專利名稱：摩擦輥型傳動(dòng)裝置的制作方法
技術(shù)領(lǐng)域：
本發(fā)明涉及用作四輪驅(qū)動(dòng)車輛的分動(dòng)器(驅(qū)動(dòng)力分配裝置)的摩擦輥型傳動(dòng)裝置。
背景技術(shù)：
專利文獻(xiàn)1公開了一種常用的四輪驅(qū)動(dòng)車輛分動(dòng)器(驅(qū)動(dòng)力分配裝置)。該文獻(xiàn) 中公開的驅(qū)動(dòng)力分配裝置是四輪驅(qū)動(dòng)車輛的分動(dòng)器，該分動(dòng)器采用了行星齒輪組并且在主 驅(qū)動(dòng)輪和輔助驅(qū)動(dòng)輪之間分配驅(qū)動(dòng)力，其中，扭矩從變速器輸入行星齒輪組的托架，然后扭 矩從托架通過中心齒輪及環(huán)形齒輪被分離并輸出至主驅(qū)動(dòng)輪和輔助驅(qū)動(dòng)輪。專利文獻(xiàn)1 JP 2005-337442 A

發(fā)明內(nèi)容
在上述這種常規(guī)的驅(qū)動(dòng)力分配裝置中，由于通過諸如行星齒輪組這樣的齒輪組來 實(shí)現(xiàn)主驅(qū)動(dòng)輪和輔助驅(qū)動(dòng)輪之間的驅(qū)動(dòng)力分配，因此，傳向主驅(qū)動(dòng)輪的扭矩(主驅(qū)動(dòng)輪扭 矩)與傳向輔助驅(qū)動(dòng)輪的扭矩(輔助驅(qū)動(dòng)輪扭矩)之間的分配比僅僅由齒輪規(guī)格(對(duì)于專 利文獻(xiàn)1中的構(gòu)造，為中心齒輪的齒數(shù)以及環(huán)形齒輪的齒數(shù))所確定。因此，主驅(qū)動(dòng)輪扭矩與輔助驅(qū)動(dòng)輪扭矩之間的分配比在整個(gè)扭矩范圍內(nèi)是恒定 的，從而當(dāng)驅(qū)動(dòng)力分配裝置的輸入扭矩增大時(shí)，主驅(qū)動(dòng)輪扭矩必然增大，輔助驅(qū)動(dòng)輪扭矩也 相應(yīng)地增大。近年來，考慮到全球變暖及燃料費(fèi)用的暴漲，提高車輛燃料效率對(duì)社會(huì)來說越發(fā) 重要。眾所周知，減輕車輛的重量可有效地提高車輛燃料效率。為了減輕車輛重量，必須使 車輛結(jié)構(gòu)緊湊。在四輪驅(qū)動(dòng)車輛中，也需要使輔助驅(qū)動(dòng)輪的驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)緊湊化，同時(shí)將驅(qū)動(dòng)系 統(tǒng)的強(qiáng)度設(shè)置為最小。然而，在這樣的常規(guī)驅(qū)動(dòng)力分配裝置中，主驅(qū)動(dòng)輪扭矩與輔助驅(qū)動(dòng)輪扭矩之間的 分配比在整個(gè)扭矩范圍內(nèi)恒定，從而當(dāng)驅(qū)動(dòng)力分配裝置的輸入扭矩增大時(shí)，輔助驅(qū)動(dòng)輪扭 矩與主驅(qū)動(dòng)輪扭矩類似地增大，輔助驅(qū)動(dòng)輪扭矩可能會(huì)超過因上述原因而緊湊化的輔助驅(qū) 動(dòng)輪系統(tǒng)的強(qiáng)度。因此，存在這樣的問題這種常規(guī)的驅(qū)動(dòng)力分配裝置不能用作下述四輪驅(qū)動(dòng)車輛 的分動(dòng)器為了順應(yīng)使車輛緊湊的要求，需要使該四輪驅(qū)動(dòng)車輛的輔助驅(qū)動(dòng)輪驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)緊湊化。考慮到上述情況，本發(fā)明的首要目的是提供一種摩擦輥型傳動(dòng)裝置，其可用作能 夠?qū)⑤o助驅(qū)動(dòng)輪扭矩限制在上限以內(nèi)的驅(qū)動(dòng)力分配裝置，從而解決上述問題。因此，本發(fā)明基于下述摩擦輥型傳動(dòng)裝置該摩擦輥型傳動(dòng)裝置通過使一對(duì)摩擦 輥沿摩擦輥的徑向彼此擠壓以彼此摩擦接觸，從而允許在這兩個(gè)摩擦輥之間傳遞動(dòng)力，并 且本發(fā)明的目標(biāo)是通過摩擦輥間徑向擠壓力控制使得對(duì)扭矩傳遞容量的控制成為可能， 從而使摩擦輥型傳動(dòng)裝置更為有用；通過防止摩擦輥間徑向擠壓反作用力施加在殼體上，實(shí)現(xiàn)減輕殼體重量；以及提高摩擦輥間徑向擠壓力控制(扭矩傳遞控制)的精度。出于上述目的，根據(jù)本發(fā)明的摩擦輥型傳動(dòng)裝置構(gòu)造為通過使一對(duì)摩擦輥沿所述 摩擦輥的徑向彼此擠壓從而以直接方式或間接方式彼此摩擦接觸，從而允許在所述摩擦輥 之間傳遞動(dòng)力，其中，所述摩擦輥中的一個(gè)摩擦輥被支撐為相對(duì)于曲軸繞偏心軸線旋轉(zhuǎn)，所 述曲軸的旋轉(zhuǎn)位置可控，以便調(diào)節(jié)所述摩擦輥之間的徑向擠壓力；所述摩擦輥在其軸向的 每側(cè)上設(shè)置有軸承支撐件，與所述一個(gè)摩擦輥相關(guān)的所述曲軸以及與另一個(gè)摩擦輥相關(guān)的 摩擦輥軸與所述軸承支撐件軸承配合，從而所述軸承支撐件承受所述摩擦輥之間的徑向擠 壓反作用力；并且每個(gè)所述軸承支撐件在所述軸承支撐件的位于其端部的軸承配合部分之 間的中部形成有收縮部分，以降低所述軸承支撐件抵抗所述摩擦輥之間的徑向擠壓反作用 力的支撐剛度。此外，根據(jù)本發(fā)明的摩擦輥型傳動(dòng)裝置包括第一摩擦輥，其具有在第一方向上的 旋轉(zhuǎn)軸線；第二摩擦輥，其設(shè)置為允許與所述第一摩擦輥進(jìn)行摩擦扭矩傳遞，并且所述第二 摩擦輥設(shè)置在相對(duì)于所述第一摩擦輥的旋轉(zhuǎn)軸線的第二方向上，所述第二摩擦輥具有與所 述第一方向基本平行的旋轉(zhuǎn)軸線；曲軸，其支撐所述第二摩擦輥，從而允許所述第二摩擦輥 圍繞偏心軸線旋轉(zhuǎn)，并且所述曲軸通過旋轉(zhuǎn)來改變所述第一摩擦輥和所述第二摩擦輥之間 的徑向擠壓力；以及軸承支撐件，其包括第一軸承配合部分，其樞轉(zhuǎn)地支撐所述第一摩擦 輥；第二軸承配合部分，其樞轉(zhuǎn)地支撐所述曲軸；以及中部，其位于所述第一軸承配合部分 和所述第二軸承配合部分之間，在與所述第一方向和所述第二方向垂直的方向上，所述中 部的尺寸小于所述第一軸承配合部分和所述第二軸承配合部分的尺寸。此外，根據(jù)本發(fā)明的摩擦輥型傳動(dòng)裝置包括第一摩擦輥，其具有在第一方向上的 旋轉(zhuǎn)軸線；第二摩擦輥，其設(shè)置為允許與所述第一摩擦輥進(jìn)行摩擦扭矩傳遞，所述第二摩擦 輥具有與所述第一方向基本平行的旋轉(zhuǎn)軸線；曲軸，其支撐所述第二摩擦輥，從而允許所述 第二摩擦輥圍繞偏心軸線旋轉(zhuǎn)，并且所述曲軸通過旋轉(zhuǎn)來改變所述第一摩擦輥和所述第二 摩擦輥之間的徑向擠壓力；以及軸承支撐件，其包括第一軸承配合部分，其樞轉(zhuǎn)地支撐所 述第一摩擦輥；第二軸承配合部分，其樞轉(zhuǎn)地支撐所述曲軸；以及中部，其位于所述第一軸 承配合部分和所述第二軸承配合部分之間，在所述第一方向上，所述中部的尺寸小于所述 第一軸承配合部和所述第二軸承配合部分的尺寸。


圖1是從四輪驅(qū)動(dòng)車輛上方看到的平面示意圖，其示出四輪驅(qū)動(dòng)車輛的傳動(dòng)系， 該四輪驅(qū)動(dòng)車輛設(shè)置有作為驅(qū)動(dòng)力分配裝置的根據(jù)本發(fā)明實(shí)施例的摩擦輥型傳動(dòng)裝置；圖2是圖1中的驅(qū)動(dòng)力分配裝置(摩擦輥型傳動(dòng)裝置)的側(cè)視剖視圖；圖3是沿著圖2中的線III-III截取并沿箭頭方向看到的剖視圖，示出從第二摩 擦輥到輸出軸的驅(qū)動(dòng)力傳遞部分；圖4是圖1中的驅(qū)動(dòng)力分配裝置的另一構(gòu)造的側(cè)視剖視圖；圖5是圖4中所示的驅(qū)動(dòng)力分配裝置中采用的曲軸的側(cè)視剖視圖；圖6是示出圖2中所示的驅(qū)動(dòng)力分配裝置(摩擦輥型傳動(dòng)裝置)的摩擦輥間扭矩 傳遞容量相對(duì)于摩擦輥間徑向擠壓力的變化特性的特性曲線圖；圖7是示出圖2中所示的驅(qū)動(dòng)力分配裝置(摩擦輥型傳動(dòng)裝置)的摩擦輥間徑向擠壓力相對(duì)于曲軸旋轉(zhuǎn)角度的變化特性與未采用圖2所示方案的情況下的變化特性相比 較的特性曲線圖；圖8A和圖8B示出了圖2中所示的驅(qū)動(dòng)力分配裝置(摩擦輥型傳動(dòng)裝置)的軸承 支承件，其中圖8A是設(shè)置在軸承支撐件上的軸承配合部分的軸向正視圖，而圖8B是側(cè)視 圖；與圖8A和圖8B相似，圖9A和圖9B示出根據(jù)本發(fā)明的另一實(shí)施例的軸承支撐件， 其中圖9A是該軸承支撐件的正視圖，而圖9B是該軸承支撐件的側(cè)視圖；與圖8A和圖8B相似，圖IOA和圖IOB是示出根據(jù)本發(fā)明的另一實(shí)施例的軸承支 撐件，其中圖IOA是該軸承支撐件的正視圖，而圖IOB是該軸承支撐件的側(cè)視圖；與圖8A相似，圖11是根據(jù)本發(fā)明的另一實(shí)施例的軸承支撐件的正視圖；與圖9B相似，圖12是根據(jù)本發(fā)明的另一實(shí)施例的軸承支撐件的側(cè)視圖；圖13A和圖13B是示出如何控制圖2中所示的驅(qū)動(dòng)力分配裝置(摩擦輥型傳動(dòng)裝 置)中的第一摩擦輥和第二摩擦輥之間的摩擦輥間徑向擠壓力的示意圖，其中圖13A是示 出在第一摩擦輥和第二摩擦輥的半徑之和被設(shè)定為等于輸入軸和輸出軸之間的軸線間距 離的情況下如何控制摩擦輥間徑向擠壓力的示意圖，而圖13B是示出在第一摩擦輥和第二 摩擦輥的半徑之和被設(shè)定為大于輸入軸和輸出軸之間的軸線間距離的情況下如何控制摩 擦輥間徑向擠壓力的示意圖；以及圖14是示出圖2中所示的驅(qū)動(dòng)力分配裝置(摩擦輥型傳動(dòng)裝置)的曲軸旋轉(zhuǎn)角 度與曲軸旋轉(zhuǎn)扭矩之間的關(guān)系的特性曲線圖，以及曲軸旋轉(zhuǎn)角度與摩擦輥間扭矩傳遞容量 之間的關(guān)系的特性曲線圖。
具體實(shí)施例方式在根據(jù)本發(fā)明的摩擦輥型傳動(dòng)裝置中，通過一對(duì)摩擦輥之間的摩擦接觸而實(shí)現(xiàn)動(dòng) 力傳遞。因此，兩輥間傳遞的扭矩不會(huì)大于由摩擦輥間徑向擠壓力所確定的扭矩傳遞容量 范圍。當(dāng)該摩擦輥型傳動(dòng)裝置被用作四輪驅(qū)動(dòng)車輛中的驅(qū)動(dòng)力分配裝置時(shí)，該摩擦輥型傳 動(dòng)裝置可以將輔助驅(qū)動(dòng)輪扭矩限制在上限以內(nèi)。因此，即使當(dāng)摩擦輥型傳動(dòng)裝置的輸入扭矩變大時(shí)，輔助驅(qū)動(dòng)輪扭矩也不會(huì)超過 該上限。因此，根據(jù)本發(fā)明的摩擦輥型傳動(dòng)裝置可以用作下述四輪驅(qū)動(dòng)車輛中的動(dòng)力分配 裝置在該四輪驅(qū)動(dòng)車輛中，為了順應(yīng)使車輛緊湊的需求，需要使輔助驅(qū)動(dòng)輪驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)緊湊 化。此外，在根據(jù)本發(fā)明的摩擦輥型傳動(dòng)裝置中，一個(gè)摩擦輥被支撐為相對(duì)于曲軸繞 偏心軸線旋轉(zhuǎn)，該曲軸的旋轉(zhuǎn)位置可控，以便于調(diào)節(jié)摩擦輥之間的徑向擠壓力。這非常有 用，因?yàn)槟軌蛉我獾乜刂朴赡Σ凛侀g徑向擠壓力所確定的扭矩傳遞容量，從而滿足對(duì)于扭 矩傳遞容量的多種不同需求。此外，在根據(jù)本發(fā)明的摩擦輥型傳動(dòng)裝置中，在摩擦輥的軸向各側(cè)設(shè)置有軸承支 撐件，其中軸承支撐件承受摩擦輥之間的徑向擠壓反作用力，從而防止該徑向擠壓反作用 力傳遞至殼體。這樣能夠?qū)崿F(xiàn)減輕殼體的重量。出于上述的目的，設(shè)置在第一摩擦輥31和第二摩擦輥32的軸向兩側(cè)的軸承支撐 件具有抵抗摩擦輥間徑向擠壓反作用力的高支撐剛度。因此，在通過控制曲軸的旋轉(zhuǎn)角度
6來控制摩擦輥間徑向擠壓力(扭矩傳遞容量控制)的過程中，摩擦輥間徑向擠壓力(或扭 矩傳遞容量)傾向于相對(duì)于曲軸旋轉(zhuǎn)角度快速變化，所以用于摩擦輥間徑向擠壓力控制 (扭矩傳遞容量控制)的曲軸旋轉(zhuǎn)角度的范圍被限制為很窄，這會(huì)對(duì)控制的精度產(chǎn)生不利 的影響。然而，根據(jù)本發(fā)明，每個(gè)軸承支撐件在位于其端部的軸承配合部分之間的軸承支 撐件中部處形成有收縮部分，以降低軸承支撐件抵抗摩擦輥間徑向擠壓反作用力的支撐剛 度。這用于提高控制的精度，由于軸承支撐件因承受摩擦輥間徑向擠壓反作用力而產(chǎn)生的 變形量較大，因此，該摩擦輥間徑向擠壓力(或扭矩傳遞容量)相對(duì)于曲軸旋轉(zhuǎn)角度的變化 較慢，從而用于摩擦輥間徑向擠壓力控制(扭矩傳遞容量控制)的曲軸旋轉(zhuǎn)角度范圍可被 擴(kuò)大。下面將參考附圖中所示的實(shí)施例對(duì)本發(fā)明的實(shí)施方式進(jìn)行說明。圖1是從四輪驅(qū) 動(dòng)車輛上方看到的平面示意圖，示出四輪驅(qū)動(dòng)車輛的傳動(dòng)系，該四輪驅(qū)動(dòng)車輛設(shè)置有作為 驅(qū)動(dòng)力分配裝置(分動(dòng)器)1的根據(jù)本發(fā)明實(shí)施例的摩擦輥型傳動(dòng)裝置。圖1中所示的四輪驅(qū)動(dòng)車輛基于下述后輪驅(qū)動(dòng)車輛，在該后輪驅(qū)動(dòng)車輛中，來自 發(fā)動(dòng)機(jī)2的轉(zhuǎn)動(dòng)經(jīng)過變速器3的變速，然后通過后傳動(dòng)軸4和后差速器5傳至左后輪6L和 右后輪6R，并且該四輪驅(qū)動(dòng)車輛構(gòu)造為利用驅(qū)動(dòng)力分配裝置1的摩擦傳動(dòng)，通過前傳動(dòng)軸 7和前差速器8將傳向左后輪6L和右后輪6R (主驅(qū)動(dòng)輪)的扭矩中的一部分扭矩傳至左前 輪7L和右前輪7R(輔助驅(qū)動(dòng)輪)，從而實(shí)現(xiàn)四輪驅(qū)動(dòng)。驅(qū)動(dòng)力分配裝置(摩擦輥型傳動(dòng)裝置)1被構(gòu)成為通過將傳向左后輪6L和右后 輪6R(主驅(qū)動(dòng)輪)的扭矩中的一部分扭矩分離并輸出至左前輪9L和右前輪9R(輔助驅(qū)動(dòng) 輪)，從而在左后輪6L和右后輪6R (主驅(qū)動(dòng)輪)以及左前輪7L和右前輪7R (輔助驅(qū)動(dòng)輪) 之間分配扭矩。在本實(shí)施例中，驅(qū)動(dòng)力分配裝置(摩擦輥型傳動(dòng)裝置)1構(gòu)成為如圖2所示。在圖2中，彼此平行的長輸入軸12及軸單元設(shè)置為橫向穿置于殼體11中。該軸 單元包括短輸出軸13和曲軸41，曲軸41設(shè)置為與輸出軸13共軸以在軸向上與輸出軸13 相對(duì)，并且曲軸41通過滾針軸承42與輸出軸13可旋轉(zhuǎn)地軸承配合。輸入軸12在其兩端 由插入殼體11的軸通孔IlaUlb中的滾珠軸承14、15支撐為相對(duì)于殼體11可旋轉(zhuǎn)，其中， 各個(gè)滾珠軸承14、15設(shè)置在輸入軸12的一個(gè)相應(yīng)端部與殼體11的一個(gè)相應(yīng)軸通孔Ila或 lib之間。由輸出軸13和曲軸41組成的軸單元由位于軸單元兩端且插入殼體11的軸通孔 IlcUld中的滾珠軸承16、17支撐為相對(duì)于殼體11可旋轉(zhuǎn)，其中，各個(gè)滾珠軸承16、17設(shè)置 在軸單元的一個(gè)相應(yīng)端部與殼體11的一個(gè)相應(yīng)軸孔Ilc或Ild之間。在上述被可旋轉(zhuǎn)地支撐并且橫置于殼體11中的輸入軸12和軸單元(輸出軸13與 曲軸41)之中，輸入軸12配備有設(shè)置在殼體11中并且配合在輸入軸12上的滾柱軸承18、 19，而軸單元13、41配備有設(shè)置在殼體11中并且配合在軸單元上的滾柱軸承21、22。滾柱 軸承18、21和滾針軸承42基本設(shè)置在與軸向垂直的共同平面內(nèi)，該滾針軸承42設(shè)置在輸 出軸13與曲軸41的軸承配合部分之間，而曲軸41的軸承配合部分與輸出軸13共軸設(shè)置 以在軸向上與該輸出軸13相對(duì)。滾柱軸承19、22設(shè)置在與軸向垂直的共同平面內(nèi)，該平面 在軸向上遠(yuǎn)離滾柱軸承18、21。輸入軸12的滾柱軸承18和輸出軸13的滾柱軸承21與滾針軸承42 —同基本設(shè)
7置在共同平面，并被共同保持在第一軸承支撐件23的軸承配合部分23a、23b中。軸承支撐 件23與殼體11的相應(yīng)內(nèi)表面相配合。另一方面，用于輸入軸12的滾柱軸承19和用于曲 軸41的滾柱軸承22設(shè)置在與軸向垂直的第二平面內(nèi)，并被共同保持在第二軸承支撐件25 的軸承配合部分25a、25b中。軸承支撐件25與殼體11的相應(yīng)內(nèi)表面相配合。輸入軸12的兩端設(shè)置為伸出殼體11，并由密封圈27、28不透液地密封，密封圈 27,28分別設(shè)置在輸入軸12的一個(gè)對(duì)應(yīng)端部與殼體11的一個(gè)對(duì)應(yīng)軸通孔IlaUlb之間。 輸入軸12的左端(圖2中)與變速器3 (見圖1)的輸出軸相連，并且輸入軸12的右端(圖 2中)通過后傳動(dòng)軸4 (見圖1)與后差速器5相連。輸出軸13的左端(圖2中)設(shè)置為伸 出殼體11，并由密封圈29不透液地密封，密封圈29設(shè)置在輸出軸13與殼體11的軸通孔 Ilc之間。輸出軸13的左端通過前傳動(dòng)軸7 (見圖1)與前差速器8相連。輸入軸12與第一摩擦輥31基本在輸入軸12的軸向中央處形成一體，其中第一摩 擦輥31與輸入軸12共軸設(shè)置。因此，輸入軸12用作第一摩擦輥31的軸(摩擦輥軸)。曲 軸41包括設(shè)置在位于其兩端的軸承部分17、42之間的偏心軸部分41a，偏心軸部分41a具 有半徑R。偏心軸部分41a具有中心軸線03，該中心軸線O3設(shè)置為相對(duì)于曲軸41 (輸出軸 13)的旋轉(zhuǎn)軸線O2具有偏移量ε，并且偏心軸部分41a與輸入軸12上的第一摩擦輥31設(shè) 置在與軸向垂直的共同平面內(nèi)。盡管第二摩擦輥32在軸向上的位置是確定的，但第二摩擦 輥32通過滾柱軸承44與曲軸41的偏心軸部分41a可旋轉(zhuǎn)地連接。由曲軸41和輸出軸13 組成的軸單元用作第二摩擦輥32的軸(摩擦輥軸)。因此，第二摩擦輥32的旋轉(zhuǎn)軸線與偏心軸部分41a的中心軸線O3相同。通過控 制曲軸41的旋轉(zhuǎn)位置，使第二摩擦輥旋轉(zhuǎn)軸線O3(偏心軸部分41a的中心軸線)繞曲軸旋 轉(zhuǎn)軸線(輸出軸旋轉(zhuǎn)軸線)02旋轉(zhuǎn)，從而調(diào)節(jié)第一摩擦輥31與第二摩擦輥32之間的軸線 間距離Ll (第一摩擦輥31的旋轉(zhuǎn)軸線O1與第二摩擦輥32的旋轉(zhuǎn)軸線O3之間的距離)，從 而可以任意控制第一摩擦輥31與第二摩擦輥32之間的徑向擠壓力(第一摩擦輥和第二摩 擦輥之間的扭矩傳遞容量)。為了實(shí)現(xiàn)對(duì)摩擦輥間扭矩傳遞容量的控制，曲軸41的遠(yuǎn)離輸出軸13的右端(見 圖2)從殼體11中露出，并由密封圈43不透液地密封，密封圈43設(shè)置在曲軸41的右端與 殼體11的軸通孔Ild之間。曲軸41的露出端面例如通過鋸齒式連接器與安裝在殼體11 上的輥間壓力控制電動(dòng)機(jī)45的輸出軸45a驅(qū)動(dòng)地連接。當(dāng)在電動(dòng)機(jī)45的控制下將第二摩擦輥32沿徑向擠壓在第一摩擦輥31上，從而使 輥31、32的外表面在附圖標(biāo)記31a、32a所指示的位置彼此摩擦接觸時(shí)，扭矩可通過摩擦接 觸部分3la、32a從第一摩擦輥31傳遞至第二摩擦輥32。為了將旋轉(zhuǎn)的第二摩擦輥32的轉(zhuǎn) 動(dòng)傳遞給輸出軸13，在輸出軸13的內(nèi)側(cè)端一體地形成有凸緣部分13a，并且凸緣部分13a 的直徑被設(shè)置為使得凸緣部分13a在軸向上與第二摩擦輥32相對(duì)。多個(gè)驅(qū)動(dòng)銷46固定在與第二摩擦輥32相對(duì)的輸出軸凸緣部分13a上，其中驅(qū)動(dòng) 銷46向第二摩擦輥32突出。如圖3中所示，驅(qū)動(dòng)銷46沿同一圓周以等間距排列。第二摩 擦輥32的面向輸出軸凸緣部分13a的端面上形成有分別供驅(qū)動(dòng)銷46插入的多個(gè)孔47，從 而允許扭矩從第二摩擦輥32傳遞至輸出軸13 (凸緣部分13a)。如圖3中清楚地示出，驅(qū) 動(dòng)銷插入孔47呈直徑大于驅(qū)動(dòng)銷46的直徑的圓孔狀。驅(qū)動(dòng)銷插入孔47的直徑被設(shè)置為 足夠大，以允許扭矩從第二摩擦輥32傳遞至輸出軸13 (凸緣部分13a)，同時(shí)吸收輸出軸13
8的旋轉(zhuǎn)軸線O2與第二摩擦輥32的旋轉(zhuǎn)軸線O3之間的偏心量ε。下面對(duì)圖1至圖3中所示的摩擦輥型傳動(dòng)裝置(驅(qū)動(dòng)力分配裝置)1的操作進(jìn)行 說明。變速器3的輸出扭矩輸入至輸入軸12的左端(圖2中)。一方面，扭矩通過后傳動(dòng) 軸4和后差速器5從輸入軸12直接傳遞至左后輪6L和右后輪6R(主驅(qū)動(dòng)輪)。另一方面， 驅(qū)動(dòng)力分配裝置(摩擦輥型傳動(dòng)裝置)1通過第一摩擦輥31、位于第一摩擦輥31與第二摩 擦輥32之間的摩擦接觸部分31a和32a、第二摩擦輥32、驅(qū)動(dòng)銷46、以及輸出軸凸緣部分 13a，將傳向左后輪6L和右后輪6R的扭矩中的一部分扭矩引導(dǎo)至輸出軸13，然后通過前傳 動(dòng)軸7和前差速器8將該扭矩從輸出軸13的左端(圖2中)傳遞至左前輪7L和右前輪 7R(輔助驅(qū)動(dòng)輪)。這樣得以實(shí)現(xiàn)左后輪6L和右后輪6R(主驅(qū)動(dòng)輪)、以及左前輪7L和右 前輪7R(輔助驅(qū)動(dòng)輪)全部被驅(qū)動(dòng)的車輛四輪驅(qū)動(dòng)。當(dāng)如上所述驅(qū)動(dòng)力分配裝置(摩擦輥型傳動(dòng)裝置)1通過將傳向左后輪6L和右后 輪6R(主驅(qū)動(dòng)輪)的扭矩的一部分分離并輸出至左前輪7L和右前輪7R(輔助驅(qū)動(dòng)輪)，來 確定驅(qū)動(dòng)力在左后輪6L和右后輪6R(主驅(qū)動(dòng)輪)與左前輪9L和右前輪9R(輔助驅(qū)動(dòng)輪) 之間的分配時(shí)，驅(qū)動(dòng)力分配裝置1防止第一摩擦輥31將超出如下扭矩傳遞容量范圍的扭矩 傳遞至第二摩擦輥32 即，與第一摩擦輥31和第二摩擦輥32之間的徑向擠壓力(摩擦輥 間徑向擠壓力)對(duì)應(yīng)的扭矩傳遞容量范圍。因此，傳遞至左前輪9L和右前輪9R(輔助驅(qū)動(dòng)輪)的扭矩上限設(shè)定為與第一摩擦 輥31和第二摩擦輥32之間的徑向擠壓力對(duì)應(yīng)的值，從而使左后輪6L和右后輪6R(主驅(qū)動(dòng) 輪)與左前輪9L和右前輪9R(輔助驅(qū)動(dòng)輪)之間的驅(qū)動(dòng)力分配具有如下特性當(dāng)輸入扭矩 大于特定值時(shí)，傳至左前輪9L和右前輪9R(輔助驅(qū)動(dòng)輪)的扭矩保持在該上限。因此，即使驅(qū)動(dòng)力分配裝置1的輸入扭矩變大，傳至左前輪9L和右前輪9R(輔助 驅(qū)動(dòng)輪)的扭矩也不會(huì)超過上述上限。因此，驅(qū)動(dòng)力分配裝置1可用作如下四輪驅(qū)動(dòng)車輛 的驅(qū)動(dòng)力分配裝置，在該四輪驅(qū)動(dòng)車輛中，左前輪和右前輪(輔助驅(qū)動(dòng)輪)的驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)必須 緊湊以滿足對(duì)車輛緊湊性的要求，而無需關(guān)注左前輪和右前輪(輔助驅(qū)動(dòng)輪)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的 強(qiáng)度是否不足。此外，在本實(shí)施例中，可以通過利用輥間壓力控制電動(dòng)機(jī)45控制曲軸41圍繞軸線 O2的旋轉(zhuǎn)位置，從而使第二摩擦輥旋轉(zhuǎn)軸線O3(偏心軸部分41a的中心軸線)圍繞曲軸旋 轉(zhuǎn)軸線(輸出軸旋轉(zhuǎn)軸線)02旋轉(zhuǎn)，以調(diào)節(jié)第一摩擦輥31與第二摩擦輥32之間的軸線間 距離Li?？刂频谝荒Σ凛?1與第二摩擦輥32之間的軸線間距離Ll的變化使得能夠控制 第二摩擦輥32對(duì)第一摩擦輥31的徑向擠壓力的變化，從而可以任意控制第一摩擦輥和第 二摩擦輥之間的扭矩傳遞容量。摩擦輥間扭矩傳遞容量Tr隨著第一摩擦輥和第二摩擦輥 之間的徑向擠壓力Fr而變化，例如圖6中所示的線性變化。因此，可通過使用電動(dòng)機(jī)45控 制曲軸41的旋轉(zhuǎn)位置而任意地改變傳至左前輪9L和右前輪9R(輔助驅(qū)動(dòng)輪)的扭矩上限， 從而在后輪6L和右后輪6R (主驅(qū)動(dòng)輪)與左前輪9L和右前輪9R (輔助驅(qū)動(dòng)輪)之間設(shè)定 適當(dāng)?shù)尿?qū)動(dòng)力分配。此外，在本實(shí)施例中，與第二摩擦輥32相關(guān)的摩擦輥軸(輸出軸)13以及與第一 摩擦輥31相關(guān)的摩擦輥軸(輸入軸)12分別通過軸承21、18與第一軸承支撐件23相配 合，其中第一軸承支撐件23設(shè)置在與軸向垂直并包含如下軸承配合部分(滾針軸承42)的平面內(nèi)，在該軸承配合部分處，驅(qū)動(dòng)地連接在第二摩擦輥32上的輸出軸13與曲軸41的對(duì) 應(yīng)軸向端部共軸地設(shè)置為彼此相對(duì)。另一方面，與第二摩擦輥32相關(guān)的曲軸41以及與第 一摩擦輥31相關(guān)的摩擦輥軸(輸入軸)12分別通過軸承22、19與第二軸承支撐件25相配 合，其中第二軸承支撐件25設(shè)置在與軸向垂直的平面內(nèi)，該平面關(guān)于第二摩擦輥32與第一 軸承支撐件23相反。因此，第一軸承支撐件23以及第二 25承受摩擦輥間徑向擠壓反作用 力，該徑向擠壓反作用力是在第二摩擦輥32沿徑向施壓于第一摩擦輥31以彼此摩擦接觸 時(shí)引起的。這可用于在軸承支撐件23、25內(nèi)部消除摩擦輥間徑向擠壓反作用力，并防止摩 擦輥間徑向擠壓反作用力直接作用在殼體11上，從而由于殼體11的強(qiáng)度無需很高而可以 減輕殼體11的重量。摩擦輥型傳動(dòng)裝置可構(gòu)成為如圖4和圖5所示。具體地說，呈實(shí)心內(nèi)軸形式的曲 軸41被呈一對(duì)中空外軸形式的曲軸51L、51R所替代，并且曲軸51L、51R的轉(zhuǎn)動(dòng)位移引起第 二摩擦輥32的徑向位移，從而改變第一摩擦輥31與第二摩擦輥32之間的軸線間距離L1。因此，第二摩擦輥32與輸出軸13形成一體，并且中空曲軸51L、51R分別設(shè)置在第 二摩擦輥32的兩個(gè)軸向端部上。從第二摩擦輥32的兩個(gè)軸向端部伸出的輸出軸13的兩 端部分別安裝在曲軸5仏、511 的中心孔511^、511^(半徑財(cái))中。軸承52L、52R設(shè)置在配 合部分中，從而使輸出軸13被支撐在曲軸51L的中心孔51La和51R的中心孔51Ra內(nèi)以圍 繞中心孔51La、51Ra的中心軸線02自由地旋轉(zhuǎn)。如圖5所清楚地示出，曲軸51L、51R形成有相對(duì)于中心孔51La、51Ra(中心軸線02) 偏心的外周部51Lb、51Rb (半徑Ro)，從而偏心外周部51Lb、51Rb的中心軸線03相對(duì)于中心 孔51La、51Ra的中心軸線02具有偏離量e。曲軸51L、51R的偏心外周部51Lb、51Rb分別 通過軸承53L、53R可旋轉(zhuǎn)地支撐在軸承支撐件23、35上。曲軸51L、51R以及第二摩擦輥32 分別通過推力軸承54L、54R沿軸向定位。曲軸51L、51R的較接近且彼此相對(duì)的端部與規(guī)格相同的齒環(huán)51Lc、51Rc形成一 體。在曲軸51L、51R處于使得偏心外周部51Lb、51Rb在圓周方向上彼此對(duì)齊的旋轉(zhuǎn)位置的 情況下，齒環(huán)51Lc、51Rc與同一曲軸驅(qū)動(dòng)小齒輪55嚙合。曲軸驅(qū)動(dòng)小齒輪55與小齒輪軸56相連。小齒輪軸56的兩端由軸承56a、56b支 撐為相對(duì)于殼體11可旋轉(zhuǎn)。小齒輪軸56的位于圖4中右側(cè)的右端從殼體11中露出。小 齒輪軸56的露出端面例如通過鋸齒式連接器與安裝在殼體11上的輥間壓力控制電動(dòng)機(jī)45 的輸出軸45a驅(qū)動(dòng)地連接。因此，可以使用輥間壓力控制電動(dòng)機(jī)45通過小齒輪55以及齒環(huán)51Lc、51Rc控制 曲軸51L、51R的旋轉(zhuǎn)位置，從而使輸出軸13和第二摩擦輥32的旋轉(zhuǎn)軸線02沿著圖5中以 虛線表示的軌跡圓而轉(zhuǎn)動(dòng)，并因此改變軸線間距離L1，由此可以任意控制第二摩擦輥32對(duì) 第一摩擦輥31的徑向擠壓力(兩輥之間的輥傳遞扭矩TR)。以這種方式，輥間壓力控制電 動(dòng)機(jī)45，小齒輪55，曲軸51L、51R，以及軸承支撐件23、25組成本發(fā)明中的輥間徑向擠壓力 部分。曲軸51L和輸出軸13設(shè)置為在圖4的左側(cè)從殼體11中伸出。在該伸出部分處，在 殼體11與曲軸51L之間設(shè)有密封圈57，并且在曲軸51L與輸出軸13之間設(shè)有密封圈58。 密封圈57、58不透液地密封曲軸51L以及輸出軸13的從殼體11中伸出的伸出部分。如輸出軸13被支撐的部位一樣，在曲軸51L的設(shè)有密封圈57、58的端部處，曲軸
1051L的內(nèi)周部中心與外周部中心被設(shè)置為彼此偏心。密封圈57設(shè)置在曲軸51L端部的外 周部與殼體11之間，而密封圈58設(shè)置在曲軸51L端部的內(nèi)周部與輸出軸13之間。盡管輸 出軸13的旋轉(zhuǎn)軸線02隨著輸出軸13的旋轉(zhuǎn)而旋轉(zhuǎn)，這種密封結(jié)構(gòu)可以很好地密封輸出軸 13從殼體11中伸出的部位。除了上述部分之外的部分與圖2和圖3中所示的結(jié)構(gòu)相類似。以同樣的附圖標(biāo)記 來表示相應(yīng)的部分，而不再重復(fù)說明。出于上述目的，設(shè)置在第一摩擦輥31和第二摩擦輥32的軸向兩側(cè)上的軸承支撐 件23、35具有抵抗摩擦輥間徑向擠壓反作用力的高支撐剛度。因此，在通過控制曲軸41的 旋轉(zhuǎn)角度來控制摩擦輥間徑向擠壓力(扭矩傳遞容量控制)的過程中，如圖7中的點(diǎn)劃線 所表示的那樣，摩擦輥間徑向擠壓力Fr (或扭矩傳遞容量)自然地傾向于關(guān)于曲軸旋轉(zhuǎn)角 度e迅速變化，從而用于摩擦輥間徑向擠壓力控制(扭矩傳遞容量控制)的曲軸旋轉(zhuǎn)角度 的范圍被很窄地限制在e 1內(nèi)，這會(huì)對(duì)控制的精度產(chǎn)生不利的影響。為了解決以上問題，在圖1至圖3所示的實(shí)施例中，如圖8A和圖8B所示，軸承支撐 件23設(shè)置有收縮部分23e，該收縮部分23e位于軸承支撐件23兩端的軸承配合部分23a、 23b之間的中部，其中通過形成在中心軸線0:、02的方向上延伸的厚度方向的凹槽23c、23d 來限定收縮部分23e。也就是說，軸承支撐件23的中部的寬度W設(shè)置為小于軸承配合部分 23a、23b的最大寬度Wl、W2。收縮部分23e用于減少軸承支撐件23兩端的軸承配合部分 23a、23b之間的中部的橫截面面積，由此降低軸承支撐件23抵抗摩擦輥間徑向擠壓反作用 力的支撐剛度，從而增加因摩擦輥間徑向擠壓反作用力而在該摩擦輥間徑向擠壓反作用力 方向上產(chǎn)生的軸承支撐件23的變形量。類似地，如圖8A和圖8B所示，軸承支撐件25設(shè)置有收縮部分25e，該收縮部分25e 位于軸承支撐件25兩端的軸承配合部分25a、25b之間的中部，其中通過形成在中心軸線 0:>02的方向上延伸的厚度方向的凹槽25c、25d來限定收縮部分25e。也就是說，軸承支撐 件25的中部的寬度W設(shè)置為小于軸承配合部分25a、25b的最大寬度W1、W2。收縮部分25e 用于減少軸承支撐件25兩端的軸承配合部分25a、25b之間的中部的橫截面面積，由此降低 軸承支撐件25抵抗摩擦輥間徑向擠壓反作用力的支撐剛度，從而增加因摩擦輥間徑向擠 壓反作用力而在該摩擦輥間徑向擠壓反作用力方向上產(chǎn)生的軸承支撐件25的變形量。軸承支撐件23、25設(shè)置有位于軸承支撐件兩端的軸承配合部分23a、23b之間的中 部處的收縮部分23e以及軸承配合部分25a、25b之間的中部處的收縮部分25e，從而降低抵 抗摩擦輥間徑向擠壓反作用力的支撐剛度，根據(jù)本實(shí)施例的上述特征起到提高控制精度的 作用，這是由于因摩擦輥間徑向擠壓反作用力而在該摩擦輥間徑向擠壓反作用力方向上產(chǎn) 生的軸承支撐件23、25的變形量變大，并且因此，如圖7中的實(shí)線所示，摩擦輥間徑向擠壓 力Fr (或扭矩傳遞容量)相對(duì)于曲軸41的旋轉(zhuǎn)角度0的變化更慢，從而使用于摩擦輥間 徑向擠壓力控制(扭矩傳遞容量控制)的曲軸41的旋轉(zhuǎn)角度范圍擴(kuò)大至0 2。也可如圖9A和圖9B中所示實(shí)現(xiàn)上述操作及效果，其中，軸承支撐件23、25設(shè)置有 位于軸承支撐件兩端的軸承配合部分23a、23b之間的中部處的收縮部分23h以及軸承配合 部分25a、25b之間的中部處的收縮部分25h，通過寬度方向凹槽23f、23g、或25f、25g來限 定收縮部分23h、25h，該寬度方向凹槽23f、23g、或25f、25g在與包含軸承配合部分23a、23b 的中心軸線Op 02的平面或包含軸承配合部分25a、25b的中心軸線(^、02的平面交叉的方向上延伸。也就是說，軸承支撐件23、25的中部的厚度T被設(shè)置為小于軸承配合部分的最 大厚度Tl、T2。收縮部分23h、25h用于減小軸承支撐件23、25兩端的軸承配合部分23a、 23b之間的中部以及軸承配合部分25a、25b之間的中部的橫截面面積，因此降低軸承支撐 件23、25抵抗摩擦輥間徑向擠壓反作用力的支撐剛度，從而增大因摩擦輥間徑向擠壓反作 用力而在該摩擦輥間徑向擠壓反作用力方向上產(chǎn)生的軸承支撐件23、25的變形量。同樣地，在圖9A和圖9B所示的實(shí)施例中，軸承支撐件23、25設(shè)置有位于軸承支撐 件兩端的軸承配合部分23a、23b之間的中部處的收縮部分23h以及軸承支撐件兩端的軸承 配合部分25a、25b之間的中部處的收縮部分25h，其中，收縮部分23h、25h用于降低抵抗摩 擦輥間徑向擠壓反作用力的支撐剛度，并提高控制精度，這是由于因摩擦輥間徑向擠壓反 作用力而在該摩擦輥間徑向擠壓反作用力方向上產(chǎn)生的軸承支撐件23、25的變形量因收 縮部分23h、25h的存在而變大，因此，如圖7中的實(shí)線所示，摩擦輥間徑向擠壓力Fr (或扭 矩傳遞容量)相對(duì)于曲軸41的旋轉(zhuǎn)角度0的變化更慢，從而用于摩擦輥間徑向擠壓力控 制(扭矩傳遞容量控制)的曲軸41旋轉(zhuǎn)角度范圍擴(kuò)大至e 2。圖10A和圖10B示出以下構(gòu)造軸承支撐件23、25具有位于其兩端的軸承配合部 分23a、23b之間的中部處的收縮部分23i以及軸承配合部分25a、25b之間的中部處的收縮 部分25i，其中收縮部分23i、25i由厚度方向凹槽23c、23d或25c、25d(見圖8A和圖8B)， 以及寬度方向凹槽23f、23g或25f、25g(見圖9A和圖9B)限定。也就是說，軸承支撐件23、 25的中部的寬度W被設(shè)置為小于軸承配合部分的最大寬度Wl、W2，并且軸承支撐件23、25 的中部的厚度T設(shè)置為小于軸承配合部分的最大厚度T1、T2。與圖8A、圖8B、圖9A和圖9B 所示的實(shí)施例相比，收縮部分23i、25i更能起到減少軸承配合部分23a、23b之間的軸承支 撐件23中部或軸承配合部分25a、25b之間的軸承支撐件25中部的橫截面面積的作用，因 此可進(jìn)一步降低軸承支撐件23、25抵抗摩擦輥間徑向擠壓反作用力的支撐剛度，從而進(jìn)一 步增加因摩擦輥間徑向擠壓反作用力而在該摩擦輥間徑向擠壓反作用力方向上產(chǎn)生的軸 承支撐件23、25的變形量。因此，在圖10A和圖10B所示的實(shí)施例中，可以進(jìn)一步提高摩擦輥間徑向擠壓力控 制(扭矩傳遞容量控制)的精度，這是由于因摩擦輥間徑向擠壓反作用力而在該摩擦輥間 徑向擠壓反作用力方向上產(chǎn)生的軸承支撐件23、25的變形量進(jìn)一步增加，因此，用于摩擦 輥間徑向擠壓力控制(扭矩傳遞容量控制)的曲軸41的旋轉(zhuǎn)角度范圍可擴(kuò)大至大于圖7 中所示的0 2的旋轉(zhuǎn)角度。圖8A和圖8B中所示的軸承支撐件23、25的每個(gè)厚度方向凹槽23c、23d，或25c、 25d的形狀可修改為與軸承配合部分23a、25a或23b、25b的圓形外周平滑連接的形狀，如 圖11所示，沿軸向看，該形狀的曲率連續(xù)地變化。仍如圖11所示，軸承支撐件23、25的中 部的厚度T被設(shè)置為小于軸承配合部分的最大厚度T1、T2。此外，如圖12所示，圖9A和圖 9B中所示的軸承支撐件23、25的每個(gè)寬度方向凹槽23f、23g，或25f、25g的形狀可修改為 使得凹槽底部具有無拐角部分的U形剖面。仍如圖12所示，軸承支撐件23、25的中部的厚 度T設(shè)置為小于軸承配合部分的最大厚度Tl、T2。當(dāng)然，圖11和圖12中所示的凹槽形狀 可以組合實(shí)施。由于沒有拐角部分，這種凹槽形狀可以在實(shí)現(xiàn)上述操作及效果的同時(shí)防止 軸承支撐件23、25的強(qiáng)度下降。順便提及，每個(gè)軸承支撐件的中部設(shè)置在軸承配合部分之間足矣。該中部不限于
12旋轉(zhuǎn)軸線和02之間的中央位置，也可相對(duì)于該中央位置具有一定的偏移。下面將附加地描述對(duì)摩擦輥31、32之間的摩擦輥間徑向擠壓力的控制。圖13A和 圖13B是對(duì)摩擦輥31、32之間的摩擦輥間徑向擠壓力的控制的概念圖，其中，圖13A是在摩 擦輥31的半徑R1與摩擦輥32的半徑R2之和被設(shè)置為等于輸入軸12和輸出軸13之間 的軸線間距離L0( S卩，等于輸入軸12的軸線與輸出軸13(副軸41)的軸線02之間的距 離L0)的情況下控制摩擦輥間徑向擠壓力的概念圖，而圖13B是在摩擦輥31的半徑Rl+a 與摩擦輥32的半徑R2+0之和被設(shè)置為比輸入軸12和輸出軸13之間的軸線間距離L0大
的情況下控制摩擦輥間徑向擠壓力的概念圖。如圖13A所示，在摩擦輥31的半徑R1與摩擦輥32的半徑R2之和被設(shè)置為等于 輸入軸12和輸出軸13之間的軸線間距離L0的情況下，僅當(dāng)曲軸41的旋轉(zhuǎn)角度0等于第 二摩擦輥32位于圖中實(shí)線所表示的位置時(shí)的角度(0 =90° )時(shí)，第二摩擦輥32與第一 摩擦輥31相接觸。此時(shí)，摩擦輥31和摩擦輥32間的徑向擠壓力尚未產(chǎn)生，并且摩擦輥31、 32之間的扭矩傳遞容量等于零。隨著曲軸41從上述旋轉(zhuǎn)位置起沿箭頭A1所示的方向旋轉(zhuǎn)(副軸旋轉(zhuǎn)角度e從 90度起增加)，第二摩擦輥32的軸線03在相應(yīng)的方向上沿虛線繞副軸軸線02移動(dòng)，第二摩 擦輥32從以實(shí)線表示的位置移動(dòng)至以虛線表示的位置。以這種方式，第一摩擦輥31與第 二摩擦輥32在徑向方向上的重疊量5從零開始逐漸增加。隨著摩擦輥間徑向重疊量S 增加，摩擦輥間徑向擠壓力產(chǎn)生并增大，從而摩擦輥31和摩擦輥32之間的扭矩傳遞容量從 零開始逐漸增大。隨著副軸41的旋轉(zhuǎn)，第二摩擦輥32移動(dòng)至以虛線表示的位置(副軸旋轉(zhuǎn)角度設(shè) 置為180度)，摩擦輥間徑向重疊量8等于最大值S max，從而摩擦輥間徑向擠壓力達(dá)到最 大，以使摩擦輥31和摩擦輥32之間的扭矩傳遞容量達(dá)到最大。從前文中可明顯看出，從副 軸41的軸線02到旋轉(zhuǎn)地支撐第二摩擦輥32的偏心軸部分41a的軸線03 (第二摩擦輥32 的旋轉(zhuǎn)軸線)的偏心距￡需要被設(shè)定為等于摩擦輥間徑向重疊量最大值Smax，根據(jù)摩擦 輥31和摩擦輥32之間的扭矩傳遞容量的最大需求值確定該最大值S max。另一方面，如圖13B所示，在摩擦輥31的半徑Rl+a與摩擦輥32的半徑R2+日之 和設(shè)定為比輸入軸12和輸出軸13間的軸線間距離L0大的情況下，僅當(dāng)曲軸41的 旋轉(zhuǎn)角度e等于第二摩擦輥32位于圖中實(shí)線所示位置時(shí)的角度(0 =0度)時(shí)，第二摩 擦輥32與第一摩擦輥31相接觸。此時(shí)，摩擦輥31和摩擦輥32之間尚未產(chǎn)生徑向擠壓力， 并且摩擦輥31和摩擦輥32之間的扭矩傳遞容量等于零。隨著曲軸41從上述旋轉(zhuǎn)位置起沿箭頭A2所示的方向旋轉(zhuǎn)(副軸旋轉(zhuǎn)角度0從0 度起增加)，第二摩擦輥32的中心軸線03在相應(yīng)的方向上沿虛線繞副軸軸線02移動(dòng)，第二 摩擦輥32從以實(shí)線表示的位置移動(dòng)至以虛線表示的位置。以這種方式，第一摩擦輥31與 第二摩擦輥32在徑向方向上的重疊量5從零開始逐漸增加。隨著摩擦輥間徑向重疊量S 增加，摩擦輥間徑向擠壓力產(chǎn)生并增大，從而摩擦輥31和摩擦輥32之間的扭矩傳遞容量從 零開始逐漸增大。隨著副軸41的旋轉(zhuǎn)，第二摩擦輥32移動(dòng)至以虛線表示的位置(副軸旋轉(zhuǎn)角度設(shè) 置為180度)，摩擦輥間徑向重疊8等于最大值S max，從而摩擦輥間徑向擠壓力達(dá)到最 大，以使摩擦輥31和摩擦輥32之間的扭矩傳遞容量達(dá)到最大。
13
從前文中可明顯看出，摩擦輥間徑向重疊量最大值Smax由摩擦輥31的半徑 Rl+a與摩擦輥32的半徑R2+0之和與輸入輥12和輸出輥13之間的軸線間距離L0之間 的長度差(a+0)所確定。該長度差(a+0)被設(shè)定為等于根據(jù)摩擦輥31和摩擦輥32之 間的扭矩傳遞容量的最大需求值所確定的摩擦輥間徑向重疊量最大值8 max。與圖13A中的情況相比，在圖13B的情況下，副軸41在0 =0度的位置和0 =180 度的位置之間的寬范圍內(nèi)旋轉(zhuǎn)，以控制摩擦輥間徑向擠壓力(摩擦輥間扭矩傳遞容量)。因 此，從副軸41的軸線02到旋轉(zhuǎn)地支撐第二摩擦輥32的偏心軸部分41a的軸線03(第二摩 擦輥32的旋轉(zhuǎn)軸線)的偏心距￡等于摩擦輥間徑向重疊量最大值Smax的一半就足夠了， 根據(jù)摩擦輥31和摩擦輥32之間的扭矩傳遞容量的最大需求值確定該最大值Smax。減小 曲軸41的直徑可使構(gòu)造緊湊。此外，在圖13B的構(gòu)造中，副軸41在e = 0度的位置到e = 180度的位置之間 的寬范圍內(nèi)旋轉(zhuǎn)，以控制摩擦輥間徑向擠壓力(摩擦輥間扭矩傳遞容量)，這樣可以與圖 7中所示的實(shí)例相比，摩擦輥間徑向擠壓力Fr (扭矩傳遞容量)可以相對(duì)于曲軸41的旋轉(zhuǎn) 角度9更慢地變化；將用于摩擦輥間徑向擠壓力控制(扭矩傳遞容量控制)的曲軸41的 旋轉(zhuǎn)角度范圍擴(kuò)大至超過圖7中所示的旋轉(zhuǎn)角度0 2 ；并且從而進(jìn)一步提高控制的精度。在如圖13A中所示的摩擦輥31和摩擦輥32的半徑之和被設(shè)置為等于輸入軸和輸 出軸之間的軸線間距離L0的情況以及如圖13B中所示的摩擦輥31和摩擦輥32的半徑之 和被設(shè)置為大于輸入軸和輸出軸之間的軸線間距離L0的情況中的任一種情況下，在旋轉(zhuǎn) 角度控制中使曲軸41旋轉(zhuǎn)所需的曲軸旋轉(zhuǎn)扭矩Tc如圖14中的點(diǎn)劃線所示而變化，該點(diǎn)劃 線示出了如圖13B中所示的摩擦輥31和摩擦輥32的半徑之和被設(shè)置為大于輸入軸和輸出 軸的軸線間距離L0的情況。當(dāng)曲軸旋轉(zhuǎn)角度0與小于180° (在該角度下第二摩擦輥32 的旋轉(zhuǎn)軸線03處于與第一摩擦輥31的旋轉(zhuǎn)軸線最接近的位置)的角度0 r相等時(shí)，曲 軸旋轉(zhuǎn)扭矩Tc達(dá)到最大值。隨著曲軸旋轉(zhuǎn)角度e超過er并增加，曲軸旋轉(zhuǎn)扭矩Tc減小。 也就是說，曲軸旋轉(zhuǎn)扭矩Tc在曲軸旋轉(zhuǎn)角度e等于0r處具有曲軸旋轉(zhuǎn)扭矩Tc達(dá)到最大 值的拐點(diǎn)(最大值點(diǎn))。另一方面，隨著第二摩擦輥32的旋轉(zhuǎn)軸線03接近第一摩擦輥31的旋轉(zhuǎn)軸線0” 摩擦輥31和摩擦輥32之間的扭矩傳遞容量Tr增加(參考圖13A和圖13B所述的摩擦輥 間徑向重疊量5增加)。因此，如圖14中的實(shí)線所示，扭矩傳遞容量Tr在0 > 0r的區(qū) 域內(nèi)也隨著曲軸旋轉(zhuǎn)角度9的增加而單調(diào)增加。在本實(shí)施例中，考慮到曲軸旋轉(zhuǎn)角度e與曲軸旋轉(zhuǎn)扭矩Tc之間以及曲軸旋轉(zhuǎn)角 度e與摩擦輥間扭矩傳遞容量Tr之間的上述關(guān)系，將曲軸41在增加摩擦輥內(nèi)徑向擠壓力 方向上的最大旋轉(zhuǎn)角度(該旋轉(zhuǎn)角度用于摩擦輥間徑向擠壓力控制(摩擦輥間扭矩傳遞容 量控制))設(shè)定為大于作為使曲軸旋轉(zhuǎn)扭矩Tc的變化率由正變負(fù)的拐點(diǎn)的曲軸旋轉(zhuǎn)角度 er，且優(yōu)選設(shè)定為180度。在本實(shí)施例中，上述構(gòu)造使得與圖7中所示實(shí)例相比，摩擦輥間徑向擠壓力 Fr(扭矩傳遞容量)可以相對(duì)于曲軸41的旋轉(zhuǎn)角度0更慢地變化；將用于摩擦輥間徑向擠 壓力控制(扭矩傳遞容量控制)的曲軸41的旋轉(zhuǎn)角度范圍擴(kuò)大至超過圖7中所示的旋轉(zhuǎn) 角度9 2;并且從而進(jìn)一步提高控制的精度。此外，可以允許摩擦輥間扭矩傳遞容量Tr在 曲軸旋轉(zhuǎn)角度9超過er的范圍內(nèi)增加，同時(shí)曲軸旋轉(zhuǎn)扭矩Tc減小。這將產(chǎn)生如下有利的影響在增加摩擦輥間扭矩傳遞容量Tr的同時(shí)降低輥間壓力控制電動(dòng)機(jī)45(見圖2)的 驅(qū)動(dòng)載荷。 在上文中說明了以下情況在摩擦輥型傳動(dòng)裝置(驅(qū)動(dòng)力分配裝置)1中，第一摩 擦輥31和第二摩擦輥32適于在摩擦接觸部分31a、32a處彼此直接摩擦接觸。當(dāng)然，本發(fā) 明的上述概念可應(yīng)用于下述摩擦輥型傳動(dòng)裝置，其中第一摩擦輥31和第二摩擦輥32適于 通過惰輥彼此間接地摩擦接觸。這種情況會(huì)產(chǎn)生與上述情況相似的操作及效果。
權(quán)利要求
一種摩擦輥型傳動(dòng)裝置，其構(gòu)造為通過使一對(duì)摩擦輥沿所述摩擦輥的徑向彼此擠壓從而以直接方式或間接方式彼此摩擦接觸，從而允許在所述摩擦輥之間傳遞動(dòng)力，其中，所述一對(duì)摩擦輥中的一個(gè)摩擦輥被支撐為相對(duì)于曲軸繞偏心軸線旋轉(zhuǎn)，所述曲軸的旋轉(zhuǎn)位置可控，以便調(diào)節(jié)摩擦輥間徑向擠壓力；所述摩擦輥在其軸向的每側(cè)上設(shè)置有軸承支撐件，與所述一個(gè)摩擦輥相關(guān)的所述曲軸以及與另一個(gè)摩擦輥相關(guān)的摩擦輥軸與所述軸承支撐件軸承配合，從而所述軸承支撐件承受所述摩擦輥之間的徑向擠壓反作用力；并且每個(gè)所述軸承支撐件在所述軸承支撐件的位于其端部的軸承配合部分之間的中部形成有收縮部分，以降低所述軸承支撐件抵抗所述摩擦輥之間的徑向擠壓反作用力的支撐剛度。
2.如權(quán)利要求1所述的摩擦輥型傳動(dòng)裝置，其中，所述收縮部分由形成在所述中部處的厚度方向凹槽所限定，所述厚度方向凹槽在所述 軸承配合部分的中心軸線方向上延伸。
3.如權(quán)利要求1或2所述的摩擦輥型傳動(dòng)裝置，其中，所述收縮部分由形成在所述中部處的寬度方向凹槽所限定，所述寬度方向凹槽在與包 含所述軸承配合部分的中心軸線的平面交叉的方向上延伸。
4.如權(quán)利要求1至3中任一項(xiàng)所述的摩擦輥型傳動(dòng)裝置，其中，所述摩擦輥沿徑向彼此擠壓從而以直接方式彼此摩擦接觸；并且所述摩擦輥的半徑之和被設(shè)定為大于與所述一個(gè)摩擦輥相關(guān)的所述曲軸和與所述另 一個(gè)摩擦輥相關(guān)的摩擦輥軸之間的軸線間距離。
5.如權(quán)利要求1至4中任一項(xiàng)所述的摩擦輥型傳動(dòng)裝置，其中，在使所述摩擦輥間徑向擠壓力增大的方向上的用于控制所述摩擦輥間徑向擠壓力的 所述曲軸的最大旋轉(zhuǎn)角度被設(shè)定為大于拐點(diǎn)處的曲軸旋轉(zhuǎn)角度，使所述曲軸旋轉(zhuǎn)所需的曲 軸旋轉(zhuǎn)扭矩的變化率在所述拐點(diǎn)處發(fā)生逆轉(zhuǎn)。
6.一種摩擦輥型傳動(dòng)裝置，包括第一摩擦輥，其具有在第一方向上的旋轉(zhuǎn)軸線；第二摩擦輥，其設(shè)置為允許與所述第一摩擦輥進(jìn)行摩擦扭矩傳遞，并且所述第二摩擦 輥設(shè)置在相對(duì)于所述第一摩擦輥的旋轉(zhuǎn)軸線的第二方向上，所述第二摩擦輥具有與所述第 一方向基本平行的旋轉(zhuǎn)軸線；曲軸，其支撐所述第二摩擦輥，從而允許所述第二摩擦輥圍繞偏心軸線旋轉(zhuǎn)，并且所述 曲軸通過旋轉(zhuǎn)來改變所述第一摩擦輥和所述第二摩擦輥之間的徑向擠壓力；以及軸承支撐件，其包括第一軸承配合部分，其樞轉(zhuǎn)地支撐所述第一摩擦輥；第二軸承配合部分，其樞轉(zhuǎn)地支撐所述曲軸；以及中部，其位于所述第一軸承配合部分和所述第二軸承配合部分之間，在與所述第一方 向和所述第二方向垂直的方向上，所述中部的尺寸小于所述第一軸承配合部分和所述第二 軸承配合部分的尺寸。
7.—種摩擦輥型傳動(dòng)裝置，包括第一摩擦輥，其具有在第一方向上的旋轉(zhuǎn)軸線；第二摩擦輥，其設(shè)置為允許與所述第一摩擦輥進(jìn)行摩擦扭矩傳遞，所述第二摩擦輥具 有與所述第一方向基本平行的旋轉(zhuǎn)軸線；曲軸，其支撐所述第二摩擦輥，從而允許所述第二摩擦輥圍繞偏心軸線旋轉(zhuǎn)，并且所述 曲軸通過旋轉(zhuǎn)來改變所述第一摩擦輥和所述第二摩擦輥之間的徑向擠壓力；以及 軸承支撐件，其包括第一軸承配合部分，其樞轉(zhuǎn)地支撐所述第一摩擦輥； 第二軸承配合部分，其樞轉(zhuǎn)地支撐所述曲軸；以及中部，其位于所述第一軸承配合部分和所述第二軸承配合部分之間，在所述第一方向 上，所述中部的尺寸小于所述第一軸承配合部和所述第二軸承配合部分的尺寸。
8.如權(quán)利要求6或7所述的摩擦輥型傳動(dòng)裝置，其中，所述第一摩擦輥和所述第二摩擦輥彼此直接接觸地傳遞扭矩；并且 所述第一摩擦輥和所述第二摩擦輥的半徑之和大于所述曲軸的旋轉(zhuǎn)軸線與所述第一 摩擦輥的旋轉(zhuǎn)軸線之間的距離。
9.如權(quán)利要求6至8中任一項(xiàng)所述的摩擦輥型傳動(dòng)裝置，其中，使所述曲軸旋轉(zhuǎn)所需的扭矩在所述曲軸的受控旋轉(zhuǎn)范圍的兩端點(diǎn)之間具有拐點(diǎn)，所述 扭矩的變化率在所述拐點(diǎn)發(fā)生逆轉(zhuǎn)。
全文摘要
在曲軸(41)的轉(zhuǎn)動(dòng)控制下，摩擦輥(32)沿徑向擠壓摩擦輥(31)，從而實(shí)現(xiàn)輥(31、32)之間的扭矩傳遞。輥間徑向擠壓反作用力作為軸承支撐件(23)、(25)的內(nèi)力而被抵消，從而不會(huì)作用在殼體(11)上。在軸承支撐件(23、25)的位于其相反兩端的軸承配合部分之間的中部處形成有收縮部分，以降低軸承支撐件抵抗輥間徑向擠壓反作用力的支撐剛度。
文檔編號(hào)F16H13/04GK101925758SQ200980102928
公開日2010年12月22日 申請(qǐng)日期2009年1月20日 優(yōu)先權(quán)日2008年1月23日
發(fā)明者坂上永悟, 森淳弘 申請(qǐng)人:日產(chǎn)自動(dòng)車株式會(huì)社