JP2623718B2 - Front and rear wheel differential control device for four-wheel drive vehicle - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION 【産業上の利用分野】[Industrial applications]

本発明は、４輪駆動車の前後輪差動制御装置の改良に
関する。The present invention relates to an improvement of a front-rear wheel differential control device of a four-wheel drive vehicle.

【従来の技術】[Prior art]

従来、４輪の差動を許容可能な前後輪差動装置と、該
差動装置の差動作用を許可〜制限可能な差動制御クラツ
チとを有する４輪駆動車が広く知られている。 このような４輪駆動車の具体的な例としては、例えば
前輪と後輪との間に差動作用を行うセンタデフアレンシ
ヤル装置を備え、このセンタデフアレンシヤル装置の差
動の許可〜制限（禁止を含む）状態を伝達容量可変の差
動制御クラツチによつて段階的又は連続的に切換え可能
としたもの、あるいは、２輪駆動状態〜４輪駆動状態を
伝達容量可変の差動制御クラツチによつて段階的又は連
続的に切換え可能としたもの等が提案されている。後者
の場合、前後輪の差動を許容可能な差動装置と該差動装
置の差動作用を許可〜制限する差動制御クラツチとが一
体化されていると考えることができる。 前記差動制御クラツチが係合していると、前後輪が直
結あるいはそれに近い状態で駆動され、駆動性能及び制
動性能が向上する。しかしながら、その反面前後輪の差
動が阻止されるため、車両旋回時にいわゆるタイトコー
ナブレーキング現象が生じる恐れがある。 これに対し、前記差動制御クラツチが解放されている
と、車両旋回時のタイトコーナブレーキング現象は発生
しないが、差動制御クラツチが係合しているときに比べ
て駆動性能及び制動性能が若干劣る。又、センタデフア
レンシヤル装置を有するものにあつては前輪あるいは後
輪のいずれかが空転した場合、センタデフアレンシヤル
装置の差動作用によつて４輪の車両駆動力が激減する。 このような事情から、差動制御クラツチは車両の走行
状態に応じてその係合力（差動制限力）が制御されるべ
きであり、従来、例えば差動制御クラツチによる差動制
限力を、差動装置への入力トルクに応じて制御する方法
が開示されている（例えば特開昭62−139722）。 差動制御クラツチによる差動制限力が基本的に入力ト
ルクに応じて制御される場合、入力トルクが強いときほ
ど強い差動制限力を得ることができ、車輪をストツプさ
せることなく効率的な車両駆動が行えるようになる。
又、入力トルクが小さくなるに連れて差動制限力も弱ま
るため、多くの場合旋回走行は低負荷あるいはアクセル
ペダルの踏込みを解除して行われることと適合して旋回
走行時においてもタイトコーナブレーキング現象が生じ
難くなる。2. Description of the Related Art Conventionally, a four-wheel drive vehicle including a front and rear wheel differential device capable of allowing four-wheel differential and a differential control clutch capable of permitting or restricting the differential operation of the differential device has been widely known. As a specific example of such a four-wheel drive vehicle, for example, a center differential device that performs a differential action between a front wheel and a rear wheel is provided, and permission / restriction of differential of the center differential device is provided. The state (including prohibition) can be switched stepwise or continuously by a differential control clutch having a variable transmission capacity, or a differential control clutch having a variable transmission capacity in a two-wheel drive state to a four-wheel drive state. There has been proposed a device capable of switching in a stepwise or continuous manner. In the latter case, it can be considered that a differential device capable of allowing front and rear wheels to be differentially integrated with a differential control clutch that permits or restricts the differential operation of the differential device. When the differential control clutch is engaged, the front and rear wheels are driven in a state of being directly connected or close thereto, and the driving performance and the braking performance are improved. However, since the differential between the front and rear wheels is prevented, a so-called tight corner braking phenomenon may occur when the vehicle turns. On the other hand, when the differential control clutch is released, the tight corner braking phenomenon does not occur when the vehicle turns, but the driving performance and the braking performance are lower than when the differential control clutch is engaged. Somewhat inferior. In the case of a vehicle having a center differential device, when either the front wheel or the rear wheel idles, the vehicle driving force of the four wheels is drastically reduced by the differential action of the center differential device. Under such circumstances, the differential control clutch should control the engaging force (differential limiting force) according to the running state of the vehicle. A method of controlling according to an input torque to a moving device is disclosed (for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 62-139722). When the differential limiting force by the differential control clutch is basically controlled according to the input torque, the stronger the input torque, the stronger the differential limiting force can be obtained, and an efficient vehicle without stopping the wheels. Driving can be performed.
Also, since the differential limiting force weakens as the input torque decreases, in many cases, cornering is performed under low load or with the accelerator pedal depressed, which is compatible with tight corner braking during cornering. The phenomenon hardly occurs.

【発明が解決しようとする課題】[Problems to be solved by the invention]

しかしながら、前後輪の差動の制限を差動装置への入
力トルクに応じて無制限に大きくすると、入力されてく
るトルクが大きいだけにいわゆる動力循環が強く発生す
るようになり、差動装置を含む駆動系の耐久性が問題と
なる恐れがある。特に、発進時における差動制御のよう
に、繰返し実行されるような条件の下で実行される差動
制御のような場合は、耐久性が十分に考慮される必要が
ある。However, if the limit of the differential between the front and rear wheels is increased indefinitely in accordance with the input torque to the differential, the so-called power circulation is strongly generated because the input torque is large, and the differential is included. There is a possibility that the durability of the drive system becomes a problem. In particular, in the case of differential control performed under conditions that are repeatedly performed, such as differential control at the time of starting, durability must be sufficiently considered.

【発明の目的】[Object of the invention]

本発明は、このような従来の問題に鑑みてなされたも
のであつて、特に入力トルクが極めて高いときに、相応
の差動制限力を確保しながら、差動装置を含む駆動系の
耐久性を維持することのできる４輪駆動車の前後輪差動
制御装置を提供することを目的とする。The present invention has been made in view of such a conventional problem, and particularly when the input torque is extremely high, the durability of a drive system including a differential device is ensured while securing a corresponding differential limiting force. It is an object of the present invention to provide a front-rear wheel differential control device for a four-wheel drive vehicle that can maintain the following.

【課題を解決するための手段】[Means for Solving the Problems]

本発明は、前後輪の差動を車両走行状態を反映した信
号により許可〜制限可能とした差動装置を備えた４輪駆
動車の前後輪差動制御装置において、第１図に示される
ように、前記前後輪の差動制限力を、少なくとも前記差
動装置への入力トルクに応じて制御すると共に、前記入
力トルクが所定値以上のときは、該差動制限力を所定の
値以下に維持するように制御することにより、上記目的
を達成したものである。The present invention relates to a front-rear wheel differential control device for a four-wheel drive vehicle including a differential device capable of permitting or restricting front and rear wheel differentials by a signal reflecting a vehicle traveling state, as shown in FIG. The differential limiting force of the front and rear wheels is controlled at least according to the input torque to the differential device, and when the input torque is equal to or greater than a predetermined value, the differential limiting force is set to a predetermined value or less. The above-mentioned object is achieved by controlling to maintain.

【発明の作用及び効果】Actions and effects of the present invention

本発明は、差動制御クラツチによる差動制限力を、基
本的に差動装置への入力トルクに応じて制御するように
している。その結果、入力トルクが強いときほど強い差
動制限力を得ることができ、エンジンからの駆動力を効
率的に車両駆動力として生かすことができる。又、入力
トルクが小さくなるに連れて差動制限力が弱まるため、
多くの場合旋回走行は低負荷あるいはアクセルペダルの
踏込みを解除して行われることと適合して旋回走行時に
おいてもタイトコーナブレーキング現象が生じ難くな
る。 更に、本発明においては、入力トルクが所定値以上の
ときは、該差動制限力を所定の値に維持するように制御
している。その結果、入力トルクが非常に強いときであ
つても、それに伴つて無制限に差動制限力が強くされる
ことがなくなるため、動力の一部を該差動装置の差動に
よつて逃がすことができ、強力な動力循環によつて差動
装置を含む駆動系の耐久性が低下してしまうのを防止す
ることができるようになる。 なお、本発明は、差動制限力は基本的に差動装置への
入力トルクに応じて制御されるが、この制御は、必ずし
も正比例の関係となることを要求するものではなく、入
力トルクの増大と共に差動制限力が増大されるような制
御となつていれば足りるものである。即ち、本発明は、
入力トルクが増大すると差動制限力も増大されるという
構成をとりながら、入力トルクが所定値以上のときは、
たとえ入力トルクがそれ以上に増強されても差動制限力
を増大させない（所定の値以下に維持する）ことに最大
の特徴があるものである。According to the present invention, the differential limiting force by the differential control clutch is basically controlled according to the input torque to the differential device. As a result, the stronger the input torque, the stronger the differential limiting force can be obtained, and the driving force from the engine can be efficiently utilized as the vehicle driving force. Also, as the input torque decreases, the differential limiting force weakens,
In many cases, the cornering is adapted to be performed with a low load or with the accelerator pedal depressed, so that the tight corner braking phenomenon hardly occurs even in the cornering. Further, in the present invention, when the input torque is equal to or larger than a predetermined value, the differential limiting force is controlled to be maintained at a predetermined value. As a result, even when the input torque is very strong, the differential limiting force is not increased without limitation, and a part of the power is released by the differential of the differential device. Thus, it is possible to prevent the durability of the drive system including the differential device from being reduced due to the strong power circulation. In the present invention, the differential limiting force is basically controlled in accordance with the input torque to the differential device. However, this control does not necessarily require a direct proportional relationship. It suffices if the control is such that the differential limiting force increases with the increase. That is, the present invention
When the input torque is equal to or more than a predetermined value, while taking a configuration in which the differential limiting force is increased when the input torque is increased,
The most characteristic feature is that the differential limiting force is not increased (maintained below a predetermined value) even if the input torque is further increased.

【実施例】【Example】

以下添付の図面に基づいて本発明の実施例を詳細に説
明する。 第２図は本発明に係る４輪駆動車の前後輪差動制御装
置が適用された車両用４輪駆動装置を示すスケルトン図
である。 この４輪駆動装置は、エンジン10、自動変速機20、セ
ンタデフアレンシヤル装置30、フロントデフアレンシヤ
ル装置40、トランスフア装置50、リヤデフアレンシヤル
装置60、差動制御クラツチ70、制御装置80、及び各種入
力系90を備える。 エンジン10は車両の前部に横置きにされている。エン
ジン10の出力は自動変速機20に伝達される。 自動変速機20は、流体式トルクコンバータ21及び補助
変速部22を備え、油圧制御部23によつて前進４段、後進
１段の変速段を自動的に切換える周知の構成とされてい
る。前進４段のうち最高速段（第４速段）はオーバード
ライブ段となつている。油圧制御部23は、制御装置80の
指令によつて制御される。自動変速機20を経た動力は出
力ギヤ24を介してセンタデフアレンシヤル装置30の入力
ギヤ31に伝達される。 センタデフアレンシヤル装置30は、この入力ギヤ31と
一体化されたデフアレンシヤルケース32を備える。デフ
アレンシヤルケース32には、周知の噛合構成によりピニ
オン軸33、２つの差動ピニオン34、35、後輪出力用サイ
ドギヤ36及び前輪出力用サイドギヤ37が取付けられてい
る。後輪出力用サイドギヤ36はトランスフア装置50のト
ランスフアリングギヤ51に連結されている。前輪出力用
サイドギヤ37は、中空の前輪駆動輪42に連結されてい
る。 フロントデフアレンシヤル装置40は、この前輪駆動軸
41と一体化されたデフアレンシヤルケース42を備える。
このデフアレンシヤルケース42には周知の噛合構成によ
りピニオン軸43、２つの差動ピニオン44、45、左側前輪
出力用サイドギヤ46及び右側前輪出力用サイドギヤ47が
取付けられている。左側前輪駆動用サイドギヤ46には左
側前輪車軸48が、又、右側前輪出力用サイドギヤ47には
右側前輪車軸49がそれぞれ連結されている。 一方、トランスフア装置50は、センタデフアレンシヤ
ル装置30の後輪出力用サイドギヤ36に連結されたトラン
スフアリングギヤ51、このトランスフアリングギヤ51と
噛合するドリブンピニオン52、このドリブンピニオン52
とプロペラシヤフト53を介して一体的に回転するトラン
スフア出力回転ギヤ54を備える。トランスフア出力ギヤ
54はリヤデフアレンシヤル装置60に連結されている。 リヤデフアレンシヤル装置60は、トランスフア出力ギ
ヤ54と噛合するリングギヤが一体的に形成されたデフア
レンシヤルケース61を備える。このデフアレンシヤルケ
ース61には、周知の噛合構成によりピニオン軸62、２つ
の差動ピニオン63、64、左側後輪出力用サイドギヤ65及
び右側後輪出力用サイドギヤ66が取付けられている。左
側後輪出力用サイドギヤ65は左側後輪車軸67に、右側後
輪出力用サイドギヤ66は右側後輪車軸68にそれぞれ連結
されている。 差動制御クラツチ70は、前記センタデフアレンシヤル
装置30の入力部材であるフアレンシヤルケース32と該セ
ンタデフアレシヤル装置30の出力部材である前輪駆動軸
41とをトルク伝達関係に接続するものである。この差動
制御クラツチ70は、湿式の多板クラツチ部71及びこれを
制御する油圧制御部72とから主に構成されている。 第３図に示されるように、多板クラツチ部71には油圧
サーボ部73が付設されている。この油圧サーボ部73の油
室74にサーボ油圧が供給されるとサーボピストン75がリ
ターンスプリング76のバネ力に抗して図中右方へ移動す
る。これによつて多板クラツチ部71が押圧され、該多板
クラツチ部71を介してデフアレンシヤルケース32と前輪
駆動軸41とがトルク伝達関係に接続される。又、油室74
に供給されるサーボ油圧の増減に応じてその伝達トルク
容量が比例的に増減される。油圧サーボ部73の油室74に
対するサーボ油圧の供給は油圧制御部72によつて行われ
る。油圧制御部72の構成は未公知であるため、以下に詳
細に説明する。 第４図〜第７図にこの油圧制御部72の構成を示す。 第４図〜第７図において、符号160が調圧弁、190が第
１切換え弁、210が第２切換え弁、SD₁及びSD₂はこれら
第１、第２切換え弁190、210を切換えるための電磁弁を
それぞれ示している。 調圧弁160は、段付のスプール162を有する。又、この
調圧弁160は、入口ポート164、ドレンポート165、第
１、第２ブーストポート166、168、フイードバツクポー
ト170、及び出口ポート174を備える。 調圧弁160の入口ポート164には、ライン圧供給油路15
8よりエンジン10の負荷に応じて増減する一般的なライ
ン油圧が常に供給される。又、第１ブーストポート166
にもライン油圧供給油路158よりライン油圧が常に供給
される。これに対し、第２ブーストポート168には後述
の第１切換え弁190及び第２切換え弁210を介してライン
油圧が選択的に供給されるようになつている。又、フイ
ードバツクポート170には、絞り178を有する油路176に
よつて出口ポート174の出力油圧がフイードバツク供給
される。 調圧弁160は、スプール162に作用する図中上向きの力
と下向きの力とのバランスに応じて、入口ポート164及
びドレンポート165の出口ポート174に対する連通度合が
制御される。この連通度合の制御により、入口ポート16
4からのライン油圧が調圧され、この調圧された油圧、
即ちモジユレート油圧が出口ポート174から取出され
る。スプール162に作用する図中上向きの力は、第１ブ
ーストポート166及び第２ブーストポート168に与えられ
る油圧によつて発生される。又、スプール162に作用す
る図中下向きの力は、フイードバツクポート170に与え
られる油圧及び圧縮コイルバネ172のバネ力によつて発
生される。 第１ブーストポート166にのみライン油圧が供給され
ているときには、第８図に示されるような油圧特性のモ
ジユレート油圧Pm₂が出口ポート174に発生され、第１ブ
ーストポート166に加えて第２ブーストポート168にもラ
イン油圧が供給されているときには（同一スロツトル開
度のときに）前記モジユレート油圧Pm₂より高いモジユ
レート油圧Pm₁が出口ポート174に発生される。 調圧弁160の出口ポート174は、油路180によつて第１
切換え弁190の第２入口ポート194に接続されている。 第１切換え弁190は、パイロツトポート196に油圧が供
給されているか否かによつてスプール192が上下動し、
各ポート194、200、202、204、206の接続関係を切換え
るものである。 パイロツトポート196には油路184よりライン油圧がそ
の途中に設けられた電磁弁SD₂の開閉に応じて選択的に
供給されるようになつている。油路184の途中には絞り1
88が設けられている。これにより、電磁弁SD₂がOFFとさ
れ、これが閉弁状態であるときにはライン圧供給油路15
8からのライン油圧が油路184を経てパイロツトポート19
6に与えられる。又、電磁弁SD₂がONとされ、これが開弁
状態であるときには油路184のライン油圧はドレンさ
れ、パイロツトポート196には実質的な油圧は与えられ
なくなる。 パイロツトポート196に油圧が供給されているときに
は、第４図及び第５図に示されているように、スプール
192が圧縮コイルバネ198のバネ力に抗して図中下方に移
動させられる。そのため、第１入口ポート（油路182か
らライン油圧が供給されるポート）200が閉じ、第２入
口ポート（油路180からモジユレータ油圧が供給される
ポート）194が第１出口ポート202に連通され、又、第２
出口ポート204がドレンポート206に連通される。 これに対し、パイロツトポート196に油圧が供給され
ていないときは、第６図及び第７図に示されるように、
スプール192は圧縮コイルバネ198のバネ力によつて図中
上側に移動させられる。そのため第１入口ポート200と
第１出口ポート202とが連通され、又、第２入口ポート1
94と第２出口ポート204とが連通される。 第１切換え弁190の第１出口ポート202は、油路208に
よつて第２切換え弁210の第１入口ポート214に連通され
ている。又、第１切換え弁190の第２出口ポート204は、
油路226によつて第２切換え弁210の第２入口ポート220
に連通されている。 第２切換え弁210は、パイロツトポート216に油圧が供
給されているか否かによつてスプール212が上下動し、
第１、第２入口ポート214、220、第１、第２出口ポート
219、222、及びドレンポート224の各ポートが切換えら
れるようになつている。 第２切換え弁210のパイロツトポート216には油路228
からライン油圧がその途中に設けられた電磁弁SD₁の開
閉に応じて選択的に供給されるようになつている。又、
油路228の途中には絞り232が設けられている。これによ
り、電磁弁SD₁がOFFとされ、これが閉弁状態であるとき
には、ライン圧供給油路158からのライン油圧が油路228
を経てパイロツトポート216に供給される。これに対
し、電磁弁SD₁がONとされ、これが開弁状態であるとき
には、油路228のライン圧がドレンされ、パイロツトポ
ート216には実質的な油圧が与えられなくなる。 パイロツトポート116に油圧が供給されているときに
は、第４図及び第６図に示されているように、スプール
212が圧縮コイルバネ218のバネ力に抗して図中下側に移
動させられる。そのため第１入口ポート214と第１出口
ポート219と連通され、第２入口ポート220が第２出口ポ
ート222に連通される。 これに対し、パイロツトポート216に油圧が供給され
ていないときには、第５図及び第７図に示されるよう
に、スプール212が圧縮コイルバネ218のバネ力によつて
図中上側に移動させられる。そのため第１出口ポート21
9がドレンポート224に連通され、又、第２出口ポート22
2が第２入口ポート220に連通される。 第２切換え弁210の第１出口ポート219は、油路234を
介して前述の調圧弁160の第２ブーストポート168に連通
されている。又、第２切換え弁210の第２出口ポート222
は、油路236を介して前述の油圧サーボ部73の油室74に
連通されている。 次に、上述の如き構成からなる油圧制御部72の作用に
ついて説明する。この油圧制御部72は、２つの電磁弁SD
₁及びSD₂に対する通電が後述する制御装置80によつて個
別的に制御されることにより行われる。 電磁弁SD₁及びSD₂のいずれにも通電がなされず、２つ
の電磁弁SD₁及びSD₂が共に閉弁状態となつているときに
は、第４図に示される如く、第１切換え弁190のスプー
ル192及び第２切換え弁210のスプール212が共に下側に
移動する。このとき、第２切換え弁210の第２出口ポー
ト222は第２入口ポート220及び油路226を経て第１切換
え弁190の第２出口ポート204に連通され、又この第２出
口ポート204はドレンポート206に連通される。従つて、
油圧サーボ部73の油室74に供給される油圧、即ちクラツ
チ油圧Pcはドレンされ、Pc＝０になる。 電磁弁SD₁にのみ通電が行われ、電磁弁SD₂が閉弁、電
磁弁SD₁が開弁している状態のときは、第５図に示され
ている如く、第１切換え弁190のスプール192が下方に移
動され、第２切換え弁210のスプール212が上方に移動す
る。このとき、第２切換え弁210の第２出口ポート222
は、第１入口ポート214、油路208、第１切換え弁190の
第１出口ポート202及び第２入口ポート194、油路180を
介して調圧弁160の出口ポート174に連通する。その結
果、第２出口ポート222からは、調圧弁160の出口ポート
174に生じるモジユレート油圧が出力されるようにな
る。 調圧弁160の第２ブーストポート168は、油路234、第
２切換え弁210の第１出口ポート219を介してドレンポー
ト224に連通されていることから、調圧弁160の第２ブー
ストポート168には油圧が供給されず、第１ブーストポ
ート166にのみ油圧が供給されている。従つて、このと
きの調圧弁160の出口ポート174から取出される油圧は、
第８図にて符号Pm₂にて示されている低めの油圧とな
り、この低めの油圧Pm₂がクラツチ油圧Pcとして前記油
圧サーボ部73の油室74に供給されるようになる。 電磁弁SD₂にのみ通電が行われ、該電磁弁SD₂が開弁、
電磁弁SD₁が閉弁状態となつているときには、第６図に
示されるように、第１切換え弁190のスプール192が上方
に移動し、第２切換え弁210のスプール212が下方に移動
するようになる。このとき、第２切換え弁210の第２出
口ポート222は、第２入口ポート220、油路226、第１切
換え弁190の第２出口ポート204、第２入口ポート194、
及び油路180を介して調圧弁160の出口ポート174に連通
する。その結果、第２出口ポート222からは調圧弁160の
出口ポート174に生じるモジユレート油圧が出力される
ようになる。 調圧弁160の第２ブーストポート168は、油路234を介
して第２切換え弁210の第１出口ポート219を経て第１入
口ポート214に連通されている。この第１入口ポート214
は油路208を介して第１切換え弁190の第１出口ポート20
2から第１入口ポート200に連通されている。従つて第２
ブーストポート168にはライン油圧が供給されるように
なる。そのため調圧弁160の出口ポート174には第８図に
おいて符号Pm₁にて示される高めのモジユレート油圧が
発生し、この高めのモジユレート油圧Pm₁がクラツチ油
圧Pcとして前記油圧サーボ部73の油室74に供給されるよ
うになる。 電磁弁SD₁及びSD₂のいずれもがOFFとされ、該電磁弁S
D₁及びSD₂が共に開弁状態とされているときは、第７図
に示される如く、第１切換え弁190のスプール192及び第
２切換え弁210のスプール212が共に上方に移動するよう
になる。このとき、第２切換え弁210の第２出口ポート2
22は、第１入口ポート214、油路208を介して第１切換え
弁190の第１出口ポート202に連通される。この第１出口
ポート202は、第１入口ポート200に連通していることか
ら、第１出口ポート222には、ライン油圧が直接供給さ
れる。従つて、ライン油圧P_Lがクラツチ油圧Pcとして油
圧サーボ部73の油室74に供給されるようになる。 以上の構成により、電磁弁SD₁、SD₂を第８図上欄に示
したように切換えることにより、そのときのライン圧に
応じ、差動制御クラツチ70のクラツチ油圧Pc（＝差動制
御力）を「HIGH」「MIDDLE」「LOW」「FREE」の４段階
に制御することができる。 ここで「FREE」は全く自由な差動が許される油圧、
「LOW」は駆動系のガタを抑えたり、通常走行における
路面の細かな外乱の影響を吸収したりできるが、一方、
タイトコーナブレーキング現象を発生することなく自由
に旋回し得る程度の油圧、「MIDDLE」は、「LOW」より
強力な差動制限、例えば発進加速時の制御等を行うのに
充分な差動制限を加え得る油圧、「HIGH」は更にそれよ
りも強力な差動制限を行い得る油圧に相当している。 再び第２図の説明に戻る。 制御装置80は、入力系90からの各入力信号に応じて前
記油圧制御部23及び72を制御する。 この制御装置80には、スロツトル開度センサ91からの
スロツトル開度情報、マニユアルシフトポジシヨンセン
サ92からの自動変速機20のマニアルシフトレンジ情報、
前輪回転数センサ93からの前輪回転数情報、後輪回転数
センサ94からの後輪回転数情報、操舵角センサ95からの
車両の操舵角情報、制動センサ96からの制動情報、O/D
スイツチ97からの運転者のオーバードライブ（第４速
段）走行の許可に関する情報が入力されている。O/Dス
イツチ97がOFFとされたときは、自動変速機20は、第４
速段には変速されず、第１速段〜第３速段間で変速が行
われる。 又、制御装置80には、冷却水温センサ98からのエンジ
ン10の暖機状態に関する情報も入力されている。エンジ
ン10の暖機が未だ完了しないうちは、該エンジン10の暖
機を促進するため、この場合も自動変速機20は、第４速
段には変速されず、第１速段〜第３速段間で変速が行わ
れる。 更に制御装置80には、差動セレクトスイツチ99からの
運転者の差動制御状態の要求に関する情報も入力されて
いる。 差動セレクトスイツチ99は「FREE（フリー）」と「AU
TO（オート）」の２つのモードが選択できるようになつ
ている。FREEモードのときは差動制御クラツチ70のクラ
ツチ油圧Pcが「FREE」、即ち零（差動許可）とされる。
AUTOモードのときは車両走行状態に応じて自動的にクラ
ツチ油圧Pcが「FREE」、「LOW」、「MIDDLE」、「HIG
H」の４段階（第８図参照）に切換えられるようになつ
ている。 制御装置80は、公知の方法により、マニユアルシフト
レンジ情報と前輪回転数情報あるいは後輪回転数情報
（車速情報）とスロツトル開度情報とに応じて、予め定
められた変速パターンに従つて、自動変速機20の変速段
制御のための制御信号を油圧制御部23に出力する。 又、制御装置80は、車両の種々の走行状態に応じて、
前述の電磁弁SD₁及びSD₂を制御することにより、差動制
御クラツチ70のクラツチ油圧Pcを４段階に制御し、その
時の走行状態に最も相応しい差動（制限）力を発生させ
る。電磁弁SD₁、SD₂の制御によりクラツチ油圧Pcを４段
階に制御する構成については、既に詳述した通りであ
る。 第９図に上記実施例装置で採用されている概略制御手
順を示す。 差動セレクトスイツチ99がAUTOモード状態となつてい
ると、各種走行状態に応じて前後輪の差動を許可又は制
限する制御が行われる。その際、走行状態を検出するセ
ンサが複数あるため、差動許可の要求と差動制限の要求
とが同時に発生して互いに干渉し合うことが考えられ
る。この実施例ではこの不具合を避けるために、優先順
位の原則を採用している。この優先順位の原則とは、各
差動制御に優先順位を付け、優先順位の上位にある差動
制御を実行するときは他の下位にある差動制御を実行し
ないというものである。例えば悪路走行中（スリツプ走
行中）に操舵された場合、あるいは悪路走行中に制動及
び操舵が行われた場合等であつても、いずれか優先に立
つ差動制御において要求されている制御のみが実行され
る。その結果、各差動制御同士の干渉の発生が防止され
る。 なお、この実施例ではいずれの制御条件も成立しなか
つたときは、差動制御クラツチ70が「LOW」となるよう
にプログラムされている。 具体的に第９図に制御手順を説明する。 ステツプ250では差動セレクトスイツチ99の状態が判
定される。差動セレクトスイツチ99がFREEモードとされ
ているときにはステツプ272に進み、即時差動制御クラ
ツチ70が「FREE」、即ち差動許可の状態とされる。 又、差動セレクトスイツチ99がAUTOモードであつた場
合には、ステツプ252に進む。ステツプ252では制動時に
おける差動制御の実行条件が成立するか否かが判定され
る。ここにおける制動時の差動制御とは、特に低摩擦係
数道路における４輪ロツクによる操舵性能の低下を防止
するために、「制動状態」の検出と共にセンタデフアレ
ンシヤル装置30の差動を許可とする制御をいう。従つ
て、この制御条件が成立したときは、差動制御クラツチ
70を「FREE」とするためにステツプ272に進み、差動制
御クラツチ70は「FREE」とされる。 制動時における差動制御の実行条件が不成立な場合
は、ステツプ254に進む。ステツプ254では差動制御クラ
ツチ70の強制解除制御の実行条件が成立するか否かが判
定される。ここにおける強制解除制御とは、制動が制限
されている状態のときに、即ち、電磁弁SD₁、SD₂の少な
くとも一方がONとされているときに、前後輪の回転数差
が所定値以下とならない状態が所定時間以上継続した場
合、差動制御クラツチ70を保護するために電磁弁SD₁、S
D₂を共にOFFとし、差動制御クラツチ70を「FREE」とす
る制御をいう。前記所定値及び所定時間は、差動制御ク
ラツチ70の差動制限の程度に応じて複数組設定される。
この強制解除制御の実行条件が成立したときはステツプ
272に進み、差動制御クラツチ70は「FREE」とされる。 制除解除の実行条件が成立しなかつたときはステツプ
256に進む。ここでは、Ｎ→Ｄシフト制御の実行条件が
成立するか否かが判定される。ここにおけるＮ→Ｄシフ
ト制御とは、停止又は停止に近い状態でＮ→Ｄ（Ｎ→
Ｒ、Ｎ→２、Ｎ→Ｌを含む）シフトが行われたとき、該
Ｎ→Ｄシフトの信号を検出後所定時間だけ差動制御クラ
ツチ70を「LOW」とし（ステツプ270）、該所定時間が経
過した後アイドルスイツチがONのときに差動作制御クラ
ツチ70を「HIGH」とするものである（ステツプ266）。
これにより、Ｎ→Ｄシフト時のガタ打ち音等を減少させ
る。 Ｎ→Ｄシフト制御の実行条件が成立しなかつたときに
はステツプ258に進む。ステツプ258ではスリツプ制御の
制御条件が成立するか否かが判定される。ここにおける
スリツプ制御とは、前後輪のいずれかが脱輪、前後輪が
異なる摩擦係数の路面に接地、４輪が低μ路に接地とい
うような状態で発進しようとしたときに、前後輪の差動
を制限することによりスリツプを抑制し、車両を円滑に
発進させる制御をいう。具体的には下記の条件が全て成
立し、しかもそれが所定時間だけ継続した場合に差動制
御クラツチ70を「HIGH」とする制御をいう。 前輪の平均回転数と後輪の平均回転数のいずれか小さ
い方が所定値以下 前後輪の回転数差が所定値以上 アイドル接点がOFF又はスロツトル開度が所定値以上 前輪の平均回転数と後輪の平均回転数のいずれか大き
い方が所定値以下 このような〜の条件が全て成立し、しかもそれが
所定時間継続した場合は、ステツプ266に進み差動制御
クラツチ70が「HIGH」とされる。 スリツプ制御の実行条件が成立しなかつたときは、ス
テツプ260に進む。ステツプ260では高車速時制御の実行
条件が成立するか否かが判定される。ここにおける高車
速時制御とは、車速が所定値以上になつたときに、差動
制御クラツチ70を「FREE」とする制御をいう。このよう
な制御を実行するのは、高車速状態になると前後輪のわ
ずかな有効半径の違いが大きな差動として顕在化するよ
うになるため、動力循環によつて駆動系の耐久性が低下
するのを防止するために、あるいは燃費を向上させるた
めに、差動制御クラツチ70が「FREE」とされる方が望ま
しいためである。なお、「FREE」としたときに前後輪の
実際の差動状態を検出し、その結果前後輪の差動が所定
値よりも小さい状態が所定時間以上に亘つて継続したこ
とが確認されたときは、高車速であつても差動制御クラ
ツチ70の耐久性や燃費上特に問題がないため、再び標準
状態である「LOW」に切換えられるようになつている。 高車速時制御の実行条件が成立しなかつたときは、ス
テツプ262に進む。ステツプ262においては発進加速時制
御の実行条件が成立するか否かが判定される。ここにお
ける発進加速時制御とは、自動変速機20の変速段が第１
速段であり且つスロツトル開度が所定値以上の時にスリ
ツプを防止して良好な加速を得るべく差動制御クラツチ
70を「MIDDLE」とするものである。従つて、ステツプ26
2において発進加速時制御の実行条件が成立したときは
ステツプ268に進む。 本発明は、この発進加速時制御の実行に適用されてい
る。 即ち、この発進加速時制御は、上述したように自動変
速機20の変速段が第１速段であり、且つスロツトル開度
が所定値以上のときに実行される。従つて、差動装置で
あるセンタデフアレンシヤル装置30に入つてくる入力ト
ルクが最も強くなるときであると予想される。このよう
な時に、差動制御クラツチ70を「HIGH」とすると、前述
したよに、この「HIGH」は、あらゆるときの差動を阻止
するほどに強力なものであるため、例えば前後輪の有効
半径を違い等に起因して動力循環が発生し、それによつ
て駆動系の耐久性が損われる恐れがある。従つて、この
発進加速時制御の実行条件が成立するようなとき、即ち
自動変速機20の変速段が第１速段であり、且つスロツト
ル開度が所定値以上のとき（センタデフアレンシヤル装
置30への入力トルクが所定値以上のとき）は、本来なら
ば、入力トルクに応じて差動制御クラツチ70を「HIGH」
とすべきところであるが、これをやめて、「MIDDLE」と
しているものである。これにより差動制限力は所定値以
下のレベルに維持されることになる。 その結果、例えばスロツトル全開のときのように、極
めて大きな入力トルクがかかつた場合は、差動制御クラ
ツチ70が前後輪の差動を若干許容できるようになり、こ
の差動によつて駆動系及び地面との間で動力が循環する
のを防止できるようになる。 なお、この実施例では、前述したように、Ｎ→Ｄシフ
ト制御の実行条件が成立したときには差動制御クラツチ
70を「HIGH」としている。しかしながら、このＮ→Ｄシ
フト制御を実行するときには、アイドルスイツチがオン
という条件が付されている。従つて、センタデフアレン
シヤル装置30に入力されてくるトルクは小さく（所定値
以下）、動力循環による耐久性が問題となることはな
い。 又、この実施例では、スリツプ制御の実行条件が成立
したときにも差動制御クラツチ70を「HIGH」としてい
る。これは、スリツプが現に発生しているような場合
は、まずこれを抑えなければならないという走行状態上
のニーズがあるためである。又、スリツプ制御の実行条
件が成立するときは、前後輪の回転数差が所定値以上の
ときであり、従つて前後輪のいずれかの車輪が空転ある
いは空転に近い状態で回転しているときである。従つ
て、エンジン10は無負荷あるいは軽負荷の状態で回転さ
せられていることになる。従つて、センタデフレンシヤ
ル装置30に入力されてくるトルクもそれほど大きくなる
ことはなく、駆動系の耐久性が問題となることもない。 再び第９図の制御フローの説明に戻る。 ステツプ262の発進加速時制御の制御条件が成立しな
かつたときはステツプ264に進む。ステツプ264では変速
時制御の実行条件が成立するか否かが判定される。ここ
における変速時制御とは、差動制御クラツチ70を変速が
所定回数行われる毎に「FREE」とし、該差動制御クラツ
チ70の摩擦面に定期的に潤滑油を供給する制御をいう。
実行条件が成立した場合にはステツプ272に進んで差動
制御クラツチ70が「FREE」とされる。 このような制御フローが実行される結果、各制御には
優先順位が付けられ、上位に相当する差動制御の実行条
件が成立した段階でそれより下位に相当する差動制御の
成立判断が行われないことになる。その結果、差動制御
クラツチ70に関して同時に複数の制御指令が発生するこ
とがなく、制御の干渉が有効に防止される。 なお、ステツプ250〜264の各制御の実行条件の判定及
び制御の実行は、必ずしも第９図に示されるような単純
な（１制御１ステツプのような）フローによつて達成さ
れるものではない。 次に本発明の第２実施例を示す。 この第２実施例では、前述の第１実施例のような多段
階の油圧設定とせず、第１図に示されるように、入力ト
ルクに応じて連続的に差動制限力を増大させるように
し、しかも入力トルクのみに依存して差動制御クラツチ
70Aを制御するようにしている。なお、差動制御クラツ
チ70Aの構成以外については前記第１実施例と同様であ
る。 この第２実施例における差動制御クラツチ70Aの構成
を第10図に示す。多板クラツチ71Aには、油圧サーボ部7
3Aが付設されている。この油圧サーボ部73Aの油室74Aに
供給されるサーボ油圧によつてサーボピストン75Aがリ
ターンスプリング76Aのばね力に抗して図中右方へ移動
し、多板クラツチ71Aを係合状態とする。 油圧サーボ部73Aの油室74Aに対するサーボ油圧の供給
は、油圧制御部72Aによつて行われる。油圧制御部72A
は、自動変速機20内に組込まれたオイルポンプ74Aの油
圧をエンジン負荷に応じた油圧に調圧するライン圧制御
弁77Aと、電磁式のサーボ油圧制御弁78Aとを備える。サ
ーボ油圧制御弁78Aは、油室74Aに接続されたポートａと
ライン油圧制御弁77Aよりライン油圧を供給される油圧
ポートｂとドレインポートｃとを備える。このサーボ油
圧制御弁78Aは、通電時にはポートａを油圧ポートｂに
接続し、非通電時にはポートａをドレインポートｃに接
続する。サーボ油圧制御弁78Aの制御は制御装置80によ
りセタデフアレンシヤル装置30への入力トルクに依存し
た所定のデユーテイ比のパルス信号が与えられることに
よつて行われる。これにより、このデユーテイ比に応じ
た大きさ、即ちセンタデフアレンヤル装置30の入力トル
クに応じた大きさのサーボ油圧が油室74Aに供給され
る。その結果、第１図に示されるような特性の差動制限
力を得ることができる。 次に、この第２実施例装置において実行される制御手
順を第11図（Ａ）（Ｂ）を用いて説明する。 ステツプ300〜308においては、各種センサからの情報
が入力される。 先ず、ステツプ300においてはエンジン回転数Neが入
力される。 次いで、ステツプ302においては、自動変速機の変速
態様に関する情報が検出される。ここで、自動変速機の
変速態様の内容としては、シフトレバーの位置がドラ
イブレンジ、Ｌレンジ、２レンジ、リバースレンジ、ニ
ュートラルレンジ、パーキングレンジのいずれかである
かの検出、O/DスイツチがONとなつているか、即ちオ
ーバードライブ段（第４速段）までの変速が許容された
状態となつているか否かの検出、例えば暖機を促進さ
せるためのO/Dカツト信号が入力されており、そのため
にオーバードライブ段の走行が禁止されているか等が考
えられる。 ステツプ304においては、アクセル開度θがスロツト
ル開度センサ91を介して検出される。 ステツプ306においては、現在走行中の前速段、より
具体的にはその変速段の変速比が検出される。変速段の
決定は、制御装置80によつて行われるため、当該変速段
に関する情報は制御装置80自身が所有している。 ステツプ308においては、各車輪の回転数が検出され
る。この検出方法としては、各車輪の個々の回転数を各
々入力する方法と、トランスフア装置やデフアレンシヤ
ル装置等の部材から前輪あるいは後輪の平均回転数や４
輪の平均回転数を直接検出する方法とがある。 このような各種情報が検出された後、ステツプ310〜3
16において本制御に必要な各種値が算出される。 先ず、ステツプ310においてはエンジンの出力トルク
が算出される。この算出にあたつては、例えば第12図に
示されるようなマツプを利用することができる。このマ
ツプは、エンジン回転速度Neとアクセル開度θとからエ
ンジンの出力トルクTeを求めるものである。なお、エン
ジンの出力トルクをトルクセンサ等によつて直接検出し
た場合にはこのような演算を必要としないのはいうまで
もない。ステツプ312においては、センタデフアレンシ
ヤル装置30への入力トルク（駆動力）が算出される。自
動変速機の場合、エンジンと補助変速機構22との間にト
ルクコンバータ21が使用されており、その速度比及びト
ルク比は該トルクコンバータ21の入出力の運転状態によ
つて異なるため、センタデフアレンシヤル装置30への入
力トルクの算出にあたつては、このトルクコンバータ21
の速度比及びトクル比も当然加味される。このトルクコ
ンバータ21の速度比を求めるためには、トルクコンバー
タの入出力の回転速度を知る必要があり、具体的には、
エンジン回転数や変速機の内部の部材の回転速度等から
公知の手段により演算されることになろう。 センタデフアレンシヤル装置30への入力トルクは、ス
テツプ310で算出されたエンジントルクTeを基に、トル
クコンバータ21の速度比、自動変速機20の補助変速機構
22の変速比、更にはセンタデフアレンシヤル装置等の変
速比等の情報から演算によつて求めることができる。 ステツプ314においては車速Ｖが算出される。 ステツプ316においては、前後輪の回転数差ΔN_FRが算
出される。この回転数差ΔN_FRは、前輪平均回転数N_Fと
後輪平均回転数ΔN_Rとの差の絶対値である。 ステツプ318においては、センタデフアレンシヤル装
置30への入力トルクに応じた差動制限力F_Aが求められ
る。具体的には、入力トルクが上昇するに連れて第１図
の太い実線のように上昇する差動制限力F_Aが求められ
る。 ステツプ320においては、求められた差動制限力F_Aが
所定値F₁より小さいか否かが判断される。ここで、求め
られた差動制限力F_Aが所定値F₁よりも小さかつた場合に
はステツプ322に進んで求められた差動制限力F_Aに対応
するデユーテイ比が差動制御クラツチ70Aのサーボ油圧
制御弁78Aに加えられる。これにより、センタデフアレ
ンシヤル装置30への入力トルクに応じた差動制限力F_Aが
与えられることになる。 しかしながら、ステツプ320において求められた差動
制限力F_Aが所定値F₁より大きいと判定されたときには、
ステツプ324に進んで差動制限力F_Aとして所定値F₁が与
えられる。具体的には、第１図の太い破線に従つて差動
制御クラツチ70Aが制御されることになる。 なお、上記第１、第２実施例装置の説明で明らかなよ
うに、本発明は、入力トルクが所定値以上となつても該
入力トルクのそれ以上の上昇に合わせて差動制限力を増
強することをしない（所定の値以下に維持する）のであ
つて、差動が完全に止められた状態（第１実施例では差
動制御クラツチ70が「HIGH」とされたときは差動が完全
に禁止される）を作り出さないという趣旨ではない。例
えば、前後輪のいずれかがスリツプすることによつて差
動が発生したような場合は、該差動を完全に禁止するこ
とに意義を見出だすことができるが、この場合入力トル
クが所定値以下であつた場合は、動力循環による駆動系
の耐久性の問題は発生しないため、当該差動の完全禁止
を実行したとしても特に支障がないものである。Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings. FIG. 2 is a skeleton diagram showing a vehicle four-wheel drive device to which the front-rear wheel differential control device for a four-wheel drive vehicle according to the present invention is applied. The four-wheel drive includes an engine 10, an automatic transmission 20, a center differential device 30, a front differential device 40, a transfer device 50, a rear differential device 60, a differential control clutch 70, a control device 80, And various input systems 90. The engine 10 is placed horizontally at the front of the vehicle. The output of the engine 10 is transmitted to the automatic transmission 20. The automatic transmission 20 includes a fluid torque converter 21 and an auxiliary transmission unit 22, and has a well-known configuration in which a hydraulic control unit 23 automatically switches between four forward speeds and one reverse speed. The highest speed stage (fourth speed stage) among the four forward speed stages is an overdrive stage. The hydraulic control unit 23 is controlled by a command from the control device 80. The power that has passed through the automatic transmission 20 is transmitted to the input gear 31 of the center differential device 30 via the output gear 24. The center differential device 30 includes a differential case 32 integrated with the input gear 31. A pinion shaft 33, two differential pinions 34 and 35, a rear wheel output side gear 36, and a front wheel output side gear 37 are attached to the differential case 32 by a well-known meshing configuration. The rear wheel output side gear 36 is connected to the transfer gear 51 of the transfer device 50. The front wheel output side gear 37 is connected to the hollow front wheel drive wheel. The front differential device 40 is mounted on the front wheel drive shaft.
A differential case is integrated with the differential case.
A pinion shaft 43, two differential pinions 44, 45, a left front wheel output side gear 46, and a right front wheel output side gear 47 are attached to the differential case 42 by a well-known meshing structure. A left front wheel axle 48 is connected to the left front wheel drive side gear 46, and a right front wheel axle 49 is connected to the right front wheel output side gear 47. On the other hand, the transfer device 50 includes a transfer gear 51 connected to the rear-wheel output side gear 36 of the center differential device 30, a driven pinion 52 meshed with the transfer gear 51, and a driven pinion 52.
And a transfer output rotating gear 54 that rotates integrally via the propeller shaft 53. Transfer output gear
54 is connected to a rear differential device 60. The rear differential device 60 includes a differential case 61 in which a ring gear meshing with the transfer output gear 54 is integrally formed. A pinion shaft 62, two differential pinions 63, 64, a left rear wheel output side gear 65, and a right rear wheel output side gear 66 are attached to the differential case 61 by a well-known meshing configuration. The left rear wheel output side gear 65 is connected to a left rear wheel axle 67, and the right rear wheel output side gear 66 is connected to a right rear wheel axle 68. The differential control clutch 70 includes a front case 32 which is an input member of the center differential device 30 and a front wheel drive shaft which is an output member of the center differential device 30.
41 is connected to a torque transmission relationship. The differential control clutch 70 mainly includes a wet type multi-plate clutch 71 and a hydraulic controller 72 for controlling the same. As shown in FIG. 3, a hydraulic servo unit 73 is attached to the multi-plate clutch unit 71. When the servo oil pressure is supplied to the oil chamber 74 of the hydraulic servo unit 73, the servo piston 75 moves rightward in the figure against the spring force of the return spring. As a result, the multi-plate clutch portion 71 is pressed, and the differential case 32 and the front wheel drive shaft 41 are connected in a torque transmitting relationship via the multi-plate clutch portion 71. Oil chamber 74
The transmission torque capacity is proportionally increased or decreased according to the increase or decrease of the servo hydraulic pressure supplied to the motor. The supply of servo hydraulic pressure to the oil chamber 74 of the hydraulic servo unit 73 is performed by the hydraulic control unit 72. Since the configuration of the hydraulic control unit 72 is unknown, it will be described in detail below. 4 to 7 show the configuration of the hydraulic control unit 72. In Figure 4-Figure 7, reference numeral 160 is pressure regulating valve, 190 is a first switching valve, 210 is a second switching valve, SD ₁ and SD ₂ These first, for switching the second switching valve 190,210 Each shows a solenoid valve. The pressure regulating valve 160 has a stepped spool 162. The pressure regulating valve 160 includes an inlet port 164, a drain port 165, first and second boost ports 166 and 168, a feedback port 170, and an outlet port 174. The line pressure supply oil passage 15 is connected to the inlet port 164 of the pressure regulating valve 160.
From 8, a general line oil pressure which increases or decreases according to the load of the engine 10 is always supplied. Also, the first boost port 166
Also, the line oil pressure is always supplied from the line oil pressure supply oil passage 158. On the other hand, the line pressure is selectively supplied to the second boost port 168 via a first switching valve 190 and a second switching valve 210 described later. The output oil pressure at the outlet port 174 is fed back to the feed back port 170 via an oil passage 176 having a throttle 178. The degree of communication of the inlet port 164 and the drain port 165 with the outlet port 174 of the pressure regulating valve 160 is controlled in accordance with the balance between the upward force and the downward force acting on the spool 162 in the drawing. By controlling the degree of communication, the inlet port 16
The line oil pressure from 4 is adjusted, this adjusted oil pressure,
That is, the modulated hydraulic pressure is taken out from the outlet port 174. The upward force acting on the spool 162 in the figure is generated by hydraulic pressure applied to the first boost port 166 and the second boost port 168. The downward force acting on the spool 162 in the figure is generated by the hydraulic pressure applied to the feedback port 170 and the spring force of the compression coil spring 172. When the line hydraulic pressure is supplied only to the first boost port 166, a modulating hydraulic pressure Pm ₂ having a hydraulic characteristic as shown in FIG. 8 is generated at the outlet port 174, and in addition to the first boost port 166, the second boost has Mojiyureto hydraulic Pm ₁ higher than the Mojiyureto hydraulic Pm ₂ (when the same Surotsutoru opening) is generated at the outlet port 174 when the even line pressure port 168 is supplied. The outlet port 174 of the pressure regulating valve 160 is connected to the first
It is connected to the second inlet port 194 of the switching valve 190. The first switching valve 190 causes the spool 192 to move up and down depending on whether hydraulic pressure is supplied to the pilot port 196,
The connection of the ports 194, 200, 202, 204, and 206 is switched. And summer to be selectively supplied depending on the opening and closing of the solenoid valve SD ₂ where the line pressure from the oil passage 184 is provided in the middle in the pilot port 196. Throttle 1 in the middle of oil passage 184
88 are provided. Thus, the solenoid valve SD ₂ is the OFF, the line pressure supply passage 15 when this is closed
Line hydraulic pressure from 8 passes through oil passage 184 and pilot port 19
Given to 6. The electromagnetic valve SD ₂ is the ON, this is the line oil pressure of the oil passage 184 when in the open state is drained, not given substantial hydraulic pressure in the pilot port 196. When hydraulic pressure is supplied to the pilot port 196, as shown in FIGS.
192 is moved downward in the figure against the spring force of the compression coil spring 198. Therefore, the first inlet port (port to which line oil pressure is supplied from the oil passage 182) 200 is closed, and the second inlet port (port to which the modulator oil pressure is supplied from the oil passage 180) 194 is connected to the first outlet port 202. And second
An outlet port 204 communicates with the drain port 206. On the other hand, when the hydraulic pressure is not supplied to the pilot port 196, as shown in FIGS. 6 and 7,
The spool 192 is moved upward in the figure by the spring force of the compression coil spring 198. Therefore, the first inlet port 200 and the first outlet port 202 communicate with each other, and the second inlet port 1
94 and the second outlet port 204 are communicated. The first outlet port 202 of the first switching valve 190 is connected to the first inlet port 214 of the second switching valve 210 by an oil passage 208. Also, the second outlet port 204 of the first switching valve 190 is
The second inlet port 220 of the second switching valve 210 is connected by the oil passage 226.
Is communicated to. The second switching valve 210 causes the spool 212 to move up and down depending on whether hydraulic pressure is supplied to the pilot port 216,
First and second inlet ports 214 and 220, first and second outlet ports
The ports 219, 222, and the drain port 224 are switched. An oil passage 228 is connected to the pilot port 216 of the second switching valve 210.
And summer as the line pressure is selectively supplied depending on the opening and closing of the solenoid valve SD ₁ provided on the way from. or,
A throttle 232 is provided in the middle of the oil passage 228. Thus, the solenoid valve SD ₁ is the OFF, which when in the closed state, line pressure line pressure from the oil supply passage 158 is an oil passage 228
Is supplied to the pilot port 216. In contrast, the electromagnetic valve SD ₁ is the ON, but when this is opened, the line pressure in the oil passage 228 is drained, not given substantial hydraulic pressure in the pilot port 216. When hydraulic pressure is supplied to the pilot port 116, as shown in FIG. 4 and FIG.
212 is moved downward in the drawing against the spring force of the compression coil spring 218. Therefore, the first inlet port 214 and the first outlet port 219 communicate with each other, and the second inlet port 220 communicates with the second outlet port 222. On the other hand, when the hydraulic pressure is not supplied to the pilot port 216, the spool 212 is moved upward in the figure by the spring force of the compression coil spring 218 as shown in FIGS. Therefore, the first exit port 21
9 is connected to the drain port 224 and the second outlet port 22
2 communicates with the second inlet port 220. The first outlet port 219 of the second switching valve 210 is connected to the above-described second boost port 168 of the pressure regulating valve 160 via an oil passage 234. Also, the second outlet port 222 of the second switching valve 210
Is connected to an oil chamber 74 of the hydraulic servo unit 73 via an oil passage 236. Next, the operation of the hydraulic control unit 72 having the above configuration will be described. The hydraulic control unit 72 includes two solenoid valves SD
_The power supply to ₁ and SD ₂ is performed by being individually controlled by a control device 80 described later. Not be made energized in any of the solenoid valve SD ₁ and SD _2, when two electromagnetic valves SD ₁ and SD ₂ are summer and closed together is as shown in Figure 4, the first switching valve 190 Both the spool 192 and the spool 212 of the second switching valve 210 move downward. At this time, the second outlet port 222 of the second switching valve 210 is connected to the second outlet port 204 of the first switching valve 190 via the second inlet port 220 and the oil passage 226, and the second outlet port 204 is connected to the drain. It is communicated with the port 206. Therefore,
The hydraulic pressure supplied to the oil chamber 74 of the hydraulic servo unit 73, that is, the clutch hydraulic pressure Pc is drained, and Pc = 0. Only energization is performed to the solenoid valve SD _1, the solenoid valve SD ₂ is closed, when the state where the solenoid valve SD ₁ is open, as represented in FIG. 5, the first switching valve 190 The spool 192 is moved downward, and the spool 212 of the second switching valve 210 is moved upward. At this time, the second outlet port 222 of the second switching valve 210
Is connected to the outlet port 174 of the pressure regulating valve 160 via the first inlet port 214, the oil passage 208, the first outlet port 202 and the second inlet port 194 of the first switching valve 190, and the oil passage 180. As a result, from the second outlet port 222, the outlet port of the pressure regulating valve 160
The modulated hydraulic pressure generated at 174 is output. Since the second boost port 168 of the pressure regulating valve 160 is connected to the drain port 224 via the oil passage 234 and the first outlet port 219 of the second switching valve 210, the second boost port 168 of the pressure regulating valve 160 is connected to the second boost port 168 of the pressure regulating valve 160. No hydraulic pressure is supplied, and only the first boost port 166 is supplied with hydraulic pressure. Accordingly, the hydraulic pressure taken out from the outlet port 174 of the pressure regulating valve 160 at this time is
The lower hydraulic pressure Pm ₂ shown in FIG. 8 is used, and the lower hydraulic pressure Pm ₂ is supplied to the oil chamber 74 of the hydraulic servo unit 73 as the clutch hydraulic pressure Pc. Only the solenoid valve SD ₂ is energized, the solenoid valve SD ₂ opens,
When the solenoid valve SD ₁ is summer and closed, as shown in Figure 6, the spool 192 of the first switching valve 190 is moved upward, the spool 212 of the second switching valve 210 is moved downwardly Become like At this time, the second outlet port 222 of the second switching valve 210 is connected to the second inlet port 220, the oil passage 226, the second outlet port 204, the second inlet port 194 of the first switching valve 190,
And an outlet port 174 of the pressure regulating valve 160 via the oil passage 180. As a result, the modulated hydraulic pressure generated at the outlet port 174 of the pressure regulating valve 160 is output from the second outlet port 222. The second boost port 168 of the pressure regulating valve 160 is connected to the first inlet port 214 via the first outlet port 219 of the second switching valve 210 via the oil passage 234. This first inlet port 214
Is the first outlet port 20 of the first switching valve 190 via the oil passage 208
2 to the first inlet port 200. Therefore the second
The line hydraulic pressure is supplied to the boost port 168. As a result, a higher modulating oil pressure indicated by a symbol Pm _{1 in} FIG. 8 is generated at the outlet port 174 of the pressure regulating valve 160, and the higher modulating oil pressure Pm ₁ is used as the clutch oil pressure Pc in the oil chamber 74 of the hydraulic servo unit 73. Will be supplied to Both the solenoid valves SD ₁ and SD ₂ are turned off, and the solenoid valve S
When D ₁ and SD ₂ are both an open state, as shown in FIG. 7, as the spool 212 of the spool 192 and the second switching valve 210 of the first switching valve 190 is moved together upward Become. At this time, the second outlet port 2 of the second switching valve 210
The 22 is connected to the first outlet port 202 of the first switching valve 190 via the first inlet port 214 and the oil passage 208. Since the first outlet port 202 is in communication with the first inlet port 200, the line hydraulic pressure is directly supplied to the first outlet port 222. Accordance connexion, line pressure P _L is to be supplied to the oil chamber 74 of the hydraulic servo 73 as the clutch oil pressure Pc. With the above configuration, the solenoid valves SD ₁ and SD ₂ are switched as shown in the upper section of FIG. 8, so that the clutch hydraulic pressure Pc (= differential control force) of the differential control clutch 70 is changed according to the line pressure at that time. ) Can be controlled in four stages of “HIGH”, “MIDDLE”, “LOW” and “FREE”. Here "FREE" is the hydraulic pressure that allows absolutely free differential,
"LOW" can reduce the backlash of the drive system and absorb the effects of fine road surface disturbances during normal driving.
Hydraulic pressure that can turn freely without causing tight corner braking phenomenon, "MIDDLE" is a differential limit stronger than "LOW", for example, a differential limit sufficient to control starting acceleration etc. "HIGH" corresponds to a hydraulic pressure at which a stronger differential limit can be applied. Returning to the description of FIG. The control device 80 controls the hydraulic control units 23 and 72 according to each input signal from the input system 90. The control device 80 includes throttle opening information from a throttle opening sensor 91, manual shift range information of the automatic transmission 20 from a manual shift position sensor 92,
Front wheel speed information from the front wheel speed sensor 93, rear wheel speed information from the rear wheel speed sensor 94, vehicle steering angle information from the steering angle sensor 95, braking information from the brake sensor 96, O / D
Information relating to permission of the driver to drive overdrive (fourth speed) from the switch 97 is input. When the O / D switch 97 is turned off, the automatic transmission 20
The gear is not shifted to the first gear, but is changed between the first gear to the third gear. The control device 80 also receives information regarding the warm-up state of the engine 10 from the cooling water temperature sensor 98. Until the warm-up of the engine 10 has not been completed yet, the automatic transmission 20 is not shifted to the fourth gear, but to the first gear to the third gear in order to promote the warm-up of the engine 10. A shift is performed between the gears. Further, information relating to the driver's request for the differential control state from the differential select switch 99 is also input to the control device 80. Differential Select Switch 99 is available for “FREE (free)” and “AU
Two modes of "TO (auto)" can be selected. In the FREE mode, the clutch hydraulic pressure Pc of the differential control clutch 70 is set to "FREE", that is, zero (differential permission).
In AUTO mode, the clutch hydraulic pressure Pc automatically changes to "FREE", "LOW", "MIDDLE", "HIG"
H "(see FIG. 8). According to a known method, the control device 80 automatically performs automatic shift control according to the manual shift range information and the front wheel rotation speed information or the rear wheel rotation speed information (vehicle speed information) and the throttle opening information in accordance with a predetermined shift pattern. A control signal for controlling the speed of the transmission 20 is output to the hydraulic control unit 23. In addition, the control device 80 is configured to control various driving states of the vehicle,
By controlling the solenoid valve SD ₁ and SD ₂ described above, by controlling the clutch oil pressure Pc of the differential control clutch 70 in four steps, the most suitable differential (limited) to the running state at that time to generate a force. The configuration in which the clutch hydraulic pressure Pc is controlled in four stages by controlling the solenoid valves SD ₁ and SD ₂ is as already described in detail. FIG. 9 shows a schematic control procedure employed in the apparatus of the above embodiment. When the differential select switch 99 is in the AUTO mode state, control is performed to permit or limit the differential between the front and rear wheels according to various traveling states. At this time, since there are a plurality of sensors for detecting the traveling state, it is conceivable that the request for the differential permission and the request for the differential restriction are generated at the same time and interfere with each other. In this embodiment, to avoid this problem, the principle of priority is adopted. The principle of the priority is to assign a priority to each differential control, and to execute a differential control having a higher priority, and not to execute a differential control having a lower priority. For example, even when the steering is performed during running on a rough road (during slip running), or when braking and steering are performed during running on a rough road, the control required in the differential control that takes precedence over any of them. Only run. As a result, occurrence of interference between the differential controls is prevented. In this embodiment, when none of the control conditions is satisfied, the differential control clutch 70 is programmed to be "LOW". The control procedure will be specifically described with reference to FIG. At step 250, the state of the differential select switch 99 is determined. When the differential select switch 99 is in the FREE mode, the process proceeds to step 272, where the immediate differential control clutch 70 is set to "FREE", that is, a state in which the differential is permitted. If the differential select switch 99 is in the AUTO mode, the process proceeds to step 252. At step 252, it is determined whether or not the condition for executing the differential control during braking is satisfied. The differential control at the time of braking here means that the detection of the "braking state" and the differential of the center differential device 30 are permitted together with the detection of the "braking state" in order to prevent the deterioration of the steering performance due to the four-wheel lock especially on a road with a low friction coefficient. Control. Therefore, when this control condition is satisfied, the differential control clutch
Proceeding to step 272 to make 70 "FREE", the differential control clutch 70 is made "FREE". If the condition for executing the differential control during braking is not satisfied, the routine proceeds to step 254. In step 254, it is determined whether or not the execution condition of the forced release control of the differential control clutch 70 is satisfied. Here, the forced release control means that when the braking is restricted, that is, when at least one of the solenoid valves SD ₁ and SD ₂ is turned on, the rotational speed difference between the front and rear wheels is equal to or less than a predetermined value If the state of not being maintained continues for a predetermined time or more, the solenoid valves SD ₁ and S
D ₂ together and OFF, refers to a control for the "FREE" differential control clutch 70. A plurality of sets of the predetermined value and the predetermined time are set according to the degree of differential limitation of the differential control clutch 70.
If the execution condition of this forced release control is satisfied,
Proceeding to 272, the differential control clutch 70 is set to "FREE". If the execution condition of cancellation is not satisfied, step
Go to 256. Here, it is determined whether the execution condition of the N → D shift control is satisfied. Here, the N → D shift control refers to N → D (N → D
When a shift is performed (including R, N → 2, N → L), the differential control clutch 70 is set to “LOW” for a predetermined time after detecting the N → D shift signal (step 270), and the predetermined time is When the idle switch is ON after elapse, the differential operation control clutch 70 is set to "HIGH" (step 266).
As a result, rattling noise or the like at the time of the N → D shift is reduced. If the condition for executing the N → D shift control is not satisfied, the routine proceeds to step 258. At step 258, it is determined whether or not the control condition of the slip control is satisfied. The slip control in this case means that when one of the front and rear wheels tries to depart, the front and rear wheels touch the road surface having a different friction coefficient, and the four wheels try to start while touching the low μ road, This is a control in which slip is suppressed by limiting the differential, and the vehicle starts smoothly. More specifically, this means a control for setting the differential control clutch 70 to "HIGH" when all of the following conditions are satisfied and the conditions are continued for a predetermined time. The smaller of the average rotation speed of the front wheels and the average rotation speed of the rear wheels is less than a predetermined value The difference between the rotation speeds of the front and rear wheels is more than a predetermined value The idle contact is OFF or the throttle opening is more than a predetermined value The average rotation speed of the front wheels and the rear If the larger one of the average rotational speeds of the wheels is equal to or less than a predetermined value, if all of the above conditions (1) to (4) are satisfied and the conditions have continued for a predetermined time, the process proceeds to step 266, where the differential control clutch 70 is set to "HIGH". You. If the condition for executing the slip control is not satisfied, the routine proceeds to step 260. At step 260, it is determined whether or not the condition for executing the high vehicle speed control is satisfied. Here, the control at high vehicle speed refers to control for setting the differential control clutch 70 to "FREE" when the vehicle speed becomes equal to or higher than a predetermined value. When such a control is performed, a slight difference in the effective radius between the front and rear wheels becomes apparent as a large differential in a high vehicle speed state, so that the durability of the drive system is reduced due to power circulation. This is because it is more desirable that the differential control clutch 70 be set to “FREE” in order to prevent the occurrence of an error or to improve fuel efficiency. The actual differential state of the front and rear wheels is detected when "FREE" is set, and as a result, it is confirmed that the state in which the differential between the front and rear wheels is smaller than a predetermined value has continued for a predetermined time or more. Since there is no particular problem in durability and fuel efficiency of the differential control clutch 70 even at a high vehicle speed, it can be switched to the standard state "LOW" again. If the high vehicle speed control execution condition is not satisfied, the process proceeds to step 262. In step 262, it is determined whether or not the execution condition of the start acceleration control is satisfied. Here, the start acceleration control means that the gear position of the automatic transmission 20 is the first speed.
Differential control clutch to prevent slip and obtain good acceleration when the gear is the gear and the throttle opening is more than the predetermined value
70 is "MIDDLE". Therefore, step 26
If the execution condition of the start acceleration control is satisfied in step 2, the process proceeds to step 268. The present invention is applied to the execution of the start-time acceleration control. That is, the start acceleration control is executed when the speed of the automatic transmission 20 is the first speed and the throttle opening is equal to or larger than the predetermined value as described above. Therefore, it is expected that the time when the input torque entering the center differential device 30 as the differential device becomes the strongest. In such a case, if the differential control clutch 70 is set to “HIGH”, as described above, this “HIGH” is powerful enough to prevent the differential at all times, so that the effective Power circulation may occur due to a difference in radius or the like, which may reduce the durability of the drive system. Therefore, when the execution condition of the start acceleration control is satisfied, that is, when the speed of the automatic transmission 20 is the first speed and the throttle opening is equal to or more than a predetermined value (the center differential device). When the input torque to 30 is equal to or more than the predetermined value), the differential control clutch 70 should normally be set to "HIGH" according to the input torque.
It is something that should be stopped, but it is called "MIDDLE". As a result, the differential limiting force is maintained at a level lower than the predetermined value. As a result, when an extremely large input torque is applied, for example, when the throttle is fully opened, the differential control clutch 70 can slightly tolerate the differential between the front and rear wheels. And the power can be prevented from circulating between the ground and the ground. In this embodiment, as described above, when the execution condition of the N → D shift control is satisfied, the differential control clutch is used.
70 is “HIGH”. However, when the N → D shift control is executed, a condition is set that the idle switch is on. Therefore, the torque input to the center differential device 30 is small (not more than a predetermined value), and the durability due to power circulation does not matter. In this embodiment, the differential control clutch 70 is set to "HIGH" even when the condition for executing the slip control is satisfied. This is because there is a need in running conditions that a slip must actually be suppressed when a slip actually occurs. The condition for executing the slip control is satisfied when the difference between the rotational speeds of the front and rear wheels is equal to or greater than a predetermined value, and accordingly, when one of the front and rear wheels is rotating in an idle state or in a state close to an idle state. It is. Therefore, the engine 10 is being rotated with no load or light load. Therefore, the torque input to the center differential device 30 does not increase so much, and the durability of the drive system does not matter. Returning to the description of the control flow in FIG. 9 again. If the control conditions for the start acceleration control in step 262 are not satisfied, the process proceeds to step 264. At step 264, it is determined whether or not the condition for executing the shift control is satisfied. Here, the shifting control refers to a control in which the differential control clutch 70 is set to “FREE” every time the shift is performed a predetermined number of times, and lubricating oil is periodically supplied to the friction surface of the differential control clutch 70.
If the execution condition is satisfied, the routine proceeds to step 272, where the differential control clutch 70 is set to "FREE". As a result of the execution of such a control flow, priorities are assigned to the respective controls, and when the execution condition of the differential control corresponding to the higher order is satisfied, the establishment of the differential control corresponding to the lower order is determined. Will not be done. As a result, a plurality of control commands are not simultaneously generated for the differential control clutch 70, and control interference is effectively prevented. The determination of the execution condition of each control in steps 250 to 264 and the execution of the control are not necessarily achieved by a simple flow (such as one control and one step) as shown in FIG. . Next, a second embodiment of the present invention will be described. In the second embodiment, as shown in FIG. 1, the differential limiting force is continuously increased in accordance with the input torque as shown in FIG. And differential control clutch depending only on input torque
70A is controlled. The configuration other than the differential control clutch 70A is the same as that of the first embodiment. FIG. 10 shows the configuration of the differential control clutch 70A in the second embodiment. The multi-plate clutch 71A has a hydraulic servo unit 7
3A is attached. The servo piston 75A moves rightward in the drawing against the spring force of the return spring 76A due to the servo hydraulic pressure supplied to the oil chamber 74A of the hydraulic servo unit 73A, and the multiple disc clutch 71A is engaged. . The supply of servo hydraulic pressure to the oil chamber 74A of the hydraulic servo unit 73A is performed by a hydraulic control unit 72A. Hydraulic controller 72A
Has a line pressure control valve 77A for adjusting the oil pressure of an oil pump 74A incorporated in the automatic transmission 20 to an oil pressure according to the engine load, and an electromagnetic servo hydraulic control valve 78A. The servo hydraulic control valve 78A includes a port a connected to the oil chamber 74A, a hydraulic port b supplied with a line hydraulic pressure from the line hydraulic control valve 77A, and a drain port c. The servo hydraulic control valve 78A connects the port a to the hydraulic port b when energized, and connects the port a to the drain port c when not energized. The control of the servo hydraulic control valve 78A is carried out by the control device 80 giving a pulse signal having a predetermined duty ratio depending on the input torque to the seta differential device 30. As a result, a servo hydraulic pressure having a magnitude corresponding to the duty ratio, that is, a magnitude corresponding to the input torque of the center differential apparatus 30 is supplied to the oil chamber 74A. As a result, a differential limiting force having the characteristics shown in FIG. 1 can be obtained. Next, a control procedure executed in the second embodiment will be described with reference to FIGS. 11 (A) and 11 (B). In steps 300 to 308, information from various sensors is input. First, at step 300, the engine speed Ne is input. Next, in step 302, information relating to the shift mode of the automatic transmission is detected. Here, the details of the shift mode of the automatic transmission include detection of whether the position of the shift lever is any of a drive range, an L range, a two range, a reverse range, a neutral range, and a parking range, and an O / D switch. Detection of whether or not the gear is ON, that is, whether or not the gearshift to the overdrive gear (fourth gear) is permitted, for example, an O / D cut signal for promoting warm-up is input. Therefore, it is conceivable whether traveling of the overdrive stage is prohibited or not. In step 304, the accelerator opening θ is detected via the throttle opening sensor 91. In step 306, the speed ratio of the current speed stage, that is, the speed ratio of that speed stage is detected. Since the determination of the shift speed is performed by the control device 80, the information regarding the shift speed is owned by the control device 80 itself. In step 308, the rotation speed of each wheel is detected. As the detection method, there are a method of inputting the individual rotation speeds of the respective wheels, and a method of detecting the average rotation speed of the front wheels or the rear wheels from members such as a transfer device and a differential device.
There is a method of directly detecting the average rotation speed of the wheel. After such various information is detected, steps 310 to 3 are executed.
At 16, various values required for the present control are calculated. First, in step 310, the output torque of the engine is calculated. For this calculation, for example, a map as shown in FIG. 12 can be used. In this map, the output torque Te of the engine is obtained from the engine rotation speed Ne and the accelerator opening θ. When the output torque of the engine is directly detected by a torque sensor or the like, it goes without saying that such calculation is not required. In step 312, the input torque (driving force) to the center differential device 30 is calculated. In the case of an automatic transmission, a torque converter 21 is used between the engine and the auxiliary transmission mechanism 22, and the speed ratio and the torque ratio differ according to the input / output operation state of the torque converter 21. In calculating the input torque to the arrangement device 30, the torque converter 21
Of course, the speed ratio and the tokul ratio are also taken into account. In order to determine the speed ratio of the torque converter 21, it is necessary to know the input and output rotational speeds of the torque converter.
It will be calculated by known means from the engine speed, the rotation speed of members inside the transmission, and the like. The input torque to the center differential device 30 is based on the engine torque Te calculated in step 310, the speed ratio of the torque converter 21 and the auxiliary transmission mechanism of the automatic transmission 20.
It can be obtained by calculation from information such as the speed ratio of 22 and the speed ratio of the center differential device and the like. In step 314, the vehicle speed V is calculated. In step 316, the rotational speed difference .DELTA.N _FR of the front and rear wheels is calculated. The rotation speed difference ΔN _FR is the absolute value of the difference between the front wheel average rotation speed N _F and the rear wheel average rotation speed ΔN _R. In step 318, the differential limiting force F _A in accordance with the input torque to the center differential Allen shea dial device 30 is determined. Specifically, the differential limiting force F _A that the input torque is increased as thick line in Figure 1 As the rise is determined. In step 320, the differential limiting force F _A obtained whether the predetermined value F ₁ is smaller than or not. Here, duty ratio differential limiting force F _A, which is required in the case were and smaller than the predetermined value F ₁ corresponding to the differential limiting force F _A obtained proceeds to step 322 is the differential control clutch 70A Is added to the servo hydraulic control valve 78A. As a result, the differential limiting force F _A in accordance with the input torque to the center differential Allen shea dial device 30 is provided. However, when the differential limiting force F _A determined in step 320 is determined to be greater than the predetermined value F ₁ is
Predetermined value F ₁ is given as a differential limiting force F _A proceeds to step 324. Specifically, the differential control clutch 70A is controlled according to the thick broken line in FIG. As is clear from the description of the first and second embodiments, the present invention enhances the differential limiting force in accordance with a further increase in the input torque even when the input torque becomes a predetermined value or more. And the differential is completely stopped (in the first embodiment, the differential is completely stopped when the differential control clutch 70 is set to "HIGH"). It is not intended to not create). For example, in the case where a differential occurs due to slippage of one of the front and rear wheels, it can be found meaning to completely inhibit the differential. If the difference is less than the value, no problem occurs in the durability of the drive system due to power circulation, so that there is no particular problem even if the complete inhibition of the differential is executed.

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

第１図は、本発明に係る４輪駆動車の差動制御装置で採
用されている差動制限力の定性的傾向を示す線図、 第２図は、本発明が適用される４輪駆動車の動力伝達系
統を示すスケルトン図、 第３図は、センタデフアレンシヤル装置の差動を制限す
るための差動制御クラツチのスケルトン図、 第４図〜第７図は、上記差動制御クラツチの油圧サーボ
に供給する油圧を発生させるための油圧回路図、 第８図は、該油圧回路によつて作り出される油圧の特性
及びこの油圧特性を実現するときの電磁弁のON−OFF状
態を示す線図、 第９図は、上記実施例装置で採用されている制御手順の
概略を示す流れ図、 第10図は、本発明の第２実施例に係る差動制御クラツチ
のスケルトン図、 第11図（Ａ）（Ｂ）は、第２実施例における制御手順を
示す流れ図、 第12図は、エンジン回転速度とスロツトル開度とからエ
ンジンの出力トルクを求める際に使用するマツプの例を
示す線図である。 10……エンジン、 20……自動変速機、 30……センタデフアレンシヤル装置、 40……前輪用デフアレンシヤル装置、 50……トランスフア装置、 60……後輪用デフアレンシヤル装置、 70、70A……差動制御クラツチ、 80……制御装置、 90……入力系、 F_A……差動制限力、 F₁……所定値。FIG. 1 is a diagram showing a qualitative tendency of a differential limiting force employed in a four-wheel drive vehicle differential control device according to the present invention, and FIG. 2 is a four-wheel drive to which the present invention is applied. FIG. 3 is a skeleton diagram of a differential control clutch for limiting the differential of a center differential device, and FIGS. 4 to 7 are diagrams of the differential control clutch. FIG. 8 is a hydraulic circuit diagram for generating a hydraulic pressure to be supplied to the hydraulic servo of FIG. 8, and FIG. 8 shows the characteristics of the hydraulic pressure generated by the hydraulic circuit and the ON / OFF state of the solenoid valve when realizing the hydraulic characteristics. FIG. 9 is a flowchart showing an outline of a control procedure employed in the above-described embodiment apparatus. FIG. 10 is a skeleton diagram of a differential control clutch according to a second embodiment of the present invention. (A) and (B) are flowcharts showing a control procedure in the second embodiment. The figure is a diagram showing an example of a map used when obtaining the output torque of the engine from the engine rotation speed and the throttle opening. 10… Engine, 20 …… Automatic transmission, 30 …… Center differential device, 40 …… Front wheel differential device, 50 …… Transfer device, 60 …… Rear wheel differential device, 70 , 70A ... differential control clutch, 80 ... control unit, 90 ... input system, F _A ... differential limiting force, F ₁ ... predetermined value.

Claims (1)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】前後輪の差動を車両走行状態を反映した信
号により許可〜制限可能とした差動装置を備えた４輪駆
動車の前後輪差動制御装置において、 前記前後輪の差動制限力を少なくとも前記差動装置への
入力トルクに応じて制御すると共に、前記入力トルクが
所定値以上のときは、該差動制限力を所定の値以下に維
持するように制御する手段を備えたことを特徴とする４
輪駆動車の前後輪差動制御装置。1. A front-rear wheel differential control device for a four-wheel drive vehicle, comprising a differential device capable of permitting or restricting front and rear wheel differentials by a signal reflecting a vehicle traveling state. Means for controlling the limiting force at least according to the input torque to the differential device, and controlling the differential limiting force to be maintained at a predetermined value or less when the input torque is equal to or more than a predetermined value. Characterized by 4
Front and rear wheel differential control device for wheel drive vehicles.