. A first control unit having a control mechanism, wherein the drive force transmission control mechanism is coupled to one of the left and right rotary shafts and is capable of changing and outputting the rotational speed of the one rotary shaft. Of the above-mentioned left and right rotating shafts, which are interposed between the other rotating shaft side of the above-mentioned left and right rotating shafts and the output side of the above-mentioned first changing mechanism. And a first power transmission means capable of transmitting a driving force between the first and second rotation shafts, and is connected to the other rotation shaft side of the left and right rotation shafts, and the rotation speed of the other rotation shaft side is changed and output. A possible second speed change mechanism,
The driving force is interposed between one of the left and right rotary shafts and the output side of the second speed change mechanism so that the driving force is transmitted between the left and right rotary shafts when engaged. The second that can do
And a power transmission means of the vehicle. 【請求項３】 車両における左輪回転軸と右輪回転軸と
の間に、上記の左右の各回転軸間で駆動力を授受するこ
とで上記の左右輪の駆動力を調整しうる駆動力伝達制御
機構をそなえ、上記駆動力伝達制御機構が、上記の左右
の各回転軸のうちの一方の回転軸側に連結されてこの一
方の回転軸側の回転速度を加速又は減速して出力しうる
変速機構と、上記変速機構に付設されて該変速機構を加
速側又は減速側に切り替えうる切替機構と、上記の左右
の各回転軸のうちの他方の回転軸側と上記変速機構の出
力部側との間に介装されて係合時に上記の左右の各回転
軸間で駆動力の伝達を行ないうる動力伝達手段とから構
成されていることを特徴とする、車両用左右駆動力調整
装置。3. A driving force transmission capable of adjusting the driving force of the left and right wheels by transmitting and receiving the driving force between the left and right rotating shafts of a left wheel rotating shaft and a right wheel rotating shaft of a vehicle. A control mechanism is provided, and the drive force transmission control mechanism is coupled to one of the left and right rotary shafts and is capable of accelerating or decelerating the rotational speed of the one rotary shaft and outputting the rotational speed. A speed change mechanism, a switching mechanism attached to the speed change mechanism and capable of switching the speed change mechanism to an acceleration side or a deceleration side, the other rotary shaft side of the left and right rotary shafts, and the output section side of the speed change mechanism. And a driving force transmission means capable of transmitting driving force between the left and right rotary shafts when engaged, and a left and right driving force adjusting device for a vehicle. 【請求項４】 上記の左輪回転軸及び右輪回転軸が共に
エンジン出力を与えられて回転する駆動輪であることを
特徴とする、請求項１，請求項２及び請求項３のいずれ
かに記載された、車両用左右駆動力調整装置。4. The left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft are drive wheels that are rotated by being provided with an engine output, according to any one of claims 1, 2 and 3. The described left-right driving force adjustment device for a vehicle. 【請求項５】 上記の左輪回転軸及び右輪回転軸が共に
エンジン出力を与えられない否駆動輪であることを特徴
とする、請求項１，請求項２及び請求項３のいずれかに
記載された、車両用左右駆動力調整装置。5. The left wheel rotating shaft and the right wheel rotating shaft are non-driving wheels to which no engine output is applied, and any one of claims 1, 2 and 3 is provided. Left and right drive force adjustment device for vehicles. 【請求項６】 車両における左輪回転軸と右輪回転軸と
の間に、エンジンからの駆動力を入力される入力部と、
上記の左右の回転軸間の差動を許容しつつ上記の入力部
から入力された駆動力を上記の左右の各回転軸に伝達す
る差動機構と、上記の駆動力の伝達状態を制御して上記
の左右輪への駆動力配分を調整しうる駆動力伝達制御機
構とをそなえ、上記駆動力伝達制御機構が、上記回転軸
側に連結されてこの回転軸側の回転速度を変速して出力
しうる変速機構と、上記の変速機構の出力部側と上記入
力部側との間に介装されて係合時に上記回転軸側と上記
入力部側との間で駆動力の伝達を行ないうる動力伝達手
段とから構成されていることを特徴とする、車両用左右
駆動力調整装置。6. An input unit for receiving a driving force from an engine between a left wheel rotating shaft and a right wheel rotating shaft of a vehicle,
A differential mechanism that transmits the driving force input from the input unit to each of the left and right rotating shafts while allowing a differential between the left and right rotating shafts, and controls the transmission state of the driving force. And a drive force transmission control mechanism capable of adjusting the distribution of the drive force to the left and right wheels, and the drive force transmission control mechanism is connected to the rotary shaft side to change the rotational speed of the rotary shaft side. The transmission mechanism capable of outputting, and interposed between the output side and the input side of the transmission, transmits the driving force between the rotary shaft side and the input side when engaged. A left-right driving force adjusting device for a vehicle, comprising: 【請求項７】 車両における左輪回転軸と右輪回転軸と
の間に、エンジンからの駆動力を入力される入力部と、
上記の左右の回転軸間の差動を許容しつつ上記の入力部
から入力された駆動力を上記の左右の各回転軸に伝達す
る差動機構と、上記の駆動力の伝達状態を制御して上記
の左右輪への駆動力配分を調整しうる駆動力伝達制御機
構とをそなえ、上記駆動力伝達制御機構が、上記の入力
部側に連結されて該入力部側の回転速度を変速して出力
しうる変速機構と、上記の変速機構の出力部側と上記回
転軸側との間に介装されて係合時に上記回転軸側と上記
入力部側との間で駆動力の伝達を行ないうる動力伝達手
段とから構成されていることを特徴とする、車両用左右
駆動力調整装置。7. An input unit for receiving a driving force from an engine between a left wheel rotating shaft and a right wheel rotating shaft of a vehicle,
A differential mechanism that transmits the driving force input from the input unit to each of the left and right rotating shafts while allowing a differential between the left and right rotating shafts, and controls the transmission state of the driving force. And a driving force transmission control mechanism capable of adjusting the distribution of the driving force to the left and right wheels, and the driving force transmission control mechanism is connected to the input portion side to change the rotational speed of the input portion side. The transmission mechanism that can output the driving force is interposed between the output portion side of the transmission mechanism and the rotary shaft side to transmit the driving force between the rotary shaft side and the input portion side when engaged. A left-right driving force adjusting device for a vehicle, comprising a power transmission means capable of performing the operation. 【請求項８】 上記車両が四輪駆動車であることを特徴
とする、請求項１，請求項２，請求項３，請求項６及び
請求項７のいずれかに記載された、車両用左右駆動力調
整装置。8. The vehicle left and right according to any one of claims 1, 2, 3, 6 and 7, wherein the vehicle is a four-wheel drive vehicle. Driving force adjustment device.
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