驱动力分配装置的制作方法

专利名称：驱动力分配装置的制作方法
技术领域：
本申请涉及用作四轮驱动车辆的传递装置的驱动力分配装置中的改善方案。
背景技术：
传统地，专利文档1公开一种通用的驱动力分配装置。公开在这一文档中的驱动 力分配装置是四轮驱动车辆的传递装置，包括行星齿轮组，以及在主驱动轮和辅助驱动轮 之间设置驱动力分配(扭矩分配)，其中，变速器的扭矩输入行星齿轮组的支架，扭矩被分 配并且输出离开支架通过中心齿轮和环形齿轮至主驱动轮和辅助驱动轮。专利文档1 JP 2005-337442A

发明内容
在上述这种传统驱动力分配装置中，输入主驱动轮的扭矩(主驱动轮扭矩)与输 入辅助驱动轮的扭矩(辅助驱动轮扭矩)之间的分配比独一地通过齿部规格(中心齿轮的 齿数，以及环形齿轮的齿数，相应于专利文档1的结构)进行确定，因为主驱动轮与辅助驱 动轮之间的扭矩分配通过诸如行星齿轮组的齿轮组实施。因此，主驱动轮扭矩与辅助驱动轮扭矩之间的分配比在整个扭矩范围中是不变 的，使得随着输入驱动力分配装置的输入扭矩增加，根据分配比，主驱动轮扭矩自然地增 加，并且因此辅助驱动轮扭矩在整个扭矩范围内增加。因此，当最大扭矩(发动机扭矩最大 并且变速器的变速比最小时的扭矩)TinmaX在辅助驱动轮扭矩分配比等于最大值kmax的 辅助驱动轮扭矩最大分配状态下输入驱动力分配装置时，将在辅助驱动轮扭矩最大分配状 态下的扭矩分配比kmax和最大输入扭矩Tinmax的基础上的大扭矩(辅助驱动轮最大分配 扭矩Tfkmax = kmaxXTinmax)导引至辅助驱动轮。虽然不必要在实际使用环境下将这一大扭矩导引至辅助驱动轮，但是不必要的大 扭矩会被导引至辅助驱动轮。由于这一不必要的大扭矩可能被导引至辅助驱动轮，所以辅 助驱动轮的驱动系统必须设计成能够抵抗这一大扭矩。如果采用传统驱动力分配装置，那 么驱动系统的强度必须提高得高于实际使用所需。这导致不必要的成本的问题，同时也增
加了重量。考虑到上述事实，本发明提出一种驱动力分配装置，该驱动力分配装置能够限制 由辊间径向压制力确定的辅助驱动轮扭矩最大分配状态下的最大分配状态最大辊传递扭 矩，并且具有在不需要增强所述辅助驱动轮的驱动系统的强度高于实际使用所需的情况下 解决关于成本和重量增加的问题的目的。为此目的，根据本发明的驱动力分配装置基于将所述驱动力分配装置配置成通过 将输入主驱动轮的扭矩的一部分分配并输出至辅助驱动轮而设置所述主驱动轮和辅助驱 动轮之间的扭矩分配，所述驱动力分配装置包括第一辊，所述第一辊与构成所述主驱动轮 的扭矩传递路径的旋转部件共同旋转；第二辊，所述第二辊与构成所述辅助驱动轮的扭矩 传递路径的旋转部件共同旋转；以及辊间径向压制部分，所述辊间径向压制部分沿所述第一辊和第二辊的径向方向将所述第一辊和第二辊压制成彼此压制接触，从而允许在所述第 一辊与第二辊之间实现扭矩传递。所述辊间径向压制部分设置所述第一辊与第二辊之间的径向压制力，使得由所述 径向压制力确定的辅助驱动轮扭矩最大分配状态下的最大分配状态最大辊传递扭矩、低于 以最大扭矩被输入至所述驱动力分配装置同时所述辅助驱动轮扭矩最大分配状态被保持 这一假设为基础的、辅助驱动轮最大分配扭矩。


图1是四轮驱动车辆从上方观看的示意性平面图，示出四轮驱动车辆的动力传动 系，设置有根据本发明第一实施例的驱动力分配装置；图2是图1的驱动力分配装置的侧部剖视图；图3是类似于图2的根据本发明的第二实施例的驱动力分配装置的侧部剖视图；图4是沿着图3中的线IV-IV所作的并且沿着箭头方向所观看的剖视图，示出从 第二辊至输出轴的驱动力传递部分；图5是根据本发明第三实施例的驱动力分配装置的类似于图3的侧部剖视图；图6是采用在根据第三实施例的驱动力分配装置中的曲柄轴的剖视图；图7是根据本发明的第四实施例的驱动力分配装置的类似于图5的侧部剖视图；图8是根据本发明的第五实施例的驱动力分配装置的类似于图5的侧部剖视图；图9是示出相应于根据第一至第五实施例的驱动力分配装置的辊传递扭矩(辅助 驱动轮扭矩)相对于输入扭矩的变化的特征的特性图；以及图10是示出根据图2所示的驱动力分配装置的前轮与后轮之间的驱动力分配的 特征的特性图，作为实例。
具体实施例方式在根据上述本发明的驱动力分配装置中，输入主驱动轮的扭矩的一部分从第一辊 导引通过第二辊到辅助驱动轮，从而驱动主驱动轮和辅助驱动轮二者。基于在辅助驱动轮 扭矩最大分配状态被保持的同时最大扭矩被输入驱动力分配装置这一假设，由相互辊径向 压制力确定的辅助驱动轮扭矩最大分配状态下的最大分配状态最大辊传递扭矩低于辅助 驱动轮最大分配扭矩，这一特征产生下述操作和效果。S卩，超过最大分配状态最大辊传递扭矩达到辅助驱动轮最大分配扭矩的大扭矩， 即，比实际使用环境所需更大的扭矩，被防止导引至辅助驱动轮。因此，没有必要将辅助驱 动轮的驱动系统设计成承载这一大扭矩。即，将该驱动系统的强度设定为实际使用所需的 范围就足够了，这样能够解决不必要的成本和重量增加的问题。下文参照图1和2所示的第一实施例、图3和4所示的第二实施例、图5和6所示 的第三实施例、图7所示的第四实施例以及图8所示的第五实施例说明实现本发明的方式。〈第一实施例> 图1是四轮驱动车辆从上方观看的示意性平面图，示出设置有根据 本发明第一实施例的驱动力分配装置1的四轮驱动车辆的动力传动系。图1的四轮驱动车 辆以后轮驱动车辆为基础，其中，发动机2的旋转通过变速器3进行变速，然后通过后部推 进器轴4和后部最终驱动单元5传递至左后轮6L和右后轮6R，并且构造成使得输入左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)的扭矩的一部分通过驱动力分配装置1传递通过前部推进器轴 7和前部最终驱动单元8至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)，由此实现四轮驱动。驱动力分配装置1由此配置成通过将输入左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)的 一部分扭矩分配和输出至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)、而设定左后轮6L和右后 轮6R(主驱动轮)与左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)之间的扭矩分配。在这一实施 例中，驱动力分配装置1构造为如图2所示。在图2中，输入轴12和输出轴13布置成侧向地在壳体11中穿过，输入轴12与输 出轴13彼此平行。输入轴12在输入轴12的两端处通过滚珠轴承14、15相对于壳体11可 旋转地支撑。输出轴13在输出轴13的两端处通过滚珠轴承16、17相对于壳体11可旋转 地支撑。输入轴12也通过设置在壳体11中的滚柱轴承18、19相对于壳体11可旋转地支 撑。输出轴13也通过设置在壳体11中的滚柱轴承21、22而相对于壳体11可旋转地支撑。因此，定位在垂直于输入轴12和输出轴13的轴线的平面内的滚柱轴承18、21通 过共用轴承支承件23保持，该通用轴承支承件通过任意装置诸如螺栓24连接至壳体11的 对应内部表面。同样，定位在垂直于输入轴12和输出轴13的轴线的平面内的滚柱轴承19、 22通过通用轴承支承件25保持，该通用轴承支承件25通过任意装置诸如螺栓26连接至壳 体11的对应内部表面。输入轴12的两端形成为延伸超出壳体11，通过密封环形件27、28形成紧密的液体 密封。输入轴12的左端(在图2中)连接至变速器3的输出轴(参见图1)，输入轴12的 右端(在图2中)通过后部推进器轴4 (参见图1)连接至后部最终驱动单元5。输出轴13 的左端(在图2中)形成为延伸超过壳体11，由密封环形件29进行紧密地液体密封。输出 轴13的左端通过前部推进器轴7 (参见图1)连接至前部最终驱动单元8。输入轴12基本上在沿输入轴12的轴向方向的输入轴12的中心处与第一辊31形 成一体，其中，第一辊31布置成与输入轴12共轴。输出轴13基本上在沿输出轴13的轴向 方向的输出轴13的中心处与第二辊32形成一体，其中，第二辊32布置成与输出轴13共 轴。第一辊31和第二辊32定位在垂直于输入轴12和输出轴13的轴线的共同平面内。第 一辊31的旋转轴线O1与第二辊32的旋转轴线O2之间的距离(第一辊31与第二辊32之 间的辊轴线之间的距离)Ll设定成小于第一辊31的半径和第二辊32的半径的和，使得第 一辊31和第二辊32沿它们的径向方向彼此压制，所述辊的外表面在附图标记31a、32a表 示的位置形成压制接触。即，轴承支承件23和25形成为将第一辊31与第二辊32之间的辊轴线之间的距离 Ll设定成小于第一辊31的半径和第二辊32的半径的和，由此产生第一辊31和第二辊32 之间的径向压制力。该径向压制力确定第一辊31与第二辊32之间的可传递扭矩(辊-传 递扭矩TR)。辊传递扭矩TR等于与径向压制力成比例的值((第一辊31与第二辊32之间 的摩擦系数)X (径向压制力))。辊传递扭矩TR导致辅助驱动轮(左前轮和右前轮)扭矩 Tf。轴承支承件23、25确定第一辊31与第二辊32之间的辊轴线之间的距离Li，对应于本 发明中的辊之间的径向压制部分(辊之间的径向压制方式)。[扭矩分配操作]下文描述图1和2所示以及如上所述的第一实施例的操作。变 速器3的输出扭矩输入至输入轴12的左端(在图2中)。一方面，扭矩直接地从输入轴12 通过后部推进器轴4和后部最终驱动单元5传递至左后轮6L和右后轮6R (主驱动轮)。另一方面，驱动力分配装置1将输入左后轮6L和右后轮6R的扭矩的一部分通过第一辊31、第 一辊31与第二辊32之间的摩擦接触部分3la、32a和第二辊32导引至输出轴13，然后将这 一扭矩通过前部推进器轴7和前部最终驱动单元8从输出轴13的左端(在图2中)传递 至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)。这允许车辆进行四轮驱动，其中，所有的左后轮 6L和右后轮6R(主驱动轮)以及左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)都被驱动。
下文参照图9描述驱动力分配装置1的扭矩分配。图9是示出辊-传递扭矩TR (辅 助驱动轮(左前轮和右前轮)扭矩Tf)与从变速器3输入至驱动力分配装置1的扭矩(驱 动力分配装置输入扭矩、变速器输出扭矩)Tin之间的关系的示意图。如上所述，在本实施 例中，四轮驱动车辆是基于后轮驱动车辆的。因此，如果左前轮和右前轮(辅助驱动轮)扭 矩Tf设定成大于左后轮和右后轮(主驱动轮)扭矩Tr，例如，相应于左前轮和右前轮的扭 矩分配比kmax设定为60%，使得相应于左前轮和右前轮的扭矩分配比等于60%，相应于左 后轮和右后轮的扭矩分配比等于40 %，那么，前轮转向力的最大值将会不必要地小，这会不 利地影响车辆的转弯性能。在这一实施例中，左前轮和右前轮扭矩分配比kmax设定为50%，使得左前轮和右 前轮扭矩分配比等于50%并且左后轮和右后轮扭矩分配比等于50%，使得左前轮和右前 轮扭矩Tf低于左后轮和右后轮扭矩Tf。在前轮和后轮扭矩分配比为50 50的这一情况 下，第一辊31的直径D1，第二辊32的直径D2，后部最终驱动单元5的变速比ir，以及前部 最终驱动单元8的变速比if设定为Dl Xir = D2X if，从而不在前轮与后轮之间的旋转中 导致不同。如果辊轴线之间的距离Ll设定为大，使得相比于本实施例，第一辊31与第二辊 32之间的径向压制力(辊-传递扭矩TR)防止在驱动力分配装置输入扭矩Tin的整个范围 内在辊之间出现打滑，辊_传递扭矩TR相对于驱动力分配装置输入扭矩Tin改变，示出图 9中的虚线A所示的特征。但是，如果辅助驱动轮扭矩分配比kmax在图9中的虚线A所示的整个扭矩范围内 是不变的，那么主驱动轮扭矩Tr自然地增加，并且在整个扭矩范围内，随着驱动力分配装 置输入扭矩Tin增加，辅助驱动轮扭矩Tf也根据辅助驱动轮扭矩分配比kmax而增加。因此，当驱动力分配装置输入扭矩Tin的最大值Tinmax(当发动机2的扭矩最大 并且变速器3的变速比最小时的扭矩)被输入辅助驱动轮扭矩分配比kmax = 50%时，那 么将辅助驱动轮(左前轮和右前轮)扭矩Tf导引至辅助驱动轮，该辅助驱动轮扭矩大并 且等于以辅助驱动轮扭矩分配比kmax = 50%以及驱动力分配装置输入扭矩Tin的最大值 Tinmax为基础的辅助驱动轮最大分配扭矩Tfkmax = kmax X Tinmax。虽然没有必要在实际使用的环境下将这种大的辅助驱动轮最大分配扭矩Tfkmax 导引至辅助驱动轮，但是不必要的大扭矩会被导引至辅助驱动轮。由于这种不必要的大扭 矩可能被导引至辅助驱动轮，所以辅助驱动轮的驱动系统必须设计成抵抗这种大扭矩。该 驱动系统的强度必须被提升成高于实际使用所需。这导致不必要的成本以及重量增加的问 题。因此，在本实施例中，第一辊31与第二辊32之间的辊轴线之间的距离Ll被确定 从而确定第一辊31与第二辊32之间的径向压制力，使得辅助驱动轮扭矩分配比kmax = 50%下的辊传递扭矩的最大值(最大辊传递扭矩)Tfmax小于辅助驱动轮最大分配扭矩 Tfkmax0因此，如图9中的实线B所示，在低于辅助驱动轮最大分配扭矩Ttkmax的范围内，
7辊传递扭矩TR变成辅助驱动轮扭矩分配比kmax = 50%和驱动力分配装置输入扭矩Tin 的积(kmaxXTin)。在高于辅助驱动轮最大分配扭矩Tfmax的扭矩的范围内，辊传递扭矩 TR被限制为最大分配状态最大辊传递扭矩Tfmax，因为虽然辅助驱动轮扭矩分配比kmax = 50%，但是真实的辅助驱动轮扭矩分配比k会由于辊之间的打滑而小于50%。在这一实施例中，辅助驱动轮扭矩分配比kmax等于常数值50 %，因为第一辊31与 第二辊32之间的辊轴线之间距离Ll是不变的。因此，在这一实施例中，辅助驱动轮扭矩分 配比kmax = 50%的状态对应于辅助驱动轮扭矩最大分配状态，最大辊传递扭矩Tfmax对应 于最大分配状态最大辊传递扭矩。该辅助驱动轮最大分配扭矩Tfkmax是辅助驱动轮扭矩 分配比的最大值(最大辅助驱动轮分配状态下的最大辅助驱动轮分配比)kmaX = 50%和驱 动力分配装置输入扭矩Tin的最大值Tinmax的积。该辅助驱动轮最大分配扭矩Tfkmax对 应于以最大扭矩(驱动力分配装置输入扭矩Tin的最大值)Tinmax被输入驱动力分配装置 同时辅助驱动轮扭矩最大分配状态kmax = 50%被保持这一假设为基础的值。因此，比在实际使用环境下导向至辅助驱动轮所需更大的扭矩被防止传递至辅助 驱动轮，使得在考虑这种大扭矩的情况下变得不必要设计辅助驱动轮的驱动系统。采用这 种方式，不必要设计辅助驱动轮的驱动系统使得驱动系统的强度高于实际所需，由此，可解 决上述不必要成本以及重量增加的问题。考虑到上述目的，自然优选地，最大分配状态最大辊传递扭矩Tfmax符合下述扭 矩容量，使得能够刚好传递实际使用环境下将被导向至辅助驱动轮的最大扭矩。另外，当如上所述驱动力分配装置1通过将输入左后轮6L和右后轮6R(主驱动 轮)的一部分扭矩分配并且输出至左前轮9L和右前轮9R (辅助驱动轮)、而确定左后轮6L 和右后轮6R(主驱动轮)与左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)之间的驱动力分配时，根 据通过预压制形成的第一辊31与第二辊32之间的径向压制力，驱动力分配装置1防止第 一辊31将高于辊传递扭矩TR的范围的扭矩传递至第二辊32。因此，如图10中的Tdmax所示，输入左前轮和右前轮(辅助驱动轮)的扭矩的上 限被设定成对应于第一辊31与第二辊32之间的径向压制力的值，使得左后轮6L和右后轮 6R(主驱动轮)以及左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)之间的驱动力分配具有如图10 中的实线E所示的特性。因此，即使驱动力分配装置1的输入扭矩变大，输入左前轮和右前轮(辅助驱动 轮)的扭矩也不会超过上述上限值Tdmax。因此，根据本实施例的驱动力分配装置1能够用 作四轮驱动车辆用驱动力分配装置，其中，左前轮和右前轮(辅助驱动轮)的驱动系统必须 紧凑从而满足车辆紧凑性的要求，其中没有必要考虑左前轮和右前轮(辅助驱动轮)的驱 动系统的强度是否小。<第二实施例 > 图3示出本发明的第二实施例，其中，驱动力分配装置1配置成使 得第一辊31与第二辊32之间的辊轴线之间的距离Ll被任意地设定，从而任意地设定第一 辊31与第二辊32之间的径向压制力。为此目的，与图2所示的实施例相比，输出轴13的长 度被减小，仅通过类似于图2的滚珠轴承16和滚柱轴承21相对于壳体11可旋转地支撑。在图3中，延伸超过壳体11的输出轴13的左端通过前部推进器轴7连接至前部 最终驱动单元8，如上述实施例那样。在图3中，曲柄轴41布置成面对位于壳体11中的输 出轴13的右端(内侧端)。
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曲柄轴41的左端(在图3中)通过滚针轴承42装配至输出轴13的内侧端，使得 曲柄轴41的左端(在图3中)通过输出轴13相对于壳体11可旋转地支撑，并且允许输出 轴13和曲柄轴41相对于彼此旋转。曲柄轴41的右端(在图3中)通过类似于图2的滚珠轴承17和滚柱轴承22相 对于壳体11可旋转地支撑。曲柄轴41的右端(在图3中)从壳体11露出至外部，通过密 封环43形成紧密地液体密封。曲柄轴41包括两端处的轴承部分之间的偏心轴部分41a，其中，该偏心轴部分41a 具有半径R。偏心轴部分41a的中心轴线O3布置成从曲柄轴41 (输出轴13)的中心轴线O2 偏移ε，并且与输入轴12上的第一辊31共同地定位在垂直于输入轴12和输出轴13的轴 线的共同平面上。虽然第二辊32沿轴向方向的位置被确定，但是第二辊32通过滚柱轴承 44可旋转地连接至曲柄轴41的偏心轴部分41a。因此，第二辊32的旋转轴线与偏心轴部分41a的中心轴线O3相同。通过控制曲柄 轴41的旋转位置使得第二辊旋转轴线O3(偏心轴部分41a的中心轴线)围绕曲柄轴旋转 轴线(输出轴旋转轴线)02回转，从而调整第一辊31与第二辊32之间的辊轴线之间的距 离Li，第一辊31与第二辊32之间的径向压制力(第一辊与第二辊之间的辊传递扭矩TR) 能够得以随意地控制。因此，辊间压制力控制马达45连接至壳体11，使得马达45的输出轴45a例如通过 齿式连接而驱动连接至从壳体11露出的曲柄轴41的端表面。在这一实施例中，曲柄轴41 和用于调节第一辊31与第二辊32之间的辊轴线之间距离Ll的辊间压制力控制马达45与 轴承支承件23、25配合从而构成本发明中的辊间径向压制部分。当在马达45的控制下沿径向方向将第二辊32压制于第一辊31从而使得辊31、 32的外表面在附图标记31a、32a所示的位置处彼此压制接触时，扭矩可被通过压制接触部 分31a、32a而从第一辊31传递至第二辊32。为了允许旋转第二辊32的旋转传递至输出轴 13，输出轴13在内端与凸缘部分13a形成一体，凸缘部分13a的直径设定成使得凸缘部分 13a沿轴向方向面对第二辊32。多个驱动销46固定至面对第二辊32的输出轴凸缘部分13a，其中驱动销46朝向 第二辊32伸出。驱动销46沿着共用圆以图4所示的均勻间隔进行布置。面对输出轴凸缘 部分13a的第二辊32的端表面形成有多个孔47，通过这些孔能够分别插入驱动销46，从而 允许扭矩从第二辊32传递至输出轴13 (凸缘部分13a)。驱动销插入孔47具有圆形孔的形 状，该圆形孔的直径大于驱动销46的直径，如图4清楚示出。驱动销插入孔47的直径设定 成足够大，从而允许扭矩从第二辊32传递至输出轴13 (凸缘部分13a)，同时吸收输出轴13 的旋转轴线O2与第二辊32的旋转轴线O3之间的偏心率ε。第二实施例构造成类似于图2所示的实施例，除了上文之外。对应的部分仅以相 同的附图标记示出，不进行重复地说明。[扭矩分配控制]下文说明图3和4所示并且如上所述的第二实施例的扭矩分配 控制。一方面，从变速器3到输入轴12的扭矩从输入轴12直接地传递通过后部推进器轴 4 (参见图1)和后部最终驱动单元5 (参见图1)至左后轮6L和右后轮6R (主驱动轮)，如 图2所示的第一实施例那样。另一方面，根据这一实施例的驱动力分配装置1将输入左后轮6L和右后轮6R的一部分扭矩通过第一辊31、第一辊31与第二辊32之间的摩擦接触部分31a、32a、第二辊 32、驱动销46和输出轴凸缘部分13a导引至输出轴13，然后将这一扭矩从输出轴13的左端 (在图3中)通过前部推进器轴7 (参见图1)和前部最终驱动单元8 (参见图1)传递至左 前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)。这允许车辆进行四轮驱动，其中，左后轮6L和右后轮 6R(主驱动轮)以及左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)全都被驱动。这样，根据这一实施例的驱动力分配装置1能够借助辊间压制力控制马达45、通 过控制曲柄轴41围绕中心轴线O2的旋转位置、调节第一辊31与第二辊32之间的辊轴线 之间的距离Li，使得第二辊旋转轴线O3 (偏心轴部分41a的中心轴线)围绕曲柄轴旋转轴 线(输出轴旋转轴线)O2回转。改变第一辊31与第二辊32之间的辊轴线之间距离Ll的控制允许控制改变第二 辊32对第一辊31的径向压制力，由此可随意地控制第一辊与第二辊之间的辊传递扭矩TR。根据第一辊31与第二辊32之间的径向压制力(辊传递扭矩TR)的控制，随着辊 轴线之间距离Ll从控制最小值增加，即，随着第一辊与第二辊之间的径向压制力(辊传递 扭矩TR)从控制最大值减小，辅助驱动轮扭矩分配比从最大值kmax = 50%减小，使得辊传 递扭矩TR(辅助驱动轮(左前轮和右前轮)扭矩Tf)相对于驱动力分配装置输入扭矩Tin 发生改变的特性从图9中相应于kmax = 50%的实线B所示的特性发生变化(如下文详细 说明)，通过相应于图9中的k = 25%的实线C所示的特性，至图9中相应于k = 0%的实 线D所示的特性(双轮驱动状态)。图9中相应于k = 0%的实线D所示的特性是当辊轴 线之间距离Ll大于第一辊31的半径与第二辊32的半径之和时的特性(第一辊31和第二 辊32彼此不接触)，使得辊31、32之间的径向压制力(辊传递扭矩TR)等于零。相反地，随着辊轴线之间距离Ll从控制最大值减小至控制最小值，即，随着第一 辊31与第二辊32之间的径向压制力(辊传递扭矩TR)从零增加至控制最大值，辊传递扭 矩TR(辅助驱动轮(左前轮和右前轮)扭矩Tf)相对于驱动力分配装置输入扭矩Tin的变 化的特性从图9中相应于k = 0%的实线D所示的特性，通过图9中相应于k = 25%的实 线C所示的特性，变化至图9中相应于kmax = 50%的实线B所示的特性。辊轴线之间距离Ll的控制最小值，和辊间径向压制力的控制最大值(辊传递扭矩 TR)是辅助驱动轮扭矩分配比等于最大值kmax = 50% (辅助驱动轮扭矩最大分配状态) 时的值。相比于本实施例，如果辊间径向压制力的控制最大值(辊传递扭矩TR)大到能够 防止在驱动力分配装置输入扭矩Tin的整个范围内在辊之间产生打滑，那么辊传递扭矩TR 相对于驱动力分配装置输入扭矩Tin产生变化，示出图9中虚线A所示的特性。但是，在辅助驱动轮扭矩kmax在整个扭矩范围内是常数使得相比较于这一实施 例辊传递扭矩TR如图9中的虚线A所示是无限的情况下，当驱动力分配装置输入扭矩的最 大值Tinmax输入辅助驱动轮扭矩分配比kmax = 50%时，那么辅助驱动轮(左前轮和右前 轮)扭矩Tf被导引至辅助驱动轮，该辅助驱动轮扭矩大并且等于以辅助驱动轮扭矩分配比 kmax = 50%和驱动力分配装置输入扭矩Tin的最大值Tinmax为基础的辅助驱动轮最大分 配扭矩 Tfkmax = kmax X Tinmax0因此，虽然没有必要在实际使用的环境下将这种大的辅助驱动轮最大分配扭矩 Tfkmax导引至辅助驱动轮，但是必须考虑上述事实设计该辅助驱动轮的驱动系统，并且该 驱动系统的强度必须被提升成高于实际使用所需。这导致不必要的成本以及重量增加的问题。因此，在本实施例中，第一辊31与第二辊32之间的径向压制力的控制最大值(辊轴线 之间距离Ll的控制最小值)被确定，使得由辊间径向压制力的控制最大值(辊轴线之间距 离Ll的控制最小值)确定的辅助驱动轮扭矩最大分配状态kmax = 50%下的辊传递扭矩的 最大值(最大分配状态最大辊传递扭矩)Tfmax小于辅助驱动轮最大分配扭矩Tfkma，如图 9中的实线B所示。因此，当辊间径向压制力设定为控制最大值(辊轴线之间距离Ll设定为控制最小 值)时，在辅助驱动轮最大分配扭矩Tfkmax以下的扭矩范围内，如图9中的实线B所示，辊 传递扭矩TR成为辅助驱动轮扭矩分配比的最大值(辅助驱动轮最大分配状态下的辅助驱 动轮扭矩分配比)kmax = 50%与驱动力分配装置输入扭矩Tin的积(kmaxXTin)。在高于 辅助驱动轮最大分配扭矩Tfkmax以上的扭矩的范围内，虽然在图9中的实线B所示的在辅 助驱动轮扭矩最大分配状态kmax = 50%下，辊传递扭矩TR被限制为最大分配状态最大辊 传递扭矩Tfmax，因为真实的辅助驱动轮扭矩分配比k由于辊之间的打滑而小于50%。该辅助驱动轮最大分配扭矩Tfkmax等于辅助驱动轮扭矩分配比的最大值(辅助 驱动轮最大分配状态下的辅助驱动轮扭矩分配比)kmaX = 50%和驱动力分配装置输入扭 矩的最大值Tinmax的积，并且对应于以最大扭矩(驱动力分配装置输入扭矩Tin的最大 值)Tinmax输入至驱动力分配装置同时保持该辅助驱动轮扭矩最大分配状态kmax = 50% 这一假设为基础的值。因此，在实际使用情况下比导向至辅助驱动轮所需更大的扭矩被防止传递至辅助 驱动轮，使得其考虑这一大扭矩而变得不必要设计辅助驱动轮的驱动系统。采用这种方式， 不需要设计辅助驱动轮的驱动系统使得该驱动系统的强度高于实际所需，由此可解决上述 不必要成本和重量增加的问题。考虑到上述目的，自然优选地，最大分配状态最大辊传递扭矩Tfmax符合这一扭 矩容量，使得在实际使用环境内将被导引至辅助驱动轮的最大扭矩能够被正好地传递。另外，当如上所述的根据这一实施例的驱动力分配装置1通过将输入左后轮6L和 右后轮6R(主驱动轮)的一部分扭矩分配并且输出至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)、 而确定左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)与左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)之间的 驱动力分配时，驱动力分配装置1根据第二辊32对第一辊31的径向压制力防止第一辊31 将高于辊传递扭矩TR的范围的扭矩传递至第二辊32。因此，如图10中的Tdmax所示，输入左前轮和右前轮(辅助驱动轮)的扭矩的上 限被设定成对应于第一辊31与第二辊32之间的径向压制力的值，使得左后轮6L和右后轮 6R(主驱动轮)以及左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)之间的驱动力分配具有如图10 中的实线E所示的特性。因此，即使驱动力分配装置1的输入扭矩变大，输入左前轮和右前 轮(辅助驱动轮)的扭矩也不会超过上述上限值Tdmax。因此，根据本实施例的驱动力分配 装置1能够用作四轮驱动车辆用驱动力分配装置，其中，左前轮和右前轮(辅助驱动轮)的 驱动系统必须紧凑从而满足车辆紧凑性的要求，其中没有必要考虑左前轮和右前轮(辅助 驱动轮)的驱动系统的强度是否小。在如这一实施例这样的上述各种操作和效果通过第二辊32的径向位移实现的情 况下，当为单一汽车模型设定双轮驱动类型和四轮驱动类型两种类型时，主驱动轮(左后 轮6L和右后轮6R)侧部件可通过双轮驱动式和四轮驱动式二者而共同地使用。对于四轮驱动类型，驱动力分配装置1仅通过加入辅助驱动轮(左前轮和右前轮9L、9R)侧部件而构 成。这可实现双轮驱动类型和四轮驱动类型之间的驱动力分配装置1的部件的通用性，由 此实现成本降低。在如本实施例这样的第二辊32可旋转地支撑在曲柄轴41的偏心轴部分41a上并 且由曲柄轴41的旋转位移造成第二辊32的径向偏移的情况下，可借助高度可控地并且其 控制精度高的马达45容易地且精确地控制曲柄轴41的旋转位置。在任何情况下，为了在这一实施例中实现上述操作和效果，自然有必要确定输入 轴12与输出轴13之间的辊轴线之间距离(旋转轴OpO2之间的距离)以及偏心轴部分41a 的偏心率ε，使得当第二辊32的旋转轴O3最接近输入轴12的旋转轴O1从而最小化辊轴 线之间距离Ll时的扭矩上限Tdmax (参见图10)低于左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮) 的驱动系统的强度。优选地，正好在第二辊32的旋转轴O3距离输入轴12的旋转轴O1最远从而最大化 辊轴线之间距离Ll时，使得第一辊31与第二辊32之间的径向压制力变得大约为零或者造 成第一辊31与第二辊32之间的间隙。在前种情况下，即，第一辊31与第二辊32之间的辊轴线之间距离Ll的最大值确 定成使得第一辊31与第二辊32之间的径向压制力变为大约零的情况下，可通过根据操作 状态将输入左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)的扭矩分配设定成完全为零而实现双轮 驱动状态。在后种情况下，即，第一辊31与第二辊32之间的辊轴线之间距离Ll的最大值确 定成形成第一辊31与第二辊32之间的间隙的情况下，即使当四轮驱动车辆在四轮驱动车 辆的前轮或后轮接触地面的状态下通过抢救车移动时，由此形成前轮与后轮之间的旋转 差，差动旋转能够通过第一辊31与第二辊32之间的间隙吸收。因此，车辆可以在前轮或后 轮接触地面的状态下由抢救车移动，不会产生驱动力分配装置1中的加热、磨损等问题。顺便说一句，在典型的传统驱动力分配装置的情况下，当四轮驱动车辆在四轮驱 动车辆的前轮或后轮接触地面的状态下通过抢救车移动时，由此形成前轮与后轮之间的旋 转差，差动旋转在驱动力传递部分中产生热量，或者在某些位置造成磨损。因此，车辆在前 轮或后轮接触地面的状态下不能由抢救车移动。在前文中，本发明应用至驱动力分配装置，其中，后轮驱动车辆用作基本车辆，前 轮与后轮之间的扭矩分配通过分配和输出一部分扭矩至前轮而设定。但是，本发明的上述 概念也可以自然地应用至下述驱动力分配装置，其中的前轮驱动车辆用作基本车辆，并且 前轮与后轮之间的扭矩分配通过分流和输出一部分扭矩至后轮而设定。在前轮驱动车辆用作基础车辆的这一情况下，优选地主动地分配驱动力至后轮 (辅助驱动轮)，使得前轮能够产生大转弯力，从而将车辆的转弯性能和稳定性实现平衡。 因此，在这种情况下，前轮(主驱动轮)侧上的第一辊的直径D1、后轮(辅助驱动轮)侧上 的第二辊的直径D2、前部最终驱动单元的变速比if、以及后部最终驱动单元的变速比ir设 定为DlXif > D2X ir，使得辅助驱动轮扭矩最大分配状态对应于比图9中的kmax = 50% 的虚线A所示的梯度更陡的特性。通过确定陡梯度的特性下第一辊与第二辊之间的径向压制力(辊传递扭矩TR) 的控制最大值(辊轴线之间距离Ll的控制最小值)、使得由辊间径向压制力的控制最大值(辊传递扭矩TR)确定的辅助驱动轮扭矩最大分配状态(kmax = 70% )下的最大分配状态 最大辊传递扭矩(对应于图9中的Tfmax)小于对应于图9中的Tfkmax的辅助驱动轮最大 分配扭矩，可实现类似于第二实施例的操作和效果，同样是当前轮驱动车辆用作基础车辆 时。在参照图3所述的第二实施例中，由于第二辊32可旋转地支撑在曲柄轴41的偏 心轴部分41a上，并且第二辊32的径向偏移由曲柄轴41的旋转位移造成从而改变第一辊 31与第二辊32之间的辊轴线之间距离Li，所以有必要通过图4所示的偏心连接件将第二 辊32连接至输出轴13。可沿轴向方向通过第二辊32而将曲柄轴41插入，其中曲柄轴41 形成为实心的。这带来简单的结构，并且可容易地将曲柄轴41连接至辊间压制力控制马达 45。[第三实施例]图5示出本发明的第三实施例，其中，采用实心内轴形式的根据第 二实施例的曲柄轴41由采用一对中空外轴的形式的曲柄轴51L、51R代替，并且由曲柄轴 51L、51R的旋转位移产生第二辊32的径向偏移，从而改变第一辊31与第二辊32之间的辊 轴线之间距离Li。因此，第二辊32与输出轴13形成整体，中空曲柄轴51L、51R位于第二辊32的两 个轴向端。从第二辊32的两个轴向端伸出的输出轴13的两端装配在曲柄轴51L、51R的中 心孔51La、51Ra(半径Ri)中。轴承52L、52R设置在装配部分中，使得输出轴13支撑在曲 柄轴51L、51R的中心孔51La、51Ra中，从而围绕中心孔51La、51Ra的中心轴线O2自由地旋转。如图6清楚地所示，曲柄轴51L、51R形成有相对于中心孔51La、51Ra(中心轴线O2) 偏移的外周51Lb、51Rb (半径Ro)，使得偏心外周5ILb,5IRb的中心轴O3以偏心率ε而相 对于中心孔51La、51Ra的中心轴O2偏心。曲柄轴51L、51R的偏心外周5ILb,5IRb通过轴 承53L、53R可旋转地支撑在相应轴承支承件23、25中。曲柄轴51L、51R以及第二辊32分 别通过止推轴承54L、54R而沿轴向定位。更接近彼此并且面对彼此的曲柄轴51L、51R的端部与具有相同规格的环形齿轮 5ILc、5IRc形成整体。在曲柄轴51L、5IR处于旋转位置使得偏心外周5ILb、5IRb沿周向方 向彼此对齐的状态下，环形齿轮51Lc、51Rc啮合共用曲柄轴驱动副齿轮55。曲柄轴驱动副齿轮55连接至副齿轮轴56。副齿轮轴56的两端通过轴承56a、56b 相对于壳体11可旋转地支撑。图5的右侧上的副齿轮轴56的右端暴露在壳体11外部。副 齿轮轴56的露出端表面通过例如齿式连接而驱动地耦合至与壳体11连接的辊间压制力控 制马达45的输出轴45a。因此，可由辊间压制力控制马达45、通过副齿轮55和环形齿轮51Lc、51Rc控制曲 柄轴51L、51R的旋转位置来随意地控制第二辊32对第一辊31的径向压制力(辊之间的辊 传递扭矩TR)，使得输出轴13和第二辊32的旋转轴O2沿着图6中的虚线所示的轨迹圆回 转，由此，辊轴线之间距离Ll改变。采用这种方式，辊间压制力控制马达45、副齿轮55和曲 柄轴51L、51R以及轴承支承件23、25构成本发明中的辊间径向压制部分。曲柄轴51L和输出轴13形成为从图5的左侧上的壳体11伸出。在伸出部分处， 密封环57设置在壳体11与曲柄轴51L之间，密封环58设置在曲柄轴51L与输出轴13之 间。密封环57、58液体紧密地密封从壳体11伸出的曲柄轴51L和输出轴13的伸出部分。
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曲柄轴5IL的内周的中心和外周的中心设定成在设置有密封环57、58的端部处彼 此偏心，如同在支撑有输出轴13的部分处。密封环57设置在曲柄轴51L的端部的外周与 壳体11之间，密封环58设置在曲柄轴51L的端部的内周与输出轴13之间。虽然输出轴13 的旋转轴线O2根据输出轴13的回转而回转，但是这一密封结构可优选地密封输出轴13从 壳体11伸出的地方。第二实施例的结构类似于图2所示的第一实施例，除了上文所述的内容。对应部 分只采用相同的附图标记示出，不进行重复地说明。[扭矩分配控制]下文说明图5和6所示并且如上所述的第三实施例的扭矩分配 控制。一方面，从变速器3到输入轴12的扭矩直接地从输入轴12通过后部推进器轴4(参 见图1)和后部最终驱动单元5 (参见图1)传递至左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)，如图 2所示的第一实施例那样，以及如图3所示的第二实施例那样。另一方面，当借助辊间压制力控制马达45通过副齿轮55和环形齿轮51Lc、51Rc 控制曲柄轴51L、51R的旋转位置使得辊轴线之间距离Ll变得小于第一辊31的半径和第二 辊32的半径之和时，由此辊31、32根据其间的径向压制力提供辊传递扭矩TR，根据这一实 施例的驱动力分配装置1通过第一辊31和第二辊32将输入左后轮6L和右后轮6R的一部 分扭矩导引至输出轴13，然后将这一扭矩通过前部推进器轴7 (参见图1)和前部最终驱动 单元8 (参见图1)从输出轴13的左端(在图5中)传递至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱 动轮)。这允许车辆实现四轮驱动，其中，左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)以及左前轮 9L和右前轮9R(辅助驱动轮)全都被驱动。虽然输出轴13 (输出轴13的旋转轴线O2)借助辊间压制力控制马达45通过辊间 相互径向压制力控制(辊间辊传递扭矩控制)进行回转，但是输出轴13 (输出轴13的旋转 轴线O2)的回转通过将输出轴13连接至前部推进器轴7的万向接头而吸收，使得没有抑制 将扭矩传递至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)。同样在本实施例中，可借助辊间压制力控制马达45通过副齿轮55和环形齿轮 5ILc、5IRc控制曲柄轴51L、51R围绕轴线O3的旋转位置而调节第一辊31与第二辊32之间 的辊轴线之间距离Li、使得第二辊旋转轴线02(输出轴13的轴线)围绕曲柄轴旋转轴线O3 回转。调节辊轴线之间距离Ll的控制允许控制改变第一辊31与第二辊32之间的径向压 制力(辊传递扭矩TR)。根据第一辊31与第二辊32之间的径向压制力(辊传递扭矩TR)的控制，随着辊 轴线之间距离Ll从控制最大值减小至控制最小值，即，随着第一辊31与第二辊32之间的 径向压制力(辊传递扭矩TR)从零增加至控制最大值，辊传递扭矩TR(辅助驱动轮(左前 轮和右前轮)扭矩Tf)相对于驱动力分配装置输入扭矩Tin的改变的特性从图9中相应于 k = 0%的实线D所示的特性，通过图9中相应于k = 25%的实线C所示的特性，变化至图 9中相应于kmax = 50%的实线B所示的特性。辊轴线之间距离Ll的控制最小值和辊间径向压制力的控制最大值(辊传递扭矩 TR)是辅助驱动轮扭矩分配比等于最大值kmax = 50% (辅助驱动轮扭矩最大分配状态) 时的值。如果辊间径向压制力的控制最大值(辊传递扭矩TR)大从而相比于本实施例而防 止在驱动力分配装置输入扭矩Tin的整个范围内在辊之间出现打滑，那么大于实际使用环 境所需的辅助驱动轮最大分配扭矩Tfkmax被导引至辅助驱动轮(辅助驱动轮)，使得左前轮和右前轮(辅助驱动轮)的驱动系统必须考虑这一事实而进行设计，并且该驱动系统的 强度必须提高成高于所需。这导致不必要成本以及重量增加的问题。因此，同样在本实施例中，第一辊31与第二辊32之间的径向压制力的控制最大值 (辊轴线之间距离Ll的控制最小值)被确定使得由辊间径向压制力的控制最大值(辊轴线 之间距离Ll的控制最小值)确定的辅助驱动轮扭矩最大分配状态kmax = 50% (最大分配 状态最大辊传递扭矩)下的辊传递扭矩的最大值小于辅助驱动轮最大分配扭矩Tfkmax，如 图9中的实线B所示。因此，当辊间径向压制力设定为控制最大值(辊轴线之间距离Ll设定成控制最小 值)时，在小于辅助驱动轮最大分配扭矩Tfkmax的扭矩范围内，辊传递扭矩TR变成辅助驱 动轮扭矩分配比的最大值(辅助驱动轮最大分配状态下的辅助驱动轮扭矩分配比)kmax = 50%和驱动力分配装置输入扭矩Tin的积(kmaxXTin)，如图9中的实线B所示。在高于辅 助驱动轮最大分配扭矩Tfkmax的扭矩范围内，辊传递扭矩TR被限制为最大分配状态最大 辊传递扭矩Tfmax，因为真实辅助驱动轮扭矩分配比k由于辊之间的打滑而会小于50%，虽 然在辅助驱动轮扭矩最大分配状态kmax = 50%下，如图9中的实线B所示。辅助驱动轮最大分配扭矩Tfkmax等于辅助驱动轮扭矩分配比的最大值(辅助驱 动轮最大分配状态下的辅助驱动轮扭矩分配比)kmax = 50%与驱动力分配装置输入扭矩 的最大值Tinmax的积，并且对应于以最大扭矩(驱动力分配装置输入扭矩Tin的最大值) Tinmax被输入驱动力分配装置同时辅助驱动轮扭矩最大分配状态kmax = 50%被保持这一 假设为基础的值。因此，大于在实际使用环境下导引至辅助驱动轮所需的扭矩被防止传递至辅助驱 动轮，使得其在考虑这一大扭矩的情况下变得不必要设计辅助驱动轮的驱动系统。采用这 种方式，可解决上述不必要的成本以及重量增加的问题。除了上述操作和效果，这一实施例能够产生下述操作和效果。该实施例构造成使 得第二辊32可旋转地支撑在曲柄轴51L、51R的中心孔51La、51Ra中；相对于中心孔51La、 51Ra偏心的曲柄轴51L、51R的偏心外周51Lb、51Rb相对于固定至壳体11的轴承支承件23、 25可旋转地支撑；以及第二辊32通过曲柄轴51L、51R的旋转位移而造成径向位移，从而控 制第一辊31与第二辊32之间的辊轴线之间距离Ll的改变(辊间径向压制力辊传递扭矩 TR)。这允许曲柄轴51L、51R构造成中空曲柄轴，具有中心孔51La、51Ra，由此实现重量降 低。而且，在这一结构中，将要连接至辅助驱动轮的输出轴13共轴地连接至第二辊 32，输出轴13可旋转地支撑在曲柄轴51L、51R的中心孔51La、51Ra。为了输出轴13与第二 辊32之间的连接，图4所示的在第二实施例中所需的偏心连接是不必要的，使得该结构得 以简化，并且传递效率得以提高。而且，曲柄轴51L、51R设置成对并且布置在第二辊32的两个轴向端部上；在曲柄 轴51L、51R处于旋转位置使得偏心外周51Lb、51Rb沿周向方向彼此对齐的状态下，曲柄轴 55啮合共用曲柄轴驱动副齿轮55 ；曲柄轴51L、51R的配对通过曲柄轴驱动副齿轮55而作 为一个单元进行旋转。这一结构导致在第二辊32的两个轴向端实现辊传递扭矩控制，由此 改善该控制的精确度。根据这些操作和效果，虽然曲柄轴51L、512R设置成对，但是可通过 共用单一马达45旋转曲柄轴51L、51R同时将曲柄轴51L、51R的旋转相保持为彼此相同。
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[第四实施例]图7示出本发明的第四实施例，该实施例对根据图5所示的第三实 施例的结构作出下述修改。具体地说，可旋转地支撑曲柄轴驱动副齿轮55的轴56的结构 不是通过由壳体11直接地支撑轴56的结构而实现的，而是通过固定至壳体11的轴承支承 件23、25支撑的轴56的结构而实现的，类似于曲柄轴51L、51R的偏心外周51Lb、51Rb。在这一结构中，曲柄轴驱动副齿轮轴56和曲柄轴偏心外周51Lb、51Rb由相同的部 件(轴承支承件23、25)支撑。因此，即使辊间径向压制力(辊传递扭矩TR)大使得沿辊间 方向的轴承支承件23、25的延伸量大，曲柄轴51L、51R与曲柄轴驱动副齿轮55之间的相 对位移受到抑制。这用于防止不利的效果，即，曲柄轴驱动副齿轮55相对于设置在曲柄轴 51L、51R中的环形齿轮51Lc、51Rc的啮合状态变得异常。[第五实施例]图8示出本发明的第五实施例，该实施例对根据图5所示的第三 实施例的结构作出下述修改而实现。具体地说，将连接部件59设置在曲柄轴51L、51R对之 间，部分地覆盖第二辊32的外周，使得曲柄轴51L、51R对通过连接部件59而彼此连接。曲柄轴51L、5IR彼此连接的结构能够可靠地消除由于设置在曲柄轴51L、5IR中的 环形齿轮51Lc、51Rc的误差造成的曲柄轴51L、51R之间的旋转相中的差异，由此防止第二 辊32的两个轴向端之间的辊轴线之间距离Ll中的差导致第二辊32与第一辊31的不平衡 的接触，由此不利地影响辊31、32的持久性。
权利要求
一种驱动力分配装置，所述驱动力分配装置配置成通过将输入主驱动轮的扭矩的一部分分配并输出至辅助驱动轮而设置所述主驱动轮和辅助驱动轮之间的扭矩分配，所述驱动力分配装置包括第一辊，所述第一辊与构成所述主驱动轮的扭矩传递路径的旋转部件共同旋转；第二辊，所述第二辊与构成所述辅助驱动轮的扭矩传递路径的旋转部件共同旋转；以及辊间径向压制部分，所述辊间径向压制部分沿所述第一辊和第二辊的径向方向将所述第一辊和第二辊压制成彼此压制接触，从而允许在所述第一辊与第二辊之间实现扭矩传递，其中，所述辊间径向压制部分设定所述第一辊与第二辊之间的径向压制力，使得由所述径向压制力确定的辅助驱动轮扭矩最大分配状态下的最大分配状态最大辊传递扭矩低于以最大扭矩被输入至所述驱动力分配装置同时所述辅助驱动轮扭矩最大分配状态被保持这一假设为基础的辅助驱动轮最大分配扭矩。
2.根据权利要求1所述的驱动力分配装置，其中所述辊间径向压制部分配置以改变所述第一辊与第二辊之间的辊轴线之间距离，从而 任意设置所述径向压制力；以及将所述径向压制力的最大值设置成使得所述最大分配状态最大辊传递扭矩低于所述 辅助驱动轮最大分配扭矩。
3.根据权利要求2所述的驱动力分配装置，其中，所述辊间径向压制部分配置以使得 所述辊轴线之间距离的最大值能够使所述径向压制力等于大约零。
4.根据权利要求2所述的驱动力分配装置，其中，所述辊间径向压制部分配置以使得 辊轴线之间距离的最大值适于产生所述第一辊与第二辊之间的间隙。
5.根据权利要求2-4任一项所述的驱动力分配装置，其中，所述辊间径向压制部分配 置以通过沿所述第二辊的径向方向移位所述第二辊而改变所述辊轴线之间距离。
6.根据权利要求5所述的驱动力分配装置，其中，所述辊间径向压制部分配置以通过 借助曲柄轴的旋转位移产生所述第二辊的移位而改变所述辊轴线之间距离，其中，所述第 二辊可旋转地支撑在所述曲柄轴的偏心轴部分。
7.根据权利要求5所述的驱动力分配装置，其中，所述辊间径向压制部分配置以通过 借助曲柄轴的旋转位移产生所述第二辊的移位而改变所述辊轴线之间距离，其中，所述第 二辊可旋转地支撑在所述曲柄轴的中心孔，并且所述曲柄轴包括相对于所述中心孔偏心的 偏心外周，并且由固定部分可旋转地支撑。
8 根据权利要求7所述的驱动力分配装置，其中，待连接至所述辅助驱动轮的输出轴 共轴地连接至所述第二辊，并且可旋转地支撑在所述曲柄轴的中心孔，使得所述第二辊可 旋转地支撑在所述曲柄轴的中心孔。
9.根据权利要求7或8所述的驱动力分配装置，其中，所述曲柄轴其中的两个设置在所 述第二辊的相应轴向端部上，并且在所述曲柄轴处于旋转位置的状态下与共用曲柄轴驱动 副齿轮啮合使得所述偏心外周彼此对齐，使得在所述曲柄轴的偏心外周彼此对齐的状态下 通过所述曲柄轴驱动副齿轮而作为一个单元旋转所述曲柄轴。
10.根据权利要求9所述的驱动力分配装置，其中，所述曲柄轴驱动副齿轮相对于轴承 支承件可旋转地被支撑，所述曲柄轴的所述偏心外周通过所述轴承支承件相对于所述固定部分可旋转地被支撑。
11.根据权利要求9或10所述的驱动力分配装置，包括设置在所述曲柄轴之间的连接 部件，其中，所述连接部件部分地覆盖所述第二辊的外周，并且将所述曲柄轴彼此连接。
全文摘要
第一辊与用于将扭矩传递至后轮的输出轴形成一体，第二辊与用于将扭矩导引至前轮的输出轴形成一体。辊(31、32)的轴线之间距离设定成小于辊的半径的和，使得辊沿径向方向压制成彼此压制接触，由此，从输入轴传递至后轮的一部分扭矩经由辊从输出轴导向至前轮。为了设定辊之间的径向压制力，辊的轴线之间的距离确定为使得由压制力确定的在前轮的扭矩分配比最大的状态下的最大辊传递扭矩小于当前轮的扭矩分配比最大时最大输入传递至输入轴时的最大前轮分配扭矩。
文档编号B60K17/344GK101909918SQ20088012285
公开日2010年12月8日 申请日期2008年12月19日 优先权日2007年12月26日
发明者山本建, 森淳弘 申请人:日产自动车株式会社